Динамика машин


Содержание

Задание……………………………………………………………………… 3

Введение…………………………………………………………………….. 4

I. Кинематический расчет привода…………………………………………. 5 
2. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи……………...... 9 
3. Расчет быстроходной конической зубчатой передачи…………………. 15 
4. Расчет валов……………………………………………………………… 24 
5. Расчет подшипников на долговечность……………………………....... 37 
б. Выбор муфты…………………………………………………………… 41 
7. Проверка прочности шпоночных соединений………………………… 42 
8. Выбор сорта масла………………………………………………………. 44

9. Тепловой расчет редуктора………………………………………………. 45

10. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора………... ..46

11. Расчет ремённой передачи……………………………………………..47 

  

 Литература…………………………………………………………………49 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Задание 10.


 



График  нагрузки

Срок службы - 6 лет

К сут = 0,33.         К год = 0,8

F=4,0 кH; V=0,5 ;D=300мм. 

 

Введение

Курсовой проект по деталям машин является самостоятельной  расчетно-конструкторской работой студентов. Он имеет целью получение ими умения и навыков расчетов и конструирования отдельных узлов машин и их деталей на основе современных данных в области науки о деталях машин и материалах с использованием нормализованных и других, освоенных промышленностью, узлов деталей и их элементов. Для успешного выполнения курсового проекта необходимо знание таких дисциплин, как инженерная графика и автоматизация проектирования, теоретические основы прогрессивной технологии, теоретической механики, сопротивления материалов, теории механизмов и машин, основы материаловедения и технологии машиностроительного производства, поскольку при выполнении проекта укрепляются и закрепляются полученные в процессе обучения знания всех указанных общетехнических дисциплин.

 

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДА

Проведем кинематический расчет привода цепного конвейера, схема которого изображена в задании, при заданном окружном усилии на звездочке F=4,0 кН, окружной скорости V=0,5 м/с и диаметре ленты конвейера D=300мм.

1.1. Кинематический анализ схемы привода.

Привод состоит  из электродвигателя, ременной передачи, двухступенчатого редуктора с цилиндрической и конической зубчатыми передачами, ленты конвейера. Таким образом, редуктор содержит две ступени передач:

-закрытая коническая  зубчатая передача, передающая мощность  от первого вала (2) ко второму (3);

-закрытая цилиндрическая  зубчатая передача, передающая мощность  от второго (3) вала к третьему (4);

При передаче мощности, имеют место ее потери на преодоление  сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в ремённой передаче, в зубчатых передачах, в опорах валов, в муфте. Ввиду этого, мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

 

1.2. Определяем мощность на приводном валу конвейера:

 

,

 где F – окружное  усилие; V – скорость вращения звёздочек конвейера.


 

1.3. Определяем коэффициент полезного действия привода:

 

-КПД конической передачи;

-КПД пары подшипников;

-КПД цилиндрической передачи;

-КПД муфты;

-КПД ременной передачи;

 

1.4. Приводим мощность на приводном валу конвейера к мощности на приводе:

 

,

где - мощность на звёздочках конвейера; - коэффициент полезного действия привода.

 

1.5. Ориентировочно назначаем передаточные числа ступеней:

 

,


где передаточное число ременной передачи - передаточное число конической передач ; - передаточное число цилиндрической передачи.

 

1.6. Определяем обороты вала конвейера:

 

,

 

где - диаметр шкива приводного вала.

 

1.7. Определяем число оборотов для электродвигателя:

,

 где  - обороты электродвигателя.

По таблице П1 /4/ выбираем электродвигатель – 4А112МА6УЗ

 

 

1.8. Определяем мощности на валах:

 

Мощности на валах привода  определяются с учетом потерь в элементах привода.

Мощность на первом валу привода должна быть равна потребной  мощности (Рпот).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.9. Находим общее передаточное число:

 


Общее передаточное число  редуктора:

up=u0/u

где u=5 - общее передаточное число открытых передач.

Передаточные числа  ступеней передач привода:

 

1.10. Рассчитываем число оборотов для каждого вала:

 

 

1.11. Определяем моменты на валах:

 

 

 

 

 

 

 

1.12. Определяем угловые скорости вращения валов:

 


1.13. Результаты кинематического анализа:

 

 

Расчетные параметры

Номера валов

1

2

3

4

5

Обороты n, об/мин

955

191

127,248

31,804

31,804

Мощность Р,кВт

2,352

2,281

2,190

2,103

2

Угловая скорость

,1/с

599,74

171,35

99,86

24,95

24

Момент Т,Нм

23,52

114,05

164,36

631,481

600,533

Передаточное число ступени

5

1,501

4,001

0


 

 

По результатам кинематического  расчета начинаем расчет механических передач.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.

2.1. Исходные данные для расчета.

При расчете на прочность цилиндрических зубчатых передач будем считать известными из технического задания на проектируемый привод и предварительно выполненного кинематического расчета следующие параметры:

а) вращающий момент на колесе Т2=631,481 Нм;

б) скорость вращения колеса n2=31,804 об/мин;

в) передаточное число передачи u=4,001;

г) продолжительность работы передачи под нагрузкой t,ч;

д) циклограмма нагружения (задание).

2.2. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых 
напряжений.

Материалы для  изготовления колес выбираются в  зависимости от мощности, требований предъявляемых к размерам и массе передачи, окружной скорости и требуемой точности изготовления колес.


Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Наибольшую твердость, а, следовательно, и наименьшие габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Стали рекомендуемые для зубчатых колес, вида их термообработки и механические характеристики приведены в таблице 1/2/.

 

 

Зуб шестерни чаще входит в  зацепление: материал шестерни должен быть более твердым, чем материал колеса.

Примем для материала  шестерни сталь 40Х улучшение со следующими механическими характеристиками, которые выбираем из таблицы 1, методических указаний /2/:

 Примем для материала  колеса сталь 45 нормализация со следующими механическими характеристиками, которые выбираем из таблицы 1, методических указаний /2/:

 

 

 

 

2.3. Определяем допускаемые контактные напряжения:

 

Расчет проводим на контактную прочность, так как данная передача – закрытая:

,

Где предельный длительный предел выносливости материала по контактному напряжению; коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; коэффициент, который учитывает чистоту рабочей поверхности зубьев; коэффициент долговечности зубьев.

 

2.4. Определяем - предельный длительный предел выносливости материала по контактному напряжению:

 

- зависит от твёрдости:

 

2.5. Определяем коэффициент , который учитывает чистоту рабочей поверхности зубьев:

 

Примем  , такой коэффициент получается при шлифованных зубьях.


2.6. Определим коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность из таблицы 1, методических указаний /2/:

 

 

2.7. Определяем коэффициент долговечности зубьев :

 

,

        

Где - показатель кривой усталости материала для НВ<350;

- базовое число циклов наружения зубьев (табл 2/2/);

- базовое число циклов нагружения зубьев (табл 2/2/);

- время работы в часах (за 6 лет).

-число циклов при моменте 

2.8. Определяем напряжения при  изгибе:

 

где - пределы выносливости зубьев; , коэффициент запаса прочности; - коэффициенты, учитывающие шероховатость переходной поверхности зуба; - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.


 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.9. Определяем допускаемое напряжение:

 

 

 

2.10. Определяем межосевое расстояние:

 

,

Где - вспомогательный коэффициент, принятый для косозубых колес; u – передаточное число; - вращающий момент на колесе; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.


Примем  , как ближайшее число из ряда стандартных значений.

 

2.11. Нормальный модуль зацепления:

 

 

2.12. Определяем суммарное число  зубьев:

 

 

2.13. Определяем числа зубьев  шестерни и колеса:

 

 

2.14. Уточняем передаточное число:

 

Отклонение  передаточного числа-

2.15. Действительный угол наклона линий зуба:

 

 

 

2.16. Угол наклона линий зуба:

 

 

2.17. Рассчитываем диаметры окружностей:

 

,

где - коэффициенты смещений; , - диаметры начальной окружности, выступов и впадин зубьев соответственно.


,

Где , - ширина зубчатого венца.

 

Делаем  проверочный расчет:

 

 

По окружной скорости назначаем степень точности: 9.

 

Определяем  усилия в зацеплении:

,

Проводим  проверочный расчет на контактную прочность:

 

Для полюса зацепления контактное напряжение определяется по формуле:

 

 

Где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; , - коэффициент динамической нагрузки, возникающий в зацеплении; - числовой коэффициент.

Условие прочности выполняется.

Проводим  проверочный расчет на выносливость при напряжении изгиба:

 

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; - коэффициент динамической нагрузки; - коэффициент формы зуба; - учитывающий повышение изгибной прочности косого зуба по сравнению с прямым.

 

Условие выносливости выполняется.

 


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ  КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.

 

3.1. Исходные данные для расчета.

При расчете на прочность цилиндрических зубчатых передач будем считать известными из технического задания на проектируемый привод и предварительно выполненного кинематического расчета следующие параметры:

а) вращающий момент на колесе Т2=114,05 Нм;

б) скорость вращения колеса n2=191 об/мин;

в) передаточное число передачи u=1,5;

г) продолжительность работы передачи под нагрузкой t,ч;

д) циклограмма нагружения (задание).

3.2. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых 
напряжений.

Материалы для  изготовления колес выбираются в  зависимости от мощности, требований предъявляемых к размерам и массе передачи, окружной скорости и требуемой точности изготовления колес.

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Наибольшую твердость, а следовательно, и наименьшие габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Стали рекомендуемые для зубчатых колес, вида их термообработки и механические характеристики приведены в таблице 1 /2/.

 

Зуб шестерни чаще входит в  зацепление: материал шестерни должен быть более твердым, чем материал колеса.

Примем для материала  шестерни сталь 40Х улучшение со следующими механическими характеристиками, которые выбираем из таблицы 1, методических указаний /2/:


Примем для материала  колеса сталь 45 нормализация со следующими механическими характеристиками, которые выбираем из таблицы 1, методических указаний /2/:

 

 

 

 

3.3. Определяем допускаемые контактные напряжения:

 

Расчет проводим на контактную прочность, так как данная передача – закрытая:

На усталостный изгиб-открытие:

 

,

Где предельный длительный предел выносливости материала по контактному напряжению; коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; коэффициент, который учитывает чистоту рабочей поверхности зубьев; коэффициент долговечности зубьев.

 

3.4. Определяем - предельный длительный предел выносливости материала по контактному напряжению:

 

- зависит от твёрдости, для  закаленных сталей она определяется:

 

3.5. Определяем коэффициент , который учитывает чистоту рабочей поверхности зубьев:

 

Примем  , такой коэффициент получается при шлифованных зубьях при шероховатости Ra 2,5.


3.6. Определим коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность:

 

 

3.7. Определяем коэффициент долговечности зубьев :

 

,

, примем равным 1.

, примем равным 1.

Где - показатель кривой усталости материала при НВ<350;

 , - базовые числа циклов нагружения зубьев;

где - действительные числа нагружения зубьев за весь срок службы;

- время работы.

-число циклов при моменте 

 

3.8. Определяем напряжения при изгибе:

 

где - пределы выносливости зубьев; , коэффициент запаса прочности; - коэффициенты, учитывающие шероховатость переходной поверхности зуба=1,2; - коэффициент, учитывающий влияние одностороннего приложения нагрузки.


 

 

 

3.9. Определяем допускаемое напряжение:


,

 

3.10.Выбор типа зубьев конической передачи:

 

 

По полученному  значению скорости определяем из таблицы 14 методических указаний /2/, что тип зубьев передачи – прямой, а степень точности – 8.

 

По таблице 15 методических указаний /2/ определяем осевую форму зубьев: Пропорционально понижающиеся зубья. Вершины конусов делительного и впадин совпадают, так как у нас прямозубая коническая передача.

 

3.11. Проектный расчет передачи на контактную выносливость:

 

Определяем  диаметр внешней делительной  окружности конического колеса:

 

,

Где - опытный коэффициент для прямозубых передач; -коэффициент неравномерности распределения по длине зуба; - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, которые определяем по таблице 4 методических указаний /2/, в зависимости от коэффициента ; - передаточное число; - момент на коническом колесе.

 

3.12. Геометрический расчет конической передачи:

 

Определяем  ориентировочное значение ;

По графику  из методических указаний /2/ определяем число зубьев

Число зубьев шестерни принимаем согласно зависимости:

 

, так как  .

 

Принимаем число зубьев колеса конической передачи:

 

 

Определяем  фактическое передаточное число: .

 

3.13.  Определяем основные геометрические параметры конической передачи:


1.Внешний  делительный диаметр колеса:

 

 

2. Числа  зубьев:

 

 

3. Внешний  окружной модуль:

 

, примем равным 5(по табл 5/2/)

 

4. Внешние  делительные диаметры:

 

 

5. Внешнее  конусное расстояние:

 

 

6. Ширина  зубчатого венца:

 

 

7. Углы делительных конусов:

 

 

 

 

8. Коэффициенты  смещения:

 

9. Коэффициенты  изменения расчетной толщины  зубьев:


 

10. Средние  делительные диаметры:

 

 

11. Средний  окружной модуль:

 

 

12. Внешняя  высота головки зуба:

 

 

13. Внешняя  высота ножки зуба:

 

 

14. Внешняя  высота зуба:

 

 

15. Внешняя  окружная толщина зуба:

 

 

 

 

16. Угол  конуса вершин:

 


17. Угол  конуса впадин:

 

 

18. Внешний  диаметр вершин зубьев:

 

 

19. Расстояние  от вершины до плоскости окружности  вершин зубьев:

 

 

20. Внешняя  постоянная хорда:

 

 

21. Высота до постоянной хорды:

 

 

3.14.  Определяем окружную скорость в зацеплении:

 

 

 

 


3.15.  Определяем усилия в зацеплении:

 

Окружная  сила:

 

Осевая  сила:

 

Радиальная  сила:

 

3.16.  Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

 

Напряжения  изгиба в зубьях колеса:

 

 

Напряжения  изгиба в зубьях шестерни:

 

,

Где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; - коэффициент динамической нагрузки; - коэффициенты формы зубьев (из табл 12 /2/).

 

             

 

3.17.  Проверочный расчет по контактным напряжениям:

 

 

Величина  перегрузки составляет: , но отклонение в пределах 5%.

 

3.18. Проверка прочности зубьев при перегрузках:

 

-колесо


Условие прочности для зубьев колеса выполняется.

 

-шестерня

Условие прочности для зубьев шестерни выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


4. РАСЧЕТ ВАЛОВ.

 

4.1Проверочный расчет вала II:

 

4.1.1 Выбор материала

Принимаем материал вала – сталь  45улучшение.

 

4.1.2 Проектный расчет

Вращающий момент : Т=51083 Нмм

допускаемые напряжения: [τ]=15МПа

По стандартному ряду примем d=26

 

4.1.3 Определение диаметров участков вала

Параметры: t=2,2;   r=2;   (табл.2/3/)

d1=d+2t= 26+4,4=30,4(мм) принимаем d1 =30

d2= d1+3,2r= 30+4=34(мм) принимаем  dn=35мм

dδn= dn+3,2r=35+6,4=41,4(мм)   принимаем dδn =42мм

 

4.1.4 Определение реакций в опорах и построение эпюры изгибающих моментов:

 

Исходные  данные:

a=50мм

b=60мм

d=68мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

RAY= Fr + RBY =522+1159=1681H

RAX= Ft + RBX =1493+1244=2

=

Определяем изгибающий момент в опасном сечении:


M1-1=

 

 

 

4.1.5 Выполним проверочный расчет вала в опасном сечении:

 

Момент сопротивления  изгибу:

Полярный момент сопротивления:

 

 

 

 

 

4.1.6 Напряжения изгиба и кручения в сечении 1-1


4.1.7 Коэффициенты для расчета на сопротивление усталости

, где

,- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла;

- коэффициенты, учитывающие концентрацию  напряжений(табл.4/3/)

- коэффициенты влияния абсолютных  размеров поперечного сечении(табл.6/3/);

- коэффициент влияния шероховатости  поверхности (табл.7[5])

- коэффициент влияние поверхностного  упрочнения(вал неупрочнен).

 

4.1.8 Коэффициенты запаса

 

Пределы выносливости материала:

δ-1 =250МПа(табл.3/3/);

τ-1 =150МПа(табл.3/3/)

Sδ – коэффициент запаса по нормальным напряжениям

Sτ- коэффициент запаса по касательным напряжениям

S-общий  коэффициент запаса сопротивлению усталости

 

 

 

 

 

 

 

 

4.1.9 Провека статической прочности вала при пиковых нагрузках

 

Изгибающий момент при  пиковых нагрузках

Mmax1-1= = =104625Hмм

Вращающий момент при пиковых нагрузках


Tmax = = =68962,05H

Напряжения изгиба

Напряжения кручения

Эквивалентные напряжения

 

Допускаемые напряжения

Оценка прочности

условие прочности выполняется

 

 

 

4.2: Проектный расчет вала III:

 

 

4.2.1 Выбор материала

Принимаем материал вала – сталь  45улучшение.

 

4.2.2 Проектный расчет

Вращающий момент : Т=171710 Нмм

допускаемые напряжения: [τ]=20МПа

По стандартному ряду примем d=35

 

4.2.3 Определение диаметров участков вала

 

Параметры: t=2,2;   r=2,5;   (табл.2/3/)

dn=d=35(мм)

dk= dn+3,2r= 36+8=44(мм)   принимаем dk=35мм

 

 

4.2.4 Определение реакций в опорах и построение эпюры изгибающих моментов:

 

Исходные  данные:

a=50мм               l=220

b=60мм              t1= t2=5,5мм

d=68мм

Fa1= 522H

 

 

 

 


RAX= Ft2 + Ft1-RBX =4455+1493-1083=4865H

RAY= Fr2 – Fr1 + RBY =1622-155+131=1605H

=

 

 

 

Определяем изгибающий момент в опасном сечении:

 

M1-1=

 

M2-2=

4.2.5 Выполним проверочный расчет вала в опасном сечении 1-1:

 

Момент сопротивления  изгибу:

Полярный момент сопротивления:

4.2.6 Напряжения изгиба и кручения в сечении 1-1:

4.2.7 Коэффициенты для расчета на сопротивление усталости


, где

,- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла;

- коэффициенты, учитывающие концентрацию  напряжений(табл.4/3/)

- коэффициенты влияния абсолютных  размеров поперечного сечении (табл.6/3/);

- коэффициент влияния шероховатости поверхности (табл.7/3/)


- коэффициент влияние поверхностного  упрочнения(вал неупрочнен).

 

 

 

4.2.8 Коэффициенты запаса:

 

Пределы выносливости материала:

δ-1 =320МПа (табл.3[5]);

τ-1 =200МПа (табл.3[5])


Sδ – коэффициент запаса по нормальным напряжениям

Sτ- коэффициент запаса по касательным напряжениям

S-общий  коэффициент запаса сопротивлению усталости

 

 

4.2.9 Провека статической прочности вала при пиковых нагрузках

 

Изгибающий момент при  пиковых нагрузках

Mmax1-1= = =98000Hмм

Вращающий момент при пиковых нагрузках

Tmax = =231808Hмм

Напряжения изгиба

Напряжения кручения

Эквивалентные напряжения

 

Допускаемые напряжения

Оценка прочности

условие прочности выполняется

 

 

 

 

 

 

 

 

4.3.1 Выполним проверочный расчет вала в опасном сечении 2-2:

 

Момент сопротивления  изгибу:

Полярный момент сопротивления:

 

 

 

 

4.3.2 Напряжения изгиба и кручения в сечении 2-2

 

4.3.3 Коэффициенты запаса


Пределы выносливости материала:

δ-1 =320МПа(табл.3/3/);

τ-1 =200МПа(табл.3/3/)

Sδ – коэффициент запаса по нормальным напряжениям

Sτ- коэффициент запаса по касательным напряжениям

S-общий  коэффициент запаса сопротивлению усталости

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.4Проверочный расчет вала IV:

 

4.4.1 Выбор материала

Принимаем материал вала – сталь  45улучшение.

 

4.4.2 Проектный расчет:

Вращающий момент : Т=946871 Нмм

допускаемые напряжения: [τ]=30МПа

По стандартному ряду примем d=55

 

4.4.3 Определение диаметров участков вала

 

Параметры: t=2,2;   r=2,5; f=2   (табл.2/3/)

dn= db+2f=55+6=61(мм)       принимаем dn=60мм

dk=65(мм)

dδk= dk+3f= 65+6=71(мм)

dδn= dn+3,2r= 60+9,6=69,9(мм)      принимаем dδn=68мм

 

4.4.4 Определение реакций в опорах и построение эпюры изгибающих моментов:

 

Исходные  данные:

 

a=70мм               C=220

b=150мм

d=425мм


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


 

Вычисляем изгибающие моменты в опасном  сечении:

 

 

4.4.5 Выполним проверочный расчет вала в опасном сечении 1-1:

 

Момент сопротивления  изгибу:

Полярный момент сопротивления:

 

4.4.6 Напряжения изгиба и кручения в сечении 1-1

 

Пределы выносливости материала:

δ-1 =410МПа(табл.3/3/);

τ-1 =240МПа(табл.3/3/])

 

4.4.7 Коэффициенты для расчета на сопротивление усталости


, где

,- коэффициент чувствительности  материала к ассиметрии цикла;

- коэффициенты, учитывающие концентрацию  напряжений; - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

- коэффициент влияния шероховатости  поверхности; (вал шлифован) - коэффициент влияние поверхностного упрочнения.

4.4.8 Коэффициенты запаса

Sδ – коэффициент запаса по нормальным напряжениям

Sτ- коэффициент запаса по касательным напряжениям

S-общий  коэффициент запаса сопротивлению усталости

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.4.9 Провека статической прочности вала при пиковых нагрузках в сечении 1-1

 

Изгибающий момент при  пиковых нагрузках

= =266625Hмм

Вращающий момент при пиковых нагрузках

= 1278275Hмм

Напряжения изгиба

Напряжения кручения

Эквивалентные напряжения

 

Допускаемые напряжения

Динамика машин 📙 Курсовая → 🆔 72451

Динамика машин 📙 Курсовая → 🆔 72451