外文翻譯--安裝在滾動軸承間的精密軸的實驗調(diào)查 中文版

1、<p>　　安裝在滾動軸承間的精密軸的實驗調(diào)查</p><p>　　L. Brzeski, Z. Kazimierski*, T. Lech</p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　記錄在這個文件中滾動軸承的運轉(zhuǎn)情況需要同時附錄其特殊的控制系統(tǒng)，使我們能夠通過安裝有軸的軸承底座的輕微旋轉(zhuǎn)來選擇最佳軸承特性。這種控

2、制系統(tǒng)可以讓我們獲得所需要的軸承特性，這補償了軸承特性生產(chǎn)時的誤差。在記錄文件中出現(xiàn)了二種不同的控制系統(tǒng)。對于上述兩種控制系統(tǒng)中的單個滾動軸承靜態(tài)條件下的實驗調(diào)查已經(jīng)展開。然而,裝配在滾動軸承上的心軸也已經(jīng)展開研究。每根心軸需要同一運轉(zhuǎn)環(huán)境下的兩個滾動軸承來支持。軸在不同的旋轉(zhuǎn)頻率的調(diào)查結果已經(jīng)出來了。報告中顯示出心軸在實際最佳化效力的滾動軸承在控制系統(tǒng)中的特性。這些軸承能應用在精密磨床中。(C)1999年Elsevier 科學公司版權

3、所有。 </p><p>　　關鍵: 精密心軸; 高硬度潤滑軸承。</p><p><b>　　1 介紹</b></p><p>　　在使用精密機器時，滾動軸承用得特別多。滾動軸承的內(nèi)圈潤滑層幾乎等溫,因為軸承材料散熱能力比產(chǎn)熱能力強，所以內(nèi)圈層的功率有很少一部分損失。滾動軸承的唯一缺點是它們的硬度相對滑動軸承比較低。這就是它們的

4、應用受到限制的原因。</p><p>　　早在1992年的報告文件[1-3]中就有一種新型的滾動軸承。這些報告的主題是滾動軸承(也就是, 力位移特性)的必要特性。這種特性下的形狀連續(xù)變化可能是因為節(jié)流閥長度方面連續(xù)變化引起的。未來的技術研究主題將是如何實現(xiàn)生產(chǎn)不拆分滾動軸承。這個文件目的就是要解決這個技術問題。然而，軸承的特性需要做一些修整來避免尺寸的不精確；舉例來說，軸承間隙，孔的直徑，都會造成的制造誤差。但是

5、，這些誤差不能夠完全地被預測。因此，根據(jù)軸承特性計算得到的理想軸承尺寸，通過實驗實踐是不能的實現(xiàn)。因此，必須在特殊環(huán)境下來運行，這樣才能保證在不拆除滾動軸承的情況下使得它的必要特性(力-位移)的連續(xù)變化成為可能。Brzeski and Kazimierski[4]中顯示的節(jié)流閥的長度B僅僅是計算值，還沒有被滾動軸承期刊所承認。</p><p>　　文件[5]中出現(xiàn)的兩種不同情況的工作環(huán)境都能得到節(jié)流閥的長度值。文

6、件中不僅給出了軸承的計算模型，而且用兩個同種類型的軸承在兩種不同環(huán)境下工作的調(diào)查結果也出來了。然后，用裝在兩根精密心軸（能應用在磨床上）上滾動軸承來做實驗并把實驗結果報告出來。</p><p>　　2 滾動軸承的操作原則</p><p>　　滾動軸承的操作原則[1,3]，在此再次說明。圖1中呈現(xiàn)了滾動軸承的旋轉(zhuǎn)時的情況。滾動軸承3安裝在箱體6內(nèi)而且被彈性擋圈4和有著通過補給壓力增壓的空氣

7、帶輪的彈性擋塊5所包容。</p><p>　　圖 1. HSB 的縮略圖。</p><p>　　彈性擋塊5沿著發(fā)生線把軸承3和箱體6間的空間分為獨立的圓周區(qū)。圖 1 象征性地顯示節(jié)流閥 10 位于油進入1室通過的孔口7和將油從2室?guī)С鲞M入存在于軸9和軸承3之間的間隙通過的孔8之間。節(jié)流閥的技術的實現(xiàn)可能不相同。這兩種類型在文章的下面部分將被介紹。節(jié)流閥和箱體之間的流動橫截面依賴于軸承3相對

8、于箱體6的位置和它們之間的長度。</p><p>　　作用在軸9上的線性荷載使得軸和軸承間有力作用的一邊的間隙減少而另一邊間隙增加。結果使位于軸和軸承之間及軸承3和箱體6之間的室1和室2之間的間隙產(chǎn)生一邊壓力增加而另一邊壓力減少。</p><p>　　在有載荷一邊室1和室2之間的壓力的增加和另一邊壓力的減少會導致在與負載力作用方向相反的方向上產(chǎn)生反面直線移動。軸承的轉(zhuǎn)動會使得軸會轉(zhuǎn)向沒有載

9、荷作用的一邊。軸承的反向運動會被安裝在沒有載荷一邊的節(jié)流閥10阻止。它們會導致滾動軸承一邊的室1和室2的壓力增加，同時限制軸承的旋轉(zhuǎn)。有一項相似的原則的被用來推進軸承文件[3]的應用。文件[3]中設計軸承在不同載荷下產(chǎn)生的絕對位移可能接近0 。</p><p>　　在相同壓力的大部分情況下滾動軸承的承載能力不比一般的滑動軸承在最佳化的外部載荷下的承載能力差。而且，滾動軸承的外部直徑?jīng)]有比一般滑動軸承的外部尺寸大。

10、</p><p>　　軸承 (也就是, 力-位移的特性) 的必要特性是早先文件 [1-4] 的主題。這種特性的形狀連續(xù)變化似乎可能。這種連續(xù)變化能夠在不拆分軸承情況下而是通過節(jié)流閥的長度的不斷的改變來實現(xiàn)。下面將描述這一技術的是怎么實現(xiàn)的。除此之外，一個重要的進步就是彈性擋圈和擋塊技術的實現(xiàn),這對滾動軸承的正確操作是很重要的。</p><p><b>　　3 軸承的計算模型<

11、;/b></p><p>　　節(jié)流閥的長度的改變可以通過兩種不同的方法來實現(xiàn)。圖2a顯示了第一種方法。圖上顯示節(jié)流閥的長度與成2倍關系，而軸承的周向旋轉(zhuǎn)能改變長度。從孔7進入的空氣被送進中間的凹槽然后流經(jīng)短節(jié)流閥流到與孔8連接的U形的凹槽。因為中間凹槽與U形凹槽之間距離短并且流經(jīng)隙縫時很急促的情形，因此這種控制傳統(tǒng)的成為“turbulent”方法。</p><p>　　在圖2b概要地

12、顯示了第二種方法?？卓?7(圖 1) 和孔 8 之間的距離通過改變軸承圓周方向上的角度?？?的入口和孔口7的出口在沿軸承和箱體筒發(fā)生線的方向上有兩個凹槽。這些元素之間的間隙由如圖 2 b所示節(jié)流閥 3 和箱體 6 之間的一個小縫隙產(chǎn)生。這個縫隙的長度對不同的值是不同的.(見 圖2 b)在間隙中會發(fā)生油的緩慢流動;因此，這個規(guī)范系統(tǒng)叫做"laminar"系統(tǒng)。對于單個滾動軸承和裝在軸承內(nèi)的軸來說這兩種控制系統(tǒng)的有效性是

13、現(xiàn)階段調(diào)查的主題。</p><p>　　圖2.(a)"turbulent" 控制系統(tǒng);(b)"Laminar"控制系統(tǒng);關于圖 1 的記號法.</p><p>　　在[1,6,7] 一些文章中有滾動軸承的詳細計算模型。問題就是要降低作用在軸承旋轉(zhuǎn)時內(nèi)表面與外表面上的壓力。用固定軸[1]和旋轉(zhuǎn)軸做模型，并且需要考慮軸承[6,7]的振動因素。在下列方程（

14、1）中將作用在軸和軸承上的力分解，使分力作用在軸承內(nèi)表面上。</p><p>　　雷諾方程[1,6,7]的解是計算分布在軸和軸承間隙的壓力。</p><p>　　解決問題的主要困難是在于計算油通過滾動軸承中節(jié)流閥的流量。困難有如下幾點</p><p>　　圖3.滾動軸承中旋轉(zhuǎn)軸的位置矢量。 </p><p>　　1.從孔7（圖1）中流

15、入到箱體6與軸承3之間的間隙中油的流量。</p><p>　　2.位于孔7和孔8之間的節(jié)流閥；在以前的文件中有兩種不同的形狀因素需要考慮；還有就是</p><p>　　3.要考慮在孔8出口處有一小部分的油會流入軸和軸承間隙的情況發(fā)生。</p><p>　　文件[1,6,7]中對代數(shù)的非線性方程的解說，是通過對流過節(jié)流閥的流速來確定和的大?。ㄟ@里的jz是沿著孔在圓周方

16、向上的矢量）。壓力是油通過孔7產(chǎn)生的，而壓力是油通過孔7和孔8之間的間隙產(chǎn)生的(見圖 2)。然而，上述的2點一般在文件[1,6,7]中并沒有相應的例證。所以，這個文件要解決的主題就是要證明以上2點。 , 的大小是通過計算作用在軸承上的外力分力和可以得到（見圖2a,b）。這個計算程序依賴于它的控制系統(tǒng)，這個程序在兩種系統(tǒng)中都有被單獨提到。</p><p>　　作用在軸承上的外力和內(nèi)力相平衡構成方程：</p&g

17、t;<p>　　等式方程(2)描述了大多數(shù)固定的滾定軸承的運行情況。轉(zhuǎn)動軸的平衡點用文章[3]中描述的程序可以得到。然而，文件[3]中給出的計算結果是錯誤的。</p><p>　　正確的計算方法(不同于文件[3])是, 在絕對相同的環(huán)境下找到軸和軸承的平衡點的正確位置,在圖 3 中有顯示。</p><p>　　對于軸承孔內(nèi)軸的任意假定位置,問題被重復解決為直到對于轉(zhuǎn)動軸的絕對

18、軸承移動等式（2）中被發(fā)現(xiàn)，的值變得不同。通常，軸的絕對的位移矢量等式方程[3]：</p><p>　　在圖3上顯示的是在力的方向上的投影。滾動軸承的目的是在載荷變化范圍大的情況下使。</p><p>　　角度定義為（見圖3）[等式（4）]：</p><p><b>　　其模型為</b></p><p><b>

19、;　　我們可以得到：</b></p><p>　　要使的值最小，滾動軸承的許多參數(shù)須有適當?shù)倪x擇，包括工作環(huán)境參數(shù)。</p><p>　　4 第一個控制系統(tǒng),"turbulent "</p><p>　　系統(tǒng)的計算模型的重心在于用數(shù)學描述含有U形凹槽的節(jié)流閥的運轉(zhuǎn)。這一模型在文件這一部分的開頭被描述了，并在圖2a上顯示。</p&

20、gt;<p>　　文件[1]中描述的節(jié)流閥比較適合這種模型。文件[1]中給出的計算節(jié)流閥的流速的半經(jīng)驗式公式,僅僅在于間隙距離的計算值等于已給出的間隙平均值jz時，公式才被使用，也就是 , [等式(5)][等式(6)],</p><p><b>　　根據(jù)圖 2a得</b></p><p><b>　　其中</b></p>

21、<p>　　當jz=1時，在圖 2 上顯示等于的一半。</p><p>　　見圖2a上作用在模型區(qū)域和區(qū)域內(nèi)的外力已給出[見等式（7）]：</p><p>　　其中， (見圖2a).這些力的分力在下面[等式(8)]給出:</p><p>　　分力計算如[等式(9)]:</p><p>　?。ǖ仁?）中的分力代入（等式2）平衡等式

22、中，并用于重復解決這個問題。第一個控制系統(tǒng)中滾動軸承的計算程序叫做 RLPSR。(于12/7/1995完成)</p><p>　　5 第二個控制的系統(tǒng),稱為"laminar"</p><p>　　根據(jù)圖2b確定節(jié)流閥的長度[見等式（10）]：</p><p>　　當jz =1, 2, ... , n之一時，間隙間距的平均值等于的一半[見等式（11

23、）]。</p><p><b>　　其中</b></p><p><b>　　還有</b></p><p>　　通過節(jié)流閥間隙的恒定的細小流量可以根據(jù)已知的公式來計算間隙的流量值。因此, 壓力分配假定沿方向[見等式(12)]:</p><p><b>　　其中</b></

24、p><p>　　作為在平均值范圍內(nèi)的代號。這個代號用于外力計算。</p><p>　　流速通過間隙jz部分的流量是[等式(13)]: </p><p>　　在文件[1]中存在的計算模型的有效率并應用在此，以下定義每個jz [等式(14)][等式(14A)]:</p><p>　　其中節(jié)流閥的流速記作</p><p>　　在

25、文件[1]中記載的有效率實在非空間的實驗室得到的。</p><p>　　上述公式及在文件[1]中記載的實驗數(shù)據(jù)，用于計算非線性的代數(shù)方程的和（見[1,6,7]）。</p><p>　　計算這些壓力之后，作用在軸承外力也能計算了。</p><p>　　主力的組成是[等式(15)]:</p><p>　　其中是在分力基礎上計算的。 (12)<

26、;/p><p>　　除此之外，兩個力作用在連接孔7和孔8的凹槽一邊，如下面[等式(16)][等式(17)]:</p><p><b>　　其中</b></p><p><b>　　其中</b></p><p>　　各個分力計算如下[等式 (18) (19) (20) (21)]:</p>

27、<p><b>　　其中 </b></p><p><b>　　分力的計算結果:</b></p><p>　　上面給出的分力用于第二種控制系統(tǒng)中的平衡等式[2]，并且用這個等式來計算圖3中的位移矢量。第二個控制系統(tǒng)的滾動軸承的計算程序叫做 HSBL 。 (于21/3/1996完成)</p><p>　　6

28、單個滾動軸承和心軸的實驗裝備</p><p>　　圖4顯示單個滾動軸承和心軸的實驗裝備。實驗中滾動軸承的各項尺寸如下: 軸的直徑 =60 毫米;軸承外徑 =100 毫米; 箱體外徑 =150 毫米; 而且 滾動軸承的長度 =90 毫米。 圖 5顯示了在 " laminar" 控制系統(tǒng)下的滾動軸承。</p><p>　　實驗裝備中準備了兩根精密心軸。每跟軸裝在兩個旋轉(zhuǎn)的滾

29、動軸承中。第一根軸用于使?jié)L動軸承應用在" turbulent " 控制系統(tǒng)中， 而第二根軸用在使?jié)L動軸承應用在“l(fā)aminar”控制系統(tǒng)。一般的滾動軸承尺寸與上述尺寸相同。推力球軸承也是應用在心軸上的很普通的一種。圖6給出的兩軸承間的心軸的載荷分布和距離方案。</p><p>　　圖7顯示的是在實驗室用兩軸承支持心軸的照片。在圖片左邊，推力球軸承位于空氣渦輪中，而且在圖片的右邊有空氣載荷裝置。

30、圖8中顯示出整個心軸實驗過程用到的裝置。圖8顯示了實驗是用計算機（在圖片右邊）直接控制的。圖9右邊顯示了心軸的實驗裝置，可以看到其中位移轉(zhuǎn)化器的位置和空氣載荷裝置。</p><p>　　圖 7 單個測試滾動軸承的實驗裝置。</p><p>　　圖 8 滾動軸承在 " laminar"控制系統(tǒng)下的軸承補償。</p><p>　　圖 6. 安裝在兩

31、軸承間心軸的一般方案: a=133mm;197mm。</p><p>　　圖 7. 安裝在兩軸承間的心軸的一般圖片。</p><p><b>　　6 調(diào)查的結果</b></p><p>　　圖8.安裝在兩軸承間的心軸整個實驗裝置的一般圖片。</p><p>　　圖 9. 軸的位移轉(zhuǎn)化器安裝方法和軸承補償。</p&g

32、t;<p>　　圖10.在“turbulent”系統(tǒng)下不停調(diào)整參數(shù)得到的滾動軸承的力位移圖單個軸承補償給7桿的壓力的理論特性圖, 軸回轉(zhuǎn)的頻率 150個赫茲。</p><p>　　軸承和軸的必要特性; 就是,力位移的關系,在下面被呈現(xiàn)。報告中的位移是直接沿著載荷方向矢量。 (見圖3)</p><p>　　過度補償軸的絕對位移會導致; 就是, 軸沿力相反方向轉(zhuǎn)動。有很多例子在下

33、面呈現(xiàn)。</p><p>　　首先，呈現(xiàn)的是軸承的理論特性和試驗特性。圖10和圖11分別顯示了在“turbulent” 和 “l(fā)aminar”控制系統(tǒng)下的比較理論特性和試驗特性。在這種情況下載荷作用在軸承中間。</p><p>　　觀察理論特性和試驗特性之間的差別，滾動軸承的空間錯誤將導致計算結果的偏差，計算結果對兩者特性區(qū)分有著重要敏感的影響。這些長鏈的幾何參數(shù)的錯誤將影響計算最終結果（

34、舉例來說，軸承和軸之間以及軸承和箱體之間的間隙距離不準，孔的直徑的不準和制造的油口的不精確，軸承，軸和箱體的圓周的誤差）。如果上述提到的每種誤差占很小的百分比，這樣理想的滾動軸承和存在誤差的滾動軸承的差別在圖10和圖11種盡可能詳細的表示。這一個問題已經(jīng)成為兩種理論分別調(diào)查的主題。理論計算結果和實際結果的不同影響了推動滾動軸承的幾何學應用在現(xiàn)有的控制系統(tǒng)，盡管軸承部分產(chǎn)生一些偏差。但我們還是能流利地調(diào)整力-位移特性圖。</p>

35、;<p>　　圖 11.滾動軸承的力位移實驗和在 " laminar" 系統(tǒng)不斷調(diào)整參數(shù)使</p><p>　　得個滾動軸承的補償7桿壓力也不同, 軸旋轉(zhuǎn)的頻率為150個赫茲。</p><p>　　圖12.在作用在7桿時，軸的旋轉(zhuǎn)頻率是150Hz，在“turbulent”系統(tǒng)下，改變參數(shù)，軸在實驗中得到的力位移特性實驗同樣適用于一對滾動軸承。</p&

36、gt;<p>　　圖13.在“turbulent”系統(tǒng)參數(shù)=10mm和軸在不同旋轉(zhuǎn)頻率下，</p><p>　　為7桿時軸的實驗力位移特性圖。</p><p>　　圖14. 在作用在7桿時, 軸的旋轉(zhuǎn)的頻率為150Hz和 在" laminar" </p><p>　　系統(tǒng)改變參數(shù)得到的軸的實驗力位移特性圖。</p>&

37、lt;p>　　圖15.在作用在桿時，在“l(fā)aminar”系統(tǒng)下參數(shù)=7.7°改變</p><p>　　軸的旋轉(zhuǎn)頻率，得到的軸的實驗力位移特性圖。</p><p>　　圖 16. 比較不同類型的軸承的力位移特性圖(這里考慮的是在</p><p>　　相同幾何參數(shù)下的單個軸承)。</p><p>　　圖12和圖13中顯示了在“tu

38、rbulent”控制系統(tǒng)下安裝在軸承間的軸的實驗調(diào)查結果。對這些圖形需要有必要的數(shù)據(jù)來做說明。圖14和圖15呈現(xiàn)了在“l(fā)aminar”控制系統(tǒng)下安裝在軸承間的軸特性有一些相似。在上述的情況（圖12-15）下的載荷加載在軸的一端（見圖16）。</p><p>　　最后，在圖 16 ，比較四條力-位移的特性線。四種不同類型的單個軸承在相同的直徑、長度和補給壓力下的特性圖?；瑒虞S承在一般外力下的承載能力也存在上述的特性

39、。下個特性呈現(xiàn)的是液體靜壓軸承力位移曲線。在中等潤滑條件下，液體靜壓軸承的硬度比滑動軸承的硬度要高很多。根據(jù)圖10和圖11可以畫出圖16所示的單個滾動軸承的兩條特性曲線。在這篇文章中我們討論滾動軸承在“turbulent”和“l(fā)aminar”兩種控制系統(tǒng)下的分別有的特性。我們可以肯定的是滾動軸承的堅硬比液體靜壓軸承的硬度高許多。而且, 從滾動軸承特性看出軸承的硬度是無窮大的, 定義為</p><p>　　載荷作用

40、在軸承某些區(qū)域內(nèi)能夠?qū)崿F(xiàn)。尤其，在 " laminar" 控制系統(tǒng)下這種結果是很有可能的。</p><p><b>　　7 結論</b></p><p>　　用兩種簡單易行的控制系統(tǒng)來說明改變滾動軸承特性是可能的，并選擇最佳的滾動軸承。控制系統(tǒng)能在軸承生產(chǎn)過程中對軸承有誤差部分進行實際補償。滾動軸承調(diào)查導致下面的結論。</p>&l

41、t;p>　　在 " laminar" 控制系統(tǒng)下得到的軸承特性中顯示了在某些區(qū)域是控制參數(shù)無窮大。在載荷比 250 N 大很多時高硬度區(qū)域被減到很窄。特性的負位移 (軸承的過度補償) 應用當軸承運轉(zhuǎn)時對彈性軸產(chǎn)生彈性偏轉(zhuǎn)時，對軸給予補償。</p><p>　　滾動軸承在所謂的急流系統(tǒng)下得到的特性與在 " laminar" 系統(tǒng)下的軸承特性相似。區(qū)別僅僅在于數(shù)量。而，軸

42、的調(diào)查有以下的結論。</p><p>　　在兩種控制系統(tǒng)下，在給定的旋轉(zhuǎn)頻率下，選擇一個控制參數(shù)或控制參數(shù)，使軸的一端的硬度有可能達到無窮大。然而，在 " laminar" 控制系統(tǒng)(載荷高達120 N)下的硬度范圍比在“turbulent”控制系統(tǒng)下的硬度高很多。</p><p>　　滾動軸承在 " laminar" 控制系統(tǒng)下消耗的空氣量是在“t

43、urbulent”系統(tǒng)消耗空氣量的一半。</p><p>　　因為傳統(tǒng)的液體靜壓軸承被使用，使得滾動軸承的力位移特性在很多方面都有比較。文章中給出的圖16是一個典型的比較例子。一般說來，結果總是相似的。只要在軸承大部分幾何參數(shù)相同情況下，滾動軸承的硬度比液體靜壓軸承硬度高; 而且，滾動軸承的特性圖表示了在一定載荷范圍內(nèi)滾動軸承硬度可以達到無窮大。</p><p><b>　　感謝

44、</b></p><p>　　這次工作得到了科學的研究被波蘭州委員會支持，并授于文件號PB7/S101/012/07 。作家謝謝各位，特別是A. Siwek 和 W. Teszner在對軸的生產(chǎn)和實驗調(diào)查既有效又善于思考的工作讓我們研究任務能順利的完成。</p><p><b>　　參考書</b></p><p>　　[1] Brz

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