Реферат: Проект рулевого управления автомобилем
--PAGE_BREAK--Рис. 1. Определение длины боковой тяги.
Рулевое управление типа 4, которое устанавливается на легковые автомобили фирмы Фольксваген, отличается легкостью хода и недорого в изготовлении. К недостаткам следует отнести повышенные нагрузки отдельных деталей и возможное в результате этого снижение жесткости.
Для предотвращения вызываемого изгибающим моментом прогиба/скручивания зубчатая рейка имеет относительно большой диаметр – 26 мм.
На практике выбор типа реечного рулевого управления производится из компоновочных соображений. В нашем случае из-за отсутствия места для размещения рулевого механизма внизу, принято верхнее расположение рулевого механизма. Это обуславливает применение рулевого управления типов 3,4. для обеспечения прочности и жесткости конструкции окончательно принимается верхнее расположение рулевого механизма и тип 3 рулевого управления.
Следует признать, что такая компоновка рулевого управления не является самой удачной. Высокое расположение рулевого механизма обуславливает его большую податливость из-за прогиба амортизационных стоек. При этом наружное колесо прогибается в сторону положительного развала, внутреннее – в сторону отрицательного. В результате колеса дополнительно наклоняются в направлении, куда их уже стремятся наклонить боковые силы при движении в повороте.
Кинематический расчет рулевого привода.
Кинематический расчет заключается в определении углов поворота управляемых колес, нахождении передаточных чисел рулевого механизма, привода и управления в целом, выборе параметров рулевой трапеции, а также в согласовании кинематики рулевого управления и подвески.
1.4 Определение параметров рулевой трапеции
Вначале рассчитывается максимальный средний угол поворота управляемых колес, необходимый для движения автомобиля с минимальным радиусом. Согласно схемы, изображенной на рис.2.
<img width=«233» height=«51» src=«ref-1_1838974734-511.coolpic» v:shapes="_x0000_i1026"> (1)
<img width=«456» height=«189» src=«ref-1_1838975245-8394.coolpic» v:shapes="_x0000_i1027">
Рис. 2.Схема поворота автомобиля с абсолютно жесткими колесами.
<img width=«511» height=«285» src=«ref-1_1838983639-11274.coolpic» v:shapes="_x0000_i1028">
Рис. 3.Схема поворота автомобиля с податливыми колесами.
Для того, чтобы управляемые жесткие колеса катились при повороте без проскальзывания, их мгновенный центр поворота должен лежать на пересечении осей вращения всех колес. При этом наружный qн и внутренний qвн углы поворота колес связаны зависимостью:
<img width=«153» height=«40» src=«ref-1_1838994913-367.coolpic» v:shapes="_x0000_i1029"> (2)
где l0– расстояние между точками пересечения осей шкворней с опорной поверхностью. Поскольку эти точки практически совпадают для переднеприводных автомобилей с центрами контакта колес с дорогой (что обусловлено малым плечом обкатки и продольным углом наклона шкворня),
<img width=«49» height=«24» src=«ref-1_1838995280-149.coolpic» v:shapes="_x0000_i1030"> (3)
Обеспечить такую зависимость возможно лишь при помощи довольно сложной кинематической схемы привода, однако, рулевая трапеция позволяет максимально приблизиться к ней.
Вследствие податливости шин в боковом направлении колеса под действием боковых сил катятся с уводом. Схема поворота автомобиля с податливыми колесами приведена на рис. 3. Для высокоэластичных шин форму трапеции приближают к прямоугольнику с тем, чтобы повысить эффективность работы наружнего, более нагруженного колеса. На некоторых автомобилях трапеция спроектирована таким образом, что до угла поворота »100 колеса остаются примерно параллельными. Но при больших углах поворота колес кривая фактических углов поворота вновь достигает кривой требуемых углов по Аккерману. Благодаря этому износ шин при парковании и поворотах уменьшается.
Подбор параметров трапеции начинается с определения угла наклона боковых рычагов трапеции. В настоящее время этот угол обычно подбирается на основании опыта проектирования предшествующих моделей.
Для проектируемого рулевого управления принимаем l=84,190.
Далее определяется длина поворотного рычага трапеции. Эту длину принимают возможно большей по условиям компоновки. Увеличение длины поворотного рычага позволяет снизить усилия, действующие в рулевом управлении, как следствие, повысить долговечность и надежность рулевого управления, а также снизить его податливость.
В нашем случае длина поворотного рычага принята равной 135,5 мм.
Очевидно, что с увеличением длины поворотного рычага возрастает ход рейки, необходимый для достижения заданного максимального угла поворота управляемых колес.
Потребный ход рейки определяется графическим методом либо расчетным путем. Также графическим либо расчетным путем определяется кинематика рулевой трапеции.
<img width=«560» height=«845» src=«ref-1_1838995429-12854.coolpic» v:shapes="_x0000_i1031">
Рис. 4. Зависимость среднего угла поворота управляемых колес от хода рейки
На рис. 4 показан график зависимости среднего угла поворота колес от хода рейки. Данные для построения графика получены с помощью программы WKFB5M1, которая применяется в отделе общей компоновки и отделе ходовой части и отделе тормозов УПШ ДТР ВАЗа для расчета кинематики подвески МакФерсон и реечного рулевого управления. По графику определяем, что для обеспечения угла поворота колес q=34,320необходим ход рейки в одну сторону равный 75,5 мм. Полный ход рейки l=151 мм.
На рис. 5 показана зависимость разности углов поворота наружнего и внутреннего колес в функции угла поворота внутреннего колеса. Здесь же приведена рассчитанная по Аккерману кривая требуемого изменения разности углов поворота колес.
Показателем, служащим для оценки кинематики рулевого привода, является разность углов поворота колес при угле поворота внутреннего колеса, равном 200:
<img width=«83» height=«27» src=«ref-1_1839008283-271.coolpic» v:shapes="_x0000_i1032"> (4)
1.5 Передаточное отношение рулевого управления
Общее кинематическое передаточное отношение рулевого управления, определяемое передаточными числами механизма Uр.м. и привода Uр.п. равно отношению полного угла поворота рулевого колеса к углу поворота колес от упора до упора:
<img width=«157» height=«43» src=«ref-1_1839008554-368.coolpic» v:shapes="_x0000_i1033"> (5)
<img width=«541» height=«784» src=«ref-1_1839008922-11745.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034">
Рис. 5.Зависимость разности углов поворота колес от угла поворота внутреннего колеса:
1-рассчитанная по соотношению Аккермана
2-для проектируемого автомобиля
Для легковых автомобилей с механическим рулевым управлением qр.к.max=10800…14400(3…4 оборота рулевого колеса), при наличии усилителя qр.к.max=7200…10800(2…3 оборота рулевого колеса).
Обычно количество оборотов рулевого колеса определяется в этих пределах по результатам расчета зубчатого зацепления «шестерня-рейка». В нашем случае расчеты показали оптимальное число оборотов, равное 3,6 (12960).
Тогда общее передаточное число равно:
<img width=«148» height=«44» src=«ref-1_1839020667-372.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035"> (6)
Известно, что
<img width=«203» height=«49» src=«ref-1_1839021039-443.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036"> (7)
Поскольку для проектируемого автомобиля принят рулевой механизм с постоянным передаточным числом, Uр.м. постоянно для любого угла поворота руля:
<img width=«128» height=«41» src=«ref-1_1839021482-325.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037">
Передаточное число рулевого привода не является величиной постоянной и уменьшается с увеличением угла поворота руля, что неблагоприятно сказывается на усилии на рулевом колесе при парковании.
Зависимость кинематического передаточного отношения проектируемого рулевого управления приведена на рис.6
<img width=«537» height=«844» src=«ref-1_1839021807-12453.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038">
Рис. 6. Зависимость передаточного отношения рулевого управления от угла поворота руля.
1.6 Согласование кинематики рулевого привода и подвески
Существует два подхода к согласованию кинематики подвески и рулевого привода. Согласно первому, при ходах отбоя и сжатия подвески не должно происходить поворота управляемых колес; согласно второму, более совершенному, конструктор сознательно задает закон изменения схождения колес при ходах подвески для улучшения управляемости автомобиля и снижения износа шин. По рекомендациям фирмы Порше, которые используются на ВАЗе при проектировании, схождение колес должно увеличиваться при ходе отбоя и уменьшаться при ходе сжатия подвески. Скорость изменения схождения должна равняться 3-4 минутам на сантиметр хода подвески.
Эта работа проводится специалистами отдела общей компоновки и включается синтез кинематики подвески и рулевого управления, в результате которого определяются координаты характерных кинематических точек.
1.7 Расчет параметров зацепления механизма «шестерня-рейка»
Расчет параметров зацепления передачи «шестерня-рейка» имеет ряд особенностей. Поскольку эта передача тихоходная, а также беззазорная, то к профилю зубьев шестерни и рейки предъявляются особые требования по точности.
Исходные данные для расчетов:
1. Модуль по номограммам, обычно из стандартного ряда (1,75;1,9;2,0;…) в зависимости от хода рейки и числа оборотов рулевого колеса: m1=1,9
2. Число зубьев шестерни z1. Также выбирается по номограммам. Для реечных рулевых механизмов обычно лежит в пределах 6…9. z1=7
3. Угол исходного контура aи.ш.=200
4. Угол наклона оси вала шестерни к продольной оси рейки d=00.
5. Угол наклона зуба шестерни b.
Наименьшее скольжение, а следовательно, и наивысший КПД обеспечивается при b=00. при этом на подшипники крепления вала шестерни не действует осевые нагрузки.
Косозубое зацепление принимается при необходимости обеспечения повышенной прочности, а также для механизмов с переменным передаточным числом – для обеспечения плавности работы.
Принимаем b=15050'.
6. Межосевое расстояние a. Обычно принимается минимально возможным по условиям прочности, что обеспечивает компактность конструкции, снижает вес рулевого механизма и обеспечивает хорошую компоновку. а=14,5 мм
7. Диаметр рейки d. Для обеспечения прочности механизма за счет длины зуба принимаем d=26 мм.
8. Ход рейки lр=151 мм.
9. Коэффициент радиального зазора шестерни С1=0,25 мм.
10. Коэффициент головки зуба инструмента для изготовления шестерни <img width=«67» height=«27» src=«ref-1_1839034260-183.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039">
11. Коэффициент радиального зазора рейки С2=0,25 мм.
12. Коэффициент головки зуба инструмента для изготовления рейки <img width=«77» height=«27» src=«ref-1_1839034443-202.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040">
Расчет параметров шестерни:
1. Коэффициент смещения исходного контура минимальный (определяется из условия максимального профильного перекрытия)
<img width=«392» height=«56» src=«ref-1_1839034645-830.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041"> (8)
2. Минимальный диаметр ножки зуба.
<img width=«368» height=«45» src=«ref-1_1839035475-744.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042">(9)
3. Диаметр основной окружности
<img width=«299» height=«55» src=«ref-1_1839036219-1047.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043"> (10)
4. Диаметр начальной окружности
<img width=«179» height=«45» src=«ref-1_1839037266-432.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044">(11)
5. Коэффициент высоты головки зуба
<img width=«148» height=«27» src=«ref-1_1839037698-292.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045">(12)
6. Угол зацепления (торцовый угол) при изготовлении
<img width=«207» height=«25» src=«ref-1_1839037990-389.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046"> (13)
7. Максимальный коэффициент смещения исходного контура x1max определяется из условия, что толщина головки зуба равна 0,4m1. Для расчета требуется диаметр окружности головки зуба da1. предварительный расчет диаметра головки зуба проводится по формуле:
<img width=«143» height=«61» src=«ref-1_1839038379-629.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">,(см. рис.7.) (14)
<img width=«384» height=«241» src=«ref-1_1839039008-7858.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048">
Рис. 7.
Угол aSK принимается равным 500, а затем корректируется операционным методом по формуле:
<img width=«140» height=«44» src=«ref-1_1839046866-334.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049"> (15)
где <img width=«284» height=«56» src=«ref-1_1839047200-1077.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050"> — поправка к углу aSK (рад);
<img width=«291» height=«48» src=«ref-1_1839048277-614.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051"> (16);
<img width=«160» height=«47» src=«ref-1_1839048891-447.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052"> (17)
Достаточная точность при вычислении aSK достигается после 4-х операций
aSK=49,1820
Тогда <img width=«172» height=«45» src=«ref-1_1839049338-426.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">
Наконец,
<img width=«239» height=«48» src=«ref-1_1839049764-533.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054"> (18)
8. Коэффициент смещения исходного контура х1 выбирается в пределах х1min<x1<x1max ближе к x1max (по условию прочности)
х1=1,02
9. Диаметр окружности головки зуба шестерни da1 при выбранном х1:
da1=2m1(h*01+ х1)+d01=19,87мм (19)
10. Диаметр окружности ножки зуба шестерни
<img width=«333» height=«45» src=«ref-1_1839050297-698.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055"> (20)
11. Диаметр активной окружности ножки зуба шестерни dn1 рассчитывается в зависимости от знака В:
dn1=dB1 при B£Ф (21)
<img width=«156» height=«29» src=«ref-1_1839050995-344.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056"> при В>Ф (22)
где <img width=«257» height=«47» src=«ref-1_1839051339-512.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057"> (23);
h*a2 – коэффициент головки зуба рейки
dn1= 13,155 мм
Высота зуба шестерни
<img width=«161» height=«44» src=«ref-1_1839051851-362.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058"> (24)
12. Угол aSK при принятом коэффициенте смещения исходного контура х1:
<img width=«177» height=«45» src=«ref-1_1839052213-415.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059"> (25)
13. Пропорциональное перекрытие в торцовом сечении ea вычисляется в зависимости от А:
<img width=«357» height=«51» src=«ref-1_1839052628-908.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060"> (26)
при А³Ф
<img width=«91» height=«43» src=«ref-1_1839053536-263.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061"> (27) при А<Ф
где А=а-rNa2-0,5dB1cosawt – расстояние между активной линией головки зуба рейки и основной окружностью;
rNa2 – расстояние от оси рейки до активной линии головки зуба
ea=1,0909
14. Осевое перекрытие в торцевом сечении
<img width=«144» height=«45» src=«ref-1_1839053799-368.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062"> (28)
где b2 – средняя ширина зуба рейки
15. Модуль торцевой
<img width=«135» height=«45» src=«ref-1_1839054167-329.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063"> (29)
16. Радиальный зазор шестерни
С1=mnC1*=0,475 мм (30)
17. Основной шаг
Pb=pmncosa01=5,609 мм (31)
18. Коэффициент смещения исходного контура в торцевом сечении
xf1=xn1×cosb1=0,981 (32)
19. Толщина зуба на основной окружности в торцевом сечении
Sbt1=(2 х1tga+0,5p)cosawtmt+dB1×invawt=4,488210мм(33)
inv awt=tgawt–awt/180=0,01659 (34)
20. Толщина головки зуба шестерни
<img width=«279» height=«45» src=«ref-1_1839054496-587.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064"> (35)
Диаметр контакта шестерни на конце рейки
<img width=«193» height=«31» src=«ref-1_1839055083-383.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065"> (36)
при da1-dy>0 при da1-dy£Ф da1=dy
где rNa2 – расстояние от оси рейки до активной линии головки зуба
dy=18,16
21. Измеряемое число зубьев шестерни
<img width=«263» height=«55» src=«ref-1_1839055466-744.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066"> (37)
округляется в меньшую сторону, где bB=arcsin(cosa0×sinb01) — угол наклона зуба по основной окружности;
Pl=pmncosa01 – основной шаг
z'=2
22. Длина общей нормали
W=(z'-1)Pb+Sbt1cosbB=9,95мм(38)
23. Минимальная активная ширина шестерни
<img width=«540» height=«48» src=«ref-1_1839056210-1080.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067">(39)
1.8 Расчет параметров рейки
1. Угол наклона зуба рейки
b02=d-b01=-15050' (40)
2. Коэффициент головки зуба рейки
h*a2=h*ap01-C*2=1,25 (41)
3. Радиальный зазор рейки
С2=mnC*2=0,475 (42)
4. Расстояние от оси рейки до средней линии зуба
r2=a-0,5d01-mn x1=5,65 мм(43)
5. Расстояние от оси рейки до линии ножки зуба
rf2= r2-mn h*ap02=4,09 мм(44)
6. Расстояние от оси рейки до активной линии головки зуба
rNa2= r2+ mn h*ap01-mn C*2=8,025мм(45)
7. Расстояние от оси рейки до линии головки зуба рейки
ra2= rNa2+0,1=8,125 (46)
8. Средняя ширина зуба рейки
<img width=«279» height=«32» src=«ref-1_1839057290-542.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068"> (47)
9. Расстояние от оси рейки до активной линии ножки зуба
rN2=a-0,5da1cos(aSK-awt)=5,78 мм (48)
10. Высота головки зуба рейки
ha2=ra2-r2=2,475 мм (49)
11. Высота ножки зуба рейки
hf2=r2-rf2=1,558мм(50)
12. Высота зуба рейки
h2= ha2 — hf2=4,033 мм (51)
13. Торцовый шаг
<img width=«140» height=«45» src=«ref-1_1839057832-359.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069"> (52)
14. Толщина зуба рейки у ножки
Sfn2=2(r2 — rf2)tga+0,5pmn=4,119 мм (53)
15. Ширина впадины у ножки
Sef2=pmn — Sfn2=1,85 мм (54)
16. Толщина головки зуба рейки
San2=0,5 pmn-( rNa2+0,1- r2)2tga=1,183 мм(55)
17. Радиус основания ножки зуба рейки
Pf2=0,5 Sef2×tg(450+0,5d0)=1,32 мм (56)
18. Минимальное число зубьев рейки z2min:
<img width=«91» height=«48» src=«ref-1_1839058191-263.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070"> (57)
где lp – ход рейки
<img width=«320» height=«43» src=«ref-1_1839058454-667.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071"> — потеря длины (разница между общим зацеплением и ходом рейки) (58);
<img width=«129» height=«31» src=«ref-1_1839059121-286.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072"> (59)
l1=a-ra2 (60)
<img width=«91» height=«43» src=«ref-1_1839059407-249.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073"> (61)
<img width=«153» height=«48» src=«ref-1_1839059656-371.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074"> (62)
<img width=«133» height=«31» src=«ref-1_1839060027-294.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075"> (63)
z2min=25,35
19. Диаметр измерительного ролика теоретический
<img width=«85» height=«47» src=«ref-1_1839060321-281.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076"> (64);
округляем до существующего d1=4,5 мм
20. Измеряемый размер от края рейки
<img width=«361» height=«52» src=«ref-1_1839060602-1022.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">(65)
21. Измеряемый диаметр от оси рейки
<img width=«368» height=«52» src=«ref-1_1839061624-1027.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078"> (66)
22. Измеряемый диаметр до головки зуба
<img width=«251» height=«25» src=«ref-1_1839062651-421.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079"> (67)
23. Измеряемый диаметр до ножки зуба
<img width=«197» height=«28» src=«ref-1_1839063072-374.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080"> (68)
2. Описание конструкции, представленной в графической части, и ее
анализ
Параметры шасси зависят от типа кузова, расположения двигателя и коробки передач, распределения масс автомобиля и его наружных размеров. В свою очередь, схема и конструкция рулевого управления зависят как от параметров автомобиля в целом, так и от принятых решений по схеме и конструкции других элементов шасси и привода. Схема и конструкция рулевого управления определяются на ранних этапах проектирования автомобиля.
Основой для выбора способа управления и компоновки схемы рулевого управления служат принятые на этапе эскизного проектирования характеристики и конструктивные решения: максимальная скорость, размер базы, колесная формула, распределение нагрузки по осям, минимальный радиус поворота автомобиля и т.д.
<img width=«528» height=«360» src=«ref-1_1839063446-38784.coolpic» hspace=«12» v:shapes="_x0000_s1026">
Рис.8.
Рулевое управление автомобиля ВАЗ-2110 состоит из рулевого механизма реечного типа и рулевого привода. Конструкцией, представленной в графической части данного дипломного проекта, является реечный рулевой механизм с тягами в сборе, а также рабочие чертежи его деталей.
Реечные рулевые механизмы более распространены, так как обладают малой массой, высоким КПД и повышенной жесткостью, хорошо компонуются с гидравлическими усилителями, что обусловило их использование на легковых автомобилях с передним расположением двигателя, например, на ВАЗ-2110 применяют рулевое управление из-за того, что у данной модели автомобиля максимальная нагрузка на управляемую ось до 24 кН.
Схема рулевого управления автомобиля ВАЗ-2110 представлена на рис.8. На этом рисунке:
1 - головка наконечника тяги;
2 - шаровой шарнир;
3 - поворотные рычаги;
4 - гайки;
5 - трубчатая тяга;
6 - горизонтальные тяги;
7 - болты;
8 - крепящая тяга;
12 - соединительная пластина;
13 - стопорная пластина;
14 - резинометаллический шарнир;
15 - уплотнительные кольца;
16 - втулка;
17 - рейка;
18 - картер;
19 - хомут;
20 - эластичная муфта;
21 - рулевые тяги;
22 - демпфирующий элемент;
23 - рулевое колесо;
24 - шариковый радиальный подшипник;
25 - вал;
26 - рулевая колонка;
27 - кронштейн;
28 - защитный колпачок;
29 - роликовый подшипник;
30 - приводная шестерня;
31 - шариковый подшипник;
32 - стопорное кольцо;
33 - защитная шайба;
34 - уплотнительные кольца;
35 - гайка;
36 - пыльник;
37 - резиновое кольцо;
38 - стопорное кольцо;
39 - металлокерамический упор;
40 - пружина;
44 — гайка.
На рис.9 изображен рулевой механизм реечного типа с тягами в сборе.
<img width=«512» height=«398» src=«ref-1_1839102230-25535.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">
Рис. 9.
Данная конструкция включает в себя:
1 - защитный колпачок;
2 - картер рулевого механизма;
3 - рейка рулевого механизма;
4 - приводная шестерня;
5 - рулевая тяга;
6 - распорная втулка, ограничивающая ход рейки;
7 - болт крепления рулевой тяги, затягивают с моментами 7,8±0,8 кгс×м и законтривают их отгибанием краев стопорной пластины на грани болтов;
8 - соединительная пластина;
9 - упорная втулка;
10 - опора рулевого механизма, плотно прилегающая к чехлу;
11 - опорная втулка рейки;
12 - защитный чехол, установленный так, чтобы его правый торец находился на расстоянии 28,5-0,5 мм от торца трубы, и закрепленный хомутами;
13 - хомут;
14 - упорное кольцо рейки, ограничивающее ход рейки;
15 - уплотнительное кольцо упора рейки;
16 - гайка;
17 - упор рейки;
18 - роликовый подшипник;
19 - шариковый подшипник;
20 - стопорное кольцо;
21 - уплотнительное кольцо гайки;
22 - гайка крепления подшипника шестерни;
23 - пыльник;
24 - шайба;
3. Проверочный расчёт на прочность зубчатого зацепления
Статическая нагрузка от рулевого колеса <img width=«131» height=«25» src=«ref-1_1839127765-447.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082">. Тяги, блокируемые в расчётном положении.
продолжение
--PAGE_BREAK--
еще рефераты
Еще работы по производству