3. Экспериментальные исследования подшипников.

Подшипники с наддувом пара воды

3.1. Исследование статических характеристик подшипников с

наддувом воздуха

Экспериментальные исследования статических характеристик радиальных подшипников с наддувом воздуха проводятся на созданном в лаборатории кафедры судовых двигателей внутреннего сгорания и установок Дальневосточного государственного технического университета специальном стенде, изображённом на рис. 3.1.

Основой стенда является подшипниковый узел, который состоит из втулки исследуемого подшипника 9, корпуса подшипника 10, цапфы 11. Втулка подшипника представляет собой два идентичных исследуемых подшипника с наддувом воздуха. Применение двух подшипников позволяет существенно увеличить угловую жёсткость, уменьшить перекосы втулки подшипника относительно цапфы и повысить точность эксперимента. Кроме того, такая конструкция подшипникового узла позволяет исследовать подшипники с различными давлениями на торцах подшипника. Выход воздуха из центральной камеры между двумя подшипниками происходит через отверстия, просверленные во втулке подшипника параллельно её оси. Меняя проходное сечение этих отверстий, можно изменять давление газа в центральной камере.

Цапфой служат смежные валики 11, отличающиеся друг от друга диаметром, благодаря чему можно изменять радиальный зазор в подшипнике. В валиках с обоих торцов просверлено через 90^о по четыре канала параллельно оси валика. Радиальными отверстиями каналы соединены с манометрами 3, которые показывают давление в смазочном слое подшипника.

В корпусе подшипника ввёрнута шпилька 15. К этой шпильке через устройство 8 крепится динамометр 2 или груз. С исследуемой втулкой подшипника жёстко соединены два кронштейна 6, в которых крепятся два индикатора 5 с ценой деления 1 мкм. Подшипниковый узел устанавливается на станине 1. Установка производится при помощи двух болтов 7, которыми валик зажимается между стойками станины. Динамометр при помощи втулки 13 крепится к балке 14. Балка представляет собой вал с резьбой, вследствие чего при вращении этого вала втулка 13 может перемещаться по валу. При этом происходит перемещение втулки исследуемого подшипника относительно цапфы, что позволяет замерить поле давления в смазочном зазоре подшипника по его длине. Контроль перемещения втулки подшипника осуществляется при помощи линейки 12. Поворотом цапфы относительно болтов 7 и стоек станины достигается возможность замера поля давления в смазочном слое по окружности подшипника. Устройство 8 позволяет центрировать приложение нагрузки к подшипнику.

Рис. 3.1. Установка для исследования подшипников с наддувом воздуха

Конструкция стенда позволяет исследовать различные типы подшипников с наддувом воздуха заменой исследуемой втулки подшипника 9. Втулки могут отличаться друг от друга диаметром питателей, числом питателей в ряду, расположением рядов питателей, относительной длиной, формой внутренней поверхности подшипника. Эксперименты проведены с подшипниками имеющими гладкую цилиндрическую внутреннюю поверхность и с подшипниками, имеющими микроканавки на внутренней поверхности. Наличие микроканавок должно выравнивать давление в смазочном слое и увеличить несущую способность подшипника по сравнению с гладкими цилиндрическими подшипниками тех же размеров. Кроме того канавки способствуют удалению продуктов износа и других посторонних частиц из смазочного слоя подшипника.

Развёртка внутренней поверхности подшипника с продольными и поперечными микроканавками представлена на рис. 3.2. Микроканавки выполняются следующим образом. Внутренняя поверхность втулки покрывается специальным водостойким лаком, на рабочей поверхности втулки наносится разметка канавок и специально изготовленным инструментом удаляется лак с мест канавок. Затем втулка подшипника в качестве анода помещается в ёмкость с электролитом. Катод выполняется в виде тонкой металлической пластины. При подключении к источнику постоянного электрического тока, с незащищённой лаком поверхности втулки подшипника удаляется металл, и образуются канавки требуемой формы.

Регулируя величину тока и время обработки, можно получить необходимую глубину микроканавок.

Рис. 3.2. Развёртка внутренней поверхности подшипника

После удаления защитного лака и непродолжительной притирки втулки по валу, втулка промывается, обдувается и устанавливается в корпусе подшипника. Затем производится обмер втулки. Измерения проводятся в двух взаимно перпендикулярных плоскостях: вертикальной и горизонтальной, в десяти сечениях по длине втулки. Втулка исследуемого подшипника и схема обмера показана на рис. 3.3.

Обработанные результаты экспериментов, в зависимости от безразмерных параметров представлены на рисунках 3.4 – 3.5. Здесь коэффициент несущей способности подшипника

,

где W – несущая способность исследуемой втулки подшипника, P_s – давление наддува, D – диаметр втулки, – относительная длина подшипника, L – длина подшипника. Коэффициент 2 в знаменателе учитывает, что нагрузку воспринимают два подшипника.

На рис. 3.4. – 3.5. представлены результаты экспериментов при различных относительных давлениях наддува , где P_a – атмосферное давление на торцах подшипника. Эксперименты проводились с двухрядными подшипниками с расположением рядов питателей . Здесь , где l – расстояние от края подшипника до ряда питателей.

Рис. 3.3. Втулка подшипника

Рис. 3.4. Несущая способность Рис.3.5. Несущая способность

подшипника с λ =1,5; = 0,0278 подшипника λ =1,5; = 0,0625

Несущая способность показана в зависимости от относительного эксцентриситета  = l/с, где l – эксцентриситет подшипника, с – радиальный зазор в подшипнике.

Характер зависимости коэффициента несущей способности подшипника с микроканавками от относительного эксцентриситета качественно такой же, как и для подшипников с гладкой поверхностью, но несущая способность подшипника с продольными и поперечными микроканавками оказалась несколько меньше несущей способности подшипника с гладкой поверхностью. Замеры давления в смазочном слое подшипника показали, что это вызвано падением давления в центральной части подшипника в зоне наименьшего зазора. Это обусловлено быстрой утечкой воздуха по канавке и выравниваем давления в ней. В результате давление в канавке в центральной части подшипника становится близким давлению в поперечной канавке на периферии подшипника. С учётом этого канавки следует выполнять такой конфигурации, которая не способствует утечке воздуха из смазочного зазора, но соединяет зону повышенного давления в окрестности питателя с центральной частью подшипника, т.е. выполнить только продольные канавки.

Развёртка внутренней поверхности подшипника с продольными канавками показана на рис. 3.6. Технология изготовления втулки подшипника и подготовки её к эксперименту проводится, как описано выше. Результаты экспериментов с этой втулкой представлены на рисунках 3.7 – 3.8. Характер зависимости коэффициента несущей способности от относительного эксцентриситета не изменился, но несущая способность подшипника возросла. На рис. 3.9 показана зависимость коэффициента несущей способности от параметра

.

При проведении экспериментов параметр А изменялся вследствие радиального зазора. Зависимость коэффициента несущей способности от параметра А для всех рассмотренных типов подшипников с наддувом воздуха имеет одинаковый качественный характер, причём такой же как и зависимость полученная расчётным путём по предложенному в параграфе 2.4. алгоритму. Поэтому для определения оптимального значения параметра А можно использовать программу расчёта, составленную для гладких подшипников.

Рис. 3.6. Развёртка внутренней поверхности подшипника

Рис. 3.7. Несущая способность Рис. 3.8. Несущая способность подшипника с λ = 1,5; =0,0278 подшипника с λ = 1,5; =0,0278

Для определения оптимальной конструкции подшипников с наддувом газа для турбокомпрессоров наддува двигателей внутреннего сгорания и проверки соответствия, полученных в главе 2 теоретических результатов экспериментальным значениям при малых давлениях наддува, проведены эксперименты с шестью гладкими втулками с двумя рядами питателей в подшипнике. Втулки отличались друг от друга диаметром питателей, числом питателей в ряду, относительной длиной. Характеристики втулок приведены в таблице 3.1.

Таблица 3.1.

Характеристики втулок подшипников

№ втулки	Диаметр питателей в мм	Количество питателей в ряду – N	Относительная длина подшипника - λ
1	0,5	8	1,5
2	0,85	8	1,5
3	0,5	16	1,5
4	0,5	8	1
5	0,5	8	1,25
6	0,5	8	1,75

Все втулки имеют одинаковое относительное расположение рядов питателей от торцов подшипника = 0,25.

Эксперименты проводились при давлениях воздуха, подаваемого на смазку Р_s = 0,2 МПа и Р_s = 0,15 МПа. На рисунках 3.10 – 3.17 представлены экспериментально зависимости коэффициента несущей способности от относительного эксцентриситета для втулок № 1, № 2, № 3 при давлении наддува воздуха 0,2 МПа. На рисунках 3.18 – 3.23 представлены такие же зависимости, полученные при давлении наддува воздуха 0,15 МПа. На рис. 3.24 представлена зависимость коэффициента несущей способности от параметра А, полученная после обработки графиков на рисунках 3.10 -3.17. Зависимость для всех трёх втулок, отличающихся диаметром питателей и количеством питателей в ряду имеет одинаковый характер, что подтверждает вывод теоретического анализа: несущая способность подшипника в основном зависит не от диаметра питателей, их числа и зазора, а от соотношения этих значений, определяемого параметром А.

На рис. 3.25 представлена зависимость коэффициента несущей способности от относительной длины подшипника. При построении этой зависимости использовались результаты экспериментов со всеми втулками. Значения коэффициента несущей способности при построении этого графика принимались максимальные из полученных экспериментально для втулки при относительном

эксцентриситете 0,4. Максимальное значение коэффициента несущей способности у втулок с λ = 1,5. Уменьшение коэффициента несущей способности у втулок с λ = 1,0 и λ =1,25 можно объяснить недостаточным числом питателей в ряду. Расстояние по окружности между питателями большое, по сравнению с расстоянием от ряда питателей до торца подшипника, поэтому между питателями в смазочном слое по окружности подшипника происходит большое падение давления, что вызывает снижение несущей способности. Чтобы этого не происходило, число питателей в ряду рекомендуется определять по формуле

.

Снижение коэффициента несущей способности подшипника с λ = 1,75 обусловлено большой длиной подшипника и ростом окружных перетечек газа в смазочном зазоре подшипника.

Результаты выполненных исследований позволили спроектировать подшипники с наддувом воздуха для турбомашин различного назначения [32, 82, 84, 85, 87, 165, 166, 167, 168, 175, 176, 182, 189, 190, 193, 194, 195, 196, 206, 207, 322, 324].

Рис.3.25. Зависимость коэффициента несущей способности от относительной длины подшипника: ε= 0,4 ; , А=А_опт

3.2. Исследование подшипников с наддувом водяного пара

В работах [113, 130, 273, 314] говорится о возникновении вибрации ротора и эрозии цапф и втулок подшипников, если пар, поступающий в смазочный зазор подшипника, близок к состоянию насыщения. С целью проверки возможности работы подшипника при наддуве влажного пара были проведены экспериментальные исследования.

Экспериментальная установка (рис. 3.26) состоит из ротора 2, вращающегося в подшипнике с наддувом пара, с вставленным в корпус 5, который монтируется на массивной раме, лежащей на бетонном основании.

Ротор массой 12,4 кг, диаметром 8010 ^-3 м, выполнен из стали 3. В теле- ротора выфрезерованы специальные лыски, благодаря которым он приводится во вращение сжатым воздухом. По краям ротора сделаны цапфы диаметром 5510^-3 м, для нагрузочных подшипников с наддувом воздуха 1. Поверхность ротора после предварительной цементации закалена до HRC-60 и обработана до шероховатости поверхности R = 0,63 – 0,32 мкм. Втулки подшипника изготовлены из стали 3. Некруглость и нецилиндричность втулок и цапфы ротора менее 10^-5 м. Испытывались втулки с двумя рядами питающих отверстий диаметром 0,8510^-3м и 1,0510^-3 м по 4, 8, 16 отверстий в ряду. Отверстия располагались по длине втулки на расстоянии 1/3 и 1/4 длины  от торцов втулки. Длина втулки 120 10^-3м. Чтобы исключить деформацию втулок, они свободно крепились фланцем 4.

Для исключения протечек пара с торцов втулок уплотнением служила термостойкая резина. В корпусе подшипника находились электронагреватели 16, при помощи которых можно было изменять степень сухости пара и перегревать его, Наличие пара в корпусе подшипника исключало теплообмен пара, текущего в смазочном слое, с окружающей средой. Влажность пара определялась отделителем Карпентера 10. Насыщенный пар давлением до 600 кПа получали в специальном электрическом парогенераторе 11. Перемещение ротора измерялось индикатором часового типа 9 и емкостным датчиком 3. Для измерения скорости вращения ротора на нем с торца крепился маленький стержневой магнит. Вблизи этого магнита помещалась небольшая катушка. При вращении ротора в катушке под действием магнита возникает электродвижущая сила, знак которой зависит от того, какой полюс магнита в данный момент проходит вблизи катушки. Следовательно, вырабатывается напряжение, частота которого равна частоте вращения ротора. Это напряжение подается на вход оси x или y осциллографа. К входу по второй оси подключается генератор звуковой частоты. При частоте генератора, равной частоте вращения ротора, на экране возникает простейшая фигура Лиссажу.

Расход пара на наддув определялся по изменению количества воды в парогенераторе.

Для определения грузоподъемности подшипника производили ступенчатое нагружение через нагрузочные подшипники и индикатором определяли эксцентриситет при различных давлениях наддува.

Максимальная частота вращения ротора при экспериментах достигала 300 с^-1. Вибрация ротора определялась емкостным датчиком. Ввиду влияния капель, сконденсировавшегося на выходе из подшипника пара, были получены только качественные характеристики вибрации ротора. На установке имеется возможность подавать на смазку вместо пара воздух. Проводились сравнительные эксперименты, характер колебаний ротора был тот же, что и при смазке воздухом.

Ротор проработал в подшипниках с наддувом пара около 200 часов. Заметных следов коррозии и эрозии при этом не было. Интересно отметить, что после окончания экспериментов под действием большой влажности воздуха, следы коррозии появились в течение недели.

Вибрация ротора типа "паровой молот" наблюдалась только при прогреве во время пусков, хотя степень сухости пара при экспериментах доходила до 0,94.

Для проверки возможности перевода реального турбопитательного насоса на опоры, смазываемые паром, и исследования эксплуатационных характеристик этих подшипников была изготовлена установка, названная нами натурной. Масса ротора этой установки равна массе ротора турбины насоса и составляет 180 кг. Диаметр цапф равен диаметру турбины турбонасоса в районе уплотнений – 9510^-3 м.

Установка (рис. 3.27) состоит из ротора 1, опорами которого служат два подшипника 2 с наддувом пара аналогичные, показанные на рис. 3.28, и кольцевой подпятник 3. Для самоустановки подшипники монтируются на карданных подвесах 4. Стойки карданных подвесов крепятся к фундаменту. В центре ротора имеется гребень 5, одна сторона которого является пятой, а другой болтами крепится нагрузочный диск 6. Диск устанавливается на ротор по посадке Н7/h6.

По окружности гребня выфрезерованы лыски, при помощи которых ротор приводится во вращение сжатым воздухом. На края ротора насажены втулки из нержавеющей стали 2013. Одна из втулок азотирована на глубину 0,2  10 ^-3 м до твердости HV 1000. Эти втулки являются цапфами опорных подшипников. Некруглость и нецилиндричность их менее 10  10 ^-6 м. Поверхность их имеет шероховатость R = 0,63 - 0,32 мкм. С одного конца в тело ротора встроен стержневой магнит 7, который служит датчиком для измерения скорости вращения ротора.

Работа этой установки оказалась невозможной при отсутствии продувки камеры питания подшипников. Это связано с тем, что расход пара на смазку незначителен и при теплообмене с окружающей средой пар, поступающий в камеру питания, конденсируется. В результате в смазочном зазоре подшипника движется не пар, а вода и цапфа "зажимается " в подшипнике. Продувкой камеры питания это было устранено.

Установка проработала сотни часов. Максимальная частота вращения ротора при экспериментах - 90 с ^-1 .

При осмотре поверхностей цапфы и втулок подшипников после работы установки было замечено, что на поверхность не азотированной цапфы и втулки подшипника, соответствующей этой цапфе, появилось множество мелких царапин. Это вызвано, по-видимому, мелкими частицами окалины, находящийся в трубопроводе, которые вместе с паром попадают в смазочный слой подшипника. Поэтому в реальной машине необходимо фильтровать пар перед поступлением его в подшипник и подшипниковую пару подбирать не только по свойствам температурного расширения, но и по их взаимным антифрикционным свойствам. С поверхностями азотированной цапфы и втулки подшипника, работающего с этой цапфой, видимых изменений не произошло.

Во второй главе показано, что основные характеристики цилинд-рических подшипников с наддувом газа зависят от безразмерных параметров (A, P Для уверенности в получаемых расчетных результатах, необходимо иметь аналогичные зависимости, полученные экспериментальным путем. На основе этих зависимостей можно проверить и уточнить расчетные формулы и создать инженерную методику расчета и проектирования подшипников с наддувом пара. С этой целью изготовлена экспериментальная установка (рис. 3.28), на которой можно получить зависимости грузоподъемности, жесткости, расхода от вышеуказанных безразмерных параметров с минимальными затратами и с приемлемой точностью.

Основными элементами установки являются: подшипник, вал, нагрузочное устройство, устройство для измерения толщины смазочного слоя, конденсатор, трубопроводы и арматура для подвода пара и воздуха, манометры и термометры.

Подшипник состоит из втулки 7, вставленной в корпус 11. Между втулкой и корпусом подшипника находится кольцевая камера, к которой через штуцер, приваренный к корпусу, подводится пар для смазки. Эта камера соединена с образцовым манометром 13 для замера давления пара, идущего на смазку. В нижней части камеры предусмотрена продувка ее через клапан для удаления сконденсировавшейся воды.

Втулка подшипника имеет по краям лабиринтовые уплотнения и камеры для отвода отработавшего в подшипнике пара и подвода воздуха, вследствие чего устраняются протечки пара в помещение. Давление газа в камерах на торцах подшипника, которое можно регулировать, измеряется манометром 10. Конусные места посадки втулки в корпус подшипника тщательно притираются и, для лучшего уплотнения, на них наносится герметик. Со стороны фланца устанавливаются паронитовые прокладки 2, которые подбираются по толщине. В процессе экспериментов можно изменять количество питательных отверстий в ряду, а также менять втулку. Рабочая поверхность втулки имеет шероховатость мкм. Некруглость и нецилиндиричность ее менее 10^-5 м. Втулка и корпус подшипника изготовлены из стали 35. Диаметр втулки 95  10^-3 м.

Для получения нагрузочных характеристик при различных зазорах, а следовательно, и различных параметрах A изготовлено десять сменных валов 4, диаметры которых отличаются друг от друга на 20  10^-6 м. Благодаря этому в процессе эксперимента с одной втулкой подшипника можно изменять радиальный зазор от 10  10^-6 до 100  10^-6 м. С целью согласования температурных расширений валы изготовлены из того же материала, что и втулки подшипника. Некруглость и нецилиндричность валов менее 10^-5 м. Шероховатость поверхности мкм. По краям валов предусмотрены посадочные места для втулок, через которые на валы передается нагрузка.

Нагрузочное устройство служит для создания регулируемой нагрузки на подшипник и измерения её. Оно состоит из поршня 16 диаметром 100  10^-3 м, изготовленного из бронзы ОФ-10-1, который под действием сжатого воздуха перемещается в цилиндрическом корпусе 15. Давление воздуха на поршень замеряется образцовым манометром 14, класс точности 0,4. Относительная ошибка при замере нагрузки не превышает 1 %. Нагрузка на вал передается через коромысло 8 и две тяги 9, которые соединены с валом при помощи двух втулок 3 на его концах.

Изменение нагрузки осуществляется изменением при помощи клапана давления воздуха, поступающего в цилиндр.

Устройство для измерения толщины смазочного слоя состоит из двух индикаторов 6 типа МИГ с ценой деления шкалы 1 мкм, установленных в текстолитовых дисках 5, которые крепятся к торцам втулки подшипника. В процессе проводимых ранее экспериментов на установке (рис. 3.26) было замечено влияние на показания индикаторной головки температурных расширений деталей установки. Кроме того, ввиду нежёсткого соединения втулки подшипника к корпусу, к которому крепились индикаторы, на их показания накладывалось перемещение втулки подшипника относительно корпуса под действием нагрузки. Поэтому на этой установке индикаторные головки при помощи текстолитового диска крепятся непосредственно к втулке подшипника и текстолит препятствует нагреву индикаторов при экспериментах. Индикаторы устанавливаются с обоих торцов подшипника, чтобы контролировать возникновение перекосов вала во втулке подшипника.

Отработавший в подшипнике пар отводится в поверхностный конденсатор 1, охлаждаемый водой. При помощи его производилось определение расхода пара на смазку. Расход определялся замером количества сконденсировавшейся воды за фиксированный промежуток времени.

Трубопроводы и арматура для подвода пара и воздуха использовались стандартные. Пар к подшипнику подводится от трубопровода заводской котельной. Давление пара, поступающего в подшипник, регулировалось клапаном. Температура пара замерялась ртутным термометром 12 и хромель-копелевой термопарой.

Клапанами, установленными на подводящем трубопроводе и трубопроводе дренажа, устанавливалось определенное давление в камере питания подшипника. Для проверки влияния показателя адиабаты вещества для смазки, вместо пара можно подавать воздух. Эксцентриситет, изменяющийся под действием нагрузки, определяли при помощи индикаторов. Для этого установка прогревалась, и индикаторными головками измерялся диаметральный зазор, путем перемещения вала снизу до верха при выключенной подаче пара. Затем, убедившись в отсутствии перекосов вала, индикаторы устанавливали на «0», подавали пар на смазку и, регулируя клапаном подачу воздуха на нагрузочное устройство, меняли нагрузку на подшипник, фиксируя показания индикаторов.

Выполнив эксперимент несколько раз, с целью рандомизации, затем повторяли всё, устанавливая индикаторы на «0» заново.

Расход пара на подшипник определяется по количеству воды, сконденсировавшейся в конденсаторе за определенное время.

При установившемся давлении проверяется утечка пара из подшипника в окружающую среду. Давление воздуха в уплотнительных камерах регулируется так, чтобы при минимальном давлении в камере обеспечить отсутствие протечек пара в помещение. Наличие протечек можно проверить прикладыванием холодной металлической пластинки к месту выхода газа из зазора. При наличии в нем водяного пара на пластинке конденсируются капельки влаги.

После проведения экспериментов с одним валом, этот вал заменяется другим, в результате чего изменяется радиальный зазор в подшипнике, а следовательно и параметр А.

Закончив все эксперименты с одним подшипником, устанавливается в тот же подвес другой подшипник, отличающийся или расположением питателей от торцов подшипника 1, или количеством питателей в ряду.

Замеры давления в смазочном слое подшипника производились через отверстия диаметром 0,85  10^-3 м, просверленные в валах.

Некоторые результаты экспериментов представлены в главе 4.

3.3. Определение погрешности экспериментов

При экспериментах нагрузка на подшипник осуществлялась при помощи нагрузочного устройства и определялась по формуле:

.

При этом обусловленные точностью измерений максимальные погрешности величин, входящие в эту формулу, были следующие:

P_н = 4000 Па; D₁ = D₂ = 0,0510^-3 м.

В случае косвенных измерений (в данном случае нагрузка измеряется косвенно) ошибка величины У, если У = f (х₁, х₂,. . . х_n), определяется по формуле 252:

,

а относительная ошибка величины У вычисляется по формуле:

.

Следовательно, при D₁ = 10010^-3 м, D₂ = 1210^-3 м и P_н = 400000 Па

=

.

Точность в данном случае определяется в основном точностью измерения P_н. Коэффициент грузоподъёмности определяется по формуле

.

При этом погрешности измерений:

P_s = 16000 Па; L = 0,510^-3 м; D = 0,0510^-3 м.

Относительная ошибка коэффициента грузоподъёмности, при P_s =10⁶ Па;

.

Точность определения коэффициента грузоподъёмности также определяется точностью измерения давления и является достаточной. Относительный эксцентриситет

.

Погрешности измерений:

м; м;

.

При с = 3010^-6 м; е = 310^-6 м;  = 0,1;

.

При с = 3010^-6 м;  = 0,4;

.

При с = 3010^-6 м;  = 0,8;

.

При с = 7010^-6 м;  = 0,1;

При с = 7010^-6 м;  = 0,4;

.

При с = 7010^-6 м;  = 0,8;

.

При малых радиальных зазорах точность определения относительного эксцентриситета плохая и желательно для определения зазора и эксцентриситета иметь более точный измерительный инструмент.

Конструктивный параметр подшипника определяется по формуле

.

Ошибка определения А в основном определяется погрешностью определения радиального зазора и диаметра питателей, так как остальные величины, от которых зависит конструктивный параметр, определены более точно.

Поэтому при С = 3010^-6 м, d = 0,8510^-3 м, d = 0,0510^-3 м

.

При С = 7010^-6 м

.

Во второй главе было показано, что коэффициент грузоподъёмности является функцией нескольких величин:

W = f(A, ,P_a, , l, k).

Если имеются графические зависимости коэффициента грузоподъёмности от этих параметров, то можно оценить погрешность определения WВ 252. Основное влияние на ошибку коэффициента грузоподъёмности оказывает А и , так как они наименее точно определены. Поэтому ошибку коэффициента грузоподъёмности можно рассчитать по формуле

.

Частные производные и можно определить из соответствующих графиков (рис. 4.3 и рис. 4.8), полученных расчётом по программе, изложенной во второй главе, при

.

(рис. 4.3) и .

.

W = 0,0042.

.

При P_a = 0,04;  = 1,5; C = 3010^-6;  = 0,4; A = 0,133

; .

.

W = 0,0109. .

Из полученных результатов видно, что ошибка определения коэффициента грузоподъёмности в основном обусловлена погрешностью определения относительного эксцентриситета. Точность коэффициента грузоподъёмности при малых радиальных зазорах при данном методе измерений незначительная. Для повышения точности при больших значениях конструктивного параметра можно испытывать подшипники с большим количеством питателей повышенного диаметра в ряду и за счёт этого имеющие большой радиальный зазор.

При определении расходов пара основную погрешность составляли случайные ошибки различной природы.

Средняя квадратичная ошибка определяется по формуле [45, 46, 65];

.

При P_a = 0,01;  = 1,5; A = 0,0237

S_n = 0,04.

При P_a = 0,01;  = 1,5; A = 0,0658

S_n = 0,2.

При P_a = 0,01;  = 1,5; A = 0,148

S_n = 0,3.

Коэффициенты Стьюдента находятся по формуле

.

Определив по этой формуле коэффициенты Стьюдента, находим величины доверительной вероятности. Для доверительного интервала ± X = 0,2 доверительная вероятность 0,999, если S_n = 0,04; доверительная вероятность 0,91, если S_n = 0,2 и доверительная вероятность 0,798, если S_n = 0,3.