Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов




Скачать 233,33 Kb.
НазваниеАнализ плоских шарнирно-рычажных механизмов
страница1/2
Дата публикации13.09.2013
Размер233,33 Kb.
ТипДокументы
pochit.ru > Математика > Документы
  1   2




ГЛАВА 4. МЕТОДИКА СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ, АНАЛИЗА И ОПТИМИЗАЦИИ МЕХАНИЗМОВ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН


    1. АНАЛИЗ ПЛОСКИХ ШАРНИРНО-РЫЧАЖНЫХ МЕХАНИЗМОВ


Приведенная, в главе 3, методика кинематического и динамического анализа конкретных механизмов может быть распространена на любые более сложные механизмы, так как их можно рассматривать состоящими из отдельных более простых модулей. При этом линейные и угловые скорости и ускорения выходного звена предшествующего модуля являются исходными для расчета скоростей и ускорений звеньев последующего модуля.

Большинство звеньев рассматриваемых механизмов совершают вращательные движения вокруг подвижных центров, уравнения движения см. гл. 2 ((2.32) – (2.36))

Значения углов, угловых скоростей и ускорений определяются кинематическими связями, наложенными на положение осей шарниров.

В процессе работы со студентами и подготовки заданий (типовые задания приведены в приложении) для курсовых работ, Алюшиным Ю. А. и мной были выявлены базовые модули механизмов. Приведу некоторые из них с математической записью кинематических связей:


  • КРИВОШИПНО-ПОЛЗУННЫЕ


Угол наклона  прямой АВ зависит от направления движения ползуна. Пусть ползун перемещается по прямой с углом наклона  к оси Х, описываемой уравнением

. (4.1)

Тогда в произвольный момент времени можно записать уравнения для координат точки В:

,

. (4.2)

Подставляя (4.2) в (4.1) получаем квадратное уравнение, из которого найдем неизвестный угол , потом после дифференцирования по времени получаем угловые скорости и ускорения.


  • КРИВОШИПНО-КОРОМЫСЛОВЫЕ



Значение углов и должны быть определены из наложенных кинематических связей [1]. Так как расстояние между осями предполагаются неизменными при работе механизма, их значения определяет система уравнений:

,

. (4.3)

Дифференцируя (4.3) по времени, находим соотношения между угловыми скоростями и ускорениями звеньев.


  • КРИВОШИПНО-КУЛИСНЫЕ


Математическая запись уравнений кинематических связей подробно изложены в главе 3 ((3.12)-(3.17), (3.61)-(3.65)).


  • ^ ШАТУННЫЕ КРИВЫЕ КРИВОШИПНО – ПОЛЗУННЫХ, КРИВОШИПНО – КОРОМЫСЛОВЫХ МЕХАНИЗМОВ


Основным назначением механизмов является преобразование заданного движения одного или нескольких тел в требуемое движение других тел. Для простейших поступательных или вращательных (колебательных) движений достаточно использовать кривошипно – ползунные или кривошипно – коромысловые механизмы, соответственно. Шатунные кривые представляют собой траектории точек, расположенных на сложно движущихся звеньях механизмов, по этому уравнения этих кривых весьма сложные. Например, частицы, расположенные на линии, соединяющей оси кривошипа, шатуна и ползуна, движутся по симметричным траекториям и позволяют описать кривые второго порядка. Их многообразие увеличивается для точек, смещенных от указанной выше прямой.

Для кривошипно – коромысловых четырехзвенных механизмов шатунные кривые описываются уравнениями от первого до шестого порядка включительно. Например, с помощью параллелограмма Чебышева [1], относящегося к этой группе механизмов, можно получить не только “прямую” с малой погрешностью отклонения от линейной зависимости координат при достаточно большом угле поворота кривошипа или приближающуюся к окружности кривую, не выходящую за пределы двух заранее указанных концентрических окружностей с любым центром, но и кривые с двумя и более точками возврата, например напоминающие контур дельтаплана.

Любые дополнительные модули, присоединенные к шатунным точкам, позволяют усложнить траектории частиц и повысить порядок кривых, необходимых для их описания. В частности, траектории частиц присоединенного шатуна двухповодковой группы второго вида (2 шарнира и 2 звена, из них одно – ползун) описываются уравнениями до 14-го порядка, а для группы первого вида (диады) - уравнениями до 18-го порядка включительно.

Изучение шатунных кривых представляет большой практический интерес и свидетельством этому могут быть опубликованные в последних периодических изданиях по проектированию технологических машин намерения ряда кафедр ведущих вузов страны подготовить и опубликовать атласы шатунных кривых для различных типов механизмов [2]. Для их построения обычно используют достаточно сложные численные методы.

По нашему мнению более эффективным способом ознакомления с возможным классом шатунных кривых и поиском наиболее подходящего механизма для их реализации при выполнении различных технологических операций является разработка алгоритмов и составление программ для различных типов механизмов.

Аналитическое исследование траекторий (шатунных кривых) для механизмов практически любого типа (с одной степенью свободы) не представляет трудности при описании движения в форме Лагранжа, в том числе при достаточно сложных кинематических связях [1].

В частности, в рамках выполнения курсового проекта и лабораторных работ по теории механизмов студентами были составлены программы в пакете Excel, в основном, для кривошипно – коромыслового базового модуля с присоединяемыми к нему дополнительными различными двухповодковыми группами, включая кулисные пары. (Графики приведены в приложении) Пакет имеет развитые графические возможности и удобен для представления результатов как в табличной, так и в графической форме с произвольным выбором осей координат.

Программы предусматривают возможность изменения всех геометрических параметров механизма, включая по 2 координаты для каждой неподвижной опоры, по 2 параметра для фиксированных в пространстве направляющих ползунов (например, угловой коэффициент и отрезок, отсекаемой прямой на одной из осей координат), длины звеньев и начальные координаты осей шарниров. Каждую из схем характеризуют 10 и более конструктивных параметров.

Каждая программа предусматривает определение всех кинетических и динамических характеристик работы механизма как при равномерном, так и при неравномерном вращении кривошипа. Для условий, когда минимальное по длине звено не может быть кривошипом, т. е. невозможен полный оборот кривошипа из–за заклинивания механизма, исследования проведены как для частичного модуля более сложного механизма, т. е. в рамках возможных колебательных движений ведущего коромысла.


    1. ^ ИНВАРИАНТНЫЕ КРИТЕРИИ (ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ, ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ И ПР.) СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ И ОПТИМИЗАЦИИ МЕХАНИЗМОВ


Инвариантами называют такие характеристики, которые не зависят от субъективных факторов, например поворота осей координат. [15] Только инварианты или выражения, составленные из них, могут способствовать повышению точности описания объективных закономерностей, характеризующих работу механизмов или особенности технологических процессов. Предлагаемая новая инвариантная форма удобна для расчета кинематических характеристик и энергии деформации, например звеньев шарнирно-рычажных механизмов, при описании движения в форме Лагранжа.
Стр.12 рис. 1 П99

Рис. 15

В работах [1-2] показано, что одним из основных кинематических инвариантов процессов деформации при описании движения в форме Лагранжа (2.4) является сумма квадратов первых производных от текущих координат частиц

(переменных Эйлера) по их начальным координатам (переменным Лагранжа)

. (4.4)

Правую часть инварианта удобно представить в виде

, (4.5)

где определяют отношение квадратов длин ребер бесконечно малого параллелепипеда в текущем и исходном состояниях

. (4.6)

Для деформации в главных осях, когда ребра бесконечно малого прямоугольного параллелепипеда не изменяют своего направления на протяжении всего процесса, инвариант (4.4) определяет квадрат отношения длин диагоналей параллелепипеда в текущем и исходном состояниях.

В других случаях деформации инвариант удобно интерпретировать как обобщенную кинематическую меру, которая определяется через среднюю относительную длину ребер

; (4.7)

и среднеквадратическое отклонение фактических длин ребер от их среднего значения

, (4.8)

так как в любом случае

. (4.9)

Третий (кубический) инвариант тензора, компонентами которого являются производные , совпадает с якобианом преобразования (2.4)

; (4.10)

и определяет отношение объемов частицы после и до деформации. Если деформация отсутствует, рассмотренные выше инвариантные характеристики принимают значения R=1, e=1, Г=0, .


    1. ^ МЕТОДИКА РАСЧЕТА МЕХАНИЗМОВ С УЧЕТОМ ДЕФОРМАЦИИ ЗВЕНЬЕВ


Динамический анализ шарнирно – рычажных механизмов без учета деформации его звеньев следует рассматривать как приближенное решение, которое в дальнейшем может быть уточнено за счет учета деформации, обязательно сопровождающей процессы передачи энергии от источника к потребителю.

С точки зрения первого начала термодинамики

, (4.11)

которое определяет обобщенный закон движения [1], при отсутствии двух последних составляющих (dEp = dEq = 0) энергия внешних воздействий dEe, являющаяся причиной движения механизма, сначала приводит к увеличению энергии деформации dEd. Затем, когда за счет микросмещений (деформации звеньев) будет накоплена энергия, достаточная для макросмещения всего механизма, как поступающая извне, так и аккумулированная в системе энергия будут трансформироваться в энергию движения всего механизма dEk. В общем случае соотношение между кинетической и деформационной частями энергии при работе механизма может изменяться. Каждая из них может возрастать, в том числе за счет внешних воздействий, или уменьшаться и отдавать часть энергии внешним или внутренним потребителям энергии.

Точное в математическом смысле решение должно удовлетворять дифференциальным уравнениям движения, например в форме [1]

, (4.12)

а также начальным и граничным условиям. Уравнения движения в форме Лагранжа

;

(4.13)

соответствуют движению абсолютно твердых тел лишь при квазистатических условиях (условиях равновесия), когда ускорения отсутствуют или ими можно пренебречь (правая часть уравнений (4.12) пренебрежимо мала). Отсутствие деформаций подтверждает постоянство расстояния от любой частицы с переменными Лагранжа () до полюса с координатами P(xP, yP)

. (4.14)

Учитывая неопределенность в граничных условиях, в особенности в отношении внешних воздействий, точные решения, поиск которых связан с большими математическими трудностями, целесообразно заменять приближенными, но достаточно точно определяющими энергетические характеристики системы, в частности обобщенные силы в точках сочленения звеньев механизма. Такие решения нельзя использовать для оценки устойчивости системы, но они приемлемы для проведения прочностных расчетов и оптимизации механизма по кинематическим или энергетическим параметрам.

Исходными данными являются результаты предварительного динамического анализа механизма без учета деформации звеньев по методике, описанной в работе [1], включая обобщенные силы, приведенные к осям шарниров.

Последующее уточнение обобщенных сил с учетом деформации звеньев предусматривает применение обобщенного закона движения, которое, в отличие от приближенных решений, должно включать, наряду с кинетической энергией (dEk) и энергией внешних воздействий (dEe), еще и энергию деформации (dEd)

. (4.15)

В левой части уравнения предполагается суммирование (по индексу «i») соответствующих приращений энергии для всех звеньев механизма в рассматриваемой замкнутой системе.

Расчет энергии деформации может быть выполнен по одному из следующих вариантов:

  1. замена механизма конструкцией с наложенными внешними обобщенными силами со стороны источника и потребителя энергии;

  2. предполагая деформацию звеньев упругой и однородной за счет линейного растяжения составляющими обобщенных сил, направленными вдоль прямых, соединяющих оси шарниров в пределах каждого звена; деформация изгиба рассматривается только для кривошипа;

  3. через обобщенные локальные координаты xi,p и энергетические инварианты, в частности Ге2 ;

  4. через поток мощности от источника к потребителю.

По первому варианту смещения частиц возможны только в пределах их упругой деформации, изменения кинетической энергии отсутствуют, энергия внешних воздействий полностью аккумулируется в массе механизма.

Например, кривошипно – ползунный механизм в произвольном положении, показанном на рис. 13, можно рассматривать как шарнирно сочлененную балку, нагруженную сосредоточенным моментом Мо (на приводном валу) и произвольно ориентированной силой Т в точке В, которая может совпадать с правой подвижной шарнирной опорой балки. Участок балки АВ растягивается силой (), направленной вдоль линии АВ. Участок ОА следует рассматривать как защемленную консольную балку с сосредоточенной силой () , приложенной к точке А, которая приводит к сжатию в направлении длины АВ с силой () и поперечному изгибу силой (). Момент на приводном валу соответствует равновесному состоянию балки, его превышение приведет к движению: балка трансформируется в механизм с соответствующими наложенными кинематическими связями. Расчет энергии деформации для каждого звена следует проводить с помощью теории упругости или по известным соотношениям курса «Сопротивление материалов». Их значения должны быть учтены при расчете обобщенных сил, приведенных к осям шарниров при последующем динамическом анализе механизма.

Основная погрешность описанной методики (первого варианта) связана с предположением о статическом характере нагружения балки, не учитывается деформация звеньев от изменения их кинетической энергии.

Указанная погрешность может быть уменьшена при расчете энергии деформации по второму варианту, когда приведенные к осям шарниров обобщенные силы вначале определяются только через внешние воздействия (как в первом варианте) и изменение кинетической энергии, а затем уточняются, возможно, с применением итерационных циклов, с учетом деформации звеньев. Деформация всех звеньев, за исключением кривошипа, предполагается упругой и однородной в виде линейного растяжения составляющими обобщенных сил, направленными вдоль прямых, соединяющих оси шарниров в пределах каждого звена, например АВ на рис. 13. Деформация изгиба рассматривается только для кривошипа по аналогии с вариантом, рассмотренным выше. Предполагается, что энергия, связанная с деформацией изгиба или сдвига всех других звеньев под действием составляющих обобщенных сил, направленных ортогонально прямой, соединяющей оси шарниров, например АВ, на порядок ниже и ей можно пренебречь.

Второй вариант включает следующие этапы:

а) находим обобщенные силы Qi, Mi, приведенные к осям шарниров, без учета деформации звеньев (см. [1]);

б) сосредоточенные моменты Mi заменяем энергетически эквивалентными парами из реактивных Ri и пассивных Ni сил (см. [1]);

в) находим компоненты обобщенных сил в шарнирах Si, направленные вдоль прямой, соединяющей смежные шарниры, например АВ, и ортогонально к ней (для кривошипа);

г) предполагаем, что звено имеет одинаковое по длине поперечное сечение fi и равномерно растягивается силой Si. В соответствии с обобщенным законом Гука [20] увеличение длины Li составит

, (4.16)

где Li - расстояние между осями шарниров, fi - площадь поперечного сечения звена, Е – модуль упругости материала (модуль Юнга). На деформацию звена будет затрачена энергия

; (4.17)

д) изменение обобщенных сил определяет приращение энергии деформации

. (4.18)

Аналитически скорость изменения обобщенных сил и их проекций, в частности производную от проекции обобщенной силы Si по времени Si,t, можно найти через изменения инерционных и технологических (внешних) сил. Например, для составляющей инерционной силы

.

Третью производную (скорость ускорений) находим по общему правилу дифференцирования уравнений движения. В частности, для общего случая плоскопараллельного движения (вращения абсолютно твердого тела относительно подвижного полюса Р) из уравнений (4.13) получаем

;

.

Однако ускорения xi,tt могут быть разрывными функциями, т. е. претерпевать разрыв, и для определения слагаемых правой части полученных уравнений потребуется дополнительная информация.

С достаточной точностью производную по времени Si,t можно найти через конечные разности при достаточно малом шаге по времени (в данном случае – по приращению угла поворота кривошипа)

, (4.19)

где i - угол наклона прямой, соединяющей оси шарниров соответствующего звена, например АВ.

При определении производной i,t можно считать, что смещения за счет деформаций очень малы и уравнения движения с учетом деформации звеньев сохраняют такой же вид, как и без их деформации. Для подтверждения этого утверждения воспользуемся принципом суперпозиции. Смещения за счет деформации

; ; z = (4.20)

следует считать вложенным движением, а движение без деформации – наложенным. В результате получаем совмещенное движение

;

. (4.21)

Таким образом, упругие деформации сказываются на уравнениях движения лишь в достаточно малой окрестности полюса Р. Однако более важным может быть влияние скоростей изменения упругих смещений ut и vt, которые определяют скорости частиц совмещенного движения

;

. (4.22)

Учитывая, что при определении обобщенных сил каждое из слагаемых обобщенного закона движения (4.15) следует записать через приращения обобщенных координат, можно искать составляющие обобщенных сил от приращения каждого из видов энергии, а затем их складывать по правилам векторного сложения, т. е. суммируя одноименные компоненты.

Предполагая, что закон изменения внешних воздействий со стороны потребителя энергии не зависит от деформации звеньев механизма, а изменение скоростей их центров масс (за счет деформации звеньев) не является существенным (механизм не превращается в «рогатку»), можно утверждать, что составляющие обобщенных сил от изменения энергии внешних воздействия и кинетической энергии остаются неизменными и могут быть определены предварительно по общей методике без учета деформации звеньев [1].

Для последующего определения составляющих обобщенных сил от упругой деформации звеньев потребуется итерационный процесс:

в первом приближении по описанной выше методике находим обобщенные силы (Qd)0, обеспечивающие необходимое приращение энергии деформации (dEd)0 под действием инерционных сил и внешних воздействий (Sd)0;

составляющие (Sd)0 вновь найденных сил (Qd)0 вдоль линии, соединяющей оси шарниров соответствующего звена, вызовут его дополнительную деформацию и соответствующее увеличение энергии (dEd)1;

для компенсации увеличения энергии деформации (dEd)1 потребуются дополнительные силы (Qd)1 с их проекциями (Sd)1, которые приводят к дополнительному увеличению энергии деформации на величину (dEd)2 и т. д.

Расчет заканчивается, когда последующий результат для обобщенных сил от энергии деформации пренебрежимо мал по сравнению с предыдущим, так как окончательное его значением определяется с помощью ряда

Qd = (Qd)0 +(Qd)1 + (Qd)2 + (Qd)3 + …

Так как уравнения движения для всех звеньев предполагаются известными, обобщенные силы (Qd)i следует определять на фактических скоростях осей шарниров по аналогии с реактивными силами от приведенных к осям шарниров «сосредоточенных моментов» [1]

. (4.23)

Для кривошипа и коромысел скорость vP всегда ортогональна прямой, соединяющей полюс Р и ось вращения, поэтому для них расчет сводится только к одной итерации.

Преимуществом описанных методов является их простота, а недостатком – погрешности за счет предположения об однородной деформации растяжения – сжатия для всех звеньев, кроме кривошипа.

Последующее уточнение обобщенных сил с учетом деформации звеньев может быть выполнено за счет определения необходимой энергии деформации через обобщенные локальные координаты (элементы Якобиана). Для этого надо записать уравнения движения (4.13) с учетом возможного изменения расстояния между рассматриваемой частицей и полюсом, например в виде

;

. (4.24)

В рассматриваемом случае вместо условия (4) получаем

. (4.25)

Коэффициент определяет отношение текущего и начального расстояний между частицей и полюсом Р. Он может быть константой для всей массы звена или функцией лагранжевых координат и времени (угла поворота кривошипа). В последнем случае возможен учет неоднородной деформации звеньев. Если сохранить предположение о независимости угла поворота от лагранжевых координат, для якобиана уравнений движения (4.24) получаем

. (4.26)

Величина

(4.27)

определяет энергию упругой деформации [1]

, (4.28)

где К – модуль объемной упругости, V – объём деформируемого звена.

Если считать = const, расчет существенно упрощается, так как энергия деформации равномерно распределяется по объему звена.

По существу отличие рассматриваемой методики от изложенной выше состоит в способе определения деформаций: через обобщенный закон Гука (4.16) или с помощью более общего энергетического принципа [1].

Для случая = const имеем , величину можно определить через силу Si

. (4.29)

Как отмечено выше, производные от сил Si, а следовательно и от , целесообразнее определять с помощью конечных разностей, тогда

, (4.30)

и для обобщенных деформационных сил получаем

. (4.31)

При выполнении динамического анализа с помощью электронных таблиц, например Excel, удобнее перейти к равноотстоящим узлам по углу поворота кривошипа . В этом случае уравнение (4.31) преобразуется к виду

. (4.32)

Если ограничиться предположением

, (4.33)

тогда, принимая коэффициент Пуассона равным 0,25, вместо (4.32) получим

. (4.34)

В соответствии с первым началом термодинамики (4.11) различные виды энергии могут трансформироваться из одного вида в другой. Законы их изменения могут быть существенно различными (например, потенциальная энергия положения и кинетическая энергия движения). Но механизм передачи энергии во всех случаях должен иметь общие особенности, в том числе:

при наличии градиента энергии она стремится к выравниванию за счет перетекания из объемов с большей её плотностью в объемы с меньшей плотностью;

любая система стремится к уменьшению потенциальной энергии.

Энергия упругой деформации является потенциальной, поэтому можно говорить о её минимально необходимом уровне для каждого положения механизма. Но этот уровень должен обеспечить плотность энергии выше, чем в последующем по энергетической цепи приводном звене вместе с подключенными к нему потребителями энергии. С другой стороны, передаваемая каждым звеном мощность должна уменьшаться в направлении от источника к потребителю энергии, так как часть её должна расходоваться на собственную деформацию, преодоление трения и пр.

Механизм передачи энергии наиболее просто можно иллюстрировать на примере теплового (температурного) поля. При неоднородном распределении будет происходить передача энергии, подобно теплоте, от более «нагретых» к менее «нагретым». Аналогию механизмов передачи тепловой и других видов энергии подтверждают их современные математические модели: дифференциальные уравнения теплопроводности и деформации сводятся в простейших случаях к уравнениям Лапласа [2-3,19].

Общий случай возможного изменения всех типов энергии для бесконечно малой частицы с обоснованием дифференциальных уравнений движения (4.12) рассмотрен в работах [2-3]. Именно они, точнее принцип наименьшего принуждения Гаусса

, (4.35)

предусматривают все возможные варианты внешних воздействий и позволяют определить максимально приближенные к действительным движение механизма и обобщенные силы в различных его узлах.

Например, в точке возврата ползуна его кинетическая энергия и энергия действующих на него внешних воздействий обращаются в 0. Он не может передавать энергии и лишь потребляет её для преобразования в кинетическую энергию движения. Но этой информации недостаточно для каких – либо утверждений о действующих на него силах или, другими словами, значении их производных по времени. Энергия, необходимая для движения, может быть получена от внешнего источника, от смежного звена (не обязательно расположенного ближе к источнику энергии, это может быть кинетическая энергия звена с замедляющимся движением центра массы) или за счет энергии деформации, накопленной в самом звене. Фактические особенности распределения энергии и движения смежных звеньев (частиц) отразятся на движении рассматриваемого звена (частицы).

Упругая деформация, выполняя роль аккумулятора, оказывает существенное влияние на сглаживание энергетических пиков и устойчивость работы механизма.

  1   2

Похожие:

Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов iconКинематический анализ шарнирно рычажных механизмов с описанием движения в форме лагранжа

Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов iconКинематический анализ шарнирно-рычажных механизмов с описанием движения в форме лагранжа

Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов iconДинамический анализ шарнирно рычажных механизмов
Основной задачей динамики является изучение влияния свойств тел и окружающей среды, внешних и внутренних воздействий на движение...
Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов iconСиловой расчет шарнирно-рычажных механизмов на основе анализа энергетических потоков

Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов iconКеллерман П. Ф. К 34 Психодрама крупным планом: Анализ терапевтических...
К 34 Психодрама крупным планом: Анализ терапевтических механизмов /Пер с англ. И. А. Лаврентьевой. — М.: Независимая фирма “Класс”,...
Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов icon1)Архимед (около 287 до н э. 212 до н э)
Архимед изложил его полную теорию и успешно её применял на практике. Архимед построил в порту Сиракуз немало блочно-рычажных механизмов...
Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов iconАнализ механизмов эволюционных изменений динамических структур галактик
Это значительно упрощает расчеты динамических моделей галактик, но не объясняет: механизмов динамического формирования рукавов и...
Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов iconУрок по биологии в 7 классе. Тема: Особенности строения, жизнедеятельности...
Образовательные: обобщить знания о строении и жизнедеятельности плоских, круглых и кольчатых червей установить их взаимосвязи со...
Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов icon2. кинематический анализ механизмов и машин
Кинематический анализ уравнений движения является основой динамического анализа (см разд. 5) и позволяет установить энергетические...
Анализ плоских шарнирно-рычажных механизмов iconВопросы к зачету по курсу «электропривод и автоматизация общепромышленных механизмов»
Требования к механическим характеристикам электроприводов механизмов передвижения и поворота
Вы можете разместить ссылку на наш сайт:
Школьные материалы


При копировании материала укажите ссылку © 2019
контакты
pochit.ru
Главная страница