一．概述

　　渦旋真空泵性能的影響因素比較多，在研發與設計時對相關參數進行模擬分析很有必要。對于研發階段的工作，模擬分析不但可以大大減少工作量和研發成本，而且可以為機械設計提供相關參數依據；對于一個已經生產的成型產品，模擬分析不但容易發現其優點，還能分析其存在的缺陷或矛盾，是解決問題的捷徑。

　　結構應力與變形分布是渦旋真空泵性能主要的影響因素之一。本文主要采用大型有限元分析軟件ANSYS對渦旋真空泵運行過程中動、靜渦旋盤的結構應力與變形情況進行模擬，分析渦旋真空泵的結構應力與變形的分布情況。

圖1 渦旋真空泵基本抽氣原理

二．渦旋真空泵工況分析及試驗條件的簡化

1.使用基本參數

　　基本功率：750瓦
　　出口壓力：1.3×105Pa
　　轉速：1450轉/分
　　泵材質：鋁合金
　　實驗介質：空氣
　　流量：8升/秒

2.基本計算模型的簡化

　　渦旋真空泵的渦旋壁面是一種連續的漸開線形狀，在分析和計算過程中，難以直接對其進行建模和分析，有必要進行簡化處理。相關資料已經證明，把這種漸開線作為單獨圓形壁面進行分析，其結果可以反映渦旋泵渦旋壁面實際意義上的相關作用效果。

　　依據渦旋真空泵原形的實際尺寸，并參照相應的簡化模型尺寸進行建模，泵體固定部分與旋轉部分的模型剖面分別按照原形建立。

3.模擬基本思想

　　在結構部件的應力變形分析中，簡化了結構的受力模型，按照運轉時的角速度以及進氣與出口壓力進行了渦旋壁面受力的分析，渦旋壁面壓力值的大小主要利用相關設計參數進行了估計。

4.參數的計算及輸入

　　在模擬過程中，使用了軟件中要求的統一單位：毫米、噸、瓦特、開爾文、攝氏度等系列單位制，具體使用的相關參數如下：彈性模量為0.63E5，泊松比為0.336，密度為2.7E-009。

三．ANSYS模擬過程

　　結構應力及變形分析主要是利用渦旋真空泵運行過程中的一些相關參數進行應力分析及變形研究的。本部分模擬主要是指在額定功率和轉速情況下，對簡化結構的動、靜渦旋盤所進行的一系列分析和模擬，渦旋壁面的頂端位置受到壓力為0.3MP，渦旋壁側面受到不同的壓強作用，經力的平衡分析及處理后，由里到外依次減小，分別加載0.03MP、0.02MP、0.01MP及0.005MP進行模擬。在以上情況下，對簡化模型作等效靜態分析，模擬結果如下圖所示：

圖2.徑向應力及變形圖 

   
圖3.徑向剪力及變形圖

圖4.模型分析立體綜合受力及變形圖

　　上述各模擬分析圖及圖示說明為各個工況下渦旋真空泵動渦旋盤與靜渦旋盤各部位的受力變形情況。從模擬分析可以看出下列應力與變形的分布：

　　渦旋壁從頂部到根部，應力逐漸加大，根部應力最大；

　　渦旋壁從根部到頂部，變形逐漸加大，頂部變形最大；但是由于頂部的變形較大，與靜渦旋盤接觸部分的應力也較大。

四．實驗結果

　　從動渦旋盤上應力分布的特點來看，上述模型分析立體綜合受力及變形圖基本反映了動渦旋盤的受力與變形狀態。在渦旋盤上由于渦旋壁與基板相比，厚度小，又承受不同的壓強作用。而基板比渦旋壁厚度大很多，渦旋壁上的受力狀態近似于懸臂梁在均布載荷下的受力狀態，并且渦旋壁與基板接觸處由于兩者的尺寸突變也存在明顯的應力集中情況，所以渦旋壁根部應力最大，最容易引起渦旋盤的強度破壞。這一點可以通過根據模擬結果進行的設計修正來解決。

　　在實際工作中，動渦旋盤渦旋壁頂部軸向與徑向均存在變形情況。隨著運轉角度的變化，軸向間隙也發生變化。如果將最大軸向變形量限制在5微米以內，可以發現實際的軸向間隙隨著泵的運轉在5微米控制范圍以內會發生很大的變化，設計時應當引起注意。徑向變形根據泵極限真空度的要求，控制在15微米以內比較合適。

五．結論

　　1.從模擬分析可以看出下列應力與變形的分布為渦旋壁從頂部到根部，應力逐漸加大，根部應力最大；渦旋壁從根部到頂部，變形逐漸加大，頂部變形最大；但是由于頂部的變形較大，與靜渦旋盤接觸部分的應力也較大。

　　2.在假設的非漸開線渦旋壁面的模型下對渦旋盤進行受力及變形分析，可能會由于其結構的不同，導致簡化模型的受力狀態與實際上的受力情形相差比較大，因之造成結構方面的相關分析可能失真等問題。

　　3.ANSYS軟件模擬結果與渦旋真空泵試驗運行過程中受力及變形情況基本吻合，這說明可以利用軟件模擬手段進行渦旋真空泵的相關分析和研究。