本文通過技改項目，理論上闡述了水環泵臨界壓縮比的概念及其對泵性能的影響，分析了水環泵吸排氣孔面積及開口位置與壓縮比值的關系。當泵的運行工況超過臨界壓縮比后，如何通過修改內部結構將泵氣流損失降低到最小以及泵的性能達到最優，對今后項目應用和系統改造具有重要參考意義。

　　水環泵作為一種變容式氣體輸送設備，既能作為真空泵抽除氣體使系統獲得負壓，又能作為壓縮機壓縮氣體從而使系統得到正壓，但無論是作為真空泵還是壓縮機，其內部水環發生容積變化實現吸排氣的原理是一樣的，因此對于水環泵不同狀態下的做功，基本可以統一劃分成幾個階段來做研究。平圓盤式水環泵的工作原理是利用葉輪偏心的安裝在泵體內，葉輪旋轉將泵腔內的水甩向四周，在泵腔內形成不等厚的水環，由水環、相鄰的葉片形成交替變化的空間來完成吸排氣作用。氣體輸送的通道是設計在平圓盤上的大小月牙形空間，但它們的作用不僅僅是“通道”，吸排氣孔開口大小及位置對泵性能的影響是非常明顯的。

1、概述

　　內蒙古某化工企業單體回收項目中使用水環壓縮機一臺，設備剛開始運行時單泵抽送作業為間歇運行，水環壓縮機設計參數為進氣壓力0.25MPa (G)、排氣壓力0.4MPa (G)、輸送氣體量15Nm³/min 左右。后因公司擴產，反應釜由原先的1 個增加為2 個，間歇運行改為連續進料，輸送氣量明顯增加，進排氣壓力有所升高。由于擴產引起的該工藝段明顯變化反應為水環壓縮機超負荷運行，超電流現象嚴重。

　　經我公司拆檢發現，該水環壓縮機設計結構為單吸單排、一級葉輪、平圓盤式、雙端面集裝式密封，是典型的單級水環壓縮機。該泵前圓盤吸氣月牙形空間開口面積很大，而后圓盤排氣孔明顯偏小，其結構如圖1 所示，此結構增加了壓縮區間、增大了壓縮比，因此配套電機功率也有所加大。單級水環壓縮機設計排氣壓力一般在0.3MPa(G)以下且入口是微正壓狀態，而真空技術網(http://www.jnannai.com/)認為該泵應用的前后壓力值均超過了這一范圍。

圖1 單級水環壓縮機典型結構

2、理論分析

　　2.1、水環泵運動規律分析

　　圖2 是水環泵液流剖面圖，圖中：R 泵體半徑；r1 葉輪輪轂半徑；r2 葉輪外圓半徑；i 葉輪半徑比，i=r1/r2；ρ 泵體斷面；φ1 吸氣口起始角；φ2 吸氣口終止角；φ3 排氣口起始角；e 葉輪偏心距；ω葉片旋轉角速度。

圖2 水環真空泵(及壓縮機)液流剖面圖

　　根據水環泵氣液運動規律，可參照圖2來分析泵運行時各個區間的情況，從而制定解決方案。如圖2 所示，水環泵運行時氣體會經過三個階段：A-B 段為吸氣階段，葉輪把動能傳遞給水環；B-C 段為壓縮階段，水環動能逐漸轉換為氣體壓縮能，此階段的區間大小決定了氣體出泵腔的壓力，也影響泵的壓縮比；C-D 段為排氣階段，大部分壓縮氣體順利通過排氣孔排出泵腔，少部分通過D-A 區間泄漏回流到吸氣端，此階段直接決定了泵的效率，而C-D 區間的起始角度選取也直接影響B-C 區間的大小，因此真空技術網(http://www.jnannai.com/)認為圓盤排氣口的設計是非常重要的。

3、解決方案

　　影響泵輸出軸功率的因素很多，但在此案例中，電機功率、轉速、泵部件尺寸都已確定。在不做基礎管路等大改動的前提下，進行技術改進的最經濟辦法就是將泵吸排氣孔做曲線②的改造，當排氣孔面積增大、壓縮比降低至臨界壓縮比以內時，可有效降低泵的氣體損失。但155 kW 的軸功率相對160 kW 的電機功率安全性偏低，可繼續通過車削葉輪外徑、泵體內徑襯板的方式來進一步降低電機軸功率，以達到安全裕量以內。這種解決方案會降低一部分氣量，但相對來說影響不大。

　　經試驗驗證，本案例中壓縮機在外徑車削10 mm、泵腔內徑襯板8 mm 后，氣量衰減不大，排氣壓力在0.6 MPa 時仍可安全工作，滿足客戶使用要求，達到技術改進的預期效果。

4、結論

　　由相關試驗可知，泵吸氣量隨著壓縮比的增加而降低，當超過臨界壓縮比后，水環泵的效率會明顯下降。通過更改圓盤吸排氣孔面積，可有效降低泵的泄漏及氣體損耗。針對不同工況選擇適宜的吸排氣孔，對于提高水環泵運行效率具有很高的實用價值。