автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Научные основы проектирования подшипников с газовой смазкой для судовых турбомашин

РГб од

О 2 ПЮН 1997

На правах рукописи

САМСОНОВ Анатолий Иванович

НАУЧНЫЕ ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПОДШИПНИКОВ С ГАЗОВОЙ СМАЗКОЙ ДЛЯ СУДОВЫХ ТУРБОМАШИН

Специальность 05.08.05. Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные)

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора

технических каук

Владивосток ■ 1997

Работа выполнена в Дальневосточном государственном техническом университете

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор

А.К. Ильин

доктор технических наук, профессор

Г.А. Лаврушин

доктор технических наук, профессор

Л.И. Сень

Ведущая организация АО НПО Центральный котло-турбинный институт имени И.И. Ползунова, Санкт-Петербург.

Защита состоится 29 мая в 10 часов на заседании диссертационного совета Д 064.01.01 Дальневосточного государственного технического университета по адресу: 690600 г.Владивосток, ул. Пушкинская 10

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Дальневосточного государственного технического университета

Автореферат разослан " Ш "--"-/^^^-997 года

Ученый секретарь

диссертационного совета ( Чибиряк И.М.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ Актуальность. Развитие современного машиностроения связано с ростом скорости роторов, так как это приводит к повышению производительности машин, уменьшению их габаритов, массы. Но при этом растет виброактивность машин. Снижение виброактивности, повышение надежности машин эффективно достигается применением подшипников с газовой смазкой. При этом устраняется масляная система, снижается пожароопасность и возможность загрязнения окружающей среды. По оценкам исследователей, до 1/3 мировых энергетических ресурсов расходуется на преодоление трения в той или иной форме. Подшипники с газовой смазкой позволяют минимизировать потери на трение, так как вязкость газов примерно в тысячу раз меньше вязкости масел.

Турбомашины с подшипниками на газовой смазке выпускаются серийно в различных отраслях техники, в первую очередь, в авиакосмической, станкостроительной. По результатам эксплуатации технический ресурс подшипников с газовой смазкой достигает 100 тысяч часов работы. Однако несмотря на очевидные достоинства опор с газовой смазкой распространение их в энергетическом машиностроении осуществляется относительно медленно из-за специфики конструкции и технологических процессов изготовления, недостаточного уровня знаний в области проектирования, изготовления и эксплуатации опор с газовой смазкой. Использование турбомашин с подшипниками на газовой смазке в специальных энергетических установках, в бортовом оборудовании самолетов, космических аппаратов, кораблей и др. обусловило конфиденциальный характер исследований и опытно-конструкторских работ. Лишь немногие из полученных результатов описаны в технической литературе.

На основании опубликованных работ инженеру весьма сложно спроектировать подшипники с газовой смазкой с необходимыми характеристикам!! для реальной машины. Большое количество работ, выполненных на достаточно высоком научном уровне, посвящено отдельным вопросам газовой смазки и не охватывают всех аспектов, связанных с созданием турбомашин с подшипниками на газовой смазке. В работах, посвященных газовой смазке, недостаточно рекомендаций по проектированию подшипников для турбомашин, математические выкладки во многих случаях не доведены до конкретных результатов и не проверены экспериментально. К тому же недостаточно работ, посвященных численным методам расчета подшипников с газовой смазкой, которые в связи с повсеместным распространением компьютеров и увеличением скорости счета становятся наиболее перспективными и удобными для пользователя. В то же время программы расчета характеристик подшипников с газовой

смазкой, доведенные до конкретных числовых результатов, становятся "товаром" и воспользоваться ими сложно.

Кроме многих достоинств подшипники с газовой смазкой имеют существенный недостаток - низкую несущую способность. 30-летний опыт исследований и проектирования подшипников с газовой смазкой в Дальневосточном государственном техническом университете показывает, что несущая способность подшипников с газовой смазкой достаточна для многих высокооборотных турбомашин, но в узком диапазоне режимных и геометрических параметров. Поэтому для получения необходимых характеристик весьма важно уметь точно рассчитывать и конструировать подшипники с газовой смазкой.

Цель и задачи работы. Целью работы является повышение эффективности высокооборотных турбомашин за счет применения подшипников с газовой смазкой на основании решения следующих задач:

определения типов подшипников с газовой смазкой, перспективных для турбомашин;

разработки научных основ проектирования подшипников с газовой смазкой на базе создания математических моделей, алгоритмов и программ для расчета интегральных характеристик (несущей способности, жесткости, расхода газа, момента и мощности трения); определения оптимальных величин геометрических и режимных параметров подшипников;

экспериментальной проверки адекватности моделей и реальных характеристик подшипников, корректировки моделей;

создания турбомашин с подшипниками на газовой смазке, разработки рекомендаций по проектированию подшипников;

проверки работоспособности турбомашин с подшипниками на газовой смазке, накопления опыта изготовления и эксплуатации таких машин.

Научная новизна. Диссертационная работа содержит совокупность основных положений, выводов, предложений и рекомендаций, полученных в результате проведенного комплекса теоретических и экспериментальных исследований подшипников с газовой смазкой различных типов и турбомашин с опорами на газовой смазке. Научную новизну составили:

разработанные алгоритмы расчета интегральных характеристик основных типов подшипников с газовой смазкой для турбомашин на персональном компьютере и зависимости этих характеристик от полученных безразмерных, комплексов, которые удобно применять при проектировании;

метод выбора оптимальных сочетаний конструктивных и режимных (газодинамических) параметров подшипников турбомашин, позволяющий проектировать подшипники с заданными

свойствами при минимальных их габаритах;

рекомендации по проектированию подшипников с газовой смазкой, в том числе с наддувом влажного пара и лепестковых газодинамических, для турбомашин;

выполненный, впервые в стране, комплекс исследований подшипников с газовой смазкой для турбокомпрессоров наддува двигателей внутреннего сгорания;

разработанные на уровне изобретений новые технические решения подшипников с газовой смазкой, повышающие эксплуатационную надежность турбомашин, уменьшающие их габарит и массу.

Практическая ценность работы в новых инженерных методах расчета и моделирования, позволяющих в общей постановке решать задачи исследования и проектирования опор с газовой смазкой для турбомашин. Найденные оптимальные режимные и конструктивные параметры подшипников с газовой смазкой позволили создать ряд турбомашин с такими опорами, среди которых: несколько типоразмеров ручных турбомашин, применяемых в качестве пневмоинструмента, турбокомпрессоры наддува двигателей внутреннего сгорания, судовая воздушная холодильная машина на базе турбодетандера, стенд для испытаний абразивных кругов на разрыв. Накоплен уникальный опыт проектирования, изготовления и эксплуатации турбомашин с подшипниками на газовой смазке. Результаты работы использованы для подготовки специалистов, владеющих знаниями методов проектирования и эксплуатации подшипников с газовой смазкой, и учебного пособия "Подшипники с газовой смазкой для турбомашин" для студентов направления 552600 -Кораблестроение и океанотехника. На защиту выносятся:

математические модели и алгоритмы расчета основных интегральных характеристик перспективных для применения в турбомашинах подшипников с газовой смазкой;

результаты вычислительного и физического эксперимента, полученные зависимости основных интегральных характеристик подшипников с газовой смазкой от геометрических и режимных параметров;

методика проектирования подшипников с газовой смазкой; рекомендации по конструкции подшипников с газовой смазкой для турбомашин, числу и креплению лепестков, форме смазочного слоя;

результаты практического использования разработанных моделей, рекомендаций и методик, представленные в виде эксплуатационных характеристик турбомашин с подшипниками на газовой смазке.

Реализация. Внедрены программы расчета и методики проектирования подшипников с газовой смазкой для турбомашин. Спроектированы подшипники с наддувом газа для газогенераторов с керамическими роторами, проектируемых институтом технологии энергетического машиностроения г.Санкт-Петербург. Разработана гамма ручных турбомашин с подшипниками на воздушной смазке, применяемых в качестве пневмоинструмента на различных предприятиях страны. Применение подшипников с воздушной смазкой позволило существенно снизить шум и вибрацию машин, повысить чистоту обрабатываемой поверхности, повысить срок службы абразивного круга. Машины отмечены несколькими серебряными и бронзовыми медалями ВДНХ СССР. Разработан турбокомпрессор наддува двигателей внутреннего сгорания с лепестковыми газодинамическими подшипниками. Спроектирована и изготовлена серия турбодетандеров с подшипниками на газовой смазке системы местного кондиционирования воздуха. Результаты работы также используются при чтении некоторых разделов ряда дисциплин и выполнении расчетов в курсовых и дипломных проектах.

Апробация работы. Научные положения, результаты исследований и конструктивных разработок докладывались и обсуждались на международных, всесоюзных и республиканских научно-технических конференциях и семинарах: " Тенденции развития судовых турбинных установок," г. Ленинград, 1975г.; "Газовые опоры и применение их в промышленности," г. Москва, 1977г.; "Перспективы развития комбинированных двигателей внутреннего сгорания и двигателей новых схем и топлив", г. Москва, 1980г.; "Исследование и применение опор скольжения с газовой смазкой" г. Винница, 1983г; "Перспективы развития комбинированных ДВС и двигателей новых схем и на новых топливах". г. Москва, 1987г. ; "Создание компрессоров и установок, обеспечивающих интенсивное развитие отраслей топливно-энергетического комплекса" г. Сумы, 1989г.; "Газовая смазка в машинах и приборах", г. Москва, 1989г.; "Актуальные проблемы развития двигателей внутреннего сгорания и установок" г. Ленинград, 1990г.; "Проектирование и технология изготовления газовых опор экологически чистых машин" г. Ростов на Дону, 1991г.; "Научно-технические проблемы энергомашиностроения и пути их решения" г.Санкт-Петербург, 1992г; "Международная конференция по судостроению" ЦНИИ им. А. Н. Крылова, г.Санкт-Пегербург, 1994 г; "Учет особенностей Дальневосточного бассейна при проектировании и модернизации судов" г.Владивосток, 1995г.; "Проблемы транспорта Дальнего Востока", г.Владивосток, 1995г.; "Проблемы прочности и эксплуатационной надежности судов" г. Владивосток, 1996г.; "ХУШ International Symposium on Ship Power Plants", г. Гдыня, 1966г.; "3 rd International Marine Conference",

Shanghai, China 1966г.; a также на научно-технических конференциях ДВГТУ. Турбомашины с подшипниками на газовой смазке, разработанные на основе результатов, полученных в работе, неоднократно экспонировались и отмечались наградами на различных выставках в стране и за рубежом.

Публикации. Содержание диссертации опубликовано в 42 научных работах, учебном пособии, научно-технических отчетах; получено шесть авторских свидетельств и патентов.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка использованных источников (316 наименований) и приложений. Изложена на 273 страницах и включает 116 рисунков и 18 таблиц.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность работы, сформулированы цель и основные направления исследований.

В первой главе кратко изложена история газовой смазки, ее место и роль в технике, показаны конструкции подшипников с газовой смазкой, приведена классификация, проанализированы их достоинства и недостатки, определены рациональные области применения подшипников с газовой смазкой в составе судовых энергетических установок. Из всего многообразия видов газовой смазки и конструкций подшипников для использования в относительно малооборотных турбомашинах с тяжелыми роторами (частота вращения до 10000 мин-1, масса роторов - десятки и сотни килограммов) перспективны подшипники с наддувом газа. Радиальные подшипники двухрядные, цилиндрические; осевые подшипники двухрядные, кольцевые; с подачей газа в смазочный зазор через отверстия наддува, обеспечивающие внутреннюю переменную компенсацию. Для высокооборотных турбомашин с относительно легкими роторами (частота вращения свыше 10000 мин-1, масса роторов до десятков килограммов) перспективны лепестковые газодинамические подшипники.

Многочисленные и важные достоинства подшипников с газовой смазкой вызвали к ним большой интерес с научной и практической точки зрения и предопределили обширные исследования отечественных и зарубежных исследователей в этой области.

В России большой вклад в эти исследования внесли: Баласаньян B.C., Брашн А.Н., Гудченко В.М., Жедь В.А. , Петров В.П, Пешти Ю.В., Пинегин C.B., Равикович Ю.А., Семенов А.П., Табачников Ю.В., Шейнберг С.А., Шидловский В.П., г.Москва; Агишев Г.Г., Болдырев Ю.Я., Грудская Е.Г., Заблоцкий Н.Д., Карпов B.C., Лохматов A.A., Лучин Г.А., Сипенков И.Е., Степанянц Л.Г., г.Санкт-Петербург; Максимов В.А., Поспелов Г.А., г.Казань; Белоусов А.И.,

Чегодаев Д.Е., г.Куйбышев; Снопов А.И., Иванов А.Н., г.Ростов на Дону; Завьялов Г.А., Левина Г.А., г.Челябинск; Шатохин С.Н., г.Красноярск.

За рубежом наиболее интенсивно теория и практика газовой смазки развивается в США, Англии и Японии. В последние годы ряд интересных работ в этой области представлены авторами из Индии и Польши.

Опубликованные работы не охватывают всех вопросов, связанных с созданием турбомашин с подшипниками на газовой смазке для повышения экономической и экологической эффективности энергетических установок.

Во второй главе представлены математические модели и алгоритмы расчетов основных типов подшипников с газовой смазкой, перспективных для применения в турбомашинах. Конструктивная схема осевого лепесткового газодинамического подшипника (ЛГП) показана на рис. 1.

Рис. 1. Конструктивная схема осевого ЛГП: 1- плата, 2-паз установочный, 3- лепесток, 4-пята, 5-корпус

При общепринятых в теории газовой смазки допущениях уравнение распределения давления в смазочном слое осевого подшипника имеет вид:

гдг\ дг) гг дд\ дв) дв ' 1 '

где г- радиальная координата; 0- угловая координата; 11- толщина смазочного зазора; Р - давление; ц- динамический коэффициент вязкости газа; а -угловая скорость.

В безразмерном виде это уравнение можно записать

5?-У -Раг-д2Р | 8\-У[ Rl.fr1 И\-г-дг

35}0 ■ И*-Р? дй_ дР_ VI-И1 .Р*

/?22 ' д~г' дг + ¡{¡.г2 ' дв' дв+ (2)

+ -Р: ц __ (л гёР

Л2.-г2 дв1 и \2л[¥ ° дв а ° доу

где Р„- давление на краях подшипника; бо- толщина лепестка;

Р = (Р/Ра)\

Граничные условия для уравнения (1) - давления на краях подшипника Ра =1. (3)

Аппроксимируя производные, входящие в уравнение (2), трехточечными центральными разностями и решая полученную систему конечно-разностных уравнений последующими итерациями методом Зейделя до удовлетворения граничным условиям (3), находим давление во всех узлах сетки. При известном распределении давления в смазочном слое подшипника можно вычислить интегральные характеристики подшипника: несущую способность, силу, момент и мощность трения, жесткость. При отсутствии деформации лепестков форма смазочного зазора в подшипнике (рис.1) - клиновидная. При достижении определенных давлений в смазочном слое лепесток начинает прогибаться, и форма смазочного зазора изменяется. Прогиб лепестка под действием сил давления в смазочном слое определяется с использованием законов упругости. Приближенно лепесток предложено заменить множеством параллельных балок, равных числу интервалов линий сетки. Рассматривались два варианта расчетных схем: с шарнирной опорой в начале координат (рис.2,а) и с жесткой заделкой начала лепестка (рис.2,6).

Уравнение прогибов балки для расчетной схемы рис.2,а:

з

+ -—--

х>а,

+

+

яь(х-ьу

*>г> >

где Qo =Яа; Е- модуль упругости материала лепестка; I - момент инерции поперечного сечения; 5' - прогиб лепестка; 0О- угол поворота балки в начале координат; ,к =ДгД1 - площадь элемента сетки;

тгК

Л К2 ~ Д

шаг сетки по радиусу;

А1 = ■

2 ..".........

окружности; И- количество лепестков на одной плате. 1 Я, 11 ч(х)

Ла

- шаг сетки по

77

ак

В"

ш

У7

Яб1

поперечное сечение балки

Аг-Ь =

К2 ~

Яв 11

В)

б)

Рис. 2. Расчётные схемы лепестка

\

Уравнение прогибов балки для расчетной схемы рис.2,б:

Ы6' =

их

М0х2

-:-,>„. -:—

6 2 6 6 (5) В предельном случае, когда лепесток под действием сил давления полностью выжмется, смазочный слой будет состоять из двух участков. На первом участке по направлению скорости цапфы зазор клиновидный, на втором - равномерный.

Распределение давления в смазочном слое подшипника, а следовательно и интегральные характеристики ЛГП, определяются

формой смазочного зазора и параметрами Ь = цозВ^ /(502Ра~), числом лепестков в подшипнике 2Ы и безразмерной величиной зазора /¡г Д. На рис. 3 - 5 показаны некоторые результаты расчетов.

И№ [Р1

ыв

Н1

3 .6141 0.31772 6 .Са-05

ИТ 1.

на

317 .ох. 9 .42

ГМК нв

Н1

4.0909 1.3С91 6 .ее-оз

ИТ

на

б)

£74.43 9 .43

Рис. 3. Распределение давления по лепестку: ^ =0,5; а)- зазор клиновидный, б)- зазор клиновидно-равномерный

[РЭ

На рис. 3,а показано распределение давления по лепестку при клиновидном смазочном зазоре, а на рис. 3,6 -при клиновидно-равномерном с границей между участками по середине лепесгаа. Здесь МАХ [Р]- максимальное значение Р.

На рис. 4 показана зависимость коэффициента несущей W

способности WB - —т—г—--1 от параметра L при клиновидном

-Ri уР*

смазочном зазоре и клиновидно-равномерном с границей между

участками по середине лепестка. Здесь W = 2jV j j Р ■ rdrdd . несущая

я, о

способность подшипника. Для обоих подшипников несущая способность возрастает с увеличением параметра L. Увеличить этот параметр наиболее просто за счет уменьшения толщины лепестка 8о. Минимальное значение толщины лепестка определяется его прочностью. Лепесток должен безаварийно выдерживать действие сил сухого трения в момент пуска и остановки ротора. При переходе от клиновидного зазора к клиновидно-равномерному несущая способность подшипника увеличивается в два раза и более.

На рис. 5 показана зависимость коэффициента несущей способности подшипника от количества лепестков для различных значений внутреннего радиуса подшипника, т.е. для кольцевых подшипников различной ширины. Существует оптимум по количеству лепестков, причем для каждой ширины кольца он свой. С уменьшением количества лепестков возрастает протяженность клина и увеличивается давление в смазочном слое. Кроме того уменьшение количества лепестков вызывает уменьшение зон падения давления на радиальной границе лепестка на его конце, так как этих границ становится меньше. Все это обусловливает рост несущей способности подшипника. Но при уменьшении количества лепестков в подшипнике возрастает протяженность окружных границ лепестка. При этом возрастают потери давления вследствие утечек газа через окружные границы. Давление газа в смазочном слое падает, несущая способность подшипника уменьшается. Причем при малых значениях ширины кольца ( больших внутренних радиусах) протяженность окружной внутренней границы больше и этот эффект сказывается сильнее. Поэтому для подшипников с ^=0,25, L=9,42 оптимальная протяженность клина получается при 2-3 лепестках на плате (4-6 в подшипнике) для подшипников с Rx =0,5 оптимальная протяженность

клина - при 4-5 лепестках, а для подшипников с Я, =0,75 оптимальная протяженность клина будет при 8 лепестках.

1.6 т

№0,3

15,00

Рис. 4. Зависимость коэффици- Рис. 5. Зависимость коэффициента несущей способности от па- ента несущей способности от раметра Ъ: количества лепестков: зазор-Л, = 0,5; /г2 = 0,1; АГ = 6 клиновидный, Ь=9,42; =0,1;

К = 1

Для подшипников с большим зазором характер зависимости качественно не изменяется, а оптимальное количество лепестков уменьшается. Объясняется это тем, что при этом увеличивается средняя толщина смазочного зазора. В результате давление в смазочном зазоре более низкое, потери давления на границах лепестка уменьшаются, и увеличение протяженности окружных границ ка несущую способность подшипника сказывается меньше.

При переходе от клиновидного смазочного зазора к клиновидно-равномерному, с границей между участками по середине лепестка, оптимальное количество лепестков в подшипнике становится вдвое меньшим, так как протяженность клиновидного участка при этом уменьшается также в два раза. И чтобы сохранить оптимальную протяженность клиновидного участка, нужно в два раза увеличить протяженность лепестка, что достигается уменьшением количества лепестков в два раза.

Мощность, затрачиваемая на преодоление сил трения в подшипнике, также зависит от числа лепестков. С увеличением количества лепестков она возрастает. Для клиновидного зазора

мощность трения примерно в два раза ниже чем для клиновидно-равномерного.

Целесообразно осевой ЛГП проектировать таким, чтобы при пуске форма смазочного зазора обеспечивалась клиновидной. С ростом оборотов ротора и ростом нагрузки на подшипник форма зазора от клиновидной должна вследствие деформации лепестков переходить к клиновидно-равномерной. Количество лепестков в подшипнике для получения максимальной несущей способности и минимальных потерь на трение должно быть небольшим. Для получения максимальной несущей способности должна быть минимальной толщина лепестка. Но при этом для реальных машин жесткость лепестков становится существенно меньше жесткости смазочного слоя. Одновременно выполнить необходимые требования для получения максимальной несущей способности подшипника и добиться согласования между собой жесткости смазочного слоя и жесткости лепестков в ЛГП с перекрывающимися лепестками сложно. Перспективны ЛГП с элементами, выполняющими различные функции. Лепесток, контактирующий с цапфой, должен быть тонким с антифрикционной поверхностью, а необходимую жесткость пакета лепестков можно обеспечить за счет подложки.

Конструктивная схема радиального ЛГП с упругой подложкой показана на рис. 6.

Распределение давления в смазочном слое подшипника можно определить, решив систему конечно-разностных уравнений

Л

^(р,^ + Л-1л) + 22Дхг(/'а+1 - Р,.*-,)]

2(Д2л7+Д<?2)

ЗЛб^Р.чи -Р/+и)(^и - 6-и)]

8Л(А2Дх2 + Д02)

ЗЯ2Ах2[(Л^1 -РхЯАхАв ( }

8ДЛ(Л2Дх2 + Д02) 2 ¡¡(¿Ах1 + Ав2}

Дт (Ра+1 - +■ - А/.*-1)

2 \Рл*

где 0-угловая координата, отсчитываемая от минимального зазора на линии центров; Я=ЬЮ - относительная длина подшипника; Х=6цоо112/с2Ра - число подшипника (число сжимаемости); И =Ыс, с-радиальный зазор в подшипнике при концентрическом положении шипа.

Граничными условиями являются давления на торцах подшипника. Если давления одинаковы и равны Ра, то в безразмерной форме Р. = 1. (7)

Безразмерная местная толщина смазочного слоя находится по формуле

Ли = 1- £

2РаВеЧ\-у2), ^

(8)

где £■ = -

- относительный эксцентриситет; Е- модуль упругости

материала гофрированной ленты; V- коэффициент Пуассона; I-толщина гофрированной ленты.

Некоторые результаты расчетов представлены на рис. 7-9. Максимальной несущей способностью при всех эксцентриситетах, как следует из рис. 7, обладает подшипник с одним лепестком. Обусловлено это тем, что подшипник с одним лепестком имеет меньшую протяженность границ относительно площади лепестка и , поэтому, меньшую зону падения давления на краях лепестков.

Угол установки лепестка должен быть больше угла линии положения центров цапфы и подшипника, чтобы максимально использовать зону минимального зазора в подшипнике и иметь наибольшую длину конфузорного участка.

Подшипник с одним лепестком имеет большую несущую способность и более широкий диапазон углов установки (рис. 8), при которых несущая способность высокая. Поэтому рекомендуется проектировать радиальные ЛГП с одним лепестком. Но нужно учитывать, что в радиальном ЛГП в зонах диффузорного течения газа возникает разрежение и лепесток может прижиматься к цапфе. При этом возрастает трение, увеличивается изнашивание, возможен отрыв лепестка. Для предотвращения этого при конструировании следует предусматривать определенную защиту, например: в диффузорной части лепесток выполнять перфорированным или прикреплять лепесток к корпусу подшипника.

1,2 1 0,8 0,6 0,4 0,2 0

1 —ф—N=1 —О—N'2

Ь—К«

/

л

1

1

V

06

ИЗ

' ♦ * 1 1

1 1

я £ £ ж

4 в!

1 ! в 1 в 4

♦ 1лгвж ж

С2шжяа 1 1 - — — - —

0,2 0,4 О,в 0,в

о осаюаззяао

Рис. 7. Зависимость коэффициента несущей способности от относительного эксцентриситета: %=6,59;Х= I; ауст.= 90°

СХуст.

Рис. 8. Зависимость коэффициента несущей способности от угла установки лепестка: %= 6,59; Х= 1; е= 0,6

На рис. 9 показана зависимость коэффициента несущей способности от числа подшипника % при различных толщинах

гофрированной подложки. Наибольшей несущей способностью обладает подшипник с толщиной подложки 1 мм, которая в рассматриваемом диапазоне нагрузок практически не деформируется. То есть обычный газодинамический подшипник с недеформируемыми поверхностями обладает большей несущей способностью по сравнению с цилиндрическими ЛГП с неперекрывающимися лепестками. Объясняется это тем, что в газодинамических подшипниках с недеформируемыми поверхностями возможно большее разрежение в ненагруженной диффузорной части подшипника, что увеличивает несущую способность. Но выигрыш в несущей способности не большой, и он полностью компенсируется лучшей работоспособностью

ЛГП при малых зазорах ь подшипнике.

1>2 -------

1

0,3

М/В 0,6

0,4

0,2

о л-----1_-1-1-1

012345678

%

Рис. 9. Зависимость коэффициента несущей способности "МЗ от числа подшипника %

При расчете радиальных двухрядных подшипников с наддувом газа для нахождения давления в смазочном зазоре подшипника на кромках отверстий наддува, величина которого является одним из граничных условий для уравнения Рейнольдса газовой смазки, используется предложенная в Ленинградском политехническом институте аппроксимация дискретных питателей линией наддува.

17

|

л

г I *---

Л Г--- | 1

| —о—1=0,1мм I —а—1=0,2мм ! —Д—1=1 мм

I ! I I -,- -

Уравнение Рейнольдса аппроксимируется системой конечно-разностных уравнений и решается итерационным методом. Сходимость итерационного процесса зависит от выбора начальных приближений давления в узлах сетки. В качестве начального приближения принимается распределение давления в смазочном зазоре подшипника, рассчитанное для случая одномерного течения газа в зазоре при критическом расходе газа.

Распределение давления в смазочном слое осевого двухрядного подшипника с наддувом газа находится из решения задачи Дирихле для кольца. Сложность решения состоит в том, что смазочный слой в рассматриваемом случае представляет собой многосвязную область и граничные условия -давления в смазочном зазоре на кромках отверстий наддува - в начале расчета не известны. Поэтому при расчете дискретные отверстия наддува, расположенные на одной окружности, заменяются эквивалентной им по расходу "линией наддува" и давление на линии наддува предложено находить итерационным конечно-разностным методом.

В третьей главе выполнен комплекс экспериментальных исследований подшипников с наддувом газа, в том числе с наддувом влажного водяного пара. Приведены результаты экспериментальных исследований подшипников с микроканавками и подшипников для турбокомпрессоров наддува двигателей внутреннего сгорания. Описаны четыре экспериментальные установки, среди которых экспериментальный стенд с массой ротора 180 кг, используемая измерительная аппаратура, методика проведения опытов.

Оценена достоверность результатов экспериментальных исследований. Установлено, что экспериментальная база, методики исследований и обработки данных позволяют получать достаточно надежные результаты.

Эксперименты позволили установить возможность работы подшипников с наддувом влажного пара без возникновения вибрации типа "парОЕОй молот", которая проявляется и при невращающемся роторе, возникает вследствие конденсации пара, происходящей при расширении пара, во время поступления его через отверстия наддува в смазочный зазор подшипника и при охлаждении пара в зазоре. Предложена конструкция подшипника с наддувом пара, а.с. № 796499 [27], обеспечивающая работу без вибрации типа "паровой молот" даже при наддуве влажного пара.

Четвертая глава посвящена практической реализации полученных научных результатов и разработанных в диссертации конкретных технических решений.

Для паровых турбомашин, имеющих широкое распространение в технике, перспективны радиальные двухрядные цилиндрические подшипники с наддувом газа. При больших давлениях наддува газа,

относительно больших зазорах в подшипниках, обусловленных переменной температурой, газодинамическая составляющая незначительна. Поэтому эффектом вращения при расчете несущей способности таких подшипников можно пренебречь. Несущая способность является наиболее важной характеристикой, которую необходимо обеспечить при проектировании подшипников с наддувом газа для относительно крупных и тихоходных паровых турбомашин.

Из анализа расчетных уравнений и граничных условий, представленных в безразмерной форме, во второй главе для подшипников с наддувом газа определено, что распределение давления в смазочном слое, а следовательно и интегральные характеристики, являются функцией нескольких безразмерных комплексов, т.е.

ШВ=/(А,Х,Ра,Л,1,£,к),

I *±Г

Где = $Р\к+~\) >Р»=Р°'Р<-> 1 = расстояние от края подшипника до ряда отверстий наддува; к-показатель адиабаты; ар - коэффициент расхода; <1- диаметр отверстий

наддува; М- количество отверстий наддува в ряду; Р3,р„- давление и плотность газа, подаваемого в подшипник.

Полученные параметры образуют систему, необходимую и достаточную для моделирования. Поэтому все результаты представлены в зависимости от этих параметров.

На рис. 10 показана зависимость коэффициента несущей способности от параметра А для класса подшипников с Ра =0,01 и А= 1,5 при различных эксцентриситетах и расположении питателей от торцов подшипника. Из графика видно, что на несущую способность большое значение оказывает параметр А. Существует оптимальное значение параметра А, при котором коэффициент несущей способности является максимальным.

Для различных эксцентриситетов происходит незначительное изменение этого оптимального значения параметра А. Следовательно можно получить зависимость коэффициента несущей способности от параметра А для одного эксцентриситета, например е=0,4 и определить оптимальное значение А. Если известен коэффициент несущей способности, то легко можно определить необходимые диаметр и длину подшипника, чтобы он обладал достаточной несущей способностью. Радиальный зазор, диаметр питателей и их количество в ряду определяются по известному значению параметра А, так как эти величины входят в него.

параметра А для класса подшипников с X = 1,5 и Ра =0,01

Экспериментальные значения коэффициента несущей способности ниже расчетных. Разница между теоретическими и экспериментальными значениями увеличивается с ростом параметра А. Это объясняется изменением коэффициента расхода для отверстий наддува, в зависимости от их расположения по окружности подшипника. Причем для питателей, расположенных в зоне, где зазор с увеличением эксцентриситета уменьшается, значения коэффициента расхода уменьшаются, а для питателей, расположенных в зоне, где зазор увеличивается, коэффициент расхода либо остается постоянным, либо увеличивается. Экспериментальные исследования Ю.В. Пешти показывают, что коэффициент расхода можно представить в виде функции от числа Рейнольдса. Так как в реальных подшипниках расход газа через отверстия наддува обычно близок к критическому, предложено при вычислении числа Рейнольдса использовать критический расход через отверстия наддува. Учет изменения коэффициента расхода позволяет существенно сократить разрыв между экспериментальными и расчетными значениями несущей способности.

В ДВГТУ разработана и внедрена в производство гамма ручных турбошлифовальных машин с подшипниками на воздушной смазке с частотой шпинделя от 160 с-' до 2500 с-' (табл. 1).

Таблица 1

Ручные турбомашины с подшипниками на воздушной смазке

Типоразмер машины Частота вращения, С'1 Мощность, кВт Размеры, мм. Масса, кг. Число ступеней турбины Регулятор частоты вращения

ТМ 78-01 160-250 1 510*117*117 3.3 2 есть

ТМ 76-01 250-500 0.6 610*100*100 3.6 2 есть

ТМ 79-32 1200 0.45 355*72*72 1.6 2 нет

ТМ 80-21 500-700 0.5 350*80*80 1.5 1 есть

ТМ 81-42 2000 0.2 250*52*52 0.75 1 нет

ТМ 78-40 1200 0.1 150*42*42 0.3 1 нет

Основное отличие разработанных машин от пневмоинструмента с подшипниками качения состоит в том, что шпиндель в них нигде: ни в подшипниках, ни в приводе - непосредственно не касается корпуса машины. Между вращающимся шпинделем и корпусом находится воздушный слой. Колебания, генерируемые шпинделем при работе, передаются на корпус машин, а следовательно и на руки рабочего ослабленными, так как воздушный слой в подшипниках гасит эти колебания. Поэтому разработанные машины имеют лучшие санитарно-гигиенические характеристики по сравнению с существующим пневмоинструментом.

Турбинный привод обеспечивает достижение высоких частот вращения, а подшипники с воздушной смазкой имеют при этом малые потери на трение. В результате повышается производительность машин. Низкая вибрация позволяет повысить чистоту обрабатываемой поверхности и увеличить срок службы абразивного круга. Машины имеют более высокую долговечность и ремонтопригодность по сравнению с машинами на подшипниках качения. При работе машин совершенно не требуется масло, следовательно исключается опасность загрязнения маслом окружающего воздуха и обрабатываемой поверхности.

Все машины имеют принципиально похожую конструкцию и работают от сети сжатого воздуха давлением 0,4-0,6 МПа. На рис. 11 представлена ручная шлифовально-фрезерная машина с подшипниками на воздушной смазке ТМ79-32. Машина предназначена для работы с твердосплавными фрезами и с абразивными кругами диаметром до 20 мм.

Для определения оптимальной конструкции подшипников был проведен большой объем теоретических и экспериментальных исследований. Расчет интегральных характеристик двухрядных подшипников проводился по программе, описанной выше.

На рис. 12 показана зависимость коэффициента несущей способности радиальных двухрядных подшипников с наддувом воздуха, полученная при численном решении уравнения Рейнольдса для газовой смазки и значения, полученные экспериментально для подшипников с ЯМ,5; Р. =0,0625; 1 = 0,25; е =0,04.

I Корпус подшипников 2.&гулли подшипников 3. бпгулка подшипников и дгпулли подшипников

5. Корпус нашилы

6. Шпиндель

7 Сопловой аппарат ¿.Ручка машины

9. Прокладка

10. Корпус глушит*ля // Пусковое ус/проистбо

f¿ Фильтр

Рис. 11. Ручная турбомашина ТМ 79-32

№

т

+ - ётцлп Н1 0 - ¿яцша Н 2 • - 4пццша НЗ А - 4ярия НЧ о - 4тут #5 ^ V - Мтулна Н С - - расчет

1. V о а

-1 О- к 7 / V + д

г +Д •

А

оое с/2

Рис, 12. Зависимость коэффициента несущей способности от параметра А

Геометрические характеристики исследованных подшипников приведены в табл.2. Подшипники 1, 2, 3 отличаются технологией

изготовления и временем выполнения экспериментов.

Таблица 2

_Характеристики втулок подшипников_

Номер втулки Диаметр Число Относительная

питателен питателей длина

в ряду подшипника

1 0,5 мм 8 1,5

2 0,5 мм 8 1,5

3 0,5 мм 8 1,5

4 0,5 мм 16 1,5

5 0,85 мм 8 1,5

6 1 мм 8 1,5

Из рисунка видно, что зависимость для всех исследованных подшипников имеет одинаковый характер. Существует оптимальное значение параметра А, при котором несущая способность подшипника является максимальной. Причем это значение А лежит в относительно узком интервале - А =0,04-0,08.

Перед началом проектирования подшипников обычно известны: требуемая несущая способность подшипника; давление Рб, плотность р, и вязкость ц воздуха, подаваемого на смазку; давление Ра и плотность ра воздуха на торцах подшипника и, желательная из конструктивных соображений, относительная длина подшипника X.

Целью проектирования является определение геометрических параметров подшипника, которые позволили бы ему выдерживать нагрузки при минимальных габаритных размерах. То есть требуется определить значение радиального зазора с, диаметра питателей с!, количество питателей в ряду К, при которых будет обеспечено оптимальное значение параметра А. При этом следует учитывать ограничения, накладываемые технологией изготовления подшипников и требованием минимального расхода воздуха на подшипники. Так, для уменьшения расхода воздуха следует выполнять радиальный зазор в подшипниках как можно меньше, но при этом возрастают требования к точности изготовления цапфы и втулки подшипника. Поэтому не желательно принимать радиальный зазор менее 25 мкм.

Для воздуха заводской сети давлением 0,4 МПа, подаваемого на подшипник

А = 1,114.10-^.

с

Количество отверстий наддува в ряду выбирается из условия

23

ж

N > =— « 8

а •

Поэтому для обеспечения оптимального значения параметра А при радиальном зазоре 25 мкм следует выполнять отверстия наддува диаметром 0,3-0,5 мм, а при радиальном зазоре 30 мкм - диаметром 0,40,7 мм.

Результаты эксплуатации ручных турбомашин с подшипниками на воздушной смазке в различных цехах судоремонтных, судостроительных, машиностроительных заводов показали, что эти машины являются эффективным средством повышения производительности труда и создания более комфортных условий для рабочих. Ручные турбомашины с подшипниками на воздушной смазке неоднократно демострировались на различных выставках в стране и за рубежом, награждены несколькими серебряными и бронзовыми медалями ВДНХ СССР. Заявки на машины поступили от 180 организаций. В машинах используется оригинальный регулятор частоты вращения с подпятником на воздушной смазке - а.с. № 675406 [26].

В ДВГТУ впервые в стране спроектированы, изготовлены и проведены испытания нескольких турбокомпрессоров с подшипниками на воздушной смазке. Разработано и испытано на безмоторном стенде несколько конструкций подшипников с наддувом воздуха для турбокомпрессоров ТКР 8,5 и ГКР 11.

При проведении экспериментальных исследований турбокомпрессора на подшипниках с наддувом воздуха выяснилось, что на работоспособность существенно влияют условия закрепления подшипникового узла в корпусе турбокомпрессора. В случае жесткого крепления подшипников ротор не выходит на расчетную частоту вращения. При частоте 450-500 с-1 происходит удар о подшипник, нагрев и торможение ротора. При упругом закреплении подшипников максимальная частота вращения ротора достигала 1100 с1 и ограничивалась при экспериментах условиями прочности ротора. При правильно выбранных параметрах подшипников и качественном выполнении подшипникового узла нагрева воздуха в подшипниках практически нет при абсолютном давлении воздуха, подаваемого на смазку, более 0,15 МПа.

Окружные скорости цапф современных турбокомпрессоров наддува достигают 100-400 м/с (360-1440 км/ч) и равны скоростям самолетов. При правильном профилировании смазочного зазора в подшипнике возможно получение подъемной силы, достаточной для обеспечения нужной несущей способности и всплытия ротора на воздушной подушке без специальной подачи в подшипники воздуха повышенного давления. Получить требуемый профиль смазочного зазора и необходимую несущую способность можно при помощи лепестковых газодинамических подшипников.

По заказу СКВ "Турбина" г.Челябинск, спроектированы, изготовлены и проведены испытания нескольких турбокомпрессоров наддува с ЛГП двигателей внутреннего сгорания. Турбокомпрессор (рис. 13) представляет собой конструкцию, выполненную на базе серийного ТКР 11. Колеса турбины, компрессора и их корпуса оставлены без изменения. Видоизмененный вал I сваркой трения соединен с колесом турбины 2. По сравнению с серийным вал имеет несколько увеличенный диаметр цапф радиальных подшипников и хвостовик, на который устанавливается упорный диск 6, служащий цапфой осевых подшипников, и колесо компрессора 3. В промежуточный корпус 8 устанавливается втулка 7, в которой монтируется два радиальных лепестковых газодинамических подшипника 4. Два осевых ЛГП крепятся к промежуточному корпусу при помощи кольца 9. Зазор в осевых подшипниках регулируется высотой проставочного кольца 10.

Один образец турбокомпрессора выполнен с облегченным полым

ротором, два других образца - с цельными роторами массой 2,9 кг.

Проведены испытания на вибрационном стенде, где проверялась работоспособность турбокомпрессора наддува с ЛГП при вибрации

основания, и на безмоторной установке по специально разработанной и согласованной с СКБ "Турбина" программе. Турбокомпрессоры наработали десятки часов на различных режимах, в том числе при 68000 оборотов в минуту в предпомпажной зоне характеристики компрессора при температуре газов перед турбиной 760 °С. На этом режиме температура радиальных подшипников составила 80 °С, осевых -143 °С, виброскоросгь в горизонтальной плоскости -0,7 мм/с, в вертикальной плоскости -0,78 мм/с, виброускорение -0,3 g. При пусках и остановках турбокомпрессора с "тяжелым" ротором, последний начинает вращаться при давлении газа перед турбиной 0,114 МПа (0,14 ати). При остановке резкое падение частоты вращения наблюдается при давлении газа перед турбиной 0,112 МПа. У турбокопрессора с полым ротором вращение начинается при давлении газов перед турбиной 0,105 Мпа. Проведенные испытания показали, что работа турбокомпрессоров с ЛГП устойчива на всех режимах, и ЛГП весьма перспективны для применения в высокооборотных малогабаритных турбокомпрессорах наддува.

В четвертой главе также приведено расчетное обоснование и рекомендации по оптимизации подшипников с наддувом газа для газогенератора с керамическим ротором, выполненное по заказу научно-исследовательского института технологии энергетического машиностроения г.Санкт-Петербург. При выборе геометрических параметров подшипников в качестве критерия оптимальности рассматривалась максимальная несущая способность подшипников при заданных габаритах последних и заданных параметрах воздуха, подаваемого на смазку.

В пятой главе сформулированы основные требования, предъявляемые к материалам подшипников, показаны методы нанесения твердых смазочных покрытий, представлена технология изготовления и термической обработки лепестков из сплава 36НХТЮ, используемая при изготовлении ЛГП в ДВГТУ. Комплекс механических свойств, необходимых для ЛГП, достигается термообработкой лепестков, собранных в специальных приспособлениях. Приспособления с лепестками укладываются в контейнеры и засыпаются порошком из меди с добавками графита. Контейнеры нагреваются в вакуумной печи при давлении 5-Ю"3 мм ртутного столба.

Приведены некоторые результаты эксплуатации турбомашин с подшипниками на газовой смазке. Применялись втулки подшипников из бронзы ОЦСН 3-7-5-1, втулки изготовленные из пропитанного баббитом графита, материал АГ 1500 Б83, а также из аналогичных материалов АГ 1500 С05, АГ 1500 БрСЗО. Роторы выполнены из стали 38ХМЮА и 20X13 с азотированной поверхностью цапф и из стали 45 с хромированными поверхностями цапф.

26

Хромированные цапфы оказались в экстремальных условиях не работоспособными. При больших оборотах и жестком креплении подшипников, в случае контакта цапфы с вкладышем, на цапфе происходило отслаивание хрома в месте контакта узкой полосой по окружности и ротор заклинивало. Бронзовый подшипник также оказался неработоспособным, так как происходило наволакивание бронзы на цапфу и ротор не разгонялся до расчетных оборотов. Роторы с азотированными цапфами хорошо работали в подшипниках, выполненных из углеграфитовых материалов типа АГ 1500 Б83. В случае контакта цапфы с вкладышем аварии не происходило, хотя на роторе возникали натиры, а на втулке происходило некоторое выплавление металла.

В подшипниках с наддувом пара применялись втулки из стали 20X13 и стали 35 в паре с цапфами из стали 20X13. Причем цапфа одного опорного подшипника ротора массой 180 кг азотирована на глубину 0,2-10° м до твердости HV 1000. Вторая цапфа специально не термообрабатывалась. После длительной работы было замечено, что на поверхностях неазотированной цапфы и втулки подшипника, соответствующей этой цапфе, появилось множество мелких царапин. Это вызвано мелкими частицами окалины, находящейся в трубопроводе, которые вместе с паром поступают в смазочный слой подшипника. С поверхностями азотированной цапфы и втулки подшипника, работающей с этой цапфой, заметных изменений не произошло.

Чтобы не допустить попадания в смазочный зазор твердых частиц размером больше минимального местного смазочного зазора, газ, подаваемый на смазку, непосредственно перед подшипником необходимо фильтровать. Питающий коллектор подшипника необходимо делать из коррозионостойких материалов, чтобы не возникало коррозии и чтобы частицы ржавчины не попадали в смазочный слой.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Создание нового судового оборудования, обеспечивающего повышение эффективности использования судовых энергетических установок, возможно на базе опор с газовой смазкой. Подшипники с газовой смазкой весьма перспективны и имеют достаточную несущую способность для многих высокооборотных турбомашин.

2. Из всего многообразия видов газовой смазки и конструкций подшипников выявлены подшипники, наиболее перспективные для применения в турбомашинах. Для использования в относительно малооборотных турбомашинах с тяжелыми роторами (частота вращения до 10000 мин-1, масса ротора- десятки и сотни килограммов) перспективны подшипники с наддувом газа. Радиальные подшипники-двухрядные, цилиндрические; осевые - двухрядные, кольцевые; с

подачей газа в смазочный зазор через отверстия наддува, обеспечивающие внутреннюю переменную компенсацию. Для высокооборотных турбомашин с относительно легкими роторами ( частота вращения свыше 10000 мин-1, масса ротора до десятков килограммов) перспективны лепестковые газодинамические подшипники.

3. Составлены математические модели, алгоритмы и программы расчета, основанные на численном решении дифференциальных уравнений газовой смазки, интегральных характеристик подшипников с газовой смазкой наиболее перспективных типов для турбомашин.

4.В результате вычислительного эксперимента установлены зависимости несущей способности ЛГП от: формы смазочного зазора,

параметра 1,= /ла№1 [{¿I относительного эксцентриситета,

количества лепестков в подшипнике, угла установки, внутреннего радиуса лепестков.

5.Выполнен комплекс экспериментальных исследований подшипников с газовой смазкой. Установлена возможность работы подшипников с наддувом влажного пара без возникновения вибрации типа "паровой молот", предложены технические решения, обеспечивающий работоспособность подшипников с наддувом пара.

б.Определены безразмерные комплексы подобия, которые удобно применять при проектировании, так как в них не входят неизвестные в начале проектирования величины. Системный подход позволил создать универсальную методику проектирования применимую для многих подшипников с газовой смазкой, используемых в различных отраслях.

7.Предложен метод выбора оптимальных сочетаний конструктивных и режимных ( газодинамических) параметров подшипников турбомашин, позволяющий проектировать подшипники с заданными свойствами при минимальных их габаритах и тем самым обеспечить надежную работу машин.

8. Проведенные теоретические и экспериментальные исследования, разработанные модели, алгоритмы и программы позволили создать новый класс турбомашин с подшипниками на газовой смазке различного назначения с улучшенными характеристиками по сравнению с известными образцами, применяемыми в промышленности.

9. Впервые в стране выполнен комплекс исследований подшипников с газовой смазкой для турбокомпрессоров наддува двигателей внутреннего сгорания. Подшипники с наддувом воздуха для турбокомпрессоров ТКР 8,5 и ТКР 11 работоспособны при давлении воздуха подаваемого на смазку (абсолютном) более 0,15 МПа. ЛГП для ТКР 11 работоспособны при температуре газов перед

турбиной 760 °С, частоте вращения 68000 мин-1. Виброскорость подшипников менее 0,78 мм/с., виброускорение 0,3 g.

10. Накоплен уникальный опыт исследования, проектирования, изготовления и эксплуатации турбомашин с подшипниками на газовой смазке. Полученные новые теоретические и экспериментальные данные позволили определить рациональные области использования подшипников с газовой смазкой в составе судовых энергетических установок.

11. Предложенные на уровне изобретений новые конструктивные решения подшипников с газовой смазкой и турбомашин с такими подшипниками позволяют создавать новую высокоэффективную технику.

12. При подборе материалов для цапф и втулок подшипников необходимо учитывать коэффициенты температурного расширения и антизадирные свойства пары трения. Цапфы должны иметь высокую поверхностную твердость. Хорошей работоспособностью обладают азотированные цапфы.

13. Результаты данной работы вошли составной частью в два лекционных курса, читаемых на факультете корабельной энергетики ДВГТУ (специальность 140200). Материал изучается по учебному пособию, в котором изложены основные положения диссертации.

Основные положения диссертации опубликованы в работах:

1. Самсонов А.И., Котляр И.В., Подсушный A.M. Исследование подшипников на паровой смазке для судовых турбомашин// Тенденции развития судовых турбинных установок. Судостроение.-1975.-С. 176-178.

2.Котляр И.В., Кокчаков Е.И., Самсонов А.И. и др. Высокоскоростной стенд. // Машиностроитель. 1977. № 9. С. 42 .

3. Самсонов А.И. Численный метод расчета газостатических двухрядных радиальных подшипников// Судовые энергетические установки. ДВГУ. Владивосток, 1978. -С. 115-121.

4. Самсонов А.И. Применение гидродинамической аналогии для расчёта цилиндрических опорных подшипников с наддувом пара II Судовые энергетические установки. ДВГУ. Владивосток, 1978,- С. 55-58.

5.Котляр И.В., Виноградов B.C., Самсонов А.И. и др. Применение газостатических опор в высокоскоростных турбошлифовальных машинах / Вестник машиностроения. - 1979.- № 4. -С. 51-52.

6. Котляр И.В. , Самсонов А.И. Метод расчета газостатических цилиндрических подшипников турбомашин// Энергетическое машиностроение. Вища школа. Харьков. 1979. вып. 27.-С. 42-46.

7.Самсонов А.И., Дидов В.В. Оптимизация статических характеристик подшипников с внешним наддувом газа для агрегатов

турбонадцува ДВС// Вопросы совершенствования работы дизелей на неустановившихся режимах и при высокой форсировке. ХПИ. Хабаровск. 1979.-С. 105-109.

8. Самсонов А.И., Кончаков Е.И., Манич С.Н. Конструкция и результаты работы турбокомпрессора ТКР 11 с подшипниками на газовой смазке. Тез. докл. /Всесоюзная НТК "Перспективы развития комбинированных двигателей внутреннего сгорания и двигателей новых схем итоплив" - М.: 1980,- С. 9.

9. Самсонов А.И., Кирсанов В.С., Кончаков Е.И. Исследование и проектирование подшипников с наддувом газа для турбомашин. Тез. докл. / Всесоюзная НТК " Исследование и применение опор скольжения с газовой смазкой". Винница, 1983. С. 55-56 .

10. Самсонов А.И., Кончаков Е.И. Результаты эксплуатации и технология изготовления опор с наддувом воздуха в ручных турбомашинах и судовом турбодетандере. Тез. докл. / Всесоюзная НТК " Исследование и применение опор скольжения с газовой смазкой".-Винница, МВ и ССО СССР, АН СССР, 1983. С. 66 .

П.Самсонов А.И., Фершалов Ю.Я. Исследование возможностей перевода турбокомпрессора наддува дизелей на подшипники с газовой смазкой // Вопросы повышения надёжности и эффективности судовых энергетических установок . Владивосток. Дальрыбвтуз. 1985.- С.129-130.

12. Самсонов А.И. Ручные турбомашины с подшипниками на воздушной смазке и их применение в судоремонте// Исследования по повышению эффективности судоремонта и технического обслуживания флота. ДВВИМУ. Владивосток. 1987. - С. 62-70.

13. Самсонов А.И., Трусенев Г.Б. Разработка и исследование подшипников на воздушной смазке для турбокомпрессора ТКР- 8,5. Тез. докл./У 1 Всесоюзная НТК " Создание компрессорных машин и установок, обеспечивающих интенсивное развитие отраслей топливно-энергетического комплекса", Часть П. Сумы, ЦИНТИхимнефтеыаш - 1989.- С. 45.

14. Самсонов А.И. Исследование и применение подшипников с наддувом газа в турбомашинах. Тез. докл. / Всесоюзная НТК " Газовая смазка в машинах и приборах.- М.: 1989. С. 195.

15. Самсонов А.И., Дидов В.В., Береза Ю.Б. и др. Исследование подшипников на газовой смазке для турбокомпрессоров наддува двигателей внутреннего сгорания. Тез. докл./Всесоюзная НТК "Актуальные проблемы развития двигателей внутреннего сгорания и дизельных установок". - Л.: 1990. С. 116-117.

16.Самсонов А.И. Турбомашина с лепестковыми газодинамическими подшипниками . Тез. докл. I Всесоюзный семинар " Проектирование и технология изготовления газовых опор экологически чистых машин". - М. : 1991. - С. 15.