Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Башкирский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

книги из ГПНТБ / Жуков А.В. Колебания лесотранспортных машин

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

27.10.2023

Размер:

20.06 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 1213 / 2413 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 > Следующая >>>

Таким образом, длина неровностей, как и скорость движе ния, сказывается на частоте и амплитуде вынужденных колеба ний системы. Высота неровностей на частоту процесса не влияет, а только изменяет амплитуду колебаний (см. рис. 48). Как видно

из рисунка, при увеличении Н амплитуды			f	и <р возрастают.
Более интенсивно увеличиваются		максимальные угловые			пере
мещения	7 . Так, если Я возросло от 0,12 до 0,16 м, то т				увели
чилась на 0,05, а <р при том же изменении			Н стало больше на
0,027 рад.
Как	указывалось, на динамику	лесовозного		автопоезда зна

чительное влияние оказывают параметры самой системы. Ниже

приведены	значения максимальных амплитуд угловых		отклоне
ний автомобиля и прицепа		для различных значений	расчетных
параметров	при движении	со скоростью 9 м/с. (В расчетных
вариантах	варьируемый параметр изменялся при исходных ос
тальных.)

10 , м			3	5	7	11	12
7, рад			0,042	0,029	0,044	0,038	0,029
9. рад			0,019	0,016	0,020	0,013	0,016
£ ц , Х Ю 3		кгс-м-с/рад	1,0	2,0	3,0	5,0	6,0
7, рад			0,027	0,028	0,029	0,030	0,030
?, рад			0,016	0,016	0,016	0,017	0,017
&72.ХЮ3 кгс-м-с/рад			3,0	5,0	7,0	11,0	13,0
7. рад			0,025	0,027	0,028	0,030	0,032
	рад		0,015	0,016	0,016	0,017	0,017
kz, кгс-м-с/рад			2,0	2,102	2,103	2,105	—.
7,	рад		0,017	0,017	0,018	0,119	—.
? ,	рад		0,0.16	0,016	0,016	0,053	—
&Ф,Х103 кгс-м-с/рад			2,0	5,0	10,0	'21,0	25,0—
7, Рад			0,030	0,029	0,029	0,229	0,029
<?. рад .			0,016	0,016	0,016	0,016	0,016
/ ' п , Х Ю 3		кгс-с2 -м	5,0	10,0	21,0	41,0	61,0
7.	рад		0,033	0,031	0,028	0,030	0,031
<Р, рад			0,037	0,025	0,017	0,015	0,013
/ ' Т , Х 1 0 3		кгс-с2 -м	5,0	8,0	17,0	21,0	23,0
7. рад			0,046	0,034	0,027	0,026	0,024
<Р. рад			0,016	0,0,16	0,016	0,016	0,015
се,	кгс-м/рад		1,2-Ю2	,1,2-103	1,2-10*	1,2-106	1,2-Ю7
7.	рад		0,046	0,045	0,041	0,032	0,029
<Р,	рад		0,015	0,015	0,013	0,029	0,027
Сф.ХЮ5 кгс-м/рад			0,5	1,0	2,0	8,0	10,0
7. рад			0,032	0,032	0,031	0,028	0,027
<Р,	рад		0,029	0,025	0,020	0,017	0,017

0,034

0,015

7,0

0,031

0,017

16,0

0,033

0,017

—.

31,0—

0,029

0,016

61,0

0,030

0,012

—

—.

—

12,0—

0,024

0,019

На рис. 50 графически показаны зависимости максимальных амплитуд углового крена лесовозного автомобиля от его пара-


метров. Как видно, при			изменении б а з ы			а в т о п о е з д а				мак
симальная	амплитуда 7		имеет	наименьшее			значение, если			L 0 =
= 5 м. С	возрастанием		базы	амплитуда		т	начинает		увеличи
ваться до	значения	L n , равного 7 м,			затем		опять	уменьшается,
достигая при L 0 = 1 3		м 0,035 рад. Такой				сложный		характер из
менения амплитуд -[ с			изменением		L Q	объясняется			влиянием
этого параметра на		частотную		характеристику автопоезда.

ї.рад

0,01	'5	10	15	70	7'5	30	Х,>10Ы-с?г> t
	'5	10	15	70	7'5	30	Х,>10Ы-с?г> t
	г	'4	в	'8	1'0	12 Ьо.м.С^ЮЫ-фад
	'/	'2	'3	4	Kttl(flta••п-с/рад;с,,Ючіес-ґі/рад
	7		'6	'в	Ю	12	'К1л*ЮЬх-н<c/pab
	1	г	3	4	J	6	З'п*10\гссм

Рис. 50. Зависимость максимальных углов поперечного крена
лесовозного автомобиля от его параметров при скорости дви
	жения	9	м/с:
l —	2 — U; 3 — й т г ; 4 — Ь т	г ,	5 —	6 — с ф ; 7 — с^.
Следовательно, выбор базы лесовозного автопоезда, обычно
определяемый	длиной хлыстов,	должен		уточняться также и с

точки зрения его динамики. Влияние данного параметра на бо


ковой	крен прицепа (угловое отклонение Ф ) аналогично. Одна
ко, как показал анализ		расчетных	материалов,	по	абсолютной
величине максимальные		амплитуды	ср имеют меньшие значения,
чем	7 . Наибольшая амплитуда		<р, как и	і ,	наблюдается

при 7 м. Для

она

составляет 0,035, для

<р 0,02

рад.

При

изменении расстояния

L 0

изменяется

не только

ампли

туда, но

частота

колебаний

системы

(рис. 51).

Так,

при

L 0 ,

равном 3,

, 7

11 м, низкие частоты колебаний

? соответст

венно равны

2,7;

5,03;

2,85;

2,66

1/с.

Отсюда

частота

5,03

1/с

соответствует L0 —5,0

м. Высокая частота процесса, обусловлен

ная воздействием

от

пути, остается неизменной

(см. рис.

51).

Сравнение

кривых

показывает,

что

наибольшие

от

клонения

происходят

начальный

период

движения.

При

L 0 =

5 м резко изменяется частота процесса. Кроме того, колеба

ния

происходят в противоположной в отличие от кривых

/, 3, 4

фазе.

Поперечная динамическая устойчивость автомобиля

улуч

шается при увеличении м о м е н т о в

и н е р ц и и

/ ' т

и /'„ (см.

рис.

50). При снижении

/ ' т

с 2,5-104

до 5-Ю3 кгс-с2 -м увеличе

ние амплитуд Y происходит по закону, близкому к линейному.

При

/ ' т < 5 - 1 0 3 кгс-с2 -м

интенсивность возрастания

амплитуд

увеличивается.

paif

0,02•

0,01]

0,2

0\Ч .'

0.6

0,8

1,0

254.

)~х/\)Ы^уй

от

Рис.

51. Графики поперечно-угловых колебаний прицепа при значениях

L0,

равных

3(7), 5(2),

7(3)

и 11(4) м.

Характер

изменения

амплитуды

колебаний

автомобиля

зависимости

от момента

инерции прицепа (кривая 5) аналогич

ный,

однако

график

имеет

несколько

более изменчивый

вид.

Кроме того, интенсивность снижения максимальных

амплитуд

при увеличении моментов инерции больше у кривой

1, т. е. влия

ние

величины

момента ГТ

на поперечную устойчивость

тягача

больше, чем влияние / ' „ . Влияние параметров / ' т

и /'„

на из

менение амплитуд прицепа аналогично, однако, как и в

других

случаях, по абсолютной

величине <р меньше 7.

Влияние момента инерции Гх

при изменении его в рассмат

риваемых пределах

на амплитуды перемещений

незначительно.

Так,

при изменении

от 5000 до 35 000 кгс-с2 -м

максималь

ная

амплитуда

т при v — 9 м/с, # = 0 , 0 6 м и L , =

l,4 м умень

шается всего на 0,01 рад. Изменение перемещения

<р еще мень

ше. Параметр

системы 1\

незначительно отражается

и на изме

нении частот колебаний системы. Что касается моментов инерции


/ ' т	и / ' „ , то их влияние на частоты			колебаний		автомобиля и
прицепа весьма существенно, особенно				в диапазоне			изменения
/ ' п	с 2000 до 5000 кгс-с2 -м.		Частота	колебаний		в	начальный
период движения		составляет	5,7 и 6,3» 1/с		соответственно.
	Существенное	влияние	на процесс		колебаний		автопоезда


оказывает	качество		его подвески. При с ф	< 4 - 1 0 5		кгс-м/рад ам
плитуды	с	начинают возрастать, при с ф > 4 - 1 0 5				кгс-м/рад —
уменьшаться, однако интенсивность спада				кривой при этом неве
лика (см. рис. 50). Увеличение жесткости				с ф	до 4-Ю5		кгс-м/рад
и выше практически			не влияет на амплитуду		изменения		углового
перемещения		? прицепа.
Ж е с т к о с т ь			п о д в е с к и прицепа	не только существен

но отражается на значениях амплитуд поперечно-угловых коле баний прицепа, но и определяет частоту собственных колебаний системы, сказываясь на характере переходного процесса (рис.

Ч>,род]

Рис. 52. Графики поперечно-угловых колебаний прицепа при значе ниях c-f , равных 5-104 (/). Ю5 (2), 2-105(3) и 8-Ю5 (^) кгс-м/рад.

На амплитуды изменения перемещения системы также зна чительно влияют жесткость подвески тягача и коэффициенты ее

сопротивления	(см. рис. 50, кривые	3,	4, 7).
Как уже указывалось, на процесс			поперечно-угловых коле
баний лесовозного автопоезда значительное влияние оказывают
у п р у г и е и	д е м п ф и р у ю щ и е	с в о й с т в а пакета хлыстов

при кручении. Исследования показывают, что в рассматривае


мом	случае	оптимальное		значение		ж е с т к о с т и		п а к е т а
х л ы с т о в		при кручении	лежит в пределах 1,2-104					— 1,2-106
кгс-м/рад. При значениях			с& , больших				или меньших	указанно
го, максимальные амплитуды				колебаний			автопоезда возрастают.
При уменьшении, например,				eg	до 120 кг-м/рад угол			f возра
стает	на 0,008 рад. При увеличении					с 0	от 1,2-104	до 1,2-10е
кгс-м/рад угловое отклонение					<р становится больше			на 0,026

рад.

При возрастании коэффициента кь, характеризующего со противление скручивания пакета хлыстов, до 2 - Ю 3 кгс-с-м/рад

максимальные	отклонения как тягача, так и прицепа несколько
увеличиваются,	но в дальнейшем	(k6	> 2 - 1 0 3 кгс-м-с/рад) резко
возрастают амплитуды Y И ср.		k6
При изменении коэффициента			изменяется не только ам

плитуда, но и частоты колебаний системы (рис. 53). При kh — = 20 — 2000 кгс-м-с/рад колебания автопоезда остаются почти

0,10 \

Рис. 53. Графики поперечно-угловых колебаний лесовозного автомобиля

при различных коэффициентах k& :

Т - / ( < ) : / — ftj = 2 0 кгс - м - с/рад; 2 — fcj =200 кгс - м - с/рад; 3— fe5 = 2000 кгс - м - с/рад;

4— fes =200 000 кгс - м - с/рад;

д> = / ( 0 : 5 — fej-2000 кгс - м - с/рад; 6 — ft4=200 000 кгс - м - с/рад .

неизменными как по частотам, так и по амплитудам. Это свойст

венно как перемещению » ,	так и	7 (кривые /, 2, 5, 5). При
& б = 2 - 1 0 5 кгс-м-с/рад резко	увеличивается		амплитуда колеба-.
ний системы и переходный процесс		системы	претерпевает каче

ственное изменение. Характерно, что в данном случае амплитуда V более чем вдвое превосходит амплитуду ф.

Таким образом, проведенные исследования показывают, что на динамическую поперечную устойчивость лесовозного автопо езда существенно влияют режимы движения, качество поверх ности пути и параметры системы. Проведенный анализ дает

качественную и количественную оценку этого влияния. Описан ная методика может быть использована при проектировании лесовозных автопоездов с целью оценки и выбора их оптималь ных параметров.

Вертикальная динамика лесотранспортных машин

При исследовании колебаний транспортных машин в про дольной вертикальной плоскости обоснованно [3, 5] выделяются вертикальные линейные и продольно-угловые перемещения их масс. Для сложных транспортных систем, включающих, как правило, два или более связанных между собой звеньев, общее число степеней свободы велико, что усложняет изучение колеба ний этих систем. Поэтому при исследованиях расчетные схемы часто упрощают, вводя соответствующие допущения.

Расчетная схема лесовозного автопоезда с учетом упругости пакета хлыстов разработана Б. Г. Гастевым, В. И. Мельниковым [5] и усовершенствована Б. В. Билыком [10], Н. И. Библюком [11], И. П. Ковтуном [27], И. И. Леоновичем [70] и другими.

Основные положения, принятые при разработке динамичес кой модели лесовозного автопоезда, заключаются в следующем. Масса пакета хлыстов распределяется на несколько точек, в про

стейшем

случае

—

на три:

0\,

02,

03 .

К точке 0\

приводится

масса Мт

первой

единицы

подвижного

состава

дискретная

масса От) пакета

хлыстов

(деревьев),

к точке 0 3

— подрессорен

ная

масса Мп

второй единицы (прицепа-роспуска,

полуприце

па)

и дискретная

масса

т 3

пакета. В точке 02 ,

совпадающей с

центром

тяжести

пакета хлыстов,

находится дискретная

мас

са

т 2 .

и т3

полной массе т пакета

Сумма масс

т ь

т 2

равна

де

ревьев,

его момент

инерции

/ 0

относительно

центра тяжести

равен моменту инерции всех трех масс относительно той же точ

ки. При соблюдении этих условий		mi = I0/(liL);	- m 2 = / 0 / ( / 2 L ) ;
m3 = m —	I0/(lll2).
Все упругие элементы первой и второй единицы подвижного
состава заменяются приведенными		упругими	элементами (на

схеме пружины) с приведенными коэффициентами жесткости. При составлении расчетной схемы характеристики элемен

тов подвески, а также упругие и демпфирующие		характеристики
пакета	приняты линейными.
Без	учета неподрессоренных масс система	(см. рис. 13, I)

имеет три степени свободы и ее колебания в продольной верти кальной плоскости описываются тремя дифференциальными уравнениями движения. Если неподрессоренные массы учтены, этих уравнений пять.

В случае системы с тремя степенями свободы вынужденные вертикальные колебания описываются следующими дифферен циальными уравнениями [б] :

Zl +

/ . l Z 2 + / . 2 2 3 +

/ l l 3 I - f

W i 2 2 1 =

/t,<7,+

СО!2 (7ь

2 2 + / . з 2 і +

7 . 4 г 3 + / і 2 2 2 +

ш 2 2 г 2 = / г 2 с 7 2 + w 2 2 c ? 2 ;

(83)

2 3 + > M Z 2 + X 2 2 ! + > . 2 / г 3 2 і + ^ і / г 3 г 2 + / г 3 2 3 + > - 2 ^ з ^ і + ^і w 3

2 z 2 + со3 2 г 3 = 0,

лг3Х,Х.,

m 3 X 2

m 3 X , X 2

ГДЄ / 1 —

, г а

і 2

- / г — л7 і ^.

I ™

2 5 / . з

Л І г + о т , + т з Х 2

Г / ^

Af^+mi+msXa 2

' 7

- "

Л Г п + 7 п 2 + ш 3 Ь і 2

тг\х

. , '

У а ~

1 — ' М т - т - і т 1 + / п 3 Х 2

2 ' 2 — М п + ш 2 + т 3 Х і 2 ;

^ .

£ i

.ш 2 _

3 —

m 3

1 ~~ Л І г + т ^ т з Х г 2 ' 2 ~ M n + m 2 + m z l x

2 '

oj3 2 = s / m 3 ; X 1 = / 1 / L ;

X2=l2/L

('/.и

7.2, 7.3, 7.4 — коэффициенты

связи;

ю ь

о2 ,

ю 3 — парци

альные

частоты;

— приведенные

коэффициенты

сопротив

ления

подвесок

тягача и прицепа;

h — коэффициент

сопротив

ления

изгибным

колебаниям пакета

хлыстов; с ь с2

— приведен

ные жесткости подвесок тягача и прицепа;

s — жесткость

пакета

хлыстов

при изгибе;

М , Мл — подрессоренные

массы

тягача

и прицепа соответственно).

qx=f(t)

Входящие

правую

часть

уравнений

(83)

42=f(i

— т

) представляют

собой

функции воздействия

от_ пути

на

тягач и прицеп.

Следует

сказать,

что данная

динамическая модель

не учи

тывает

продольно-угловых

перемещений

звеньев

автопоезда,

частности тягача.

Рассмотрим

колебания

в вертикальной продольной

плоско

сти транспортной системы, расчетная схема которой может быть

использована	при изучении	колебаний трелевочного трактора с
учетом продольно-угловых		.перемещений его корпуса.
Система	состоит из массы Ма и соединенного с ней гибкого
стержневого	элемента.

При составлении расчетной схемы приняты следующие до пущения: упругие элементы подвески системы считаем линейны ми, воздействие от микронеровностей дороги передается только через движущие органы машины. Предполагаем, что конец стержня, свисающий за машиной, свободно опирается на землю в точке касания; изгибом свисающего конца стержня пренебре гаем, т. е. условно приподнимаем точку его опоры о почву до

уровня машины.	Сопротивлением стержня колебаниям также
пренебрегаем.		распределяем на три точки: А, О и В.
Массу М с т	условно
Считаем, что вес стержня		равномерно распределен по его длине,

точка О находится посредине пролета, дискретные массы в точ ках А, О и В (т, т~Т и тв ) равны между собой. Принимаем также, что кривая прогибов стержня при колебаниях имеет та

кую же форму,	как и кривая статических прогибов.
С учетом изложенного схема продольно-угловых							и	верти
кальных колебаний		двухосной		системы имеет		вид, показанный
на рис. 54. В точке А имеем массу /Иа =Л14-/Ис т						/3, а в точке О —
массу т=М„	/3. Система		имеет		три степени	свободы,		описы
вающие ее вертикальные			(г)	и	продольно-угловые		( а )	коле
бания, а также	колебания		(у)	массы т т .
					L
	_	L/г			~		I

Рис. 54. Схема вертикальных колебаний двухосной системы'

сгибким стержнем.

Составленные на основании принципа Лагранжа дифферен циальные уравнения вертикальных и продольно-угловых колеба ний системы имеют вид:

	Мiz+kz+cz+ky		а + с у	*+Ay =	klql-{- суцх-\-к2ц\		-\-c2q2;
	Л і а р 2 а 4 - й а у а 4 - с а у а 4 - / г у г 4 - с ) . 2 4 - Л І г / = ^ 1 а 1 с 7 1 4 - с 1 а і с 7 1 4 -
			+kibiq2+c2blq2;					(84)
			тТ'у'+2	AyA-Az-\-Az=0,
где	р	— радиус	инерции относительно оси, проходящей че
		рез центр тяжести системы и перпендикулярной к
Яі,	Я2	направлению		движения;
Яі,	Я2	— перемещения		передних	и задних	колес соответст
	L c	венно, вызванные неровностями дороги;						. -
	L c	— пролет	стержня;
		c—Ci-i-c2-{-2	А (с\, с2 — вертикальная			жесткость		перед

ней и задней оси соответственно);

5. Зак. 2164


су	= С і а і + с 2 й і + 2 AL ( d , bx — расстояние						от передней и зад
		ней осей		соответственно до		центра	тяжести		системы);
cya	=		clal2+c2bl2-r-2AL2;
k — ki-\-k2			{k\,k2		— коэффициенты сопротивления				передней и
		задней	оси		соответственно);
ky =		k\a.\-\-k2b\\
kay	=	klal2+k2bl2;
Л = 2 4 E I / L 3 C				(EI — жесткость		стержня	при изгибе).
Возмущающие силы (правая часть уравнений								(84)) могут
быть	приняты		периодическими или			случайными.		Для решения

системы можно воспользоваться спектральной теорией подрессоривания. Однако выражения передаточных функций получа ются слишком громоздкими, неудобными для применения.

Система, приведенная на рис. 54, может быть с целью облег чения анализа ее параметров несколько упрощена. Считаем ко нец стержня, лежащий на почве, защемленным. Упругую линию его при колебаниях принимаем примерно такой же, что и при статическом нагружении силой, сосредоточенной в точке А. Мас су стержня с учетом коэффициента приведения присоединяем к массе МЛ машины. Упругие элементы подвески считаем приве денными к одной оси, т. е. систему условно считаем одноосной.

Тогда продольно-угловые и вертикальные колебания систе мы описываются двумя дифференциальными уравнениями дви жения вида:

Miz+2kz+2cz-{-Mibi<x+2kbia+2cbi*			= 2	(kq+cq);
( & i 2 + Р2 ) « + 2 kbiaa+2		cbx4+2 M a 6 , z + 2			cbxz =
	=2(kbxq+cbiq),				(85)
где c=3EI/(2L3c)-\-cp	—	приведенная	жесткость		системы

(ср — приведенный коэффициент жесткости подвески); k — при

веденный	коэффициент		сопротивления подвески.
Представляя		уравнения		(85)	в операторной		форме, а воз
действие	в виде	случайной		функции, получаем:
	dl(p)z+d2(p)			а^2	(kp+c)f	(t — x);
	d3(p)a+d2(p)z=2b1(kp+blc)					f (t —	z),
где	dv(p)=M,p2+2kp+2c;
d2(p)	=Мфхр2+2			cbi;
d 3 ( p ) = M a ( & 1		2 + P 2 )	jo 2 +2A6 1		2 P+2c6 1	2 .

Сделав преобразования Лапласа, разделив почленно каждое уравнение на функцию воздействия F(s) и произведя преобра зование Фурье, получим выражения для амплитудно-фазовых частотных характеристик вертикальных и угловых колебаний системы:

Ц7 ( t	4 u )	/ / ? м 3 Г . С з 2	2 ;	(86)
2	'	Ma co4 /2 — Ь и 3 — cto2		4	'
Г а ( a o ) =	2Лї а Р 2 (М а ш 4 /2 — to 3 £ i — cto2) *			(	8 7 )
В выражения	(86)	и (87) не входят трансцендентные		члены
е~'ю~, так как рассматриваемая система			является одноосной и
запаздывание ~ равно		нулю.

Как показывает анализ выражений (86) и (87), амплитуда продольно-угловых колебаний в сравнении с амплитудой верти кальных незначительна. Модуль частотной характеристики вер

тикальных колебаний системы
1 /	г2 ш4 4-£2 т6
I w . W 1= V l o W / ^ W •		( 8 8 )

Согласно теории стационарных случайных функций, спект ральная плотность амплитуд вертикальных колебаний опреде лится по известной формуле 5 (to ) = | Wz (і to) | 2 ф (to), из ко торой видно, что наименьшие амплитуды реакций для данного пути можно получить, изменяя соответствующим образом вели чину | Wz (/to) I . Максимальное значение модуля частотной ха рактеристики, как видно из формулы (88), будет при той частоте колебаний, когда Мя ш2 /2 — с—О. Отсюда частота наибольших колебаний

	Ш=	V 2 с Ж а	•	(89)
Используя	график изменения спектральной плотности			воз
действия Ф (to)	(см. рис. 25),	можно	решить вопрос о выборе

рациональной частоты для расчетной скорости движения, т. е. частоты, при которой не будет наблюдаться всплеска или уве личенных значений Ф (to). Учитывая информацию о желаемом диапазоне рабочих частот, по формуле (89) выбираем приведен ную жесткость системы с- Затем, пользуясь формулой (88), подбираем значение коэффициента сопротивления амортизато ров k, наилучшим образом согласующееся со всеми другими параметрами, т. е. массой системы, жесткостью рессор, жест костью стержня и т. д.

Анализ формулы (88) показывает, что с увеличением жест кости с амплитуда z вертикальных колебаний системы возра стает, но это не значит, что путем уменьшения с можно до бес

конечности снижать z.		Ведь при	уменьшении	с	уменьшается
частота максимальных		отклонений частотной		характеристики,
следовательно,	будут	возрастать	значения Ф (со)		(конечно, в
известном диапазоне). При большом значении				Ф (to) даже		при
незначительных	максимальных		отклонениях	1 Wz	(і w ) \| S	(to)
может достичь значительной величины.

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 1213 / 2413 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ

#
19.10.20233.86 Mб3Житная, И. П. Эффективность применения станков с числовым программным управлением.pdf
#
22.10.202312.85 Mб9Жовинский, В. Н. Корреляционные устройства.pdf
#
29.10.2023793.21 Кб9Жоткевич Т. Как пользоваться гидросистемой тракторов.pdf
#
19.10.20237.47 Mб2Жубанов, Б. А. Введение в химию поликонденсационных процессов.pdf
#
22.10.202310.78 Mб7Жукевич, К. И. Методы экономической оценки сельскохозяйственных машин и технологий.pdf
#
27.10.202320.06 Mб11Жуков А.В. Колебания лесотранспортных машин.pdf
#
23.10.20238.06 Mб4Жуков Д.В. Основы теории и техника сушки теплоизоляционных изделий.pdf
#
23.10.20234.15 Mб15Жуков Н.И. Философские основы кибернетики.pdf
#
19.10.20233.01 Mб9Жуков, В. А. Мастерские текущего ремонта жилых домов.pdf
#
19.10.20235.01 Mб10Жукова-Малицкая, Г. А. Математическая физика учебное пособие.pdf
#
30.10.202315.1 Mб18Жуковский М.И. Расчет обтекания решеток профилей турбомашин.pdf