【文章內(nèi)容簡介】 身的特性將轉(zhuǎn)軸懸浮起來。被動磁力軸承具有自身獨特的優(yōu)勢，它體積小、無功耗、結(jié)構(gòu)簡單?；旌洗帕S承是在主動磁力軸承、被動磁力軸承以及其它一些輔助支承和穩(wěn)定機構(gòu)基礎(chǔ)上形成的一種組合式磁力軸承系統(tǒng)，它兼顧了AMB、PMB以及一些輔助機構(gòu)的綜合特點。全使用磁力軸承的泵也不是無故障的。因為電磁軸承的調(diào)節(jié)也有出現(xiàn)故障的危險。磁懸浮軸承是以其控制的軸數(shù)來分類的。把一個剛體支持在空間中，必須控制剛體的三個平動的自由度和三個轉(zhuǎn)動的自由度。對渦輪分子泵而言，除繞旋轉(zhuǎn)軸的一個旋轉(zhuǎn)自由度之外，其余的五個自由度必須進行控制。由5組直流的電磁鐵控制這5個自由度，故稱5軸控制型的磁懸浮軸承渦輪分子泵。如果軸向用永久磁鐵支承，其余用4個電磁鐵控制的，這種稱為4軸控制型的渦輪分子泵。若用1組軸向控制和2組徑向控制的電磁鐵的稱3軸控制型的渦輪分子泵。僅在軸向上用1組電磁鐵控制的稱為1軸控制型的渦輪分子泵。這種軸承的控制軸數(shù)越多造價越貴，故有1軸控制型渦輪分子泵的出現(xiàn)。僅用永久磁鐵不能穩(wěn)定支承回轉(zhuǎn)體，故常與1組電磁鐵并用的居多。由于大型的永久磁鐵的制作和裝配都比較困難，故這種型式多用于小泵上[12]。3軸、。與傳統(tǒng)的機械軸承及氣浮軸承相比，磁力軸承有以下特點[12]：（1）消除了轉(zhuǎn)子與軸承間的接觸摩擦和機械磨損，由此可以有效地防止部件間的磨損引起的零部件損壞，減少維修，使用壽命長。（2）不需要潤滑，由于不存在潤滑油對環(huán)境的污染問題，在真空、輻射、禁止?jié)櫥徒橘|(zhì)污染的應(yīng)用場合，磁力軸承有無可比擬的優(yōu)勢。（3）轉(zhuǎn)子可以高速旋轉(zhuǎn)，其轉(zhuǎn)速只受材料強度的限制，為設(shè)計具有全新結(jié)構(gòu)的大功率機器提供了可能性。（4）磁力軸承由電子系統(tǒng)控制，具有自動平衡功能，從而可以精確控制轉(zhuǎn)子的位置，即轉(zhuǎn)子的定位精度高。（5）磁力軸承可以靈活調(diào)節(jié)剛度和阻尼，對振動實施主動控制，不僅能克服振動，降低噪聲，還可以使系統(tǒng)順利越過臨界轉(zhuǎn)速。 3軸、5軸磁力軸承的設(shè)計原理雖然磁力軸承具有以上種種優(yōu)點，但同樣具有以下不足之處：（1）承載力相對較??；（2）必須使用控制系統(tǒng)和測量位移的傳感器，因此成本高；（3）危急情況下的應(yīng)變能力弱，例如突發(fā)的斷電事故可能導致整個設(shè)備的損壞，為此大多數(shù)的系統(tǒng)配置了輔助軸承，以至于系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜。由于磁力軸承目前正處于發(fā)展階段，因而成本較高，不能批量生產(chǎn)，這使得它不可能在短期內(nèi)完全替代傳統(tǒng)軸承，但隨著現(xiàn)代控制理論和電子技術(shù)的飛躍發(fā)展以及研究工作的進一步深入，由磁力軸承支承的轉(zhuǎn)子可在每分鐘數(shù)十萬轉(zhuǎn)工況下運行，因此在很多領(lǐng)域中得到了廣泛應(yīng)用。人類對磁力軸承研制的成功，標志著對傳統(tǒng)支承技術(shù)的革命。第四章 泵的幾何參數(shù)確定根據(jù)設(shè)計要求，本泵入口直徑為400mm，才查泵入口直徑標準ISO公稱尺寸400mm，選泵入口尺寸為400mm。1) 初選轉(zhuǎn)子葉輪外徑 根據(jù)F400分子泵的高真空法蘭，初選轉(zhuǎn)子葉輪外徑D=440mm。2) 轉(zhuǎn)子葉輪葉片內(nèi)徑 長葉片葉輪： 短葉片葉輪： 3) 葉片長度長葉片：短葉片：4) 葉輪上轉(zhuǎn)子平均直徑： 葉輪下轉(zhuǎn)子平均直徑：5) 上轉(zhuǎn)子葉片的平均速度 下轉(zhuǎn)子葉片的平均速度 N2運動平均速度 速度比：上轉(zhuǎn)子的 下轉(zhuǎn)子的所以抽氣段：= =壓縮段：= =6) 葉片數(shù)目的確定由于節(jié)弦比已知，則抽氣級：動片。考慮實際情況，=90靜片考慮實際情況，=100。壓縮級：動片?？紤]實際情況，=120。 考慮實際情況，=144葉片間距和墊環(huán)尺寸的計算是根據(jù)葉輪動片和定片的厚度，間隙以及葉片的安裝精度等求出來的。在保證安裝及加工條件下，動片和定片的間隙盡量減少，以減少氣體的返流，提高泵的臭氣性能，但也不能將間隙留得過小，必須保證不碰片。因此，根據(jù)上述原因及一些經(jīng)驗值，取軸向間隙 為2mm，徑向間隙為1mm。泵殼材料采用1Cr18N9Ti，渦輪分子泵殼為圓筒形，工作時內(nèi)部真空，外部為大氣壓，其破壞形式為變形和失去穩(wěn)定性，按穩(wěn)定條件求外壓筒形壁厚公式：=圓筒計算壁厚；圓筒內(nèi)徑P外設(shè)計壓差L圓筒計算長度材室溫時的彈性模量。取= kg ，泵體的實際泵厚為7mm。葉片徑向間隙是指轉(zhuǎn)子葉片與墊環(huán)間及釘子葉片與轉(zhuǎn)子體之間的間隙。高速旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子由于離心力的作用，使轉(zhuǎn)子筒體和葉片都有伸長量，因此必須有足夠的間隙才能保證泵的正常工作。根據(jù)一般經(jīng)驗確定二者間隙均為1mm。電機功率主要消耗在軸承的摩擦。泵啟動時提供給轉(zhuǎn)子的加速力矩，其中以轉(zhuǎn)。子加速力矩為主。啟動功率 其中M=J，其中 J轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量 角加速度角速度 其中n轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量J=J：為轉(zhuǎn)子各部分的轉(zhuǎn)動慣量，與各部分的形狀和尺寸有關(guān)對于圓柱體：J = MR2M轉(zhuǎn)動質(zhì)量：R圓柱外徑對于空心圓柱體：其中 r轉(zhuǎn)子內(nèi)徑；轉(zhuǎn)子角加速度，t啟動時間。a) 轉(zhuǎn)子各部分轉(zhuǎn)動慣量計算經(jīng)嚴格計算各部分轉(zhuǎn)動慣量為： J= J= kgm J= J= J= J= J=b) 角加速度為：啟動力矩為：M==（++++++）=啟動功率：=1408W鑒于電機功率還要消耗在軸承的摩擦，所以泵的啟動以及其他損耗等。所以選用的功率為 的電機。； ；功率1408W ； kgm。轉(zhuǎn)子受離心力作用，產(chǎn)生拉應(yīng)力，發(fā)生彈性變形；轉(zhuǎn)子與氣體摩擦生熱，產(chǎn)生熱變形。渦輪葉片根部的最大拉應(yīng)力:其中 r轉(zhuǎn)子材料比重；R葉片根部，頂部半徑。最大離心變形量：。E轉(zhuǎn)子材料彈性變形；熱變形的最大離心變形量： 熱膨脹系數(shù)； 其中；E=76Gpa；根據(jù)以上公式，因葉片頂部半徑相同，故葉片根部半徑最小處得出的根部拉應(yīng)力為最大=最大離心變形量==轉(zhuǎn)子熱變形量：其中由式=112℃.所以==。第五章 抽氣性能的計算1， 葉輪的平均速度上轉(zhuǎn)子葉片的平均速度下轉(zhuǎn)子葉片的平均速度2，, 的最可幾速度為為：3，葉輪對速度比：上轉(zhuǎn)子的 下轉(zhuǎn)子的 節(jié)弦比式中： ——葉片頂部節(jié)距——葉片根部節(jié)距b——葉片的弦長根據(jù)理論分析和實驗得知，若想提高葉列的抽速，葉列的幾何參數(shù)與小一些。故取= == =4，查表求單葉列葉片的傳輸幾率 由多級葉列串聯(lián)組成渦輪泵，且在泵的入口側(cè)若采用定子葉列，會使泵的抽速明顯下降，對泵的壓縮比貢獻也不大，因而渦輪分子泵的第一級葉輪為轉(zhuǎn)子葉列，而最末一級葉輪也是轉(zhuǎn)子葉列，每一級葉列都發(fā)揮應(yīng)有的抽氣作用。若以P 和Q代表氣體分子通過整個渦輪分子泵的單個葉列的正反向傳輸幾率，且單級葉列的計算對于多級組合葉列也是有效的，則多級葉列特性問題就變成了計算組合葉列正反向傳輸幾率的問題了，且在工程上一般采用近似計算法。Pn= （410）Qn= （411）P1，Q1——單級葉列正反向傳輸幾率PnQn ——n個組合葉列的正反向傳輸幾率Kn== （412）Hn=PnQn= （413）Kn：n個組合葉列的壓縮比Hn：n個組合葉列的何氏系數(shù)最大抽速 Smaxi=HmaxiFi （l/s） （414）Hmaxi——組合葉列最大何氏系數(shù)Fi ——有效抽氣面積，單位轉(zhuǎn)換為cm2T ——溫度，這里取293KM ——氣體的分子量 Smaxi=HmaxiFi== l/s其中： Fi=（Di2di2）Zi= （mm2） （415）考慮到泵口流導，葉片間隙返流及加保護網(wǎng)等因素對泵抽速的影響，取系數(shù)K=，此值雖取的偏小，但穩(wěn)求于保險： 3500 因此本設(shè)計對泵口流導，葉片間隙返流對泵有效抽速的影響將不再進行驗算。雖然目前由于技術(shù)的進步和更新，一些發(fā)達國家已制造出不需要前級泵的復合分子泵，但絕大部分還要求前級泵來保證渦輪分子泵的正常工作，前級真空泵一般在1Pa左右，但由于抽速大，故選用選片泵。分子泵的臭氣范圍較寬，一般－Pa均能達到滿抽速，3500L/s的分子泵在102Pa下工作時流量為3500*107PaL/s，當前級真空泵為1Pa時要求前級泵的抽速為： S= l s考慮管道影響及參閱機械泵標準選擇2X35，前級泵入口直徑為100mm。第六章 強度計算轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)速應(yīng)遠離軸的臨界轉(zhuǎn)速。軸的臨界轉(zhuǎn)速與軸的材料，形狀，尺寸，軸的支承形式以及軸上零件重量有關(guān)。在分子泵中，轉(zhuǎn)子筒化為懸臂梁。1，主軸和吸油嘴：主軸材料40Gr，E=；吸油嘴的材料為黃銅：=圖6－1 主軸和吸油嘴如上圖 將尺寸進行簡化，則主軸重量為： W==== 圖6－2 升油軸W===所以，有=W+W=+=2，渦輪轉(zhuǎn)子渦輪轉(zhuǎn)子由上轉(zhuǎn)子，下轉(zhuǎn)子，中間法蘭。及法蘭蓋組成，上下轉(zhuǎn)子材料及法蘭蓋用LY12，中間法蘭用不銹鋼1Gr18Ni9Ti圖6－3W==4 kgW==；W==所以=3，葉片重:W== W==則 設(shè)電機轉(zhuǎn)子重=2kg=1，主軸的當量直徑的計算 系數(shù) ；計算當量直徑內(nèi)孔當量直徑為d=2，主軸的轉(zhuǎn)動慣量又算得下支承到轉(zhuǎn)子重量作用處的距離L= 軸的斷面慣性矩：=3，軸上臨界轉(zhuǎn)速的計算（不裝零件）查得軸彈性模量： E=查表得出當 u=查表 則 =2994，軸上有轉(zhuǎn)子式的臨界轉(zhuǎn)速u== 轉(zhuǎn)子=； 轉(zhuǎn)子E=7K=n=299=15943rpm5，軸上只裝電機轉(zhuǎn)子U=124235 電機=2kg； E=K=n=299=121293rpm得臨界轉(zhuǎn)速n=11706rpm n 故軸的轉(zhuǎn)速符合要求，可以安全運轉(zhuǎn)1，轉(zhuǎn)子平衡等級及許用不平衡量的確定要求在底盤上測振時，振動量1g（即），根據(jù)振幅表示法和加速度法的關(guān)系，可得到整機質(zhì)量中心線對轉(zhuǎn)動軸線偏差的最大值。 即整機允許的 最大偏差為 根據(jù)推薦取轉(zhuǎn)子平衡等級為G1，許用不平衡A=3mm/s故允許轉(zhuǎn)子重心偏心量為： 考慮軸承工作中的各種影響會出現(xiàn)微量竄動，故取2，主軸強度校核轉(zhuǎn)子不平衡量引起的離心力：求支承反力： 軸傳遞功率按最大功率計算：N= n=18000rpm，軸所傳遞的扭矩： 軸的危險截面在軸的上軸承處， 該截面受彎應(yīng)力，剪應(yīng)力和扭矩的共同作用，同時由于設(shè)計將 的出油孔設(shè)于退刀槽處，故此截面最危險軸上變化的應(yīng)力為安全起見，按脈動循環(huán)應(yīng)力處理。1－1截面出的強度驗算：固此處彎矩產(chǎn)生的應(yīng)力為： 自重W產(chǎn)生的應(yīng)力： 彎矩產(chǎn)生的剪切應(yīng)力為：故自重應(yīng)力可忽略。 轉(zhuǎn)軸為40Cr， 查得將數(shù)據(jù)代入 2－2截面的驗算軸上開2個直徑為2的孔，削弱強度系數(shù)。 查表 求得 軸承受軸向載荷和不平衡量產(chǎn)生的離心徑向載荷，為高速輕載，可選用輕系列，高精度單列角接觸陶瓷球軸承。為提高軸承旋轉(zhuǎn)精度，減小振動并增加支撐的剛性，軸承應(yīng)預緊。上軸承的預緊力由轉(zhuǎn)子自重提供，下軸承的預緊力由彈簧提供。軸承的支承形式采用上軸承固定的形式以減小軸端的動撓度。預緊力可由下式計算：T其中 D剛球直徑（cm） Z剛球數(shù)； ； ；其中 n軸轉(zhuǎn)數(shù)（rpm）； 軸承壽命用下式計算： （h） 其中 c軸承額定動負荷（N）；P=X+Y其中 p當量動負荷； X徑向系數(shù)； Y軸向系數(shù)；X,Y可查表，其中L轉(zhuǎn)子質(zhì)量作用中心矩下軸承距離； 其中 w轉(zhuǎn)子重量（kg）； n轉(zhuǎn)數(shù)（rpm）選擇滾動軸承的類型與多種因素有關(guān)，通常根據(jù)下式幾個主要因素：（1） 允許空間；（2） 負荷大小和方向，例如既有徑向又有軸向的聯(lián)合負荷，一般用角接觸球軸承，或圓錐滾子軸承。（3） 軸承的工作轉(zhuǎn)速（4） 旋轉(zhuǎn)精度。（5） 軸承的剛性，一般滾子軸承的剛性大于球軸承，可通過“預緊”，但必須適當。（6） 軸向游動。（7） 摩擦力矩。（8） 安裝與拆卸。本次選用角接觸球軸承經(jīng)查文獻得到球軸承的型號和具體參數(shù)：下軸承:dDB609518重（kg）型號 rB7012C151可由前述所給公式計算下軸承的預緊力：==；