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

河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 1 安裝在滾動軸承間的精密軸的實(shí)驗(yàn)調(diào)查 L. Brzeski, Z. Kazimierski*, T. Lech 摘要 記錄在這個文件中滾動軸承的運(yùn)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(shí)驗(yàn)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(yùn)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(jié)果已經(jīng)出來了。報告中顯示出心軸在實(shí)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(yīng)用在精密磨床中。 (C)1999 年 Elsevier 科學(xué)公司版權(quán)所有。 關(guān)鍵 : 精密心軸 ； 高硬度潤滑軸承。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 2 1 介紹 在使用精密機(jī)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?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。滾動軸承的唯一缺點(diǎn)是它們的硬度相對滑動軸承比較低。這就是它們的應(yīng)用受到限制的原因。 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?yàn)楣?jié)流閥長度方面連續(xù)變化引起的。未來的技術(shù)研究主題將是如何實(shí)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(shù)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， 這些誤差不能夠完全地被預(yù)測。 因此，根據(jù)軸承特性計算得到的理想軸承尺寸，通過實(shí)驗(yàn)實(shí)踐是不能的實(shí)現(xiàn)。因此，必須在特殊環(huán)境下來運(yùn)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 Kazimierski4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(rèn)。 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(jié)果也出來了。然后，用裝在兩根精密心軸（能應(yīng)用在磨床上）上滾動軸承來做實(shí)驗(yàn)并把實(shí)驗(yàn)結(jié)果報告出來。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 3 2 滾動軸承的操作原則 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(bǔ)給壓力 增壓的空氣帶輪的彈性擋塊 5 所包容。 圖 1. HSB 的縮略圖。 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橫截面依賴于軸承 3 相對于箱體 6 的位置和它們之間的長度。 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。 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河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 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2e。 軸承的轉(zhuǎn)動會使得軸會轉(zhuǎn)向沒有載荷作用的一邊。軸承的反向運(yùn)動會被安裝在沒有載荷一邊的節(jié)流閥 10 阻止。它們會導(dǎo)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(xiàng)相似的原則的被用來推進(jìn)軸承文件 3的應(yīng) 用。文件 3中設(shè)計軸承在不同載荷下產(chǎn)生的絕對位移1e可能接近 0 。 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。 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(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) ,這對滾動軸承的正確操作是很重要的。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 5 3 軸承的計算模型 節(jié)流閥的長度的改變可以通過兩種不同的方法來實(shí)現(xiàn)。圖 2a 顯示了第一種方法。圖上顯示節(jié)流閥的長度與regI成 2 倍關(guān)系，而 軸承的周向旋轉(zhuǎn)能改變長度regI。 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)隙縫時很急促的情形，因此這種控制傳統(tǒng)的成為“ turbulent”方法。 在圖 2b概要地顯示了第二種方法。孔口 7(圖 1) 和孔 8 之間的距離通過改變軸承圓周方向上reg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reg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)的有效性是現(xiàn)階段調(diào)查的主題。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 6 圖 2.(a)turbulent 控制系統(tǒng) ；(b)Laminar控制系統(tǒng) ；關(guān)于圖 1 的記號法 . 在 1,6,7 一些文章中有滾動軸承的詳細(xì)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（ 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。 2100 ( , ) c o sinxF p d d 2100 ( , )s i ninyF p d d 雷諾方程 1,6,7的解是計算分布在軸和軸承間隙的壓力。 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(diǎn) 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 7 圖 3.滾動軸承中旋轉(zhuǎn)軸的位置矢量。 1.從孔 7（圖 1）中流入到箱體 6與軸承 3 之間的間隙中油的流量。 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 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。 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1,jzp和2,jzp的大小（這里的 jz 是沿著孔在圓周方向上的矢量）。壓力1,jzp是油通過孔 7產(chǎn)生的，而壓力2,jzp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(diǎn)一般在文件 1,6,7中并沒有相應(yīng)的例證。 所以，這個文件要解決的主題就是要證明以上 2點(diǎn)。1,jzp , 2,jzp ( 1, 2, . )jz n的大小是通過計算作用在軸承上的外力分力 extxF和 extyF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(dú)提到。 作用在軸承上的外力和內(nèi)力相平衡構(gòu)成方程： 0in extxxFF 0i n e x tyyFF (2) 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 8 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中給出的計算結(jié)果是錯誤的。 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(diǎn)的正確位置 ,在圖 3 中有顯示。 對于軸承孔內(nèi)軸的任意假定位置1rer,問題被重復(fù)解決為直到對于轉(zhuǎn)動軸的絕對軸承移動2e等式（ 2）中被發(fā)現(xiàn)，1e的值變得不同。通常，軸的絕對的位移矢量等式方程 3： 1 1 2 ( 3 )re e e 在圖 3上顯示的1pe是1e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1 0pe 。 角度定義為（見圖 3） 等式（ 4） ： 11xyea rctge 其模型為 221 1 1| xye e e 我們可以得到： 11 | | s i npHee (4) 要使1pe的值最小，滾動軸承的許多參數(shù)須有適當(dāng)?shù)倪x擇，包括工作環(huán)境參數(shù)。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 9 4 第一個控制系統(tǒng) ,turbulent 系統(tǒng)的計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頭被描述了，并在圖 2a上顯示。 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(yàn)式公式 ,僅僅在于間隙 距離2h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), 2 , 2 2 ,c o sj z s d j zh c e (5)r 根據(jù)圖 2a得 002bR , 1s d jz jz s d ,1 其中 2 , 1 , 2 , . . . , ( 6 )n j z n 當(dāng) jz=1 時，在圖 2 上顯示sd等于regI的一半。 見圖 2a上作用在模型1,extjzF區(qū)域和2,extjzF區(qū)域內(nèi)的外力已給出 見等式（ 7） ： 1 , 1 , 2 23| 22extj z j z cF p R B 2 , 2 , 2 2 1 , 2 ,3| | 2 722ext j z j z c w w w w j z j zF p R B I b I b p p 其中， (見圖 2a).這些力的分力在下面 等式 (8)給出 : 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 10 1 , 1 , 0| | c o s 142e x t e x t cj z j zxF F j z 1 , 1 , 0| | s i n 142e x t e x t cj z j zyF F j z 2 , 2 , 0| | c o s 142e x t e x t cj z j zxF F j z 2 , 2 , 0| | s i n 1 842e x t e x t cj z j zyF F j z 分力計算如 等式 (9): 1 , 2 ,1ne x t e x t e x tx j z j zxxjzF F F 1 , 2 ,1 9ne x t e x t e x ty j z j zyyjzF F F （等式 9）中的分力代入（等式 2）平衡等式中，并用于重復(fù)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 ) 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 11 5 第二個控制的系統(tǒng) ,稱為 laminar 根據(jù)圖 2b 確定節(jié)流閥的長度 見等式（ 10） ： 2 1 21 1 02r e g r e g r rI R S S 當(dāng) jz =1, 2, . , n 之一時，間隙間距的平均值等于 的一半 見等式（ 11） 。 2 , 2 , 2 ,12j z a j z b j zh h h r 其中 , 1a jz jz , 1b jz r e gjz 還有 2 2 2 c o s 1 1h c e 通過節(jié)流閥間隙的恒定的細(xì)小流量可以根據(jù)已知的公式來計算間隙2,jzhr的流量值。 因此 , 壓力分配假 定沿regI方向 見等式 (12): 222 , 1 ,21, j z j zj z j zr e gppp p II 其中 0 1 2r e gII jzpr作為 jzp 在平均值范圍內(nèi)的代號。這個代號用于外力計算。 流速通過間隙 jz部分的流量是 等式 (13): 3 2 22 , 1 , 2 ,0 1 324j z j z j zjzr e gB h p pmR T I& 在文件 1中存在的計算模型的有效率并應(yīng)用在此 ，以下定義每個 jz 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 12 等式 (14)等式 (14A): , 1 4jzs j zj z smm& 其中節(jié)流閥的流速記作,jzsm& 1 / 1 /2 , 1 , 2 , 2 ,1 , 1 ,01 1 4 aj z j z j z j zj z sj z j zB h p p pmppRT & 在文件 1中記載的有效率s實(shí)在非空間的實(shí)驗(yàn)室得到的。 上述公式及在文件 1中記載的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，用于計算非線性的代數(shù)方程的1,jzp和2,jzp（見 1,6,7）。 計算這些壓力之后，作用在軸承外力也能計算了。 主力的組成是 等式 (15): e x tj z 2 2| F | 1 5j z r e gp L R I 其中jzp是在分力基礎(chǔ)上計算的 。 (12) 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): 1 , 1 , 2 2 0 1 21| | 1 62ext j z j z T r e g r rF p L R 其中 1 , 21 , 222, 2 br ccS bRR 圖 e x t2 , j z 2 , 2 2 2| F | 1 7j z T rp L R 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 13 其中 2 2 bI IR 圖 各個分力計算如下 等式 (18) (19) (20) (21): 211F | | c o s 122e x t e x t rrj z j z r e gx F j z 211F | | s i n 1 1 822e x t e x t rrj z j z r e gy F j z 1 , 1 , 11F | | c o s 1 2e x t e x tj z j z r e gx F j z 1 , 1 , 11F | | s i n 1 1 92e x t e x tj z j z r e gy F j z 其中 1 1 212c T r e g r r 2 , 2 ,F | | c o s 1 2e x t e x t Tj z j zx F j z 2 , 2 ,F | | s i n 1 2 02e x t e x t Tj z j zy F j z 分力的計算結(jié)果 : 1 , 2 ,1ne x t e x t e x t e x tx j z j z j zx x xjzF F F F 1 , 2 ,1 2 1ne x t e x t e x t e x ty j z j z j zy y yjzF F F F 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 ) 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 14 6 單個滾動軸承和心軸的實(shí)驗(yàn)裝備 圖 4 顯示單個滾動軸承和心軸的實(shí)驗(yàn)裝備。實(shí)驗(yàn)中滾動軸承的各項(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。 實(shí)驗(yàn)裝備中準(zhǔn)備了兩根精密心軸。每跟軸裝在兩個旋轉(zhuǎn)的滾動軸承中。第一根軸用于使?jié)L動軸承應(yīng)用在 turbulent 控制系統(tǒng)中， 而第二根軸用在使?jié)L動軸承應(yīng)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(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。 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。 圖 8 中顯示出整個心軸實(shí)驗(yàn)過程用到的裝置。 圖 8 顯示了實(shí)驗(yàn)是用計算機(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。 圖 7 單個測試滾動軸承的實(shí)驗(yàn)裝置。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 15 圖 8 滾動軸承在 laminar控制系統(tǒng)下的軸承補(bǔ)償。 圖 6. 安裝在兩軸承間心軸的一般方案 : a=133mm；197mm。 圖 7. 安裝在兩軸承間的心軸的一般圖片。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 16 6 調(diào)查的結(jié)果 圖 8.安裝在兩軸承間的心軸整個實(shí)驗(yàn)裝置的一般圖片。 圖 9. 軸的位移轉(zhuǎn)化器安裝方法和軸承補(bǔ)償。 圖 10.在 “turbulent” 系統(tǒng)下不停調(diào)整參數(shù)regI得到 的滾動軸承的力位移圖 單個軸承補(bǔ)償給 7桿的壓力的理論特性圖 , 軸回轉(zhuǎn)的頻率 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 17 150個赫茲。 軸承和軸的必要特性 ； 就是 ,力位移的關(guān)系 1 pF f e,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) 過度補(bǔ)償軸的絕對位移會導(dǎo)致1 0pe ； 就是 , 軸沿力相反方向轉(zhuǎn)動。有很多例子在下面呈現(xiàn)。 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。 觀察理論特性和試驗(yàn)特性之間的差別，滾動軸承的空間錯誤將導(dǎo)致計算結(jié)果的偏差，計算結(jié)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(jié)果（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(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(xì)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(jié)果和 實(shí)際結(jié)果的不同影響了推動滾動軸承的幾何學(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。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 18 圖 11.滾動軸承的力位移實(shí)驗(yàn)和在 laminar 系統(tǒng)不斷調(diào)整參數(shù)reg使 得個滾動軸承的補(bǔ)償 7桿壓力也不同 , 軸旋轉(zhuǎn)的頻率為 150個赫茲。 圖 12.在ouppp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)regI，軸在實(shí)驗(yàn)中得到的力 位移特性實(shí)驗(yàn)同樣適用于一對滾動軸承。 圖 13.在 “turbulent” 系統(tǒng)參數(shù) regI=10mm和軸在不同旋轉(zhuǎn)頻率下， ouppp為 7桿時軸的實(shí)驗(yàn)力位移特性圖 。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 19 圖 14. 在ouppp作用在 7 桿時 , 軸的旋轉(zhuǎn)的頻率為 150Hz 和 在 laminar 系統(tǒng)改變參數(shù)reg得到的軸的實(shí)驗(yàn)力位移特性圖。 圖 15.在ouppp作用在桿時，在 “l(fā)aminar” 系統(tǒng)下參數(shù)reg=7.7改變 軸的旋轉(zhuǎn)頻率，得到的軸的實(shí)驗(yàn)力位移特性圖。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 20 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 相同幾何參數(shù)下的單個軸承 )。 圖 12和圖 13中顯示了在 “turbulent” 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）。 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(bǔ)給壓力下的特性圖。滑動軸承在一般外力下的承載能力也存在 上述的特性。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“ laminar”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 1,pFe 載荷作用在軸承某些區(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。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 21 7 結(jié)論 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(jìn)行實(shí)際補(bǔ)償。滾動軸承調(diào)查導(dǎo)致下面的結(jié)論。 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)reg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(fù)位移 (軸承的過度補(bǔ)償 ) 應(yīng)用當(dāng)軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時對彈性軸產(chǎn)生彈性偏轉(zhuǎn)時，對軸給予補(bǔ)償。 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，軸的調(diào)查有以下的結(jié)論。 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)regI或控制參數(shù)reg，使軸的一端的硬度有可能達(dá)到無窮大 。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。 滾動軸承在 laminar 控制系統(tǒng)下消耗 的空氣量是在 “turbulent”系統(tǒng)消耗空氣量的一半。 因?yàn)閭鹘y(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(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，滾動軸