Размеры Напряжения в зубьях

Базой для расчета служит формула Герца. При = 2 15.10, 2 = 0,9. 10 кгс/см и известных размерах передачи контактное напряжение в зубьях колес из бронзы и чугуна (в кгс/см°) [c.653]

После определения размеров передачи значения К. уточняются и, если необходимо, производится проверка напряжений в зубьях. [c.155]

После определения размеров передачи следует уточнить значение коэффициента и проверить расчетные ра чие напряжения в зубьях колес. В случае, если окажется, что /Ск/Сд > 1,6, следует уменьшить ширину колес с соответствующим перерасчетом остальных параметров передачи. При проверочном расчете зубчатых передач коэффициент нагрузки уточняют по формуле [c.96]

При проектировании зубчатых передач в зависимости от задач различаются два метода расчета 1) проверочный расчет при известных габаритах передачи определяются напряжения в зубьях и сравниваются с допускаемыми 2) проектный расчет по заданным нагрузкам определяются размеры передачи. [c.139]

После определения размеров передачи следует уточнить значение коэффициента нагрузки по табл. 3.4—3.6 и проверить расчетные напряжения в зубьях по формулам 3.2, 3.3. Если окажется, что /Скц > 1,6, следует уменьшить ширину колес. [c.50]

После определения размеров передачи значения К уточняются и, если необходимо, то производится проверка напряжений в зубьях [см. формулы (10.47) — (10.50)]. [c.257]

Замечено, что напряжения в ободе гибкого зубчатого колеса уменьшаются с увеличением ширины впадины до размеров, близких или больших толщины зубьев. Эвольвентные зубья с широкой впадиной можно нарезать инструментом с уменьшенной высотой головки зуба. Профиль эвольвентных зубьев с широкой впадиной принят как основной для отечественного стандартного ряда волновых редукторов общего назначения. [c.235]

Зуб рассматриваем как консольную балку, для которой справедлива гипотеза плоских сечений или методы сопротивления материалов. Фактически зуб подобен выступу, у которого размеры поперечного сечения соизмеримы с размерами высоты. Точный расчет напряжений в таких элементах выполняют методами теории упругости [351. Результаты точного расчета используют для исправления приближенного расчета путем введения теоретического коэффициента концентрации напряжений (см. ниже). На расчетной схеме (см. рис. 8.19) [c.119]

Расчет зубьев прямозубой конической передачи по напряжениям изгиба. Размеры поперечных сечений зуба конического колеса изменяются пропорционально расстоянию этих сечений от вершины конуса (рис. 8.32, а). Все поперечные сечения зуба геометрически подобны. При этом удельная нагрузка q распределяется неравномерно подлине зуба. Она изменяется в зависимости от деформации и жесткости зуба в различных сечениях. Можно доказать, что нагрузка q распределяется по закону треугольника, вершина которого совпадаете вершиной делительного конуса, и что напряжения изгиба одинаковы по всей длине зуба. [c.132]

По конструктивному оформлению различают закрытые и открытые зубчатые передачи. В первых передача помещена в закрытый пыле- и влагонепроницаемый корпус и работает с обильной смазкой. Во вторых, как показывает само название, передача ничем не защищена от влияния внешней среды. Опыт эксплуатации зубчатых передач показывает, что усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев возникает только в закрытых передачах открытые передачи чаще всего выходят из строя в результате абразивного износа зубьев — истирающего действия различных посторонних частиц, попадающих в зацепление. По этой причине открытые зубчатые передачи не рассчитывают на контактную прочность, а рассчитывают лишь на изгиб зубьев, вводя в расчетные формулы специальный поправочный коэффициент, отражающий возможное уменьшение размеров опасного сечения зуба в результате износа. Для закрытых передач основным, выполняемым в качестве проектного, является расчет на контактную прочность, а расчет на изгиб выполняют как проверочный. При этом в подавляющем большинстве случаев в зубьях передач, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, напряжения изгиба невысоки — значительно ниже допускаемых. [c.355]

Практически, как правило, напряжения изгиба в зубьях колес, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, невелики — значительно ниже допускаемых. [c.368]

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

Расчет на прочность зубьев по контактным напряжениям. Размеры зубчатых колес определяются из условия наибольших напряжений в зоне контакта зубьев в процессе их зацепления. В основу такого расчета положена формула Герца—Беляева о напряженном состоянии сжатых цилиндров (рис. 16.3, а). При расчете колес на основе теории двух сжатых цилиндров принимается ряд допущений, так как условия статически сжатых [c.301]

В зубьях канавки диска возникают такие же по величине напряжения, что и в зубьях лопатки, ввиду практически одинаковых их размеров. Растягивающие же напряжения в гребнях диска в общем случае имеют иные значения, чем в хвостовике лопатки. [c.94]

В схеме 4 разность зубьев колес мала. Поэтому контактные напряжения в зацеплении малы и размеры передачи определяют из условия выносливости зубьев на изгиб. Чтобы сократить размер передачи, применяют вместо эвольвентного цевочное зацепление колес. Профиль зубьев (циклоиду) выбирают так, чтобы в одновременном зацеплении участвовало много цевок (втулок на осях). Нагрузочная способность обычно лимитируется подшипником сателлита Zg, так как высокая частота вращения сочетается с большими нагрузками от тихоходного звена. [c.298]

Если изнашивание протекает в виде диспергирования, то оно не создает условий для снижения сопротивления усталости. Абразивное изнашивание может увеличить шероховатость поверхности. Независимо от того, какой вид изнашивания является ведущим, царапины (в особенности одиночные), нанесенные абразивными частицами, представляют опасность как сильные концентраторы напряжений, причем тем большую, чем прочнее сталь. Однако достаточно иметь представление о действии концентраторов напряжений, чтобы схватывание при наличии глубинного вырывания отнести к неблагоприятным для циклической прочности факторам. Изнашивание, приводящее к уменьшению линейных размеров с образованием уступов, создает значительный геометрический концентратор напряжений. Такой случай может быть, например, в зубьях колес, сферических цапфах и цапфах валов и осей. [c.254]

ПО контактным надежности работы для закрытых зубчатых пе-напряжениям сдвига редач, В ЭТОМ случае разрушение зубьев происходит независимо от их изгибной прочности, поэтому размеры зубчатых колес для закрытых передач определяют не из условия прочности зубьев на изгиб, а из условия величины их контактных напряжений, в результате которых может происходить выкрашивание рабочей поверхности зубьев. [c.298]

Вдавливание используют при необходимости увеличения наружных размеров деталей. При вдавливании происходят одновременно осадка и раздача. Сущность восстановления вдавливанием зубьев шлицев заключается в том что металл при помощи инструмента клинообразной формы выдавливается из средней части зуба в сторону изношенных боковых поверхностей, что увеличивает его ширину до 1 мм на каждую сторону. Вдавливание осуществляют несколькими проходами инструмента с постепенным углублением. Операцию проводят обычно в холодном состоянии. Изношенные зубья некоторых зубчатых колес можно восстанавливать вдавливанием в специальных штампах (рис. 5) в нагретом состоянии. После вдавливания зубчатые колеса должны быть термически обработаны с целью устранения внутренних напряжений в металле и достижения требуемой твердости. [c.305]

К недостаткам зубчатых соединений, особенно прямобочных, относится трудность проведения качественной термической обработки зубья при термической обработке деформируются и изменяются в размерах, а в местах переходов образуются трещины, которые весьма трудно обнаружить. С точки зрения прочности большим недостатком как шпоночных, так и зубчатых соединений является концентрация напряжений во входящих углах пазов. [c.406]

Определение ра еров элементов зубчатых колес. Приведенные в табл. 9 формулы для определения размеров элементов колес учитывают необходимую прочность и долговечность зубчатых колес в эксплуатации. Расчетная толщина обода между дисками зависит от межосевого расстояния, суммарного числа зубьев, числа зубьев колеса и коэффициента ширины зубчатого колеса. Толщина диска определяется условиями прочности и жесткости зубчатого, ко леса и величиной допускаемых напряжений в зоне сварного шва. Соотношения размеров ступицы такие же, как и у литых зубчатых колес. Проточки в шевронных зубчатых колесах выполняют так же, как и у литых (см. лист. 3, рис. 4). При длине ступицы зубчатого колеса /> 400 мм отверстие для посадки колеса на вал выполняют двухступенчатым. Предварительный расчет диаметра отверстия в ступице зубчатого колеса можно сделать по формуле [c.21]

Кроме поломок деталей, в ряде случаев наблюдается разрушение их рабочих поверхностей, вызываемое так называемыми контактными напряжениями. Контактными называются напряжения в месте соприкосновения двух деталей, когда размеры площадки касания малы по сравнению с размерами детали (сжатие шаров, цилиндров, рабочих поверхностей зубьев и т. д.). При статическом характере нагружения контактные напряжения, превышающие допускаемые значения, приводят к появлению на поверхности деталей вмятин и трещин. [c.333]

Напряжения изгиба в зубе возрастают с увеличением удельной окружной силы го и убывают с увеличением модуля т. Из условия прочности зуба на изгиб определяют величину модуля т (размер зубьев), а следовательно, и их число г = (Ит, [c.187]

Диаметр шестерни определяется по схеме алгоритма, представленной на рис. 6.17, в начальном предположении, что лимитирует контактная прочность зубьев в зацеплении а — д. Если лимитируют напряжения изгиба зубьев в зацеплении а-д, то снова определяется необходимый диаметр шестерни d . Подбор чисел зубьев и модуля зацепления по данному алгоритму исключает чрезмерное завышение коэффициента запаса ц о изгибу. Приняты ограничения 2ь з =120, связанные с технологией обработки зубьев. После уточнения коэффициентов Кц- , К.корректируется величина Ь во избежание неоправданного завышения осевого размера при подборе дискретных значений модуля и чисел зубьев. При этом принято конструктивное ограничение минимальной величины ( 1/м)тш = Ь /( )ь = 0,08. Схемы соответствующих алгоритмов приведены н рис. 6.18 — 6.21. [c.131]

В подавляющем большинстве случаев расчетные напряжения изгиба в зубьях колес, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, значительно ниже допускаемых. В крайне редких случаях для открытых передач при большом числе зубьев колеса (z > 80) может оказаться, что прочность [c.290]

Установлено, что при рекомендуемых соотношениях размеров и способах соединения гибкого колеса с валом решающими напряжениями являются напряжения в зоне зубчатого венца. При недостаточной прочности усталостные трещины зарождаются обычно во впадинах зубьев с внутреннего края зубчатого венца. Развитие трещины идет по впадине зуба до выхода на край цилиндра. Расширение трещины под нагрузкой приводит к нарушению зацепления и к заклиниванию передачи. Опасным (расчетным) является сечение I—I по внутреннему краю зубчатого венца (см. рис. 2.23). Проверяют также сечения II—П и III—III. [c.174]

Сопротивление зубьев излому можно повысить увеличением размеров основания зуба, уменьшением концентрации напряжений в опасном сечении за счет увеличения радиуса переходной кривой и тщательной отделки поверхности владины, улучшением распределения нагрузки по контактным линиям, увеличением точности изготовления и повышением механических свойств материала колес. Особенно эффективна в эвольвентном зацеплении положительная коррекция. На рис. 15.5 показано два положения рабочей рейки относительно нарезаемого колеса при = О и i > 0. При положительном смещении инструмента увеличивается толщина зубьев у основания и, следовательно, его прочность. [c.229]

Другое условие заключается в том, что при увеличении размеров рабочих поверхностей зубьев одной передачи в k раз для сохранения наибольших контактных напряжений равными напряжениям [c.268]

При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб и стойкость поверхноствых слоев зубьев. Основными материалами для зубчатых колес являются термически обрабатываемые стали. Реже для зубчатых колес применяют чугуны и пластмассы. Выбирают марки сталей и назначают термическую обработку в соответствии со следующими положениями. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а несущая способность передач, по контактной прочности, пропорциональна квадрату твердости (см. расчет зубчатых передач на контактную прочность). Между тем масштабный фактор и концентрация напряжений, ввиду относительно небольших размеров сечений зубьев, прямоугольной формы сечений и наличия выкружек, сказываются на прочности зубьев меньше, чем, например, на прочности валов и других деталей. [c.254]

Поломка зубьев (рис. 8.11). Поломка связана с напряжениями изгиба. На практике наблюдается выламывание углов зубьев вследствие концентрации нагрузки. Различают два вида поломки зубьев поломка от больших перегрузок ударного или даже статического действия (предупреждают защитой привода от перегрузок или учетом перегрузок при расчете) усталостная поломка, происходящая от действия переменных напряжений в течение сравнительно длительного срока службы (предупреждают определением размеров из расчета на усталость). Особое значение имеют меры по устранению концентраторов напряжений (рисок от обработки, раковин и трещин в отливках, микротрещин от термообработки и т. п.). Общие меры предупреждения поломки зубьев — увеличение модуля, положительное смещение при нарезании зубьев, термообработка, наклеп, уменьшение концентрации нагрузки по краям (жесткие валы, зубья со срезанными углами — см. рис. 8.13, ж, бочкообразные зубья — см. рис. 8.14, в и пр.). [c.105]

Выкрашивание заключается в появлении на рабочих поверхностях небольших углублений, напоминающих оспинки, которые потом растут и преврантаются в раковины. Размеры ямок-раковин в зависимости от стадии выкрашивания, материала и других условий бывают весьма малыми, едва различимыми невооруженным глазом, и значительными, величиной в несколько миллиметров. Выкрашивание носит усталостный характер. В результате зацепления зубьев контактные напряжения в каждой точке рабочей поверхности зубьев изменяются по отнулевому циклу, а напряжения в поверхностных слоях --даже по знакопеременному, хотя и несимметричному циклу. Усталостные трещины обычно зарождаются у поверхности, где возникает концентрация напряжений из-за микронеровностей. При относительно малой толщине упрочненного слоя, а также при больших контактных напряжениях трещины могут зарождаться в глубине. При увеличении твердости поверхности значение глубинных напряжений возрастает. [c.158]

Нагрузочная способность открытых передач, работающих прй бедной смазке, а также хорошо смазываемых закрытых передач, но имеющих колеса, закаленные до высокой твердости, определяётся прочностью зубьев по отношению к излому. Поэтому в этих двух случаях размеры выбирают так, чтобы напряжения изгиба в зубьях обоих колес не превосходили допускаемых. При этом нужно иметь в виду, что для меньшего колеса обычно выбирают более прочный и более твердый материал, чем для большего, вследствие чего допускаемые напряжения для обоих зацепляющихся колес различны (loil > [ОоО- Так поступают потому, что зуб меньшего колеса чаще вступает в зацепление, чем зуб большего. С другой стороны, коэффициент формы зуба Y у меньшего колеса обычно бывает меньше, чем у большего, так как число зубьев <23. (Эти соображения не относятся к колесам, у которых нарезание зубьев производится со смещением.) Таким образом, трудно сказать наперед, у которого из двух колес передачи зубья окажутся прочнее. [c.265]

Эквивалентный уровень напряжения в ЗК не превышает 300 МПа в тех зонах, где может иметь место наибольшее напряженное состояние. Пороговая величина КИН при пульсирующем цикле нагружения составляет около 20 МПа м / для стали 12Х2Н4ВА, из которой изготавливают ЗК [6]. В зонах действия контактных нагрузок зубья колес имеют с поверхности цементированный слой глубиной до 1,5 мм, что оказывает, безусловно, существенное влияние на повышение пороговой величины КИН. Тем не менее появляющиеся несплошности или повреждения ЗК могут превосходить по размерам глубину цементированного слоя. Поэтому указанная выше величина K h позволяет оценить глубину допустимого дефекта материала, при котором начало развития усталостной трещины в ЗК возможно. Эта глубина составляет около 2 мм, т. е. существенно превосходит глубину цементированного слоя [7, 8]. [c.680]

Обкатка роликами и шариками применяется в машиностроении как средство упрочнения валов, осей, пальцев, шпилек, зубчатых колес и других деталей. Накатывают цилиндрические поверхности, галтели, канавки, впадины зубьев и шлицев, торцовые поверхности и резьбы. По эффективности обкатка занимает одно из первых мест среди других методов поверхностного упрочнения. Она позволяет получить слой наклепа 3 мм и более, т. е. значительно больший, чем, например, при дробеструйной обработке. Это особенно важно для деталей больших размеров (глубина наклепа при обкатке подступич-ной части вагонных осей достигает 19 мм). Твердость поверхностных слоев, по сравнению с исходной, повышается на 20—40%, предел выносливости гладких образцов — на 20—30%, а при работе в коррозионной среде в 4 раза. В зонах концентрации напряжений, в местах контакта с напрессованными деталями предел выносливости повышается в 2 раза и более. Срок службы различных валов в результате накатки увеличивается в 1,5—2 раза, осей вагонов — в 25 раз, штоков молотов — в 2,5—4 раза и т. д. Обкатка не только создает наклеп и формирует остаточные напряжения сжатия, но и на 2—3 класса снижает шероховатость поверхности, доводя ее до 8—10-го классов. В связи с этим в ряде случаев.обкатка вытесняет малопроизводительное шлифование. Наряду с непосредственным упрочнением от наклепа, при этом устраняется вредное влияние на прочность деталей концентраторов напряжения, возникающих при шлифовании из-за прижогов. [c.107]

Часто, -например, при контакте цилиндров, зубьев колес и т. п. размеры поверхности контакта малы по сравнению с общей поверхностью тел (деталей). Поэтому можно допустить, что распределение напряжений в теле от нагрузок в зоне контакта незначительно отличается от распределения напряжений в упругом пол -простра/пстве с плоской границей под действием таких же сил. [c.10]

Рассмотрим плоскодеформированное напряженное состояние зуба и впадин, которое возникает в резьбовых соединениях большого диаметра с относительно мелкой резьбой в зонах сопряжения. Область возмущения напряженного состояния, в которой требуется находить распределение напряжений и значение козффициента концентрации, удалена на большое расстояние от оси, и размеры этой области можно рассматривать как малые в сравнении с расстоянием от оси [33]. На рис. 4.17 показаны зависимости коэффициентов концентрации от соотношения размеров в плоской и осесимметричной задаче при растяжении пластинки и вала с выточками, глубина и радиус закругления в метрической резьбе шага 5=6 мм. При неизменной геометрии вьггочек, изменяя размер ослабленного сечения d, получаем зависимости коэффициентов концентрации в плоской и осесимметричной детали от d. Кривая 1 относится к плоской задаче, а кривая 2 — к осесимметричной. Из рисунка видно, что при увеличении размера d обе кривые сближаются и, начиная с некоторой величины, совпадают, что свидетельствует о практически полной идентичности напряженных состояний в окрестности впадин. В соответствии с зтим в случае нагрузки, приложенной непосредственно к зубу, можно принять, что напряженное и деформированное состояние, возникающее в зубе и в окрестности впадин, является плоским. [c.159]

Деформация при химико-термической обработке обусловлена как структурными превращениями, вызывающими изменение объема, так и тепловыми напряжениями, в результате образования которых возникают изменения формы изделия. Этот дефект имеет особое значение для зубчатых колес, у которых рабоммя поверхность зубьев после химико-термической обработки не подвергается механической обработке и все искажения формы и размеров сохраняются в готовых деталях. В результате ухудшается контакт при зацеплении, снижается долговечность, возрастает шум при работе легковых автомобилей. Объемные изменения прямо пропорциональны содержанию углерода в стали. Данные, приведенные ниже, показывают резкое возрастание деформации при увеличении закаливаемости и прокаливаемости стали 25ХГМ (балл зерна 7—8), что характеризуется возрастанием твердости после закалки. [c.317]

Определение напряжений, возникающих от нагрузки на зубья зубчатого колеса и от посадки бандажа на центр, представляет значительные трудности, так как они зависят не только от абсолютных размеррв зубчатого колеса, но и от соотношений между его элементами. В результате анализа напряжений, в элементах большого числа зубчатых колес выбраны наиболее оптимальные соотношения между элементами и составлены формулы для определения их размеров (табл. 6). [c.19]

Рабочая толщина венца зубчатого колеса зависит от многих факторов. Прочность поперечного сечения венца должна соответствовать прочности зуба на изгиб. К напряжению от рабочей нагрузки в поперечном сечении венца прибавляются напряжения, возникающие от посадок венца на центр и центра на вал. Посадка венца на центр и размер рабочего сечения венца должны бьггь подобраны так, чтобы не создавать пластических деформаций бронзы от контактных напряжений в плоскости соединения венца и центра по размеру 1 б- [c.33]

Плоская сжимаемая модель, получаемая из модели фиг. VI. 36, а, если ее разрезать по оси симметрии, дает картину распределения напряжений, отличную от получаемой в полуобъемной модели, т. е. не имитирует малый зуб при изгибе ротора. Для испытаний на усталостную прочность малого зуба изгибаемого ротора исходя из этого выполнялись плоские образцы (модели по типу, показанной на фиг. VI. 36, а) из материала ротора, с натурным размером выреза, нагружаемые на центральное растяжение — сжатие. Малый зуб, непосредственно срезанный по основанию с ротора, менее пригоден для усталостных испытаний, так как создаваемое в нем при растяжении —сжатии напряженное состояние существенно отличается от возникающего в зубе при изгибе ротора. [c.486]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, р,едукторного типа) или встроенные в мащину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкращивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрущения зубьев обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слищком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости [НКС > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого раз-,меры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.27]

Прп этом в подавляющем большинстве случаев расчетные напряжения изгиба в зубьях, размеры которых установлены из расчета на контактную прочность, весьма невелики — значительно ниже допускаемых напряжений. При определенных параметрах зацепления, материа. ах зубчатых колес и их термической обработке. может оказаться, что проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба дает неуловлетворител1,ный результат и, следовательно, размеры зацепления должны быть определены из расчета зубьев на изгиб. [c.43]

В связи с тем чго поверхностное разрушение зубьев зависит от контактных напряжений, а поломка — от напряжений изгиба, зубья червячных колес, так же как и зубья зубчатых колес, рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. При проектировочном расчете червячных передач редукторов определяют требуемое по условию контактной прочности межосевое расстояние передачи затем проверяют зубья колеса на изгиб. В большинстве случаев оказывается, что расчетные напряжения изгиба значительно ниже допускаемых. Лишь в случае мелкомодульного зацепления при большом числе зубьев колеса 7.2 > 100) может оказаться, что прочность на изгиб недостаточна. При этом приходится изме1шть размеры зацепления и вновь производить проверку. [c.236]

Достаточная точность машиностроительных расчетов для сил — в десятках чисел нив целых числах кГ, для моментов—в десятых долях чисел н-л и в целых числах кГ-см и для напряжений — в десятых долях чисел Мн1м и в целых числах кГ1 см при этом 0,5 и больше считается за единицу, а меньшая дробь отбрасывается совсем. Для линейных размеров в мм рекомендуется принимать только целые числа. Лишь в особых случаях нужна большая точность — до десятых и даже до сотых долей мм, например при конусах, винтовой нарезке и в профилировании зубьев. [c.9]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...