На правах рукописи

МАЙОРОВ

Владимир Сергеевич

ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ РАБОТЫ

ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ

Специальность 05.02.18 – Теория механизмов и машин

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени

кандидата технических наук

Санкт-Петербург – 2011

Работа выполнена в Федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Петербургский государственный университет путей сообщения» на кафедре «Теория механизмов и робототехнические системы».

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор Войнов Кирилл Николаевич

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Тимофеев Борис Павлович кандидат технических наук, профессор Пономарев Андрей Николаевич

Ведущая организация: ЗАО "Завод "Композит"

Защита диссертации состоится «18» октября 2011 г. в 17 ч. 30 мин. на заседании диссертационного совета Д 212.227.04 при Санкт-Петербургском государственном университете информационных технологий, механики и оптики по адресу: 197101, Санкт-Петербург, Кронверкский пр., д. 49, ауд.

206.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке СанктПетербургского государственного университета информационных технологий, механики и оптики.

Автореферат разослан «_» сентября 2011 г.

Ваши отзывы и замечания по автореферату (в двух экземплярах), заверенные печатью, просим направлять по адресу университета: 197101, Санкт-Петербург, Кронверкский пр., д. 49, секретарю диссертационного совета Д 212.227.04.

Ученый секретарь диссертационного совета Д 212.227.04, к.т.н., доцент Киселев С.С.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Железнодорожный транспорт является основным видом путей сообщения. По данным Всемирного банка, эксплуатируемый локомотивный парк железных дорог всего мира насчитывает примерно тыс. тепловозов и 27 тыс. электровозов, общий парк ОАО "Российские железные дороги" (РЖД) – порядка 20 тыс. единиц тягового подвижного состава, из них около 10 тыс. – магистральные грузовые локомотивы.

В России тепловозы используются на всей сети железных дорог и выполняют 40 % пассажирских и грузовых перевозок, а также около 98 % маневровых работ, поэтому важно поддерживать хорошее техническое состояние тепловозного парка и модернизировать его. Поскольку ремонт тепловозов требует значительных денежных и временных затрат, повышение отказоустойчивости этих машин позволит получить большой экономический эффект.

Надежность работы тепловоза обеспечивается безотказностью работы всех его узлов. Одним из наиболее важных узлов тепловоза является дизельная установка. На основании анализа отчетов по отказам подвижного состава РЖД установлено, что в течение 2009–2010 гг. было зарегистрировано 2237 случаев отказов тепловозов, из которых 754 вызваны отказом дизеля.

Работа дизеля зависит от множества разных факторов, в том числе от надежности опор скольжения коленчатого вала и поршневой группы. Можно сделать вывод, что износ подшипников скольжения приводит к длительному простою тепловозов ввиду труднодоступности данных узлов и трудоемкости их ремонта.

Следовательно, актуальна задача разработки новой конструкции подшипников скольжения, обладающей повышенной износоустойчивостью.

Цель работы заключается в исследовании опор скольжения новой конструкции для тягового подвижного состава, в частности подшипников коленчатого вала и поршневой группы локомотивного дизельного двигателя, и их совершенствовании.

Для достижения указанной цели в диссертации были поставлены и решены следующие задачи:

1. Изучение принципа действия и основных причин неплановых ремонтов дизельных двигателей тепловозов, а также методов расчетов подшипников скольжения;

2. Разработка конструкции гидродинамического подшипника скольжения повышенной износоустойчивости;

3. Разработка методики оценки влияния макрорельефа опорной поверхности на работу гидродинамического подшипника скольжения;

4. Разработка методики расчета гидродинамических подшипников скольжения новой конструкции;

5. Разработка методики испытаний гидродинамического подшипника скольжения и создание лабораторного испытательного стенда;

6. Оценка экономической эффективности предлагаемого гидродинамического подшипника скольжения.

Объектом исследования являются опорные гидродинамические подшипники скольжения коленчатого вала и поршневой группы локомотивного дизельного двигателя.

Предметом исследования является возможность повышения надежности работы гидродинамических подшипников скольжения за счет выполнения на их опорной поверхности специального макрорельефа, изменяющего характер распределения гидродинамического давления в смазочном слое.

Основные методы научных исследований. При выполнении работы исследованы особенности функционирования гидродинамических подшипников скольжения коленчатого вала и поршневой группы локомотивного дизельного двигателя, исследовано влияние макрорельефа опорной поверхности подшипника на характеристики его работы на основании гидродинамической теории смазки, оценена надежность подшипников скольжения новой конструкции. Эксперименты выполнены на четырех образцах подшипников с разной конфигурацией опорной поверхности с использованием специально разработанного лабораторного стенда. Математическое моделирование, расчеты и обработка результатов экспериментов выполнены с помощью ПЭВМ и пакетов программ SolidWorks® Flow Simulation (COSMOSFloWorks), Microsoft Visual Studio, MathCad, Microsoft Excel и MATLAB.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1. Предложен и реализован способ повышения надежности гидродинамического подшипника скольжения.

2. Разработаны алгоритмы расчета и оценки влияния макрорельефа опорной поверхности гидродинамического подшипника скольжения на характеристики его работы;

3. Предложен и реализован способ проведения испытаний гидродинамических подшипников скольжения на специально разработанном стенде;

4. Получены уравнения и соответствующие графические зависимости основных характеристик и параметров гидродинамического подшипника скольжения новой конструкции.

5. Макрорельеф опорной поверхности нового подшипника обеспечивает практически вертикальное всплывание цапфы над масляным клином, что уменьшает вероятность возникновения повышенного износа.

Практическая ценность работы:

1. Разработан и успешно испытан гидродинамический подшипник скольжения новой конструкции, обладающий повышенной износоустойчивостью благодаря непрерывному сохранению в зоне трения смазочного слоя за счет улучшенной центровки цапфы;

2. Разработан и успешно испытан стенд для испытаний гидродинамических подшипников скольжения, позволяющий оценивать смещение оси вала относительно оси опорной поверхности вкладыша при работе подшипника;

3. Полученные расчетные зависимости характеристик работы гидродинамического подшипника скольжения от макрорельефа опорной поверхности могут использоваться в дальнейших научных исследованиях работы гидродинамических подшипников скольжения;

4. Внедрение разработанного гидродинамического подшипника скольжения в конструкцию дизеля тепловоза ТЭП70 позволит получить годовой экономический эффект не менее 414,87 тыс. руб.

Реализация. Успешная опытная апробация улучшения центровки цапфы в подшипнике, проведенная с помощью разработанного измерительного стенда, подтверждает целесообразность и эффективность внедрения разработки. Получена справка о внедрении в учебный процесс Петербургского государственного университета путей сообщения технических разработок в дисциплинах Детали машин и основы конструирования», «Прикладная механика» и «Проектирование роботов».

Достоверность полученных результатов обеспечивается совпадением результатов теоретических расчетов с результатами испытаний при использовании высокоточного измерительного оборудования и дальнейшей обработкой результатов исследований с помощью ПЭВМ.

Апробация работы Основные положения разработанных методик и результаты 9-й и 10-й Международных конференциях «Трибология и надежность»

(ПГУПС, Санкт-Петербург, 2009–2010 гг.), научно-технической конференции «Шаг в будущее» (ПГУПС, Санкт-Петербург, 2008 г.).

Публикации Основные положения диссертации опубликованы в 7 печатных работах, из них 1 работа – в издании, входящем в перечень, рекомендованный ВАК Министерства образования и науки Российской Федерации. Получено решение о выдаче патента РФ на изобретение.

Структура и объем работы Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения и приложения, изложена на 120 страницах машинописного текста, содержит таблиц и 59 иллюстраций. Библиографический список насчитывает наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность выбранной темы, сформулированы цель и задачи работы, объект и предмет исследования, ее научная новизна и практическая значимость.

В первой главе представлены особенности работы гидродинамических подшипников скольжения, используемых в двигателях тепловозов, проанализированы основные причины неплановых ремонтов данных подшипников и смежных узлов, вызванные неисправностями подшипников, а также определены возможные пути решения существующих проблем.

Статистические данные, предоставленные Дирекцией тяги Октябрьской железной дороги, показывают, что большую часть неплановых ремонтов тепловозов вызывает выход из строя дизельной установки, долговечность работы которой во многом определяется износостойкостью подшипников коленчатого вала.

В рамках работы над диссертацией был произведен анализ отчета по отказам оборудования Октябрьской железной дороги за 2009 г. и первый квартал 2010 г. Установлено, что основная доля отказов тепловозов (37 %) связана с неисправностями дизеля (рис. 1).

Рис. 1. Распределение отказов по узлам тепловоза Надежность и моторесурс дизеля в значительной степени определяются надежностью работы вкладышей подшипников коленчатого вала. Она зависит от конструкции вкладышей, условий циркуляции масла в подшипнике, зазоров и шероховатости трущихся поверхностей, жесткости коленчатого вала и постелей под вкладыши, нагрузки на подшипник и ряда других факторов.

Вопросы теоретических и экспериментальных исследований подшипников скольжения, в том числе в тепловозных двигателях, отражены в работах И.Е. Сипенкова, А.Ю. Филиппова, Г.Г. Агишева, М.В.

Коровчинского, А.К. Дьячкова, Н.А. Буше, С.М. Захарова, А.И. Володина, А.Э. Симсона, А.З. Хомича, А.А. Курица, С.А. Чернавского, В.А.

Воскресенского, К.Н. Войнова, Э.Ф. Зоммера, А. Камерона и др.

Проблеме изнашивания и усталости деталей машин посвящены исследования И.В. Крагельского, А.И. Петрусевича, М.М. Хрущова, Дроздова Ю.H., Михайлова Ю.К. и др.

Проведенный анализ литературы, посвященной исследуемой проблеме, и статистических данных позволил сформулировать основные задачи и определить направление дальнейшего исследования.

Во второй главе исследованы причины отказов гидродинамических подшипников скольжения, в том числе применяемых в дизелях тепловозов, и предложен способ повышения надежности данных подшипников. Одним из возможных эффективных решений задачи повышения надежности работы гидродинамических подшипников скольжения является нахождение такой формы опорной поверхности, которая бы улучшала центровку цапфы и обеспечивала вертикальное всплывание вала. В ходе работы над диссертацией такая форма опорной поверхности была найдена с помощью аналитического исследования и методов компьютерного моделирования.

Для оценки влияния геометрии вкладыша на характеристики смазочного слоя было произведено моделирование работы подшипника в условиях жидкостного трения с помощью модуля гидрогазодинамического анализа SolidWorks® Flow Simulation (COSMOSFloWorks).

Модель, приведенная на рис. 2, включает в себя неподвижный корпус 1, в котором устанавливаются сменные вкладыши 2 с разной конфигурацией макрорельефа опорной поверхности, вал 3, вращающийся с заданной скоростью, и заглушки 4, служащие для задания давления на границах объема жидкости. Испытания проводились на ньютоновской модели жидкости; в качестве рабочей жидкости использовалось минеральное масло с динамической вязкостью 0,21 Па·с. Влияние гравитации не учитывалось.

При моделировании оценивались такие характеристики смазочного слоя, как распределение скоростей, давлений и температур.

На рис. 3, а и в представлено распределение давления в смазочном слое. Наиболее равномерное распределение давления наблюдается в случае вкладыша с канавками, имеющими плавный выход на опорную поверхность (рис. 3, в). Кроме того, при такой конфигурации смазочных канавок не наблюдается падение давления, характерное для случаев с другими вариантами выполнения канавок. Таким образом, данная конфигурация опорной поверхности вкладыша обеспечивает наилучшую центровку цапфы в подшипнике.

Рис. 3. Результаты компьютерного моделирования На рис. 3, б и г показано распределение температур в смазочном слое.

Данные результаты показывают, что наилучший подвод смазочного материала обеспечивается в подшипнике предлагаемой конструкции (рис. 3, г), следовательно, такое исполнение смазочных канавок обеспечивает наиболее стабильное смазывание рабочих поверхностей, что приводит к уменьшению износа.

Таким образом, на основании данных моделирования можно сделать вывод о том, что конструкция вкладыша с наклонными поперечными канавками, имеющими плавный выход на опорную поверхность, является наиболее рациональной. Данная конструкция была принята за основу для дальнейших исследований.

Также во второй главе исследованы нагрузки, действующие на подшипники типовых локомотивных дизелей, и определены углы охвата смазочных канавок на опорной поверхности подшипников предлагаемой конструкции для дизельных двигателей. Также исследована работа подшипников в режиме полужидкостного трения и определена рациональная глубина смазочных канавок для подшипников предлагаемой конструкции, используемых в качестве опор тихоходных валов. На рис. 4 показаны эпюры суммарных нагрузок R на коренные и шатунные подшипники в дизелях типа Д50.

Рис. 4. Эпюры нагрузок на подшипники коленчатого вала:

Далее во второй главе предлагается математическая модель, объясняющая положительный эффект, получаемый за счет указанных изменений конструкции подшипника, при помощи гидродинамической теории смазки.

Надежность работы гидродинамического подшипника скольжения характеризуется коэффициентом запаса надежности:

где hmin – минимальная толщина смазочного слоя, мм;

hmin кр – критическая толщина смазочного слоя, при которой происходит разрыв масляной пленки, мм.

Устойчивое положение цапфы в смазочной жидкости характеризуется равновесием внешней нагрузки, передаваемой цапфой на опору, и гидродинамическими силами слоя смазки. При изменении скорости вращения центр цапфы перемещается по траектории, близкой к полуокружности с диаметром, равным радиальному зазору между цапфой и подшипником. При положении центра цапфы на этой кривой, называемой кривой подвижного равновесия, внешняя нагрузка и возникающие в смазочном слое гидродинамические силы находятся в равновесии.

Таким образом, центровку цапфы можно улучшить, изменив положение дуги подвижного равновесия за счет изменения конфигурации опорной поверхности подшипника.

Положение центра цапфы O1 относительно вкладыша подшипника определяется углом между линией действия нагрузки P и линией центров O1O2, проведенной через центр цапфы и центр кривизны опорной поверхности подшипника О2, и величиной эксцентриситета е.

Для подшипника с гладкой опорной поверхностью, где цапфа при увеличении скорости движется по полуокружности радиуса, эксцентриситет можно вычислить как Для исследования свойств подшипника новой конструкции составим его математическую модель. Расчетная схема показана на рис. 5.

Построим решение на основе уравнения Зоммерфельда. С учетом всех допущений получим следующее уравнение для расчета гидродинамических давлений:

где – угловая координата;

= /e – отношение радиального зазора к эксцентриситету;

R1 – радиус цапфы, м;

V – окружная скорость цапфы, м/с.

Рис. 5. Расчетная схема подшипника предлагаемой конструкции гидродинамическом подшипнике с гладкой опорной поверхностью, однако для расчета подшипника предлагаемой конструкции в нее необходимо внести изменения.

В предлагаемом варианте подшипника, благодаря наличию канавок с радиусом кривизны, отличным от радиуса кривизны опорной поверхности, конечная точка траектории движения цапфы при увеличении скорости вращения не будет совпадать с центром опорной поверхности. Положение этой точки относительно центра кривизны опорной поверхности найдем как расстояние от нее до центра кривизны опорной поверхности:

где lк – суммарная ширина канавок, м;

l – длина подшипника, м;

R2 – радиус подшипника, м;

R3 – радиус канавок, м;

– смещение центра кривизны канавок, равное расстоянию между центром кривизны опорной поверхности подшипника О2 и центром кривизны канавок О3, м.

Радиус дуги траектории движения центра цапфы при увеличении скорости вращения в подшипнике предлагаемой конструкции найдем по формуле:

Таким образом, эксцентриситет для данного подшипника может быть вычислен по формуле:

Границы несущего слоя 1,2 определим по формулам:

Введем в расчет дополнительный параметр кр, определяющий угловую координату точки выхода канавки на опорную поверхность.

eсли /2, то кр определяется как:

Таким образом, при = 2…кр избыточное гидродинамическое давление p() определяется по формуле (3), а при = кр…1 – следующим образом:

где В результате получим зависимость поля распределения гидродинамического давления p, несущей способности смазочного слоя P и положения цапфы вала в подшипнике от геометрии опорной поверхности подшипника и скорости вращения вала. Наибольший практический интерес представляет функция e = f(P), позволяющая наглядно оценить улучшение центровки цапфы при сравнении подшипника предлагаемой конструкции с типовым.

Исследования проводились на образцах с радиусом опорной поверхности R2 = 30 мм. Угол охвата канавок подшипника предлагаемой конструкции = 90, максимальная глубина канавок 0,4 мм. График e = f(P) для этих образцов при частоте вращения вала n = 2750 об/мин приведен на рис. 6.

Рис. 6. График зависимости эксцентриситета от подъемной силы для исследуемых Из графика видно, что подшипник предлагаемой конструкции при одинаковых значениях подъемной силы обеспечивает лучшую центровку цапфы по сравнению с подшипником с гладкой опорной поверхностью, и, следовательно, большее значение минимальной толщины смазочного слоя hmin и коэффициента запаса надежности x.

При помощи данной математической модели можно также спрогнозировать повышение надежности подшипников, используемых в тепловозных двигателях. Значения расчетного коэффициента надежности для некоторых двигателей приведены в табл. 1.

Параметр Номинальный коэффициент запаса надежности xн Смещение центра кривизны канавок, мм Расчетный коэффициент запаса надежности подшипника предлагаемой конструкции xр В третьей главе описан разработанный лабораторный испытательный стенд (рис. 7) и комплекс программ для записи, обработки и анализа результатов измерений, а также приведена методика испытаний гидродинамических подшипников скольжения.

Для проверки адекватности математической модели были проведены испытания четырех образцов подшипников в одиннадцати скоростных режимах.

На рис. 8 приведена схема стенда. Общий вид исследуемых образцов показан на рис. 9. Технические характеристики стенда приведены в табл. 2.

1 – двигатель; 2 – рама; 3 – муфта; 4 – устройство натяжное;

5 – рукоятка; 6 – подвес; 7 – весы; 8 – крестовина; 9 – обойма; 10 – крышка обоймы боковая; 11 – крышка обоймы нижняя; 12 – корпус опорного подшипника; 13 – вал;

16 – колесо; 17 – вкладыш; 18 – магнит; 19 – датчик; 20 – подшипник опорный Принцип работы стенда заключается в следующем. Двигатель вращает вал 13 с заданной оператором скоростью, управление скоростью вращения двигателя производится автоматически с помощью инвертора.

Закрепленное на валу 13 колесо 16 вводится в сопряжение с испытываемым вкладышем 17, закрепленным в обойме 9 с помощью крышек 10, 11.

Оператор может регулировать нагрузку, изменяя степень натяжения подвеса 6 с помощью рукоятки 5 натяжного устройства 4, при этом весы регистрируют воспринимаемую подвесом нагрузку. Также подвес препятствует опрокидыванию обоймы 9. Крестовина 8 обеспечивает равновесное положение обоймы 9, необходимое для того, чтобы подвес 6 не искажал результатов измерения. На обойме 9 закреплены четыре магнита 18.

Каждому магниту 18 соответствует закрепленный на раме 2 датчик Холла 19, регистрирующий относительное перемещение магнита, таким образом измеряется смещение оси вкладыша относительно оси вала. Сигналы с датчиков 19 поступают на преобразовательную плату и автоматически заносятся в компьютер.

Шаг регулировки частоты вращения вала, об/мин 5, В данной главе экспериментально определены и обработаны значения отклонения центров вала и подшипника при различных вариантах исполнения опорной поверхности подшипников. Сравнение результатов измерений с расчетными данными показано на рис. 10. Расхождение результатов расчетов и экспериментальных данных не превышает 10%, что позволяет утверждать о весьма высокой сходимости результатов математического и физического моделирования.

Рис. 10. Сопоставление результатов измерений а – для образца №1; б – для образца №2; в – для образца №3;

Полученные в ходе эксперимента данные подтверждают адекватность предложенной математической модели влияния макрорельефа опорной поверхности подшипника на его эксплуатационные характеристики.

В четвертой главе представлены результаты технико-экономических расчетов. Для подтверждения целесообразности внедрения подшипников предлагаемой конструкции на тяговом подвижном составе был спрогнозирован уровень повышения износостойкости подшипников при помощи компьютерного эксперимента. В ходе эксперимента была использована описанная в главе 2 и проверенная в главе 3 математическая модель. Исследовались опорные подшипники коленчатого вала дизеля 5Д49, используемого на тепловозах ТЭП70. Контролируемый параметр – расстояние от поверхности вала до границы критической зоны. Вероятность возникновения износа подшипника определяется вероятностью нахождения поверхности цапфы в критической зоне, что соответствует нарушению режима смазки. Данный эксперимент показал прогнозируемое повышение надежности не менее чем на 6 %.

Также в четвертой главе была проведена оценка экономической эффективности применения подшипников предлагаемой конструкции в качестве опор коленчатого вала дизельного двигателя тепловоза ТЭП70.

Годовой экономический эффект составит 414,87 тыс. руб. на парк тепловозов ремонтного локомотивного депо Санкт-Петербург-СортировочныйВитебский в количестве 53 единиц. Полученные результаты подтвердили целесообразность применения подшипников предлагаемой конструкции.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Основные результаты теоретических и экспериментальных исследований сводятся к следующему.

1. Выявлены основные причины неплановых ремонтов двигателей тепловозов, вызванные отказами подшипников скольжения.

2. Разработан метод повышения надежности подшипников скольжения за счет улучшения центровки цапфы благодаря специальному макрорельефу опорной поверхности подшипника. Новая конструкция подшипника обеспечивает практически вертикальное всплытие цапфы при увеличении скорости вращения. Получено решение о выдаче патента РФ на изобретение.

3. Разработана математическая модель, описывающая работу подшипников новой конструкции с точки зрения гидродинамической теории смазки, и методика определения основных параметров указанных подшипников.

4. Определены рациональные параметры конструкции подшипников скольжения нового типа.

5. Разработана методика проведения испытаний подшипников скольжения. Разработан и создан новый лабораторный испытательный стенд и комплекс программ для регистрации и обработки результатов.

6. Произведена экспериментальная проверка адекватности предложенной математической модели. Расхождение результатов расчетов и экспериментальных данных не превышает 10%, из чего следует, что предложенная математическая модель достаточно точно описывает работу гидродинамических подшипников скольжения нового типа.

7. При помощи компьютерного эксперимента оценено повышение износостойкости подшипников и экономическая эффективность применения подшипников предлагаемой конструкции в качестве опор коленчатого вала дизельного двигателя тепловоза ТЭП70. Анализ показал, что годовой экономический эффект от внедрения подшипников новой конструкции велик, а срок окупаемости мал, что подтверждает целесообразность применения подшипников предлагаемой конструкции на железнодорожном транспорте и в иных областях техники.

Основные результаты диссертации опубликованы в следующих работах.

Работы, опубликованные в изданиях, входящих в перечень, рекомендованный ВАК Министерства образования и науки Российской Федерации 1. Майоров В.С. Повышение надежности подшипников скольжения, используемых на тяговом подвижном составе. // Известия ПГУПС.

2011. №1. с. 66– 2. Войнов К.Н., Майоров В.С. Патент РФ на изобретение по заявке №2010127654/11 от 05.07.2010 Гидродинамический подшипник скольжения. МПК F16C 17/ Работы, опубликованные в изданиях, не входящих в перечень, рекомендованный ВАК Минобразования России 1. Майоров В.С. Моделирование гидродинамического подшипника скольжения. // Трибология и надежность № 10: Сборник научных трудов X Международной конференции. СПб: ПГУПС, 2010. с. 135– 2. Майоров В.С. Обзор современных тенденций в области конструирования подшипников скольжения. // Трибология и надежность № 9: Сборник научных трудов IX Международной конференции. СПб: ПГУПС, 2009. с. 140– 3. Войнов К.Н., Майоров В.С. Влияние макрорельефа поверхности скольжения подшипника на его характеристики. // Оборудование и инструмент для профессионалов. Серия металлообработка. 2010. №4. с.

18– 4. Войнов К.Н., Майоров В.С. Специализированный стенд для испытания на износ подшипников скольжения // Трибология. Т.2. Международная энциклопедия. СПб: Анима. 2011. с.226– 5. Войнов К.Н., Майоров В.С. Стенд для испытания работы подшипников скольжения // Трибология. Т.2. Международная энциклопедия. СПб:

Анима. 2011. с. Тиражирование и брошюровка выполнены в учреждении «Университетские телекоммуникации»

197101, Санкт-Петербург, Саблинская ул., Тел. (812) 233 4669 Объем 1,0 у.п.л.

Корректор Позднякова Л.Г.

Тираж 100 экз.