Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Башкирский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

книги из ГПНТБ / Биргер И.А. Резьбовые соединения

.pdf

Скачиваний:

203

Добавлен:

24.10.2023

Размер:

10.55 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 2425 / 2625 26 > Следующая >>>

тде a — проекция наклонной поверхности профиля на ось шпильки Это равенство вытекает из уравнений статики, если пренебречь сопротивлением витка по сравне нию с цилиндром. Для теоретического

плоскосрезаиного профиля 8

	р	% У	\ \111
	І Ш І І		\ \111
	\	Ро
"	У І	0	S
v.	T 1		S

зe

Рис. 244. Давление на боковой поверхности витка при завинчивании тугой резьбы

	P = jPo-
Площадь	двух	поверхностей витка
резьбы
f	= 2	- і	_
и сила трения		на этих поверхностях
QTp=-wF	=	V-P^Xd2-d\)		-^,
		c	o s	2
			( 4	2

				где р. — коэффициент				трения.
	С учетом формулы (425) соотношение для крутящего момента можно записать
в	виде
	Мкр = I	рро/гя (cP-dl)			-А .		,			(426)
					cosт				,
где п — число витков на длине		свинчивания.
	Если введем в формулу (426) значение р0 из					равенства		(422) и		примем
	d-dis			2,6 dSi
		- J —	s	1.15;
то	получим	Иі =	р.а =	0,3,
то	получим
	M« p 9Ë3,76Apid				£	ï	— (	4	2	7 )
				1,3 +	0 , 7 \| »
	Отметим, что натяг по среднему диаметру				Л был принят без учета					погреш
ностей шага и угла профиля. В практических					расчетах		в формулу		(427) следует
подставлять расчетное значение		натяга
		Д р « » у Д,
принимая Д по ГОСТу.
	Из формулы (427) следует,	что крутящий			момент		пропорционален			натягу,

диаметру резьбы, длине свинчивания и зависит от материалов шпильки и кор пуса и коэффициента трения в резьбе. С. Н. Захаровым (13] показано, что наряду

с указанными факторами на величину Мкр	влияют овальность среднего диаметра,
ошибки в шаге и угле профиля резьбы.	-
В приближенных расчетах можно принимать для стали Е = 2,1-104 кгс/мм2,
для бронзы и латуни Е = 0,8-104 кгс/мм2,	для алюминиевых сплавов Е =	0,7-
• 10* кгс/мм-. При указанной размерности для Е величины /, Д и d должны		быть

выражены в мм.

Коэффициент трения в формуле (427) зависит от многих величин и в первую очередь от натяга резьбового соединения и материала шпильки и корпуса. На

240

85. Величина крутящих моментов и коэффициентов трения при завинчивании шпилек на тугой резьбе

	М а т е р и ал			кр		Коэффициент
			в кгс	• см		трения р.		Примечание
at								Примечание
at	шпильки	корпуса	наиб.	наим.		наиб.	наим.
a	шпильки	корпуса	наиб.	наим.		наиб.	наим.
		ЭИ736	131		53	0,055	0,035	Д т а х	=	48 МКМ
	38ХА	1Х17Н2	133		50	0,045	0,035	А т і п =		16 МКМ
	кадмирована	ВТЗ-1	179		80	0,083	0,060	Смазка —ма
Мб		АЛ4	77		39	0,025	0,012	шинное		масло
Мб	4Х12Н8Г8МФБ	Х12Н20ТЗР	130		75	0,08	0,035	То же, смаз
								ка — машинное
								масло		с	гра
								фитом
		ЭИ736	348	120		0,065	0,030	Д т а х	=	55 М.КМ
М8	38ХА,	1Х17Н2	274	127		0,065	0,030	Д т і п =		18	мкм
М8	кадмированы	ВТЗ-1	287	134		0,065	0,040	Смазка —ма
	кадмированы	ВТЗ-1	287	134		0,065	0,040	Смазка —ма
		АЛ4	160		76	0,025	0,010	шинное		масло
	1Х17Н2	ЭИ736	369	130		0,065	0,040	То же, смаз
М8	4Х12Н8Г8МФБ	Х12Н20ТЗР	330	120		0,090	0,050	ка— машинное
								масло		с гра
								фитом
	38ХА,	ЭИ736	398	278		0,048	0,028	А т а х =		60	мкм
	кадмирована	1Х17Н2	374	160		0,050	0,032	Amin = 20 мкм
		ВТЗ-1	435	117		0,060	0,035	Смазка — ма
		АЛ4	215		86	0,020	0,010	шинное		масло
MIO
	1Х17Н2	ЭИ736	345	220		0,040	0,025	То же, смаз
		ВТЗ-1	694	220		0,060	0,035	ка — машинное
	4Х12Н8Г8МФБ	Х12Н20ТЗР	437	277		0,055	0,035	масло с гра
								фитом
рис.	245 показано изменение коэффициента				трения при завинчивании					шпилек
с резьбой Мб [13]. Как показано на рисунке,					при	увеличении		натяга	значения
коэффициента трения		сначала уменьшаются,			а начиная		с А 2э 30 мкм,		остаются

практически неизменными. Последнее связано с появлением пластических дефор

маций в резьбе, которые были обнаружены С. Н. Захаровым. Опытами											установи
							M
Рис. 245.		Зависимость		коэффициента			0,056
Рис. 245.		Зависимость		коэффициента			0,048
трения	от	натяга.	Шпильки		и кор		0,048
пусы	изготовлены		соответственно			из	0,0405.	_
		материалов:					0,0405.	_
/ — 1 Х 1 7 Н 2 и ЭИ736;				2 - 3 8 Х А		и	0,032
1 Х 1 7 Н 2 ;		3 — 3 8 Х А	и	ЭИ736;	4 —		0,024
4 Х 1 2 Н 8 Г 8 М Ф Б и Х 1 2 Н 2 0 Т З Р ; S — 3 8 Х А							0,016	2 1	I	~ і
		и ВТЗ-1					0,016	2 1	I	~ і	А.мкм
							10	20	30	40	А.мкм

241

лено, что в процессе свинчивания имеет место необратимое увеличение наружного диаметра резьбы корпуса и уменьшение внутреннего диаметра резьбы шпильки

ивнутреннего диаметра резьбы гнезда, которое пропорционально натягу (рис. 246).

Втабл. 85 приведены значения крутящих моментов и коэффициента трения для резьбовых соединений с тугой резьбой. Следует отметить, что величина коэф-

20	30 W 50	А,мкм	20	kO	60 й,мкм
	а)			в>
Рис. 246.	Зависимость	изменения	диаметров шпильки Д dl		(а) и	гнезда
Ad (б) от натяга в соединении с тугой резьбой (позиции см. рис.						245)

фициента трения при завинчивании шпилек на тугой резьбе существенно ниже, чем при затяжке соединений с зазорами в резьбе. Это может быть объяснено боль шими удельными давлениями и пластическими деформациями в резьбе при завин чивании шпилек.

При испытаниях иногда наблюдается, что после завинчивания на 8—10 витков крутящий момент не возрастает, что, по-видимому, связано с некоторым износом и деформациями в поверхностном слое резьбы.

Отметим также, что во избежание скручивания шпилек из титановых сплавов при завинчивании нх в корпусы из титановых сплавов резьбу шпилек омедняют. Слой меди толщиной 2—3 мкм заменяет смазку.

6. СТАБИЛЬНОСТЬ ЗАТЯЖКИ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Одной из распространенных причин выхода из строя болтовых соединений является уменьшение силы предварительной затяжки соединения под действием динамических нагрузок.

Факторы, вызывающие в динамически нагруженных соединениях уменьше ние усилия затяжки, могут быть разбиты на три группы. К первой группе отно сятся факторы, приводящие к появлению остаточных пластических деформаций болта и стягиваемых деталей.

Ко второй группе относятся факторы, связанные с контактными деформаци ями по стыковым поверхностям и в резьбе.

Третья группа причин связана с самопроизвольным отвинчиванием гайки (винта).

Конструктивные и технологические мероприятия, устраняющие неблагопри ятное влияние этих факторов, будут способствовать повышению стабильности затяжки резьбовых соединений. Более подробно см. в книге, указанной в сноске на стр. 229.

242

7.РЕЛАКСАЦИЯ НАПРЯЖЕНИЙ В БОЛТЕ И ДЕТАЛЯХ ПРИ ИХ РАБОТЕ В УСЛОВИЯХ ПОВЫШЕННЫХ ТЕМПЕРАТУР

Врезьбовых соединениях, работающих в условиях повышенных температур, наблюдается понижение первоначальных напряжений затяжки вследствие про цессов непрерывной ползучести (релаксации напряжений). Релаксацию напряже

ний учитывают начиная с температур

300° С — для

конструкционных

сталей и

150° С — для

легких

сплавов.

Скорость

деформации

ползучести

(увеличение

относительной деформации

в единицу времени) по гипотезе течения

* для линейного напряженного состояния

имеет

вид

s . - f i W o " .

(428)

где коэффициенты б

и т

зависят

от

материала детали

и температуры

среды.

Рассмотрим соединение с беспрокладочными фланцами. Уравнение совмест

ности относительных деформаций для элементов затянутого соединения

имеет

вид

е 1

8р + е г в - = е 2 ,

(429)

где вц

Bp, ъг0-

и 82 — соответственно

осевые относительные деформации стержня

болта (шпильки), в резьбе, головки болта и стягиваемых деталей.

Отметим, что деформация головки болта, как правило,

невелика.

Наличие

резьбы,

как

показано

в работе [9], незначительно влияет

на

релаксацию

напря

жений

в резьбовом соединении, поэтому величинами

е р

и егб

можно пренебречь

в расчетах.

Предположим сначала, что стягиваемые детали являются абсолютно жест

кими

(е2

0). В этом случае напряжение затяжки (с учетом

нагрева)

вызовет в

болте

относительную

деформацию

Ъі = *э*=Ц,

(430)

которая не будет изменяться со временем из-за неизменности

размеров

промежу

точных

деталей.

Сущность процесса релаксации напряжений состоит в том, что в болте при

высокой

температуре

происходит

возрастание пластической

деформации

(про

цесс ползучести), и напряжение затяжки в соединении при неизменной общей деформации уменьшается.

Таким образом, общая деформация болта складывается из упругой и пла

стической составляющих
8э = е у + 8л = const.	(431)

Из формулы (431) видно, что упругие деформации в болте будут уменьшаться за счет увеличения пластических деформаций в процессе ползучести. Однако пластическая деформация не превосходит начальной деформации от затяжки болта.

Если предположить, что	es =	е„, то а3	— 0.
Приращение общей	деформации
		de3 = dey	+ den-=0,	(432)
откуда соотношение для скоростей деформаций
	dtu	den	1 da

С учетом равенства (428)

Я( т ) а - Ц ^ - 0 .

*Согласно гипотезе течения предполагается, что существует постоянная зависи мость между скоростью пластической деформации, напряжением и временем.

243

Разделяя	переменные и интегрируя		в пределах		от нуля до т,	найдем
		т.
	: -	{	В (тх ) Е dxv			(434)
Откуда,	при m ^ 2 и В = const	напряжение		в	болте
			1			(435)
						(435)
		(frr + l ) m _ 1
В выражении (435) т — время;
	Ь = ВЕо3п		( m - I ) ,			(436)
£ — модуль	упругости материала.
Рассмотрим случай, когда стягиваемые детали				(фланцы) обладают свойством
упругости и ползучести. Из условия (429) следует,				что приращения		деформаций
болта и деталей одинаковы
	de1 =		de2 .

Обозначая напряжения в болте ах и абсолютную величину напряжений сжа тия в соединяемых деталях а2, получим

где коэффициенты Bx и m t относятся к материалу болта, а В2 и т 2 — к материалу фланцев.

Учитывая равенство

получим		(для простоты примем щ — т2			~ т)
			=Ы(?.Г-'И
где о 3 — напряжение предварительной					затяжки соединения при
т =	0;			i	B%F™
	Если	промежуточная	деталь	обладает		большой упругой	податливостью
(Е2	-<- 0), то т* -*• 0 и о 1 =		а3, т. е. напряжения в болте остаются				постоянными
по времени. Такой же результат получается при большой упругой							податливости
болта ( £ х = 0).			упругой	податливости в системе уменьшает релакса
	Очевидно, что наличие
цию напряжений.
	На рис. 247 показано изменение усилия					затяжки резьбовых соединений в за

висимости от продолжительности работы [58]. Как показано на рисунке, в первые минуты работы происходит интенсивное падение усилия затяжки. Можно отме тить, что увеличение затяжки способствует ее сохранению. При очень высоких (для данного материала) температурах величина усилия предварительной затяжки через 200—300 ч работы соединения лишь в малой степени влияет на остаточную силу затяжки. При напряжениях затяжки о3 0,5о"Т / ,4 0 0 оС (о^оо^с. — условный температурный предел текучести) уже после 1000 ч испытания остаточные напря жения оказываются примерно одинаковыми.

244

Если соединение будет повторно затянуто	(подтянуто), то, при одинаковой
(с первым) продолжительности испытаний, оно будет иметь большую		остаточную
силу (см. рис. 247). Так, после первой затяжки	усилие снизилось на	35%, после

подтяжки — на 20%. После второй подтяжки потеря затяжки также уменьшилась.

	5 ООО		88©				•So.
							•So.
							"4!
							"4!				°ooc	5
					N		ч				°ooc	5
					N		ч				Y
											Y
	it ООО	о	-				s		ч			•xi
	it ООО	о	-						ч	"N				4
		N		S						"N				4
		N		S					%					ч Ч
							s \					4 У •		S
	3500													>
	3500
	^3000											1		N
								S						N
g	2500							S
Ig	2 000								\ S			V
											1	V
	1500										1	\ \ \
												\ \ \

	1000	0,2	0,5	1	2	5	10	20	50		100 200		500	1
	'0,1	0,2	0,5	1	2	5	10	20	50		100 200		500	1
			Продолжительность						нагрутения
Рис. 247. Зависимость остаточной									силы затяжки при
первом (/), втором (2) и							третьем			(3)		нагружении
при температуре				350° С			(светлые			точки) и			400° С

(темные точки). Болты с резьбой М12 изготовлялись из стали 34 Сг4, гайки — из стали Cq45

На практике часто ограничивают минимальную остаточную силу путем уве личения усилия предварительной затяжки в ѵ раз:

v = - H ä _ .

(440)

Однако анализ результатов многочисленных исследований и опыт эксплуа тации показывают, что подтяжка болтов по истечении 100—150 ч работы соеди нения в условиях высоких температур оказывается также эффективным средством повышения остаточной силы затяжки.

Для повышения релаксационной стойкости соединений рекомендуется изго товлять болты (шпильки) и гайки из материалов с одинаковыми характеристиками ползучести.

8. САМООТВИНЧИВАНИЕ ГАЕК И БОЛТОВ

Резьбы, применяемые на деталях, обладают свойством «самоторможения», согласно которому растягивающая нагрузка не вызывает поворота гайки отно сительно болта. Поэтому применение сильно затягиваемых (высокопрочных) бол тов принято считать наиболее эффективным средством предохранения соединений от ослабления. При действии только осевой статической нагрузки этого средства

245

вполне достаточно. Осевая нагрузка на болт, из-за угла подъема витков резьбыф, вызывает появление отвинчивающего момента

В реальном

соединении

моменту

Moms

противостоят

момент трения в резьбе

Mp^Q-*-tg

CV +

P')

и момент трения

на торце

гайки

MT — Qi>.TRT.

При статических нагрузках сумма этих

моментов в несколько раз превосхо

дит

величину Мотв, что предотвращает

самоотвинчивание

гайки, так как угол

трения

р'

при

наиболее

неблагопри

86.

Значения

коэффициентов

трения

ятных

условиях

смазки

не ниже 6°,

в резьбе болта

МЮХ25

и на

торце

угол

подъема

витков ф крепежной

гайки

при вибрациях |47|

резьбы

находится

в пределах

2° 29'—

3° 20'.

У с и л ие

Частота

Коэффициент

Однако

при систематических или

затяжки

н а г р у ж е н и я

трения

случайных

вибрациях,

приводящих

в кгс

в Гц

к взаимному смещению деталей (на

1000

0,14

пример, в результате

радиальных де

формаций тел гайки и болта),

указан

0,01

ные

выше

соотношения

нарушаются.

2000

0,13

Коэффициенты

трения в

резьбе и на

52,5

0,005

торце

гайки

при

этом

уменьшаются

3000

0,1

(табл. 86) на

70—85%

[47]. Уменьше

67,5

0,025

ние

значений

коэффициентов

трения

ниже

0,02

нарушает

самоторможение

приводит

самоотвинчиванию.

Поэтому

резьбовые

соединения

могут

надежно

работать

при

переменных

нагрузках только в застопоренном состоянии. Стопорящие элементы в самом неблагоприятном случае должны компенсировать отвинчивающий момент.

Г л а в а X I .

РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАПАСОВ ПРОЧНОСТИ

Расчет выносливости для ответственных резьбовых соединений является основным. Он состоит из определения фактического запаса прочности для данной резьбовой детали и сравнения его с регламентированным (или желательным) значением. При назначении регламентированного запаса прочности учитывают степень достоверности рабочих нагрузок, однородности технологических опера ций изготовления деталей и монтажа сое динений, а также другие факторы.

Расчет резьбовых соединений по запасам прочности впервые был предложен Е. И. Радзимовским, который использовал для этого разработанную С. В. Серенсеном схему рас чета выносливости.

В работе [4] введен в расчет наиболее важный для резьбовых соединений запас прочности по неременным напряжениям. Он отражает запас прочности детали при воз растании переменной нагрузки, а также влияние факторов, увеличивающих опасность разрушения от действия переменной на грузки.

Запасы прочности находят по диаграмме предельных напряжений для резьбового сое динения. В расчете используется диаграмма, показанная на рис. 248, которая аппрокси мируете приемлемой для практики точностью

Рис. 248. Диаграмма предель ных напряжений

реальную диаграмму для соединений с резьбой, накатанной на термически обра ботанных заготовках. Если болты (шпильки) после накатывания резьбы подвер гают термической обработке, а также в тех случаях, когда резьба деталей по лучена резанием, можно считать, что предельная амплитуда напряжений не зависит от среднего напряжения, а диаграмма имеет вид, показанный штри ховой линией на рис. 248.

При расчете учитывается действие только нормальных напряжений. Каса тельные напряжения от затяжки при действии переменных нагрузок практически полностью исчезают и стержень болта (шпильки) раскручивается.

Предположим, что некоторая точка А изображает рабочий цикл с средним напряжением ат и амплитудой переменного напряжения аа. Тогда запас по пере менным напряжениям

« • " А

( 4 4 1 )

247

Уравнение предельной

прямой

имеет

вид

a max = a

a n + CTm = c - 1 c

+ a c a m .

(442)

где

a J — предел выносливости

резьбового соединения (детали) при

симметрич

ном

цикле.

Величина

а с

)

(443)

°т

здесь ат — предел текучести материала детали.

(443) найдем

Из соотношения (442)

учетом

равенства

^ с

(

- 2

)

а о л

2 ^ .

(444)

Расчет предельной амплитуды (предела выносливости соединения) по формуле

(444)

следует

производить

лишь

при условии,

что

ат<0,5ат.

Если ат

Э= 0,5

о т , то в

формулу

(444)

следует подставлять ат

0,5 о т ,

В этом случае

и при дальнейшем

увеличении ѵт

предельная

амплитуда останется

неизменной.

Соотношение (444) можно упростить, если принять во внимание, что в боль

шинстве случаев

2 а а „ — 0-и-

(445)

Откуда

* в ( І ( і -

)

(446)

и запас прочности

по переменным

напряжениям

будет равен

- - 2

^ ( 1 - ^ ) '

( 4 4 7 )

Если предельная амплитуда переменных напряжений не зависит от среднего

напряжения

(см. штриховую

линию на рис. 248), то

«<, =

—

•

(448)

Следует отметить, что

по формуле (448)

можно определять запас прочности

для всех соединений при любой технологии изготовления и термической обработ

ке деталей, если	напряжение	предварительной затяжки
	0-3 =	0 ^ - o a S s (0,4 - ь0,5)о ѵ		(449)
Величину а а п	можно принять по табл. 78 или вычислить			по формуле (408).
Запас статической прочности можно			вычислить по формуле
		а з +	°а	(450)

Следует отметить, что величины, входящие в соотношения (448) и (450) для «средних» запасов прочности, подвержены статистическому рассеянию, так как зависят от множества конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов (рис. 249). Между тем, при разработке и доводке ответственных соеди нений, требуется более полная информация об условиях прочности и запасах прочности деталей. Это предопределяет необходимость применения статистиче-

248

ских методов оценки прочности, которые в последние годы получили развитие в трудах советских ученых [27].

Резьбовые соединения при номинальных режимах работы машин нагружены, как правило, переменными напряжениями стационарной амплитуды, величина которой, как указывалось выше, может претерпевать случайные отклонения *.

Суммарное		количество цик		р
лов	нагружений соединений за
срок	службы	обычно	велико и	^+ч. г'"а>	.
превышает 10'		циклов,	поэтому		^(Оап)
условие разрушения соединений
можно записать в виде

Л1 = а о „ - о - а < 0 . (451) Если считать, что величины

°ап и	°а (	П Р И	данном от)	рас
пределены		по	нормальному за
кону	(рис. 249) и независимы,
то величина M будет также				рас

пределена нормально с параметрами

(452)

SM=Sôan + Saa, (453)

Рис. 249. К определению вероятности разру шения при заданном запасе прочности

где аап,	ь-аап	и оа, Ь'аа — параметры распределения			величин	аап и аа.
Откуда квантиль нормального распределения, отвечающий вероятности
разрушения		р при принятом запасе		прочности я,
				1		(454)
		\|	/	П2Ѵ		(454)
		\|	/	П2Ѵ
где ѵ„ап	и	ѵаа — коэффициенты	вариации величин		аап и	аа.

2.ПРИМЕР РАСЧЕТА

Вкачестве примера рассмотрим расчет шатунных винтов (рис. 250) главного шатуна одного из транспортных двигателей. Из динамического расчета двигателя известно, что полная нагрузка на кривошипную головку шатуна равна 42 ООО кгс. Усилие на один болт составляет 6000 кгс. Динамическим усилием, связанным действием быстроизменяющихся газовых сил, обычно пренебрегают, так как частота собственных колебаний деталей поршневой группы значительно превы

шает

частоту

вспышек в

камере

сгорания.

1. Выбор

материала

винта,

технологии

изготовления

и термообработки.

В качестве материала принимаем сталь

18Х2Н4ВА с термической

обработкой

заготовок до твердости HRC 33—37 (закалка в масле с 870° С, отпуск при 530е С).

Механические свойства материала после термической обработки: ав

110

кгс/мм2;

аТ = 80 кгсІммг\

ар = 36 кгс мм*;

Е = 2 • 104

кгсімм*.

Главный

шатун и

шатунная

крышка также

изготовляются

из

стали 18Х2Н4ВА

(HRC

28—32;

ае = 95

кгс/мм2).

Технология изготовления винта: точение и шлифование стержня с последу

ющим

накатыванием резьбы по

1-му

классу

точности, кадмирование.

2. Предварительное определение размеров винта: принимаем, что допуска

емое

напряжение

при растяжении

[а] = 0,2о> = 0,2-80=16

кгс/мм2,

Особенности

расчета

деталей

при действии

нестационарных рабочих

нагрузок

изложены

s работе

127].

249

<<< < Предыдущая 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 2425 / 2625 26 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ

#
19.10.20236.79 Mб5Библиография библиотековедения, 1969 - 1970 [указатель]..pdf
#
25.10.202314.29 Mб23Бигель Дж. Управление производством. Количественный подход.pdf
#
23.10.20236.29 Mб28Билан Н.А. Анализ переходных процессов в линейных электрических цепях.pdf
#
22.10.202311.06 Mб28Биметаллические трубы..pdf
#
19.10.20235.72 Mб14Биологические эффекты неравномерных лучевых воздействий..pdf
#
24.10.202310.55 Mб203Биргер И.А. Резьбовые соединения.pdf
#
20.10.20238.6 Mб75Бирзниекс, Л. В. Импульсные преобразователи постоянного тока.pdf
#
23.10.20236.83 Mб8Биркин А.К. Финансирование и кредитование автотранспортного предприятия учебник.pdf
#
20.10.20238.43 Mб12Бирман, С. Р. Экономнолегированные мартенситностареющие стали.pdf
#
29.10.20238.36 Mб25Бирюков Н.Е. Основы электронной вычислительной техники.pdf
#
22.10.202316.16 Mб36Бирюков, Б. В. Кибернетика и методология науки.pdf