Цилиндр с дополнительными деформациями

Далее, во многих случаях, когда речь идет о колебаниях как о дополнительных движениях, налагающихся на основное движение машины (или механизма), соответствующие перемещения можно считать малыми. Это положение, широко применяемое в строительной механике и в теории колебаний упругих систем, достаточно хорошо подтверждается практикой. Оно не применимо в тех случаях, когда возможны значительные относительные перемещения тел (например, качание маятника с большой амплитудой, движение поршня в цилиндре, перемещения от изгиба весьма гибких элементов). Но оно вполне соответствует тем случаям, когда перемещения связаны с упругими деформациями обычных элементов. Предположение о малости перемещений приводит к простым соотношениям при составлении уравнений колебаний. [c.9]

Для примера рассмотрим результаты исследования одной из турбин. Для определения деформаций и их поверочной расчетной оценки двухпоточный цилиндр был оснащен дополнительными датчиками осевых зазоров, установленными в обоих потоках, температурным контролем металла статора и пара, омывающего ротор. На рис. 6.8 представлена схема цилиндра с установкой датчиков и термопар. 100 [c.200]

На рис. 4.19 приведены результаты расчета распределения напряжений в случае бесконечно малой деформации толстостенного цилиндра с отношением внутреннего и наружного радиуса 1 2. Дополнительное напряжение, обусловленное осевой нагрузкой, = Р/л [(/ ) — iY увеличивает напряжения растяжения или сжатия. При этом распределение напряжений в тангенциальном направлении сге становится плоским, что является характерной особенностью для рассматриваемого случая. Такие же закономерности наблюдали [25] и в случае конечной деформации. На рис. 4.20 показано распределение компонентов скорости ползучести трубы (наружный диаметр 50 мм, внутренний диаметр 25 мм) из котельной стали с 0,14 % С при совместном воздействии внутреннего давления и осевой нагрузки. [c.113]

Из сопоставления формул (277) и (283) можно заметить, что при прочих равных условиях (в том числе и при равных значениях / з/го) при обжиме с выходом заготовки в цилиндр требуются большие усилия деформирования из-за влияния дополнительных деформаций изгиба и спрямления. [c.231]

Расчет цилиндра с учетом дополнительных деформаций. Рассмотрим осесимметричную деформацию полых и сплошных цилиндров при постоянных параметрах упругости и наличии дополнительных деформаций. [c.411]

Для повышения точности изделий конструкция клети вальцов мод. 130 выполнена напряженной. Для этого с помощью двух цилиндров с усилием большим, чем усилие вальцовки, постоянно прижимают подушки рабочих валков и растягивают станину. Поэтому во время прокатки дополнительная деформация не появляется. Гидравлические цилиндры с насосной установкой размещены на съемной крышке станины, средняя часть которой является масляным баком. Такое расположение цилиндров и конструкция крышки приняты для того, чтобы во время перевалки при съеме крышки не требовалось разборки гидросистемы. Для поддержания средней части шпинделя в нижнем положении во время съема и установки рабочих валков, а также для разгрузки шарниров шпинделей и во избежание их изнашивания от действия силы тяжести средней части шпинделя для уравновешивания применен механизм пружинного типа. [c.107]

Твердотопливные заряды ракетных двигателей обычно представляют собой толстостенные полые цилиндры, скрепленные с оболочкой двигателя. Внутренний контур поперечного сечения заряда имеет звездообразную форму с острыми углами в вершинах звездообразных вырезов. Наружный контур сечения заряда иногда имеет углубления нри наличии каналов вблизи оболочки. Одной из основных нагрузок, действуюш их на заряд, является внутреннее давление, возникающее при горении топлива. Дополнительные нагрузки создаются изменениями температуры. Полная пространственная задача обычно слишком сложна, чтобы ее можно было решить аналитически или даже экспериментально. Но если пренебречь торцевыми эффектами ), то среднюю часть заряда можно рассматривать как находящуюся в условиях плоской деформации, благодаря чему полезные результаты может дать исследование плоских моделей по форме поперечного сечения заряда. [c.327]

Поскольку температурный перекос цилиндра вызывает деформацию и дополнительные напряжения в металле, в целях обеспечения надежности первый пуск турбины следует производить с полным подводом пара к сопловым сегментам. [c.281]

Вырез замка должен быть сделан с таким расчётом, чтобы у кольца, вставленного в цилиндр, всегда был в замке дополнительный зазор /о (фиг. 8), необходимый для компенсации возможных температурных деформаций кольца. В условиях работы поршневой группы двигателей внутреннего сгорания значения /о я 0,0060- 0,00750, где О выражено в мм. В современных кольцах автомобильных и тракторных двигателей зазор /о от 0,1 до 0,6 мм в зависимости от диаметра цилиндра. Недостаточная величина зазора /ц может [c.823]

Прямым результатом этого будет появление в стенках и в элементах фланцевого соединения горизонтального разъема, напряжений, дополнительных к тем, которые вызываются избыточным давлением пара в цилиндре. В этом случае напряжение в болтах и фланцах горизонтального разъема может достичь предела текучести, в результате чего появятся остаточные деформации и фланцы будут коробиться. Одновременно с этим, как только прекратится свободное расширение обода, после встречи его со стенками цилиндра, продолжающийся рост внутренней части диафрагмы вызовет сжатие лопаТок радиальными силами. Вследствие того, что продольная образующая лопатки не совпадает с радиусом, радиальные силы одновременно со сжатием вызывают изгиб лопаток. Наибольшие изгибающие моменты и напряжения в лопатках получаются в местах заливки в обод и тело диафрагмы. Так как наиболее слабым местом в заделках лопаток являются углы у выходных кромок лопаток со стороны спинки, где чугун ограничен поверхностями, образующими острый угол, то в этих местах могут появляться трещины и происходить выкрашивание чугуна. [c.45]

Часть дополнительных потерь не связана с продолжительностью эксплуатации, а обуславливается пусками или другими тяжелыми режимами. Особенно тяжелым по своим последствиям является тепловой режим при промывке турбины на ходу. Большие термические напряжения и деформации, наступающие в этих случаях, приводят к износу уплотнений вследствие временных искривлений цилиндра, к его короблению и потере плотности. Многие из [c.30]

Как и в рассмотренном простом тупиковом трубопроводе (см. рис. 1.42, а), возмущающее давление, возникшее у начала отвода, распространяясь по нему, развивает вследствие деформации жидкости, а также стенок трубы и цилиндра движение жидкости, волна которой, отразившись от поршня цилиндра, создаст в нем повышение давления сверх возмущающего. Это дополнительное давление затем распространяется к начальному участку трубопровода в виде обратной ударной волны, действие которой, однако, будет смягчено наличием в цилиндре значительного, по сравнению с объемом трубопровода, объема упругой жидкости. Влияние этого объема на величину ударного давления равноценно увеличению периода трубопровода т. [c.99]

Все рассуждения велись до сих пор в предположении, что края диска свободны от действия внешних усилий. Эго предположение обычно не соответствует действительности. Посадка диска на вал выполняется в горячем состоянии или с помощью гидравлического пресса с таким натягом, чтобы деформация отверстия диска, вызванная центробежными усилиями, всегда была меньше, чем обратная ей по знаку, деформация при посадке диска, т. е. чтобы в рабочем состоянии диск плотно сидел на вале. Наружный край диска обычно снабжается ободом для закрепления в нем лопаток турбины, при вращении которого возникают дополнительные центробежные усилия, передающиеся на диск. Таким образом, по наружному и внутреннему краю диска обычно действуют некоторые равномерно распределенные растягивающие или сжимающие усилия. Вызванные этими усилиями напряжения в диске могут быть вычислены по формулам, выведенным для расчета толстостенных цилиндров (формулы (25.9) 144). Складывая напряжения по формулам (25.9), а также (29.9) и (29.10), получаем возможность построить полную картину распределения напряжений во вращающемся диске. [c.498]

Применяются также уплотнительные металлические манжеты (кольца) сплошного сечения, герметизирующая часть которых обычно выполняется в виде заостренного уса (рис. 401, бив). Подобные манжеты применяются для уплотнения поршня и штока силового цилиндра при температурах до 600—700° С. Герметичность при отсутствии давления достигается здесь за счет предварительной деформации заостренного уса. При повышении давления жидкости ус прижимается к сопрягаемо поверхности дополнительно и силой давления. Эти манжеты изготовляют из бронзы и мягкого чугуна при работе в паре со стальным азотированным цилиндром. [c.643]

В обычном случае мембрана, прижатая давлением газов к верхнему сферическому седлу, вследствие температурной деформации создает дополнительное усилие, прижимающее ее к контакту. Поэтому момент отрыва наступает несколько позже, чем уравниваются давления в цилиндре и полости датчика, что вносит ошибку в результаты замера. Если внутреннее седло изготовить плоским, то для мембраны, не потерявшей еще устойчивости из-за температурных напряжений, описанное явление не наблюдается. Разрыв контактов будет соответствовать уравниванию давлений. Однако для мембраны, потерявшей устойчивость, в этом случае будет обратная картина — отрыв мембраны от контакта может наступить ранее уравнивания давлений. Подбор опытным путем соответствующей конфигурации внутреннего седла (фиг. 127) обеспечивает наиболее точное совпадение размыкания контактов датчика с моментом уравнивания давлений в реальных условиях работы на двигателе. [c.183]

Неравномерность деформации в результате трения приводит также к появлению дополнительных напряжений и может привести к изменению схемы напряженного состояния в отдельных частях тела. Так, при осадке схема основных напряжений — всестороннее сжатие. С момента образования бочкообразности участки Ш (см. рис. 90) частично выходят из зоны непосредственного обжатия, а центральная часть обжимается, стремится увеличить диаметр и распирает охватывающую ее внешнюю часть (участки III) как обойму, вызывая в ней дополнительные напряжения растяжения по окружности (тангенциальные напряжения) во внутренней зоне появятся дополнительные тангенциальные напряжения сжатия. Этим объясняется появление трещин по образующим осаживаемого цилиндра, например при известном методе испытания на осадку, применяемом в прокатном производстве. [c.200]

Корпус двигателя с таким расположением цилиндров имеет достаточно высокую жесткость, тем не менее в данном двигателе принят ряд дополнительных конструктивных мер для ее повышения. Крышки коренных подщипников, кроме обычного крепления двумя шпильками, стягиваются с обеих сторон со стенками блок-картера поперечными винтами, что существенно уменьшает деформации и искажение формы опор коленчатого вала. Поперечные перегородки чугунного блок-картера, усиленные ребрами жесткости, проходят по всей высоте и связывают верхние и нижние плиты и стенки блока, образуя коробчатые отсеки. Дополнительную жесткость придает горизонтальная стенка, соединяющая верхние грани обоих рядов цилиндров. [c.232]

Основное требование к картеру — возможно большая жесткость. При недостаточной жесткости под влиянием действующих нагрузок могут быть значительными деформация картера и его вибрация, вследствие чего может нарушиться соосность коренных подшипников. В свою очередь несоосность вызывает дополнительные напряжения в коленчатом валу и ухудшает условия смазки подшипников, а также повышает их износ. Высокая жесткость обеспечивается устройством картера с поперечными внутренними перегородками, отливкой верхней части картера вместе с блоком цилиндров, усиленным оребрением перегородок и боковых стенок. [c.133]

Метод суперпозиции плоских решений. Из данного состояния плоской деформации сплошного цилиндра можно при дополнительном условии симметрии упругих полей получить некоторое осесимметричное состояние. Достигается это путем суперпозиции плоских решений, осуществляемой вращением плоского деформированного состояния, эквивалентной с аналитической точки зрения некоторому интегральному преобразованию. Обратный переход от осесимметричного состояния к вспомогательному плоскому осуществляется посредством некоторого линейного перемещения данного осесимметричного состояния. [c.631]

Первая ошибка. Гайки затягивают неравномерно и чрезмерно большим усилием, что совершенно недопустимо. Дело в том, что корпусные детали, особенно у форсунки дизеля ДЮО, имеют тонкие стенки, поэтому их жесткость слишком мала. У старательно закрепленной форсунки корпусные детали деформируются настолько, что игла распылителя (или толкатель) начинает заедать и форсунка не впрыскивает топлива в туманообразном виде, а льет его ручьем. В результате после пуска дизеля отдельные цилиндры или не работают, или в них происходит пропуск вспышек. Чтобы уменьшить деформацию деталей, начиная с 1972 г., форсунки на дизеле ДЮ0, крепят при помощи дополнительного фланца (рис. 217). Фланцевое крепление обеспечивает передачу усилия на корпус форсунки по его оси в плоскости, совпадающей с осью резьбы штуцера подвода топлива. [c.266]

Широкое распространение в дизелестроении получили конические кольца с опорным цилиндрическим пояском (см. табл. И, а) и трапециевидного несимметричного сечения с цилиндрической или конической образующей (см. табл. 11,6). Эти кольца могут обеспечить хороший контакт и повышенное удельное давление за счет узкой цилиндрической поверхности (см. табл. 11,6), за счет дополнительной силы от давления газов. Эта сила поворачивает кольцо и прижимает его к зеркалу цилиндра и канавке поршня не по поверхностям, а по кромкам. Конические кольца уменьшают расход масла, по имеющимся экспериментальным данным, в 2 раза, а также возможность прорыва газов. Технология их изготовления значительно проще, чем трапецеидальных. Недостатком этих колец является то, что при деформации чаще нарушается контакт между ними и стенкой цилиндра. [c.176]

Решение для упругого цилиндра с дополнительными деформациями необходимо знать при расчете с учетом пластичности и ползучести. В некоторых случаях такое решение имеет и самостоятельное значение (например, при расчете остауечных напряжений после структурных превращений и т. п.). [c.411]

Третьей характерной кривой является график зависимости между напряжением и деформацией для определенного момента времени. Ясно, что для любого момента времени этот график будет представлять собой прямую линию с постоянным углом наклона. Линейная зависимость напряжений от деформаций (В каждый момент времени есть следствие неявного предположения о линейности моделей, состоящих из пружин и цилиндров с поршнями. Эта линейная зависимость в общем случае очень важна при исследовании напряжений и деформаций поляризационно-оптическим методом, так как она позволяет распростра- нить результаты, полученные на моделях из вязкоупругого материала, на натуру из упругого материала. Большая часть вязкоупругих материалов обладает линейной зависимостью между напряжениями и деформациями в определенных пределах изменения напряжений и деформаций (или даже времени). Существуют и нелинейные вязкоупругие материалы, полезные в некоторых специальных задачах. Однако в большинстве случаев приходится выбирать материал с линейной зависимостью между напряжениями и деформациями и следить за тем, чтобы модель из оптически чувствительного материала не выходила в ходе испытания за пределы области линейности свойств материала. При фотографировании картины полос момент времени для всех исследуемых точек оказывается одним и тем же. Если используются дополнительные тарировочные образцы, то измерения на них необходимо проводить через тот же самый интервал времени после приложения нагрузки, что и при исследовании модели. Читатель, желающий подробнее ознакомиться с использованием расчетных моделей для анализа свойств вязкоупругих материалов, может обратиться к другим публикациям по данному вопросу, в частности к книге Алфрея [1] ). [c.122]

При испытаниях на разрыв полых цилиндров из кристаллического материала, именно из среднеуглеродистой стали, при сложном напряженном состоянии Е. Дэви ) произвел некоторые наблюдения, из которых удалось установить, что характер разрушения зависит от величины той энергии, которая накопляется жидкостью (маслом), используемой для передачи давления на образец. Полые цилиндры с закрытыми или открытыми торцами были подвергнуты внутреннему гидростатическому давлению. В одной серии испытаний цилиндры были соединены с большой трубой из прочной стали, которая служила в основном лишь резервуаром для накопления больших дополнительных количеств энергии, содержавшейся в нагнетаемом масле. Образцы второй серии испытаний не были соединены с этим резервуаром. Разница в количествах энергии не оказала, однако, влияния на поведение образцов при пластических деформациях, и во всех случаях разрушение начиналось с образования короткой трещины сдвига в осевом направлении вдоль плоскости, наклоненной под углом 45° относительно поверхности цилиндра и параллельной его оси. Лишь после того, как масло начинало вытекать через образовавшуюся трещину сдвига, в поведенип образцов обнаружилось ясное различие. В образцах, соединенных с резервуаром давления, скорость распространения трещины быстро возрастала до такой величины, что разрушение путем сдвига переходило в разрушение отрывом по плоскости, перпендикулярной боковой поверхности цилиндра. В тех испытаниях, где запасы энергии жидкости оказывались небольшими, сохранялось разрушение путем сдвига. На фиг. 149 представлено разрушение путем отрыва в виде елочки , а [c.214]

Посадки с натягом. Посадки Н7/р6 и Р7/И6 характеризуются мини-мальны.ми гарантнровагшыми натягами. Вал изготовляют по 6-му квалитету, а отверстие - по 7-му. Применяют для неподвижных соединений, передающих сравнительно малые осевые усилия или небольшие по величине крутящие моменты сопряжений с тонкостенными деталями, не допускающими больших деформаций, или с деталями из цветных металлов и легких сплавов центрирования тяжелонагру-женных деталей с дополнительным их креплением. Примеры клапанные седла в гнездах блоков цилиндров двигателей внутреннего сгорания, зубчатые колеса на валах с дополнительным креплением шпонками, винтами и штифтами. [c.97]

Под действием давления газов в цилиндрах двигателя и сил инерции поступательно и враща-тельно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма, гидродинамических сил в смазочных слоях подшипников, коленчатый вал, опирающийся на податливые опоры, упруго деформируется, вызывая сложные движения шеек вала и линейные и угловые перемещения опор и связанных с ним частей блока цилиндров, которые в свою очередь приводят к изменению гидродинамических процессов в смазочных слоях и к дополнительным деформациям коленчатого вала и опор. Очевидны прямые и обратные связи трибомеханического характера. [c.462]

НОГО металла. При расчете принимается, что распределение начальных деформаций однородно по зоне перфорации, вне зоны перфорации начальные деформации равны нулю (см. рис. 6.2). При решении плоской задачи необходимо отразить отсутствие искривления образующей коллектора АВ (см. рис. 6.2), по которой производится мысленная разрезка цилиндра. Для этого вводятся дополнительные граничные условия, обеспечивающие отсутствие искривления торцов развертки (искривление линий А В w А"В" рис. 6.2)]. Обеспечение таких граничных условий производится с помощью метода, изложенного в разделе 1.3. [c.336]

Используя принцип дополнительной виртуальной работы, можно предложить приближенный метод решения задач теории упругости. Такой подход аналогичен сформулированному в 1.5 и может быть назван обобщенным методом Галеркииа. Для простоты будем рассматривать двумерную задачу теории упругости для односвязного тела ). Боковая поверхность тела цилиндрическая, причем образующая цилиндра параллельна оси z, а деформация тела считается не зависящей от координаты г. Также предполагается, что компоненты напряжений т , т уг равны нулю. Остальные компоненты а , Оу и считаются функциями только от X и у и связаны с деформациями при помощи соотношений [c.36]

В месте соединения двух цилиндрических оболочек емкости давления при смещении свариваемых кромок d (рис. 121) кроме безмоментных продольных усилий Si дополнительно возникает внутренний изгибающий момент М. Из условия совместности деформаций соединения двух цилиндров со смещением определено, что в каждой из оболочек в месте смещения действует момент М = l2Sid. В результате запишем максимальные продольные и кольцевые напряжения в сварном соединении с учетом смещения кромок [c.371]

Карман предпринял эксперимент, в процессе которого можно было подвергать цилиндрический образец гидростатическому давлению при одновременном независимом приложении дополнительного осевого напряжения. Оба напряжения можно было варьировать и измерять. Измеряемым параметром деформации было осевое удлинение. В проведенных экспериментах выбранное гидростатическое напряжение поддерживалось постоянным, в то время как квазиста-тическое осевое напряжение изменялось. Постоянные значения гидростатического напряжения имели значения в разных опытах от О до 3260 атм, в то время как увеличивающиеся осевые напряжения, доходившие до значения свыше 5000 атм, всегда превышали гидростатическое давление. (Максимальное давление, которое могло быть достигнуто в цилиндре (куда помещался образец) высокого давления, изготовленный из никелевой стали, имеющем внутренний диаметр 50 мм, было 10 ООО атм). Прибор, с помощью которого достигались гидростатическое давление и упомянутое выше осевое напряжение, не зависящее от гидростатического, показан на рис. 4.38. [c.86]

Задачам кручения стержня, трактуемым как нелинейные задачи теории упругости, посвящен ряд работ советских ученых. При этом обнаружен ряд эффектов, отсутствующих в линейной теории осевая деформация, постоянная для всех точек поперечного сечения, дополнительная плоская деформация, искажающая сечение, и др. см., например. Риз П. М., О некоторых вторичных явлениях при кручении круглого цилиндра. Труды ЦАГИ, вып. 408, 1939. В работе А. Ю. Ишлинского (И ш л и н с к и й А. Ю., О напряженнохм состоянии упругого цилиндра при больших углах круткп, Прикл. матем. и мех. VII, вып. 3 (1943), стр. 223—225) показано, что если прп кручении цилиндра его длина сохраняется неизменной, то он будет подвергаться в целом деформации растяжения.—Прим. ред. [c.399]

В связи с противоречивостью экспериментальных результатов в некоторых работах делались попытки ввести промежуточные условия путем замены шестигранной призмы Кулона двенадцатигранной [4231 (вписанной в цилиндр Мизеса), а также путем коррекции условия Мизеса дополнительными коэффициентами [67 . Г. В. Ужик [451 ] обратил внимание на принципиальное противоречие теории Мизеса — Генки, заключающееся в отрицании возможности остаточных объемных деформаций. Однако, как показали опыты Бриджмена и других исследователей, заметные остаточные объемные деформации подавляющего большинства конструкционных материалов отмечаются лишь при очень высоких гидростатических давлениях. [c.90]

Потенциал скорости обтекания тела с вихревой пеленой может быть представлен в виде суммы регулярной во внешности тела гармонической функции и формального потенциала двойного слоя — в виде соответствующего интеграла по поверхности пелены (формальность состоит в незамк-нутости этой поверхности и,возможно, в ее негладкости, проявляющейся в спиралевидно-коническом скручивании края). Строгое исследование задачи подразумевает установление максимально широкого класса поверхностей, для которых интеграл по поверхности вихревой пелены обладает обычными свойствами потенциала двойного слоя, а также возможность определения формы этой поверхности, исходя из полной системы граничных условий задачи обтекания и условия Жуковского-Чаплыгина. Кроме того, по-видимому, должно выполняться дополнительное условие, что при непрерывной деформации тела в бесконечный цилиндр составляющая потенциала скорости, соответствующая вихревой пелене, должна непрерывно преобразовываться в непрерывную ветвь ar tg в, где в — полярный угол. [c.171]

Таким образом, если за счет правильной установки давления в цилиндре задней бабки и величины деформации пружины б обеспечить давление детали на опорный торец шпинделя в пределах Ра = 98- -196 Н (10—20 кгс), то при биении базового торца заготовки относительно оси зацентровки 0,3—0,35 мм можно добиться сокращения погрешности формы деталей в 3—4 раза. При этом менее жесткие требования предъявляются и к глубине зацентро-вочных отверстий, которая при прочих равных условиях может колебаться в пределах 0,25—0,3 мм, что при базировании детали на жесткий передний центр в большинстве случаев бывает недопустимым с точки зрения точности линейных размеров деталей. Все это означает, что предлагаемые мероприятия не предъявляют каких-либо дополнительных жестких требований к точности первой операции, а позволяют при относительно большой погрешности заготовки получить значительный эффект по сокращению погрешности формы деталей. [c.289]

Отказ пружин в работе вызывается в большинстве случаев их просадкой или поломкой. Нередки случаи откола шлифованной части крайних витков. После разборки объекта ремонта у пружин проверяют цельность витков (обстукиванием и визуально) и высоту в свободном состоянии (линейкой, оканчивающейся угольником, или штангенциркулем). У ответственных пружин, таких как компенсирующая пружина регулятора частоты вращения, пружины клапанов цилиндровых крышек, пружина нагнетательного клапана топливного насоса и т.п., дополнительно проверяют перпендикулярность опорных плоскостей к геометрической оси (с помощью обьиного угольника) и упругость (прибором). Известно, что сила упругости пружины прямо пропорциональна ее деформации или прогибу. Сила упругости пружины воспринимается поршнем, сжимающим масло в цилиндре прибора давление мас- [c.118]

При выборе передаточного числа учитывают условия работы тормоза на крутом затяжном спуске, когда длительно не производится полный отпуск и поэтому авторегулятор не уменьшает выход штока. В таком режиме торможения общий расчетный объемный износ чугунных тормозных колодок, действующих на одно колесо, может достигать 250 см (это значение поддается расчету и подтверждается экспериментально). С учетом выхода штока тормозного цилиндра Яупр от упругих деформаций рычажной передачи и дополнительного хода поршня от износа тормозных колодок общий выход штока не должен превышать Из этого условия [c.180]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...