真空泵原理介绍.doc

液环式流体机械-压缩机、真空泵
刘庆河
液环泵的工作原理：
由于叶轮偏心地装在壳体内，随着叶轮地旋转，工作液体在壳体内形成运动着的液环，液环内表面也与叶轮偏心，由于在壳体的适当位置山开设吸气口和排气口，液环泵就能完成吸气、压缩气体和排气这三个相互连续的过程，从而实现抽送气体的目的。液环泵靠工作介质做为中间媒介来传递能量，工作介质传递能量的过程可以概述如下：在吸气区内，工作介质在叶轮推力下增加运动速度（因而也从叶轮那里获得动能），并从叶轮中流出，同时从吸气口吸入气体；在压缩区内，工作介质速度下降，同时返回叶轮，压力上升，气体被压缩。由此可见，在液环泵的整个工作过程中，工作介质起着接受来自叶轮的机械能，并将其转换为自身的液体动能，然后液体动能再转换为液体的压力能，并对气体进行压缩做功，从而将液体能转换为气体的能量的媒介作用。
液环泵效率较低，一般为30％～50％，最高可以达到50％。
真空泵的性能参数：
气体流量，简称气量，用符号标识，是指单位时间内，在吸气压力（即泵入口处的压力），进入泵内的气体容积。
吸气压力，以符号标识。吸气压力即泵入口处的压力。
排气压力，以符号标识。排气压力即泵出口处的压力。
功率，又称轴功率，以符号标识。液环泵的功率，是指原动机通过联轴器传给液环泵的功率。如将液环泵对气体的压缩过程近似地认为是等温过程，压缩气体地有效功率由热力学给出，为

有效功率只能小于轴功率，这是因为液环泵工作过程中地能量损失是不可避免地。
效率，以符号标识。液环泵地效率是有效功率与轴功率之比，即

它标识液环泵作为将机械能转换成气体能的机械的完善程度。通常，最高可到，并且尺寸较大的泵效率较高。
液环泵内气体流量、液体流量及吸入口的合理位置：
图1给出了轴向单作用液环泵叶轮和壳体在轴垂面内的主要几何参数，其中
叶轮轮毂半径；
叶轮外圆半径；
叶片出口安放角，即叶轮外圆上叶片切线与圆周速度的夹角；
叶片厚度；
叶片淹深，即叶片在工作介质内的最小淹没深度；
壳体内表面半径；
叶轮与壳体的偏心距；
吸气口始端角；
吸气口末端角；
排气口始端角；
排气口末端角；
叶轮外圆与壳体间的最小间隙，通常为，称为径向间隙。
图中没有标出的主要几何参数还有：
叶片数；
叶片在垂面内的截面面积；
叶片在气体中的最大截面面积；
叶轮宽度，即叶轮的轴向长度；
壳体宽度，即壳体的轴向长度；
叶轮断面与壳体侧盖间的间隙，通常为，称为断面间隙。
为了计算方便，引入以下无因次几何参数：
相对淹深，且令；
轮毂比，且令；
宽度比，且令。

图Q-1 单作用液环泵几何参数
当液环泵内由足够的工作液体时，可以保证液环内表面在位置与叶轮轮毂相接。同时，因径向间隙值很小，而将其忽略，即认为，此时通过截面的液体全部处于叶轮之内，并和叶轮一起运动。此时，通过位置的液体流量仅仅取决于叶轮的几何参数和叶轮的转速，并且有

式中叶片的排挤系数，它考虑了叶片占据一定的空间因而对液体流量的影响。

根据不可压缩流体的连续性可知，液环内任意截面内的液体流量皆相等，且等于截面内的液体流量。
吸气口的合理位置，应保证液环泵最大限度地吸入气体。为此，就应该使叶片间小空间地容积在增大的过程中始终与吸气口相同，而当小空间的容积一旦开始变小时，就应立即与吸气口隔开。对于径向叶片，不难看出，吸气口末端角在满足上述要求时应为

对于弯曲的叶片，为防止气体的漏损，常使吸气口末端角小一些，取

当液环泵充分吸气时，截面处于吸入压力之下，并且通过该截面的气体流量是液环泵可能吸入的最大气体流量，称该流量为理论气体流量，简称理论气量，用符号表示

式和中气体中叶片的排挤系数，数值上与整个叶片的排挤系数相近，因此取
于是，可得理论气量

公式中得叶片排挤系数，对于铸造的叶片可取，且大泵取较大值。对于冲压的钢板叶片可取。
实际上，因为通过间隙的漏损是不可避免的，同时也有可能部分气体经过截面返回吸入区。因此，液环泵能够实际吸入的气体流量，即液环泵的气量，要小于理论气量，可以写出：

式中
液环泵的容积效率，它反映液环泵密封处的严密程度，通常，且大泵取大值。
在压缩取内，由于液体的动能转换为压力能，从而对气体进行压缩做功。由于液环泵在工作中需补充足够的工作液体，以便维持液环的形状并使液环维持较低的工作温度，因此可以把对气体的压缩过程视为等温过程。
如不考虑气体的漏损，并将等温过程的气体状态方程应用于液环泵内，则有

式中
吸入压力下的理论气体流量；
吸入压力；
压缩区内某一指定角度位置上的压力；
压缩区内角度位置的理论气体流量；
如将压力表示成工作液体的液柱高度，则有

式中
工作液体的液柱高度；
工作液体的密度；
重力加速度。
通常，使用压缩比来作为液环泵的无因次性能参数。所谓压缩比，即是吸入压力下气体容积于压缩后气体容积之比，用符号表示，对应于液环泵内压缩区内某一角度，则有

由此，对于压缩区内角度为的位置，则有

将式代入上式，得到：

在压缩区内，气体不断受到压缩，压力和压缩比随角增加而增大，理论气体流量随角度增加而减小。但是，到目前为止，我们尚未得出上述关系的数学式。
为了找到压力或压缩比以及气量随角度的变化关系，我们试看气体流量与液体流量的关系。
一方面，叶轮内流体（包括气体和工作液体）的流量等于，这就是说气体理论流量与处于叶轮之内的那部分工作液体的流量之和等于，另一方面，已经指出，液环内的液体流量也是，它是叶轮之内的液体与叶轮之外的液体流量之和，对于任何角度皆如此。这样，就不难得出：液环泵内任意角度的气体理论流量均等于该角度处叶轮以外的工作液体的流量。
为了求得叶轮以外的液体流量，就要知道叶轮以外的液体的运动速度，这里我们引入新的概念，从而对真空泵的内部流速分布、吸入口与排气口的分配形状进行设计计算。
液环泵内液体的运动、液环形状、压缩比及临界压缩比：
可以把叶轮内液体的运动看成两种运动的合成运动，一是叶轮的转动，即所谓的牵连运动，一是液体相对于叶轮的运动，即所谓的相对运动。液体绝对运动的速度，便是相对速度与牵连速度的几何和。
同时，又可以把液体运动速度分解为两个相对垂直的分量，即圆周分速度和轴面速度。
当液体轮流出叶轮后，由于不再有叶片的排挤作用，轴面速度较叶轮内的轴面速度要降低；又因叶轮的叶片数是有限的，与在叶轮内相比，液体的圆周分速度也要下降。因此，液体流出叶轮后的绝对速度较叶轮内的速度要小。
但是，当叶片形状和叶片数确定后，在一定转速下，液体在叶轮内的绝对速度也就确定了。同样，刚刚离开叶轮时液体的绝对运动速度也就确定了。并且，可以用叶轮外圆的圆周速度来表示液体刚流出叶轮时的绝对运动速度，即可以令

式中
液体刚流出叶轮时的绝对速度；
叶轮外圆的圆周速度，且；
考虑叶片形状和叶片数影响的修整系数。对于向前弯曲的叶片，当、时，，叶片数较多时，取较大值。
为了便于讨论流体流出叶轮后的运动，假定工作液体是理想流体，而且液体运动是稳定的。由此，便可以对同一流线应用伯努利方程。
按照理论确定吸气区内的形状：
在吸气区内，液环内表面上的压力皆相等，且等于吸气压力。这样，就有理由近似的认为：对于吸气区内液环中任意一调流线，其上各点的压力都相等。因此，对于叶轮外任一流线上的两点（其中一点靠近叶轮外圆）列出伯努利方程，将有以下简单的型式

由此可得吸气区叶轮外的液环中的任一点速度

上式表明，对于整个吸气区，在叶轮以外的液环中，任何一点的液体运动速度皆相等，且等于液体离开叶轮时的绝对速度。这就是说，在吸气区内，液体离开叶轮之后，其运动速度大小将保持不变。
依据上述的运动规律，从惯性力的角度出发，可以反过来求出壳体上同一流线上两点和的压力，其相对误差不大于，可见假定吸气区内同一流线上的压力相等，基本上是符合实际情况的。
图所示的是吸气区的液环形状。是液环内表面上的一点，与其对应的角度为。
在Δ中，应用余炫定理，则有

叶轮以外的液体流量，是通过截面的流量，且

叶轮内的气体流量应是通过截面的流量，以表示，且有

式中
-角处气体中叶片的排挤系数，取；
-叶轮内气体的圆周分速度。
对于径向叶片，等于叶轮的圆周速度。对于弯曲的叶片，余叶轮圆周速度相比，气体的轴面速度很小，可以忽略，因此同样可以认为气体的圆周分速度也等于叶轮的圆周速度，即

于是则有

已经指出，叶轮内气体的流量，等于该角度处叶轮外的液体流量，即
或者

整理上式，可求出液环内表面上点到叶轮中心的距离即

图Q-2 吸气区液环形状
至此，对于吸气区，当给定某一角度后，即可用上面公式计算值，再用式算得值。由于可在间取值，因此吸气区内液环得形状便可描绘了。依据液环内表面的形状，并合理地确定吸气口地始端角和末端角，吸气口的形状也就可以确定了。
按照理论确定压缩区和排气区液环形状：
以下对压缩区的分析，其主要目的并不是确定液环形状，而是要建立压力或压缩比与角度的数学关系。
将伯努利方程应用于叶轮外同一流线上的两点，一点在吸气区，另一点在压缩区，这点对应的角度为，于是有

式中
-压缩区内叶轮外对应于角度的考察点上的液体运动速度；
-吸气区内叶轮外液体的运动速度，且；
-压缩区内对应于角的液环内表面上的压力；
-吸气区液环内表面上的压力，即吸气压力；
-两个参考点上的压力与液环内表面上压力之差，可以认为。
变换上式，可得角处叶轮外液体的运动速度

这里，压缩比是特定的，因而速度也是特定的。但是，速度与液体流量是有关系的。
由图可见，压缩区内，对应于角度，叶轮以外的液体流量，是通过截面的流量，且

如前所述，该流量同样等于叶轮内的气体流量，即等于并由式给出。使上式于式相等，则有

整理上式可得

令

对于给定得液环泵，在一定转速下工作，且当吸入压力不变时，参数为常数。而参数则随的变化而变化，又随角度而变化，因此是角度的函数，其关系由式和式联立可得。
将参数及代入上式，可得

这是一个关于压缩比的三次方程，该三次方程可用图解法求得，令参变量

如图所示，以压缩比为自变量，分别作出参变量和曲线，二曲线交点的横坐标即为式中压缩比的解。

图Q-3 压缩区和排气区液环形状

图Q-4 图解压缩比

是关于轴对称的两条曲线；则是一条下降的直线，并且随值（对应角度）的改变而不同。
当时，；当时，
现在证明，当时，，而且随角度的增大，值将减小。
当角度在到之间增加时，其余炫函数是增函数。由式可见，值随角增大而加大。由式可见，值随增加而减小。因此，当角度在到间增加时，值将减小，从而值也将随角增大而减小。
当时，由式可得

此时有

将上式乘以修正系数，并加以变换，可得

试看上式中等号后面的分式，其分母正是式所表示的理论气量，即时的叶轮内的气体流量；而该式的分子，则恰好是时叶轮以外的液体流量。已经指出，并且不止一次的重申过，叶轮内气体的流量等于叶轮以外液体的流量，因此上述分式中的分子和分母是相等的，即分数值为，由此可知，当时，，即。
由图可见，和共有三个交点，该三点对应的三个值，均为方程的解。然而，实际上只能有一个物理意义的解，这个解应该满足的条件是：由于在压缩区内气体受到压缩，而使压力大于吸气区的吸气压力，因此压缩比应为正值且不小于1；同时随角度的增加，气体被压缩的程度应当加大，即应随角增加而加大，应此压缩比也应随角增大而增大。满足上述条件的只是交点所对应的压缩比。已经证明，当时，，当增加时，值减小，而直线愈加趋于水平，交点向压缩比增加的方向移动，显然点所确定的压缩比有实际意义。交点对应的压缩比为负值，交点对应的压缩比随角度增大而减小，应此交点和对应的压缩比没有实际意义。
这样，对于压缩区内某一角度，即可求得压缩比值，进而可以求出该角度上叶轮以外的液体速度。
如欲描绘压缩区内液环内表面的形状，可将求得的压缩比代入式，求得该角度的气体理论流量，而该流量又可通过截面的流量来计算，于是有

整理后，即可求得压缩区内液环内表面至叶轮中心得距离，即

至此，便可描绘压缩区液环内表面得形状了。
如前所述，在到之间，随角度的增大，直线趋于水平，使与的交点向着使压缩比增加的方向移动。当达到某一角度时，直线与直线相切，此时只有一个共同点，再继续增大角时，就不再有交点了，式也就不存在有实际意义的解了。这就表明，和相切所确定的压缩比是个极大值。因此，将此时的压缩比称为临界压缩比，并记作。相应地将对应地角度记作，并称为临界角。将此时地压力称为临界压力。
应该强调指出，以上地分析和所得出地结论，都是在气体理论流量满足式条件下才是真确地，这只有保证液环泵充分吸气时才能做到。
有临界压缩比存在，就表明液环泵在充分吸气的条件下，对气体的压缩能力是有一定限度的。随着角度加大，工作液体不断压缩气体做功，也就是工作液体不断地把得自叶轮的能量传给气体。当到达角度时，液体把它从叶轮获得的能量全部用来对一定流量的气体压缩做功，使气体压力升高到临界值，这时便有了临界状态了。如果再想增加气体的压力，气体流量势必减小，也就是不能充分吸气，才能取得能量的平衡。
当然，临界压缩比值，可以用上述的图解法求出，但是用数学方法则更为简便。已经指出，对应于临界压缩比，即参数不能再小了，即参数此时取得极小值。这就存在
将式对压缩比求导，即

得到

令

此时的压缩比即为临界压缩比，并将相应的参数记作，则有

将式中的压缩比及参数用临界值代替，则有

使之与前式联立，则得临界压缩比及相应的值为

气体到达临界角时，亦即气体达到临界状态时，不应再被压缩了，而应该通过排气口及时排放出去。这样，排气口始端角也就不难确定了。如果叶轮叶片数很多，排气口始端角应等于临界角，但实际的叶片数是有限的，此时为保证两个叶片间的气体确实达到临界状态，应使叶片间的小空间的中心到达临界角时才开始排气。为此应取
其中的临界角，可以顺次应用、、和计算。
排气口的末端角一般取

叶片数较多的大泵，取较小的排气口末端角。
从临界角开始排气之后，整个排气区内气体压力保持不变且等于临界压力（即）。同吸气区情形一样，排气区液环内表面至叶轮中心的距离亦可以计算，且有

其中的值及值，分别由式及求得。这样便可描绘出排气区液环内表面得形状了。再同时考虑到已经得到的排气口始端角和末端角，排气口的形状也就确定了。
到此为止，我们便得到了液环内表面的完整形状，并同时确定了吸气口了吸气口和排气口的合理位置和形状，如图所示。

图Q-5 液环及吸、排汽口形状
最大压缩比和压缩曲线
已经指出，在保证充分吸气的条件下，不能无限地压缩气体，这是因为工作液体从叶轮获得的能量是有限的，增加叶轮的直径和泵的转速，从而提高叶轮的圆周速度，以提高液体流出叶轮后的速度，可以增加液体从叶轮获得的能量，就可以提高临界压缩比。已经知道

由此可得满足一定临界压缩比的叶轮外圆圆周速度应该是

前面讲过，在液环泵已经工作在临界状态之后，如果继续增加泵出口的压力，或继续降低入口压力，使液环泵工作的实际压缩比超过临界值，气体流量将会下降，也就是液环泵不再从分吸气，这就意味着原先由气体占据的叶轮内空间的一部分将被液体所侵占，随着液环泵实际工作压缩比的增大，这种趋势更加严重。当泵的压缩比达到某一数值时，气体流量下降为零，此时液环泵不再吸入气体，叶轮内完全被液体充满，这时的压缩比是液环泵可能达到的最大压缩比，称该压缩比为极限压缩比或最大压缩比，并记作。
由液体连续性可知，当工作液体充满叶轮时，叶轮以外的液体运动平均速度将等于零，叶轮以外的液体内将产生回流和漩涡。在计算最大压缩比时，就认为叶轮外液体是静止的，并且认为液体任然以速度流出叶轮，在流出叶轮之后很快静止下来。这样，列出吸气区叶轮外圆和排气区的伯努利方程，则有：

由此可得液环泵最大压缩比为：

且

比较式，，可知当不变时（即不变时）

如果用最大压缩比来表示叶轮外圆圆周速度，则有

这里，再次强调，临界压缩比是液环泵充分吸气情况下能够达到的压缩比，最大压缩比是气体流量为零时的压缩比，切莫将二者混淆了。
为了进一步了解液环泵压缩气体的过程，应该了解液环泵的压缩比怎样随角度而变化，并找出影响气体压缩过程的其它因素。
对于给定的液环泵，在转速确定后，且当吸入压力和工作介质已知时，由式、、和可知，压缩比仅是角度的函数，并可在给定角度时，由上述各式求得。由于角度可在至之间任意选取，便可得到一组一一对应的和，这样在和直角坐标平面内便可画出压缩比所角度的变化曲线，这曲线就是所谓的压缩曲线。在上述前提下，压缩曲线是唯一的。
图中的每条实线，就是一条压缩曲线，并分别属于不同的液环泵。这些压缩曲线，是在给定不同的值和值，并假定、、和的条件下，由计算得来的。
由图可见，具有相同参数的液环泵，由于轮毂比的不同，具有差别不大的压缩曲线而成为一组，每组内的三条压缩曲线分别对应于、和，当相同时，临界压缩比一定，但临界角随值加大而增加。

图压缩曲线及临界压缩曲线
当改变参数时，临界压缩比随值增加而变大，相应的临界角也增加。对于同一个角度，值愈大，对应的压缩比则愈小。
此外，由图中还可以看到，压缩曲线的末端很陡，即在接近临界角时，压缩比急剧上升。现在证明，到达临界角时，压缩曲线的斜率等于无穷大，即
或
已经指出，在临界角处，存在

式中

由式可得

由式可得

当时，，由此可得

于是可以断定，当时，

至此便可证明
或
上式表明，在压缩区的末端接近临界角的地方，对气体的压缩是非常迅速的。也可以说，对气体的压缩，主要是在压缩区的末端进行的。
从图中还可以看到，在用相同的压缩比工作的液环泵中，工作在临界状态的液环泵，具有最小的参数值和最小的临界角。这点对于今后设计液环泵，非常重要。使所设计的液环泵工作在临界状态，可将叶轮外径作的最小，从而减小泵的体积和重量；可将排气口开得最大，从而减小排气时的能量损失，以提高液环泵的效率。
将值相等而值不同的各压缩曲线上的临界点连接起来，就是所谓的临界压缩曲线。图中的双点划线，使时的临界压缩曲线。对于指定的值，临界压缩曲线确定了临界压缩比和临界角的关系。
对于给定的液环泵，当吸气压力不变时，随转速增高，值加大，压缩曲线将向大角度方向移动，临界压缩比增大。相应地，液环泵内液环形状也将发生变化，在压缩区内地液环内表面将向外移动，压缩区范围扩大，即临界角加大，压缩区末端液环内表面到叶轮中心地距离变小。这样，不同转速时的液环形状，将会是图所示的那样。

图 不同转速时的液环形状
应该注意，对于按照临界角来开设排气口的液环泵，如果提高转速，虽然临界压缩比增大了，但由于液环向外移动，排气口始端的压力不但没有增加，反而减小了，排气压力也随之降低，欲提高排气压力，必须相应地增加排气口地始端角。反之，当转速下降时，临界压缩比减小了，临界角也减小了，此时泵内已经压缩到临界状态地气体不能及时排出，还要继续被压缩，当气体到达排气口时，压缩比已超过临界值了，如前所述则会使液环泵不能充分吸气了，欲避免上述现象，排气口始端角应相应减小。
到目前为止，对液环泵地分析，都是在吸气压力不变地条件进行地，也就是说，是将液环泵做为压缩机看待的。以下将对液环泵做为真空泵使用时的情形作些说明。
设想液环泵从密封的容器中抽出空气，并向大气中排气。显然，液环泵的排气压力等于环境大气压且为常数。容器内的压力即为液环泵的吸气压力。液环泵开始工作时，容器内的压力等于外界环境大气压，即等于排气压力。随液环泵工作时间的延长，容器内的空气不断被抽出，致使容器内压力不断下降。由此可见，液环本做为真空泵使用时，吸气压力是不断降低的，因此使参数值是不断增大的，而不再保持常数。真空泵开始工作时，由于吸气压力等于排气压力，工作压缩比等于，随着吸气压力的降低，液环泵的工作压缩比不断增大。当达到临界状态时，吸气压力以表示。由式和式可得

由此可得吸气压力的临界值为

随吸气压力的继续降低，液环泵的工作压缩比超过临界值，气体流量将要下降，即液环泵不再充分吸气，直至气体流量下降到零，液环泵的工作压缩比达到最大值，吸气压力将到最下值并以表示。由式和式可得

比较式和式，可知

当液环真空泵的气体流量为零时，即工作压缩比等于最大压缩比时，液环泵的工作起着维持最小吸气压力的作用，即维持容器内真空的作用。
现在再回过头来，单独地说明以下液环泵工作压缩比小于临界值时气体地压缩过程。此时，液环泵可以充分吸气，并将气体压缩到临界状态，在临界角上开始排气，气体流出排气口后，体积膨胀，压力降到泵地出口压力。液环泵这种对气体地不必要地压缩现象，被称为过压缩现象，它使泵所消耗地能量额外增加，使泵地效率下降。如欲避免过压缩现象，就应使排气口地始端角，能够随工作压缩比地不同而改变，一旦液环泵内气体地压力等于泵出口压力时，尽管这个压力小于临界压力，气体也能及时地被排放出去。图所示地排气口结构，简单而巧妙地解决了上述问题。
图中可见，在壳体侧盖上，除了按临界角开出的排气孔，孔内装有橡胶球，从而形成若干个单向阀。在泵的出口压力小于临界压力的情况下，在临界角之前的某一角度上，气体压力就会达到泵的出口压力，该角度以后的所有单向阀将会开启，并排出气体，这就等于减小了排气口始端角，从而避免了过压缩现象，而且这种现象调节排气口始端位置的过程，是随液环泵工作压缩比的改变自动进行的。

图液环泵的排气口
在引进、转化图纸的过程中，系列真空泵的排气系统采用独特的聚四氟乙烯结构。阀板覆盖在平圆盘外侧的派气孔上，并有其另一侧的不锈钢挡板定位，此阀板随入口压力的变化而改变其弯曲程度，使得泵送介质在达到入口压力时即可排出泵外。该结构避免了真空系统的过压缩，可以自动调整排气面积降低能量消耗，从而达到最佳的运行效率，具体结构如图所示。

图排气口聚四氟乙烯阀板结构三维图

图液环真空泵热装转子三维图
液环泵的运行
液环泵不适于抽送带磨料的气体，也不允许工作液体内含有磨料，负责将会使密封间隙由于磨损而迅速加大，致使泄漏加大，降低气体流量和效率，但是，同机械真空泵和压缩机现比，液环泵内没有金属接触，各种间隙也较大，对于被抽气体和工作液体清洁程度的要求毕竟是不高的。
液环泵工作中的能量损失，将转换为热能，致使泵内温度上升。同时，工作液体也会从轴封处和排气口流到泵外。为了带走泵内所产生的热量以限制泵的温升，同时也为了向泵内补充工作液体，工程实际中常在液环泵工作系统中设置汽液分离器（采用上置汽水分离器）。利用阀门来调节气液分离器向泵内的供液量，以保持泵内液体温度在要求的范围内。从泵的出口排出的带有部分工作液体的气液混合物，在气液分离器内分离，液体留在分离器内，经冷却后返回液环泵内重复使用，气体则从气液分离器中被排放出去。
一般情况下，不用液环泵来抽送液体。在液环泵抽送液体时，当叶轮在吸气区吸满液体后，由于液体是不被压缩的，这些液体在压缩区时不可能被压缩，这样叶轮以外的液体将无法进入叶轮，它的速度无法降低反而增加，结果是引起压力将，只有到了排气口，由于排出叶轮内的液体，才会使叶轮以外的液体进入叶轮，致使叶轮以外的液体速度突然下降。这样，由于液体速度的剧烈变化，水力损失必将增大，就降低了泵的效率。因此，液环泵在抽送液体时的效率较抽送气体时的效率更低，一般不会超过。同时，叶轮外的液体在排气区返回叶轮时急剧将速，会对叶轮作用一个与转向一致的力矩而对叶轮作功，将其在吸气区内从叶轮获得的部分能量又传给叶轮，这就使被抽送的液体得到能量相应减少，从而大大降低抽送液体时的扬程，这就是通常所说的水轮机效应。
用性能曲线（或称特性曲线），来反映液环泵主要参数之间的关系。性能曲线，对于用户合理地选择液环泵，对于了解工作中的液环泵所处的状态，是很重要的。性能曲线通常由制造厂提供，是通过试验，并经过必要的换算，给出规定条件下的性能曲线。这些规定的条件是：液环泵以不变的规定转速工作，规定转速就是设计时确定的转速；液环泵以的清洁水作为工作介质；液环泵所抽送的气体为、相对湿度的空气；液环压缩机的吸气压力或者液环真空泵的排气压力为标准大气压。
事实上，多数液环泵都不可能严格地规定条件下工作。同时，为了得到性能曲线，在制造厂对液环泵进行试验时，试验条件也无法完全满足规定。这样，就需要建立规定条件与实际（包括使用和试验）条件下，液环泵性能参数地换算关系。
工作液体温度不同，其饱和蒸汽压不同，就有不同容积地工作液体地蒸汽占据叶轮内地空间，从而使得被抽送地气体流量不同。当工作液体是水时，水温对液环真空泵气体流量地影响，可用下式加以考虑

式中
水温为时的气体流量；
水温为时的饱和蒸汽压力；
规定温度时水的饱和蒸汽压力；
水环真空泵的吸气压力；
规定水温时的气体流量。
工作水温对水环真空泵最小吸气压力的影响，可用下式考虑，

式中
水温为时的最小吸气压力；
规定水温时的最小吸气压力。
对于水环压缩机，由于工作水的饱和蒸汽压力远远小于泵的吸气压力，因此工作水温对性能的影响可以忽略。
液环泵（包括压缩机和真空泵）的工作转速由规定值，改变，并且当

时，有以下换算公式

式中
、和分别为转速时的气体流量、轴功率和效率；
、、和分别为规定转速时的气体流量、轴功率和效率。
十分明显，转速改变时，从对液环泵工作过程的分析中可见，液环泵的压力也会改变。当液环泵的排气口做成可以调节的结构时，对真空泵吸气压力的换算式为

式中
液环真空泵转速时的吸气压力；
、和转速时液环真空泵的吸气压力、排气压力和最小吸气压力。
对液环压缩机建议用下式换算排气压力，

式中
压缩机转速时的排气压力；
、和分别为转速时压缩机的吸气压力、排气压力和最大排气压力。
对液环真空泵的排气压力不是规定值时，真空泵的最小吸气压力，建议用以下式换算

式中
排气压力时的最小吸气压力；
排气压力时的最小吸气压力。
建议用下式计算液环压缩机吸气压力不同时的排气压力

式中
压缩机吸气压力为时的排气压力；
压缩机吸气压力为时的排气压力。
液环真空泵的最小吸气压力，受工作液体饱和蒸汽压限制，最小只能等于工作液体的饱和蒸汽压，此时工作液体的蒸汽将充满叶轮，停止吸气。实际上液环真空泵的最小吸气压力一般都达不到工作液体饱和蒸汽压那么小。
系列真空泵的结构分析说明
系列真空泵：规格以下泵盖与圆盘采用橡胶石棉板密封，规格以上的型号泵盖与圆盘用密封胶密封，其中橡胶石棉板的形状与泵盖的形状配合密封，