外文翻譯--安裝在滾動(dòng)軸承間的精密軸的實(shí)驗(yàn)調(diào)查 中文版

1、<p>　　安裝在滾動(dòng)軸承間的精密軸的實(shí)驗(yàn)調(diào)查</p><p>　　L. Brzeski, Z. Kazimierski*, T. Lech</p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　記錄在這個(gè)文件中滾動(dòng)軸承的運(yùn)轉(zhuǎn)情況需要同時(shí)附錄其特殊的控制系統(tǒng)，使我們能夠通過(guò)安裝有軸的軸承底座的輕微旋轉(zhuǎn)來(lái)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(bǔ)償了軸承特性生產(chǎn)時(shí)的誤差。在記錄文件中出現(xiàn)了二種不同的控制系統(tǒng)。對(duì)于上述兩種控制系統(tǒng)中的單個(gè)滾動(dòng)軸承靜態(tài)條件下的實(shí)驗(yàn)調(diào)查已經(jīng)展開(kāi)。然而,裝配在滾動(dòng)軸承上的心軸也已經(jīng)展開(kāi)研究。每根心軸需要同一運(yùn)轉(zhuǎn)環(huán)境下的兩個(gè)滾動(dòng)軸承來(lái)支持。軸在不同的旋轉(zhuǎn)頻率的調(diào)查結(jié)果已經(jīng)出來(lái)了。報(bào)告中顯示出心軸在實(shí)際最佳化效力的滾動(dòng)軸承在控制系統(tǒng)中的特性。這些軸承能應(yīng)用在精密磨床中。(C)1999年Elsevier 科學(xué)公司版權(quán)

3、所有。 </p><p>　　關(guān)鍵: 精密心軸; 高硬度潤(rùn)滑軸承。</p><p><b>　　1 介紹</b></p><p>　　在使用精密機(jī)器時(shí)，滾動(dòng)軸承用得特別多。滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈潤(rùn)滑層幾乎等溫,因?yàn)檩S承材料散熱能力比產(chǎn)熱能力強(qiáng)，所以內(nèi)圈層的功率有很少一部分損失。滾動(dòng)軸承的唯一缺點(diǎn)是它們的硬度相對(duì)滑動(dòng)軸承比較低。這就是它們的

4、應(yīng)用受到限制的原因。</p><p>　　早在1992年的報(bào)告文件[1-3]中就有一種新型的滾動(dòng)軸承。這些報(bào)告的主題是滾動(dòng)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?yàn)楣?jié)流閥長(zhǎng)度方面連續(xù)變化引起的。未來(lái)的技術(shù)研究主題將是如何實(shí)現(xiàn)生產(chǎn)不拆分滾動(dòng)軸承。這個(gè)文件目的就是要解決這個(gè)技術(shù)問(wèn)題。然而，軸承的特性需要做一些修整來(lái)避免尺寸的不精確；舉例來(lái)說(shuō)，軸承間隙，孔的直徑，都會(huì)造成的制造誤差。但是

5、，這些誤差不能夠完全地被預(yù)測(cè)。因此，根據(jù)軸承特性計(jì)算得到的理想軸承尺寸，通過(guò)實(shí)驗(yàn)實(shí)踐是不能的實(shí)現(xiàn)。因此，必須在特殊環(huán)境下來(lái)運(yùn)行，這樣才能保證在不拆除滾動(dòng)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(zhǎng)度B僅僅是計(jì)算值，還沒(méi)有被滾動(dòng)軸承期刊所承認(rèn)。</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(zhǎng)度值。文

6、件中不僅給出了軸承的計(jì)算模型，而且用兩個(gè)同種類型的軸承在兩種不同環(huán)境下工作的調(diào)查結(jié)果也出來(lái)了。然后，用裝在兩根精密心軸（能應(yīng)用在磨床上）上滾動(dòng)軸承來(lái)做實(shí)驗(yàn)并把實(shí)驗(yàn)結(jié)果報(bào)告出來(lái)。</p><p>　　2 滾動(dòng)軸承的操作原則</p><p>　　滾動(dòng)軸承的操作原則[1,3]，在此再次說(shuō)明。圖1中呈現(xiàn)了滾動(dòng)軸承的旋轉(zhuǎn)時(shí)的情況。滾動(dòng)軸承3安裝在箱體6內(nèi)而且被彈性擋圈4和有著通過(guò)補(bǔ)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(dú)立的圓周區(qū)。圖 1 象征性地顯示節(jié)流閥 10 位于油進(jìn)入1室通過(guò)的孔口7和將油從2室?guī)С鲞M(jìn)入存在于軸9和軸承3之間的間隙通過(guò)的孔8之間。節(jié)流閥的技術(shù)的實(shí)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(dòng)橫截面依賴于軸承3相對(duì)

8、于箱體6的位置和它們之間的長(zhǎng)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(jié)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(huì)導(dǎo)致在與負(fù)載力作用方向相反的方向上產(chǎn)生反面直線移動(dòng)。軸承的轉(zhuǎn)動(dòng)會(huì)使得軸會(huì)轉(zhuǎn)向沒(méi)有載

9、荷作用的一邊。軸承的反向運(yùn)動(dòng)會(huì)被安裝在沒(méi)有載荷一邊的節(jié)流閥10阻止。它們會(huì)導(dǎo)致滾動(dòng)軸承一邊的室1和室2的壓力增加，同時(shí)限制軸承的旋轉(zhuǎn)。有一項(xiàng)相似的原則的被用來(lái)推進(jìn)軸承文件[3]的應(yīng)用。文件[3]中設(shè)計(jì)軸承在不同載荷下產(chǎn)生的絕對(duì)位移可能接近0 。</p><p>　　在相同壓力的大部分情況下滾動(dòng)軸承的承載能力不比一般的滑動(dòng)軸承在最佳化的外部載荷下的承載能力差。而且，滾動(dòng)軸承的外部直徑?jīng)]有比一般滑動(dòng)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(guò)節(jié)流閥的長(zhǎng)度的不斷的改變來(lái)實(shí)現(xiàn)。下面將描述這一技術(shù)的是怎么實(shí)現(xiàn)的。除此之外，一個(gè)重要的進(jìn)步就是彈性擋圈和擋塊技術(shù)的實(shí)現(xiàn),這對(duì)滾動(dòng)軸承的正確操作是很重要的。</p><p><b>　　3 軸承的計(jì)算模型<

11、;/b></p><p>　　節(jié)流閥的長(zhǎng)度的改變可以通過(guò)兩種不同的方法來(lái)實(shí)現(xiàn)。圖2a顯示了第一種方法。圖上顯示節(jié)流閥的長(zhǎng)度與成2倍關(guān)系，而軸承的周向旋轉(zhuǎn)能改變長(zhǎng)度。從孔7進(jìn)入的空氣被送進(jìn)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?yàn)橹虚g凹槽與U形凹槽之間距離短并且流經(jīng)隙縫時(shí)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(guò)改變軸承圓周方向上的角度。孔8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(gè)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(gè)小縫隙產(chǎn)生。這個(gè)縫隙的長(zhǎng)度對(duì)不同的值是不同的.(見(jiàn) 圖2 b)在間隙中會(huì)發(fā)生油的緩慢流動(dòng);因此，這個(gè)規(guī)范系統(tǒng)叫做"laminar"系統(tǒng)。對(duì)于單個(gè)滾動(dòng)軸承和裝在軸承內(nèi)的軸來(lái)說(shuō)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(guān)于圖 1 的記號(hào)法.</p><p>　　在[1,6,7] 一些文章中有滾動(dòng)軸承的詳細(xì)計(jì)算模型。問(wèn)題就是要降低作用在軸承旋轉(zhuǎn)時(shí)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(dòng)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(jì)算分布在軸和軸承間隙的壓力。</p><p>　　解決問(wèn)題的主要困難是在于計(jì)算油通過(guò)滾動(dòng)軸承中節(jié)流閥的流量。困難有如下幾點(diǎn)</p><p>　　圖3.滾動(dòng)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(huì)流入軸和軸承間隙的情況發(fā)生。</p><p>　　文件[1,6,7]中對(duì)代數(shù)的非線性方程的解說(shuō)，是通過(guò)對(duì)流過(guò)節(jié)流閥的流速來(lái)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(guò)孔7產(chǎn)生的，而壓力是油通過(guò)孔7和孔8之間的間隙產(chǎn)生的(見(jiàn)圖 2)。然而，上述的2點(diǎn)一般在文件[1,6,7]中并沒(méi)有相應(yīng)的例證。所以，這個(gè)文件要解決的主題就是要證明以上2點(diǎn)。 , 的大小是通過(guò)計(jì)算作用在軸承上的外力分力和可以得到（見(jiàn)圖2a,b）。這個(gè)計(jì)算程序依賴于它的控制系統(tǒng)，這個(gè)程序在兩種系統(tǒng)中都有被單獨(dú)提到。</p><p>　　作用在軸承上的外力和內(nèi)力相平衡構(gòu)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(yùn)行情況。轉(zhuǎn)動(dòng)軸的平衡點(diǎn)用文章[3]中描述的程序可以得到。然而，文件[3]中給出的計(jì)算結(jié)果是錯(cuò)誤的。</p><p>　　正確的計(jì)算方法(不同于文件[3])是, 在絕對(duì)相同的環(huán)境下找到軸和軸承的平衡點(diǎn)的正確位置,在圖 3 中有顯示。</p><p>　　對(duì)于軸承孔內(nèi)軸的任意假定位置,問(wèn)題被重復(fù)解決為直到對(duì)于轉(zhuǎn)動(dòng)軸的絕對(duì)

18、軸承移動(dòng)等式（2）中被發(fā)現(xiàn)，的值變得不同。通常，軸的絕對(duì)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(dòng)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(jiàn)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(dòng)軸承的許多參數(shù)須有適當(dāng)?shù)倪x擇，包括工作環(huán)境參數(shù)。</p><p>　　4 第一個(gè)控制系統(tǒng),"turbulent "</p><p>　　系統(tǒng)的計(jì)算模型的重心在于用數(shù)學(xué)描述含有U形凹槽的節(jié)流閥的運(yùn)轉(zhuǎn)。這一模型在文件這一部分的開(kāi)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(jì)算節(jié)流閥的流速的半經(jīng)驗(yàn)式公式,僅僅在于間隙距離的計(jì)算值等于已給出的間隙平均值jz時(shí)，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(dāng)jz=1時(shí)，在圖 2 上顯示等于的一半。</p><p>　　見(jiàn)圖2a上作用在模型區(qū)域和區(qū)域內(nèi)的外力已給出[見(jiàn)等式（7）]：</p><p>　　其中， (見(jiàn)圖2a).這些力的分力在下面[等式(8)]給出:</p><p>　　分力計(jì)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(fù)解決這個(gè)問(wèn)題。第一個(gè)控制系統(tǒng)中滾動(dòng)軸承的計(jì)算程序叫做 RLPSR。(于12/7/1995完成)</p><p>　　5 第二個(gè)控制的系統(tǒng),稱為"laminar"</p><p>　　根據(jù)圖2b確定節(jié)流閥的長(zhǎng)度[見(jiàn)等式（10）]：</p><p>　　當(dāng)jz =1, 2, ... , n之一時(shí)，間隙間距的平均值等于的一半[見(jiàn)等式（11

23、）]。</p><p><b>　　其中</b></p><p><b>　　還有</b></p><p>　　通過(guò)節(jié)流閥間隙的恒定的細(xì)小流量可以根據(jù)已知的公式來(lái)計(jì)算間隙的流量值。因此, 壓力分配假定沿方向[見(jiàn)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(hào)。這個(gè)代號(hào)用于外力計(jì)算。</p><p>　　流速通過(guò)間隙jz部分的流量是[等式(13)]: </p><p>　　在文件[1]中存在的計(jì)算模型的有效率并應(yīng)用在此，以下定義每個(gè)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(shí)在非空間的實(shí)驗(yàn)室得到的。</p><p>　　上述公式及在文件[1]中記載的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，用于計(jì)算非線性的代數(shù)方程的和（見(jiàn)[1,6,7]）。</p><p>　　計(jì)算這些壓力之后，作用在軸承外力也能計(jì)算了。</p><p>　　主力的組成是[等式(15)]:</p><p>　　其中是在分力基礎(chǔ)上計(jì)算的。 (12)<

26、;/p><p>　　除此之外，兩個(gè)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(gè)分力計(jì)算如下[等式 (18) (19) (20) (21)]:</p>

27、<p><b>　　其中 </b></p><p><b>　　分力的計(jì)算結(jié)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(gè)等式來(lái)計(jì)算圖3中的位移矢量。第二個(gè)控制系統(tǒng)的滾動(dòng)軸承的計(jì)算程序叫做 HSBL 。 (于21/3/1996完成)</p><p>　　6

28、單個(gè)滾動(dòng)軸承和心軸的實(shí)驗(yàn)裝備</p><p>　　圖4顯示單個(gè)滾動(dòng)軸承和心軸的實(shí)驗(yàn)裝備。實(shí)驗(yàn)中滾動(dòng)軸承的各項(xiàng)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(dòng)軸承的長(zhǎng)度 =90 毫米。 圖 5顯示了在 " laminar" 控制系統(tǒng)下的滾動(dòng)軸承。</p><p>　　實(shí)驗(yàn)裝備中準(zhǔn)備了兩根精密心軸。每跟軸裝在兩個(gè)旋轉(zhuǎn)的滾

29、動(dòng)軸承中。第一根軸用于使?jié)L動(dòng)軸承應(yīng)用在" turbulent " 控制系統(tǒng)中， 而第二根軸用在使?jié)L動(dòng)軸承應(yīng)用在“l(fā)aminar”控制系統(tǒng)。一般的滾動(dòng)軸承尺寸與上述尺寸相同。推力球軸承也是應(yīng)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(shí)驗(yàn)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(gè)心軸實(shí)驗(yàn)過(guò)程用到的裝置。圖8顯示了實(shí)驗(yàn)是用計(jì)算機(jī)（在圖片右邊）直接控制的。圖9右邊顯示了心軸的實(shí)驗(yàn)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(gè)測(cè)試滾動(dòng)軸承的實(shí)驗(yàn)裝置。</p><p>　　圖 8 滾動(dòng)軸承在 " laminar"控制系統(tǒng)下的軸承補(bǔ)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(jié)果</b></p><p>　　圖8.安裝在兩軸承間的心軸整個(gè)實(shí)驗(yàn)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(bǔ)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(dòng)軸承的力位移圖單個(gè)軸承補(bǔ)償給7桿的壓力的理論特性圖, 軸回轉(zhuǎn)的頻率 150個(gè)赫茲。</p><p>　　軸承和軸的必要特性; 就是,力位移的關(guān)系,在下面被呈現(xiàn)。報(bào)告中的位移是直接沿著載荷方向矢量。 (見(jiàn)圖3)</p><p>　　過(guò)度補(bǔ)償軸的絕對(duì)位移會(huì)導(dǎo)致; 就是, 軸沿力相反方向轉(zhuǎn)動(dòng)。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(yàn)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(yàn)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(yàn)特性之間的差別，滾動(dòng)軸承的空間錯(cuò)誤將導(dǎo)致計(jì)算結(jié)果的偏差，計(jì)算結(jié)果對(duì)兩者特性區(qū)分有著重要敏感的影響。這些長(zhǎng)鏈的幾何參數(shù)的錯(cuò)誤將影響計(jì)算最終結(jié)果（

34、舉例來(lái)說(shuō)，軸承和軸之間以及軸承和箱體之間的間隙距離不準(zhǔn)，孔的直徑的不準(zhǔn)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(dòng)軸承和存在誤差的滾動(dòng)軸承的差別在圖10和圖11種盡可能詳細(xì)的表示。這一個(gè)問(wèn)題已經(jīng)成為兩種理論分別調(diào)查的主題。理論計(jì)算結(jié)果和實(shí)際結(jié)果的不同影響了推動(dòng)滾動(dòng)軸承的幾何學(xué)應(yīng)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(dòng)軸承的力位移實(shí)驗(yàn)和在 " laminar" 系統(tǒng)不斷調(diào)整參數(shù)使</p><p>　　得個(gè)滾動(dòng)軸承的補(bǔ)償7桿壓力也不同, 軸旋轉(zhuǎn)的頻率為150個(gè)赫茲。</p><p>　　圖12.在作用在7桿時(shí)，軸的旋轉(zhuǎn)頻率是150Hz，在“turbulent”系統(tǒng)下，改變參數(shù)，軸在實(shí)驗(yàn)中得到的力位移特性實(shí)驗(yàn)同樣適用于一對(duì)滾動(dòng)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(shí)軸的實(shí)驗(yàn)力位移特性圖。</p><p>　　圖14. 在作用在7桿時(shí), 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(shí)驗(yàn)力位移特性圖。</p>&

37、lt;p>　　圖15.在作用在桿時(shí)，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(shí)驗(yàn)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(gè)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(shí)驗(yàn)調(diào)查結(jié)果。對(duì)這些圖形需要有必要的數(shù)據(jù)來(lái)做說(shuō)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(jiàn)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(gè)軸承在相同的直徑、長(zhǎng)度和補(bǔ)給壓力下的特性圖?；瑒?dòng)軸承在一般外力下的承載能力也存在上述的特性

39、。下個(gè)特性呈現(xiàn)的是液體靜壓軸承力位移曲線。在中等潤(rùn)滑條件下，液體靜壓軸承的硬度比滑動(dòng)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(gè)滾動(dòng)軸承的兩條特性曲線。在這篇文章中我們討論滾動(dòng)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(dòng)軸承的堅(jiān)硬比液體靜壓軸承的硬度高許多。而且, 從滾動(dòng)軸承特性看出軸承的硬度是無(wú)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(jié)果是很有可能的。</p><p><b>　　7 結(jié)論</b></p><p>　　用兩種簡(jiǎn)單易行的控制系統(tǒng)來(lái)說(shuō)明改變滾動(dòng)軸承特性是可能的，并選擇最佳的滾動(dòng)軸承。控制系統(tǒng)能在軸承生產(chǎn)過(guò)程中對(duì)軸承有誤差部分進(jìn)行實(shí)際補(bǔ)償。滾動(dòng)軸承調(diào)查導(dǎo)致下面的結(jié)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(wú)窮大。在載荷比 250 N 大很多時(shí)高硬度區(qū)域被減到很窄。特性的負(fù)位移 (軸承的過(guò)度補(bǔ)償) 應(yīng)用當(dāng)軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)對(duì)彈性軸產(chǎn)生彈性偏轉(zhuǎn)時(shí)，對(duì)軸給予補(bǔ)償。</p><p>　　滾動(dòng)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(jié)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(gè)控制參數(shù)或控制參數(shù)，使軸的一端的硬度有可能達(dá)到無(wú)窮大。然而，在 " laminar" 控制系統(tǒng)(載荷高達(dá)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(dòng)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?yàn)閭鹘y(tǒng)的液體靜壓軸承被使用，使得滾動(dòng)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(gè)典型的比較例子。一般說(shuō)來(lái)，結(jié)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(dòng)軸承的硬度比液體靜壓軸承硬度高; 而且，滾動(dòng)軸承的特性圖表示了在一定載荷范圍內(nèi)滾動(dòng)軸承硬度可以達(dá)到無(wú)窮大。</p><p><b>　　感謝

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

45、eski L, Kazimierski Z. High stiffness bearing. J Lubric Technol 1979;101:510–25.</p><p>　　[2] Brzeski L. et al. Polish patent P-167778, 1975; USA patent 3960414, 1976; British patent 1467911, 1977; USSR pate

46、nt 645614, 1976.</p><p>　　[3] Kazimierski Z, Brzeski L, Horodko L. Gas bearing of in finite stiffness. J Tribol 1992;114:270–3.</p><p>　　[4] Brzeski L, Kazimierski Z. Infinite stiffness gas bear

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