Опоры гидродинамические

В подпятнике с жесткой установкой опорной шайбы в корпусе (рис. 418,1) пята работает по шайбе краями вследствие неизбежных в системе перекосов. В конструкции 2 шайба установлена на сферической опоре, что обеспечивает контакт по всей поверхности трения. Кроме того, шарнирная установка допускает образование клинового зазора, обеспечивающего гидродинамическую смазку. [c.578]

Порядок гидродинамического расчета. При проектировании опор валов размеры dub подшипника выбирают конструктивно на основании опытных данных и в соответствии с результатами расчета вала. [c.442]

При проектировании и постройке гидродинамических передач особенное внимание должно быть уделено конструированию опор, так как от них зависит надежная работа всей передачи. Размеры опор и их вид зависят от действующих сил. Если радиальные силы легко определяются (они равны весу гидропередачи), то определение осевых сил в гидродинамических передачах связано с некоторыми трудностями. [c.42]

Вследствие неравномерности распределения давлений по меридиональному сечению рабочей полости в гидродинамических передачах во время работы возникают осевые усилия, направление и величина которых зависят также от давления подводимой жидкости, конструкции колес и расхода в рабочей полости. Последнее обстоятельство обусловливает конструкцию опор (подшипников), которые должны выбираться с учетом разгрузки валов от этих усилий. [c.236]

Гидродинамические опоры применяются в механизмах, предназначенных для длительной работы. В период разгона и выбега [c.470]

Гидростатические опоры используют как в нагруженных так и не-нагруженных приборных механизмах с небольшими и большими скоростями вращения, так как толщина масляного слоя в них не зависит от относительной скорости вращения. Гидростатические опоры по конструкции сложнее гидродинамических. [c.470]

Расчет. В жидкостных опорах, учитывая вероятность металлического контакта трущихся поверхностей опор, основные размеры (диаметр цапфы, длина подшипника) определяют расчетом, аналогичным расчету опор с трением скольжения (см. 142). В гидродинамических опорах, кроме этого, расчетом определяют минимальную толщину масляного слоя, зависящую от угловой скорости вращения вала, вязкости масла и удельного давления на опору, и необходимую величину зазора между цапфой и вкладышем. В гидростатических опорах задаются числом капиллярных отверстий и, исходя из нагрузки на опору, определяют необходимое давление д смазки, величину зазора между цапфой и подшипником и расход смазки, по которому подбирают насос. [c.471]

Все опоры скольжения должны быть приспособлены для работы в условиях полужидкостного трения, так как при разгоне и выбеге скорость вращения недостаточна для создания подъемной гидродинамической силы, необходимой для всплывания цапфы. [c.328]

Сопротивление при колебаниях. Колебания системы встречают сопротивление. Различают силы внешнего сопротивления (трение в опорах, аэро- и гидродинамическое сопротивление, оказываемое колеблющейся системе внешней средой) и силы [c.66]

При малых скоростях скольжения, не обеспечивающих гидродинамическое трение, или при необходимости особо высокой точности устойчиво применяются гидростатические подшипники, в которых на поверхности трения подводится масло под давлением от отдельного насоса и обеспечивается всплывание вала. Коэффициент трения покоя в гидростатических опорах близок к нулю (в испытательных машинах доводится до одной миллионной) и при небольших скоростях остается весьма малым. К числу достоинств гидростатических подшипников относят удобство статической балансировки вала в опорах. [c.63]

Одной из наиболее ранних опор этого типа является демпферная опора Парсонса (рис. 111.17). В опоре Парсонса вкладыш подшипника 1 помещен внутри нескольких (2—4) стальных стаканов 2, вставленных один в другой с зазором 0,10—0,15 мм. Смазочное масло подается по каналам 3, попадая в зазоры между стаканами. Во время колебаний вкладыша происходит попеременное всасывание жидкости в зазоры и ее вытеснение из них, за счет чего и возникает гидродинамическая сила трения, которая демпфирует колебания. [c.149]

Кривые 1—3 соответствуют частотным характеристикам долей вибрации от продольных, поперечных (в плоскости опорной поверхности) и нормальных к опорам сил, действующих через подшипниковые узлы 4 — доля вибрации, обусловленная взаимной корреляцией рассмотренных сил 5 — доля вибрации от сил магнитного и гидродинамического происхождения, действующих в центре корпусов механизмов 6—8 — доля вибрации от моментов трех взаимно перпендикулярных направлений, действующих на корпус через подшипники. [c.54]

Достоинства турбонасосов (рис. 2.11)—небольшие габариты привода и отсутствие каких-либо вспомогательных контуров, поскольку при использовании в кипящих реакторах они могут устанавливаться непосредственно внутри сепаратора насыщенного пара. Основными узлами турбонасоса являются проточная часть 1 собственно насоса, приводная турбина 6 и подшипниковые узлы. 2, 9 и 10. В качестве подшипниковых опор в турбонасосе применяются гидростатические или гидродинамические подшипники, работающие на перекачиваемой среде. Особенностью такого насоса является возможность работы в широком диапазоне частот вращения ротора например, от 1000 до 8000 об/мин), при поддержании подачи, оптимальной для данного режима работы ЯЭУ. Однако обеспечение устойчивой работы во всем диапазоне частот вращения накладывает дополнительные требования на конструкцию. [c.35]

В качестве опор в ГЦН могут применяться подшипники как качения, так и скольжения. Наиболее важными характеристиками подшипника являются его несущая способность и потери на трение. Несущая способность подшипника качения определяется в соответствии с известными рекомендациями и ограничивается диаметром вала и его частотой вращения [2]. Характеристики подшипников скольжения, которые разделяют на гидродинамические (ГДП) и гидростатические (ГСП), во многом определяются свойствами применяемых материалов и параметрами рабочей среды. Несущая способность гидродинамического подшипника в общем случае ограничена минимально допустимой толщиной смазочной пленки и критической температурой смазки и зависит в основном от частоты вращения вала. Эти подшипники мало чувствительны к изменениям направления вращения и нагрузки. [c.46]

Вал 3 насоса жестко соединен с ротором электродвигателя муфтой 7 и таким образом образована единая сборка, вращающаяся в трех подшипниках. Критическая частота вращения вала в 1,25—1,3 раза превышает фактическую частоту вращения. В качестве нижней направляющей опоры в насосе применен гидродинамический подшипник скольжения 4, смазываемый и охлаждаемый водой, циркуляция которой осуществляется по автономному контуру посредством специального вспомогательного импеллера. В электродвигателе расположены два подшипника качения с масляной смазкой, один из которых рассчитан на восприятие и осевой нагрузки, передаваемой от насоса через соединительную муфту с помощью кольцевых шпонок. Монтаж и демонтаж муфты осуществляются за счет предусмотренного в ней продольного разъема. В самой муфте между торцами валов предусмотрен зазор 370 мм, позволяющий проводить без демонтажа электродвигателя замену узла уплотнения и подшипника ГЦН. [c.154]

Получив для испытываемого ГСП данные по распределению давления в рабочих камерах в зависимости от действующей нагрузки, можно впоследствии (при испытаниях насоса) путем измерения давлений в камерах ГСП экспериментально определить фактические усилия на опорах. Это позволит выявить возможное несоответствие фактических и расчетных усилий и, при необходимости, внести изменения в конструкцию ГЦН. Особенно важно проверить работоспособность ГСП в режимах пуска и на выбеге (при остановке ГЦН). Как правило, необходимый для работы ГСП перепад давления создается основным рабочим колесом ГЦН. Поэтому в период пуска и остановки насоса ГСП имеет переменную грузоподъемность (от нуля при стоящем ГЦН до максимума при достижении номинальной частоты вращения). В то же] время величина реакций на опорах определяется как силами, не зависящими от частоты вращения ГЦН (например, составляющие массы ротора), так и силами, зависящими от нее (например, гидродинамические силы, силы от дисбаланса ротора и др.). Вследствие этого в период пуска или остановки имеют место моменты, когда ГСП работают не во взвещенном состоянии, а как обычные подшипники скольжения. На продолжительность этих периодов влияют характеристики разгона и выбега (зависимость частоты вращения ротора от времени), с одной стороны, и характер изменения реакций на опорах в период разгона и выбега, с другой. Эти обстоятельства приводят к необходимости проверки работоспособности ГСП в режимах пуска и остановки только в составе натурного образца ГЦН путем проведения определенного числа пусков и остановок с последующей разборкой ГЦН и проверкой износа ГСП. [c.233]

Выбор такой закономерности (по квадратной параболе) теоретически оправдывается гидродинамической теорией смазки для случаев вращения валов в опорных подшипниках при постоянной скорости и постоянном по величине и направлению давлении вала на опоры (см. т. 2). [c.8]

Более подробный анализ движения роторов с упруго-демпферными опорами скольжения выполняется представлением гидродинамических сил (при а < 0,3) в виде [c.120]

Хорошо известно влияние демпфирующих свойств механической системы на ее поведение при колебаниях. Эти свойства приобретают особое значение при резонансе, когда амплитуды колебаний оказываются ограниченными именно вследствие демпфирования. Причинами, обусловливающими демпфирование колебаний любой системы, являются сопротивление среды, в которой совершаются колебания (аэро- и гидродинамическое демпфирование), внутреннее трение в материале и, наконец, трение в опорах и сочленениях. [c.209]

В настоящее время имеется ряд смазок, стабильных по отношению к ОРТ и накоплен положительный опыт использования самих ОРТ для смазки подшипников турбин, насосов и электрических генераторов ПТУ. Для опор роторов этих агрегатов применяются гидродинамические подшипники и подшипники качения, [c.13]

Это уравнение является исходным для решения ряда задач гидродинамической теории смазки и уплотнительной техники. В первом случае поверхности имеют постоянную форму, так как они образуются твердыми телами (цапфа и втулка подшипника, опорный подшипник и т. д.). Под действием гидродинамического давления возникает подъемная сила, одна из деталей всплывает над опорой и автоматически устанавливается зазор, соответствующий режиму движения. Подъемная сила среднее давление рср и сила трения P l определяются из уравнения (76) для тех случаев, когда можно установить зависимость зазора б от координаты длины ш,ели. Например, для плоского ползуна (В, /), наклоненного к опоре под углом у, зазор 8 = а — х) tg 7 (см. рис. 68). Интегрирование уравнения dP = р dF дает [c.140]

В работах [142—144] рассматривается вертикальное погружение (V = onst) в несжимаемую жидкость бесконечно длинного симметричного клина, состоящего из упругих пластин с начальной погибью, опертых на несмещаемые опоры. Гидродинамическое давление р определялось на основании гипотезы квазистационарности (см. главу IV) по формуле (10.8) (и = onst), а функция х по формуле (17.20). [c.177]

При расчете неподвижных посадок подбиранзт посадку с натягом из условий при наименьшем натяге соединение должно передавать действующие нагрузки, а при наибольшем натяге — в материале соединяемых деталей не должны возникать остаточные деформации. При расчете подшипников скольжения зазор между цапфой и вкладышем подшипника определяют из расчета, основанного на гидродинамической теории смазки. Зазор в опоре должен обеспечивать полное разделение маслом трущихся поверхностей при заданном режиме работы опоры. По расчетному значению зазора подбирают стандартную посадку. [c.77]

Известны два типа вихрей цилиндрический (переносный), при котором ось вала перемещается параллельно оси подшипника, и конический, при котором ось вала совершает движение по конусу. В зависимости от гидродинамических параметров подшипников, числа II расположения опор и жесткости системы частота вихревого движения может быть равна 1/2, 1/3, 1/4, 2/3 частоты вращения вала. Наиболее изучен и имеет наибольшее значение цилиндрический полускоростной вихрь (частота которого равна 1/2 частоты вращения вала). [c.341]

Упорные подшипники делают в виде опор жи.цкостного трения с гидродинамической или гидростатической смазкой. [c.415]

Целесообразнее реверсивные опоры с промежуточной плавающей шайбой 2 (рис. 412, а), установленной между упорным диском I вала н неподвижной опорной поверхностью 3. На верхней н нижней поверхпюстях шайбы проделаны зеркально обращенные скосы. При вращении упорного диска по часовой стрелке (вид б) масляные клинья образуются па верхней стороне шайбы. На противоположной стороне, где гидродинамический эффект отсутствует, возшгкает полужидкостное трение, удерживающее шайбу относительно опорной поверхности 3. [c.429]

Простейший способ образования одноклиновых опор состоит в придании поверхности диска 1 (рис. 416, а) или опорной шайбы 2 (вид б) регламентированного перекоса относительно плоскости вращения. Между поверхностями образуется клиновидный зазор, расширяющийся в окружном направлении по обе стороны от точки А наибольшего сближения поверхностей и в радиальном направлении по мере приближения к центру. Если угол клина по окружности достаточно мал, то в суживающейся по направлению вращения части зазора возникает гидродинамическое давление, распространяющееся на угол 60° от точки А в сторону, противоположную вращению (заштрихованные площадки). Давление максимально в точке А и падает в окружном и радиальном направлениях по мере увеличения зазора. [c.431]

Таким образом, смешение, необ.ходимое для создания гидродинамического клина, весьма незначительно и при рядовой точности изготовления лежит в пределах допусков. В испо.лненных конструкциях почти всегда наблюдается смещение такого порядка и, следовательно, в большей или меньшей степени обеспечивается гидродинамическая смазка. Главным образом этим п объясняется давно замеченная, но не находившая объяснения повышенная несущая способность шайб на сферических опорах. Регламентируя смещение, можно обеспечить устойчивую гидродинамическую смазку с оптимальными пара.метрамн. [c.434]

Жесткость валов, вращающихся в не-самоустана вливающихся подшипниках скольжения, должна быть достаточной, чтобы обеспечить необходимую равномерность распределения давления по длине подшипников. Расчет валов и подшипников в совместной работе при рассмотрении задачи как контактной и как гидродинамической приводится в специальной литературе. Применяют также упрощенные расчеты, в которых допустимый угол упругой линии вала в опоре (в радианах) выбирают равным минимальному диаметральному зазору в подшипнике, деленному на длину подшипника. Эти расчеты не могут считаться достаточно обоснованными, так как контактные деформации и упругие углы поворота корпусов соизмеримы с зазорами в подшипниках. [c.331]

Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения. Наиболее распространенным типом ответственных подвижных соединений являются подшипники скольжения, работающие со смазочным материалом. Для обеспечения наибольшей долговечности необходимо, чтобы при работе в установившемся режиме износ подшипников был минимальным. Это достигается при жидкостной сма.зке, когда поверхности цапфы и вкладыша подшипника полностью разделены слоем смазочного материала. Наибольшее распространение имеют гидродинамические подшипники, в которых смазочный материал увлекается враш,ающейся цапфой в постепенно сужаю-ш,ийся (клиновой) зазор между цапфой и вкладышем подшипника, в результате чего возникает гидродинамическое давление, превышающее нагрузку на опору и стремящееся расклинить поверхности цапфы и вкладыша. При этом вал отделяется от поверхности вкладыша и смещается по направлению вращения. Когда вал находится (штриховая линия на рис. 9.5) в состоянии покоя, зазор S = D — d. При определенной частоте вращения вала (остальные факторы постоянны) создается равновесие гидродинамического давления и сил, действующих на опору. Положе1ше вала в состоянии равновесия определяется абсолютным е и относительным "/ = 2e/S эксцентриситетами. Поверхности цапфы и вкладыша подшипника при этом разделены переменным зазором, равным /i ,m в месте их наибольшего сближения и Апих = S —/гп,т на диаметрально противоположной стороне. Наименьшая толщина масляного слоя /г и, связана с относительным эксцентриситетом % зависи.мостью [c.212]

ГТри втором способе давление в смазочном слое развивается автоматически без применения насосов. Для этого необходимы специальная конструкция опор (узлов трения) и подбор марки масла в зависимости от скорости скольжения. 7 акие опоры называются гидродинамическими. Механизм образования давления в несущем слое легче всего пояснить на примере плоской опоры (рис. 3.8). Пусть пластина / [c.76]

Переход к формуле для сопротивления изолированного тела при обтекании со срывом струй и с образованием полости за телом, когда ра = р ос, с помощью рассмотрения обтекания тела в цилиндрической трубе без опоры на репюние соответствующих гидродинамических задач провести невозможно. [c.78]

В жидкостных опорах необходимо обеспечить стабильную масляную пленку между трущимися поверхностями, способную выдержать нагрузку, действующую на вал. Существует два способа получения такой пленки. В первом случае масляная пленка создается гидродинамическим эффектом при движении жидкости (масла), затягиваемой в клиновую щель благодаря адгезии (прилипанию к поверхности цапфы) (рис. 4.69, а). Давление, возникающее в масляном слое, зависит от величины зазора, вязкости масла и относительной скорости вращения. Наибольшее давление <7макс. как видно из эпюры (рис. 4.69, а), имеет место вблизи наименьшего зазора Амин- Во втором случае (гидростатические опоры) масло подается [c.469]

Для смазки подшипников, работающих в условиях полужид-костного и жидкостного трения, используют масла турбинные (марок 22, 30, 46), индустриальные (марок 12, 20) и другие в гидродинамических опорах приборов применяют масла турбинное 22, индустриальное 20 и керосин. [c.478]

С абстракцией абсолютно твердое тело мы встречаемся в тех явлениях, для которых масса, форма и размеры тела существенны, но изменения формы - деформации настолько малы, что ими можно пренебречь. На такой абстракции основана вся аэрогидромеханика, так как аэро- и гидродинамические силы весьма чувствительны к размерам и форме самолетов, кораблей и подводных лодок. Следовательно, самолеты и корабли должны быть настолько жесткими, чтобы неизбежно возникающие при их движении деформации вследствие своей малости не влияли существенно на аэродинамические силы, например на лобовое сопротивление или подъемную силу самолета. Таким же образом при определении реакций опор (противодействий) на жесткие балки в строительной практике можно пренебречь малыми деформациями, прогибами. Но всякая абстракция по самой своей сути конкретна, т. е. она относится к определенному кругу явлений и не может автоматически переноситься на явления другого порядка. Например, при изучении внутренних сил в жестких балках, при изучении вопросов прочности нужно строго учитывать те малые деформации, которыми мы пренебрегаем при определении внешних сил - реакций опор. Наука сопротивления материалов так и поступает. Используя методы статики абсолютно твердого тела, определяют внешние силы, а затем изучают внутренние силы и дефор-мащ1и и их связь под действием уже известных внешних сил. Таким образом, задачи сопротивления материалов, как правило, вклю- [c.5]

МИ колебаниями от главных циркуляционных насосов, гидродинамическими усилиями от изменения скоростей и направлений потоков теплоносителя в первом контуре, тепловыми пульсациями от недостаточного перемешивания потоков теплоносителя, вибрациями и колебаниями от сейсмических нагрузок. Сложный спектр высокоскоростных и вибрационных механических и тепловых нагрузок имеет место при различных аварийных режимах, связанных с возможным разрывом главных трубопроводов первого контура и динамическим смещением опор корпуса реактора при мощных землетрясениях и разрывах. Характер и анализ перечисленных выше статических и циклических нагрузок и связанных с ними напряжений приведены в нормах расчета на прочность [1,2]. Перечисленные выше нагрузки создают в корпусах и других злементах первого контура водо-водяных реакторов соответствующие номинальные нагфяжения. Учитывая сложность конструктивных форм этих элементов, неравномерное распределение температур по толщине стенок каждого элемента и между отдельными элементами, а также различие в физико-механических свойствах (коэффициенты линейного расширения, теплопроводность), суммарные местные напряжения могут значительно (в 2—3 раза и более) превосходить номинальные. По данным [1, 2, 6, 23, 29—37], коэффициенты концентрации напряжений а от механических нагрузок (равные отношению местных напряжений в различных зонах корпуса реактора к номинальным напряжениям в гладкой цилиндрической или сферической части) составляют величины порядка 1,5—5. Для некоторых из зон корпуса эти коэффициенты приведены в табл. 1.3. [c.19]

Насосы с гидродинамическичи подшипниками. Первые отечественные насосы для жидкого металла — натрия и сплава натрия с калием (БР-5 и БН-350), а также зарубежные (SRE—РЕР) имели гидродинамические подшипники, у которых нижняя радиальная опора расположена вне рабочей среды (отсюда следует и часто употребляемый применительно к этим насосам термин консольный ), Выбор такой схемы объяснялся тем, что, во-первых, отсутствовал опыт работы радиальных подшипников в жидком металле, а во-вторых, требуемые характеристики насоса позволяли иметь приемлемые размеры консоли. В этом случае в качестве нижней радиальной опоры консольных насосов использовались подшипники качения или скольжения с масляной смазкой. Насосы получались достаточно компактными, с хорошо зарекомендовавшими себя в общем машиностроении подшипниковыми узлами. Существенно также, что такие насосы могли работать и в режиме газодувки при разогреве реактора, что важно для эксплуатации. Для консольных насосов (рис. 2.16) допустимые колебания уровня натрия над колесом в различных режимах ограничиваются длиной консоли. Для уменьшения внутренних паразитных перетечек (с нагнетания на всасывание) выемная часть монтируется в бак по плотным посадкам или с уплотнением (например, в виде поршневых колец). В связи с этим через щелевое уплотнение по валу, а также через зазоры между неподвижными [c.40]

Для иллюстрации сказанного рассмотрим радиальную опору насосов реактора БН-350 (схему насоса см. на рис. 2.16)—цельновтулочный гидродинамический подшипник (рис. 3.7). Он имеет сменную втулку 5, залитую баббитом Б-83. Ответной деталью является напрессованная на вал 1 втулка 6 из углеродистой стали с цементированной рабочей поверхностью. Смазка и охлаждение подшипника осушествляются принудительной циркуляцией масла под давлением [5]. [c.49]

Гидродинамические осевые подшипники составляют самую распространенную группу опор в насосах. Несущая способность у них обеспечивается давлением, создаваемым диском пяты, жестко закрепленным на валу насоса и увлекающим смазку в суживающийся по направлению вращения зазор между диском и подпятником. В герметичных ГЦН гидродинамические осевые подшипники работают на маловязкой водяной смазке (перекачиваемый теплоноситель), и с учетом ограничения по геометрическим размерам подпятник в этих опорах целесообразно выполнять в виде сплошного кольцевого диска. Обеспечить надежность работы осевого подшипника такой конструкции удается за счет малых удельных нагрузок (0,1—0,2 МПа) и подбора эффектив ного профиля рабочей поверхности кольцевого подпятника. [c.51]

Для обеспечения названных условий вращающийся диск 6 разделен на две части, которые соединены между собой так, чтобы свести к минимуму деформации рабочих поверхностей под действием рабочей среды в гидродинамических клиньях [22]. Диск 6 и кольцо 3 контактируют между собой по узкому пояску (линейной опоре). Из расчета следует, что деформация рабочей поверхности указанного составного диска по сравнению с деформацией цельного консольного диска при одинаковой их толщине уменьшаетгя почти в 10 раз. Одновременно с этим для уменьшения температурных деформаций диска 6 приняты меры по его термоизоляции. Полная соплоскостность всех колодок I осуществляется обработкой их рабочих поверхностей за одну установку на станке. При этом каждая колодка имеет необходимую подвижность за счет упругих связей [c.68]

Основные проектные и технологические решения, заложенные в ГЦН, перенесены в конструкцию АЦН, но в качестве опор применены гидродинамические подшипники 2, 7 м 8, смазываемые и охлаждаемые теплоносителем, циркулирующим через вынесенный холодильник 3. Все детали насосов изготовлены из аустенитной нержавеющей стали 10XI8HI0T. Эксплуатация этих ГЦН показала, что они имеют высокую надежность, большой межремонтный период, удобны и просты в обслуживании. [c.133]

Механизмы разгрузки или освобождения опор. Механизмы разгрузки опор широко применяются в шпиндельных узлах и в направляющих механизмов подач (гидростатические, гидродинамические, аэростатические). Они улучшают равномерность движения, КПД, повышают точность шпиндельных узлов и точность позиционирования суппортов [59]. Поэтому эти критерии могут характеризовать качество работы механизмов разгрузки. В поворотных столах и револьверных головках применяют для разгрузки или освобождения направляющих гидро- и пневмоцилиндры. В данном случае особенно важно быстродействие этих механизмов, на которое влияет масса поднимаемого узла, а в механизмах освобождения опор — и величина хода. От качества системы управления зависят потери времени на паузу между подъемом узла над направля ющими и работой поворотно-фиксирующего механизма. Важное значение имеет также предотвращение перекоса стола при его подъеме, что может привести к повышенной неравномерности движения или потребовать увеличения пути подъема и затраты времени. [c.29]

Более совершенны централизованные автоматизированные смазочные системы (ЦАСС), обеспечивающие подвод заданного количества жидкого или пластичного смазочных материалов к большому числу точек смазывания опор или узлов трения, работающих на переменных режимах, с частыми остановками, в условиях, когда невозможно обеспечить газо- или гидродинамическую смазку узлов трения [1]. [c.246]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...