This paper describes the main advantages of hydrostatic dynamic bearings of the double type, which have several lubricant films. It is indicated that they have an increased carrying capacity, by 1.8 times, and an extended range of stable operation, by 1.5 times, compared to conventional sleeve bearings with one lubricating film. The importance of determining the thickness of the bearing disk has been demonstrated, as it affects its durability. The goal was to investigate the impact of changes in the operational and structural parameters of a double bearing on the thickness of its disk. A sequence for determining the disk thickness has been proposed, including a joint solution to Reynolds equations, the balance of work fluid flow rate, as well as determining the loads acting on a bearing disk, which makes it possible to rationally assign the thickness of the bearing disk. The most common and effective methods of successive approximations have been used in the numerical implementation of Reynolds equations and flow rate balances. The action of centrifugal forces caused by the rotation of the disk has been taken into consideration in determining the total load acting on the bearing disk. The bending strength of the bearing disk was considered under its exposure to the total load. It was noted that due to the high flow rate of the working liquid pumped through the bearing, and the small change in the temperature of the liquid inside the bearing, the temperature deformations of the disk were not taken into consideration. The magnitude of change in the thickness of the double bearing disk has been determined, caused by the action of centrifugal forces in the examined range of angular speeds of the disk's rotation with the shaft. The reported results could be especially useful in the design of rotor supports for nuclear power plants where bearings have large dimensions, as well as for other units in power plants.

Приведены основные преимущества гидростатодинамических подшипников сдвоенного типа, имеющих несколько смазочных пленок. Указано, что они обладают повышенной несущей способностью в 1,8 раза и расширенным диапазоном устойчивой работы в 1,5 раза в сравнении с обычными втулочными подшипниками, имеющими одну смазочную пленку. Показана важность определения толщины диска подшипника, так как она влияет на его прочность. Поставлена цель исследовать влияние изменения эксплуатационных и конструктивных параметров подшипника сдоенного типа на толщину его диска. Предложена последовательность определения толщины диска, включающая совместное решение уравнений Рейнольдса, баланса расходов рабочей жидкости и определение нагрузок, действующих на диск подшипника, которая позволяет рационально назначать толщину диска подшипника. Применены наиболее распространенные и эффективные методы последовательных приближений при численной реализации уравнений Рейнольдса и баланса расходов. Учтено действие центробежных сил, обусловленных вращением диска, при определении суммарной нагрузки, действующей на диск подшипника. Рассмотрена изгибная прочность диска подшипника при действии суммарной нагрузки. Отмечено, что в силу большого расхода рабочей жидкости, прокачиваемого через подшипник, и малого изменения температуры жидкости внутри подшипника, температурные деформации диска не учитывались. Выявлена величина изменения толщины диска подшипника сдвоенного типа, вызванная действием центробежных сил, в исследуемом диапазоне угловых скоростей вращения диска с валом. Результаты работы могут быть особо полезными при проектировании опор роторов для атомных электростанций, где подшипники имеют большие габариты, а также для других агрегатов энергоустановок

Наведено основні переваги гідростатодинамічних підшипників здвоєного типу, що мають кілька мастильних плівок. Вказано, що вони володіють підвищеною несучою здатністю в 1,8 рази і розширеним діапазоном стійкої роботи в 1,5 рази в порівнянні зі звичайними втулковими підшипниками з однією мастильною плівкою. Показана важливість визначення товщини диска підшипника, так як вона впливає на його міцність. Поставлено мету дослідити вплив зміни експлуатаційних і конструктивних параметрів підшипника здоєного типу на товщину його диска Запропоновано послідовність визначення товщини диска, що включає спільне рішення рівнянь Рейнольдса, балансу витрат робочої рідини і визначення навантажень, що діють на диск підшипника, яка дозволяє раціонально призначати товщину диска підшипника. Застосовані найбільш поширені і ефективні методи послідовних наближень при чисельній реалізації рівнянь Рейнольдса і балансу витрат. Враховано дію відцентрових сил, обумовлених обертанням диска, при визначенні сумарного навантаження, що діє на диск підшипника. Розглянуто згинна міцність диска підшипника при дії сумарного навантаження. Відзначено, що в силу великої витрати робочої рідини, що прокачується через підшипник, і малого зміни температури рідини всередині підшипника, температурні деформації диска не враховувалися. Виявлено величину зміни товщини диска підшипника здвоєного типу, яка викликана дією відцентрових сил, в досліджуваному діапазоні кутових швидкостей обертання диска з валом Результати роботи можуть бути особливо корисними при проектуванні опор роторів для атомних електростанцій, де підшипники мають великі габарити, а також для інших агрегатів енергоустановок