Расчет на прочность стержня винта (болта) при различном нагружении

Содержание

Слайд 2

Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей Примером служат болты для

Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает
стык деталей
Примером служат болты для крепления

крышек резер-вуаров, нагруженных давлением р жидкости или газа (рис. 1.23). Затяжка болтов должна обеспечить герметич-ность соединения или нераскрытие стыка под нагруз-кой. Задача о распределении нагрузки между элементами такого соединения статически неопределима и решается с учетом деформаций этих элементов.
Обозначим: Fзат − сила затяжки болта;
F = R/z − внешняя нагрузка соединения, приходящаяся на один болт (z − число болтов).
Слайд 3

После приложения внешней наг­рузки к затянутому соединению болт дополнительно растянется на

После приложения внешней наг­рузки к затянутому соединению болт дополнительно растянется на

некоторую величину Δ, а деформация сжатия деталей уменьшится на ту же величину. Для простоты можно сказать, что только часть внешней нагрузки дополнительно нагружает болт, а другая часть идет на разгрузку стыка.

Рис. 1.23

Слайд 4

Для простоты можно сказать, что только часть внеш-ней нагрузки дополнительно нагружает

Для простоты можно сказать, что только часть внеш-ней нагрузки дополнительно нагружает

болт, а другая часть идет на разгрузку стыка.
Если обозначим χ коэффициент внешней нагрузки (учитывает приращение нагрузки болта в долях от силы F), то дополнительная нагрузка болта равна χF, а умень-шение затяжки стыка − (1−χ)F. Величину коэффициента χ определяют по условию равенства деформаций болта и деталей, возникающих после приложения внешней нагрузки.
где λб − податливость болта, равная его удлинению при единичной наг­руз­ке;
λд − суммарная податливость соединяемых деталей.

(1.23)

Слайд 5

Из равенства (1.23) имеем Далее получим приращение нагрузки на болт расчетную

Из равенства (1.23) имеем
Далее получим приращение нагрузки на болт
расчетную (суммарную) нагрузку

болта
и остаточную затяжку стыка от одного болта

(1.24)

(1.25)

(1.26)

Слайд 6

Анализ полученных решений и выбор затяжки соединений. 1. С увеличением податливости

Анализ полученных решений и выбор затяжки соединений.
1. С увеличением податливости

болта λб и умень-шением податливости деталей λд уменьшается χ и прира-щение нагрузки болта Fб [см. формулу (1.25)].
Эту зависимость выгодно используют на практике и особенно при переменной внешней нагрузке F. Например, при изменении внешней нагрузки F от нуля до максимума (рис. 1.24) в суммарной нагрузке болта Fр изменяется только составляющая Fб (по тому же закону, что и F).
Как правило, λд значительно меньше λб, поэтому Fб значительно меньше F. От переменной составляющей Fб зависит сопротивление болта усталости. Применение упругих болтов (рис. 1.25) является хорошей защитой от усталостного разрушения.
Слайд 7

Рис. 1.24 Рис.1.25 Опасным сечением для прочности стержня является сечение по

Рис. 1.24

Рис.1.25

Опасным сечением для прочности стержня является сечение по внутреннему диаметру

резьбы d1 [см. формулу (1.16)]. Учитывая отсутствие концентрации напряжений в не нарезанной части стержня, ее диаметр можно выполнить меньше d1 (рис. 1.25, а) или просверлить здесь отверстие (рис. 1.25, б). При этом болт будет равнопрочным, а его податливость увеличится.
Слайд 8

Оптимизация конструкции болта здесь выполняется по условию равнопрочности с целью уменьшения

Оптимизация конструкции болта здесь выполняется по условию равнопрочности с целью уменьшения

его метал-лоем­кости и повышения усталостной прочности.
2. С уменьшением Fзат при постоянной F уменьшается Fст [см. формулу (1.27)]. При сила Fст становится равной нулю, в стыке появляется зазор. Образование зазора в стыке недопустимо, так как при этом нарушается плот-ность соединения, а при переменной нагрузке появляются удары в стыке, от которых соединение быстро разру-шается.
Таким, образом, достаточная предварительная затяжка Fзат, обеспечивающая нераскрытые стыка деталей, явля-ется необходимым условием надежности и герметичности соеди­нения.
Слайд 9

Условие нераскрытая стыка: Fст > 0. Практически нераскрытое стыка зависит не

Условие нераскрытая стыка: Fст > 0.
Практически нераскрытое стыка зависит не только

от значения затяжки Fзат, но и от сохранения ее в эксплу-атаций. Последнее определяется следующими факторами:
качеством обработки поверхностей стыка. При большей шероховатости поверхности ее неровности постепенно сми­наются, что приводит к ослаблению затяжки. Для от­ветственных соединений поверхности стыка деталей реко­мендуют шлифовать;
Слайд 10

качеством поверхности и точностью резьбы. Грубая резьба сминается и уменьшает силу

качеством поверхности и точностью резьбы. Грубая резьба сминается и уменьшает силу

затяжки. В ответ-ственных соедине­ниях рекомендуют применять гайки, увеличивающие равномер­ность распределения нагрузки по виткам резьбы;
качеством прокладок. Упругие прокладки в стыке лучше сохраняют затяжку. (Отметим, что пружинная шайба (см. рис. 1.23) в этом смысле также выполняет роль упругой прокладки.)
Слайд 11

В зависимости от перечисленных факторов, трудно подда­ющихся учету, а также ввиду

В зависимости от перечисленных факторов, трудно подда­ющихся учету, а также ввиду

опасности раскрытия стыка деталей целесообразно применять высокую затяжку соединений, Особенно при переменных нагрузках. Это положение подтвер­ждается практикой эксплуатации резь-бовых соединений. На практике рекомендуют принимать
где Кзат ‒ коэффициент затяжки.
По условию нераскрытия стыка [4, 18]:
при постоянной нагрузке Кзат=1,25...2,
при переменной нагрузке Кза =2,5...4.

(1.28)

Слайд 12

По условию герметичности: при мягкой прокладке Кзат − 1,3...2,5, при металличес-кой

По условию герметичности:
при мягкой прокладке Кзат − 1,3...2,5, при металличес-кой

фасонной прокладке Кзат =2...3,5, при металлической плоской прокладке Кзат =3...5.
Выбрав значение Кзат при известных λб , λд или χ, можно определить Fр, Fб и Fст по формулам (1.26), (1.25) и (1.27).
Определение податливости болта и деталей. В про-стейшем случае при болтах постоянного сечения и одно-родных деталях (рис. 1.26)

(1.29)

Слайд 13

где Еб и Ед, Аб и Ад ‒ модули упругости материалов

где Еб и Ед, Аб и Ад ‒ модули упругости материалов

и площади сечения болта и деталей; lб ‒ длина болта, участвующая в деформации; δд ‒ суммарная толщина деталей; приближенно lб≈ δд.
В более сложном случае коэффициенты податливости определяют по сумме податливостей отдельных участков болта (см. рис. 25) и отдельных деталей (см. рис. 1.23):

(1.30)

Слайд 14

В формуле (1.30) под расчетной площадью Ад пони-мают площадь только той

В формуле (1.30) под расчетной площадью Ад пони-мают площадь только той

части деталей, которая участвует в деформации от затяжки болта. Условное определение этой площади в простейшем случае изображено на рис. 1.26.

Рис.1.26

Слайд 15

Здесь полагают, что деформации от гайки и головки болта распространяются в

Здесь полагают, что деформации от гайки и головки болта распространяются в

глубь деталей по конусам с углом α=30°, или tgα≈0,5. Приравнивая объем этих конусов к объему цилиндра, находят его диаметр:
и
Прочность болта при статических нагрузках. При статических нагрузках прочность болта в соединении типа рис. 1.23 оценивают по формуле
Здесь коэффициент 1,3 по-прежнему учитывает напряжения кручения, которые могут возникнуть при затяжке соединения под нагрузкой (как правило, это не рекомендуют).
Слайд 16

Эффект эксцентричного нагружения болта Эксцентричное нагружение болта возникает из-за непарал­лельности опорных

Эффект эксцентричного нагружения болта
Эксцентричное нагружение болта возникает из-за непарал­лельности опорных поверхностей

детали и гайки или головки болта, например вследствие уклона полки швеллера, погреш­ностей изготовления деталей, болтов, гаек и т. д. Во всех этих случаях кроме напряжений растяжения в стержне болта появляются напряжения изгиба. Например, для болта на рис. 1.28, а напряжение растяжения в стержне а напряжения изгиба при больших значениях α, не ограничива­ющих деформацию болта,
Слайд 17

а напряжения изгиба при больших значениях α, не ограничива­ющих деформацию болта,

а напряжения изгиба при больших значениях α, не ограничива­ющих деформацию болта,


Если принять , то

Рис. 1.28

Слайд 18

При малых значениях угла α напряжения изгиба определяют с учетом деформации,

При малых значениях угла α напряжения изгиба определяют с учетом деформации,

допускаемой этим углом (рис.1.28, б):
Здесь
Расчетным напряжением σи будет меньшее из двух. Приняв за расчетное первое напряжение, получим
Это отношение позволяет отметить, что эксцентри-чное нагру­жение может значительно уменьшать прочно-сть болтов.
Слайд 19

При разработке и изготовлении конструкции соединений необходимо принимать все меры, устраняющие

При разработке и изготовлении конструкции соединений необходимо принимать все меры, устраняющие

эксцентричное нагружение.
Например, неровные поверхности деталей под гайками и головками болтов нужно планировать, а в случае, изображенном на рис. 1.28, подкладывать под гайку косую шайбу и т. п.
Слайд 20

Расчет соединений, включающих группу болтов Расчет сводится к определению расчетной нагрузки

Расчет соединений, включающих группу болтов
Расчет сводится к определению расчетной нагрузки для

наиболее нагруженного болта. Затем рассчитываю прочность этого болта по формулам одного из случаев, рассмотренных в § 1.6.
В расчетах, изложенных в настоящем параграфе, при-няты следующие допущения:
− поверхности стыка остаются плоскими (недефор-мируемыми) при всех фазах нагружения, что справед­ливо только для деталей, обладающих доста-точ-ной жест­костью;
Слайд 21

− поверхности стыка имеют минимум две оси сим­метрии а болты расположены

− поверхности стыка имеют минимум две оси сим­метрии а болты расположены

симметрично относительно этих осей;
все болты соединения одинаковы и равно затянуты.
С некоторым приближением перечисленные условия справед­ливы для большинства конструкций.
Различают три характерных случая расчета соеди-нений, включающих группу болтов.
Равнодействующая нагрузка соединения перпендику-лярна плоскости стыка и проходит через его центр тяжести.
Слайд 22

Рис 1.29 Этот случай типичен для болтовых соединений круглых и прямоугольных

Рис 1.29

Этот случай типичен для болтовых соединений круглых и прямоугольных крышек

(см. рис. 1.23 и 1.29), нагруженных давлением жидкостей или газов.
Слайд 23

При этом болтам дают затяжку, обеспечивающую плотность со­единения. Все болты такого

При этом болтам дают затяжку, обеспечивающую плотность со­единения. Все болты такого

со­единения нагружены одинаково. Внешняя нагрузка, приходящаяся на один болт,
F = R/z,
где z − число болтов.
Нагрузка соединения сдвигает детали в стыке. Примером служит крепление кронштейна (рис. 1.30). При расчете соедине­ния силу заменяем такой же силой, приложенной в центре тяжести стыка, и моментом Т= Rl.
Мо­мент и сила стремятся повернуть и сдвинуть кронштейн.
Слайд 24

Рис. 1.30

Рис. 1.30

Слайд 25

Нагрузка от силы R распределяется по болтам равно-мерно: FR = R/z.

Нагрузка от силы R распределяется по болтам равно-мерно:
FR = R/z. (1.38)
Нагрузка

от момента (реакции FT1, FT2, ..., FTz) распределяется по бол­там пропорционально их дефор-мациям при пово­роте кронштейна. В свою очередь, деформации пропорциональны рассто­яниям болтов от центра который является центром поворота. Нап­рав­ление реакций болтов перпендикулярно радиусам r1 r2, … rz. По условию равновесия,
Слайд 26

где Для примера на рис. 1.30 Суммарная нагрузка каждого болта равна

где
Для примера на рис. 1.30
Суммарная нагрузка каждого болта равна геометрической сумме

соответствующих сил FR и FT (на рис. 1.30 показана нагрузка для первого болта F1).
За расчетную принимают наибольшую из суммарных на­грузок. Сравнивая значения и направление реакций, можно отметить, что для соединения, изображенного на рис. 1.30, наиболее нагруженными болтами являются 1-й

(1.39)

Слайд 27

и 3-й (реакций FR и FT близки по направлению) или 2-й

и 3-й (реакций FR и FT близки по направлению) или 2-й

(FR и FT направлены одинаково, но ).
В конструкции соединения болты могут быть поставлены без зазора или с зазором.
Соединение будет прочным (детали не сдвигаются), если равнодействующая сил трения под каждым болтом не меньше, чем соответствующая равнодействующая сил FR и FT. Так как по условию задачи болты затягивают одинаково, общую затяжку определяют по наиболее нагруженному болту (1-му или 2-му; рис. 1.30). Необходимая затяжка болтов
Fзат = KFmax /f, (1.40)
Слайд 28

где K = 1,3...2 — коэффициент запаса; Fmax — сила, приходяща­яся

где K = 1,3...2 — коэффициент запаса; Fmax — сила, приходяща­яся

на наиболее нагруженный болт, равная, например, F1; f — коэффициент трения в стыке деталей.
Оптимизация конструкции такого соединения может быть выполнена за счет:
− варианта постановки болтов с зазором и без зазора;
− соотношения размеров а и b расположения болтов;
− количества болтов.
При этом могут быть два случая:
− размеры кронштейна заданы или подлежат определению. Во втором случае вначале рассчитывают высоту кронштейна по напряжениям изгиба, затем рассчитывают соединение и по нему определяют все другие размеры.
Слайд 29

В качестве второго примера расчета группы болтов при сдвигающей нагрузке рассмотрим

В качестве второго примера расчета группы болтов при сдвигающей нагрузке рассмотрим

фланцевое соединение валов. В конструкции таких соединений обычно предусматриваю центрирующие выступы (рис. 1.31, а) или ставят центрирующие шайбы (рис. 1.31, б), которые одновременно разгружают со­единение от поперечных нагрузок.

Рис. 1.31

а)

Слайд 30

При болтах, поставленных без зазора, расчетная нагрузка болта F = 2T/(zD0)

При болтах, поставленных без зазора, расчетная нагрузка болта
 F = 2T/(zD0) (1.41)
 При

болтах, поставленных с зазором, необходимая сила затяжки
 Fзат = 2KT/(zD0f). (1.42)
Слайд 31

Нагрузка соединения раскрывает стык деталей Этот случай часто встречается в практике

Нагрузка соединения раскрывает стык деталей
Этот случай часто встречается в практике (крепление

всевозможных крон­штейнов, стоек и т. п.). Метод решения рассмотрим на примере рис. 1.32. Раскладываем силу R на составляющие R1 и R2 Действие этих составляющих заменяем действием сил R1, и R2, приложенных в центре стыка, и действием момента
M = R2l2 − R1l1. (1.43)
R1 и М раскрывают стык, a R2 сдвигает детали. Возможность раскрытия стыка и сдвига деталей устраняют затяжкой болтов с силой Fзат.
Слайд 32

Расчет по условию нераскрытых стыка. До приложения нагрузки R зат-яжка образует

Расчет по условию нераскрытых стыка. До приложения нагрузки R зат-яжка образует

в стыке напряжения смятия
σзат = F затz/Aст (1.44)
которые приближенно считаем равно-мерно распределенными по стыку. В фор-муле (1.44) z − число болтов, АСТ − пло-щадь стыка. Сила R1 растягивает болты и уменьшает σзат на
В этой формуле R(1−χ) − доля внешней нагрузки, которая идет на разгрузку стыка
Слайд 33

На практике в подобных соединениях значение χ мало. Упрощая решение, принимаем

На практике в подобных соединениях значение χ мало. Упрощая решение, принимаем

χ = 0, что идет в запас по условию нераскрытая стыка.
Рассматривая условия нераскрытая стыка, считаем осью поворота ось симметрии стыка. При этом напряже­ния в стыке под действием момента М изменяются в соответствии с эпю­рой, аналогичной эпюре напряжений при изгибе. Пренебрегая значением χ, так же как при определении σR1, при­ближенно запишем
σМ ≈ М/Wст (1.46)
где Wст − момент сопротивления изгибу, который определяют для площади стыка.
Слайд 34

В зависимости от значения затяжки и нагрузки эпюра суммарных напряжений в

В зависимости от значения затяжки и нагрузки эпюра суммарных напряжений в

стыке принимает вид одного из вариантов I или II, показанных на рис. 1.32. Здесь
В этих формулах за положительные приняты напряжения затяжки σзат. Вариант II свидетельствует о раскрытии стыка на участке ее, так как напряжения здесь равны нулю, что недопустимо. Вариант I иллюстрирует нераскрытие стыка и рассматривается как расчетный. По условию нераскрытая стыка,

(1.47)

Слайд 35

σmin > 0, или σ > ± σR1 + σМ, или

σmin > 0,
или
σ > ± σR1 + σМ,
или
σзат = K(± σR1

+ σM). (1.48)
Здесь K≈1,3...2 − коэффициент запаса по нераскрытию стыка.
По условию (1.48) определяют σзат и затем из формулы (1.44) находят Fзат.
В тех случаях, когда материал основания малопрочен но сравнению с материалом болтов, например бетон или дерево, необходимо проверять условие прочности основания по мак­симальным напряжениям смятия
Слайд 36

σmax ≤ [σсм]. (1.49) Если условие (1.49) не удовлетворяется, обычно изменяют

σmax ≤ [σсм]. (1.49)
Если условие (1.49) не удовлетворяется, обычно изменяют размеры

стыка.
Расчет по условию отсутствия сдвига деталей в стыке (выполняют как проверочный). В соединениях, не имеющих разгрузочного устройства от сдвига деталей, сила R2 урав­новешивается силами трения в стыке. Детали не сдвигаются, если сила трения в стыке больше R2 или
(Fзатz ± Rl)f >K'R2, (1.50)
где f —коэффициент трения в стыке; K' ≈1,3...2—коэффициент запаса.
Ориентировочно можно принимать: f ≈ 0,3...0,35 — сталь (чугун) по бетону, f ≈ 0,25 — сталь (чугун) по дереву; f ≈ 0,15...0,20 — сталь по чугуну (по стали).
Слайд 37

В формуле (1.50) не учитывается действие момента М, так как момент

В формуле (1.50) не учитывается действие момента М, так как момент

не сдвигает детали и не изменяет суммарного значения сил трения в стыке.
Если условие (1.50) не выполняется, то это значит, что условие (1.48) нераскрытая стыка не является решающим для данного соединения и затяжку следует определять но условию (1.50) несдвигаемости деталей
(1.51)
или ставить болты без зазора.
Слайд 38

Клеммовые соединения. Констукция и применение Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей

Клеммовые соединения. Констукция и применение
Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей на

валах и осях, цилиндрических колоннах, крон-штейнах и т. д. Один из примеров клеммового соедине-ния (закрепление рычага на валу) изображен на рис. 5.1.
По конструктивным признакам различают два основ-ных типа клеммовых соединений: а) со ступицей, име-ющей прорезь (рис. 5.1, а); б) с разъемной ступицей (рис. 5.1, б). Разъемная ступица несколько увеличивает массу и стоимость соединения, но при этом становится возможным устанавливать клемму в любой части вала независимо от формы соседних участков и других расположенных на валу деталей.
Слайд 39

Рис. 5.1 При соединении деталей с помощью клемм исполь-зуют силы трения,

Рис. 5.1

При соединении деталей с помощью клемм исполь-зуют силы трения, которые

возникают от затяжки болтов. Эти силы трения позволяют нагружать соеди-нение как моментом (Т = Fl), так и осевой силой Fа.
Слайд 40

Ранее отмечалось, что передача нагрузки только силами трения недостаточно надежна. Поэтому

Ранее отмечалось, что передача нагрузки только силами трения недостаточно надежна. Поэтому

не рекомендуют применять клеммовые соединения для передачи больших нагрузок.
Достоинства клеммового соединения: простота монтажа и демонтажа, самопредохранение от перегрузки, а также возможность перестановки и регулировки взаимного расположе­ния деталей как в осевом, так и в окружном направлениях (регулировка положения рычагов и тяг в механизмах управле­ния и т. п.).
Слайд 41

Расчет на прочность Первый случай. Клемма обладает большой жесткостью, а посадка

Расчет на прочность
Первый случай. Клемма обладает большой жесткостью, а посадка деталей

выполнена с большим зазором (рис. 5.2, а). При этом можно допустить, что контакт деталей происходит по линии, а условие прочности соединения выражается в виде
где Fn − реакция в месте контакта; f − коэффициент трения.
По условию равновесия любой половины клеммы,
где Fзат − сила затяжки болтов.

(5.1)

Слайд 42

Подставив значение Fn в формулы (5.1), найдем Второй случай. Клемма достаточно

Подставив значение Fn в формулы (5.1), найдем

Второй случай. Клемма достаточно гибкая,

форма сопрягаемых деталей строго цилиндрическая, зазор в соединении близок к нулю (рис. 5.2, б). В этом случае можно полагать, что давление р распределено равно-мерно по поверхности соприкосновения деталей, а условия прочности соединения выражаются в виде

Рис. 5.2

Слайд 43

По аналогии с формулой (1.22) и рис. 1.22, рассма-тривая равновесие полуклеммы,

По аналогии с формулой (1.22) и рис. 1.22, рассма-тривая равновесие полуклеммы,

записываем
После подстановки и сокращения получаем
Таким образом, нагрузочные способности для двух предель­ных случаев относятся как 2/π [ср. формулы (5.2) и (5.3)]. Первый случай является самым неблаго-приятным, а второй − наиболее рациональным с точки зрения требуемой затяжки болтов.
Слайд 44

Следует заметить также, что наличие больших зазоров в соединении может привести

Следует заметить также, что наличие больших зазоров в соединении может привести

к разрушению клеммы от напряжений изгиба. Практически конструкция с большими зазорами является дефектной.
В современном машиностроении размеры деталей клеммового соединения выполняют под посадку типа H8/h8. При такой посадке обеспечивается свободная сборка деталей без излишних зазоров.
Это дает основание рассматривать условия работы прак­тически выполняемых клеммовых соединений как средние между двумя рассмотренными выше крайними случаями и рас­считывать их прочность по формулам
Слайд 45

Здесь коэффициенты 2,5 и 5 приближенно равны среднему значению коэффициентов в

Здесь коэффициенты 2,5 и 5 приближенно равны среднему значению коэффициентов в

формулах (5.2) и (5.3).
Расчет клеммового соединения с односторонним расположе­нием болтов (см. рис. 5.1) принято выполнять по тем же формулам (5.4). При этом условно полагают, что функции второго болта соединения выполняет сам материал рычага. Действительно, если верхний болт в конструкции по рис. 5.1, б приварить к деталям, то условия работы клеммы и нижнего болта не изменятся, а конструкция станет подобна конструкции, изображенной на рис. 5.1, а.

(5.4)

Слайд 46

Для определения потребной силы затяжки болтов преоб­разуем формулы (5.4) к виду

Для определения потребной силы затяжки болтов преоб­разуем формулы (5.4) к виду
При

совместном действии Т и Fа сдвигающей силой на поверхности контакта будет равнодействующая осевой Ға и окружной сил. Для такого случая
При найденной Fзат расчет болтов на прочность выполняют по формуле (1.19).
В формулах (5.5) и (5.6) z − число болтов, расположенных с одной стороны вала, K = 1,3... 1,8 − коэффициент запаса.

(5.5)

- Предыдущая
Қабыну. Қабыну этиологиясы
Следующая -
Опасные растения и грибы

Похожие презентации

Презентация по физике "Скорость. Единицы скорости" - скачать
Структурное сопоставление трехмерных изображений и сезонно-суточная инвариантность
Влияние колебаний напряжения на работу силовых элементов и автоматических устройств, технологических установок
Физическое материаловедение
Объемные резонаторы
Система подготовки к ГИА по физике в 9 кл. Бейбулатова Е.А., учитель физики высшей квалификационной категории МОУ СОШ № 1 р.п. Степно
Кинематика. Решение задач
Радиоволны. Значение радиоволн для физики и человечества
Электрическая цепь и ее составные
Лучи тепла У.Гершель Первым открыл инфракрасное излучение
Плазма-четвертое состояние вещества
Влажность воздуха
Магнитное поле
Агрегатное состояние вещества
Законы сохранения и изменения момента импульса в механике
Взаимодействие токов. Действие магнитного поля на движущийся заряд. Сила Лоренца
Координатный способ задания движения
Теоретическая механика Кинематика. Лекция № 6
Ядерный магнитный резонанс. Важнейшие области применения спектроскопии
Получение радиоактивных изотопов и их применение
Атомно-абсорбционная спектрометрия
Закон сохранения внутренней энергии. Уравнение теплового баланса Урок физики в 8 классе (автор учебника А.В.Пёрышкин)
Электропитание и электроснабжение нетяговых потребителей
Топки. Пылеприготовление. Котельные установки
Презентация СИЛА ТЯЖЕСТИ Силы в механике
Physical chemistry of nanostructured systems
Определение реакций подшипников пространственного нагруженного вала
&
Вы можете прислать нам Вашу презентацию и мы опубликуем ее на сайте.
Обратная связь
Для правообладателей
Email: Нажмите что бы посмотреть