Повышение ресурса осевых подшипников с газовой смазкой судовых турбомашин путем снижения негативного влияния режимов сухого трения тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.08.05, кандидат наук Портнова Олеся Сергеевна

• Портнова Олеся Сергеевна
• кандидат наук
• 2020

Оглавление диссертации кандидат наук Портнова Олеся Сергеевна

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1 Обзор исследований в области минимизации негативного воздействия режимов сухого трения на ресурс газовых подшипников

1.1 Методы сокращения продолжительности работы подшипника в режиме сухого трения

1.1.1 Применение газостатических подшипников

1.1.2 Применение газодинамических подшипников

1.1.3 Применение гибридных подшипников

1.1.4 Методы решения оптимизационной задачи направленной на сокращение режима сухого трения

1.1.5 Тип исследуемой опоры

1.1.6 Выводы по результатам обзора методов сокращения

продолжительности работы подшипника в режиме сухого трения

1.2 Исследования в области антифрикционных покрытий узлов трения

1.2.1 Отечественные и зарубежные организации, проводящие исследования антифрикционных покрытий

1.2.2 Технологии создания защитных покрытий

1.2.3 Методы исследования антифрикционных покрытий

1.2.4 Виды расчетных моделей, используемых при изучении режимов сухого трения

1.3 Предлагаемая методика расчета и оптимизации параметров газовых опор роторов судовых турбомашин, работающих при режимах сухого

трения и газовой смазки

1.4 Выводы по главе

ГЛАВА 2 Численный эксперимент по исследованию возможности снижения продолжительности работы подшипника в режиме сухого трения ... 45 2.1 Математическая модель и программа расчета характеристик газового смазочного слоя осевого подшипника

2.1.1 Общее описание математической модели

2.1.2 Применяемые параметры

2.1.3 Уравнения определения давления в смазочном слое

2.1.4. Уравнения формы смазочного зазора

2.1.5 Комплексы параметров

2.1.6 Рассчитываемые интегральные характеристики подшипника

2.2 Оценка характера и величины нагрузок на осевые подшипники судовых турбомашин

2.3 Численный эксперимент

2.4 Выводы по главе

ГЛАВА 3 Экспериментальные исследования трибологических характеристик подшипников с антифрикционными покрытиями

3.1. Экспериментальная установка №

3.1.1 Описание методики проведения эксперимента

3.1.2 Описание конструкции экспериментальной установки (конструктивные элементы, общее описание)

3.1.3 Объект исследования

3.1.4 Измерительная аппаратура

3.1.5 Оценка погрешности измерений

3.1.6 Результаты исследования трибологических параметров подшипников

с покрытиями на основе ПЭО на малых частотах вращения

3.2 Экспериментальная установка №

3.2.1 Описание методики проведения эксперимента

3.2.2 Схема установки

3.2.3 Состав экспериментальной установки (конструктивные элементы, общее описание)

3.2.4 Ротор

3.2.5 Нагрузочное устройство

3.2.6 Объект исследования (осевой подшипник)

3.2.7 Измерительная аппаратура

3.2.8 Результаты исследования трибологических параметров подшипников

с покрытиями на основе ПЭО на высоких частотах вращения

3.3 Выводы по главе

ГЛАВА 4 Методика оптимизации параметров газовых опор роторов судовых турбомашин, работающих при режимах сухого трения и режимах

газовой смазки

4.1 Общее описание методики

4.2. Общий алгоритм методики

4.3 Пример расчета

4.4 Выводы по главе

Заключение

Список литературы

Приложение 1 Значения максимумов коэффициента несущей способности

и соответствующих оптимальных значений параметров

Приложение 2 Значения момента трения

Приложение 3 Значения коэффициента трения

Приложение 4 Значения скорости износа у

Приложение 5 Значения коэффициента к, характеризующего скорость износа

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Повышение ресурса осевых подшипников с газовой смазкой судовых турбомашин путем снижения негативного влияния режимов сухого трения»

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы исследования. Развитие современного машиностроения связано с совершенствованием энергосберегающих технологий и повышением эффективности работы энергетического оборудования.

Формирующиеся в условиях современной экономики высокие требования к производительности машин, снижению эксплуатационных затрат, повышению надежности заставляют разработчиков искать принципиально новые подходы к созданию и эксплуатации техники.

Многие распространенные традиционные решения, подходы, технологии и конструкции, сохраняя определенный потенциал на ближайшие десятки лет, тем не менее постепенно теряют свою актуальность и в перспективе утратят конкурентоспособность. В то же время в связи с развитием ряда отраслей науки и техники постепенно приобретают актуальность и получают развитие технические решения, длительное время имевшие относительно узкую область применения при наличии недостатков, которые ранее не позволяли говорить об их конкуренции с традиционными технологиями.

В качестве примера можно привести применение турбомашин различного назначения в судовой энергетике. Как известно, в настоящее время в качестве главных и вспомогательных двигателей гражданских судов наиболее широко применяются дизельные двигатели внутреннего сгорания (ДВС). Обладая такими преимуществами, как надежность, высокий ресурс и экономичность при приемлемых массогабаритных показателях, ДВС занимают доминирующее положение в гражданской судовой энергетике. В то же время отмечается стремление кораблестроителей к дальнейшему снижению массогабаритных показателей силовых установок. И здесь перспективным направлением является более широкое применение турбомашин, которые имеют целый ряд преимуществ по сравнению с ДВС.

Турбины (в качестве двигателей и других элементов) находят широкое распространение в различных частях судовых энергетических установках (СЭУ):

пропульсивные комплексы, судовые электростанции, насосы и компрессоры, холодильные установки и др.

Компактность и низкая виброактивность, высокая удельная мощность позволяют утверждать, что в будущем именно этот вид тепловых машин получит наиболее широкое распространение в судовой энергетике.

Следует отметить, что преимущество турбин по сравнению с ДВС - высокая удельная мощность, которая достигается увеличением частоты вращения ротора, ограничивается проблемами, связанными с надежностью и ресурсом его опор. Применяемые в настоящее время подшипники качения и жидкостные подшипники качения не выдерживают возрастающих нагрузок, ресурс и надежность опор резко снижается, значительно возрастают потери на трение.

Перспективным направлением решения данной проблемы является применение подшипников с газовой смазкой. Эта технология, получающая все большее развитие, обладает рядом преимуществ. В условиях практически полного отсутствия трения ротор, опирающийся на подшипники с газовой смазкой, получает возможность значительного увеличения частоты вращения без ущерба для своих опор. При правильном проектировании колебания, генерируемые ротором, гасятся в газовом слое и, ослабленные, передаются на корпус агрегата. Появляется возможность отказаться от жидкостных систем смазки, которые загрязняют системы агрегата и окружающую среду. Снижается пожароопасность. Свойства газов слабо изменяются под действием радиации, что позволяет использовать тур-бомашины с газовыми подшипниками в атомной отрасли.

Перечисленные достоинства газовой смазки делают турбомашины действительно машинами будущего, потенциал которых только начинает раскрываться в полной величине.

Газовые подшипники имеют ограниченную несущую способность, являющуюся следствием сжимаемости смазочной среды. Исключение составляют подшипники с наддувом, которые могут иметь высокую несущую способность, но требуют установки источников сжатого газа, что в условиях судовых энергетических установок часто нецелесообразно. Поэтому перспективная область примене-

ния газовых опор в судовой энергетике, которая рассматривается в настоящей работе, это турбомашины относительно невысокой мощности (в несколько сотен киловатт), небольшой массой (несколько десятков килограммов) и повышенной частотой вращения роторов (до 100 тыс. мин-1).

При проведении исследований и разработке комплексной методики расчета газовых подшипников автор ориентировался на следующие турбомашины (или близкие к ним по мощностным, скоростным и массогабаритным показателям):

- турбогенераторы мощностью 50-500 кВт, которые могут использоваться в судовых электростанциях в качестве вспомогательного оборудования;

- турбокомпрессоры наддува судовых двигателей внутреннего сгорания (главных и вспомогательных), от ТКР 5,5 до ТК 26;

- турбодетандеры холодильных систем.

Исследования газовых опор в нашей стране и за рубежом на протяжении более полувека дают возможность говорить о том, что в данной области знаний накоплен большой опыт, определены основные направления дальнейшего совершенствования газовых подшипников.

Газовые опоры имеют существенный недостаток, который значительно ограничивает область их применения. Этот недостаток заключается в том, что в отличие от жидкостных подшипников они часто работают в режиме сухого трения, которое возникает при отсутствии газового слоя. В жидкостных подшипниках скольжения благодаря свойствам смазочного материала (масла) режим гидродинамической смазки (например, при остановке агрегата) чаще всего сменяется режимом граничной смазки, при котором износ хотя и имеет повышенное значение, но все-таки значительно ниже, чем износ при сухом трении.

Возникновение сухого трения в газовых опорах происходит в нескольких случаях.

Во-первых, машина периодически работает на режимах пуска и останова. При запуске (или останове) турбомашины, имеющей в своем составе газодинамические подшипники, до всплытия вала и перехода в режим газодинамической смазки возникает непосредственный контакт рабочих поверхностей подшипника

в условиях сухого трения. Лишь при достижении вращающимся валом некоторой определенной скорости (скорости «всплытия») величина возникающего давления газа становится достаточной, чтобы сухое трение сменилось газодинамическим. Аналогичные процессы (в обратной последовательности) происходят при торможении вала.

Кроме того, сам момент запуска агрегата характеризуется преодолением трения покоя между рабочими поверхностями, которое может приводить к интенсивному износу поверхностей и затруднению запуска агрегата при недостаточном пусковом моменте двигателя.

Можно указать, что решением проблемы является применение внешнего наддува (в газостатических или гибридных подшипниках). Такое решение действительно может повысить ресурс и надежность подшипника, так как значительно уменьшится время работы в режиме сухого трения (или сократиться практически до нуля), но оно не всегда возможно или целесообразно.

Во-вторых, следует отметить, что толщина смазочного слоя в подшипниках с газовой смазкой составляет величину порядка 10-30 мкм. При таких значениях смазочного зазора, даже при наличии достаточной несущей способности, относительно небольшие воздействия на турбомашину (разнообразные толчки, резкое изменение положения в пространстве, прецессия ротора, пульсации давления в смазочном слое) могут привести к кратковременным касаниям рабочих поверхностей подшипника. Поэтому сухое трение может возникать не только при пусках и остановках агрегата, но и при любом другом режиме его работы, например, на номинальной частоте вращения ротора. Наличие достаточной несущей способности смазочного слоя не исключает по крайней мере кратковременных непосредственных контактов рабочих поверхностей. Поскольку частоты вращения роторов агрегатов, в которых целесообразно применять газовые опоры, составляет десятки тысяч оборотов в минуту, то даже кратковременные касания обычно приводят к появлению значительного момента трения, резкому тепловыделению, интенсивному износу рабочих поверхностей или повреждению подшипника.

Здесь, кроме уже понятной проблемы интенсивного износа рабочей поверхности и сохранения работоспособности узла трения, возникает задача, связанная со снижением момента трения до значения, при котором кратковременные контакты рабочих поверхностей не будут приводить к изменению эксплуатационных характеристик агрегата. Например, это может привести к значительным колебаниям частоты вращения ротора турбогенератора и, как следствие, к снижению качества вырабатываемой электроэнергии.

В-третьих, не следует исключать и нештатные ситуации, сопровождающиеся полным исчезновением по какой-либо причине смазочного газового слоя и переходом работы подшипника в относительно длительный режим сухого трения.

В целом можно отметить, что существует актуальная задача повышения надежности и ресурса опор с газовой смазкой путем минимизации негативного влияния неизбежно возникающих при работе подшипникового узла режимов сухого трения.

Данная проблема касается как радиальных, так и осевых подшипников. В настоящей работе рассматриваются осевые подшипники.

Степень проработанности темы исследования. Экспериментальные и теоретические исследования осевых газовых подшипников проводятся в различных научно-исследовательских организациях, вузах как в России, так и за рубежом. В исследованиях рассматриваются вопросы не только газодинамических режимов работы самих подшипников, но и технологии защитных покрытий для них.

Большой вклад в развитие теории газовой смазки и применения газовых подшипников внесли отечественные ученые: А.И. Белоусов, Ю.Б. Болдырев, В.С. Виноградов, В.П. Жедь, Г.А. Завьялов, Н.Д. Заблоцкий, А.В. Космынин, Я.М. Котляр, М.В. Коровчинский, Г.А. Лучин, Л.Г. Лойцянский, А.А. Лохматов, В.А. Максимов, Г.А. Поспелов, Ю.В. Пешти, С.В. Пинегин, Ю.А. Равикович, А.И. Самсонов, Н.П. Седько, А.И. Снопов, Л.Г. Степанянц, Ю.Б. Табачников, С.Н. Ша-тохин, С.А. Шейнберг, В.С. Щетинин.

Вопросы сухого трения и применения антифрикционных защитных покрытий в подшипниках изучались С.В. Пинегиным, В.П. Петровым, В.М. Гудченко,

И.В. Крагельским, Р.М. Матвеевским, А.П. Семеновым, М.М. Хрущовым, Н.А. Ворониным, А.И. Григоровым.

В проанализированной литературе не найдено ни одного упоминания о решении рассматриваемых в диссертации задач по теме исследования в представленной постановке: разработке научно обоснованных методик, направленных на комплексное решение задачи повышения ресурса осевых газовых подшипников, при котором вопросы газодинамики решаются совместно с вопросами сухого трения.

Целью работы является повышение ресурса осевых подшипников с газовой смазкой судовых турбомашин путем снижения негативного влияния режимов сухого трения на состояние рабочих поверхностей.

Для достижения цели поставлены и решены следующие задачи:

1. На основании обзора исследований в области газовой смазки и применения антифрикционных покрытий определены перспективные методы снижения негативного воздействия режима сухого трения на характеристики подшипников.

2. По результатам численного эксперимента сделан вывод о целесообразности метода снижения частоты всплытия ротора, основанного на оптимизации формы смазочного слоя.

3. На основании результатов численного эксперимента определены оптимальные значения параметров, обеспечивающих снижение частоты всплытия ротора.

4. Разработаны экспериментальные установки, предназначенные для исследования характеристик осевых подшипников, работающих в режиме сухого трения, осуществлен физический эксперимент.

5. На основании результатов физического эксперимента определены значения коэффициентов, характеризующих износ и момент трения для применения в расчете трибологических характеристик подшипника.

6. Подтверждена работоспособность антифрикционного покрытия ПЭО на режимах сухого трения.

7. Разработана комплексная методика расчета и оптимизации параметров газовых опор роторов судовых турбомашин, работающих при режимах сухого трения и газовой смазки.

Научная новизна исследований заключается в следующем:

1. Доказана целесообразность оптимизации геометрических параметров подшипника при малых значения числа %.

2. Получено множество оптимальных значений геометрических параметров подшипника, позволяющих обеспечить максимальное значение несущей способности подшипника.

3. Получены новые экспериментальные данные - зависимости момента трения и износа рабочей поверхности подшипника с антифрикционным покрытием на основе технологии плазменно-электролитического оксидирования (ПЭО) от режимных и конструктивных параметров подшипника, на основе которых рассчитаны эмпирические коэффициенты, характеризующие момент трения и износ.

Теоретическая значимость работы

1. Предложена методика представления характеристик газовых подшипников в виде множества оптимальных значений параметров, соответствующих максимумам несущей способности смазочного слоя.

2. Выполнены экспериментальные исследования работы антифрикционных покрытий на основе ПЭО при режимах, соответствующих режимам работы судовых турбомашин.

Практическая значимость работы

1. Полученное множество оптимальных значений геометрических параметров позволяет упростить процесс проектирования осевых газодинамических подшипников без использования специальных программ.

2. Экспериментальные данные позволяют провести оценку момента трения и износа рабочих поверхностей для определения ресурса узла трения турбомаши-ны.

3. Подтверждена работоспособность антифрикционного покрытия ПЭО на режимах сухого трения.

4. Разработана комплексная методика расчета и оптимизации параметров газовых опор роторов судовых турбомашин, работающих при режимах сухого трения и газовой смазки.

Методы исследования. В диссертации использовались как теоретические, так и экспериментальные методы исследования. Применялся численный эксперимент исследования характеристик газа в смазочном слое осевых подшипников. При исследованиях трибологических характеристик подшипников использовался физический эксперимент. Для получения экспериментальных данных применялись методы тензометрирования и микрометрирования.

Положения, выносимые на защиту

1. Результаты обзора методов уменьшения износа рабочих поверхностей и обоснование выбора технологии антифрикционного покрытия.

2. Методика представления характеристик газовых подшипников в виде множества оптимальных значений параметров, соответствующих максимумам несущей способности.

3. Результаты численного исследования характеристик осевых подшипников, представленные в виде множества оптимальных значений.

4. Обоснование необходимости оптимизации параметров подшипника при малых числах % для повышения ресурса подшипника.

5. Результаты физического эксперимента по исследованию трибологических характеристик осевых газовых подшипников с антифрикционным покрытием на основе технологии плазменно-электролитического оксидирования (ПЭО), работающих на режимах сухого трения.

6. Комплексная методика расчета и оптимизации параметров газовых опор роторов судовых турбомашин, работающих на режимах сухого трения и газовой смазки.

Достоверность научных результатов определяется использованием апробированных классических методов теории газовой смазки, проведением экспериментальных исследований с применением поверенных измерительных приборов,

анализом погрешностей измерений и статистической обработкой полученных результатов.

Апробация результатов работы. Основные положения и результаты диссертационной работы докладывались и обсуждались:

- на Международной молодежной научно-технической конференции «Молодежь. Наука. Инновации», МГУ им. адмирала Г.И. Невельского, г. Владивосток, 17-20 ноября 2015 г.

- Региональной научно-практической конференции «Молодежь и научно-технический прогресс - 2016», ДВФУ, г. Владивосток, май-июнь 2016 г.

- Международной научной конференции «Современные технологии и развитие политехнического образования», ДВФУ, г. Владивосток, 19-23 сентября 2016 г.

- Всероссийской научно-практической конференции, посвященной 100-летию со дня рождения Р.Е. Алексеева, Нижегородский гос. технический ун-т им. Р. Е. Алексеева г. Нижний Новгород, 23-24 ноября 2016 г.

- Научной конференции с международным участием «Неделя науки СПбПУ» в рамках Международного Форума «Политехническая неделя в Санкт-Петербурге», СПбПУ, г. Санкт-Петербург, 14-19 ноября 2016 г.

- Всероссийской научно-технической конференции молодых ученых и специалистов «Научно-технологическое развитие судостроения (НТРС-2017)», Кры-ловский научный центр, Санкт-Петербург, 16-17 октября 2017 г.

- Международной научно-практической конференции «Проблемы транспорта Дальнего Востока», ДВО Российской академии транспорта, г. Владивосток, 18-20 октября 2017 г.

- Международной научно-практической конференции «Технические науки в мире: от теории к практике», ИЦРОН, Ростов-на-Дону, 11 августа 2019 г.

Структура и объем диссертации.

Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы и приложений. Общий объем - 181 с., в том числе 37 рисунков, 3 таблицы, 30 листов приложений. Список литературы включает 163 наименования.

ГЛАВА 1 Обзор исследований в области минимизации негативного воздействия режимов сухого трения на ресурс газовых подшипников

В настоящей главе представлены результаты обзора состояния исследований в области снижения негативного воздействия режимов сухого трения на ресурс газовых подшипников.

Обзор разделен на две части. В первой части рассмотрены методы сокращения продолжительности работы подшипника в режиме сухого трения. Во второй части обзора рассмотрены результаты исследований в области разработки антифрикционных покрытий подшипников.

Рассматриваются наиболее перспективные методы исследования, применяемые технические решения и расчетные модели, а также виды экспериментов.

В результате определен перечень задач, которые необходимо решить для достижения поставленной цели.

1.1 Методы сокращения продолжительности работы подшипника

в режиме сухого трения

Снижение продолжительности режима сухого трения или вообще его устранение связаны с обеспечением всплытия ротора на газовом слое. Достигаться это может различными способами.

Интересным и эффективным решением является применение газомагнитных опор [64, 65, 66]. В таких опорах наряду с наддувом газа возникновение подъемной силы достигается магнитным воздействием, которое не зависит от частоты вращения ротора и может обеспечить бесконтактное трение, начиная с пусковых режимов. В литературе указывается, что недостатком применения магнитных опор, сдерживающим их развитие, является высокая стоимость изделия [8].

Если рассматривать только газовые опоры, то несущая способность смазочного слоя в них обеспечивается или газостатическим эффектом, или газодинамическим, или их совмещением. В соответствии с этим выделяются три типа газовых подшипников - газостатические, газодинамические и гибридные.

Рассмотрим поэтапно каждый из этих типов подшипников с точки зрения возможности уменьшения в этих опорах продолжительности режима сухого трения или его полного устранения.

1.1.1 Применение газостатических подшипников

Газостатический эффект обеспечивается подачей в смазочный зазор газа сжатого от внешнего источника - наддувом.

Опоры с наддувом находят широкое применение в различных машинах и механизмах, применяемых не только в энергетике, но и в других отраслях промышленности [2, 6, 8, 13, 14, 19, 24, 25, 47, 55, 58, 59, 60, 61, 62, 63, 64, 65, 72, 120, 121, 124, 126, 134, 137].

Приводя различные преимущества таких подшипников, исследователи указывают и на снижение износа антифрикционных покрытий на пусковых/остановочных режимах [13, 14].

Одним из основных вопросов остается выбор внешнего источника. Если этот источник автономен (назовем его независимым компрессором) и обеспечивает наддув при любом режиме работы машины, в том числе и при пуске/останове, то такой вариант эффективен и удобен. Режим сухого трения практически устраняется, ротор на любом режиме подвешен на газовом слое, и остается только решение проблемы «случайных» касаний рабочих поверхностей на высоких частотах вращения. Это решение эффективно в такой области техники, как станкостроение, в которой предпочтение отдается опорам с наддувом [64, 65, 67, 72, 110, 111, 126, 137]. Здесь вполне целесообразно и удобно применение внешнего независимого источника сжатия газа, который может обеспечивать работу сразу нескольких станков. По сути, речь идет о системе сжатого воздуха, обеспечивающей работу станочного парка. Применение такой системы эффективно и ставит несколько другие задачи перед разработчиками газовых опор (по сравнению с задачами из области энергетических установок). Авторы работ в данной области указывают на необходимость повышения несущей способности (или жесткости смазочного слоя) [63, 67], но при этом указывают на отсутствие ограничения на расход газа [71].

Для машин и агрегатов судовых энергетических установок применение дополнительного независимого компрессора для смазки подшипников в составе агрегата в большинстве случаев будет нецелесообразно. В условиях ограниченного пространства машинного отделения и относительно небольшого количества потребителей сжатого воздуха установка каких-либо дополнительных агрегатов может значительно снизить положительный эффект от применения опор с газовой смазкой. В качестве примера можно привести установку дополнительных компрессоров для обеспечения смазки газовых опор такого относительно небольшого агрегата, как турбокомпрессор наддува двигателя внутреннего сгорания.

Для судовой энергетики более приемлемым вариантом будет осуществление подачи газа не от независимого компрессора, а от штатного компрессора турбо-машины (в случае его наличия). Здесь также в качестве примера можно привести турбокомпрессор наддува ДВС. Но в этом случае давление наддува и расход подаваемого газа будут зависеть от режима работы турбомашины. При пуске/останове производительность компрессора будет нулевой, постепенно увеличиваясь (уменьшаясь) по мере разгона (останова) машины. Оценка характеристик лопаточных компрессоров [3, 87] показывает, что достаточные для возникновения смазочного слоя значения расхода и давления наддувочного воздуха появляются при частоте вращения ротора турбомашины ближе к номинальной частоте вращения (несколько десятков тысяч оборотов в минуту), т.е. не на пусковых режимах.

В этом случае нельзя говорить о полном замещении режима сухого трения режимом газовой смазки, и проблемы, связанные с износом на пусковых/остановочных режимах, будут сохраняться.

Таким образом, газостатический подшипник, для смазки которого применяется внутренний источник сжатого воздуха, зависящий от частоты вращения тур-бомашины, практически исключает возможность замены (частичной или полной) режима сухого трения режимом газовой смазки.

Для таких подшипников (если исключить возможность применения посторонних источников сжатого воздуха) единственным способом снижения отрица-

тельного воздействия режима сухого трения будет применение антифрикционного покрытия.

1.1.2 Применение газодинамических подшипников

Подшипники такого типа не требуют каких-либо дополнительных источников сжатого воздуха, что является их очевидным преимуществом по сравнению с подшипниками с наддувом. Для создания повышенного давления в смазочном слое необходимо предусмотреть профилирование рабочей поверхности, которое при относительном движении рабочих поверхностей (при вращении ротора) обеспечит возникновение газодинамического эффекта.

Применяются различные способы профилирования - с клиновидными или ступенчатыми участками [24, 55, 72, 120, 160], со спиральными канавками [11, 46, 48, 94, 157]. Каждый из этих видов профилирования имеет свои преимущества и используется в технике.

Поскольку наддув газа в смазочный зазор отсутствует, то единственным способом уменьшить продолжительность работы газодинамического подшипника в режиме сухого трения является как можно более раннее проявление, в достаточной степени, газодинамического эффекта, который в свою очередь обеспечит всплытие ротора на газовом смазочном слое, т.е. необходимо обеспечить минимально возможное значение частоты всплытия ротора.

Как известно, для возникновения газодинамического эффекта необходимо относительное движение рабочих поверхностей (вращение ротора), при котором газ увлекается в сужающийся смазочный зазор, образованный профилированной рабочей поверхностью осевого подшипника. Проблема заключается в том, что пусковые и остановочные режимы по своей сути предполагают малые и нулевые скорости вращения ротора, а значит и малое влияние газодинамического эффекта (по сравнению с номинальными частотами вращения) на несущую способность газового смазочного слоя. Полностью исключить режим сухого трения в подшипниках такого типа невозможно, поэтому и в этом случае проблемы, связанные с износом на пусковых/остановочных режимах, сохраняются. Но в отличие от описанного выше примера с газостатическим подшипником, у газодинамического

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Портнова Олеся Сергеевна, 2020 год

\ /

\ *

\ А 1

1'

1

; к

\

< \

\

1 1 Ч 3

\

\ 2

55 60 65 70 75 80 1Г? Н

Рис. 3.18. Зависимость износа от нагрузки Б. Непрофилированная поверхность: 1 - экспериментальные данные, 2 - среднее арифметическое значение экспериментальных данных, 3 - границы доверительного интервала (а = 0,95). Профилированная поверхность: 1' - экспериментальные данные, 2' - среднее арифметическое значение экспериментальных данных, 3' -границы доверительного интервала (а = 0,95). Геометрические и режимные параметры: Ш = 8 мм; Я2 = 25 мм; п = 4000 мин-1

3.2 Экспериментальная установка № 2

3.2.1 Описание методики проведения эксперимента

Экспериментальная установка № 2 [24] использовалась для проверки работоспособности исследуемой технологии ПЭО при кратковременных и длительных касаниях рабочих поверхностей при высоких частотах (близких к рабочим частотам турбомашин).

При проведении эксперимента определялся момент трения, а также исследовалось поведение антифрикционных покрытий при сложных режимах работы (во время перегрузок). Изменяя нагрузку на ротор, моделировался момент длительного и кратковременного касания рабочих поверхностей подшипника.

Определение момента трения подшипника производили с помощью тензо-метрического датчика, закрепленного на внешнем кольце карданного подвеса. Нагружение ротора осуществлялось через нагрузочное устройство. Со значительным изменением нагрузки менялась величина смазочного зазора, т.е. ротор перемещался в осевом направлении, и происходило касание рабочих поверхностей.

Эксперимент разделен на 2 этапа.

На первом этапе исследовался момент трения в осевом подшипнике при кратковременных касаниях. Такой режим встречается при работе газового подшипника во время перегрузок. Касание осуществлялось механически способом: ротор принудительно перемещали до момента касания рабочих поверхностей. Затем возвращали в прежнее положение.

На втором этапе проводились испытания защитных покрытий при длительных касаниях. Ротор разгоняли до частоты 20000-30000 мин-1 и затем отключали подачу воздуха в установку. При отсутствии газового смазочного слоя подшипник работал в режиме сухого трения до полной остановки ротора.

3.2.2 Схема установки

Принципиальная схема экспериментальной установки представлена на рис.

3.19.

Установка представляет собой горизонтальный вал (ротор) с закрепленной на нем пятой 1. Ротор располагается на радиальных газовых подшипниках, закрепленных в корпусе установки. Подпятник 2 закреплен в карданном подвесе 3, установленном на стойке (уголке). Наличие кардана позволяет нивелировать неточность установки подпятника.

На валу ротора установлено колесо турбины. Привод осуществляется путем подачи сжатого воздуха на рабочие лопатки турбины. Наддув осуществляется с помощью системы сжатого воздуха. Через отверстия в роторе воздух поступает в радиальные каналы на поверхности пяты и образует газовый слой. Изменение нагрузки осуществляется с помощью нагрузочного устройства.

а

б

Рис. 3.19. Принципиальная схема экспериментальной установки: а - вид спереди; б - вид сбоку; 1 - пята, 2 - подпятник, 3 - карданный подвес, 4 - тензометрический датчик, 5 - анализатор

При контакте вращающейся пяты 1 с подпятником 2 последний стремится повернуть карданный подвес 3, тем самым воздействуя на тензометрический датчик 4, расположенный на внешнем кольце кардана. С одной стороны, датчик

жестко закреплен на стойке (уголке), что удерживает его от вращения при повороте карданного подвеса. С противоположной стороны датчик закреплен на внешнем кольце карданного подвеса, что позволяет ему воспринимать усилие при возникновении сухого трения в осевом подшипнике. При этом датчик деформируется, и измерительная аппаратура фиксирует эту деформацию. Сигнал с тензометра поступает на аналого-цифровой преобразователь 5 и далее в анализатор, в котором происходит обработка полученных результатов.

Объектом исследования является пара трения, состоящая из вращающейся пяты 1 и неподвижного подпятника 2. В ходе проведения эксперимента измеряется момент трения, возникающий при контакте пяты и подпятника при различных режимных параметрах.

3.2.3 Состав экспериментальной установки (конструктивные элементы, общее описание)

Общие виды экспериментальной установки показаны на рис. 3.20 и 3.21.

Данная экспериментальная установка, предназначенная для исследования осевых лепестковых газодинамических подшипников и гибридных подшипников с жесткими рабочими поверхностями, была модернизирована для проведения исследований осевых подшипников с жесткими рабочими поверхностями. Основная сложность при модернизации заключалась в замене жесткого крепления подпятника на карданный подвес, установленный на тензометрическом датчике. Такая конструкция необходима для измерения момента трения в процессе работы установки. Для точного измерения момента трения подпятник должен свободно вращаться вокруг своей оси и воздействовать только на тензометрический датчик, исключая влияние других элементов конструкции установки.

Рис. 3.20. Экспериментальная установка: 1 - пята, 2 - карданный подвес с закрепленным в нем подпятником, 3 - тензометрический датчик, 4 - уголок крепления кардана, 5 - датчик частоты вращения, 6 - нагрузочное устройство, 7 - рама, 8 - манометр, 9 - коллектор, 10 -АЦП, 11 - ПК

4 3

Рис. 3.21. ЗБ-модедь установки:/ - ротор, 2 - колесо турбины, 3 - карданный подвес с закрепленным в нем подпятником, 4 - тензометрический датчик, 5 - уголок крепления кардана, 6 - регулировочные шпильки, 7 - отжимные болты, 8 - уголки регулировочные, 9 - винты регулировочные, 10 - рама

3.2.4 Ротор

Ротор представляет собой вал, с закрепленным на нем колесом турбины и опорным гребнем (рис. 3.22). Для устранения перемещения по поверхности вала колесо и гребень установлены на шпоночной посадке и поджаты гайкой.

Опорный гребень является объектом исследования, следовательно, к точности изготовления и установки этой детали предъявляются особенные требования (биений поверхности упорного диска составляет 5 мкм.

3.2.5 Нагрузочное устройство

Нагрузочное устройство состоит из металлического корпуса цилиндрической формы, который надевается на ротор. Внутри корпуса образуется пространство, в которое подается сжатый воздух. При достаточном давлении воздуха появляется нагрузка на ротор, в результате чего он перемещается в осевом направлении и давит на осевой подшипник. Для минимизации утечек воздуха через за-

зор между валом ротора и корпусом на внутренней поверхности последнего нанесены лабиринтные уплотнения.

Рис. 3.22. Ротор 3.2.6 Объект исследования (осевой подшипник)

Объектом исследования является осевой подшипник, состоящий из вращающейся пяты и неподвижного подпятника (рис. 3.23).

Рис. 3.23. Подпятник материал титан с композиционным покрытием на основе ПЭО-слоя

Исследуемый образец был изготовлен из титанового сплава, покрытого композиционным покрытием на основе ПЭО-слоев и ультрадисперсного политетрафторэтилена.

3.2.7 Измерительная аппаратура

При проведении эксперимента измерялись следующие параметры:

1. Момент трения в паре трения пята - подпятник. Измерительный прибор - тензодатчик и АЦП.

2. Давление воздуха в нагрузочном устройстве. Измерительный прибор -контрольный манометр, класс точности 0,6.

Оценка точности измерения момента трения проводилась аналогично описанной выше методике (см. п. 3.1.5.1).

3.2.8 Результаты исследования трибологических параметров подшипников с покрытиями на основе ПЭО на высоких частотах вращения

Напомним, что целью исследований момента трения и износа на малых частотах вращения, проводимых на установке №1 было получение количественных и качественных трибологических характеристик рабочих поверхностей с покрытиями на основе ПЭО. В отличие от этих исследований исследования на высоких частотах вращения (установка №2) имели цель сделать выводы о надежности применяемого антифрикционного покрытия (ПЭО) при возникновении сухого трения (как при кратковременных контактах, так и при длительных).

Надежность работы антифрикционного покрытия при возникновении сухого трения на высоких частотах вращения является критическим параметром, так как совершенно невозможно обеспечить постоянную работу подшипника (даже с наддувом газа) в режиме газовой смазки.

Измерения возникающего при контакте рабочих поверхностей момента трения проводились для оценки изменения трибологических характеристик покрытия в процессе эксперимента. Вывод о потере работоспособности покрытия производился на основании резкого увеличения момента трения, а также при визуальном осмотре.

На рис. 3.26 показано фото рабочей поверхности подшипника с антифрикционным покрытием на основе ПЭО на различных этапах проведения эксперимента.

Было выбрано несколько режимов (случаев) на которых был проведен эксперимент:

- кратковременные контакты рабочих поверхностей;

- длительные контакты рабочих поверхностей.

3.2.8.1 Эксперимент с кратковременными контактами рабочих поверхностей на рабочих частотах вращения

Такой эксперимент имитировал возникновение пульсаций газового слоя (по каким-либо причинам) и имел следующие параметры:

- длительность одного эксперимента - 60 сек;

- периодичность касаний - 5 сек;

- нагрузка на подшипник - 150 Н;

- максимумы частоты вращения 20, 40 тыс. мин-1.

Фиксировалось изменение момента трения и частоты вращения при кратковременных касаниях рабочих поверхностей, а также производился осмотр рабочих поверхностей на предмет возникновения каких-либо дефектов (отслаивания покрытия, появления трещин и сколов и т.д).

Касания рабочих поверхностей организовывались путем создания импульсной осевой нагрузки на подшипник.

На рис. 3.24 показано изменение момента трения при кратковременных касаниях рабочих поверхностей.

На рисунке виден резкий рост момента трения и соответствующее падение частоты вращения при контакте рабочих поверхностей.

Рис. 3.24 - Изменение величины момента трения при кратковременных контактах рабочих поверхностей на частоте вращения 40 тыс. мин-1 (материал пары трения: хромированная сталь 40Х - титан с композиционным покрытием на основе ПЭО)

На рис 3.26 в и г показаны фото подшипника после кратковременных контактов на частоте 20000 мин-1 и 40000 мин-1.

Как видно на фото рабочие поверхности не имеют ярко выраженных дефектов, заметны следы натиров, возникших при нагружении подшипника на высокой частоте вращения. Натир существенно не изменяет геометрию рабочей поверхности.

В целом можно сделать вывод о сохранении работоспособности подшипника с антифрикционным покрытием на основе ПЭО при кратковременных касаниях рабочих поверхностей.

3.2.8.2 Эксперимент с длительным контактом рабочих поверхностей

Данный эксперимент имитировал нештатные ситуации, при которых по какой-либо причине на рабочих частотах вращения ротора полностью исчезает газовый смазочный слой.

Эксперимент проводился при двух режимах 20 и 30 тыс. мин-1.

Порядок проведения эксперимента:

- частота вращения ротора поднималась до установленной величины (20 или 30 тыс. мин-1);

- производилось резкое нагружение подшипника (150 Н) до полной остановки ротора;

- снималась нагрузка с подшипника и частота вращения ротора снова поднималась до установленной величины;

- нагружение подшипника повторялось.

Эксперимент имел следующие параметры:

- длительность эксперимента - 300 сек;

- количество проведенных нагружений подшипника - 15;

- нагрузка на подшипник - 150 Н;

На рис. 3.25 показано изменение момента трения при проведении эксперимента (при 20 тыс.мин1). Резкие скачки момента трения указывают периоды нагружения подшипника.

10 20 30 40 50 60 "0

Рис. 3.25 - Изменение величины момента трения при длительном контакте рабочих поверхностей на частоте вращения от 20 до 0 тыс. мин-1 (материал пары трения: хромированная сталь 40Х - титан с композиционным покрытием на основе ПЭО)

Рис. 3.26-Рабочая поверхность подшипника с антифрикционным покрытием на основе ПЭО на различных этапах эксперимента: а - начальный этап (образец после изготовления), б -этап притирки; в - после кратковременных контактов на частоте 20000 мин-1, г - после кратковременных контактов на частоте 40000 мин-1, д - после длительных контактов на частоте 20000 мин-1, е - после длительных контактов на частоте 30000 мин-1

На рис 3.26 д и е показаны фото подшипника после длительных контактов на частоте 20000 мин-1 и 30000 мин-1.

После проведения эксперимента на 20 тыс. мин-1 образец был осмотрен. На рабочей поверхности были заметны следы натиров. В целом рабочая поверхность находилась в удовлетворительном состоянии.

Далее был проведен эксперимент с длительным нагружением при частоте вращения 30 тыс. мин-1, при проведении которого покрытие было повреждено.

Последние 20 секунд эксперимента были замечены искрения в районе контакта рабочих поверхностей, что указывало на начало непосредственного контакта металлов (стали и титана) без антифрикционного покрытия.

При осмотре было установлено, что подшипник получил значительные повреждения: покрытие в нескольких областях рабочей поверхности полностью разрушено, заметны следы задиров на титановом основании (рис.3.26).

Таким образом, результаты этого эксперимента позволили определить границу режимных параметров, при которых исследуемое покрытие удовлетворительно выдерживает возникающие нагрузки.

Можно сделать вывод, что подшипники с антифрикционным покрытием на основе ПЭО показали удовлетворительную работу в экстремальных условиях работы (при кратковременном (до 40 тыс.мин1), и длительном контакте рабочих поверхностей до 20 тыс.мин1), обеспечивающую работоспособность узла трения при возникновении нештатных ситуаций.

Возникновение длительного сухого трения при нагрузке на подшипник 150Н и частоте вращения 30 тыс.мин-1 приводит к разрушению антифрикционного покрытия и повреждению подшипника.

3.3 Выводы по главе 3

В результате проведения ряда физических экспериментов по исследованию трибологических характеристик газовых подшипников с антифрикционными покрытиями на основе технологии ПЭО, работающих в режиме сухого трения, получены:

- зависимости момента трения и скорости износа рабочей поверхности от конструктивных и режимных параметров подшипника;

- значения коэффициентов, позволяющих проводить оценку момента трения и скорости износа проектируемого подшипника.

При проведении эксперимента по исследованию работы подшипников в экстремальных условиях (при кратковременном или длительном непосредственном контакте рабочих поверхностей) установлены приблизительные границы режимных параметров (нагрузки и частоты вращения) при которых подшипник с исследуемым антифрикционным покрытием сохраняет удовлетворительное состояние.

ГЛАВА 4 Методика оптимизации параметров газовых опор роторов судовых турбомашин, работающих при режимах сухого трения и режимах газовой

смазки

В настоящей главе рассматривается комплексная методика расчета и оптимизации параметров газовых опор роторов судовых турбомашин, направленная на снижение негативного влияния режимов сухого трения на ресурс подшипника.

4.1 Общее описание методики

Проектирование газовой опоры является многоплановой задачей, в ходе которой необходимо решить ряд вопросов в области газодинамики, трибологии, механики деформируемого твердого тела.

Форма смазочного зазора требует проведения оптимизации с точки зрения повышения несущей способности смазочного газового слоя. Рассмотренная в п. 2.3 методика оптимизации параметров подшипника с целью сокращения режима сухого трения не учитывает факторов, определяющих влияние сухого трения на показатели работы подшипников.

Рассмотрим следующий пример. Увеличение площади рабочей поверхности подшипника, которое в основном достигается за счет увеличения наружного радиуса, является фактором, повышающим несущую способность смазочного газового слоя, а значит сокращающим продолжительность работы подшипника в режиме сухого трения на пусковых режимах. Также увеличение площади подшипника должно снижать скорость линейного износа при сухом трении. С другой стороны, для режимов сухого трения увеличение наружного радиуса может являться негативным фактором, так как приводит к повышению линейной скорости рабочих поверхностей и момента трения.

Таким образом, возникает необходимость выбора значения наружного и внутреннего радиусов обеспечивающих, с одной стороны, необходимую несущую способность смазочного слоя, а с другой - по возможности снижение влияния режима сухого трения на состояние рабочих поверхностей подшипника.

Методика проектирования геометрии подшипника с учетом только факторов, определяющих оптимальный газодинамический режим смазки, является неполной и не обеспечивающей минимизацию негативного влияния режимов сухого трения на ресурс подшипника.

В настоящей работе сделан вывод (п. 1.3), что при проектировании узла трения оптимизационная задача должна быть расширена и параметры режима газовой смазки должны рассматриваться совместно с параметрами сухого трения.

В таком виде оптимизационная задача не имеет строгой постановки, поэтому необходимо конкретизировать целевую функцию и параметры, поиск экстремальных значений которых обеспечит достижение поставленной цели.

Понятие оптимизационной задачи, которое определено в главе 2 как поиск максимума несущей способности, заменяется более сложной задачей поиска конструктивных и режимных параметров, обеспечивающих:

- максимум несущей способности смазочного слоя при малых значениях числа х (для обеспечения как можно более раннего всплытия ротора);

- минимально возможное значение момента трения и износа рабочих поверхностей подшипника, работающего на режиме сухого трения при пуске/останове турбомашины.

Несущая способность смазочного слоя определяется на основании численного решения уравнения Рейнольдса (см. п. 2.1), в то время как момент трения и износ - на основании результатов физического эксперимента с помощью эмпирических коэффициентов (см. п. 3.1.6.1). Различие в типе применяемых математических моделей объясняется тем, что они описывают совершенно разные физические процессы: течение вязких сжимаемых жидкостей в тонком слое переменной величины и режим сухого трения двух твердых тел.

Эти математические модели, а также результаты численного и физического экспериментов для обоих режимов позволили перейти к решению заключительной задачи настоящей работы - разработке комплексной методики расчета и оптимизации параметров газовых опор роторов судовых турбомашин, работающих при режимах сухого трения и режимах газовой смазки.

Предлагаемая методика позволяет провести проектирование осевого подшипника с газовой смазкой, решив оптимизационную задачу и определив основные характеристики опоры: несущую способность смазочного газового слоя, момент трения и износ рабочих поверхностей при режиме сухого трения.

4.2. Общий алгоритм методики

Рассмотренные в предыдущих главах математические модели и результаты их анализа дают возможность рассчитывать и находить экстремум несущей способности смазочного слоя (для режима газовой смазки), а для режимов сухого трения - момент трения и износа при определенных режимных и конструктивных параметрах узла трения (значениях внутреннего и наружного радиусов, нагрузке на подшипник).

Рассматривая зависимость момента трения от частоты вращения (например, представленную на рис. 3.10) можно увидеть, что резкое изменение момента трения наблюдается при страгивании и последующем разгоне ротора на диапазоне нескольких сотен оборотов в минуту. Далее момент трения изменяется незначительно, т.е. частота вращения не является параметром, оказывающим существенное влияние на момент трения в диапазоне до всплытия ротора.

Проведенные расчеты с помощью математической модели режима газовой смазки показывают, что частота всплытия составляет величину порядка нескольких тысяч оборотов в минуту (см. п. 2.1).

Сделан вывод, что влияние частоты вращения на момент трения в интересующем диапазоне носит неярко выраженный характер, поэтому рассмотрение этой зависимости при проектировании опоры не имеет особого практического интереса. Было решено упросить разрабатываемую модель и исключить из нее этот параметр.

В методике рассматриваются функции, которые можно представить следующими выражениями.

1. Несущая способность смазочного газового слоя (режим газовой смазки):

Ж = / (я,, Я2, Руат ,&0,

(4.1)

2. Момент при режиме сухого трения:

М = / (Я,, Я2, Р );

(4.2)

3. Износ рабочих поверхностей при режиме сухого трения:

Л = / (Я,, Я2, Р);

(4.2)

Каждое из этих выражений представляют собой модели, значительно отличающиеся по форме и по типу друг от друга. Записанные здесь в общем виде эти функции подробно описаны в п. 2.3 и п. 3.1.6.1.

Напомним, что функции момента и износа имеют частные случаи в зависимости от вида применяемого антифрикционного материала или покрытия (графит, ПЭО), а также от наличия или отсутствия профилирования рабочей поверхности.

Решение оптимизационной задачи должно сводиться к поиску максимума несущей способности смазочного слоя в режиме газовой смазки и получению допустимых значений износа и момента в режиме сухого трения.

Для режима газовой смазки существует математическая модель, позволяющая при помощи численного эксперимента рассчитывать характеристики смазочного слоя. Здесь четко формулируется оптимизационная задача, так как функция несущей способности имеет ярко выраженный экстремум и поиск оптимальных значений параметров с помощью математической модели не представляет особой сложности (см. п. 2.1).

При изучении сухого трения физический эксперимент показывает отсутствие экстремальных значений исследуемой функции (момента трения и износа) при изменении используемых конструктивных и режимных параметров. Исключение составляет частота вращения ротора, но этот параметр, как указано выше, не рассматривается.

Перейдем к рассмотрению решения оптимизационной задачи на основе функций несущей способности смазочного слоя, момента и износа при сухом трении (уравнения (4.1) и (4.2), (4.3)).

В случае решения оптимизационной задачи только с учетом функции (4.1) (т.е. без учета режима сухого трения) при поиске максимума несущей способности смазочного газового слоя изменяются 3 параметра: относительная протяженность и глубина клиновидного участка, а также количество участков на рабочей поверхности подшипника. Внутренний и наружный радиусы - исходные величины, заданные для проектирования узла трения на основании некоторых (не относящихся к задачам газовой смазки) входных условий.

При добавлении функций (4.2) и (4.3), т.е. проектировании с учетом режима сухого трения, значения параметров Я] и Я2 должны быть выбраны также и с учетом минимизации износа и момента сухого трения. Именно в определении значений этих параметров и при необходимости их корректировки заключается учет режима сухого трения в решении общей задачи проектирования газовой опоры.

Таким образом, настоящая методика учитывает все обозначенные направления снижения негативного воздействия режима сухого трения на состояние рабочих поверхностей подшипника, указанные при постановке цели исследования:

- сокращение продолжительности работы подшипника в режиме сухого трения, т.е. обеспечение как можно более раннего всплытия ротора и перехода в режим газовой смазки, что достигается оптимизацией формы смазочного газового слоя;

- применение эффективного антифрикционного материала, обеспечивающего надежную работу узла трения и удовлетворительный ресурс;

- обеспечение минимизации износа рабочих поверхностей на режиме сухого трения с учетом характеристик применяемого антифрикционного материала, которое достигается путем выбора соответствующих геометрических параметров (радиусов подшипника) и решается совместно с задачей оптимизации формы смазочного газового слоя.

Общий подход описываемой методики заключается в том, что определение параметров проектируемой опоры выполнялось в определенной последовательности.

Расчет разделен на две части - расчет режима газовой смазки и расчет режима сухого трения.

При расчете режима газовой смазки основной характеристикой является несущая способность смазочного слоя, при расчете режима сухого трения - износ рабочих поверхностей и момент трения.

В части расчета режима газовой смазки проектирование должно вестись с использованием таблиц и диаграмм (см. прил. 1), а расчет режима сухого трения с использованием уравнений момента и скорости износа [54, 112]:

3 Я,

М Т = 2 , (4.4)

т Рп

у = . (4.5)

Я2 Я1

Для этих уравнений в настоящей работе определены значения коэффициента трения /тр и коэффициент износа к для пары хромированная сталь - ПЭО-покрытие (см. п. 3.1.6.1).

Результаты каждого из этих расчетов влияют на окончательное решение. Расчет режима газовой смазки должен определить оптимальную форму смазочного зазора, расчет режима сухого трения определяет основные геометрические параметры подшипника - внутренний и наружный радиусы.

Следует обратить внимание, что и для режима газовой смазки, и для режима сухого трения увеличение площади подшипника может являться положительным фактором. Для первого режима увеличение площади рабочей поверхности приводит к увеличению несущей способности газового слоя, а для второго режима увеличение площади приводит к снижению скорости линейного износа. Для момента трения существует обратная зависимость, при которой с увеличением площади подшипника момент трения увеличивается.

Предлагается проводить расчет в следующей последовательности.

Первым этапом является расчет режима газовой смазки. Здесь проводится оптимизация геометрии смазочного слоя при предварительно выбранных значе-

ниях внутреннего и наружного радиусов. Основным критерием является снижение частоты всплытия ротора, которое обеспечивается оптимизацией формы смазочного зазора при малых значениях числа ^(см. п. 2.3).

На этом этапе значения внутреннего и наружного радиусов подшипника задаются в первом приближении на основании общей компоновки турбомашины.

На втором этапе определяются характеристики подшипника, работающего в режиме сухого трения (износ и момент трения). Здесь необходимо принять решение о допустимости полученных значений этих характеристик и в случае неудовлетворительных результатов изменить значения геометрических параметров подшипника.

Рассмотрим это более подробно.

Две основные характеристики подшипника (несущая способность смазочного газового слоя и износ при сухом трении) имеют зависимости обратно пропорциональные площади подшипника. Таким образом, увеличение площади приводит к увеличению несущей способности смазочного газового слоя и к уменьшению износа рабочих поверхностей при сухом трении. Величина момента трения при увеличении площади подшипника возрастает: при проектировании необходимо подобрать оптимальное решение, при котором при достаточной несущей способности смазочного слоя и износа будет обеспечиваться удовлетворительное значение момента трения.

Задача может иметь несколько итераций. Поясним это. Например, при проведении 1 -го этапа проектирования возникла необходимость в повышении несущей способности газового слоя. Одним из наиболее эффективных способов ее повышения является увеличение площади рабочей поверхности. Это достигается или уменьшением внутреннего радиуса, или увеличением внешнего. Поскольку в подавляющем большинстве случаев диапазон изменения внутреннего радиуса сильно ограничен (обычно из-за размеров вала, диаметр которого изменять нецелесообразно или невозможно), увеличение площади подшипника достигается увеличением внешнего радиуса. Но при этом на втором этапе получено слишком высокое значение момента трения, уменьшение которого предполагает уменьше-

ние внешнего радиуса подшипника. В этом случае внешний радиус уменьшается на некоторую величину, позволяющую получить допустимое значение момента трения, а затем снова оценивается несущая способность подшипника, износ при сухом трении и оптимизируется форма рабочей поверхности под новое значение внешнего радиуса подшипника.

В случае повторного получения неудовлетворительных результатов необходимо расширять задачу и рассматривать компоновку турбомашины в целом для поиска приемлемого решения.

Необходимость в увеличении площади подшипника также может возникнуть при получении неудовлетворительного значения скорости линейного износа, что также потребует изменения радиуса подшипника и уточнения оптимальных параметров смазочного слоя.

Напомним, что при проведении исследования момента трения и износа были получены коэффициенты, позволяющие провести оценку трибологических характеристик как непрофилированных, так и профилированных рабочих поверхностей. Для профилированной рабочей поверхности, несмотря на то, что в общем случае оптимальные профили могут быть различными, предлагается использовать

результаты физического эксперимента для профиля с параметрами ь7рг = 0,6, ^ = 4. Автор обосновывает это тем, что оптимальные параметры профиля рабочей поверхности изменяются в относительно небольшом диапазоне значений и трибологические характеристики при сухом трении любого оптимального профиля не будут значительно отличаться от профиля, для которого получены расчетные коэффициенты момента трения и износа.

Также в качестве некоторой неточности методики можно указать, что физический эксперимент проводился при фиксированной частоте вращения 4000 мин-1. Для этой частоты вращения получены значения расчетных коэффициентов. Недостатком является то, что в общем случае частота вращения ротора на режиме сухого трения переменная и может достигать значений как меньше, так и выше частоты 4000 мин-1.

Проектирование по предлагаемой комплексной методике представим в виде алгоритма (рис. 4.1).

Рис. 4.1. Алгоритм расчета подшипника

123

4.3 Пример расчета

Рассмотрим данную методику на примере проектирования двух осевых подшипников, рассмотренных в п. 2.3 (подшипники №1 и №2).

1.Исходные данные.

Примем номинальную частоту вращения ротора 52000 мин-1, массу ротора 5 кг. Размеры осевого подшипника: внутренний радиус Я\ = 0,01 м, внешний радиус Я2 = 0,05 м.

Необходимо рассчитать некоторые параметры.

Относительный внутренний радиус. = = 0,2. Значение этого параметра будет одинаково для двух подшипников.

Параметр сжимаемости % (число Шейнберга).

Подшипник №1.

В целях снижения частоты всплытия ротора необходимо провести оптимизацию при малых значениях %, т.е. при малых частотах вращения ротора. В данном случае нет смысла рассчитывать значение параметра %, поскольку при использовании таблиц оптимальных значений параметров (прил. 1) в любом случае необходимо воспользоваться первыми строками, соответствующими минимальному значению %, равному 7,89.

Подшипник № 2.

где / = 1,81210-5 кг с/м2 - динамическая вязкость газа; со = 5442,67 рад/с - частота вращения ротора (угловая скорость пяты); Н0 = 6,4 мкм - минимальная величина смазочного зазора при всплытии; Ра = 1105 Па - абсолютное давление окружающей среды.

% =

2. Оптимизация формы смазочного зазора. Подшипник №1.

С помощью таблиц (см. прил. 1) для у=7,89 и Rl =0,2 определяем оптимальные значения параметров и соответствующий им коэффициент несущей

способности у = 3; Lvar = 0,55; Ô0 = 1,667; W = 0,122.

При выбранном количестве секторов, равном 3, угол клиновидного сектора равен 660, угол всего сектора 1200.

Абсолютное значение глубины клиновидного участка ôoi'. ô0l = ô01 х h = 1,667 x 6,4 = 11 мкм. Подшипник №2.

С помощью таблиц (см. прил. 1) для у=180,6 и R1 =0,2 определяем оптимальные значения параметров и соответствующий им коэффициент несущей способности

У = 2; Zvar = 0,3; ôo = 6,667; W = 1,84.

При выбранном количестве секторов, равном 2, угол клиновидного сектора равен 540, угол всего сектора 1800.

Абсолютное значение глубины клиновидных участков ô02: ô = ô x h = 6,667 x 6,4 = 43 мкм.

3. Определение несущей способности смазочного слоя Подшипник №1.

Абсолютное значение несущей способности смазочного слоя: W = 0,122x 3,14(0,052 - 0,012) x 105 = 92 Н.

Частоту вращения, соответствующую полученному значению несущей способности, можно определить из выражения:

hP 7,89 x (6,4 x 10-6)2 x 105

у = —- ^ с = 0 a =-^-/ -vr = 23 8,

h2Pa 3mRÏ 3 x 1,812x 10-5 x (5 x 10-2)2

что соответствует частоте вращения n = 2274 мин-1.

Расчет показывает, что при частоте вращения 2274 мин-1 и выбранных оптимальных значений параметров будет обеспечиваться несущая способность 92 Н, которая превышает нагрузку на подшипник, т.е. при данной частоте вращения будет обеспечено всплытие ротора.

Можно указать, что частота всплытия будет меньше значения 2274 мин-1, так как расчетная несущая способность в 92 Н практически в два раза превышает нагрузку на подшипник (50 Н).

Настоящая методика не предполагает определения точного значения расчетной частоты всплытия, а только указывает, что при оптимизации на малых значениях числа % будет достигаться минимально возможная частота всплытия ротора.

Оценить точное значение частоты всплытия можно с помощью программы расчета. В п. 2.3 такая оценка проведена и для рассматриваемого случая частота всплытия ротора снижена от 1950 мин-1 (при оптимизации на рабочих частотах вращения, подшипник №2) и до 1200 мин-1 (при оптимизации на малых частотах вращения, подшипник №1).

Подшипник №2.

Абсолютное значение несущей способности смазочного слоя:

Ж

Ж =-5-^ Ж = Ж х л(Я2 - Я2)Р = 1,84 X 3,14(0,052 - 0,012) х 105 = 13 87Н.

тт(Я^ - Я1)Ра ( 2 1) а , , ( , , )

Полученное значение несущей способности превышает нагрузку на подшипник, которая при 5 кг массы ротора должна составлять величину примерно 50 Н. Очевидно, что значение смазочного зазора при частоте вращения 52000 мин-1 будет намного выше (см. п. 2.3).

4. Определение момента трения и износа

Перейдем ко 2-му этапу - расчету режима сухого трения.

Основные конструктивные параметры подшипников №1 и 2 (внутренние и наружные радиусы) одинаковые, поэтому расчет проводится один.

Для оценки момента трения используем уравнение (4.1), для которого получены значения коэффициента /тр .

Рассчитаем момент трения для случая непрофилированной и профилированной рабочей поверхности:

Мг = 3Г/ Я Я = 3 х 50х 0,040х 0,053 0,013 = 15,51х 10_2 Н м;

г 2 Jmp К2_ В2 2 0,052 -0,012

2

3 Я _ Я 3 0 053 _ 0 013

Мпроф = 3Г/ Р2 Я = 3 х 50х 0,027 х 0,05 0,01 = 10,47 х 10_ 2 Н м г 2 тр Я2-р 2 0,052 _0,012

Скорость износа для профилированной и непрофилированной рабочей поверхности рассчитаем на основании уравнения (4.2) [112]:

, Гп 1Л-950х 66,7 . Л-7 ,

у = к-= 1,334х 109-^ = 11,122 х 107 мм/с;

5-1

у проф = к = 2,389 х 10-9 50 х 66,7 = 19,918 х 10-7 мм/с.

5-1

Отметим, что в данных уравнениях значения наружного и внутреннего радиусов подставляются в миллиметрах.

В п. 3.1.3 указывалось, что при определении коэффициента, характеризующего износ рабочей поверхности, был выбран профиль со следующими параметрами: Ь°Ррг = 0,6, у/орр = 4. Это закладывает некоторую неточность при определении износа, так как в общем случае оптимальный профиль проектируемого подшипника будет отличаться от данного профиля, а значит, будет отличаться и площадь непосредственного контакта рабочих поверхностей при сухом трении.

Рассмотрим это на примере проектируемых подшипников.

Как отмечалось выше, для проектируемого подшипника №1 выбрано профилирование с параметрами ¿"С = 0,55, щор' = 3. Но проведенный выше расчет скорости износа профилированной поверхности у"роф выполнен для подшипника с

профилем Ь°иг = 0,6, щор' = 4. Следовательно, площади непосредственного контакта при сухом трении проектируемого подшипника и подшипника с этим профи-

лем различаются: площадь проектируемого подшипника на треть выше. Очевидно, что скорость износа подшипника с большей площадью непосредственного контакта при прочих равных условиях (равных наружном и внутреннем радиусах, нагрузке, частоте вращения ротора) будет ниже, т.е скорость износа проектируемого подшипника будет ниже, чем полученная при расчете.

Вместе с тем наименьшее значение скорости износа будет иметь непрофи-лированный подшипник, поскольку он имеет максимально возможную площадь непосредственного контакта рабочих поверхностей.

Таким образом, полученное значение скорости износа профилированной поверхности у = 19,918.10-7 мм/с несколько завышенное, а действительное значение скорости износа будет находиться в диапазоне от 11,122. 10-7 до 19,918.10-7 мм/с.

Аналогичные выводы можно применить к подшипнику №2.

Для уточнения значения скорости износа автор предлагает применить линейную интерполяцию, рассматривая скорость износа как функцию от площади непосредственного контакта рабочих поверхностей при сухом трении.

5. Определение допустимости полученных значений момента трения и износа

Проведем оценку повышения ресурса узла трения.

Поскольку подшипники работают в режиме сухого трения только на режимах пуска и остановов, то оценку ресурса проведем максимально возможным количеством пусков до полного износа антифрикционного покрытия.

Примем для примера толщину антифрикционного покрытия Ьпокрытия = 0,04 мм. Толщина покрытия в данном примере определена на основе консультаций со специалистами Института химии ДВО РАН, осуществлявшими работы по нанесению покрытий на опытные образцы.

Продолжительность режима сухого трения (до всплытия ротора) ^.трения определяется характеристиками конкретной турбомашины. Для примера возьмем турбомашину, у которой скорость разгона равна 400 мин-1 на сек. Таким образом,

подшипник №2 проработает в режиме сухого трения около 5 с, так как частота всплытия ротора равна 1950 мин-1.

Подшипник №1 имеет частоту всплытия 1200 мин-1, соответственно время его работы в режиме сухого трения 1сухЛрения=3 с.

Продолжительность режима сухого трения определена на основании наблюдения за работой экспериментальной установки № 2 при разгоне ротора. Величина износа при единичном пуске:

и = у X г = 19,918х 10-7 X 3 = 59,754х10-7 мм.

и = у X г = 19,918х10-7 X 5 = 99,59х10-7 мм.

Общее количество пусков п до полного износа покрытия:

7 2 5

Нпокрытия 4 х10 4 х10 ггслл

п =---=-т =-= 6694пуска

1 и 59,75x10 59,75

Нпокрытия 4 х10 4 х 10 мл л г

п =—р-=-т =-= 4016 пусков.

2 и 99,59x10 99,59

В результате получаем повышение ресурса рассматриваемого подшипника на 2016 пусков, это около 40%.

Общее количество пусков п характеризует ресурс подшипника. На основании примера можно сделать вывод, что использование комплексной методики расчета и оптимизации газовых опор позволяется повысить ресурс осевых подшипников.

В соответствии с алгоритмом, представленным на рис. 4.1, в случае если полученные значения момента трения или износа не удовлетворяют техническим требованиям, необходимо провести изменение основных геометрических параметров подшипника. Например, в случае неудовлетворительной оценки полученного значения износа необходимо увеличить площадь подшипника, вернуться к пункту 2 и выбрать новые оптимальные параметры подшипника соответствующие

новому значению ^.

Техническое заключение.

В итоге при расчете получены следующие параметры подшипника с повышенным ресурсом:

1. Внутренний радиус = 0,01 м.

2. Внешний радиус Я2 = 0,05 м.

3. Количество клиновидно-равномерных участков щ = 3, что соответствует протяженности одного сектора 1200.

4. Относительная протяженность клиновидного участка ¿аг = 0,55, что соответствует углу 660 при выбранном количестве секторов.

5. Относительная глубина клиновидного участка 60 = 1,667, что соответствует абсолютной глубине клиновидного участка 11 мкм.

6. Абсолютное значение несущей способности 92 Н при расчетной частоте всплытия 2274 мин-1.

7. Момент трения при режиме сухого трения достигает значения 10,47.10-2

Н м.

8. Скорость износа равна 19,92.10-7 мм/с.

9. Расчетное максимальное количество запусков турбомашины до полного износа антифрикционного покрытия 6694.

4.4 Выводы по главе 4

Рассмотренная комплексная методика расчета и оптимизации параметров газовых опор роторов судовых турбомашин позволяет проводить оценку параметров подшипника, как при газодинамическом режиме, так и при режиме сухого трения.

Сокращение продолжительности работы подшипника в режиме сухого трения определяется несущей способностью смазочного слоя в момент всплытия ротора. В ходе расчета газодинамического режима проводится оптимизация формы смазочного зазора, обеспечивающая максимально возможное повышение несущей способности смазочного слоя и в итоге снижение частоты всплытия ротора.

При расчете режима сухого трения проводится определение трибологиче-ских характеристик пары трения хромированная сталь - антифрикционное покрытие на основе плазменно-электролитического оксидирования (момент трения и износ рабочей поверхности подшипника).

Совместное рассмотрение характеристик газодинамического режима и режима сухого трения позволяет на этапе проектирования выбрать конструктивные параметры, обеспечивающие удовлетворительную работу подшипника на всех режимах.

131

Заключение

1. В работе выполнен анализ методов повышения ресурса газовых подшипников. Рассмотрены методы уменьшения износа рабочих поверхностей газовых подшипников, и приведено обоснование выбора защитного антифрикционного покрытия.

2. Проведено численное исследование математической модели течения газа в смазочном слое осевого газодинамического подшипника с точки зрения снижения частоты всплытия ротора.

3. На основании результатов численного исследования сделан вывод о целесообразности оптимизации формы смазочного зазора при малых значениях % для снижения продолжительности режима сухого трения путем частичной замены его режимом газовой смазки.

4. На основании результатов численного исследования сформированы таблицы оптимальных значений параметров подшипника, соответствующих максимумам несущей способности. Данные таблиц дают возможность, не прибегая к специальному программному обеспечению, определить оптимальную форму смазочного зазора проектируемого подшипника, обеспечивающую максимальное сокращение продолжительности режима сухого трения путем снижения частоты всплытия ротора.

5. Сделаны выводы об оптимальных значениях параметров смазочного слоя:

- с достаточной для решения практических задач точностью можно принимать оптимальные значения параметра Ь°шг = 0,6, дТ = 1,67 (при принятии минимального значения смазочного слоя 6,4 мкм);

- в большинстве практических случаев оптимальное значение количества секторов будет находиться в диапазоне щор' = 4-6.

6. Разработаны экспериментальные стенды для исследования режимов сухого трения осевых подшипников.

7. Осуществлен физический эксперимент по исследованию трибологиче-ских характеристик газовых подшипников с антифрикционными покрытиями на основе технологии ПЭО, работающих в режиме сухого трения.

8. Проведенные физические эксперименты позволяют сделать следующие выводы:

- получены зависимости трибологических характеристик подшипников с антифрикционными покрытиями ПЭО (момента трения и износа рабочей поверхности) от конструктивных и режимных параметров, позволяющие проводить анализ работы газового подшипника на пусковых и остановочных режимах;

- на основании результатов измерения момента трения на режимах малых оборотов, соответствующих частоте всплытия ротора (4000 мин-1), получены значения коэффициента трения пары хромированная сталь марки 40Х - титан с композиционным антифрикционным покрытием на основе ПЭО (fmp = 0,040 ± 0,013), также проведена оценка коэффициента, характеризующего трение профилированной поверхности (среднее значение fmp = 0,027 ± 0,011).

- на основании результатов измерения скорости износа получены значения коэффициентов к, характеризующих скорость износа рабочих поверхностей (для непрофилированной поверхности к = 1,334-10-9 ± 0,4910-9, для профилированной поверхности - к = 2,389 10-9 ± 0,553 10-9);

- значения коэффициентов трения и износа дают возможность проводить оценку работы осевого газового подшипника в режиме сухого трения, определять трибологические характеристики (момент трения и скорость линейного износа);

- эксперимент по исследованию работы подшипников при кратковременном контакте рабочих поверхностей на высоких частотах вращения показал надежную работу покрытия на основе ПЭО;

- эксперимент по исследованию работы подшипников в экстремальных условиях при возникновении длительного контакта рабочих поверхностей на высоких частотах вращения позволил определить границу рабочих режимов (по нагрузке и частоте вращения), выше которой исследуемое антифрикционное покрытие не обеспечивает надежную работу и разрушается.

9. Разработана комплексная методика расчета и оптимизации параметров газовых опор роторов судовых турбомашин, работающих при режимах сухого трения и газовой смазки.

133

Список литературы

1. Андреев, А.В., Коротаев, А.Д., Литовченко, И.Ю. и др. Микроструктура и трибологические свойства нанокомпозитных покрытий на основе аморфного углерода // Физическая мезомеханика. - 2015. - Т. 18, вып. 1. - С. 73-83.

2. Антонов, A.M., Седько, Н.П. Влияние конструктивных факторов на несущую способность кольцевых газостатических подпятников турбомашин // Тр. Николаевского кораблестроит. ин-та. - 1972. - Вып. 55. - С. 28-32.

3. Байков, Б.П., Бордуков, В.Г., Иванов, П.В., Дейч, Р.С. Турбокомпрессоры для наддува дизелей. Справочное пособие. - Л. : Машиностроение (Ленингр. отд-ние), 1975. - 200 с.

4. Безуглов, Р.В. Динамические характеристики вертикальных паровых турбоустановок, работающих в составе микроэнергокомплексов : дис. ... канд. техн. наук. - Новочеркасск : НПИ им. М.И. Платова, 2016. - 177 с.

5. Безуглов, Р.В., Ефимов, Н.Н., Малышев, П.А. и др. Вертикальная паровая турбина малой мощности : Пат. 99541 Рос. Федерация, МПК F01K 13/00, F01K 11/00 - № 2010124481/06; заявл. 15.06.2010; опубл. 20.11.2010. Бюл. № 32.

6. Белоусов, А.И., Булыгин, Ю.А. Развитие теории смазки на современном этапе создания новой техники // Насосы. Турбины. Системы. - 2014. - № 2 (11). -С. 9-19.

7. Бесчастных, В.Н. Проектирование и экспериментальное исследования гибридных газовых подшипников тяжелого многоопорного ротора ГТД // Вестн. Самарского государственного аэрокосмического университета. - 2009. - № 3(19). - С. 118-126.

8. Бесчастных, В.Н., Равикович, Ю.А. Газовый подшипник тяжелого ротора газотурбинных двигателей. Опыт разработки и перспективы внедрения // Вестн. МАИ. - 2010. - Т. 17, № 3. - С. 91-98.

9. Бесчастных, В.Н., Равикович, Ю.А., Соколов, А.Н. Определение статической грузоподъемности сегментного газостатического подшипника // Вестн. МАИ. - 2009. - Т. 16, № 1. - С. 84-94.

10.Биушкин, В.А., Дадаев, С.Г., Завьялов, Г.А. Исследование подвеса в опорах с колеблющимися стенками на подвижном основании // Проблемы развития газовой смазки. - М. : Наука, 1972. - Ч. 1. - С. 18-25.

11.Болдырев, Ю.Я., Григорьев, Б.С., Лучин, Г.А. О расчете сухих газовых торцевых уплотнений со спиральными канавками валов турбокомпрессорных машин // Компрессорная техника и пневматика. - 1994. - Вып. 4-5. - С. 59-62.

12. Браун, Э.Д., Буяновский, И.А., Воронин, Н.А. и др. Современная трибология: итоги и перспективы / отв. ред. К.В. Фролов. - М. : Издательство ЛКИ, 2008. - 480 с.

13.Булат, М.П., Продан, Н.В. Оптимизация сегментного гибридного газостатического подшипника // Теоретические и прикладные аспекты современной науки. - 2015. - № 8-3. - С. 15-22.

14.Булат, П.В., Засухин, О.Н., Продан, Н.В. Особенности применения моделей турбулентности при расчете течений в сверхзвуковых трактах перспективных воздушно-реактивных двигателей // Двигатель. - 2012. - № 1. - С. 20-23.

15.Васильев, М.В. Фрикционное взаимодействие тел c твёрдосмазочными покрытиями в упругопластической области : дис. ... канд. техн. наук. - Тверь, 2013. URL: http://www.tstu.tver.ru.

16.Ваулин, С.Д., Федоров, В.Б., Федоров, А.В. Методы расчета и экспериментального определения характеристик бесконтактных опор высокоскоростных роторных систем // Вестн. ЮУрГУ. Сер. Машиностроение. - 2014. - № 3 (14). - С. 11-15.

17. Воронин, Н.А., Семенов, А.П. Смазочные покрытия газодинамических подшипников. - М. : Наука, 1981.

18.Воронков, Б.Д. Подшипники сухого трения : моногр. - Л. : Машиностроение, 1979. - 224 с.

19.Галанов, Н.С., Казанцев, Е.Л., Табачников, Ю.Б. Технологические особенности шпинделей с аэростатическими опорами // Станки и инструмент. -1979. - № 7. - С. 19-20.

20. Гнеденков, С.В., Синебрюхов, С.Л., Машталяр, Д.В. и др. Защитные

композиционные полимерсодержащие покрытия, сформированные на магниевом сплаве МА8 // Вестн. ДВО РАН. - 2012. - № 5. - С. 14-22.

21.Гнеденков, С.В., Синебрюхов, С.Л., Машталяр, Д.В. и др. Композиционные полимерсодержащие защитные слои на титане // Коррозия: материалы, защита. - 2007. - № 7. - С. 37-42.

22.Гнеденков, С.В., Хрисанфова, О.А., Завидная, А.Г. Плазменное электролитическое оксидирование металлов и сплавов в тартратсодержащих растворах : моногр. - Владивосток : Дальнаука, 2008. - 144 с.

23.Гнеденков, С.В., Хрисанфова, О.А., Синебрюхов, С.Л. и др. Применение метода плазменного электролитического оксидирования для формирования на поверхности титановых сплавов кальций-фосфатных покрытий // Сб. тр. XII Межрегиональной конференции молодых ученых по физике полупроводниковых, диэлектрических и магнитных материалов. - Владивосток : Дальнаука, 2009. - С. 275-280.

24. Грибиниченко, М.В. Осевые гибридные подшипники с газовой смазкой для турбокомпрессоров наддува судовых ДВС : дис. ... канд. техн. наук. - Владивосток : ДВГТУ, 2006. - 146 с.

25.Грибиниченко, М.В., Куренский, А.В., Самсонов, А.А., Фершалов, Ю.Я. Численный эксперимент при исследовании свойств смазочного слоя осевых подшипников с газовой смазкой // Трение и смазка в машинах и механизмах. - 2011. - № 12. - С. 18-20.

26. Грибиниченко, М.В., Куренский, А.В., Куценко, Н.В., Портнова, О.С. Разработка модели гибридного подшипника с газовой смазкой для турбомашин // Современные технологии и развитие политехнического образования : научное электронное издание. - 2016. - С. 611-614. URL: https://elibrary.ru/item.asp?id=26704040.

27.Грибиниченко, М.В., Минаев, А.Н., Портнова О.С. и др. Повышение надежности работы опор с газовой смазкой для судовых механизмов (обзор) // Вестн. Инженерной школы ДВФУ. - 2016. - № 3(28). - С. 24-34.

28.Грибиниченко, М.В., Минаев, А.Н., Портнова, О.С. и др. Устройство для измерения момента трения : Пат. на полезную модель № 176674. Зарегистр. 25.01.2018 г.

29. Грибиниченко, М.В., Портнова, О.С., Чабанов, А.А. Методика расчета характеристик подшипников с газовой смазкой // Научное обозрение. - 2015. - № 20. - С. 134-137.

30.Грибиниченко, М.В., Самсонов, А.И. Программа расчета осевого гибридного подшипника с газовой смазкой : свидетельство о регистрации программы для ЭВМ № 7199, зарегистрировано в Отраслевом фонде алгоритмов и программ Государственного координационного центра информационных технологий 09.11.2006.

31.Грибиниченко, М.В., Чижиков, Р.Г., Кучеренко, И.Ю., Минаев, А.Н., Портнова, О.С. Измерение момента трения и частоты вращения упорного газодинамического подшипника в условиях сухого трения в реальном времени : свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ № 2017612553. Зарегистр. 28.02.2017 г.

32.Григоров, А.И., Семенов, А.П. Обработка газовых подшипников с применением ионного распыления : моногр. - М. : Наука, 1976. - 123 с.

33.Григорьев, Б.С., Смирнов, Д.Б. Расчет газостатических подшипников методом конечных разностей // Проблемы машиностроения и надежности машин. -2002. - № 4. - С. 35-42.

34.Грудская, Е.Г., Заблоцкий, Н.Д. Характеристики гибридного радиального подшипника на газовой смазке // Машиноведение. - 1976. - № 5. - С. 93-98.

35.Грэссем, Н.С., Пауэлл, Дж. Подшипники с газовой смазкой : моногр. -М. : Мир, 1966. - 424 с.

36.Гудченко, В.М. Тонкие поверхностные покрытия для деталей газовых опор // Проблемы развития газовой смазки. Ч. 2. - М. : Наука, 1972. - С. 275-284.

37.Гудченко, В.М., Крагельский, И.В. О путях создания фрикционных материалов // Повышение износостойкости и срока службы машин. Т.1. - Киев : Изд-во АН УССР, 1960.

38. Гуськов, А.М., Пошехонов, Р.А. Сегментная модель для расчета сферических аэростатических опор // Наука и образование: научное издание МГТУ им. Н.Э. Баумана. - 2011. - 12. URL: http://www.technomag.edu.ru/doc/286475.html

39.Дроздович, В. Н. Газодинамические подшипники : моногр. - Л. : Машиностроение, 1976. - 208 с.

40. Дударева, Н.Ю., Кальщиков, Р.В., Мусин, Ф.Ф., Гринь, Р.Р. Адгезионная прочность плазменного электролитического покрытия, сформированного на высококремнистом сплаве методом микродугового оксидирования // Вестн. ИрГТУ. - 2014. - № 10(93). - С. 38-43.

41.Дьяченко, О.В., Кадаполова, М.А., Серякова, О.В. К определению влияния варьирования режимов лазерной обработки на трибологические характеристики режущего инструмента // Наука и техника. - 2016. - Т. 15, № 5. - С. 415419.

42.Егоркин, В.С., Вялый, И.Е., Синебрюхов, С.Л. и др. Влияние коэффициента заполнения поляризующего сигнала на состав, морфологию и защитные свойства ПЭО-покрытий на сплаве алюминия АМг3 // Неорганические материалы. - 2016. - Т. 52, № 4. - С. 450-456.

43.Егоркин, В.С., Вялый, И.Е., Синебрюхов, С.Л. и др. Формирование ПЭО-покрытий на титане в микросекундном импульсном режиме // Вестн. ДВО РАН. -2014. - № 2. - С. 46-51.

44.Егоркин, В.С., Вялый, И.Е., Синебрюхов, С.Л., Гнеденков, С.В. Формирование твердых, износостойких ПЭО-покрытий на сплаве алюминия АМг3 // Вестн. ДВО РАН. - 2015. - № 4. - С. 53-61.

45.Егоркин, В.С., Пузь, А.В., Хрисанфова, О.А. и др. Формирование защитных покрытий на алюминии и стали методом плазменного электролитического оксидирования // Вестн. ДВГТУ. - 2011. - № 1(6). - С. 58-75.

46.Емельянов, А.В., Емельянов, И.А. Теория газодинамических подшипников со спиральными канавками на обеих рабочих поверхностях // Изв. РАН. МЖГ. - 2000. - № 3. - С. 46-56.

47.Жедь, В.П., Шейнберг, С.А. Состояние и перспективы промышленного использования подшипниковых узлов с воздушной смазкой // Станки и инструмент. - 1975. - № 11. - С. 18-21.

48.Заблоцкий, Н.Д., Сипенков, И.Е., Филиппов, А.Ю. К 50-летию школы газовой смазки Л.Г. Лойцянского [Электронный ресурс] // Научно-технические ведомости 2. - 2004. URL: http://aero.spbstu.ru/public.html

49.Зайдель, А.Н. Элементарные оценки ошибок измерений : моногр. - Л. : Наука, 1968. - 96 с.

50. Зайцев, А.Н. Исследование эксплуатационных характеристик плазменных электроизоляционных радиационностойких покрытий в узлах трения термоядерных реакторов : дис. ... канд. техн. наук. - Москва, 2017. URL: http:// www.ipme.ru

51. Зин Эй Мин. Оценка ресурса пятниковых узлов в зависимости от условий эксплуатации грузовых вагонов на железных дорогах мьянмы : дис. ... канд. техн. наук. - Москва, 2014. URL: http://susu.ac.ru/

52.Калимуллин, Р.Ф. Расчетно-экспериментальная методика оценки режимов нагружения автомобильных двигателей по переходному смазочному процессу в коренных подшипниках : дис. ... канд. техн. наук. - Оренбург, 2002. URL: http://www. dissercat.com/content/raschetno-eksperimentalnaya-metodika-otsenki-rezhimov-nagruzhemya-avtomobilnykh-dvigatelei-#ixzz4uWJ548Db.

53.Камерова, Э.А. Идентификация триботехнических характеристик металлополимерныхтрибосистем в жидких смазочных средах : дис. ... канд. техн. наук. - Ростов н/Д, 2016. URL: http://www.rgups.ru

54. Кожевников, С.Н. Теория механизмов и машин : моногр. - 3-е изд. испр. и доп. - М. : Машиностроение, 1969. - 584 с.

55.Константинеску, В.Н. Газовая смазка : моногр. - М. : Машиностроение, 1968. - 708 с.

56.Конюков, В.Л. Судовые турбинные установки и их эксплуатация. Конспект лекций для студентов дневной и заочной форм обучения направления 6.070104 специальности «Эксплуатация судовых энергетических установок». -

Керчь : КГМТУ, 2009. - 143 с. URL: http://www.studmed.ru/konyukov-vl-sudovye-turbinnye-ustanovki-i-ih-ekspluataciya-chast-1_1431dd1ff93.html# 16.05.2018.

57.Коровчинский, М.В. Теоретические основы работы подшипников скольжения : моногр. - М. : Машгиз, 1959. - 403 с.

58.Космынин, А.В., Виноградов, В.С. Газовые подшипники высокоскоростных турбоприводов металлообрабатывающего оборудования : моногр. - Владивосток : Дальнаука, 2002. - 326 с.

59.Космынин, А.В., Виноградов, С.В., Виноградов и др. Частично пористые газостатические опоры шпиндельных узлов. Теория и эксперимент : моногр. - М. : Издательский Дом «Академия Естествознания», 2011. - 126 с.

60.Космынин, А.В., Виноградов, В.С., Лямкина, Е.М. Аналитический метод расчета основных характеристик радиальных газовых подшипников с пористыми вставками // Вестник машиностроения. - 2001. - № 5. - С. 15-18.

61.Космынин, А.В., Красильникова, О.А., Виноградов В.С. Упорные газостатические подшипники. Оптимизация конструкции : моногр. - Комсомольск-на-Амуре : ФГБОУ ВПО «КнАГТУ», 2011. - 109 с.

62.Космынин, А.В., Хвостиков, А.С., Щетинин, В.С., Ульянов, А.В. Повышение точности оценки динамических характеристик высокоскоростных роторных систем на бесконтактных опорах // Динамика сложных сетей и их применение в интеллектуальной робототехнике : сб. материалов I Международной школы-конференции молодых учёных. - 2017. - С. 49-50.

63.Космынин, А.В., Шаломов, В.И., Суходоев, И.Г., Виноградов С.В. О результатах экспериментальной проверки расчетных характеристик высокоскоростных шпиндельных узлов металлорежущих станков с частично пористыми газостатическими опорами // Технические науки. Фундаментальные исследования. -

2009. - № 1. - С. 32-33.

64.Космынин, А.В., Щетинин, В.С. Определение полезной нагрузки газомагнитного подшипника высокоскоростного шпиндельного узла // Ученые записки Комсомольского-на-Амуре государственного технического университета. -

2010. - № 1-1(1). - С. 55-57.

65.Космынин, А.В., Щетинин, В.С. Совершенствование высокоскоростных шпиндельных узлов на бесконтактных опорах за счет применения газомагнитных подшипников // Ученые записки Комсомольского-на-Амуре государственного технического университета. - 2010. - № 11-1(2). - С. 65-68.

66.Космынин, А.В., Щетинин, В.С. Эксплуатационные показатели высокоскоростных шпиндельных узлов металлообрабатывающего оборудования с газомагнитными опорами // Успехи современного естествознания. - 2009. - № 11 - С. 69-70.

67.Космынин, А.В., Щетинин, В.С., Хвостиков, А.С. и др. Влияние размера магнитопровода на характеристики шпиндельного узла с газомагнитной опорой // Технические науки. Фундаментальные исследования. - 2011. - № 12. - С. 129132.

68.Котляр, Я.М. Асимптотические решения уравнения Рейнольдса // Механика жидкости и газа. - 1967. - № 1. - С. 161-165.

69.Котляр, Я.М. Некоторые примеры движения вязкого газа в узком зазоре переменной толщины // Изв. АН СССР. - 1958. - № 5. - С. 34-39.

70.Котляр, Я.М. Течение вязкого газа в зазоре между двумя коаксиальными цилиндрами // Изв. АН СССР. - 1957. - № 10. - С. 12-18.

71.Красильникова, О.А. Критерий оптимизации конструкции упорных газостатических подшипников // Europeanresearch. - 2016. - № 4(15). - С. 50-52.

72.Куренский, А.В. Повышение несущей способности осевых гибридных лепестковых подшипников с газовой смазкой судовых турбомашин : дис. ... канд. техн. наук. - Владивосток : ДВГТУ, 2012. - 174 с.

73.Куренский, А.В., Грибиниченко, М.В. Оптимизационный расчет основных характеристик осевых лепестковых гибридных и газодинамических подшипников с газовой смазкой : свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ № 2010617354. Зарегистрировано в Реестре программ для ЭВМ 08.11.2010.

74.Лепестковые газодинамические подшипники [Электронный ресурс] : (foilbearings)http://mecturbo.ru/?page id=365

75.Логинов, В.Н., Космынин, А.В., Широкова, З.В., Медведовская, Ю.А. Математическая модель опорного газового подшипника, работающего в гибридном режиме // Современные проблемы науки и образования. - 2012. - № 6. - С. 79-86.

76.Лойцянский, Л.Г. Механика жидкости и газа : моногр. - М. : Наука, 1987.

- 840 с.

77.Ломухин, В.Б. Трибологические основы безразборного ремонта элементов судовых энергетических установок : дис. ... д-ра техн. наук. -Новосибирск, 2010. URL: http://www.ssuwt.ru

78.Лохматов, А.А. Работа упорных подшипников со спиральными канавками, выполненными на роторе нагнетателя // Проблемы машиностроения и надежности машин. - 1968. - № 4. - С. 205-208.

79.Лохматов, А.Н., Ильенко, Ю.Г. Исследование потока смазки в зазоре газостатического подшипника // Проблемы развития газовой смазки. - М. : Наука, 1972. - С. 33-46.

80.Лучин, Г.А., Пешти, Ю.В., Снопов, А.И. Газовые опоры турбомашин : моногр. - М. : Машиностроение, 1989. - 240 с.

81. Максимов, В.А. Перспективы применения подшипников с газовой смазкой // Газотурбинные технологии (КГТУ). - 2004. - № 7. - С. 10.

82.Манчи, К. Графитовые вкладыши для подшипников : перевод № А -32476 (78/27044) статьи Manci C. Jcuscinettidicarbonio / Rivistadimeccanica. - 1976.

- Vol. 27, № 611. - P. 55-58.

83. Матвеевский, Р.М., Лазовская, О.В. Температурная прочность противо-задирных покрытий и защитных слоев при трении в различных газовых средах // Машиноведение. - 1967. - № 1.

84. Минаев, А.Н., Надараиа, К.В., Портнова, О.С. и др. Восстановление деталей судового энергетического оборудования из титановых сплавов с ранее нанесенным термическим покрытием // Морские интеллектуальные технологии. -2015. - № 1-3 (29). - С. 81-87.

85. Митрофанов, С.В. Расчетные модели упругодеформируемых опор