Пароструйные вакуумные насосы - Цейтлин А.Б.

Автор: Цейтлин А.Б.

Теги: пневмоэнергетика машины и инструменты холодильная техника холодильное оборудование машиностроение насосы пневматика издательство энергия пароструйные вакуумные насосы

Год: 1965

Похожие

Механические вакуумные насосы

Вакуумная техника. Оборудование, проектирование, технологии, эксплуатация Ч.2. Вакуумные насосы

Вакуумные уплотнения

Вакуумная техника. Справочник

Текст

А. Б. ЦЕЙТЛИН
ПАРОСТРУЙНЫЕ
ВАКУУМНЫЕ
НАСОСЫ
[0В-
Ьно
•то-
на-
ми
|ро-
|КИ
ёк-
ги-
Ы-
ia-
[а-
|И-
]и-
ix.
10-
вс
0-
I-
3-'
>1.
Ь-
г
|Х
й
ИЗДАТЕЛЬСТВО «ЭНЕРГИЯ»
I
л
МОСКВА 1965 ЛЕНИНГРАД
J

УДК 621.527.5
Ц 29
В книге обобщены и систематизированы мате-
риалы по разработке, исследованию и эксплуатации
вакуумных пароструйных насосов, даны современные
представления о механизме работы насосов, отражены
последние достижения в области конструирования на-
сосов. Основное внимание уделено описанию различ-
ных физических явлений, происходящих в насосах,
особенностей их работы, расчету и конструированию
насосов. Подробно анализируются всевозможные экс-
плуатационные характеристики насосов. Излагаются
принципы конструирования и особенности работы
сверхвысоковакуумных пароструйных агрегатов. Описы-
ваются методы испытаний насосов и дается критиче-
ская оценка их. Излагаются принципы расчета систем
с вакуумными пароструйными насосами.
Книга рассчитана на широкий круг инженеров и
научных работников, занимающихся эксплуатацией и
разработкой вакуумных пароструйных насосов, может
быть полезна также студентам вузов, изучающим ва-
куумную технику.
Цейтлин Александр Борисович
Пароструйные вакуумные насосы.
М.-Л., издательство „Энергия", 400 с. с илл.
Сводный темплан 1965 г., № 127
Редактор Д. X. Зайденштейн Техн, редактор Г. С. Юдаева
Обложка художника Н. Г. Я решка
Сдано в набор 12/VII 1965 г. Подписано к печати 1/Х 1965 г.
Бумага 84X10873J Печ. л. 21+2 вкл. Уч.-изд. л. 22,03
Т-13252 Тираж 4 200 экз. Цена 1 р. 25 к. Заказ 481
Московская типография № 10 Главполиграфпрома
Государственного комитета Совета Министров СССР по печати.
Шлюзовая наб., 10.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Вакуумные пароструйные насосы — одно из основ-
ных, важнейших направлений молодой, стремительно
развивающейся отрасли — вакуумной техники. Просто-
та конструкций, надежность работы и широкий диапа-
зон давлений (от 760 до 10~12 мм рт. ст.) обусловили
применение их в самых разнообразных отраслях про-
мышленности и техники. Они используются для откачки
высоковольтных выпрямителей, масс-спектрографов, элек-
тронных микроскопов, генераторных ламп, металлурги-
ческих установок, дистилляционных, сушильных, пропи-
точных установок, в производстве радиоламп, ламп на-
каливания, электронно-лучевых трубок, сверхвысокоча-
стотных приборов, фотоэлементов, газоразрядных при-
боров, в производстве микроэлементов и полупроводни-
ковых материалов и во многих других производствах.
Столь широкое распространение вакуумных паро-
струйных насосов объясняет все возрастающий интерес
к изучению вопросов их работы и эксплуатации со сто-
роны различных специалистов, имеющих дело с вакуум-
ной технологией- Однако интерес этот остается неудов-
летворенным из-за отсутствия необходимой литературы.
Вопросы работы вакуумных пароструйных насосов осве-
щены в основном в разрозненных журнальных статьях
и лишь частично излагаются в общих курсах вакуумной
техники (Л. 4, 9, 10, 181, 244].
Настоятельная потребность в современной, система-
тизированной литературе по вакуумным пароструйным
насосам как для конструкторов, так и для специалистов,
занимающихся эксплуатацией насосов, побудила авто-
ра к написанию настоящей книги. Книга является ре-
з
1
зультатом многолетней работы автора в области иссле-
дования и конструирования вакуумных пароструйных
насосов. При написании книги автор руководствовался
опытом и знаниями, накопленными советской школой
вакуумщиков, созданной и руководимой Героем Социа-
листического Труда академиком С. А. Векшинским.
В книге обобщены и систематизированы материалы
по разработке, исследованию и эксплуатации вакуумных
пароструйных насосов, опубликованные в отечественной
и зарубежной литературе, даны современные представ-
ления о механизме работы насосов, отражены последние
достижения в области конструирования насосов. Основ-
ное внимание уделено описанию различных физических
явлений, происходящих в насосах, особенностей работы,
расчета и конструирования насосов. Подробно анализи-
руются всевозможные эксплуатационные характеристи-
ки насосов. Излагаются принципы конструирования и
особенности работы сверхвысоковакуумных пароструй-
ных агрегатов. Описываются методы испытания насосов
и дается критическая оценка их. Излагаются принципы
расчета систем с вакуумными пароструйными насосами.
Учитывая, что в основе процессов, протекающих
в насосах, лежат закономерности, изучаемые различны-
ми областями науки: кинетической теорией газов, тер-
модинамикой, газовой динамикой и др., автор счел не-
обходимым дать в начале книги основные сведения из
этих областей, используя их в дальнейшем при объясне-
нии тех или иных особенностей работы или расчета на-
сосов.
Материал книги рассчитан на широкий круг инже-
неров и научных работников, занимающихся эксплуата-
цией и разработкой вакуумных пароструйных насосов,
может быть полезен также студентам вузов, изучающим
вакуумную технику.
Автор искренне благодарен М. И. Меньшикову за
весьма ценные замечания, сделанные при чтении руко-
писи,, а также М. А. Алашкевичу и Н. Н. Лисакову, про-
читавшим отдельные разделы рукописи. Автор благода-
рит Д. X. Зайденштейна за большой труд по редактиро-
ванию книги.
ГЛАВА ПЕРВАЯ
ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ
ИЗ МОЛЕКУЛЯРНО-КИНЕТИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ
ГАЗОВ И ТЕРМОДИНАМИКИ
1-1. СКОРОСТИ ТЕПЛОВОГО ДВИЖЕНИЯ МОЛЕКУЛ
При установившемся хаотическом тепловом движе-
нии молекулы газа обладают скоростями, величины ко-
торых определяются максвелловским законом распреде-
ления. Функция распределения, показывающая, какая
доля Ап от всего количества молекул п в единице
объема обладает общей скоростью, лежащей между с
и с + Ас, имеет вид:
Дп___ 4 / т \2
~п~~ /й €
тс*
^сЧс,
(1-1)
где k — постоянная Больцмана;
т — масса молекулы.
Графическое изображение функции распределения
приведено на рис. 1-1. Максимум кривой соответствует
значению скорости, которой обладает наибольшее число
молекул. Эта скорость, называемая наиболее вероятной,
определяется путем приравнивания нулю производной
от функции распределения d(Anlri)ldc=G, откуда
^=/^ = 1,29-10^[см[сек\, (1-2)
где М — молекулярный вес.
5
Рис. 1-1. Вид максвеллов-
ского распределения скоро-
стей (7,2>7’1).
Наиболее вероятная ско-
рость молекул согласно (1-2)
увеличивается с ростом темпе-
ратуры газа, но одновременно
уменьшается число молекул,
обладающих этой скоростью
(рис. 1-4).
При решении многих задач
наряду ic наиболее вероятной
скоростью необходимо знать
также значение средней и сред-
ней квадратичной скорости.
Средняя арифметическая
скорость с, определяемая как
отношение суммы скоро-
стей всех молекул газа, находящихся в заданном объ-
еме, к числу молекул, равна:
с =1^——1,455-10* У [см)сеК].
(1-3)
В свою очередь средняя квадратичная скорость может
быть получена, если сумму квадратов скоростей всех
молекул газа, заключенных в данном объеме, поделить
на число молекул и из найденной величины извлечь
квадратный корень:
V<? ==/^-==1’58'1°4/i
(1-4)
Как видно из (1-2), (1-3) и (1-4), скорости теплового
движения молекул пропорциональны корню квадратно-
му из абсолютной температуры и обратно пропор-
циональны корню квадратному из молекулярного веса.
Наибольшую величину имеет средняя квадратичная
скорость и наименьшую — наиболее вероятная скорость.
1-2. ДАВЛЕНИЕ ГАЗА. ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ
кинетической теории газов
А
I,
В кинетической теории под давлением газа пони-
мается сумма импульсов, передаваемых молекулами га-
за в единицу времени единице поверхности стенки сосу-
6
Да, в котором заключен газ. Давление Газа
р — ~пт [jZc2 ]2=/г6Г, (1-5)
где п — число молекул газа в единице объема.
Давление газа пропорционально числу молекул
в единице объема или плотности газа (так как пт= р).
Если правую часть уравнения (1-5) умножить и разде-
лить на 2, то получим:
____2 пт [Кса Г
3 2
(1-6)
т. е. давление газа численно равно двум третям кинети-
ческой энергии поступательного движения молекул, за-
ключенных в единице объема. Если обе части уравне-
ния (4-5) умножить на объем 1 кг газа V, то получим:
pv = jtim []Лс2 ] Nnm [|Лс2 ] , (1-7)
где N — число молекул в 1 кг газа.
Уравнение (1-7) является основным уравнением со-
стояния идеального газа, из которого, как следствие,
вытекают основные законы идеальных газов.
1-3. свойства идеальных газов
Идеальным газом в термодинамике принято считать
такой воображаемый газ, у которого отсутствуют силы
взаимодействия между молекулами, а сами молекулы
являются материальными точками, не имеющими
объема. Всякий реальный газ обладает силами сцепле-
ния между молекулами, и молекулы занимают конечный
объем. Однако при высоких температурах и низких дав-
лениях силы сцепления между молекулами и объем
молекул в сравнении с объемом, в котором они движут-
ся, становятся столь малыми, что многие реальные газы
при этих условиях могут рассматриваться как идеаль-
ные. Так, при обычных технических расчетах абсолют-
ное большинство газов, с которыми приходится иметь
дело (за исключением водяного пара), рассматриваются
как идеальные.
Связь между термодинамическими параметрами:
давлением, удельным объемом и температурой, характе-
7
W' '
ризующими состояние идеального газа, устанавливается
основными законами.
Закон Бойля — Мариотта. Если переход газа из со-
стояния 1 в состояние 2 происходит при постоянной тем-
пературе (Г= const), то из основного уравнения кинети-
ческой теории газов (1-7) получаем:
р|У1 = /?2У2 = СОП51, (1-8)
г. е. при постоянной температуре произведение давления
газа на его удельный объем есть величина постоянная.
Закон Гей-Люссака. Если переход газа из состояния
1 в состояние 2 происходит при постоянном давлении
(p = const) или при постоянном объеме (y = const), то
в первом случае
т. е. при постоянном давлении удельный объем изме-
няется прямо пропорционально абсолютной темпера-
туре; во втором случае
т. е. при постоянном объеме давление изменяется прямо
пропорционально абсолютной температуре-
Объединенный закон Бойля — Мариотта и Гей-
Люссака:
(I-H)
/1 / 2
Закон Клапейрона. Уравнение состояния идеального
газа. Уравнение (1-11) можно записать в общем виде
£L^const = /?, (1-12)
где R— постоянная для данного газа величина, назы-
ваемая газовой постоянной.
Уравнение (1-12) называется уравнением состояния
идеального газа или характеристическим уравнением.
Оно носит также название закона Клапейрона.
Если умножить обе части уравнения (1-12) на вес
газа G, получим:
pvG = GRT
8
или
pV=GRT;
здесь V — полный объем газа.
Если подставить в уравнение (1-12) данные для нор-
мальных условий то получим значение газовой по-
стоянной для 1 кг газа
7? = -273лГ"=лГ [ю-м/кг-град]-
Уравнение (1-14) можно записать в виде
R'=MR = 848 (кг • м/моль • град]
(1-13)
(1-14)
(1-15)
где R' — мольная или универсальная газовая постоянная.
Закон Авогадро. В одинаковых объемах разных газов
при одинаковых температуре и давлении заключено оди-
наковое число молекул.
Из закона Авогадро следует, что объемы молей раз-
ных газов при одинаковых температуре и давлении рав-
ны между собой. При нормальных условиях объем
го килограмм-моля для всех идеальных газов
22,4 м3, соответственно объем грамм-моля
22,4 л, т. е.
одно-
равен
равен
(1-16)
(1-17)
Mv = 22,4,
где М — молекулярный вес газа.
Уравнение (1-16) позволяет определить удельный
объем, а следовательно, и удельный вес у любого газа
при нормальных условиях:
22,4 „ М
V~ М ’ Ч~~ 22,4’
Из приведенных положений следует, что в одном мо-
ле любого газа содержится одно и то же число моле-
кул. Это так называемое число Авогадро Na, равное
6,023 • 1026 1/кг моль.
В 1 см3 при нормальных условиях содержится сле-
дующее число молекул:
п— —6’-02-3'—2 687-1019
п vM~ 22,4-Ю6 -~Z>D0' 10 •
Эта величина носит название числа Лошмидта.
! Нормальными условиями принято считать такие, при которых
р=4 физ. атм=760 мм pm. ст. =11,033 кг! см2-, /=0°С=273°К.
9
Закон Дальтона. Если в сосуде находится смесь
идеальных газов, то давление газовой смеси равно сум-
ме парциальных давлений газов, входящих в смесь:
1=П
= A + = (Н8)
t=l
Парциальным давлением называется такое давление,
которое имел бы газ, входящий в смесь, если бы он один
занимал объем смеси при температуре смеси.
Смеси идеальных газов. Состав газовой смеси задает-
ся в весовых или объемных долях. Если смесь состоит
из п. компонентов, веса которых Gb G2, ..., Gn, то весо-
вая доля gi любого г-го компонента равна:
<Ь19)
s°-
i =1
где G0M — вес смеси.
Из уравнения (1-19) очевидно, что
i=n
J> = 1- (1-20)
Объемная доля г, любого компонента смеси равна
отношению его парциального объема, равного объему
при температуре и давлении смеси, к суммарному
объему смеси, т. е.
1=1
i=n
£г< = 1. (1-22)
z=i
Связь между весовой
вается соотношениями:
Гг
и объемной долями устанавли-
gi/Mj .
'i=.n ’
>=1
(1-23)
I
I
Ю
Si = i=^i-i- ‘ (1-24)
i =1
Если смесь задана по весовому составу, то удельный
объем смеси равен:
i=n
(1‘25)
i=l
Соответственно удельный вес смеси
Тем —“7^ • (1-26)
Sg;
Yi
i = l
Если смесь задана по объемному составу, то
; (1-27)
;=i
ТгП. (1-28)
i= 1
Следует иметь в виду, что в приведенных выраже-
ниях иом и vCM, так же как и уь у2> Уз • • •, относятся
к параметрам смеси.
Приведем уравнения для среднего (кажущегося) мо-
лекулярного веса смеси Л10м. Величина Мом есть некий
условный молекулярный вес, который имеет некоторый
химически однородный газ, содержащий в массе, равной
массе данной смеси, такое же количество молей, какое
имеется в смеси.
Если смесь задана весовым составом, то
= ---- (1-29)
Если смесь задана объемным составом, то
1—п
(1-30)
i = l
Газовая постоянная смеси также может быть выра-
жена через весовые и объемные доли:
/?cM = 848j}-g- или RCK = ^Rigt; (1-31)
г=1 г=1
RCM = -^~ или /?см = -^-----------. (1-32)
Парциальные давления газов в смеси выражаются
через весовые и объемные доли уравнениями:
Pi=PcMgi-^ = Pcugi^; (1-33)
Рг = РсмГ{. (1-34)
1-4. ЧИСЛО МОЛЕКУЛ, УДАРЯЮЩИХСЯ В ЕДИНИЦУ
ВРЕМЕНИ О ЕДИНИЦУ ПОВЕРХНОСТИ
При решении многих задач, связанных с расчетами
пароструйных насосов, требуется знать число молекул,
ударяющихся в единицу времени о единицу поверхно-
сти стенки сосуда, в котором находится газ, или про-
ходящих в единицу времени через единицу площади по-
перечного сечения плоскости, мысленно проведенной
в газе. Это число молекул согласно выводам кинетиче-
ской теории газов равно:
Хс=~ (1-35)
Как видно, Ne прямо пропорционально п и, следо-
вательно, давлению газа. _
Если подставить в (1-35) значение с из (1-3) и раз-
делить на число молекул п в единице объема, то полу-
12
чим объем газа, «ударяющийся» о единицу поверхности
в единицу времени:
Vc =^- = 4'б? = 3’64 [л]сек-смг]. (1-36)
Объем Ус не зависит от давления, а только от темпера-
туры и молекулярного веса газа. Так, для воздуха при
20°С V0=ll,6 л!сек-см2. Это означает, что при 20° С
через 1 см2 сечения за 1 сек при любом давлении прохо-
дит всегда один и тот же объем воздуха, равный 11,6 л.
Однако в этом объеме при разных давлениях будет со-
держаться различное число молекул (пропорционально
давлению).
Если (1-35) умножить на массу молекулы т, то с уче-
том (1-3) и (1-5) получим массу газа, проходящую
в единицу времени через единицу площади сечения:
G = 5,833 •10-2/>'j/^J- [г/сек-см3], (1'37)
где р — давление газа, мм рт. ст.
1-5. ЧИСЛО СТОЛКНОВЕНИЙ. ДЛИНА СВОБОДНОГО ПУТИ
Молекулы газа, находясь в хаотическом тепловом
движении, непрерывно сталкиваются между собой. Путь,
проходимый молекулой от одного столкновения до дру-
гого, называется средней длиной свободного пути.
С учетом максвелловского распределения скоростей
и принимая, что молекулы сталкиваются как упругие
шары, можно рассчитать число столкновений между
одинаковыми газовыми молекулами в единицу времени
в единице объема. Оно оказывается равным:
zAA=2n2ds^=3,232•lOW’j/[1/см3-сек], (1-38)
где d — диаметр молекулы.
Число столкновений между разными молекулами
в 1 см3 за 1 сек:
zAB=nAnBdAB j/ =
= 4,57-104/гл/гв^в у/"T [Цсм^сек], (1-39)
где dAB=± (dA+dB).
13
Так, например, для водорода при нормальных условиях
(р = 760 мм рт. ст. и 7’ = 273°К):
2=2,2 - 1029 1/см3-сек.
С учетом (1-3) можно переписать (1-38) в виде
2 = ~^=- n2d2c. (1-40)
Каждому столкновению молекул газа соответствуют
два свободных пути, так как в столкновении участвуют
две молекулы. Помножив (1-40) на 2 и разделив на п,
получим число свободных путей, приходящихся на одну
молекулу в 1 сек:
z1 = y<2'Kdinc. (1-41)
За единицу времени молекула проходит в среднем
путь, равный ее скорости с. Поделив среднюю скорость
на 2, получим среднюю длину свободного пути:
£ = —---.
!Zi уЪыРп
(1-42)
Длина свободного пути так же, как и число столкно-
вений, зависит от давления газа. Так, например, для
водорода при нормальных условиях число столкновений,
испытываемых одной молекулой в 1 сек, оказывается
весьма большим: 2i = 16,6X109 \]сек, а длина свободно-
го пути — очень малой: Т=1,02-10~5 см. Однако при
р = 10 4 мм рт. ст. число столкновений становится рав-
ным 2! = 2,18-103 1/сек, а длина свободного пути возра-
стает до L = l?> см.
Как видно из (1-42), длина свободного пути не за-
висит от температуры. Это обусловлено тем, что при вы-
воде уравнения (1-42) молекулы рассматривались как
упругие шары, между которыми отсутствуют силы
взаимного притяжения. Учет сил взаимного притяжения
между молекулами приводит к выражению, устанавли-
вающему зависимость длины свободного пути от темпе-
ратуры:
^-—-7---------(М3)
К 2 ( 1 + -у- I
14
где а—'постоянная Сёзерленда, значения которой для
большинства газов лежат в пределах от 50 до
300 (см. приложение 1).
При очень 'больших Т уравнение (1-43) переходит
в (1-42).
Для смеси газов длина свободного пути молекулы
с молекулярным весом Мл при температуре газа Та, дви-
жущейся среди молекул с молекулярным весом Мв при
температуре газа Тв, определяется из соотношения
1 / — О О Т А
У^вУв 1/ 1 ТЛМВ ' (1'44)
А у А"1В
Если ТА= Тв, то (1-44) приобретает вид
7Д ~У а^а r-nBdAB "\/~ 1 + ду- • (1'45)
^А У В
Если 714 „>714., то будем иметь:
-Ц= V ^ПАЛ\ +7С nBd\B • (1 ’46)
Если п .< п„, то
А а7 _______
— = v,nBdAB рЛ 1 д- . (1-47)
Число столкновений и длина свободного пути явля-
ются важнейшими характеристиками состояния газа
в вакуумной системе. Соотношение между длиной сво-
бодного пути L молекул газа и характерным размером
D системы, в которой находится газ, определяет режи-
мы течения газа в системе, механизм откачивающего
действия вакуумных пароструйных насосов и другие
явления.
1-6. ВНУТРЕННЕЕ ТРЕНИЕ, ТЕПЛОПРОВОДНОСТЬ,
ДИФФУЗИЯ-ЧАСТНЫЕ СЛУЧАИ ОБЩЕГО УРАВНЕНИЯ
ПЕРЕНОСА
Представим себе, что в пространстве неравномерно
распределена некоторая физическая величина (напри-
мер, энергия, количество движения, масса). Молекулы
газа 'при своем тепловом движении могут переносить
15
эту физическую величину из областей с большей кон-
центрацией в области с меньшей концентрацией.
Процессами переноса обусловлены явления тепло-
проводности, внутреннего трения и диффузии. В случае
теплопроводности переносимой величиной является
энергия, при внутреннем трении — количество движения,
при диффузии — масса. Механизм всех этих явлений
один и тот же и может быть выражен в виде некоторого
общего уравнения переноса, которое согласно кинетиче-
ской теории имеет вид [Л. 3]:
3 V dz )z-.
(1-48)
здесь Н — значение физической величины, переносимой
на площадку 1 см2, расположенную на расстоянии Zo от
начала координат.
Рассмотрим явления переноса для случая L <D,
когда переносимой величиной
Рис. 1-2. Схема переноса количе-
ства движения газом между по-
движной и неподвижной пласти-
нами.
является количество дви-
жения. Пусть газ заклю-
чен между двумя беско-
нечно большими пласти-
нами, из которых одна не-
подвижна, а другая дви-
жется со скоростью ffi'o
(рис. 1-2). Слои газа, при-
легающие к пластинам,
будут принимать скорости
движения пластин: ю = 0
у нижней и w = w0 у верх-
ней. Вследствие разности
скоростей между слоями
газа возникает трение,
причем сила, действующая в направлении движения
пластин на элемент поверхности площадью в 1 см2 со
стороны более быстрого слоя на соседний, более мед-
ленный, равна:
(1-49)
где ц — коэффициент пропорциональности, называемый
коэффициентом внутреннего трения.
16
Сила трения dF, как известно из механики, численно
равна приращению количества движения в единицу вре-
мени.
На основании (1-48) для переноса количества дви-
жения можно записать:
jr 1 fdmw\ 1 — r dw rr>.
dF = -^-n.cL -т— ]=—птсЬ-^. (1-50)
3 \ aZ j 3 aZ '
Сравнивая (1-49) с (1-50), находим:
1 1 -г
у = -q- nmcL = -х- ocL.
О о
(Ь51)
Учитывая, что п прямо пропорционально давлению газа,
а длина свободного пути L обратно пропорциональна п,
получим, что коэффициент внутреннего трения ц не за-
висит от давления.
На первый взгляд независимость коэффициента вну-
треннего трения от давления кажется удивительной, так
как, например, с ростом давления увеличивается число
молекул-переносчиков количества движения mw, и мож-
но было бы ожидать пропорционального возрастания
величины у,- Однако этого не происходит, так как про-
порционально увеличению давления уменьшается дли-
на свободного пути молекул, и соответственно величина
количества движения, переносимая теперь каждой мо-
лекулой с более близкого уровня, оказывается пропор-
ционально уменьшенной.
Независимость величины ц от давления сохраняется
до тех пор, пока длина свободного пути молекул L мала
по сравнению с размерами D области существования
градиента изменения величины mw. Когда с уменьше-
нием давления L становится равной или больше D, пе-
ренос величины mw одной молекулой осуществляется
каждый раз с одного и того же расстояния D и, следо-
вательно, величина ее остается неизменной; перенос же
величины mw всеми молекулами оказывается пропор-
циональным числу молекул-переносчиков и, следова-
тельно, давлению. Таким образом, количество переноси-
мой величины mw в области давлений, когда L^D, за-
висит от давления.
Зависимость коэффициента внутреннего трения от
температуры определяется зависимостью от температу-
2 А. Б. Цейтлин. 17
ры средней скорости и длины свободного пути и выра-
жается уравнением
а
^Уг.~<‘-52)
1+у~
где а — константа Сёзерленда.
Значения коэффициента внутреннего трения для раз-
личных газов приводятся в приложении 1.
Подобному внутреннему трению может быть получе-
но уравнение теплопроводности, при которой переноси-
мой величиной является кинетическая энергия молекул.
Если газ находится между двумя параллельными пло-
скостями с температурами Т2 и 7\ (T2>Ti), то количест-
во тепла, проходящее через 1 см2 в 1 сек от пластины
с температурой Т2 к пластине с Т}, равно
(Ь53)
где А— коэффициент теплопроводности.
С другой стороны, согласно уравнению переноса
(1-48):
dQ=^L^l. (1-54)
Подставляя в (4-54) dQ{Z) =CvdT и сравнивая его
с (1-53), получим:
l = ~LCv, (1-55)
О
где Cv — молярная теплоемкость при постоянном объ-
еме. Подобно коэффициенту внутреннего трения ц ко-
эффициент теплопроводности А не зависит от давления
при L<^D. При низких давлениях, когда явления
внутреннего трения и теплопроводности, как уже указы-
валось, не могут быть описаны общим уравнением пере-
носа (1-48). В этом случае перенос количества движе-
ния или энергии молекулами происходит непосредствен-
но от одной поверхности к другой, без промежуточных
столкновений. Возникают явления скольжения и темпе-
ратурного скачка, которые подробно рассматриваются
в курсах кинетической теории газов [Л. 1—3|.
Подобно тому, как мы рассматривали явления вну-
треннего трения и теплопроводности, рассмотрим диф-
фузию газов. Диффузией называется явление проникно-
вения одного газа в другой или одной части газа в дру-
гую (самодиффузия) при наличии градиента концен-
трации. Для самодиффузии газа можно записать:
M = D-il (1-56)
где G — количество вещества, проходящего через 1 см2
в 1 сек;
D — коэффициент диффузии, численно равный ко-
личеству газа, проходящего в единицу времени
через единицу поперечного сечения при гра-
диенте плотности, равном единице.
Если в уравнение (1-48) подставить
dH(Z)__d(ma)
dZ dZ
— градиент количества вещества (здесь а = Ь.п,[п— кон-
центрация молекул), получим:
(1-57)
Сравнивая (1-56) и (1-57), имеем:
D — ^cL. (1-58)
Из (1-58) видно, что коэффициент диффузии D прямо
пропорционален длине свободного пути или обратно
пропорционален давлению газа.
Сопоставляя (1-51), (1-55) и (1-58), можно устано-
вить связь между коэффициентами внутреннего трения
щ теплопроводности Л и самодиффузии D:
= (1-59)
(1-60)
Для диффузии одного газа в другой коэффициент диф-
фузии может быть выражен через коэффициенты само-
2* 19
диффузии каждого газа:
D1.t=Dt.i = (1-61)
Несколько более точная формула для коэффициента диф-
фузии одного газа в другой предложена Энскогом [Л. 4]:
n п _________ 3 -Г nh+m.2 RT 1___________zi.fioi
~- 8 V mlfn2 2л ! dt+dt У/н+пг’ 1 }
\ 2 J
где d — диаметр молекул.
1-7. ПЕРВЫЙ ЗАКОН ТЕРМОДИНАМИКИ.
ТЕПЛОЕМКОСТЬ ГАЗОВ
Первый закон термодинамики устанавливает соотно-
шение между тепловой и механической энергией при их
взаимных превращениях. Аналитическим выражением
первого закона термодинамики является уравнение
dQ = dU+Apdv. (1-63)
Уравнение (1-63) формулируется: если к газу подведено
некоторое количество тепла dQ, то оно расходуется на
изменение внутренней энергии dU и на работу расшире-
ния газа Apdv (А—тепловой эквивалент работы)-
Уравнение записано для 1 кг газа.
Если уравнение (1-63) поделить на величину беско-
нечно малого изменения температуры, то получим:
д^гг+^гг- с-64)
dQ „
Величина -т~=С есть истинная теплоемкость га-
dt
за, т. е. количество тепла, которое необходимо сообщить
газу, чтобы температура его какой-либо количествен-
ной единицы в данном процессе изменилась на 1°'С.
Различают: весовую теплоемкость С [ккал/кг • град], мо-
лярную МС [ккал/моль • град], объемную С' [ккал/нм?У
У град].
Связь между указанными теплоемкостями выра-
жается соотношениями:
С — -(1-65)
20
мс
22,4 ’
С' — Сун,
(1-66)
(1-67)
где ун — удельный вес газа при нормальных условиях.
Теплоемкостсь газов зависит от характера процесса
изменения состояния газа. Если процесс протекает при
постоянном объеме (изохорический процесс), то из урав-
нения (1-64) при п —const имеем:
с~ = (т) =Cf) • О-бВ)
Если процесс протекает при постоянном давлении (изоба-
рический процесс) р — const, то
Отношение теплоемкостей k=Cp/Cv является важной
термодинамической характеристикой.
Согласно молекулярно-кинетической теории величи-
ны молярных теплоемкостей MCV и МСР зависят от чис-
ла степеней свободы двйжения молекулы и, следователь-
но, от количества атомов в молекуле. Приближенные
значения теплоемкостей MCV и МСР приведены
в табл. 1-1.
Таблица 1-1
Газ Молярная теплоемкость
М7,, ккал 1кг-молъ'г рад ккал] к г-моль‘2 рад
Одноатомный 3 5 1,67
Двухатомный Трехатомный и много- 5 7 1,4
атомный 7 9 1,28
Теплоемкость газов зависит от температуры, причем
зависимость с достаточной для практических расчетов
точностью может быть принята линейной
С-=а + Ы. (1-70)
Для большинства практических расчетов, с которы-
ми приходится иметь дело в вакуумной технике, измене-
21
ййё теплоемкости С в рабочем диапазоне температур
оказывается столь малым, что им можно пренебречь.
Теплоемкость смеси газов может быть выражена че-
рез весовые и объемные доли следующими уравнениями:
i=n
Сем—S Сг§г1 1=1 i~n (1-71)
Сем = У С if j *, i=n (1-72)
(Л7Оем = Х(Л/С)Л. (1-73)
г=1
Первый закон термодинамики позволяет установить
соотношение между количеством подводимого к газу
тепла, изменением его внутренней энергии и совершае-
мой газом работой при различных процессах изменения
состояния.
При изохорическом процессе v = const:
Из уравнений (1-63) и (1-68) находим:
dQ,- = dU V = C vdt, (1-75)
т. е. в изохорическом процессе все подводимое извне
тепло идет на изменение внутренней энергии газа без
совершения внешней работы1.
При изобарическом процессе р = const:
vi__Л
Уа Тг
Из уравнений (1-63), (1-69) и (1-12) следует:
dQv = Cvdt = Cvdt+ARdt, (1-76)
т. е. тепло, подводимое в изобарическом процессе, рас-
ходуется на увеличение внутренней энергии газа и на
совершение внешней работы. Из (1-76) имеем:
AR = CP—Cv (уравнение Майера). (1-77)
1 Из курса термодинамики известно, что в любом процессе
для идеального газа dU = Cvdt.
22
При изотермическом процессе 7'=const:
ри = const, (1-78)
Q = fdQ= C Apdv = ART\n~, (1-79)
J J pl
т. e. в изотермическом процессе все тепло, подведенное
извне к газу, переходит в работу- Формула (1-79) дана
для 1 кг идеального газа.
При адиабатическом процессе dQ = Q:
pvK = const
Apdrj = —dU,
(1-80)
(1-81)
т. e. при адиабатическом процессе расширения газа ра-
бота совершается за счет внутренней энергии. При сжа-
тии газа совершенная работа направлена на увеличе-
ние внутренней энергии:
—Apdv = dU.
Работа сжатия газа
к—1
RT\ Г. _ (рЛ к
к-1 L \рч
[кг-м[кг\.
(1-82)
(1-83)
18. ТЕПЛОСОДЕРЖАНИЕ И ЭНТРОПИЯ
ИДЕАЛЬНОГО ГАЗА
Важным термодинамическим параметром состояния
газа является теплосодержание (или энтальпия) I,
равное
.7= U+Apv [ккал/кг]. (1-84)
С учетом (1-12), (1-75) и (1-77) для идеального газа
можно записать:
I = U+Apv = CVT+ ART= (Съ +AR)T = СРТ, (1-85)
т. е. теплосодержание идеального газа численно равно
количеству тепла, которое нужно подвести к газу, чтобы
нагреть его от 0 °К до Т° К при р = const.
С учетом (1-84) из уравнения (1-63) имеем при р —
= const:
Qp = /2-/u (1-86)
23
т. е. внешнее тепло численно равно разности теплосо-
держаний начального и конечного состояний газа.
Наряду с теплосодержанием в термодинамических
расчетах широко используется параметр состояния, на-
зываемый энтропией. Энтропия численно равна количе-
ству подведенного к газу тепла, поделенному на темпе-
ратуру, при которой тепло подводится,
(1-87)
Из (1-12), (1-63) и (1-87) имеем:
Г,
S^-S^C^+AR^,
Т, Ь,
ИЛИ
S^S^Cvhil^ + ARln^. (1-88)
Из (1-88) следует, что изменение энтропии при пе-
реходе идеального газа из состояния 1 в состояние 2
зависит только от параметров начального и конечного
состояний и не зависит от характера процесса измене-
ния состояния.
1-9. СВОЙСТВА РЕАЛЬНЫХ ГАЗОВ
Как уже указывалось, реальные газы от идеальных
отличает наличие сил сцепления между молекулами и
конечное значение объема самих молекул. Поэтому,
если в уравнение идеального газа pv = RT ввести по-
правки, учитывающие указанные факторы, то можно
получить уравнение состояния реального газа. Качест-
венно изменение состояния реального газа хорошо ха-
рактеризуется уравнением Ван-дер-Ваальса:
+ = (1-89)
где а и b — постоянные для данного газа величины,
причем a/v2 — поправка, учитывающая силы сцепления
между молекулами; b — поправка, учитывающая объем
самих молекул.
Как уже указывалось, при малых давлениях или вы-
соких температурах свойства реальных газов приближа-
24
ются к свойствам идеальных газов. В табл. 1-2 приведе-
ны значения удельных объемов насыщенных паров воды
и ртути как рассчитанных по уравнению Клапейрона
для идеального газа (11-12), так и определенных экспери-
ментально.
Как видно из табл. 1-2, для определения параметров
насыщенного водяного пара при давлениях меньше
15 ат и насыщенного ртутного пара при давлениях
меньше 10 ат с достаточной для многих технических рас-
четов точностью (±‘1О°/о) можно пользоваться уравне-
нием состояния идеального газа.
Таблица 1-2
р> ат т, °к v, м^/кг AV 100% V8KCU
экспериментальное | расчетное
1 372,09 Водяной пар1 1,725 1,75 1,45
5 424,11 0,3817 0,398 4,25
10 452,04 0,198 0,212 7,08
15 470,36 0,1342 0,1472 9,7
20 484,38 0,1015 0,1136 11,8
1 628,9 Ртутный пар2 0,2655 0,2665 0,38
5 731,0 0,06487 0,062 4,35
10 788,5 0,03383 0,0334 12,7
1 Экспериментальные значения взяты из [Л. 6].
* Экспериментальные значения взяты из таблиц Экка (Л. 7].
Уравнение Ван-дер-Ваальса (1-89), как нетрудно
увидеть, представляет собой уравнение третьей степени
относительно
pv3—(bp+RT) v2 + av—ab = 0.
(1-90)
При определенных значениях р и Т уравнение (1-90)
имеет три корня, т. е. три значения удельного объема.
Это явление может быть объяснено с помощью диаграм-
мы p-v для реального газа. Так, если в координатах
p-v построить, например, изотермы для водяного пара
(рис. 1-3), то можно увидеть, что при низких температу-
рах на изотермах имеются горизонтальные участки 1'1",
2'2", 3'3", которые по мере увеличения температуры ста-
новятся все меньше и, наконец, исчезают совсем.
Изотерма, на которой отсутствует горизонтальный
участок, имеет перегиб в точке К- Если соединить точ-
25
ки 3', 2', 1', К и точки 3", 2", Г, К, то получим сходящие-
ся кривые, которые называютсяпограничными кривыми:
3'-2'-Г-К — нижней и 3"-2"-Г'-К — верхней. Эти кри-
вые делят диаграмму на три части: область правее
верхней пограничной кривой — перегретый пар, область
между верхней и нижней пограничными кривыми
влажный пар и область левее нижней пограничной кри-
пар и область левее нижней пограничной кри-
Рис. 1-3. p-v— диаграмма водя-
ного пара.
АК — нижняя пограничная кривая;
ВК — верхняя пограничная кривая;
CD —^жидкость при 0° С.
ВОЙ — ЖИДКОСТЬ.
Точки, расположенные на
верхней пограничной кривой,
характеризуют сотояние су-
хого насыщенного пара, точ-
ки на нижней пограничной
кривой характеризуют со-
стояние жидкости при тем-
пературе кипения. Точка Кг
в которой удельный объем
жидкости становится рав-
ным удельному объему сухо-
го 'насыщенного пара, назы-
вается критической точкой
[в этой точке три корня
уравнения (1-90) оказыва-
ются равными друг другу].
Если к жидкости подве-
сти тепло при постоянном
давлении, то при достижении
температуры .кипения (точка Г) начинается превра-
щение ее в пар. Процесс парообразования проте-
кает при постоянной температуре (участок 1'1")
й заканчивается тогда, когда вся жидкость перей-
дет в пар (точка 1"). Количество тепла, отнимае-
мое от жидкости на участке 1'1", называется скрытой
теплотой парообразования. Отношение веса сухого на-
сыщенного пара в смеси на участке 1'1" к общему весу
влажного насыщенного пара называется степенью су-
хости, обозначаемой обычно х. Величина (1—х) назы-
вается степенью влажности.
Состояние сухого насыщенного пара вполне опреде-
ляется его давлением, так как каждому значению дав-
ления соответствуют определенные значения температу-
ры и удельного объема. Обычно зависимость между р
26
и Т для сухого 'насыщенного шара выражается в виде
\%р = А-± (1-91)
Удельный объем сухого насыщенного шара опреде-
ляется из уравнения состояния для данного реального
газа и из приближенных эмпирических соотношений.
Для влажного насыщенного пара так же, как и для
сухого, температура определяется давлением и может
быть найдена из тех же соотношений и таблиц, которые,
даются для сухого пара. Удельный объем влажного
пара зависит от его степени сухости х и определяется
из соотношения
v = v"x+(l—x)v', (1-92)
где v" — удельный объем сухого насыщенного пара;
v' — удельный объем жидкости при температуре
кипения.
При давлениях меньше 100 ат вторым членом урав-
нения (1-92), как правило, можно пренебречь. Тогда
v = v"x. (1-93)
Из (1-93) видно, что удельный объем влажного пара
всегда меньше удельного объема сухого пара при оди-
наковых температуре и давлении.
Если к сухому насыщенному пару (точка 1" на
рис. 1-3) подвести тепло при р — const, то удельный объ-
ем пара и температура его будут увеличиваться, пар
станет перегретым. Параметры перегретого пара вдали
от кривой насыщения могут определяться по уравнению
состояния идеального газа, а вблизи кривой насыще-
ния — по эмпирическим соотношениям.
Обычно тепловые процессы, связанные с парообразо-
ванием, протекают при р = const. Количество тепла, под-
веденное к рабочему телу в этом процессе, как и для
идеального газа, равно разности теплосодержаний в на-
чальном и конечном состояниях
dQp=dI; (.1-94)
наряду с этим согласно (1-87):
dQP = TdS. (4-95)
За начало отсчета энтальпии 7=0 и энтропии 5 = 0
принято считать значения этих параметров для жидко-
27
4
ста при 0° С. Следовательно, для любой точки на ниж-
ней пограничной кривой диаграммы p-v (рис. 1-3)
можно записать:
r=QP + /0>K = QP; (1-96)
3' = (1-97)
273
где I' и S' — энтальпия и энтропия жидкости в состоя-
нии кипения.
Для процесса р = const между нижней и верхней по-
граничными кривыми (влажный насыщенный пар) мож-
но записать:
1 = 1'+Кх- (1-98)
S = S’ + ±x, (1-99)
* н
где Л—скрытая теплота парообразования;
Гн — температура насыщенного пара.
Для сухого насыщенного пара соответственно
!"=!'+Л; (1-100)
= (1-Ю1)
Для перегретого пара
/=/"+Cp(t—tH); (1-102)
3=3" + Ср1л=^. (1-103)
* н
Теплота парообразования может быть определена из
уравнения Клапейрона — Клаузиуса:
- „А , — АТ~г. (1-104)
V" — V' dT v '
Ввиду сложности аналитических зависимостей для
реальных газов при термодинамических расчетах обыч-
но пользуются наряду с табличными данными графиче-
скими методами. Для расчетов, с которыми приходится
иметь дело при конструировании вакуумных пароструй-
ных насосов, наиболее удобной является /-S-диаграмма.
Подобно р-У-диаграмме в ней также имеются нижняя и
верхняя пограничные кривые, делящие диаграмму на
две части: между пограничными кривыми — область
влажного пара, над верхней пограничной кривой — об-
ласть перегретого пара.
28
В области влажного пара наносятся линии постоян-
ного давления — изобары, которые здесь одновременно
являются изотермами, и линии одинаковой степени су-
хости. При переходе в область перегретого пара изоба-
ры и изотермы разделяются: изобары плавно поднима-
ются вверх, изотермы уходят направо (см. /-5-диаграм-
мы в приложениях 2 и 3).
Из реальных газов вакуумная техника имеет дело
главным образом с парами рабочих жидкостей паро-
струйных насосов: .воды, ртути и вакуумных масел.
1-10. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВОДЯНОГО
ПАРА
Параметры водяного пара в критической точке
по данным [Л. 5] равны: /Кр = 374,15° С; рКр=225,65 аг,
Укр — 0,00326 м^кг. Значения давления или температуры
сухого насыщенного пара воды с достаточной точностью
могут быть определены из соотношений:
а) в диапазоне давлений 0,9—40 ат [Л. 5]:
/н = 100/^ — 0,6/?, (1-105)
где t — в ° C; р — в кг] см2-,
б) в диапазоне температур 5—100° С* (р =
= 6—760 мм рт. ст.):
1g р = 8,809 — (1-106)
где Т — в ° К; р — в мм рт. ст.-,
•в) в диапазоне температур от 0 до —140°С** (р =
= 4,5—3 • 10~10 мм рт. ст.):
1g р = 10,37 (1-107)
где Т — в °К; р — в мм рт. ст.
Удельный объем сухого насыщенного водяного пара
может быть с достаточной точностью определен при
давлениях выше 1 кг/см2 из уравнения Молье:
р'5/16о = 1,7235, (1-108)
где р — в кг/см2; v — в мъ]кг,
* Упрощенное уравнение, полученное нами в результате об-
работки данных [Л. 6J.
** Упрощенное уравнение, полученное нами в результате обра-
ботки данных [Л. 286].
29
а при давлениях ниже 1 кг! см2 — из уравнения состоя-
ния идеального газа (1-12).
Удельный объем перегретого водяного пара может
быть определен из уравнения
p(a+0,016)=iRT, (1-109)
где р — в kzIm2-, v — в ж3/ка; R = 47,06 кг м/кг • град.
Теплота парообразования >в области температур
100 —200° С может быть определена из приближенного
уравнения
Л ==610,2—0,712/н- (1-110)
Таблица параметров сухого насыщенного пара воды
приведена в приложении 4.
При адиабатическом процессе изменения состояния
водяного пара может быть применено уравнение адиа-
баты идеального газа puK=const как эмпирическое
уравнение, в котором к неравно Cp/Cv, а является эмпи-
рическим коэффициентом. Значения к могут быть опре-
делены из следующих приближенных уравнений: пере-
гретый пар к=1,3; сухой насыщенный пар к = 1,135;
влажный насыщенный пар к = 1,035 + 0,1% (при х>0,7
и температурах 100—200° С).
Более точные значения для насыщенного пара дает
формула Белоконя [Л- 8]:
J____, _ Тя , 1 / Тв V
к ~ 1 2 200 х 1 000 ) *
(1-Ш)
В уравнение (1-111) подставляются значения х, соот-
ветствующие начальному состоянию пара. Степень су-
хости при адиабатическом процессе S\ = S2 может быть
определена из соотношения
х2 = (51~Л^гИяг э (1-И2)
где kSj — энтропия пара в точке Г,
S'2 — энтропия жидкости для точки 2.
Адиабатический процесс изменения состояния водя-
ного пара удобно исследовать с помощью /-S-диаграм-
мы. В приложении 2 (см. вклейку в конце книги) приве-
дена /-S-диаграмма водяного пара для области давлений
30
IQ-9—40 ат (температуры от —110 до + 2506 С) рассчи-
танная и построенная под руководством проф. А. В. Бол-
гарского и доц. Г. А. Мухачева сотрудниками кафедры
«Тепловые двигатели» Казанского авиационного инсти-
тута В. А. Бородиным, Ю. А. Поскониным и В. И. Пати-
ным [Л. 299].
1-11. ФИЗИКО-ХИМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА
ЖИДКОЙ РТУТИ И ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ
ХАРАКТЕРИСТИКИ РТУТНОГО ПАРА
Ртуть представляет собой серебристо-белый жидкий
металл с удельным весом 13,6 г/см5. Температура плав-
ления ртути — 38,9° С. Критические параметры ртути
/Кр= 1 400° С; рКр=1 000 ат; уКр = 0,0002 м5/кг. Чистая
ртуть плохо смачивает стекло и железо. Это обусловлено
большой величиной поверхностного натяжения ртути,
которая во много раз превосходит величину поверхност-
ного натяжения воды и масла. Так, при комнатной тем-
пературе величина поверхностною натяжения равна:
масло.............. 20 эрг!смг;
вода................73 „ ;
ртуть............. 460 „
Несмачивание ртутью поверхности стекла и железа яв-
ляется причиной плохой теплопередачи при кипении и
конденсации ртути. Конденсация ртути носит капельный
характер в отличие от пленочного для водяного пара.
Ртуть обладает высокой химической активностью по
отношению к большинству металлов, особенно легко ре-
агирует с цветными: Al, Zn, Ag, Pb, Sn, Си, хуже реаги-
рует с никелем, плохо — с железом. По данным [Л. 7]
растворимость различных металлов в ртути (в %) при
17° С до состояния насыщения выражается следующими
величинами:
ЦИНК —2,15; алюминий —2.10-3;
свинец —1.3 ; никель -5,9-ю-4;
олово —0,62; марганец —2,5-Ю-4;
золото —0,13; хром —3,1-10-"
медь —3,2-10-3; железо —1-10-".
Упругость паров ртути при комнатной температуре
—10~3 мм рт. ст., при температуре 126° С—1 мм рт. ст. и
31
при температуре жидкого воздуха (—183° С) —
3,5 • 10~29 мм рт. ст.
Зависимость давления насыщенного ртутного пара
от температуры может быть с достаточной точностью
описана уравнениями: в области температур 122—
435° С [Л. 7]:
lg/7 = 9,957——-0,665241g Т; (1-113)
в области температур ниже 100° С [Л. 9]:
над жидкой ртутью
1g р = Ю,377 - 0,82541g Т~ (1-114)
над твердой ртутью
lgp = 9,453-0,2011 1g Г — 6,558-10'Т —(1-115)
В уравнениях (1-1'13) — (1-115) р — в мм рт. ст.;
Т — ъ °К.
Удельный объем перегретого ртутного пара может
быть определен из уравнения состояния идеального
газа (Л. 7]:
0 = 4,226^-. (1-116)
Теплота парообразования ртути определяется из при-
ближенного уравнения:
Л= 128,2—0,022(1—400). (1-1'17)
Показатель адиабаты перегретого ртутного пара к=1,67.
Термодинамические параметры ртути приведены в при-
ложениях 5, 7. В приложении 3 (см. вклейку в конце
книги) дана Z-S-диаграмма ртутного пара.
ГЛАВА ВТОРАЯ
ТЕЧЕНИЕ ГАЗА В ВАКУУМНОЙ СИСТЕМЕ
2-1. РЕЖИМЫ ТЕЧЕНИЯ ГАЗА
Режим течения газа (или пара) в вакуумной систе-
ме является важнейшей характеристикой ее состояния,
определяющей, в частности, многие физические процес-
сы в пароструйных вакуумных насосах и других элемен-
тах системы.
32
Различают следующие основные режимы течения га-
зов: турбулентный, ламинарно-вязкостный, молекуляр-
ный и молекулярно-вязкостный.
Турбулентный режим (от латинского слова
turbulentus — неспокойный) характеризуется хаотично-
стью, неорганизованностью течения частичек газа. При
турбулентном течении имеет место перемешивание вих-
реобразно движущихся масс газа. Траектории частиц
при движении в прямой цилиндрической трубе пред-
ставляют собой сложные пространственные кривые, так
что компоненты скорости, нормальные к оси трубы, не
равны нулю.
Ламинарно-вязкостный режим характери-
зуется слоистостью, упорядоченностью движения. Слои
газа скользят друг по другу со скоростями, увеличиваю-
щимися по мере удаления от стенок трубы. Отсутствуют
скорости, нормальные к оси трубы, отсутствует вихре-
вое перемешивание частичек газа. Течение характери-
зуется внутренним трением газа.
Молекулярный режим— в отличие от вязко-
стного характеризуется движением не комплексов мо-
лекул, перемещающихся в виде слоев газа, а хаотиче-
ским движением отдельных молекул, взаимные столкно-
вения которых весьма редки, так что молекулы, движу-
щиеся с тепловыми скоростями, сталкиваются главным
образом со стенками трубопровода. Характеризуется так
называемым внешним трением.
Молекулярно-вязкостный режим являет-
ся промежуточным между молекулярным и вязкостным
режимами течения.
2-2. ОСНОВНЫЕ КРИТЕРИИ ДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ РЕЖИМОВ
ТЕЧЕНИЯ ГАЗА
Для определения режимов течения газа существуют
следующие основные критерии:
а) Переход от турбулентного режима течения к вяз-
костному. Основным является безразмерный критерий
Рейнольдса:
Re=^t, (2-1)
где w, р, р — скорость, плотность и вязкость газа;
d — диаметр трубопровода.
3 А. Б. Цейтлин. оо
Экспериментально установлено, что если Re>2 200-
поток турбулентный, если Re<'l 200 — поток вязкост-
ный. В области 1 200<Re<2 200 поток в трубопроводе
может быть либо турбулентным, либо вязкостным в за-
висимости от условий на входе и выходе. Обычно при-
нимают поток вязкостным уже при Re<2 200.
Критерий Рейнольдса может быть легко преобразо-
ван в соотношение между потоком и диаметром трубо-
провода
n 4т G
Re = —г,
где k — постоянная Больцмана.
Отсюда для воздуха при 20э С имеем: при G > 2- 10s d—
поток турбулентный, при G<2-105c/— поток вязкост-
ный; здесь G —в л-мк[сек', d — в см.
б) Переход от вязкостного режима течения к молеку-
лярному. Если переход от турбулентного режима к вяз-
костному характеризуется соотношением между диамет-
ром и величиной потока, т. е. произведением объема на
давление, то переход от вязкостного к молекулярному
режиму характеризуется уже соотношением между диа-
“ f l)\ -I- По
метром и средним давлением р I р=--—^ где pt и
р2 — давления в начале и в конце трубопровода^. Для
воздуха при 20° С: если pd ^500 мк-см — поток вязко-
стный; если pd<\§ мк-см — поток молекулярный.
В области 15 < pd<Z 500 — поток молекулярно-вязкостный.
С учетом того, что для воздуха при 20° С средняя
длина свободного пути определяется соотношением
£___ см (где р_ в мк рт. ст.), указанные критерии
могут быть записаны в виде соотношения между длиной
свободного пути и диаметром:
—поток вязкостный;
L > — поток молекулярный;
< L < — поток молекулярно-вязкостный.
34
Приведенные критерии для круглых трубопроводов
выполняются с точностью до 10%1 Для трубопроводов
других геометрических форм эти критерии могут быть
удовлетворительно использованы, если d рассматривать
как наименьший линейный размер поперечного сечения
трубопровода.
2-3. ПРОПУСКНАЯ СПОСОБНОСТЬ И СОПРОТИВЛЕНИЕ
При течении газа в вакуумной системе, например че-
рез трубопровод, на его концах устанавливается раз-
ность давлений pi—р2, обусловленная сопротивлением
трубопровода.
Рис. 2-1. Схема высоковакуумной установки.
1 — вакуумная камера; 2 — пароструйный высоковакуумный на-
сос; 3 — соединительный патрубок; 4 —^вакуумный затвор; 5 —
охлаждаемая ловушка; 6 — трубопровод вспомогательной откач-
ки; 7 —вентиль; 8 — механический вакуумный насос; Р —мано-
метр.
Разность давлений на концах трубопровода, отнесен-
ная к потоку, называется сопротивлением трубопровода
Р1 — Р2
О
(2-2)
Обратная величина, т. е. поток через трубопровод,
отнесенный к разности давлений на концах его, назы-
3* м
вается проводимостью или пропускной способностью
трубопровода:
G
и — -------,
Pi — Рг
Пропускная способность и измеряется обычно
в л!сек\ поток газа G — вл- мк!сек или л - мм/сек, дав-
ление р соответственно — в мк рт. ст. или мм рт. ст.
Пароструйный вакуумный насос присоединяется к от-
качиваемому объему чаще всего через систему трубо-
проводов, ловушек, затворов и т. д. Типичная схема
высоковакуумной установки с пароструйным высокова-
куумным насосом приведена на рис. 2-1. Если принять,
что объем газа, проходящий через сечение I-I в единицу
времени, равен Уь давление газа в этом сечении равно
pi, объем газа, проходящий в единицу времени через
сечение II-I1, — У2 и давление газа в этом сечении — р2,
то с учетом (2-3) уравнение неразрывности потока
G = const можно записать в виде:
(2-3)
Vipi = u(pi—р2) = V2p2. (2-4)
Определив из первого равенства Ул = и из
р2 и
второго равенства , получим:
или - и %2 ’ (2-6)
Из уравнения (2-6) видно, что объемная производитель-
ность Vi насоса в сечении I—I меньше объемной про-
изводительности У2 в сечении //-// вследствие сопротив-
ления присоединительной коммуникации.
2-4. ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ СОПРОТИВЛЕНИЙ,
ИХ СОЕДИНЕНИЕ
Сопротивление любой вакуумной системы может
быть составлено из комплекса двух основных элементов:
сопротивлений турбопроводов произвольной формы и
длины и сопротивлений отверстий — диафрагм. Элемен-
ты сопротивлений (или соответственно проводимостей)
36
могут быть соединены между собой последовательно
(поток газа проходит последовательно через все эле-
менты) или параллельно (поток газа разветвляется со-
ответственно по нескольким элементам).
Рис. 2-2. Схема соединений трубопроводов.
а — последовательное соединение; б — параллель-
ное соединение.
а) Последовательное соединение элементов (рис. 2-2, а).
Общее сопротивление системы п последовательно соеди-
ненных элементов будет равно:
у ____ Pi PnA-i
^общ -- Q •
Сопротивления отдельных элементов
у ._ Pi—Рг . 7 _____ Рг Рз . . 7 __Рп—Рп + 1
G ’ г~ G ’ q .
откуда
i—n
Z06m = Zl-{-Z2-{-.. ,-j-Zn=V уГ. (2-7)
i=l
Соответственно общая пропускная способность
i=n
_L_=yi_L.
U о б щ & i
1=1
(2-8)
б) Параллельное соединение элементов (рис. 2-2,6).
Общее сопротивление системы

Р1 ~ Р2
£?общ
где
боб1ц — 0,4~Ga-|-... -|-Gn
37
Сопротивления отдельных элементов:
т/ Р1 ----Pz 7 _ Pl Р2 . у ____ Pl Р2
Z>— G?"; 2“ Gt ’ Gn ’
отсюда
‘ =J_+J- + ...+^==yJ-, (2-9)
Добщ Д'1 Д'2 Д'п ом
i=l
а) 6)
Рис. 2-3. Схема включения
диафрагмы в вакуумной комму-
никации.
а — отверстие в стенке; б — отвер-
стие иа входе в трубопровод мало-
го диаметра при переходе потока
из трубопровода большого диа-
метра.
или соответственно суммарная проводимость
1=п
^общ — ^г* (2-Ю)
/=1
На схемах рис. 2-2,а, б приведены соединения отрез-
ков трубопроводов и условных диафрагм.
Обычно под диафрагмой (назовем ее идеальной) по-
нимают отверстие в бесконечно тонкой стенке, имеющей
бесконечно большие разме-
ры. Или, другими словами,
идеальной диафрагмой на-
зывается отверстие в стенке,
толщина которой 'несоизме-
римо мала по сравнению с
диаметром отверстия, а пло-
щадь несоизмеримо велика
по сравнению с площадью
отверстия. В вакуумных си-
стемах идеальные диафраг-
мы встречаются крайне ред-
ко. Обычно площадь отвер-
стия оказывается соизмери-
мой с площадью стенки. Пропускная способность такой
диафрагмы (рис. 2-3,а), которую будем называть услов-
ной диафрагмой, может быть выражена соотношением
и = ия----Ц-, (2-11)
1 р
где пи — пропускная способность идеальной диафрагмы;
F— площадь отверстия диаметром d;
Fo — площадь сечения трубопровода диаметром Do
перед диафрагмой.
38
Из (2-11) видно, что если F9=oo, то диафрагма пре-
вращается в идеальную и и=ии, если F=F0, то и = <х>,
т. е. диафрагма исчезает.
Кроме отверстия в тонкой стенке, в вакуумной си-
стеме имеет место еще один вид условной диафрагмы,
образуемой при переходе потока из трубопровода боль-
шего диаметра в трубопровод меньшего диаметра при
условии резкого изменения площади сечения. В этом
случае пропускная способность диафрагмы подсчиты-
вается по соотношению (2-11), где ни рассчитывается
для отверстия на входе в трубопровод малого диа-
метра d.
2-5. РАСЧЕТ ПРОПУСКНОЙ СПОСОБНОСТИ ДИАФРАГМ
Уравнения для расчета пропускной способности диа-
фрагмы выведены для случаев идеальной диафрагмы,
так что в конкретных случаях для условных диафрагм
они могут быть применены лишь с соответствующими
поправками [см., например, (2-11)].
а) Вязкостный поток. При вязкостном режиме (pd >
> 500 мк-см) течение газа через диафрагму может
рассматриваться как адиабатическое истечение через
отверстие [Л. 10]. В этом случае количество газа, про-
текающее через отверстие площадью F, определяется
известным соотношением газодинамики
9 К т
K—lkT.
1-S
(2-12)
FpJ,
где т — масса молекул газа;
к — отношение удельных теплоемкостей Cp/Cv;
k — постоянная Больцмана;
Т—абсолютная температура перед диафрагмой;
pi — давление перед диафрагмой;
I = ра/рГ,
F — площадь диафрагмы;
Р2 — давление за диафрагмой.
Из уравнения (2-12) видно, что при g=l G = 0. По
мере уменьшения £ поток G возрастает и при |кр =
= ( «-i достигает максимального значения, которое
в дальнейшем не изменяется с уменьшением хотя по-
39
бледнее и не вытекает из приведенного уравнения. Это
объясняется тем, что дальнейшее уменьшение давления
за диафрагмой не приводит уже к уменьшению давления
в сечении отверстия и потому в формуле (2-12) g дости-
гает своего критического значения и затем остается по-
стоянным.
Для воздуха при 20° С уравнение (2-12) можно за-
писать:
G = 76,6$0’712 /1-$0'288 pj [л мк/сек], (2-13)
где pi — в мк рт. ст.-, F — в см2. Соответственно gKp =
=0,525 для воздуха и GMaKO«20piF л-мк[сек.
Пользуясь (2-13), получим пропускную способность
диафрагмы для воздуха в вязкостном режиме:
ы — = 76,1—$м88 (2-14)
и---pi—рг У 1— 6’ V ’
при $<0,525 20 [л[сек\;
В<0,1 uq^20F [л/сек].
Из приведенных уравнений видно, что пропускная
способность диафрагмы в вязкостном режиме является
сравнительно сложной функцией отношения давлений %.
Лишь при очень малой величине отношения давлений
$ < 0,1 пропускная способность мало изменяется
с изменением $ и ее можно считать практически по-
стоянной и равной для воздуха при 20° С двадцатикрат-
ной величине площади отверстия:
ц — 2077 [л/сек].
Значения удельной пропускной способности, рассчитан-
ные по уравнению (2-12) в зависимости от отношения
давлений g, приведены в табл. 2-1.
б) Молекулярный поток. При низких давлениях, когда
pd <15 мк-см, поток газа через отверстие площадью F
согласно выводам кинетической теории газов равен:
л (2-15)
или для воздуха при 20°С:
G=ll,6(pi—P2)F, (2-16)
где F — площадь, см2; р — давление, мк рт. ст.
40
Таблица 2-1
Л-, л!сек-смл
Р1Г
Е = Pz! Pi
1,0
0,98
0,95
0,90
0,8
0,7
0,6
0,525
0,5
0,3
0,1
0,03
и' = ,-----г-р- л!сек-см*
(Р1 — Рг)Г
0
7
9
12,3
16,0
18,6
19,6
20,0
20,0
20,0
20,0
20,0
350
180
123
80
62
49
42
40
29
22
20
Отсюда пропускная способность диафрагмы
“=К-£У; <247)
для воздуха при 20° С:
и=11,6Л (2-18)
Как видно из уравнения (2-17), пропускная способ-
ность диафрагмы в молекулярном режиме не зависит от
давления в отличие от проводимости в вязкостном ре-
жиме.
2-6. РАСЧЕТ ПРОПУСКНОЙ СПОСОБНОСТИ ТРУБОПРОВОДОВ
Учитывая, что турбулентный режим встречается в ва-
куумных системах крайне редко, рассмотрим основные
выражения для пропускной способности трубопровода
только в вязкостном, молекулярном и молекулярно-вяз-
костном режимах.
а) Вязкостный поток. Для вязкостного потока через
круглый трубопровод Майером было выведено соотно-
шение [Л. 11]:
G = ^6T>i-A (2-19)
Отсюда в соответствии с (2-3) получим пропускную
способность круглого трубопровода:
w = —----= ~Р, (2-20)
Pl—р2 128р./V !
41
где d — диаметр;
I — длина трубопровода;
р — коэффициент вязкости газа;
р — среднее давление в трубопроводе.
Для воздуха при 20° С получим:
w = 0,182^--p [л/сек], (2-21)
где dal — в см, а р — в мк рт. ст.
Из приведенных выражений видно, что пропускная
способность трубопровода в вязкостном режиме пропор-
циональна четвертой степени диаметра и зависит от
среднего давления в трубопроводе.
Пропускная способность некруглых трубопроводов
в вязкостном режиме изучена мало. Р. Левингер [Л. 10]
рекомендует для воздуха при комнатной температуре
пользоваться выражением:
и = 0,26с —— р \л[сек\, (2-22)
где а н b — размеры сторон прямоугольного сечения, см;
I — длина трубопровода, см;
с — берется из табл. 2-2.
Таблица 2-2
а/Ь 1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1
С 1,00 0,99 0,98 0,95 0,9 0,82 0,71 0,58 0,42 0,23
Из приведенного выражения и таблицы видно, что
для заданной площади сечения пропускная способность
заметно убывает по мере удаления формы поперечного
сечения от квадратной.
б) Молекулярный поток. Для пропускной способности
при молекулярном потоке через круглый трубопровод
Кнудсеном выведена формула
3 У 2мг I
(2-23)
где k — постоянная Больцмана;
Т — абсолютная температура;
m — масса молекулы;
42
d — диаметр;
I — длина трубопровода.
Соответственно для воздуха при 20° С:
и= 12,1 [л/сек], (2-24)
где dal — в сантиметрах.
Как видно из приведенных выражений, пропускная
способность трубопровода при молекулярном режиме
течения газа пропорциональна кубу диаметра и не за-
висит от давления.
Для некруглых трубопроводов Кнудсеном предложе-
на формула:
и=11 (2-25)
3 V 2im Bl
где F— площадь поперечного сечения трубопровода;
В — периметр;
Г—длина трубопровода.
Для воздуха при 20° С:
и = 61,6 [л/сек], (2-26)
где F—в квадратных сантиметрах; В и / — в санти-
метрах.
Из (2-25) нетрудно увидеть, что для трубопровода
прямоугольного сечения пропускная способность в моле-
кулярном режиме заметно убывает по мере удаления
формы поперечного сечения от квадратной. Для трубо-
провода кольцевого сечения (рис. 2-4) из уравнения
(2-25) получим после подстановки
F = и 5 = ^ + ^):
u = (2-27)
3 г Л J ' 7
Для воздуха при 20эС:
п=12,14[1-(^)2][1--^] [лИ. (2-28)
где d и I — в сантиметрах.
в) Молекулярно-вязкостный поток. Для пропускной
способности круглого трубопровода в молекулярно-вяз-
43
костном режиме течения Кнудсен предложил полуэмпи-
рическую формулу
nd*
|. (2-29)
14-1,24
Для воздуха при 20° С:
U = (0,182^)+(I2,l^ ) W-l.(2-30)
где d и I — в ел; р — в мк рт. ст.
Из (2-29) видно, что если среднее давление р в тру-
бопроводе очень мало (dp < 15), то первым членом
Рис. 2-4. Схема цилиндриче-
ского канала с коаксиальным
стержнем внутри.
можно пренебречь, второй сомножитель во втором члене
оказывается близким к единице и уравнение сводится
к выражению (2-23) для пропускной способности в мо-
лекулярном режиме.
Если же среднее давление велико (dp >500), то вто-
рым членом уравнения можно пренебречь по сравнению
с первым, так как второй сомножитель во втором члене
перестает зависеть от давления, приближаясь к значе-
нию, близкому к единице. Тогда приходим к уравнению
(2-20) для вязкостного потока.
2-7. ЭКВИВАЛЕНТНЫЙ ДИАМЕТР ТРУБОПРОВОДА
Для любого трубопровода некруглого сечения может
быть выбрана эквивалентная круглая труба с той же
самой пропускной способностью на единицу длины.
При вычислении эквивалентного диаметра для трубо-
проводов прямоугольного сечения обычно применяются
два нижеследующих способа.
44
По первому из них принимается, что трубопроводы
эквивалентны, если равны площади их поперечных сече-
ний:
аЬ-, d = ]/'"•
(2-31)
где а и b — стороны прямоугольника.
Второй способ исходит из того, что трубопроводы
считаются эквивалентными, если равны отношения учет-
веренной площади сечения к периметру:
4F, 4F2
Bi ’
отсюда
, 2ab
a — —гт>
CL -f- Ь
(2-32)
При малых отношениях b/a меньшую погрешность
дает первый способ, при больших отношениях bl а — вто-
рой способ. Поэтому при Ь[а<.3 экаавялентчык диаметр
определяют по уравнению (2-31), а при Ь1а~>3 — по
(2-32). Расчет пропускной способности в этих случаях
может быть проведен по соответствующим уравнениям
для круглых трубопроводов, причем во втором случае ре-
зультат должен быть умножен на поправочный коэффи-
циент <р, вычисленный Клаузингом [Л. 12]:
в/а 3 5 8 10
у 1,198 1,297 1,400 1,444
При &/ц>10 для расчета следует пользоваться соот-
ветствующими выражениями пропускной способности
трубопроводов со щелевым сечением (см., например,
[Л. 11]).
2-8. ЗАМЕЧАНИЯ К ФОРМУЛАМ ДЛЯ РАСЧЕТА ПРОПУСКНОЙ
СПОСОБНОСТИ
1. Выше были приведены выражения для пропускной
способности прямых трубопроводов с постоянным сече-
нием по длине. Для практических расчетов, не требую-
щих большой точности, эти формулы могут быть при-
менены и для расчета трубопроводов с расширяющимся
сечением путем подстановки в них размеров для сред-
него сечения.
45
2, Что касается влияния на пропускную способность
трубопроводов изгибов, колен, то имеющиеся сведения
по этому вопросу в значительной мере противоречивы.
Однако большинство авторов склоняется к тому, что
при молекулярном режиме течения изгибы, колена на
трубопроводах следует учитывать путем прибавления
к длине трубопровода в соответствующих формулах 1 —
2 диаметров трубопровода.
Влияние изгибов, колен в вязкостном и молекулярно-
вязкостном режимах течения изучено значительно
меньше. Однако по данным Клозе (Klose) [Л. 13] и Еге-
ра (Eger) [Л. 14], заметного отклонения пропускной спо-
собности в этих случаях по сравнению со спрямленной
трубкой равной осевой длины и того же сечения не
обнаруживается, хотя из общих соображений следует, что
влияние изгибов трубопровода в вязкостном режиме
должно сказываться сильнее, чем в молекулярном. Учи-
тывая, что вязкостный режим течения в вакуумных си-
стемах имеет место, как правило, в форвакуумных ком-
муникациях, обладающих обычно сравнительно большой
длиной (отношение lid велико), то учет сопротивления
на изгибах в этом случае не столь 'существен, как для
молекулярного режима течения, имеющего место, как
правило, в сравнительно коротких высоковакуумных
коммуникациях.
3. Как уже указывалось выше, пропускная способ-
ность диафрагмы в вязкостном режиме течения газа яв-
ляется функцией отношения давления p2/pj по обе сто-
роны диафрагмы. Для расчета пропускной способности
диафрагмы в этом случае нужно знать отношение дав-
лений р2/рь что при расчетах всегда вызывает затрудне-
ние. Чтобы избежать этого затруднения, очень часто
пропускную способность диафрагмы рассчитывают про-
сто как u = 20F л/сек, независимо от отношения давле-
ний. Это приводит, естественно, к занижению величины
пропускной способности и в ряде случаев может вызвать
значительную ошибку. Действительно, u=20F есть мини-
мальная величина пропускной способности, имеющая
место при 0,1- На практике же редко имеют дело
с такими отношениями давлений; как правило, -у >0,1.
46
Как же практически рассчитывать пропускную спо-
собность диафрагмы в вязкостном режиме? Как уже
указывалось ранее, поток через диафрагму по мере
уменьшения Z=pilpi от 1 до 0,525 (для воздуха при
20°С) возрастает от 0 до своего максимального значе-
ния 6Макс~20р1К[л • мк/сек] и при дальнейшем уменьше-
нии £ остается постоянным (см. табл. 2-1). Поэтому
прежде всего надо проверить, не превышает ли задан-
ный поток газа максимального значения, определяемого
давлением на входе в диафрагму и ее площадью, т. е.
должно соблюдаться условие G < 2OpiF (величины G, р
и F обычно при расчетах бывают известны).
Если окажется, что G>20piE, то это будет означать,
что никакими средствами откачки, установленными за
диафрагмой, не удастся создать при данном потоке газа
заданное давление перед диафрагмой, равное pi.
Далее по известным значениям рассчитывается отно-
шение G/piF и по табл. 2-1 определяется соответствую-
щее ему значение £, а также и.
Пример. Рассчитать проводимость диафрагмы диаметром 20 см,
установленной в трубопроводе диаметром 1 м, при потоке газа О =
= 103 л-мк/сек, при давлении перед диафрагмой pi=25 мк рт. ст.
1. Определяем режим течения газа
pd= 25-20 = 500 мк-см — режим течения вязкостный.
2. Отношение
-6р — 12^л/сек-см2.
3. По табл. 2-1 определяем величину и', соответствующую
Q
значению----?г-=12,»л/с<?#-с.иг:
Pit •
> и' 123 л!сек-см2.
t
) 4. Подсчитываем проводимость диафрагмы с учетом поправки
? (2-Н):
I
и = 123F------------р~ 4-104 л!сек.
1 р
47
ГЛАВА ТРЕТЬЯ
ОБЩИЕ ПРИНЦИПЫ РАБОТЫ ПАРОСТРУЙНЫХ
ВАКУУМНЫХ НАСОСОВ
3-1. ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА РАБОТЫ НАСОСОВ.
КЛАССИФИКАЦИЯ
Действие пароструйных вакуумных насосов основано
на использовании в качестве откачивающего элемента
высокоскоростной паровой струи. В зависимости от
области рабочих давлений и принципа действия разли-
чают три вида вакуумных паро-
Рис. 3-1. Принципиаль-
ная схема работы паро-
струйного вакуумного на-
соса.
/ — нагреватель; 2 — кипя-
тильник; 3 — пароподводя-
щая труба; 4 — теплоизоля-
ция; 5— сопло; 6 — рабочая
камера насоса; 7 — холодиль-
ник; 8 — трубка для стока
конденсата в кипятильник;
9 — вход газа; /О,—выход
газа.
струйных насосов: эжектор-
ные (760—10~2 мм рт. ст.), бу-
стерные (Ю-1—10~4 мм рт. ст.)
и высоковакуумные (ниже
10~4 мм рт. ст.).
Несмотря на различие в диа-
пазонах рабочих давлений, в кон-
структивном оформлении, в ре-
жимах работы и физическом ме-
ханизме процесса откачки об-
щая принципиальная схема рабо-
ты насосов одинакова. На рис. 3-1
приведена упрощенная схема, ил-
люстрирующая работу насосов с
собственным кипятильником.
В кипятильник насоса 2 зали-
вается специальная рабочая
жидкость (вакуумное масло или
ртуть). Нагревателем 1 жидкость
нагревается в кипятильнике до
рабочей температуры; образую-
щийся пар по пароподводящей
трубе 3 поступает к соплу 5,
из которого с большой ско-
ростью истекает в виде расходящейся струи в про-
странство рабочей камеры насоса 6. Откачиваемый газ
поступает в рабочую камеру через патрубок 9, захваты-
вается струей и увлекается ею к охлажденным стенкам
рабочей камеры. На стенках камеры пар конденсируется
и конденсат по сливной трубке 8 возвращается обратно
в кипятильник; газ, увлекаемый струей к стейкам ка-
48
меры, сжимается ею и выбрасывается через патрубок 10
к насосу предварительного разрежения.
Несколько отличается от приведенной схемы работа
пароводяного эжекторного насоса, в котором рабочий
пар приготовляется не в собственном кипятильнике,
’ а подается по паровой магистрали из котельной или
ТЭЦ. Кроме того, пар не конденсируется на стенках
насоса, а либо выбрасывается вместе с газами, либо,
- конденсируется в установленном за насосом конденса-
торе.
Механизм -увлечения газа струей в пароструйном на-
сосе зависит от режима течения откачиваемого газа и
режима истечения паровой струи. Вообще говоря, при
соответствующем выборе режима работы насоса можно
заставить его удовлетворительно работать в любой из
указанных выше областей давлений.
Так, если обеспечить достаточно большой расход
пара через сопло, а также достаточно высокую скорость
и плотность струи, то насос может удовлетворительно
работать в области высоких впускных давлений (760—
10~2 мм рт. ст.) и при сравнительно большом выпускном
. давлении. В этом случае в зависимости от расхода пара
через сопло режим его истечения из сопла может быть
турбулентным или ламинарно-вязкостным. При турбу-
лентной струе увлечение газа струей осуществляется за
счет турбулентного перемешивания вихреобразно дви-
жущихся масс струи с частичками откачиваемого газа,
в процессе которого частицы газа получают импульсы
в направлении движения струи от паровых частиц.
Кроме турбулентного захвата будет иметь место также
и вязкостный захват, обусловленный вязкостным тре-
нием граничных слоев струи и прилегающих слоев газа,
а также диффузия газа в струю. Однако относительная
роль второго и третьего факторов в сравнении с турбу-
лентным захватом будет в этом случае очень мала. По
мере же уменьшения расхода пара через сопло будет
все больше возрастать роль вязкостного захвата и
уменьшаться роль турбулентного. Наконец, при лами-
нарной струе увлечение газа будет осуществляться
только за счет вязкостного захвата и частично диффу-
зии. Описанные процессы имеют место в вакуумных
эжекторах, причем турбулентные потоки осуществля-
ются обычно в насосах, работающих при относительно
4 А. Б. Цейтлин. ^9
высоких давлениях откачиваемого газа (десятки —
сотни миллиметров ртутного столба); в насосах, рабо-
тающих при более низких давлениях газа, имеют место
ламинарные струи.
Чем ниже давление откачиваемого газа, тем мень-
шую плотность и расход пара должна иметь струя. При
этом в механизме увлечения газа струей наряду с вяз-
костным захватом все большую роль начинает играть
диффузия газа в струю. Такого рода процессы увлече-
ния газа струей, в которых существенную роль наряду
с вязкостным захватом играет диффузия, имеют место
в вакуумных бустер-насосах.
Наконец, при очень низких давлениях откачиваемого
газа (10-4 мм рт. ст. и ниже), когда длина свободного
пробега его молекул становится соизмеримой с разме-
рами рабочей камеры насоса, вязкостное трение исче-
зает и механизм увлечения газа целиком определяется
диффузией молекул газа в струю. При этом для осу-
ществления наилучшего откачивающего действия струя
должна иметь малую плотность и большую скорость.
Такого рода механизм «захвата» газа имеет место в вы-
соковакуумных, т. е. «диффузионных» насосах».
Приведенные рассуждения показывают, что приме-
нимость вакуумного пароструйного насоса для работы
в той или иной области давлений обусловлена главным
образом режимом его работы. Однако одним только
изменением режима работы нельзя добиться того, чтобы
насос работал одинаково эффективно в любой из ука-
занных выше областей давлений. Поэтому на практике
весь диапазон рабочих давлений от 760 до 10~7 мм рт. ст.
и ниже обеспечивается не одним типом пароструйного
насоса, а группой насосов (эжекторный, бустерный, вы-
соковакуумный), отличающихся друг от друга не только
режимом работы, но и конструктивно.
3-2. ПОНЯТИЕ ОБ ОСНОВНЫХ ХАРАКТЕРИСТИКАХ
ВАКУУМНЫХ ПАРОСТРУЙНЫХ НАСОСОВ
Вакуумные пароструйные насосы характеризуются
предельным вакуумом, производительностью, быстротой
действия и наибольшим выпускным давлением.
Предельным вакуумом насоса р0 называется
наинизшее остаточное давление, которое может быть
50
создано Насосом в герметичной и хорошо обезгаженной
вакуумной системе.
Предельный вакуум определяется равновесием меж-
ду количеством газа, удаляемым насосом, и количеством
газа, возвращающимся из насоса обратно в систему.
Для пароструйных насосов предельный вакуум может
регламентироваться также упругостью паров рабочей
жидкости насоса при температуре стенок откачиваемой
системы.
Для количества газов, удаляемых из системы, может
быть записано соотношение:
= (3-1)
где V — объем откачиваемой системы;
р— давление, создаваемое в системе в данный мо-
мент времени;
S— объем газа, удаляемый насосом в единицу вре-
мени;
р — предельный вакуум насоса;
т — время.
Приняв, что S не зависит от р, после интегрирова-
ния получим:
где Pi—давление в системе в начальный момент вре-
мени (т = 0);
р„— давление в системе в момент времени т.
Отсюда, пренебрегая величиной р0 в сравнении с рх,
будем иметь:
__$
А — Р0 = Р1в V . (3-2)
Зависимость 1g р от т будет вначале представлять со-
бой прямую линию, тангенс угла наклона которой к оси
абсцисс равен:
Alg(p — р„) _ -S
Дт 2,303V ’
а затем, по мере приближения р к р0 кривая будет
асимптотически приближаться к оси времени (рис. 3-2).
Теоретически давление в системе р = ро может быть до-
4* 51
стигйуто только через время т=оо. Практически Же пре*
дельным вакуумом насоса считают создаваемое в си-
стеме давление, которое не изменяется в процессе по-
следующей длительной откачки более чем на 10%'.
Обычно для нормально работающего пароструйного на-
Рис. 3-2. Изменение давления в герметичной, хорошо
обезгаженной системе при откачке ее вакуумным на-
сосом (ро=Ю~7 мм рт. ст.-, <j- =260 сек).
coca с собственным кипятильником предельный вакуум
достигается через 2—3 ч с момента включения нагрева-
теля насоса *.
Величина предельного вакуума насоса имеет значе-
ние главным образом для высоковакуумных насосов,
которые часто используются специально для создания
1 Длительное время достижения предельного вакуума обуслов-
ливается временем установления рабочей температуры в кипятиль-
нике насоса, временем обезгаживания рабочей жидкости и внут-
ренних поверхностей насоса.
52
наинизшего остаточного давления в системе. Что ка-
сается эжекторных и бустерных насосов, то для них
величина предельного вакуума не играет существенной
роли, так как они предназначены
удаления больших количеств га-
за из откачиваемой системы при
относительно высоких давлениях.
Производительностью
насоса G называется количе-
ство газа, удаляемого насосом
в единицу времени при данном
впускном давлении. Она изме-
ряется в кг/ч, л • мк рт. ст./сек,
л • мм рт. ст/сек, см? • ат/ч.
Производительность G скла-
дывается из полезной нагрузки
Gn и собственной нагрузки насо-
са Go, обусловленной газоотделе-
ниями его стенок, циркуляцией
преимущественно для.
Рис. 3-3. Производитель-
ность вакуумного паро-
струйного насоса в зави-
симости от впускного
давления.
в нем некоторого количества га-
за, растворенного в рабочей жидкости, обратным про-
никновением газа через струю и т. д. Таким образом,
эффективная (или полезная) производительность равна:
Gn=G—Go
(3-3)
При G = G0, т. е. при предельном вакууме, эффективная
производительность насоса равна нулю.
Производительность пароструйных насосов принято
изображать графически в зависимости от впускного дав-
ления в координатах 1g G — 1g р. Обычно эта зависи-
мость представляет собой кривую с прямолинейным
участком в области рабочих давлений (рис. 3-3).
Производительность является одной из важнейших
величин при характеристике работы главным образом
эжекторных и бустерных насосов.
Быстротой действия1 насоса S называется
объем газа, удаляемый насосом в единицу времени при
данном впускном давлении. Быстрота действия изме-
1 В практике употребителен также термин «скорость откачки»
насоса.
53
ряется в л/сек, м3)мин и см^ч. С производительностью
насоса она связана соотношением
G
Р
(3-4)
где р — впускное давление.
В соответствии с (3-3) можно записать:
S^p — Sp—Sp0,
отсюда

(3-5)
S
Рис. 3-4. Быстрота действия
высоковакуумного пароструй-
ного насоса в зависимости от
впускного давления.
г0Р
Из (3-5) видно, что эффективная быстрота действия Sn
равна номинальной быстроте действия S, когда р > р0,
и равна нулю, когда р = ро, т. е. при предельном ва-
кууме.
Быстроту действия при-
нято изображать графиче-
ски в зависимости от впуск-
ного давления в координа-
тах S-lg р (рис. 3-4).
Быстрота действия яв-
ляется главной характери-
стикой гари оценке и выборе
вакуумных пароструйных
насосов.
Наибольшим выпускным давлением на-
соса рн.в называется наибольшее значение давления на
стороне предварительного разрежения, превышение ко-
торого приводит к ухудшению характеристик насоса
(предельного вакуума или быстроты действия).
Зависимость впускного давления от давления на сто-
роне предварительного разрежения для вакуумных паро-
струйных насосов имеет вид кривой, приведенной на
рис. 3-5. Сначала с ростом давления на стороне предва-
рительного разрежения впускное давление не претерпе-
вает изменения (участок а), затем по достижении наи-
большего выпускного давления рп.в впускное давление
начинает увеличиваться с ростом давления на стороне
предварительного разрежения (участок б) и, наконец,
оба давления сравниваются (участок в).
54
Величина наибольшего выпускного давления насоса
зависит от значения впускного давления. Обычно наи-
большее выпускное давление определяется либо при
предельном вакууме, либо при
впускном давлении, соответ-
ствующем максимальной произ-
водительности. Так, если насос
предназначен для откачки систе-
мы до возможно более низкого
давления при незначительных ко-
личествах удаляемых газов, то
важным является значение вели-
чины наибольшего 'выпускного
давления при работе насоса на
предельном вакууме. Если же
насос предназначен для поддер-
жания низкого давления в -систе-
ме при удалении больших коли-
впускного давления от
давления на стороне
предварительного разре-
жения для вакуумного
пароструйного насоса.
честв газа, то интересуются вели-
чиной наибольшего выпускного
давления насоса при максималь-
ной производительности.
Коэффициентом полезного действия
(к. п. д.) т] насоса называется отношение энергии Qn,
расходуемой на совершение полезной работы сжатия
газа в насосе от впускного до выпускного давления,
к полной энергии Q, подводимой к насосу:
Qn

Так как в большинстве случаев применения паро-
струйных вакуумных насосов откачиваемый газ на
впускной и выпускной сторонах находится при одинако-
вой температуре, то можно считать сжатие газа изотер-
мическим.
Тогда с учетом уравнения (1-79) получим выражение
для изотермического к. п. д.:
AGRTln —
Pi
71- ----(3-6)
Для различных вакуумных пароструйных насосов
изотермический к. п. д. изменяется в пределах от 10-1
до Ю~4.
55
Коэффициент полезного действия является удельной
характеристикой, позволяющей производить сравнитель-
ную оценку совершенства конструкции и экономичности
различных насосов.
3-3. ИСТЕЧЕНИЕ ПАРА ИЗ СОПЕЛ
а) Течение в соплах. Как уже указывалось, основным
рабочим элементом пароструйных насосов является па-
ровая струя, истекающая из сопла. Поэтому знание
основных положений об истечении из сопел и о поведе-
Рис. 3-6. Схемы сопел.
а — сужающееся сопло; б — сопло Ла-
валя.
нии потока за соплом необходимо для правильного по-
нимания работы ваку-
умных пароструйных на-
сосов. Рассмотрение про-
цесса истечения пара из
сопел сводится к установ-
лению основных соотно-
шений для расхода пара,
скорости, плотности, дав-
ления и других парамет-
ров потока.
В вакуумных насосах применяются в основном два
типа сопел: сужающееся и так называемое «сопло Ла-
валя» (рис. 3-6).
Рассмотрим сначала истечение пара из сужающегося
сопла. Принимая процесс истечения адиабатическим,
запишем для входного и выходного сечений сопла
уравнение Бернулли. Для этого выделим сечения 0=0 и
1=1 и запишем для них закон сохранения энергии:
Б'о = Д1.
(3'7)
Энергия, которую имеет пар в данном сечении сопла,
складывается:
, . „ mw2
1) из кинетической энергии
(т — масса пара; w — скорость потока);
2) из внутренней энергии U = mgCvT, которая с уче-
том того, что 7’=-^-"может быть записана:
Т Т Р
S6
3) из энергии сил давления, которая может быть
вычислена как работа, расходуемая на проталкивание
массы пара через данное сечение. Для того чтобы под-
считать эту энергию, вообразим, что в некотором сече-
нии, расположенном на бесконечно малом расстояний
от данного сечения, помещен свободно движущийся пор-
шень. Сила давления на поршень равна pF (F— площадь
сечения поршня), а путь, проходимый поршнем за бес-
конечно малое время Лт, равен шЛт. Соответственно ра-
бота сил давления составит рюДДт. Умножив и разделив
это выражение на р, получим:
pwF^t
но так как
рРй|Д-с = т,
то энергия сил давления будет равна pzra/p.
Выражая все виды энергии в механических единицах
и складывая их, получим:
где Л—J;?—механический эквивалент тепла, кг-м[ккал.
С учетом уравнения Майера (1-77) выражение для
энергии будет иметь вид:
В соответствии с законом сохранения энергии (3-7)
для сечений 0-0 и I-I будем иметь:
2 2
W0 I . К р0 W1 f К Pl , т, .
(уравнение Бернулли); (3-9)
здесь ю0, р0, р0 — скорость, давление и плотность на
входе в сопло в сечении 0-0;
wi, Ph Pi — скорость, давление и плотность на
выходе из сопла в сечении I-I.
Скоростью w0 в (3-9) можно пренебречь (в вакуум-
ных насосах скорость на входе в сопло незначительна,
так как площадь сечения пароподводящей трубы всегда
достаточно велика, и поток пара на пути от кипятиль-
57
йика к соплу ускоряется незначительно). Тогда из урав-
нения (3-9) получим:
2 — 2к P±J\ _ Р' М
1 ~*-1 Ро V Ро Р>/
С учетом того, что для адиабатического процесса
— f р° к
Pi \Р> ) ’
скорость в выходном сечении сопла будет:
к — 1

« — I Ро L \Ро J J
Определим секундный расход пара через сопло:
G = F1wIp1,
где Fj — площадь выходного сечения сопла.
Подставив в (3-13) выражения для из (3-12)
и
Pi
получим:
2
G = F1V ^iPoPo
(3-10)
(3-11)
(3-12)
(3-13)
(3-14)
Из уравнений (3-12) и (3-14) видно, что скорость
в выходном сечении сопла и секундный расход зависят
от отношения давлений и при неизменных параметрах
на входе в сопло будут тем больше, чем меньше давле-
ние pi на выходе из сопла.
Допустим, что сначала давления на входе в сопло ро
и в среде, куда происходит истечение, pi одинаковы.
Тогда скорость оч='0 и расход G = 0. Начнем теперь по-
степенно понижать давление окружающей среды. Вся-
кое уменьшение давления среды приведет к возникнове-
нию волны разрежения, распространяющейся с ско-
ростью звука (известно, что скорость звука есть не что
иное, как скорость распространения слабых волн давле-
ния). Волна разрежения проникнет в сопло и вызовет
58
в нем понижение давления, что приведет к возрастанию
скорости потока. Так будет происходить до тех пор, пока
давление среды не достигнет некоторой критической
величины рк, при которой скорость потока w, в выход-
ном сечении сопла станет равной скорости звука в этом
сечении. Дальнейшее уменьшение давления среды не
будет уже приводить к проникновению волны разреже-
ния внутрь сопла (так как скорость потока и скорость
волны станут равными), и скорость потока не будет бо-
лее возрастать. Соответственно секундный расход, дав-
ление, плотность и температура в выходном сечении
сопла, достигнув критических значений, не будут более
изменяться с уменьшением давления среды. Когда дав-
ление в среде станет меньше давления рк в устье сопла,
струя будет расширяться в самой среде. Таким образом,
максимально достигаемая скорость потока в суживаю-
щемся сопле равна скорости звука. Она называется
«критической» скоростью.
Уравнение (3-9) с учетом того, что pj?~gRT, может
быть записано
9 2
(3-15)
Принимая, что куо = 0, получим:
Л _. ®1
Та ~ 1 2к
SRTO
(3-16)
Подставляя в (3-16) значение цу1; равное скорости звука
(известно, что скорость звука w3B = '/'KgRTK), получим
при критическом значении скорости:
Т к , tcgRT к
То ~ 1 2к
откуда
Тк _ 2
Та + г
С учетом формул адиабатического процесса
к
И
Р1__/Л у-1
Р» у Т0 J
(3-17)
(3-18)
59
будем иметь соответственно
К
Рк / 2
Ро + 1J
(3-19)
Рк
Ро
2 V-1
(3-20)
Подставляя в (3-12) вместо рг)рй выражение (3-19) и
заменяя у0/р0 на gRT0, получим критическую скорость:
2g RT0 = }/2 (3-21)
Соответственно при критических значениях скорости
и плотности в выходном сечении сопла расход пара че-
рез сопло также достигает своего критического макси-
мального значения:
GMaKc=^KPK = ^Po]/ 2g RT0 . (3-22)
В соответствии с приведенными соображениями за-
висимость секундного расхода G от отношения давлений
PilPo графически может
о о,г а,в о,8 /,о
быть выражена кривой,
согласно которой с умень-
шением pi/po до критиче-
ской величины расход уве-
личивается до максималь-
ного значения и затем
остается постоянным
(рис. 3-7).
Анализ же выраже-
ния (3-14) для секундно-
го расхода показывает,
что после достижения
Рис. 3-7. Зависимость секундного максимума при дальней-
расхода пара через сопло от отно- шем уменьшении pdpo се-
шення давлении. кундный расход снова
убывает и при Pi/po = O
G—Q (пунктирная ветвь на рис. 3-7). Такое кажущееся
противоречие устраняется, если учесть, что по достиже-
нии критического значения отношение pi/po в выходном
сечении сопла будет оставаться неизменным независимо
60
от изменения давления среды, и, следовательно, неиз-
менным будет оставаться секундный расход, определяе-
мый выражениями (3-14) и (3-22).
Рассмотрим теперь работу сверхзвукового сопла.
Как мы указывали, при отношении давлений PifPa
меньше критического на выходе из сужающегося сопла
достигается скорость звука, а затем вне сопла струя
продолжает расширяться с увеличением скорости.
Однако это расширение сопровождается вихреобразова-
нием и потерями, вследствие чего не дает существенного
выигрыша в скорости.
Из уравнения постоянства .массового расхода G =
~Fpte> = const следует, что площадь сечения струи
„ const
Г —------.
pw
Из уравнения (3-14) получим:
const
(3-24)
Если каждое сечение последовательно принимать за
конечное и давление в нем принимать за pi (в формуле
3-24), то зависимость F от
сопла выразится кривой,
изображенной на рис. 3-8.
Вначале кривая показы-
вает уменьшение площади
сечения по длине сопла
вследствие того, что ско-
рость возрастает на этом
участке быстрее, чем пада-
ет плотность (рис. 3-9).
При критическом отноше-
нии давлений (Р1//?о)к пло-
щадь сечения становится
изменения р\[ро по длине
Рис. 3-8. Изменение площади
сечения сопла в зависимости от
изменения перепада давления
по длине сопла.
минимальной; в этом се-
чейии достигается критическая скорость, равная ско-
рости звука. При дальнейшем уменьшении pjpa
возрастает скорость согласно (3-12) и увеличивается
площадь сечения, так как на этом участке плотность
убывает быстрее, чем растет скорость. Это показывает,
61
что скорость газа (или пара), большую скорости звука,
можно получить, придав соплу соответствующий про-
филь, а именно: установив за сужающимся насадком
расширяющуюся часть (рис. 3-6,6). Таким образом, рас-
ширяющаяся часть создает те
Рис. 3-9. Изменение скорости и плот-
ности на выходе из сопла в зависи-
мости от отношения pi/p0.
условия для получения
сверхзвуковых скоро-
стей, которые не мо-
гут быть созданы од-
ним понижением дав-
ления в среде, куда
происходит истечение.
Такое сопло называет-
ся соплом Лаваля по
имени шведского инже-
нера, впервые предло-
жившего его для полу-
чения сверхзвуковых
скоростей.
Сопла Лаваля при-
меняются в высокова-
куум!ных, бустерных и
эжекторных насосах.
Сужающиеся сопла при-
меняются в отдельных
конструкциях эжекторных насосов. Так как в вакуум-
ных насосах отношение давления pjpo практически всег-
да меньше критического, то на выходе из расширяю-
щихся сопел скорость паровой струи всегда сверхзвуко-
вая. Максимальная скорость потока достигается при ис-
течении в абсолютный вакуум, т. е. при pi = 0. В этом
случае уравнение (3-12) принимает вид:
®маКС = ’|/^У ИЛИ = gRT0. (3-25)
Как видно из уравнения (3-25), гамаке, так же как и
Омане (3-21), (3-22), зависит только от параметров пара
на входе в сопло или от параметров пара в кипятиль-
нике насоса (изменением параметров в пароподводящей
трубе можно пренебречь).
Установим соотношения для параметров потока
в выходном сечении сверхзвукового сопла.
Разделив делимое и делитель второго члена правой
62
части уравнения (3-16) на w2K и обозначив w1/'wK=^1,
будем иметь:
(3.26)
С учетом уравнений (3-18) получим соответственно:
К
к—1
?о \ К + 1 1 J
(3-27)
(3-28)
Одной из важнейших характеристик сверхзвукового
сопла является так называемое „расширение11 сопла, рав-
ное отношению площади выходного сечения к площади
критического сечения сопла.
Из уравнения постоянства расхода:
®кРк7'к = ^1Р1Л (3-29)
получим расширение:
Л Fi —Wk?k
FK Wi?i
или с учетом (3-20) и (3-28):
1
(3-30)
Из уравнения (3-30) следует, что с увеличением рас-
ширения сопла увеличивается коэффициент скорости 2.
При А=1 2=1, т. е. скорость равна критической. При
Л = оо достигается максимальное значение 2 = 1/ •
г К ~• 1
Некоторые значения (—, f—'j ,wK, wMaKC,
\ Pa J к V ° J К \ Р» /К
2макс приведены в табл. 3-1.
Основным критерием подобия для газодинамических
высокоскоростных потоков является число Маха, рав-
ное' отношению скорости потока к местной скорости
звука
(3-31)
63
Таблица 3-1
к
1,13 (насыщенный водяной пар) 1,3 (перегретый водяной пар) 1.4 (воздух) 1,67 (пары ртути)
(Р1/Ро)я 0,577 0,546 0,528 0,485
(Р1/Ро)к 0,610 0,628 0,634 0,650
(Т!/Т0)к 0,939 0,870 0,833 0,750
wK (7=293° К) 380 390 313 123
о-макс (7=293° К) 1 530 1 080 760 246
м ак с 4,05 2,78 2,45 2,00
Число М связано с коэффициентом скорости % вполне
определенным соотношением. В соответствии с (3-31)
запишем для выходного сечения сопла Лаваля:
М2 ^нО
' ' ®3B1— “’зво^зв/
WK <> > <Тк „
й^зво *
том (3-17) и (3-26) получим:
2 „
л?
- 1 '--—А2 , (3-32)
1 к 4-1 1
ИЛИ
к 1 „ 2 т2 1 к— 1 , (3-33)
1 + 2
Число /И изменяется от 0 до оо с изменением Л от 0 До Ямакс. С учетом (3-33) уравнения (3-26), (3-27), (3-28)
и (3-30) могут быть записаны: Л __ 1 (3-34)
1 0 К — 1 „ ’ 1 + 2
Pl. 1 (3-35)
Ро К > ( К— 1 9 V-1 1 1 + 2 )
64
1
(3-36)
(3-37)
В современных пароструйных вакуумных насосах дости-
гаются значения М = 7—8.
Зависимости, определяемые соотношениями (3-26) —
(3-30), для ряда значений к приведены в приложении 8.
б) Потери в соплах. Выведенные выше соотношения
(3-12) и (3-14) не учитывают потери на трение, имею-
щие место в действительности в соплах. Вследствие вяз-
Рис. 3-10. Картина образования пограничного слоя
в соплах.
а —> суживающийся насадок; б — расширяющийся «асадок;
в— сопло Лаваля; 0-0 — критическое сечение сопла без погра-
ничного слоя; 1-1л— критическое сечение с пограничным слоем.
костного трения слои парового потока вблизи стенки
притормаживаются, теряя свою скорость непосредствен-
но на стенке до нуля. Образуется так называемый по-
граничный слой, в котором скорость падает от своего
номинального значения до нуля на стенке. Толщина
этого слоя по длине сопла возрастает. В сужающемся
сопле благодаря пограничному слою проходные сечения
канала убывают быстрее, чем при отсутствии трения
(рис. 3-10,а), вследствие чего при дозвуковом потоке
скорость будет нарастать, а давление, плотность и тем-
пература — падать быстрее, чем при отсутствии трения.
В расширяющемся сопле (рис. 3-10,6) наличие погра-
ничного слоя приводит к замедлению роста скорости и
падения давления, плотности и температуры сверхзву-
кового потока. В сопле Лаваля (рис. 3-10,в) наличие по-
5 А. Б. Цейтлин. 65
граничного слоя приводит к уменьшению площадей кри-
тического и выходного сечений. При этом критическое
сечение перемещается из горловины сопла в расширяю-
щуюся часть. Это может быть объяснено с помощью
основного уравнения обращения воздействий, установ-
ленного Л. А. Вулисом (Л. 16]. Для случая трения в соп-
ле уравнение обращения воздействий имеет вид:
(АР - 1) -^=--4— ^-dL„, (3-38)
^зв
где Атр — работа трения.
При М = 1 (в критическом сечении) получаем:
dJL=&LdL^. (3-39)
Г Ш
зв
Но так как <7£тр— величина положительная, то
dF/F>0, т. е. критическое сечение лежит за горловиной,
где dF=O. Вместе с тем в горловине (dF=Q при dw>0)
имеет место дозвуковая скорость М<_ 1.
Наличие пограничного слоя в реальных соплах не-
обходимо учитывать при их конструировании. Наиболее
сильно влияние пограничного слоя сказывается при
больших длинах сопел, например в первых ступенях ва-
куумных эжекторов, работающих при давлениях ниже
1 мм рт. ст. Кроме того, при малом диаметре критиче-
ского сечения сопла пограничный слой может суще-
ственно уменьшить критическое сечение и соответствен-
но расход пара через сопло. По этой причине сопло
с очень малым диаметром критического сечения в не-
которых случаях вообще оказывается неработоспособ-
ным.
Потери на трение сильно зависят от угла раствора
сопла. При очень малом угле раствора возрастает влия-
ние пограничного слоя и потери на трение оказываются
значительными. При очень большом угле раствора воз-
можен отрыв струи от стенки сопла, сопровождающийся
потерями на вихреобразование. Обычно угол раствора
сопла принимают равным 10—20°.
Важным источником потерь в соплах является кон-
денсация. Многими исследованиями [Л. 17—32] было по-
казано, что при течении пара или влажного воздуха
в сверхзвуковых расширяющихся соплах происходит
66
скачок конденсации, сопровождающийся переходом пара
из пересыщенного состояния во влажный пар. Известно,
что для начала конденсации пара необходимы либо по-
верхность жидкости, либо холодная стенка, контакти-
рующие с паром, либо наличие центров — зародышей
конденсации в виде твердых частиц или жидких капе-
лек. При истечении сверхзвуковых потоков из расши-
ряющихся сопел пар изоли-
рован от стенки сопла погра-
ничным слоем, в котором
' температура возрастает от
температуры движущегося
потока до температуры за-
торможенного пара на стен-
ке сопла. Поэтому при
сверхзвуковом истечении
возможными центрами кон-
денсации могут быть в ос-
новном твердые инородные
частицы либо самопроиз-
вольно образующиеся в па-
ре жидкие или твердые кап-
ли.
В вакуумных насосах
обычно имеют дело с насы-
щенным или влажным па-
Рис. 3-11. Изменение статиче-
ского давления потока в сопле
Лаваля при наличии скачка
конденсации.
ром, поэтому в сверхзвуковых соплах вакуумных насо-
сов практически всегда происходит скачок конденсации.
На рис. 3-11 показано изменение статического дав-
ления в сопле при возникновении скачка конденсации
[Л. 17]. До давления рп статическое давление изменяется
в соответствии с законом адиабатического расширения
(Рн — давление насыщенного пара при температуре Ти
в рассматриваемом сечении). Если бы конденсация
отсутствовала, то падение давления ниже рн проходило
бы по адиабате (пунктирная линия) непрерывно. В дей-
ствительности же изменение давления ниже рн откло-
няется от адиабаты, пар становится пересыщенным и
при давлении рс происходит резкий рост давления, после
которого оно снова закономерно уменьшается (сплош-
ная линия). В сечении,’соответствующем рс, происходит
скачок конденсации, за которым в сопле образуется
туман, наблюдаемый в опытах.
5* 67
Как видно из изложенного, при сверхзвуковом исте-
чении пара образование скачка конденсации приводит
не только к потерям, связанным с ростом статического
давления и уменьшением скорости, но также и к измене-
нию состояния пара.
Обычно потери в соплах учитывают введением коэф-
фициента скорости Т, равного отношению действитель-
ной скорости истечения к теоретической, так что
(3-40)
где W! — скорость, подсчитанная по уравнению (3-12).
Коэффициент Y находится из опытов и обычно при-
нимается равным 0,95—0,97. Однако при больших рас-
ширениях и соответственно больших длинах сопел потери,
связанные с образованием пограничного слоя и возник-
новением скачков конденсации, могут быть очень боль-
шими, и соответственно коэффициент скорости может
быть значительно меньше указанных значений.
в) Свободная струя за соплом. Скачки уплотнения.
Так как в вакуумных насосах давление среды, куда про-
исходит истечение, очень мало и всегда меньше давления
в выходном сечении сопла, то струя по выходе из сопла
продолжает расширяться уже в самой среде. Картина
свободной струи за соплом показана на рис. 3-12
[Л. 33, 34].
Вблизи сопла имеется область I невозмущенного по-
тока— ядро струи, ограниченная прямыми линиями по.
В ядре струи линии тока пара 1 сохраняют то же на-
правление, что и в сопле, а скорость, плотность, темпе-
ратура и давление имеют те же значения, что и в выход-
ном сечении сопла. К ядру струи примыкает так назы-
ваемая угловая область II или область обтекания края
сопла, ограниченная линией ао и кривой ob. В этой
области линии тока загибаются вокруг края сопла, при-
чем имеются линии тока, направленные в сторону, про-
тивоположную движению потока. Область II характери-
зуется тем, что в ней параметры потока приближенно
постоянны вдоль лучей, исходящих из угловой точки
сопла (на рис. 3-12 — пунктирные линии, исходящие из
1 Линиями тока называются траектории движения частиц, об-
ладающие тем свойством, кто каждая частица, находящаяся на ней
в данный момент времени, имеет скорость, совпадающую по на-
правлению с касательной к этой линии.
68
точки а). Наконец, между кривыми ob лежит централь-
ная область струи III, характеризующаяся тем, что ли-
нии тока в ней приближенно прямолинейны; при этом
плотность пара резко падает с удалением от сопла. Ли-
ниями равных параметров является семейство линий,
ортогональных к линиям тока (пунктирные линии на
рис- 3-12). Характер распределения и абсолютные зна-
чения параметров в струе называются в совокупности
структурой струи.
Рис. 3-112. Картина свободной струи за со-
плом в вакуумном насосе.
/ — ядро струи; // — угловая область; /// — цен-
тральная область.
Если в сверхзвуковую струю поместить источник
возмущения, то в отличие от дозвуковых потоков, где
возмущение, распространяясь вверх и вниз по течению
со скоростью звука, приводит к плавной перестройке
всего потока, в данном случае возмущения будут
сноситься сверхзвуковым потоком вниз по течению. До
источника возмущения поток будет оставаться неизмен-
ным, возмущения же будут распространяться только
вниз по течению.
Область, в которой распространяются возмущения
от точечного источника в сверхзвуковом потоке, пред-
ставляет собой конус с вершиной в точке возмущений
(рис. 3-13). Внутри конуса возмущений распространя-
ются сферические звуковые волны, образуемые источни-
ком возмущения в вершине конуса А. За пределы ко-
нуса возмущения волны не распространяются, так как
скорость потока w больше скорости распространения
волны дазв. Поверхность конуса служит границей, раз-
деляющей поток на возмущенную и невозмущенную
области. Эту граничную поверхность называют гранич-
ной волной возмущений. Практически источником малых
возмущений (звуковых волн) в потоке может быть лю-
69
бое малое препятствие (риски, бугорки) на поверхности.
В сверхзвуковом потоке от каждого малого препятствия
отходит граничная волна возмущений, ограничивающая
область распространения вызываемых препятствием
Рис. 3-13. Схема распространения волны сла-
бых возмущений в сверхзвуковом потоке (про-
хождение сферической волны через каждую
секунду).
возмущений. Угол <р между направлением скорости по-
тока и граничной волной возмущений (рис. 3-13) назы-
вается углом слабых возмущений и связан с пара-
метрами потока выражением
sin'P = 4’* (3‘41)
Сильные возмущения могут распространяться со
скоростью, большей скорости звука. В частности, силь-
ные волны давления распространяются со скоростями,
значительно большими скорости звука. Особенностью
сильной волны давления является то, что фронт ее
очень узок, в связи с чем состояние потока (давление,
плотность, температура) изменяется не плавно, а скач-
ком.
Различают скачки прямые и косые. Прямым скачком
называют такой скачок, фронт которого перпендикуля-
рен к направлению набегающего потока, т. е. образует
с ним угол р = 90°. Косым скачком называется такой ска-
чок, поверхность которого образует с направлением на-
бегающего потока острый угол (р<90°). Характер
скачка зависит от рода возмущения, вносимого в сверх-
70
звуковой поток (форма обтекаемого тела, его располо-
жение, повышение давления за потоком и т. п.). Так,
например, тело, имеющее заостренный профиль, будучи
расположенным по оси потока, вызывает, как правило,
косой скачок уплотнения; тело с тупым профилем вызы-
вает прямой скачок уплотнения. Прямой скачок возни-
кает также при значительном повышении давления за
сверхзвуковым потоком.
Наибольшая потеря скорости и наибольшее повыше-
ние давления наблюдаются при прохождении потока че-
рез прямой скачок уплотнения. За прямым скачком ско-
рость потока обязательно становится меньше скорости
звука, сколь велика бы ни была скорость 'перед скачком.
Основные соотношения для прямого скачка уплотнения
легко могут быть получены из уравнений сохранения
массы, количества движения и энергии для потока перед
скачком (индекс 1) и за ним (индекс 2) (Л. 33, 35]:
Ш1Ш2= 4 (3-42)
Х1%2=1; (3-43)
\ 9 / 1 \
1 - (3-44)
/ 2 \
9 / \ 2 9 / 1 \
А - А = PlI 1 - I ^7+1 Р1да1 (1 - (3-45)
W?
4-1
к
к — 1
з-т’Х 1-

2 1_— 1
« +1 Tif+«’+1
Т — Т —w2 [1 ~ — 'j —
2 1 । к —
« + 1 ~м? "’"'Я7
V1_~P±=W2-
Ра — Pi к
К + 1 Pi
р2 К — 1 ~ р2
рГ~ К + 1 pi
1 + К - 1 р2
(3-46)
(3-47)
(3-48)
(3-49)
71
Уравнения (3-42) и (3-43) иллюстрируют изложен-
ное выше положение, что за прямым скачком уплотне-
ния скорость потока всегда дозвуковая. Действительно,
для удовлетворения равенствам (3-42) и (3-43) при
условии, что wi>wK или ,Х1> 1, необходимо: w2<®k или
1.
Уравнения (3-44), (3-45), (3-46) и (3-47) выражают
изменение скорости, давления, плотности и температуры
в прямом скачке уплотнения.
Из этих уравнений видно, что величины скачков ско-
рости, плотности, давления и температуры полностью
определяются значениями этих параметров перед скач-
ком. При A4t=4 скачки всех параметров обращаются
в нуль, при <4 формулы теряют свой смысл.
Уравнение (3-48) выражает интересную зависимость
параметров, характерную для прямого скачка уплотне-
ния: отношение скачка давления к скачку плотности при
любых параметрах потока перед скачком всегда равно
квадрату критической скорости.
Наконец, уравнение (3-49), выражающее зависи-
мость отношения плотностей в скачке уплотнения от
отношения давлений, в отличие от известной зависи-
мости для идеального адиабатического процесса
1
Рг (Е1\К
Pi ~ vJ
называется ударной адиабатой.
Ударная адиабата характеризует необратимый про-
цесс, при котором часть кинетической энергии перехо-
дит необратимо в тепло, которое уже не может быть
преобразовано в кинетическую энергию без дополни-
тельных затрат механической работы.
Если в идеальном адиабатическом процессе увеличе-
ние плотности с ростом давления является неограничен-
ным (Pj —-оо при р\—-оо), то в процессе со скачком
уплотнения, характеризуемом ударной адиабатой, при
неограниченном возрастании давления в скачке уплотне-
ния (р2-^°°) увеличение плотности имеет совершенно
определенный предел, который, как видно из (3-49), ра-
вен:
72
Например, для воздуха ‘(к= 1,4) предельное увеличение
плотности в скачке уплотнения не может быть более
шестикратного
Для прямого скачка уплотнения в ртутном паре (« =
= 1,67):
(АА =4. (3-52)
k Pi Лакс
В насыщенном водяном паре (« = 1,13):
В отличие от прямого скачка уплотнения косой ска-
чок уплотнения сопровождается значительно меньшими
потерями, причем потери тем меньше, чем меньше
угол р, под которым направлен фронт скачка. При очень
слабом косом скачке угол Р становится равным углу
слабых возмущений <р, определяемому уравнением (3-41).
При угле 0=90° косой скачок уплотнения переходит
в прямой. Условием косого скачка уплотнения, таким
образом, является
г) Работа сопла Лаваля в нерасчетном режиме. На
рис. 3-14 приведены кривые изменения давления и ско-
рости потока в сопле Лаваля. Кривые АБВГ (на графике
давлений) и обвг (на графике скорости) соответствуют
расчетному режиму работы сопла, при котором статиче-
ское давление в выходном сечении сопла (отрезок 3-Г)
равно давлению в пространстве за соплом. Скорость на
выходе из сопла, определяемая отрезком 3-г, может быть
подсчитана для этого случая по уравнению (3-12).
Если давление в пространстве за соплом больше или
меньше статического давления, достигаемого в выход-
ном сечении сопла, то сопло будет работать в нерасчет-
ном режиме. При этом, если давление в пространстве
меньше расчетного, то это не сказывается на течении
газа в сопле, и в выходном сечении сопла давление
и скорость имеют расчетные значения. Струя продол-
жает расширяться за соплом с увеличением скорости,
сопровождающимся потерями из-за сильных вихреобра-
зований на границах струи.
Если давление в пространстве за соплом выше рас-
четного, то давление, равное давлению в пространстве,
достигается в некотором сечении сопла 1-1. При этом
можно было бы ожидать, что до этого сечения поток
останется в расчетном режиме; за сечением 1-1 после
Рис. 3-14. Изменение параме-
тров потока в сопле Лаваля при
работе его в нерасчетном ре-
жиме.
а — изменение давления; б — изме-
нение скорости.
достижения в нем расчет-
ных значений давления и
скорости, определяемых от-
резками 1-Б и 1-6, поток
примет цилиндрическую
форму и как бы оторвется
от стенок сопла.
В действительности же
в применяемых обычно на
практике соплах такого от-
рыва потока от стенок сопла
не происходит. Поток за се-
чением 1-1, где достигается
давление окружающего про-
странства, продолжает рас-
ширяться с падением давле-
ния и ростом скорости. Про-
исходит как бы перерасши-
рение газа, в результате ко-
торого в некотором сечении
2-2 происходит скачок уплот-
нения, сопровождающийся
ростом давления (отре-
зок В-Е) и падением скорости (отрезок e-е). При этом
скорость за скачком (отрезок 2-е) оказывается меньше
скорости звука. Дозвуковой поток в расширяющейся
части сопла за сечением 2-2 адиабатически замедляется
до значения З-д, а давление возрастает до давления
в окружающем пространстве З-Д. Из приведенных кри-
вых видно, что возникновение скачка уплотнения в сопле
сопровождается потерей скорости. Действительно, если
бы произошел отрыв потока от стенок сопла в сече-
нии 1-1 без скачка, то при том же самом давлении, со-
ответствующем отрезку З-Д, поток приобрел бы боль-
шую скорость (З-д') в сравнении со скоростью З-д в слу-
чае возникновения скачка.
74
Схема образования скачка уплотнения в сопле
Лаваля приведена на рис. 3-15 (Л. 35]. При расчетном
режиме работы сопла от его кромок, являющихся
источником слабых возмущений, отходят граничные кри-
вые слабых возмущений 0-1. При давлении в простран-
стве, несколько большем расчетного, вместо волн сла-
бого возмущения появляются косые скачки уплотнения,
фронт которых 0-2'-2 расположен под углом к потоку, не-
Рис. 3-15. Схема образования скачка уплотне-
ния в сопле Лаваля.
сколько большим угла слабых возмущений. По мере по-
вышения давления в пространстве фронт косого скачка
располагается все круче и круче, и в месте их скрещи-
вания появляется небольшой прямой скачок; происходит
как бы раздвоение скачка (линии 0-3'-3'-3). В дальней-
шем длина прямого скачка увеличивается, а косых скач-
ков— уменьшается и, наконец, такой комбинированный
скачок перемещается внутрь сопла. Вблизи критического
сечения косые скачки полностью исчезают, скачок цели-
ком становится прямым.
д) Связь характеристик пароструйного насоса с обра-
зованием скачков уплотнения в паровой струе. Если в ва-
куумном пароструйном насосе (рис. 3-1) начать повы-
шать выпускное давление в районе патрубка 10, то Обра-
зующаяся при этом волна уплотнения приведет к появ-
лению в сверхзвуковой паровой струе скачка уплотне-
ния. Скорость потока скачком перейдет из сверхзвуковой
в дозвуковую; давление, плотность и температура в по-
токе за скачком возрастут. По мере повышения выпуск-
ного давления фронт скачка, представляющий собой
границу распространения возмущений, будет переме-
щаться все ближе и ближе к соплу (рис. 3-16). Наконец,
при некотором значении выпускного давления струя
75
пара оторвется от стенок насоса и начнется переток
газа между струей и стенкой в обратном направлении.
В дальнейшем фронт скачка переместится в сопло.
Образование скачков уплотнения в струе и величины
параметров потока за скачком определяют характер
изменения и величину такой характеристики вакуумных
насосов, как наибольшее выпускное давление.
Рис. 3-16. Образование скачков уплотнения
в паровой струе.
а — выпускное давление мало, скачка нет; б — вы-
пускное давление возросло, появился скачок
уплотнения; в — дальнейший рост выпускного дав-
ления, скачок сместился ближе к соплу; г — вы-
пускное давление еще более увеличено, струя
оторвалась от стенок рабочей камеры, начался
переток газа со стороны .предварительного разре-
жения в область впускного патрубка.
В связи с описанной картиной возникновения скач-
ков уплотнения наибольшим выпускным давлением рнв
пароструйного насоса является такое давление на сто-
роне предварительного разрежения, которое соответст-
вует крайнему положению фронта скачка уплотнения
в струе, предшествующему отрыву струи от стенок ра-
бочей камеры (рис. 3-16,в). При превышении ри.в про-
исходит отрыв струи от стенок и начинается переток
газа со стороны предварительного разрежения в область
впускного патрубка (рис. 3-16,а). Такая трактовка поня-
тия наибольшего выпускного давления дает возможность
следующим образом объяснить характер зависимости
впускного давления от давления на стороне предвари-
тельного разрежения (рис. 3-5): сначала (ветвь а)
возрастание давления на стороне предварительного раз-
режения, вызывающее появление скачка уплотнения,
76
приводит лишь к смещению фронта скачка й стерону
сопла, не сопровождающемуся- изменением впускного
давления; при превышении ра.в начинается переток газа
из области предварительного разрежения в область
впускного патрубка, сопровождающийся ростом впуск-
ного давления (ветвь б); наконец, по мере возрастания
выпускного давления обратный переток газа достигает
такой величины, что давления в области впускного
патрубка и в области предварительного разрежения
сравниваются (ветвь в).
По величине рн.в с некоторым приближением можно
принять равным статическому давлению в паровом по-
токе за скачком уплотнения, которое зависит от величи-
ны параметров потока перед скачком, рода рабочей
жидкости и от геометрических размеров и формы си-
стемы: сопло — рабочая камера.
Из уравнений (3-21), (3-27), (3-28) и (3-45) может
быть получено уравнение, связывающее статическое
давление за скачком р2 с давлением на входе в сопло
ро и коэффициентом скорости М перед скачком:
1
(3-54)
(3-55)
жидко-
Рн.в — Р2-
Зависимости р^ро от %! для паров различных
стей приведены в приложении 9.
3-4. ДРОССЕЛИРОВАНИЕ ПАРА ПЕРЕД СОПЛОМ
Если газ или пар проходит через диафрагму, встав-
ленную в трубопровод, то происходит так называемое
дросселирование или мятие пара, сопровождающееся
понижением давления. Это явление наблюдается также
при прохождении газа через задвижки, вентили и дру-
гие элементы, образующие местные сужения трубопро-
вода. Характер потока и распределение давления вбли-
зи дроссельного устройства показаны на рис. 3-17. Су-
жение потока начинается до диафрагмы, и на некотором
расстоянии за диафрагмой поток достигает минималь-
ного сечения. Далее поток постелено расширяется до
полного сечения трубопровода. Происходящее при
дросселировании понижение давления объясняется зна-
77
чйтельными потерями на трение в суженном сечении
трубопровода и потерями на вихреобразование при вне-
запном расширении потока за сужением.
Совершаемая газом работа расширения от р0 до р'о
никуда не передается. Она частично превращается в теп-
Рис. 3-17. Дросселирование газа в трубопро-
воде перед соплом.
ло, изменяя внутреннюю энергию газа, и частично идет
на изменение кинетической энергии газа. Для этого слу-
чая можно записать уравнение сохранения энергии
в виде:
2
U, + Apevt + А =U'e + Ap'ov'o + А(3-56)
С учетом (1-84) получим:
Т I ^0 JI I (--'о)5 (п йу.
Л>~г 2g- ‘ о+ 2g • (3-57)
Обычно вторые члены в обоих частях уравнения (3-57)
малы по сравнению с первыми и ими можно пренебречь.
Тогда уравнение принимает вид:
7о = //ю- (3-58)
Таким образом, с достаточной для технических рас-
четов точностью можно считать, что при дросселирова-
нии теплосодержание газа не изменится. При этом
следует иметь в виду, что линия одинакового теплосодер-
жания в начальном и конечном состояниях не изобра-
жает процесса изменения состояния при дросселирова-
78
ыии. В действительности при прохождении пара через
суженное сечение теплосодержание и давление его умень-
шаются, как в адиабатическом процессе истечения,
а скорость возрастает. За суженным сечением газ снова
занимает все сечение трубопровода, скорость его умень-
шается и кинетическая энергия видимого движения пе-
реходит в тепловую, которая усваивается газом при
р = const; теплосодержание принимает практически пер-
воначальное значение.
Если дросселированию подвергается идеальный газ,
то температура его в процессе дросселирования не из-
меняется
7’1 = 7’2.
Если дросселируется реальный газ, то изменение его
температуры в процессе дросселирования выражается
так называемым дифференциальным дроссель-эффектом
Если dv[dT определить из уравнения Ван-дер-Ваальса
(1-89) и подставить его в (3-59), то получим:
2« .
ART °
dT ----------dp, (3-60)
С р
где а и b — коэффициенты из уравнения Ван-дер-Вааль-
са. Из (3-60) следует, что при
Т’ — ~ ^ипв ’ (3-61)
называемой температурой инверсии, dT = 0.
При Т>7'инв dT>0, т. е. температура будет возра-
стать в процессе дросселирования. При Т<ТШВ dT<Q,
т. е. температура в процессе дросселирования будет
уменьшаться. Приближенно температура инверсии мо-
жет быть определена по уравнению
7’Инв='6,75 Тк. (3-62)
Так, например, для водяного пара 7'инв = 4 370° К, для
ртутного пара ГИНв = 11 300° К. Как видно, температуры
79
инверсии водяного и ртутного пара столь велики, что
практически всегда при их дросселировании температура
будет понижаться (</Т<0).
Параметры состояния пара после дросселирования
проще всего определять по /-S-диаграмме. Рассмотрим
различные случаи дросселирования пара (рис. 3-18).
1. Дросселирование перегретого пара. По начальным
параметрам пара р\ и t\ находим точку / и проводим че-
рез нее линию I—const до
конеч-
пара.
вакуум-
перегрев
пересечения с изобарой р2,
соответствующей
ному состоянию
Температура пара в точ-
ке 2 определяется изотер-
мой \t2, проходящей через
эту точку.
При дросселировании
перегретого водяного или
ртутного пара от давле-
ний, с которыми обычно
приходится иметь дело в
пароструйных
ных насосах,
возрастает.
2. Дросселирование сухого насыщенного пара. По на-
чальным параметрам pi или /Н1 на линии насыщения
находим точку 1' и проводим через нее линию /=const
до пересечения в точке 2' с изобарой р2, соответствую-
щей конечному состоянию пара. При дросселировании
сухого насыщенного пара он в большинстве случаев ста-
новится перегретым. При этом дросселирование водя-
ного и ртутного паров от давлений ниже 1 ат сопро-
вождается практически незначительным изменением тем-
пературы.
3. Дросселирование влажного насыщенного пара. По
начальному давлению рх и начальной степени сухости Xi
определяем точку 1" и проводим через нее линию /=
= const до пересечения с изобарой р2 в точке 2". По зна-
чению проходящей через эту точку линии постоянной
сухости определяем х2. При дросселировании влажного
насыщенного пара происходит его подсушивание; иног-
да в процессе дросселирования влажный пар может
стать сухим или даже перегретым.
Дросселирование часто используется при конструи-
80
ровании и эксплуатации вакуумных пароструйных насо-
сов для понижения давления пара перед соплами.
При этом обычно возникает необходимость опреде-
лить размеры дроссельной диафрагмы, обеспечивающей
необходимый перепад давлений. Выведем уравнение,
связывающее размеры диафрагмы с отношением давле-
ний при дросселировании и размерами сопла, перед ко-
торым необходимо понизить давление пара (рис. 3-17).
Уравнение расхода пара через диафрагму имеет вид
[Л. 36]:
О«="Г«р/2g ^-(1-^). (3-63)
где а — коэффициент расхода, учитывающий соотноше-
ние размеров диафрагмы и трубопровода и су-
жение струи;
е — коэффициент расширения, учитывающий сжи-
маемость пара.
Потеря давления при дросселировании 6р = р0—р'о
в зависимости от перепада давлений на диафрагме Др=
—ро—рт может быть определена из следующего при-
ближенного уравнения [Л. 36]:
6р=Ар(1-----1,1 от), (3-64)
где m = Fa[F0.
Подставляя в (3-64) Д/? — р0—pm~pJl— —бу-
дем иметь:
8^ = А — Р'о^Ро(^ — (1 — (3-65)
\ НО /
отсюда получим:
£1 = 1 —-^- = 1 — fl — р-^}(1 — 1,1т).
Ро Ро у Ро /
Из (3-66) имеем:
1-^1
। Рт Ро
Ро 1 — 1,1m *
(3-66)
(3-67)
Подставляя значение 1 — у- из (3-67) в (3-63), получим:
Сд = ае^д1/~2g ^-(1- • (3-68)
д 1/ fq \ р0 /1 — 1,1т ' '
§ А. Б. Цейтлин, gj
1
Расход пара через сопло согласно (3-22):
Из условия неразрывности потока G;I = GC получим:
Принимая условно, что процесс изменения состояния
пара от р0 до р'й происходит адиабатически, т. е. ~г- =
(р'„ \ к fk к f 2 \к—। ,
— J , и обозначив ——а, —г-г ( —гп ) = Щ из
p«J к +1 +1J
рт (3-69) после преобразования
/- получим:
Рис. 3-19. Номограмма для
определения коэффициента рас-
ширения е.
Ро а26(1 — 1,1т)
к +1 <х2е^ *
(3-70)
Подставляя в выведенное
нами уравнение (3-70) зна-
чения а, е и b для конкрет-
ного пара, можно получить
зависимость а от p'olpo и т.
Коэффициент расхода а
зависит от числа Рейнольдса
Re и величины т (Л. 36J.
При значениях Re, больших
некоторой предельной вели-
чины КеПред для каждого зна-
чения т, коэффициент рас-
хода а перестает зависеть от
Re. При Ке<Рецред а изме-
няется на 1—5% от значения,
соответствующего Рецред (от-
клонение тем меньше, чем
82
меньше m). Поэтому приближенно можно принять, что а
зависит только от т и имеет следующие значения:
т 0,05 0,1 0,3 0,5 0,7
а 0,598 0,602 0,634 0,695 0,802
Коэффициент расширения е может быть определен для
каждого газа по номограмме на рис. 3-19 [Л. 36]. Пунк-
тирные линии на номограмме указывают метод нахожде-
ния б в зависимости от [1 —— ), т и к. Оценим практи-
\ А/
чески возможные значения тиа при дросселировании
пара перед соплами вакуумных насосов. Обычно для
f
нормальной работы сопла принимают 0,1—0,2.
* о
Так, например, для пароводяных эжекторных насосов
рекомендуется размеры пароподводящих труб к соплам
выбирать такими, чтобы скорость движения пара в них
не превышала 30 м/сек [Л.37]. Из уравнения неразрыв-
ности потока
®о/?оРо = ®кТкРк
имеем:
(з-71)
/о Рк ' ’
Подставляя в (3-71) дао = 30 м/сек, дак=1/ 2g —RT0
г К —1
Ро (к 4- 1 \к—1
и — = (—£—) , для водяного пара получим:
Ркр \ 2 7
При практически применяемых значениях То—400—500эК
имеем:
~<0,12. А (3-73)
Учитывая, что
F‘K -— — ат, То (3-74)
получим практические соотношения между а и т ( для
^- = 0,12 \
а /
т 0,001 0,01 0.1 0,3 0,6
а 120 12 1,2 0,4 0,2
6*
83
Рис. 3-20. График для определения размеров диафрагмы при
дросселировании водяного и ртутного пара перед соплом.
Обычно редко применяются значения а меньшие 1 и
большие 10—15. Поэтому в общем случае можно принять
т = 0,01—0,15. При этих значениях т скорость потока
в отверстии диафрагмы, как правило, достигает крити-
ческого значения. Поэтому при пользовании номограм-
мой на рис. 3-19 можно принимать pmlpo, равное крити-
ческому значению для данного газа.
На рис. 3-20 приведены кривые a = f(.p'o/po, т) Для
случаев дросселирования водяного и ртутного пара, по-
строенные по уравнению (3-70). Ошибка при пользова-
нии уравнением (3-70) для определения размеров диа-
фрагмы не превышает, как показывает опыт, ±10%. По
приведенным кривым можно выбрать а и гп для задан-
ного дросселирования р'о/рю и, наоборот, определить
р'о/ро по заданным а и т.
84
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
ВАКУУМНЫЕ ЭЖЕКТОРНЫЕ НАСОСЫ
4-1. ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ
Вакуумные эжекторные насосы представляют собой
разновидность струйных аппаратов и служат для откач-
ки больших количеств газа из различных установок, ра-
ботающих при давлениях от 760 до 10 2 мм рт. ст.
Принцип действия эжекторного насоса заключается
в следующем (рис. 4-1). Пар повышенного давления ис-
текает через расширяющееся сопло 1 со сверхзвуковой
скоростью в виде турбулентной или ламинарной струи.
За счет турбулентного перемешивания (при турбулент-
/ 2 5 4
Рис. 4-1. Принципиальная схема эжектора.
/—сопло; 2*—камера смешения; 3 — горловина; 4 — диф-
фузор.
ной струе) вихревых масс паровой струи с частичками
окружающего струю газа происходит захват и увлечение
газа в сужающийся насадок 2, называемый камерой сме-
шения и служащий для обеспечения возможно более
полного перемешивания пара с газом, характеризуемого
равномерным распределением всех параметров смеси
(давления, плотности, скорости, температуры) по сече-
нию потока. Если струя ламинарна, то как уже указыва-
лось ранее, механизм захвата газа струей будет опре-
деляться вязкостным трением между граничными слоя-
ми струи и прилегающими слоями откачиваемого газа.
В остальном механизм работы эжектора будет таким
же, как и в случае турбулентной струи.
Вследствие обмена энергиями при смешении давле-
ние откачиваемого газа возрастет, становясь равным
статическому давлению смеси, а скорость потока умень-
шится (рис. 4-2). Уменьшение скорости при этом обу-
словлено потерей энергии при смешении. Если предпо-
ложить, что смешение потоков происходит при посто-
85
янном давлении, то количество движения смеси должно
быть равно сумме количеств движения потоков:
+ (44)
Gc — количество смеси, равное Gn+Gr;
Gr—количество пара и откачиваемого газа соот-
ветственно;
даП2 и даг2 — скорости
тения;
wc — скорость
отсюда
где
Gn и
пара и газа на входе в камеру сме-
ем еси;
wc
бдШп2 Ч- бг^ГЗ
бп + б:
Кинетическая энергия смеси
р ___________ Gn4~6r ...2 1
с~ 2g
да"— —
с 2g
(G^w^ -|" бгШга)^
бп +G
(4-2)
(4-3)
меньше суммы кинетических энергии потоков
на величину г п \
____Qn^r (^П2
бп + G
(4-4)
2g
Снижение скорости потока обусловлено также поте-
рями на трение и возникновением скачков уплотнения.
Вследствие взаимодействия сверхзвукового потока
со стенками камеры смешения возникают слабые косые
скачки уплотнения, которые
Рис. 4-2. Изменение статического
давления и скорости потока в
эжекторе (ра, рт, ра — давления
пара, газа, смеси).
приводят к некоторому
уменьшению скорости по-
тока. Однако если стати-
ческое давление в конце
камеры смешения под-
держивается достаточно
низким, то уменьшение
скорости по указанным
причинам может быть та-
ким, что скорость потока
после смешения останет-
ся сверхзвуковой и будет
плавно уменьшаться в су-
жающемся насадке до
86
критического значения. Если же увеличивать давление
за потокам в конце камеры смешения, то при некотором
режиме, соответствующем обычно расчетному, в камере
смешения возникнет прямой скачок уплотнения, -в ре-
зультате которого скорость потока скачком перейдет
в дозвуковую. Статическое давление и плотность потока
при этом возрастут. Однако, несмотря на то, что ско-
рость потока становится дозвуковой, полное давление
смеси в конце камеры смешения, пропорциональное
энергии потока и равное сумме статического и динами-
ческого давлений
Z*— /'стат“1~^2~ > (4'5)
будет еще в значительной мере определяться величиной
динамического давления.
Вместе с тем, для получения высокого значения наи-
большего выпускного давления важно, чтобы статиче-
ское давление потока на выходе из эжектора было воз-
можно большим. Это может быть достигнуто при одном
и том же значении полного давления только за счет пе-
ревода кинетической энергии потока в потенциальную,
т. е. путем увеличения статической составляющей давле-
ния за счет уменьшения динамической составляющей.
Для этой цели служит расширяющийся насадок 4
(рис. 4-1), называемый диффузором. Действие его осно-
вано на свойстве дозвукового потока замедляться в рас-
ширяющемся насадке с возрастанием. статического дав-
ления.
Наряду с конической камерой смешения применяется
иногда и цилиндрическая камера смешения, главным
образом в эжекторах, работающих при малых коэффи-
циентах эжекции и небольших степенях сжатия.
Давление, создаваемое эжектором, существенно за-
висит от величины его наибольшего выпускного давле-
ния. Обычно одна ступень вакуумного эжектора сжимает
газ в 5—10 раз. На степени сжатия, большие 10, эжек-
торы, как правило, не конструируют по экономическим
соображениям, связанным с увеличенным расходом па-
ра при больших сжатиях. Следовательно, одна сту-
пень эжектора, работающая с выхлопом в атмосферу,
может создавать давления 100—150 мм рт. ст.
Для получения более низких давлений необходимо
87
Пар
Рис. 4-3. Схема двухступенчатого
пароводяного эжекторного насоса.
1 — первая ступень; 2 — вторая ступень;
3 _ конденсатор смешения; 4 — сливная
труба; 5 — выхлопная труба; 6 — баро-
метрический конденсатный ящик.
устанавливать ряд ступе-
ней последовательно. При
этом за эжекторной сту-
пенью обычно устанавли-
вается конденсатор, в ко-
тором пар конденсирует-
ся, а газ откачивается
следующей ступенью.
Схема типичного парово-
дяного эжекторного на-
соса с промежуточным
конденсатором приведена
на рис. 4-3. Для получе-
ния же малого впускного
давления с одной сту-
пенью эжектора необхо-
димо поддерживать низ-
кое давление за ступенью,
что обычно достигается
установкой за эжектором
вспомогательного ва-
куумного насоса.
В качестве рабочих
жидкостей в вакуумных
эжекторных насосах ис-
пользуют воду, ртуть и
вакуумные масла. Род ра-
бочей жидкости в значи-
тельной мере определяет
режимы работы, харак-
теристики и конструкцию
насоса.
В вакуумной технике
пароэжекторы применя-
ются как самостоятель-
ные вакуумные насосы, а также как выпускные ступени
многоступенчатых бустерных и высоковакуумных на-
сосов.
4-2. ХАРАКТЕРИСТИКИ
Основной характеристикой пароэжекторных насосов
является зависимость производительности от впускного
давления. Обычно эта характеристика для пароэжектор-
них насосов изображается в перевернутых координатах,
т. е. как зависимость впускного давления от 'производи-
тельности или внешней нагрузки (рис. 4-4). Характери-
стика имеет два участка, наклоненных под разными
углами к оси абсцисс. Пологий — рабочий участок и кру-
той— перегрузочный участок. На рабочем участке ха-
рактеристики значительные изменения нагрузки мало
изменяют впускное давление. На перегрузочном участке
строты действия пароэжек-
Рис. 4-4. Характеристика пароэжек- торного насоса от впуокио-
ториого насоса. го давления.
малые изменения нагрузки привадят к резкому росту
впускного давления.
Насос всегда рассчитывается для работы на рабочем
участке характеристики. Переход на перегрузочный уча-
сток сопровождается неустойчивой работой насоса и по-
вышенной миграцией паров рабочей жидкости в откачи-
ваемый объем. Поэтому длительная работа насоса на пе-
регрузочном участке характеристики не рекомендуется.
Точка перегиба характеристики, соответствующая
максимальной производительности насоса на рабочем
участке, является расчетной рабочей точкой, для которой
обычно ведется расчёт и проектирование пароэжектор-
ного насоса. Производительность пароэжекторных насо-
сов измеряется обычно в килограммах в час. Объемная
производительность, или быстрота действия насоса, в за-
висимости от впускного давления имеет вид кривой с ма-
ксимумом (рис. 4-5), где максимум соответствует рабо-
чей точке.
Предельный вакуум для пароэжекторных насосов яв-
ляется обычно второстепенной характеристикой, так как
89
основным назначением насосов является откачка воз-
можно больших количеств газа, т. е. работа в области
максимальной производительности.
Наряду с обычными для вакуумных пароструйных
насосов параметрами (производительностью, быстротой
действия, предельным вакуумом и наибольшим выпуск-
ным давлением) пароэжекторные насосы характеризу-
ются еще одним важным параметром — коэффициентом
эжекции. Коэффициент эжекции равен отношению весо-
вого количества откачиваемого газа (кг/ч) к весовому
количеству рабочего пара (ка/ч), истекающего из сопла:
Для вакуумных пароэжекторных насосов коэффици-
ент эжекции обычно меньше единицы. Графическая зави-
симость коэффициента эжекции от впускного Давления
имеет вид кривой, подобной характеристике насоса на
рис. 4-4.
4-3. ТЕОРИЯ И РАСЧЕТ ПАРОЭЖЕКТОРНЫХ НАСОСОВ
а) Состояние теории и расчета. Несмотря на исклю-
чительную простоту устройства эжекторов, протекаю-
щие в них физические процессы весьма сложны и раз-
нообразны. Изучение этих процессов явилось предметом
многочисленных теоретических и экспериментальных ис-
следований, начиная со второй половины прошлого века
и по настоящее время [Л. 37—159]. Главной целью этих ис-
следований являлось создание методов расчета и кон-
струирования эжекторов. В настоящее время опублико-
вано большое количество как теоретических, так и эм-
пирических методов расчета. Из теоретических работ,
посвященных изучению эжекторов с большой степенью
сжатия эжектируемого газа и большой степенью расши-
рения эжектирующего пара, к коим относятся вакуум-
ные эжекторы, наиболее значительными являются рабо-
ты, выполненные в ЦАГИ под руководством С. А. Хри-
стиановича [Л. 38, 156, 39], в МЭИ под руководством
М. Е. Дейча [Л. 40—44] и в ВТИ под руководством
Е. Я. Соколова, Н. М. Зингера и Л. Д. Бермана [Л. 45—
56]. Эмпирическая методика расчета, основанная на ре-
зультатах обобщения опыта конструирования и исследо-
90
вания эжекторов, наиболее полно разработана Виган-
дом (Wiegand) СЛ. 37, 111, 112].
Анализ показывает, что большинство теоретических
методов базируется в основном на одних и тех же
исходных теоретических предпосылках и они отличаются
друг от друга лишь полнотой рассмотрения вопроса.
В основе этих методов лежит рассмотрение эжектирую-
щего и эжектируемого потоков на входе в камеру сме-
шения, как двух раздельных потоков. Определение пара-
метров эжектора производится при этом с помощью
основных уравнений газовой динамики, записанных для
начального и конечного сечений камеры смешения. Та-
кой принцип расчета камеры смешения позволяет полу-
чить основные расчетные уравнения без рассмотрения
протекающих в ней процессов. Вместе с тем, при уста-
новлении необходимых расчетных соотношений эжекто-
ра наряду с теоретическими зависимостями использует-
ся целый ряд эмпирических коэффициентов, в частности
коэффициенты потерь, соотношения для осевых разме-
ров, углов и др. По этой причине такие методы оказы-
ваются применимыми для расчета лишь тех режимов и
конструкций эжекторов, для которых известны необхо-
димые эмпирические величины. Это обстоятельство на-
лагает на теоретические методы расчета по существу те
же ограничения, которые существуют и для чисто эмпи-
рических методов расчета. Однако по сравнению с эм-
пирическими методами расчета теоретические методы
позволяют не только определить основные параметры и
размеры эжектора, но также построить его характери-
стику и проследить за изменением различных парамет-
ров в зависимости от режима работы эжектора.
С учетом этих замечаний наиболее целесообразным
является совместное использование при инженерных рас-
четах эжекторных насосов как теоретических, так и эм-
пирических методик. При определении основных разме-
ров эжектора для заданных параметров в рабочей точке
удобнее пользоваться простой эмпирической методикой.
Построение же характеристики насоса, анализ измене-
ния его параметров в зависимости от различных факто-
ров могут быть произведены с помощью необходимых
теоретических соотношений.
б) Расчетная схема эжектора. Примем, что выходное
сечение сопла 1-1 совмещено с входным сечением каме-
91
Рис. 4-6. Расчетная схема эжектора.
ры смешения 2-2 (рис. 4-6,а). Камера смешения состоит
из конического участка между сечениями 2-2 и З'-З' и ци-
линдрического стабилизирующего участка между сече-
ниями З'-З' и 3-3. Введем обозначения:
параметры рабочего пара рд, /п и т. д.;
параметры эжектируемого газа рт, tT и т. д.;
параметры смеси за диффузором рс, tc и т. д.;
критические параметры рп.к, Рс.к и т. д.;
параметры пара на входе в сопло рпо, ^по, ^по и т. д.;
параметры пара в критическом сечении сопла fK : рп.к,
®п-ю ^п.к» Пп.к и т. д.;
параметры пара в выходном сечении сопла Л: рпь ^пь
0пь ®ni и т. д.;
параметры газа на входе в эжектор рт, tr, wr и т. д.;
параметры газа во входном сечении камеры смешения
fr2 (кольцевое сечение между соплом и стенками каме-
ры) рГ2, tr2, wr2 и т. д;
параметры смеси в сечении 3-3 (f3): р3; t3; w3 и т. д.;
92
показатели адиабаты: пара — /сп; газа — кт; сме-
си — кс.
Принимается равенство статических давлений пара
и газа в сечении 2-2.
Процессы течения в сопле и диффузоре, а также про-
цесс смешения протекают с потерями.
В диаграмме 1-S процесс работы эжектора может
быть приближенно изображен так, как показано на
рис. 4-6,6. В идеальном эжекторе без потерь рабочий
пар из точки А, характеризующей его начальное состоя-
ние, расширяется в сопле адиабатически до давления
рг в точке 2. Состояние эжектируемого пара на входе
в камеру смешения характеризуется точкой С. При изо-
барическом смешении состояние смеси перед диффузо-
ром ха|рактеризуется точкой 3. В диффузоре смесь адиа-
батически сжимается от давления р2 (точка 3) до давления
рс (точка 4). В действительном эжекторе расшире-
ние пара в сопле происходит с потерями, поэтому конеч-
ное состояние пара после расширения соответствует не-
которой точке В. Процесс смешения также сопровож-
дается потерями и не протекает изобарически, так что
состояние смеси в конце камеры смешения будет харак-
теризоваться точкой D. Сжатие смеси в диффузоре так-
же сопровождается потерями, и состояние смеси в конце
сжатия будет характеризоваться точкой Е.
в) Определение основных параметров и геометриче-
ских размеров эжектора. Обычно при конструировании
эжектора исходными параметрами для расчета явля-
ются:
1. Производительность при заданном впускном дав-
лении (рабочая точка).
2. Параметры эжектируемого газа в рабочей точке
(состав, давление, температура).
3. Параметры рабочего пара (давление, температура).
4. Температура охлаждающего агента в конденсаторе.
5. Наибольшее выпускное давление.
Кроме того, предполагаются известными основные
термодинамические характеристики рабочей и эжекти-
руемой сред.
Требуется определить размеры эжектора, обеспечи-
вающие получение заданных характеристик.
Наибольшие затруднения в расчете возникают при
определении коэффициента эжекции, т. е. количества
93
рабочего пара, необходимого для обеспечения заданной
производительности при заданной степени сжатия. Ве-
личина коэффициента эжекции зависит от многих фак-
торов таких, как структура струи, режим работы эжек-
тора, геометрические размеры сопла и камеры смешения
и др. Вместе с тем, при предварительном расчете эжек-
тора многие из этих факторов оказываются неизвестны-
ми, например геометрические размеры сопла и камеры
смешения. В связи с этим при выводе расчетного уравне-
ния для коэффициента эжекции обычно делается целый
ряд упрощающих допущений, позволяющих получить
приемлемое для предварительных расчетов соотноше-
ние.
Соколов и Зингер (Л. 45] при выводе приближенного
уравнения для коэффициента эжекции принимают, что
рабочий пар и эжектируемый газ поступают в камеру
смешения, как два раздельных потока, процесс смеше-
ния в конической части камеры смешения протекает изо-
барически и скорость эжектируемого потока на входе
в камеру смешения равна нулю (®г2 = 0). С учетом этих
допущений они рассматривают всю камеру смешения
как цилиндрическую с диаметром пренебрегая ее рас-
ширением во входном сечении. Для входного и выходно-
го сечений цилиндрической камеры смешения записы-
вается уравнение импульсов
?3 Г^- ^,4-^- шГ2] = (А - А) М (4-7)
где и рз — статические давления во входном и выход-
ном сечениях цилиндрической камеры сме-
шения;
ф2 — коэффициент скорости камеры смешения,
учитывающий потери количества движе-
ния на трение.
Из уравнения сохранения массы
Gn+Gr=G3 (4-8)
z-, fw Gr
с учетом того, что G=— и = получим.
/ 9" (4.9)
13 W, ’ k '
94
где n3— удельный объем смешанного потока в выходном
сечении камеры смешения.
Решая совместно (4-7) и (4-9) с учетом йУГ2 = 0, на-
ходим:
<f2Wn2 — W3
V—------
w,
(Рз — Рг) vsg'
2
®3
(р3~ Рг) fagl
9
®3
Имея в виду = можем записать;
®п2 = ?1®л.к^п2>
где — коэффициент скорости сопла.
с”
здесь <р3 — коэффициент скорости диффузора.
Подставив в (4-10) значения скоростей из
и
(4-10)
(4-H)
(4-12)
(4-12)
(4-11) и
у3 = ус (~}Кс
после соответствующих преобразований получим:
(4-15)
95
Выражая из уравнения (3-27) и подставляя его зна-
чение в (4-13), будем иметь:
При этом согласно условию &уг2 = 0, р2=рг.
На основании экспериментальных исследований (паро-
водяных эжекторов Соколов и Зингер рекомендуют при-
нимать:
Ф1 = 0,95; <р2=0,975; <р3=0,9: К, = 0,834 и К3=1.
В тех случаях, когда эжектируемой средой является
пар, для определения коэффициента эжекции можно
пользоваться /-S-диаграммой. В этом случае уравнение
(4-16) может быть записано в виде
v= 0,8341/-^-—1, (4-17)
г Г1 с
где На — адиабатический перепад тепла при расшире-
нии рабочего пара от давления рпо до давле-
ния р2,
Нс— адиабатический перепад тепла при сжатии
смешанного потока от давления р2 до давле-
ния рс.
В силу принятых при выводе допущений уравнение
(4-16) может рассматриваться лишь как весьма прибли-
женное и пригодно только для ориентировочного пред-
варительного расчета;
Следует отметить, что при расчете по уравнению
(4-16) возникают затруднения в определении показателя
адиабаты кс и критической скорости дас.к смеси, так
как эти величины в свою очередь зависят от коэффици-
ента эжекции.
Уравнение для расчета кс может быть получено из
простых соотношений для смеси газов. С учетом (1-71)
можем записать:
„ __Срс __ gnCpn 4~ grCpr
С Cve SuCvn 4- grCvr ’
96
где gn и gT — весовые доли рабочего пара и эжектп-
руемого газа в смеси.
Имея в виду, что — = v, после соответствующих
ёп
преобразований получим:
КпЧ-Кгад (4.18)
с 1 + ча ’ '
где
а = ~-.
Уравнение для определения дас.к может быть получе-
но из закона сохранения энергии, записанного для на-
чального и конечного сечений камеры смешения:
Q3 = 'Qn2 + -Qr2.
(4-19)
С учетом первого закона термодинамики
dQ = dU -|- А Ad (pv)
закон сохранения энергии можно записать:
( 2 X
^4-±C„c7cs ) Gc + FiPiws =
2g 1 А у
=("Г" ~rGvn Т на j Gn 4- Fmpniw П2
у S* f
4_(-97Г 4__r CVTTГ2^ Gr 4“ FГа/7Г2®Г2,
\ /1 у
где 1/Л—механический эквивалент тепла.
Используя уравнения: состояния p-=gpRT, скорости
звука даз2в = л:у и формулу Майера R = ~(CP —Cv),
получим:
1 п т ®3B
ЛСиУ — gK(K-l)’
Подставляя это выражение, а также ю = и — =
* ?ё Р
7 А. Б. Цейтлии.
97
=—в уравнение сохранения энергии, будем иметь:
( I ШзвЗ a’n2 , ®Ln2V I
^~2~~г с п-г~
(2 2 \
Wr о W.. гп \
Дг+^)°г- (4-20)
Преобразовывая это выражение с учетом уравнений
(3-21), (3-34) и w~b =-KgRТ, получим окончательно:
«г + 1 2 । К л 1 2 Кс 4"1/1| \ 2 /л on
---—;W Н-----—да =------1—;(l + v а> . (4-21)
Кг —• 1 Г.К 1 Кп — 1 П.к кс — 1 \ । > с.к V >
Если показатели адиабаты смешиваемых потоков не
изменяются в процессе смешения, то для определения кс
и дас.к могут быть использованы уравнения (4-18) и
(4-21). Для этого предварительно можно принять
___ 2^г.к 4- »п.к
дас.к — 9
и
/Сс — ^п-
По этим значениям определить v и затем пересчитать
кс и дас.к по уравнениям (4-18) и (4-21); по полученным
значениям снова рассчитать v и опять проверить значе-
ния кс и дас.к- Такими последовательными приближения-
ми может быть определена величина коэффициента
эжекции.
Однако расчет становится неопределенным, если по-
казатели адиабаты потоков изменяются в процессе сме-
шения, так как в этом случае в уравнение (4-21) уже
нельзя подставлять значения кс и дас.к, которые потоки
имели в начале камеры смешения. В действительности
во многих случаях показатель адиабаты рабочего пара
может изменяться в процессе смешения.
Как уже указывалось, процессы, протекающие в ка-
мере смешения, связаны с потерями энергии: на удар
согласно уравнению (4-4), с потерями на трение, а так-
же с потерями, обусловленными скачками уплотнения.
При теплоизолированном течении (без передачи тепла
во внешнюю среду) можно считать, что тепло потерь
в камере смешения целиком идет на увеличение тепло-
98
содержания смеси. При этом, если рабочий пар на выхо-
де из сопла влажный, то происходит его подсушка, если
пар сухой насыщенный, то происходит его перегрев.
В обоих случаях показатель адиабаты пара в процессе
смешения изменяется (см. уравнение '(1-111) для водя-
ного пара]. Только в случае перегретого пара на входе
в камеру смешения показатель адиабаты кп остается не-
изменным в процессе смешения.
Для случая, когда показатель адиабаты рабочего па-
ра изменяется в процессе смешения, может быть произ-
веден приближенный термодинамический расчет величи-
ны кс при допущении, что процесс смешения протекает
изобарически, т. е. р2=рз (скачки уплотнения отсут-
ствуют) .
Определяем сначала потерю энергии при смешении.
С этой целью уравнение (4-4) может быть преобразова-
но с учетом коэффициентов потерь и при допущении,
что даг2=0, к следующему расчетному виду [Л. 78]:
(4-22)
где ЧД — коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения скоростей по сечению камеры
смешения. По данным [Л. 78] Ч'г—0,94.
Подставляя в (4-22) значения ф2=0,975 и Ч/,2=0,94,
будем иметь:
? = 8Ж [1 ~ Гр] “4 \ккал1кг\. (4-23)
Полагая, что тепло q идет целиком на подсушку ра-
бочего пара, получим теплосодержание пара в конце
смешения
7n3 = 7n2+<7. (4-24)
По термодинамическим таблицам определяем для су-
хого насыщенного пара при давлении рз = р2 температу-
ру t"a3, теплосодержание /пз и теплоту парообразова-
ния А. Далее определяем степень сухости пара в конце
камеры смешения по уравнению
3
/"пЗ I пз
^3
7*
(4-25)
99
Теперь для данных х3 и /"п3 может быть определен пока-
затель адиабаты рабочего пара в конце смешения. Так,
для водяного пара может быть использовано уравнение
(1-111). Вычисленный таким образом показатель адиа-
баты кп подставляется в уравнение (4-18) и определяет-
ся кс.
Если эжектируемый газ представляет собой паровоз-
душную смесь, то теплосодержание смеси рабочего и
эжектируемого пара в конце камеры смешения равно:
бп^ПЗ "Т б'п^ИЗ
б'п + Gn
(4-26)
где G'n — количество пара в отсасываемой паровоздуш-
ной смеси (Gr=G'n+G,B);
I'a — теплосодержание сухого насыщенного пара,
определяемое по температуре поступающей
в эжектор паровоздушной смеси ir.
Подставляя в (4-26) = , получим:
иГ
Г ^ПЗ + giX'uS
1+^
В соответствии с уравнениями (1-31) и (1-33) пар-
циальное давление пара в паровоздушной смеси в конце
камеры смешения может быть записано как
Rn Gn-pG'n Rn 1 + gn»
(4-27)
где RB и Rn— газовые постоянные воздуха и пара. По
термодинамическим таблицам определяем для сухого на-
сыщенного пара при давлении рпз температуру, теплосо-
держание и теплоту парообразования. Затем по урав-
нению (4-25) определяем х, по уравнению (1-111)—кп
и, наконец, определяем кс по уравнению (4-18), которое
для случая откачки паровоздушной смеси приобретает
вид:
„ __кп (1 + gnv) + кв (1 gn) »а Ц 90)
Кс ~ —TTgnN+(l-gn)va •
Для рассматриваемого случая смешения с потерей
энергии уравнение сохранения энергии (4-21) уже не
пригодно для определения te>c.K. В этом случае йус.к опре-
100

деляем по параметрам потока за диффузором в соот-
ветствии с (3-19), т. е.
= (4-30)
г “I" 1
Газовую постоянную смеси Rc определяем согласно
(1-31) из уравнения
р^(1 + 8лУ) 4~ * (1 gn) Rb (4-31)
Температуру tc определяем по парциальному давлению
пара Рп.с в смеси за диффузором. Парциальное давление
пара рп.с определяем из уравнения (4-28), подставляя
в него вместо рз давление рс, равное заданной величине
наибольшего выпускного давления эжектора. По термо-
динамическим таблицам находим для сухого насыщенно-
го пара при давлении рп.с температуру tc.
Подставляя в (4-28), (4-29) и (4-30) g'n=0, получим
уравнения для случая откачки чистого воздуха.
Приведенные рассуждения, уточняющие расчет ко-
эффициента эжекции при работе эжектора на насыщен-
ном паре, справедливы не только в отношении уравне-
ния (4-16), но также и в случае расчета характеристи-
ки эжектора.
В дополнение к сказанному необходимо заметить,
что наряду с потерями в камере смешения, приводящими
к изменению показателя адиабаты пара, имеют место
потери и в диффузоре, что может приводить к измене-
нию показателя адиабаты пара при течении в диффу-
зоре парогазовой смеси. Это обстоятельство, не учиты-
ваемое в расчете, наряду с отсутствием теплоизолиро-
ванности течения в реальном случае может приводить
к некоторому отклонению действительных характери-
стик эжектора от расчетных.
Таким образом, как уже указывалось выше, уравне-
ние (4-16) позволяет определить приближенное значение
коэффициента эжекции, необходимое для предваритель-
ного, ориентировочного расчета размеров эжектора. При
этом точность расчета по уравнению (4-16) тем меньше,
чем меньше величина v. Нетрудно увидеть, что при ве-
личине v~0,l неточность в вычислении первого члена
уравнения в 10% приводит к ошибке в определении v
в 100%, а при значениях v~0,01 к такой ошибке приво-
101
дит уже неточность вычисления первого члена в 1% (!)
В связи с этим пользование уравнением (4-16) для рас-
чета v<0,l становится практически невозможным.
Основные поперечные размеры эжектора определя-
ются двумя основными геометрическими параметрами
/п1//п.к и /з//п.к- Расширение сопла fni/fn.K вычисляется по
соотношению (3-30), в котором Z, определяется из урав-
нения (3-27) по заданным рпо и р2- Параметр /з//п.к мо-
жет быть вычислен по соотношению, получаемому из
уравнения расхода:
/>jpj = (l + ^/п.кдап.кРи.к- (4-32)
Отсюда с учетом (3-18) и (3-25) после несложных пре-
образований получаем:
1
/ 2 Vn-1
fa Кп Ко -р 1 уп~р1у wc.K Рп l/i| ц
7? JT+T----------ZT7 (1 + v)’ (4’33)
/ 2 Ус-1
уКс + 1/
где
1 1
_ /Кс +1 ус-1 / Кс — 1 ,2 Ус-1
( 2 ) А<=3 ( 1 77pl сз) • (4-ЗЗа)
Учитывая большую степень сжатия газа в эжекторе,
можно принять сжатие в диффузоре критическим, что
во многих случаях оказывается справедливым. При
этом <7сз=1, и уравнение (4-33) приобретает вид:
-1^ = 2 (1 + v), (4-34)
fn.K Ип.к /Ос 1 7 1
где
1
/ 2 Уп-1
, кп кс + 1 У" +1/ _
Кс Кп -pl 1
/ 2 Ус"1
\кс -ply
Определенные по уравнениям (4-16) и (4-34) вели-
чины являются предварительными и должны быть про-
верены по уравнению характеристики.
102
Уравнение характеристики может быть получено из
уравнения импульсов, записанного для начального и ко-
нечного сечений камеры смешения, с учетом реакции
стенки конического участка (конфузора) камеры сме-
шения
С G
Pn2fn2 + Prjr2 —j pdf — АЛ+?2-7ШП2 +
+ ?.V“’^-2iT5L“’I = 0-
Принимая Pn2 = Pni; fn2 = fni; ^n2 = ^ni; fr2 = f2—fnl и ЛИ-
нейный рост давления в конфузоре, Зингер (Л. 45, 46]
выводит уравнение характеристики пароструйного эжек-
тора с камерой смешения, состоящей из конического и
цилиндрического участков:
Г 1
1 f f f l-TTf—Ф1
Pc___I I Г7 Pn fП2 ___1_____I J~t / Г2__* r2___I
/?г Z7C3 | n2 nr f3 a "I” r2 f3 a "4”
P " 1 ф2 1 + у Ф2
. Кп/7п.к f п.к Рп 1 х/
О
X Г * А, + К3 V ЛГ2 - (1 + V) Я 1 ; (4-36)
[_ ^П.К *П.К J |
Ф1 = 2-^~
ф2 = 7Г+^ ТГ~2:
а = р'з/Рз— отношение давлений в начале и конце ци-
линдрического участка камеры смешения. По данным
Зингера [Л. 46] а = 0,5—0,75, причем большие значения
соответствуют короткому цилиндрическому участку,
меньшие —длинному; 77с3 = р3/рс; Пг2 = р2/рг-, Пп2=Рг/Рпо
рассчитываются по (3-27) и Дп.к=Рп.к/Рпо— по (3-19);
®п.1; и оугк определяются по уравнениям (3-21); Хц2 — по
уравнению (3-27).
Величина w0.K рассчитывается по способу, описанно-
му выше при расчете предварительного значения v.
103
Величина Хг2 определяется по функции
п ------F Г-К
Vr2 f
/ Г2
i_^z2 V’
К П ^'г.К П П.К Рп f п.к
Кг Wn.K 77г.к Рг ~f Г2 ’
(4-37)
где fr2 = /2—fn2-
Величина Хг3 определяется по функции qc3 из урав-
нения (4-ЗЗа). Хг2 и 7.г3 имеют значения меньше единицы.
Отношения площадей сечений определяются как:
f П2 f П1 fnl . f 3 .
fs f, ftl.K fn.K ’
f 1’2 fs f П2
f 3 f 3 f 3
(4-38)
(4-39)
Отношение входного сечения конфузора к сечению
цилиндрической части камеры смешения f2/fs по данным
[Л. 45] должно лежать в пределах 2—2,8.
Коэффициенты К1=ф1<рйфз и /<2=<р2<рзф4 согласно
[Л. 45] имеют значения К] =0,834 и /<2=0,812. Здесь
ф4—коэффициент скорости, учитывающий потери эжек-
тируемого потока; <р4 = 0,925.
Как видно из уравнения (4-36), характеристика па-
роструйного эжектора зависит не от его абсолютных
геометрических размеров, а от относительных геометри-
ческих параметров f3//n.K и fni/fn.K, которые являются
главными параметрами подобия эжекторов.
Для построения характеристики эжектора задаются
желаемыми значениями рг и рс. Обычно характеристику
строят для переменного рт при постоянном значении рс-
Для принятых рг и рс по уравнению (4-16) определяют
предварительную величину коэффициента эжекции v.
Затем определяют все величины, входящие в уравнение
(4-36), и подсчитывают степень сжатия рс/рг. Если полу-
ченная величина не совпадает с предварительно приня-
тым значением, то задаются новыми значениями рс и рт
и производят перерасчет, добиваясь методом постепен-
ных приближений совпадения результатов.
Типичные характеристики эжектора при разных зна-
чениях основного геометрического параметра f3/fn.K при-
ведены на рис. 4-7 [Л. 45]. Как видно, характеристика
104
характеристики на
Рис. 4-7. Характеристики рк/р,-=
=f(v) пароструйного эжектора
при разных значениях /з//п.и.
Кривая 1 — fslfп к = 1 800; кривая 2 —
f3/fn.K=97°; кривая 3 — f3/fn,K=500;
кривая 4 — f3/fn к = 260.
имеет два участка: АВ, на котором изменение степени
сжатия не приводит к изменению коэффициента эжек-
ции, и ВС, на котором малые изменения степени сжатия
приводят к значительным изменениям коэффициента
эжекции. Участки ВС и АВ соответствуют рабочему и
перегрузочному участкам
В точке В коэффициент
эжекции имеет макси-
мальное значение, соот-
ветствующее так назы-
ваемому предельному ре-
жиму работы эжектора.
Соответственно при этом
режиме имеем предель-
ный коэффициент эжек-
ции и предельное проти-
водавление, равное наи-
большему выпускному
давлению эжектора.
Предельному режиму
работы эжектора, как
показывает опыт (Л. 42,
43, 47, 48], соответствует
критическая скорость
смешанного потока в гор-
ловине диффузора.
Для объяснения меха-
низма наступления предельного режима рассмотрим ра-
боту эжектора при переменном противодавлении
(рис. 4-8). Допустим, что противодавление за эжектором
имеет некоторую величину рссо), при которой коэффици-
ент эжекции v = 0. При этом режиме, как уже указыва-
лось выше, в камере смешения возникает скачок уплот-
нения, за которым скорость потока становится дозвуко-
вой и затем планомерно уменьшается в диффузоре с од-
новременным ростом давления. При этом вся энергия ра-
бочего потока расходуется на преодоление сопротивле-
ния аппарата и восстановление начального давления.
Несмотря на то, что отношение давлений рг/рс при этом
меньше критического, в горловине диффузора устанавли-
вается давление выше критического. Если теперь начать
снижать противодавление рс, то часть энергии рабочего
потока, расходуемая на преодоление напора, будет вы-
105
Рис. 4-8. Распределение давле-
ния вдоль эжектора при пере-
менном режиме работы.
ответственно коэффициент
максимального предельного
свобождаться, благодаря чему станет возможным эжек-
тирование газа и сжатие его до выпускного давления.
По мере понижения давления рс волна разрежения, рас-
пространяющаяся вверх по потоку со скоростью звука,
будет вызывать перестройку потока до фронта скач-
ка уплотнения; при этом давление в горловине будет
уменьшаться, а коэффициент эжекции аппарата возра-
стать. Этот режим работы соответствует участку ВС ха-
рактеристики на рис. 4-7.
Так будет продолжаться до
тех пор,пока противодавле-
ние не снизится до некото-
рого предельного значения
Рс(пр), при котором давление
рз и скорость w3 достигнут
своих критических значений.
При дальнейшем пониже-
нии противодавления волна
разрежения не может уже
проникнуть в горловину
диффузора и, следовательно,
состояние потока за горло-
виной до диффузора будет
оставаться неизменным. Со-
эжекции, достигнув своего
значения vnp, не будет уже
изменяться (участок АВ на рис. 4-7). При рс<Рс(пр)
скорость потока будет возрастать уже в диффузоре до
сверхзвуковой, а давление падать до тех пор, пока в не-
котором сечении не произойдет скачок уплотнения, и ско-
рость вновь не станет дозвуковой. По мере понижения
противодавления положение фронта скачка смещается
к выходному сечению диффузора (рис. 4-8).
Расчет характеристики эжектора на предельном ре-
жиме может быть произведен по уравнению (4-36) при
подстановке в него параметров, соответствующих крити-
ческому течению в горловине диффузора.
С помощью уравнения постоянства расхода можно
получить соотношение для определения предельного
противодавления рС(пр>:
^С(пр) — Са [ 1 + Vnp]-
(4-40)
106

Уравнение расхода пара через сопло 6п=/п.к®п.кй'Рп.к
с учетом (3-19), (3-20) и (3-21) может быть преобразо-
вано к виду:
Аналогично . KngHn.KPnofn.K (А Л Gn~ wtt.K • (4’41> Gc(np) = W7e^n₽)b> {4.42)
Решая совместно уравнения (4-40), (4-41) и (4-42), по-
лучаем:
Рс(пр) = К± Рпо(1 + Vnp), (4-43)
где 77п.к и 77с.к — критические отношения давлений в
сопле и горловине диффузора, опре-
деляются по уравнению (3-19).
На рис. 4-9 приведено семейство кривых pc=f(v) для
разных впускных давлений рт. На участке 1-2 характе-
ристики с уменьшением рс коэффициент эжекции воз-
растает и в точке 2 при предель-
ном противодавлении рС(пр) до-
стигается предельный коэффи-
циент эжекции. Дальнейшее
уменьшение рс не изменяет v.
Штрих-пунктирная линия а-Ь
есть линия предельных противо-
давлений. Пересечение этой ли-
нии с линией c-d фактических
противодавлений определяет точ-
ку перегрузки характеристики
эжектора pr=f(v) в точке g. При
коэффициентах эжекции мень-
ших, чем в точке е пересечения
линий а-b и c-d, эжектор рабо-
Рис. 4-9. Зависимость
характеристики эжектора
от противодавления при
разных впускных давле-
ниях (РгЗ>Рг2>Рг1).
тает на предельном режиме
(ветвь f-g характеристики), а
при коэффициентах эжекции
больших, чем в точке е,— на до-
предельном (перегрузочная ветвь
g-h).
Таким образом, строя по уравнению (4-43) линию
предельных противодавлений, по пересечению ее с ли-
нией фактических противодавлений находим точку пере-
грузки характеристики эжектора.
107
Как видно из (4-43) и рис. 4-9, величина предель-
ного противодавления зависит от коэффициента эжек-
ции, причем минимальное значение имеет при v = 0.
Величина предельного коэффициента эжекции опре-
деляет при данных размерах эжектора максимальную
скорость эжектируемого потока во входном участке ка-
меры смешения. Эта скорость во всех случаях не может
быть больше критической. Поэтому величина предель-
ного коэффициента эжекции не может быть больше топ,
которая устанавливается при достижении критической
скорости эжектируемого потока. В связи с этим Соколов
и Зингер (Л. 45] ввели понятие о так называемом втором
предельном режиме, характеризуемом тем, что в неко-
тором сечении конфузора fs достигается критическая
скорость эжектируемого потока. Предельный коэффи-
циент эжекции определяется при этом по уравнению
vi:p=(±-------(4-44)
\Jn.K 'Уп.Г / А-П П П.К ЯУг.К /’по
Из (4-44) получаем соответственно
f‘ ____1 —L Wr-K кп Л™ Рпо у /Д.ДЕ\
fn.K Ца.т ' Wn.K Кг Пт.к рс пр’ ' '
где vip — максимальный коэффициент эжекции, опреде-
ляемый по уравнению (4-16).
Можно получить также соотношение
f 3__ ^П, К Рс 1 1 I tflr.K Ка П П.К Рс ^пр /Д ДВ1
f, ^С.К РПО 1 4- ^лр <7п.Г Шс.к Кт Пг,к Рт 1 4~ Vnp
По данным Соколова и Зингера отношение fs//3, опре-
деляемое по уравнению (4-46), не должно превышать
1,5—2,0. В противном случае коэффициент эжекции v,
входящий в это уравнение, не может быть реализован.
Расчет по уравнению (4-44) носит условный харак-
тер, так как отношение fs/fn.K не может быть вычислено
аналитически и должно определяться из опыта. Поэтому
при построении характеристики вновь проектируемого
эжектора величиной fs/fn.K приходится задаваться с уче-
том того, что fs/f3 < 1,5—2,0. Соколов и Зингер утверж-
дают, что характеристики, построенные для реальных
эжекторов по уравнению (4-44) с использованием опыт-
ного значения fs/fs, хорошо совпадают с опытными кри-
выми. Между тем опытное значение (или fs/fn.K)
108
определялось именно путем сопоставления опытных дан-
ных с уравнением (4-44). Поэтому уравнение (4-44) ско-
рее можно рассматривать лишь как некоторую полу-
эмпирическую зависимость, описывающую характер из-
менения параметров эжектора.
Вопрос о том, достигается ли в действительности
второй предельный режим в реальных эжекторах и яв-
ляется ли он регламентирующим по сравнению с пре-
дельным режимом при критической скорости в горло-
вине диффузора, остается пока неопределенным. Вместе
с тем, в упомянутых выше работах по исследованию
предельного режима при критической скорости в горло-
вине диффузора указывается на хорошее совпадение
расчетных характеристик с опытными.
Вернемся к расчету размеров эжектора. Итак, расчет
проводится в два этапа: предварительный по уравнению
(4-16) и окончательный по уравнению характеристики
(4-36) для предельного режима. По вычисленному зна-
чению Vnp определяется расход пара через сопло из
уравнения (4-6). Затем по уравнению (3-22) определяет-
ся площадь критического сечения сопла fn.K и по урав-
нению (3-30) геометрический параметр сопла /п1//п.к-
При этом X рассчитывается для максимального рабочего
давления рг. Угол раствора сопла принимается по опытным
данным равным 10—20° (см. гл. 3, §3-3,6). При больших
расширениях сопел оптимальные результаты получаются
иногда при углах 25—30°. По уравнению (4-34) опреде-
ляется основной геометрический параметр /з//п.к и рас-
считывается диаметр горловины d3. Диаметр входного
сечения конфузора d2 принимается по опытным данным.
Соколов и Зингер [Л. 45] рекомендуют выбирать его,
исходя из соотношения /2//з=2-^2,8. Виганд [Л. 37] при
расчете пароводяных эжекторов определяет его, исходя
из скорости эжектируемого потока в кольцевом сечении
между соплом и конфузором даГ2 < 90 м/сек. Занижение
диаметра d2 приводит к значительному уменьшению ко-
эффициента эжекции (рис. 4-10). Угол конусности кон-
фузора по данным многих исследований рекомендуется
принимать 5—7°.
Длина камеры смешения, как уже указывалось,
играет существенную роль в обеспечении требуемых ха-
рактеристик эжектора. При длине камеры смешения,
меньше оптимальной не обеспечивается равномерное
109
распределение параметров смеси перед входом в диффу-
зор; это приводит к значительным потерям в диффузоре
и снижению эффективности работы эжектора. Оптималь-
Рис. 4-10. Изменение коэффициента эжек-
ции с измеиеиием диаметра входного сече-
ния конфузора i(L = 8rf3, Ъ=Рс/Рг—5)-
ное значение длины L камеры смешения зависит от сте-
пени сжатия ^ = рс/Рг эжектируемого газа и степени рас-
ширения Е = рп/рг рабочего пара. Обычно рекомендуется
принимать
L=(6—10) d3, (4-47)
12
W
в
6
4
/2 3 4 5 6 7 8 Э Ю it
Рис. 4-11. Диаграмма для определе-
ния оптимального отношения Ljd^.
Выбор выходного диаметра
где L — расстояние от выходного сечения сопла до гор-
ловины диффузора.
Виганд на основании опытных данных для пароводяных
эжекторов рекомендует выбирать в зависимости от
значения | по диа-
грамме (рис. 4-11).
Диаграмма проверена
в области £=300-?-
-г-2 000. При конструи-
ровании эжектора сле-
дует выбирать конус-
ность конфузора и
входной диаметр d2 та-
кими, чтобы обеспе-
чить оптимальное зна-
чение L.
диффузора определяет
величину скорости в выходном сечении и соответственно
степень восстановления давления. Чем меньше скорость
НО
на выходе, тем больше величина статического давления
потока. Следовательно, для получения возможно боль-
шего статического давления за диффузором необходимо
иметь большое расширение диффузора. Однако при этом
угол раствора диффузора не должен превышать соглас-
но многочисленным опытным данным 5—8°. Поэтому
большое расширение диффузора будет приводить к боль-
шой его длине и соответственно к увеличенным потерям.
Оптимальные результаты получаются по данным Виган-
да при dc=i(l,6—2) d3.
г) Упрощенный расчет. Описанная выше теоретиче-
ская методика расчета коэффициента эжекции v и основ-
ного геометрического параметра эжектора f3/fn.K являет-
ся, как видно, весьма громоздкой и сложной и не всегда
обеспечивает хорошее совпадение с опытом. Естественно
поэтому стремление использовать в инженерных расче-
тах упрощенные методики расчета, основанные на обоб-
щении опытных данных. Такие методики, конечно, не
могут быть универсальными. Они основаны на подобии
эжекторов определенной конструкции, работающих при
определенных режимах и с определенными рабочими
средами, и поэтому применимы лишь для расчета имен-
но такого рода эжекторов.
Опытных методик расчета, главным образом паро-
водяных эжекторов, существует достаточно много, од-
нако наиболее проверенной и получившей наибольшее
распространение является методика Виганда [Л. 37].
Для расчета коэффициента эжекции Виганд рекомен-
дует диаграмму, построенную, по опытным данным и
многократно проверенную (рис. 4-12). По этой диаграм-
ме коэффициент эжекции определяется в зависимости
от степени расширения Е рабочего пара в сопле и сте-
пени сжатия g откачиваемого газа. Виганд применяет
эту диаграмму как для случая откачки воздуха, так и
для случая откачки паровоздушной смеси любого со-
става. При откачке пара рассчитанный по диаграмме
коэффициент эжекции получается заниженным, что дает
примерно 20—30% запаса по расходу пара.
Диаграмма действительна для расчета эжекторов
с диаметром горловины 10—100 мм. При диаметрах
больше 100 мм расчетное значение g следует увеличи-
вать на 5%. Диаметры горловины больше 250 мм при-
менять не рекомендуется. При давлении рабочего пара
111
Рис. 4-12. Диаграмма для определения коэффициента эжекции.
112
выше 15 ат диаграмма дает несколько завышенное зна-
чение V.
Площадь сечения f3 горловины диффузора Виганд
определяет, исходя из предположения, что в горловине
достигается критическая скорость
=-------G° /Т- М,
3 600-199 У
Г VQ
(4-48)
где Gc — расход смеси, кг]ч;
рс — противодавление, кг/Ли2;
vc— удельный объем смеси при рс (принимается
как для насыщенного пара), м3!кг\
<р — поправочный множитель, зависящий от Е и £
и определяемый по диаграмме (рис. 4-13).
д) Влияние на характеристику эжектора геометриче-
ских параметров и режимов работы. Уравнение характе-
ристики (4-36) и результаты экспериментальных иссле-
дований позволяют оценить
влияние различных геомет-
рических и режимных фак-
торов на работу эжектора.
Основной геомет-
рический параметр.
Влияние основного геоме-
трического параметра /з//п.к
на характеристику эжекто-
ра видно из рис. 4-7. Умень-
шение /з//п.к приводит к уве-
личению степени сжатия и
уменьшению предельного
коэффициента эжекции.
Длина цилиндриче-
ской части камеры
смешения. В пароструй-
ном эжекторе с конической
камерой смешения рост дав-
Рис. 4-13. Значения поправоч-
ного множителя к уравнению
(4-48).
ления смеси происходит как
в конфузоре, так и в горловине. Поэтому эжекторы
с развитым коническим участком камеры смешения вы-
полняют иногда с коротким цилиндрическим участком.
Так, Виганд рекомендует принимать длину горловины,
8 А. Б. Цейтлии.
113
равной ее диаметру. Однако по данным ряда исследова-
ний [Л. 43, 45] длина горловины существенно влияет на
характеристику эжектора. На рис. 4-14 приведены ха-
рактеристики эжектора с различной формой и размера-
ми проточной части. Как видно из рисунка, наименьшее
значение предельной производительности получается
при отсутствии диффузора и коротком цилиндрическом
участке. В то же вре-
Рис. 4-<14. Характеристики эжектора
при различных формах проточной ча-
сти.
1 — коническая камера смешения с горло-
виной диффузор отсутствует; 2 — ко-
ническая камера смешения с горловиной
l=d$ и нормальным диффузором; 3 — кони-
ческая камера смешения с l=§dz н нор-
мальным диффузором.
мя удлинение цилинд-
рического участка с
= ДО /3 — 6^3 При
наличии диффузора
почти в 1,5 раза увели-
чивает предельную про-
изводительность эжек-
тора. По данным
[Л. 43] оптимальной
является плиня горло-
вины -
Расс т о я н и е
между соплом и
камерой смеше-
ния. Расстояние меж-
ду соплом и камерой
смешения влияет на
характеристику эжек-
тора. На рис. 4-15
приведена зависимость предельного коэффициента
эжекции от расстояния 1\ между соплом и каме-
рой смешения при различных значениях основного гео-
метрического параметра f3/fn.K- Как видно, при малых
f3ffa.1t коэффициент эжекции с ростом /j сначала слегка
увеличивается до некоторой максимальной величины,
а затем быстро убывает. При больших значениях /з//п.к
эта зависимость выражена слабее. Виганд рекомендует
располагать сопло на расстоянии = (0-еТ) d3. ~
Прочие геометрические факторы. Из
прочих геометрических факторов важное значение для
получения оптимальной характеристики эжектора имеет
соосность сопла и диффузора. Опыт показывает, что от-
клонение от соосности может существенно снижать пре-
дельное противодавление и коэффициент эжекции.
Важную роль играет также форма входного участка
114
камеры смешения. Ему необходимо придавать плавную
скругленную формулу (рис. 4-16).
Некоторое влияние на характеристику эжектора ока-
зывает также расширение сопла fi/fn.w, причем это влия-
ние тем больше, чем меньше коэффициент эжекции. При
малых значениях параметра fi/fn.K (меньше расчетного)
Рис. 4-15. Зависимость предельного
коэффициента эжекции от расстояния
между соплом и камерой смешения
при различных значениях fz/fn.K
[Л. 52]: (/з/Льк) i< (/з/Л1.к)2<
<0(/з/)п.к)з<1 (/з//п.к)4-
расширение рабочего
потока до давления р2
на входе в камеру сме-
шения происходит за
соплом с потерями.
При этом степень сжа-
тия и предельный коэффициент эжекции снижаются.
С ростом fi/fn.K статические давления рабочего потока
на выходе из сопла и эжектируемого потока на входе
в камеру смешения сравниваются, потери на завихрение
исчезают и растут значения степени сжатия и коэффи-
циента эжекции. Поэтому рекомендуется применять соп-
ла с расширением-, близким к расчетному. Виганд [Л. 37]
рекомендует принимать расширение сопла равным 97%
от расчетного.
Следует отметить, что при больших расширениях по-
тери в соплах могут быть значительными за счет боль-
шой толщины пограничного слоя и возникающих обычно
скачков конденсации (см. § 3-3). Поэтому характери-
стики эжекторов с такими соплами, рассчитанные с уче-
том принимаемых обычно значений потерь, могут су-
щественно отличаться от действительных. В настоящее
8*
115
ку эжектор:
полагаемая
Рис. 4-17. Зависимость давления вса-
сывания от нагрузки (в процентах от
расчетной производительности) при
разных давлениях пара. Расчетное
давление пара 7 ат.
время отсутствуют какие-либо сведения о величинах
потерь в эжекторах с расширением пара £>10 000, что
крайне затрудняет расчет таких эжекторов.
Давление рабочего пара. Изменение давле-
ния рабочего пара существенно влияет на характеристи-
а, так как при этом изменяется расход и рас-
: энергия пара. На рис. 4-17 приведена зави-
симость давления вса-
сывания от нагрузки,
выраженной в процен-
тах ют расчетной про-
изводительности, при
различных давлениях
рабочего пара по дан-
ным (Л. 121]. Если дав-
ление за ступенью под-
держивается постоян-
ным, то, как видно из
рис. 4-17, с ростом дав-
ления пара давление
всасывания уменьша-
ется, а производитель-
ность возрастает. Эта
закономерность отра-
жена также в диа-
грамме (рис. 4-12).
Рост давления пара
приводит, кроме того,
к росту предельного
противодавления и соответственно степени сжатия при
постоянной нагрузке.
Расход рабочего пара. Изменение диаметра
критического сечения сопла, приводящее, с одной сто-
роны, к изменению расхода пара и, с другой стороны,
к изменению основного геометрического параметра
fs/fn.K> существенно влияет на характеристику эжектора
(рис. 4-18). Как видно из рисунка, с увеличением диа-
метра критического сечения сопла сильно возрастает
предельная производительность эжектора, практически
пропорционально увеличению расхода рабочего пара.
Вместе с тем при этом наблюдается некоторый рост дав-
ления всасывания при одинаковой нагрузке.
116
Температура откачиваемого газа. С по-
вышением температуры откачиваемого газа производи-
тельность эжектора уменьшается. Уменьшение произво-
дительности по данным [Л- 155] составляет примерно 5%
Рис. 4-18. Характеристики первой ступени двухступен-
чатого эжектора при работе с различными диаметрами
критического сечения сопла (</з=50 мм, ро=46 ат)
[Л. 45].
/ — при диаметре критического сечения сопла dn к=7 мм-, 2 —
к=6 М'И- 5“^п.к=4 мм-
на каждые 100° С по сравнению с величиной производи-
тельности при нормальной температуре (рис. 4-19).
Молекулярный вес откачиваемого газа.
С увеличением молекулярного веса откачиваемого газа
производительность эжектора увеличивается (рис. 4-20).
Такая зависимость обу-
словлена вязкостным ха- %
рактером течения откачи- Э5
ваемогогаза и аналогична
зависимости от молеку-
лярного веса пропускной gs
способности в вязкостном
режиме (см. § 2-$. 80
е) Характеристики 75
многоступенчатых эжек-
торов. Как уже указыва-
лось, при необходимости
осуществлять большие
степени сжатия откачи-
ваемого газа используют
многоступенчатые эжек-
торные насосы. При этом
О 100 200 300 Ьоо °C
Рис. 4-19. Зависимость производи-
тельности эжекторного насоса от
температуры эжектируемого га-
за — воздуха и водяного пара
(в процентах от производительно-
сти при 20° С) [Л. 157, 458].
117
Рис. 4-20. Зависимость произ-
водительности эжекторного на-
соса от молекулярного веса
эжектируемого газа (в процен-
тах от производительности по
воздуху) [Л. 157, 159].
выбор степени сжатия для
одной ступени определяет-
ся оптимальным соотно-
шением между параметра-
ми ступени и расходом па-
ра, потребным для их осу-
ществления, т. е. коэффи-
циентом полезного дейст-
вия ступени (к. п. д.). Ко-
эффициент полезного дей-
ствия т] может быть выра-
жен как отношение рабо-
ты сжатия газа от давле-
ния рг до давления рс к
работе, совершаемой па-
ром при адиабатическом
расширении от давления
Рпо до давления р2=Рг-
Принимая для простоты
процесс сжатия изотерми-
ческим, запишем с учетом уравнения (3-6):
AGrRT In
___ Рг
— опд/
(4-49)
где А/ — разность теплосодержаний пара на входе и вы-
ходе из сопла.
Используя уравнение (4-43) для предельного проти-
водавления и уравнение (4-6), можем записать:
T) = cvln (l+vnp)z,
(4-50)
величина постоянная;
ART
Д/
Кп /7п.в И>с.к (п.к Рп .
^77^^ТГ77~’фу,,ки"я
где с
z
Как видно, к. п. д. эжектора является сложной функ-
цией от коэффициента эжекции и имеет максимальное
значение при некотором оптимальном значении vonT,
а следовательно (при постоянной степени расширения
пара Е), и при определенной степени сжатия £опт
118
(см. рис. 4-12). При £>£опт к. п. д. эжектора умень-
шается. Практически не рекомендуется принимать g
больше 7—10.
При многоступенчатом сжатии наивыгоднейшим яв-
ляется равномерное распределение степеней сжатия
между ступенями
£СТ = ^Г, (4-51)
где ^ст — степень сжатия в одной ступени;
£ — полная степень сжатия,
п — число ступеней.
Однако в конкретном случае при распределении степе-
ней сжатия между ступенями приходится учитывать
условия работы конденсаторов. Поэтому на практике
часто приходится отступать от равномерного распреде-
ления степеней сжатия.
Расчет многоступенчатого эжекторного насоса сво-
дится к расчету каждой ступени на выбранную степень
сжатия и заданную, производительность, а также к рас-
чету промежуточных конденсаторов между ступенями.
Расчет ступеней производится в соответствии с изло-
женными выше методами. При этом каждая последую-
щая ступень откачивает не только воздух, сжимаемый
первой ступенью, но также и пар, выделяющийся из кон-
денсата в конденсаторе. Паросодержание паровоздуш-
ной смеси на выходе из конденсатора может быть опре-
делено из уравнения
Рп
, Р Рн . I»
d —-----5-------- кг пара на 1 кг смеси, (4-52)
1 । Рп
+ Rh Р — Рн
где /?в и /?п —газовые постоянные воздуха и пара;
р — общее давление смеси (давление в кон-
денсаторе) ;
Рп — упругость насыщенного пара при темпе-
ратуре смеси на выходе из конденсатора.
Вес паровоздушной смеси, откачиваемой ступенью
за конденсатором, соответственно равен:
0 = ^. (4-53)
где GB — количество воздуха, откачиваемого ступенью.
119
Для многоступенчатых пароводяных эжекторных на-
сосов, кроме количества воздуха G'B, удаляемого из
установки, учитывается также количество воздуха G"B,
засасываемое через неплотности в соединениях, и коли-
чество воздуха G"'B, вносимое с охлаждающей водой
в конденсаторы смешения. Таким образом, для этих на-
сосов
GB=G’B+G"B+G"'B. (4-54)
Виганд принимает G"B = O,1—0,2 кг/ч на 1 погонный
метр прокладок в разъемных вакуумных соединениях и
G"'B=O,1—0,25 кг на 1 ж3 воды.
Расчет конденсаторов производится по обычным ме-
тодам, принятым для этих аппаратов [Л. 161—165].
Рис. 4-21. Характеристи-
ки / и II ступеней двух-
ступенчатого эжектора
при их совместной ра-
боте.
В многоступенчатом эжектор-
ном насосе работа отдельных
ступеней взаимосвязана: давле-
ние всасывания каждой последу-
ющей ступени является одновре-
менно противодавлением для
предыдущей ступени. Поэтому
в процессе откачки ступени ра-
ботают -при переменном проти-
водавлении -и переменном давле-
нии всасывания. Характеристика
каждой предыдущей ступени за-
висит от работы последующей.
На рис. 4-21 приведены ха-
рактеристики I и 11 ступеней
двухступенчатого эжектора при
их совместной работе. Штрих-
пунктирной линией обозначена
кривая предельного противодав-
ления I ступени. Точка пересече-
ния этой линии с характеристикой II ступени определяет
точку Б перегрузки первой ступени. Левее точки 4 дав-
ление всасывания II ступени оказывается на всех участ-
ках характеристики ниже предельного противодавления
1 ступени и поэтому левее точки Б характеристика 1 сту-
пени соответствует предельному режиму. На этом участ-
ке характеристика 1 ступени не зависит от работы
11 ступени. Зато правее точки Б характеристика II сту-
пени лежит выше линии предельного противодавления,
120
т. е. на этом участке давление всасывания II ступени,
а соответственно и противодавление за I ступенью ока-
зывается выше предельного противодавления I ступени;
характеристика I ступени поднимается резко вверх. На
этом участке т<Тдр и зависит от работы II ступени.
Если бы I ступень работала независимо от второй, то
точка перегрузки располагалась бы правее (пунктир-
ная линия на характеристике).
Рис. 4-22. Характеристики двухступенчатого
эжектора при изменении режима работы.
а — увеличение температуры охлаждающей воды;
б — увеличение расхода пара в первой ступени.
Взаимосвязь характеристик ступеней проявляется и
при изменении различных режимных факторов. Так, при
изменении режима охлаждения конденсатора с ростом
температуры охлаждающей воды возрастает и давление
всасывания // ступени. Характеристика // ступени сме-
щается вверх (рис. 4-22,а). При этом точка пересечения
характеристики с линией предельных противодавлений
I ступени смещается влево и перегрузочный режим
1 ступени наступает при меньшем значении vnp-
При увеличении расхода пара в I ступени кри-
вая предельных противодавлений смещается вверх
(рис. 4-22,6). Точка пересечения этой кривой с характе-
ристикой II ступени смещается вправо и соответственно
перегрузочный режим / ступени наступает при большем
значении vnp.
4-4. ПАРОМАСЛЯНЫЕ ЭЖЕКТОРНЫЕ НАСОСЫ
а) Принцип действия и конструкции. В качестве ра-
бочих жидкостей в паромасляных эжекторных насосах
используются специальные вакуумные масла. Масляный
121
пар в этих насосах образуется в кипятильнике, встроен-
ном в конструкцию насоса. За эжектором устанавливает-
ся конденсатор, после которого конденсат по сливной
трубке возвращается в кипятильник. Таким образом,
обеспечивается непрерывная циркуляция масла в насосе.
Насосы имеют обычно высокое значение наибольшего
выпускного давления (предельного противодавления),
Рис. 4-23. Схема конструкции паромас-
ляного эжекторного насоса ЭН-50.
1 — сопло; 2 — камера смешения; 3 — конден-
сатор; 4 — теплоизоляция; 5 — впускной па-
трубок; б — кипятильник; 7 — электронагрева-
тель.
равное 2—3 мм рт. ст., и максимальную производитель-
ность в области давлений 10-1—1 мм рт. ст.
В отличие от описанной выше схемы эжектора паро-
масляные насосы имеют только камеру смешения и не
имеют диффузора, несмотря на его существенную роль
в работе эжектора. Это делается ради сокращения габа-
ритных размеров насоса.
На рис. 4-23 приведена схема конструкции паромас-
ляного эжекторного насоса ЭН-50 с конической камерой
смешения. Устройство насоса ясно из рисунка. Харак-
терной особенностью конструкции является неполное
охлаждение камеры смешения: только у входного и вы-
ходного отверстий; центральная часть теплоизолирована.
122
.лсм рт. ст.
Рис. 4-24. Зависимость быстро-
ты действия насоса ЭН-50 от
впускного давления.
Охлаждение около впускного отверстия необходимо для
конденсации линий тока пара, направленных в сторону,
противоположную направлению потока (наличие этих
линий тока снижает быстроту действия насоса, в осо-
бенности при работе на нижней границе рабочего диа-
пазона). Охлаждение около выпускного отверстия каме-
ры смешения необходимо потому, что в противном слу-
чае на выходе из камеры смешения создается паровой
подпор, приводящий к сни-
жению измеряемой величи-
ны наибольшего выпускного
давления по воздуху. Паро-
подводящая труба в нижней
части теплоизолирована, а
в верхней части соединена
с охлаждаемым патрубком
через промежуточную длин-
ную трубу для уменьшения
теплопроводности от горя-
чей пароподводящей трубы
к холодному патрубку. Об-
разующийся при этом кар-
ман служит одновременно
для сбора конденсата, сте-
кающего из него по сливной
трубке в кипятильник. За камерой смешения установ-
лен охлаждаемый водой конденсатор, представляющий
собой цилиндр с размещенными внутри дисками, наса-
женными на охлаждаемый стержень.
Зависимость быстроты действия насоса от впускного
давления приведена на рис. 4-24. Насос потребляет
мощность 1,5 кет. Наибольшее выпускное давление
2,0 мм рт. ст. Электронагреватель насоса представляет
собой керамическую плитку с концентрическими канав-
ками, в которые уложена нихромовая спираль. Плитка
установлена в металлическом кожухе и теплоизолиро-
вана. По внешнему виду и конструкции электронагрева-
тель напоминает бытовую электроплитку. В качестве ра-
бочей жидкости в насосе применяются специальные ва-
куумные масла: вазелиновые («Г» и ВМ-3) и кремний-
органическая жидкость (ПФМС-1).
На рис. 4-25 приведена схема двухступенчатого па-
ромасляного насоса ОДР-ЗОО, выпускаемого фирмой Дей*
больд (Leybold) в ФРГ. Камеры смешения обеих ступеней
насоса охлаждаются водой. Кипятильник выполнен в
виде трубы, нагревается трубчатым нагревателем, встав-
Рис. 4-25. Схема конструкции
двухступенчатого паромасляного
насоса ОДР-ЗОО.
1 — впускной патрубок; 2 — сопло пер-
вой ступени; 3 — камера смешения пер-
вой ступени; 4 — сопло второй ступени;
5 — камера смешения второй ступени;
6t— выпускной патрубок; 7 — слнвная
трубка; 8, 9 — пароподводящие трубки;
10 — кипятильник; 11 — вход воды; 12 —
выход воды.
ковакуумных
многоступенчатых насосах с целью полу-
чения высокого значения наибольшего выпускного дав
ления в этих насосах (см. гл. 5, 6).
Рис. 4-26. Зависимость быстроты действия на-
соса ОДР-ЗОО от впускного давления.
ляемым внутрь кипятиль-
ника. Зависимость бы-
строты действия насоса
от впускного давления
приведена на рис. 4-26.
В качестве рабочей
жидкости в насосе при-
меняется масло L-50
(пентахлордифенил). На-
сос потребляет мощность
9 кет и имеет наибольшее
выпускное давление 3 мм
рт. СТ.
Наряду с применени-
ем в качестве самостоя
тельных одно- и двухсту-
пенчатых насосов, паро-
масляные эжекторы при-
меняются также и в ка-
честве выпускных ступе
ней в бустерных и высо
124
В связи с тем, что наибольшее выпускное давление
паромасляных эжекторных насосов рС(пр) меньше атмо-
сферного, для обеспечения их работы применяются вспо-
могательные вакуумные механические насосы, сжимаю-
щие газ от давления рс(Пр) до атмосферного.
Рис. 4-27. Зависимость быстроты дейст-
вия паромасляиого эжекторного масоса
от впускного давления при разных про-
изводительностях вспомогательного иасо-
соса GI<Gn<Gin.
/ — при производительности вспомогательного
насоса // — при III — при Ощ.
б) Характеристика. Так как паромасляные эжектор-
ные насосы работают совместно с вспомогательными
механическими насосами, то характеристика эжектора
зависит от работы механического насоса подобно тому,
как в многоступенчатом эжекторе характеристика I сту-
пени зависит от работы II ступени (см. рис. 4-21). Так,
при увеличении производительности вспомогательного
механического насоса предельная производительность
эжектора будет увеличиваться и соответственно макси-
мум характеристики S = f(pBn) будет смещаться в об-
ласть более высоких давлений (рис. 4-27) [Л. 120].
125
Величина наибольшего выпускного давления эжек-
торного насоса зависит от величины впускного давления,
причем характер зависимости может быть различным
для разных насосов и определяется главным образом
конструкцией камеры смешения.
Рассмотрим два случая: первый — когда струя, исте-
кающая из сопла, попадает в цилиндрическую камеру
смешения, и второй — когда струя попадает в кониче-
Рис. 4-28. Образование скачков уплотне-
ния в цилиндрической (а) и кониче-
ской (б) камерах смешения эжектора.
I — крайнее положение скачка уплотнения;
// — крайнее положение скачка уплотнения
при увеличении впускного давления.
скую камеру смешения (рис. 4-28). Диффузор в обоих
случаях отсутствует. Пусть в обоих случаях сначала
впускное давление соответствует предельному вакууму.
Если увеличивать выпускное давление, то, как уже ука-
зывалось выше, в паровой струе будет возникать скачок
уплотнения, перемещающийся с ростом выпускного дав-
ления к соплу. Если в момент крайнего положения скач-
ка уплотнения, предшествующего отрыву струи от сте-
нок, начать увеличивать впускное давление, то в первом
Случае (а) вследствие сужения струи (струя поджимает-
ся впускным давлением) произойдет отрыв ее от стенок
и начнется переток газа из области предварительного
разрежения на сторону впуска; во втором случае (б)
вследствие сужения струи фронт скачка уплотнения сме-
стится в более узкую часть корпуса и отрыва струи от
стенок не произойдет. Иными словами, чем выше впуск-
ное давление, тем меньше должно быть наибольшее вы-
пускное давление— в первом случае, и тем выше оно мо-
жет быть — во втором случае.
На рис. 4-29 приведены зависимости производитель-
ности и наибольшего выпускного давления для двух
опытных паромасляных эжекторов с конической камерой
смешения. Как видно из рис. 4-29, наибольшее выпуск-
126
ное давление эжектора увеличивается с ростом впуск-
ного давления до некоторой максимальной величины, со-
ответствующей максимуму производительности, а за-
тем уменьшается. Наличие максимумов на кривых
Pc(np)=f(Рвп) и G=1f(pBn) может быть объяснено тем, что
Рис. 4-29. Зависимость производительности и наи-
большего выпускного давления от величины
впускного давления для двух опытных паромасля-
ных эжекторов с конической камерой смешения.
1,2 — производительность; Г, 2' — наибольшее выпускное
давление.
в сужающейся камере смешения рост наибольшего вы-
пускного давления с увеличением впускного давления
продолжается до тех пор, пока фронт скачка уплотнения
в его крайнем положении не совпадает с сечением вы-
пускного отверстия камеры смешения; в этот момент
достигается максимальная величина наибольшего вы-
пускного давления. При дальнейшем увеличении впуск-
ного давления струя сужается настолько, что перестает
заполнять целиком выпускное отверстие, и газ со сто-
12
роны предварительного разрежения начинает перетекать
в область впускного патрубка; наибольшее выпускное
давление насоса при этом уменьшается, а производи-
тельность перестает увеличиваться. (Фактически откачи-
вающее действие эжектора при этом уменьшается и,
наконец, роль его будет сведена к некоторой коммуника-
ции, через которую прокачивает газ насос предвари-
тельного разрежения.)
Паромасляные эжекторные насосы работают при
сравнительно невысоком давлении пара в кипятильнике,
от нескольких до десятков миллиметров ртутного столба.
Это обусловлено, во-первых, малым удельным весом
масел и необходимостью в связи с этим создавать при
больших давлениях большие гидравлические масляные
затворы в сливных трубках и, во-вторых, разложением
масел при высоких температурах в кипятильнике.
Вследствие небольшого давления в кипятильнике и
соответственно малой величины расширения пара
— 20—100 в сопле при степенях сжатия j = 5—10, обычно
осуществляемых в масляных эжекторах, коэффициент
эжекции эжекторов имеет очень малую величину
V— 10~2—10"3 (см. характер изменения v от £ и на
рис. 4-12).
Теоретический расчет паромасляных эжекторов в на-
стоящее время оказывается невозможным из-за отсутст-
вия необходимых термодинамических характеристик
вакуумных масел. В частности, неизвестна величина по-
казателя адиабаты кп для масляных паров, отсутствует
диаграмма состояния масляного пара.
Проектирование паромасляных эжекторов произво-
дится на основании опытных данных с последующей
экспериментальной доводкой. При этом используются
указанные выше принципы подобия эжекторов по ос-
новным геометрическим параметрам f3/fn.K и fnilfn.K при
одинаковых режимах работы.
в) Рабочие жидкости. Основными требованиями,
предъявляемыми к рабочим жидкостям паромасляных
эжекторных насосов, являются: высокая термическая и
термоокислительная стойкость, высокая упругость пара
при рабочей температуре в кипятильнике насоса, малая
величина теплоты парообразования. В отличие от масел
для других вакуумных пароструйных насосов масла для
эжекторных насосов не обязательно должны иметь низ-
128
кую упругость пара при комнатной температуре, так как
предельный вакуум таких насосов не имеет практиче-
ского значения и может быть достаточно большим.
В принципе для эжекторных насосов следует приме-
нять наиболее легкие масла с высокой упругостью пара.
Однако в настоящее время для них используются те же
рабочие жидкости, что и для бустерных паромасляных
насосов: масла «Г», ВМ-3 и ПФМС-1 (см. гл. 5). Упру-
гость паров этих масел довольно низкая: 10-4—
10~б мм рт. ст. (при 20°С), поэтому применение их
в эжекторных насосах нельзя считать достаточно эф-
фективным.
г) Эксплуатация насосов. Паромасляные эжекторные
насосы применяются для откачки установок, работаю-
щих в области давлений 10~3—1 мм рт. ст. с максималь-
ным выделением газов при давлениях 10-1—1 мм рт. ст.
Наиболее ценным является использование их в уста-
новках, где требуется откачивать пары растворимых
в масле органических соединений с высокой упругостью
пара (дистилляционные, пропиточные установки и др.).
Применение в этом случае масляных вращательных на-
сосов является неудобным, так как откачиваемые про-
дукты, растворяясь в масле, повышают с течением вре-
мени создаваемое насосом давление. В эжекторных же
насосах эти продукты будут легко отгоняться вследст-
вие высокой температуры пара в кипятильнике, а попа-
дание продуктов в установленный за эжектором механи-
ческий насос не будет уже приводить к ухудшению дав-
ления всасывания вследствие высокого значения наи-
большего выпускного давления эжектора. Особые преи-
мущества получаются при откачке паромасляными эжек-
торами паров жидкостей, которые могут являться рабо-
чими для насосов, например сложных эфиров, жирных
кислот, вазелиновых масел и др.
Вследствие весьма простой конструкции эксплуата-
ция паромасляных эжекторных насосов не вызывает за-
труднений. При использовании стойких рабочих жидко-
стей (например, ПФМС-1) насосы могут работать меся-
цами, не ухудшая своих характеристик. В этих случаях
срок службы насоса ограничивается сроком службы на-
гревателя и убылью масла. Потери масла в насосе об-
условлены главным образом уносом паров через выпуск-
ной патрубок. При этом наибольшие потери масла
9 А. Б. Цейтлин. 129
имеют место при работе на перегрузочном участке ха-
рактеристики. Поэтому при выборе эжекторного насоса
надо соизмерять его производительность с количеством
откачиваемого газа таким образом, чтобы насос мини-
мальное время работал на перегрузочном участке харак-
теристики (см. гл. 9).
Для обеспечения нормальной работы насоса требует-
ся лишь следить за убылью масла в кипятильнике и пе-
риодически пополнять его, а также проводить профилак-
тическую чистку насоса в сроки, устанавливаемые
в зависимости от условий эксплуатации. Профилактика
насоса заключается в разборке насоса и промывке его
каким-либо растворителем. Обычно для этой цели при-
меняются очищенный неэтилированнып бензин, очищен-
ный керосин, ацетон, дихлорэтан. Следует иметь в виду,
что все эти продукты токсичны, и работа с ними долж-
на производиться в вытяжных шкафах или специально
оборудованных помещениях с усиленной вентиляцией.
Работать следует в резиновых перчатках и в случае от-
крытой мойки в респираторных масках или противо-
газах.
4-5. ПАРОРТУТНЫЕ ЭЖЕКТОРНЫЕ НАСОСЫ
а) Конструкция. Применение ртути в качестве рабо-
чей жидкости в парортутных эжекторных насосах обус-
ловлено рядом ее особенностей: а) высокой упругостью
пара при рабочей температуре в кипятильнике, позво-
ляющей получать большое предельное противодавление
при малых затратах мощности на парообразование;
б) стойкостью ртути: являясь простым веществом, она
не разлагается на какие-либо компоненты; в) малой
склонностью к растворению газов; г) большим удель-
ным весом, позволяющим уравновешивать давление
в кипятильнике малым ртутным затвором в сливных
трубках. Эти особенности ртути обусловили применение
парортутных эжекторных насосов в следующих случаях:
а) для перекачки редких и дорогостоящих газов из со-
суда с низким давлением в сосуд с высоким давлением
без риска загрязнения газов органическими продукта-
ми или частичной потери их за счет растворения в ма-
сле (в случае использования масляных насосов); б) для
откачки радиоактивных газов без загрязнения их орга-
ническими продуктами (в случае масляных насосов;
130
кроме того, радиоактивные газы разрушают масло в на-
сосе, что делает применение масляного насоса для этой
цели малопригодным); в) для перекачки и сжатия га-
зовых смесей при газовом анализе без загрязнения и по-
тери газов; г) в качестве вспомогательных насосов, вы-
брасывающих газ в атмосферу, в системах безмасляной
откачки.
Парортутные эжекторные насосы проектируются
обычно многоступенчатыми с наибольшим выпускным
давлением от десятков миллиметров ртутного столба
до 1 ат.
На рис. 4-30 приведена схема устройства трехступен-
чатого парортутного эжекторного насоса [Л. 119]. Пер-
вая ступень насоса имеет цилиндрическую камеру сме-
шения без диффузора, вторая и третья ступени — обыч-
ные, с (конфузорами. Во всех ступенях камеры смешения
и диффузоры 4 помещены внутрь своеобразных поверх-
ностных конденсаторов, представляющих собой две ко-
аксиально расположенные трубы 5 и 6, между которы-
ми навита спираль из проволоки. Пар, выходящий из
диффузора 4, проходит через отверстия внизу внутрен-
ней трубы 5 и, поднимаясь по спиральному каналу меж-
ду трубами вверх, конденсируется на охлаждаемой во-
дой стенке наружной трубы 6. Конденсат стекает вниз
и по сливной трубке 7 возвращается в кипятильник 1.
Слив конденсата из первой и второй ступеней осущест-
вляется по затворным трубкам между ступенями. За-
полнение кипятильника ртутью производится через
трубку 9, имеющую ребра для охлаждения, и подвиж-
ное уплотнение для поворота вертикального участка
трубки на 180°. Через трубку 9 при повороте ее вниз
на 180° производится слив ртути из кипятильника. Ки-
пятильник и пароподводящая труба имеют асбестовую
теплоизоляцию. Насос имеет производительность по воз-
духу 30 л-мм/сек при 1 мм рт. ст., наибольшее выпуск-
ное давление 100 мм рт. ст., предельный вакуум по воз-
духу 10~3 мм рт. ст., потребляет мощность 6,4 кет.
На рис. 4-31 приведен внешний вид четырехступен-
чатого парортутного эжекторного насоса ЭН-100Р. На-
сос имеет быстроту откачки 100 л!сек при давлении
10-1 мм рт. ст. и предельный вакуум 1,5-10~6 мм рт. ст.,
наибольшее выпускное давление 50 мм рт. ст.-, потреб-
ляет мощность 4 кет. Будучи соединенным последова-
9* 131
телыю с водоструйным .насосом, обеспечивает безмасля-
ную форвакуумную откачку больших объемов. По своей
производительности он равноценен механическому на-
сосу ВН-6. Его габаритные размеры: высота 1 370 мм,
площадь в плане 560X570 мм1.
Рис. 4-30. Схема конструкции трехступенчатого парортут-
ного эжекторного насоса.
./—кипятильник; 2 — пароподводящая труба; 3 — сопло; 4 — камера
смешения с диффузором; 5 — внутренняя труба конденсатора; 6 —
наружная труба конденсатора; 7 — сливная трубка; 8 — нагрева-
тель; 9—трубка для заполнения насоса ртутью н слива ее; Л—по-
ложение впускного патрубка; Б—положение выпускного патрубка.
132
Схема опытной конструкции парортутного эжектор-
ного насоса, работающего с выхлопом в атмосферу, при-
ведена на рис. 4-32. Насос трехступенчатый, выполнен
из нержавеющей стали. В первых двух ступенях сопла
сверхзвуковые расши-
ряющиеся, в последней
ступени установлено су-
жающееся звуковое
сопло. Насос потребляет
мощность 4,5 кет. Харак-
теристика насоса приве-'
дена на рис. 4-33. Оста-
точное давление, созда-
ваемое насосом, состав-
ляет 20 мм рт. ст. Увели-
чивая число ступеней в.
насосе, можно получить
давление, вплоть до
давлений ниже 10~4—
10-3 мм рт. ст., при кото-
рых эжекторный прин-
цип откачки переходит
в чисто диффузионный.
Для насоса, работаю-
щего с выхлопом газа
в атмосферу, важной про-
блемой является защита
от выброса паров ртути
из насоса через выхлоп-
ной патрубок. Как пока-
зывает опыт, для этой
цели может быть исполь-
зована установка за кон-
денсатором последней
Рис. 4-31. Внешний вид парортут-
ного эжекторного насоса ЭН-1 OOP.
ступени насоса угольных
фильтров от противогаза или ловушки с водой, в ко-
торой выходящая из насоса парогазовая смесь барботи-
рует через слой воды. Независимо от качества фильтров,
устанавливаемых за парортутным насосом, выхлоп газа
из насоса нельзя осуществлять в помещение; необхо-
димо выхлопную линию насоса за фильтром присоеди-
нять к выхлопному трубопроводу, выведенному из по-
мещения.
133
В парортутных эжекторных насосах применяется
обычная техническая ртуть. Особых требований к чисто-
те ртути не предъявляется. В отечественных насосах
применяется ртуть марок Р-1, Р-2 и Р-3.
Рис. 4-32. Схема конструкции трехступенчатого
в атмо
1 — электронагреватель; 2 — кипятильник; 3 — пароподво
вой коллектор; 7 — сопло; 8 — диффузор; 9 — конденса
134
Высокая химическая активность ртути обусловливает
выбор конструкционных материалов насосов. Обычно
парортутные насосы изготавливают из нержавеющей
стали, слабо взаимодействующей с ртутью. Для уплот-
1625
парортутного эжекторного насоса, работающего с выхлопом
сферу.
Дящая труба; 4 — электрооборрев; 5 — тепловая изоляция (асбест); 6 — паро-
тор; 10 — рама; / — первая ступень; // — вторая ступень; III—третья ступень.
135
нительных прокладок в разъемных соединениях, нахо-
дящихся в шарах ртути при высоких температурах, мо-
гут быть использованы мягкая жесть и никель. Конст-
рукцию и размеры таких соединений следует выбирать
по имеющимся нормалям для
л мм/сен
Рис. 4-33. Зависимость производи-
тельности трехступенчатого паро-
ртутного эжекторного насоса от
впускного давления.
разъемных прогреваемых
соединений [Л. 287].
б) Эксплуатация. Экс-
плуатация парортутных
эжекторных насосов
весьма проста. Насосы
могут работать длитель-
ное время без ухудшения
характеристик. Так же,
как и в случае паро-
масляных эжекторных
насосов, срок непрерыв-
ной работы парортутно-
го насоса ограничивает-
ся сроком службы нагре-
вателя и убылью ртути
из насоса. Так как ртуть
не претерпевает измене-
ний в процессе работы
в насосе, то при эксплуатации насосов приходится лишь
периодически восполнять убыль ртути. Необходимость
в профилактической разборке и чистке насоса возни-
кает сравнительно редко.
Важные особенности эксплуатации ртутных насосов
связаны с токсичностью паров ртути. Это обстоятельство
обусловливает особые требования к оборудованию по-
мещений, где установлены насосы, и к шаботе с ртутью
(см. [Л. 284]).
4-6. ПАРОВОДЯНЫЕ ЭЖЕКТОРНЫЕ НАСОСЫ
а) Конструкции. Пароводяные насосы получили наи-
большее распространение по сравнению с другими ти-
пами пароструйных эжекторных насосов. Это обусловле-
но простотой водяного пара как рабочего тела (одноро-
ден по составу, не разлагается, не окисляется и т. п.),
доступностью его и возможностью практически неогра-
ниченного потребления при современном уровне котло-
строения. Последнее обстоятельство наряду с возмож-
136
ностью потребления необходимого количества охлаж-
дающей воды позволяет проектировать пароводяные
эжекторные насосы на любую требуемую производи-
тельность. Так, б настоящее время имеются насосыс бы-
стротой действия в сотни тысяч литров в секунду [Л. 118].
Типичная схема двухступенчатого пароводяного
эжекторного насоса с промежуточным конденсатором
приведена на рис. 4-3. В отличие от паромасляных и
парортутных эжекторных насосов в пароводяных насо-
сах пар приготавливается не в собственном кипятиль-
нике, а подается к соплам по магистральным паропро-
водам от ТЭЦ или котельных под повышенным давле-
нием, обычно порядка 5—10 ат.
Согласно приведенной на рис. 4-3 схеме парогазовая
смесь из первой ступени поступает в конденсатор сме-
шения, где движется навстречу стекающей вниз по та-
релкам воде. В результате перемешивания и теплооб-
мена между ними пар конденсируется, а газ, насы-
щенный парами охлаждающей воды, откачивается сле-
дующей ступенью. Конденсат из конденсатора удаляется
самотеком по сливным барометрическим трубам в дре-
нажный колодец. В сливных трубах устанавливается
водяной затвор, уравновешивающий разность давлений
между атмосферой и давлением в конденсаторе. Высо-
та затвора составляет около 10 м. Соответственно кон-
денсатор (располагается на высоте около 11 м от уровня
воды в дренажном колодце. Конденсаторы с баромет-
рическим сбросом конденсата носят название баромет-
рических.
Наряду с конденсаторами смешения в пароводяных
эжекторных насосах применяются также поверхностные
конденсаторы, обычно трубчатого типа. Здесь в отличие
от конденсаторов смешения теплообмен происходит не
в результате непосредственного контакта парогазовой
смеси с охлаждающей водой, а через стенки трубок,
внутри которых движется вода, а снаружи — парогазо-
вая смесь.
Конденсаторы смешения получили большее распро-
странение благодаря своей простоте, меньшему потреб-
лению воды (рис. 4-34), возможности изготовления из
любых материалов, меньшей продажной стоимости и
стоимости эксплуатации. Они чрезвычайно редко тре-
буют очистки. По данным (Л. 117] четырехступенчатый
137
л/кг
ВО

70
ВО
50
30
20
Ю
Рис. 4-34. Расход воды
в конденсаторе в зависи-
мости от температуры
входящей воды и темпе-
ратуры конденсата
(сплошные кривые — для
конденсатора смешения;
пунктирные кривые—для
поверхностного конден-
сатора).
насос с конденсатором смешения производительностью
14 кг!ч стоит в 1,5 раза меньше, чем такой же насос
с поверхностным конденсатором. Конденсаторы смеше-
ния могут работать на загрязненной воде, не боятся
попадания механических частичек, которые смываются
потоком воды в сливные трубы, меньше боятся корро-
зии, так как корродирующая
среда, попадающая в них, раз-
бавляется -охлаждающей водой.
Вместе с тем поверхностные
конденсаторы обладают рядом
достоинств, которые в некото-
рых случаях делают их исполь-
зование более предпочтитель-
ным, чем использование конден-
сатора смешения. Так, в них
охлаждающая вода не смешивает-
ся с конденсатом, что позволяет
возвращать чистый конденсат
в систему. При отсосе конден-
сата конденсатным насосом тре-
буется меньшая, чем для конден-
сатора смешения, производитель-
ность конденсатного насоса.
Если в конденсате содержатся
корродирующие, ядовитые или
радиоактивные компоненты, то
при применении поверхностного
конденсатора возникает гораздо
меньше проблем, связанных с
улавливанием этих компонент,
чем при применении конденса-
тора смешения.
Вопрос о применении того или другого типа конден-
сатора решается в зависимости от конкретных условий
использования пароэжекторного насоса.
На рис. 4-3 показана типичная схема дренажного
колодца или, как его иногда называют, барометрическо-
го ящика. Это некая емкость, выполненная из бетона
или металла. Объем ее рассчитывается таким образом,
чтобы обеспечить заполнение барометрических труб во-
дой при установлении затвора. Обычно емкость колодца
принимается не менее полуторной емкости всех труб.
138
о
ВО 70 60 50 ЬО 30
Колодец разделен на две части высоким порогом, через
который вода переливается из основной камеры. Такое
устройство является удобным, так как превращает
основную затворную камеру в своего рода отстойник
для различных загрязнений, выносимых с водой из на-
Рис. 4-35. Схема четырехступенчатого
пароводяного эжекторного насоса с кон-
денсатным насосом.
1 — паропровод; 2 — влагоотделитель; 3 — кон-
денсатный горшок; 4 — конденсаторы со
встроенными внутрь эжекторами; 5 — эжек-
тор; б —выхлопная труба; 7—водоподводящая
труба; 8 — сливные трубы; 9 — конденсатный
ящик; 10 — конденсатный насос.
coca. Это важно, например, в случае откачки насосами
запыленных сред.
Наряду с барометрическими конденсаторами приме-
няют и так называемые низкоуровневые конденсаторы,
из которых конденсат удаляется не по барометрическим
сливным трубам, а отсасывается конденсатными насо-
сами. При этом не требуется размещения конденсаторов
на большой высоте, в связи с чем они получили назва-
139
ние низкоуровневых. На рис. 4-35 приведена схема че-
тырехступенчатого пароэжекторного насоса с конден-
сатным насосом. Конденсат удаляется из конденсаторов
по сливным трубкам в закрытый конденсатный ящик,
откуда отсасывается насосом. Высота сливных труб
в этом случае может быть сделана около 1,5 м, что
является достаточным для того, чтобы уравновесить раз-
ность давлений между отдельными конденсаторами.
Для того, чтобы отделить высокое давление в последнем
конденсаторе от низкого давления в предыдущих кон-
денсаторах, в конденсатном ящике имеется перегородка
с плавающим дроссельным клапаном.
Следует иметь в виду, что в случае внезапной оста-
новки конденсатного насоса вода по сливным трубам
будет засасываться в конденсаторы и может попасть
в откачиваемый объем. Во избежание этого необходимо
предусматривать автоматическое отключение пара и во-
ды в случае остановки конденсатного насоса, а также
перекрытие клапана на всасывающем трубопроводе
(если таковой имеется).
Вместе с тем схема удаления конденсата самотеком
по барометрическим трубкам является более простой и
надежной. Поэтому конденсатные насосы применяют
лишь в тех случаях, когда возможности эксплуатации
ограничивают габаритные размеры насоса.
В насосах, которые по условиям эксплуатации рабо-
тают кратковременно, отвод конденсата из конденсато-
ров может производиться по коротким трубам в закры-
тые емкости — сборники, находящиеся под тем же дав-
лением, что и соответствующие конденсаторы. Объем
сборника выбирается равным примерно полуторному
объему конденсата, стекающего в него за цикл работы
насоса.
Для малых насосов весьма удобной и экономичной
оказывается схема с промежуточными поверхностными
конденсаторами и отсосом конденсата из них водо-
струйными насосами (рис. 4-36,а). При этом водоструй-
ные ступени могут питаться водой, выходящей из кон-
денсаторов, что позволяет избежать дополнительного
расхода воды. Насосы, работающие по такой схеме, мо-
гут иметь очень малые размеры.
Последняя ступень насоса выбрасывает парогазовую
смесь обычно прямо в атмосферу. Но иногда это бывает
140
a)
б)
Рис. 4-36. Схема па-
роводяного эжектор-
ного насоса с удале-
нием конденсата из
конденсаторов водо-
струйными насосами
(а); внешний вид па-
роводяного эжектор-
ного насоса
НЭВ-0,2Х20 (б).
1, 2, 3 — паровые ступе-
ни; 4, 5 — водоструйные
насосы; 6, 7 — поверхно-
стные конденсаторы.
141
неудобным или экономически нецелесообразным. В этих
случаях за последней ступенью устанавливают конден-
сатор, в котором конденсируют выбрасываемый из
ступени пар, или сбрасывают пар в дренажный колодец
под 'слой воды, как доказано на схеме рис. 4-3.
На рис. 4-36,6 приведен внешний вид малогабарит-
ного двухступенчатого насоса НЭВ-0,2х20, работающе-
го по схеме, аналогичной рис. 4-36,а.
Парогазовая смесь из второй ступени насоса посту-
пает в конденсатор смешения, орошаемый водой, выбра-
сываемой из водоструйной ступени. Насос имеет произ-
водительность 0,6 кг/ч при давлении 20 мм рт. ст., пре-
дельный вакуум 10 мм рт. ст. Расход пара 12 кг/ч при
давлении 2,6 ат, расход воды 0,35 м3/ч при давлении
1,0 ати. Габаритные размеры насоса: высота 1 025 мм,
площадь в плане 500x445 мм2.
Обычно пароводяные эжекторные насосы рассчиты-.
ваются для работы на сухом насыщенном паре. Если
при эксплуатации насоса пар оказывается слегка пере-
гретым (Д/=20—30°С), то это практически не отра-
жается на работе насоса. Если же пар оказывается
влажным, то характеристики насоса могут ощутимо
ухудшаться. Поэтому при работе на влажном паре ре-
комендуется на пароподводящей линии устанавливать
влагоотделитель (рис. 4-35). Подсушка пара также про-
исходит при дросселировании его с повышенного дав-
ления (см. § 3-4).
В пароэжекторных насосах с промежуточными кон-
денсаторами давление, создаваемое первой ступенью,
существенно зависит от температуры воды в установлен-
ном за ней конденсаторе. Это обусловлено тем, что дав-
ление за ступенью не может быть получено ниже, чем
давление насыщенного пара охлаждающей воды в кон-
денсаторе. При температуре воды 25—30° С это давле-
ние составляет около 30 мм рт. ст. и, следовательно,
при степени сжатия 4—10 не может быть получено дав-
ление на входе в ступень ниже 3—8 мм рт. ст. Такое
давление обычно получают на трех-четырехступенчатом
насосе с двумя-тремя промежуточными конденсаторами.
Для получения более низкого давления конструируют
многоступенчатые эжекторные насосы, в которых за пер-
вой ступенью отсутствует конденсатор и давление за
ней, следовательно, обусловливается только производи-
ма
тельностью следующей ступени. Схема пятиступенчатого
насоса НЭВ-100Х1 с первой ступенью без конденсато-
ра приведена на рис. 4-37. Такой насос способен созда-
вать давления 0,5—1 мм рт. ст. Устанавливая две, три
И более ступеней без конденсации, можно создавать
ffoda
Рис. 4-37. Схема пятиступенчатого пароводяного эжекторного на-
соса НЭВ-100Х1.
Л 2, 3, 4, 5 — ступени основного насоса; 6, 7, 8 — конденсаторы; 9, /^ — ступе-
ни пускового насоса; 11 — конденсатор пускового насоса; 12 — барометрические
сливные трубки; 13 — барометрический ящик.
143
насосы, позволяющие получать давления 10-1—
10~2 мм рт. ст. и ниже. Количество ступеней существен-
но зависит от температуры воды, поступающей в кон-
денсатор. При температуре воды 20—25° С четырехсту-
пенчатые насосы имеют обычно одну ступень без кон-
денсации и две с промежуточными конденсаторами, пя-
тиступенчатый насос — две первые ступени без конден-
сации, шестиступенчатый — три первые ступени без кон-
денсации.
В зависимости от числа ступеней в насосе получают
величину остаточного давления [Л. 117]:
1-я ступень — 50 мм рт. ст.
, 2-я » — 5 » » »
3-.я » — 2 » » »
4-я » — 0,2 » » »
5-я » — 0,03 » » »
6-я » — 0,005 » » »
7-я » — 0,0005 » » »
Возможность получения столь малых давлений с по-
мощью пароводяного насоса на первый взгляд кажется
неожиданной. Более того, до тех пор, пока эти давления
не были реально получены, бытовало довольно распро-
страненное мнение, что с помощью пароводяного насоса
вообще нельзя получить давление ниже упругости во-
дяного пара при температуре стенок откачиваемой си-
стемы, т. е. ниже 15—20 мм рт. ст. Такое мнение осно-
вывалось на том, что в системе якобы устанавливается
равновесное давление водяного пара. Между тем в дей-
ствительности это никогда не имеет места, так как па-
роводяной эжекторный насос очень хорошо откачивает
водяной пар. Поэтому остаточное давление, создаваемое
'пароводяным насосом, определяется практически только
числом ступеней в нем.
В случаях работы насосов при низких давлениях
в ступенях, работающих при давлениях ниже 4 ммрт. ст,.
может происходить обмерзание проточной части, что
приводит к существенному ухудшению характеристики
и предельного вакуума насоса. Для предотвращения об-
мерзания эти ступени делают обогреваемыми. Обычно
применяют паровой обогрев, причем греют главным
образом приемную камеру и конфузор, иногда сопло.
144
Для этой цели на указанные элементы наваривают па-
ровые рубашки.
Следует отметить, что применение ступеней без про-
межуточных конденсаторов существенно увеличивает
расход пара на единицу откачиваемого газа в таких
насосах по сравнению с обычной схемой, использующей
конденсаторы. Тем не менее в тех случаях, где требует-
ся получение низких давлений, а экономичность работы
является менее важной, чем уменьшение габаритных раз-
меров насоса, применяют иногда насосы вообще без
промежуточных конденсаторов.
Наряду с многоступенчатыми пароэжекторными на-
сосами, работающими с выхлопом в атмосферу, приме-
няются также комбинации пароэжекторных насосов
с другими насосами. При этом .пароэжекторный насос
сжимает газ до давления 50—100 мм рт. ст., а дальней-
шее сжатие газа до атмосферы производится вспомога-
тельным насосом. Так, для пароэжекторных насосов,
большой производительности в качестве вспомогатель-
ных используют водокольцевые механические насосы.
Схемы с водокольцевыми насосами целесообразны при’
малых давлениях пара (порядка 1 ат), так как в этом
случае для сжатия газа до атмосферы в пароэжектор-
ной ступени понадобилось бы большое количество пара
(см. рис. 4-12). При использовании водокольцевых на-
сосов преимущества чистой пароэжекторной откачки
(надежность) теряются.
Для насосов малой производительности целесообраз-
но использовать в качестве вспомогательного насоса во-
доструйный насос, который может не только выполнять
функцию насоса по отношению к откачиваемому газу,
но и служить одновременно струйным конденсатором
для пара, выбрасываемого из последней ступени паро-
струйного эжектора. Комбинируя пароструйные ступени
без промежуточных конденсаторов с водоструйным на-
сосом, можно получить весьма компактный малогаба-
ритный насос. На рис. 4-38 приведена конструкция че-
тырехступенчатого пароэжекторного насоса НЭВ-3 без
промежуточных конденсаторов с последней ступенью —
водоструйной. Насос имеет производительность 1 кг/ч,
при давлении 0,5 мм рт. ст. при расходе 140 кг]ч пара
давлением 4 ат и 14 м^ч воды давлением 4 ат. Пло-
10 А. Б. Цейтлин. 145
Рис. 4-38. Малогабаритный пароводяной
эжекторный насос НЭВ-3.
1 — впускной патрубок; 2 — первая ступень; 3 —
вторая ступень; 4 — третья ступень; 5—водоструй-
ная ступень; 6 — водяной коллектор; 7, 8 — мано-
метры; 9— паровой коллектор; 10 — паровые вен-
тили; // — обогрев первой ступени; 12 — сливной
бак.
щадь в плане 1,05Х 1,15 ж2. Высота 2,5 м. Характери-
стика насоса приведена -на рис. 4-39.
Следует заметить, что если возможность осущест-
вления насосов очень большой производительности ре-
гламентируется в основном возможностью обеспечения
их паром и водой, то минимальная производительность
насосов регламентируется возможностью -практического
146
осуществления минимальных размеров сопел. Так, про-
изводительность насосов около 0,3 кг!ч, соответствую-
щая быстротам действия 50 л/сек при 1 мм рт- ст.,
500 л!сек при 0,1 мм рт. ст., 5 000 л!сек при 0,01 мм рт. ст
и т. д., является по-видимому, минимально осуществи-
мой при давлениях рабочего пара 5—6 ат, так как кри-
Рис. 4-39. Характеристика малогабаритного
пароводяного эжекторного насоса НЭВ-3.
пел следует по возможности избегать вследствие значи-
тельного влияния пограничного слоя на расход пара че-
рез сопло. С этой целью в первых ступенях многосту-
пенчатых насосов малой производительности снижают
давление рабочего пара до величины, при которой диа-
метр критического сечения будет не менее 2—3 мм.
Если в малых насосах возникают проблемы, связан-
ные с малыми размерами сопел, то в больших насосах
возникают проблемы, связанные с большими размерами
сопел. Так, в первых ступенях высокопроизводительных
насосов, работающих с большими расходами и больши-
ми расширениями пара, сопла иногда оказываются
столь длинными, что изготовление их становится затруд-
нительным. В этих случаях целесообразно устанавли-
вать в эжекторе вместо одного сопла группу сопел
с суммарной площадью критического сечения, рассчи-
танной на требуемый расход пара [Л. 58]. Эффектив-
ность эжектора с многосопельной головкой оказывается
Ю* 147
выше, чем эжектора с одним соплом, вследствие разви-
той 'поверхности струй.
В насосах очень большой производительности первые
ступени осуществляют обычно в виде группы парал-
лельно работающих ступеней. Это позволяет избежать
слишком больших размеров ступеней. Так, Виганд
[Л. 37] не рекомендует делать ступени с диаметром гор-
Рис. 4-40. Трехступенчатый пароводяной
эжекторный насос с ступенями, располо-
женными внутри конденсаторов смешения.
1, 2, 3 — эжекторные ступени; I, II — конденса-
торы.
ловины диффузора больше 250 мм. Вместе с тем нали-
чие параллельных ступеней создает возможность регу-
лирования производительности насоса в процессе рабо-
ты (путем отключения одной или нескольких из них.
В некоторых конструкциях насосов ступени эжектора
встраиваются внутрь конденсаторов (рис. 4-40), что
усложняет их конструкцию, но зато значительно сокра-
щает габаритные размеры насоса (Л. 78].
Очень часто при использовании насосов большой
производительности возникает необходимость быстро
откачать систему от атмосферного давления до рабоче-
го. Так как пароэжекторные насосы обладают постоян-
ством весовой производительности в отличие от механи-
ческих насосов, характеризуемых постоянством объем-
ной производительности, то пароэжекторный насос, рас-
148
Считанный на максимальную весовую производитель-
ность при низких давлениях, имеет малую объемную
производительность при высоких давлениях. Поэтому
откачка объема с атмосферного давления таким насосом
занимает много времени. Например, откачка объема
50 м3 насосом производительностью 5 кг/ч с атмосфер-
ного давления до 3 мм рт. ст. продолжается несколько
часов, хотя скорость откачки при 3 мм рт. ст. равна
1 000 м3/ч. В связи с этим для убыстрения процесса
откачки объема до рабочего давления предварительную
откачку с атмосферного давления до 75—100 мм рт. ст.
производят так называемым пусковым пароэжекторным
насосом, обладающим большой производительностью
при высоких давлениях. Пусковой насос выполняется
одно- или двухступенчатым. Часто пусковой эжектор
подключается не непосредственно к откачиваемому
объему, а через основной насос путем присоединения
к тому из конденсаторов, в котором давление равно ко-
нечному давлению предварительной откачки. При такой
схеме подключения в период предварительной откачки
наряду с пусковым эжектором работают также послед-
ние ступени основного эжектора, стоящие за указанным
конденсатором. По окончании предварительной откачки
пусковой эжектор отключается. На рис. 4-37 приведена
схема двухступенчатого пускового эжектора, подклю-
ченного за первым конденсатором основного насоса.
Конструкция пароводяного эжектора существенно
зависит от его размеров и материала. Обычно эжектор-
ные насосы изготавливаются из тех же материалов, из
которых изготовлена откачиваемая аппаратура. Так, на-
пример, рекомендуются следующие материалы:
Аппаратура из стального литья—насос из чугуна или стально-
го литья, сопла из бронзы.
Аппаратура из нержа- насос из нержавеющей ста-
веющей стали ли или совокупности чугу-
на и нержавеющей стали
Гуммированная аппара- насос гуммированный или
тура из фарфора
Эмалированная аппара- насос из фарфора
тура
Насос из фарфора является наиболее стойким в случае
откачки паров кислот и растворителей. В некоторых
случаях в конструкциях конденсаторов, в которых кон-
149
денсируются сильно агрессивные нары, применяется
графит. При выполнении насосов из стального литья
рекомендуется сопла изготавливать из коррозионно-
стойких материалов.
Металлические эжекторы изготавливают двух типов:
литые (для малых размеров) и сварные (для больших
конструкций). На рис. 4-41 показана типичная конструк-
ция литого чугунного эжектора.
Рис. 4-41. Конструкции литого чугунного эжектора,
/—сопло; 2—приемная камера; 3—диффузор с камерой смешения.
Основные размеры проточной части эжектора опре-
деляются в соответствии с методикой и рекомендация-
ми, приведенными в § 4-3. Размеры приемной камеры
определяются из конструктивных соображений. При
этом впускной патрубок должен делаться возможно бо-
лее коротким и иметь диаметр, при котором скорость
потока в патрубке не превышает 60 м/сек.
Серьезное внимание при изготовлении эжектора
должно уделяться обработке внутренних поверхностей
проточной части. Особо тщательно следует обрабаты-
вать сопло, внутреннюю поверхность которого рекомен-
дуется полировать. Все углы в проточной части должны
быть скруглены, в особенности переходы от конических
поверхностей к цилиндрическим в сопле и диффузоре.
б) Характеристики. Характеристики четырех-, пяти- и
шестиступенчатых пароводяных эжекторных насосов,
выраженные в виде зависимости давления всасывания
от нагрузки, взятой в процентах от расчетной, приведе-
ны на рис. 4-42. Точки на кривых, соответствующие
100% нагрузки, являются расчетными точками.
На рис. 4-43 приведена зависимость впускного дав-
ления насоса от противодавления, выраженная в про-
центах от расчетных значений. Как видно, небольшое
150
Рис. 4-42. Характеристики четырех-, пяти-, ше-
стиступенчатых пароводяных эжекторных насо-
сов. Давление пара 7 ат. Температура охлаж-
дающей конденсаторы воды 30° С (Л. 116].
1 — четырехступеичатый насос; 2 — пятиступенчатый
насос; 3 — шестнступеичатый насос.
увеличение противодавления относительно расчетной ве-
личины приводит к резкому возрастанию впускного дав-
ления.
Характеристика паро-
водяного эжекторного
насоса существенно зави-
сит от состава откачивае-
мой парогазовой смеси.
На рис. 4-44 приведена
типичная характеристика
насоса при откачке па-
ровоздушной смеси. Как
видно, рабочий участок
характеристики, короткий
в случае откачки возду-
ха, значительно возра-
стает с ростом содержа-
ния пара в смеси. Пре-
дельная производитель-
ность при откачке чисто-
го пара в десятки фаз
превышает предельную
производительность при
Противодавление от расчетного, %
Рис. 4-43. Зависимость впускного
давления от противодавления для
пароводяного эжекторного насоса,
выраженная в процентах от рас-
четных значений [Л. 116].
151
откачке воздуха. При этом наклон перегрузочных уча-
стков с ростом паросодержания смеси становится более
порогам.
Характеристика насоса при откачке паровоздушной
смеси существенно зависит от температуры смеси. Дав-
ление всасывания и температура смеси определяют ее
состав, так как пар в смеси предполагается насыщен-
ным. С повышением давления всасывания при постоян-
Рис. 4-44. Характеристика p=f (G) пароводяно-
го эжекторного насоса при откачке паровоз-
душной смеси (Л. 111].
ной температуре паровоздушной смеси состав ее ме-
няется. Поэтому характеристики, построенные при по-
стоянной температуре смеси, соответствуют переменно-
му составу смеси. Аналогично при постоянном составе
смеси с повышением ее температуры растет давление
всасывания.
Если известна характеристика пароэжекторного на-
соса при откачке сухого воздуха, то можно приближен-
но определить его характеристику по паровоздушной
смеси известного состава gB=GBJGCM, пользуясь прибли-
женным соотношением [Л- 78]:
^см — (0,8+0,2gB) GB(cyx), (4-55)
где GB(Cyx) — производительность по сухому воздуху
при давлении, для которого определяется
@см-
Эта зависимость пригодна для рабочих участков ха-
рактеристики при рп=const и gB>0,2. Если задан не со-
152
став смеси, а температура ее /см, то по таблицам водя-
ного пара определяется соответствующее tCM давление
насыщенного пара рп, и затем по уравнению (4-52) рас-
считывается для каждого давления всасывания значе-
ние = 1—d.
Важнейшими параметрами, характеризующими ра-
боту пароводяного эжекторного насоса, являются рас-
Рис. 4-45. Зависимость расхода рабочего
пара на 1 кг/ч откачиваемого сухого возду-
ха в многоступенчатом пароводяном эжек-
торном насосе от величины впускного дав-
ления в расчетной точке (температура воды
30° С, давление пара 7 аг).
ходы пара (кг/ч) и воды (,и3/ч) на 1 кг/ч откачиваемого
воздуха. На рис. 4-45 и 4-46 приведены кривые расход
дов рабочего пара и охлаждающей воды в зависимости
от величины впускного рабочего давления насоса, по-
строенные по данным [Л. 37, 116, 117]. Как видно из гра-
фиков, потребные расходы пара и ,воды сильно возраста-
ют с уменьшением рабочего впускного давления. Расхо-
ды пара и воды существенно зависят от температуры
воды. Так, например, при впускном давлении 5 мм рт. ст.,
температуре охлаждающей воды /1 = 15° С, перепаде
в конденсаторе Д/=10°С, т. е. при температуре на выхо-
де из конденсатора /2=25° С (давление насыщенного
пара р равно 24 мм рт. ст.), происходит сжатие газа от
5 до 24 мм рт. ст.-, если же ii = 25°C и Д|/=10°С, то при
—35° С, р = 42 мм рт. ст., т. е. происходит сжатие от
153
5 до 42 мм рт. ст. Потребление пара при этом удваи-
вается. Зависимость расхода пара и воды от температу-
ры воды особенно сильно сказывается при работе ниже
1 мм рт- ст. Кривые зависимостей расхода шара и воды
от температуры воды приведены на рис. 4-47.
Потребление пара и воды в насосе зависит также
от давления пара, уменьшаясь с его возрастанием
Рис. 4-46. Зависимость расхода охлаждающей во-
ды на 1 кг/ч откачиваемого сухого воздуха в мно-
гоступенчатом пароводяном эжекторном насосе от
величины впускного давления в расчетной точке
(температура воды ЗСГС).
(рис. 4-48). Однако преимущества большого давления
пара часто теряются при работе на очень низких впуск-
ных давлениях, так как при этом получаются очень ма-
лые размеры сопел. В ряде случаев при небольших про-
изводительностях и низких впускных давлениях газа ра-
ди увеличения размеров сопел работают при давлении
пара меньше 4 ат-
Зависимость характеристики пароводяного эжектора
от различных геометрических и режимных факторов
подчиняется общим закономерностям, приведенным
в § 4-3.
154
Как уже указывалось в § 4-3, существующие методы
расчета позволяют рассчитывать пароводяные эжекторы
в пределах тех режимов и конструктивных параметров,
для которых определены необходимые эмпирические за-
ммрт.ст.
Рис. 4-47. Расходы пара Gn и во-
ды GB на 1 кг/ч откачиваемого су-
хого воздуха в зависимости от
впускного давления пятиступенча-
того пароводяного эжекторного
насоса при разных температурах
воды [Л. 116].
Рис. 4-48. Расход пара в односту-
пенчатом пароводяном эжектор-
ном насосе в зависимости от дав-
ления пара (расчетное давление
рр=7 аг) (Л. 115].
висимости и константы.
Так, можно считать, что
существующие методики
позволяют рассчитывать
эжекторные насосы с рас-
ширениями не более 5 000
(см. рис. 4-12), что соот-
ветствует в общем случае
давлениям всасывания
порядка 1 мм рт. ст. Рас-
чет эжекторов на более
низкое давление, как по-
казывается опыт, дает
неправильные резуль-
таты.
Проведенные нами ис-
следования пароводяных
~110~2 мм рт. ст.,
эжекторов, работающих при давлениях
показали, что при таких режимах существенное влияние
на работу сопла оказывает пограничный слой. На
рис. 4-49 приведены результаты измерения полного дав-
ления за скачком уплотнения в паровом потоке на срезе
сопла. Как видно из рисунка, в потоке имеется некото-
рая область изэнтропического течения, где полное дав-
155
ление остается постоянным, и область вблизи стенки
сопла, где полное давление резко убывает. Область
вблизи стенки является пограничным слоем. Для иссле-
дованного сопла толщина пограничного слоя в выход-
ном сечении диаметром 54 мм составляет ~8 мм, т. е.
~50% площади выходного сечения сопла занято погра-
ничным слоем- При этом примерно 50% критического
Рис. 4-49. Распределение полных давлений, из-
меренных насадком Пито в выходном сечении
сопла.
dK=2,5 мм; </>=54 мм; угол сопла 25°; ла,р перегретый:
<п=190°С, рп = 0,5 ат; рвв=1,6 • 10-2 мм рт. ст.
сечения сопла также перекрыто пограничным слоем,
вследствие чего фактический расход пара через сопло
оказывается почти вдвое меньше расчетного. Следова-
тельно, при расчете подобного рода эжекторов необхо-
димо учитывать толщину пограничного слоя в соплах.
При работе эжекторов в области давлений 10-1—
— 10~2мм рт. ст. и ниже расчетные расширения пара
в соплах достигают десятков и сотен тысяч. При таких
расширениях пара расчетные длины сопел оказываются
исключительно большими, что неизбежно приводит
и возрастанию потерь скорости потока. На рис. 4-50
приведена зависимость впускного давления, создаваемо-
го опытным эжектором при постоянной предельной на-
грузке и постоянной величине противодавления за диф-
фузором, от величины расширения сопла. Как видно
156
из рисунка, наилучшие результаты получаются при ра-
боте эжектора с соплом, имеющим расширение ~0,4
от расчетного. Коэффициент скорости Ф1 для сопла с та-
Рис. 4-50. Зависимость впускного давления эжек-
тора от расширения сопла при постоянной пре-
дельной нагрузке и постоянном противодавлении
(сопло: dK=E,5 мм\ пар перегретый: /п = 170°С;
Рп=0,5 ат; расчетное расширение сопла 1250).
/—угол сопла 19°; 2—угол сопла 30°; 3—угол сопла 40°.
ким расширением, по проведенным нами измерениям,
составляет ~0,96, т. е. мало отличается от принимае-
мых обычно в расчетах значений. Следовательно, для
вакуумных эжекторов, ра-
ботающих с большими рас-
ширениями пара, следует
конструировать сопла с зна-
чительным недорасшире-
нием относительно расчет-
ного значения (~0,4).
Н'а рис. 4-51—4-53 при-
ведены зависимости созда-
ваемого вакуумным эжекто-
ром давления от ряда дру-
гих геометрических пара-
метров. Как видно из ри-
сунков, наилучшая харак-
теристика эжектора полу-
чается при угле раствора
град
Рис. 4-51. Зависимость впускно-
го давления эжектора от угла
раствора сопла при постоянной
предельной нагрузке и постоян-
ном противодавлении (сопло:
</к —2,5 мм\ </] = 54 мм\ пар пе-
регретый: /п=170',С; рп =
= 0,5 аг).
157
сопла ~19°, длине горловины диффузора 1 = 3,5d3
и угле конфузора а=6,75°, соответствующем конус-
ности 1 :85. Проведенные исследования показали
также, что наилучшие характеристики эжектора полу-
чаются при расположении выходного сечения сопла
в плоскости входного сечения конфузора, при конусно-
Рис- 4-53. Зависимость
впускного давления эжек-
тора от угла раствора
конфузора при постоян-
ной предельной нагрузке
и постоянном противо-
давлении
ф (сопло: dK=2,5 мм-, d; =
= 54 мм-, конфузор:
с?2=187 мм-, горловина: d3=
= 100 мм\ Z—350 мм-, диффу-
зор: с/4=150 мм\ /=535 мм-,
пар перегретый: Zn = 170°C;
рп = 0,5 ат}.
скиого давления эжектора
от длины горловины диффу-
зора при постоянной пре-
дельной нагрузке и постоян-
ном противодавлении (соп-
ло: rfK = 2,5 мм; rf[=54 мм;
конфузор: rf2=187 мм; 1=
= 745 мм; горловина rf3=
= 100 мм; диффузор: rf4=
=450 мм; /=535 мм; пар
перегретый: /п= 170°С; рп =
= 0,5 ат).
сти диффузора 1:10 и при
скоростях потока в выход-
ном сечении диффузора
70—80 MjceK.
в) Эксплуатация. Применение. Пароводяные
эжекторные насосы получили широкое распространение
в различных отраслях промышленности. Они применя-
ются для откачки различного рода дистилляционных
установок, выпарных аппаратов, вакуум-кристаллизато-
ров, деаэраторов, конденсаторов паровых турбин, дегид-
раторов, различных вакуум-сушильных аппаратов, ва-
куум-фильтров, вакуум-пропиточных установок. Широко
используются также в холодильных установках, в ме-
таллургии для откачки вакуумных дуговых и индукци-
онных печей и внепечных установок обезгаживания жид-
кого металла [Л. 160].
158
Преимущества. Столь широкое распространение
пароводяных эжекторных насосов обусловлено рядом
их важных достоинств:
1. Они могут быть рассчитаны и изготовлены на
практически любую сколь угодно большую объемную
производительность, в то время как другие типы ваку-
умных насосов имеют вполне определенные ограничения
производительности, обусловленные возможностью осу-
ществления их в технически целесообразных размерах.
Так, например, один пароэжекторный насос средней про-
изводительностью 100 кг/ч при 0,5 мм рт. ст. (объемная
производительность 32 000 л/сек) способен заменить
свыше 270 таких крупных механических насосов, как
ВН-6 Эффект такой замены виден из табл. 4-1.
Таблица 4-1
Тип насоса
S
ч
о
*
к ,
ге а »
So о
S О к й
5 -- г:
Потребля-
емая энер-
гия
И
Пароводяной эжекторный
НЭВ-100X0,5 ............. 1 32 000
Механический вакуумный
насос ВН-6 ............ 270 32 000
15 10 300 Пар 7 ат,
5 000 кг/ч
3 000 560 280 5 600 кет
2. Не содержат движущихся частей и имеют чрезвы-
чайно простую конструкцию. Вследствие этого работа
их весьма надежна, а срок службы практически не-
ограничен.
3. Могут изготавливаться из любых материалов и от-
качивать любые газы, в том числе агрессивные и загряз-
ненные механическими примесями. При откачке запы-
ленной средня не нуждаются в установке фильтров, бла-
годаря чему полностью используется их производи-
тельность.
4. Имеют малый вес. Для их установки не требуют-
ся фундаменты.
5. Благодаря простоте устройства стоимость изго-
товления пароэжекторных насосов низка. Так, по дан-
ным [Л. 116] пароводяной эжекторный насос производи-
тельностью 2 кг/ч при давлении ИН2 мм рт. ст. стоит по-
159
чти в 2,5 раз меньше по сравнению с комплектом бу-
стерного и механического насоса той же производи-
тельности. Стоимость пароэжекторных насосов растет
с ростом производительности (рис. 4-54).
6. Просты и дешевы в эксплуатации. По данным
[Л- 114] стоимость эксплуатации пароэжекторного насо-
са оказывается вдвое меньше, чем стоимость эксплуата-
ции системы, состоящей из паромасляного бустер-на-
Рис. 4-54. Относительная стоимость па-
роводяных эжекторных насосов |(в про-
центах) в зависимости от их производи-
тельности (усредненные кривые, постро-
енные по данным (Л. 117]).
1 — четырехступенчатые насосы (0,25—2 мм
рт. ст.)-, 2—пятиступенчатые насосы (0,05—
0,2 мм рт. ст.)- 3 — шестиступенчатые насосы
(0,005—0,03 мм рт. ст.).
coca в комплекте с механическим, даже при условии,
что быстрота действия эжекторного насоса вдвое боль-
ше быстроты действия бустер-насоса.
7. Компактны. Отдельные элементы насоса могут
быть размещены по стенам, колоннам, потолкам, так
что занимаемая ими производственная площадь оказы-
вается незначительной. Для размещения насосов, как
правило, не требуется отдельного помещения. Они мо-
гут быть размещены как ib цеху, так и снаружи.
Пар и вода. Главными проблемами при эксплу-
атации пароводяных эжекторных насосов являются
обеспечение насосов паром необходимого качества и
при необходимом давлении, а также водой при необхо-
димой температуре-
Давление пара в любом случае не должно быть
меньше того, на которое рассчитана нормальная работа
насоса. Если в наличии есть пар большего давления, то
он может быть сдросселирован до рабочего давления
160
в насосе либо путем редуцирования вентилем, либо уста-
новкой диафрагмы в пароподводящей трубе. В послед-
нем случае расчет размеров диафрагмы может быть
произведен по графику на рис. 3-20 в соответствии
с указаниями, изложенными в § 3-4. При дросселиро-
вании пара до рабочего давления, как правило, обеспе-
чивается нормальная работа насоса. Для нормальной
работы насоса с промежуточными конденсаторами недо-
пустимо колебание давления пара более 10%, а для на-
сосов со ступенями без промежуточных конденсаторов—
более 5%.
Как уже указывалось, характеристика насоса суще-
ственно зависит от качества пара. Если пар, получаемый
из котельной, влажный, то перед впуском его в насос
на пароподводящей линии необходимо ставить влагоот-
делитель с конденсационным горшком. При эксплуата-
ции многоступенчатых насосов, работающих при давле-
ниях ниже 4 мм рт. ст., рекомендуется пар слегка пере-
гревать (на 20—30°С). При сильно перегретом паре
работа насоса, рассчитанного на насыщенный пар, ста-
новится неустойчивой.
Температура воды, подаваемой на охлаждение кон-
денсаторов, не должна быть выше той, на которую рас-
считана их нормальная работа. При этом существенным
является, какой водой охлаждаются конденсаторы: арте-
зианской, речной или оборотной. При речной и оборот-
ной воде возможны значительные колебания температу-
ры в зависимости от времени года. Поэтому при оценке
возможности эксплуатации насоса на такой воде надо
исходить из наивысшей сезонной температуры. При арте-
зианской воде, температура которой, как правило, ока-
зывается ниже рабочей температуры в конденсаторах
насоса, можно экономить пар, редуцируя его с таким
расчетом, чтобы не ухудшить характеристики насоса.
Если давление пара и температура охлаждающей
воды имеют значения, равные рабочим значениям для на-
соса, то характеристика насоса имеет вполне определен-
ную количественную зависимость нагрузки от впускного
давления, измеряемую при его испытаниях. Поэтому
характеристику пароэжекторного насоса при нормаль-
ном обеспечении его паром и водой можно использовать
для оценки количества откачиваемого газа по измерен-
ному впускному давлению.
И А. Б. Цейтлин. 161
Регулирование производительности.
Обычно в эксплуатации нагрузка на пароэжекторный
насос изменяется в процессе откачки. При этом часто
полная производительность насоса используется лишь
в начальный период работы, а в дальнейшем без ущер-
ба для работы откачиваемой установки может быть су-
щественно уменьшена. В отличие от механических насо-
сов с электромоторным приводом, где уменьшение на-
грузки автоматически снижает потребление мощности,
в пароэжекторных насосах расход пара остается посто-
янным независимо от изменения нагрузки. В связи
с этим при эксплуатации пароэжекторных насосов важ-
ное значение приобретает принудительное регулирова-
ние производительности насоса. Обычно такое регули-
рование имеет целью экономию расхода пара и воды
при уменьшении нагрузки на насос. Однако в некоторых
случаях регулирование производительности вызывается
необходимостью поддержания давления в откачиваемой
установке на заданном уровне по заданной программе.
В этом случае экономические соображения играют вто-
ростепенную роль.
Регулирование производительности насоса, как уже
указывалось, удобно осуществлять путем отключения
одной или нескольких параллельно работающих ступе-
ней насоса. При этом уменьшение производительности
сопровождается уменьшением расхода пара и воды.
Принципиально возможно также регулирование произ-
водительности насоса путем редуцирования давления
пара и расхода воды. Однако этот способ является го-
раздо более сложным, чем первый, так как требует зна-
ния характеристики насоса в зависимости от изменения
давления пара и расхода воды и большой точности в их
регулировке. Обычно этот способ в эксплуатации не
применяется.
В случае необходимости работы откачиваемой уста-
новки по заданной программе изменения впускного дав-
ления наиболее удобным способом регулирования про-
изводительности пароэжекторного насоса является ре-
дуцирование откачиваемого потока газа вентилем или
затвором на линии всасывания. При этом регулирова-
ние может быть сделано автоматическим благодаря сра-
батыванию привода вентиля или затвора от сигнала,
162
в отка-
с т е м у.
насосов
даваемого датчиком давления, установленным
чиваемой системе.
Диффузия пара из насоса в си
При эксплуатации пароводяных эжекторных
важным является вопрос о проникновении водяного па-
ра из насоса ib откачиваемую систему. Количество про-
никающего в систему пара удобно характеризовать вла-
госодержанием или парциальным давлением пара в си-
стеме. Влагосодержание связано с парциальным давле-
нием уравнением
х
Л4п рп
(4-56)
Мг р— рг’
где Л4Г и Л4П—молекулярные веса газа и пара;
р — полное давление в откачиваемом
объеме;
рп — парциальное давление пара в откачи-
ваемом объеме.
Таким образом, и в том и в другом случае задача
определения количества водяного пара, проникающего
в откачиваемый объем, сво-
дится к определению парци-
ального давления пара, ко-
торое может быть однознач-
но установлено по измере-
нию точки росы.
Диффузия водяного пара
из пароэжекторного насоса
существенно зависит от кон-
струкции, режима его рабо-
ты, создаваемого давления и
от величины внешней газо-
вой нагрузки. На рис. 4-55
приведена зависимость точки
росы в объеме, откачиваемом
насосом НЭВ-3, от потока
воздуха в насос, создаваемо-
го вблизи впускного патруб-
ка. Точка росы измерялась
конденсационным гигромет-
ром. Как видно из рис- 4-55
объеме значительно уменьшается с ростом количества
напускаемого в насос воздуха. Кроме того, точка росы
II* 163
О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5кг/ч
Рис. 4-55. Зависимость точки
росы в откачиваемом объеме от
потока воздуха в насос НЭВ-3.
/ — влажный неосушенный воздух;
.? — воздух пропущен через одну
U-образную сушилку, заполненную
силикагелем; 3 — воздух пропущен
через две силикагелевые сушилки;
одна охлаждена жидким азотом;
4 — воздух пропущен через две си-
ликагелевые сушилки, охлажденные
жидким азотом.
точка росы в откачиваемом
существенно зависит от степени сухости напускаемого
воздуха. Так при работе насоса без газовой нагрузки,
в режиме предельного вакуума точка росы в от-
качиваемом объеме равна —40° С, что соответствует
упругости пара '1 10~‘мм рт. ст. и влагосодержанию
0,31 кг/кг (предельный вакуум насоса р = 0,3 мм рт. ст.)-
При нагрузке 0,1 кг/ч, составляющей ~10% от предель-
ной производительности насоса НЭВ-3 (см. рис. 4-39);
для влажного атмосферного воздуха (кривая 7) точка
росы уменьшается до —52° С, что соответствует пар-
циальному давлению пара 2 И)-2 мм рт. ст. и влагосо-
держанию 4,4- 10~2 кг/кг. Для осушенного воздуха (кри-
вая 4) точка росы при этой же нагрузке снижается до
—110° С, что соответствует парциальному давле-
нию пара ~1,5-10“6 мм рт- ст. и влагосодержанию
~2 • 10-6 кг/кг.
Таким образом, создавая постоянное натекание в на-
сос воздуха или иного газа, в особенности осушенного,
можно свести диффузию пара из насоса до очень малой
величины. Подавление диффузии при этом обусловлено
тем, что диффузия пара навстречу вязкостному или тур-
булентному потоку газа существенно затрудняется и
в тем большей степени, чем больше величина потока.
В связи с этим ,в тех случаях, когда технологический
процесс в откачиваемой установке идет без выделения
газов, для предотвращения диффузии паров воды
в установку насос специально нагружают небольшим
количеством воздуха или какого-либо инертного газа
[Л. 114].
Монтаж. Несмотря на простоту устройства и
эксплуатации пароэжекторных насосов при их монтаже
необходимо соблюдать определенные правила.
Размещение насосов, как уже указывалось, может
производиться как внутри здания, так и снаружи его.
Ступени насоса могут располагаться произвольно в за-
висимости от удобства их размещения, барометрические
конденсаторы смешения всегда должны устанавливать-
ся строго вертикально. При установке насоса необходи-
мо обеспечить свободный доступ ко всем его разъемным
соединениям, вентилям, задвижкам и измерительным
приборам. Первую ступень насоса следует располагать
возможно ближе к откачиваемой камере.
Диаметр и длину соединительного трубопровода
164
между насосом и откачиваемой камерой следует выби-
рать с учетом минимальных потерь производительности
в нем (см. расчеты, гл. 9).
Пароподводящие трубы к ступеням рассчитываются
в соответствии с расходом пара в ступени и с учетом
допускаемой скорости движения пара в трубе 30 м/сек.
В табл. 4-2 приведены количества пара (в кг/ч), проте-
кающие со скоростью 30 м/сек по трубам различного
диаметра и при различном давлении.
Таблица 4-2
Давле- ние па- ра, ат Внутренний диаметр паропровода, мм
20 25 32 40 50 70 80 100
1 37,5 58,5 96 150 236 460 600 940
1.5 47 73,5 121 188 295 575 750 1 175
2 55 85 142 220 345 675 875 1 375
2,5 63,5 99,5 164 255 400 780 1 015 1 595
3 72 117,5 195 302 475 925 1 200 1 885
4 89 138 . 230 357 555 1 080 1 410 2 220
5 105 165 272 420 660 1 280 1 670 2 620
6 122 190 310 490 765 1 500 1 950 3 000
8 155 242 398 620 970 1 900 2 470 3 870
10 187 292 480 750 1 170 2 300 2 980 4 670
12 220 343 565 880 1 370 2 700 3 500 5 500
15 269 420 690 1 080 1 690 3 300 4 300 6 740
18 318 494 815 1 270 2 000 3 900 5 070 8 000
20 349 545 895 1 400 2 190 4 270 5 600 8 720
25 432 675 1 100 1 730 2 700 5 300 6 900 10 870
На паровом коллекторе необходимо 'предусматри-
вать отводную трубку с вентилем для продувки паро-
вой коммуникации и сброса накопившегося конденсата
перед пуском насоса. Все пароподводящие трубы дол-
жны быть хорошо теплоизолированы.
На паровых коммуникациях перед соплами
с t/Kp<5 мм необходимо устанавливать сетки, защищаю-
щие сопла от засорения. Живое сечение сетки должно
быть по крайней мере в 10 раз больше критического
сечения сопла fn.K. Отверстия в сетке должны быть при-
мерно в 2 раза меньше г/кр сопла.
Барометрические конденсаторы следует устанавли-
вать на высоте не менее 11 м от уровня воды в баро-
метрическом ящике. Сливные барометрические трубы
должны быть по возможности прямые. Горизонтальных
участков на трубах следует избегать, так как в них
165
может выделяться растворенный в воде- воздух и преры-
вать поток воды. Концы барометрических труб, погру-
женные в воду, должны 'находиться от дна барометри-
ческого ящика на расстоянии диаметра трубы, но не
менее 100 мм.
Подача воды в конденсаторы должна осуществлять-
ся по достаточно широким трубам, исключающим боль-
шие потери давления. Выбор размеров труб в зависи-
мости от расхода см. в приложении 10.
Безаварийная работа пароэжекторного насоса су-
щественно зависит от надежности контроля за его рабо-
той. С этой целью на насосе устанавливается необходи-
мая контрольно-измерительная аппаратура. На линии
всасывания каждой ступени устанавливается манометр
для контроля рабочего давления- На паровом коллекто-
ре устанавливается манометр для контроля давления
пара и термометр для контроля его температуры. На во-
дяном коллекторе устанавливаются манометр и термо-
метр; на каждом водопроводе, ведущем к конденсатору,
устанавливаются расходомеры. На сливных трубах за
конденсаторами устанавливаются термометры для кон-
троля температуры выходящей воды; при этом термо-
метровые гильзы не должны существенно уменьшать се-
чение трубы. При откачке запыленных газов, когда пыль
может осаждаться в конденсаторах и сливных баромет-
рических трубах, необходимо устанавливать в нижней
части конденсатора сигнализатор уровня с тем, чтобы
вовремя обнаружить засорение сливной трубы.
Современные пароэжекторные насосы обеспечивают-
ся автоматическим управлением и контролем работы.
Основное требование к автоматическому управлению
сводится к автоматическому открытию и закрытию не-
обходимых вентилей и задвижек по сигналам, поступаю-
щим с пульта управления и от датчиков контрольно-
измерительной аппаратуры. Автоматическому контролю
с соответствующей сигнализацией и блокировкой под-
вергаются: давление рабочего пара, температура входя-
щей и выходящей из конденсатора воды, давление отка-
чиваемого газа на линии всасывания, уровень воды
в барометрических трубах. Уменьшение давления пара,
увеличение температуры выходящей воды и уровня во-
ды в барометрических трубах более установленных пре-
делов свидетельствуют об аварийном режиме работы
166
насоса. В каждом из этих случаев должны быть поданы
сигналы на автоматическое закрытие вентилей и задви-
жек на линии всасывания газа, на трубопроводах пода-
чи пара и воды.
Пуск и остановка. Перед первым пуском насос
должен быть проверен на герметичность. Провер-
ка на герметичность может быть произведена
путем опрессовки насоса изнутри пробным газом
повышенного давления. Для этой цели насос от-
соединяется от всасывающей, паровой и водяной
коммуникаций и заглушается вакуумноплотно. При
поиске течей могут быть попользованы галоид-
ный и дифференциальный течеискатели. Возможно так-
же использование галоидного течеискателя без опрес-
совки насоса изнутри. Для этого атмосферный датчик
размещается в выхлопной трубе насоса; насос запу-
скается в работу и перекрывается затвор на линии вса-
сывания. Затем производят обдувку разъемных вакуум-
ных соединений насоса галоидосодержащим газом
(фреоном). Пробный газ, проникая через неплотности,
будет сжиматься в насосе и выбрасываться в выхлопной
трубопровод, где зарегистрируется течеискателем.
Проверка па герметичность производится при первом
пуске насоса. В процессе эксплуатации нет нужды про-
водить испытание на герметичность, если насос создает
нормальное остаточное давление.
При пуске насоса сначала пускают воду в конденса-
торы, а затем подают пар в ступени. В насосах с водо-
струйной ступенью вода в первую очередь подается
в водоструйную ступень. Количество подаваемой в кон-
денсаторы воды контролируется расходомерами. При
первом пуске насоса количество воды корректируют по
температуре выходящей из конденсаторов воды. Перед
пуском пара в ступени необходимо произвести продув-
ку линии паром при открытом сбрасывающем вентиле
на паровом коллекторе для сброса конденсата, накопив-
шегося в паропроводах. При первом пуске насоса про-
дувку рекомендуется произвести паром или сжатым воз-
духом повышенного давления для удаления из паропро-
водов окалины и грязи. После такой продувки следует
произвести очистку защитных сеток и сопел.
При остановке насоса сначала выключается пар,
а затем вода. При остановке насоса с водоструйной
167
ступенью отключение воды, подаваемой в водоструйную
ступень, следует производить осторожно во избежание
внезапного засоса воды из ступени в систему. В малых
насосах без промежуточных конденсаторов ib этом слу-
чае рекомендуется предварительно напустить воздух
в насос.
Неисправности, их устранение- Необходи-
мость в поиске и устранении неисправности возникает
главным образом тогда, когда насос не создает в отка-
чиваемом аппарате необходимого рабочего давления.
Прежде всего необходимо проверить, является ли пло-
хое давление в объеме следствием неисправной работы
насоса или же оно обусловлено негерметичностью аппа-
рата. Для этого насос отключают от аппарата вакуум-
ным затвором (при отсутствии затвора отсоединяют от
аппарата и заглушают всасывающий патрубок) и про-
веряют его предельный вакуум. Если насос создает нор-
мальный предельный вакуум (ориентировочно для
одноступенчатого насоса — 50 мм рт. ст., двухступенча-
того— 5—10 мм рт. ст., трехступенчатого — 2—
3 мм рт. ст., четырехступенчатого — 0,1—0,2 мм рт. ст.,
пятиступенчатого — 0,02—0,05 мм рт. ст., шестиступенча-
того— 0,003—0,005 мм рт. ст.), то можно (как показы-
вает опыт) ожидать, что насос будет нормально рабо-
тать и с нагрузкой. В этом случае вероятной причиной
неисправности может быть негерметичность аппарата.
Поэтому следует измерить величину натекания в аппа-
рат и сопоставить ее с нормой.
Для измерения натекания аппарат откачивается до
некоторого минимального давления, которое может быть
в нем создано, и затем отключается от откачки. Изме-
ряется рост давления Др в объеме аппарата V за неко-
торое время т при постоянной температуре и натекание
вычисляется по уравнению
G = -^. (4-57)
Если объем аппарата неизвестен, то можно присоеди-
нить к аппарату известную течь G' и провести два изме-
рения: с течью G' и без нее. Искомая течь тогда может
быть определена из уравнения
°=Н-. <4‘58)
Др х’ 1
168
где Др'— повышение давления в объеме V за время
т' при наличии известной течи G'-
Величина G должна быть меньше бНОрм. Норма на-
текания задается обычно из расчета
^норм < 0>Юг(мИн)> (4-59)
где бг(мин) — производительность пароэжекторного насо-
са, используемого для откачки аппарата,
при минимальном рабочем давлении.
Если же в результате предварительной проверки ока-
зывается, что неисправность кроется в насосе, то поиск
ее надо начинать с проверки давления всасывания по
ступеням. Распределение давления всасывания по сту-
пеням должно соответствовать нормальному распреде-
леяию для данного насоса. Если в какой-либо ступени
наблюдается превышение нормального давления всасы-
вания, то это свидетельствует о неисправной работе
этой ступени. Основными причинами неисправности мо-
гут быть следующие:
1. Давление пара, подаваемого в ступень, пе соот-
ветствует рабочему значению. Следует отрегулировать
давление пара.
2. Увеличение влажности рабочего пара вследствие
нарушения работы водоотделителя или пароперегрева-
теля (при работе на перегретом паре). Эта причина мо-
жет быть особенно важной для первых ступеней мно-
гоступенчатых насосов, работающих при давлении ниже
1 мм рт. ст. Следует проверить и устранить неисправ-
ности в водоотделителе или пароперегревателе.
3. Засорено сопло или защитная сетка перед соплом.
Следует прочистить их механически или продувкой.
Возможно образование накипи на стенках сопла. На-
кипь легко удаляется полировкой.
4- Ненормальная работа конденсатора перед сту-
пенью, приводящая к повышению давления в конденса-
торе. Это может происходить из-за недостаточного ко-
личества охлаждающей воды или из-за высокой темпе-
ратуры входящей воды. В обоих случаях температура
выходящей воды оказывается выше нормальной. Сле-
дует отрегулировать расход охлаждающей воды. Кроме
того, при засорении барометрических сливных труб, не-
плотностях в них, неправильной установке может про-
169
исходить затопление конденсатора водой, нарушающее
его работу. Часто затопление конденсатора или частич-
ное нарушение слива конденсата проявляется в пульса-
ции давления перед ступенью, вибрации конденсатора,
глухих гидравлических ударах в нем. Следует устано-
вить дефект в сливной трубе и устранить его.
5. Течь в вакуумных соединениях ступени или стоя-
щего перед ней конденсатора. Указанным выше спосо-
бом следует найти течь и устранить ее.
6. Противодавление за ступенью выше нормального,
Возможной причиной может быть засорение патрубка,
соединяющего ступень с конденсатором, установленным
за ней. Для последней ступени, работающей с выхло-
пом в атмосферу, причиной может являться засорение
выхлопной Линии. В обоих случаях следует прочистить
засоренные коммуникации.
7. Забирание проточной части ступени накипью или
загрязнениями в процессе длительной эксплуатации.
Очистку производят механически и полировкой.
8. Износ деталей ступени: сопла, камеры смешения
и диффузора вследствие эрозии (а в ряде случаев и
коррозии) в процессе длительной эксплуатации. Изно-
шенные детали следует заменить на новые.
При анализе неисправностей в работе насоса сле-
дует иметь в виду, что колебания давления на всасы-
вающей линии насоса при работе его с нагрузкой не
всегда свидетельствуют о неисправной работе; во многих
случаях они являются следствием работы насоса на пе-
регрузочной ветви характеристики.
ГЛАВА ПЯТАЯ
БУСТЕРНЫЕ НАСОСЫ
5-1. ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ и конструкции
Бустерные насосы применяются для откачки боль-
ших количеств газа из вакуумных установок при давле-
ниях 10_|—Ю"4 мм рт. ст.
Основные требования, предъявляемые к характери-
стикам бустерных насосов: большая быстрота действия
в указанном диапазоне давлений и большая величина
наибольшего выпускного давления.
170
Область рабочих давлений бустерных насосОв ха-
рактерна тем, что в ней режим течения откачиваемого
газа является переходным от чисто вязкостного — на
верхней границе диапазона (101 мм рт. ст.)—до чи-
сто молекулярного — на нижней границе диапазона
(10-4 мм рт. ст.). Эта особенность условий работы насо-
са определяет в значительной мере механизм откачки
газа насосом.
Увеличение газа паровой струей в бустерном насосе,
как уже указывалось, обусловливается вязкостным тре-
нием на границе струя — газ и диффузией газа в струю.
При высоких давлениях определяющим является про-
цесс вязкостного «захвата» газа, при низких давле-
ниях— процесс диффузии. В связи с этим для лучшего
откачивающего действия при высоких давлениях струя
должна быть достаточно плотной, при низких же дав-
лениях— достаточно разреженной. Но так как режим
истечения паровой струи не зависит практически от дав-
ления откачиваемого газа в рабочем диапазоне впускных
давлений и в процессе откачки остается неизменным, то
его приходится выбирать с таким расчетом, чтобы по-
лучить достаточно высокую быстроту действия во всей
рабочей области как при высоких, так и при низких
давлениях. Естественно, что такой режим не будет оп-
тимальным для работы в отдельности при высоких и
низких давлениях, но будет оптимальным для всей об-
ласти рабочих давлений в целом. Соответственно бы-
строта действия насоса в зависимости от впускного дав-
ления изображается кривой с максимумом при некото-
ром среднем давлении для выбранной области рабочих
давлений.
• Изменяя режим истечения паровой струи (например,
изменением подводимой к насосу мощности), можно
сдвигать максимум кривой в область высоких или низ-
ких давлений.
Для иллюстрации описанных явлений на рис. 5-1
приведена зависимость быстроты действия от давления
при различных мощностях подогрева для паромасляного
бустернасоса БН-3. Из рис. 5-1 видно, что, например, при
режиме истечения паровой струи, соответствующие мощ-
ности 3,5 кет, оптимальной для области давлений
2 • 10 3—1 • 10“2 мм рт. ст'., максимальная быстрота дей-
ствия 500 л!сек достигается при давлении
171
5 • 10~з мм рт. ст.; При Давлении же 1 • 10~2 мм рт. ст.
указанная мощность (соответственно и плотность паро-
вой струи) оказывается меньше оптимальной (4,5 кет),
а при давлении 2-10~3 мм рт. ст—больше оптимальной
(2,5 кет).
Для получения высокого значения наибольшего вы-
пускного давления необходимо создавать паровую
Рис. 5-1. Зависимость быстроты действия
паромасляиого бустер-иасоса БН-3 от впуск-
ного давления при разных мощностях подо-
грева.
струю с большой плотностью. Вместе с тем для получе-
ния большой быстроты действия в широком диапазоне
рабочих давлений плотность струи, как уже указыва-
лось, не должна быть слишком большой. Удовлетворить
таким противоречивым требованиям можно путем при-
менения многоступенчатой конструкции, которая схема-
тически может быть представлена в виде нескольких
последовательно соединенных одноступенчатых насосов
(рис. 5-2). При этом в выходной ступени режим истече-
ния паровой струи выбирается таким, чтобы получить
высокое наибольшее выпускное давление. В предыдущей
ступени плотность струи может быть установлена соот-
ветственно меньшей, так как струя работает против
меньшего выпускного давления; в следующей ступени
еще меньше и т. д. В первой со стороны впуска газа
струе режим истечения устанавливается оптимальным
для заданной области рабочих давлений.
172
При осуществлении многоступенчатой конструкции
насоса необходимо, чтобы каждая последующая ступень
обеспечивала работу предыдущей. Критерием для уста-
новления характеристик отдельных ступеней является
Рис. 5-2. Схема многоступенчатой откачки.
уравнение неразрывносоти потока G = const, т .е. Sipi =
=S2p2=S3p3='.. , — Snpp', здесь Sb S2, S3, .. ., Sn—быстро-
ты действия соответствующих ступеней pj — наибольшее
значение впускного давления первой ступени в заданной
области рабочих давлений; р2, ps, ..рп — соответст-
вующие впускные дав-
ления остальных сту-
пеней, равные по ве-
личине значениям наи-
большего выпускного
давления предыдущих
ступеней, а именно:
Р2=Рн.в первой ступе-
ни; рз=Дн.в второй сту-
пени и т. д.
Типичная характе-
ристика многоступен-
чатого бустерного на-
Рис. 5-3. Характеристика многосту-
пенчатого бустер-насоса.
coca приведена на рис.
5-3. Пересечение характеристики каждой ступени с ли-
нией максимальной производительности предыдущей
ступени на рабочем участке (штрих-пунктирная линия)
определяет впускное давление для данной ступени и
соответственно противодавление для предыдущей сту-
пени. Так, давление р2 является наибольшим выпуск-
173
Рис. 5-4. Схема обра-
щенного сопла зон-
тичного типа.
а — подсопельник;
зонт сопла.
б-
ным давлением для первой ступени; давление р'3 есть
фактическое противодавление для второй ступени при
6Макс, а рз — наибольшее выпускное давление второй
ступени.
Осуществление многоступенчатой конструкции с ис-
пользованием осесимметричных прямоточных1 сопел по
схеме, приведенной на рис. 5-2, является конструктивно
очень громоздким и неудобным. Поэтому в современных
конструкциях бустер-насосов применяют не прямоточ-
ные, а так называемые «обращенные» сопла, в которых
паровой поток изменяет свое на-
правление.
Обращенные сопла выполняются
различными по конструкции; наи-
более распространены сопла «зон-
тичного» типа. Типичная конструк-
ция такого сопла приведена на рис.
5-4. Сопло состоит из двух деталей:
подсопельника (а) и зонта (б). Пар
поступает по пароподводящей тру-
бе, соединенной с подсопельником;
затем, изменяя свое направление
проходит через наименьшее сечение
сопла (критическое сечение) и расширяется в коль-
цевом канале, образуемом подсопельником и зонтом.
Такому соплу присущи все элементы сопла Лава-
ля: здесь так же, как и в сопле Лаваля, пар, дви-
жущийся с дозвуковой скоростью в пароподводящей
трубе, ускоряется до критической скорости в наимень-
шем сечении сопла и затем, проходя по расширяющему-
ся каналу, достигает сверхзвуковой скорости. Примене-
ние обращенных зонтичных сопел позволяет выполнять
многоступенчатые насосы в виде простых и компактных
конструкций. Обычно все ступени насоса размещаются
в одном корпусе и питаются паром из одного кипятиль-
ника.
Давление пара в кипятильниках бустер-насосов со-
ставляет обычно 10—20 мм рт. ст., а в некоторых слу-
чаях доходит до 40 мм рт- ст. [Л. 166]. Сопла выполня-
ются с углом наклона образующей зонта 60—70° к пло-
скости, перпендикулярной к оси насоса. Величины рас-
1 Прямоточным называется сопло, в котором поток не изме-
няет своего направления.
174
на обратное,
ширения сопел изменяются от 2—3 для выпускных сту-
пеней до 20—50, а иногда и больше для впускных сту-
пеней.
На рис. 5-5 приведена конструкция двухступенчатого
паромасляного бустер-насоса БН-3. Насос состоит из
цилиндрического корпуса с приваренным в нижней ча-
Рис. 5-5. Паромасляный бустер-насос БН-3.
/ — корпус; 2 — паропровод; 3 — сливная трубка; 4 — кипятильник;
о — электронагреватель.
175
сти кипятильником. Внутрь корпуса вставлена система
сопел и пароподводящих труб, называемая в совокупно-
сти «паропроводом» насоса. Пар из кипятильника по
центральной (пароподводящей трубе поступает к первой
ступени (верхнее сопло) и по кольцевому каналу ме-
жду наружной и центральной трубой — ко второй сту-
пени (нижнее сопло). Конденсат пара стекает по стен-
кам корпуса и сливной трубке обратно в кипятильник
насоса.
В насосе БН-3, как и в большинстве других бустер-
насосов подобного типа, кипятильник имеет размеры,
несколько увеличенные в сравнении с диаметром корпу-
са насоса. Это обусловлено тем, что количество тепла
(мощность подогрева), необходимое для работы бустер-
насоса, относительно велико, и потому во избежание
больших удельных тепловых нагрузок на днище кипя-
тильника приходится увеличивать его поверхность. Так,
в насосе БН-3 удельная тепловая нагрузка составляет
~6 erlcM2 днища кипятильника. Уже при такой тепло-
вой нагрузке оказывается довольно сильным бурление
масла в кипятильнике насоса, ухудшающее теплопере-
дачу от днища кипятильника к маслу и приводящее,
кроме того, к нерациональной затрате мощности на под-
нятие капелек жидкости с поверхности масла при бур-
лении. Для спокойного кипения масла без бурления
удельная тепловая нагрузка не должна превышать 3—
4 вт/см?. В конструкциях кипятильников, подобных ки-
пятильнику насоса БН-3, удельные тепловые нагрузки
обычно превышают эту величину, так как в противном
случае габаритные размеры кипятильника оказывают-
ся весьма значительными.
Вообще говоря, кипятильники такого типа наряду
с их конструктивной простотой обладают рядом сущест-
венных недостатков. Кроме только что указанного —
больших тепловых нагрузок — следует отметить также
значительные тепловые потери (~2О°/о' от подводимой
мощности) и трудность осуществления слива рабочей
жидкости из насоса и его промывки (наличие подвеши-
ваемого снизу электронагревателя затрудняет возмож-
ность устройства сливных трубок из кипятильника).
В значительной мере свободна от этих недостатков
конструкция кипятильника насоса БН-4500 (рис. 5-6).
Этот кипятильник имеет форму параллелепипеда,
176
Рис. 5-6. Схема конструкции паромасляного бустер-
насоса БН-4500.
/ — маслоотражатель; 2 — корпус; 3 — паропровод; 4 — мас-
ляная ловушка; 5 — кипятильник; 6 — электронагреватель;
7.— штуцер для слива масла; S — обтекатель.
12 А. Б. Цейтлин.
177
в одну из боковых стенок которого вварены шесть труб
прямоугольного сечения; внутрь труб вставляются элек-
тронагревательные элементы, представляющие собой
нихромовые спирали, надетые <на алундовые трубки,
закрепленные в металлическом каркасе. В кипятильник
заливается масло в таком количестве, чтобы трубы
были полностью погружены в него. Теплопередающей
поверхностью является наружная поверхность труб.
Удельная тепловая нагрузка для этого кипятильника со-
ставляет ~ 2,5 вт/см2. Кипятильник имеет габаритные
размеры 650X650 мм. Если бы кипятильник был выпол-
нен по типу БН-3, то при удельной тепловой нагрузке
2,5 btIcm2 диаметр кипятильника был бы равен 1 м, т. е.
габаритные размеры были бы больше. Тепловые потери
в кипятильнике составляют 5%' от подводимой мощно-
сти, т. е. в 4 раза меньше, чем в кипятильнике первого
типа. Днище кипятильника имеет небольшой конус,
в центре которого находится сливной штуцер для слива
рабочей жидкости из насоса.
В насосе БН-4500 две последние’ступени отличаются
от ступеней с обычными соплами зонтичного типа. Каж-
дая из них представляет собой группу осесимметричных
прямоточных сопел, установленных в общем коллекторе
и работающих параллельно. Такая ступень в отличие
от ступени с соплом зонтичного типа позволяет созда-
вать в одних и тех же размерах значительно большую
поверхность паровой струи и, следовательно, при одном
и том же расходе пара получить большую производи-
тельность.
На рис. 5-7 приведены сравнительные характеристи-
ки двух опытных ступеней с соплом зонтичного типа и
группой прямоточных сопел при одинаковых расходах
пара, одинаковом расширении сопел, одинаковой темпе-
ратуре в кипятильнике и одинаковом зазоре между соп-
лами и стенкой корпуса насоса. Как видно из рис. 5-7,
ступень с прямоточными соплами имеет быстроту дей-
ствия в 2 раза больше, чем ступень с зонтичным соплом.
Для работы ступеней с прямоточными соплами важную
роль играет так называемый «обтекатель», расположен-
ный под ступенью. Опыт разработки насосов БН-4500
и БН-1500 показывает, что при отсутствии обтекателя
характеристика ступени оказывается хуже, чем с обте-
кателем (рис. 5-8).
178
Важным является также угол наклона Сопел. Наи-
лучшие результаты получаются при угле наклона сопел
к оси паропровода 8—10°.
Рис. 5-7. Сравнительные характеристики сту-
пеней бустер-насоса.
1 — с соплом зонтичного типа; 2—с группой прямо-
точных сопел.
Для получения высокого значения наибольшего вы-
пускного давления во многих конструкциях бустер-на-
сосов в качестве выходной ступени применяют эжек-
торную ступень.
На рис. 5-9 приве-
дена схема паромасля-
ного бустер-насоса БН-
2000 с эжекторной сту-
пенью [Л. 167]. Эжек-
торная ступень насоса
расположена верти-
кально и имеет кониче-
скую камеру смешения
без диффузора. Паро-
провод насоса трехсту-
пенчатый, расположен
в коническом сужаю-
щемся корпусе. Кипя-
тильник такого же ти-
Рис. 5-8. Быстрота действия ступени
с группой прямоточных сопел в зави-
симости от впускного давления.
/ — без обтекателя; 2 —с обтекателем.
па, как и в насосе БН-4500, но только с двумя трубами
вместо шести. Характерной особенностью насоса яв-
ляется рациональная организация питания паром от-
дельных ступеней. В связи с тем, что для работы эжек-
12*
179
Рис. 5-9. Паромасляный бустер-насос БН-2000.
1 — маслоотражатель; 2 — корпус; 3 — паропровод; 4 — кипятильник; 5 — шту-
цер для слива масла; 6 — электронагреватель; 7 — трубка для заливки масла
в кипятильник; 8— сопло эжекторной ступени; 9— конфузор эжекторной сту-
пени; 10— ловушка для паров масла.
торной ступени необходимо поддерживать сравнительно
высокое давление пара перед соплом, в кипятильнике
наебса приходится создавать соответственно высокое
давление пара. Однако для работы остальных ступеней
не требуется столь высокое давление пара; например,
для первой со стороны впуска газа ступени давление па-
ра перед соплом может быть даже в несколько раз
меньше, чем для эжекторной ступени. Следовательно,
питание всех ступеней паром одного (а именно, высо-
кого) давления, как это имеет место во многих конст-
рукциях насосов, приводит только к нерациональному
расходу пара через сопла и соответственно к излишним
затратам мощности. В насосе БН-2000 питание отдель-
ных ступеней паром разделено путем установки в паро-
подводящей трубе между ступенями диафрагм; при
этом пар высокого давления из кипятильника посту-
пает только в эжекторную ступень, по пути же к осталь-
ным ступеням пар дросселируется в диафрагмах с со,-
ответствующим понижением давления перед каждой
ступенью. Такая организация питания паром сопел на-
ряду с малыми тепловыми потерями кипятильника обес-
печивает высокие технико-экономические показатели на-
соса. Удельный расход мощности на литр в секунду бы-
строты действия для насоса БН-2000 составляет
3 вт1л1сек, в то,время как для насоса БН-4500 он равен
5 вт!л!сек и для БН-3—7 вт/л/сек.
Наряду с рациональным распределением давления
пара по ступеням повышению экономичности насоса
способствует также конический, сужающийся книзу кор-
пус. В отличие от насосов с цилиндрическим корпусом,
где диаметр корпуса определяется величиной быстроты
действия первой ступени и не изменяется при переходе
к ступеням с меньшей быстротой действия, в насосе
с коническим корпусом его диаметр при переходе к сту-
пеням с меньшей быстротой действия непрерывно умень-
шается. В первом случае из-за большего диаметра кор-
пуса насоса размеры ступеней последовательно увели-
чиваются от первой к последней, так как их быстроты
действия, а соответственно и площади кольцевых зазо-
ров между соплами и корпусом последовательно умень-
шаются. Благодаря большим размерам ступеней в этом
случае критические сечения сопел, а соответственно и
расходы пара в них оказываются неоправданно завы-
1 1
Шёнными по чисто конструктивным соображениям, свя-
занным с невозможностью осуществления в больших
соплах малых размеров критических сечений. В случае
конического корпуса его диаметр и размеры ступеней
последовательно уменьшаются, что позволяет обеспе-
чить требуемые быстроты действия ступеней при необ-
ходимых (малых) размерах критических сечений.
Следует, однако, иметь в виду, что высота насоса с ко-
ническим корпусом оказывается значительно больше,
чем насоса с цилиндрическим корпусом при одинаковых
характеристиках (примерно в 1,5 раза). В связи с
этим, несмотря на очевидные экономические преимуще-
ства насосов с коническими корпусами, иногда предпо-
читают применять более короткие цилиндрические на-
сосы.
С ростом производительности бустерных насосов со-
ответственно возрастают и их размеры, в частности вы-
сота. Так, например, насос БН-15000 с коническим кор-
пусом производительностью 15000 л!сек имеет диаметр
впускного отверстия 900 мм и высоту 3,3 м. Осущест-
вление насосов большей производительности, по-види-
мому, является уже технически нецелесообразным из-за
их чрезвычайно большой высоты, делающей затрудни-
тельным их изготовление и эксплуатацию. При необхо-
димости иметь большую производительность следует
устанавливать группу параллельно работающих насо-
сов.
Для оценки высоты бустерного насоса в зависимости
от его быстроты действия нами предложено полуэмпи-
рическое соотношение для среднего расстояния между
двумя ступенями (в цилиндрическом корпусе):
A = 0,25tgal/S [мм], (5-1)
где h — HIn — отношение полной высоты между первой и
и последней ступенями паропровода к чис-
лу ступеней;
a — угол наклона зонта первого сопла к пло-
скости среза;
5 — быстрота действия насоса, л!сек.
Уравнение (5-1) дает расхождение с опытными данными
около 10°/о’. Принимая соответствующий угол наклона
зонта сопла (обычно 65—70°) и выбирая необходимое
182
число ступеней в насосе, можно, пользуясь уравнением
(5-1), определить высоту паропровода насоса Я для дан-
ной быстроты действия. Прибавляя к полученному зна-
чению высоты кипятильника, перового сопла, выпускного
отверстия, масляного затвора, которые в сумме (для
насосов с производительностью более 1 500 л)сек) со-
ставляют примерно 20—30%' от Н, получим полную вы-
соту бустерннасоса с цилиндрическим корпусом.
Так, для насоса с быстротой действия 50 000 л)сек и
углом наклона зонта первого сопла а=65° при пятисту-
пенчатом паропроводе полная высота паропровода Н=
— tin составит в соответствии с (5-1) Я=>6 000 мм. До-
бавляя неучтенные высоты (20%' Я), получим полную
высоту насоса: Я=7 200 мм. Ясно, что изготовление и
эксплуатация насоса таких размеров оказались бы весь-
ма затруднительными.
Паромасляные бустер-насосы (корпуса, кипятильни-
ки) изготавливаются обычно из простой углеродистой
стали, детали паропроводов насосов — из алюминия.
Система охлаждения для малых насосов выполняется
в виде змеевика, напаянного на корпус, а для больших
насосов — в виде рубашки, приваренной к корпусу.
Электронагреватели насосов изготавливаются двух
типов: с открытой спиралью, уложенной в керамическое
основание или намотанной на керамическую трубу,
и с закрытой спиралью, замурованной в керамику. На-
греватели первого типа обладают малым сроком службы
спирали (300—500 ч), но легко могут быть отремонтиро-
ваны при ее перегорании. Нагреватели второго типа
обладают большим сроком службы (более 3 000 ч), так
как в них доступ кислорода к спирали затруднен, одна-
ко в случае перегорания нагревателя ремонт его невоз-
можен. В настоящее время в отечественных насосах
больше распространены нагреватели с открытой спи-
ралью, в зарубежных насосах — нагреватели с закрытой
спиралью.
5-2. РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ
Так как бустерные насосы предназначаются для от-
качки больших количеств газа при относительно высо-
ких впускных давлениях (10~1—Ю~4 мм рт. ст.) и зна-
чительных противодавлениях, то основными требования-
ми, предъявляемыми к рабочим жидкостям для бустер-
183
ных насосов, являются: высокая термическая и термо-
окислительная стойкость; высокая упругость пара при
рабочей температуре в кипятильнике; малая величина
теплоты парообразования; возможно более узкий фрак-
ционный состав, исключающий заметное изменение ха-
рактеристик масла вследствие ухода из него при работе
насоса легких фракций. Очень низкая упругость пара
при комнатной температуре для бустерной рабочей
жидкости не требуется. Достаточной является упругость
пара при 20° С порядка 10 5 мм рт. ст.
В качестве рабочих жидкостей для бустерных насо-
сов применяют главным образом специальные вакуум-
ные масла- В отечественных насосах применяются три
типа жидкостей: масла нефтяного происхождения — «Г»
и ВМ-3 и кремнийорганическое соединение—-ПФМС-1.
Масло «Г» представляет собой продукт дистилляции
медицинского вазелинового масла (пределы дистилля-
ции 120—160° С при давлении 10-2 мм рт. ст.). Оно срав-
нительно дешево. Обладает невысокой упругостью пара
при 20° С. Так как при очистке исходного продукта —
медицинского вазелинового масла — из него удаляются
стабилизирующие смолы, масло «Г» обладает низкой
термической и термоокислительной стойкостью (стойко-
стью к окислению кислородом воздуха при рабочих
температурах в насосе). При окислении масло темнеет
и изменяет свои характеристики, на внутренних деталях
насоса дает смолистые осадки. В связи с этим срок
службы масла в насосах большой производительности
невелик.
Масло ВМ-3 (Л. 168—170] представляет собой про-
дукт дистилляции недоочищенных веретенных масел, по-
лучаемых из кавказских и .восточных нефтей. Масло
ВМ-3 обладает почти в 50 раз более высокой термооки-
слительной стойкостью по сравнению с маслом «Г». Ра-
бочие характеристики бустерных насосов при работе на
масле ВМ-3 обеспечиваются при температуре масла
примерно на 20—30° С более низкой, чем при работе
на масле «Г». Вместе с тем, масло ВМ-3 является более
легкокипящим по сравнению .с «Г» и потому потери мас-
ла из насоса при работе на ВМ-3 больше, чем при рабо-
те на «Г» (при одинаковых условиях). Поэтому при ра-
боте на масле BAI-3 следует применять более «жесткие»
маслоулавливающие устройства.
184
Масло ПФМС-1 представляет собой полифенилме-
тилсилоксановую жидкость. Как все кремнийорганиче-
ские жидкости, масло ПФМС-1 обладает высокой тер-
моокислительной стойкостью, наивысшей по сравнению
с маслами «Г» и ВМ-3. В связи с этим срок службы
масла ПФМС-1 в насосе оказывается столь большим,
что практически не ограничивает сроки эксплуатации
насоса при его безаварийной работе.
Характеристики вакуумных масел для бустерных на-
сосов приведены в табл. 5-4.
Таблица 5-1
Наименование масла Упругость пара при 20° С. мм рт. ст. Вязкость при 50° С, ст Молеку- лярный вес Удельный вес, г/см'
«г» 5.10-6—1-10-’ 12,5—15,3 350 0,85
ВМ-3 Ы0-*—1-10-5 7—10 — —.
ЛФМС-1 1-10-5—7-10- = 3,6—4,6 700 1,0
Рабочие жидкости, применяемые в зарубежных бус-
терных 'насосах: Наркойл-Ю (США), жидкость «А»
(Англия), жидкость L-50 (ФРГ) представляют собой
соединения типа хлорированного дифенила- Эти жидко-
сти обладают высокой термической и термоокислитель-
пой стойкостью. Упругость пара при комнатной темпе-
ратуре ~10~4 мм рт. ст. Недостатком жидкостей являет-
ся их токсичность (действуют на кожу и дыхательные
пути).
5-3. ХАРАКТЕРИСТИКИ
Как уже указывалось, зависимость быстроты дейст-
вия бустерного насоса от впускного давления имеет вид
кривой с максимумом в рабочем диапазоне давлений.
При увеличении подводимой мощности максимум сдви-
гается в область высоких давлений, а при уменьшении
мощности — в область низких давлений. В этом смысле
зависимость, приведенная на рис- 5-1 для насоса БН-3,
является по своему характеру общей для бустер-насосов
и 'может быть представлена в координатах производи-
тельность— впускное давление так, как это показано
на рис. 5-10. При уменьшении подводимой мощности
уменьшается плотность струи, соответственно возра-
стает диффузия газа в струю; это приводит к увеличе-
185
нию производительности в области низких давлений и
к уменьшению в общем случаелроизводительности в об-
ласти высоких давлений.
Рис. 5-11. Зависимость про-
изводительности ступени бу-
стер-насоса от впускного
давления при разных рас-
ширениях сопла
А1 >Л2>Д3).
Рис. 5-10. Зависимость про-
изводительности ступени бу-
стер-насоса от впускного
давления при разных темпе-
ратурах в кипятильнике
(7’1<7’2<7’3).
Аналогичная зависимость получается при изменении
расширения сопла (рис. 5-11). При расширении сопла
увеличивается производительность в области низких дав-
Рис. 5-12. Зависимость наи-
большего выпускного давления
бустер-насоса от мощности по-
догрева (насос БН-3).
лении и снижается произво-
дительность в области высо-
ких давлений.
Наибольшее выпускное
давление насоса (или ступе-
ни) также существенно за-
висит от мощности подогре-
ва и расширения сопла, уве-
личиваясь с ростом мощно-
сти подогрева (рис. 5-12) и
с уменьшением расширения
сопла (рис. 5-13).
Анализируя зависимости,
представленные на рис. 5-10
и 5-12, можно сделать вы-
вод, что снижение произво-
дительности в области вы-
соких давлений при умень-
шении подводимой мощно-
сти, а соответственно при
186
уменьшении температуры и давления пара в кипя-
тильнике происходит из-за уменьшения величины наи-
большего выпускного давления ступени ниже фактиче-
ского давления на стороне предварительного разрешения.
Если же поддерживать противодавление за ступенью
достаточно низким, так чтобы с уменьшением тем-
пературы и давления пара в кипятильнике величина
наибольшего выпускного давления ступени оставалась
Рис. 5-14. Зависимость быстро-
ты действия ступени бустер-
насоса от выпускного давления.

Рис. 5-13. Зависимость впуск-
ного давления ступени бустер-
насоса от выпускного при раз-
ных расширениях сопла
(Л 1>Лг>Лз).
выше фактического противодавления за ней, то можно
ожидать, что производительность в области высоких
давлений не уменьшится. Эти зависимости подтвержда-
ют высказанное выше соображение о том, что для удов-
летворительной работы первой ступени совсем не обяза-
тельно иметь высокое давление пара перед ней; давле-
ние пара перед ступенью может быть сдросселировано
до достаточно малой величины, если при этом обеспечи-
вается низкое противодавление за ступенью, что может
быть сделано установкой достаточного количества сту-
пеней в насосе.
Зависимость быстроты действия ступени от давления
на стороне предварительного’ разрежения имеет вид,
представленный на рис- 5-14. Как видно, с увеличением
противодавления за ступенью быстрота действия внача-
ле не изменяется, затем после достижения наибольшего
выпускного давления ступени начинает быстро убывать.
Если, поддерживая расширение сопла и температуру
пара перед соплом постоянными, изменять расход пара
в ступени за счет увеличения критического сечения соп-
187
ла, то 1при неизменной площади кольцевого зазора
между соплом и корпусом насоса характеристика сту-
пени изменяется в соответствии с зависимостью, пред-
Рис. 5-15. Зависимость
производительности сту-
пени насоса от впускно-
го давления при разных
расходах пара через соп-
ло (X = const; /= const;
Gnl< бП2< бпз).
ставленной на рис. 5-15.
Вследствие значительной плот-
ности паровых струй, истекаю-
щих из сопел бустер-насосов, они
хорошо откачивают легкие газы.
На рис. 5-16 приведена зависи-
мость быстроты действия от
впускного давления при откачке
паромасляным бустер-насосом
воздуха и водорода [Л. 166].
Величина быстроты действия
насоса существенно зависит от
числа ступеней в нем. Это обу-
словлено тем, что при данном
диаметре корпуса насоса увели-
чение площади кольцевого зазо-
ра между соплом и стенкой кор-
пуса за счет уменьшения диамет-
ра сопла приводит одновременно
к уменьшению наибольшего вы-
пускного давления ступени. Увеличивая число ступеней
в насосе и компенсируя тем самым снижение степени сжа-
тия в ступени при увеличении площади зазора между соп-
лом и корпусом, можно увеличить быстроту действия
насоса. Естественно, что при этом существенно возра-
л/сек
Рис. 5-16. Зависимость быстроты действия бу-
стерного насоса от впускного давления при
откачке воздуха и водорода.
188
стает высота насоса. Так, в опытном бустер-насосе
с диаметром корпуса 260 мм удавалось за счет добавле-
ния двух ступеней и соответствующего подбора режима
работы насоса увеличивать быстроту действия с 1 500
до 3 500 л!сек- При этом высота насоса возрастала поч-
ти в 1,5 раза. Подобные результаты получены также
согласно данным Баррета
(Barrett) и Денниса (Den-
nis) {Л. 166] при добавлении
одной ступени к насосу
18ВЗ (Англия).
Несмотря на возмож-
ность значительного увели-
чения быстроты действия
насоса при соответствующем
увеличении его высоты, в
большинстве случаев пред-
почитают не. делать насосы
слишком высокими, а увели-
чение производительности
осуществляют за счет увели-
чения диаметра корпуса на-
соса. Так, например, указан-
ное выше увеличение бы-
строты действия с 1 500 до
3 500 л!сек. можно было бы
получить за счет увеличения
диаметра корпуса насоса с
260 до 380 мм при практиче-
ски несущественном увели-
чении высоты насоса.
Большинство современ-
ных бустерных насосов
л/сек
рт ст
Рис. 5Л7. Характеристики па-
ромасляных бустер-насосов.
/ — насос БН-3; 2 — насос БН-1500;
3 — насос БН-2000; 4 — насос
Б Н-4500.
имеет максимум производительности при давлении
10~2 мм рт- ст. и наибольшее выпускное давление 1 —
3 мм рт. ст.
Предельный вакуум, измеренный ионизационным ма-
нометром, градуированным по воздуху, составляет для
большинства насосов (1—5) • 10-4 мм рт. ст. При этом
истинное значение остаточного давления примерно на
порядок ниже и оказывается завышенным при измере-
ниях благодаря повышенной чувствительности иониза-
ционного манометра к парам масла.
189
Термодинамический к. in. д- современных бустерных
насосов составляет 5- Ю 4—5- 10 3.
Характеристики отечественных бустер-насосов приве-
дены на рис. 5-17 ив приложении 11.
5-4. МИГРАЦИЯ1 МАСЛЯНОГО ПАРА ИЗ БУСТЕР-НАСОСА
При работе бустер-насоса имеет место миграция
масляного пара из насоса в откачиваемый объем и
в область предварительного разрежения (выпускной тру-
бопровод).
Как уже указывалось в § 3-3, паровая струя, исте-
кающая из сверхзвукового сопла вакуумного пароструй-
ного насоса, имеет такжели-
нии тока пара, направлен-
ные в сторону впускного па-
трубка. Именно эти линии
тока пара и являюстя источ-
ником замасливания отка-
чиваемой системы.
Для предотвращения ми-
грации масла в откачивае-
мую систему над насосом
устанавливается охлаждае-
мый водой медный маслоот-
Рис. 5-18. Схема работы кол- ражатель колпачкового типа
пачкового маслоотражателя. (см. рис. 5-6 и 5-9). Схема
работы отражателя приве-
дена на рис. 5-18. Действие отражателя основано на
«срезании» линий тока пара так, что крайняя линия тока
попадает на холодную стенку корпуса насоса; при этом
обеспечивается достаточно полная конденсация пара,
мигрирующего из насоса. Так, при нормальной работе
насоса БН-4500 с колпачковым отражателем присутст-
вие масла в откачиваемой системе после 10 ч работы
визуально не обнаруживается. По данным (Л. 166] уста-
новка отражателя колпачкового типа над бустер-насо-
сом снижает миграцию масла в откачиваемую систему
почти на 95%, так что обратный поток масляного пара
за отражателем (в насосе 18ВЗ) составляет приблизи-
1 Термин «миграция» здесь условно означает проникновение
масляного пара из насоса в откачиваемую систему и в форвакуум-
ный трубопровод.
190
д-д
тельно 0,03 мг!мин • см2 площади впускного отверстия
насоса.
Следует иметь в виду, что маслоотражатель работает
удовлетворительно только в рабочей области бустер-
насоса (например, до
10~2 мм рт. ст. для
БН-4500). При более
высоких давлениях па-
ровая струя, истекаю-
щая из сопла, разру-
шается потоком возду-
ха, и пар начинает
проникать в откачивае-
мую систему. Поэтому
при эксплуатации на-
соса необходимо сле-
дить за тем, чтобы дав-
ление в системе не вы-
ходило за пределы ра-
бочего диапазона дав-
лений насоса.
Маслоотражатель
колпачкового типа
уменьшает скорость от-
качки бустер-насоса
всего лишь на 5—10%.
Для предотвраще-
ния миграции масла из
бустер-насоса в об-
ласть предварительно-
го разрежения за эжекторной ступенью насоса устанав-
ливается охлаждаемый водой дисковый конденсатор
(рис. 5-19), представляющий собой пакет чередующихся
медных дисков глухих и с отверстиями, собранных на
охлаждаемом водой стержне и помещенных в охлаж-
даемый корпус. Пролет масла через такой конденсатор
при эксплуатации насосов БН-2000 и БН-4500 в рабочем
диапазоне давлений не превышает 0,4—0,6 смЧч (при
работе на масле «Г»),
5-5. ЭКСПЛУАТАЦИЯ
Паромасляные бустер-насосы по диапазону рабочих
давлений занимают промежуточное место между меха-
191
Рис. 5-19. Схема устройства дисково-
го конденсатора для предотвращения
миграции масляного пара в область
предварительного разрежения.
/ — корпус; 2 — глухой диск; 3 — диск
с отверстиями.
ническими вращательными насосами и высоковакуум-
ными пароструйными. Поэтому они применяются для
откачки установок, в которых имеет место значительное
выделение газов, сопровождающееся ростом давления
д0 ю-l—1 мм рТ. ст. и. вместе с тем требуется получение
низких давлений 10~2—10-4 мм рт. ст.
Так, паромасляные бустер-насосы широко использу-
ются для откачки вакуумных индукционных и дуговых
металлургических печей,
установок для сушки и
пропитки электрических
конденсаторов, вакуум-
ных дистилляционных
установок, установок для
металлизации пластмас-
совых изделий, сверхзву-
ковых аэродинамических
труб и т. д.
При откачке сильно
запыленных газов реко-
мендуется устанавливать
перед бустерными насоса-
ми фильтры. Хотя попа-
мм pm.cn.
Рис. 5-20. Относительная стои-
мость откачивающих установок
на основе бустер-насоса (кри-
вая 2), высоковакуумного паро-
струйного насоса (кривая /) и
двухроторного насоса (кривая 3),
отнесенная к 1 л!сек быстроты
действия установки, в зависимости
от впускного давления.
дание пыли в насос и не
сказывается непосредст-
венно на его работе, од-
нако накопление пыли в
кипятильнике с течением
времени может привести
к ухудшению условий
теплопередачи в нем и к
изменению режима рабо-
ты насоса. Установка фильтра приводит обычно к умень-
шению быстроты действия насоса по воздуху вдвое.
Широкое распространение бустерных насосов обу-
словлено в известной мере простотой их устройства и
эксплуатации.
Так как бустерные насосы работают в комплекте
с вспомогательными механическими насосами, то эконо-
мическую оценку использования бустерных насосов
в сравнении с другими типами насосов следует прово-
дить с учетом всего комплекса оборудования, входящего
в откачивающую установку: вспомогательных насосов,
192
вентилей, затворов и т. д. На рис. 5-20 и 5-21 приведены
относительная стоимость и потребляемая мощность на
1 л!сек быстроты действия откачивающей установки
в зависимости от впускного давления для систем с бу-
стерным паромасляным насосом, высоковакуумным
пароструйным насосом и двухроторным насосом (меха-
нический бустер-насос)
[Л. 166]. Как видно из
приведенных кривых, в
области давлений 10-3—
10-1 мм рт. ст. установка
на 'Основе паромасляного
бустер-насоса потребляет
меньшую мощность и об-
ладает меньшей стоимо-
стью в сравнении с дру-
гими установками. В об-
ласти давлений ниже 10-3
мм рт. ст. более эконо-
мичной оказывается си-
стема с высоковакуумным
пароструйным насосом и
в области давлений выше
10-1 мм рт. ст. — система
с двухроторным насосом.
Как и все пароструй-
ные насосы, в которых от-
сутствуют движущиеся
части, бустер-насосы
практически не подверже-
Рис. 5-21. Мощность, потребляе-
мая откачивающими установками
на основе паромасляного бустер-
пасоса (кривая 2), высоковакуум-
ного пароструйного насоса (кри-
вая /) и двухроторного насоса
(кривая 3), отнесенная к 1 л'сек.
быстроты действия установки,
в зависимости от впускного дав-
ления.
ны износу. Срок непрерывной работы паромасляных
бустер-насосов ограничивается главным образом сро-
ком службы масла в насосе и сроком службы элек-
тронагревателей. Срок службы масла зависит от
условий эксплуатации насоса и рода масла. Как уже
указывалось, наименьшим сроком службы обладает
масло «Г» — из-за низкой термоокислительной стойко-
сти, наибольшим—масло ПФМС-1. Чем выше уровень
давлений, при которых работает насос, тем меньше
срок службы масла. В связи с этим масло «Г» не реко-
мендуется применять в больших насосах, работающих
при высоких давлениях.
При эксплуатации паромасляных бустер-насосов не
13 А. Б. Цейтлин. 193
следует допускать повышения Давления на входе в на*
сос более чем его максимальное рабочее давление
(обычно 10~2—10-1 мм рт. ст.), так как в противном
случае сильно возрастает миграция масла из насоса
в откачиваемую систему и в область предварительного
разрежения. Имеющие место в эксплуатации случаи
сильного замасливания откачиваемого объема являются,
как правило, следствием длительной работы насоса на
перегрузочном участке характеристики [выше макси-
мальной рабочей точки на кривой G = f(p)]. При нор-
мальной работе насоса, снабженного маслоотражателем
на впускном и конденсатором на выпускном патрубке,
миграция масла незначительна и обычно не определяет
срока непрерывной работы насоса.
При откачке бустер-насосами конденсируемых паров
в качестве насосов предварительного разрежения при-
меняются обычно газобалластные насосы. При этом
необходимо следить за тем, чтобы давление за бустер-
насосом не возрастало выше его наибольшего выпуск-
ного давления, так как это может привести к срыву
работы насоса. В случае, когда наибольшее выпуск-
ное давление бустер-насоса мало (например, 0,3—
0,5 мм рт. ст. для БН-3), иногда вообще не удается осу-
ществить откачку конденсируемых паров, так как при
этом давление на входе в газобалластный насос при пол-
ной паровой нагрузке может возрастать до 1 мм рт. ст.,
т. е. становится выше наибольшего выпускного давления
бустер-насоса.
Для охлаждения бустер-насосов должна применяться
хорошо очищенная вода с малым содержанием солей и
отсутствием механических примесей. Использование
плохо фильтрованной воды приводит к засорению водя-
ной рубашки насоса и выходу насоса из строя. Очистить
засоренную песком или отложениями солей водяную
рубашку обычно не удается; приходится в этом случае
срезать водяную рубашку и наваривать новую. Охлаж-
дение бустер-насосов рассчитывается обычно на свобод-
ный безнапорный слив. Поэтому при эксплуатации на-
соса его водяная рубашка бывает заполнена водой
обычно только в период его работы. При длительных
остановках насоса в водяной рубашке, незаполненной
водой, может идти интенсивная коррозия стенок насоса,
приводящая к закупорке каналов рубашки окислами же-
194
леза, а иногда и к прободению стенки корпуса насоса.
Для предотвращения коррозии в водяной рубашке сле-
дует устанавливать на сливном водопроводе вентиль и
при остановке насоса перекрывать его, оставляя водя-
ную рубашку заполненной водой.
Бустерные насосы следует присоединять к откачи-
ваемой системе через, возможно более короткие патруб-
ки. Диаметр соединительного патрубка принимают
обычно равным диаметру впускного отверстия бустер-
насоса. Размеры соединительного патрубка выбирают
с таким расчетом, чтобы обеспечить минимальные по-
тери быстроты действия насоса (см. расчет систем,
гл. 9).
Между насосом и откачиваемой системой рекомен-
дуется устанавливать вакуумный затвор, позволяющий
отключать систему от насоса в момент его запуска и
остановки, так как в эти периоды вследствие несформи-
рованности паровых потоков в ступенях насоса имеет
место повышенная миграция паров масла из насоса
в откачиваемую систему. Кроме того, наличие затвора
позволяет защитить насос три аварийном попадании
атмосферы в откачиваемую систему.
Выпускной трубопровод, соединяющий бустер-насос
с механическим насосом, должен быть также по воз-
можности коротким. Диаметр его принимается обычно
равным диаметру выпускного патрубка бустер-насоса.
Размеры трубопровода должны выбираться с таким
расчетом, чтобы при выбранном механическом насосе
обеспечить за бустерным насосом при его максимальной
производительности получение давления, меньшего, чем
наибольшее выпускное давление бустер-насоса.
На выпускном трубопроводе следует устанавливать
вакуумный вентиль, позволяющий отключать бустер-на-
сос от механического три внезапной остановке послед-
него.
Запуск бустер-насоса занимает обычно 0,5—1 ч.
В связи с этим для избежания потери времени на запуск
насоса при частых циклах откдчки технологической
установки бустер-насос обычно не выключают, а лишь
перекрывают затвор между насосом и установкой,
оставляя бустер-насос в рабочем состоянии.
При нормальном охлаждении бустер-насоса, исправ-
ной работе электронагревателя, отсутствии течей в на-
13* 195
сосе и исправной работе вспомогательного механиче-
ского насоса ухудшение характеристик бустер-насоса
может происходить только вследствие ухудшения каче-
ства масла или убыли его из насоса. Поэтому при
обеспечении указанных условий устранение неисправно-
стей в работе бустер-насоса в процессе эксплуатации
обычно сводится либо к пополнению количества масла
в кипятильнике, либо к его замене. Профилактика
бустер-насосов проводится так же, как профилактика
паромасляных эжекторных насосов (см. § 4-4).
ГЛАВА ШЕСТАЯ
ВЫСОКОВАКУУМНЫЕ ПАРОСТРУЙНЫЕ НАСОСЫ
6-1. ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ
При давлениях 10~7—10~4 мм рт. ст., для получения
которых используются высоковакуумные насосы, длина
свободного пробега молекул откачиваемого газа прак-
тически всегда больше диаметра впускного отверстия
насоса и поэтому в нем всегда имеет место молекуляр-
ный режим течения газа. Молекулы газа, проходя при
своем тепловом движении через впускной патрубок и
так называемую «диффузионную диафрагму» — кольце-
вой зазор, образуемый стенками рабочей камеры и
соплом, — движутся по направлению к паровой струе. Но
так как паровая струя имеет линии тока, направленные
в сторону, противоположную движению потока
(см. § 3-3), некоторая часть молекул газа из общего
числа молекул, прошедших через впускной патрубок,
столкнувшись с тяжелыми молекулами пара, будет отра-
жена обратно и не попадет в струю. Остальные моле-
кулы могут быть «захвачены» и увлечены струей.
Механизм «захвата» газа в высоковакуумных насо-
сах обусловлен чисто диффузионными процессами.
Вследствие разности концентраций газа над струей пара
и в самой струе (концентрация газа в струе вблизи сопла
практически равна нулю) происходит диффузия газа
в струю. При этом скорость диффузии неодинакова по
длине струи: вблизи сопла она будет больше, так как
разность концентраций газа здесь будет наибольшая;
по мере же удаления от сопла струя будет насыщаться
196
Рис. 6-1. Изобары,
показывающие рас-
пределение парциаль-
ных давлений откачи-
ваемого газа в струе
пароструйного на-
соса.
газом, разность концентраций будет уменьшаться, а со-
ответственно и снижаться скорость диффузии газа
в струю. Попав в струю, молекулы газа получают им-
пульсы от молекул пара в направлении потока и уносят-
ся вместе со струей к стенкам рабочей камеры насоса.
Вследствие того, что паровая струя имеет определенную
структуру, распределение концентраций газа в струе
будет зависеть от структуры струи.
Так, наибольшая концентрация газа
будет в периферийных — наименее
плотных — частях струи и наимень-
шая концентрация (близкая к ну-
лю) — в ядре, наиболее плотной
части струи. Так как ядро струи
в высоковакуумных насосах прости-
рается обычно почти до самой стен-
ки насоса, то падение концентрации
газа от наибольшего значения на
периферии до минимального в ядре
будет осуществляться в узком при-
стеночном слое. Увлекая газ

к стенкам насоса, струя сжимает
его до выпускного давления; при
этом пар конденсируется на
охлаждаемой стенке, а газ, получив
импульс, от струи в направлении
откачки, перетекает вдоль стенки
в узком пристеночном слое к вы-
пускному патрубку. Характер распределения кон-
центраций откачиваемого газа в струе может быть иллю-
стрирован кривыми распределения парциальных давле-
ний газа в струе парортутного насоса (рис. 6-1), полу-
ченными Александером (Alexander) [Л. 171].
Наряду с прямой диффузией всегда имеет место и
обратная диффузия газа в струю со стороны предвари-
тельного разрежения. Однако в этом случае молекулы
газа, двигающиеся по направлению к струе, сталкива-
ются С'Движущимися им навстречу молекулами пара и
оттесняются обратно; лишь небольшая часть молекул
сможет продиффундировать через струю в область
впускного патрубка. Так как струя всегда истекает
в направлении откачки (от впускного к выпускному
отверстию), то количество молекул газа, диффундирую-
197
щих через струю со стороны предварительного разре-
жения, при оптимальном режиме работы насоса несоиз-
меримо мало по сравнению с количеством молекул газа,
диффундирующих в струю со стороны впускного па-
трубка. В связи с этим существенную роль для работы
высоковакуумного насоса играет угол, образуемый
струей со стенкой насоса. Чем меньше угол наклона
сопла к стенке насоса, тем больше быстрота действия
насоса, и наоборот, с увеличением угла наклона быстро-
та действия уменьшается, а при угле 90° становится
равной нулю, ибо исчезает преимущественное направле-
ние движения газа в сторону откачки. В современных
конструкциях высоковакуумных насосов угол между
осью струи и стенкой насоса составляет 10—20°.
Таким образом, откачивающее действие высоко-
вакуумного насоса обусловлено в основном двумя фак-
торами: диффузией молекул газа в паровую струю и
переносом их струей на сторону предварительного раз-
режения.
6-2. ТЕОРИЯ ВЫСОКОВАКУУМНОГО НАСОСА
а) Теория Геде (Gaede). Со времени появления пер-
вых моделей высоковакуумных насосов (1912—1915 гг.),
сконструированных Боровиком в России и Геде в Герма-
нии, делались неоднократные попытки создать инженер-
ную теорию работы высоковакуумного насоса.
Впервые теоретическое рассмотрение работы высоко-
вакуумного пароструйного насоса было дано Геде
[Л. 172—174], который показал, что в основе физиче-
ских процессов в насосе лежит диффузия газа в паро-
вую струю. Он рассматривал весьма упрощенную физи-
ческую модель высоковакуумного насоса, в которой не
учитывалось наличие определенной структуры струи при
истечении пара из сопла и ее влияние на работу насоса,
а паровой поток принимался равномерно распределен-
ным по всему сечению рабочей камеры насоса и движу-
щимся с одинаковыми по сечению скоростями, плотно-
стями, давлениями. Схема рабочей модели Геде приве-
дена на рис. 6-2. По широкой трубке от А к В движется
ртутный пар. Трубка G-С соединяет широкую трубку
с откачиваемым сосудом. На трубке G-С имеются два
холодильника К и К', благодаря которым ртутный пар,
198
попадающий в трубку, конденсируется в местах Е и Е'.
Поток ртутного пара, движущийся от Л к В, практи-
чески свободен от газа. Вследствие разности концентра-
ций газа в трубке G-С и в потоке пара происходит диф-
фузия газа из G в паровой
поток. Таким образом, паро-
вой поток непрерывно увле-
кает диффундирующий в
него газ, создавая градиент
концентраций между С и G.
Пусть пар, проникающий
в трубку G-С, движется со
скоростью w в направлении
G-Е. Если п — концентрация
газа в некоторой точке х
на участке G-Е, то гра-
диент концентраций в на-
правлении Е-G равен dn[dx-,
при этом в Е х = 0, а в G х=—%, Количество газа, дви-
гающееся от Е к G, равно D , где D — коэффициент
диффузии газа в ртутном паре. Количество газа, уноси-
мое потоком ртутного пара от G к Е, равно nw.
В стационарном состоянии эти количества равны:
= (6-1)
Так как п пропорционально давлению газа р, то урав-
нение может быть переписано в виде
+ (6-2)
Интегрируя уравнение (6-2) по всей длине I и полагая
Ро а
— =р, будем иметь:
Ре
м=1п£=-^- (6’3)
Так как коэффициент диффузии обратно пропорционален
давлению, то можно записать:
Р=А (6-4)
Р*
где Do — константа диффузии.
6-2. Схема теоретической
Рис.
модели диффузионного насоса
по Геде.
199
С учетом (6-4) уравнение (6-3) может быть записано:
Ра
— — е L>°
Ре
(6-5)
Так как скорость w равна объему ртутного пара, про-
ходящему в единицу времени через единицу поверхно-
сти, то ее можно выразить через проводимость «п для
ртутного пара трубки радиусом г:
иа 2 г —
=—r=^--f-Cn, (6-6)
Ttr2 3 1 v ’
где ёп — средняя скорость теплового движения молекул
пара ртути.
С учетом (6-6) уравнение (6-5) можно записать:
2 ''/’и —
р = = (6-7)
Ре
Поток газа по трубке от Е к G равен:
SpE=«г(Ре—Pg—Др),
где S — объем газа, диффундирующего в 1 сек
через поперечное сечение трубки в па-
ровой поток;
ит—проводимость трубки для газа;
Ар = Ря(1—Р)—противодавление, создаваемое ртутным
паром.
Учитывая, что ра очень мало по сравнению с рЕ,
можно записать:
SpE — tir (рЕ—Ар),
или
S = Ur^^cr^re 3 (6-8)
. О i
где сг — средняя скорость теплового движения молекул
газа.
Из (6-8) видно, что S зависит от произведения грп.
Чем меньше грп, тем больше S. Это означает, что если
2С0
ра велико, то г должно быть мало, и наоборот, если г
велико, то рп должно быть мало. Так как давление пара
ра обратно пропорционально длине свободного пробегаL
молекул газа в паре, то фактором, определяющим ско-
рость диффузионного потока, будет отношение r/L. Если
Ра делается малым и L соответственно большим, то г
может быть сделан большим. Верхний предел г дости-
гается тогда, когда г и длина свободного пробега будут
по порядку величины одинаковые.
Геде ввел понятие «диффузионной диафрагмы», сущ-
ность которой заключается в том, что ширина щели г не
должна превосходить по порядку величины длины сво-
бодного пробега молекул газа в паре. Следует отметить,
что это в сущности совершенно правильное положение
не всегда правильно понимается и трактуется. Так,
Александер [Л. 171], анализируя теорию Геде, трактует
этот тезис как соотношение между шириной диафрагмы
и длиной свободного пробега молекул пара. На этом
основании он приходит к выводу об ошибочности ука-
занного положения Геде. Между тем Геде говорит не
о длине свободного пробега молекул пара, а о длине
свободного пробега молекул газа в паре, что отнюдь не
одно и то же. Указанное положение Геде справедливо
для всех современных диффузионных насосов, ибо отка-
чивающее действие насосов тем выше, чем меньше плот-
ность (или давление) паровой опушки над паровой
струей в насосе и соответственно, чем больше длина
свободного пробега молекул газа в паре.
Анализируя взаимодействие молекул с паровым
потоком в насосе, Геде выводит соотношение для ско-
рости откачки насоса:
где F — площадь «диффузионной диафрагмы»;
Fcr/4 —объем газа, проходящий в единицу времени
через единицу сечения;
Р — фактор «противодиффузии», равный отноше-
нию (рВп/Рвып)о при предельном вакууме;
Рвп — впускное давление;
Рвыц — выпускное давление;
201
a — доля молекул газа, доходящих до паровой
струи в результате актов столкновения с па-
ровыми молекулами и отражения от них (от
общего количества молекул, способных пройти
через сечение F);
К — доля молекул газа, уносимых струей, от об-
щего количества молекул, подошедших к струе.
Вследствие насыщения паровой струи газом
коэффициент К =/=1.
Анализируя уравнение (6-9) можно сделать следую-
щие выводы:
1. Быстрота действия насоса S тем больше, чем боль-
ше площадь диффузионной диафрагмы F (в современ-
ных насосах—площадь кольцевого сечения между зон-
том сопла и стенкой насоса). Однако увеличение F за
счет увеличения ширины диафрагмы г больше длины
свободного пробега молекул газа в паре L приводит
к уменьшению а. Поэтому S с увеличением г проходит
через максимум.
2. Быстрота действия насоса тем больше, чем больше
произведение Ка, возрастающее с ростом скорости паро-
вой струи и уменьшением плотности рассеянного паро-
вого потока, направленного в сторону, противополож-
ную откачке.
3. Быстрота действия насоса тем больше, чем мень-
ше величина р. Если противодиффузия газа через паро-
вую струю со стороны предварительного разрежения
очень мала, то выражение (6-9) можно записать:
S = ^Ka, (6-10)
где Аа = ф представляет собой отношение фактической
быстроты действия 5факт к теоретической 5теор = Есг/4.
Это так называемый «в а к у у м ф а к т о р»', принятый
в настоящее время для характеристики совершенства
работы диффузионных насосов.
Таким образом, используя простейшую физическую
модель работы насоса, Геде указал на основные физи-
ческие процессы, обусловливающие откачивающее дей-
ствие высоковакуумного насоса: диффузию газа в струю,
1 В литературе вакуумфактор иногда называется «коэффициен-
том XQ> [Л. 175, 176].
202
отражение части молекул газа при столкновении с мо-
лекулами пара, движущимися в сторону, противополож-
ную направлению парового потока, перенос молекул
газа струей в сторону предварительного разрежения и
обратную диффузию газа через струю со стороны пред-
варительного разрежения. Все эти процессы имеют
место в современных конструк-
циях высоковакуумных насосов.
После Геде делались попытки
создать новую теорию высокова-
куумного насоса. Однако боль-
шинство из них не внесло ничего
нового в сравнении с тем, что
было дано Геде. Некоторые из
них просто неправильно трак-
туют основные принципы работы
насосов, большинство же являет-
ся дальнейшим развитием и
углублением теории, данной Геде.
Одной из последних работ, по-
вторяющих и несколько разви-
вающих положения Геде, являет-
ся теория Яккеля (Jaeckel)
[Л. 4, 177, 178].
б) Теория Яккеля. В качестве
первого приближения Яккель
принимает модель, в которой мо-
Рис. 6-3. Схема физиче-
ской модели высоковаку-
умного насоса (первое
приближение) по
Яккелю.
А — пароподводящая труба;
В — область предваритель-
ного разрежения; С — впуск-
ной патрубок.
лекулы пара, выходя из сопла, движутся с постоянной,
равномерно распределенной по сечению рабочей камеры
насоса скоростью, параллельно оси сопла (рис. 6-3). На-
личие молекул пара, движущихся в сторону, противопо-
ложную потоку, и их влияние на работу насоса не
учитываются.
Молекулы газа, поступающие через впускной па-
трубок С, диффундируют в паровую струю в плоскости
а-b и уносятся ею в направлении выпускного патрубка.
Концентрация молекул газа в струе пг возрастает вдоль
оси ох от впускного к выпускному патрубку. При этом
в любом сечении пг <ип, где па — концентрация моле-
кул пара.
Яккель рассматривает два режима работы насоса:
режим предельного вакуума, когда количество газа,
удаляемого из системы, равно нулю, и режим откачки,
203
когда насос удаляет из системы некоторое определенное
количество газа.
Режим предельного вакуума. В некотором
сечении х через единицу площади паровой струи, дви-
жущейся со скоростью дап, уносится в единицу времени
пга>п молекул газа. В противоположном направлении
(вверх) вследствие разности концентраций через еди-
ницу площади сечения х в единицу времени продиффун-
дирует (обратная диффузия) D молекул газа (D —
коэффициент диффузии молекул газа в пар). В устано-
вившемся состоянии, когда насос достиг предельного
вакуума, числа молекул, проходящих через некоторое
сечение сверху вниз и снизу вверх (за счет обратной
диффузии), должны быть равны:
(6-11)
Из кинетической теории газов известно, что
где Do — константа диффузии, равная согласно (1-62):
________3 / ।
8 V2п \ Л4гЛ4п у Zdr -|~dn\2 ’
I 2 I
(6-13)
где Л4Г и 7ИП — молекулярные веса газа и пара;
dr и dn — диаметры молекул газа и пара.
Так как пп^>пг, то (6-12) можно записать:
Тогда из (6-11) получим:
dnr wadx n„wn
откуда степень сжатия газа в насосе при предельном
вакууме
Г ИХ п П wn/,
I I _______Рвып . & Dq
L Лг (0) Jn-ред.в
(6-14)
204
здесь I — диффузионный путь газа в струе от выпуска
до плоскости а-Ь\
ро—предельный вакуум насоса;
Рвып — выпускное давление или давление на стороне
предварительного разрежения (при работе на-
соса в режиме предельного вакуума).
Как видно из (6-14), степень сжатия газа в насосе
тем больше, чем больше плотность (или концентрация)
и скорость паровой струи, а также длина диффузионного
пути I. Диффузионный путь не является величиной по-
стоянной и зависит от рвът. Как уже указывалось
в § 3-3, при повышении выпускного давления рвъ1п
в струе возникает скачок уплотнения, перемещающийся
с ростом /7ВЬ1П к соплу, что приводит к сокращению диф-
фузионного пути. При низких выпускных давлениях
диффузионный путь можно считать приближенно по-
стоянным. Степень сжатия £ зависит от Do или соответ-
ственно от молекулярного веса газа Мг. g тем больше,
чем больше Л4Г.
Режим откачки. Для вывода уравнения быстро-
ты действия насоса Яккель рассматривает количества
молекул газа, проходящие через плоскость а-b сверху
вниз и снизу вверх. В единицу времени через диффузи-
онную диафрагму а-b площадью F сверху вниз прохо-
дят Т«Вп4 Д молекул газа, где нвп — концентрация мо-
лекул газа над плоскостью а-b во впускном патрубке;
сг — средняя тепловая скорость молекул газа. Из струи
в результате обратной диффузии проходят в единицу
времени через а-b вверх Гпг(0)^-сг молекул газа ]пг(0) —
концентрация молекул газа в струе под а-b при откачке].
Число удаляемых в единицу времени из системы мо-
лекул равно разности этих величин
N = — Л7.Г(О)]. (6-15)
Так как быстрота действия насоса равна объему
газа, удаляемого в единицу времени, или S = N/nan, то
соответственно
Г1 - (6-16)
4 I «ви j
205
Удельная быстрота действия на 1 слг2 площади диффу-
зии:
(6-17)
Для исключения пт (0) из уравнения (6-17) может
быть записано уравнение для количества молекул газа,
Проходящих через некоторое сечение х, действительное
при 0 < х < I:
wEnr (х) — D dn^x-- = пвгУ.
Решением этого дифференциального уравнения будет:
М-*) = ^'+[мо)
Подставляя сюда х — I и решая относительно иг (0), на-
ходим:
Вводя это значение пг(0) в (6-17) и решая его относи-
тельно s', получаем с учетом D — Djn:
Величина в (6-18) может принимать значения
”г v/
Г «Г (0) 1
I Пг (Ч J пре д.в
206
В режиме предельного вакуума
Пв п
МО
Пг(0) 1
Пг (/) J
пред, в, Т. е. s’ — 0.
С возрастанием впускного давления возрастает пВ1, и
«г (/) ~
уменьшается ——, т. е.
Явп
Пг (Q Г Пг (0) ' |
Нвп Иг (/)
При этом удельная быстрота дейЬтвия достигает макси-
мального значения
S'»«o=^—hr <6‘19)
1 + 4 шп
и при дальнейшем увеличении давления остается прак-
тически постоянной.
Из уравнения (6-19) видно, что удельная быстрота
действия тем больше, чем больше скорость струи wa
в сравнении с молекулярной скоростью газа сг:
при Юц —
I _ 1 ".
5 макс •— ’о" £г>
' ~ 1 "
. 5 макс---Ст-
л/ *— Ц/8RT *
Учитывая, что -£г=—у - есть объем газа, который
теоретически может пройти через 1 см2 площади диф-
фузионной диафрагмы в единицу времени, будем иметь,
что при wn = оо /
, __ , _ Сг
5 макс — $ теор — “J”
Для воздуха при 20° С s'Teop=ll,6 л!сек-см2.
В реальных насосах удельная быстрота действия
всегда меньше «'теор и составляет для большинства хо-
рошо сконструированных насосов — (0,3—0,5) х'теор-
Отношение фактической удельной быстроты действия
насоса к теоретической Уфакт/я'теор, как уже указыва-
лось есть вакуумфактор насоса.
207
Уравнение (6-19) позволяет оценить предельное зна-
чение для удельной быстроты действия насоса. В этом
случае скорость паровой струи wn определяется как
максимальная скорость истечения при данной темпера-
туре пара в кипятильнике в соответствии с уравнением
(3-25):
®макс = RT.
Приведенное выше соотношение (6-18) для удельной
быстроты действия показывает, что s' существенно зави-
сит от рода откачиваемого газа, так как сг и Dq обратно
пропорциональны корню из молекулярного веса газа.
Выведенные соотношения не учитывают, как уже
указывалось, наличие молекул пара, движущихся в сто-
рону, противоположную потоку. Для учета влияния на
работу насоса наличия этих молекул Яккель рассматри-
вает в качестве второго приближения модель насоса,
в которой вблизи сопла имеется некоторая паровая
опушка, образуемая молекулами пара, вытекающими
из струи с тепловыми скоростями, большими скоро-
сти струи и направленными в сторону, противополож-
ную потоку. Учет молекул газа, отраженных от па-
ровой опушки, приводит, как и следовало ожидать,
к уменьшению значения удельной быстроты действия
насоса.
Теория Яккеля, основанная на рассмотрении упро-
щенной модели высоковакуумного насоса и являющаяся
дальнейшим развитием теории Геде, не дает безусловно
полного представления о рабрте насоса. Однако ценность
ее заключается в том, чтщна основании простых рас-
суждений она дает ряд'важных зависимостей характе-
ристик насоса от режима его работы. Так, указывается
на зависимость быстроты действия насоса от скорости и
плотности паровой струи, площади диффузионной диа-
фрагмы, противодиффузии газа через струю, молеку-
лярного веса откачиваемого газа.
Обращается внимание на зависимость предельного
вакуума насоса от молекулярного веса газа, плотности
и скорости паровой струи. Соотношения, выведенные
Яккелем, позволяют определить ряд предельных значе-
ний характеристик насоса: предельное значение удель-
ной быстроты действия и вакуумфактора насоса, изме-
208
нение предельного вакуума насоса и степени сжатия при
изменении молекулярного веса газа.
в) Теория Скобелкина и Ющенковой. Попыткой рас-
смотреть реальную модель работы высоковакуумного
насоса является теория Скобелкина и Ющенковой
{Л- 34], учитывающая характер истечения пара из реаль-
ного сопла, структуру струи, распределение параметров
пара и газа в струе, диффузию газа в реальную струю,
поведение струи и газового потока вблизи охлаждаемой
стенки насоса. Эта теория основана на сложном матема-
тическом анализе указанных явлений. Общие физические
представления о механизме откачки, даваемые этой
теорией, совпадают с тем, что было дано нами при
рассмотрении принципа действия высоковакуумного на-
соса.
Основные положения этой теории сводятся к сле-
дующему: истечение пара вблизи сопла принимается
вязкостным, так как отношение длины свободного
пробега L молекул пара, истекающего из сопла, к ха-
рактерному размеру d выходного сечения сопла в высо-
ковакуумных насосах всегда мало <Д0~2^. По урав-
нениям газовой динамики рассчитывается структура
струи, т. е. определяются йараметры потока в различ-
ных точках струи. Структура струи вблизи сопла имеет
вид, приведенный на рис. 3-12. На некотором расстоянии
от сопла длина свободного пробега молекул пара, дви-
жущихся с направленными сверхзвуковыми скоростями,
становится соизмеримой с размерами струи, и газоди-
намический поток переходит в молекулярный со скоро-
стями, в несколько раз превышающими местную ско-
рость звука. Начиная с этой границы, линии тока в струе
асимптотически переходят в прямые, причем скорость
молекул пара приближается к максимальной при данной
температуре пара в кипятильнике.
Далее принимается, что при падении струи на
охлаждаемую стенку насоса происходит мгновенная
конденсация на ней пара. Действие стенки подобно
возникновению скачка конденсации в сверхзвуковом
потоке. По этой причине строение струи пара перед
стенкой остается неизменным.
С учетом структуры паровой струи определяется
распределение концентраций газа в струе. Характер рас-
14 А. Б. Цейтлин. 209
пределения концентраций газа в струе и вдоль стенки
насоса зависит от угла [3 между осью струи и стенкой,
длины струи I и структуры струи. Предполагается, что
газ не изменяет структуры паровой струи, так как плот-
ность пара значительно больше плотности откачиваемо-
го газа. Неравномерное распределение плотности пара,
при котором плотное ядро струи практически непрони-
Рис. 6-4. Структура масляной паровой струи,
истекающей из дискового расширяющегося
сопла.
А — область малой концентрации газа; Б — ядро
струи; В — диффузионный пограничный слой.
:S
j
I
I
цаемо для газа, а также сверхзвуковой характер исте-
чения пара приводят к тому, что концентрация газа
резко падает от периферии к ядру струи. Образуются
две области (рис. 6-4): А — в которой концентрация
практически равна нулю и В — около стенки, в которой
концентрация газа относительно велика. Область В
образует диффузионный пограничный слой, толщина
которого минимальна вблизи пересечения оси струи
со стенкой. В этом слое концентрация газа в направле-
нии к ядру струи падает по экспоненциальному закону
практически до нуля. Весь переток газа в струе осуще-
ствляется по существу в узком пристеночном слое.
В результате сложного математического анализа ука-
занных положений авторы выводят закон распределения
2.Ю
концентрации газа вДолЬ стенки
NCT (1) = е
(6-20)
где Q и Р — функции от плотности и скорости пара
в пограничном слое;
т — координата, направленная вдоль охлаж-
даемой стенки;
с, и с2— постоянные интегрирования, определяемые
из граничных условий.
С учетом граничных условий, согласно которым кон-
центрации газа на границах струи постоянны и равны
соответственно концентрациям газа в областях высокого
вакуума Увв и предварительного разрежения 2Vnp.P:
м=А^в.в при т=0;
ft=Mrp.p при т=/,
получено выражение для потока газа через струю
G =
(6-21)
dx
— dt
Выражение (6-20) при условии (6-21) определяет
характер распределения концентрации газа вдоль стенки
насоса, при котором в области наименьшей толщины
пограничного слоя концентрация газа имеет минимум
и возрастает к границам струи. Кривые распределения
концентраций газа вдоль стенки и в паровой струе при-
ведены на рис. 6-5 [Л. 179].
14* 211
Рис. 6-5. Распределение концентраций газа в паровой струе и вдоль
стенки насоса.
а — теоретические кривые; б — экспериментальные кривые.
С учетом того, что S = G/NB.B, авторы получают вы-
ражение для быстроты действия насоса
А'пр.р
NB.B
(6-22)
d~.
где I — длина пограничного пристеночного слоя (вдоль
стенки).
Уравнение (6-22) позволяет путем численного инте-
грирования определить зависимость быстроты действия
от различных параметров. Так, например, из него сле-
дует, что быстрота действия имеет максимум при изме-
нении длины струи, а также при изменении секундного
расхода пара через сопло.
Расчеты по уравнению (6-22) весьма громоздки. По-
этому в ряде случаев, например для установления неко-
торых качественных зависимостей, целесообразно поль-
зоваться менее точной, но зато и более простой теорией
Яккеля. Вообще теория Скобелкина и Юшенковой
является безусловно наиболее полной и совершенной
212
теорией высоковакуумного насоса. Но сложность да-
ваемых ею соотношений значительно снижает возмож-
ности ее практического использования.
6 3. ХАРАКТЕРИСТИКИ
aS
/
/
/ г9Рвп
U—-------------------------
Рис. 6-6. Зависимость быстроты
действия высоковакуумиого на-
соса от впускного давления.
а) Быстрота действия. Быстрота действия высокова-
куумных насосов обычно графически изображается в за-
висимости от впускного давления (рис. 6-6).
Как видно из рис. 6-6, быстрота действия насоса
в широком диапазоне давлений остается постоянной
(участок б), независящей от давления. Быстрота дей-
ствия уменьшается в области низких давлений (уча-
сток а) и в области высоких давлений (участок в).
Уменьшение быстроты дей-
ствия при низких давлениях
обусловлено тем, что в этой
области ощутимой становит-
ся противодиффузия газа
через паровую струю. Кроме
того, существенную роль на-
чинают играть газы, выно-
симые с паровой струей из
кипятильника насоса, а так-
же газовыделения стенок
насоса. При конденсации
паровой струи на стенках
насоса некоторое количество
шейного давления, особенно в области предварительно-
го разрежения, растворяется в конденсате и попадает
вместе с ним в кипятильник насоса. Это количество газа
наряду с противодиффузией и газоотделениями стенок
насоса в значительной мере определяет величину пре-
дельного вакуума насоса и снижает величину эффек-
тивной быстроты действия.
По мере же увеличения впускного давления количе-
ство газов, удаляемых насосом из откачиваемого объема,
становится все большим и большим по сравнению с ко-
личествами газов, вносимых обратно за счет противо-
диффузии, газоотделений и со струей из кипятильника.
Когда их величины становятся несоизмеримыми, быстро-
та действия перестает зависеть от впускного давления
(участок б).
газа, сжатого ею до повы-
213
ного разрежения в
----dH---
С уйеличением впускного Давления возрастает и вы-
пускное давление насоса, регламентируемое величиной
быстроты действия насоса предварительного разреже-
ния. Возрастание выпускного давления приводит к воз-
никновению скачка уплотнения в струе, перемещению
его к соплу и отрыву струи от стенок насоса, сопровож-
дающемуся перетоком газа из области предваритель-
область высокого вакуума. Быстрота
действия насоса при этом уменьша-
ется (ветвь в) и в конце концов ста-
новится равной быстроте действия
насоса предварительного разреже-
ния.
Быстрота действия насоса зави-
сит от рода откачиваемого газа и
его температуры, размеров насоса
(площадь диффузионной диафраг-
мы), рода рабочей жидкости и
структуры паровой струи, конструк-
ции насоса, величины выпускного
давления.
Зависимость быстроты
действия от площади диф-
фузионной диафрагмы. Из
уравнения (6-16) следует, что S
прямо пропорциональна площади
диффузионной диафрагмы F. Одна-
ко для современных конструкций насосов это не всегда
бывает справедливым. Паровая струя в современных на-
сосах почти всегда направлена под углом (10—20°) к стен-
ке корпуса насоса. Поэтому ширина диффузионной диа-
фрагмы б (рис. 6-7) связана с длиной струи I соотноше-
нием 6=/sin а. Зависимость же S от длины струи не
будет простой. С одной стороны, с увеличением длины
струи I быстрота действия должна возрастать, так как
увеличивается поверхность струи и соответственно ко-
личество диффундирующего в струю газа. Однако, с дру-
гой стороны, с ростом I будет уменьшаться плотность
струи вблизи стенки и возрастать противодиффузия газа
со стороны предварительного разрежения. Поэтому за-
висимость S от I будет определяться совместным влия-
нием двух факторов: прямой и обратной диффузии. Сна-
чала влияние обратной диффузии будет мало и S будет

Рис. 6-7. Зависимость
быстроты действия
высоковакуумного на-
соса от ширины диф-
фузионной диа-
фрагмы.
214
увеличиваться с ростом I до некоторой максимальной
величины, соответствующей оптимальному соотношению
между прямой и обратной диффузией, затем при
/>/опт величина противодиффузии становится столь
большой, что S начинает уменьшаться. Так как I про-
порциональна б, то зависимость S = f(6) в соответствии
с изложенным может быть выражена кривой с макси-
мумом (рис. 6-7).
Таким образом, если площадь диффузионной диа-
фрагмы увеличивается без изменения ее ширины 6 (при
одновременном увеличении dH и dc), то быстрота дей-
ствия насоса S будет возрастать прямо пропорционально
увеличению площади F диафрагмы. Если же F изменяет-
ся одновременно с б (например, при изменении dc,
если dH= const, или при изменении dH, если dc = const),
то зависимость быстроты действия от площади диффу-
зионной диафрагмы будет выражаться кривой с макси-
мумом. Приведенный характер зависимости S = f(6) со-
впадает с экспериментальными данными (Л. 180, 181].
Зависимость быстроты действия от
структуры струи. Под структурой струи, как уже
указывалось, понимается характер распределения и ве-
личины параметров: плотности, скорости, давления и
температуры в струе. Структура свободной струи за соп-
лом определяется главным образом величиной парамет-
ров пара перед соплом и расширением сопла. Так как
механизм увлечения газа струей в высоковакуумном на-
сосе обусловлен двумя основными процессами: диффу-
зией газа в струю, зависящей от плотности струи, и пе-
реносом газа струей, зависящим от скорости струи, то
быстрота действия насоса будет зависеть от совокупного
изменения этих параметров. Если, например, увеличи-
вать скорость потока wa при неизменной плотности рп,
то быстрота действия будет возрастать; если же увеличи-
вать рГ; при неизменной wn, то быстрота действия будет
уменьшаться. При одновременном же увеличении рп и wn
быстрота действия будет иметь максимум при некото-
ром оптимальном соотношении между рг и wa. Так как
величины рп и wa пропорциональны подводимой к кипя-
тильнику насоса мощности, то зависимость быстроты
действия от подводимой мощности может быть выраже-
на графически в соответствии с изложенным, как пока-
зано на рис. 6-8.
215
Из рис. 6-8 видно, что до некоторого значения мощ-
ности (Л^пор = 80 вт) насос не работает совсем. Этот по-
рог мощности обусловлен тем, что вся подводимая мощ-
ность затрачивается на компенсацию различного рода
тепловых потерь; ниже jVnop мощность на парообразова-
ние не затрачивается. Выше Nmv часть мощности затра-
чивается на парообразование, формируется паровая
струя, и насос начинает работать. Достигнув при опти-
мальной мощности jVOiit максимума, быстрота действия
Рис. 6-8. Зависимость быстро-
ты действия высоковакуумного
Рис. 6-9. Зависимость быстроты
действия высоковакуумного на-
coca от впускного давления
насоса от мощности подогрева.
при разных значениях мощно-
начинает уменьшаться с уве-
сти подогрева (N2>N2>Ni).
личением мощности. При
этом надо иметь также в виду, что возрастание S на
участке между Naov и М0Пт обусловлено отчасти умень-
шением противодиффузии газа со стороны предвари-
тельного разрежения (ввиду увеличения плотности и
скорости струи). С ростом мощности (выше оптималь-
ной), а соответственно и плотности паровой струи ска-
чок уплотнения в струе будет возникать при больших
значениях выпускного давления. И, следовательно, отрыв
струи от стенок насоса будет происходить при больших
значениях впускного давления. Поэтому при увеличении
мощности ниспадающая ветвь (в) в правой части харак-
теристики (рис. 6-6) будет начинаться при более высо-
ких значениях впускного давления или, как говорят:
«характеристика сдвигается вправо» (рис. 6-9).
Как указывалось выше, структура струи зависит от
расширения сопла. В связи с этим быстрота откачки
насоса будет существенно зависеть от расширения соп-
216
те. Характер зависимости аналогичен зависимости S =
=/(Рвп) при разных W (рис. 6-10).
Зависимость быстроты действия от
рода откачиваемого газа. В практике иногда
ошибочно принимают, что быстрота действия высокова-
куумного насоса обратно
пропорциональна корню
квадратному из молекуляр-
ного веса газа, т. е.
17=/ж- <6-23>
1дрвп
Рис. 6-10. Зависимость быстро-
ты действия высоковакуумного
насоса от впускного давления
при разных значениях расши-
рения сопла (Д1>Л2>Лз).
Так, например, если на-
сосом, имеющим оптималь-
ный режим работы при от-
качке воздуха, откачивать
водород, то согласно таким
взглядам
^к_=3,8.
Sb
Однако такое соотношение практически никогда не до-
стигается. Во многих случаях это отношение оказывает-
ся даже меньше единицы.
Тот факт, что быстрота действия насоса при откачк
легких газов не подчиняется уравнению (6-23), объяс-
няется обратной диффузией молекул газа со стороны
предварительного разрежения через струю в область вы-
сокого вакуума. Согласно уравнениям (6-9) и (6-18) бы-
строта откачки насоса зависит от величины члена
е D° , учитывающего обратную диффузию молекул
газа.
Как указывалось ранее,
е D°
< 1-
С учетом этого уравнение (6-18) может быть записано
в виде
(6-24)
217
где
9
Чем меньше молекулярный вес газа М, тем больше
константа диффузии О0 (уравнение 6-13) и тем боль-
ше р. Поэтому для газов с малыми молекулярными ве-
сами влияние обратной диффузии сказывается больше,
чем для тяжелых газов [Л. 294]. Действительно, простой
расчет показывает, что для одного и того же режима
работы насоса
₽н =Р°’234
г па 4 в
И если, например, рв=10~7, что практически не влияет
на величину быстроты откачки в уравнениях (6-9) и
(6-18), то рн =0,023, что существенно изменяет быстро-
ту откачки. Так, если принять произведение Ка=0,5 и
степень сжатия —=10 для обоих случаев, то соглас-
рв п
но (6-9) быстрота действия для водорода будет почти
в 2 раза меньше, чем для воздуха.
В зависимости от конструкции и режимов работы на-
сосов можно получать для легких газов те или иные
соотношения Sr/SB. Поэтому, например, величины бы-
строты действия, полученные разными авторами при
откачке водорода, изменяются от значений, меньших SB,
до значений SHj=3,8SB, [Л. 4, 182—187].
Коэффициенты К и а в уравнении (6-9), по-видимо-
му, мало изменяются с изменением рода газа, так как
их величины обусловливаются в основном процессами
столкновения молекул газа и пара, а масса молекул
газа мала по сравнению с массой молекул пара. Однако
при откачке тяжелых газов, таких, как криптон, и более
тяжелых, массы молекул которых уже сравнимы с мас-
сами молекул пара, коэффициенты Киа будут иметь
тенденцию к некоторому увеличению. Для большинства
же газов величины К и а можно грубо считать постоян-
ными.
Следовательно, основную роль при откачке разных
газов играет коэффициент р.
Величина р может быть уменьшена путем увеличе-
ния скорости и плотности струи за счет увеличения под-
водимой к насосу мощности. Следовательно, при откач-
218
ке легких газов для увеличения быстроты действия
насоса необходимо увеличивать мощность подогрева.
На рис. 6-11 приведены зависимости быстроты действия
насоса от мощности подогрева для разных газов. Из
рис. 6-11 видно, что при мощности подогрева насоса,
оптимальной для откачки воздуха, быстрота действия
для таких газов, как водород и гелий, оказывается зна-
Рис. 6-11. Зависимость быстроты действия
высоковакуумного насоса от мощности по-
догрева при откачке различных газов (на-
сос Н-1С).
чительно меньше быстроты действия по воздуху. Однако
с увеличением мощности быстрота действия для легких
газов резко возрастает до некоторого оптимального зна-
чения, величина которого определяется, с одной сторо-
ны, уменьшением обратной диффузии газа из области
предварительного разрежения и, с другой стороны,—
уменьшением диффузии газа в струю из области высо-
кого вакуума (вследствие возрастания плотности струи).
Следовательно, для получения наибольших значений
быстроты действия насоса по газам различного моле-
кулярного веса необходима установка оптимального
режима подогрева насоса для каждого газа.
В зависимости от 'конструкции гнасоса’’ отношение
оптимальных быстрот действия для разных газов может
в той или иной мере приближаться к значению
219
=/лГ На Р"с- 6-12 в координатах
построена прямая |° пт-'-г-~ |Z-^- и нанесены экспери-
ментальные точки для ряда насосов. Из рис. 6-12 видно,
Рис. 6-12. Зависимость отношения 5Олт.г/Зопт.в
от X/Y Мг для высоковакуумных насосов.
О — насосы Н-1С; А — насос СДН-1; Д — опытный
насос.
что экспериментальные точки для Ne, Аг, Кг и воздуха
располагаются очень близко к теоретической прямой.
Точки для Н2 и Не удалены от этой прямой.
На основании приведенных результатов и с учетом
высказанных выше теоретических соображений можно
сделать вывод, что для газов с молекулярным весом,
близким к Мв, а также для всех газов тяжелее воздуха
с достаточной для практики точностью справедливо со-
отношение
S.
5,
1Z—°
V мг'
(6-25)
Для легких же газов, таких как Н2 и Не, оптимальные
быстроты действия могут в зависимости от конструкции
насоса в той или иной мере приближаться к значениям,
обратно пропорциональным К М. По-видимому, при-
ближение будет тем лучше, чем меньше перепад давле-
ний газа над и под струей, т. е. для многоступенчатых
насосов. Следует отметить, что для тяжелых газов от-
клонение оптимальных быстрот действия от теоретиче-
22Q
ских идет в сторону увеличения (например, точки для
Кг и Аг на рис. 6-12). Это согласуется с представлением
о том, что с увеличением молекулярного веса откачи-
ваемого газа коэффициенты А и а в формуле (6-9)
должны несколько возрастать, а коэффициент р стано-
виться ничтожно малым.
Рис. 6-13. Зависимость отношения
N 0ИТ.1Д о пт.в от 1/Л1г для высокова-
куумных насосов.
X —• насос СДН-.1; О~ опытный стеклянный насос;
ф—-насос Н-1С; □ — насос ЦВЛ-15; Д —• [Л. 187].
Для выбора оптимальной мощности N подогрева на-
соса при откачке газов различного молекулярного веса
можно с удовлетворительной для практики точностью
пользоваться эмпирическим уравнением
ф^=о,78-к (6-26)
^ОПТ.В |АМГ
На рис. 6-13 нанесена прямая, описываемая уравне-
нием (6-26), и отложены экспериментальные точки для
ряда насосов. Как видно из рис. 6-13, эксперименталь-
ные точки с точностью до 10% совпадают с расчетной
прямой (только одна точка для Н2 из шести дает откло-
нение + 18,5%).
В практике весьма часто сталкиваются с необходи-
мостью откачки из вакуумных систем различных смесей
газов. Если состав смеси известен, то быстрота действия
насоса для смеси газов и производительность насоса
могут быть подсчитаны с удовлетворительной для прак-
221
тики точностью по уравнениям, полученным из обычных
соотношений для газовых смесей:
1=П
У; StPtMi
50пт. с м = ; (6-27)
5] £ Pi
t=I i=I
i=n
SiPiMi
G0^.™=-^rn----------, (6-28)
У. fiMi
Где Soiit.cm и ^опт.см быстрота действия и производи-
тельность насоса для смеси газов
при оптимальной мощности подо-
грева;
Si — быстрота действия насоса для
i-ro газа, входящего в смесь;
Pi — парциальное давление газа
в смеси;
Mi — молекулярный вес газа;
г, — объемная доля газа в смеси.
Если быстрота действия насоса для отдельных газов,
входящих в смесь, неизвестна, то для ориентировочных
расчетов по уравнениям (6-27) и (6-28) можно опреде-
лять значение S, из уравнения (6-25).
Выбор оптимальной мощности подогрева насоса при
откачке смесей газов можно осуществлять по эмпириче-
скому уравнению
Л^опт.см AfionT.r
v — 71 rit to-zvj
/’ОПТ.В /«ОПТ.В
где —-•г- может быть определено из уравнения (6-26).
/«опт,в '
Зависимость быстроты действия от
температуры откачиваемого газа. В соответ-
ствии с уравнениями (6-9) и (6-18) быстрота действия
насоса прямо пропорциональна корню квадратному из
222
абсолютной температуры откачиваемого газа. Измене-
ния температуры откачиваемого газа, имеющие место
в обычной практике, мало сказываются на величине бы-
строты действия насоса. Так, для того чтобы быстрота
действия увеличилась на 10%, температура откачивае-
мого газа должна возрасти с 20 до 80° С, т. е. в 4 раза.
Зависимость быстроты действия от ве-
личины выпускного давления. Как уже указы-
валось, с ростом выпускного
давления возникает скачок
уплотнения в паровой струе,
фронт которого по мере
роста давления перемещает-
ся к соплу; при достижении
наибольшего выпускного
давления происходит отрыв
струи от стенки насоса, со-
провождающийся перетоком
газа из области предвари-
тельного разрежения в об-
ласть высокого вакуума.
Быстрота действия при этом
Рис. 6-Г4. Зависимость быстро-
ты действия и впускного дав-
ления от величины выпускного
давления.
уменьшается а впускное
давление возрастает. Зависимость быстроты действия и
впускного давления от выпускного давления приведена
на рис. 6-14.
Зависимость быстроты действия от ро-
да рабочей ж и д ко с т и. Из опыта известно, что если
заливать в высоковакуумный насос различные рабочие
жидкости и подводить одинаковую мощность подогре-
ва, то получающиеся при работе насоса быстроты дей-
ствия будут существенно отличаться друг от друга
(рис. 6-15). Такая зависимость быстроты действия на-
соса от рода рабочей жидкости может быть объяснена
тем, что они имеют различные термодинамические и
физико-химические характеристики, обусловливающие
различные режимы работы кипятильника, различные
режимы истечения пара из сопла и соответственно раз-
личные структуры струй, различные количественные со-
отношения при взаимодействии молекул газа с моле-
кулами пара. Ввиду большого количества различных
факторов, обусловливающих в-лияние рабочей жидкости
на работу насоса, зависимость быстроты действия от
223
рода рабочей жидкости не может быть выражена ка-
ким-либо простым соотношением, позволяющим просле-
дить ход изменения быстроты действия от рода рабо-
чей жидкости. Кроме того, для многих рабочих жидко-
стей (вакуумных масел) неизвестны некоторые важные
характеристики, например показатель адиабаты к, обу-
словливающий зависимость режима истечения пара из
сопла от рода рабочей жидкости. По этим причинам тео-
Рис. 6-15. Зависимость быстроты дей-
ствия высоковакуумного насоса от мощ-
ности подогрева прн работе с различны-
ми рабочими жидкостями (pBn = const).
ретическое рассмотрение зависимости S от рода рабо-
чей жидкости затруднено.
К выбору рабочей жидкости для насоса подходят
обычно с чисто практической точки зрения. Так, напри-
мер, если в откачиваемой системе недопустимо присут-
ствие углеводородов, то применение органических соеди-
нений в качестве рабочей жидкости исключается; в та-
ких случаях обычно применяют ртуть. Если же требует-
ся получение возможно более низкого предельного ва-
куума без применения вымораживающих ловушек, то
в качестве рабочей жидкости используют вакуумное
масло с хорошим предельным вакуумом и т. д.
Конструирование и отработку насоса ведут обычно
для вполне определенной рабочей жидкости, так что ха-
рактеристики насоса являются оптимальными для этой
жидкости. Для работы на другой рабочей жидкости не-
обходимо подбирать (изменением мощности) новый ре-
жим работы насоса, оптимальный уже для новой жидко-
сти. Иногда для получения наилучших характеристик
насоса на новой жидкости вводят некоторые изменения
224
в конструкцию паропровода насоса, главным образом,
изменяют размеры критических сечений сопел.
б) Предельный вакуум. Как уже указывалось выше,
предельный вакуум насоса определяется противодиффу-
зией газа со стороны предварительного разрежения,
упругостью пара рабочей жидкости при температуре сте-
нок насоса, выносом газов со струей пара из кипятиль-
ника, а также газовыделениями стенок насоса.
Противодиффузия газа через струю зависит от ве-
личины давления газа под струей, плотности и скорости
паровой струи, молекулярного веса газа.
Из уравнения (6-14) видно, что при постоянной ве-
личине выпускного давления рВЪш предельный вакуум
Ро тем лучше, чем больше плотность и скорость паровой
струи и чем меньше коэффициент диффузии Do. Следо-
вательно, противодиффузия будет тем меньше, чем боль-
ше мощность подогрева насоса (пропорциональная про-
изведению скорости и плотности струи) и чем больше
молекулярный вес газа. При откачке легких газов пре-
дельный вакуум насоса будет значительно хуже, чем
при откачке воздуха из-за большого значения По-
Так, например, из уравнения (6-14) можно подсчи-
тать, что если предельный вакуум насоса равен при от-
качке воздуха 10~6 мм рт. ст., то при том же самом ре-
жиме работы насоса и одинаковом выпускном давлении
предельный вакуум при откачке водорода будет
~8- 10"2 мм рт. ст. В связи с большой величиной про-
тиводиффузии при откачке легких газов для получения
хорошего предельного вакуума необходимо увеличивать
мощность подогрева насоса. При выборе оптимальной
мощности можно пользоваться уравнением (6-26).
Влияние противодиффузии газа из области предва-
рительного разрежения, как уже указывалось, будет
тем меньше, чем меньше перепад давлений над струей
и под ней. В связи с этим лучшие значения предельно-
го вакуума получают при работе с многоступенчатыми
насосами.
В многоступенчатом (трех-четырехступенчатом) на-
сосе при работе на оптимальной для откачки данного
газа мощности подогрева противодиффузия не являет-
ся в общем случае решающим фактором в определении
величины предельного вакуума. Так, из рис. 3-5 видно,
что при изменении выпускного давления в довольно ши-
15 А. Б. Цейтлин. 225
роких пределах предельный вакуум Насоса бсТаеТСй
неизменным. По-видимому происходящие при этом из-
менения предельного вакуума за счет противодиффузия
Рнс. 6-17. Зависимость впу-
скного давления от выпуск-
ного для различных газов и
газовых смесей [Л. 308].
1 — 100% N2; 2 —10% Н2 и
90% N2; 3-20% Н2 и 80% N2.
йе-
не
оказываются столь
значительными, что
могут быть зафиксирова-
ны применяемыми для
измерений приборами.
Исследования, проведен-
Рис. 6-16. Зависимость впускного
давления от выпускного для раз-
личных газов и газовых смесей
|[Л. 308].
7-100% Н2; 2-53% Н2 и 47% N2;
3 — 100% N2; 4 — 63,5% Аг и 36,5% N2‘;
5 — 100% Ar.
ные на четырехступенчатом парортутном насосе с двумя
азотными ловушками, показали, что противодиффузия
воздуха не обнаруживается даже при работе насоса
в области остаточных давлений порядка 10-12 мм рт. ст.
Только при откачке насосом легких газов при мощности
подогрева, оптимальной для откачки воздуха, противо-
226
диффузия может быть столь большой, что малейшее
изменение выпускного давления будет приводить к изме-
нению предельного вакуума насоса. На рис. 6-16 и 6-17
приведены зависимости впускного давления от выпуск-
ного для различных газов и газовых смесей, снятые на
трехступенчатом паромасляном насосе.
Как видно из рис. 6-16, с увеличением содержания
легкого газа в области выпускного патрубка ухудшает-
ся предельный вакуум насоса, и кривые рва—f(рвып)
смещаются в область высоких впускных давлений.
При малых содержаниях легкого газа в смеси (10—
20%) влияние его на характеристику pBn=f(Рвып) ста-
новится практически незаметным (рис. 6-17).
Что касается влияния на предельный вакуум насосов
упругости паров рабочей жидкости, то дело заключает-
ся в следующем: обычно упругость пара рабочей жидко-
сти насосов (за исключением ртути) на несколько по-
рядков ниже, чем реально достигаемый предельный
вакуум. Однако большинство рабочих жидкостей
(вакуумные масла) является продуктами неоднородны-
ми, состоящими из ряда фракций с различными упруго-
стями пара и при работе в насосе могут подвергаться
фракционированию (разгонке на фракции); поэтому при
оценке влияния на предельный вакуум следует рассма-
тривать упругость пара не исходной жидкости, заливае-
мой в насос, а упругость пара, истекающего из высоко-
вакуумного сопла насоса. Значения указанных упруго-
стей пара могут существенно отличаться друг от друга
в зависимости от конструкции насоса. Если насос яв-
ляется нефракционирующим, т. е. все ступени насоса
питаются паром одного состава из общего кипятильни-
ка, то в высоковакуумное сопло может поступать пар,
обогащенный легкокипящими компонентами жидкости
с высокой упругостью пара, регламентирующей вели-
чину предельного вакуума насоса. Если же насос являет-
ся фракционирующим (см. ниже описание и принцип
действия фракционирующих насосов), то высоковаку-
умное сопло будет питаться паром, обогащенным тяже-
локипящими фракциями с низкой упругостью пара, и,
следовательно, в этом случае может быть получен луч-
ший предельный вакуум, чем в первом (без фракциони-
рования). В связи с этим при работе на неоднородных
15* 227

^Опт
Рис. 6-Г8. Зависимость пре-
дельного вакуума высоковаку-
умного паромасляного насоса
от мощности подогрева.
рабочих жидкостях величина предельного вакуума на-
соса существенно зависит от его конструкции.
Важную роль играет также вынос газа со струей из
кипятильника, который обусловлен двумя факторами.
Во-первых, при конденсации паровой струи на стенках
насоса происходит частичное растворение откачиваемо-
го газа в конденсате, причем, попав вместе с конденса-
том в кипятильник, газ увлекается с паром к соплу и
выделяется из струи в откачиваемый объем. Во-вторых,
некоторые рабочие жидко-
сти (вакуумные масла), бу-
дучи нагретыми до рабочей
температуры в кипятильни-
ке, могут частично разла-
гаться с выделением газооб-
разных продуктов (так на-
зываемый термический «кре-
кинг» масла), которые в
свою очередь выносятся со
струей в откачиваемый объ-
ем. Естественно, что терми-
ческое разложение рабочей
жидкости будет тем боль-
ше, чем выше температура пара в кипятильнике и, соот-
ветственно, чем выше подводимая к насосу мощность.
Следовательно, зависимость предельного вакуума от
мощности подогрева должна изображаться кривой с ми-
нимумом (рис. 6-18). Сначала с увеличением мощности
подогрева предельный вакуум улучшается за счет умень-
шения противодиффузии, при некоторой мощности по-
догрева достигает минимальной величины, а затем воз-
растает за счет выделения газообразных продуктов тер-
мического разложения масла. Что касается выделения
из струи газов, попадающих с конденсатом в кипятиль-
ник, то величина его существенно зависит от раствори-
мости газов в конденсате, температуры конденсата и
давления, при котором происходит растворение газа
в конденсате. Вопросы растворимости газов в вакуум-
ных маслах при низких давлениях изучены еще недо-
статочно. Однако, очевидно, что, чем ниже давление,
при котором газ контактирует с пленкой конденсата и
чем выше температура конденсата, тем меньше будет
происходить растворение газа в конденсате, а соот-
228
ветственно меньше будет эмиссия газов из струи и
лучше предельный вакуум насоса.
Бахлер (Bachler) и Нёллер (Noller) [Л. 188] исследо-
вали влияние на величину предельного вакуума паро-
масляного насоса степени фракционирования масла
Рис. 6-19. Изменение остаточного давле-
ния в иасосе в зависимости от времени
работы.
1 — без фракционирования и с плохим обезга-
живанием конденсата; 2 — с плохим фракциони-
рованием и плохим обезгаживанием конденсата;
3— с хорошим фракционированием, но с плохим
обезгаживанием конденсата; 4 — с плохим фрак-
ционированием, но с хорошим обезгаживанием
конденсата; 5 — с хорошим фракционированием и
хорошим обезгаживанием конденсата.
в насосе и обезгаженности конденсата, стекающего по
стенке насоса в кипятильник. Обезгаживание конденса-
та достигалось тем, что, стекая по стенке на некотором
участке вблизи кипятильника, он подогревался (путем
выключения охлаждения) и выделяющийся из него газ
откачивался насосом предварительного разрежения.
На рис. 6-19 приведены полученные Бахлером и
Нёллером (Л. 188] кривые изменения остаточного дав-
ления в насосе во времени при различных условиях
фракционирования и обезгаживания масла. Из рисунка
видно, насколько СИЛЬНО вли.яют эти условия на пре-
229
дельный вакуум насоса. Так, за счет только фракциони-
рования было получено улучшение предельного вакуума
примерно в 45 раз, за счет только обезгаживания кон-
денсата — в 200 раз, за счет того и другого — в 350 раз.
Обезгаживание конденсата позволяет также значитель-
Рис. 6-20. Кривые достижения предельного вакуума паро-
масляным насосом.
1 — после напуска воздуха в насос в течение 1 мин, плохое обез-
гаживание; 2 — то же, хорошее обезгаживание; 3 — после впуска
1 слс3 дистиллированной воды, плохое обезгаживание; 4 — то же
хорошее обезгаживание.
но сократить время достижения предельного вакуума
в случаях попадания в насос воды или атмосферного
воздуха (рис. 6-20) [Л. 189].
Следует заметить, что молекулы газа, выносимые из
кипятильника насоса с паровым потоком, в результате
столкновений с тяжелыми молекулами пара принимают
скорости и направления парового потока и, следователь-
но, движутся по линиям тока паровой струи. Поэтому
в область высокого вакуума попадают в основном те
молекулы газа, которые движутся по линиям тока, оги-
бающим край сопла и направленным в сторону впуск-
230
Кого патрубка' йасоса (см. рис. 3-12). Так как угол по-
ворота потока вокруг края сопла уменьшается с увели-
чением скорости потока, то соответственно при этом
уменьшается и число линий тока, направленных в сторо-
ну впускного патрубка, а следовательно, и количество
газа, эмиттируемого из струи. В связи с этим для полу-
чения низкого остаточного давления, особенно в сверх-
высоковакуумных системах, следует впускную ступень
насоса рассчитывать на возможно более высокую ско-
рость струи.
На величину предельного вакуума существенное
влияние оказывает также выделение газов из стенок на-
соса. Обезгаживание стенок насоса путем прогрева до
100° С в опытах Бахлера и Нёллера [Л. 188] позволило
улучшить предельный вакуум насоса примерно на по-
рядок. Аналогичные результаты были получены авто-
ром на сверхвысоковакуумной установке при прогреве
стенок насоса в течение нескольких часов при 300—350° С.
в) Наибольшее выпускное давление. Величина наи-
большего выпускного давления насоса определяется ра-
ботой последней выходной ступени и зависит главным
образом от плотности струи, расхода пара через сопло
и конструкции ступени. Как уже указывалось, наиболь-
шее выпускное давление графически может быть проил-
люстрировано зависимостью впускного давления рвп от
давления на стороне предварительного разрежения
Рпр.р (рис. 3-5).
Строго говоря, для высоковакуумных насосов давле-
ние на участке а вследствие обратной диффузии не долж-
но оставаться постоянным, а должно возрастать с ро-
стом выпускного давления. Однако происходящие при
этом изменения давления столь незначительны (если
речь не идет об откачке легких газов), что в большинст-
ве случаев ими можно пренебречь. При откачке же лег-
ких газов влияние противодиффузии может быть столь
значительным (особенно при малых мощностях подо-
грева насоса), что любое изменение выпускного давле-
ния будет приводить к изменению давления в области
высокого вакуума (на графике на рис. 3-5 горизонталь-
ный участок будет отсутствовать).
Для увеличения наибольшего выпускного давления
необходимо увеличивать плотность паровой струи и рас-
ход пара через сопло, что 1может быть осуществлено уве-
231
личением мощности подогрева насоса. На рис. 6-21 при-
ведены характеристики рви=/(Рпр.р) при различных мощ-
ностях подогрева. В большинстве случаев для высокова-
куумных насооов зависимость наибольшего выпускного
давления от мощности подогрева практически линейна
(рис. 6-22).
Величина наибольшего выпускного давления высоко-
вакуумного насоса зависит от величины впускного давле-
ния, причем характер зависимости определяется глав-
Рис. 6-22. Зависимость наибольшего вы-
пускного давления высоковакуумного
насоса от мощности подогрева.
ным образом конструкцией выход-
ной ступени.
< РвП
! ! ! Рп”
Рнв/ Рнвг Ривз
Рис. 6-21. Зависи-
мость впускного дав-
ления от давления
на стороне предвари-
тельного разрежения
для высоковакуумно-
го насоса при разных
мощностях подогрева
^>^>^1)
Во многих конструкциях высоковакуумных насосов
выходная ступень выполнена в виде эжекторного узла
с конической сужающейся камерой смещения. В этих на-
сосах наибольшее выпускное давление в соответствии
с выводами гл. 4 возрастает с увеличением впускного
давления.
Обычно насосы характеризуются величиной наиболь-
шего выпускного давления при предельном вакууме или
при наибольшем впускном давлении в рабочем диапазоне
(диапазон давлений, в котором быстрота действия по-
стоянна) .
Величина наибольшего выпускного давления высоко-
вакуумных насосов невелика и для большинства совре-
менных конструкций парортутных насосов составляет
322
0,5—3 мм рт. ст., а для паромасляных насосов— 0,1 —
0,3 мм рт. ст.
г) Удельные характеристики. Для сравнительной
оценки степени совершенства высоковакуумных паро-
струйных насосов применяется ряд характеристик, из ко-
торых важнейшими являются: удельная быстрота дейст-
вия, вакуумфактор и термодинамический коэффициент
полезного действия.
Удельная быстрота д е й с т в и я представляет
собой быстроту действия насоса, отнесенную к единице
площади диффузионной диафрагмы Рд.а:
з' = -Л— (6-30)
г д.д
Величина s' согласно (6-18) целиком определяется ре-
жимом работы паровой струи (для данного газа).
Иногда в практике при оценке работы насоса, глав-
ным образом в тех случаях, когда неизвестны размеры
диффузионной диафрагмы, принимают в качестве удель-
ной быстроты действия отношение быстроты действия на-
соса к площади впускного отверстия
(6-31)
i в п
Однако соотношение (6-31) не всегда бывает примени-
мым. Так, в ряде конструкций насосов размеры впускно-
го отверстия выбираются по чисто конструктивным сооб-
ражениям и совершенно не связаны с размерами диффу-
зионной диафрагмы, поэтому s'd может приобретать
любые значения, порой совершенно не связанные с откачи-
вающей способностью паровой струи. Так, например, ес-
ли впускное отверстие сделано настолько малым, что про-
водимость его оказывается во много раз меньше быстро-
ты действия в сечении диффузионной диафрагмы, то
величина быстроты действия в сечении впускного отвер-
стия будет практически равна его проводимости и, следо-
вательно, удельная быстрота действия, определяемая со-
отношением (6-31), будет иметь максимальное теорети-
ческое значение1 независимо от режима работы насоса.
1 Для этого случая: S = и, где и — проводимость впускного
—
отверстия. Для молекулярного режима u — -^FBn.
, S и с
Следовательно, = ъ— = я— ~—г '
и Гвп *вп *
233
Даже если в этом случае искусственно изменить режим
работы насоса (например, изменением мощности подо-
грева) так, чтобы он существенно отличался от опти-
мального, то s'd практически останется неизменной, т. е.
равной максимальной величине. Из этого видно, сколь
ошибочными могут быть иногда суждения о качестве ра-
боты насоса при пользовании уравнением (6-31). При-
менение этого соотношения целесообразно только для
тех конструкций насосов, в которых площадь впускного
отверстия £вп находится в прямой зависимости от пло-
1 щади диффузионной диафрагмы FR.R, т. е.
+ (6-32)
(Fc— площадь основания зонта верхнего сопла насоса).
Это отношение совместно с (6-30) и (6-31) дает
s’i = s’--Ц—, (6-33)
Г д.д
т. е. s'd зависит от ,s', а следовательно, и от режима ра-
боты насоса.
1 Удельная быстрота действия является удобной харак-
теристикой для сравнительной оценки степени совершен-
ства работы пароструйных насосов, так как для ее опре-
, деления требуется знать лишь быстроту действия насоса
и площадь диффузионной диафрагмы (или площадь впу-
скного отверстия). Для большинства вакуумных паро-
струйных насосов s' составляет в среднем 3,5 —
5,5 л!сек • см2.
i Вакуумфактор, как уже указывалось, представ-
: ляет собой отношение фактической быстроты действия
насоса к теоретической максимально возможной быстро-
: те действия:
(6-34)
р «^теор
) Вакуумфактор является более наглядной характери-
стикой качества работы вакуумных насосов, чем удель-
ная быстрота действия, так как непосредственно указы-
вает, насколько фактическая быстрота действия отли-
। чается от своего возможного предельного значения. При
J этом удельная теоретическая быстрота действия, как
уже указывалось, есть объем газа, который теоретически
! ?34
может пройти через 1 см2 площади диффузионной диаф-
рагмы в единицу времени^ Так, например, при откачке
воздуха (20° С) в области низких давлений (молекуляр-
ный режим течения газа) s/Teop = ll,i6 л/сек.’см2. Для
большинства хорошо сконструированных насосов ваку-
умфактор составляет в среднем 0,3—0,5.
Термодинамический коэффициент по-
лезного действия® соответствии с (3-5) есть отно-
шение работы изотермического сжатия газа в насосе, или
полезно затрачиваемой мощности, ко всей подводимой
к насосу мощности
AGRT In —
*1 =---(6-35)
Для различных пароструйных высоковакуумных насосов
термодинамический к. п. д. составляет величины поряд-
ка 10~4—10-3, т. е. из всей подводимой мощности только
сотые или десятые доли процента затрачиваются на со-
вершение работы сжатия газа. Если рассматривать ва-
куумный пароструйный насос как компрессор, сжимаю-
щий газ, то он является самым неэкономичным компрес-
сором из всех существующих. Столь низкие значения
к. п. д. вакуумных насосов, несмотря на большие степе-
=1 000—5
рв п
вычайно малыми количествами сжимаемого газа. Если
обычно в компрессорах сжимаемые в единицу времени
количества газа исчисляются килограммами и десятка-
ми килограмм, то в высоковакуумных насосах сжимае-
мые количества газа в десятки тысяч раз меньше.
Иногда в практике при оценке вакуумного насоса в
качестве технико-экономического показателя употреб-
ляют так называемый «удельный расход мощности», т. е.
расход мощности на единицу быстроты действия:
д=-^- [вт1л1сек\. (6-36)
Однако этот показатель является совершенно недоста-
точным для технико-экономической характеристики ва-
куумного пароструйного насоса, так как его величина
определяется только подводимой мощностью и быстро-
той действия насоса и не учйтывает величины наиболь-
235
000 ), объясняются чрез-
ни сжатия газа
шего выпускного давления ри.в, а соответственно и степе-
ни сжатия газа. Между тем, как уже указывалось выше,
величина подводимой мощности существенно зависит от
величины рн.в, а именно, чем больше должно быть рн_в,
тем большая мощность должна быть подведена к насосу.
Вместе с тем, чем больше рн.в насоса, тем меньший на-
сос предварительного разрежения необходим для обеспе-
чения его работы. Поэтому недостаточно получать боль-
шую быстроту действия насоса при малой подводимой
мощности; важно также, чтобы при этом была достаточ-
но высокой степень сжатия газа в насосе. Так, если
сравниваются два насоса и для одного q оказывается
больше, чем для другого, то это еще не может свидетель-
ствовать о том, что первый насос более экономичен, чем
второй. Надо рассматривать показатель q в совокупно-
сти со степенью сжатия газа в насосе. Таким комплекс-
ны,м показателем, учитывающим оба фактора: произво-
дительность и степень сжатия, и является термодинами-
ческий коэффициент полезного действия.
С учетом того, что G—yS (у — удельный вес газа при
давлении рв11), и принимая во внимание (6-34), преобра-
зуем уравнение (6-35) к виду
(6-37)
/V Рвп
Обозначая —=q', будем иметь:
•Ь течэр
(6-38)
Из (6-38) следует, что к. п. д. вакуумного пароструй-
ного насоса тем больше, чем больше вакуумфактор <р и
степень сжатия газа ри.в/рвп и чем меньше удельный рас-
ход мощности q'. Коэффициент полезного действия насо-
са характеризует эффективность использования подводи-
мой к насосу мощности. Как уже указывалось, почти вся
подводимая к насосу мощность около 99,99%, расходует-
ся непроизводительно. Непроизводительные затраты
мощности можно условно разбить на необходимые, или
целесообразные, и нецелесообразные. К целесообразным
можно отнести затраты мощности на образование тре-
буемого количества рабочего пара в насосе; к нецелесо-
образным — затраты мощности на компенсацию различ-
236
ных тепловых потерь. Чем меньше тепловые потери в на-
сосе, тем больше его к. п. д. Мощность, затрачиваемая
на компенсацию тепловых потерь, носит название поро-
говой мощности. При подведении мощности N<Naop на-
сос не работает. Значение пороговой мощности может
быть легко определено путем экстраполяции до нуля за-
висимости наибольшего выпускного давления от мощно-
сти (рис. 6-22).
6-4. РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ
Работа высоковакуумных насосов существенно зави-
сит от рода рабочей жидкости. Рабочая жидкость для
высоковакуумных насосов должна отвечать следующим
основным требованиям:
1) иметь низкую упругость пара при комнатной тем-
пературе. Это требование обусловлено тем, что пары ра-
бочей жидкости, проникая в откачиваемый объем, могут
повышать в нем остаточное давление, если их упругость
при комнатной температуре велика;
2) иметь вязкость, при которой обеспечивается стека-
ние конденсата в кипятильник по стенке насоса, охлаж-
даемой водой. Это необходимо для обеспечения цирку-
ляции рабочей жидкости в насосе;
3) иметь высокую упругость пара при рабочей темпе-
ратуре в кипятильнике.
Чем выше давление пара в кипятильнике, тем выше
наибольшее выпускное давление в насосе. Соответствен-
но, чем ниже температура, при которой достигается тре-
буемое давление пара в кипятильнике, тем меньше за-
траты мощности и тем стабильнее работа жидкости в на-
сосе,•
4) обладать малой удельной теплотой парообразова-
ния. Чем меньше удельная теплота парообразования, тем
меньше затраты мощности на создание требуемого коли-
чества пара в насосе;
5) быть однородной по составу. Если жидкость неод-
нородна, то по мере работы в насосе состав ее будет из-
меняться за счет улетучивания отдельных компонент
(например, унос с откачиваемыми газами к насосу пред-
варительного разрежения), что приведет к изменению ха-
рактеристик насоса;
6) быть термически стабильной при рабочей темпера-
туре .в кипятильнике насоса. •
237
Если жидкость (разлагается при рабочих температу-
рах, то характеристики nacoica могут ухудшаться, так
как газообразные продукты разложения могут выносить-
ся имеете со струей и попадать ,в область высокого ва-
куума, ухудшая остаточное давление;
7) не взаимодействовать с конструкционными мате-
риалами насоса;
8) быть стойкой к окислению воздухом при рабочей
температуре в кипятильнике насоса.
В эксплуатации практически неизбежны случаи по-
падания атмосферного воздуха в работающий насос
вследствие различных причин: аварий, условий техноло-
гии и пр. Рабочая жидкость в этих случаях не должна
выходить из строя, обеспечивая неизменность вакуумных
характеристик насоса;
9) обладать малой способностью к растворению га-
зов. Способность рабочей жидкости растворять в себе
газы приводит, как указывалось выше, к ухудшению
предельного вакуума насоса.
В качестве рабочих жидкостей в насосах применяют
ртуть и специальные вакуумные масла.
а) Ртуть. Физико-химические и термодинамические
свойства ртути приведены в § 1-11.
Ртуть обладает следующими достоинствами, обусло-
вившими ее применение в качестве рабочей жидкости
в высоковакуумных насосах:
1) однородность по составу; ртуть—-химический эле-
мент;
2) стабильность в процессе работы в насосе; ртуть
не разлагается при рабочих температурах насоса;
3) стойкость к окислению воздухом;
4) высокая упругость пара при рабочей температуре
в кипятильнике;
5) сравнительно мало растворяет газы.
Недостатками ртути являются:
1) высокая упругость пара при комнатной темпе-
ратуре (10-3 мм рт. ст.). Для получения в откачивае-
мом сосуде давления ниже 10-3 мм рт. ст. необходимо
устанавливать между насосом и сосудом охлаждаемую
до низкой температуры ловушку;
2) высокая химическая активность по отношению
к металлам. Ртуть образует амальгамы с большинством
238
Таблица 6-1
Схема очистки ртути
рабочий процесс Аппаратура Удаляемые примеси
Грубое фильтрование
через замшу
Продувание возду-
ха
Промывка в бензи-
не
Промывка в ра-
створе марганце-
вокислого калия г
Промывка в Ю%-
ной HNO3
Промывка в HaSO4
Промывка в Н2О
(дистиллирован-
ная)
Осушка
Дистилляция в ваку-
уме при 180° С
Воронка, закрытая
снизу замшей (рис.
6-23)
Сосуд для промывки
(рис. 6-24)
Воронка, закрытая
снизу промокатель-
ной бумагой с мел-
кими отверстиями.
Обработка нагретым
сухим воздухом
Аппаратура для ди-
стилляции (рис.
6-25)
Грубые примеси
(пыль, графит)
РЬ, частично Си
Масла и жиры
Прочие органические
примеси
Zn, щелочй
РЬ-
Остатки кислот
Вода
Благородные металлы
металлов, что ограничивает выбор конструкционных ма-
териалов для насоса;
3) токсичность паров. Вредность паров ртути для
здоровья заставляет оборудовать специальные помеще-
ния для работы со ртутью и соблюдать меры предосто-
рожности, исключающие повышение концентрации па-
ров ртути в рабочих помещениях.
Ртуть, предназначенная для работы в насосах, долж-
на быть хорошо очищена. Для высоковакуумных насо-
сов применяют дистиллированную ртуть марок Р-1 и
Р-2. Очистка ртути проводится в несколько стадий.
Схема очистки ртути ![Л. 190] приведена в табл. 6-1.
Указанные выше недостатки ртути, в особенности
токсичность ее паров, существенно ограничивают воз-
можность ее использования в качестве рабочей жидко-
239
сти в масосах. Ртутные насосы используют главным об-
разом для откачки систем, в которых пары ртути явля-
ются рабочей средой (ртутные выпрямители, ртутные
Рис. 6-23. Аппаратура для
фильтрования ртути.
/ — воронка; 2 — шлиф; 3 —
замша; 4— ртуть; 5 — место
перевязки замши.
лампы), и в установках, где
требуется высокая чистота
рабочей среды (масс-спек-
трометры, сверхвысокова-
куумные системы термо-
Рис. 6-24. Сосуд для
промывки ртути.
/ — промьпвочная жидкость;
2 — ртуть.
ядерных установок и т. д.).
б) Высоковакуумные масла. Эти жидкости свободны
от перечисленных выше недостатков ртути. Они имеют
низкую упругость пара при комнатной температуре, по-
Рис. 6-25. Аппаратура для дистилляции ртути
в вакууме.
/ — сосуд с Р2О5 для осушки аппаратуры; 2 — капилляр,
действующий как капельный насос; 5 —очищенная
ртуть; 4 — трубка для конденсации ртути; 5 —печь.
240
зволяющую получать предельный вакуум порядка
10-6—10-7 мм рт. ст. и ниже без низкотемпературных
ловушек. Химически инертны, неядовиты.
В высоковакуумных паромасляных насосах приме-
няют в основном три типа рабочих жидкостей: а) мине-
ральные масла; б) сложные эфиры органических спир-
тов и кислот и в) кремнийорганические соединения.
Минеральные масла получают путем вакуум-
ной дистилляции продуктов переработки нефти. Это не-
однородные по составу жидкости, представляющие со-
бой смеси углеводородов различного молекулярного ве-
са и с различной температурой кипения. Отличаются
низкой упругостью пара при комнатной температуре,
что позволяет получать в работающих на них насосах
предельный вакуум 10-6—10~7 мм рт. ст. Минеральные
масла обладают, как правило, удовлетворительной тер-
мической стойкостью и сравнительно невысокой термо-
окислительной стойкостью. При окислении образуют
смолистые налеты на внутренних деталях насоса. Тер-
мический и термоокислительный крекинг минеральных
масел усиливается в присутствии некоторых металлов:
алюминия, меди, бронзы, латуни, играющих роль ката-
лизаторов реакции. Поэтому в большинстве случаев при
работе на минеральных маслах в металлических насо-
сах достигается худший предельный вакуум, чем в стек-
лянных.
Предельный вакуум паромасляных насосов, как уже
указывалось, существенно зависит от стабильности ма-
сел.
Хикмен (Hickman) [Л. 203] определяет термическую
стабильность, как величину, обратную термическому
разложению. Величина термического разложения D, об-
наруживаемая как поток газов крекинга, увеличивается
с температурой Т согласно уравнению:
lg£> = C — 2,адг,
где С и R— постоянные;
Е — энергия диссоциации.
Для улучшения предельного вакуума насоса надо
уменьшить упругость пара рабочей жидкости при ком-
натной температуре. Это приводит к использованию
жидкости с высокой температурой кипения в кипятиль-
16 А. В. Цейтдин. 241
нике насоса. Увеличение температуры кипения в свою
очередь создает опасность роста термического разложе-
ния. Хикмен указывает, что десятикратное уменьшение
упругости пара рабочей жидкости при комнатной тем-
пературе приводит к такому увеличению температуры
кипения в кипятильнике, при котором термическое раз-
ложение увеличивается в 10 раз. А это влечет за собой
соответствующее ухудшение предельного вакуума. По-
этому для того, чтобы обеспечить улучшение предельно-
го вакуума насоса в 10 раз, термическое разложение
рабочей жидкости при рабочей температуре в кипятиль-
нике должно быть уменьшено в 100 раз или в 100 раз
увеличена термическая стабильность, т. е. как квадрат
улучшения предельного вакуума. В соответствии с этим
Хикмен устанавливает правило, что улучшение предель-
ного вакуума насоса в п раз требует повышения терми-
ческой стабильности рабочей жидкости в п2 раз. Так,
например, для улучшения предельного вакуума насо-
сов с 10-7 до Г0~8 мм рт. ст. потребуется рабочая жид-
кость, имеющая в 10 раз меньшую упругость пара и
в 100 раз большую термическую стабильность.
Состав остаточных газов в хорошо тренированном
насосе в значительной мере определяется продуктами
разложения масла в кипятильнике насоса. Типичный
спектр остаточных газов в насосе, работающем на ми-
неральном масле, приведен на рис. 6-26 (Л. 208]. Сумма
парциальных давлений углеводородов в спектре оста-
точных газов может служить мерой сравнения при
оценке стабильности различных жидкостей, работающих
в данном насосе.
Важным достоинством минеральных масел является
их относительно невысокая стоимость в сравнении
с другими маслами.
В отечественных насосах применяются минеральные
масла ВМ-1, ВМ-2 и ВМ-5, являющиеся продуктами
дистилляции медицинского вазелинового масла. Масла
ВМ-1 и ВМ-2 получают при однократной разгонке ва-
зелинового масла при давлении 10-2 мм рт. ст. в преде-
лах 180—220° С. Масло ВМ-5 получают путем двукрат-
ной разгонки медицинского вазелинового масла, благо-
даря чему оно обладает более однородным составом и
более высокой термической стойкостью по сравнению
с маслами ВМ-1 и ВМ-2. При работе насоса на маслр
24^
ВМ-5 достигается предельный вакуум примерно на Поря-
док ниже, чем на масле ВМ-1. При этом время достиже-
ния предельного вакуума с маслом ВМ-5 оказывается
в 1,5—2 раза меньше, чем с маслом ВМ-1 [Л. 170, 208].
За рубежом широко применяются различные мине-
ральные масла [Л. 4, 9, 177, 181, 192]: Апиезоны А и В
(в Англии), Лейбольд F, G и Н (в ФРГ), Вакуойли 220
и 212 (в Польше), Атенсойль А (в Чехословакии), Диф-
Рис. 6-26. Спектр остаточных газов в насо-
се ЦВЛ-100 при работе на минеральном
масле ВМ-5.
фелен (в ФРГ). Все эти масла отличаются высокой
термической стойкостью. Масло Диффелен обладает
также повышенной термоокислительной стойкостью.
Оно не содержит сернистых органических соединений,
не склонно к осмолению, мало чувствительно к проры-
вам воздуха [Л. 193].
Эфиры, используемые в качестве рабочих жидко-
стей в паромасляных насосах, представляют собой
сложные продукты синтеза фталевой и себациновой кис-
лот с высшими спиртами: бутиловым, амиловым и этил-
гексиловым, а также полифениловые соединения.
Рабочие жидкости на основе сложных эфиров пред-
ставляют собой индивидуальные вещества. Однород-
ность состава является отличительной особенностью
эфиров. Они позволяют получать в насосах весьма низ-
кие остаточные давления: 10-7—10 8 мм рт. ст. и ниже;
дают малую миграцию из струи в область высокого ва-
16* 243
куума. Недостатками их являются: малая термическая
и окислительная стойкость, нестойкость к воздействию
воды.
В отечественных насосах в качестве рабочих жидко-
стей применяются продукты «ОФ» и «ОС», являющиеся
соответственно изооктиловыми эфирами фталевой и се-
бациновой кислот.
В зарубежных насосах применяются различные эфи-
ры (Л. 191, 194—200, 227—230]: Октойл, Октойл S, Нар-
койл-40, Амойл и Амойл S.
Особо ценными качествами, как рабочие жидкости
паромасляных насосов, обладают полифениловые эфи-
ры, состоящие из бензольных радикалов, соединенных
между собой через атомы кислорода в цепочки типа:
Энергии связи в полифениловых эфирах относятся
к числу наиболее сильных в органической химии, благо-
даря чему эти эфиры отличаются исключительно высо-
кой стабильностью {Л. 201] и высокой стойкостью по
отношению к облучению (Л. 202]. Полифениловые эфи-
ры обладают очень низким давлением паров при комнат-
ной температуре: 10~8—10-15 мм рт. ст. (Л. 203]. При
работе на полифениловых эфирах в трехступенчатом
стеклянном насосе были получены давления 10-9—
5- 10~10 мм рт. ст. без применения низкотемператур-
ных ловушек {Л. 191, 203, 204]. Обратный паровой по-
ток полифенилового эфира (Конвалекс-10) в откачи-
ваемую камеру из насоса, присоединенного через
охлаждаемый водой угловой патрубок, по данным
[Л. 301] составляет 1,2 • 10~6 мг/ч • см2.
Полифениловые эфиры обладают также достаточно
высокой термоокислительной стойкостью.
Характеристики полифениловых эфиров приведены
в табл. 6-2 [Л. 191, 203].
Кр емний органические масла представляют
собой полисилоксановые соединения типа
где х — число звеньев полимерной цепи; М =
= (СН3)з SiOi/2 — однофункциональная группа; £> =
244
(N
CD
СО
X
S
Ч
ю
со
Н
л
X о & /
>> V « = g 1 о
“ г* со £ u* j о
CQ Сд X 3
4В ♦ <X> b p. CO 1О
3 S H V
5^ • ч ас » £<a и 2 «у 3 о 00 00 ।
<У □ ч * 1 о о о
О я c s о Ч >> « СО О Н от Я 1
c ю ХЛ ю
э» о о
‘аминчкихкним LQ ю со ю
н edKiEdauK^x см CN CS
. K к » о to о (N О о ID
<y X CQ
s 2 — x s — to CD ь- LQ
E S*T gs-e. 00 О t-
T> ° 3 « b о — CS О
гЯ/УВЯХ ‘ЕИИ CN ь- о
-BsoeedpoodBu bi ю сч 00 сч ю
•OITIldl БВНЧЕЭ'Е’Л OJ
•t аз ’uid ww SO о» из «4 г*
BdBU ‘3 »SS ийп ЭИИЭЕдВ|£ о 2 о о
ггог/г *оэа V- о
gWHdKvK'HQli’G^’ ю со л «f
• б
• ч •
. ч о СО К X х • си е*
<и •
\о
о-
Z—4 X
•§• О)
ф W о • S3
,л OS О Я X й> ' о
о Л га о си ’©* . X -&
ч ч X
X X X
к щ о W о . о к , 3 S3
X •О’ X си о
СО X S -$э< •е • ч
*о и со СО « X
£ к си * л
0) о
X
ь X СО CU с
ф х \О СО си S СХ Я
Q 4> я-е- <и
S из s [Д «> о
оХ
3
га
245
= (CH3)2SiO— дифункциональйая группа. Так, символ
MDgM соответствует химической формуле
[(CH)3SiO1/2][(CH3)2SiO]9[(CH3)3SiO1/2].
Чем больше число атомов кремния, т. е. чем больше ве-
личина х, тем ниже давление пара данного масла.
Для х>5 справедливы следующие соотношения для
зависимости упругости пара от температуры [Л. 205]:
для линейных метилполисилоксанов
1g/? = 9,28 — -~- + л(0,443 — (6-39)
для циклических метилполисилоксанов
1g/? =10,07 — Ц^+л(о,2б5— (6-40)
где р — давление, м/с рт. ст.
Применяемые в вакуумных насосах масла с х= 11 и
12 имеют низкую упругость пара при комнатной тем-
пературе, позволяющую получать предельный вакуум
в металлическом насосе, <10~6 мм рт. ст. Для масла
с числом звеньев х=17 упругость пара составляет уже
6,5 • 10-11 мм рт. ст.
Благодаря сильной связи между кремнием и кисло-
родом полисилоксановые масла обладают высокой тер-
мической и термоокислительной стойкостью. Попадание
в насос атмосферного воздуха на непродолжительное
время, как правило, не приводит к порче масла. Поли-
силоксановые масла инертны также к воде.
В отечественных насосах применяются полисилокса-
новые масла ВКЖ-94 А и Б, ПФМС-2. Масла ВКЖ-94
представляют собой узкие фракции этилполисилоксано-
вых жидкостей. Обладают высокой термоокислительной
стойкостью. Так, например, работая в насосах, установ-
ленных на автоматах откачки в условиях периодиче-
ской (через каждые 2—3 мин) прокачки атмосферы че-
рез насос в течение 30—40 сек, масло ВКЖ-94 не
требует замены в течение 1 500—2 000 ч. В таких же
условиях минеральные масла ВМ-1 и ВМ-2 через 8—
10 ч работы осмоляются настолько, что требуют за-
мены.
Масло ПФМС-2 представляет собой полифенилме-
тилсилоксановую жидкость. Оно обладает еще более
246
высокой термоокислительной стойкостью, чем ВКЖ-94.
В зарубежных насосах применяются главным обра-
зом полисилоксановые жидкости: силикон D'C-702,
DC-703, DC-704 и DC-705. Они обладают высокой тер-
моокислительной стойкостью и обеспечивают получение
в насосах низкого остаточного давления (Л. 4, 205—207,
294].
Особенно ценными свойствами обладает масло
DC-705 (пентафенилтриметилсилоксан). Благодаря вы-
сокой термической стойкости (температура вспышки
243° С) и низкой упругости пара при комнатной темпе-
ратуре (3 • 10-10 мм рт. ст.) масло DC-705 позволяет по-
лучать предельный вакуум насоса ~10-9 мм рт. ст. без
применения низкотемпературных ловушек и 10~10—
10-11 мм рт. ст. с охлаждаемыми до —20-ь—30° С ловуш-
ками. Обратный поток масла DC-705 из насоса [Л. 294]
в откачиваемую камеру сотавляет 0,3 мг/час-см2 без
ловушки и 5 ИО-6 мг/час-см2 при охлаждаемом водой
угловом патрубке над насосом [Л. 301]. Масло DC-705
обладает также весьма высокой термоокислительной
стойкостью. По данным (Л. 294], 800 повторяющихся
циклов: 5-минутный напуск в работающий насос атмо-
сферного воздуха и 15-минугная откачка без напуска
воздуха, не приводят к заметному осмолению масла
в насосе и к ухудшению характеристик насоса. Масло
DC-705 весьма стойко также к гамма-облучению.
Характеристики различных вакуумных масел приве-
дены в табл. 6-3.
Анализируя достоинства и недостатки описанных ма-
сел можно резюмировать:
1. Наиболее высокой термоокислительной стойко-
стью обладают полисилоксановые масла. Однако они
значительно дороже минеральных масел, обеспечиваю-
щих получение одинакового предельного вакуума в на-
сосах.
2. Минеральные масла, не обладая высокой термо-
окислительной стойкостью, отличаются вместе с тем
высокой термической стойкостью и невысокой стоимо-
стью.
3. Сложные эфиры в большинстве своем имеют не-
высокую термическую и термоокислительную стойкость
(за исключением полифениловых эфиров). Однако, бу-
дучи индивидуальными веществами, позволяют получать
247
Наименование масла Состав Молекулярный вес, г/ноль Удельный вес прн 20° С, г/ли® Давление пара при 25° С, мм рт. ст.
ВМ-1 1 Минеральное мае- 450 0,87 4-10-’—2- IO-»
ВМ-2 ло, смесь углево- 450 0,87 4.10-’—2-10-9
ВМ-5 J дородов 450 0,87 5- IO-9
Апиезон А Минеральное мас- ло, смесь углево- дородов 350 0,874 2-Ю-'—1-10-5
Апиезон В То же 350 0,874 1-Ю-6
Апиезон С Я Я 350 0,92 5-10-’
Лейбольд F я я 360 — —
Лейбольд G я я 385 — —•
Вакуойль я я — — —
220
Вакуойль я я — 0,885 3-10-’
212
Атенсойль А я я 356 0,885 —
Диффелен я я 450 0,875 —
Продукт ОФ Изооктиловый эфир фталевой кислоты 390 0,98 1-ю-’
Продукт ОС Изооктиловый эфир себацино- вой кислоты 426 0,91 5-Ю-6
Октойл (-ч-Нар- Ди-2-этилгексил- фталат 391 0,98 (2— 5)-10-’
койл 30)
Октойль S (~ Нар- кой л 20) Ди-2-этилгексил- себацинат С8Н16(СООС8Н17)2 427 0,91 (1—2)-10-»
Наркойл 40 Ди-3,5-тримети- легксилфталат 394 0,966 1-10-’
А мойл i-диамилфталат С6Н14(СООС5НП)2 306 1,019 1-10-6
Амойл S 1-диамилсеба- цинат С8Н16(СООС5НП)2 Смесь этилполи- 343 0,925 (1—2) 10-®
ВКЖ-94А силоксанов от тетрамера (М=670) 700 0,97 5‘10~8
ВКЖ-94Б до октамера (М=1078) 700 0,97 5.10-®—1 10-6
248
Таблица 6-3
Предельный вакуум насоса, мм рт. ст. Теплота парооб- разования, 1 ккал}молъ Коэффици- енты уравне- ния (6-41) Источник дан- ных Кто произво- дит
А в
2-10-' НА 15,5 6 000 СССР
3,5-10-’ — — — — я
5-Ю"8 — —
1-10-’—4-10-’ 20,8 12,9 4 550 [Л. 9] Англия
l-ю-6—1-ю-’ 21,8 12,9 4 770 [Л. 9] •
5-10-’—1 -10-’ 27,1 11,67 5 925 Л. 181, 2291 я
1,7-10-» 24,83 10,43 5 430 Л. 181, 2291 ФРГ
1-10-’ 26,9 11,82 5 900 Л. 181, 229] »
2.10-’ — — — [Л. 181] Польша
5-10-’ — — —. [Л. 181] Я
(2—5).10-’ — — — ]Л. 181] Чехослава-
КИЯ
1-10-’ — — — [Л. 193] ФРГ
<2-10-’ — — — — СССР
<2-10-’ — — — — я
1-10-’—1-10-’ 27,0 13,1 5 920 [Л. 181, 229] США
5-10-8—5-10-’ 27,4 12,5 6 000 [Л. 181, 229] я
3-10-7 27.2 12,95 5 920 [Л. 181, 229] я
5-10-’—5-10-’ 25,6 13,6 4 600 ]Л. 181, 229] я
(1— 2) -10-’ 23,8 14 5 200 [Л.181, 229] я
<2-10-’ 28,4 16,5 6 260 — СССР
1-10-’—2-10-’ — — — я
249
Наименование масла Состав Молекулярный । вес, г}молъ Удельный вес при 20° С. г/см* Давление пара прн 25° С, мм рт. ст.
ПФМС-2 Смесь полифенил- метилсилоксанов от три мера (М=298) до гекса- мера (М=690) 700 1,05—1,07 5-Ю-9—7-10-’
Силикон % ДС-702 1 Смесь полисило- 530 1,07 1-10-’
Силикон [ ДС-703 J ксанов 570 1,09 1-Ю-8
Силикон Д С-704 Тетрафенилтетра- метилтрисилоксан 484 1,07 1,5-10-’
Силикон ДС-705 Пентафенилтриме- тилтрисилоксан 546 1,095 3-10-10
наиболее низкие остаточные давления в насосах. Поли-
фениловые эфиры, наилучшие из рабочих жидкостей по
предельному вакууму, уступают полисилоксановым мас-
лам в термоокислительной стойкости и минеральным
маслам в стоимости.
Вследствие относительно малой стоимости наиболее
массовыми маслами являются минеральные масла. По-
лисилоксановые масла применяются в системах, где
требуетя откачивать значительные количества кислорода
или периодически впускать воздух в горячий насос.
Сложные эфиры применяются главным образом для си-
стем, где требуется создание возможно более глубокого
предельного разрежения.
Имея указанные выше существенные достоинства
в сравнении со ртутью, вакуумные масла уступают ей
тем не менее в ряде других характеристик.
а) В отличие от ртути они в большинстве своем не-
однородны по составу (представляют собой смеси фрак-
ций) и потому могут изменять свои характеристики
в процессе работы вследствие изменения фракционного
состава (например, за счет ухода легких фракций с газа-
250
П родолжение табл. 6-3
Предельный вакуум насоса, мм рт. ст. Теплота парооб- разования, ккал!молъ Коэффици- енты уравне- ния (6-41) Источник дан- ных Кто производит
А в
1.10-" 29,7 18 6 500 — СССР
ЫО-’ — — — [Л. 181, 229] США
5-10-» 28,2 12,32 6 165 [Л. 181, 229] Я
2-10-’ 25,5 11,49 5 700 (Л. 294] я
5-Ю-9 28,2 12,31 6 430 [Л. 294] я
ми, откачиваемыми насосом предварительного разре-
жения).
б) Все они в той или иной мере разлагаются при
рабочей температуре в кипятильнике насоса и поэтому
имеют ограниченный срок службы.
в) Масла в значительно большей степени, чем
ртуть, растворяют в себе газы.
г) Некоторые масла обладают малой окислитель-
ной стойкостью при рабочих температурах в кипятиль-
нике насоса.
д) Обладая низкой упругостью пара при комнатной
температуре, масла имеют значительно более низкую
в сравнении со ртутью упругость пара при одинаковой
температуре в кипятильнике. В связи с этим паромас-
ляные насосы имеют, как правило, меньшее значение
наибольшего выпускного давления по сравнению с па-
рортутными насосами.
Зависимость упругости пара от температуры для ва-
куумных масел удовлетворительно описывается соотно-
шением вида
\gp = A'-^,
(6-41)
251
где р— упругость пара, мк рт. ст.’,
АиВ — коэффициенты, постоянные для каждой жидко-
сти *;
Г — абсолютная температура.
На рис. 6-27 приведены зависимости lgp=/(1/7’) для
различных рабочих жидкостей отечественных высоко-
вакуумных насосов.
С точки зрения работы жидкости в насосе жела-
тельно, чтобы зависимость lgp=f(l/T) была возможно
круче, так как тогда рабочее давление в кипятильнике
насоса будет достигаться при относительно невысокой
температуре. Или, иными словами, чем круче зависи-
мость lg p—f(l/T), тем большее давление в кипятильнике
будет достигаться при одной и той же рабочей темпера-
туре. Однако при этом надо иметь в виду, что с ростом
крутизны зависимости lgp=f(l/T) увеличивается одно-
временно удельная теплота парообразования, связанная
с коэффициентом В уравнения (6-41) соотношением:
Л=4,574 В. (6-42)
Поэтому при выборе рабочей жидкости необходимо учи-
тывать не только крутизну зависимости (6-41), но так-
же и величину удельной теплоты парообразования.
Комплексным показателем, учитывающим оба эти
фактора, является удельный расход мощности в насосе
на образование 1 кг пара рабочей жидкости. Из уравне-
ния теплового баланса имеем:
^.=Л + С(^-^), (6-43)
где Л'п — мощность, расходуемая на парообразование;
Gn — количество пара, необходимое для работы на-
соса;
Л — скрытая теплота парообразования;
С — теплоемкость рабочей жидкости;
/2 — рабочая температура жидкости в кипятильни-
нике насоса;
t\—температура конденсата, стекающего в кипя-
тильник, равная температуре охлаждаемой
стенки насоса.
1 Постоянство коэффициентов А и В сохраняется в области
давлений ниже 1 мм рт. ст. При более высоких давлениях наклон
прямых lg p=f(IIT), как правило, меняется.
252
Из (6-43) видно, что Nn/Gn тем меньше, чем меньше
Л, tz и С и чем больше /г. Так,, например, теплоемкости
различных вакуумных масел мало отличаются друг от
друга и составляют примерно 0,5 ккал!кг • град-, для
ртути С = 0,033 ккал/кг • град. Температура Ц равна
обычно в среднем 20° С. Температуры и Л, как уже
указывалось, зависят от рода рабочей жидкости и свя-
Рис. 6-27. Зависимость упругости пара от
температуры для различных рабочих
жидкостей высоковакуумных насосов.
253
заны между собой соотношением (6-41) и (6-42). Для
масла ВМ-1, например, рабочая температура в кипя-
тильнике насоса составляет примерно 200° С, что соот-
ветствует упругости пара около 1 мм рт. ст., при этом
Afn/Gn для масла ВМ-1 составляет 140 ккал! кг. При
этом же рабочем давлении пара в кипятильнике
(~1 мм рт. ст.) Nu/Gn для ртути составляет 75 ккал! кг.
Очевидно, затраты мощности на парообразование в па-
рортутном насосе должны быть меньше, чем в паромас-
ляном. По этой причине парортутные насосы в общем
случае потребляют меньшую мощность, чем равные им
по производительности, близкие по наибольшему вы-
пускному давлению и подобные по конструкции паро-
масляные насосы. Так, например, парортутный насос
Н-1ТР при одинаковой производительности и одинако-
вом значении наибольшего выпускного давления по-
требляет в 1,5 раза меньшую мощность, чем подобный
ему по конструкции паромасляный насос Н-2Т.
Таким образом, при оценке достоинств и недостат-
ков различных рабочих жидкостей наряду с прочими
факторами необходимо также учитывать экономический
фактор, определяемый удельным расходом мощности на
парообразование данной жидкости Уп/Gn-
6-5. КОНСТРУКЦИИ НАСОСОВ
а) Общие принципы конструкций. Подобно бустер-
ным насосам современные высоковакуумные насосы яв-
ляются многоступенчатыми. В большинстве конструк-
ций используются обращенные сопла зонтичного типа и
эжекторные ступени. Внешне устройство высоковаку-
умных насосов сходно с устройством бустерных насосов.
В простейшем случае различие заключается лишь в не-
которых особенностях конструкций паропроводов, о ко-
торых будет сказано ниже.
Так как весовые производительности и значения
наибольшего выпускного давления высоковакуумных
насосов обычно значительно меньше, чем у бустерных
насосов, то соответственно и потребляемые высоковаку-
умными насосами мощности меньше, чем у бустерных
насосов. Поэтому кипятильники высоковакуумных на-
сосов в отличие от бустерных обычно не имеют сильно
развитой поверхности. Их диаметры, как правило, рав-
254
НЫ диаметрам корпусов насбсой, а удельные теплойЫё
нагрузки для насосов с быстротой действия больше
500 л]сек не превышают 2,0—2,5 вт)см2.
Сопла в насосах имеют большие расширения, дохо-
дящие до 10—20. Угол наклона сопел обычно равен
60—80°. Описано значительное количество различных
конструкций сопел высоковакуумных насосов [Л. 4, 9,
171, 181, 209—218]. Однако в большинстве своем они не
имеют принципиальных различий, ибо важным для ра-
боты сопла в высоковакуумном насосе является глав-
ным образом его расширяющийся участок. Опыт пока-
зывает, что если размеры критического и выходного
сечений разных сопел одинаковы, равны площади «диф-
фузионных диафрагм» и длины сопел мало разнятся,
то при указанных выше углах сопла обеспечивают по-
лучение близких по величине значений быстроты дей-
ствия при одинаковых режимах работы независимо от
их конструкции.
Существенное увеличение эффективности работы
получается при многосопловой конструкции ступеней
[Л. 210, 212]. Особенности работы таких ступеней были
нами описаны в гл. 5 применительно к конструкциям
бустер-насосов. Однако многосопловые конструкции
ступеней применяются в промышленных типах насосов
редко из-за значительно большей сложности их изго-
товления по сравнению с обычными зонтичными конст-
рукциями ступеней.
В высоковакуумных насосах мощность, расходуемая
на парообразование, составляет для большинства кон-
струкций примерно 60—70% от подводимой к насосу
мощности. Остальные 40—30%’ мощности расходуются
на компенсацию различного рода тепловых потерь. Ос-
новными потерями в высоковакуумных насосах явля-
ются: потери за счет теплопередачи в окружающую сре-
ду через стенки кипятильника и с поверхности нагре-
вателя (20—25%), потери за счет теплопередачи по
стенке от горячего кипятильника к охлаждаемой стенке
корпуса насоса (10—15%) и потери за счет излучения
с поверхности паропровода и теплопередачи через па-
рогазовую смесь от паропровода к стенкам корпуса на-
соса (5—10%).
В лучших конструкциях насосов тепловые потери
уменьшены до 10—15%' от подводимой мощности.
255
Уменьшение тепловых потерь достигается за счет хоро-
шей теплоизоляции кипятильника насоса и электрона-
гревателя, а также за счет устройства тепловой развяз-
ки между горячим кипятильником и холодным корпусом
насоса. Тепловая изоляция в некоторых конструкциях
осуществлена покрытием поверхности кипятильника
слоем асбестового волокна толщиной 10—30 мм. Луч-
шая изоляция обеспечивается при воздушной прослойке
между излучающими тепло поверхностями кипятильника
и нагревателя и экранирующим кожухом вокруг них.
В последнем случае важно обеспечить отсутствие за-
метных щелей в кожухе, чтобы избежать конвекции
воздуха в изоляционном слое.
Тепловая развязка между кипятильником и холод-
ным корпусом насоса осуществляется либо за счет
местного утоньшения стенки корпуса, либо за счет
уменьшения диаметра корпуса в месте соединения с ки-
пятильником.
Лучшее использование подводимой мощности обес-
печивается также при применении нагревателей закры-
того типа вследствие отсутствия воздушной прослойки
между днищем кипятильника и нагревателем. При ис-
пользовании нагревателя открытого типа между нагре-
вательным элементом и днищем имеется обычно воз-
душный зазор, ухудшающий теплопередачу от нагре-
вателя к днищу.
Существенный эффект в рациональном использова-
нии подводимой мощности обеспечивается при дроссе-
лировании рабочего пара перед первыми ступенями на-
соса подобно тому, как это сделано в некоторых конст-
рукциях бустер-насосов (см. § 5-1).
Конструкции высоковакуумных насосов существен-
но зависят от рода используемой в них рабочей жидко-
сти и в общем разделяются на две группы: парортут-
ные и паромасляные.
б) Парортутные насосы. Особенности конструкций
парортутных насосов обусловлены двумя основными
свойствами ртути, как рабочей жидкости: однородно-
стью и химической активностью. Благодаря тому, что
ртуть является однородной жидкостью, не изменяющей
своего состава в кипятильнике насоса, питание всех
ступеней насоса осуществляется паром одного состава.
Химическая активность ртути обусловливает выбор кон-
256
струкционных материалов насоса. Как уже указыва-
лось, применение цветных металлов в этом случае1
исключается. Обычно парортутные насосы изготавлива-
ют из стекла и стали. Рекомендуется применять нержа-
веющую сталь, что позволяет избежать коррозии насо-
са при длительных его остановках.
Одним из наиболее распространенных, главным об-
разом в лабораториях, типов парортутных насосов явля-
ется одноступенчатый стеклян-
ный насос (рис. 6-28), иногда
именуемый насосом Ленгмюра.
Устройство насоса очень простое
и понятно из рисунка. Сопло
в насосе из соображений просто-
ты изготовления выполнено ци-
линдрическим. Такие насосы из-
готовляются различных размеров
с различными характеристиками.
Вследствие простоты конструк-
ции насос легко может быть изго-
товлен стеклодувом в любой ла-
боратории.
Промышленные образцы па-
рортутных насосов являются
цельнометаллическими. Корпуса
насосов и все детали выполняют-
ся из стали. Все неразъемные со-
единения в насосах—сварные,
пайка и сварка цветными метал-
лами в парортутных насосах не
Газ
Рис. 6-28. Одноступенча-
тый стеклянный паро-
ртутный насос.
1 — ловушка для паров рту-
ти; 2— нагреватель; 3—
теплоизоляция.
допускается.
На рис. 6-29 приведена конструкция простейшего
трехступенчатого парортутного насоса Н-1ТР. Первые
две ступени в насосе —зонтичного типа, третья сту-
пень— эжекторная, выполнена в виде двух параллельно
работающих эжекторов. Все ступени питаются паром
одного давления. Паропровод и зонты первых двух сту-
пеней выдавлены из мягкого железа. Кипятильник
имеет диаметр, равный диаметру корпуса насоса. Теп-
лоизоляция кипятильника отсутствует. Электронагрева-
тель — открытого типа. Вследствие значительных тепло-
вых потерь термодинамический к. п. д. насоса мал и со-
ставляет 5,8 • 10-4.
17 А. Б. Цейтлин.
257
На рис. 6-30 приведена конструкция более совершен-
ного насоса Н-5СР. Насос имеет четыре ступени: три
зонтичные и одну эжекторную. В паропроводе установ-
Рис. 6-29. Схема трехступенчатого парортутного на-
соса Н-1ТР.
/ — корпус; 2 — паропровод; 3 — эжекторная ступень; 4 — ло-
вушка для паров ртути; 5 — электронагреватель.
лены дросселирующие шайбы подобно тому, как это
сделано в насосе БН-2000 (см. § 5-1). Благодаря этому
обеспечивается рациональное распределение давления
по ступеням, а соответственно и экономное расходова-
ние пара. Кроме того, корпус насоса подобно насосу
БН-2000 выполнен коническим, что также обеспечивает
258
рациональное расходование пара (см. § 5-1). Кипятиль-
ник насоса соединен с корпусом через длинный неохлаж-
даемый стакан, что обеспечивает хорошую тепловую
развязку. Кипятильник имеет асбестовую изоляцию.
Рис. 6-30. Схема четырехступенчатого парортутного
насоса Н-5СР.
1 — корпус; 2 — паропровод; 3 — дросселирующая шайба; 4 —
кипятильник; 5 — эжекторная ступень; 6 — электронагрева-
тель; 7 — теплоизоляция; 8 — ловушка для паров ртути.
17'
259
Электронагреватель — открытого типа. Термодинамиче-
ский к. п. д. этого насоса выше, чем у предыдущего, и
составляет 1,4 • 10-3.
На рис. 6-31 приведена конструкция малогабарит-
ного парортутного насоса Н-10Р. Насос имеет три сту-
Рис. 6-31. Схема трехступенчатого малогабаритного
парортутного насоса Н-10Р.
— корпус; 2 — паропровод; 3 — кипятильник; 4 — эжектор*
пая ступень; 5 — ловушка для паров ртути; 6 — теплонзолЯ'
ционный кожух; 7 — электронагреватель.
260
пени. Конфузор последней, эжекторной ступени слу-
жит одновременно патрубком, соединяющим насос
с выпускной ловушкой. Так же, как и в насосе Н-5СР,
здесь осуществлено дросселирование пара перед ступе-
нями. Только в отличие от Н-5СР, где дросселирование
осуществлено в последовательно установленных диаф-
рагмах, здесь пар дросселируется перед каждой сту-
пенью независимо, в отверстиях, рассверленных в па-
роподводящих трубах. Кипятильник имеет воздушную
изоляцию. Между корпусом и
кипятильником осуществлена
тепловая развязка через утонь-
шенную трубу малого диамет-
ра. Электронагреватель-—за-
крытого типа со спиралью, за-
мурованной в керамику. Дис-
ковая ловушка за эжекторной
ступенью обеспечивает доста-
точно полное улавливание (па-
ров ртути и возврат конденса-
та в насос. При вскрытии ло-
вушки после длительной рабо-
ты насоса налет ртути был
обнаружен лишь на нижних
трех дисках, верхние диски
Рис. 6-32. Схема тороидаль-
ного кипятильника с нагре-
вателем внутри.
1 — ртуть; 2 — электронагрева-
тель; 3 — слнвная трубка.
были совершенно чистые. Бла-
годаря малым тепловым потерям и рациональной орга-
низации питания паром отдельных ступеней термодина-
мический к. п. д. насоса оказывается сравнительно вы-
соким и составляет 1,5 • 10~3.
В некоторых конструкциях парортутных насосов ки-
пятильник выполняется в виде тора с нагревателем,
расположенным внутри, и с воздушной изоляцией сна-
ружи (рис. 6-32) (Л. 181]. Такая конструкция обладает
низкими тепловыми потерями.
В некоторых случаях, когда требуется особая на-
дежность работы насоса, например при откачке ртутных
выпрямителей на линиях передачи постоянного тока,
применяют индукционный нагрев ртути в кипятильнике.
В этом случае кипятильник устроен так же, как и на
рис. 6-32, только внутрь тора вместо электронагревате-
ля вставляется сердечник трансформатора, имеющего
первичную обмотку; роль вторичной обмотки выполня-
261
ет ртутное кольцо в кипятильнике, изготовленном из
нержавеющей стали.
Известны также конструкции кипятильников, в ко-
торых осуществляется электродуговой нагрев ртути, иг-
рающей в этом случае роль одного из электродов.
Большинство парортутных насосов работает при
сравнительно высоком давлении пара в кипятильнике
порядка 10—50 мм рт. ст. и имеет наибольшее выпуск-
ное давление порядка 2—10 мм рт. ст. Очень крупные
насосы с быстротой действия 50 000 л/сек имеют наи-
большее выпускное давление порядка 10~3 мм рт. ст.
[Л. 181].
Парортутные насосы присоединяются к откачивае-
мой системе через ловушки, охлаждаемые, как прави-
ло, жидким азотом или жидким воздухом. Необходи-
мость обязательного применения ловушек является, как
уже указывалось, серьезным недостатком парортутных
насосов, тем более, что установка ловушек приводит
к значительному сокращению эффективной быстроты
действия насоса.
Предельный вакуум парортутных насосов сущест-
венно зависит от качества применяемых ловушек. Как бу-
дет показано ниже, в прогреваемых системах с паро-
ртутными насосами может быть получен предельный
вакуум 10~12 мм рт. ст.
Характеристики парортутных насосов существенно
зависят от режима их охлаждения (рис. 6-33 и 6-34).
Поэтому быстрота действия насоса, указываемая в его
паспорте, справедлива лишь при вполне определенной
температуре охлаждения корпуса насоса.
Важным достоинством парортутных насосов явля-
ется большой срок службы, так как ртуть в процессе
работы насоса практически не претерпевает каких-либо
изменений.
Характеристики отечественных парортутных насосов
приведены в приложении 12.
в) Паромасляные насосы. Как уже указывалось,
большинство масел, используемых в качестве рабочих
жидкостей в высоковакуумных насосах, представляет
собой смеси различных фракций, имеющих различные
молекулярные веса и упругости пара. Вместе с тем ана-
лиз работы насоса показывает, что требования к рабо-
262
чей жидкости, обеспечивающие наиболее благоприят-
ные условия работы отдельных ступеней, должны быть
различными. Так, для работы первой, входной ступени,
Рис. 6-33. Быстрота действия насоса Н-5СР в за-
висимости от впускного давления при разных тем-
пературах охлаждающей воды.
1 — температура еоды на входе в насос 20° С, на выходе
23° С; 2 — температура воды на входе в насос 30° С, на
выходе 38° С.
определяющей величину предельного вакуума и быст-
роты откачки насоса, нужна рабочая жидкость с низ-
кой упругостью пара при
(в связи с необходимостью
иметь хороший предельный
вакуум) и при рабочей тем-
пературе в кипятильнике
(в связи с необходимостью
создания паровой струи ма-
лой плотности); для послед-
ней же, выходной ступени,
определяющей величину
наибольшего выпускного
давления насоса, упругость
пара при комнатной темпе-
ратуре является несущест-
венной, но зато упругость
пара при рабочей темпера-
туре должна быть возможно
большей для получения
струи высокой плотности.
комнатной температуре
Рис. 6-34. Зависимость быстро-
ты действия парортутного насо-
са от температуры охлаждаю-
щей воды.
В связи с этими особенностями масел и условий ра-
боты отдельных ступеней насоса современные конст-
рукции паромасляных насосов выполняются таким об-
263
разом, что масло в самом насосе подвергается фракцио-
нированию (разделению на фракции); при этом тяже-
лые фракции с малой упругостью пара направляются
к первой ступени, а легкие фракции с большой упруго-
стью пара — к последней ступени. Такие насосы назы-
ваются фракционирующими или разгоночными. Типич-
Рис. 6-35. Стеклянный высоковакуумный паромасляный
насос СДН-1.
ная конструкция стеклянного фракционирующего на-
соса показана на рис. 6-35.
Насос присоединяется к откачиваемой системе пат-
рубком а и к насосу предварительного разрежения пат-
рубком b (запаянные концы патрубков перед установ-
кой насоса срезаются). Сопло 1 является высоковакуум-
ным, сопло — 2 выходным. Пары масла, выходя из соп-
ла 1, конденсируются на стенках расположенного под
углом корпуса 1 , и конденсат стекает к трубке 5; кон-
денсат, образующийся при конденсации паров, выходя-
щих из сопла 2, также поступает к трубке 3. Масло по-
падает сначала в кипятильник 4, где испаряются в пер-
вую очередь легкокипящие фракции с высокой
264
упругостью пара; затем утяжеленное масло поступает
в кипятильник 5, где испаряются более тяжелые фрак-
ции с меньшей упругостью пара; наконец, самые тяже-
лые фракции, не принимающие участия в работе, испа-
ряются в кипятильнике 6. Последний служит для того,
чтобы отобрать и исключить из работы самые тяжелые
Рис. 6-36. Трехступеичатый паромасляный
высоковакуумный насос Н-5Т.
1„—корпус; 2 — паропровод; 3 — эжекторная сту-
пень; 4 — ловушка для паров масла; 5„—электро-
нагреватель; 6 — лабиринтные кольца.
фракции масла, ибо упругость паров, образующихся
в кипятильнике 5, уже достаточно низка, а добавка тя-
желых фракций к пару, истекающему из сопла 1, при-
водит к уменьшению быстроты действия насоса.
Промышленные образцы паромасляных высоковаку-
умных насосов выполняются цельнометаллически-
ми. Отечественной промышленностью выпускается се-
рия однотипных насосов Н-1С (100' л/сек), Н-5С
(500 л/сек), Н-2Т (2 000 л/сек), Н-5Т (5000 л/сек) и
Н-8Т (8 000 л!сек) (рис. 6-36, 6-37 и таблица приложе-
265
Рис. 6-37. Серия высоковакуумных паромасляных насосов
(слева направо): Н-1С, Н-5С, Н-2Т, Н-5Т и Н-8Т.
ния 12). Первые Два типа насосов — двухступенчатые.
Остальные — трехступенчатые. Все насосы имеют во-
дяную рубашку для охлаждения корпуса насоса. Кор-
пуса — сварные, выполнены из стали. Детали паропро-
вода и сопла — алюминиевые. В трехступенчатых насо-
Рис. 6-38. Устройство лабиринта
для фракционирования масла в ки-
пятильнике паромасляного вьгсо-
ковакуумного насоса.
сах последней выходной
ступенью является эжек-
торная [Л. 232]. Фракцио-
нирование масла в этих
насосах осуществлено пу-
тем разделения паропод-
водящих труб и установ-
ки в кипятильник специ-
ального лабиринта (рис.
6-38). Конденсат масла,
стекающий по стенкам
корпуса насоса в кипя-
тильник, попадает снача-
ла через прорези в нижней
части внешней трубы в
пространство между внеш-
ней и внутренней труба-
ми; проходя по лабирин-
ту, масло испаряется,
обедняясь по мере движе-
ния к внутренней трубе
легкими фракциями с вы-
сокой упругостью пара.
266
Утяжеленное масло, состоящее из фракций с низкой
упругостью пара, поступает во внутреннюю трубу и на-
правляется к высоковакуумному соплу. Таким образом,
легкие фракции поступают к нижним ступеням, а тяже-
лые—к верхним. Электронагреватели насосов—откры-
того типа.
Как уже указывалось в § 6-3, предельный вакуум,
паромасляного насоса существенно зависит от степени
фракционирования масла в кипятильнике. Устройство
лабиринтных колец в нижней части паропровода не
обеспечивает достаточно плотного прилегания их к дни-
щу кипятильника при установке в него паропровода.
В результате этого масло с периферийной части кипя-
тильника может перетекать через щели между кольца-
ми и днищем прямо к центру, минуя лабиринт. Этот
недостаток устраняется, если лабиринтные каналы де-
лать непосредственно в днище кипятильника, устанав-
ливая паропровод таким образом, чтобы пароподводя-
щие трубы помещались в соответствующих каналах
лабиринта. В этом случае масло будет двигаться толь-
ко по лабиринтному каналу, что обеспечивает его на-
дежное фракционирование.
Значительное влияние на предельный вакуум па-
ромасляного насоса, как уже указывалось, оказывает
обезгаживание конденсата, стекающего по стенкам кор-
пуса насоса, на пути к кипятильнику (см. рис. 6-ljr).
Обычно в современных конструкциях насосов обезга-
живание конденсата осуществляется за счет создания
в нижней части корпуса неохлаждаемой зоны с темпе-
ратурой стенок 100—150°С. Чем длиннее путь, прохо-
димый конденсатом в горячей зоне, тем более эффек-
тивно обезгаживается конденсат.
На рис. 6-39 приведена конструкция насоса Н-5СМ
с улучшенным фракционированием и обезгаживанием
конденсата масла. В нем лабиринтные каналы выточе-
ны непосредственно в днище кипятильника. В нижней
неохлаждаемой части корпуса, имеющей температуру
около 140° С, имеется винтовая канавка, удлиняющая
путь конденсата, стекающего в кипятильник. В насосе
Н-5СМ при работе на масле ВМ-5 получен предельный
вакуум 1 • 10-8 мм рт. ст. без охлаждаемой ловушки.
Следует отметить, что эффект, равноценный обезга-
живанию конденсата на пути к кипятильнику, может
267
быть Получей при значительном снижении выпускного
давления за насосом, при котором происходит в основ-
ном растворение газа в конденсате. Это может быть
Ч/БП--------а»
: ...................................................................................................................................................
Рис. 6-39. Высоковакуумный паромасляный на-
сос Н-5СМ с улучшенным фракционированием
и обезгаживанием масла.
достигнуто путем последовательной установки за высо-
ковакуумным насосом вспомогательного высоковакуум-
ного или бустерного насоса. Так как количество раство-
ренного в конденсате масла, газа, пропорционально
давлению, при котором происходит растворение, то в
268
этом случае насыщенность конденсата газом будет зна-
чительно снижена.
Насосы с хорошо организованными фракционирора-
нием и обезгаживанием масла менее чувствительны
к воздействию атмосферы и воды на масло, чем насосы
с плохим фракционированием и обезгаживанием. После
сравнительно непродолжительной работы без нагрузки
(«на себя») в таких насосах происходит регенерация
масла и восстановление предельного вакуума (см.
рис. 6-20).
При выборе конструкционных материалов для паро-
масляных насосов учитывают главным образом два об-
стоятельства: во-первых, материалы кипятильника не
должны вступать во взаимодействие с маслом
(см. § 6-4); во-вторых, материал паропровода должен
быть возможно более теплопроводным, чтобы обеспе-
чить по возможности меньшую разность температур
между ступенями. В отечественных насосах паропрово-
ды изготавливаются обычно из алюминия, а корпуса —
из стали. Алюминий наряду с хорошей теплопроводно-
стью обладает также малой степенью черноты и, сле-
довательно, малой излучающей способностью. Отвод
тепла от паропровода за счет излучения на холодные
стенки корпуса приводит к падению температуры пара
в паропроводе и к его увлажнению. Измерения распре-
деления температур в паропроводе насоса [Л. 219] по-
казывают, что разность температур между наиболее го-
рячей зоной масла в центре кипятильника и наиболее
холодной точкой паропровода (зонт сопла последней
ступени, близко расположенный к стенке корпуса) мо-
жет доходить до 50° С.
Охлаждение и увлажнение пара приводит к умень-
шению скорости паровой струи, истекающей из сопла,
из-за сниженной температуры перед соплом и из-за
значительных потерь в сопле, обусловленных возникно-
вением скачков конденсации. Уменьшение скорости па-
рового потока влечет за собой снижение быстроты дей-
ствия насоса. Опыт показывает (Л. 219, 220, 292], что
подогрев пара в паропроводе дополнительным нагрева-
телем дает заметный эффект возрастания быстроты
действия. Так, согласно данным (Л. 219] при увеличе-
нии температуры первого сопла насоса на 10° С наблю-
далось увеличение быстроты действия насоса с 340 до
269
470 л!сек. При этом также почти вДвоб улучшался пре-
дельный вакуум и в 1,5 раза возрастало наибольшее вы-
пускное давление. Ниже (§ 6-6) будет показано, что
подсушка и перегрев пара существенно уменьшают так-
же миграцию пара из струи в откачиваемый объем.
Следует отметить, что до настоящего времени вопросы
подогрева пара перед соплами высоковакуумных насо-
сов находятся в стадии
опытной ^проработки и не
нашли еще разрешения в
конструкциях промышлен-
ных насосов.
В связи с указанным вы-
ше свойством масел разла-
гаться при термических воз-
действиях важное значение
для паромасляного высоко-
вакуумного насоса имеет
режим работы ,и конструк-
ция кипятильника. Необхо-
димо, чтобы градиент тем-
ператур между теплопере-
дающей поверхностью и по-
верхностью испарения масла
был возможно меньшим.
Это достигается в ряде кон-
струкций лабораторных на-
Рис. 6-40. Схема кипятильника
с нагревом -в жидкой и паро-
аой фазах [Л. 222].
)— обойма; 2 — ребро; 3 — труба;
4 — нагревательный элемент.
сосов [Л. 291] помещением нагревательного элемента
непосредственно в рабочую жидкость (ом. рис. 6-35),
Однако в промышленных фракционирующих насосах
внутренний подогрев не применяется из-за сложности
устройства его в таких насосах.
Важно также, чтобы удельный расход мощности на
парообразование Na/Ga был возможно более низким.
Это может быть достигнуто улучшением условий тепло-
передачи в кипятильнике. Так, например, в насосе
Н-5СМ (рис. 6-39) условия теплопередачи в кипятиль-
нике насоса улучшены за счет увеличения поверхности
теплообмена между днищем кипятильника и маслом,
создаваемого ребрами лабиринта. Благодаря этому на-
сос Н-5СМ имеет характеристики лучшие, чем насос
Н-5С с обычным кипятильником при в 1,5 раза мень-
шей мощности нагревателя. Удельная тепловая нагруз-
270
ка на единицу теплопередающей поверхности в насосе
Н-5СМ почти в 2,5 раза меньше, чем в насосе Н-5С.
Попыткой объединить в некотором роде описанные
выше преимущества перегрева пара, введения внутрен-
него нагрева жидкости и развития теплопередающей
поверхности является конструкция кипятильника, при-
веденная на рис. 6-40. В кипятильник вварены четыре
трубки, заглушенные сверху. На каждую трубку нава-
рены шесть вертикальных ребер и cнapvжи надета ци-
линдрическая обойма, приваренная снизу к днищу.
Внутрь трубок вставляются нагревательные элементы.
Уровень масла в кипятильнике должен быть таким,
чтобы нагревательные устройства были утоплены в нем
лишь наполовину. При этом нижняя часть обоймы ис-
пользуется для нагрева и испарения жидкости, а верх-
няя часть обоймы и поверхность трубки с ребрами —
для перегрева пара.
Тепловые потери в таком кипятильнике уменьшены
почти в 2,5 раза по сравнению с обычной конструкцией
кипятильника. Максимальная производительность на-
соса с таким кипятильником в 2 раза выше, чем у стан-
дартного насоса подобных размеров. Наибольшее вы-
пускное давление также почти в 2 раза выше. При ра-
боте на «Октойле» в таком насосе достигнут предельный
вакуум 7,5 • 10-7 мм рт. ст.
Недостатком конструкции является трудность ис-
пользования ее в фракционирующих насосах и, следо-
вательно, получения хорошего предельного вакуума при
работе на маслах, не являющихся индивидуальными
продуктами.
Несколько другого рода конструкция кипятильника,
преследующая те же самые цели, что и только что описан-
ная, предложена в работе [Л. 223]. Нагреватель, пред-
ставляющий собой нихромовую -гофрированную ленту
толщиной 0,025 мм и шириной 25 мм, свернутую в ру-
лон совместно с прокладкой из стеклоткани, устанавли-
вается в кипятильнике так, что половина его высоты
погружена в масло. Кипятильник с таким нагревателем
обладает малой тепловой инерцией и позволяет осу-
ществлять нагрев пара до 350° С при температуре жид-
кости 100° С.
Недостаток этого кипятильника тот же, что и у пре-
дыдущего: трудность использования в конструкциях
27]
фракционирующих насосов. Однако обе конструкции
кипятильников могут быть весьма эффективными
в нефракционирующих насосах при работе на индиви-
дуальных продуктах, например полифениловых эфирах,
отличающихся низкой упругостью пара, а также высо-
кой термической и термоокислительной стойкостью.
0.04 сек 0,2сек
0,04 сек 1,3сек
$ 0,04 сек
Рис. 6-41. Спектры остаточных газов
в паромас/яном насосе при флуктуациях
давления.
Конструкция и режимы работы кипятильника опре-
деляют в значительной мере стабильность работы насо-
са. Наблюдаемые часто в практике колебания остаточ-
ного давления, создаваемого насосом, определяются
неравномерным, взрывным характером кипения рабочей
жидкости в кипятильнике [Л. 292, 299, 304, 307]. Бурное
кипение жидкости обусловлено образованием в ней га-
зовых и паровых пузырьков. Оно зависит от конструк-
ции и размеров кипятильника, подводимой мощности,
удельной тепловой нагрузки на единицу поверхности
жидкости, количества, степени загрязненности и газо-
насыщенности жидкости. Бахлер [Л. 292] исследовал
с помощью фарвитрона и скоростной кинокамеры изме-
272
нения спектра остаточных газов в системе с трехступен-
чатым паромасляным насосом, на выходе из которого
поддерживалось парциальное давление водорода
1 • КЬ4 мм рт. ст. Полученные им спектры приведены на
рис. 6-41. Обычно наблюдаемая картина соответствует
спектру на рис. 6-41,е с малым парциальным давлением
водорода. Когда интенсив-
ность кипения снижается
(уменьшается плотностьпа-
ровой струи), парциальное
давление водорода возраста-
ет вследствие противодиф-
фузии с форвакуума (рис.
6-41,а). С ростом интенсив-
ности кипения парциальное
давление водорода быстро
убывает (рис. 6-41,6, в, г).
Одновременно при бурном
вскипании в результате кре-
кинга масла в спектре по-
являются углеводородные
группы с числом углеродных
атомов 2, 3 и 4. По оконча-
нии бурного всплеска кипе-
ния эти массы быстро исче-
зают (рис. 6-41,6, е). Для
устранения взрывного харак-
тера кипения Бахлером бы-
ло применено перемешива-
ние масла в кипятильнике
Рис. 6-42. Устройство для пере-
мешивания рабочей жидкости
в кипятильнике паромасляного
насоса.
1 — лопастное колесо; 2 — направ-
ляющая крыльчатка; 51—днище ки-
пятильника; 4 — ось мешалки; 5 —
электронагреватель; 6 — мешалка;
7 — подшипник.
с помощью специальной мешалки. Устройство мешалки
приведено на рис. 6-42. На оси, закрепленной в шарико-
вом подшипнике внутри паропровода, снизу насажена
мешалка, а сверху — колесо с лопастями. Пар, подни-
маясь вверх, проходит через направляющую крыльчат-
ку и лопастное колесо, приводя его во вращение. Таким
образом обеспечивается непрерывное вращение мешал-
ки и равномерное перемешивание жидкости. При ра-
боте мешалки колебания температуры жидкости не пре-
вышали ±1°С, а флуктуации давления были снижены
до уровня ± 1 • 10~9 мм рт. ст.
В связи с тем, что многие вакуумные масла окисля-
ются при воздействии на них атмосферного воздуха при
18 А. Б. Цейтлин.
273
рабочих температурах в кипятильнике, в ряде конст-
рукций насосов предусматривается быстрое охлаждение
кипятильника при аварийном попадании атмосферы
в насос или при остановке насоса. Для этого в наварен-
ный на кипятильник змеевик впускается охлаждающая
вода, которая при последующем запуске насоса должна
быть удалена из змеевика.
Рис. 6-43. Схема многоканального сопла.
/ — зонт сопла; 2 — подсопельннк; 3 — коническая
спираль из гофрированной нихромовой ленты с про-
слойкой из стеклоткани; 4 — охлаждаемый колпачко-
вый отражатель.
Как уже указывалось выше, расширяющиеся сопла
различных конструкций при правильном осуществлении
расширяющейся части в общем дают примерно одина-
ковый эффект. Резко отличается от известных сопел по
создаваемому эффекту конструкция сопла, описанная
в работе (Л. 293]. Это обычное зонтичное сопло, внутрь
которого уложена свернутая в коническую спираль них-
ромовая гофрированная лента с прослойкой из стекло-
ткани (рис. 6-43). Такое устройство образует как бы
большое количество параллельно работающих сопел.
При этом в начальный момент, пока не установилось
тепловое равновесие, нихромовая лента может быть
нагрета пропусканием тока во избежание конденсации
пара в сопле. В насосе с таким соплом получена вели-
чина вакуумфактора при откачке азота более 0,85.
Интересная конструкция насоса фирмы Бальцере
с концентрическими соплами приведена на рис. 6-44.
Внутри насоса находится трехступенчатый паропровод,
окруженный охлаждаемым водой конденсатором. Во-
круг этой системы расположен второй трехступенчатый
274
паропровод кольцевого сечения, окруженный своим
конденсатором. Таким образом, получается как бы на-
сос в насосе. Такая конструкция позволяет получать
большие быстроты откачки при сравнительно неболь-
ших размерах (например при S = 8 000 л/сек насос име-
ет высоту около 60 см [Л. 181]).
Рис. 6-44. Фракционирующий паромасляный насос
с двумя паропроводами и концентрическими соплами.
Описанные опытные конструкции кипятильников, со-
пел, паропроводов представляют несомненный интерес
в связи с возможностью повышения эффективности ра-
боты паромасляных высоковакуумных насосов.
Работа паромасляных высоковакуумных насосов за-
висит от температуры охлаждающей воды. Так, при по-
вышении температуры охлаждающей воды с 20 до 50°С
в насосе ЦВЛ-100, работающем на масле ВМ-5, пре-
дельный вакуум насоса ухудшается в 4 раза. На
рис. 6-45 приведены результаты измерения предельного
вакуума при различных температурах корпуса высоко-
вакуумного насоса, работающего на масле «Октойл»
[Л .224]. Нижняя прямая показывает зависимость упру-
18* 275
гости паров масла «Октойл» от температуры. Верхняя
кривая показывает изменение с температурой предель-
ного вакуума, измеренного ионизационным манометром,
отградуированным по воздуху. В области давлений вы-
Рис. 6-45. Зависимость предельного ва-
куума паромасляного высоковакуумного
насоса от температуры корпуса.
/ — предельный вакуум насоса, измеренный
ионизационным манометром, отградуирован-
ным по воздуху; 2 — упругость ларов масла
сОктойль».
ше 10~6 мм рт. ст. линии идут параллельно друг другу,
причем их соотношение дает чувствительность иониза-
ционного манометра к парам масла. При давлении ниже
10~6 мм рт. ст. верхняя кривая загибается вверх, что
обусловлено влиянием упругости не паров масла, а, как
показывают масс-спектрометрические исследования
[Л. 225], продуктов разложения рабочей жидкости. Та-
ким образом, из рис. 6-45 видно, что с повышением тем-
276
пературы корпуса насоса существенно ухудшается его
предельный вакуум. В связи с этим высоковакуумные
паромасляные насосы охлаждаются обычно водой с тем-
пературой порядка 10—20° С, причем система охлажде-
ния конструируется с таким расчетом, чтобы обеспечить
Рис. 6-4’6. Высоковакуумный паромасляный иасос НВО-40
с воздушным охлаждением.
1 — корпус; 2 — паропровод; 3 — нагреватель; 4 — вентилятор.
малый перепад температур между выходящей и входя-
щей водой.
В ряде случаев эксплуатации насосы с водяным ох-
лаждением оказываются неудобными, например в раз-
личного рода передвижных установках. В этих случаях
применяется принудительное воздушное охлаждение
корпуса насоса. На рис. 6-46 приведена конструкция на-
соса НВО-40 с воздушным охлаждением (Л. 226]. Ох-
277
лаждение насоса производится с помощью установлен-
ного на корпусе вентилятора. Для лучшего охлаждения
корпус насоса имеет ребристую поверхность. Так же,
как и в случае насосов с водяным охлаждением, харак-
теристики насоса с воздушным охлаждением зависят от
режима охлаждения. Так, при повышении температуры
окружающей среды с 26 до 50° С предельный вакуум
насоса НВО-40 ухудшается почти на два порядка
(с 4- 10-7 мм рт. ст. до 1,7-10"5 мм рт ст.). Ухудшается
соответственно и быстрота действия насоса.
6-6. МИГРАЦИЯ ПАРОВ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
а) Источники миграцииВ связи с тем, что в высо-
ковакуумных насосах при истечении пара из сопла часть
линий тока паровой струи направлена в сторону отка-
чиваемого объема происходит частичный уход (мигра-
ция) пара из насоса в откачиваемый объем. Кроме того,
источниками пара, мигрирующего из насоса в откачи-
ваемый объем, являются конденсат рабочей жидкости,
находящейся на стенках корпуса в верхней части насо-
са и испаряющейся при температуре стенки, а также
поверхность сопла, на которой происходит частичная
конденсация пара из струи и последующее испарение
конденсата при высокой температуре сопла. В ряде кон-
струкций насосов существенным источником миграции
паров рабочей жидкости в откачиваемый объем может
являться неплотность в креплении верхнего сопла (вы-
текание пара из-под гайки, крепящей сопло).
Уход паров рабочей жидкости из насоса в откачи-
ваемый объем является нежелательным по ряду причин:
во-первых, из-за загрязнения маслом откачиваемой си-
стемы, во-вторых, из-за потерь рабочей жидкости в на-
сосе. Кроме того, миграция паров масла из струи насо-
са в откачиваемый объем может в значительной сте-
пени определять величину остаточного давления в
системе, так как при непрерывной миграции масляного
пара его парциальное давление в откачиваемой системе
может быть выше, чем давление насыщенного пара, со-
ответствующее температуре холодной стенки насоса.
1 Термином «миграция» условно обозначен обратный поток па-
ров рабочей жидкости из насоса в откачиваемую систему.
278
Исследования источников миграции масла из насоса,
проведенные Н. И. Юшенковой [Л .34], Б. Д. Пауэром
(В. D. Power) и Д. И. Кроули (D. I. Crawley) [Л. 233],
И. Руфом (I. Ruf) и О. Винклером (О. Winkler) [Л. 234]
и др. (Л. 235—238, 293], показали, что относительная
роль того или иного источника существенно зависит
от конструкции насоса и режима его работы.
Величина обратного потока паров масла из насоса
в откачиваемую систему составляет в среднем для боль-
шинства насосов 0,1 —
0,01% от количества
пара, истекающего из
верхнего -сопла насоса.
По различным данным
[Л. 34, 233—>239, 271,
303—305 и др.] величи-
на обратного потока
масла из паромасляно-
го насоса в среднем по
сечению входного от-
верстия составляет 1—
5 мг)ч • см2. Она за-
висит от мощности,
подводимой к насосу,
возрастая практически
линейно с увеличением
мощности [Л. 233] (рис.
мг/мин
Рис. 6-47. Зависимость величины об-
ратного потока масла из насоса в от-
качиваемую систему от мощности,
подводимой к кипятильнику насоса.
6-47). Такая зависимость объяс-
няется тем, что с ростом подводимой мощности возра-
стает расход пара через сопло и при неизменном расши-
рении сопла увеличивается плотность пара на выходе из
него.
К аналогичной зависимости приводит изменение пло-
щади критического сечения сопла [Л. 235]. В этом слу-
чае с ростом критического сечения возрастает расход
пара через сопло и плотность на выходе из него (за счет
уменьшения расширения при неизменной площади вы-
ходного сечения).
Изменение расширения сопла при постоянном рас-
ходе пара существенно изменяет величину обратного
парового потока. На рис. 6-48 показано изменение об-
ратного парового потока при изменении угла внутрен-
ней кромки сопла, приводящем к изменению площади
выходного сечения. Как видно из рисунка, увеличение
279
угла раствора сопла, приводящее к увеличению его рас-
ширения (при неизменной площади критического сече-
ния), уменьшает величину обратного потока. При углах
внутренней кромки сопла —30° и —45° площадь выход-
ного сечения остается практически постоянной, и обрат-
ный поток соответственно не изменяется. Такая зави-
Рис. 6-48. Зависимость относительной вели-
чины q обратного парового потока от уг-
ла а наклона внутренней стенки сопла.
(g — отношение величины обратного потока
при данном угле а к величине обратного по-
тока при а=0°С).
А — при номинальной мощности нагревателя на-
соса; В — при сниженной на 18% мощности на-
гревателя.
i
симость обратного потока от расширения сопла объяс-
няется тем, что с увеличением расширения сопла при
постоянных параметрах пара в критическом сечении
увеличивается скорость и уменьшается плотность паро-
вой струи в выходном сечении. Как первый, так и вто-
рой факторы приводят к уменьшению плотности линий
тока пара, огибающих кромку сопла, и, следовательно,
к уменьшению обратного потока.
В установившемся режиме работы насоса величина
обратного потока масла остается практически постоян-
ной. Увеличение впускного давления в широком диапа-
зоне рабочих давлений не приводит к изменению вели-
280
чины обратного потока масла. Из рис. 6-49 видно, что
величина обратного потока практически не изменяется
в диапазоне 10~6—10~4 мм рт. ст., а при давлениях,
больших 1СН мм рт. ст., уменьшается. Это объясняется
по-видимому тем, что напуск воздуха в насос до давле-
ний свыше 10~4 мм
рт. ст. приводит к пе-
реходу молекулярного
режима течения газа
в молекулярно-вязко-
стный, при котором
возрастает вероятность
отражения молекул
масла обратно в насос
за счет увеличивающе-
гося числа столкнове-
ний с движущимися
навстречу молекулами
газа. Однако следует
Рис. 6-49. Изменение величины об-
ратного потока масла из высоковаку-
умного насоса в откачиваемую систе-
му в зависимости от величины впуск-
ного давления (Л. 233].
иметь в виду, что увеличе-
ние впускного давления до значения, при котором до-
стигается величина наибольшего выпускного давления
Рис. 6-50. Изменение величины обратного
потока масла из насоса в откачиваемую си-
стему в процессе цикла:
пуск — работа — остановка насоса.
насоса; при этом последующее восстановление нормаль-
ного режима работы будет сопровождаться значитель-
ным ростом величины обратного потока масла.
Повышенная миграция паров рабочей жидкости
имеет место всегда при запуске и остановке насоса. На
рис. 6-50 приведена зависимость величины обратного
потока масла от времени в процессе пуска и остановки
насоса. Сначала после включения нагревателя в тече-
281
ние ~ 15 мин обратный поток равен нулю, так как про-
исходит разогрев кипятильника, и температура масла
еще мала (этот период соответствует подводу тепла,
компенсирующего тепловые потери в насосе); далее
температура масла быстро возрастает, из сопла исте-
кает несформированный еще дозвуковой поток, что при-
водит к быстрому росту обратного потока масла из на-
соса; через некоторое время поток сформировывается,
скорость его становится сверхзвуковой, а обратный по-
ток масла резко уменьшается до некоторого минималь-
ного значения; после этого температура в кипятильнике
еще некоторое время возрастает до рабочего значения
и одновременно несколько возрастает обратный поток
масла за счет роста плотности пара на выходе из соп-
ла; далее при установившейся рабочей температуре па-
ра в кипятильнике обратный поток практически не изме-
няется. При выключении нагревателя насоса, по мере
уменьшения температуры пара в кипятильнике, обрат-
ный поток масла сначала убывает за счет уменьшения
плотности паровой струи; затем при достижении темпе-
ратуры в кипятильнике, при которой статическое давле-
ние пара на выходе из сопла становится меньше давле-
ния газа на входе в насос, происходит скачок уплотне-
нения в сопле, при этом скорость становится дозвуковой,
а плотность возрастает—обратный поток масла резко
уаеличивается; после перемещения фронта скачка уплот-
нения в критическое сечение сопла обратный поток мас-
ла начинает убывать за счет уменьшения плотности
потока по мере уменьшения температуры пара в кипя-
тильнике.
Описанный характер изменения величины обратного
потока паров рабочей жидкости из насоса при значи-
тельном росте впускного давления, при пуске и оста-
новке насоса часто является причиной загрязнения от-
качиваемой системы рабочей жидкостью даже тогда,
когда миграция пара из насоса при нормальном уста-
новившемся режиме работы является очень малой. Это
обстоятельство необходимо учитывать при эксплуатации
насосов и в тех случаях, когда попадание рабочей жид-
кости в откачиваемую систему является нежелатель-
ным, необходимо следить за тем, чтобы впускное дав-
ление не возрастало выше максимального рабочего
давления насоса, а при пуске и остановке насоса отсое-
282
динять его с помощью вентиля или затвора от откачи-
ваемой системы.
Миграция рабочей жидкости из насоса существенно
зависит от состояния пара. Обычно из сопел высокова-
куумных насосов истекает влажный пар. Увлажнение
пара обусловлено в основном двумя причинами: во-пер-
вых, при кипении жидкости в ки-
пятильнике, в особенности для
насосов с повышенными тепло-
выми нагрузками, образующийся
пар уносит с собой капельки
жидкости, которые, являясь цен-
трами конденсации способствуют
дальнейшему увлажнению пара
в паропроводе и в соплах; во-вто-
рых, в соплах высоковакуумных
насосов вследствие больших рас-
ширений могут возникать скач-
ки конденсации, приводящие
к значительному увлажнению
пара. Пауэр и Кроули [Л. 233]
показали, что если в паропроводе
паромасляного насоса установить
щитки — брызгоуловители (рис.
6-51), то обратный поток масла
из насоса уменьшается в 2,5 раза.
Если же подсушивать пар в соп-
Рис. 6-51. Схема уста-
новки брызгоуловителей
в паропроводе насоса.
ле путем подогрева его электронагревателем, то по
данным Пауэра и Кроули можно получить снижение
обратного потока масла в 1,5 раза, а по данным Ко-
баяши ( Kobayashi) и Отаке (Otake) [Л. 235] в 2—3 ра-
за. Следует отметить, что эффект уменьшения обратного
потока при этом обусловливается не только подсушива-
нием пара в сопле, но также увеличением скорости по-
тока и уменьшением угла поворота линий тока струи
вокруг кромки сопла.
Величина обратного парового потока зависит от рода
рабочей жидкости. Так, например, при испытании раз-
личных вакуумных масел в паромасляном высоковаку-
умном насосе [Л. 233] была получена разница в вели-
чинах обратных потоков более чем в 3 раза.
Главным источником обратного потока паров рабо-
чей жидкости из насоса является паровая струя, исте-
283
Рис. 6-1Э2. Схематичное
изображение участка
рассеивания пара из па-
ровой струи насоса.
кающая из первого (со стороны
впуска газа) сопла насоса. В. И.
Скобелкин и Н. И. Юшенкова
[Л. 34], исследуя структуру паро-
вой струи, показали, что мигра-
ция паров масла в откачиваемый
объем происходит в основном
из так называемой угловой об-
ласти струи (рис. 6-52) вблизи
выходного сечения сопла с уча-
стка As, ограниченного пере-
сечением крайней линии тока
Т; с плоскостью выходного сече-
ния сопла. Ими дано расчетное
уравнение для определения коли-
чества рабочей жидкости, рассеи-
ваемой из струи:
G = Asp (0Й) w (0Й) sin ?й, (6-44)
где As =2^RcAx = 2icRclr-^L,
г(04)’
г(0к)— радиус-вектор линии тока, соответ-
ствующий плоскости выходного сече-
ния сопла;
г (0$)— радиус-вектор линии тока, соответ-
ствующий крайней точке конденса-
ции А;
р(0к) и да(0к) — плотность и скорость паровой струи
в области площадки As;
0 — угол между осью отсчета и радиу-
сом-вектором;
?к — угол между линией тока и площад-
кой As;
= arcsin ВДг
Л4 (Ок) — отношение скорости потока к мест-
ной скорости звука на площадке As.
Проведенные авторами эксперименты показали хоро-
шее совпадение результатов расчета по уравнению
(6-44) с опытными даннными.
б) Улавливающие устройства. О т р а ж а т ел и. Для
уменьшения величины обратного потока паров рабочей
284
жидкости из насоса В. И. Скобелкин и Н. И. Юшенкова
предложили конструкцию так называемого «колпачко-
вого отражателя» (рис. 6-53), действие которого осно-
вано на «срезании» линий тока, направленных вверх и
не замыкающихся на холодные стенки корпуса (см.
рис. 5-18). Колпачковый отражатель представляет собой
охлаждаемый водой медный или стальной колпачок,
закрепленный на фланце и размещаемый над первым
соплом насоса. Приме-
нение такого отража-
теля позволяет в 20—
30 раз уменьшить об-
ратный поток паров
масла из паромасляно-
го высоковакуумного
насоса. При правиль-
ном выборе конструк-
ции и размеров отра-
жателя, правильном
размещении его в на-
сосе быстрота действия
Насоса практически не Рис. 6-53. Колпачковый отражатель
изменяется. Это объ- (внешний вид).
ясняется тем, что «сре-
зание» линий тока пара, направленных вверх и мешаю-
щих откачке, практически компенсирует то сопротивле-
ние потоку газа, которое вносится отражателем. В связи
с этим отражатель должен погружаться в струю на впол-
не определенную глубину, с тем чтобы обеспечить опти-
мальное уменьшение обратного потока паров рабочей
жидкости при минимальном снижении быстроты дейст-
вия насоса. Слишком глубокое погружение отражателя
не имеет смысла, так как, начиная с некоторой глубины,
дальнейшее погружение отражателя в струю не приво-
дит к заметному уменьшению обратного потока паров
рабочей жидкости (рис. 6-54).
Следует отметить, что колпачковый отражатель
устраняет также такие источники миграции паров ра-
бочей жидкости, как испарение конденсата с поверх-
ности сопла и вытекание пара через неплотности
в креплении сопла.
Эффективность колпачкового отражателя существен-
но зависит от его температуры (рис. 6-55) [Л. 233].
285
Для практических расчетов при конструировании
колпачковых отражателей могут быть рекомендованы
следующие опытные соотношения (рис. 6-56):
h ~0,3 Dc;
Di~l,25£)c;
£>2~1,4Dc.
Колпачковый отража-
тель является простей-
шим устройством, задер-
живающим 95—97% об-
ратного парового потока
при минимальном умень-
шении быстроты дейст-
вия насоса. Такие устрой-
ства широко применяются
в отечественной [Л. 232]
и зарубежной технике
(Л. 233, 239, 271].
Рис. 6-54. Зависимость величины
обратного потока паров рабочей
жидкости от глубины погружения
отражателя относительно выходно-
го сечения сопла.
оме колпачкового отражателя, для уменьшения
обратного парового потока из высоковакуумных насо-
сов применяются различного рода уловители паров ра-
Рпс. 6-55. Зависимость величи-
ны обратного потока от темпе-
ратуры колпачкового отража-
теля.
Рис. 6-56. Основные разме-
ры колпачкового отража-
теля.
бочей жидкости, которые в зависимости от режима ра-
боты и назначения относятся либо к категории отража-
телей, либо к категории ловушек- Во многих случаях
286
конструктивно отражатели и ловушки устроены одина-
ково и различаются только режимами охлаждения.
К отражателям относятся уловители паров рабочей
жидкости, температура которых равна температуре
охлаждаемой стенки насоса, так что отсутствует «пере-
конденсация» молекул рабочей жидкости со стенки на-
соса на элементы улавливающего устройства; уловитель
в этом случае служит главным образом для конденса-
ции или «отражения» частиц рабочей жидкости, рассеи-
ваемых из паровой струи. К ловушкам относятся улови-
тели паров рабочей жидкости, температура которых
значительно ниже температуры охлаждаемой стенки на-
соса, так что имеет место «переконденсация» молекул
рабочей жидкости со стенки насоса и с других его эле-
ментов на холодные элементы уловителя; концентрация
молекул рабочей жидкости за ловушкой определяется
в значительной мере ее температурой.
Во многих случаях, когда нежелательно проникнове-
ние паров рабочей жидкости в откачиваемую систему,
к улавливающим устройствам предъявляется требова-
ние так называемой «оптической плотности», сущность
которой заключается в том, что молекулы рабочей
жидкости, эмиттируемые из любой точки насоса, не мог-
ли бы проникнуть в откачиваемый объем без соударе-
ния с элементами улавливающего устройства. Это усло-
вие является необходимым, но, как показали исследо-
вания (Л. 234, 238], во многих случаях далеко не доста-
точным.
Требование «оптической плотности» основано на
предположении, что длина свободного пробега молекул
рабочей жидкости в высоковакуумном насосе велика и
молекулы должны двигаться по практически прямоли-
нейным траекториям. Между тем в действительности
траектория движения паровых молекул оказывается
искривленной вследствие взаимных столкновений меж-
ду ними; благодаря этому часть молекул может проник-
нуть через уловитель без столкновения с его элемента-
ми- Следует заметить, что число столкновений между
молекулами рабочей жидкости, даже вакуумного масла
с низкой упругостью пара, может быть значительным,
так как концентрация молекул в обратном паровом по-
токе может во много раз превышать равновесную кон-
287
Алюминиевая фольга ф /33
центрацию, соответствующую температуре стенки на-
соса.
Руф и -Винклер [Л. 234], исследовавшие обратный па-
ровой поток из паромасляного высоковакуумного насо-
са, назвали поток, рассеиваемый непосредственно
из струи и с поверхности сопла, первичным излучением,
а поток, являющийся
следствием взаимных со-
ударений молекул пара
в первичном потоке, —
вторичным излучением.
Они показали, что интен-
сивность первичного из-
лучения тем меньше, чем
меньше угол между его
направлением и осью на-
соса, а интенсивность
вторичного излучения тем
меньше, чем больше угол
между направлениями
первичного и вторичного
излучений. На рис. 6-57
приведена схема кониче-
ского отражателя, иссле-
довавшегося авторами.
Ими было показано, что,
несмотря на «оптическую
плотность» отражателя,
через него проникают за
счет вторичного излуче-
ния ощутимые количества паров >масла. На схеме пока-
зан ход первичных и вторичных лучей.
Основываясь на результатах исследований Руфа и
Винклера, Цинсмейстер (Zinsmeister) [Л. 238] проана-
лизировал ряд наиболее распространенных конструкций
улавливающих устройств, дав количественную оценку
их эффективности при работе с паромасляным высоко-
вакуумным насосом. Схематическое изображение рас-
смотренных Цинсмейстером устройств приведено на
рис. 6-58. Оценка эффективности этих устройств прове-
дена по трем показателям: удельной пропускной способ-
ности иуд, максимальному углу рмакс между направле-
нием вторичного излучения и горизонталью и защит-
288
Рис. 6-57. Схема обратного паро-
вого потока через конический отра-
жатель.
А — область первичного излучения; В —
область вторичного излучения; С — об-
ласть третичного излучения; а—угол
наклона образующей конуса отражате-
ля; 3 — угол между направлением вто-
ричного луча и горизонтально-
пой способности. Под удельной проводимостью пони-
мается отношение фактической проводимости и улавли-
вающего устройства к площади сечения F патрубка,
в котором размещено устройство. Защитная способность
Лов ушла, с
диафрагма-
ми вводе
полумесяца
2.2 3(f Ю*
Двойное
колено
двоимое
колено
Озла&с -
au [“l? доеный
‘310 колпачок

Рис. 6-58. Схемы и характеристики маслоулавливающих устройств
(по Цинсмейстеру).
выражает отношение величины обратного парового по-
тока за улавливающим устройством к величине обрат-
ного потока без него. Качественная оценка защитной
способности по величине Рмакс в равной мере справед-
лива для работы рассматриваемых устройств как в ре-
жиме «отражателей», так и в режиме «ловушек». Чем
меньше Рмакс, тем выше защитная способность уловите-
ля. Количественная характеристика приведена для ра-
боты устройств в режиме «отражателей». На схемах по-
19 А. Б. Цейтлин. 289
казаны направления первичного и вторичного излу-
чений.
Устройство 1 представляет собой отражатель (или
ловушку) шевронного типа с параллельным расположе-
нием угловых пластин. Удельная проводимость иудотра-
жателя зависит от числа пластин N, соответствующего
числу (N—1) свободных промежутков. С ростом числа
пластин до 10 «уд возрастает (рис. 6-59, кривая 1) до не-
5 10 К
Рис. '6-69. Удельная Проводимость
маслоулавливающих устройств
в зависимости от N, а и 0 (/, 8,
9 — номера устройств на рис. 6-58).
которого максимального
значения и далее не уве-
личивается. Для отража-
теля не приводится экс-
периментальная величина
защитной способности-
Однако ввиду того, что
вторичное излучение об-
разует малый угол с пер-
вичным излучением (Рмакс
велик), обратный паровой
поток за счет вторичного
излучения оказывается
сравнительно интенсив-
ным. При этом отдельные
участки отражателя име-
ют различную защитную
способность. Наибольшей
защитной способностью
обладают участки, распо-
ложенные слева (соглас-
но рисунку) от оси насо-
са, наименьшей — участки, расположенные справа. При
этом имеются участки, где Рмакс = 90°, т. е. вторичное
излучение имеет наибольшую интенсивность. Значение
удельной проводимости (3,6 л/сек-см2} соответствует
числу щелей, равному 10, и оптимальным размерам кон-
струкции.
Устройство 2 с концентрически расположенными
угловыми пластинами обладает гораздо лучшей защит-
ной -способностью, чем 1, так как оно является одинако-
во эффективным со всех сторон. Угол рмакс<90°, а при
соответствующих размерах устройства может быть
равным -0°, т. е. будет обеспечиваться полная защита
от вторичного излучения. При этом удельная проводи-
290
мость отражателя практически такая же, как и для
устройства 1.
Устройство 3 'С радиально расположенными угловы-
ми пластинами обладает значительно меньшей защит-
ной способностью, чем 1 и 2, так как вторичный поток
может проникать через отражатель на любом участке,
хотя Рмакс оказывается несколько меньше 90°. Удельная
проводимость отражателя такая же, как в случаях
схем 1 и 2-
Полную защиту от вторичного излучения обеспечи-
вает устройство 4 'с дважды изогнутыми пластинами.
Однако удельная проводимость такого отражателя
в 1,6 раза меньше, чем предыдущих. Подобные устрой-
ства были применены в ловушках паромасляных [Л. 240]
и парортутных (Л. 241] насосов. Устройство 5 аналогич-
но 1, только пластины в нем разрезаны по углам и сме-
щены друг относительно друга. Такая конструкция поз-
воляет уменьшить высоту отражателя на 23% по срав-
нению с устройством 1- Однако удельная проводимость
отражателя оказывается на 10% меньше, чем устройст-
ва 1, а защитная способность примерно одинакова.
Улавливающие устройства, выполненные по схемам 5
и 1, широко распространены из-за относительной про-
стоты устройства и сравнительно высокой удельной про-
водимости. В частности, по схеме 5 выполнены охлаж-
даемые жидким азотом ловушки в отечественных паро-
масляных агрегатах [Л. 232, 242—245].
Устройство 6 подобно устройству 4 и к нему относят-
ся те же замечания, которые были сделаны при сравни-
тельном анализе устройств 5 и 1.
Устройства 7 и 8 с кольцевыми пластинами, располо-
женными по образующим конуса, описаны в литерату-
ре [Л. 198, 234, 246—249]. Удельная проводимость отра-
жателей зависит от числа пластин N, углов а и ₽ (см.
обозначения на рис. 6-57). Как видно из эксперимен-
тальных зависимостей, приведенных на рис. 6-59, наи-
большая удельная проводимость достигается при числе
пластин, равном 10, и угле а~60°.
Устройство 8 с вершиной конуса, обращенной книзу,
обладает большей защитной способностью, чем устрой-
ство 7- При расположении пластин с вершиной конуса
вверху имеются первичные лучи, которые могут прохо-
дить через отражатель, а образуемые ими вторичные
19* 291
лучи направлены под углом ₽макс=90о. При схеме 8 все
первичные лучи экранируются пластинами, а вторичные
направлены под углом рМакс<90°.
Устройство 9 практически не пропускает вторичного
излучения (угол рмане — 0°) и обладает наиболее .высо-
кой удельной проводимостью (3,8 л/сек- см2). Отража-
тели и ловушки, имеющие такое устройство, следует
признать наиболее удачными.
Устройство 10 является одним из наиболее простых.
Наибольшая проводимость получается, если все диаф-
рагмы, образуемые пластинами, имеют одинаковую про-
водимость- Однако общая проводимость устройства, из-
меренная при таком условии, сравнительно мала. За-
щитная способность устройства также невысока. Отра-
жатель подобного типа описан Неллером [Л. 249].
Еще меньшей удельной проводимостью и невысокой
защитной способностью обладает устройство 11 с пла-
стинами в виде полукруга. Приведенные значения
удельной проводимости соответствуют высотам патруб-
ка? равным соответственно одному и двум диаметрам.
Устройства 12 и 13 представляют собой обычные
двухколенные патрубки, часто используемые для присо-
единения пароструйных насосов к откачиваемому объ-
ему. Как видно из схемы, незначительные изменения
удельной проводимости (на 10%) за счет изменения
длины вертикального участка патрубка с 2,529 до 3D
приводит к возрастанию защитной способности
в 2 • 103 раз-
Наконец, устройства 14 и 15 представляют собой
описанные уже выше отражатели колпачкового типа.
Их защитная способность оказывается естественно наи-
меньшей из всех перечисленных устройств. Зато и соз-
даваемое ими сопротивление откачке является наимень-
шим. Колпачковые отражатели, как уже указывалось,
получили весьма широкое распространение и устанавли-
ваются обычно над пароструйными насосами независи-
мо от использования других типов уловителей, чем
обеспечивается более полная защита откачиваемой си-
стемы от проникновения в нее паров рабочей жидкости
из насоса.
Наряду с отражателями, действие которых основано
на конденсации паров рабочей жидкости на холодных
поверхностях, для паромасляных насосов применяются
292
иногда подогревные отражатели, действие которых за-
ключается в том, что пары масла разлагаются на нагре-
тых до высокой температуры пластинах, а образующие-
ся газообразные продукты откачиваются насосом
[Л. 247].
Следует отметить, что описанные отражатели при-
меняются главным образом для паромасляных насосов,
где наряду с уменьшением обратного парового потока
из насоса они позволяют получать низкое остаточное
давление. Хорошо сконструированные отражатели (на-
пример, 4, 6, 8, 9, 13 на рис- 6-58) позволяют в хорошо
обезгаженной системе при работе насоса на термостой-
ком масле с низкой упругостью пара при комнатной
температуре получать остаточные давления 10-8—
10-9 мм рт. ст. и снижать величину обратного потока
до значений 10~5—10~6 мг/ч • см2 [Л. 301].
Для пароструйных насосов из-за высокой упругости
пара ртути при комнатной температуре применение от-
ражателей не позволяет получить остаточное давление
ниже 10-3—1СН мм рт. ст. Поэтому для парортутных
насосов применяется в основном колпачковый отража-
тель с целью некоторого уменьшения паровой нагрузки
на стоящую над ним низкотемпературную ловушку.
Ловушки охлаждаемые- Для наиболее пол-
ного задержания паров рабочей жидкости, мигрирую-
щих из насоса, служат ловушки. Задачей ловушек яв-
ляется понижение упругости пара рабочей жидкости до
величины, соответствующей температуре охлажденных
элементов ловушки. Применение низкотемпературных
ловушек позволяет получать в хорошо обезгаженной си-
стеме остаточное давление 10~10 мм рт. ст. для паромас-
ляных насосов и 10~12 мм рт. ст. для парортутных на-
сосов.
Для паромасляных насосов в зависимости от требо-
ваний, предъявляемых к величине остаточного давле-
ния, к составу остаточных газов применяются ловушки,
охлаждаемые до температур от —30 до —'196° С- При
этом справедливыми остаются все те соображения
по конструкции, которые были высказаны при обсуж-
дении отражателей, относительно оптической плотности
устройств и вторичного излучения.
Следует отметить, что для парортутных ловушек эти
условия оказываются совершенно недостаточными. По-
293
этому вопросы, связанные с их работой, будут обсуж-
дены в дальнейшем отдельно. На рис. 6-60 приведены
наиболее распространенные типы стеклянных охлаждае-
мых ловушек и указаны их нормализованные размеры
для диаметров присоединительных трубок 16—22 мм.
Рис. 6-60. Стеклянные охлаждаемые ловушки.
Ловушка на рис. 6-60,а представляет собой систему из
коаксиально расположенных стеклянных трубок; охлаж-
дение ловушки производится путем надевания на на-
ружную трубку стандартного сосуда Дюара с хладо-
агентом.
Ловушки на рис- 6-60,6, в не требуют дополнитель-
ного сосуда с хладоагентом; в них хладоагент поме-
щается непосредственно во внутренний резервуар самой
ловушки. Все эти ловушки являются «оптически плот-
ными» и не пропускают вторичного излучения. Однако
294
они имеют существенный недостаток: одна из стенок ка-
нала, образуемого для прохода газа, не контактирует
с хладоагентом и, следовательно, имеет относительно
высокую температуру. В ловушках на рис. 6-60,6, в эта
температура (внешний сосуд) близка к комнатной.
Рис. 6-61. Кривая зависимости величины
uiR2 от соотношения r[R для молекуляр-
ного потока воздуха при f25° С, через ло-
вушку коаксиального типа (и — прово-
димость, л-сек-1; R— внутренний ра-
диус внешней трубки, см). Каждая кри-
вая соответствует определенным значе-
ниям 1/R, где / — общая длина ловушки.
В таких ловушках пар может мигрировать в откачивае-
мый объем вдоль теплой стенки, что существенно огра-
ничивает величину получаемого остаточного давления.
В этом смысле конструкция ловушки на рис. 6-60,а луч-
ше, так как внутренняя трубка, не контактирующая
с хладоагентом, приобретает сравнительно низкую тем-
пературу за счет излучения с поверхности холодной на-
ружной трубки. Однако ловушки на рис. 6-60,а имеют
меньшую по сравнению с другими ловушками проводи-
мость. Максимальная проводимость ловушки такого
типа достигается при наибольшем диаметре внешней
295
трубки и при соотношении между диаметрами внутрен-
ней и внешней трубок d/D = 0,62 (рис. 6-61) [Л. 9].
Ловушка на рис. 6-60,г является наиболее эффектив-
ной из приведенных конструкций, так как у нее обе ра-
бочие стенки находятся при температуре хладоагента.
Поэтому, несмотря на очевидную сложность ее изготов-
Рис.
ДЛЯ
Ч
с жидким азотом.
6-62. Металлическая азотная ловушка
высоковакуумных паромасляных насо-
сов.
. /— фланец (корпус) ловушки; 2 — пластины; 5 —
стержень; 4 — сосуд Дьюара
ления, она с успехом применяется в лабораторных
сверхвысоковакуумных установках [Л. 250]-
Металлические ловушки для паромасляных насосов
конструктивно мало отличаются от отражателей; мно-
гие из конструкций, приведенных на рис. 6-58, использу-
ются не только как отражатели, но при. соответствую-
щих режимах охлаждения и как ловушки [Л. 232, 239.
251—254].
На рис. 6-62 'приведена типовая конструкция охлаж-
даемой жидким азотом ловушки, применяемой в отече-
ственных паромасляных агрегатах. Устройство ловуш-
ки соответствует схеме 5 на рис. 6-58- Пластины и стер-
296
жень ловушки выполнены из меди. Расстояние между
пластинами для больших ловушек составляет 30—40 мм.
Удельная проводимость ловушек невелика и составляет:
для малых 1,5—2,0 л[сек.’СМ2, для больших 2,5—
3,0 л/сек.'см2. Технические характеристики ловушек та-
кого типа приведены в приложении 13. Меньшая удель-
ная проводимость ловушек по сравнению с величиной,
указанной Цинсмейстером для устройства 5 (рис. 6-58),
объясняется, по-видимому, меньшим
числом (пластин и их большей высо-
той. Недостатком конструкции яв-
ляется возможность миграции па-
ров масла вдоль теплой стенки кор-
пуса ловушки. Следует отметить,
что этот недостаток присущ многим
конструкциям ловушек, вследствие
чего в системах с такими ловуш-
ками не удается получить оста-
точное давление ниже 10-8—
10*9 мм рт. ст.
Ульман (Ulman) [Л. 255] пред-
ложил конструкцию ловушки, в ко-
торой этот недостаток устранен
(рис. 6-63). Толстостенный цилиндр
Рис. 6-63. Ловушка
Ульмана.
приварен к сосуду с жидким азо-
том и охлаждается за счет теплопроводности. Между
толстостенным цилиндром и сосудом с жидким азотом
помещен тонкостенный цилиндр, приваренный к ниж-
нему фланцу ловушки и охлаждаемый за счет излуче-
ния с холодного сосуда. Таким образом, пар, рассеи-
ваемый из насоса, проходит по каналу, обе стенки ко-
торого имеют низкую температуру- С помощью такой
ловушки, имевшей проводимость 27 л)сек, и паромасля-
ного насоса с быстротой действия 700 л/сек Ульман по-
лучил в хорошо обезгаженном сосуде объемом 570л/сек
остаточное давление (3—4) • 10~10 мм рт. ст.
Аналогичные результаты были получены Амуаненом
(Amoignon) и Моро (Moreau) [Л. 256], Монгодином
(Mongodin) (Л. 257], которые использовали ловушки
подобных конструкций.
Ловушка, в которой также исключена миграция пара
вдоль теплой стенки, описана Гровом (Grove) {Л. 258].
Это система из двух коленчатых трубок диаметром
297
50 мм и проводимостью 15 л/сек, охлаждаемых снару-
жи жидким азотом- С помощью паромасляного насоса
с быстротой действия 300 л/сек и такой ловушки Гров
получил в хорошо обезгаженной системе остаточное дав-
ление 3- 10-10 мм рт, ст.
Таким образом, ловушки, используемые для получе-
ния очень малых остаточных давлений в системах с па-
ромасляными насосами, должны иметь конструкцию
оптически плотную, задерживающую вторичное излуче-
ние и недопускающую миграцию масляного1 пара вдоль
теплой поверхности.
Следует также отметить, что наряду с проникнове-
нием пара в откачиваемую систему опасность представ-
ляет также миграция по стенке сконденсированного на
ней масла. Скорость миграции зависит от температуры
и при наличии теплых стенок может быть вполне ощу-
тимой. При температуре жидкого азота скорость мигра-
ции пренебрежимо мала. В связи с этим для предотвра-
щения проникновения масла в откачиваемую систему
за счет поверхностной миграции (там, где это особенно
важно) необходимо устраивать антимиграционные барь-
еры в виде полностью охлаждаемых жидким азотом ло-
вушек или перегородок из плохо смачиваемых маслом
материалов (например, из тефлона и т. п.).
Для охлаждения масляных ловушек применяются
различные хладоагенты, позволяющие получать темпе-
ратуры от 0° до —196° С (см. приложение 20).
Интересная конструкция ловушки, не охлаждаемой
жидким хладоагентом, предложена Коленко [Л. 298].
Действие ее основано на эффекте термоэлектрического
охлаждения до —30° С, создаваемого полупроводнико-
вой батареей.
Как уже указывалось, условия, необходимые для
масляных ловушек, оказываются непригодными для
ртутных ловушек. Так, если для паров масел, давление
которых при температуре стенок насоса (^20° С) очень
мало (10-8—10~10 мм рт. ст-), длина свободного пробега
оказывается большой (-~10-5 см) и молекулы двигаются
по практически прямолинейным траекториям, то для па-
ров ртути, давление которых при температуре стенки
насоса равно 10-3 мм рт. ст., длина свободного пробега
оказывается существенно малой, а число столкновений
между молекулами велико. При давлении 10 3 мм рт. ст.
298
и температуре 20° С одна молекула ртути испытывает
5 103 столкновений с другими молекулами, заключенны-
ми в 1 см3. Следовательно, при больших расстояниях
между холодными элементами ловушки молекула ртути,
двигаясь но искривленной вследствие столкновений тра-
ектории, может проскочить ловушку, не попав на холод-
ную поверхность.
Следует заметить, что фактически над впускным па-
трубком насоса не устанавливается равновесное давле-
ние ртутного пара, соответствующее температуре стенки
корпуса насоса. Оно всегда ниже равновесного давления
вследствие того, что насос частично откачивает ртутный
пар. Однако разница между фактическим и равновес-
ным давлениями невелика. По нашим измерениям давле-
ние ртутного пара на входе в парортутный насос с бы-
стротой действия 1 000 л/сек, измеренное ионизационным
манометром за нёохлаждаемыми, «оптически плотны-
ми» отражателями (2 ряда), оказалось равным
5 Ю-4 мм рт. ст., т. е. в 2 раза меньше равновесного.
При таком давлении число столкновений между молеку-
лами ртути весьма велико. По этой причине в ртутных
ловушках должны предусматриваться существенно бо-
лее узкие и более длинные рабочие каналы в сравнении
с масляными ловушками.
Ртутный пар должен пройти определенный путь меж-
ду холодными поверхностями с тем, чтобы молекулы
ртути за время пути успели продиффундировать к хо-
лодным поверхностям и осесть на них. При применении
же типовых масляных ловушек в парортутных насосах
достаточный эффект снижения парциального давления
паров ртути достигается лишь при установке двух-трех
последовательно соединенных ловушек. При установке
одной такой ловушки, как правило, не удается получить
давление лучше 10~6—10-7 мм рт. ст.
На рис. 6-64 показана схема специальной ртутной ло-
вушки, установка которой над парортутным насосом
с быстротой действия 500 л/сек позволила получить в хо-
рошо обезгаженной системе остаточное давление ниже
10“10 мм рт. ст. Ловушка представляет собой набор мно-
гократно изогнутых под прямым углом пластин из не-
ржавеющей стали, выставленных одна в другую «в за-
мок». Снизу и сверху к пластинам приварены трубки, по
которым протекает жидкий азот. Недостатком ловушки
299
является низкая удельная .проводимость, равная
0,15 л!сек см2.
В качестве хладоагентов для ртутных ловушек при-
меняется жидкий азот или жидкий воздух. Применение
хладоагентов с более высокой температурой кипения
для ртутных ловушек нежелательно, так как с повыше-
Рис. 6-64. Ловушка для паров ртути
(двухрядная).
/ — азотная ловушка; 2 — фреоновая ловушка.
нием температуры охлаждаемой поверхности существен-
но уменьшается коэффициент конденсации ртути. По дан-
ным исследований Кнудсена (Knudsen) [Л. 259] коэффи-
циент конденсации ртути на чистой поверхности стекла
при температурах ниже —140° С практически равен еди-
нице, а при более высоких температурах быстро падает.
Так, при температуре —78° С вероятность удержания мо-
лекулы ртути чистой поверхностью стекла с первого со-
ударения равна всего лишь 2 • 10"4. В то же время налет
ртути на стекле удерживает молекулы ртути даже при
температуре —63° С. На последний факт указывает так-
же Фольмер (Volmer) и Эстерман (Esterman) [Л. 260].
300
Вальтер (Walther) [Л. 261], исследовавший конденса-
цию ртути на никеле, также обнаружил наличие неко-
торой «критической» температуры (—77°С), выше кото-
рой пары ртути не конденсируются на чистой поверхно-
сти никеля.
Райх (Reich и Неллер {Л. 254] исследовали с помощью
омегатрона спектр остаточных газов в системе, откачи-
Массовое число
Рис. 6-65. Спектр остаточных газов в системе с паро-
ртутным насосом.
а—ловушка охлаждена сухим льдом до температуры —70® С;
остаточное давление 3 • 10~7 мм рт, ст.; б — ловушка охлаж-
дена жидким воздухом до температуры —180® С; остаточное
давление 3,2 • 10~* мм рт. ст.
ваемой парортутным насосом с ловушкой, охлаждаемой
до разных температур. Для облегчения конденсации
ртутного пара охлаждаемые пластины ловушки были
изготовлены из меди и амальгамированы.
На рис. 6-65 приведены спектры остаточных газов
для случаев охлаждения ловушки до температуры —70
и —180еС. Как видно из спектрограмм, при температуре
ловушки —70° С остаточное давление практически цели-
ком определяется парциальным давлением ртути. При
снижении температуры до —180°С парциальное давле-
ние ртутного пара (в спектре) уменьшается в 20 раз.
301
Следует отметить, что ,в ртутных ловушках на охлаж-
даемых элементах может вымораживаться значительное
количество ртути. Так, если принять, что в ртутном
насосе над отражателем пространство равномерно за-
полнено ртутным паром при давлении примерно
5-10—4 мм рт. ст.то пользуясь уравнением (1-37):
G = 5,833 • 10-2р можно подсчитать, что с каждого
квадратного сантиметра сечения впускного отверстия
насоса по направлению к ловушке будет двигаться
G = 2,4-10~5 г!сек. ртутного пара. Так как температура
замерзания ртути равна —38,9° С, а коэффициент теп-
лопроводности твердой ртути велик, то при температу-
ре пластин—160= 170° С на них может намораживать-
ся значительный слой ртути, так что при продолжитель-
ной непрерывной работе насоса вся ртуть из кипятиль-
ника насоса может быть перегнана в ловушку. Так,
например, из насоса Н-1ТР с диаметром впускного от-
верстия 260 мм будет мигрировать 1,27 • 10~2 г^сек, рту-
ти. Если вся ртуть будет вымораживаться азотной ло-
вушкой, то заливаемого в кипятильник насоса количе-
ства ртути 1 000 см2 хватит на 297 ч работы. Кроме того,
вследствие непрерывного намерзания ртути на пласти-
нах проводимость ловушки в процессе работы насоса
будет уменьшаться. По этим причинам для парортут-
ных насосов с продолжительным циклом непрерывной
работы применяют двухступенчатую ловушку (рис. 6-64),
в которой первая ступень имеет температуру около
—38° С (охлаждение фреоном или другим хладоагентом),
а вторая ступень охлаждается жидким азотом (см. так-
же [Л. 291]). Установка промежуточной ступени с тем-
пературой, несколько большей температуры замерзания
ртути, позволяет сконденсировать на этой ступени основ-
ное количество ртутного пара так, что не будет происхо-
дить замерзание ртути, а конденсат с пластин будет
возвращаться обратно в насос. Давление паров ртути за
этой ступенью, соответствующее температуре —38° С,
будет равно 3 • 10~6 мм рт. ст. Режим течения пара при
этом давлении будет заведомо молекулярным (длина
свободного пробега молекулы А=700 см) и, следова-
тельно, нет нужды делать малыми расстояния между
пластинами второй ступени — азотной ловушки. Коли-
чество ртути, вымораживаемое азотной ловушкой, соста-
302
вит в этом случае примерно 1,5 • 1СН г/сёк на каждый
1 с№ площади сечения впускного отверстия насоса, т. е.
в 160 раз меньше, чем без промежуточной ловушки. Вре-
мя полной перегонки ртути из кипятильника в азотную
ловушку для насоса Н-1ТР в этом случае соответствен-
но увеличилось бы в 160 раз и составило 47 500 ч.
Сорбционные ловушки. Наряду с охлаждае-
мыми ловушками для предотвращения миграции паров
рабочей жидкости из насоса в откачиваемую систему
применяются также сорбционные ловушки. В настоящее
время сорбционные ловушки нашли применение только
для паромасляных насосов.
Интересная ловушка, действие которой основано на
способности хорошо обезгаженной медной поверхности
сорбировать при комнатной температуре пары и про-
дукты разложения вакуумных масел, предложена Аль-
пертом (Alpert) [Л. 262, 263]. Ловушка представляет
собой свернутую в рулон медную гофрированную фоль-
гу. С помощью такой ловушки, установленной над па-
ромасляным насосом, после продолжительного ее обез-
гаживания удавалось получать остаточное давление
в системе ниже 10~10 мм рт. ст. в течение месяца без
заметного насыщения ловушки.
Гров [Л. 258], используя паромасляный насос с быс-
тротой действия 20 л!сек и подобную медную ловушку
с проводимостью 7 л) сек, получил в хорошо обезгажен-
ной металлической системе объемом 22 л и площадью
внутренней поверхности 2 м2 остаточное давление
2 • КН° мм рт. ст. При этом ловушка имела диаметр
100 мм, длину 150 мм и была заполнена гофрированной
медной фольгой с общей поверхностью 4 м2. Сорбцион-
ной емкости ловушки хватало на 30—40 дней работы,
после чего ее сорбционная способность восстанавлива-
лась прогревом при 425° С.
Аналогичную конструкцию ловушки (рис. 6-66) опи-
сал Маркер [Л. 264], получивший в системе с такой ло-
вушкой остаточное давление 6 • 10-9 мм рт. ст.
Кармайкл (Carmichael) и Ланге (Lange) [Л. 265],
Губер (Huber) и Тренделенбург (Trendelenburg) [Л. 266],
исследовавшие состав остаточных газов в системе с мед-
ной ловушкой, установили, что в спектре остаточных га-
зов присутствуют главным образом СО и Н2; никаких
следов тяжелых углеводородов обнаружено не было.
303
Таким образом, сорбционные медные ловушки позво-
ляют исключить проникновение в откачиваемую систему
паров рабочей жидкости паромасляных насосов и про-
Рис. 6-66. Сорбционная медная
ловушка.
1—теплоизоляция; 2 — медная
фольга; 3 — маслоотражатель с во-
дяным охлаждением; 4 — нагрева-
тельный элемент для прогрева ло-
вушки; 5 — паромасляный высоко-
вакуумиый насос с диаметром
впускного патрубка 50 мм.
Предварительно ловушки
при температуре 450е С.
дуктов ее разложения и
обеспечивают , получение
сверхвысокого вакуума в те-
чение длительного цикла ра-
боты. Ловушки не требуют
охлаждения и имеют весьма
простую конструкцию. Не-
достатками ловушек, огра-
ничивающими их широкое
применение, являются их
сравнительно большие раз-
меры и веса, обусловленные
необходимостью иметь боль-
шую сорбционную поверх-
ность меди.
Значительно большую
сорбционную емкость по
сравнению с медью имеют
искусственный цеолит и ак-
тивированная ,окись алюми-
ния. Они обладают низкой
упругостью пара, что делает
их пригодными для сверх-
«ысоковакуумных устано-
вок, и допускают высоко-
температурный (прогрев.
Бионди (Biondi) [Л. 267,
268] исследовал ловушки,
заполненные цеолитом мар-
ки 13Х и активированной
окисью алюминия. Ловушки
устанавливались над паро-
масляным насосом, работав-
шем на масле «Октойл S».
обезгаживались в течение 8 ч
С небольшими цеолитовыми ловушками (диаметром
порядка 60 мм) было получено остаточное давление
3-10“10 мм рт. ст., которое сохранялось в течение
75 дней. С ловушкой, заполненной окисью алюминия,
304
было получено остаточное давление меньше 1-10-10лм4
рт. ст., которое сохранялось в течение 100 дней. Система,
состоящая из паромасляного насоса с впускным отвер-
стием 120 мм, шевронного отражателя, охлаждаемого
водой, и цеолитовой ловушки диаметром 200 мм
(рис. 6-67), позволяла получать остаточное давление
2 • 1(Ь10 мм рт. ст., которое в течение 70 дней остава-
лось меньше 10~9 мм рт. ст. Период эффективной работы
цеолитовой ловушки зависит от
качества паромасляного насоса
(величина обратного потока мас-
ла) и от рода рабочей жидкости.
Аналогичные результаты три
исследовании цеолитовых лову-
шек были получены Герцем
(Goerz) (Л. 269], Миллероном
(Milleron) и Левенсоном (Leven-
son) [Л. 239].
Таким образом, .сорбционные
ловушки на основе искусственно-
го цеолита или активированной
окиси алюминия позволяют без
применения жидкого азота или
другого хладоагента получать Рис. 6-67. Сорбционная
в системах с паромасляными на- цеолитовая ловушка,
сосами сверхвысокий вакуум (по-
рядка 10-10 мм рт. ст.) в течение длительного цикла ра-
боты (несколько месяцев) без регенерации сорбента.
При этом размеры ловушек могут быть сравнительно
небольшими и'иметь значительную проводимость. Эти
достоинства сорбционных ловушек наряду с простотой
их устройства свидетельствуют о несомненной .перспек-
тивности использования их в сверхвысоковакуумных
установках с паромасляными насосами.
Следует заметить, что для парортутных насосов цео-
литовые ловушки непригодны. Испытания [Л. 268] пока-
зали, что в системе с ртутным насосом давление над
неохлаждаемой цеолитовой ловушкой составляет поряд-
ка 10“3 мм рт. ст.
Наряду с цеолитовыми ловушками для паромасля-
ных насосов могут успешно применяться также ловуш-
ки с активированным углем [Л. 270]. Они поглощают
значительное количество углеводородов и дают эффект
20 А. Б. Цейтлин. 305
улучшения предельного вакуума примерно на порядок
при работе на минеральном масле «Апиезон». Конструк-
ция угольной ловушки подобна цеолитовой.
6-7. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВЫСОКОВАКУУМНЫХ
НАСОСОВ
Изложенные выше теории высоковакуумного паро-
струйного насоса в той или иной мере объясняют физи-
ческую сущность работы насоса, устанавливают некото-
рые качественные зависимости его характеристик, од-
нако не дают необходимых количественных соотношений,
пригодных для инженерного расчета насосов. Следует
отметить, что, несмотря на широкий ассортимент высо-
ковакуумных пароструйных насосов, выпускаемых в раз-
ных странах, и широкое применение их в промышленно-
сти, инженерные методы расчета и конструирования
насосов до сего времени не опубликованы. Это объясняет-
ся главным образом многообразием и сложностью про-
цессов, протекающих в насосах. Обычно разработка но-
вых образцов высоковакуумных насосов базируется на
личном опыте конструктора, в зависимости от которого
создаваемая конструкция нуждается в большей или
меньшей экспериментальной доводке.
При разработке насоса заданными параметрами яв-
ляются: быстрота действия S в области рабочих давле-
ний, максимальная производительность GMaKC, макси-
мальное впускное давление рмакс, наибольшее выпускное
давление рн.в. В процессе конструирования требуется
определить необходимые размеры корпуса насоса, число
и размеры сопел, размеры паропровода, кипятильника,
потребное количество рабочего пара и мощность нагре-
вателя, расход охлаждающей воды.
При разработке ряда образцов насосов автором бы-
ла успешно применена методика предварительного рас-
чета, основанная на результатах обобщения опыта раз-
работки многих отечественных образцов насосов. Су-
щество методики заключается в том, что однотипные на-
сосы оказываются подобными по некоторым удельным
характеристикам, параметрам паровых потоков и основ-
ным размерам. Положенные в основу расчета критерии
подобия позволяют определить необходимые размеры и
режимы работы насоса.
306
Определение диаметра корпуса насоса.
В соответствии с изложенными выше соображениями
о механизме работы насосов, в качестве одного из крите-
риев подобия может быть выбрана удельная быстрота
действия в входном сечении насоса:
= (6-45)
т°2
где D — диаметр входного отверстия насоса.
Для подобных насосов будем иметь:
Для большинства современных высоковакуумных на-
сосов удельная быстрота действия s'd [л/сек- см2] состав-
ляет в среднем:
Зч-4— паромасляные насосы;
2,54-3,5 — парортутные насосы.
Меньшие цифры соответствуют насосам малой произ-
водительности (до 50 л/сек), большие цифры — насосам
большой производительности (свыше 50 л/сек).
Логарифмируя уравнение (6-46), получим:
lg S = const + 2 lg D. (6-47)
Уравнение (6-47) является уравнением прямой в ло-
гарифмических координатах.
На рис. 6-68 приведена зависимость lg S=f (lg D),
построенная для большого количества различных насо-
сов. Как видно из рисунка, эта зависимость справедли-
ва для насосов с быстротой действия больше 40—
50 л)сек и отклоняется от прямой при меньших значе-
ниях S.
Пользуясь графиками на рис. 6-68, можно определить
диаметр насоса D, необходимый для обеспечения задан-
ной быстроты действия S.
Основные присоединительные размеры вакуумных
пароструйных насосов обычно нормализуются и под эти
размеры конструируется необходимая комплектующая
аппаратура: вентили, затворы, ловушки. Поэтому вы-
бранный по рис. 6-68 диаметр насоса рекомендуется
скорректировать с учетом ближайшего к нему по вели-
20* 307
чине нормализованного размера, а затем по скорректи-
рованному диаметру из графика на рис. 6-68 уточнить
расчетную быстроту действия насоса.
Определение размеров сопел и паро-
подводящих труб. Учитывая, что быстрота дей-
ствия насоса пропорциональна площади кольцевой щели
между соплом и стенкой корпуса насоса, в качестве
критерия подобия может быть принята удельная быстро-
та действия в кольцевом сечении:
-Г^-А2)
(6-48)
где dc— диаметр зонта сопла.
Следовательно, для подобных насосов можно при-
нять;
s'=const, (6-49)
Для первых ступеней отечественных насосов
s' [л/сек • сж2] составляет в среднем:
4,5ч-5,5— паромасляные насосы;
Зч-4 — парортутные насосы.
Принимая указанные значения s', можно из (6-48)
определить диаметр зонта первой ступени dc. Для опре-
деления размеров остальных ступеней необходимо знать
степени сжатия и величины наибольших выпускных
давлений для каждой ступени. Наибольшее выпускное дав-
ление насоса, равное наибольшему выпускному давле-
у нию последней выходной ступени, часто задается для
Г режима работы, соответствующего предельному вакуу-
. му. Как уже указывалось (см. § 3-3), величина наиболь-
шего выпускного’давления пароструйного насоса равна
СТатйчёскбму'давлению за скачком уплотнения, возни-
s кающим в струе при увеличении выпускного давления,
и'ТТбжёт быть приближенно определена из уравнения
(3-54). При работе насоса в режиме предельного вакуу-
ма давление газа на входе в ступень оказывается не-
сравненно меньше статического давления пара в выход-
ном сечении сопла, так что паровая струя продолжает
расширяться за соплом до тех пор, пока не займет все
сечение, ограничиваемое размерами корпуса насоса и
паропровода. Статическое давление.^ижщчкшл~.ут1лпт;
нения в этом сеЧеИйТТртобтветствующим максимальному_____
038 ~~ “
I!
расширению потока в данных условиях, и будет опреде-
лять величину наибольшего выпускного давления соглас-
но уравнению (3-54). Проведенный нами анализ режи-
Рис. 6-68. Зависимость быстроты действия высоковакуумных паро-
струйных насосов от диаметра впускного отверстия.
1 — паромасляные насосы; 2 — парортутпые насосы; X — единая серия, СССР;
о —Vac. Eng. Со., Япония; А— Leybold, ФРГ; А —Naresco, США; © — Di-
stillation Products, США; О- Edwards, Англия.
личины наибольшего выпускного давления, рассчитан-
ные по уравнению (3-54), хорошо совпадают с опытными
значениями. При этом для расчета принимались значе-
ния давления пара в кипятильнике р0, определенные из
опыта или вычисленные по тепловому балансу с учетом
измеренного количества тепла, уносимого охлаждающей
309
Таблица 6-4
Насос Тепло, расхо- дуемое на парообразо- вание, Давление в кипятиль- нике, мм рт. ст. Наибольшее выпускное давление Рвв> мм рт. ст-.
расчетное опытное
Парортутные
Н-10Р 60 15,8 3,0 2.5—3,0
Н-50Р 60 20,6 3,5 3,0—3,5
Н-40Р-2 45 3,9 1,0 0,9—1,0
Н-5СР 72 12,5 2,5 2,5
Н-1ТР 70 1,0 0,26 0,25—0,3
Паромасляные1
Н-1С 63 0,47 0,2 0,1—0,25
Н-5С 74 0,71 0,2 0,1—0,25
Н-2Т 40 0,72 0,2 0,1—0,2
Н-5Т 46 0,45 0,15 0,1—0,17
Н-8Т 51 0,4 0,15 0,1—0.2
При расчете рв в принималось значение показателя адиабаты к=1,02.
стенки насоса водой. Значения величины определя-
лись при условии полного расширения паровой струи до
сечения, ограничиваемого размерами конфузора эжек-
торной ступени или размерами корпуса насоса и паро-
провода (при отсутствии эжекторной ступени). Резуль-
таты расчета в сравнении с опытными данными приведе-
ны в табл. 6-4.
Как уже указывалось выше (см. § 6-2), степень сжа-
тия ступени при работе в режиме предельного вакуума
зависит от величины произведения р -w в паровой струе
за соплом, увеличиваясь с ростом р w. С учетом этого,
для наибольшего выпускного давления можно прибли-
женно записать:
Рн.в — сртД'к, (6-50)
где с—некоторая постоянная величина, зависящая
от рода рабочей жидкости;
рпи wn — плотность и скорость в струе при полном
расширении:
Кмакс — площадь сечения корпуса насоса или конфу-
зора эжектора в месте падения струи.
зю
В соответствии с (6-50) в качестве критерия подобия
насосов можно принять отношение
с = -£^-=const. (6-51)
Рп^п v ’
Из уравнения неразрывности потока
F крРкр^кр == F максРп^п
имеем
__ Р к р
Рд^П--- г ркр^кр-
* м акс
Подставляя значения ркр и ^КР из уравнений (3-20) и
(3-21), получим:
1__
р» (ЙрГ' х R7>=c' Чг^'
(6-52)
i
, f 2 \'^Г|/'П к ~
c — ( —r-f I I/ 2g —j—r R — постоянная для дан-
\K ~j~ 1J г К 1
ной рабочей жидкости величина;
р0 и Та—плотность и абсолютная температура пара
перед соплом.
Учитывая, что давление пара в кипятильниках высоко-
вакуумных насосов не превышает обычно нескольких де-
сятков миллиметров ртутного столба, можно принять
для зависимости плотности пара в кипятильнике от дав-
ления уравнение состояния идеального газа (см. § 1-9):
^•ро
(6-53)
С учетом (6-52) и (6-53) уравнение (6-51) принимает вид:
c't -- Рн.в А — const.
Ро
(6-54)
Значения постоянной с", рассчитанные для отечествен-
ных парортутных и паромасляных насосов, приведены
в табл. 6-5 и 6-6. Следует отметить, что известные затруд-
нения возникают при расчете параметров паромасляных
насосов в связи с отсутствием данных о термодинамиче-
311
Таблица 6-5
ения (6-54) I 3-я | ступень 23,6 23,1 * 3° см см тупенями,
Я ffi а» к « X -г 1 1 ступень 00 00 СО Tf со — — — (М _ СМ СМ СМ СМ СМ [я перед с
я к о о о к к J ступень 00 тГ О Ш 00 СО СО СО СО сб СМ СМ СМ см см я X о Ч и я ч
о рас ши- 1 1 | 3-я ступень 00 СО ю со * Ю Ф« S О л о с к я
ia полног< гия струн 1 2-я | ступень О О) — Ш о corf* о см см —• к X о и и ч
Я V tr о. я ч 0J CQ К Я 0J я, и ою о см со СО СО СО Ф* со о о. о с я о. со с о де л и
кное дав- от. ст. I 3-я J ступень о ю СО СО 2,5** 0,26 V я я « 0 о о. к ч л Я Я X <и я
гее выпус Рн.В’ ММ i в-г | J ступень СО 00 СМ 00 СМ — о -и о О О -I о о но дроссе. £ 0 я СХ О
Нанболы ление к J ступень 0,31 0,105 0,14 0,05 0,018 о* я 0J S X о. к п. 0J а л 1 е? о
перед от. cm. 1 1 3-я 1 ступень . * 00 со 0)10 о 1О о со* см* — см — Р и Н-5С1 :нке. о. 8 <и V 2
гнне пара к ро> ММ j в-г | | ступень СО со — ’-'ОСМО СМ - СО СМ —' ЮР, Н*50 кнпятильн X QJ Я 2
Давл" СОПЛО! к | ступень ю см см о см о О* СО СО СМ асосах Н- злению в . личины се
о о Л к * » 04 » ft ft о, ft ft о о о О Н LO Ф LO -м ххйщщ и Я а> вч® . з: я са Я
со
со
аз
Ef
S
ч
\о
со
н
Постоянная уравнения (6-54) с" 3-я ступень ю ю СО 00 см см см о СО СО СО СО
2-я I ступень о иэ о о о о о о xb
1-я ступень СО Ь- СО О со Ь- Ь- 00 Хр
Величина полного расши- рения струн Д_ 1 3-я ступень СО со Ю 00 Ю 40 'Ф со"
2-я ступень о Ь- *— —1 —< см см см
1-я ступень Ю СМ -М О) 00 1Л 1Л 00
Наибольшее выпускное Давле- J нне, />н>в, мм рт. ст. я к <и и ю ю СМ см — — о* о" о* о
2-я ступень еч « « «л 1111 о о о о 00 С5О U0 со* ’Ф СО*
1 | 1-я ступень W и п п 1111 о о оо 00 coin Ь- -о - -
Давление пара перед соп- лом pQ> мм рт. ст. | I 3-я | ступень 0,71 0,72 0,45 0,4
2-я ступень -м см ио ь- Ь- ’ф -Ф о о о о
I 1-я ступень 0,71 0,72 I 0,45 0,4
8 О «3 к ины- Ю С-1 Ю 00 хххх
312
ских характеристиках вакуумных масел, в частности,
о величине показателя адиабаты масляного пара к. -По
оценке Барышовой и Ушакова [Л. 272], измерявших ско-
рость паромасляной струи высоковакуумного насоса
(масло ВМ-1), величина к не должна превышать 1,04.
При наших расчетах мы принимали значения к=1,О2.
При вычислении с" давления р0 [мм рт. ст.] в кипятиль-
никах насосов принимались в соответствии с табл. 6-4,
давления пара перед ступенями насосов Н-10Р, Н-50Р и
Н-5СР за дроссельными отверстиями рассчитывались
в соответствии с методом, изложенным в § 3-4. Наи-
большие выпускные давления рн.в ступеней подсчитыва-
лись по уравнению (3-54).
Как видно из табл. 6-5 и 6-6, значения постоянной с",
рассчитанные по уравнению (6-54) для однотипных
ступеней разных насосов, оказались практически оди-
наковыми. Это свидетельствует о том, что приближен-
ное уравнение (6-54) может быть принято в каче-
стве критерия подобия однотипных насосов, и кроме
того, подтверждает справедливость пользования урав-
нением (3-54) для расчета наибольшего выпускного дав-
ления ступеней высоковакуумных пароструйных на-
сосов.
Задаваясь для предварительных расчетов давлением
пара в кипятильнике насоса, равным (5—6) ряв— для
парортутных насосов и (3—3,5) ря.в— для паромасля-
ных, и пользуясь графиками в приложении 9, построен-
ными по уравнению (3-54), можно определить величину
расширения Ли последней выпускной ступени, обеспечи-
вающую получение требуемой величины ря.в при при-
нятом значении р0. При расчете насосов, подобных при-
веденным в табл. 6-5 и 6-6, можно воспользоваться так-
же уравнением (6-54) и соответствующими значениями
постоянной с" из таблиц. Задаваясь далее величинами
рн.в для остальных ступеней, можно определить Аи каж-
дой ступени.
При выборе значений ря.в для отдельных ступеней
следует исходить из следующих рекомендаций, основан-
ных на опытных данных:
а) рлн.в для первой ступени парортутных насосов, ра-
ботающих в диапазоне давлений 10~7—10~2 мм рт. ст.,
принимается равным (1—2) • 10-1 мм рт. ст.;
б) р'н.в для первой ступени паромасляных насосов,
313
работающих в диапазоне давлений 10~7—10~3 мм рт. ст.,
принимается равным (1—2) • 10~2 мм рт. ст.\
в) степень сжатия газа от р'н.в за первой ступенью
до Рн.в за последней ступенью распределяется равно-
мерно между последующими ступенями так, что:
(6-55)
где | — степень сжатия в одной ступени;
п — число ступеней.
Знание величины Ап позволяет определить для типич-
ной конструкции ступени насоса размеры пароподводя-
щей трубы (рис. 6-69). В этом
*------:—О-------Н случае:
Л о
T(°2-rfn)
Рис. 6-69. Схема типич-
ной конструкции ступени
высоковакуумного на-
coca.
откуда
£>2-|л/кр. (6-56)
Для определения площади .кри-
тического сечения ступени Fv.v
примем в качестве критерия по-
добия однотипных ступеней изо-
термический к- п. д. (см. § 3-2):
г) = const. (6-57)
В соответствии с уравнением (3-6) количество тепла Q,
расходуемое на образование Gn пара, истекающего из
сопла данной ступени, равно;
AGrRT In —
Pi
(6-58)
Числитель уравнения (6-58) представляет собой работу
сжатия б?г(кг] газа в ступени от впускного давления р{
до выпускного давления р2, равного рн.в данной ступе-
ни (при расчете принимаются значения, соответствую-
щие максимальной производительности).
314
Количество тепла Q, расходуемое на парообразова-
ние, может быть также выражено уравнением
Q = Gn[A+C(/0-/CT)], (6-59)
где Л — скрытая теплота парообразования данной рабо-
чей жидкости; [
to — температура пара перед соплом;
/ст — температура конденсата, стекающего в кипя-
тильник, равная температуре охлаждаемой
стенки насоса;
С — теплоемкость рабочей жидкости.
Расход пара через сопло Gn равен критическому расходу
Оц = КкрУкрШкр- Р------1 (6-60)
- tx* 4
Из уравнений (6-58), (6-59), (6-60), а также (3-20) и
(3-21) получаем для случая откачки воздуха при 20° С:
Gr ’8 1Г
FKP = a----г......-—---------------[см1], (6-61)
₽ ЧТ.Г(273+/.)[Л+С(/.-/ст)]
где Gr—производительность насоса, л-MMjceK', Э
у0— ебчюм-, кг/м3', ( ио-р*)-
О, 825
а = ------------------
( 2 V—1 -1/" к
(рпу V
Для парортутных насосов а = 0,175. Для паромасляных
(Л4 = 450, к=1,02) а = 0,3. Коэффициент полезного дей-
ствия т] для отдельных ступеней отечественных насосов
составляет в среднем:
, _ 3-я ступень
1-я ступень 2-я ступень (эжекторная)
Парортут-
ные насосы (3—5)-10~3 (8—10)-10~4 (2— 3)-10~3
Паромас-
ляные (1—1,5)10-’ (2—2,5)-10-4 (2—3)-Ю-’
Приведенные значения г) могут быть приняты для
расчета насосов, подобных по конструкции перечислен-
ным' в табл. 6-4. Как уже указывалось, критерием подо-
бия при определении диаметра зонта ступени Является
удельная быстрота действия в кольцевом сечении. При
этом в уравнение (6-48) подставляется быстрота дей-
315
ствия ступени S, определяемая из уравнения неразрыв-
ности потока газа, проходящего через ступени;
^макс = = ^2р2~^зРз = =§пРп,
где pi — максимальное рабочее впускное давление пер-
вой ступени;
р2 — впускное давление второй ступени, равное рн.в.
первой ступени и т. д.
Следует иметь в виду, что при работе насоса с макси-
мальной газовой нагрузкой величины наибольших вы-
пускных давлений ступеней могут отличаться в ряде
случаев от значений, рассчитанных для-работы насоса
в режиме предельного вакуума. Это обусловлено тем,
что с ростом впускного давления величина действитель-
ного расширения паровой струи Ад будет уменьшаться
и при некотором значении отношения впускного давле-
ния к давлению пара перед соплом рвп/Ро может быть
меньше полного расширения Ль, ограниченного размера-
ми корпуса насоса и паропровода. В этом случае наи-
большее выпускное давление ступени будет выше, чем
при полном расширении струи. Поэтому при .-расчете
наибольшего выпускного давления ступеней насоса, ра-
ботающего в режиме максимальной нагрузки, необходи-
мо сначала оценить по величине рвп/Ро значение Лд.
Если Лд<Лц, то расчет ведется при значении Лд, если
же ЛД>ЛП, то расчет ведется при значении Лп. Для
определения необходимых параметров потока при рас-
чете следует пользоваться графиками, приведенными
В приложениях 8 и 9. При этом по значению р/ро (р—Рвп)
определяется значение коэффициента скорости %, для
которого находится значение Лд и Рг/Ро (Р2=Рн.в). Не-
обходимо иметь в виду, что работа первой ступени насо-
са существенно отличается от работы последующих
ступеней. Если первая ступень откачивает только впу-
скаемый в насос газ, то последующие ступени наряду
С газом откачивают также значительное количество па-
ра, выбрасываемого из предыдущей ступени и нескон-
денсированного на стенке насоса. Поэтому в первой
ступени производительность ее целиком используется
для полезной откачки газа, а в последующих ступенях
лишь частично. Удельная быстрота откачки второй сту-
пени, подсчитанная изложенным методом для отече-
316
ственных насосов, перечисленных в табл. 6-4, составляет
в среднем: для парортутных насосов s'16 л/сек -см2
и для паромасляных насосов s' = 0,l—0,5 л]сек-см2
(меньшая величина — для малых насосов и большая —
для больших свыше 2000 л/сек).
Подставляя приведенные значения s' в уравнение
(6-48), можно определить диаметр зонта второй ступени
подобных по конструкции насосов. При числе зонтичных
ступеней больше двух можно, по-видимому, без боль-
шой ошибки принимать указанные значения s' для
третьей и последующих ступеней. Следует иметь в виду,
что при испытании отдельных ступеней насоса измерен-
ная величина s' оказывается значительно больше приве-
денных выше значений. Это объясняется тем, что при
таких испытаниях производительность ступени целиком
используется для полезной откачки газа, что не имеет
места при обычной работе ступени в насосе, когда на-
ряду с газом откачивается часть пара, выбрасываемого
из предыдущей ступени.
Для завершения расчета ступени необходимо опре-
делить расширение сопла Ае. Расширение сопла опреде-
ляет структуру струи за соплом, величины плотности и
скорости пара в выходном сечении сопла. Так как паро-
вая струя обладает наибольшим откачивающим дей-
ствием вблизи сопла, то соотношение между величина-
ми плотности и скорости пара на выходе из сопла играет
решающую роль в работе ступени. Анализ работы оте-
чественных насосов показывает, что оптимальные харак-
теристики подобных по конструкции ступеней насосов
достигаются при близких по величине значениях произ-
ведения Рв^в в выходном сечении сопла. В связи с этим
в качестве одного из критериев подобия насосов можно
принять:
рвшв= const. (6-62)
Аналогично уравнению (6-52) с учетом (6-53) и (6-62)
можно записать:
с"' = = const. (6-63)
Ac VT0
Для отечественных насосов, перечисленных в табл. 6-4,
значения постоянной с'" в среднем составляют:
317
1-я ступень 2-я ступень 3-я ступень
Парортутные
насосы.........3,5-10-2 7-10~2 2,5-10-'
Паромасляные . . 2,5-10-’ 5-1Q-’ 1-10-2
При этом давление перед соплом ро в уравнении (6-63)
измеряется в миллиметрах ртутного столба.
Принимая для конструируемых насосов приведенные
значения постоянной с"' из уравнения (6-63), можно
определить расширение сопла и соответственно размеры
выходного сечения сопла. При этом необходимо прове-
рить, не превышает ли максимальное рабочее давление
газа Рг.макс на входе в ступень статического давления
пара рп на выходе из сопла, соответствующего вычис-
ленному по (6-63) расширению Ас. Если рп<Рг.макс, то
произойдет скачок уплотнения в паровом потоке в сопле,
что ухудшит работу ступени при максимальной нагрузке
газа. Поэтому в этом случае необходимо уменьшить рас-
ширение сопла до величины, при которой рп равно или
несколько больше рг.макс- Таким образом, уравнения
(6-48), (6-54), (6-56), (6-61) и (6-63) позволяют опре-
делить все необходимые размеры сопел и паропровода
насоса и рассчитать режим работы ступеней.
Углы наклона зонтов сопел к плоскости, перпенди-
кулярной оси насоса, принимаются обычно равными:
70—75° для первых ступеней и 60—65° для последующих
ступеней.
Расстояния между ступенями могут быть приняты
на основании следующего полуэаектр ипескоео соотно-
шения:
Л=(1 — 1,5)
(6-64)
где h — расстояние между выходными сечениями сопел;
а — угол наклона зонта сопла к плоскости, перпен-
дикулярной оси насоса;
D — диаметр корпуса насоса; , >
dc — диаметр сопла. ( J
В большинстве современных высоковакуумных насо-
сов в качестве выходных ступеней применяются эжек-
торные ступени. Расчет эжекторных ступеней произво-
дится в соответствии с методами, изложенными в гл. 4.
Расчет кипятильника насоса. Как уже
указывалось, давление пара в кипятильнике для предва-
318
рительных расчетов принимается в соответствии с приве-
денными выше практическими рекомендациями. Если
в результате расчета размеры ступеней оказываются
конструктивно приемлемыми, то принятое давление пара
в кипятильнике не корректируется. Мощность, которую
необходимо подвести к кипятильнику насоса, рассчиты-
вается из теплового баланса. При этом тепло, расходуе-
мое на парообразование, определяется при расчете сту-
пеней, а тепловые потери рассчитываются по известным
теплотехническим методам. К основным потерям тепла
относятся: потери за счет теплопередачи в окружающую
среду через боковые стенки кипятильника, потери с по-
верхности нагревателя, потери за счет теплопроводности
по стенке корпуса насоса от горячего днища к охлаждае-
мой зоне, потери за счет излучения с поверхности паро-
провода.
Для приближенной оценки величины потребной мощ-
ности подогрева кипятильника насоса в качестве одного
из критериев подобия может быть принят изотермиче-
ский к. п. д. насоса при максимальной производительно-
сти. В соответствии с уравнением (3-6) можно записать
для случая откачки воздуха при 20° С:
Г
и мак с *g п
Т|макс = 3,3-10-------, (6-65)
где Смаке — максимальная производительность насо-
са, Л’Мм1сек\
Рвп.макс — максимальное впускное давление в рабо-
чем диапазоне насоса, соответствующее
его максимальной производительности;
Рн.в — наибольшее выпускное давление насоса;
N — мощность, подводимая к кипятильнику на-
соса, кет.
Для современных высоковакуумных насосов т]маКс со-
ставляет в среднем:
паромасляные насосы—(3—5) •10-4 при быстротах
действия до 5=10000 л)сек-, при 8> 10000 л) сек к. п. д.
доходит до 1 • 10-3;
пароптутные насосы — (3—5) • 10~4 для обычных кон-
струкций и доходит до (1—2) • 10~3 для насосов с дрос-
селированием пара в паропроводе.
319
Как видно из приведенных значений т]макс и как уже
указывалось ранее (см. § 6-5), дросселирование пара пе-
ред первыми ступенями насоса с целью рационального
распределения давления между ступенями приводит
к значительному росту к. п. д. по сравнению с обычными
конструкциями насосов. Расчет дросселирования пара
может быть проведен в соответствии с методом, изло-
женным в § 3-4. Размеры кипятильника выбираются
с таким расчетом, чтобы обеспечить спокойное кипение
рабочей жидкости. Удельная тепловая нагрузка q на
днище кипятильника парортутного насоса не должна
превосходить 3—4 вт!см2, а для паромасляного насоса —
2—3 вт!см2. Для малых парортутных насосов иногда
превышают указанные значения удельной тепловой на-
грузки ради уменьшения размеров кипятильника. Для
паромасляных насосов это делать не рекомендуется,
так как при повышенных тепловых нагрузках сущест-
венно возрастает термический крекинг масла. Диаметр
кипятильника, таким образом, может быть подсчитан по
уравнению
<М6)
где N— мощность подогрева, вт\
q — удельная тепловая нагрузка, вт!см2.
Для фракционирующих паромасляных насосов площа-
ди зеркала испарения рабочей жидкости в кипятильни-
ке, обеспечивающие работу ступеней насоса, должны
разбиваться пропорционально расходам пара в соответ-
ствующих ступенях, т. е.
Fi: F2: F3= Gi: Ог: G3, (6-67)
где . .=FK—площадь кипятильника.
Определение размеров выпускного па-
трубка насоса. Размеры выпускного патрубка на-
соса должны выбираться с таким расчетом, чтобы его
проводимость была во много раз больше быстроты дей-
ствия, необходимой для поддержания выпускного давле-
ния за последней ступенью, равного ри,в при максималь-
ной производительности насоса.
При выборе диаметра выпускного патрубка следует
иметь в виду, что вспомогательный насос присоединяется
к высоковакуумному насосу обычно трубопроводом того
320
же диаметра, что и выпускной патрубок. Поэтому в рас-
чете должна быть учтена предполагаемая длина соеди-
нительного трубопровода.
Примем, что общая длина трубопровода между по-
следней ступенью и вспомогательным трубопроводом
(включая выпускной патрубок) составляет 5 м, что
исчерпывает большинство практически возможных слу-
чаев установки насосов. В этом случае проводимость
трубопровода при давлении в нем, равном рн.в, в соответ-
ствии с (2-21) может быть выражена
/74
и=0,182 ^рп.ъ. (6-68)
Примем также, что проводимость трубопровода
в 2 раза превышает быстроту действия, .потребную для
поддержания за последней ступенью давления, равно-
го Рн.в, при максимальной производительности насо-
са, т. е.
« = 25 = 2^^-. (6-69)
1 Рн.в
Из (6-68) и (6-69) получаем уравнение для расчета диа-
метра выпускного патрубка насоса
4 / п
d = 8,6 17 Цр- [см], (6-70)
Г Рн.в
где Омакс — в л • мк!сек-,
Рн.в — ъ мк рт. ст.
Практически диаметр выпускного патрубка обычно
делается большим, чем это следует из (6-70), по чисто
конструктивным соображениям. Так, для большинства
современных насосов диаметры выпускных патрубков
соответствуют условию (6-69), если длина трубопрово-
да равна 5—10 м. Поэтому при конструировании высоко-
вакуумного насоса предварительный расчет диаметра
выпускного патрубка может быть вполне сделан по урав-
нению (6-70). Длина патрубка может выбираться про-
извольно. Следует иметь в виду, что при установке ло-
вушки за выпускным патрубком необходимо рассчитать
ее проводимость в соответствии с методикой, изложен-
ной в гл. 2, и оценить величину рн.в за ловушкой, кото-
рая в этом случае будет являться фактической характе-
ристикой насоса.
21 А. Б. Цейтлин. 321
Определение расхода охлаждающей
воды. Расход охлаждающей корпус насоса воды мо-
жет быть подсчитан из теплового баланса с учетом
того, что водой уносится: тепло, выделяющееся на стенке
корпуса при конденсации пара, истекающего из сопел,
тепло, излучаемое поверхностью паропровода, и тепло,
передаваемое за счет теплопроводности стенки от кипя-
тильника.
Для практических расчетов можно принимать, что
с водой уносится примерно 70—80% от всей подводимой
к кипятильнику насоса мощности. Тогда, принимая пере-
пад температур охлаждающей воды в 10° С, можем за-
писать для расхода воды
Ов= (60—70)Л/ {л/ч], (6-71)
где N — мощность подогрева, кет.
6-8. ЭКСПЛУАТАЦИЯ
Высоковакуумные насосы из всех пароструйных ва-
куумных насосов получили наиболее широкое распро-
странение в различных отраслях промышленности и
в лабораторной технике. Они применяются в производ-
стве радиоламп, ламп накаливания, электронно-лучевых
трубок, фотоэлементов, газоразрядных приборов, сверх-
высокочастотных приборов, в производстве полупровод-
никовых материалов и сверхчистых тугоплавких метал-
лов, для откачки выпрямителей, электронных микроско-
пов, установок для нанесения покрытий, масс-спектро-
графов, ускорителей, установок для термоядерных и
космических исследований и т. д.
Столь широкое распространение высоковакуумных
пароструйных насосов обусловлено тем, что они являют-
ся самыми простыми и надежными аппаратами по
сравнению с другими откачными аппаратами, позволяю-
щими создавать низкие давления, 10-4—10~12 мм рт. ст.
Высоковакуумным насосам присущи все те особенно-
сти эксплуатации, которые свойственны бустерным и
эжекторным паромасляным и парортутным насосам.
Поэтому к ним в равной мере относятся все рекоменда-
ции, которые были даны в § 4-4, 4-5 и 5-5. Вместе с тем
следует иметь в виду, что высоковакуумные насосы
являются гораздо более чувствительными к различным
322
воздействиям по сравнению с эжекторными и бустерны-
ми насосами. Если для эжекторных и бустерных насо-
сов величина предельного вакуума не имеет в общем
случае практического значения, то для высоковакуум-
ных насосов — это одна из важнейших характеристик.
Поэтому за высоковакуумными насосами требуется бо-
лее тщательный уход, предъявляются более жесткие
требования к условиям их эксплуатации, вакуумной ги-
гиене и профилактике.
При подготовке высоковакуумного насоса к работе
все внутренние поверхности его корпуса, детали паро-
провода должны быть тщательно промыты, обезжирены
и обезвожены. От чистоты насоса главным образом за-
висит время достижения в нем предельного вакуума.
В некоторых случаях, когда требуется получать давле-
ния ниже IO-8 мм рт. ст., приходится для ускорения про-
цесса обезгаживания прогревать под вакуумом кипя-
тильник насоса (до заливки рабочей жидкости) и верх-
нюю часть корпуса насоса над струей первой ступени.
Для эффективной эксплуатации насоса весьма важ-
ным является правильный выбор типа его рабочей
жидкости с учетом требований к характеристикам и
условий эксплуатации насоса.
Так, если насос предназначается для откачки чистой
системы с малым выделением газов до возможно более
низкого остаточного давления (менее 10-6 мм рт. ст.), то
следует в качестве рабочих жидкостей применять эфи-
ры. Если требуется откачивать большие количества га-
зов при давлениях 10~3—10-5 мм рт. ст. и особенно
в тех случаях, когда в работающий насос периодически
впускается атмосферный воздух (например, конвейерная
откачка электровакуумных изделий), следует в качестве
рабочих жидкостей применять полисилоксановые масла.
В общих случаях эксплуатации используются дешевые
минеральные масла. Неправильный выбор рабочей
жидкости в ряде случаев может существенно осложнить
эксплуатацию насосов, Так, например, применение ми-
неральных масел в насосах, установленных на автома-
тах откачки электровакуумных изделий, где в работаю-
щий насос периодически на короткое время впускается
атмосферный воздух, приводит к быстрому окислению
масла. При этом на деталях паропровода образуется
смолистый налет, удалить который удается только путем
21* 323
механической очистки. Количество профилактических
ремонтов насоса (чистка, замена масла) при этом ока-
зывается значительным, что не только удорожает
эксплуатацию насоса, но и приводит к его преждевре-
менному износу.
В эксплуатации часто имеют место случаи аварий-
ного попадания атмосферного воздуха в работающий
насос. Ртутные насосы при этом практически не изме-
няют своих характеристик, если только при прокачке
атмосферы из насоса не убывает значительное количе-
ство ртути. Паромасляные насосы, как правило, ухуд-
шают при этом свой предельный вакуум. Если пребыва-
ние атмосферы в насосе оказывается длительным, то при
работе на минеральных маслах и эфирах неизбежной
является замена масла. Если же атмосфера попадает
в насос на короткое время, то в большинстве случаев
можно избежать замены масла, регенерировав его в про-
цессе длительной (несколько часов) работы насоса без
внешней газовой нагрузки («на себя»).
При выборе рабочей жидкости для насоса необходи-
мо также иметь в виду, что характеристики его зависят
от рода рабочей жидкости. Поэтому, если есть необходи-
мость использовать рабочую жидкость, отличную от
указанной в паспорте насоса, то для получения опти-
мальных характеристик при работе на новой жидкости
необходимо изменением мощности подогрева подобрать
оптимальный для этой жидкости режим работы.
Иногда в эксплуатации возникает необходимость из-
менить характеристики насоса, например повысить наи-
большее выпускное давление, сдвинуть характеристику
S=f(p) в область повышенных давлений. Это можно сде-
лать увеличением мощности подогрева насоса (см.
§ 6-3). Любой высоковакуумный насос можно в прин-
ципе использовать и как бустерный, если залить в него
бустерное масло и повысить мощность подогрева. Как
уже указывалось в § 6-5, характеристики высокова-
куумных насосов существенно зависят от режима охлаж-
дения корпуса насоса. Поэтому при эксплуатации насо-
сов необходимо следить за тем, чтобы температура и
расход охлаждающей воды соответствовали паспортным
данным.
При откачке обычным вакуумным насосом легких га-
зов: водорода, гелия, — в некоторых случаях возникает
324
неустойчивый режим работы насоса, сопровождающий-
ся колебаниями впускного давления. Для устранения
этих колебаний необходимо увеличить мощность подо-
грева насоса (см. § 6-3). При установлении оптимальной
мощности подогрева в соответствии с уравнением (6-26)
достигаются оптимальные характеристики насоса при
откачке данных газов. В ояде случаев, когда насос при-
соединяется к откачиваемой системе патрубком с малой
проводимостью так, что и <<S, увеличение мощности
подогрева не будет приводить к увеличению эффектив-
ной быстроты действия при откачке легких газов из
системы, так как в этом случае быстрота действия на
входе в систему Sc~u и не зависит в широких пределах
от быстроты действия насоса.
Так же, как и бустерный насос, высоковакуумный
насос следует присоединять к системе возможно более
коротким и широким патрубком. Обычно диаметр па-
трубка принимают равным диаметру впускного отвер-
стия насоса. В тех случаях, когда насос подбирается
под готовый патрубок, обычно не имеет смысла уста-
навливать насос с диаметром впускного отверстия, зна-
чительно большим диаметра патрубка, так как при этом
эффективная быстрота действия на входе в систему все
равно будет регламентироваться проводимостью патруб-
ка. Однако в некоторых случаях применение насоса
с быстротой действия, значительно большей проводимо-
сти патрубка, имеет практический смысл, так как
позволяет работать при повышенных давлениях в откачи-
ваемом объеме. С такими системами имеют дело при
откачке радиоламп, электронно-лучевых трубок и т. п.
через сравнительно узкий штенгель. При этом давление
в приборе может быть в сотни раз выше, чем допусти-
мое давление на входе в насос; это особенно важно
в связи с .необходимостью обезгаживания приборов,
сопровождающегося значительным ростом давления.
В связи с тем, что высоковакуумные паромасляные на-
сосы обладают сравнительно невысокими значениями
наибольшего выпускного давления, их работа суще-
ственно зависит от качества работы вспомогательного
механического насоса. Имеющие место в эксплуатации
случаи неудовлетворительной работы высоковакуумных
насосов часто обусловлены ухудшением работы вспомо-
гательных механических насосов (попадание воды, недо-
325
статок масла и т. д.). Поэтому рекомендуется на трубо-
проводе, соединяющем высоковакуумный насос с ме-
ханическим, устанавливать манометр для контроля
выпускного давления.
ГЛАВА СЕДЬМАЯ
> ВАКУУМНЫЕ ПАРОСТРУЙНЫЕ АГРЕГАТЫ
7-1. ПРИНЦИПЫ АГРЕГАТИРОВАНИЯ
В условиях промышленной эксплуатации вакуумные
пароструйные насосы присоединяются обычно к откачи-
ваемым системам через переходные трубопроводы, ва-
куумные затворы, отражатели, ловушки. Для расши-
рения возможностей промышленного применения ва-
куумных пароструйных насосов выпускаются типовые
вакуумные затворы, ловушки, отражатели. Присоедини-
тельные размеры насосов и комплектующей арматуры
нормализованы с таким расчетом, чтобы каждый выпу-
скаемый вакуумный насос мог быть укомплектован со-
ответствующей типовой арматурой. Нормализованные
размеры приведены в приложении 14.
Пароструйный насос, соединенный с отражателем,
ловушкой, затвором и переходным патрубком и установ-
ленный на соответствующей раме, называется вакуум-
ным агрегатом. На раме агрегата обычно устанавли-
ваются электрощиток и гидрореле для отключения элек-
тронагревателя насоса при прекращении потока охлаж-
дающей воды.
Типичная конструкция высоковакуумного паромасля-
ного агрегата приведена на рис. 7-1. Над паромасляным
насосом установлен колпачковый маслоотражатель и
жалюзийная ловушка, охлаждаемая жидким азотом.
Над ловушкой расположен Г-образный патрубок с дву-
мя фланцами для присоединения к откачиваемой систе-
ме: один расположен вверху патрубка, другой сбоку.
В зависимости от конструкции системы агрегат может
быть пристыкован к ней либо верхним, либо боковым
фланцем. Свободный фланец заглушается крышкой
с вакуумными вводами для присоединения вакууммет-
рических датчиков. Внутри Г-образного патрубка разме-
щен вакуумный затвор форточного типа с откидываю-
326
щейся заслонкой. Все уплотнители в разъемных соеди-
нениях агрегата выполнены из резины.
Из-за сопротивления, создаваемого потоку откачи-
ваемого газа азотной ловушкой и Г-образным патруб-
ком с затвором, быстрота действия типового высокова-
Рис. 7-1. Высоковакуумный паромасляный агрегат ВА-0.5-1ПС.
а — общий вид; б — схема конструкции; /—высоковакуумный паромасляный
насос Н-5С; 2— маслоотражатель; 3 — азотная ловушка; 4 — привод затвора;
5 — угловой присоединительный патрубок; 6 — сосуд Дьюара с жидким азо-
том; 7 — рама-подставка; 8 — электрощиток.
куумного агрегата оказывается примерно в 4 раза мень-
ше быстроты действия насоса. При этом за счет уста-
новки только Г-образного патрубка с затвором (без
азотной ловушки) быстрота действия уменьшается
вдвое; установка ловушки приводит к дополнительному
уменьшению быстроты действия еще вдвое.
Качество конструкции агрегата в значительной мере
определяется тем, насколько эффективно используется
быстрота действия входящего в агрегат насоса. Обозна-
чив быстроту действия агрегата Sa и быстроту действия
327
насоса SH, запишем:
* = (7-1)
•^н
где х— коэффициент использования насоса.
Для отечественных высоковакуумных паромасляных
агрегатов х=0,2—0,3. Типовые паромасляные агрегаты
создают предельный вакуум порядка (1—5) • 10-7 мм
рт. ст. при охлаждении ловушки жидким азотом (см.
характеристики агрегатов в приложении 15).
Парортутные высоковакуумные агрегаты с таким же
предельным вакуумом имеют конструкцию, подобную
приведенной на рис. 7-1. Разница заключается лишь
в конструкционных материалах: все элементы паро-
ртутного агрегата выполняются из стали в то время,
как в паромасляных агрегатах используются также
медь и алюминий.
Подобно высоковакуумным насосам агрегатируются
также бустерные насосы.
7-2. СВЕРХВЫСОКОВАКУУМНЫЕ АГРЕГАТЫ
Возможность получения давлений ниже 10-7 ммрт. ст.
с помощью паромасляных или парортутных высокова-
куумных насосов регламентируется качеством насоса,
чистотой и герметичностью системы, а также качеством
отражателей и ловушек, устанавливаемых над насосом.
Для откачки сверхвысоковакуумных систем, как пра-
вило, используются обычные высоковакуумные насосы.
Однако паромасляные насосы должны иметь при этом
надежное фракционирование масла в кипятильнике и
хорошее обезгаживание конденсата, стекающего по
стенке корпуса в кипятильник (см. § 6-5). Иногда для
откачки используются два последовательно установлен-
ных высоковакуумных насоса, что позволяет умень-
шить количество газа, растворяемого в конденсате пер-
вого насоса, и соответственно улучшить создаваемый
насосом предельный вакуум (Л. 250, 283, 306—308]. При
этом второй насос служит также преградой для паров
масла из форвакуумного насоса, которые, растворяясь
в конденсате масла, стекающего по стенке диффузион-
ного насоса, попадают с конденсатом в кипятильник и,
328
разлагаясь в нем, образуют значительное количество
газообразных продуктов, ухудшающих предельный ва-
куум [Л. 307]. Это относится в особенности к тем паро-
масляным насосам, для которых растворимость газов
в масле значительна. Для получения сверхвысокого ва-
куума важно также качество масла, заливаемого в на-
сос, и режим работы кипятильника. И то и другое долж-
ны быть подобраны с таким расчетом, чтобы обеспечить
минимальный термический крекинг масла.
Именно продукты разложения масла определяют
в большинстве сверхвысоковакуумных установок спектр
остаточных газов. Чем ниже парциальное давление про-
дуктов термического разложения масла, тем лучше пре-
дельный вакуум, создаваемый в системе. В этом смысле
весьма перспективным является использование полифе-
ниловых эфиров (см. § 6-4) в качестве рабочих жидко-
стей в насосах с малыми удельными тепловыми нагруз-
ками в кипятильнике.
Необходимая чистота системы может быть получена
путем тщательной обработки ее внутренней поверхно-
сти соответствующими растворителями (бензин, аце-
тон, спирт и т. п.), а также путем длительного прогрева
системы под вакуумом при температуре 400—450° С.
В результате такой подготовки системы уровень газо-
выделений в ней удается снижать до значений, позво-
ляющих получать при умеренных быстротах действия
насосов давления I010—10-13 мм рт. ст. В связи с этим
все сверхвысоковакуумные пароструйные установки яв-
ляются прогреваемыми. Разъемные соединения в таких
установках собраны на металлических (обычно медных,
алюминиевых, золотых) прокладках, допускающих на-
грев до 400—450° С. Высоковакуумные затворы и вен-
тили, входящие в установки, являются цельнометалли-
ческими, допускающими указанный прогрев.
Герметичность сверхвысоковакуумных систем в обыч-
ном понимании, определяемая как натекание атмосфер-
ного воздуха внутрь системы через неплотности, должна
быть практически 100-процентной. Для таких систем до-
пустимая величина суммарного натекания через все воз-
можные неплотности составляет ~10~7—10~9 л-мк!сек.
Это столь малая величина, что даже если бы вся течь
была сосредоточена в одном месте, она с трудом могла бы
быть обнаружена самым чувствительным течеискателем.
329
Вероятность появления такой течи в разъемных соеди-
нениях и сварных швах, как показывает опыт, ничтожно
мала. Поэтому, имея в виду обычные течи, можно го-
ворить о необходимости создания 100-процентной гер-
метичности сверхвысоковакуумной системы. Вместе с тем
газы, находящиеся снаружи системы, могут проникать
внутрь нее не только через неплотности, но также и за
счет проницаемости материала стенок системы. Если для
обычных вакуумных систем проницаемость не имеет
практического значения, то для сверхвысоковакуумных
систем во многих случаях проницаемость регламенти-
рует величину достигаемого в системе остаточного дав-
ления.
Так, например, в большинстве сверхвысоковакуум-
ных стеклянных установок предельный вакуум К)-11 —
КУ12 мм рт. ст. регламентируется проницаемостью стек-
ла по отношению к атмосферному гелию [Л. 250, 262,
263]. Поэтому в стеклянных системах создаваемое на-
сосом остаточное давление будет тем ниже, чем больше
соотношение между скоростью откачки системы и по-
верхностью ее стенок.
В металлических системах проницаемость имеет
меньшее значение, чем в стеклянных, однако в ряде слу-
чаев, как будет показано ниже, может также регламен-
тировать величину остаточного давления.
Важнейшую роль в получении сверхвысокого ваку-
ума с помощью пароструйных высоковакуумных насо-
сов играют отражатели и ловушки. Как уже указыва-
лось в § 6-6, отражатели и ловушки позволяют не только
уменьшать проникновение паров рабочей жидкости из
насоса в откачиваемую систему, но также и значительно
понизить их парциальное давление в системе. Описан-
ные в § 6-6 охлаждаемые жидким азотом ловушки по-
зволяют получить в хорошо обезгаженной, герметичной
системе с помощью паромасляных насосов (например,
рис. 6-58, поз. 4, 6, 8, 9, рис. 6-63) предельный вакуум
порядка 10~10 лш рт. ст. и с помощью парортутных на-
сосов (рис. 6-64) предельный вакуум порядка КН2 мм
рт. ст. Если для парортутных насосов охлаждаемые
жидким азотом ловушки обязательны, то для паро-
масляных насосов получение сверхвысокого вакуума
возможно без охлаждаемых ловушек. Как уже указы-
валось, использование приведенных выше конструк-
330
ций уловителей в качестве отражателей позволяет по-
лучать остаточные давления 10-8—10 9 мм рт. ст. при
работе иа хороших минеральных маслах (ВМ-5, ДС-705,
Диффелен). Применение же в качестве рабочей жидко-
сти в насосах полифениловых эфиров позволяет по-
лучать с указанными отражателями остаточные давле-
ния 10-10 мм рт. ст. Такие же давления удается полу-
чать и при использовании сорбционных ловушек: мед-
ных, цеолитовых и угольных.
Компонуя высоковакуумные насосы с соответствую-
щими прогреваемыми отражателями или ловушками, за-
творами, присоединительными патрубками подобно тому,
как это сделано в описанных выше высоковакуумных агре-
гатах, можно создавать сверхвысоковакуумные откач-
ные агрегаты. Для иллюстрации на рис. 7-2 приведена
конструкция специального сверхвысоковакуумного па-
рортутного агрегата РВА-05-4. Основу агрегата состав-
ляют: 500-литровый парортутный насос Н-5СР-1 с кол-
пачковым отражателем и установленная над отража-
телем сдвоенная ловушка, описанная в § 6-6 (рис. 6-64).
Нижний уловитель ловушки охлаждается фреоном, верх-
ний, основной—жидким азотом. Фреоновая ловушка
включается в работу лишь при длительной непрерывной
работе агрегата (свыше двух недель). В агрегате уста-
новлена дополнительная охлаждаемая жидким азотом
ловушка, играющая вспомогательную роль и служащая
для сохранения вакуума в откачиваемом объеме при от-
ключении его от агрегата вспомогательным затвором,
устанавливаемым между основной — сдвоенной и до-
полнительной ловушками. Перед дополнительной ло-
вушкой установлен прогреваемый затвор Ду-100, через
который агрегат присоединяется к откачиваемой систе-
ме. За насосом Н-5СР-1 последовательно с ним уста-
новлен вспомогательный парортутный насос ДРН-50,
служащий для повышения наибольшего выпускного
давления агрегата до 20 мм рт. ст., при котором в ка-
честве насоса предварительного разрежения может быть
использован водоструйный насос. Описанная система
смонтирована на сваренной из уголков и труб раме. За-
пуск агрегата в работу производится следующим обра-
зом: сначала вся система откачивается водоструйным
или механическим насосом до давления, меньшего
20 мм рт. ст., затем включается вспомогательный насос
331
ДРН-50, и система откачивается до давления
рт. ст. (при этом парциальное давление воздуха в агре-
гате составляет ~ 10~6 мм рт. ст.). Далее на всю высо-
ковакуумную часть агрегата, расположенную перед
Рис. 7-2. Сверхвысоковакуумный парортут-
ный агрегат РВА-05-4.
1 — высоковакуумный паромасляный насос
Н-5СР-1; 2 — сдвоенная (азотная и фреоновая) ло-
вушки; 3 — промежуточный патрубок; 4— допол-
нительная азотная ловушка; 5 — затвор; 6 — вспо-
могательный парортутный насос ДРН-50; 7, 8—
ловушки, охлаждаемые водой.
фланцем насоса Н-5СР-1, надеваются электронагрева-
тели, и система прогревается в течение ~48 ч при тем-
пературе 400° С, Затем снимается нагреватель с основ-
ной—сдвоенной ловушки и в уловители ловушки после
их остывания подаются хладоагенты, после чего вклю-
чается в работу насос Н-5СР-1. Нагрев остальной части
системы (включая откачиваемый объем) продолжается
еще в течение 12—20 ч, после чего снимаются нагре-
332
вйтелй, система охлаждается й в дополнительную ло-
вушку подается жидкий азот. После такого цикла через
10—12 ч достигается предельный вакуум. При первом
запуске агрегата прогреваются также стенки корпуса
насоса Н-5СР-1 до 300—400° С в течение 48 ч одновре-
менно с прогревом ловушек и затвора.
Первоначально в агрегате был достигнут предель-
ный вакуум 1,5- 10'10 мм рт. ст. Эта величина является
наинизшей для описанных до сего времени металличе-
ских сверхвысоковакуумных пароструйных агрегатов
[Л. 267, 268]. Лишь в установке с двумя последователь-
но установленными стеклянными парортутными насоса-
ми, снабженными специальной ловушкой, было весьма
приближенно (путем графической экстраполяции ха-
рактеристики ионизационного манометра) зафиксирова-
но давление порядка 10~12 мм рт. ст. [Л. 250]. Проведен-
ные автором исследования состава остаточных газов
в агрегатах РВА-05-4 и РВА-1-3 показали, что остаточ-
ное давление в них целиком определяется водородом.
Попутно можно заметить, что водород присутствует
в спектре остаточных газов практически всех прогре-
ваемых сверхвысоковакуумных систем.
Подробное изучение причин появления водорода
в агрегате РВА-05-4 показало, что основной причиной,
определяющей величину остаточного давления, является
проникновение водорода через тонкостенные сильфоны
из нержавеющей стали, установленные в качестве теп-
ловых компенсаторов на выводах азотопроводов из
азотных ловушек. При эксплуатации агрегата РВА-05-4
было замечено, что стенки ловушек и патрубков, изго-
товленные из нержавеющей стали 1Х18Н9Т, после мно-
гократных циклов нагрева на воздухе до 400—450° С
заметно корродируют. Особенно сильно корродируют
сильфоны на азотопроводах ловушек, которые в процес-
се работы находятся при пониженной температуре и по-
стоянно покрыты образующейся на них снежной шу-
бой, а при запуске агрегата нагреваются до 400—450° С.
Если в обычных условиях коррозия нержавеющей ста-
ли незначительна, то при возникновении каких-либо
напряжений в ней, в частности температурных, которые
имеют место в рассматриваемом случае, может сущест-
венно возрастать интеркристаллитная коррозия. Обра-
зующийся в процессе реакции коррозии стали (в при-
333
сутствии влаги, содержащейся в воздухе и сконденсиро-
ванной на сильфонах)
Fe + Н2О = FeO + Нг
водород может диффундировать через металл [Л. 273—
278]. Этот процесс складывается из следующих этапов:
диссоциации молекул водорода на поверхности ме-
талла;
растворения газа в поверхностном слое материала
стенки;
диффузии атомов или ионов газа из этого насыщен-
ного поверхностного слоя под действием градиента кон-
центраций к внутренней поверхности стенки;
переноса растворенного газа в поверхностный слой
материала стенки с возможной рекомбинацией атомов
или ионов;
десорбции газа с внутренней поверхности стенки
в откачиваемый объем.
Покрытие всех сильфонов в агрегате РВА-05-4 тер-
мовлагостойкой кремнийорганической эмалью ПК-18
позволило устранить коррозию сильфонов, благодаря
чему остаточный пик водорода в агрегате снизился при-
мерно на два порядка. Остаточное давление в агрегате
при этом понизилось с 1,5- 10~10 мм рт. ст. до 3- 10'12лии
рт. ст.
Исследования показали, что это давление не регла-
ментировалось уже более газоотделениями или прони-
цаемостью стенок элементов агрегата, расположенных
над насосом, хотя величина его по-прежнему определя-
лась присутствием водорода. Было установлено, что во-
дород выделялся из стенок кипятильника насоса и вы-
носился из него с паровой струей, двигаясь по линиям
тока пара, направленным в сторону впускного отвер-
стия. Повышение мощности подогрева насоса на 35%
приводило к снижению в течение 10 мин давления
с 3-10-12 мм рт. ст. до 8-10~13 мм рт. ст., что объяс-
няется увеличением скорости паровой струи на выходе
из сопла и уменьшением количества линий тока пара,
направленных в сторону впускного отверстия. Харак-
терно, что повышение давления водорода на выпускном
патрубке насоса Н-5СР-1 с 10~7 до 1 мм рт. ст. не при-
водило к изменению давления в агрегате, что свиде-
334
тельствует об отсутствии заметной противодиффузии
газа со стороны выпускного патрубка.
Обезгаживание стенок кипятильника насоса (в от-
сутствие ртути) при откачке агрегата вспомогательным
насосом в течение 48 ч позволило дополнительно сни-
зить в дальнейшем остаточное давление в агрегате
с 8-10-13 мм рт. ст. до 3- К)-13 мм рт- ст.
Условия, в которых работает агрегат РВА-05-4, при-
сущи многим сверхвысоковакуумным прогреваемым
системам; поэтому и в других агрегатах возможны опи-
санные процессы проникновения водорода внутрь си-
стемы.
В настоящее время давление 3-10-13 мм рт. ст. яв-
ляется наинизшим достигнутым с помощью пароструй-
ных насосов остаточным давлением.
Быстрота действия агрегата РВА-05-4 в области дав-
лений 10“3—10-7 мм рт. ст. составляет ~70 л/сек с за-
твором Ду-100 и вспомогательной ловушкой и
~150 л/сек без дополнительной ловушки и затвора
(в этом случае предельный вакуум имеет ту же вели-
чину, что и с дополнительной ловушкой). Характерно,
что быстрота действия агрегата (без затвора) по возду-
ху, равная ~90 л/сек при давлении 10~7 мм рт. ст.,
увеличивается до 900—1 000 л!сек при давлении
2- Ю-11 мм рт. ст. Это десятикратное увеличение быстро-
ты действия обусловлено сорбцией газа на охлажден-
ной жидким азотом поверхности ловушки. Следует от-
метить, что при давлении 10~9 мм рт. ст. имеет место
примерно трехкратное увеличение быстроты действия,
которое наблюдалось нами также в парортутном сверх-
высоковакуумном агрегате РВА-1-3 [Л. 288].
Эффективная сорбция газов и паров на охлажден-
ной жидким азотом поверхности ловушек позволяет по-
лучать в сверхвысоковакуумных паромасляных агрега-
тах, работающих на термостойких маслах и с хорошими
ловушками, остаточный спектр газов, свободный от уг-
леводородов [Л. 293].
Вследствие эффективной сорбции газов на поверх-
ности ловушек сверхвысоковакуумные агрегаты весьма
чувствительны к режиму охлаждения ловушек. При
ухудшении подачи жидкого азота в ловушку происхо-
дит десорбция газа с ее поверхности и предельный ва-
куум агрегата ухудшается. Масс-спектрометрические
335
исследования работы агрегата РВА-05-4, проведенные
автором, показали, что незначительные изменения ре-
жима охлаждения ловушки, приводящие к возрастанию
остаточного давления с 4 • 10-10 мм рт. ст. до 8- 10~’° мм
рт. ст., сопровождаются возрастанием в спектре оста-
точных газов пиков масс /п = 2 и 1; 28 и 14. При значи-
тельном размораживании ловушки до давления
Рис. 7-3. Схема пи-
тания ловушки
жидким азотом из
сосуда Дьюара.
1 — предохранитель-
ный клапан; 2 — пи-
тательное устройст-
во; 3 — ловушка; 4 —
сосуд Дьюара.
Ц
4-Ю-9 мм рт. ст. в спектре появляются пики масс 100
и 200 (Hg++ и Hg+).
Многократными измерениями было установлено,
что СО и N2 начинают десорбироваться при одной и той
же температуре 79—81° К, СО2 десорбируется при тем-
пературе 139° К и ртуть десорбируется при темпера-
туре 173° К.
Подобная чувствительность к режиму охлаждения
азотных ловушек характерна для всех сверхвысокова-
куумных пароструйных агрегатов. Менее чувствитель-
ны к режиму охлаждения агрегаты с заливными ловуш-
ками, более чувствительны агрегаты с проточными ло-
вушками. Питание жидким азотом проточных ловушек
металлических агрегатов осуществляется обычно из стан-
дартных 15—25-литровых сосудов Дьюара через спе-
циальные питательные устройства. На рис. 7-3 показа-
на схема питательного устройства, представляющего
собой трубочку с клапаном и системой соединительных
муфт, погружаемую в сосуд Дьюара. За счет тепла,
вносимого трубкой, происходит испарение жидкого азо-
336
та в с-осуде Дьюара, повышается давление пара в нем,
и жидкий азот вытесняется по трубке в ловушку. В слу-
чае необходимости дополнительное повышение давле-
ния в сосуде Дьюара может быть осуществлено с по-
Рис. 7-4, Схема питания ловушки жидким воздухом от
ожижителя.
1 — кожух с теплоизоляцией; 2 — противоточный теплообменник;
3—коллектор входа сжатого воздуха; 4 —ловушка; 5— нип-
пельно-шаровое соединение; 6— дроссель.
мощью электронагревателя, смонтированного на трубке,
или впуском в Дьюар сжатого воздуха через отверстие
клапана.
В условиях промышленной эксплуатации вакуумных
агрегатов весьма удобными для питания проточных ло-
вушек жидким азотом или воздухом являются специ-
22 А. Б. Цейтлин. 337
ально предназначенные для этой цели ожижители. Ожи-
житель (рис. 7-4) представляет собой противоточный
теплообменник, состоящий из намотанных на сердечник
медных трубок, соединенных в коллекторы. На выходе
из теплообменника установлен дроссель диаметром
0,25—0,27 мм. Воздух (или азот), сжатый в компрессо-
ре до давления 190—200 ат и охлажденный в водяном
холодильнике, после блока осушки поступает в змеевик
теплообменника, в котором охлаждается обратным по-
током холодного газа, идущего из ловушки. Выйдя из
теплообменника, воздух дросселируется до давления
1,3—1,5 ат, благодаря чему происходит резкое пониже-
ние его температуры и частичное сжижение. В ловушке
жидкий воздух испаряется и поступает в межтрубное
пространство теплообменника для охлаждения воздуха
высокого давления. Время, необходимое для охлажде-
ния ловушки до минимальной температуры (—156-?-
—196° С) составляет 2—4 ч в зависимости от диамет-
ра дросселя.
ГЛАВА ВОСЬМАЯ
ИСПЫТАНИЯ ВАКУУМНЫХ ПАРОСТРУЙНЫХ
НАСОСОВ
• 8-1. МЕТОДЫ ИСПЫТАНИИ
Целью испытаний вакуумных пароструйных насосов
является определение их герметичности и основных ха-
рактеристик: производительности, быстроты действия,
предельного вакуума и наибольшего выпускного дав-
ления.
а) Определение герметичности насоса. Для большин-
ства вакуумных пароструйных насосов обычно задаются
величины допустимого натекания атмосферного воздуха
внутрь насоса через неплотности. Так, например, для вы-
соковакуумных и сверхвысоковакуумных насосов и агре-
гатов допустимая величина натекания Одоп выбирается
из соотношения
бдол<0,15Л, (8-1)
где S — средняя быстрота действия насоса (или агре-
гата) ;
рй — предельный вакуум.
338
Для определения величины натекания в насос (или
агрегат) его впускной фланец заглушается заглушкой
с установленным на ней манометром (обычно теплоэлек-
трическим); насос (или агрегат) откачивается вспомо-
гательным механическим насосом до давления
~ 10-2 мм pi. ст. и затем отключается вентилем от вспо-
могательного насоса. Если объем насоса V известен, то,
измеряя повышение в нем давления Др за время т, по-
лучим величину натекания
GHai = V^. ’ (8-2)
При измерении давления следует перед манометром
устанавливать ловушку, охлаждаемую жидким азотом,
чтобы исключить влияние на результат измерения газо-
отделений стенок насоса.
Для отыскания места течи в вакуумных пароструй-
ных насосах применяются методы опрессовки газом
изнутри, а также гелиевый, галоидный и другие тече-
искатели [Л. 279].
б) Определение производительности и быстроты дейст-
вия. Производительность и быстрота действия насоса
связаны между собой соотношением
G=Sp. (8-3)
Поэтому измерение одной из характеристик и соответ-
ствующего ей впускного давления позволяет вычислить
другую характеристику.
Производительность и быстрота действия пароструй-
ных насосов являются функциями впускного давления.
Поэтому при испытаниях обычно определяются полные
характеристики G = f(p) и S = f(p). Для определения
этих характеристик используются два метода: метод по-
стоянного объема и метод постоянного давления.
Метод постоянного объема. Сущность ме-
тода заключается в следующем: насос присоединяется
к некоторой измерительной камере с известным объемом
V и затем снимается кривая откачки камеры p=f(r).
В соответствии с выводами § 3-2 кривая откачки объ-
ема V, построенная в полулогарифмическом масштабе,
представляет собой на начальном участке прямую с на-
клоном
22* 339
переходящую по мере приближения р к р0 в кривую,
асимптотически приближающуюся к оси времени
(см. рис. 3-2). По опытным данным строится зависи-
мость lg(p—Po)=f(x) и разбивается на участки, для
которых эта зависимость достаточно точно может быть
аппроксимирована прямой. По углу наклона прямой из
(8-4) определяется значение скорости откачки камеры
SK для среднего на принятом участке давления. По вы-
численным значениям строится зависимость SK=f(pK)
(рк — давление, измеренное в камере).
Рассчитывая далее проводимость и трубопровода,
соединяющего испытательную камеру с насосом, можем
определить быстроту действия насоса из уравнения
(2-6):
5H = SK---Ц-. (8-5)
1---
и
Высчитывая для каждого значения SH давление на
входе в насос рн из уравнения неразрывности потока
ря=рк^-, (8-6)
можем построить кривую SH=f(pH). Вычисляя из (8-3)
производительность насоса, строим кривую GH = f(pH).
Метод постоянного объема является весьма простым,
так как не требует никакого специального оборудования,
кроме манометра. Измерения по этому методу могут
быть проведены практически на любой вакуумной уста-
новке, если известен откачиваемый объем. Вместе с тем
точность метода невелика из-за ошибок, вносимых при
аппроксимации зависимости lg(p—Po)=f(t) прямой и
при определении проводимости соединительного трубо-
провода.
Метод постоянного давления. Существо
метода заключается в том, что создается определенный
поток Ga газа в насос, при котором устанавливается не-
которое постоянное не изменяющееся во времени давле-
ние на входе в насос Дн. Быстрота действия насоса
определяется в соответствии с (8-3):
340
Изменяя величину потока и соответственно давления на
входе в насос, получают зависимость Ga=f(pa) и SH=
= f (Рн)
Для создания и измерения потока газа в насосе
используется ряд способов: натекания газа, циркуляции,
калиброванного трубопровода, калиброванных диа-
фрагм, накопления.
Рис. 8-1. Схема измерения потока газа бюреткой.
а— открытая бюретка: 1 — бюретка; 2— стакан с маслом;
3 — проходной вакуумный кран; 4 — резиновый вакуумный
шланг; вентиль-натекатель; штатив; б—закрытая бю-
ретка: 1 — бюретка; 2 — цилиндр с маслом; 3— угловой
двухходовой вакуумный край; 4 ~ резиновый вакуумный
шланг; 5 — вентиль-натекатель; 6 — штатив; 7 •— U-образный
манометр; 8 ~ проходной вакуумный кран; 9 — .сосуд с газом.
Способ натекания заключается в том, что напуск газа
в насос осуществляется через специальный напускной
вентиль-натекатель, а количество напускаемого газа
измеряется соответствующим расходомером: измеритель-
ной бюреткой, ротаметром, дроссельной шайбой, мерным
соплом и т. д. (Л. 36].
На рис. 8-1 приведена схема измерения потока с по-
мощью бюретки. Для измерения используются обычные
мерные химические пипетки или бюретки Мора. На
одном конце бюретки делается оливка, на которую на-
девается вакуумный шланг, соединяющий бюретку с на-
текателем. Вблизи оливки к бюретке припаивается про-
ходной вакуумнопритертый кран, позволяющий сооб-
щать бюретку с атмосферой или отключать от нее. От-
341
крытый конец бюретки погружается в стакан с мерной
жидкостью (обычно вакуумным маслом, иногда ртутью).
Измерение производится следующим образом: про-
ходным краном на бюретке сообщают ее с атмосферой,
затем открывают натекатель настолько, чтобы на входе
в испытуемый насос установилось некое выбранное
давление рп. Далее кран на бюретке закрывают, и воз-
дух из нее начинает засасываться в насос. По скорости
подъема масла в бюретке (/г/т) определяют количество
вытесненного из бюретки воздуха AGg. С учетом того,
что G = pV/r (р — давление и V — объем газа в бюрет-
ке), можем записать:
AG6 = 1Д (/гУ) = 1 (Д/гУ0 4- р5 ДУ 4- Ьр ДУ), (8-7)
где Уо — начальный объем бюретки и соединительного
шланга от уровня масла в стакане до натека-
теля, Л',
р„— давление внешней среды, мм рт. ст.-,
Д/?=----— h— давление столба масла в бюретке,
П. Урт
поднявшегося за время т, мм рт, ст.\
IW = h— объем столба масла, поднявшегося в бю-
ретке за время т, л\
I — высота градуированной части бюретки, мм\
п—число делений градуированной части бюретки;
Vб — объем градуированной части бюретки, л;
Тм — удельный вес масла, г/см3-,
7рт — удельный вес ртути, г/см3',
h — высота подъма масла в бюретке за время т
(в делениях шкалы).
Пренебрегая величиной Д/?ДУ В уравнении (8-7) по срав-
нению с первыми двумя слагаемыми в скобках, получим:
Сн=ДСб = /7А, (8-8)
где П — —-li -J- ръ — — постоянная для данной си-
\ Л Y о т ZZ /
4 ,р 7 стемы величина.
Соответственно
5н = 77А (8-9)
342
Таблица 8-1
Производи- тельность насоса. л-мм/сек Наи-меиование бюретки Объем, мл Цена деле- ния, мл ГОСТ
До 0,01 Пипетка измерительная 2 0,02
. 0,05 прямая Пипетка измерительная 5 0,05 1770-51
. 0,75 утолщенная То же 10 0,1
. 1,5 Бюретка обыкновенная 50 0,1
. 2,5 (Мора) без крана То же 100 0,1
Если измеряется производительность не воздуха,
а какого-либо другого газа, то следует применять за-
крытую измерительную бюретку (рис. 8-1,6).
В зависимости от величины измеряемого потока при-
меняются бюретки соответствующего объема
(см. табл. 8-1).
При измерении потока газа бюреткой следует следить
за тем, чтобы температура бюретки во время измерения
не изменялась более чем на 1°С. При измерении малых
потоков газа изменение во время измерения окружаю-
щей температуры даже на 2—3е С может приводить
к значительным ошибкам измерения. Так, например, при
измерении производительности 100-литрового высоко-
вакуумного насоса при давлении 10-5 мм рт. ст. бюрет-
кой объемом 50 мл, скорость подъема масла в бюретке
будет равна примерно 1 мл за 10 мин. Если за время
измерения (10 мин) температура воздуха увеличится
на 3° С, что соответствует изменению абсолютной тем-
пературы на 1%, то объем воздуха, заключенный в бю-
ретке, возрастет также на 1%. Это приведет к опуска-
нию масла в бюретке на 0,5 мл (при начальном объеме
воздуха ~50 мл). Таким образом, за 10 мин масло под-
нимется не на 1 мл (примерно 10 делений по бюретке),
а на 0,5 мл (5 делений), т. е. ошибка измерения соста-
вит 100%- Следовательно, сквозняки, открывание окон,
дверей, наличие вблизи бюретки теплоизлучающих по-
верхностей могут привести к значительным ошибкам
измерения.
Способ циркуляции заключается в том, что впускной
патрубок испытуемого насоса соединяется трубопрово-
343
дом известной проводимости и с его выпускным патруб-
ком (рис. 8-2,а), благодаря чему достигается циркуля-
ция газа в насосе. Измеряя перепад давлений на трубо-
Рис. 8-2. Схемы измерений производительности и быстроты действия
методом постоянного давления.
а —способ циркуляции газа: / — насос; 2 — трубопровод с известной проводи-
мостью; 3, 4 — вакуумные краны; 5—измерительная камера; 6 — вспомога-
тельный насос; Mf и Мг— манометры; б — способ калиброванного трубопро-
вода: / — насос; 2, 4 — измерительные камеры; 3— калиброванный трубопро-
вод с известной проводимостью; 5 — вентиль-натекатель; Mi н М2— маноме-
тры; о —способ калиброванных диафрагм [Л. 280]: / — измерительная камера;
2 — пластина с калиброванными отверстиями; 3 — шестерня привода; 4 — вал
при®ода; 5 — присоединительный фланец; б — вентиль-натекатель; М — мано-
метр; а — способ накопления: / —испытуемый насос; 2 — измерительная каме-
ра; 3 — вентиль-натекатель; 4— выпускной трубопровод с балластной емкостью
известного объема; 5 — вентиль; 6 — вспомогательный насос; М\ и Мз —мано-
метры.
проводе при установившемся режиме в системе, можно
определить производительность насоса при данном впу-
скном давлении:
~ W (рвып рн) • (8- 10)
Соответственно быстрота действия насоса
5я = йГ^д._Л, (8-Ц)
\ Р» 7
При снятии кривых GH=/(pB) и SH=f(pH) измерения
производят следующим образом: при открытых кранах4
344
и 3 измерительная камера откачивается испытуемым на-
сосом до некоторого выбранного давления рн, после чего
кран 4 закрывается и производится измерение перепада
давлений Рвып—Рн на концах трубопровода. Далее
кран 4 вновь открывается, измерительная камера отка-
чивается до следующего более низкого давления, вновь
перекрывается кран 4 и производится измерение.
Способ циркуляции относительно прост, не требует
сколь-нибудь сложного оборудования, применим для из-
мерения характеристик насосов при откачке разных га-
зов, если при этом обеспечивается устойчивая работа
насоса. Недостатком способа является трудность прове-
дения измерений с одним трубопроводом при очень низ-
ких и высоких впускных давлениях, так как в первом
случае для этого потребовался бы трубопровод с очень
малой проводимостью, что ограничивало бы возмож-
ности измерения больших потоков. Кроме того, режим
течения газа в трубопроводе может меняться по его дли-
не от вязкостного или молекулярно-вязкостного до чисто
молекулярного, вследствие чего расчет проводимости
является весьма приближенным. Поэтому точность тако-
го метода мала.
Способ калиброванного трубопровода заключается
в том, что впуск газа в испытуемый насос осуществля-
ется через трубопровод с известной проводимостью,
установленный на впускном патрубке насоса (рис. 8-2,6).
Измеряя перепад давлений на трубопроводе можно опре-
делить производительность GH = «(/?,— Рн) и быстроту
действия Sa=u( —------1). Регулируя натекателем 5 пе-
\ Рн J
репад давлений на калиброванном трубопроводе, можно
снимать зависимости GH = f(pa) и SH,= f(pH).
Этот метод пригоден для измерений в области дав-
лений, в которой режим течения газа является одинако-
вым по всей длине трубопровода: либо целиком моле-
кулярным, либо вязкостным, либо молекулярно-вязкост-
ным. Метод удобен для измерения характеристик при
откачке разных газов.
Метод калиброванных диафрагм пригоден для изме-
рения потоков в области молекулярного режима. Суще-
ство метода заключается в том, что поток газа осуще-
ствляется через калиброванную диафрагму с известной
проводимостью. Так же, как в предыдущем случае, из-
345
мерение перепада давлений на -диафрагме позволяет
рассчитать производительность и быстроту действия на-
соса. На рис. 8-2,в показано измерительное устройство
с набором диафрагм. Фланцем 5 устройство присоеди-
няется к испытуемому насосу. Вращая вал 4, через ше-
стерню 3 можно поворачивать пластину 2 с набором
отверстий, устанавливая каждый раз над патрубком 5
нужное отверстие. Это устройство позволяет производить
измерения с помощью только одного манометра, уста-
новленного на измерительной камере.
Допустим, что натекателем 6 в камеру производится
напуск некоторого количества газа Gi. Если при этом
в камере над некоторой диафрагмой с проводимостью «1
устанавливается давление рь то скорость откачки каме-
ры будет равна SKi=Gi/pi. С учетом уравнения (2-6)
можем записать:
1 1
о —о - ( (8-12)
Ок1 он G1 '
Устанавливая вращением пластины 2 над насосом новую
диафрагму и измеряя при этом давление в
постоянном натекании, будем иметь:
Gi SH 'и2 *
Из уравнений (8-12) и (8-13) получаем:
(Pl Л
V — 1 ) «2
лй —
_ Pi
Ui рг
Из уравнения постоянства натекания
и I ( Р1—Phi ) = U2 ( р2—Phi )
камере при
(8-13)
(8-14)
имеем:
/ И1 Р1
Рг рГ’
Zl~7
«2
где рт — давление за диафрагмой, перед насосом, при
дддном натекании G-, и быстроте действия
насоса SHi.
Изменяя натекание газа в измерительную камеру и про-
водя аналогичные измерения, определяем соответственно
346
(8-15)
5h2, Sh3, pU2, Pm, т. е. получаем зависимость
8„=)(рп), а с учетом (8-3) и зависимость GH=f(pB).
Как видно из уравнения (8-14), быстрота действия
насоса зависит не от абсолютных значений измеряемых
давлений, а от их отношения. Это позволяет избежать
ошибок, связанных с определением чувствительности
ионизационного манометра, применяемого для измере-
ния давлений при пользовании этой методикой. Для
ионизационного манометра измеряемый ионный ток на
коллектор манометра (при постоянном электронном токе
на сетку) пропорционален давлению газа в манометре I —
~ср, или p = Ifc, где с — чувствительность манометра
для данного газа. Подставляя значения р в уравнение
(8-14), получим, что SH зависит от отношения ионных
токов Л/Л, но не зависит от чувствительности мано-
метра.
Методика калиброванных диафрагм удобна для из-
мерения быстроты действия насоса при откачке разных
газов, так как не требует знания чувствительности ма-
нометра для этих газов.
Способ накопления заключается в том, что поток газа
в насос, создаваемый установленным на входе в него на-
теканием, измеряется путем накопления газа в извест-
ном объеме выпускного патрубка, отключенного венти-
лем от вспомогательной откачки (см. схему на
рис. 8-2,а). Для получения более точных результатов
желательно на выпускном трубопроводе между испы-
туемым и вспомогательным насосами установить балла-
стную емкость с объемом, в несколько раз большим
объема выпускного трубопровода. Это уменьшает ошиб-
ку в определении объема выпускного трубопровода,
включающего в себя объем газа под последней струей
насоса.
Устанавливая вентилем-натекателем 3 поток газа,
соответствующий некоторому выбранному показанию
манометра Mi, закрывают вентиль 5 и измеряют по ма-
нометру М% скорость роста давления Ар/т в объеме вы-
пускного трубопровода V (включая балластную
емкость). Величина потока газа, измеренная таким
образом, равна:
G=V^-, (8-16)
.347
где т — время, в течение которого давление в объеме V
возрастает на Др.
Относя измеренную величину G к впускному давлению и
повторяя измерения при разных натеканиях, можно по-
лучить зависимость GH=f(pH) и SH=f(pH).
Этот метод удобен тем, что может быть использован
для измерения характеристик насоса, работающего на
установке. Для этого требуется лишь иметь манометр
вблизи впускного отверстия насоса и вентиль-натека-
тель. Роль балластной емкости во многих случаях может
играть вспомогательный бачок, устанавливаемый в от-
качных системах специально с целью периодического
отключения вспомогательного насоса.
Точность метода регламентируется главным образом
точностью определения объема V.
в) Определение предельного вакуума. Для измерения
предельного вакуума испытуемого насоса к нему при-
соединяется герметичная измерительная камера неболь-
шого объема с установленным в ней манометром. Из-
мерительная камера откачивается насосом и в процес-
се ее откачки снимается кривая изменения давления
в камере p = f(x) (см., например, рис. 3-2). Давление
соответствующее участку кривой насыщения, асимптоти-
чески приближающейся к оси времени, является пре-
дельным вакуумом насоса. Практически предельным
вакуумом считают давление, которое не изменяется
в процессе длительной откачки (3—4 ч) более чем
на 10%.
Для измерения предельного вакуума насосов должны
применяться манометры, чувствительность которых
позволяет измерять хотя бы на порядок более низкое
давление [Л. 289].
г) Определение наибольшего выпускного давления.
Для измерения наибольшего выпускного давления испы-
туемого насоса к впускному фланцу присоединяется из-
мерительная камера с установленными в ней манометром
и вентилем-натекателем. За насосом вблизи его выпуск-
ного патрубка (или за ступенью при испытании отдель-
ных ступеней) устанавливаются вентиль-натекатель и
манометр. Измерительная камера откачивается до пре-
дельного вакуума и затем производятся измерения либо
при предельном вакууме, либо при любом заданном
впускном давлении, устанавливаемом с помощью венти-
348
ля-натекателя. Для этого вентилем-натекателем за вы-
пускным патрубком насоса (или ступени) повышается
выпускное давление до величины, при которой начи-
нается возрастание впускного давления (см. рис. 3-5).
Значение выпускного давления, при котором впускное
давление изменяется на 50%, определяется как (наи-
большее выпускное давление.
При испытаниях впускное давление следует измерять
прибором с непрерывным отсчетом показаний.
8-2. ИСПЫТАНИЕ ВЫСОКОВАКУУМНЫХ НАСОСОВ
И АГРЕГАТОВ
Для определения производительности и быстроты
действия высоковакуумных пароструйных насосов и
агрегатов пригодны в принципе как методика постоян-
ного объема, так и методика постоянного давления.
Однако применение методики постоянного объема дает
в этом случае большую погрешность, обусловленную
газоотделениями измерительной камеры. (Поэтому эта
методика при испытаниях высоковакуумных насосов
применяется чрезвычайно редко.
Из методов постоянного давления наиболее широко
применяется метод натекания. В связи с тем, что в вы-
соковакуумных насосах имеет место молекулярный
режим течения газа, результаты измерений существенно
зависят от правильности впуска газа в насос и измере-
ния давления в нем. Важно, чтобы натекание газа
в насос осуществлялось ие в ,виде молекулярного пучка,
направленного в струю насоса, а было, равномерно рас-
пределено по всему сечению измерительной камеры.
С этой целью в измерительной камере устанавливаются
рассеивающие диски (рис. 8-3).
Важной также является правильность установки ма-
нометров в измерительной камере. Во-первых, Измере-
ние давления должно производиться в сечении впускно-
го фланца насоса, так как быстрота действия его отно-
сится всегда к этому сечению. Кроме того, в связи с не-
одинаковой эффективностью откачки газа по длине
струи во впускном сечеиии насоса имеет место неравно-
мерное радиальное распределение давления. Поэтому
при определении быстроты действия насоса измерение
давления принято производить на середине расстояния
.349
между соплом и корпусом насоса (//2). С этой целью
манометры снабжаются так называемыми «заборными»
трубками, заборное отверстие которых располагается
в сечении входного фланца насоса на расстоянии Z/2.
Результат измерения существенно зависит от того,
как ориентировано заборное отверстие трубки маномет-
ра. Если ориентировать его вниз (ось отверстия парал-
Рис. 8-3. Схема измерительной камеры при
испытании высоковакуумных насосов и аг-
регатов.
1 — натекатель; 2 — измерительный колпак: 3 —
рассеивающие диски; 4 — насос; 5 — заборная
трубка.
лельна оси насоса), то показание манометра будет за-
нижено, так как манометр будет смотреть на струю, не
отражающую газовых молекул. Если заборное отвер-
стие ориентировать вверх, то манометр будет давать за-
вышенное показание, так как в него будут преимущест-
венно попадать молекулы, отраженные от рассеивающих
дисков. Как показывает опыт [Л. 281], показания мано-
метров в этих двух случаях могут различаться в 1,8 ра-
за. При испытаниях отечественных насосов принято за-
борное отверстие располагать параллельно оси насоса.
Диаметр измерительной камеры 'принимается рав-
ным диаметру испытуемого насоса. Размещение мано-
метров и основные размеры показаны на рис. 8-3,
350
При определении быстроты действия насоса по воз-
духу или какому-либо газу давление измеряется мано-
метром (обычно ионизационным), перед которым уста-
новлена охлаждаемая жидким азотом ловушка.
Так как при испытании высоковакуумных насосов
требуется определить быстроту действия в области столь
малых давлений, как 10-5—10-7 мм рт. ст., то результа-
ты испытаний существенно зависят от состояния изме-
рительной системы (степени ее обезгаженности и гер-
метичности). Поэтому величина, рассчитанная по урав-
нению (8-9), является в значительной мере характери-
стикой системы, нежели самого насоса. Для характери-
стики высоковакуумного насоса правильнее пользовать-
ся уравнением, учитывающим фактическую величину
предельного вакуума р0:
SB =----—
Рп — Ро
(8-17)
Способ измерения предельного вакуума зависит от
рода рабочей жидкости в испытуемом насосе. Для
парортутных насосов ввиду высокой упругости паров
ртути при комнатной температуре измерение предельно-
го вакуума производится условно (по остаточному газу)
манометром без заборной трубки, подсоединенным к из-
мерительной камере через ловушку, охлаждаемую
жидким азотом. Для паромасляных насосов измеряется
полное остаточное давление без вымораживания паров
масла в ловушке перед манометром.
Следует отметить, что применяемые обычно для из-
мерения предельного вакуума высоковакуумных паро-
масляных насосов манометры с электродными система-
ми, заключенными в стеклянные баллоны, дают зани-
женные, по сравнению с действительными, значения
давления вследствие так называемого «эффекта Блирса»
[Л. 282, 283]. Этот эффект заключается в частичном
поглощении стеклянными стенками баллона и штенгеля
манометра паров масла. Кроме того, молекулы масла,
попадающие в баллон манометра (ионизационного),
крекируют (разлагаются) на накаленной нити. Обра-
зующиеся продукты крекинга частично поглощаются
в манометре, но в основном уходят в насос через штен-
гель манометра. При этом проводимость штенгеля для
тяжелых паров масла оказывается несравненно меньше,
351
чем проводимость Для газов крекинга. Благодаря этому
продукты крекинга уходят из манометра гораздо быстрее
нежели в него поступают пары масла. В связи с этими
эффектами манометр лишь частично измеряет давление
паров масла. Поэтому для измерения предельного ва-
куума высоковакуумных паромасляных насосов следует
применять манометры с открытой электродной системой,
помещенной непосредственно в измерительную камеру
(быстродействующие манометры).
При измерении предельного вакуума высоковакуум-
ных насосов измерительная система обычно не под-
вергается специальному прогреву с целью обезгажива-
ния. Поэтому получаемые при таких измерениях резуль-
таты являются сугубо условными и не отражают факти-
ческих возможностей насоса. Опыт показывает, что в
паромасляном насосе, работающем на термостойкой
однородной жидкости, даже умеренный прогрев изме-
рительной системы, собранной на резиновых уплотни-
телях, в течение нескольких часов при 100—150°С
позволяет более чем на порядок улучшить предельный
вакуум насоса.
При испытаниях высоковакуумных насосов измере-
ние впускного давления обычно производится иониза-
ционными манометрами, а выпускного давления — ком-
прессионными и теплоэлектрическими манометрами
[Л. 289] (см. также приложение 18).
8-3. ИСПЫТАНИЕ СВЕРХВЫСОКОВАКУУМНЫХ АГРЕГАТОВ
Испытаниям сверхвысоковакуумных агрегатов при-
сущ ряд особенностей, обусловленных очень малой вели-
чиной измеряемых давлений и ничтожно малыми коли-
чествами откачиваемых газов. Так, например, для опре-
деления быстроты действия агрегата 100 л)сек при дав-
лении 10-11 мм рт. ст. понадобилось бы измерить поток
10~9 л • MMjceK. Измерение таких потоков обычными
способами не представляется возможным.
Для измерений малых потоков газа в сверхвысоко-
вакуумных агрегатах может быть применена измери-
тельная система, приведенная на рис. 8-4. Измеритель-
ная камера, состоящая из двух частей: 1 и 2, сообщен-
ных между собой через измерительный элемент извест-
ной проводимости, откачивается с одной стороны исПы-
352
Рис. 8-4. Схема измерения быстро-
ты действия сверхвысоковакуум-
ного агрегата.
1 — измерительная камера сверхвысоко-
го вакуума; 2 — измерительная камера
высокого вакуума; 3 — измерительный
элемент известной проводимости; 4—
прогреваемый вентиль; 5 вентиль-иа-
текатель; 6 — высоковакуумный иасос;
7 — вспомогательный механический иа-
сос; Mt и Mz — манометры.
туемым агрегатом и с другой стороны через прогрева-
емый вентиль 4 — высоковакуумным вспомогательным
насосом с ловушкой, позволяющим получать давление
10-7 мм рт. ст. Часть установки, ограниченная штрих-
пунктирной линией, прогревается совместно с агрегатом
при 400—450° С. По достижении агрегатом предельного
вакуума, открывается вентиль 4 и производится измере-
ние перепада давлений
по манометрам и М2.
Напуск газа осущест-
вляется натекателем 5.
При этом основная часть
потока откачивается вы-
соковакуумным насосом
6 и лишь небольшая до-
ля поступает в испытуе-
мый агрегат через изме-
рительный элемент 3.
Такая методика позво-
ляет использовать для
напуска газа обычные
вентили-натекатели, при-
меняемые при испыта-
ниях высоковакуумных
насосов.
При указанном выше
потоке 10~а Л'мм!сек и
перепаде давлений pi =
= Ю~7 мм рт. ст. и р2=
s= 10-п мм рт. ст. проводимость измерительного элемен-
та должна быть равна 10~2 л/сек. Такая проводимость,
например, соответствует капилляру диаметром 2 мм и
длиной 100 мм или отверстию диаметром 0,33 мм. Как
видно, геометрические размеры измерительного элемен-
та (капилляра или отверстия) оказываются очень ма-
лыми.
Следует иметь в виду, что при измерении очень
малых потоков в прогреваемых системах может вно-
ситься значительная ошибка, обусловленная сорбцией
газа на хорошо обезгаженной поверхности прогреваемо-
го элемента. При использовании диафрагмы можно из-
бежать этой ошибки. Однако требуется высокая точность
в разделке отверстия столь малого диаметра. Так, на-
23 А. Б. Цейтлин. 353
пример, увеличение размера отверстия с 0,33 до 0,34 мм
приведет к завышению измеряемого потока в 1,6 раза.
Кроме того, толщина пластины, в которой разделывает-
ся отверстие, должна быть равной по крайней мере
0,1 мм. При большей толщине Диафрагма превращается
в короткий капилляр. Ввиду трудности осуществления
столь тонких и малых по размеру диафрагм, обычно на
практике имеют дело с капиллярами различного диамет-
ра и различной длины.
Для учета погрешности, вносимой в измерение сорб-
цией газа на внутренней поверхности измерительного
капилляра, может быть рекомендован следующий спо-
соб. Запишем уравнение потока газа через капилляр
с учетом сорбции в нем:
GH=GO-GC, (8-18)
где Gn — количество газа, вышедшее из капилляра и
поступившее в испытуемый агрегат;
Go — полное количество газа на входе в капилляр;
Gc — количество газа, сорбируемое в капилляре.
Как показывает опыт, сорбция газа в капилляре при
рассматриваемых условиях хорошо описывается урав-
нением Фрейндлиха:
Gc=aFpl, (8-19)
где F — площадь внутренней поверхности капилляра;
pi — давление на входе в капилляр;
аир — постоянные, зависящие от материала, состояния
поверхности капилляра, температуры, рода
сорбируемого газа.
Выражая полный поток газа через проводимость
капилляра Go~upi, с учетом (8-19). запишем уравнение
(8-18) в виде
GH = Sapa = upt — aFpf. (8-20)
Проведя два измерения с двумя измерительными эле-
ментами, изготовленными из одного материала с одина-
ковой обработкой поверхности, но различающихся толь-
ко размерами, например длиной, и имея в виду, что
быстрота действия и производительность агрегата при
данном давлении не зависят от способа их измерения,
354
t. e. йри //н=рЛн, S'=S", G'H=G"a, моЖём записать два
уравнения:
w'/i — aF’ (pr1)9 = u"p"1 — aF” (//\)?;
иУ'\ — aF1 (//">/ = u"pV — aF" (pV)?.
В этих уравнениях только два неизвестных: а и р, кото-
рые легко могут быть определены. В дальнейшем можно
пользоваться одним измерительным элементом, опреде-
ляя GH или SH по уравнению (8-20) с учетом вычислен-
ных значений аир.
Существенные ошибки могут вноситься в измерения
давлений в агрегате из-за сорбции газов в манометре.
Применяемый для измерения сверхвысокого вакуума
электроразрядный инверсно-магнетронный манометр
(называемый иногда манометром Редхеда), будучи хо-
рошо обезгаженным, обладает способностью откачивать
газ со скоростью SM=0,01—0,05 л!сек. Так как проводи-
мость коммуникации между разрядным промежутком
манометра и измерительной камерой, где определяется
давление, имеет некоторое конечное значение и, то истин-
ное давление в камере рИ будет связано с давлением
в манометре рм уравнением:
Ph = Fm(^t + 1)- (8-21)
Из (8-21) видно, что чем больше и по сравнению с 5М,
тем меньшая ошибка вносится в измерения за счет
эффекта самооткачки в манометре. Проведенные авто-
ром измерения показали, что в манометре ММ-14С
с рассверленными в катоде и экране отверстиями дости-
гается отношение SM/zz~0,01—0,06.
Следует иметь в виду, что при измерении остаточного
давления манометром пользуются обычно его градуи-
ровкой по воздуху, хотя спектр остаточных газов может
быть совсем иным (например, водород в агрегате
РВА-05-4). Поэтому измеряемая манометром величина
в этом смысле является условной и может отличаться от
действительной почти в 2 раза.
При испытании сверхвысоковакуумных агрегатов
серьезные трудности возникают при определении их гер-
метичности. Обычный метод испытания агрегата на на-
текание в этом случае неприемлем, так как допустимые
величины натекания столь малы (10~6—ГО-7 л • м/с/се/с),
23* 355
что их невозможно различить на фоне газоотделений
в агрегате. Испытание течеискателем ПТИ-6 путем
обдувки подозреваемых в течи мест во многих случаях
также оказывается непригодным, так как суммарная
величина допустимой течи близка к предельной чувстви-
тельности течеискателя ПТИ-6, а отдельные течи могут
быть меньше его максимальной чувствительности. Как
показал опыт, единственно пригодным в этом случае
оказывается метод гелиевой камеры, который сравни-
тельно легко может быть осуществлен путем обертывания
высоковакуумной части агрегата (выше впускного флан-
ца насоса) полиэтиленовой пленкой. Под пленку впу-
скается гелий под небольшим избыточным давлением и
регистрируется суммарная величина течи течеискателем,
установленным за выпускным патрубком агрегата.
Испытание проводится при работающем насосе агрегата,
что значительно повышает чувствительность испытания.
Для отыскания отдельных мест течи подозреваемые ме-
ста обертываются полиэтиленовой пленкой и произво-
дятся аналогичные испытания.
8-4. ИСПЫТАНИЕ БУСТЕРНЫХ И ЭЖЕКТОРНЫХ НАСОСОВ
При испытании бустерных насосов применяются те
же методы, что и при испытании высоковакуумных насо-
сов, Для измерения впускных давлений используются
ионизационные, теплоэлектрические и компрессионные
манометры, для измерения выпускных давлений исполь-
зуются теплоэлектрические и компрессионные мано-
метры.
При испытании эжекторных насосов для определения
быстроты действия и производительности используется
метод постоянного давления (способ натекания газа).
Измерение потоков газа производится с помощью рота-
метров, дроссельных шайб, расходных сопел. Измере-
ния давлений в зависимости от их величины производят-
ся образцовыми деформационными вакуумметрами,
мембранными манометрами, U'-образными, компрессион-
ными манометрами, теплоэлектрическими манометрами.
При измерении остаточного давления в пароводяных
эжекторных насосах следует иметь в виду, что оно опре-
деляется в основном давлением водяного пара. Поэтому
при пользовании теплоэлектрическими манометрами
356
следует пересчет их показаний производить не по воз-
душной градуировочной кривой, а по соответствующей
кривой для водяного пара. Так, например, при изме-
рении остаточного давления термопарным маноме-
тром ЛТ-2 в области давлений 10-1—10~2 мм рт. ст.,
истинное давление почти в 2 раза ниже, чем определяе-
мое по воздушной градуировочной кривой.
Испытание пароэжекторных насосов на герметич-
ность производится обычно опрессовкой их изнутри
избыточным давлением воздуха и индицированием места
течи путем смачивания подозреваемых мест мыльным
раствором. Используется также ' опрессовка насосов
изнутри галоидосодержащим газом и индицироваиие
течи галоидным течеискателем. Однако для крупных на-
сосов пользование такими методами оказывается весьма
затруднительным.
Для пароводяных эжекторных насосов может быть
предложен метод испытания на герметичность путем
обдувки работающего насоса пробным газом и индици-
рованием газа датчиками галоидного или дифферен-
циального течеискателя, вмонтированными в выхлопную
трубу насоса за конденсатором. Для повышения чув-
ствительности испытания рекомендуется установить на
выхлопной трубе за датчиками задвижку, которая во
время испытания может прикрываться, создавая тем
самым накопление пробного газа, проникшего внутрь
насоса.
ГЛАВА ДЕВЯТАЯ
РАСЧЕТЫ СИСТЕМ С ПАРОСТРУЙНЫМИ
ВАКУУМНЫМИ НАСОСАМИ
9-1. ЗАДАЧИ РАСЧЕТА
Расчеты вакуумных систем включают в себя решение довольно
широкого круга задач, из которых нас будут интересовать лишь
вопросы выбора вакуумных пароструйных насосов для откачки тех
или иных систем с заданными параметрами, а также расчеты ком-
муникаций, необходимых для присоединения насосов к откачивае-
мым объектам.
При расчетах, связанных с выбором вакуумных пароструйных
насосов, имеют дело обычно с двумя режимами работы вакуумных
установок: стационарным и квазистационарным. При стационар-
ном режиме имеет место установившееся течение газа в системе,
при котором давление в различных участках системы не изменяет-
357
ся во времени. К таким системам относятся вакуумные установки,
в которых протекают процессы выделения определенного количе-
ства газа при некотором определенном давлении. В этом случае
при выборе насоса исходят из необходимости поддержания в от-
качиваемой установке требуемого рабочего давления при заданном
количестве выделяющегося газа.
При квази-стационарном режиме давление в системе изменяется
со временем, но так, что в каждый данный момент времени коли-
чество газа, проходящее через любое сечение системы, является
одинаковым. К таким системам относятся установки, в которых
основным процессом является откачка некоторого объема от на-
чального давления до некоторого заданного конечного давления.
В этом случае при выборе насоса исходят обычно из необходимости
обеспечения требуемого времени откачки объема до заданного дав-
ления.
Большинство практических задач, связанных с выбором насоса,
не требует большой точности расчетов и может решаться прибли-
женными методами.
При расчетах -используются основные выводы и уравнения, из-
ложенные в гл. 2.
9-2. ВЫБОР НАСОСА ДЛЯ СИСТЕМ, РАБОТАЮЩИХ
В СТАЦИОНАРНОМ РЕЖИМЕ
Как уже указывалось, при расчете таких систем заданными
являются: количество газов G, удаляемое из системы в единицу
времени при рабочем давлении, и величина рабочего давления />р.
Расчет системы проводится следующим образом:
1. Определяется быстрота откачки системы по уравнению
G
Se = -. (9-1)
2. Выбирается схема и размеры присоединительной коммуни-
кации между откачиваемой камерой и иа-сосом. Выбор размеров
присоединительной коммуникации осуществляется из конструктив-
ных соображений и из соображений получения возможно большей
проводимости коммуникации. Рассчитывается проводимость соеди-
нительной коммуникации, для чего сначала по приведенным в гл. 2
критериям определяется режим течения газа в коммуникации. Да-
лее соединительная коммуникация разбивается на отдельные эле-
менты: диафрагмы, трубопроводы и просчитывается проводимость
каждого из них по соответствующим формулам (гл. 2). За-
тем просчитывается суммарная проводимость ис коммуникации
с учетом схемы соединения отдельных элементов (последователь-
ное или параллельное).
3. Определяется необходимая быстрота действия насоса (или
агрегата) SH для обеспечения потребной быстроты откачки системы
Sc по уравнению (2-6) :
111
е е и • (9'2)
Он Ос
4. В -зависимости от требований, предъявляемых к установке, и
от диапазона рабочих давлений в ней выбирается тип насоса (или
358
агрегата) по принципу действия: эжекторный (пароводяной, паро-
масляный или парортутный), бустерный, высоковакуумный (паро-
масляный или парортутный), сверхвысоковакуумный.
5. Для выбранного типа насоса выбирается его марка по рас*
считанной быстроте действия SH так, чтобы быстрота действия вы-
бранного насоса была бы равна или превышала расчетную быстроту
действия. После выбора насоса следует скорректировать размеры
присоединительной коммуникации с учетом размеров впускного пат-
рубка насоса. Обычно диаметр присоединительного трубопровода
берут равным диаметру впускного патрубка иасоса. Поэтому, если
первоначально выбранный диаметр трубопровода оказался меньше
диаметра типового насоса с быстротой действия, большей или рав-
ной расчетной SH, следует диаметр трубопровода увеличить, а соот-
ветственно применить и больших размером арматуру. Проводится
вновь расчет проводимости присоединительной коммуникации и
определяется потребная SH, снова подбирается насос уже ‘несколько
меньшей производительности, опять корректируются размеры при-
соединительной коммуникации и т. д. Путем таких прикидочных
расчетов выбираются, наконец, размеры присоединительной комму-
никации, арматура и основной насос, обеспечивающие получение
быстроты откачки системы Sc, рассчитанной по уравнению (9-1).
Обычно конструируют систему на значение Sc, несколько большее
расчетной (на ~ 20—30%).
6. Если выбранный согласно п. 4 насос требует для своей ра-
боты вспомогательного насоса, то следует произвести расчет про-
изводительности и выбор вспомогательного иасоса. Для этого вы-
бираются схема и размеры вспомогательной присоединительной
коммуникации и подобно тому, как это делалось в п. 2, опреде-
ляется ее проводимость иВСп. Диаметр присоединительной вспомо-
гательной коммуникации следует принимать не меньшим, чем диа-
метр выпускного патрубка основного насоса. Далее устанавливает-
ся по таблицам или другим данным величина наибольшего вы-
пускного давления основного насоса ря.в. Рассчитывается быстрота
действия, которую должен обеспечивать вспомогательный насос
в сечении выпускного фланца основного насоса при максимальном
потоке газа через основной насос Омаке:
_______Омаке
о всп — и э
/?н.в
где 0макс='5н.максРн.макс — есть произведение быстроты действия
основного насоса на максимальную величину впускного давления
(крайнее значение рабочего диапазона давления. Например, для
большинства высоковакуумных насосов ря.макс = 1 • Ю-з—2-10“4 мм
рт. ст.).
Рассчитанная таким образом величина S'BCn обеспечит работу
основного насоса во всем его рабочем диапазоне. Далее по урав-
нению (2-6) определяется быстрота действия вспомогательного на-
соса
с *-* всп^всп
•Ьв с п = „ о/ •
“•всп — ° всп
По рассчитанной быстроте откачки SBCn выбирается марка
соответствующего вспомогательного насоса с быстротой действия,
равной или большей SBCn при впускном давлении рВСп = Омакс/5всц.
359
Пример 1. Требуется спроектировать и рассчитать вакуумную
откачную систему, предназначенную для поддержания рабочего
давления рр=1 • Ю-5 мм рт. ст. в камере установки, в которой про-
водится технологический процесс, сопровождающийся выделением
газа G=4 л-мк/сек. Камера имеет диаметр D=4 м и объем К=
= 1,5 м3.
По конструктивным соображениям вакуумная * система может
быть присоединена к камере через трубопровод длиной не менее
260 мм. Для технологического процесса вредно проникновение
паров масла в камеру.
1. Определяем скорость откачки камеры, необходимую для под-
держания в ней давления 1 • 10-5 мм рт. ст.:
О
Зк = — = 400 л/сек.
Рт?
2. С учетом требований, предъявляемых заданием к вакуумной
системе, для откачки камеры целесообразно применить высокова-
куумный типовой агрегат, включающий в себя азотную ловушку,
затвор и паромасляный высоковакуумный насос (см. схему на
рис. 9-1).
Из приложения 15 находим, что подходящим является агрегат
ВА-2-3, имеющий быстроту действия 500 л/сек. Принимаем его за
Рис. 9-1. Схема высоковакуумной уста-
новки.
1-—откачиваемая камера; 2.— патрубок; 3 —
высоковакуумиый иасос; 4 — форвакуум-
ный трубопровод; 5 —. механический насос.
основу для предварительных расчетов. Диаметр впускного патрубка
агрегата равен 260 мм. Присоединим агрегат к камере трубой того
же диаметра 260 мм и длиной 260 мм в соответствии с заданием.
3. Определим проводимость соединительного трубопровода.
Для этого сначала установим режим течения газа в системе
(см. §2-2):
рДтр = 10~2 мк рт. стх26 см<15 мк-см.
Режим течения газа молекулярный.
360
Проводимость соединительного трубопровода и может быть
составлена из проводимости «1 диафрагмы на входе в трубопровод,
образуемой при переходе патока из камеры диаметром DK —
= 1 000 мм в трубу диаметром 260 мм, и из проводимости «2 трубо-
провода диаметром £>тр=260 мм и длиной 1=260 лл+40 мм (пат-
рубок камеры).
По уравнениям (2-8), (2-11), (2-18) и (2-24) определяем про-
водимости «1, и2 и
"°тр 1
U\ = 11,6 —з---------^5— = 6 600 л/сек\
4
1 тр
Оз
ц2 = 12,1 -у- = 7 050 л!сек'.
и = „ , „ = 3 420 л!сек.
«1 «2
4. Определяем потребную быстроту действия агрегата с учетом
проводимости соединительного трубопровода:
Sa = -----q- = 450 л!сек.
<♦ — Ок
Следовательно, выбранный для предварительных расчетов агре-
гат ВА-2-3 удовлетворяет требованиям задания.
5. Рассчитаем линию предварительного разрежения агрегата.
Наибольшее выпускное давление агрегата равно 0,1 мм рт. ст.
Максимальная производительность ОМакс=0,4 л-мм! сек. Следова-
тельно, потребная быстрота действия насоса предварительного раз-
режения в сечении выпускного патрубка агрегата
0,4
5 всп — 0 1 л/сек.
Выпускной патрубок агрегата имеет диаметр £) = 60 мм. Соеди-
няем агрегат с механическим насосом предварительного разрежения
трубопроводом того же диаметра 0=60 мм и длиной ~ 1,5 м.
Вследствие сравнительно большой длины трубопровода сопротив-
лением входной диафрагмы и изгибов трубопровода можно в рас-
четах пренебречь.
Определяем режим течения газа
pD= 100 X 6 > 500 мк • см.
Режим течения вязкостный.
Тогда
D* -
« = 0,182 у р = 158 л/сек.
5. Определяем быстроту действия механического насоса пред-
варительного разрежения с учетом проводимости соединительной
коммуникации:
Seen =1 $ ВС,” U—=4,1 "л!сек.
U- всп J
361
Из таблицы приложения 16 выбираем 'насос ВН-2, имеющий
при p=dOO мк рт. ст. S=5,5 л!сек.
Можно было 'поступить и несколько иначе.
Ориентируясь на расчетное значение £'всп, можно было бы
подобрать иасос, имеющий близкую по величине к S'BCn быстроту
действия SH при требуемом давлении, а затем, задавшись длиной
соединительного трубопровода, определить его диаметр с таким
расчетом, чтобы проводимость трубопровода удовлетворяла соотно-
шению:
S'ncn Sh
Sh — 5Лвсп
При расчете систем с пароводяными эжекторными насосами,
производительность GH которых обычно задается не в объемных,
а в весовых единицах, принимают
GH = Gr, (9-3)
где Gr—количество газов, удаляемое из системы, л • мм1сек.
Далее, задавшись размерами присоединительного трубопровода и
рассчитав его проводимость, определяют перепад давлений на тру-
бопроводе
GH
Pv — • (9-4)
Из (9-4) определяем давление на входе в насос рн, соответствую-
щее производительности насоса GH, необходимой для поддержания
рабочего давления в системе рР:
GH
/’н = /'р—— • (9-5)
По рассчитанным значениям Ga и рн выбирается насос.
9-3. РАСЧЕТ СИСТЕМ, РАБОТАЮЩИХ
В КВАЗИСТАЦИОНАРНОМ РЕЖИМЕ
Как уже указывалось, выбор насосов для таких систем произ-
водится из расчета, что время откачки системы выбранным насо-
сом должно быть меньше или равно заданному времени откач-
ки, т. е.
Трасч^Тзад* (9-6)
Время откачки системы объемом V до заданного давления в со-
ответствии с (3-1) выражается уравнением
где ро — для хорошо обезгаженных систем является предельным
вакуумом насоса, а для плохо обезгаженных систем при
постоянной величине газоотделения в единицу времени Gr:
Ро~ Gr/SB-
362
Если pQ < Рг, то уравнение (9-7) можно упростить:
1П £1_
’ ” So 1П рг •
Обычно насосы присоединяются к откачиваемой камере через
трубопровод определенных размеров, обладающий проводимостью
и. Поэтому в соответствии с( 9-2):
_L=±+J_.
Sq Sh W
(9-8)
Как уже указывалось в § 3-2, уравнение (3-11) было выведено
при предположении, что S не зависит от давления в принятом диа-
пазоне р—р0.
Поэтому уравнение (9-8) будет справедливым только в том
случае, если SH и и не зависят от давления в диапазоне Pi—Рг-
Как уже указывалось, для молекуляр-
Рис. 9-2. График зависи-
мости быстроты дейст-
ного режима течения и не зависит от
давления, так что в этом случае, если
SH также не зависит от давления, мож-
но записать:
t = -^-ln-— + ^-ln—. (9-9)
Sh Ps U Рг
Уравнение (9-9) справедливо, в ча-
стности, для большинства высоковаку-
умных насосов, у которых в широком
диапазоне давлений быстрота действия
вия иасоса от впускного не зависит ют давления.
давления. в тех СЛучаях когда SH зависит от
давления, по уравнению (9-9) опре-
деляется предварительное значение SH для заданной величи-
ны т, по которому подбирается подходящий (по средней для
диапазона давлений Pi—рг быстроте действия) насос. Его харак-
теристика Sn=f(p) разбивается на п отдельных небольших уча-
стков, в каждом из которых приближенно SH можно принять
в среднем постоянной (рис. 9-2). Тогда уравнение (9-9) можно при-
менить для каждого из участков, т. е.
\ О Hl Р2 <-,Н2
1П —+ • • • + о— 1П
рз ^Нп
Pl ’
I П Рп + 1 '
(9-Ю)
Сравнивая результат, полученный при расчете по уравнению (9-10),
с заданной величиной т, корректируют, в случае необходимости, вы-
бор насоса или размеры присоединительной коммуникации. Можно
подбор характеристики насоса провести графически. Для этого на
графике зависимости S=f(p) подсчитывают площадь, ограничен-
ную характеристикой выбранного насоса, ординатами, проходящими
через точки pi и р2, и абсциссой (щ—р2); полученное значение
сравнивают с величиной площади прямоугольника, образуемого
ординатой SH, вычисленной из (9-9), и абсциссой (pi—Рг). Подби-
рают насос с такой характеристикой, чтобы площадь.под ней была
больше или равна площади прямоугольника.
363
Для вязкостного и молекулярно-вязкостного режима течения
уравнение (9-9) уже не будет справедливым, так как проводимость
в этих случаях зависит от давления.
Для случая вязкостного режима течения воздуха при 20® С по
трубопроводу, соединяющему откачиваемую камеру с насосом, на-
ми выведено уравнение для времени откачкн:
30,255д (jyt.
Pi
где т — время откачки, сек;
V— объем откачиваемой камеры, л;
SH — быстрота действия насоса, л/сек;
I — длина трубопровода, см;
D — диаметр трубопровода, см;
Pi — начальное давление, мк рт. ст.;
Pz — конечное давление, мк рт. ст.
Уравнение (9-11) получено с учетом того, что SH не зависит от дав-
ления и р2 > Ро-
Для приближенных, ориентировочных расчетов можно исполь-
зовать для вязкостного режима течения в трубопроводе уравнение
(9-9), разбив рабочий диапазон давлений на п частей и рассчитав
проводимость для каждой части до среднему давлению в ней
т = -^-1п—+ ------Ну- In ~~)• (9-12)
Он Рп+1 \Ui Рг 11г рг Un pn + i ! '
Во многих случаях этот расчет может быть еще более упро-
щен. Для этого нужно предварительно оценить величину пропуск-
ной способности при конечном давлении откачки и если окажется,
что и значительно больше Sa, то можно расчет вести по уравне-
нию (9-7), подставляя в него SC=-SH. Если же пропускная способ-
ности трубопровода в вязкостном режиме сравнима по величине
с быстротой действия насоса, то упрощенный расчет, не учитываю-
щий зависимость пропускной способности от давления, может при-
вести к значительным ошибкам.
Следует отметить, что расчет времени откачки системы по урав-
нению (9-9) до давления ниже 10-3—10-4 мм рт. ст. дает, как пра-
вило, величину, во много раз меньшую, чем толучаетея иа практике.
Это объясняется тем, что в практических системах время откачки
364
До низких давлений Определяется не объемом заключенного s си-
стеме газа, а газовыделениями ее стенок. Поэтому, если величина
газоотделений стенок системы неизвестна, расчет времени ее откач-
ки до низких давлений становится неопределенным. Для ориентиро-
вочных расчетов что уравнению (9-7) можно пользоваться данными
газоотделений различных материалов, приведенными в приложе-
нии 19.
При определении времени откачки системы насосом, быстрота
действия которого изменяется с давлением, расчет, как уже указы-
валось, приходится проводить приближенно, разбивая характери-
стику насоса S=f(p) на отдельные участки с усредненной быстро-
той действия. Для пароводяных эжекторных насосов, характеристи-
ка которых выражается обычно в виде зависимости производитель-
ности от давления G=f(p), при пользовании указанным методом
приходится предварительно пересчитывать производительность на
быстроту действия и строить характеристику S=f(p). Это, есте-
ственно, усложняет расчет.
Учитывая, что характеристика пароэжекторного насоса может
быть представлена в виде двух прямых, соответствующих рабоче-
му и перегрузочному участкам (см. рис. 4-4), расчет времени от-
качки системы пароэжекторным насосом можно несколько упро-
стить. При этом будем исходить из того, что откачка объема от
некоторого начального давления (например, атмосферного) до ра-
бочего давления происходит в основном при работе насоса на пе-
регрузочной ветви. Уравнение прямой на перегрузочном участке
характеристики .может быть записано в виде:
G=a(p—p0)+b, (9-43)
где ро — давление, соответствующее началу перегрузочной ветви,
Т. е. При Спред!
а — тангенс угла наклона прямой к оси ординат;
Ь — отрезок, отсекаемый прямой на оси абсцисс при р~=ро(Ь =
— Спред).
Запишем подобно (3-1) уравнение откачки объема V насосом про-
изводительностью С [л • мм!сек\\
~V^ = G(p). (9-14)
Подставляя в (9-14) значение С (р) из (9-13), будем иметь:
— У = а (.Р — Ро) + Спред.
Интегрируя уравнение (9-15), получим:
т in Спред + й (/>1 Ро)
й Спред -f- й (рг Ро)’
(9-15)
(9-16)
где pi — начальное давление откачки, мм рт. ст.;
р2 — конечное давление откачки, мм рт. ст.;
Т — в секундах; V—в литрах; а — в литрах в секунду;
Спред — в литрах • миллиметрах в секунду.
Пользуясь уравнением (9-16) и выражая характеристику паро-
эжекторного насоса C = f(p) уравнением (9-13), можно без труда
рассчитать время откачки системы до заданного давления.
365
Приложение Р
Физические свойства некоторых газов и паров
Газ Молекулярный вес М Удельный вес т, г]см* Средний свобод- ный путь L прн 20° С и 1 мк рт. ст., см Коэффициент внутреннего трения Р--104 при 20° С, г/сек-см Теплопровод- ность Х-104 прн 0° С, кал/сек -см- град Эффективный диаметр мо- лекулы d-108 при 20° С, см Постоянная Сезерленда а, 0 К
Н2 2,016 8,98-10-5 8,81 0,88 4,19 2,70 76
n2 28,016 1,25-10-’ 4,5 1,75 0,57 3,70 112
о2 32 1,429-10-’ 4,82 2,03 0,58 3,60 132
Воздух 29 1,293-10-’ 4,56 1,81 0,576 3,68 113
Не 4,003 1,786-10-* 13,32 1,96 3,43 2,26 79
Ne 20,183 9,002-Ю-4 9,4 3,10 1,09 2,70 56
Аг 39,944 1,783-10-’ 4,73 2,22 0,39 3,40 169
Кг 83,7 3,708-10-’ 3,63 2,46 0,21 4,30 142
Хе 131,3 5,845-10"’ 2,62 2,26 0,12 5,00 252
Hg 200,61 — 2,2 2,28 0,12 5,68 942
Н2О (пар) 18,016 — 2,96 8,80 5,00 600
СО 28,010 1,250 10-’ 4,48 1,77 0,53 3,80 100
со2 44,010 9,768-10-* 2,96 1,47 0,34 4,80 273
НС1 36,465 1,639-10-’ 3,24 1,43 4,60 360
so2 64,06 2,927-10-’ 2,3 1,3 0,2 5,40
С12 70,914 3,214-10-’ 2,2 1,4 0,19 5,50
С2НбОН 46,068 — 1,65 0,33 6,40
NH, 17,032 7,708-10-» 3,4 1,0 0,52 4,40 —
Приложение 4
Термодинамические свойства водяного пара [Л. 6, 300]
Темпера- тура, • С Давление р, кг{см3 Удельный объем Энтальпия Скрытая теплота испарения А, ккал/кг Энтропия
v', м3/кгХ1Ф v", му кг У, ккал/кг I", ккал/кг S', ккал/кг-град S", ккал!кг-град>
Лёд —105 5,006-10-’ 1,075 1,581-10’ — 122,83 550,94 676,97 —0,4875 3,5192
— 100 1,430-Ю"8 1,076 5,709-10’ —121,20 553,15 677,27 —0,4780 3,4164
—95 3,858-10-’ 1,076 2,173-10’ —119,53 555,35 677,51 —0,4685 3,3196
—90 9,864-10-’ 1,077 8,740-10’ —117,82 557,56 677,70 —0,4590 3,2284
—85 2,400-10-’ 1,078 3,690-10’ —116,07 559,77 677,86 —0,4496 3,1423
—80 5,580-10-’ 1,078 1,629-10’ —114,28 651,98 677,97 —0,4402 3,0609
—75 1,244-10-’ 1,079 7,497-10’ — 112,44 564,19 678,04 —0,5308 2,9838
—70 2,667-10-’ 1,080 3,584-10’ —110,56 566,40 678,05 —0,7214 2,9108
—65 5,513-10"’ 1,080 1,777-10’ —108,64 568,61 678,02 —0,4121 2,8415
—60 1,102-10-’ 1,081 9,102-10* —106,67 570,82 677,95 —0,4028 2,7757
—55 2,134-10-’ 1,082 4,810-10* —104,66 573,03 677,84 —0,3934 2,7131
—50 4,012-10-’ 1,083 2,617-10* —102,60 575,24 677,69 —0,3841 2,6535
—45 7,340-10-’ 1,083 1,462-10* —-100,50 577,45 677,49 —0,3748 2,5967
—40 1,308-10-* 1,084 8,384-10’ —98,36 579,66 677,25 —0,3655 2,5425
—35 2,277-10-* 1,085 4,921-10’ —96,18 581,87 676,96 —0,3502 2,4908
—30 3,873-10-* 1,086 2,954-10’ —93,96 584,08 676,63 —0,3470 2,4414
—25 6,447-10-* 1,086 1,811-10’ —91,68 586,29 676,26 —0,3377 2,3942
—20 1,052-10-’ 1,087 1,132-10’ —89,37 588,49 675,84 —0,3285 2,3491
— 15 1,684-10-’ 1,088 7,21-Ю2 —87,01 590,70 675,38 —0,3193 2,3059
— 10 2,648-10-’ 1,089 4,675-102 —84,60 592,31 674,88 —0,3101 2,2645
—5 4,094-10"’ 1,090 3,082-102 —82,16 595,11 674,35 —0,3008 2,2248
'о 6,228-10-’ 1,091 2,063-102 —79,67 597,30 673,77 —0,2916 2,1865
Продолжение прилож. 4
Темпера- тура , ° с Давление р, кг}см* Удельный объем Энтальпия Скрытая теплота испарения А, ккал[кг Энтропия
ма/кгх1& о", мукг ккал{кг ккал 1кг S', ккал!кг>град S", ккал(кг‘град
Жидкость 0 6,228-10-’ 1,000 2,063-Ю2 0 597,3 597,3 0 2,16865
5 8,891 -I0-’ 1,000 1,472-Ю2 5,03 599,5 594,5 0,0182 2,1554
Ю 1,251.10-2 1,000 1,064.102 10,04 601,7 591,7 0,0361 2,1256
15 1 э 01 /• 10-а 1,001 7,787-10’ 15,04 603,9 588,9 0,0536 2,0972
20 2,038-10-2 1 ,001 5,784-10’ 20,04 606,0 586,0 0,0708 2,0699
25 3,229-10-2 1,003 4,340-10’ 25,03 608,2 583,2 0,0877 2,0438
30 4,325.10-2 1,004 3,293-10’ 30,02 610,4 580,4 0,1043 2,0188
35 5,733-10-2 1 ,006 2,524-10’ 35,01 612,6 577,6 0,1206 1,9948
40 7,520-10-г 1,008 1,955-10’ 40,01 614,7 574,7 0,1367 1,9719
45 9,771 -IO-2 1,010 1,528-10’ 45,00 616,8 571,8 0,1525 1,9499
50 1,258-10-’ 1,650.10-1 1,012 1 ,204-10’ 49,99 619,0 569,0 0,1681 1,9287
55 1,014 9,578 54,98 621,1 566,1 0,1834 1,9084
60 2,031.10-1 1,017 7,678 59,98 623,2 563,2 0,1985 1,8899
65 2,550-10-1 1,020 6,201 64,98 625,2 560,2 0,2134 1,8701
70 3,178-10-1 1,023 5,045 69,98 627,3 557,3 0,2281 1,8521
7 5 3,931-10-1 1 ,026 4,133 74,99 629,3 554,3 0,2426 1,8347
80 4,829-10-1 1,029 3,408 80,00 631,3 551,3 0,2568 1,8180
85 5,894-10-1 1,032 2,828 85,02 633,3 548,3 0,2709 1,8018
90 7,11У • 1U _ 1 1,036 2,361 , 90,04 635,2 545,2 0,2848 1,6862
95 100 105 8,619-10-1 1,039 1,982 95,07 637,2 542,1 0,2986 I,7712
1,033 1,043 1,673 100,10 639,1 539,0 0,3122 I,7566
1,232 1,047 1,419 105,14 - 640,9 535,8 0,3256 1,7426
110 115 1,4(Д 1,051 1,210 110,19 642,8 532,6 0,3388 1,7289
1,724 1,056 1,036 115,25 644,6 529,4 0,3519 1,7157
120 2,024 1,010 0,892 120,3 646,4 526,1 0,3649 1,7029

>, Цейтлии,
Про должение прилож. 4
Темпера- тура, ° С Давление р, кг(см* Удельный объем Энтальпия Скрытая теплота испарения А, ккал(кг Энтропия
•o', t>", м*!кг I', ккал/кг ккал/кг S', ккал1кг'2ра.д S", ккал!кг>град
125 2,366 1 ,065 0,770 125,4 648,1 522,7 0,3777 1,6905
130 2,754 1,069 0,668 130,5 649,8 519,3 0,3904 1 ,6784
135 3,192 1,074 0,582 135,6 651,4 515,8 0,4029 1,6667
140 3,685 1,079 0,508 140,7 653,0 512,3 0,4154 1,ббЬз
145 4,237 1,085 0,446 145,8 654,5 508,7 0,4277 1,6442
150 4,854 1,090 0,392 151,0 656,0 505,0 0,4399 1,6333
155 5,540 1,096 0,346 156,2 697,5 501 ,3 0,4520 1,6227
160 6,302 1,102 0,307 161,3 658,7 497,4 0,4640 1
165 7,146 1 ,108 0,272 166,5 660,0 493,5 0,4759 1,6022
170 8,076 1,114 0,242 171,8 661,3 489,5 0,4877 1,5923
175 9,101 1,121 0,216 177,0 662,4 485,4 0,4994 1,5825
180 10,225 1,127 0,194 182,3 663,6 481,3 0,5110 1f5/30
185 11,456 1,134 0,174 187,6 664,6 437,0 0,5225 1,5636
190 12,800 1,141 0,156 192,9 665,5 472,6 0,5340 1,5543
195 14,265 1,149 0,141 198,2 666,3 468,1 0,5454 1,5452
200 15,857 1,156 0,127 203,6 667,1 463,5 0,5567 1,5362
205 17,585 1,164 0,115 209,0 667,7 458,7 0,5679 1,5273
210 19,456 1,172 0,104 214,4 668,3 453,9 0,5791 1,5185
215 21,477 1,181 9,465-10-2 219,9 668,8 448,9 0,5903 1,5098
220 23,659 1,190 8,606-Ю-2 225,4 669,1 448,7 0,6014 1,5011
225 26,007 1,199 7,837-Ю-2 230,9 669,3 438,4 0,6124 1,4925
230 28,531 1,208 7,147-Ю-2 236,5 669,5 433,0 0,6234 I,4840
235 31,239 1,218 6,527-Ю-2 242,2 669,7 427,5 0,6344 1,4756
240 34,140 1,229 5,967-Ю-2 247,8 669,5 421,7 0,6454 1,4671
245 37,244 1,240 5,462-Ю-2 253,8 669,4 415,8 0,6563 1,4587
250 40,56 1,251 5,006-Ю-2 259,3 669,0 409,7 0,6673 1,4503
1*ри ложеиие 5
Термодинамические свойства ртутного пара [Л. 7]
Темпера- тура, °C Давление р> ат Энтальпия Скрытая теп- лота парооб- разования А, ккал/кг Энтропия Удельный объем
I', ккал/кг I''. ккал/кг S', ккал/кг-град S" , ккал/кг>град v' XI О®, м3/кг V, м^кг
118,5 0,0010 3,96 76,22 72,26 0,0119 0,1959 7,52 165,9
128,4 0,0016 4,23 76,44 72,21 0,0126 0,1920 7,53 113,0
134,6 0,002 4,45 76,61 72,16 0,0132 0,1902 7,54 86,16
144,1 0,003 4,76 76,86 72,10 0,0139 0,1867 7,55 58.78
151,2 0,004 4,98 77,03 72,05 0,0145 0,1843 7,56 44,84
161,5 0,005 5,31 77,32 71.98 0,0152 0,1808 7,58 30,62
168,9 0,008 5,58 77,62 71,94 0,0158 0,1785 7,59 23,35
175,0 0,010 5,79 77,69 71,90 0,0162 0,1767 7,60 18,94
186,6 0,015 6,16 77.98 71,82 0,0171 0,1733 7,61 12,95
195,0 0,02 6,44 78,20 71,76 0,0178 0,1711 7,62 9,893
207,6 0,03 6,85 78,53 71,68 0,0186 0,1677 7,64 6.772
216,9 0,04 7,16 78,78 71,62 0,0193 0,1654 7,65 5,178
221,5 0,05 7,41 78,98 71,57 0,0198 0,1636 7,66 4,206
230,9 0,06 7,63 79,16 71,53 0,0202 0,1621 7,67 3,550
241,0 0,08 7,98 79,44 71,46 0,0208 0,1598 7,69 2,716
249,6 0,10 8,25 79,66 71,41 0,0213 0,1580 7,70 2,209
256,7 0,12 8,48 79,84 71,36 0,0218 0,1565 7,71 1,866
262,7 0,14 8,68 80,00 71,32 0,0222 0,1553 7,72 1,618
268,0 0,16 8,86 80,14 71,28 0,0225 • 0,1542 7,73 1,430
'< 1 'iri • 'jgjaaii ^.iin ни—

24*
Продолжение прилож. 5
Темпера- тура, °C Давление р, ат Энтальпия Скрытая теп- лота парооб- разования А, ккал/кг Энтропия Удельный объем
I’, ккал/кг lff, ккал/кг S', ккал/кг-град S" , ккал/кг -град o'XlO5, мг1кг v", м*/кг
979,9 0 18 9,02 80,27 71,25 0,0228 0,1533 7,73 1 ,282
277 3 0 20 9,16 80,38 71,22 0,0231 0,1525 7,74 1,1630
286,7 0,25 9,46 80,62 71,16 0,0236 0,1507 7,75 0,9464
294 4 0,30 9,73 80,84 75,11 0,0241 0,1494 7,76 0,7995
301 7 0,35 9,96 81,02 71,06 0,0245 0,1481 7,77 0,ЬУ41
308,0 0,40 10,18 81,19 71,01 0,0249 0,1471 7,79 0,bl40
318,8 0,5 10,55 81,49 70,94 0,0255 0,1458 7,80 0,5003
328,0 0,6 10,86 81,74 70,88 0,0260 0,1439 7,81 0,4234
335,9 0,7 11.12 81,94 70,82 0,0265 0,1428 7,83 0,3677
340 7 0,8 11,34 82,01 70,77 0,0269 0,1418 7,83 0,3253
349,2 0,9 11,56 82,29 70,73 0,0272 0,1408 7,84 0,2922
355,9 1,0 11,76 82,45 70,68 0,0275 0,1400 7,85 0,2655
365,8 1,2 12,11 82,66 70,62 0,0280 0,1386 7,87 0,2240
374,0 1,4 12,58 82,94 70,56 0,0285 0,1375 7,88 и»1у53
381,9 1,6 12,64 83,14 70,50 0,0290 0,1366 7,89 0,1730
389,3 1,8 12,90 83,35 70,45 0,0294 0,1357 7,90 0,1555
395,8 2,0 13,11 83,51 70,40 0,0297 0,1349 7,94 0,1414
Приложение 6
мм рт. ст
Зависимость p=f(t) для водяного пара в области низких давлений.
372
Приложение 7
Зависимость для ртутного пара.
I

373
Приложение 9
w
SI
Зависимости Р2/Ро=/(Х) — при различных значениях показателя адиабаты к
(Pt — полное давление пара перед соплом; р2— статическое давление в потоке за скачком
уплотнения; X — коэффициент скорости перед скачком уплотнения).
Приложение 16
Скорость, м/сек
<и
к
и
<и
о
ч
к
Е
Номограмма для расчета потери давления в водопроводе
[Л. 285].
Линии на номограмме означают: сплошные линии, поднимаю-
щиеся слева направо — расход воды, л/мин.-, сплошные линии,
поднимающиеся справа налево — потеря давления, м вод. ст.
на 100 м длины трубы.
Пример. Определить величину скорости потока и потерю давле-
ния в трубе диаметром 50 мм и длиной 80 м при расходе воды
200 л!мин. Находим точку пересечения горизонтальной линии 050 мм
с кривой расхода 200 л!мин. Вертикальная линия, проходящая через
эту точку, указывает скорость потока 1,65 м/сек. Потеря давления
на 100 м длины трубы в этой точке 7 м вод. ст. Для длины 80 м
80
потеря давления составит jqq'7 =5,6 м вод. ст.
№
сос
376
П p и лож e я и e 12
co
a
Основные характеристики высоковакуумных насосов
Характеристики Паромасляные насосы
ММ-40А Н-1С H-1G-2 ЦВЛ-100 Н-5С Н-5С-2
1 2 3 4 5 6 '
Рабочий диапазон давлений, мм рт. ст. 5-10-«—3-1Q-* З-Ю"»—2-ю-* 5.10-’—1-Ю-’ З.Ю-«—2-10-‘ 3.10-»—2-10’4 5-10-’—1.10-»
Средняя быстрота действия (по возду- ху), л!сек 25 75* 100» 140 375* 500*
Предельный ввкуум, мм рт. ст 5-10-« 3-1о-« 5-10-7 3.10м 3-Ю'» 5-10-’
Наибольшее выпускное давление, мм рт. ст.............. 0,05 0,075 0,4 0.2 0,075 0,4
Мощность электронагревателя, кет . . 0.45 0,48 0,5 0,45 1,0 1,0
Расход охлаждающей воды, л/ч .... 50 50 50 50 120 120
Количество рабочей жидкости, см* . . 40 50 100 50 500 500
Марка рабочей жидкости ВМ-1 ВМ-1 ВМ-1, ВМ-5 ВМ-1 ВМ-1 ВМ-1
Вес, кг .................. 6,9 5,5 10,0 f 20,0 32,0
Диаметр впускного патрубка, мм .... 66 86 86 86 160 160
Диаметр выпускного патрубка, мм . . . 18 17 17 17 30 30
Высота, мм ............... 455 335 364 410 478 542
Площадь в плайе, мм* 116X205 175X145 2ЮХ156 250X130 325X260 405 X 270
Рекомендуемый вспомогательный иасос | ВН-494 ВН-461М .BH-46IM ВН-461М ВН-2 ВН-2
♦ Быстрота действия с маслоотражателем»
Продолжение прилож. Г2‘
Характеристики Паромасляиые насосы
Н-5С-М Н-2Т Н-2Т-3 Н-5Т Н-8Т Н-8ТМ
1 8 9 10 11 12 13;
Рабочий диапазон давлений, мм рт. ст. J.10"7—5-10-* З-Ю'»—2-1Q-* ыо-»—ыо-» З-Ю'»—2-10-* 3.10-»—2.10-» 5-10-’—2-10-‘.
Средняя быстрота действия (по возду- 500* 1 500» 1 500* 3 000» 6 000* 7 500»
Предельный вакуум, мм рт. ст ыо-’ З-Ю"» 1-10-» З-10-e З-Ю"» 5-10-,'
Наибольшее выпускное давление, мм рт. ст.............. 0,2 0,1 0,3 0,1 0,1 ojs.
Мощность электронагревателя, кет . . 0,7 1.5 1,7 2,0 2,8 ЗЮ1
Расход охлаждающей воды, л/ч .... 120 200 250 350 500 300
Количество рабочей жидкости, см? . . . 500 1 000 1 000 1 500 4 000 4 000
Марка рабочей жидкости ВМ-1 ВМ-1 ВМ-1 ВМ-1 ВМ-1 ВМ-1
Вес, кг 22-0 41,0 65,0 79,0 140,0 225,0
Диаметр впускного патрубка, мм .... 160 260 260 380 500 500
Диаметр выпускного патрубка, мм . . . 32 50 50 50 80 80
Высота, мм 540 615 775 776 1 012 1234
Площадь в плайе, мм* 344X 240 452X370 555X 388 596X532 779x 650 600X985.
w Рекомендуемый вспомогательный насос ВН-2 ВН-1 ВН-1 ВН-1 ВН-1 ВН-1
5 * Быстрота действия с маслоотражателем.
Продолжение прилож. 12
*
Приложение 13
Эксплуатационные характеристики ловушек, охлаждаемых
жидким азотом (для серии высоковакуумных агрегатов)
Характеристики Ду-85 Ду-16Э Ду-263 Ду-380 Ду.500
Пропускная способ- ность, л/сек 133 313 1 460 2 840 6 100
Минимальная темпе- ратура пластин, °C . . —170 —170 — 170 —170 —170
Расход жидкого азота: а) на предварительное охлаждение, л . . 0,9 2,5 1,5-2 3,5 4,5—5
б) в установившемся режиме, л/ч . . . 0,12 0,25 0,9—1 0,9—1 1,3-1.5
Время на предвари- тельное охлаждение, я 0,5. 1.5 1.2 1,5 1,5—2
Время действия ло- вушки без доливки при работе со стандартны- ми сосудами Дьюара, ч 2,5 1.0 13 12 6—7
Избыточное давление в сосуде Дьюара емкостью 15 л, мм рт. ст- . . . — — 1 85—90 85—90 85—90
Приложение 14
Присоединительные размеры фланцев с резиновым
уплотнителем для пароструйных вакуумных насосов и
комплектующей арматуры (нормализованные)
Диаметр условного прохода, мм Наружный диаметр фланца, мм Диаметр окруж- ности по цент- рам болтов, мм Количество болтов Диаметр болтов
10 46 34 4 М5
15 52 39 4 М5
25 70 55 4 Мб
32 78 62 4 Мб
50 НО 90 4 Мб
80 145 125 4 Мб
85 145 125 4 Мб
100 . 170 145 4 М10
160 235 210 8 М10
260 340 308 8 М12
380 460 430 8 М12
500 ' 600 565 8 М16
3&1
380
Приложение 15
Основные характеристики высоковакуумных агрегатов
Характеристики Паромасляные агрегаты Парортутные агрегаты
ВА-01-1 ВА-05-1М ВА-2-3 ВА-5-4 ВА-8-4 РВА-004-1 РВА-05-1 РВА-6-1 РВА-6-2
Средняя быстрота дейст- вия в диапазоне давле- ний Ю"®— 10"4 мм рт. ст., л/сек с ловушкой 25 100 500 1 200 2 500 20 200 2 000 4 000
без ловушки 50 250 1 000 2 200 4 000 — ——
Предельный вакуум (с охлаждением ловушки, жидким азотом), мм рт. ст ....... 5-10"’ ЬЮ-7 5-Ю” 5-10-’ 5-10-7 1.10-е 1•10-е l-10-e I - 10-е
Наибольшее выпускное давление, мм рт. ст. 0,1 0,150 0,1 0,1 0,1 0,5 2,5 2,5 2,5
Мощность электронагре- вателя, кет ...... Расход охлаждающей во- ды, л}ч. ......... 0,5 1,0 1,2 2,0 3,0 0,6 1,7 5,0 5,0
50 120 200 350 500 90 200 650 650
Расход жидкого азота, .......... 0,12 0,25 1,0 1,0 1,5 1,0 1,9 3,0
Количество рабочей жид- кости, см3 ....... Марка рабочей жидкости 50 500 I 000 1 500 4 000 250 500 5 000 5 000
ВМ-1 ВМ-1 ВМ-1 ВМ-1 ВМ-1 Ртуть Ртуть Ртуть Ртуть
Вес, кг 47 93 200 331 500 55 195 1 300 1 37.0
Диаметр впускного пат- рубка, мм ....... 85 160 260 380 500 85 160 500 500
Высота до оси впускного патрубка, мм 630 870 1 120 1 310 1 535 531 1 185 2 200 2 200
Высота агрегата, мм . . . 760 1 080 1 322 1 647 1 990 531 1 390 2 584 2 584
Площадь в плане, мм3. . 340X 490 360X630 735Х 1 002 821X1 150 1 035Х1 336 610X376 470x930 1 200X2 620 1 200X2 620
рекомендуемый вспомо- гательный насос .... ВН-461М ВН-2 ВН-1 ВН-1 ВН-1 ВН-461М ВН-2 ВН-1 ВН-1
Основные характеристики вспомогательных насосов Приложение 1 _
Характеристики ВН-494 1 BH-46IM | РВН-20 | ВН-2 | ВН-1 | ВН-4 | ВН-6 ВН-300 | ВН-500
Средняя быстрота дей- ствия, л!сек Предельный вакуум, мм рт. ст. ...... Диаметр впускного па. трубка, мм Мощность электродвига- теля, кет ....... Расход охлаждающей во- ды, л/ч .- Вес, кг Высота, мм Площадь в плане, ля* . . 0,21 МО"3 0,6 36 325 420X235 0,78 1 •IO’3 0,6 75 415 470X294 2,6 МО'3 0,6 ’ 10 445 525x330 5,8 3-Ю"3 63 1,7 180 475 685X655 16,5 з-ю-з 75 2,8 320 600 925X875 45 5-Ю-з 100 7,0 250 1 050 1 420 1 635x875 120 1 ю-= 150 20 900 2 050 1 975 1 905 x 960 ripodoj 300 1 1-10-= 200 40 5 500 2 613 1 800 2 050X1 470 гжение nj 500 1 -io-« 240 55 6 500 4 226 1 535 I 850X2 910 Щ1Л0Ж. 16
Характеристики Много пластинчатые ротационные насосы Водокольцевые насосы Двухроторные насосы
РВН-8 | рвн-зо | РВН-60 | РВН-75 РМК-2 | рмк-з | PMK-4 ДВН-500 1 ДВН-15Э0
Средняя быстрота дей- 105 475 940 1 130 30-43 150—180 250—450 500 1 500
ствия, л!сек ...... Предельный вакуум, 25 15 15 15 75 23 15 5-Ю-3 5-10-’
мм рт. ст Диаметр впускного пат- 65 125 170 260 26Э
рубка, мм Мощность электродвига- 50 75 100 10 28 70 7 10
теля, кет 3 600 475 790 500X1 215 6 ою 1 028 1 056 1 655 X 700
Расход охлаждающей во- ДЫ, л/ч Вес, кг S& Высота, мм ....... со Площадь в плане, мм3. . 400 620 900 1 330X600 950 3 375 1 320 2 310 X 985 1 400 5 540 1 455 3 100X1 090 1 800 8 989 1 500 3 320X1 120 240 120 390 415X706 520 93'. 1 080X1 125 870 1 105 1 418X1 345
Приложение 18
О
в
ГС
0J
я
о
ч
в
Е
Основные характеристики сверхвысоковакуумных агрегатов
Коэффициенты относительной чувствительности
манометров по разным газам
Газ Термопарный манометр ЛТ-2 Ионизационный манометр ЛМ-2 Радиоактивный манометр Мр-2
Воздух 1.00 1,00 1,00
н2 1.49 0,47 0,27
Не 0.89 0.18 0,24
СН4 1.64 — .—
Ne 0.76 0,25 0,45
•г С2Н2 1,67 1.95* 1,28
со 1.03 1,17* 1,10
С2Н4 1.16 — —
С2нв 1.27 — —
H2S 1,41 —
Аг 0,64 1,31 1.17
СО2 1.06 — —
SO2 1,30 — .—
Кг 0.44 1.98 1,92
n2 — 1,00 0,92
Хе — 2,71 2,76
о2 1 1,07* 1,32
* Значения определены теоретически [Л. 290).
Приложение 19
* 1 Газоотделение с поверхности конструкционных материалов вакуумных систем (при комнатной температуре)
Материал Скорость газоотделення после выдержки в вакууме, л-.чм/сек-см2 Источник данных
через 1 ч через 5 ч
Нержавеющая сталь, необрабо- танная 1,3-10-’ 1,5-10-» [Л. 295]
Медь, протравленная, промы- тая бензолом и ацетоном . . 8,4-Ю-9 6.3-10-19 То же
Медь, промытая бензолом и ацетоном 9,0- 10-8 7,8- Ю~9 0
Л Медь, необработанная .... 1.5-10-’ 4,8-10-8 я
Латунь, протравленная, про- мытая бензолом и ацетоном 1.5-10-8 1,1.10-» я
Латунь, промытая бензолом и ацетоном 1,7-10-’ 6,7-10-8 »
Латунь, необработанная . . . 3,4-10-’ 9-10-8 0
25 А. Б. Цейтлин.
385
384
Продолжение прилож. 19
Материал Скорость газоотделения после выдержки в вакууме, л-мм/сек-см2 Источник данных
через 1 ч через 5 ч
Дюралюминий, протравлен- ный, промытый бензолом и ацетоном 3,5-10-’ 2,9- 10-9 [Л. 295]
Дюралюминий, промытый бен- золом и ацетоном 2,1-10-’ 1,0- 10-’ То же
Дюралюминий, необработан- ный 4,2-10-’ 1.4-Ю-’ М Й
Сварной шов на латунной тру- бе 4,2- 10"в 1,7-10-® я •
Сварной шов на медной трубе 2- 10's 5,5-10-* в »
Малоуглеродистая сталь . . . 3,2-10-’ 6-Ю-8 [Л. 296]
Керамика 10-’ ю-8 [Л. 297]
Пластмассы ю-5 10-’ [Л. 297]
Тефлон 7-10-’ 2-10-’ [Л. 297]
П р и л о же н и е 20
Охладители для ловушек
Охладитель Темпера- тура охла- дителя, °C Скрытая теп- лота парооб- разования, ккал!кг
Лед 0 539,6
NaCl2 (33 части) -ф- снег (100 частей) . . . —21,3 —
СаС12 + 6НаО (100 частей)-]-снег (70 ча-
стей) —54,9 —
Фреон-22 (в одноступенчатой холодильной
машине) • —35 —
Фреон-22 (в двухступенчатой холодильной
машине) До —70 —
Смесь твердой СО2 с ацетоном —78 Около 100
Жидкий кислород —183 51
Жидкий воздух —187 50,9
Жидкий азот —196 47,7
386
ЛИТЕРАТУРА
11. Тимирязев А. К-, Кинетическая теория материн, нзд.
МГУ, 1954.
2. Герцфельд К. Ф., Кинетическая теория материн, ОНТИ
НКТП СССР, 1935.
3. К р ы л о в К. И., Физические основы электровакуумной тех-
ники, Госэнергоиздат, 1949.
4. Я к к е л ь Р., Получение и измерение вакуума, (пер. с нем.),
Изд-во иностранной литературы, 1959.
5. Л нт вин А. М., Техническая термодинамика, Госэнергоиз-
дат, 1956. '
6. В у к а л о в и ч М. П., Термодинамические свойства воды и
водяного пара, Машгнз, 1958.
7. Л о ж к и н А. И., Канаев А. А., Бинарные установки,
Машгиз, 1946.
8. Белоконь Н. И., Термодинамика, Госэнергоиздат, 1954.
9. Д е ш м а н С., Научные основы вакуумной техники (пер.
с англ.), Изд-во иностранной литературы, 1950.
10. Вакуумное оборудование и вакуумная техника, под ред.
Гутри А. и Уокерлипга Р. (пер. с англ.), Изд-во иностранной ли-
тературы, 1951.
11. Тягунов Г. А., Основы расчета вакуумных систем, Гос-
энергоиздат, 1949.
12. Clausing Р., J. Appl. Phys., v. 17, 1946, October.
13. Klose W„ Phys. Ztschr., Bd 31, 503, 1930.
14. Eger H., Ann. der. Phys., Bd 27, 819, 1908.
15. Вулис Л. А., Доклады АН СССР, 1946, т. 54, № 8.
16. Вулис Л. А., Газовая динамика, изд. МАИ, 1949.
17. Keen ап I. Н., Thermodynamics, 1941.
18. Stodola A., Steam and Gas Turbines, McGraw-Hill, 1927.
19. Yellott J. I. Engineering, 137, 303, 1934.
20. Y e 11 о 11 J. I. and Holland С. Д, Engineering, v. 143,
303 1937
21. Hermann R., Luftfahrtforschung, Bd 19, 201, 1942.
22. H e a d R. M., Investigations of Spontaneous Condensation
Phenomen, 1949.
23. W a g п e г C., WVA Arch., A-385/I, 1942.
24. S t e v e г H. G. and Rathbun К. C., NACA Techn. Note,
2559, 1951.
25* 387
25. Oswatitsch K., Z'tschr. Angew. Math, und Meeh., Bd 22,
1—14, 1942.
26. Lukasiewicz I., Roy. Aircraft Establishment Rept. Aero.,
20, 22, 11—SD, 1947.
27. W e g e п e r P., R e e d S., S t о 11 e n w e г к E. and Lund-
quist G., J. Appl. Phys., v. 22, 1077—1083, 1951.
28. В e с к e r J. V., J. Appl. Phys., v. 21, 619—628, 1951.
29. W e g e п e i P. and Lundquist G., J. Appl, Phys., v. 22,
233 1951.
’ 30. Durbin E. I., NACA Techn. Note, 2441, 1951.
31. В i п n i e A. M. and Woods M. W., Proc. Inst. Meeh. Eng.,
London, v. 138, 229, 1938.
32. О s w a t i t s c h K., Luftfahrforschung, Bd 18, 150, 1941.
33. А б p а м о в и ч Г. И., Прикладная газовая динамика, Гос-
техиздат, 1953.
34. С к о б е л к и н В. И., Юшенкова Н. И., ЖТФ, 1954,
т. 24, 1879.
35. Л е в и н с о н Я. И., Аэродинамика больших скоростей, Обо-
ронгиз, 1950.
36. П р е о б р а ж е и с к и й В. П., Теплотехнические измерения
и приборы, Госэнергоиздат, 1953.
37. Р а м м В. М., Пароструйные вакуум-эжекционные установ-
ки, Госхимиздат, 1949.
38. X р и с т и а и о в и ч С. А., сб. ЦАГИ «Промышленная аэро-
динамика», 1944, № 3, 125.
39. Хриетианович С. А., Миллионщиков М. Д.,
Ряб инков Г. М. и Т р е б и н Ф. А., Изв. АН СССР ОТН, 1946,
№ 3, 151.
40. Дейч М. Е., Кох А. А., Робожев А. В. и Степ а н-
чук В. Ф., «Теплоэнергетика», 1954, № 12, 30.
41. Дейч М. Е. и Пол и ко в ск ий М. В., «Теплоэнергетика»,
1954, № 3, 95.
42. Д е й ч М. Е. и С тепа н ч у к В. Ф., «Теплоэнергетика»,
1956, № 3, 95.
43. Д е й ч М. Е., Техническая термодинамика, Госэнергоиздат,
1961.
44. Д е й ч М. Е., Р о б о ж е в А. В., К о х А. А., Труды МЭИ,
1955, вып. ХХШ, 182.
45. С о к о л о в Е. Я. и Зингер Н. М., Струйные аппараты,
Госэнергоиздат, 1960.
46. 3 и н г е р Н. М., Известия ВТИ, 1953, № 5, 47.
47. Берман Л. Д., Известия ВТИ, 1949, № 3, 115.
48. Берман Л. Д., Известия ВТИ, 1949, № 9, 913.
49. Берман Л. Д., Вестник инженеров и техников, 1938, № 2,
1939, № 1.
50. Б е р м а н Л. Д., Известия ВТИ, 1950, № 3, 31.
51. Берман Л. Д., «Электрические станции», 1954, № 6, 45.
52. Зингер Н. М., Известия ВТИ, 1949, № 6, 17.
53. 3 и н г е р Н. М., и Андреева К. С., «Теплоэнергетика»,
1955, № 12, 210.
54. 3 и н г е р Н. М. и А н д р е е в а К- С., «Электрические стан-
ции», 1954, № 1, 12.
55. 3 и н г е р Н. М. и Андреева К- С., «Электрические
станции», 1958, № 11, 115.
388
56. Соколов Е. Я. и Андреева К. С., Известия ВТИ,
1959, № 4, 41.
57. А н т о н о в и ч С. А., «Энергомашиностроение», 1958, № 9.
, 58. А р о н с Г. А., Струйные аппараты, Госэнергоиздат, 1948.
59. Б а у л и н К. К., «Отопление и вентиляция», 1931, № 10.
60. Б а у л и н К. К-, «Отопление и вентиляция», 1933, № 2.
61. Баулин К. К., «Отопление и вентиляция», 1938, № 6.
62. 3 и н г е р Н. М. и Андреева К- С., «Промышленная
энергетика», 1957, № 10.
63. Келлер С. Ю., Инжекторы, Машгиз, 1954.
64. К а м е н е в П. М., Гидроэлеваторы и другие струйные ап-
параты, Машстройиздат, 1950.
65. К и с е л е в Б. М., «Прикладная математика и механика»,
* 1947, № 1.
66. Л о ж к и н А. Н., Трансформаторы тепла, Машгиз, 1948.
67. П о л и к о в с к и й М. В., Известия АН СССР ОТН, 1957,
№ 1.
68. Портнов И. Г., Цзвестия АН СССР ОТН, 1957, № 4.
69. Романенко П. 'Н., Известия АН СССР ОТН, 1953,
№ 6.
70. Сцилл ар д К. С., «Технические заметки ЦАГИ», 1938,
№ 160.
71. Харитонов В. Г., «Теплоэнергетика», 1958, № 4.
72. Ш у м е л и ш с к и й М. Г., «Холодильная техника», 1955,
№ 3. А
73. Я н ч е н к о В. Р., «Электрические станции», 1951, № 11.
74. Я р и н П. С., Воздухоструйные и газоструйные эжекторы,
ДКТВУ, 1938.
75. Казанский А. М., Конденсационные устройства, ОНТИ,
► 1939.
76. Т а р а с о в Ф. М., «Молочная промышленность», 1951,
№ 1.
77. Т а р а с о в Ф. М., Пароструйные аппараты в молочной
промышленности, Пищепромиздат, 1953.
78. Б л годов В. П., Конденсационные устройства паровых
турбин, Госэнергоиздат, 1951.
79. Литвак А. К., Известия АН СССР ОТН, 1956, № 1.
| 80. Б е р м а н Л. Д., Известия ВТИ, 1950, № 4.
81. Яновский М. И., Судовые конденсационные установки,
Военмориздат, 1943.
82. Я и о в с к и й М. И., Вестник инженеров и техников, 1932,
, № 10.
[ 83. F a s о 1 i, Terniotecnica, 1957, № 9.
84. Е с и е в М. К-, Известия высших учебных заведений, Ма-
шиностроение, 1960, № 12.
’ 85. Д е м и д о в Я. Ф., «Энергомашиностроение», 1959, № 12,
12—14.
86. Ко стер ин К, Сб. «Тепло- и массоперенос», Госэнерго-
издат, 1963.
.87. Вильдер С. И. и Маркачев Б. В., «Химическое ма-
шиностроение», 1961, № 5.
» 88. Вильдер С. И., Купервассер И. С., Михай-
ленко В. А., «Новости нефтяной техники», Нефтяное оборудо-
вание и средства автоматики, 1962, сб. № 1.
38J
89. Вильдер С. И., «Химическое машиностроение», 1963,
№ 4.
90. Б е р м а и Л. Д., Известия ВТИ, 1953, № 1.
’• 91. Аксенов К. Ф., Ученые записки Всесоюзного заочного
института инженеров ж.-д. транспорта, 1961, вып. 7, 193—306.
92. Абрам зон Л. С., «Теплоэнергетика», '1961, № 4, 88—91.
93. К а м е л ь А. М., Известия АН СССР ОТН, 1960, № 2,
181—184.
94. К л я ч к и и А. Л., «Научные доклады высшей школы»,
Энергетика, 1959, № 2, 221—228.
95. Липковский Г. Б., Инж.-физ. журнал, 1959, № 7,
87—91.
96. Freneau Р., Power, 1946, v. 2, № 2.
97. М а й к р о в с к и й А. А., «Энергомашиностроение», 1958,
№ 12, 8.
98. Поликовский М. В., «Теплоэнергетика», 1957, № 9.
99. Я к о в л е в с к и й О. В., Известия АН СССР ОТН, 1962,
№ 1.
100. Мартыновский В. И., «Холодильная техника», 1954,
№ 3.
101. Цейтлин А. Б„ ПТЭ, 1962, № 3.
102. Bosnjakovic F., Ztschr. fur gesamte Kalteindustrie,
№ 11, 1936.
103. Elrod H. S, ASME Transactions, IX, v. 12, № 13, 1945;
v. 13, № 2, 1946.
104. Flugel G., VDI Forschungsheft, 325, 1935; 365, 1939.
105. Kaye I., Rivas M., ASME Paper 57.
106. Keenan I. H. and Neumann E. P., J, Appl. Meeh.,
№ 2, 1942.
107. Keenan I. H., Neumann E. P., Lus twerk H., J.
Appl. Meeh., v. 17, № 3, 1950.
108. Rayds R., Johnson E., Inst, of Meeh. Eng., Y. and
Proc., X, v. 145, № 5, 194'1.
109. Vogel R., Maschinenbautechnik, Bd 5, № 12, 1956.
110. Weidanz W., Beihefte zur Zeitschrift f. d. ges. Kaltein-
dustrie, H. 8, 1939.
111. Wiegand I., VDI Forschungsheft, 401, 1940.
112. W i e g a n d I., Ingenieur, Bd 67, № 27, 1955.
113. Wein eek P., Ztschr. Progressus, Febr. 1941.
114. Lewis P. S., О r e h о s k i M. A., F о n d r k V. V., Nat.
Vac. Symposium, 1960.
115. Fond rk V. V., Petroleum Refiner, v. 37, № 12, 101—105,
Dec. 1958.
116. Fondrk V. V., Chemie. Eng. Progr., v. 49, № 1, 3—7,
1953.
117. Lineck G. G., Chemie. Eng., v. 13, 145—150, 1958.
118. Fondrk V. V., Nat. Vac. Symposium, 88—93, 1957.
119. Power B. D. and Dennis N., Proc, of the first Intern.
Congr. Vac. Techn., Namur 1958, Pergamon Press, 197—201, 1960.
120. T a j i m a, Konako K-, Katayama A.,. Rev. Sci. Instr.,
v. 24, № 4, 1953.
121. Berkeley F. D., Petroleum Refiner, 95—100, 1958, De-
cember.
390
122. Engdahl К. В., Holton W. C., Trans. ASME, v. 65,
741______.54 1943.
123. Keenan I. H., Neumann E. P., Trans. ASME, v. 64,
1—75, 1942.
124. Kalustian P., Refrigerating Eng., v. 28, 183—193, 1934.
125. Dows on R., Engineer, v. 164, 650—52, 680—82, 1937.
126. Freneau P., Power, v. 3, 76, 1947.
127. Tuve, Priester and Wright, Heat Piping and Air
Cond., v. 13, 708—15, 1941.
128. Rayds R., J 0 h n s о п E., Proc. Inst. Meeh. Eng., v. 145,
193—203, 1941.
129. Kravath F. F., Heat and Vent., v. 37, 17, 1940.
130. IE s t e r m a n W., Rev. Med. Phys., v. 18, 3, 1946.
131. Work L. T., H a e d r i c h, Ind. Eng. Chem., v. 81, 464, 1939.
132. Bagley G. D., Powerfax, Elliott Company, 1944.
133. Ku gel H. K-, Power, v. 67, 638—9, 1928.
134. Stern A. C., Meeh. Eng., v. 54, 267—8, 1932.
135. Kroll A. E., Chem. Eng. Progr., v. 1, № 2, 21—24, 1947.
136. Veda T., Chem. Eng. (Japan), v. 24, 264—273, 1960.
137. Ha si mo to, J. Phys. Soc. (Japan), v. 8, 394—9, 1953.
138. Tokashima, Chem. Eng. (Japan), v. 19, 446—56, 1955.
139. F i 1 s о п A. C., J. Sci. Instr., v. 39, 40, 1962.
140. Wat enab a, Chem. Eng. (Japan), v. 16, 378—83, 1952.
141. Veda T„ Bull. ASME, v. 4, (24—131, 1961.
142. Flu gel, Theorie der gleichphasigen Strahlapparate, Jahr-
buch Tech. Hochschule, Hannover, 1958—1960.
143. Hoge Harold I., Trans. ASME, v. 81, № 3, 426—432,
1959.
144. Weber H. E., Trans. ASME, v. 82, № 1, 1960.
145. Krecek P., Energetika (польск.), v. 2, № 2, 1961.
146. Holton W. C., Trans. ASME, v. 73, № 7, 195-1.
147. Van der Linden T. N., Trans. ASME, v. 82, № 4,
1960.
148. Chisholm R„ U. T. I. A. Techn. Note, № 39, 1960.
149. Ellingen W. E., Power Eng., v. 64, № 11, 1960.
150. Le Grives E., Rech. Aeronaut., v. 78, 23—29, 1960.
151. Lee of R., Flamme et thermique, v. 12, 138—139, 1960.
152. Jung Richard, VDI Forschungsheft, 479, 325, 1960.
153. Codegone C., Termotecnica (итал.), v. 13, № 10,
480—490, 1959.
154. Eichacker S., Hoge Horold L, J. Aero/Space Sci.,
v. 27, № 8, 638—637, 1960.
155. Икэгами, Многоступенчатые паровые эжекторы, Санге
Кикай (япон.), 1960, № 114, 21—24, пер. ВИНИТИ, № 26409/2.
156. Нестеров М. Н., Энергетика, 1964, № 7, 10—11.
157. Balwanz W. W., Nat. Vac. Symposium, 159—163, 1959.
158. Holton W. C. and Schulz E. Y., Trans. ASME, v. 73,
911 1951.
’ 159. Holton W. C„ Trans. ASME, v. 73, 905, 1951.
160. Цейтлин А. Б., «Сталь», 1963, № 4, 374—377.
161. Кичигин M. А. и Костенко Г. Н., Теплообменные
аппараты и выпарные установки, Госэнергоиздат, 1952.
162. Кутателадзе С. С., Основы теории теплообмена, Маш-
гиз, 1957.
391
163. Радциг А. А., Теория и расчет конденсационных уста-
новок, Госэнергонздат, 1934.
164. Рамм В. М, Теплообменные аппараты, 1948.
165. Берман С. С., Теплообменные аппараты и конденсацион-
ные устройства турбоустан»вок, Машгиз, 1959.
166. Barrett A. and Dennis N„ Proc, of the first Intern.
Congr. Vac. Techn., Namur 1958, Advances in Vac. Sci. and Techn.,
Pergamon Press, 212—218, 1960.
167. Цейтлин А. Б. — Новая серия высокопроизводительных
пароструйных бустерных насосов, сб. «Применение вакуума в ме-
таллургии», изд. АН СССР, 11960.
168. А л а ш к е в и ч М. Л., Родзаевская В. Д. и др.,
Авторское, свидетельство № 135560, РТУ, РСФСР, № НП 11-61.
169. А л а ш к е в и ч М. Л., Родзаевская В. Д, Ширя-
ев А. Т„ «Новости нефтяной техники», серия «Нефтепереработка»,
1960, № 10, 21.
170. Громова Л. Г., Алашкевич М. Л., Кондрать-
ев В. А., Опыт работы промышленности совнархоза, Сб. техниче-
ской и экономической информации Мосгорсовета, изд. ЦБНТИ,
1962, № 1.
171. Alexander Р., J. Sci. Instrum., v. 23, II, 1946.
172. G а е d е W., Ann. d. Phys., Bd 41, 289, 1913.
173. G a e d e W„ Ann. d. Phys., Bd 46, 357, 1923.
174. G a e de W, Ann. d. Phys., Bd 4, 337, 1923.
175. H о T. L, Physics, v. 2, 386, 1932.
176. H о T. L., Rev. Sci. Instr., v. 3, 133, 1932.
177. Jaeckel R., Ztschr. techn. Phys., Bd 23, 177, 1942.
178. Jaeckel R., Ztschr. Naturf., № 2a, 666, 1947.
179. Савииский К- А., ЖТФ, 1954, т. XXIV, № 5, 875—78.
180. H о 1 s t m a r k F, Ramm W., Wes tin S., Rev. Sci.
Instrum., № 8, 90, 1937.
181. Грошковский Я., Технология высокого вакуума (пер.
с польск.), Изд-во иностранной литературы, 1957.
182. Fluke D, Rev. Sci. Instr, v. 19, № 10, 655—666, 1948.
183. Ma tr ikon M, J. de Phys. ef. Rad, № 3, 127, 1932.
184. Gibson R. Rev. Sci. Instr, v. 19, № 4, 276, 1948.
185. Setlow R, Rev. Sci. Instr, v. 19, № 4, 533, 1948.
186. Dayton B, Rev. Sci. Instr, v. 19, № 11, 793—804, 1948.
187. Blears J, H i 11 K, Rev. Sci. Instr, v. 19, № 12, 841—
851, 1948.
188. В a chi er W, No Iler H. G, Ztschr, f. angew. Phys,
Bd 9, H. 12, 612, 1957.
189. Bachler W, Advances in Vac. Sci. and Technol, Pro-
ceedings of the first Intern. Congr. on Vac. Techn, Namur, 182—185,
1958.
190. Эспе В. и К но ль М, Технология электровакуумных
материалов, Оборонгиз, 1939.
191. Hickman К. С. D, v. 187, 405, 1960.
192. Burch С. К, Proc. Roy. Soc, v. 123, 271, 1929.
193. Каталог фирмы Leybold, NV. 104, 1960.
194. Hickman К. C. D, Sanford С. K, Rev. Sci. Instr,
v. 1, 140, 1930.
195. Hickman К- C. D, J. Phys. Chem, v. 34, 637, 1930.
196. Hickman К. C. D, J. Frankl. Inst, v. 221, 215, 1936.
392
197. Hickman К. C. D„ J. Frankl. Inst., v. 221, 383, 1931.
1198. Hickman К. C. D, J. Appl. Phys., v. 11, 303, 1940.
199. Hickman К. C. D, Nature, v. 156, 635, 1945.
200. Hickman К. C. D, Rev. Sci. Instr., v. 22, 141, 1951.
201. Mahoney W. C, Barnum E. R, Kerlin W. W. and
Sax К. I, Trans. Amer. Soc. Lubricating Eng., v. 3, 83—90, 1960.
202. Sax K- L, Sa a ry W. S., M a h о n e_y W. C. and G о r -
d о u I. M., J. Organic Chem., 1960, v. 25, 1590—1595.
203. Hickman К. C. D., Transactions of the 8th Nat. Vac.
Symp, 307—314, 1961.
204. Hickman К. C. D, Chemical Eng., v. 16, 86, 1961.
205. Wil cock D. F, J. Amer. Chem. Soc., v. 68, 691, 1946.
206. Brown G. P., Rev. Sei. Instr., v. 16, 316, 1945.
207. Collings W. K, Trans. Amer. Inst. Chem. Ing., v. 42,
455, 1946.
208. Мирим анова В. И., Ал ашкевич М. Л., «Новости
нефтяной и газовой техники», серия «Нефтепереработка и нефте-
химия», 1962, № 6, 24—26.
209. Е s t е г m а п I., В у с k Н. Т., Rev. Sci. Instr., v. 3, 482,
1932
210. H о Т. L, Physics, v. 2, 386, 1932.
211. Copley M. I., Symp son D. C., Tenney H. M.,
Phipps T. E., Rev. Sci. Instr., v. 6, 265, 1935.
212. Zabel R. M., Rev. Sci. Instr., v. 6, 54, 1935.
213. Edwards H. M., Rev. Sci. Instr., v. 6, 145, 1935.
214. Amder I., Rev. Sci. Instr., v. 7, 395, 1936.
215. Witty R, J. Sci. Instr., v. 22, 201, 1945.
216. Neumann R., Electronic Eng., 20, 205, 1948.
217. Jaeckel R., Schroeder H. I., Ztschr. f. techn. Phys.,
v. 24, 69, 1943.
218. Шумский К. П., Вакуумные конденсаторы химического
машиностроения, Машгиз, 1961.
219. Smith Н. К., Nat. Symp. Vac. Technol., 140—146, 1959.
220. Hickman К. C. D. and Kinsella, Nat. Symp. Vac.
Technol, 52—57, 1956.
221. В e a r d о n, Rev. Sci. -Instr, v. 6, 276, 1935.
222. Stevenson D. L, Nat. Symp. Vac. Technol, 134—139,
1959.
223. M i 11 e г о n N. and Levenson L, Nat. Symp. Vac. Tech-
nol, 342—344, 1961.
224. Reich G, Ztschr. f. angew. Phys, Bd 9, 27, 1957.
225. Reich G, N о 11 e r H. G, Ztschr. f. angew. Phys, Bd 9,
617, 1957.
226. Сорокин M. M, ПТЭ, 1960, № 3, 131—133.
227. Perry E. S, Fuguit R. E, Ind. Eng. Chem, v. 39,
782, 1947.
228. Sutton D. A, Chem. a. Industr, v-. 22, 39, 1947.
229. Herlet A. and Reich G, Ztschr. f. angew. Phys, Bd 9,
14—23, 1957.
230. Hickman К. C. D, Hecker I. G, E m b г e e N. D,
J. Ind. Eng. Chem, v. 9, 264, 1937.
231. Verhoek F. H, Marshall A. L, J. Amer. Chem. Soc,
V. 61, 27—37, . 1939.
393
232. Век ши некий С. А., Меньшиков М. И., Раби-
нович И. С., «Электроника», 1958, № 12, 25.
233. Р о w е г В. D. and Crawley D. Y., Vacuum, v. IV,
№ 4, 415—437, 1954.
234. Ruf I. und Winkler О., В кн. A u w о r t e r M. «Er'geb-
nisse der Hochvakuumtechnik und der Physik diinner Schichten», Wis-
senschaftl. Vergl. Gmbh., Stuttgart.
235. Kobayashi S. and О take H., Advanses in Vac.
Sei. and Technology, Proc, of the first Intern. Congr. Vac. Technol.,
1958, Namur, Pergamon Press, 193, 1960.
236. Kobayashi S., and О t a k e H., Vacuum Techniques,
5, 259, 1955.
237. Latham D., P о w e r B. D., D e п n i s N. T. M., Vacuum,
v. 2, 33, 1952.
238. Zinsmeister G., Adv. in Vac. Sci. and Technol., Proc,
first Intern. Congress on Vac. Techn., 1958, Namur, Pergamon Press,
335, 1960.
239. Mi 11 er on N. and Levenson L. L., Nat. Symp. Vac.
Technol., Transact., 213, 1960.
240. Jones W. B., Rev. Sci. Instr., v. 26, 809, 1955.
241. Smith H. K-, Nat. Symp. Vac. Technol., Transact., 22,
1955.
242. Цейтлин А. Б., Вакуумные пароструйные насосы, изд.
МЭИ, Москва, 1960.
243. Цейтлин А. Б., Пароструйные вакуумные насосы, в кн.
«Вакуумная металлургия», Металлургиздат, 1962.
244. Данилин Б. С., Вакуумные насосы и агрегаты, Гос-
энергоиздат, 1957.
245. Сави некий К- А., «Заводская лаборатория», 1955, №9.
246. U. S. A. Patent № 2206083.
247. D. В. Patent № 949682.
248. Morse R. S., Rev. Sci. Instr., v. 11, 277, 1940.
249. N 6 11 e r H. G., Vacuum, v. 5, 59, 1955.
250. Venema A., Bandringa M., Philips Techn. Rev., v. 20,
145, 1958/59.
251. Mi Heron N., Nat. Symp. -Vac. Technol. Transact., 140,
1958.
252. M a 11 a g 1 i a t i M. at Menicalli, Advanc. Vac. Sci.
and Techn., Proc, first Intern. Congr. Vac. Technol., 1958, Namur,
Pergamon Press, 341, 1960.
253. Power B. D. and Crawley D. I., Advanc. Vac. Sci.
and Techn., Proc, first Intern. Congr. Vac. Technol., 1958, Namur,
Pergamon Press, 206, 1960.
254. Reich G. and No Iler H. G., Advanc. Vac. Sci. and
Techn., Proc, first Intern. Congr. Vac., Technol. 1958, Namur, Per-
gamon Press, 93, 1960.
255. Ulman R., Nat. Symp. Vac. Techn., 95, 1957.
256. Amoignon J. et Moreau J., Le Vide № 84, 344,
1959.
257. M о n g о d i n G., Le Vide, № 80, 95, 1959.
258. Grove D. L, Nat. Symp. Vac. Techn., Transact., 1958.
259. Knudsen M., Ann. d. Phys., Bd 50, 472, 1916.
260 V о 1 m e r, Esterman, Ztschr. f. Phys., Bd 7, 13, 1921.
394
261. Walther H„ Ztschr. f. angew. Phys., Bd 10, 272—276,
1958.
262. Alpert D., Rev. Sci. Instr., 24, 1004, 1953.
263. Alpert D., Advans. Vac. Technol. 1958, Namur, Perga-
mon Press, 31, 1960.
264. Marker R. C., Advanc. Vac. Sci. and Techn., Proc, first
Intern. Congr. Vac. Technol. 1958, Namur, Pergamon Press, 1960.
265. Carmichael I. H. and Lange W., Nat. Symp. Vac.
Technol., Transact., 137—139, 1958.
266. Huber W. K. at Trendelenburg, De Vide, v. 15,
№ 86, 132, 1960.
267. Biondi M. A., Rev. Sci. Instr., v. 30, 830, 1959.
268. Biondi M. A., Nat. Symp. Vac. Technol., Transact., 24,
1960.
269. G о e r z D. I., Nat. Symp. Vac. Technol., Transact., 63,
1960.
270. Blears J., Greer E. and Ninghtinyable, Advanc.
Vac. Sci. and Technol., Proc, first Intern. Congr. Vac. Technol., 1958,
Namur, Pergamon Press, 469—471, 1960.
271. Hablanian H. H. and Steinherz H., Nat. Symp.
Vac. Technol., Transact., 333—341, 1961.
272. Барышова H. M., Ушаков В. П., ПТЭ, 1959, № 5,
94—98.
273. Norton F. I., J. Appl. Phys., v. 28, 34, 1957.
274. Norton F. I., Nat. Symp. Vac. Technol., Transact., 47—51,
1954.
275. Frank R. C. and Swets D. E., J. Appl. Phys., v. 28,
350, 1957.
276. W a 1 d s c h m i d t E„ Metal, v. 19—20, 1954.
277. Dallenboch W., Elektrotechn. Ztschr., v. 55, 85, 1934.
278. M с. С a 1 d i n, J. Appl. Phys., v. 27, 307, 1956.
279. Л а н и с В. А. и Л e в и н а Л. E., Техника вакуумных ис-
пытаний, Госэнергоиздат, 1963.
280. Oat ley C. W., Brit. J. Appl. Phys., 5, 358—362, 1954.
281. Dayton В. B. Industr. Eng. Chem., v. 40, 7952803, 1949.
282. Blears J., Proc. Roy. Soc., 62, A, 188, 1946.
283. Haefer R. A., H e n g’e v о s s I., Nat. Symp. Vac. Tech-
nol. Transact., 67—74, 1960.
284. Пугачевич П. П., Техника работы co ртутью в ла-
бораторных условиях, Госхимиздат, 1961.
285. Каталог фирмы Wiedand, ФРГ, 1960.
286. Краткий физико-технический справочник, Физматгиз, 1960.
287. Балицкий А. В., Вакуумные материалы и арматура, сб.
«Вакуумная металлургия», под ред. А. М. Самарина, Металлург-
издат, 1962.
288. Цейтлин А. Б., Фалалеев Л. В., ПТЭ, 1961, № 5,
120—126.
289. Григорьев А. М., Измерение вакуума, сб. «Вакуумная
металлургия», под ред. А. М. Самарина, Металлургиздат, 1962.
290. Хавкин Л. П., Об измерении давлений различных га-
зов термопарным манометром, ЖТФ, 1955, т. XXV, № 4, стр. 726.
291. Foote and Da moth D., 8th Nat. Symp. Vac. Technol.,
Transact., 1343, 1961.
395
292. Bachler W., 9th Nat. Symp. Vac. Technol., Transact.,
395, 1962,
293. Hablanian M., Oth Nat. Symp. Vac. Technol., Transact.,
384, 1962. v
294. Crawley D., Tolme E., 9th Nat. Symp. Vac. Technol.,
Transact., 399, 1962.
295. Басалаева H. Я., ЖТФ, 1958, t. 25, № 5, 1102—7.
296. Barre R., Geller R., M о n g о d i n G., Le Vide, Mai—
Juin, № 69, 1957.
297. Jaeckel R., 8th Nat. Symp. Vac. Technol., Transact., 17,
1961.
298. К о л e н к о E. А., ПТЭ, № 3, 1957, 112.
299. Мухачев Г. А., Бородин В. А., П о с к о н и н Ю. А.,
«Теплоэнергетика», 1963, № 10.
300. «Холодильная техника», 1956, № 2.
301. Langdon W. М., F о ch t man Е. G., 10th Symp. Vac
Techn., Transact., 128, 1963.
302. Stevenson D. L., 10th Nat. Symp. Vac. Technol., Tran-
sact., Г34, 1963.
303. L e Riche R. P. and R о t h e n b e r g J. N., 9th Nat. Symp.
Vac. Technol., Transact., 249, 1962.
304. Hablanian M. N. and L a n d f о r d, 7th Nat. Symp.
Vac. Technol., Transact., 55, 1960.
305. Huntress A. K., Smith A. L., Power B. D. and
Dennis W. M., 4th Nat. Symp. Vac. Technol., Transact., 104, 1957.
306. Huber W. K. and Trendelenburg, 6th Nat. Symp.
Vac. Technol., Transact., 146, 1959.
307. Haefer R. A. and Hengevoss J., Vakuumtechnik, 9,
225, 1960.
308. Hengevoss J. and Huber W. K., Vakuum, v. 13,
№ 1, 1—9, 1963.
309. Kennedy P. B., 8th Nat. Symp. Vac. Technol., Transact.,
320, 1961.
310. Pingel N., Vak. Techn., 8, 243—246, 1962.
СОДЕРЖАНИЕ
Предисловие............................................... 3
Глава первая. Основные сведения из молекулярно-
кинетической теории газов и термодинамики ... 5
1-1. Скорости теплового движения молекул............. 5
1-2. Давление газа. Основное уравнение кинетической
теории газов..................................... 6
1-3. Свойства идеальных газов........................ 7
1-4. Число молекул, ударяющихся в единицу времени
о единицу поверхности .......................... 12
1-5. Число столкновений. Длина свободного пути .... 13
1-6. Внутреннее трение, теплопроводность, диффузия—
частные случаи общего уравнения переноса........ 15
1-7. Первый закон термодинамики. Теплоемкость газов 20
1-8. Теплосодержание и энтропия идеального газа .... 23
1-9. Свойства реальных газов........................ 24
1-10. Термодинамические характернстйки водяного пара 29
1-11. Физико-химические свойства жидкой ртути и термо-
динамические характеристики ртутного пара........ 31
Глава вторая. Течение газа в вакуумной системе . . 32
2-1. Режимы течения газа............................. 32
2-2. Основные критерии для определения режимов течения
газа............................................. 33
2-3. Пропускная способность и сопротивление.......... 35
2-4. Основные элементы сопротивлений, их соединение 36
2-5. Расчет пропускной способности диафрагм.......... 39
2-6. Расчет пропускной способности трубопроводов .... 41
2-7. Эквивалентный диаметр трубопровода.............. 44
2-8. Замечания к формулам для расчета пропускной спо-
собности ........................................ 45
397
Глава третьи. Общие принципы работы пароструйных
вакуумных насосов....................................... 48
3-1. Принципиальная схема работы насосов. Классификация 48
3-2. Понятие об основных характеристиках вакуумных па-
роструйных насосов.............................. 50
3-3. Истечение пара из сопел........................ 56
3-4. Дросселирование пара перед соплом.............. 77
Глава четверга и. Вакуумные эжекторные насосы . . 81
4-1. Принцип действия............................... 85
4-2. Характеристики................................. 88
4-3. Теория и расчет пароэжекторных насосов......... 90
• 4-4. Паромасляные эжекторные насосы........• . . • • 121
4-5. Парортутные эжекторные насосы......... ... 130
4-6. Пароводяные эжекторные насосы..................136
Глава пята и. Бустерные насосы..........................170
5-1. Принцип действия и конструкции.................170
5-2. Рабочие жидкости...............................183
5-3. Характеристики.................................185
5-4. Миграции маслиного пара из бустер-насоса.......190
5-5. Эксплуатация...................................191
Глава шеста и. Высоковакуумные пароструйные на-
сосы ...............................................196
6-1. Принцип действия...............................196
6-2. Теории высоковакуумного насоса.................198
6-3. Характеристики.................................213
6-4. Рабочие жидкости...............................237
6-5. Конструкции насосов............................254
6-6. Миграция паров рабочей жидкости................278
6-7. Расчет и конструирование высоковакуумных насосов . . 306
6-8. Эксплуатация..................................322
Глава седьмаи. Вакуумные пароструйные агрегаты
7-1. Принципы агрегатирования..................... 326
7-2. Сверхвысоковакуумные агрегаты.................328
Глава восьмая. Испытания вакуумных пароструйных
насосов ...................................-.......338
8-1. Методы испытаний..............................338
8-2. Испытание высоковакуумных насосов и агрегатов . . . 349
8-3. Испытание сверхвысоковакуумных агрегатов ..... 352
398
8-4. Испытание бустерных и эжекторных насосов......356
Глава девита и. Расчеты систем с пароструйными
вакуумными насосами................................357
9-1. Задачи расчета.................................357
9-2. Выбор иасоса для систем, работающих в стационар-
ном режиме.....................................358
9-3. Расчет систем, работающих в квазистационарном ре-
жиме ..........................................362
Приложения.............................................366
Литература.............................................387
Глава т
ваку;
3-1. г
3-2. Г
F
3-3. 1
3-4. /
СПИСОК ОПЕЧАТОК
Глава
4-1. I 4-2. 1 Стр. Строка Напечатано Должно быть
4-3. ' 4-4. I 4-5. 1 21 Формула (1-68) / dV \ к " А / du \ к" А
4-6. 1 23 Формула RT RT
Глава I (1-83) А— 1 к— 1
5-1. 1 47 5 снизу 12,3 12,7
5-2. 117 10 снизу § 2-8 § 2-6
5-3. 199 19 сверху х== — 1 Х = — 1
5-4. 2 гРа 1 'Р-л-
5-5. 200 Формула е 3 е 3
Глава сось; (6-8)
202 1 снизу Хо Хо
6-1. 6-2. 220 1 сверху *5опт.г ( 1 5опт,Г ( 1 \
SonT.B V/Иг У •З’опт.в ( V/Иг )
6-3. 248 4 столбец. г/см1
6-4. 267 шапка

6-5. 18 снизу (см. рис. 6-17) (см. рис. 6-19)
6-6. 302 13 сверху -1604-170° С —1604-—170°С
6-7. 315 17 сверху То— объем, кг/м* Та — удельный вес, кг[м*
6-8. 318 14 снизу цолуэлектричес кого полуэмпирического
Глава 378 5 столбец. . 63 6,3
7-1. 6 снизу
7-2.
Зак. 481.
Г лава
нас
8-1.
8-2.
8-3.
398
ккал/кг

I
i
Приложение 3