Підвищення несучої здатності гідродинамічного упорного підшипника з плаваючим диском суднових турбомашин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Підвищення несучої здатності гідродинамічного упорного підшипника з плаваючим диском суднових турбомашин

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук

Загальна характеристика роботи

Актуальність теми. Зростання потужностей суднових газотурбінних двигунів (ГТД), нерозривно пов'язане зі збільшенням їхньої надійності та економічності, зменшенням масогабаритних показників, висуває підвищені вимоги до проектування упорних вузлів тертя. Останнім часом спостерігається тенденція до підвищення швидкостей обертання роторів та осьових навантажень на їхні упорні підшипники ковзання (УПК). Раніше в упорних вузлах суднових ГТД застосовувалися підшипники кочення. Виявилося, що ці опори повністю не забезпечують працездатність вузлів тертя протягом ресурсів експлуатації двигунів. Аналіз умов роботи роторів суднових турбін показав, що вони зазнають впливу значних осьових зусиль, при яких упорні підшипники кочення втрачають свою довговічність.

Основний зміст роботи

підшипник мастильний плівка торцевий

У вступі обґрунтована актуальність теми дисертації, визначені мета і задачі роботи, сформульовані об'єкт і предмет дослідження, обрані методи досліджень, показані наукова новизна і практичне значення отриманих результатів, подані загальна характеристика і короткий зміст роботи.

Перший розділ присвячений аналізу основних напрямків удосконалювання упорних підшипників ковзання суднових турбомашин. У ньому наведено огляд існуючих конструктивних схем упорних вузлів тертя і розглянуто основні причини порушення їхньої працездатності. Проаналізовано вплив різних експлуатаційних факторів на несучу здатність опор, а також заходи, спрямовані на її підвищення. Показана доцільність застосування гідродинамічних упорних підшипників ковзання з плаваючим диском. Проведено аналіз сучасного становища досліджень працездатності упорних підшипників ковзання. Показано, що особливий інтерес представляють дослідження несучої здатності і динамічних характеристик УПК з ПД, що працює в режимі гідродинамічного змащення. Він має невеликі осьові габарити і простий у виготовленні. Однак, як свідчать експериментальні дослідження, плаваючий диск такого підшипника найчастіше контактує з робочими поверхнями упорного гребеня і корпусу внаслідок вібраційного руйнування мастильного шару, яке викликається торцевим биттям гребеня. Ці недоліки усунуті в запропонованій конструкції гідродинамічного упорного підшипника з ПД із пружним кільцем, який захищено деклараційним патентом на винахід.

Рідинний режим змащення є найбільш економічним і безпечним, тому найважливішою задачею при проектуванні УПК з ПД є забезпечення такого режиму. Зусиллями вчених різних країн світу отримані методи розрахунку і проектування упорних вузлів тертя, а також забезпечено рідинний режим для багатьох типів опор з урахуванням особливостей їхньої роботи в умовах експлуатації. У розділі проведено аналіз деяких з них.

Специфіка конструкції УПК з ПД, експлуатаційні характеристики сучасних високообертових ГТД, що значно впливають на працездатність вузлів тертя, спричиняють появу нових факторів, які не враховувалися у розроблених раніше теоріях.

На підставі матеріалів, викладених у розділі, літературного огляду та аналізу існуючих методів розрахунку упорних вузлів тертя, поставлено основні задачі досліджень.

Другий розділ присвячений теоретичному дослідженню змушених коливань жорсткого плаваючого диска на мастильній плівці упорного гідродинамічного підшипника при торцевому битті дзеркала гребеня і перекосі корпусу. Для цього розроблена математична модель УПК з ПД, розрахункова схема якої показана на рис. 1. З обох боків диска розташовані ідеальні в'язкопружні ланки, які моделюють мастильні шари скошених поверхонь тертя. На схемі зображено по одній ланці з кожного боку диска. Припускається, що в положенні статичної рівноваги центр жорсткості в'язкопружних ланок збігається з центром мас диска.

Гребень має два степені вільності. Він обертається зі сталою кутовою швидкістю щ навколо нерухомої осі Z інерціальної системи координат OXYZ та може переміщатися уздовж цієї осі. До вала гребеня прикладене стале статичне навантаження та додаткове динамічне зусилля Q(t), яке діє уздовж осі обертання. Його поступальний рух цілком визначається лінійним параметром з, що відлічується від положення статичної рівноваги. Робоча площина дзеркала гребеня здійснює торцове биття відносно обертового диска, яке характеризується сталим кутом нахилу цієї площини до осі Z. Кутова частота цього биття дорівнює частоті обертання гребеня відносно диска.

Торцеве биття дзеркальної поверхні корпуса відносно диска визначається сталим кутом її нахилу до осі Z, тобто перекосом корпусу підшипника.

Плаваючий диск має чотири степені вільності. Він здійснює прецесію навколо та може переміщуватися уздовж нерухомої осі Z, а також повертатися навколо осей X та Y інерціальної системи відліку. У стані статичної рівноваги кутова швидкість прецесії диска дорівнює щ₁.

Система координат Сxyz жорстко зв'язана з плаваючим диском. Її осі x, y, z є головними центральними осями інерції диска, а початок С збігається з центром мас.

Система координат Сx₁y₁z₁ обертається зі сталою кутовою швидкістю щ₁ навколо осі Z у напрямі обертання диска та може поступально переміщуватися спільно з центром мас С відносно інерціальної системи OXYZ уздовж осі обертання.

Положення плаваючого диска відносно обертової системи координат Сx₁y₁z₁ однозначно визначається трьома корабельними кутами , і О.М. Крилова, а положення центра мас - узагальненою координатою . У положенні статичної рівноваги, коли центр мас диска знаходиться в точці С₀, а осі x₁, y₁, z₁ збігаються з осями x, y та z, ці параметри дорівнюють нулю.

Положення центра жорсткості i-ї в'язкопружної ланки, який збігається з центром стаціонарних тисків M_si несучого мастильного шару, розташованого з одного боку диска, визначається радіусом R і кутовою координатою:

;

,

де _s - кутова координата для першої несучої поверхні тертя; i, s - порядковий номер в'язкоупружної ланки і робочого торця диска; n - парне число несучих поверхонь тертя з одного боку диска.

Індекс s=1 відноситься до в'язкопружної ланки, поверненої до дзеркала корпусу, а індекс s = 2 - до гребеня. Додатні напрями кутових координат _si відповідають напряму обертання корпусу і гребеня відносно обертової системи координат Сx₁y₁z₁. Для і-ї несучої поверхні тертя їх показано на рисунку стрілками.

Торцеві биття дзеркала корпусу і гребеня відносно диска описуються гармонічними функціями часу. Частоти цих функцій дорівнюють частотам обертання дзеркала корпусу і гребеня відносно диска. Коефіцієнти жорсткості та демпфірування в'язкопружних ланок обчислювались за методом М.Я. Хлопенка. Для опису сферичного руху ПД на мастильній плівці підшипника використані динамічні рівняння Ейлера та корабельні кути О.М. Крилова. На основі диференціальних рівнянь механічної системи в узагальнених координатах (рівнянь Лагранжа другого роду) отримано лінеаризовані динамічні рівняння УПК з ПД

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

де с = с₁ + с₂; k = k₁ + k₂; c_s, k_s - коефіцієнти жорсткості та демпфірування окремо взятого s-го робочого торця ПД; А₁, А₂ - амплітуди торцевого биття дзеркал корпусу й упорного гребеня відносно диска на радіусі R; - двогранний кут між площинами, що проходять через вісь обертання вала і лінії найбільшого нахилу дзеркальних площин корпусу і гребеня до координатної площини OXY (кут зсуву фаз між А₁ і А₂); Ј_x, Ј_y, Ј_z - моменти інерції диска відносно координатних осей x, y, z; m, М - маси диска і вала з насадженим на нього гребенем відповідно; ₂ - кутова швидкість гребеня відносно обертової системи координат Сx₁y₁z₁; щ₂ = щ - щ₁.

Рівняння (1) - (3) цієї системи описують сферичний рух диска навколо центра мас, а рівняння (4), (5) - поступальний рух диска разом із центром мас і гребеня. Проведено загальний аналіз рівнянь, який показав, що сферичний рух диска не позв'язаний з його поступальним рухом разом із центром мас. Крім того, розв'язання рівняння (4) разом із (5) не залежить від биття, а залежить від зовнішнього динамічного зусилля Q(t). Тому диск завжди стійкий за осьовим степенем вільності і будь-яке мале збурення рівноважного положення центра мас С₀ буде згасати з часом. Якщо змушувальне зусилля Q(t) = 0, то при заданих нульових початкових умовах ₀ = ₀ = 0, , система рівнянь (4) і (5) має нульовий розв'язок = 0 і = 0, а центр мас диска знаходиться в положенні статичної рівноваги С₀ під час руху системи.

Перший інтеграл рівняння руху (3) = const. Отже, при нульових початкових умовах ₀ = 0 і диск здійснює прецесію зі сталою кутовою швидкістю ₁ навколо нерухомої осі Z.

Загальний розв'язок однорідних рівнянь (1) і (2) за умови , що завжди виконується, описує аперіодичний рух. Отже, плаваючий диск стійкий за кутовими степенями вільності і . Биття є просто змушувальною функцією, тому воно впливає тільки на частинний розв'язок системи динамічних рівнянь (1) і (2) сферичного руху диска.

Встановлено, що при малих амплітудах торцових биттів гребеня близько 10 мкм, які не призводять до руйнування мастильної плівки, плаваючий диск здійснює стійкий сферичний рух навколо нерухомого центра мас. Цей рух являє собою псевдорегулярну прецесію.

Отримано розв'язок вироджених і загальних рівнянь руху ПД. Ці розв'язки необхідні для визначення закону зміни нестаціонарних товщин мастильної плівки і гідродинамічних реакцій і-го шару, що зрівноважують зовнішні динамічні навантаження, викликані торцевим биттям гребеня і перекосом корпусу підшипника. Зв'язок між ними виражається формулою

(6)

На підставі розробленої математичної моделі проведено чисельний розрахунок регулярних динамічних навантажень на гідродинамічний підшипник з жорстким плаваючим диском без урахування і з урахуванням його інерції при торцевих биттях гребеня і перекосі корпусу. На конкретних прикладах проаналізовано вплив інерції, частоти обертання диска, амплітуди торцевих биттів гребеня, кута зсуву фаз між торцевими биттями гребеня і корпусу відносно диска на зміну динамічних навантажень на робочі поверхні тертя для підшипника, характеристики якого подані в табл. 1.

Таблиця 1. Основні характеристики підшипника

На рис. 2, а наведені результати розрахунку безрозмірних амплітуд динамічних навантажень - статичне навантаження на i-ту поверхню тертя) на несучі робочі поверхні плаваючого диска від двогранного кута . Розрахунки проводилися при перекосі корпусу 20 мкм на середній діаметр несучих секторних поверхонь диска, амплітуді торцевого биття гребеня 10 мкм і частоті обертання ротора 3010³ об/хв. Робочі поверхні тертя вважалися розташованими з обох боків диска, одна навпроти одної. Як видно з кривих, ці поверхні тертя при заданому значенні в навантажені динамічними зусиллями дуже нерівномірно. Так, наприклад, при найбільший пік навантаження припадає на першу і сьому робочі поверхні диска, а найменший - на четверту і десяту.

Завдяки такому розподілу пікових навантажень плаваючий диск здатен витримувати короткочасні динамічні зусилля, породжувані більш високими амплітудами торцевого биття гребеня порівняно з прийнятою (10 мкм). На рис. 2, б наведені залежності тих же динамічних навантажень, але від амплітуди A₂ торцевого биття гребеня при тому ж перекосі корпусу і куті зсуву фаз . Видна така ж закономірність розподілу навантажень, що і на рис. 2, а.

На рис. 3 наведено результати розрахунку безрозмірних амплітуд динамічних навантажень, які діють на несучі поверхні тертя, у залежності від амплітуди торцевого биття гребеня А₂ при частоті обертання диска 1510³ об/хв і куті зсуву фаз = між торцевими биттями гребеня і корпусу відносно диска. З наведених на цьому рисунку кривих видно, що впливом інерції диска на динамічну несучу здатність підшипника можна знехтувати. Тоді для визначення закону зміни нестаціонарних товщин мастильної плівки і гідродинамічних реакцій i-го шару (6) досить обмежитися частинним розв'язком виродженої системи рівнянь (1) і (2). Цей важливий результат має принципове значення при конструюванні підшипників з плаваючим диском.

На рис. 4 наведено залежності безрозмірних динамічних навантажень від часу, тобто від кута повороту гребеня стосовно диска при різних значеннях кута зсуву фаз і частоті обертання диска 1810³ об/хв. Як видно з цих кривих, найбільші навантаження на робочі поверхні тертя виникають у тому випадку, коли торцеві биття гребеня і корпусу відносно диска збігаються по фазі (див. рис. 4, а) або зсунені по фазі на кут (див. рис. 4, б). Ці навантаження при дуже малій амплітуді торцевого биття 10 мкм досягають значень, наближених до гранично допустимих, які складають близько 97% від статичного осьового зусилля.

Таким чином, динамічна несуча здатність УПК обмежена дуже малою амплітудою торцевого биття гребеня (близько 10 мкм). З перевищенням цієї амплітуди мастильний шар руйнується та опора виходить із ладу.

В експлуатаційних умовах амплітуди торцевих биттів дзеркала гребеня сучасних УПК суднових ГТД складають близько 60 мкм. Тому використання УПК з жорстким ПД у вузлах тертя суднових турбомашин, як правило, призводить до аварійних ситуацій.

Третій розділ присвячений підвищенню техніко-економічних показників упорних вузлів тертя суднових турбомашин. Недоліком відомих гідродинамічних підшипників з ПД є нестійкість рідинного режиму тертя, обумовлена обривами мастильної плівки в несучих зазорах унаслідок торцевого биття гребеня і перекосу корпусу. Тому нові конструкції ПД повинні забезпечити стійкість гідродинамічного режиму тертя і значно підвищити несучу здатність підшипника, для чого у звичайний ПД внесено конструктивні зміни. Його виконано із двох робочих кілець, між якими встановлене металеве пружне кільце з виступами, жорстко з'єднаними з робочими кільцями, при цьому виступи одного боку пружного кільця розташовані відносно його другого боку в шаховому порядку. У розділі наведена принципова конструктивна схема УПК з ПД із пружним кільцем (рис. 5).

Стійкість гідродинамічного режиму тертя і підвищення несучої здатності УПК при перекосі корпусу і торцевому битті гребеня досягнуто за рахунок раціонального вибору осьової жорсткості пружного кільця з виступами, завдяки якому забезпечено рівномірний розподіл навантаження по торцевих робочих поверхнях тертя ПД і зниження амплітуд змушених коливань товщин мастильної плівки в парах тертя до допустимих значень.

Динамічна несуча здатність УПК при використанні ПД із пружним кільцем істотно зросла, він надійно працює в рідинному режимі змащення навіть в екстремальних умовах при розцентруванні роторів. Найбільший виграш у несучій здатності досягається в тому випадку, коли осьова жорсткість пружного кільця приблизно на порядок менша динамічної жорсткості мастильної плівки в несучих зазорах робочих поверхонь тертя.

Відсутність температурних деформацій ПД дозволяє підшипнику працювати в широкому температурному діапазоні. Знижуються втрати потужності двигуна на тертя в упорних вузлах. Навіть при високошвидкісному змащенні підшипник з ПД працює в ламінарному режимі, в той час як у несучих зазорах підшипників інших типів виникає турбулентність.

Ламінарний режим, низькі відносні швидкості поверхонь тертя дозволяють підтримувати значно нижчу порівняно зі звичайними УПК температуру змащення. Мастило при цьому зберігає свої експлуатаційні властивості тривалий час (не старіє). Підшипники з ПД простіші за конструктивним виконанням і технологією виготовлення. Завдяки їхньому застосуванню знижуються осьові габарити турбіни.

Розроблено методики розрахунку жорсткості пружного кільця, навантажувальної здатності УПК з ПД із пружним кільцем, гідродинамічних втрат потужності на тертя і технологію виготовлення основних елементів ПД.

Як показали розрахунки, втрати потужності на тертя УПК з ПД для похилих ділянок приблизно в 1,4 разу менші, ніж для підшипника звичайного типу. Для плоскопаралельних ділянок втрати на тертя менші в два рази, тобто, застосування УПК з ПД, крім підвищення надійності і працездатності, дозволить збільшити корисну потужність турбомашини, а отже, її економічність.

Для розрахунку експлуатаційних характеристик підшипника запропонована його динамічна модель (рис. 6). Оскільки жорсткість пружного кільця на порядок менша жорсткості мастильного шару, то верхнє робоче кільце ПД точно відстежує торцеві биття корпусу , а товщина мастильної плівки л_1і залишається сталою протягом усього часу руху ПД, тобто у вертикальному напрямі корпус і це кільце жорстко зв'язані. У горизонтальній площині відбувається їх проковзування з відносною кутовою швидкістю щ₁. Торцеві биття гребеня о_2i здійснюються з частотою його обертання щ₂ відносно ПД. Якщо в моделі (див. рис. 1) прийняти коефіцієнт жорсткості с₁ = с_кi (с_кi - коефіцієнт жорсткості пружного кільця, що відповідає одній робочій поверхні тертя ПД), коефіцієнт демпфірування k₁ = 0 (динамічні реакції мастильної плівки між внутрішніми торцями складових робочих кілець ПД відсутні) та задати торцеве биття корпусу з частотою щ₁, то для визначення динамічних навантажень на несучі поверхні тертя УПК з ПД із пружним кільцем можна скористуватись математичною моделлю змушених коливань жорсткого ПД, яку викладено у попередньому розділі.

Подано рекомендації щодо вибору раціональних геометричних розмірів кільця з урахуванням його міцнісних характеристик. Проведено порівняльний аналіз працездатності запропонованого технічного рішення та існуючих конструкцій для суднових ГТД ДА-90 і ДУ-71.

Результати розрахунку амплітуд змушених коливань товщин мастильних шарів і динамічних навантажень на робочі поверхні тертя подано в табл. 2.

Таблиця 2. Основні експлуатаційні характеристики УПК з ПД

Розрахунки проводилися при перекосі корпусу на середній діаметр робочих поверхонь тертя та амплітуді торцевого биття гребеня, які для УПК з жорстким ПД дорівнювали 14 мкм, а для УПК з ПД із пружним кільцем - 70 мкм. З наведених даних видно, що безрозмірні амплітуди динамічних навантажень з боку гребеня для підшипника з ПД із пружним кільцем майже на порядок нижчі, ніж у підшипника з жорстким ПД.

Проведені розрахунки показали, що УПК з ПД із пружним кільцем має більш високу несучу здатність і кращі техніко-економічні показники та здатен сприймати великі значення амплітуд торцевих биттів порівняно зі звичайними підшипниками (більш ніж у 30 разів) без порушень роботи вузла тертя.

Експлуатація УПК з ПД із пружним кільцем дозволяє знизити вимоги до точності центрування ротора на стадії проектування і монтажа турбін, що значно зменшує трудомісткість технологічних операцій.

Четвертий розділ присвячений експериментальним дослідженням стійкості процесу рідинного тертя в УПК з ПД із пружним кільцем, для чого виготовлений дослідний зразок плаваючого диска. Дослідження виконані на експериментальному стенді. Розроблено принципову схему вимірювань і методику проведення випробувань. Підібрано вимірювальну апаратуру. Спроектовано і виготовлено трансформаторний датчик для вимірювання товщини мастильної плівки в несучих зазорах підшипника і частоти обертання ПД, а також індукційний датчик для вимірювання частоти обертання ротора. Виконано їх тарування.

Експериментальні дослідження підшипника з ПД із пружним кільцем проводилися на усталених режимах роботи при сталій швидкості обертання і заданому статичному навантаженні. У процесі досліджень безупинно вимірювалися товщини мастильних плівок звернених до дзеркала підкладного кільця несучих поверхонь тертя, частоти обертання гребеня і ПД, середня температура мастила, які є основними критеріями працездатності підшипника.

Для змащення використовувалося мастило МС-20. Дослідний зразок підшипника з ПД із пружним кільцем мав наступні характеристики: середній радіус несучих поверхонь тертя (скосів) 49 мм; ширина скоса 22 мм; довжина скоса на середньому радіусі 27 мм; глибина скоса 90 мкм; ширина й глибина канавки для підведення мастила відповідно 1 і 0,5 мм. Коефіцієнт жорсткості пружного кільця визначався експериментально і дорівнював що відрізняється від теоретичного значення менш ніж на 10%.

У табл. 3 наведено результати експериментальних вимірювань частот обертання ротора і ПД, товщин мастильних плівок на вході і виході робочих поверхонь тертя, середньої глибини скосів цих поверхонь і температури мастила на середньому радіусі ПД при різних статичних навантаженнях на підшипник. Там же для порівняння наводяться теоретичні значення статичних товщин мастильних плівок, обчислених для плоских робочих скосів ПД.

Таблиця 3. Експериментальні і теоретичні значення характеристик УПК з ПД

Незначна розбіжність між розрахунковими та експериментальними значеннями товщин мастильних плівок свідчить про те, що пружне кільце надійно захищає мастильну плівку від вібраційного руйнування. Виконано аналіз похибок експериментальних даних. Максимальна похибка вимірювань не перевищувала 12%.

Зазначимо також, що при багаторазових пусках і зупинах прилипання ПД із пружним кільцем до дзеркал гребеня і підкладного кільця не спостерігалося. У той же час при перевірці працездатності жорсткого ПД реєструвалися часті контакти з робочими поверхнями тертя внаслідок торцевих биттів гребеня, а підшипник працював при неусталених режимах нетривалий час. Проведено порівняльний аналіз результатів вимірювань і теоретичних значень характеристик упорного підшипника з ПД. Отримано добрий збіг теорії і дослідних даних.

Висновки

1. Наукова задача, розв'язанню якої присвячена дисертаційна робота, полягає в розробці математичної моделі змушених коливань ПД на мастильній плівці та визначенні основних причин нестабільної роботи цієї опори; проектуванні, виготовленні та відпрацюванні УПК з ПД із пружним кільцем, який дозволяє забезпечити стійкість гідродинамічного режиму тертя, підвищити несучу здатність, надійність і економічність упорних вузлів роторів суднових турбомашин.

2. Розроблено математичну модель змушених коливань ПД на мастильній плівці, на основі якої спроектовано і виготовлено дослідний зразок УПК з ПД із пружним кільцем, який захищено деклараційним патентом на винахід.

3. Проведено чисельний аналіз руху ПД на мастильній плівці при торцевих биттях дзеркала гребеня і перекосах корпусу. Він показав, що ПД із пружним кільцем стійко працює в режимі гідродинамічного тертя, якщо значення коефіцієнта жорсткості пружного кільця принаймні на порядок менше динамічної жорсткості мастильної плівки підшипника.

4. Чисельно встановлено, що інерція ПД, який здійснює псевдорегулярну прецесію на усталеному режимі при торцевих биттях дзеркала гребеня і перекосах корпусу, практично не впливає на несучу здатність мастильної плівки підшипника.

5. Проведено вимірювання нестаціонарних товщин мастильних плівок несучих поверхонь тертя ПД на дослідному зразку підшипника, який захищено деклараційним патентом на винахід. Вони показали, що розроблена математична модель адекватно описує динамічні процеси, які відбуваються у мастильній плівці при змушених коливаннях ПД.

6. Теоретично доведено та експериментально підтверджено, що ПД із пружним кільцем здійснює псевдорегулярну прецесію з кутовою швидкістю, яка дорівнює приблизно половині кутової швидкості обертання упорного гребеня, завдяки чому втрати потужності на тертя знижуються не менш ніж у два рази.

7. Розроблені математичні моделі, методики і технологія виготовлення УПК з ПД із пружним кільцем впроваджені в практику проектування працездатних вузлів тертя суднових турбомашин та інших високообертових механізмів. Результати даної роботи можуть використовуватись на упорних вузлах виробів суднового та загального машинобудування.

Публікації за темою дисертації

1. Романовский Г.Ф., Хлопенко Н.Я., Мельник А.В. Динамические уравнения упорного подшипника с плавающим диском // Зб. наукових праць УДМТУ. Миколаїв: УДМТУ, 2000. №1 (367). С. 5966.

2. Романовский Г., Хлопенко Н., Кошкин Д., Мельник А. Влияние торцовых биений гребня на работоспособность масляной пленки упорных подшипников // Проблеми трибології (Problems of tribology). - Хмельницький: ТУП, 2000. - №1. - С. 8189. Замечания к статье опубликованы в №1 за 2001 г. С. 166.

3. Мельник А.В. Расчет динамических характеристик подпятника с плавающим диском // Зб. наукових праць УДМТУ. Миколаїв: УДМТУ, 2001. №6 (378). С. 129134.

4. Романовский Г.Ф., Хлопенко Н.Я., Мельник А.В. Экспериментальные исследования упорного подшипника с плавающим диском при торцовых биениях гребня // Проблеми трибології (Problems of tribology). - Хмельницький: ТУП, 2001. №3. - С. 4852.

5. Деклараційний патент 33207А Україна, МПК 6 F16C17/04. Гідродинамічний упорний підшипник ковзання / Г.Ф. Романовський, М.Я. Хлопенко, О.В. Мельник, Н.О. Кіскіна (Україна). - №99010266; Заявлено 19.01.99; Опубл. 15.02.2001; Бюл. №1.

6. Деклараційний патент 40892А Україна, МПК 7 F16C17/04. Упорний гідродинамічний підшипник ковзання / Г.Ф. Романовський, М.Я. Хлопенко, О.В. Мельник (Україна). - №2000105723; Заявлено 10.10.2000; Опубл. 15.08.2001; Бюл. №7.

Размещено на Allbest.ru