Содержание к диссертации
Введение
1. Обоснование актуальности работы и вопросы, выносимые на защиту
2. Состояние исследшюп) вопроса и постановка задачи .
2.1. Исследование роликоподшипников с пустотелыми роликами
2.2. Изучение вопросов смазки, охлаждения и трения в роликоподшипниках ГТД
3. Теоретические предпосылки по оценке мощности, расходуемой на привод роликоподшипников гтд с пустотелыми роликами
3.1. Структурная формула для оценки суммарных затрат мощности на привод подшипника .
3.2. Оценка осредненной нагрузки на каждую контактную поверхность
3.3. Вывод структурной формы критериального уравнения для расчета коэффициента сопротивления трения .
4. Теоретическое и экспериментальное исследование напряженного состояния полых роликов роликоподшип ников ГТД
4.1. Теоретическое исследование напряженного состояния полых роликов роликоподшипников ГТД .
4.2. Анализ напряженного состояния полых роликов
4.3. Экспериментальное исследование напряженного состояния полых роликов
4.4. Определение площадки контакта полого ролика с наружными кольцами роликоподшипника и максимальных контактных напряжений в ней
4.5. Методика расчета прочности полого ролика .
5. Экспериментмьное исследование теплового рекима роликоподшипников гтд с пустотелыми роликами .
5.1. Описание экспериментального стенда
5.1.1. Общие технические данные стенда
5.1.2. Объекты исследования
5.1.3. Краткое описание и принцип работы систем стенда
5.2. Программа экспериментального исследования
5.3. Методика проведения экспериментов
5.4. Оценка погрешностей замеряемых параметров
5.4.1. Определение погрешностей замера суммарных затрат мощности на привод подшипников 5.4.2. Оценка погрешности замера температуры .
5.4.3. Оценка погрешности замера прокачки масла через подшипник .
5.4.4. Точность оценки гидродинамических потерь мощности
5.4.5. Оценка погрешностей расчета осредненной нагрузки на каждуи контактную поверхность
5.4.6. Погрешность определения потерь мощности на трение
5.5. Экспериментальное исследование суммарных затрат
мощности на привод и их составляющих в ролико
подшипниках ГТД с пустотелыми роликами
6. Расчет тепіового режима с пусто телыми роликами
6.1. Получение расчетной зависимости для оценки суммарных затрат мощности на привод роликоподшипников
6.2. Необходимые и достаточные условия гидродинамического подобия течения жидкости в зазорах и каналах роликоподшипников с пустотелыми роликами
6.3. Экспериментальное доказательство существования гидродинамического подобия течения жидкости в зазорах и канале подшипников, а также обобщенного характера полученных зависимостей для расчета QTp и ЗД
6.4. Методика расчета теплового режима роликоподшипников опор роторов ГТД с пустотелыми роликами .
6.5. Результаты расчетов тепловых режимов газотурбинных роликоподшипников с пустотелыми роликами
6.6. Документы, подтверждающие внедрение методики расчета прочности полого ролика и теплового режима роликоподшипников ГТД с пустотелыми роликами в Союзных предприятиях
7. Основные выводы
Литература .
- Состояние исследшюп) вопроса и постановка задачи
- Структурная формула для оценки суммарных затрат мощности на привод подшипника
- Теоретическое исследование напряженного состояния полых роликов роликоподшипников ГТД
- Описание экспериментального стенда
Введение к работе
Опыт дальнейшего развития и совершенствования газотурбинных двигателей (ГТД) показывает, что гарантийный срок службы подшипников опор их роторов в своем росте значительно отстает от ресурса двигателей в целом и нередко является определяющим фактором, ограничиващим время эксплуатации ГТД.
Значительное увеличение частот вращения, нагрузок и температур подшипниковых опор современных ГТД привело к тому, что они стали одними из самых напряженных узлов двигателей.
Существенным резервом улучшения эксплуатационных характеристик подшипников и, следовательно, повышения надежности и долговечности всего двигателя в целом, является дальнейшее совершенствование конструкции подшипников. В подшипниковой промышленности к настоящему времени накоплен значительный опыт по применению новых конструкций сепараторов, тел качения и оптимизации форм контактирующих поверхностей для повышения сроков службы подшипников.
Одним из направлений повышения работоспособности роликоподшипников ГТД является применение роликоподшипников с пустотелыми роликами.
Подшипники качения с пустотелыми роликами имеют массу на 15...20 % меньше по сравнению с серийными подшипниками, могут воспринимать ту же нагрузку и работать на повышенных частотах вращения.
При этом увеличение площади контакта приводит к снижению контактных напряжений между телами качения и беговыми дорожками колец и, следовательно, к увеличению допустимого числа циклов нагружения. Кроме того, полость внутри ролика способствует лучшему отводу выделяющегося при работе подшипника тепла, а повышенная податливость роликов на их концах позволяет компенсировать возможный перекос колец подшипников. Податливость полых тел качения обеспечивает демпфирование при наличии волнистости и эксцентричности дорожек качения колец подшипников, что ведет к уменьшению уровня вибрации.
Следует отметить, что имеющиеся исследования подшипников с пустотелыми роликами как у нас в стране, так и за рубежом, касаются в основном оценки прочности, методов определения износа, распределения нагрузки и подбора монтажных зазоров сГ . Ни один из авторов, по имеющимся у нас сведениям, не решал задачи оценки теплового режима этих подшипников, хотя многие при этом подчеркивали необходимость таких исследований.
Существующие методы расчетов роликоподшипников ГТД с пустотелыми роликами не оценивают теплового состояния подшипников и, следовательно, не учитывают возможного понижения их работоспособности при эксплуатационных температурах, приближающихся к температуре отпуска материала, из которого они изготовлены. В случае применения подшипников, изготовленных из теплостойких материалов, нарушение расчетного температурного режима может явиться причиной потери работоспособности из-за недопустимых изменений расчетных внутренних зазоров в подшипниках.
Таким образом, исследование работоспособности роликоподшипников ГТД с пустотелыми роликами и разработка методов расчета их теплового режима является важной и актуальной задачей.
Основной целью данной работы явилось экспериментально-теоретическое исследование работоспособности подшипников ГТД с пустотелыми роликами и разработка на основе полученных результатов инженерной методики расчета их теплового режима с учетом допустимой, с точки зрения прочности, степени пустотелости.
Общая методика выполнения работы. Для оценки напряженно-деформированного состояния пустотелого ролика использован путь теоретического исследования с последувдей проверкой полученных результатов экспериментальным путем.
Учитывая трудности разработки методики оценки теплового состояния изучаемых подшипников с пустотелыми роликами на основе лишь теоретических предпосылок, был использован путь экспериментально-теоретического исследования с обобщением опытных данных методами теории подобия.
Научная новизна полученных результатов состоит в том, что можно оценить поле напряжений пустотелого ролика не только в зоне контакта, но и в любой точке; определить возможную степень пустотелости ролика, обеспечивающую его надежную работу на изгиб; определить площадь контактной поверхности пустотелого ролика с наружным кольцом подшипника при различных усилиях и геометрических размерах; определить наибольшее напряжение, возникающее в центре контактной площадки.
Впервые выполнено экспериментально-теоретическое исследование теплового состояния подшипников ГТД с пустотелыми роликами.
Установлен характер влияния степени пустотелости на величину затрат мощности на трение в подшипниках.
Предложена методика расчета осредненной нагрузки на каждую контактную поверхность по образующей ролика за один оборот.
Показано, что в каналах и зазорах геометрически подобных подшипников ГТД с пустотелыми роликами существуют условия гидродинамического подобия течений жидкости.
Впервые получено обобщенное уравнение подобия для расчета потерь мощности на трение в подшипниках с разной степению пустотелости роликов.
На основании выполненных исследований разработана инженерная методика, позволяющая оценивать тепловой режим подшипников ГТД с пустотелыми роликами.
Практическая значимость данной работы состоит в том, что ее результаты позволяют:
- определить допустимую степень пустотелости, оценить деформацию и действующие напряжения в пустотелом ролике;
- производить тепловые расчеты подшипников ГТД с пустотелыми роликами разных размеров и с различной степенью пустотелости как в проектировочном, так и в проверочном вариантах.
Практическое использование методики расчета приводит к снижению времени на проектирование и доводку подшипниковых узлов ГТД, к повышению их работоспособности и, как следствие, к увеличению надежности и долговечности самих ГТД,
На защиту выносятся следующие основные вопросы:
1. Результаты теоретическо-экспериментального исследования по оценке сложно-напряженного состояния пустотелого ролика и разработанные на его основе методика выбора допустимой степени пустотелости и методика расчета ширины площадки контакта и напряжений, действующих на ролик.
2. Результаты экспериментального исследования по установлению характера влияния нагрузки, частоты вращения, степени пустотелости, температуры масла, внешнего теплового потока на изменение суммарных затрат мощности и их составляющих на привод подшипников.
3. Результаты анализа методами теории подобия системы уравнений, описывающей неизотремическое течение вязкой несжимаемой жидкости в зазорах между пустотелыми роликами и беговыми дорожками колец, и полученная на его основе структурная формула для коэффициента сопротивления трения.
4. Установленное обобщенное выражение подобия для оценки суммарных затрат мощности на привод подшипников ГТД с пустотелыми роликами.
5, Инженерная методика расчета теплового режима подшипников опор ТТЛ с пустотелыми роликами.
Состояние исследшюп) вопроса и постановка задачи
Опыт дальнейшего развития и совершенствования газотурбинных двигателей (ГТД) показывает, что гарантийный срок службы подшипников опор их роторов в своем росте значительно отстает от ресурса двигателей в целом и нередко является определяющим фактором, ограничиващим время эксплуатации ГТД.
Значительное увеличение частот вращения, нагрузок и температур подшипниковых опор современных ГТД привело к тому, что они стали одними из самых напряженных узлов двигателей.
Существенным резервом улучшения эксплуатационных характеристик подшипников и, следовательно, повышения надежности и долговечности всего двигателя в целом, является дальнейшее совершенствование конструкции подшипников. В подшипниковой промышленности к настоящему времени накоплен значительный опыт по применению новых конструкций сепараторов, тел качения и оптимизации форм контактирующих поверхностей для повышения сроков службы подшипников.
Одним из направлений повышения работоспособности роликоподшипников ГТД является применение роликоподшипников с пустотелыми роликами.
Подшипники качения с пустотелыми роликами имеют массу на 15...20 % меньше по сравнению с серийными подшипниками, могут воспринимать ту же нагрузку и работать на повышенных частотах вращения.
При этом увеличение площади контакта приводит к снижению контактных напряжений между телами качения и беговыми дорожками колец и, следовательно, к увеличению допустимого числа циклов нагружения.
Кроме того, полость внутри ролика способствует лучшему отводу выделяющегося при работе подшипника тепла, а повышенная податливость роликов на их концах позволяет компенсировать возможный перекос колец подшипников. Податливость полых тел качения обеспечивает демпфирование при наличии волнистости и эксцентричности дорожек качения колец подшипников, что ведет к уменьшению уровня вибрации.
Следует отметить, что имеющиеся исследования подшипников с пустотелыми роликами как у нас в стране, так и за рубежом, касаются в основном оценки прочности, методов определения износа, распределения нагрузки и подбора монтажных зазоров сГ . Ни один из авторов, по имеющимся у нас сведениям, не решал задачи оценки теплового режима этих подшипников, хотя многие при этом подчеркивали необходимость таких исследований.
Существующие методы расчетов роликоподшипников ГТД с пустотелыми роликами не оценивают теплового состояния подшипников и, следовательно, не учитывают возможного понижения их работоспособности при эксплуатационных температурах, приближающихся к температуре отпуска материала, из которого они изготовлены. В случае применения подшипников, изготовленных из теплостойких материалов, нарушение расчетного температурного режима может явиться причиной потери работоспособности из-за недопустимых изменений расчетных внутренних зазоров в подшипниках.
Таким образом, исследование работоспособности роликоподшипников ГТД с пустотелыми роликами и разработка методов расчета их теплового режима является важной и актуальной задачей.
Основной целью данной работы явилось экспериментально-теоретическое исследование работоспособности подшипников ГТД с пустотелыми роликами и разработка на основе полученных результатов инженерной методики расчета их теплового режима с учетом допустимой, с точки зрения прочности, степени пустотелости.
Общая методика выполнения работы. Для оценки напряженно-деформированного состояния пустотелого ролика использован путь теоретического исследования с последувдей проверкой полученных результатов экспериментальным путем.
Учитывая трудности разработки методики оценки теплового состояния изучаемых подшипников с пустотелыми роликами на основе лишь теоретических предпосылок, был использован путь экспериментально-теоретического исследования с обобщением опытных данных методами теории подобия.
Научная новизна полученных результатов состоит в том, что можно оценить поле напряжений пустотелого ролика не только в зоне контакта, но и в любой точке; определить возможную степень пустотелости ролика, обеспечивающую его надежную работу на изгиб; определить площадь контактной поверхности пустотелого ролика с наружным кольцом подшипника при различных усилиях и геометрических размерах; определить наибольшее напряжение, возникающее в центре контактной площадки.
Впервые выполнено экспериментально-теоретическое исследование теплового состояния подшипников ГТД с пустотелыми роликами.
Установлен характер влияния степени пустотелости на величину затрат мощности на трение в подшипниках.
Предложена методика расчета осредненной нагрузки на каждую контактную поверхность по образующей ролика за один оборот.
Показано, что в каналах и зазорах геометрически подобных подшипников ГТД с пустотелыми роликами существуют условия гидродинамического подобия течений жидкости.
Структурная формула для оценки суммарных затрат мощности на привод подшипника
Подшипники качения ГТД требуют для своей надежной эксплуатации принудительного подвода к ним значительного количества масла, которое интенсивно перемешивается внутри канала подшипника телами качения и сепаратором.
По закону сохранения энергии мощность, затрачиваемая на преодоление всех сил сопротивлении, практически целиком превращается в тепловой поток, идущий на повышение рабочей температуры подшипника.
Следует отметить, что дифференцированный учет всех слагаемых полного сопротивления движению весьма затруднителен /4.6/. Однако представляется возможной, как и ранее /4.6,6.1/, количественная оценка потерь мощности на привод роликоподшипнжов ГТД с пустотелыми роликами при разделении потерь от всех сил сопротивлений на две определяющие группы: 1) потери, обусловленные всевозможными силами трения, которые будем относить к контакту между телами качения и беговыми дорожками колец - Qrp ; 2) потери от сил гидродинамических сопротивлений, возникающие в результате перемешивания масла телами качения и сепаратором в канале подшипника - Q гадр Тогда суммарные затраты мощности на привод подшипника опре делятся как т/ гидр
Сопротивление движению пустотелых роликов по дорожкам качения внутреннего и наружного колец подшипника при наличии гидродинамической смазки может рассматриваться как частный случай сопротивления течению жидкости в зазорах.При этом, исходим из того,что мощность, затрачиваемая на преодоление гидродинамического трения в зазорах подшипника, расходуется на перемещение (проталкивание) жидкости в этих зазорах /4.6,5.12/.
Осредненная сила сопротивления движению масла в зазорах между телами качения и беговыми дорожками колец может быть записана в виде выражения (в Н): V 2ї-лр1ср б{ -2zC i?-+Sr- С/ / і4, 1/-/, (3.2) где Apt - Сj -р -т- - осредненный по 2 в контактным поверхностям перепад давлений в начале и конце каждого масляного зазора ; С - коэффициент сопротивления трения; if. - скорость течения масла в зазоре, м/с ; S=hL -KL - площадь поперечного сечения зазора, и/е м/е выраженная через характерный линейный размер ролика К - коэффициент пропорциональности ; С" = К- с - коэффициент сопротивления трения, учитываю і щий структуру формулы (3.2). В качестве определяющей скорости, как и ряд других авторов /4.6,6.1/, выберем окружную скорость сепаратора U . Тогда V %-Ц, (3.3) где % - постоянный коэффициент для геометрически подобных подшипников. Осредненная мощность, затрачиваемая на преодоление силы Ficp будет (в Вт): И с, - hcp i -C -VritL U3- Ct-ifL -и (3.4) где С. = С, У - коэффициент сопротивления трения в контакте между роликами и беговыми дорожками колец. Тепловой поток, эквивалентный затрачиваемой мощности на перетекание жидкости в зазорах или, что то же, на преодоление сил сопротивления трения в подшипнике, равен (в Вт) " С " (3-5)
Следует отметить, что коэффициент сопротивления трения является эквивалентным безразмерным параметром трения, так как он включает в свою количественную характеристику потери на дифференциальное скольжение на площадках контакта, упругий гистерезис и другие, количественное разделение которых не представляется возможным.
Рассмотрим вторую группу потерь в газотурбинных роликоподшипниках - потери от сил гидродинамических сопротивлений Qzudp , вызванные интенсивным перемешиванием масла телами качения и сепаратором.
Применение пустотелых роликов, на наш взгляд, не приводит к существенному изменению гидродинамической составляющей суммарных затрат мощности на привод подшипника, которая в значительной степени определяется сопротивлением движению тел качения и сепаратора.
Теоретическое исследование напряженного состояния полых роликов роликоподшипников ГТД
В основу решения поставленной задачи положены труды Д.В. Вайнберга /4.4/. Д.В.Вайнбергом рассмотрена плоская деформация среды, состоящей из двух областей, имеющих общую замкнутую границу. Поле напряжений среды возбуждается любым силовым воздействием, приложенным к свободному контуру. На границе зон принимается контакт первого рода, т.е. соблюдается непрерывность вектора напряжений и вектора смещений при переходе из одной зоны в другую. Силовое поле плоской изотропной области описано функцией напряжений, которая определяется бигармоническим уравнением. Интегрирование бигармонического уравнения при определенных краевых условиях дает решение поставленной задачи. При интегрировании бигармонического уравнения Д.В.Вайнбергом использована теория функций комплексной переменной. Путем предельного перехода, как частный случай объединенной краевой бигармонической контактной задачи, Д.В.Вайнбергом получено решение для свободного кольца, сжатого двумя сосредоточеДля анализа напряженного состояния полых роликов нами произведен расчет на ЭШ значений Ug , JL- , б по уравнениям (4.10), (4.11),(4.12).
По результатам расчета построены зависимости oiQ , d , от утла 9 при следующих степенях пустотелости ролика 4 -= 0,3; 0,45; 0,6; 0,7 (рис. 4.2, 4.3, 4.4): по наружному контуру ролика ёСв и e(j M (рис.4.5, 4.6) - по внутреннему контуру.
Как показывает анализ, разрушащими напряжениями для ролика будут нормальные напряжения положительного знака. Материал роликов типа ШХ выдерживает болыше сжимащие напряжения и незначительные растягиващие нормальные напряжения ( при обязательном пятикратном запасе прочности 84 Н/ммг), нными силами (рис.4.I).
На основании построенных графиков на рисунках 4.2,4.3,4.5, 4.6 можно сказать, что разрушение ролика по наружному контуру может происходить под углом в = 90, а по внутреннему контуру -под утлом в = 0, т.е. в точке приложения силы. Сравнение результатов (рис. 4.2,4.3,4.5,4.6) говорит о том,что при определенной силе на наиболее нагруженный ролик Р0 и геометрических размерах ролика , Lwe наиболее вероятное разрушение ролика будет происходить от растягивающих напряжений з& по внутреннему контуру в точке приложения силы. Растягивающие напряжения Ь? (рис.4.3 и 4.6), имеющие наибольшие значения в зоне приложения силы на ролик как по наружному, так и по внутреннему контуру не представляют опасности, т.к. величина их на три порядка меньше растягивающих значений ов .
Получим графические зависимости otQ от 4 = 1Г ДДО наружного контура ролика при в = 90 от точки приложения силы и для внутреннего контура при в = 0 (рис.4.7,4.8).
Экспериментальное исследование напряженно-деформированого состояния полых роликов проводилось с целью проверки полученных теоретических зависимостей для компонентов напряжений при статическом нагружении.
Для измерения величин деформаций в полом ролике был выбран тензометрический метод измерения, основанный на изменении удельного сопротивления проводника при его растяжении или сжатии.
Этот метод выбран из следующих соображений:
1) метод является наиболее простым по сравнению с другими методами, но тем не менее позволяет достаточно точно определить величину деформации;
2) такой способ измерения деформации не требует сложной измерительной аппаратуры, и работа с ней не требует специальной подготовки оператора;
3) надежность работы тензодатчиков исключает необходимость дублирования измерений, сокращается время эксперимента.
Экспериментальное исследование напряженно-деформированного состояния полых роликов проводилось на механическом прессе ДМ-ЗОМ.
Для предотвращения вдавливания полого ролика в материал пуансона и матрицы на поверхности, контактирующие с роликом, были укреплены победитовые пластины.
Для измерения деформации полого ролика на него наклеивались тензодатчики с измерительной базой I мм в интересующих точках.
Описание экспериментального стенда
Для проведения экспериментальной части работы по исследованию теплового режима подшипников с пустотелыми роликами был модернизирован и доведен стенд, предназначенный для испытания тяжело нагруженных высокоскоростных роликоподшипников. Стенд имитирует условия работы подшипников в газотурбинных двигателях (рис.5.1).
В соответствии с задачами исследования измерялся суммарный момент от сил сопротивлений в подшипниках, температура наружных колец и масла на входе в подшипниковый узел и выходе из него, частота вращения вала и сепаратора подшипника, нагрузка. Экспериментальный стенд позволял проводить опыты с подшипниками различных размеров при разной степени пустотелости роликов.
Основные технические данные стенда представлены в таблице 5.1.
Объекты исследования. В качестве объектов исследования были выбраны геометрически подобные роликоподшипники серии 32000 с посадочными диаметрами
Краткое описание и принцип работы систем стенда. В конструкцию стенда входят: 1) узел испытуемых подшипников, 2) основная маслосистема, 3) вспомогательная маслосистема, 4) система нагружения подшипников, 5) система термометрирования, 6) система тахометрирования, 7) система внешнего подвода тепла, 8) устройство для замера момента от сил сопротивления в испытуемых подшипниках.
Узел испытуемых подшипников (рис.5.2) состоит из трех корпусов. В среднем корпусе установлены два испытуемых подшипника, в боковых - по одному. Конструкция корпусов такова, что каждый из испытуемых подшипников как бы помещен в изолированную от других рабочую полость. В каждую полость автономно подается через три форсунки, равнорасположенные по окружности, и из нее отводится охлаждающее масло. Причем струя масла подается в зазор между сепаратором и внутренним кольцом. Изоляция полостей осуществляется бесконтактными уплотнениями по валу. Внутренние кольца всех всех четырех подшипников посажены на один вал. Для подобных подшипников применяются валы других размеров. Узел в сборе установлен на двух опорах, которые позволяют ему покачиваться относительно вала. Это дает возможность автономно замерять момент от сил сопротивлений во всех четырех испытуемых подшипниках.
Нагружение подшипников осуществляется с помощью гидроцилинд-ра 4, установленного на траверсе, шарнирно связанной с двумя боковыми корпусами. Усилие от поршня передается на два средних подшипника, затем через вал на крайние подшипники и через их корпуса замыкается на траверсе корпуса гидропилиндра.
Для предотвращения осевого перемещения вала используется вспомогательный подшипник 8 который практически не воспринимает радиальной нагрузки, т.к. установлен на резиновых кольцах .7.
Узел испытуемых подшипников нагревается электрическими нагревателями 2, установленными на корпусах.
Основная маслосистема имитирует маслосистему газотурбинного двигателя и имеет все необходимые элементы, обеспечивающие создание условий работы подшипника, реально существующих на ГТД;
В процессе экспериментов требовалось изменять величину прокачки масла через подшипники. Это достигалось регулировкой производительности откачивающих насосов 15 (рис.5.3), дросельними кранами 18,установленными на входе в откачивающие насосы. Поскольку в работающем подшипнике масло сильно вспенивалось, в систему включены воздухоотделитель II и суфлер.
Постояноство расхода масла в процессе эксперимента контролировалось манометром 20, установленным в нагнетающей системе. Охлаждение масла производилось водо-масляным радиатором 9. Разрежение, создаваемое в полостях корпусов подшипников для отсутствия в них масляной ванны, контролировалось пьезометрами 4. рялось на весах 10 . Время заполнения контрольного контрольного объема отсчитывалось ручным секундомером.
Замер прокачки масла производился после каждого изменения параметров испытания на установившемся режиме.
Вспомогательная маслосистема предназначена для охлаждения быстроходных подшипников и зубчатых колес мультипликатора, а также подшипника, предотвращающего осевое смещение вала испытуемого узла. Принципиально она повторяет с некоторым упрощением основную маслосистему.
Система нагружения испытуемых подшипников состояла из винтового гидропресса 2 (рис.5.3), установленного на пульте управления, манометра I, по которому контролировалась величина нагрузки, и гидроцилиндра, установленного на узле испытуемых подшипников.
Система термометрирования предназначалась для измерения температуры масла в баке, на входе в подшипниковый узел и выходе из него, а также для замера температуры наружных колец подшипников. Контрольно замерялась температура масла на выходе из вспомогательного подшипника и мультипликатора. Система состоит из тарированных хромель-копелевых термопар, переключателей ПМТ и прибора ЭПП-09.
Система тахометрирования, предназначенная для измерения частоты вращения вала испытуемых подшипников, состояла из таходатчика ДГЭ-5 и указателя ИСТ2.
В мультипликаторе сделана специальная передача для привода таходатчика с передаточным числом по отношению к приводному валу испытуемых подшипников 1:4. Указатель регистрирует истинную частоту вращения.
