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汽车设计课程设计-轿车后轮制动器设计.doc

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目 录第1章 概述 11.1 鼓式制动器的简介 11.2 鼓式制动器的组成固件 11.3 鼓式制动器的工作原理 11.4 鼓式制动器的产品特性 21.5 设计基本要求和整车性能参数 2第2章 鼓式制动器的设计计算 22.1 车辆前后轮制动力的分析 22.2 前、后轮制动力分配系数  的确定 52.3 制动器最大制动力矩 6第3章 制动器结构设计与计算 63.1 制动鼓壁厚的确定 63.2 制动鼓式厚度N 63.3 动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b .73.4 P的作用线至制动器中心的距离 73.5 制动蹄支销中心的坐标位置是k与c 83.6摩擦片摩擦系数 f.8第4章 制动器主要零部件的结构设计 84.1 制动鼓 84.2 制动蹄 84.3 制 动 底 板 94.4 制 动 蹄 的 支 承 .94.5 制 动 轮 缸 94.6 制动器间隙 9第5章 校核 .105.1 制动器的热量和温升的核算 .105.2 制动器的摩擦衬片校核 .115.3驻车制动计算 111第 1 章 概述1.1 鼓式制动器的简介鼓式制动器也叫块式制动器,是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。鼓式制动是早期设计的制动系统,其刹车鼓的设计 1902年就已经使用在马车上了,直到 1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。现在鼓式制动器的主流是内张式,它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧,在刹车的时候制动块向外张开,摩擦制动轮的内侧,达到刹车的目的。近三十年中,鼓式制动器在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低,仍然在一些经济类轿车中使用,主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。1.2 鼓式制动器的组成固件鼓式制动器的旋转元件是制动鼓,固定元件是制动蹄。制动时制动蹄鼓式制动器在促动装置作用下向外旋转,外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上,对鼓产生制动摩擦力矩。 凡对蹄端加力使蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置,制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔。以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器;以凸轮作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器;用楔作为促动装置的制动器称为楔式制动器。鼓式制动器比较复杂的地方在于,许多鼓式制动器都是自作用的。 当制动蹄与鼓发生接触时,会出现某种楔入动作,其效果是借助更大的制动力将制动蹄压入鼓中。楔入动作提供的额外制动力,可让鼓式制动器使用比盘式制动器所用的更小的活塞。但是,由于存在楔入动作,在松开制动器时,必须使制动蹄脱离鼓。这就是需要一些弹簧的原因。弹簧有助于将制动蹄固定到位,并在调节臂驱动之后使它返回。1.3 鼓式制动器的工作原理在轿车制动鼓上,一般只有一个轮缸,在制动时轮缸受到来自总泵液力后,轮缸两端活塞会同时顶向左右制动蹄的蹄端,作用力相等。但由于车轮是旋转的,制动鼓作用于制动蹄的压力左右不对称,造成自行增力或自行减力的作用。因此,业内将自行增力的一侧制动蹄称为领蹄,自行减力的一侧制动蹄称为从蹄,领蹄的摩擦力矩是从蹄的2~2.5 倍,两制动蹄摩擦衬片的磨损程度也就不一样。为了保持良好的制动效率,制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。随着摩擦衬片磨损,制动蹄与制动鼓之间的间隙增大,需要有一个调整间隙的机构。过去的鼓式制动器间隙需要人工调整,用塞尺调整间隙。现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式,摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。当间隙增大时,制动蹄推出量超过一定范围时,调整间隙机构会将调整杆(棘爪)拉到与调整齿下一个齿接合的位置,从而增加连2杆的长度,使制动蹄位置位移,恢复正常间隙。轿车鼓式制动器一般用于后轮(前轮用盘式制动器) 。鼓式制动器除了成本比较低之外,还有一个好处,就是便于与驻车(停车)制动组合在一起,凡是后轮为鼓式制动器的轿车,其驻车制动器也组合在后轮制动器上。这是一个机械系统,它完全与车上制动液压系统是分离的:利用手操纵杆或驻车踏板(美式车)拉紧钢拉索,操纵鼓式制动器的杠件扩展制动蹄,起到停车制动作用,使得汽车不会溜动;松开钢拉索,回位弹簧使制动蹄恢复原位,制动力消失。1.4 鼓式制动器的产品特性优点鼓式制动器造价便宜,而且符合传统设计。 四轮轿车在制动过程中,由于惯性的作用,前轮的负荷通常占汽车全部负荷的 70%-80%,前轮制动力要比后轮大,后轮起辅助制动作用,因此轿车生产厂家为了节省成本,就采用前盘后鼓的制动方式。不过对于重型车来说,由于车速一般不是很高,刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高,因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。缺点鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多,鼓式制动器的制动力稳定性差,在不同路面上制动力变化很大,不易于掌控。而由于散热性能差,在制动过程中会聚集大量的热量。制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形,容易产生制动衰退和振抖现象,引起制动效率下降。另外,鼓式制动器在使用一段时间后,要定期调校刹车蹄的空隙,甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。1.5 设计基本要求和整车性能参数整车性能参数驱动形式 4X2 前轮轴距 2471mm轮距前/后 1429X1442mm整备质量 1060kg空载时前后轴分配负载 60%最高车速 180km/h最大爬坡度 35%制动距离(初速度 30km/h) 5.6m最小转向直径 11m最大功率/转速 74/5800kW/rpm最大转矩/转速 150/4000N·m/rpm3轮胎型号 185/60R14T手动 5档具体设计任务1) 查阅汽车制动的相关资料,更具后轮的制动要求,确定后轮鼓式制动器的结构。2) 在 的路面上制动时,计算地面制动力,制动器制动力,制动力矩𝜑=0.7等3) 设计制动操纵机构(包括驻车制动操纵机构) ,对制动主缸,制动轮缸进行选型,绘制液压管路图等。4) 绘制所有零件图和装配图4第 2 章 鼓式制动器的设计计算2.1 车辆前后轮制动力的分析汽车制动时,如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩,则任一角速度 0 的车轮,其力矩平衡方程为: 0eBfrFT式中: —制动器对车轮作用的制动力矩,即制动器的摩擦力矩,其方向与车轮fT旋转方向相反,N•m;—地面作用于车轮上的制动力,即地面与轮胎之间的摩擦力,又称为地面制动BF力,其方向与汽车行驶方向相反,N;—车轮有效半径,m。er令 efrTF并称之为制动器制动力,它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力,因此又称为制动周缘力。 与地面制动力 的方向相反,当车轮角速度 0时,大小亦相等,且fFB 仅由制动器结构参数所决定。即 取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系fFf数及车轮有效半径等,并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大 , 和 均随之增大。但地面制动力 受着附着条件的限制,其值不可能大于fTfB BF附着力 ,即 ≤ Z或 Bmax式中 ——轮胎与地面间的附着系数; Z——地面对车轮的法向反力。当制动器制动力 和地面制动力 达fFBF到附着力 值时,车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩 即表现为静摩擦fT力矩,而 即成为与 相平衡以阻effr/B止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到 =0 以后,地面制动力 达到附着力F值后就不再增大,而制动器制动力 由Ff于踏板力 的增大使摩擦力矩 增大而继PfT续上升(如图所示) 。根据轴距可以判断出 =1236mm =1235mm1L2制动力与踏板力的关系5根据汽车制动时的整车受力分析,考虑到制动时的轴荷转移,可求得地面对前、后轴车轮的法向反力 Z1,Z2 为:= (1235+ )=5427.83N)(21dtughLGZ24718.9*065609.8dtu= (1236- )=4960.10N128.950式中 G——汽车所受重力;L——汽车轴距;——汽车质心离前轴距离;1——汽车质心离后轴距离;2——汽车质心高度;ghg——重力加速度;——汽车制动减速度。dtu汽车总的地面制动力为 GqdtugFBB21式中 q( )——制动强度,亦称比减速度或比制动力;gdtu, ——前后轴车轮的地面制动力。1BF2由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为  )()(221 ggBqhLGhFL )()(112 ggB上式表明:汽车在附着系数 为任意确定值的路面上制动时,各轴附着力即极限制动力并非为常数,而是制动强度 q或总制动力 的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足BF够时,根据汽车前、后轴的轴荷分配,前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等,制动过程可能出现的情况有三种,即(1)前轮先抱死拖滑,然后后轮再抱死拖滑;(2)后轮先抱死拖滑,然后前轮再抱死拖滑;(3)前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中,显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。汽车受力图6= (1)BFGFBf2121)/()(//2121 ggff hL(2)式中 ——前轴车轮的制动器制动力,1f;11ZFBf——后轴车轮的制动器制动力,2;2f——前轴车轮的地面制动力;1B——后轴车轮的地面制动力;2F, ——地面对前、后轴车轮的法1Z向反力;G ——汽车重力;, ——汽车质心离前、后轴距离;1L2——汽车质心高度。gh因所设计的轿车为轻型轿车后轮鼓式制动器,而现代轿车的行使状况较好,特别是高级公路的高速要求,同步附着系数可选取 =0.7,则:= = =7271.6NBFGFBff 2121 7.0168.9由式(1)、式(2)不难求得在任何附着系数 的路面上,前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件。由式(2)得: / =1B2 041)/()(1gghLhL由式(1) (2)得 / = 2.904 (3)F2B则 =4767.6N, =2504N1BF2B2.2 前、后轮制动力分配系数 的确定根据公式: =(L + hg)/L20得: =(1235+0.7 550)/2471=0.656式中 :同步附着系数0L :汽车重心至后轴中心线的距离2L:轴距hg:汽车质心高度2.3 制动器最大制动力矩制动器所能产生的制动力矩,受车轮的计算力矩所制约,即=1466.1N*meffrFT11121 2I 线(空载)线0 Fb1/KN某轿车的 I 曲线和 线FB2/KN=0.7BⅡ线(满载)7=770.0N*meffrFT22式中 ——前轴制动器的制动力, ;1fF1Zf——后轴制动器的制动力, ;2f 2f一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。则后轮制动器应有的最大力矩为 385 N*m第 3 章 制动器结构设计与计算3.1 制动鼓壁厚的确定当输入力 P一定时,制动鼓的直径愈大,则制动力矩亦愈大,散热性能亦愈好。但直径 D的尺寸受到轮辋内径的限制,而且 D的增大也使制动鼓的质量增大,使汽车的非悬挂质量增大,而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙,此间隙一般不应小于 20~30mm,以利于散热通风,也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径 D的尺寸。另外,制动鼓直径 D与轮辋直径 之比的一般范围为:r轿车 D/ =0.64~0.74r货车 D/ =0.70~0.83轿车轮辋为 14in,得到 =14×25.4=355.6mm( 1 in=25.4mm)rD表 3-1轮辋直径/in 12 13 14 15 16轿车 180 200 240 260 ----制动鼓内径/mm货车 220 240 260 300 320参考上表并结合实际情况,取 D/ =0.65。得到制动鼓内径 D=230mm,所以制动鼓半r径为 115mm。3.2 制动鼓式厚度 n制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量,但试验表明,壁厚从 11mm增至 20mm,摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚:轿车为 7~12mm,中、重型货车为 13~18mm。由于本设计的对象是轿车,所以选取制动鼓的厚度为 n=10mm。3.3 制动蹄摩擦衬片的包角 β 和宽度 b摩擦衬片的包角 可在 =90°~120°范围内选取,试验表明,摩擦衬片包角=90°~100° 时,磨损最小,制动鼓温度也最低,且制动效能最高。再减小 虽有利 于散热,但由于单位压力过高将加速磨损。 一般也不宜大于 120°,因过大不仅不利于8散热,而且易使制动作用不平顺,甚至可能发生自锁。本次设计摩擦衬片的包角 取 110°。摩擦衬片宽度 b较大可以降低单位压力、减少磨损,但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过 2.5MPa的条件来选择衬片宽度 b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择 b值。另外,根据国外统计资料可知,单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大,而单个摩擦衬片的摩擦面积 A又决定于制动鼓半径 R、衬片宽度 b及包角 ,即Rb式中 是以弧度(rad)为单位,当 A,R, 确定后,由上式也可初选衬片宽 b的尺寸。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大,则制动时产生的单位面积正压力愈小,从而磨损亦愈小。摩擦衬片的摩擦面积 A取 200cm ,衬片宽 b为 45mm。见表23.4 摩擦衬片起始角 0摩擦衬片起始角 如图所示。一般是将衬片布置在制动蹄外缘的中央,并令0。有时为了适应单位压力的分布情况,将衬片相对于最大压力点对称布)2/(90置,以改善制动效能和磨损的均匀性。则 =3503.5 开力 P 的作用线至制动器中心的距离 在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下,应使距离 尽可能地大,以提高其制动效能。初步设计时可暂定 左右。R.汽车类别汽车总质量m/t单个制动器的衬片摩擦面积 cm/A2轿车 0.9~1.51.5~2.5100~200200~300鼓式制动器主要几何参数9则=92mm3.6 制动蹄支销中心的坐标位置是 k 与 c如图所示,制动蹄支销中心的坐标尺寸 k是应尽可能地小,以使尺寸 c尽可能地大,初步设计可暂定 c=0.8R左右。则 c=92mm3.7 摩擦片摩擦系数 f选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些,更要求其热稳定性要好,受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数,应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求,后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 0.3~0.5,少数可达 0.7。一般说来,摩擦系数愈高的材料,其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于 250℃时,保持摩擦系数 =0.35~0.40 已f无大问题。因此,在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩,取 =0.3可使计算结果接近实际。因此取 =0.3。f10第 4 章 制动器主要零部件的结构设计 4.1 制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量,制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料向匹配,以保证具有高的摩擦系数并使工作表面摩擦均匀。中型,重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓;轻型货车和一些轿车则采用钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合制动鼓;带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用;铸铁内鼓筒与铝合金也是铸到一起的,这中内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面,其耐磨性和散热性都很好,而且减少了质量。本设计采用的制动鼓材料:铸铁内鼓筒与铝合金铸到一起4.2 制动蹄轿 车 和 微 型 , 轻 型 载 货 汽 车 的 制 动 蹄 管 饭 采 用 T 形 型 钢 碾 压 或 钢 板 冲 压 --焊 接 制 成 ; 大 吨 位 载 货 汽 车 的 制 动 蹄 则 多 采 用 铸 铁 、 铸 钢 或 铸 铝 合 金 制 成 。 制 动蹄 的 结 构 尺 寸 和 断 面 形 状 应 保 证 其 刚 度 好 , 单 小 型 车 用 钢 板 制 的 制 动 蹄 腹 板 上 有时 开 有 一 、 两 条 径 向 槽 , 使 蹄 的 弯 曲 刚 度 小 些 , 以 便 使 制 动 蹄 摩 擦 衬 片 与 制 动 鼓之 间 的 接 触 压 力 均 匀 , 因 而 使 衬 片 的 磨 损 较 为 均 匀 , 并 可 减 少 制 动 时 的 尖 叫 声 。制 动 蹄 腹 板 和 翼 缘 的 厚 度 , 轿 车 的 约 为 3mm~5mm; 货 车 的 约 为 5mm~8mm。摩 擦 片 的 厚 度 , 轿 车 的 多 为 4.5mm~5mm。本 设 计 制 动 蹄 选 用 : T 形 45 号 钢制 动 蹄 腹 板 厚 度 : 5mm制 动 蹄 翼 缘 厚 度 : 5mm摩 擦 衬 片 厚 度 : 5mm4.3 制 动 底 板制 动 底 板 是 除 制 动 鼓 外 制 动 器 各 零 件 的 安 装 基 体 , 应 保 证 各 安 装 零 件 相 互间 的 正 确 位 置 。 制 动 底 板 承 受 着 制 动 器 工 作 时 的 制 动 反 力 矩 , 因 此 它 应 该 有 足 够的 刚 度 。 刚 度 不 足 会 使 制 动 力 矩 减 小 , 踏 板 行 程 增 大 , 衬 片 磨 损 也 不 均 匀 。本 设 计 底 板 的 材 料 : 45 号 钢4.4 制 动 蹄 的 支 承为 了 使 具 有 支 承 销 的 一 个 自 由 度 的 制 动 蹄 的 工 作 表 面 与 制 动 鼓 的 工 作 表 面 同11轴 心 , 应 使 支 承 位 置 可 调 。本 设 计 采 用 支 承 销 由 45 号 钢 制 造 并 高 频 淬 火 。其 支 座 为 可 锻 铸 铁 ( KTH370—12) 或 球 墨 铸 铁 ( QT400—18) 件 。4.5 制 动 轮 缸制 动 轮 缸 的 刚 起 由 灰 铸 铁 HT250 制 成 。 其 缸 筒 为 通 孔 , 需 镗 磨 。 活 塞 由 铝合 金 制 造 。 活 塞 外 端 压 有 钢 制 的 开 槽 顶 块 , 以 支 承 插 入 槽 中 的 制 动 蹄 腹 板 端 部 或端 部 接 头 。 轮 缸 的 工 作 腔 由 装 在 活 塞 上 的 橡 胶 密 封 圈 或 靠 在 活 塞 内 的 橡 胶 皮 碗 密封 。4.6 制动器间隙制动鼓(制动盘)与摩擦衬片(摩擦衬块)之间在未制动的状态下应有工作作间隙,以保证制动鼓(制动盘)能自由转动。一般,鼓式制动器的设定间隙为 0.2~0.5mm;盘式制动器的为 0.1~0.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失,因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形,因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外,制动器在工作过程中会因为摩擦衬片(衬块)的磨损而加大,因此制动器必须设有间隙调整机构。为了保持良好的制动效率,制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。随着摩擦衬片磨损,制动蹄与制动鼓之间的间隙增大,需要有一个调整间隙的机构。过去的鼓式制动器间隙需要人工调整,用塞尺调整间隙。现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式,摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。当间隙增大时,制动蹄推出量超过一定范围时,调整间隙机构会将调整杆(棘爪)拉到与调整齿下一个齿接合的位置,从而增加连杆的长度,使制动蹄位置位移,恢复正常间隙。鼓式制动器的间隙调整是通过凸轮轴和制动气室之间的连接杆系—— 制动臂实现的,在制动臂的内部有一蜗轮和蜗杆副,通过调整蜗杆转动蜗轮带动凸轮转动,消除摩擦副间的多余间隙。12第 5 章 校核5.1 制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件:Ltcmhd)(式中 ——制动鼓的总质量;初选 =18kgdm——与制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动鼓等)的总质量;初h选 =28kg——制动鼓材料的比热容,对铸铁 =482J/(kg·K),对铝合金dc dcc=880J/(kg·K); =482J/(kg·K)dc——制动鼓的温升(一次由 =30km/h 到完全停车的强烈制动,初选 =13℃ tav t温升不应超过 15℃)= 288236 J/Ktcmhd)13284182L——满载汽车制动时由动能转变的热能,因制动过程迅速,可以认为制动生成的热能全部为前、后制动器所吸收,并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器,即 21avmL)(2式中 ——满载汽车总质量; =1060+75X5=1435kgama——汽车制动时的初速度,可取 ; v sv/5——汽车制动器制动力分配系数, =0.656= 105903 J/K21aL26.0143= 55534.5 J/K)(2av)(+ =105903+55534.5=161437.5J/K1而 288236 J/K 161437.5 J/K 符合要求所以制动器的热容量与升温符合要求。5.2 制动器的摩擦衬片校核为了保证所设计的合理性,能够使制动器达到设计的目的,一定要满足: 4 rP2BFer建议取液压泵产生的推力为 F=4000N, 因为摩擦衬片所受的压力之和 P=2F P=2F=2×4000N=8000N4 rP=4×0.3×0.115×8000=1104N=2504×0.3=751.2N2BFer13P——摩擦衬片所受的压力——摩擦衬片的摩擦因数r——制动鼓内径——后轮的制动力矩2BF——车轮有效半径。e所以 4 rP2BFer因此,所取的液压泵的推力符合条件。5.3 驻车制动计算车可能停驻的极限上坡路倾斜角 hgLarct1= 5.074.2236g=22.5式中: :车轮与轮面摩擦系数,取 0.7;:汽车质心至前轴间距离;1L:轴距 ;:汽车质心高度。hg最大停驻坡高度应不小于 16%~20%,故符合要求。汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角 '' 1Larctgh= 5.074.236=17最大停驻坡高度应不小于 16%~20%,故符合要求。14参考文献:[1] 王国权,汽车设计,北京,机械工业出版社,2012.[2] 刘永臣,汽车构造,北京.国防工业出版社,2011.[3] 詹友刚,PROE 设计教程,北京,机械工业出版社,2011.[4] 王望予,汽车设计,吉林:机械工业出版社, 2011[5] 黄金陵,汽车车身设计,北京,机械工业出版社,2012[6] 田晋跃,现代汽车新技术概念,北京,北京大学出版社,2012
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