Расчёт скольжения в межвальных роликовых подшипниках ГТД Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621,81; 621,869

РАСЧЁТ СКОЛЬЖЕНИЯ В МЕЖВАЛЬНЫХ РОЛИКОВЫХ ПОДШИПНИКАХ ГТД

© 2014 В.В. Макарчук1, Е.П. Жильников2

1 ОАО "ЕПК Самара", Россия, г. Самара 2 Самарский государственный аэрокосмический университет им. академика. С.П. Королёва (национальный исследовательский университет)

Поступила в редакцию 23.01.2014

В работе приводятся методика и результаты расчётов скольжения в высокоскоростных межвальных роликовых подшипниках. Приводятся сравнения результатов экспериментальных исследований проскальзывания роликовых подшипников на стенде, имитирующем условия работы подшипников опор авиационных ГТД, с расчётами по компьютерной модели межвального роликового подшипника. Ключевые слова: Подшипники роликовые, скольжение, изнашивание.

Проскальзывание комплекта тел качения и связанные с ним дефекты рабочих поверхностей являются наиболее распространенной причиной потери работоспособности межвальных подшипников авиационных газотурбинных двигателей [1].

В работе В.И. Акифьева и А.И.Данильченко [2] предложена методика расчёта проскальзывания высокоскоростного роликоподшипника. Однако расчёт кинематики подшипника вы-полня-ется из предположения, что силы трения в контактах роликов с кольцами определяются на базе эластогидродинамики, без учета шероховатости поверхностей. Вместе с тем подшипники авиационных двигателей работают, как правило, в условиях, когда наблюдается не полное разделение рабочих поверхностей сплошным смазочным слоем. В этом случае, как показано в [3], силы трения будут определяться как свойствами эластогидро-динамического смазочного слоя, так и взаимодействием вершин микронеровностей шероховатых поверхностей.

Нами разработана методика расчёта кинематики и скольжения в высокоскоростном межваль-ном роликовом подшипнике с учётом шероховатости рабочих поверхностей деталей подшипника [4].

Геометрические характеристики и радиальные зазоры подшипника в рабочих условиях будут зависеть от рабочих температур деталей, расширения под действием центробежных сил и посадочных натягов. При этом величины посадочных натягов в свою очередь зависят от температурного и центробежного расширения деталей.

Диаметральный зазор в подшипнике в рабочих условия изменяется в зависимости от посадочных натягов колец, температурного, а также

Макарчук Владимир Владимирович, кандидат технических наук, исполнительный директор дивизиона специальных подшипников.

Жильников Евгений Петрович, кандидат технических наук, профессор. E-mail: [email protected]

центробежного расширения колец подшипника и деталей подшипникового узла.

Увеличение наружного диаметра центрирующей поверхности сепаратора определяется температурным расширением и центробежным расширения вращающегося сепаратора. Тогда зазор "плавания" сепаратора §пл в рабочих условиях будет равен разности диаметров центрирующих поверхностей.

Экспериментальные исследования показывают существенное влияние формы контакта торцов роликов и направляющих бортиков на проскальзывание в роликовых подшипниках. В настоящей работе рассмотрим стандартный вариант - контакт плоских торцов ролика и направляющего бортика.

На кинематику подшипника оказывает влияние также момент трения торца ролика в контакте с гнездом сепаратора. Рассмотрим также простейший вариант сепаратора в виде кольца с гнездами для роликов.

Геометрические характеристики контактов бомбинированных роликов с беговыми дорожками колец рассмотрены в [4]. В настоящей работе рассмотрим характеристики контактов колец с роликами, образующая которых описывается радиусом.

По рекомендациям [4] расчёт толщин элас-тогидродинамических смазочных слоев в контактах выполняется по формуле

И0 = 1,В64РГ23Р0'558РУ7 кпр/кр ,

где Кр = 1 + Р°Т'651в(о,9Р0'114Ро/0'285Р^'°85).

Безразмерные параметры в приведенных формулах определяются соотношениями

р = V/ и^/(ЕпрЯпр); Ри = аЕпр; Рм = Епр ЯпрЫ^т ((); РТ = Ц/Р1АС .

Здесь /Л0) = /Л0) (¿с) - динамическая вязкость смазки; X = ((¿с ) - пьезокоэффициент вязкости смазки; Хс = Хс (с ) - коэффициент теплопроводности смазки; ¡3 - коэффициент зависимости вязкости от температуры; Епр - приведенный модуль упругости в контакте; Ет ())Д/ -нагрузка на единицу длины в среднем сечении линии контакта; Iс - температура смазки в зоне контакта; и2 скорость качения в зоне трения.

Степень жидкостного трения, характеризующая наличие металлического контакта микронеровностей шероховатых поверхностей, определится критерием, предложенным Т. Тальяном:

Х = И0/ + я,

I2

Здесь Яа№ - среднее арифметическое отклонение микронеровностей поверхности ролика. В качестве Яа1 принимается среднее арифметическое отклонение микронеровностей поверхности беговой дорожки внутреннего Яав или наружного Яан колец соответственно.

С использованием критерия X относительная площадь металлического контакт микронеровностей вычисляется по формуле [3]

] = 0,25 - ф(Л)/ 2.

Здесь Ф(Х)- интеграл вероятности.

Коэффициент трения в контакте с учетом металлического контакта определим суммой

/ = /мет] + /см (1 -]).

Коэффициент трения /мет в контактах микронеровностей принимается по рекомендациям [5].

Коэффициент трения, определяемый сдвигом смазочного слоя, рассчитывается по отношению /см = Ж Д //Ет ( ).

Здесь Ж - сила трения, отнесенная к единице длины линии контакта, определяемая по формуле

ж = ¿А, ± Ро К.

Выражение для интеграла J имеет вид

-1 = Ътф(ха )еХР((Ро ,

где Ф(х() - интеграл вероятности, в котором предел интегрирования определяется по формуле ха =л/2(Ро .

При расчётах для контакта с внутренним

кольцом принимаем р0) = ив (), для контакта с

наружным кольцом - р0) = ин ().

В формуле для расчёта Ж знак "+" принимается для поверхности, имеющей большую величину окружной скорости.

В приведенных расчётах вязкость смазки зависят от температуры. В этой связи расчёт коэффициента трения выполняется итерационным методом.

Температура смазки принимается равной температуре соответствующего кольца. Определяются вязкость смазки, толщина смазочного слоя и коэффициент трения. С использованием формулы Блока определяется приращение температуры в зоне трения:

Д = 0,83/(т ( )Д/ )и8/ (^ьто х

Х(л1ЛпУпСпК ).

Здесь Хп и Л№ - коэффициенты теплопроводности, уп и у№ - плотность, сп и С№ - удельная теплоемкость материалов колец подшипника и роликов соответственно; Уп и - скорости поверхностей беговых дорожек колец и роликов; скорость скольжения.

Уточнённое значение температуры смазки определяется суммированием

^ = К + 2 Д 1/3 .

Расчёт повторяется до сходимости с заданной точностью принятого и уточнённого значений температуры смазки.

После уточнений температуры смазки и коэффициента трения определяется сила трения скольжения в контакте

Е (.) Р' = ^ т

где Е () - нагрузка в контакте ролика с внутренним или наружным кольцом.

При расчете сил трения в контакте торца ролика с направляющим бортиком наружного кольца учитываем, что между торцами ролика и направляющего бортика предусмотрен зазор Д б. Величина зазора Дбр в рабочих условиях определяется с учётом температурного расширения.

Принимаем, что между каждым из торцов ролика и гнезда сепаратора устанавливается смазочный слой толщиной

К =Д бр! 2.

При вращении ролика касательные напряжения в слое смазки определяются по формуле Ньютона Т = Л Убб/Ьб , где Vб - скорость скольжения.

При расчётах вязкость смазки принимаем в зависимости от температуры наружного кольца подшипника.

Скорость скольжения Vsб определяем для среднего сечения площадки контакта. При этом, если скорость торца бортика Vб больше скорости ролика Vwб, то сила трения в контакте является ведущей для ролика, иначе - тормозящей и имеющей отрицательный знак.

Усилие взаимодействия роликов с перемычкой сепаратора определяется суммой

Е () = ± ЕГв ± Р/н ± 2 Е/б.

Здесь Е/в , Е'/н и Е/б силы трения в контактах ролика с внутренним и наружным кольцами

и бортиком. Знак "+" выбирается, если скорость поверхности ролика меньше скорости соответствующей поверхности колец в контакте.

С полученным значением усилия взаимодействия определяется напряжение в контакте и полуширина площадки контакта.

Расчёт толщины эластогидродинамического смазочного слоя и силы трения в контакте выполняется как для контакта ролика с кольцом. Приращение температуры в зоне трения определяем при одной не движущейся относительно источника тепловыделения поверхности.

Момент трения между торцами ролика и гнезда сепаратора определяем, принимая, что между каждым из торцов ролика и гнезда сепаратора в рабочих условиях устанавливается смазочный слой толщиной, равный половине зазора между торцами.

При расчётах вязкость смазки принимаем в зависимости от средней температуры подшипника.

Расчёт контакта сепаратора с центрирующей поверхностью бортика наружного кольца выполним как узкого подшипника скольжения [6].

Усилие прижатия сепаратора к центрирующей поверхности определим по формуле

РЯБ = Ра +V Р$В + Р

2

БГ .

Здесь Рсз - центробежная сила при смещении сепаратора.

Составляющие усилия прижатия роликами по координатным осям определяются суммированием проекций усилий взаимодействия роликов с перемычкой сепаратора:

рбв = Е {{ (?)в^п{Р< — РА {|)со${<р));

г=1

РБГ = Е { {1 У°4р< + {|)^П{рр).

г = 1

Определяются вязкость смазки, толщина смазочного слоя и коэффициент трения при температуре, равной температуре наружного кольца подшипника.

Приращение температуры в зоне трения определяем при одной не движущейся относительно источника тепловыделения поверхности.

После уточнений температуры смазки и коэффициента трения определяется момент трения скольжения сепаратора по центрирующей поверхности.

При расчёте кинематики ролика скорости поверхностей колец (рис.1) в обращенном движении (при остановленном сепараторе) определяются по формулам:

Уе = ^ер {К - а)в)р2 - для внутреннего кольца;

Рис. 1. Схема скоростей поверхностей межвального подшипника

Ун = Бр {кн — К0)) 2 - для наружного кольца.

Ведущим в межвальном подшипнике является наружное кольцо. В этой связи поверхность ролика будет иметь проскальзывание некоторой величины относительно кольца. Тогда принимаем У* = Ун {1 — £*) , где £* - относительная величина проскальзывания ролика в контакте с наружным кольцом. При этом угловая скорость вращения ролика относительно собственной оси будет равна К = .

Скорости скольжения ролика в контактах с кольцами будут равны:

Уе = У* — Уе - для внутреннего кольца; Ухн = Ун — У* - для наружного кольца.

На рис. 2 приведена схема сил, действующих на ролик в нагруженной зоне.

Здесь Р$ и Р- нормальное усилие и сила трения в контакте ролика с перемычкой сепаратора; Рс - центробежная сила ролика.

Условие равновесия сил в радиальном направлении определяется выражением

Рн = Ре + РГ, + Рс .

Здесь Ре, Рн - усилия в контактах ролика с внутренним и наружным кольцами.

В связи с малостью величины силы трения Р/Б уравнение равновесия в радиальном направлении можно привести к виду

Р = Р + Р

н е с

Это упрощение позволяет решать задачу о распределении нагрузки по телам качения без учёта сил трения в контактах.

Силы трения Рб и Р$ определяются, как показано ранее. Центробежная сила ролика определяется по формуле:

Рс = т* {нр — К2/2 .

Как показано ранее, все силы трения опреде-

1Т (^ )=(ЕГн

+ Е/б (( -(( - Т

Е

wp 0.

нр

/в д

Кр/ 2

)2)-Тс -

+

Тк

Здесь моменты сопротивления качению ролика определим по приближенным зависимостям

Ткн = /кЕн и Ткв = /кЕв , где /к - коэффициент трения качения.

Разделив на радиус ролика, получим

+

тально небольшое по величине скольжение сепаратора в межвальном подшипнике. Однако при этом наблюдается повышенное скольжение в контактах ролика с кольцами, что может привести к повышенному изнашиванию.

Расчёт сопротивления движению сепаратора в воздушно-масляной среде подшипника выполним по рекомендациям [7].

Температуру воздушно-масляной среды примем равной средней температуре подшипника

/

(( + <н )2.

Рис. 2. Схема сил в контактах ролика в нагруженной зоне

ляются скоростями скольжения в контактах, которые в свою очередь определяются скоростью вращения ролика относительно собственной оси.

Третьим уравнением равновесия является уравнение моментов

IТ (е

2 Е/ (1 -( - Д61 ))2 Д„р )-.

2 (Тх + Ткн + Ткв )0Мр = 0. '

Полученное уравнение является функцией одной переменной е№. Его решение выполняется итерационным методом Ньютона. При этом производную функции заменяем отношением приращений функции и аргумента.

В результате получаем величину угловой скорости вращения ролика СО№ и усилие - нагрузки в контакте ролика с перемычкой сепаратора.

Рассматривается также кинематика ролика в не нагруженной зоне.

Таким образом, в межвальном подшипнике все ролики являются "ведущими" по отношению к сепаратору. В то же время в подшипнике с вращающимся внутренним и не вращающимся наружным кольцами ролики в разгруженной зоне являются "тормозящими" и "толкаются" сепаратором. Это объясняет установленное эксперимен-

Масло в подшипнике не полностью заполняет весь свободный объем. В этой связи расчётное значение плотности воздушно-масляной среды рекомендуется в зависимости от объемной доли смазки Одсм в полости подшипника по формуле

Уср =УсмО1м/(0,4 + 0,6 • Одсм).

Характер движения сепаратора в воздушно-масляной среде определяется числом Рейнольдса, которое в данном случае вычисляется по формуле

Яе = Я2 а>, ¡V .

Момент сопротивления движению сепаратора в воздушно - масляной среде рекомендуется определять по формуле:

Ти = СпУср^ (я5 - Гс5 + 2,5В (я4 + Гс4)).

Здесь: Яс и Гс - радиусы боковой поверхности сепаратора, характеризующего сопротивление вращению его в масляной среде; - ширина наружной поверхности сепаратора; Сп - коэффициент, зависящий от числа Рейнольдса.

Как показано выше, усилия взаимодействия роликов с перемычками сепаратора являются "ведущими", обеспечивающими вращение сепаратора. Величина момента сил взаимодействия роликов с перемычками сепаратора определится по формуле

Т =

I (( (дпр - Кр V2 - 2).

I=1

Кроме того "ведущим" для сепаратора меж-вального подшипник является момент от силы трения сепаратора в контакте с центрирующими поясками вращающегося наружного кольца. Его величина определяется по формуле:

Тб = /Ея8Дя1.

Здесь Ея$ - усилия прижатия сепаратора и / - коэффициент трения в контакте, определяемые, как показано ранее.

Сопротивление вращению сепаратора меж-вального подшипника будет только от момента трения Т^ от перемешивания воздушно-масляной среды в полости подшипника.

Величины всех моментов TS , Ts6

и Trsзависят от угловой скорости вращения сепаратора.

Величину угловой скорости сепаратора в свою очередь можно определить по формуле

О = О00 (l) .

Здесь £о - коэффициент скольжения а О$00 - теоретическое (при отсутствии скольжения) значение угловой скорости вращения сепаратора, величина которого определяется по известной формуле

О00 = (depO + Pnp°n )l(2(Pnp - Dwp J.

Принимаем условие О — Оn . Тогда с использованием выражений для О^ и С00Ю получим

(О-Оп )(l - Pwp/Pnp)

^0

2о

00

Условие равновесия при равномерном вращении сепаратора будет иметь вид:

ф{£о)- Тб + Тб — ТКБ = 0 .

Получено уравнение являющееся функцией одной переменной £0 . Его решение выполняется итерационным методом Ньютона. При этом производную функции заменяем отношением приращений функции и аргумента.

В результате получаем величину угловой скорости вращения сепаратора со 0 , величину скольжения £0 и усилие и температуры в контактах роликов с кольцами и сепаратором.

Исследование проскальзывания выполним для межвального подшипника 55-2672919Р5 изделия "99В".

При расчетах скольжения сепаратора принята минимальная радиальная нагрузка Рг = 50 Н. Перекос колец принят равным нулю. Скорости вращения колец приняты соответствующими режимам работы подшипника в двигателе.

Температура наружного кольца принята равной 43°С, внутреннего - 47,3°С. Монтажный радиальный зазор в подшипнике принят равным

<В

о.

о н

(О Q.

(О

с

ф

и ф

s х

ф

56

л Ц

о

■¡л О

0.05

§ = 0,043 мм. На рис. 3 и 4 приведены зависимости скольжения сепаратора от разности частот вращения наружного и внутреннего колец (скольжения роторов) при постоянной частоте вращения наружного или внутреннего колец.

При этом постоянная частота вращения наружного кольца (рис. 3) принята равной П =13067 об/мин, а частота вращения внутреннего кольца (рис. 4) соответственно - Пе =8152 об/мин.

Зависимость на рис. 3 показывает, что скольжение сепаратора увеличивается с увеличением скольжения роторов. Эта зависимость монотонная, так как при постоянной частоте вращения наружного кольца с увеличением частоты вращения внутреннего кольца уменьшается не только скольжение роторов, но и рабочее значение радиального зазора вследствие центробежного расширения внутреннего кольца.

Зависимость на рис. 4 не монотонная. При постоянной частоте вращения внутреннего кольца с увеличением частоты вращения наружного кольца увеличивается рабочее значение радиального зазора от центробежного расширения наружного кольца. Вследствие этого уменьшается число роликов в зоне нагружения, что должно привести к отставанию сепаратора, т.е. к увеличению проскальзывания. Одновременно увеличивается скольжение роторов. Для случая, когда скорость вращения наружного кольца больше скорости вращения внутреннего, это может, как показали результаты эксперимента, привести к увеличению скорости вращения сепаратора.

Следовательно, уменьшается скольжение (увеличивается отрицательное значение проскальзывания).

Таким образом, зависимость скольжения сепаратора от частоты вращения наружного кольца имеет сложный характер.

На рис. 5 приведена зависимость скольжения сепаратора от одно-временного увеличения частот вращения внутреннего и наружного колец при постоянной разности скоростей.

00 10ii00

Скольжение роторов. об./мин.

Рис. 3. Зависимость проскальзывания от скольжения роторов при Пн = 13067 об/мин

0,1

0,05

0

л о.

о

I-

(0 о.

« 10 ф -0,05 ф

&

л ц

о а

о

-0,1 -0,15 -0,2

00 У15 00 20 00 25 00 \ 30 00 35 00 40 00 45 30 50

00

Скольжение роторов, об./мин.

Рис. 4. Зависимость проскальзыванияот скольжения роторов при Пв =8152 об/мин

Результаты расчётов показывают, что скольжение сепаратора зависит как от величины скольжения роторов, но и от величин скоростей вращения колец.

На рис. 6 приведена зависимость скольжения сепаратора от радиальной нагрузки при температуре наружного кольца 33 °С и частотах вращения колец: Пв =5180 об/мин и Пн = 11313 об/ мин. Результаты расчётов показывают известное уменьшение скольжения сепаратора с увеличением радиальной нагрузки на подшипник.

На рис. 7 приведены результаты испытаний подшипника 55-2672919Р5 при различных значениях радиального зазора при смазке маслом ИПМ - 10 [8]. Величины проскальзывания сепаратора приведены в зависимости от частоты вращения наружного кольца. При этом частоты вращения внутреннего кольца соответствовали режимам работы подшипника в изделии.

Получено уменьшение проскальзывания с выходом оборотов колец на режим полного газа. Это противоречит общепринятым представлениям об увеличении проскальзывания с увеличением частоты вращения подшипника. Однако по нашему мнению в межвальных подшипниках проскальзывание зависит не от абсолютных значений скоростей вращения внутреннего и наружного колец, а от разности их скоростей (от "скольжения роторов").

Экспериментальные зависимости проскальзывания в подшипнике от разности скоростей вращения колец при нагрузке Fr=50 Н и различных значениях радиального зазора приведены на рис. 8. Видно увеличение проскальзывания с увеличением "скольжения роторов".

Приведенные результаты экспериментов показали, что на всех режимах испытаний частота вращения сепаратора была выше эпициклической, рассчитанной без учета сил трения в контак-

0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 Радиальная нагрузка, Н

Рис. 5. Зависимость проскальзывания от частоты вращения наружного кольца при Пн — Пв = 4300 об/мин

Рис. 6. Зависимость скольжения сепаратора от радиальной нагрузки

40

35

га

Щ 253

I 20 -

и о о.

ф 15-

о

X

_0

Ф 10 -

X

и о

^ 5 -

о

0 -

90

-5 -

Рис.

Л1

\ Л

\ 1

\ V \

\ \ \

\ X

30 95 :о ю( 100 10! ¡00 11 ( )00 11! ¡00 121 )00 12! ¡00 13( )00 13! ¡00 14(

Режим п.об/мин

7. Зависимость проскальзывания комплекта роликов в подшипнике |и F =50 Н от частоты вращения и величины радиального зазора

О)

с

40 35 30 7 25 20

2

15

10

00

3500

4000

4500

Разность частот вращения, (об./мин.)

0,005

0,02

0,022

0,034

0,043

6500

Рис. 8. Зависимость проскальзывания комплекта роликов от разности частот вращения колец при различных значениях радиального зазора

5

тах и сопротивления вращению сепаратора.

На рис. 9 приведены результаты расчёта проскальзывания сепаратора на режимах испытаний при радиальном зазоре в сборе 0,043 мм и радиальной нагрузке 50 Н.

При выполнении расчётов температуры смазки принимались по экспериментальным данным. Для сравнения там же приведены экспериментальные значения проскальзывания комплекта роликов. Результаты расчётов имеют удовлетворительное соответствие с экспериментальными в связи с многофакторностью зависимости проскальзывания: от радиальной нагрузки, радиального зазора, как от скоростей вращения колец, так и от "сколь жения" роторов, температуры не только наружного, но и внутреннего колец, температуры смазки, ее свойств, объема и способа подачи в подшипник и другое.

К сожалению, многие факторы сложно оценить и учесть в расчётах.

Вместе с тем результаты экспериментов и теоретических расчётов позволяют сделать некоторые выводы о работоспособности межвальных подшипников.

Прежде всего, установлено, что термин "проскальзывание" для межвальных подшипников является условным, так как скорость вращения сепаратора оказывается не ниже, а выше теоретической (эпициклической). Это объясняется тем, что в межвальном подшипнике большинство роликов (даже в разгруженной зоне) являются "ведущими" так как прижимаются значительными по величине центробежными силами к вращающемуся наружному кольцу. Теоретический анализ показывает, что вследствие этого скольжение роликов относительно наружного кольца мини-

S х

(С

ш 1

2 ц

(ТЗ

и о

О. С

40 35 30 25 20 15 10 5 0

1 1 1 t

;перимент счет

~~ ЭК1 /

--pa /

//

у /

/ /

7

3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 Разность частот вращ.роторов. (об./мин.)

Рис. 9. Зависимость проскальзывания комплекта роликов от разности частот вращения колец при § = 43 мкм и ^ = 50 Н

мально и близко к нулю. В то же время наблюдается значительное по величине скольжение роликов относительно внутреннего кольца.

Это говорит о высокой теплонапряженности в контактах роликов с внутренним кольцом и, как следствие, возможности значительного изнашивания и заедания.

Уменьшение скольжения сепаратора и изнашивания на внутреннем кольце может быть обеспечено не только подбором оптимальной величины радиального зазора, но и предварительным нагревом масла, подаваемого в подшипник.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Кузнецов Н.Д. Обеспечение надежности современных авиадвигателей // Проблемы надежности и ресурса в машиностроении. М.: Наука, 1986. С.51-68.

2. Акифьев В.И. Разработка методики расчета роликовых подшипников опор ГТД с учетом проскальзы-

вания: Дисс. ... канд. техн. наук. Самара, Самарск. гос. аэрокосм. ун-т, 1998. 165 с., ил.

3. Балякин В.Б., Жильников Е.П., Самсонов В.Н., Ма-карчук В.В. Теория и проектирование опор роторов авиационных ГТД. Самара: Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та, 2007. - 254 с.: ил.

4. Макарчук В.В. Разработка методов расчета и проектирования высокоскоростных межвальных роликовых подшипников: дисс. ... канд. техн. наук. Самара, Самарск. гос. аэрокосм. ун-т, 2009. 165 с.

5. Крагельский И.В., Добычин М.Н., Комбалов В.С. Основы расчетов на трение и износ. М: Машиностроение, 1997. 526 с.: ил.

6. Жильников Е.П., Самсонов В.Н. Трение и изнашивание в узлах авиационной техники: учеб. пособие. Самара: Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та, 2007. 144 с.: ил.

7. Силаев Б.М. Трибология деталей машин в маловязких смазочных средах: монография.Самара: Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та, 2008. 264 с.

8. Исследование проскальзывания межвального подшипника 55 -2672919Р5 изделия 99В: Технический отчет/ Руковод.: Г.М. Косинов, Н.И. Петров/ ЦИАМ Москва , 2002. 18 с.

CALCULATION OF SKIDDING IN INTERSHAFT ROLLER BEARINGS OF GAS TURBINE EN GINES

© 2014 V.V. Makarchuk1, E.P. Zhilnikov2

'JSC ZAP (Aviation Bearing Plant), Samara 2 Samara State Aerospace University named after Academician S.P. Korolyov (National Research University)

The study provides methods and results of calculations of sliding in high-speed intershaft roller bearings. It presents comparison of results of experimental research of skidding of roller bearings at a test bench, imitating operating conditions of rolling bearings in supports of aircraft gas turbine engines with calculations based on the computer model of an intershaft roller bearing. Key words: Roller bearing, sliding, wear

Vladimir Makarchuk, Candidate of Technical Science, the Chief

Executive of Special Bearings Division.

Evgeniy Zhilnikov, Candidate of Technical Science, Professor

at the Desing Basics machines Department.

E-mail: [email protected]