經(jīng)過對雙級直聯(lián)泵的葉片進行受力分析，建立了一種新的受力模型，該模型給出了葉片受力大小與轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角和泵的設計尺寸的關(guān)系，并且根據(jù)泵入口壓強的大小而選擇相應的計算公式，可計算不同入口壓強下的葉片受力大小，達到了對葉片進行連續(xù)受力分析目的。此外，為了能更加快速計算出在不同入口壓強和轉(zhuǎn)角下各力的大小及其變化曲線，因而開發(fā)了葉片受力分析軟件，并利用該軟件對2XZ-4型直聯(lián)真空泵進行了實例計算，為直聯(lián)旋片泵優(yōu)化設計和合理使用提供了依據(jù)，拓寬了直聯(lián)真空泵的設計理論，加速了直聯(lián)泵的研發(fā)進程。

　　近年來由于直聯(lián)真空泵(又稱直聯(lián)泵)具有抽速高、體積小、重量輕、材料節(jié)約、沒有皮帶摩擦的粉塵的污染等優(yōu)點，從而廣泛用于冰箱、空調(diào)機、燈泡、瓶膽、生產(chǎn)包裝機等真空應用工業(yè)。盡管直聯(lián)泵在設計理論和研究方法上已經(jīng)趨于成熟，但真空技術(shù)網(wǎng)(http://www.lalazzu.cn/)認為在葉片受力分析方面仍不夠完善，仍是以定性分析為主或者只能求解在特定載荷和轉(zhuǎn)角下的受力狀況，這顯然不能滿足連續(xù)性定量分析葉片受力的要求。本文根據(jù)葉片實際受力狀態(tài)，提出一種新型受力模型，并給出了定量分析公式，以供參考。

1、直聯(lián)泵葉片受力模型

　　根據(jù)直聯(lián)泵的工作原理可知，葉片主要受到12力作用，如圖1所示，其分別為3個慣性力F3、F4和F5;3個壓力F1、F6和F10及其所對應的3個摩擦力F2、F7和F10;兩個氣體力F8和F9;一個彈簧力F12。葉片受力模型求解思路如下：首先通過葉片的運動分析從而確定慣性力F3、F4和F5;然后通過理論分析和推導，在確定臨界壓強和轉(zhuǎn)角后，得出氣體壓力F8和F9求解公式;再對彈簧進行受力分析從而確定彈簧力F12，在已知上述諸力求解公式后，利用受力平衡原理，求出其他的力。具體過程如下。為方便推導和簡化公式，統(tǒng)一各公式中符號如下：R為定子半徑，r為轉(zhuǎn)子半徑，e為偏心距，L為泵腔的長度，B 為旋片的厚度，h 為旋片的寬度，f1為葉片底部與轉(zhuǎn)子的摩擦系數(shù)，f2為葉片定部與轉(zhuǎn)子的摩擦系數(shù)，f3為葉片定子的摩擦系數(shù)，θ為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角，ω 為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，ρ為葉片材料的密度。

圖1　直聯(lián)泵葉片受力分析

2、直聯(lián)泵葉片受力模型的軟件開發(fā)

　　由上節(jié)可知，在不同的轉(zhuǎn)角和入口壓強下，葉片所受各力大小和方向均不相同，此外，對于壓力F1、F6、F10和摩擦力F2、F7、F10而言，要想求得其具體數(shù)值，必須求解方程組，這顯然非常繁瑣，同時也不滿足快速計算和校核的要求。因此，為了更加直觀和快速地求解出葉片在不同入口壓強和轉(zhuǎn)角下各個力的大小以及其變化曲線，同時也為了更加方便快速校核所設計的泵是否滿足條件，綜合上述各公式，通過Matlab編程，從而開發(fā)了直聯(lián)旋片泵葉片受力分析與校核的軟件，軟件界面如圖2和圖3所示。

圖2　葉片受力分析軟件開發(fā)界面　　圖3　葉片校核分析軟件開發(fā)界面

3、結(jié)論

　　本文根據(jù)直聯(lián)旋片式真空泵的工作原理，建立了葉片綜合受力模型，并利用該模型，通過Matlab編程開發(fā)了葉片受力分析與校核軟件，并利用該軟件對2XZ-4型直聯(lián)泵進行分析，得出最大彎曲應力σ與入口壓強、葉片轉(zhuǎn)角的關(guān)系，同時得出直聯(lián)泵最大應力的坐標為(2.2202 ，39700，206.369)，即當入口壓強為39700Pa，葉片轉(zhuǎn)角為206.369°時，葉片曲應力達到最大值，即為2.2202MPa。

　　同時，利用Ansys軟件對直聯(lián)泵進行模擬求解分析，所得到的結(jié)果與Matlab理論算所得結(jié)果對比，從中選取12組數(shù)據(jù)進行對比，對比結(jié)果如表1所示，經(jīng)計算可得，該模型最大誤差為3.03%，說明該模型具有較高的可靠性。