Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

МУ по расчёту коробок передач

.pdf
Скачиваний:
4
Добавлен:
17.04.2019
Размер:
487.97 Кб
Скачать

На малюнках α - коефіцієнт, що враховує розходження в характеристиках циклів напруг вигину і крутіння.

α= [σ -1]/[σ про],

де [σ -1] - припустима напруга для вала; [σпро] - припустима пульсуюча від нуля напруга [4, с. 104].

У першому наближенні можна прийняти α = 1.

Розрахунок валів варто починати з вторинного вала з побудовою крутних епюр і згинаючих моментів на усіх передачах, як показано на рис. 5. 1-5. 3. Визначаються: статична тривкість вала, витривалість по напругах вигину з побудовою епюр згинаючих і крутних моментів і проводиться розрахунок жорсткості валів у горизонтальній і вертикальній площинах.

RXA = [Fr n(b+c)-Fa n· ·dw n/2+Fr i c+Fa i·

·dw i]/l

RX Б = [Fr n· a+Fa n· dw n/ /2+Fr i (a+b)-Fa i· ·dw i]/l

RYA=[Ft n(b+c)-Ft i· c]/l

R=[Ft na + Ft i(a+b)]/l

M ИΣ = M ИВ2 +M ИГ2

T = Tp iki

M

= M2

+(αT)2

ПР

ИΣ

 

Рис. 8 - Розрахункова схема й епюри моментів, що згинають проміжний вал тривальної коробки передач.

Розрахунковий діаметр суцільного вала (мм) у характерних точках визначаються за формулою:

21

d = 3 M ПР

0,1 [σ]

для полого вала – дивись таблицю у додатку

R*XA = (Fr n·b – Fa n·dw n / 2+

+ RXA·c)/ a

RX Б=[Fr n(a+b)-Fa n· dw n /2+ + R*XA· l]/ a

R*YA = [RYA(b+c) - Ft n· b]/a

RYB = [R*YA· l - Ft n(a+b)] / a

M ИΣ = M ИВ2 + M ИГ2

T = T p iki

M

= M2

+(αT)2

ПР

ИΣ

 

Рис. 9 - Розрахункова схема й епюри згинаючих моментів вторинного вала тривальної коробки передач.

22

Розрахунок валів на жорсткість

При розрахунках на жорсткість визначають прогини і кути повороту перетинів вала. Для валів коробок передач розраховують прогини в точках перетинання їхніх осей із площинами, що проходять через середини зубчатих вінців сполучених зубчатих коліс, а кути повороту - для перетинів, розташованих у зазначених площинах і на опорах валів. Прогини і кути повороту визначають у площині осей валів і в перпендикулярної до неї площини.

Найбільший вплив на працездатність зубчатої передачі роблять прогини валів і кути повороту перетинів у перпендикулярній площині. Прогини валів призводять до зміни міжосьової відстані, додатковому ковзанню активних поверхонь зубців і збільшенню їхнього зносу. Кути повороту в площині, перпендикулярної до площини осей валів, викликають перекошення одного зубчатого колеса відносно іншого, що визиває нерівномірний розподіл навантаження за довжиною зуба.

На працездатність підшипників кочення, особливо роликових, істотний вплив роблять кути повороту перетинів на опорах вала. Перекіс вала в підшипникових опорах викликає порушення рівномірного контакту тіл кочення з біговими доріжками кілець, що призводить до підвищеного зносу підшипника і шуму.

Для вала, навантаженого тільки одним зосередженим навантаженням (силою Р або моментом М), прогини або кути повороту можна визначати по формулах, приведеним у табл. 3. У ній подані чотири схеми навантаження вала. Для кожної схеми приведені формули відносних кутів повороту θ і прогинів y для різноманітних перетинів вала, а також формули для визначення абсолютних значень кутів повороту і прогинів. Таблицею можна користуватися також для визначення прогинів і кутів повороту при дії на вал кожного навантаження окремо, а потім проводять їхнє алгебраїчне підсумовування:

k

k

y = yi ;

θ = θi

i=1

i=1

де y, θ - відповідно прогин і кут повороту перетину при спільній дії всіх навантажень; yi, θi - відповідно прогин і кут повороту перетину при дії на вал i - го навантаження; k - число чинних на вал навантажень.

Розрахункові значення переміщень вала в місцях посадки зубчатих коліс не повинні перевищувати таких розмірів: прогин вала в площині осей валів - 0,1 мм, а в перпендикулярної до неї площини - 0,15 мм; кут повороту в кожній площині - 0,002 рад. Сумарний кут повороту на опорі при установці в ній роликового або голчастого підшипника не повинний перевищувати 0,0005 рад, а при установці кулькового радіального або радіально-упорного підшипника - 0,002 рад. При установці в опорі підшипника, що самоустановлюється (сферичного), кут повороту перетину вала на опорі не обмежується.

23

Таблиця 3 - Формули для визначення прогину і кута повороту вала постійного перетину при навантаженні зосередженою силою Р або зосередженим моментом М

 

Обумовле-

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ний

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

розмір

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

 

л

 

 

a (l - a) (2 l - a)

 

 

l2 -

3 (l - a)2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

 

(l - a)(2 a l - a2 - 3 x12)

 

 

l2 - 3 (l - a)2 - 3 x12

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

P(M)

 

 

2 a (l - a) ( l - 2 a)

 

 

6 a (l - a) - 2 l2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

2

 

 

3 a (l - x 2)2 - a (l2 - a2)

 

 

l2 - 3 a2 - 3 (l - x 2)2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

п

 

 

- a ( l2 - a2)

 

 

l2 - 3 a2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

y1

 

 

(l - a)(2 a l - a2 - x12) x1

 

(6 a l -3 a2 -2 l2) x1 -x13

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

y(M)

 

 

2 a2 (l - a)2

 

 

- 2 a (l - a) ( l - 2 a)

 

 

 

 

 

y2

 

 

a (l-x 2)(2 l x 2 -x22- a2)

 

(l-x 2)(3 a2-2 l x 2+ x22)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

 

 

± Pθ / (6 E I l)

 

 

± Pθ / (6 E I l)

 

 

 

 

 

y

 

 

± Py / (6 E I l)

 

 

± M y / (6 E I l)

 

Продовження

табл. 5.1

 

 

 

 

 

 

Обумовле-

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ний

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

розмір

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

л

 

 

- a l2

 

 

 

 

l2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

 

 

a (3 x12 - l2)

 

 

l2- 3 x12

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

P(M)

 

 

a l (3 a + 2 l)

 

 

- 2 l (3 a + l)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

 

2a l (3 x2 -2 l)-3 l (x2 - l)2

 

 

- 2 l (3 x 2 - 2 l)

 

 

 

 

2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

п

 

 

2 a l2

 

 

- 2 l2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Продовження табл. 3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

y1

 

 

 

- a x1 (l2 - x12)

 

 

x1 (l2 - x12)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

y(M)

 

 

2 a2 l ( a + l)

 

 

- l ( x 2 - l) (3 x 2 - l)

 

 

 

 

 

y2

 

 

a x 2 (x22 - l2)- (a+l)(x 2 - l)3

 

 

- a l (3 a + 2 l)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

θ

 

 

± Pθ / (6 E I l)

 

 

± Pθ / (6 E I l)

 

 

 

 

 

y

 

 

± P y / (6 E I l)

 

 

± M y / (6 E I l)

24

4 ВИБІР ПІДШИПНИКІВ

Метою проектного розрахунку підшипника є вибір розміру коефіцієнта

динамічної вантажопідйомності С в відповідності зі стандартом у по залежності :

С= P . L1/k,

де к - показник типу підшипника (для кулькових підшипників к = 3,0, а для роликових к = 3,3); Р - еквівалентне динамічне навантаження на підшипник.

Довговічність визначається за загальним пробігом автомобіля S до капитального ремонту і середньої швидкості Vср руху автомобіля:

Lh = S/ Vср.

Зв'язок між довговічністю Lh у годинах роботи і числом циклів L L = 60 Lh n / 106 млн. циклів.

Еквівалентне динамічне навантаження підшипника для i-тої передачі

(X V Fr i+ Y Fa i) Kσ KT, при Fa i / (Y Fr i) e; Pi =

Fr i Kσ KT, при Fa i/ (Y Fr i) < e,

де X, Y - коефіцієнти радіального й осьового навантаження; е -довідковий параметр осьового навантаження; Fr i , Fa i - радіальне й осьове навантаження на

підшипник на i - тій передачі; Kσ - коефіцієнт безпеки, що враховує вплив динамічних навантажень від нерівностей дорожнього покриття (для коробок передач Kσ = 1); KT - температурний коефіцієнт (для коробок передач KТ = 1); V- коефіцієнт обертання (при обертанні внутрішнього кільця підшипника

V= 1,0, зовнішнього - V= 1,2).

Коефіцієнти X, Y, е визначаються за каталогом підшипників кочення. Еквівалентне число циклів підшипника Lэi на кожній передачі

L эi = 60 Lh . γi . KПH . ni / 106 млн. циклів,

де ni - частота обертання кільця підшипника на i - тій передачі

(ni = nм/ui); nм - частота обертання первинного вала коробки передач, що відповідає середньої швидкості руху; ui - передатне число від первинного вала до вала, що розраховується; γi - термін роботи на i - тій передачі (див. табл. 4); K ПH - коефіцієнт пробігу для i - тої передачі (див. рис. 5, 6). На рис. 5, 6 криві коефіцієнта пробігу 1, 2 і 3 відповідають розмірам середніх квадратичних відхилень середньої сили тяги Рki сер.:

σ1 = 0,3, σ2 = 0,25, σ3 = 0,2.

Рkiр - максимальна сила тяги коліс на і - тій передачі. Фактичне число циклів навантаження підшипника

Li = 60 Lh . γi . ni / 106 млн. циклів.

За весь термін служби підшипника L = Li.

Еквівалентне динамічне навантаження на підшипнику, з огляду на частку роботи коробки передач на всіх передачах:

P =

P1k L

1 + P2k L

2 + K + Pnk L э n

k

L 1 + L 2

+ K + L n

.

 

 

 

 

 

 

 

25

5 РОЗРАХУНОК СИНХРОНІЗАТОРІВ

Метою розрахунку синхронізатора є визначення кутів нахилу конусів γ і блокуючих поверхонь, що забезпечують дотримання умови відмови від вмикання передачі до повного вирівнювання кутових швидкостей шестірні і вала, а також моменту тертя і часу синхронізації.

У розрахунку синхронізатора зневажають впливом опору олії на зниження частоти обертання зубчатих коліс і зміною швидкості руху машини за час синхронізації. Такі допущення правомірні при дорожніх опорах не вище ψ = 0,15 і часу синхронізації

t с 1 с.

Робота буксування на поверхні тертя синхронізатора визначається залежністю [ 3 ]:

LT = (

πne

)2

Jb

(

1

1

)2 ,

 

 

 

 

30

 

2

 

uk+1

uk

де n e - середня частота обертання вала двигуна; J

b - приведений момент інерції

веденого диска зчеплення, первинного

вала і зубчатих коліс, що кинематично

пов'язані постійним зачепленням із первинним валом; u k , u k+1 - передатне число що переключаються передач.

Питома робота тертя: l T = L T / F T ≤ [ l T ] ,

де F T - площа поверхні тертя; [ l T ] - значення питомої робота тертя, що припускається

([ l T ]≤ 0,2 МДж / м2 - для вищих передач;

[ l T ] ≤ 0,3 ... 0,5 МДж / м2 - для нижчих).

Умова блокування і неможливості подальшого переміщення ковзної муфти

визначає розмір куту блокуючей поверхні:

 

rc

 

β arctg

µ

 

− ∆β ,

sin γ

 

 

 

rб

де µ = 0,05 - 0,1 - коефіцієнт тертя конічної синхронізуючої поверхні для пар тертя: “сталь-брондза”, “сталь-мосяж” працюючих в олії;

rc і rб - середні радіуси тертя синхронізуючого конуса і блокуючої поверхні;

γ = 700 -1200 - половина кута конуса; ∆β = 200 –300 - запас за умовою блокування у випадку відхилення фактичних коефіцієнтів тертя від розрахункових [2, с.188].

Перевірку зносостійкості поверхнень тертя синхронізатора проводити за розміром питомого тиску [q ] :

q cx = N / S [ q ]= 1,8...2,4 МПа,

де S - активна площа поверхні тертя, що дорівнює приблизно 0,6 повної площі поверхні тертя; N = Q / sin γ - нормальна реакція від приводного зусилля Q.

26

Таблиця 4 Відносний термін роботи на передачах

Рис. 7.1 - Конусні інерційні синхронізаторы коробки передач автомобілів:

а - ЗИЛ; б - ЯМЗ; у - ГАЗ; р - ВАЗ; I - III - положення блокуючих поверхнень.

27

Тривкість зубчатого вінця синхронізатора визначається за напругою сминання σсм. За компонуванням обирається ділильний діаметр зубчатого вінця dв, і по цьому розміру визначається мінімальна ширина зубчатого вінця за залежністю:

lв = 2 Me max i ki /(0,75 dв2 σсм)

Для нижчої передачі: σсм = 20 - 45 МПа - для легкових автомобілів; σсм = 20 - 45 МПа - для вантажних.

Для проміжних передач: σсм = 15 - 35 МПа - для легкових автомобілів; σсм = 20 - 40 МПа - для вантажних.

Для вижчих передач: σсм = 10 - 20 МПа - для легкових автомобілів; σсм = 15 - 30 МПа - для вантажних.

Основні розміри елементів синхронізаторів КП приведені в табл. П4.

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1.Бухарин Н.А., Прозоров В.С., Щукин М.М. Автомобили. Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля: учебное пособие для вузов. – Л.: Машиностроение, Ленингр. отд.-ние, 1973. – 504 с.

2.Грузовые автомобили./ М.С. Высоцкий, Ю.Ю. Беленький, Л.Х. Гилелес, и др. – М.: Машиностроение, 1979. – 384 с.

3.Конструирование и расчет автомобиля: Учебник для студентов втузов, обучающихся по специальности «Автомобили и тракторы»/ П.П. Лукин, Г.А. Гаспарянц, В.Ф. Родионов. – М.: Машиностроение, 1984. – 376 с.

4.Устиненко В.Л., Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. – Основы проектирования деталей машин. – Харьков: Вища школа, изд-во при Харьк. ун-те, 1983.– 184 с.

5.Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов - / В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. – Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева. - Л.: Машиностроение, Ленингр.

отд.-ние, 1984. – 400 с.

6.Красненьков В.И., Егоркин В.В. Синхронизаторы в ступенчатых трансмиссиях. – М.: Машиностроение, 1967. – 197 с.

7.Зубчатые передачи: Справочник - / Е.Г. Гинзбург, Н.Ф. Голованов, Н.Б. Фирун, Н.Т. Холебский: 2-е изд. перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд.-ние, 1980.

416 с.

8.Андрющенко В.М. Математические таблицы для расчета зубчатых передач. – М.: Машиностроение, 1980. – 438 с.

9.Пpоектиpование тpансмиссий автомобилей: Спpавочник./ Под общ. ред. А.И. Гpишкевича - М.: Машиностpоение, 1984 – 272 с.

10.Кpаткий автомобильный спpавочник НИИАТ . – М.: Тpанспоpт, 1984.- 220 с.

28

Додатки

Таблиця П1 - Визначення геометричних перетинів валів

 

Поперечний

 

Момент опору

 

перетин вала

 

 

WИ

W

 

 

 

 

 

 

π dн 3/32

π dн 3/16

 

 

 

 

 

 

 

 

 

π (d н4- dвн4) /(32 dн)

π (dн4- dвн4) /(16 dн)

 

π dн 3/32 - b h (2 dн -

π dн 3/16 - b h (2 dн -

 

- h)2 / (16 d н)

- h)2 / (16 dн)

 

 

 

 

π dн 3/32 - b h (2 dн -

π dн 3/16 - b h (2 dн -

 

- h)2 / (8 d н)

- h)2 / (8 dн)

 

 

 

 

π d4 + b z (D - d)(D +

π d4 + b z (D – d)(D +

 

+ d)2/(32 D)

+ d)2/(16 D)

Продовження табл. П1

 

π d3 /32

π d3 /16

 

 

 

 

 

 

 

 

ξ И π d3 /32

 

ξK π d3 /16

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

d0/d

 

0

0,05

0,1

0,15

0,2

0,25

0,3

0,35

0,4

ξИ

 

1

0,925

0,850

0,775

0,7

0,625

0,55

0,475

0,4

ξK

 

1

0,964

0,926

0,884

0,84

0,791

0,74

0,686

0,63

z - число шліців; d0 - діаметр поперечного отвору;

29

Таблиця П2 - Механічні характеристики стандартних зразків із матеріалів, що застосовуються для валів автомобілів, Мпа

 

 

Твердість

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Сталь

 

НВ, не

 

σу

 

σт

 

 

τу

 

τт

 

 

σ-1

 

 

τ-1

 

 

υτ -1

 

 

 

менше

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

45

 

240

 

800

550

 

 

450

300

 

 

350

 

 

210

 

0,08

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

40Х

 

270

 

900

750

 

 

680

450

 

 

410

 

 

240

 

0,08

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

40ХН

 

270

 

920

750

 

 

700

450

 

 

420

 

 

250

 

0,07

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

40ХН2

 

390

 

1400

1150

 

1000

800

 

 

650

 

 

330

 

0,07

 

 

МА

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12ХН3А

 

260

 

950

700

 

 

650

490

 

 

420

 

 

210

 

0,07

 

 

12Х2Н4

 

300

 

1100

850

 

 

800

590

 

 

500

 

 

250

 

0,07

 

 

А

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

18ХГТ

 

330

 

1150

950

 

 

900

665

 

 

520

 

 

280

 

0,10

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

30ХГТ

 

320

 

1150

950

 

 

900

665

 

 

520

 

 

310

 

0,10

 

Таблиця П3 - Параметри зубчастих коліс коробок передач

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Модель КП,

 

Позначення

 

Значення параметрів у парі приводу проміжного вала

 

міжосьова

 

параметрів

 

(ППВ) і в парах окремих передач

 

 

 

 

 

 

 

 

 

відстань, мм

 

 

 

 

 

ппв

1

 

2

 

3

 

 

4

5

 

 

З. хід

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

2

 

3

4

 

5

 

6

 

 

7

8

 

9

 

10

 

 

ЗАЗ –968

 

zвщ

 

 

 

10

 

17

 

22

 

 

27

 

 

 

10

 

 

16

 

 

aw= 72,822

 

zвм

 

 

 

38

 

36

 

31

 

 

26

 

 

 

19

 

 

35

 

 

 

bw, мм

 

 

 

13

 

14

 

14

 

 

15

 

 

 

11

 

 

10

 

 

 

 

 

mn, мм

 

 

 

2,75

 

2,5

 

2,5

 

 

2,5

 

 

 

2,75

3,0

 

 

 

 

 

β0,град

 

 

 

250

 

240

 

240

 

 

240

 

 

 

250

 

 

0

 

 

ВАЗ-2101

 

zвщ

 

 

17

15

 

20

 

24

 

 

 

 

 

 

15

 

 

19

 

 

aw = 68

 

zвм

 

 

29

33

 

27

 

21

 

 

 

 

 

 

19

 

 

34

 

 

 

bw, мм

 

 

16

15,5

 

15

 

16

 

 

 

 

 

 

12

 

 

11

 

 

 

 

 

mn, мм

 

 

2,5

2,5

 

2,5

 

2,5

 

 

 

 

 

 

2,5

 

 

2,5

 

 

 

 

 

β0,град

 

 

310

270

 

290

 

310

 

 

 

 

 

 

0

 

 

0

 

 

Москвич-412

 

zвщ

 

 

17

15

 

21

 

25

 

 

 

 

 

 

15

 

 

21

 

 

aw = 65

 

zвм

 

 

27

33

 

27

 

21

 

 

 

 

 

 

21

 

 

32

 

 

 

bw, мм

 

 

12

13

 

12

 

14

 

 

 

 

 

 

11

 

 

12

 

 

 

 

 

mn, мм

 

 

2,5

2,5

 

2,5

 

2,5

 

 

 

 

 

 

2,5

 

 

2,5

 

 

 

 

 

β0, град

 

 

320

220

 

270

 

210

 

 

 

 

 

 

0

 

 

0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12

12

 

48′

 

18′

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ГАЗ –24

 

zвщ

 

 

16

15

 

20

 

25

 

 

 

 

 

 

16

 

 

19

 

 

aw = 77

 

zвм

 

 

29

29

 

25

 

20

 

 

 

 

 

 

19

 

 

31

 

 

 

bw, мм

 

 

15,5

17,5

 

16,5

 

16,5

 

 

 

 

 

 

15

 

 

15

 

 

 

 

 

mn, мм

 

 

2,75

3,0

 

3,0

 

2,75

 

 

 

 

 

 

3,0

 

 

3,0

 

 

 

 

 

β0, град

 

 

340

2909

 

340

 

340

 

 

 

 

 

 

0

 

 

0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

23΄

΄

 

23΄

 

23΄

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

30

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.