Параметры рычажного механизма
Структурный анализ рычажного механизма. Его кинематический анализ методом графического дифференцирования: определение скоростей звеньев, ускорений точек. Определение реакций в кинематических парах, и уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 18.04.2015 |
| Размер файла | 42,4 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Введение
рычажный звено кинематический
Задачей данного курсового проекта является проектирование рычажного механизма.
Целью кинематического анализа механизма является установление положений всех звеньев механизма и траекторий их точек, определение угловых скоростей и ускорений звеньев, а также линейных скоростей и ускорений некоторых точек этих звеньев. Кинематическому исследованию механизма посвящен первый лист проекта. Задачи о положениях звеньев в траекториях точек решены на первом листе графически путем построения кинематической схемы механизма в двенадцати положениях (при двенадцати положениях кривошипа).
Основной задачей силового расчета механизма, выполненного на втором листе является определение сил, действующих на звенья механизма, давления в кинематических парах и уравновешивающей силы (момента) на звене, принятом за ведущее. Решение этих задач позволяет располагать данными для прочностных расчетов звеньев, элементов кинематических пар и определения мощности двигателя привода.
Основной задачей синтеза кулачкового механизма является построение профиля кулачка по заданным законам движения. Все необходимый диаграммы и профиль кулачка приведены на третьем листе курсового проекта.
Задание на проектирование
Таблица 1. Исходные данные для проекта
|
Наименование параметра |
Обозначение и величина |
|
|
Длина кривошипа О1А, м |
LO1A = 0,1 |
|
|
Длина шатуна АВ, м |
LAB = 0,4 |
|
|
Длина коромысла О2В, м |
LO2B = 0,32 |
|
|
Длина коромысла О2С, м |
LO2C = 0,45 |
|
|
Длина шатуна CD, м |
LCD =0,55 |
|
|
Масса кривошипа О1А, кг |
m1 =23 |
|
|
Масса шатуна АВ, кг |
m2 = 8 |
|
|
Масса коромысла О2С, кг |
m3 = 9 |
|
|
Масса шатуна CD, кг |
m4 =10 |
|
|
Масса ползуна D, кг |
m5 = 40 |
|
|
Моменты инерции звеньев IS1 относительно их центров тяжести, кгм2 (определяются по формуле ISi = (miLi2)/10). |
IS1 =0,023 IS2 =0,128 IS3 =0,9216 IS4 =0,2025 |
|
|
Частота вращения О1А, об/мин |
nO1A =200 |
|
|
Числа зубьев зубчатых колёс |
z1 =12; z2 = 20 |
|
|
Модуль зубчатых колёс, мм |
m =10 |
|
|
Рабочий угол поворота кулачка |
РАБ =260 |
|
|
Ход толкателя |
Smax =70 мм |
|
|
Минимальный угол передачи |
min =60 |
|
|
Центры тяжести звеньев, обозначенные буквой S, расположены на середине звеньев |
||
|
Технологическое усилие, действующее на ползун D при его движении вправо F =4100 Н. При движении ползуна D влево усилие F = 0. |
Рисунок 1 - Кинематическая схема рычажного механизма
1. Структурный анализ рычажного механизма
Механизм плоский рычажный.
Для этого механизма: т = 5; р5 = 7; р4 = 0.
Степень подвижности механизма определяется по формуле П.Л. Чебышева:
W = 3n 2р5 р4 = 3·5 2·7 - 0 = 1,
где n - число подвижных звеньев;
р5 - число пар пятого класса;
р4 - число пар четвёртого класса.
Механизм имеет одну степень подвижности. Для определённости движения всех звеньев механизма необходимо иметь одно входное звено.
Разложим механизм на группы Асура.
Рисунок 2 - Строение механизма:
а - группа Ассура 2-го класса, 2-го вида, 2-го порядка;
б - группа Ассура 2-го класса, 1-го вида, 2-го порядка;
в-механизм 1-го класса или группа начальных звеньев
2. Кинематический анализ рычажного механизма
2.1 Определение скоростей звеньев механизма
Кинематическая схема механизма в 12 положениях строится в масштабе
kS = LO1A / O1A =0,1/40=0,0025.
Для примера рассмотрим 2-е положение механизма.
Угловая скорость начального звена ОА
щ1 = nO1A / 30 = 3,14200/30 =21 рад/с
Скорость точки А
VA = щ1·LO1A = 210,1 =2,1 м/с
Масштаб плана скоростей
kV = VA / (рV а) = 2,1/110 =0,02 м/(смм)
где рV а - длина отрезка в мм на плане скоростей, соответствующего скорости т.А.
Вектор скорости VA ОА и направлен в сторону вращения кривошипа (здесь и далее в пояснительной записке вектора выделены курсивом и жирным шрифтом).
Рассматривая движение точки В (переносное и относительное) получим векторные уравнения для построения скорости точки
VB = VA + VBA,
VA3 = VO2 + VВO2
где VBA BA; VO2 = 0; VВO2 BO2.
Величина (модуль) скорости точки В
VB = (рV b) kV = 800,02 =1,6 м/с
Скорость точки С коромысла определяем с помощью теоремы подобия
VСO2 / VBO2 = VС / VB = (рV c) kV / (рV b) kV = LCO2 / LBO2
отсюда VС = (рV c) kV =750,02 =1,5 м/с
Векторное уравнение для нахождения скорости точки D имеет следующий вид:
VD = VC + VDC,
VD = VDx + VDDx
где VDx = 0 - абсолютная скорость точки, принадлежащей неподвижной направляющей ползуна D;
VDC DВ;
VDDx - параллельна направляющей ползуна.
Скорость точки D
VD= (рV d) kV =1300,02=2,6 м/с.
Определение скоростей центров тяжести звеньев производится с помощью теоремы подобия:
VS1= (рV s1) kV =550,02 =1,1 м/с,
VS2= (рV s2) kV =400,02 =0,8 м/с,
VS3= (рV s3) kV = 650,02 =1,3 м/с
VS4= (рV s4) kV =17,50,02 =0,35 м/с
Определение угловых скоростей звеньев:
щ1 =21 с-1
щ2 = VAB / LAB = (ab) kV / LAB = 1100,02/0,4 =5,5 с-1
щ3 = VB / LBO2 = (рV b) kV / LBO2 = 800,02/0,32 =5 с-1
щ4 = VDC / LDC = (cd) kV / LDC = 350,02/0,55 =1,27 с-1
Направление угловой скорости щ2 определяем по относительной линейной скорости. Если в положении 2 к точке В приложить вектор VBA, то щ2 будет направлена по часовой стрелке. Направление угловых скоростей остальных звеньев отыскиваем аналогично: щ3 и щ4 направлены против хода часовой стрелки.
2.2 Определение ускорений точек звеньев механизма
Ускорение точки А
аА = аАOn = щ12·LOA =2120,02 =44,1 м/с2.
Вектор аА1 направлен от точки А к точки О.
Масштаб плана ускорений
kа = аA / (рaа) = 44,1/90 =0,5 м/с2 ,
где рАа - длина отрезка в мм на плане, соответствующего ускорению точки А.
Рассматривая движение точки В (переносное и относительное) получим векторные уравнения для построения ускорения точки
аB = аA + аBAn + аBAt;
аB = аO2 + аBO2n + аBO2t.
Первое уравнение:
аBAn AB; аBAt BA.
аBAn = щ22LAB =5,520,4 =12,1 м/с2.
Второе уравнение:
аO2 = 0;
аBO2n BO2; аBO2t BO2.
аBO2n = щ32LBO2 =520,32 =8 м/с2.
Величина (модуль) ускорения точки В
aB = (рa b) ka =780,5 =39 м/с2
Ускорение точки С коромысла определяем с помощью теоремы подобия
aСO2 / aBO2 = (рa c) ka / (рa b) ka = LCO2 / LBO2
отсюда aС = (рa c) ka =1050,5 =52,5 м/с2.
Векторное уравнение для нахождения ускорения точки D имеет следующий вид:
aD = aC + aDCn + aDCt;
aD = aDx + aDDxk + aDDxr,
где aDCn DC; aDCt DC;
aDCn = щ42LCD =1,2720,55 =0,89 м/с2.
aDx = 0; aDDxk = 0; aDDxr xx.
Абсолютное ускорение точки D
aD= (рa d) ka =1060,5 =53 м/с2.
Определение ускорений центров тяжести звеньев производится с помощью теоремы подобия:
aS1= (рa s1) ka =450,5 =22,5 м/с2
aS2= (рa s2) ka = 650,5 =32,5 м/с2
aS3= (рa s3) ka =520,5 =26 м/с2,
aS4= (рa s4) ka =1050,5 =52,5 м/с2
aS5= aD =(рa d) ka =1060,5 =53 м/с2
Определение угловых ускорений звеньев:
Угловое ускорении звена 1 1 = 0 (т.к. щ1 = const),
2 = аBAt / LAB = (nBA b) ka / LAB =800,5/0,4 =100с-2
3 = аBO2t / LBO2 = (nBO2 b) ka / LBO2 =500,5/0,32 =78,125с-2
4 = аDCt / LDC = (nDC d) ka / LDC =40,5/0,55 =3,636 с-2
5 = 0, т.к. звено 5 совершает только поступательное движение.
Направление углового ускорения 2 определяем по направлению вектора аBAt, перенесённого в точку В. Угловое ускорение 2 направлено против вращения часовой стрелки. Направление угловых ускорений остальных звеньев отыскиваем аналогично: 3 направлено против вращения часовой стрелки, 4 направлено по ходу часовой стрелки.
2.3 Кинематический анализ механизма методом графического дифференцирования
Диаграмму «Путь-время» строим по перемещениям точки D, полученным при построении кинематической схемы механизма в двенадцати положениях. Масштаб по оси ординат kS =0,005 м / мм, тот же, что на схеме механизма.
Масштаб по оси абсцисс
kt = 60 /(LnOA) =60/145200 =0,0021с/мм,
где L - длина оси абсцисс.
Диаграмму «Скорость-время» строим путем графического дифференцирования диаграммы «Путь-время».
Масштаб диаграммы
kV = kS /(H1 kt) =0,005/0,002125 =0,0952 м/смм,
где Н1 - полюсное расстояние при дифференцировании.
Диаграмму «Ускорение-время» строим путем графического дифференцирования диаграммы «Скорость-время».
Масштаб диаграммы
kа = kV /(H2kt) =0,0952/0,002125 =1,813 м/с2мм,
где Н2 - полюсное расстояние при дифференцировании.
Для второго положения механизма по кинематическим диаграммам
VD = V2ГРАФ kV = 31,50,0952 = 2,998 м/с
где V2ГРАФ - ордината графикаV = V(t) в точке 2.
aD = a2ГРАФ ka = 29,52,998 = 88,205 м/с2
где a2ГРАФ - ордината графика «a-t» в точке 2.
Скорости и ускорения точек звеньев механизма представлены в таблице 2.
Таблица 2. Скорости и ускорения точек механизма в положении 2, м/с
Пара-метры |
Точки |
|||||||||
|
A |
B |
C |
D |
S1 |
S2 |
S3 |
S4 |
S5 |
||
|
V, м/с |
2,1 |
0,8 |
1,34 |
2,46 |
1,04 |
1,2 |
0,66 |
1,3 |
2,998 |
|
|
a, м/с2 |
44,1 |
26,5 |
41,4 |
43,5 |
22 |
30 |
22,5 |
44 |
43,5 |
По кинематическим диаграммам VD =2,998 м/с. Погрешность определения скорости точки D различными методами. aD = 88,205 м/с2(погрешность 0,02%)
Таблица 3. Угловые скорости и ускорения звеньев механизма в положении 2, с
Пара-метры |
Звенья |
||||
|
OA |
AB |
BO2 |
CD |
||
|
щ, с1 |
21 |
3,5 |
4,75 |
0,95 |
|
|
, с2 |
0 |
100 |
78,125 |
6,36 |
3. Кинетостатический анализ рычажного механизма
3.1 Определение сил
Силы тяжести звеньев определяем по формуле
G = mg, Н
где g = 9,8 м / с2 - ускорение силы тяжести.
G1 = 23·9,8 =225 Н
G2 = 8·9,8 = 78,4 Н
G3 = 9·9,8 = 88,2 Н
G4 = 10·9,8 = 98 Н ,
G5 = 40·9,8 = 392 Н
Сила сопротивления перемещению ползуна, направленная в противоположную сторону скорости VD
F = 4100 Н
Силы инерции
ФИ1 = m1aS1 = 23·22 =517,5 Н
ФИ2 = m2aS21 =8·32,5 =260 Н
ФИ3 = m3aS3 =9·26 =234 Н
ФИ4 = m4aS4 =10·52,5 =525 Н
ФИ5 = m5aS5 =40·53 =2120 Н
Моменты сил инерции звеньев.
МИ1 = JS1 1 =0,023·0 =0 Н·м ,
МИ2 = JS2 2 =0,128·100 =12,8 Н·м
МИ3 = JS3 3 =0,9216·78,125 =72 Н·м,
МИ4 = JS4 4 =0,2025·3,636 =0,73629 Н·м
3.2 Определение реакций в кинематических парах
Группа CD-D
Составим уравнение равновесия звена CD группы CD-D относительно точки D.
Для положения механизма 2:
MD = R34tCD G4h1 ФИ4h2 MИ4=0
R34t = (G4h1ks + ФИ4h2ks + MИ4)/ CD
R34t = (98900,005 + 52530,005 + 0,73629)/ 0,55 = 62 Н
Векторное уравнение равновесия группы
R34n + R34t + G4 + ФИ4 + G5 + ФИ5 + F + R05 = 0.
Реакция R05 перпендикулярна оси ползуна. Путём построением плана сил определим реакции R34n, R34, R05.
Векторное уравнение равновесия звена D
R45 + G5 + ФИ5 + F + R05 = 0.
Путём построением плана сил определим реакцию R45.
Группа АВ-СО2
Составим уравнение равновесия звена 3 группы АВ-СО2 относительно точки В.
Для положения механизма 2:
MВ (звено 3) = R03tBO2 + R43h5 ФИ3 h4 + G3h2 + MИ3 =0
R03t = (R43h5 ks ФИ3 h4 ks + G3h2 ks + MИ3)/ BO2
R03t = (650080 0,005 234 25 0,005 + 88,290 0,005 + 72)/0,32=4820 Н
MВ (звено 2) = R12tАB G2h1 + ФИ2 h3 + MИ2 =0
R12t = (G2h1 ks ФИ2 h3 ks MИ2)/ АB
R12t = (26078 0,005 78,4 55 0,005 +12,8)/0,4=181,4Н
Векторное уравнение равновесия всей группы АВ-СО2
R03n + R03t + R43 + ФИ3 + G3 + ФИ2 + G2 + R12n + R12t = 0.
Путём построением плана сил определим реакции R03 и R12.
Векторное уравнение равновесия звена 2
G2 + ФИ2 + R32 + R12 = 0.
Путём построением плана сил определим реакцию R12.
Начальная группа звеньев
Уравновешивающая сила приложена в точке контакта зубчатых колес привода направлена вдоль линии зацепления и имеет плечо hур = rb (радиус основной окружности).
Уравновешивающую силу определим из уравнения
G1h1 R21 h2 + FУР h3 = 0
FУР = G1h1 + R21h2 / h3 = = 22535 + 1105024 / 29=9559,89 Н
Векторное уравнение равновесия звена О1А
G1 + ФИ1 + R21 +FУР + R01 = 0.
Путём построением плана сил определим реакцию R01.
3.3 Определение уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского
Используя теорему о жестком рычаге Н.Е. Жуковского применительно к рассматриваемому механизму, мы имеем возможность проверить правильность проведенного кинетостатического расчета. С помощью этой теоремы определяется величина уравновешивающей силы.
В соответствующие точки повернутого на 900 плана скоростей переносят все силы, действующие на звенья механизма, в том числе и уравновешивающую силу. При наличии моментов, действующих на звенья механизма, эти моменты изображаются в виде пары. Взяв сумму моментов всех перенесенных сил относительно полюса и приравняв ее нулю, определяют из полученного уравнения величину Fур, считая её неизвестной (искомой). В том случае, если величина Fур, найденная по методу Жуковского, совпадает или отличается на 5% от величины, найденной в ходе рассмотренного расчета, полагают, что силовой расчет проведен правильно.
При расчёте моменты сил инерции МИ2, МИ3 и МИ4 не учитываем, ввиду их незначительности.
Скорость т
очки К в зубчатом зацеплении
VK = щ1mz2/(21000) = 201021/(21000) = 2,1 м/с
G1h1 + G2h2 G3h3 G4h4 + ФИ2h5 + ФИ3h6 + ФИ4h7 + ФИ5pVd + F pVd Fур pVk = 0
Fур = (G1h1 + G2h2 G3h3 G4h4 + ФИ2h5 + ФИ3h6 + ФИ4h7 + ФИ5pVd + F pVd)/ pVk
Fур =(22527 + 78,418 88,213 9813 + 26055 + 202,565 + 52513 + 2120130 + 4100 130)/ 89=9291,53 Н Таблица 4
Реакции в кинематических парах рычажного механизма, Н
|
R01 |
R12 |
R23 |
R03 |
R34 |
R54 |
R05 |
FУР |
|
|
14110 |
11060 |
10832,5 |
4690 |
11382 |
10640 |
1025,5 |
9559,89 |
По методу Н.Е. Жуковского FУР =9291,53 Н, погрешность от определения величины уравновешивающей силы различными методами составляет 1,83%
4. Синтез кулачкового механизма
Синтез кулачкового механизма заключается в определении основных размеров кулачкового механизма и построении профиля кулачка, обеспечивающего заданный закон движения толкателя. Основные геометрические параметры кулачкового механизма определяют по заданному закону движения и условию обеспечения допустимого угла давления для механизмов с роликовыми толкателями.
Если задан закон движения толкателя в виде диаграммы изменения аналогов ускорения, то одно- и двухкратным интегрированием её, получаем диаграммы аналогов скорости и перемещения.
Для построения профиля кулачка воспользуемся методом обращённого движения, при котором всем звеньям кулачкового механизма условно сообщается вращение с угловой скоростью, равной скорости кулачка, но в противоположном направлении. В результате кулачок становится неподвижным, а толкатель получает дополнительное вращение относительно кулачка.
По заданному закону движения d2S/d2= d2S/d2() строим диаграмму d2S/d2. На оси абсцисс откладываем рабочий угол поворота кулачка р в масштабе:
k=(/180p)/L, рад/мм,
где p - рабочий угол поворота кулачка, p = 260.
L - отрезок на оси абсцисс в мм, соответствующей рабочему углу, L = 180 мм.
k=(3,14/180260)/180 = 0,025 рад/мм
Интегрируя графически диаграмму d2S/d2= d2S/d2(), получаем график аналога скорости dS/d = dS/d(), получим диаграмму перемещений толкателя S=S().
Масштаб оси ординат диаграммы перемещений определим по формуле:
kS = h/(yh)= Smax/hmax=80/54=1,48 м/мм
где h - ход толкателя, м;
yh - отрезок на оси ординат, изображающей величину h, мм.
Масштаб оси ординат диаграммы аналога скорости толкателя определим по формуле:
kdS/d = kS/(kH2), м /мм,
где Н2 полюсное расстояние при интегрировании графика скорости, мм.
kdS/d = 1,48/(0,02550) = 0,1185 м /мм
Угловую скорость кулачка принимаем постоянной (щ k=const). При этом условии = щt и оси абсцисс являются также осями времени, а диаграммы dS/d= dS/d() и d2S/d2= d2S/d2() являются диаграммами скорости и ускорений толкателя.
Масштаб времени:
kt=k/ щ К, с/мм,
где щ К = щ1 = 21 рад/с.
kt= 0,025/ 21= 0,0012 с/мм
Масштаб скорости:
kV = kdS/d щ К = 0,1185 21 = 2,4885 мс/мм.
Масштаб оси ординат диаграммы ускорения толкателя:
KW = kd2S/d2 щ К 2, мс2/мм
где kd2S/d2 = kdS/d / (kH1) - масштаб оси ординат диаграммы аналога ускорения, м/мм;
H1 - полюсное расстояние при интегрировании графика ускорения.
kd2S/d2 = 0,1185 /(0,02550) = 0,0948 м/мм
kW = 0,0948 21 2 = 41,8068 мс2/мм
Заключение
1. Выполнен структурный анализ механизма. Выявлены основные особенности и разновидности групп Асура состав и последовательность присоединений структурных групп. Рассмотренный механизм, являющийся механизмом второго класса, структурно работоспособен.
2. Найдены положения звеньев механизма и траектории отдельных точек. Решены задачи определения линейных скоростей и ускорений точек, а так же угловых скоростей и ускорений звеньев.
3. Получены реакции в кинематических парах. Найдена величина уравновешивающего момента. Максимальная сила инерции в рассмотренном положении механизма меньше технологического усилия. Максимальная сила веса звена меньше технологического усилия. Следовательно, основная часть усилий на звенья и реакций в кинематических парах обусловлена технологическим усилием.
4. Спроектированы кулачковые механизмы, обеспечивающие заданные законы движения толкателя при выполнении обязательных и желательных условиях синтеза.
Список литературы
1. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / под ред. А.С. Кореняко. Киев.: Вища школа, 1970. 332 с.
2. Теория механизмов и механика машин / под ред. К.В. Фролова. М.: Высш. шк., 1998. 496 с.
3. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. С.А. Попов, Т.А. Тимофеев. М.: Высш. шк., 1998. 351 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Структурный и кинематический анализ механизма инерционного конвейера. Определение скоростей, ускорений всех точек и звеньев механизма методом планов. Синтез рычажного механизма. Расчет реакций в кинематических парах и сил, действующих на звенья механизма.
курсовая работа [314,9 K], добавлен 04.04.2014Структурный и кинематический анализ рычажного механизма вытяжного пресса. Определение класса и разложение его на группы Асура. Построение планов положения механизмов, скоростей и ускорений. Определение уравновешивающей силы методом рычага Жуковского.
курсовая работа [164,7 K], добавлен 17.05.2015Определение положений, скоростей и ускорений звеньев рычажного механизма и их различных точек. Исследование движения звеньев методом диаграмм, методом планов или координат. Расчет усилий, действующих на звенья методом планов сил и рычага Жуковского.
курсовая работа [2,8 M], добавлен 28.09.2011Структурный анализ рычажного механизма. Кинематическое исследование рычажного механизма графо-аналитическим методом. Определение скоростей и ускорений шарнирных точек, центров тяжести звеньев и угловых скоростей звеньев. Силовой расчёт устройства.
курсовая работа [800,0 K], добавлен 08.06.2011Структурный анализ рычажного механизма. Определение приведённого момента инерции звеньев. Определение реакций в кинематических парах и уравновешивающей силы методом планов и методом Жуковского. Подбор числа зубьев, числа сателлитов планетарного редуктора.
курсовая работа [428,3 K], добавлен 11.09.2010Синтез рычажного механизма двигателя. Структурный анализ механизма, построение планов их положений, скоростей и ускорений, а также кинематических диаграмм. Расчет сил, действующих на звенья. Порядок определения уравновешивающей силы методом Жуковского.
курсовая работа [512,3 K], добавлен 20.09.2013Определение линейных скоростей и ускорений точек рычажного механизма, а также угловых скоростей и ускорений звеньев, реакции в кинематических парах и уравновешивающую силу кривошипно-кулисного механизма. Построение графика перемещений толкателя.
курсовая работа [244,2 K], добавлен 15.02.2016Структурный анализ рычажного механизма. Метрический синтез механизма штампа. Построение планов аналогов скоростей. Расчет сил инерции звеньев. Определение уравновешивающей силы методом Жуковского. Построение профиля кулачка. Схема планетарного редуктора.
курсовая работа [2,5 M], добавлен 17.05.2015Структурный и кинематический анализ рычажного механизма валковой жатки. Определение и построение плана скоростей и ускорений всех точек и звеньев. Определение сил, действующих на звенья механизма; реакции в кинематических парах; проект зубчатой передачи.
курсовая работа [454,4 K], добавлен 17.08.2013Структурный и кинематический анализ механизма кузнечно-штамповочного автомата методом планов и диаграмм. Определение сил и реакций, действующих на звенья в кинематических парах. Определение уравновешивающей силы методом "жесткого рычага" Н. Жуковского.
курсовая работа [538,9 K], добавлен 01.11.2013
