采用螺旋槽推力轴承的电动机作为一种粘性的运作真空泵降低激光扫描仪功率损耗的一种理论-中英文翻译

PAGE7-采用螺旋槽推力轴承的电动机作为一种粘性的运作真空泵降低激光扫描仪功率损耗的一种理论（有英文原文，加我Q1985639755）摘要我们提出了一种采用螺旋槽推力轴承的电动机作为一种粘性的运作真空泵降低激光扫描仪风阻的功率损耗。使用螺旋槽推力轴承扫描仪在空气中抽吸理论的提出，减少了内压力的空间。抽水的表现和螺旋槽推力轴承的静态特性是经过数值模拟和实验调查过的。这两个数值的计算理论被用于研究螺旋槽推力轴承的抽水特性。结果发现：一个具有15螺旋沟槽的轴承在2000转和2.5微米的轴承间隙使使空间的压力减少到了0.01MPa以下，这已经足够作为支持旋转轴的承载能力。1、简介激光扫描马达转速近年来显著增长，但是由于旋转速度的增加，激光多能镜扫描仪引起的功率损耗也急剧增加。这个速度增加也导致其他问题，比如温度的显著上升和电机功率消耗的显著增加。因此在扫描器电机的外壳内充满氦气是减少风阻功率消耗的有效措施。但是这种方法也有不好的地方，要长时间限制空间温度上升是非常困难的。吉本和高桥（1999）提出了一个新的方法来降低多棱镜的风阻功率损耗。他们的方法是使用一个人字形气体轴颈轴承作为一个真空泵来进行抽吸如图1.当电动机开始旋转，由于真空泵的粘性效果，空间中的气体被抽吸了出来。据报道：在这个多棱镜激光扫描仪风阻电机功率损耗是常规电机转速达到30000转时的功率消耗的一半如图2。顺便说一下，小型化的影印机和激光打印机要有一个更高的输出速度这种方式也是需要的。因此这些设备小型化是目前需要解决的重要问题。激光扫描马达所示图一：被用作一人字形沟槽真空泵。因此，这一扫描仪的小型化是通过缩短泵的长度来防止泵的性能恶化。因此，我们建议用一个螺旋槽推力轴承的真空泵更容易实现与真空泵电机的小型化激光扫描仪..，支持扫描仪镜和转子重量的建议也被提了出来。要确立我们提出的优化设计轴承，螺旋槽推力轴承的抽水特点也不得不在论上进行确定。一些研究人员对压缩机螺旋槽轴承的抽水特点进行了研究，詹姆斯和波特（1967）对螺旋槽推力轴承用作压缩机的性能的数值进行了分析。佐藤等人（1990年）和佐藤和骑士（1992）报告了人字形和螺旋槽粘性泵的性能，并讨论了压缩机的最佳槽的几何形状，田中村木（1991）开发了一种激光扫描马达，该扫描仪的主轴是由一个螺旋槽径向轴承产生的压缩空气来支持的。吉本等（2000年）的理论和实验研究了气体在粘性真空滑动轴承中被抽吸的现象。他们指出大于0.01的轴承间隙Knudsen数影响了粘性真空泵的抽水特点。如上所述，我们提出螺旋槽气动推力作为一种粘性真空泵，将使我们能够降低在激光扫描仪多棱镜风阻电机功率损耗。此外，我们对抽水和承载特性进行了理论和实验研究，勇两种数值计算方法对滑流进行研究，第一种方法采用的是惠普尔（1958年），Vohr及周（1965年）和Malanoski潘（1965）的窄槽理论报告。第二种方法是川端（1986年）使用边界拟合坐标系统分歧配方（DF）的方法。因此，这项工作的目标是要证实在理论和实验研究后激光扫描马达轴承有用之处。2、使用螺旋槽气动推力轴承扫描马达作为一种粘性的真空泵图3显示了激光扫描仪采用螺旋槽气动推力轴承运转马达作为一种粘性真空泵的结构，轴的位置是固定的，转子和镜是旋转的。两个相同的螺旋槽气动推力轴承位于转子的上部和下部，在推力轴承的内圈，钻有几个小孔以致泵中的空气可以通过这个漏洞来进行抽吸。这个空间可以保持在真空中密封紧密。图4显示了螺旋槽推力轴承的几何构型，以及本文所用的符号，许多螺旋槽带有倾斜角，b形成甚至间隔于轴承圆周方向的表面上。此外，半径最短长度，lw（其中lw=R1-R2）的建立，使这两个轴承泵支持转子和镜子的重量。3、数值计算方法两种计算方法被建议用来获取推力轴承抽水的特性数值，第一种方法用的是窄槽理论和第二种方法是用边界拟合坐标系的测向方法。此外，Burgdorfer建议（1959年一阶滑移流）在计算轴承间隙中。3.1窄槽理论在由Malanoski和潘（1965）提出的窄槽理论中，假设螺旋槽数是无限的，而宽度是微不足道的。由于在圆周方向没有压力梯度，在螺旋槽的质量流率在R-方向区域是在内圈的推力轴承质量流率为为了获得在压力分布的数值计算，在轴承间隙的连续性方程中的一个小元素在使用方程被进行了假设(1)和(3)派生方程数值的求解，假设在下面的边界条件，（4）在其中是为最终在没有压力流量在轴承间隙存在的定义。因此，最终的压力，可以通过求解方程。（1）根据边界条件，有q=0。此外，当一个负载被施加于转子上，根据流量连续性方程就可以得到空间的压力。3.2DF法边界拟合坐标系统在窄槽理论，槽数假设是无限的，因此沟槽数目的抽水特点是用这一理论并不适用。因此，我们使用了边界拟合坐标系中的DF方法计算凹槽数方法。在边界安装质量流量坐标系，n-g坐标，如图所示5，通过转化，推导出由川端康成（1986）提出R-ħ坐标。对于质量流量在方向对于在方向质量流量图5显示了清除控制体积在轴承里的质量流量连续性假设。因此，在正常的质量流率方向的常数或边界是由下列公式给出来源于连续性质量和流量3.3计算在一个密封容积随着时间的推移压力的变化转子开始转动后在密闭容积中的压力计算公式（1）假设没有轴向负荷强加给转子，并且上下轴承间隙相同，然后通过窄槽理论，质量流量在单位时间内给出率为假设在同一时刻一定体积的空气中容积的质量为G(t)，在等温条件下质量的增量表达式为：此外式中的压力P密度q容积中在时间t时刻时的质量为m，由下式给出：将式（11）代入式（10）中有在时间t+Dt,时刻的压力如下：在计算当中我们假设T=0.0167并且在T=0时刻容积的初始压力定位大气压力，其中的压力包含在（1）条件下（12）中受到的外界条件影响4、计算的结果如上所述，窄槽理论不能用于估计螺旋槽轴承泵凹槽数量影响的特点，虽然这个理论非常简单但是对于设计气动螺旋槽是非常有用的。因此，窄槽理论是否适合螺旋槽推力轴承抽水特性预测通过在这纸上的对比获得的数据证实了DF理论。在我们的计算中使用的主要尺寸见表1在图6中用边界拟合坐标系的方法对n=8和15时的压力分布图DF理论可以用来对凹槽的形状进行考虑计算如图6因此，可以看出，在圆周方向凹槽压力分布变化的情况。通过增加数量的凹槽，凹槽之间的下跌​​压力变化，通过预见压力分布的方法，将获得使用窄槽理论。图7把极限压力下对使用窄槽理论与用DF理论考虑轴承间隙做了一个对比，使用df方法沟槽的数量从6改变到15，如图7中不考虑滑流效应的理论使用窄槽理论也可以参考。正如图中可以看到使用DF理论n=15的最终压力与采用窄沟理论基本相同最终压力随着沟槽数量的减少而增加。然而如图7显示沟槽数量的效应并不是很大。从这些意见中，因为螺旋槽轴承n=15被用于实验然后使用窄槽进行理论计算和讨论。图8显示了理论压力分布在0.4个轴向压力的影响以减小内圈的承载能力。在没有轴承间隙的地方内圈的地方压力分布差异较小，这种情况下只能产生消极的负载能力。与此相反在大型轴承中这样的差异较大。此外，极限压力，聚氨酯对内圈区域不敏感。图9轴向位移和负载能力在20000转时之间的关系。传统的轴承在大气压力下操作与轴承的负荷能力相比较，轴承的负载能力比传统的那些较小但是它足以支持扫描仪转子的运作。为0.1时的承载能力相当于约负荷4N的影响，5、对比实验结果为了验证计算结果，我们进行了一系列实验图10显示了仪器用于测量泵和拟议轴承的负荷能力实验，多边形镜子是一个重视的转子这是由三气静压轴承支撑的。多边形镜子是位于两个相同的气动螺旋槽推力轴承，镜子和推力轴承陶瓷制造的。多边形的镜子外层空间是连接到一个有六十五立方厘米量密封管容积。容积内部的压力测量采用真空压力表，推力轴承轴承间隙使用间隔由图板甲表示不同厚度来改变如图10，转子是使用直流电动机操作的。图11显示了经过旋翼开始旋转后，内部压力之间的关系。转子开始转动后五分钟后容积内部的压力迅速下降。图12显示了当转速和轴承间隙发生时变化时的极限压力正如图12中可以看到：当容积压力<0.01MPa在20000转的速度运行时提出用螺旋槽推力轴承可以使负载明显下降。图13显示了容积的极限压力负载变化对轴承的影响。在这个实验中，转子=180克的质量被用于施加在轴承上的负载。该试验台是设置在一个电磁吸盘其在水平方向具有一个倾斜角度。正如图13中可以看到最终的压力不会受到负荷的巨大影响，并且提出轴承可以支持在没有任何附加影响下转子的特点。6、结论我们已经开发出一种螺旋槽气动推力轴承作为真空水泵轴承的运作的一种激光马达，以减少多边形的定子和风阻功率的损耗。并对轴承的特性进行了理论与实验的验证研究。因此，推导出下面的结论：这种设想在hr0=2.5um在2000转时螺旋旋槽减少了轴承密封容积的压力。虽然拟议的轴承承载能力相对于大气压力轴承较小，但是它足以支持这种类型的转子质量。3、提出了可以很好地预测影响抽水性能的计算方法

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