• RU
  • icon На проверке: 17
Меню

Гидропривод подач с двумя цилиндрами вертикального расположения

  • Добавлен: 25.01.2023
  • Размер: 374 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Гидропривод подач с двумя цилиндрами вертикального расположения

Состав проекта

icon
icon Спец. 90х45 .doc
icon схема 2 ц верт гор 3 скор ГУ.dwg
icon зап цил+заж.doc
icon Гидроц 90х45.dwg

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Спец. 90х45 .doc

Пояснительная записка
Полукольцо регулировочное
Болт М 6 ×30.58 ГОСТ 7798-70
Кольцо 100-108-46-2-4 ГОСТ 9833-73
Кольцо 034-040-36-2-4 ГОСТ 9833-73
Грязесъемник 3-45 –4 ГОСТ 24811-81
Уплотнение шевронное ГОСТ 22704-77
Манжета 2-90х70-1 ГОСТ 14896-84
Шайба 6 ×65Г.58 ГОСТ 7798-70

icon схема 2 ц верт гор 3 скор ГУ.dwg

схема 2 ц верт гор 3 скор ГУ.dwg
(Verwendungsbereich)
(Modell- oder Gesenk-Nr)
Дросель с обратным клапаном КВМК 16 G1.1
Регулятор расхода МПГ55-2
Монометр МТП-1001 ВУ 40 2
Схема гидравлическая
Обратный клапан Г51-33
Гидрораспределитель Н102-ЕЛ44 МТА220-50
Насос Г12-24АМ ГОСТ13167-82
Предохранительный клапан 10101 ТУ2-053-1748-85
Привод с двумя цилиндрами
Давление настройки предохранительного клапана Ркл=3.6 МПа 2. Систему залить индустриальным маслом ИГП-18 ТУ38.101413 3.Давление настройки реле давления Ррд=3.6 МПа
ГПП535.190.00.000. Г3
Гидрораспределитель Р102-И575 3МТА220-50
Гидрораспределитель Н102-ЕЛ574 МТА220-50
Реле давления ПГ -62-11
Переключ Ман ПМ6-320Х4
Предохранительный клапан 10101К ТУ2-053-1748-85
Гидрозамок Т1КУ12320
электро гидравл.управлением
ВЕХ20Х4430ОФ10АВ220-50НЕТРМ18В10ПО7Д
Реверсивный золотник с

icon зап цил+заж.doc

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Металлорежущие станки и инструменты»
По курсу «Гидропривод и гидропневмоавтоматика»
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ ПРИВОД ПОДАЧ с ДВУМЯ ЦИЛИНДРАМИ ВЕРТИКАЛЬНОГО РАСПОЛОЖЕНИЯ
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
ГПП 535.190.00.000 ПЗ
РуководительБачанцев А.И.
Описание разработанной гидравлической схемы ..
Определение полезных расходов рабочей жидкости
Расчёт и выбор основных параметров гидродвигателей .
Обоснование и выбор марки рабочей жидкости. Способы ее очистки .
Выбор гидроаппаратуры. Обоснование способов её монтажа
Расчёт параметров трубопроводов
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях ..
Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе
Определение объёмных потерь и производительности насосной установки ..
Выбор насоса и расчёт мощности приводного электродвигателя ..
Расчёт КПД гидросистемы .
Тепловой расчёт гидропривода .
В данной курсовой работе спроектирован гидравлический привод специального расточного станка.
В записке содержатся расчеты и выбор основных геометрических параметров гидродвигателей параметров трубопроводов расходов рабочей жидкости и потерь давления выбирается гидроаппаратура рассчитывается коэффициент полезного действия проводится тепловой расчет гидросистемы.
В графической части представлены чертежи:
Лист1 - принципиальная гидравлическая схема;
Л. - ; ИЛ. - ; ТАБЛ. - ; БИБЛИОГР. -;
ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СХЕМЫ
Работа всей гидросистемы или каждого ГД по отдельности может быть остановлена при помощи установки распределителей Р1 Р2 в нейтральное положение. Клапан КП служит для защиты гидросистемы от перегрузок которые могут возникнуть при незапланированном превышении нагрузки на какой-либо рабочий орган при загрязнении трубопроводов или неисправности гидроаппаратуры. Давление срабатывания клапанов т. е. максимально возможное давление в линиях гидроцилиндров Ц1 и зажимного цилиндра Ц3 настраивается при помощи контрольного манометра МН который подключается к линиям через переключатель манометра ПМ.
В гидросистеме применен фильтр для очистки рабочей жидкости от загрязнений – на входе (после насоса) Ф1. Контроль за загрязненностью фильтров осуществляется при помощи датчиков встроенных в фильтр.
В рабочем цикле происходит следующая последовательность:
Устройством управления вырабатывается сигнал идущий на электромагнит ЭМ6 гидрораспределителя Р3 происходит зажим посредством гидроцилиндра Ц3. Скорость перемещения гидроцилиндра Ц3 обеспечивается дросселем с обратным клапаном ДРК1. Реле давления РД1 настроено на максимальное давление зажима и дает электрический сигнал на включение следующего элемента цикла. Давление поддерживается аккумулятором АК.
Включается электромагниты ЭМ1пятиходового гидрораспределителя Р1 с электромагнитным управлением схема 45 который может пропустить 80 лмин . Гидрозамок ГЗ открывают сливную линию и происходит быстрый подвод цилиндров Ц1. Скорость регулируется дросселями ДРК2.
Конечные выключатели ВК2 при их замыкании вырабатываю электрический сигнал который включает электромагнит ЭМ4 распределителя Р3. Происходит подвод Ц1 с рабочей подачей скорость которой регулируется регуляторами расхода РР1.
Конечные выключатели ВК3 вырабатывает электрический сигнал который включает электромагнит гидрораспределителей Р3. Происходит быстрый подвод цилиндров Ц1 скорость регулируется дросселями ДРК2.
Конечные выключатели ВК4 при их замыкании вырабатываю электрический сигнал который включает электромагниты ЭМ3 распределителей Р3. Происходит подвод Ц1 с рабочей подачей2 скорость которой регулируется регуляторами расхода РР2.
Конечные выключатели ВК3 и ВК6 вырабатывает электрический сигнал который включает электромагниты ЭМ9 ЭМ2 гидрораспределителей Р7 Р1. Происходит быстрый отвод цилиндров Ц1 и Ц3 скорость которых регулируется дросселями ДР и ДРК1.
При необходимости цикл повторяется.
ОПИСАНИЕ СИЛ ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ГИДРОДВИГАТЕЛИ
Расчетная нагрузка на цилиндр Ц1 по заданию F=10000Н.
Расчетная нагрузка на цилиндр Ц2 по заданию F=5000Н.
Силы трения которые преодолевает шток гидроцилиндра Ц2 определяем из условия:
Исходя из этого нагрузки на гидродвигатели будут следующие.
Рис 1. Расчетные схемы
где : Fраб – силы при рабочем ходе с учетом сил трения.
Расчет и выбор основных параметров гидродвигателей
Исполнительными двигателями являются одноштоковые цилиндры. Рабочие площади для этих гидроцилиндров полостей напора и слива не равны и расчетная нагрузка на штоке имеет следующий вид:
где –полезный перепад давления в гидроцилиндре;
Pн и Pс - давление в напорной и сливной полостях цилиндра МПа;
Sн и Sц - рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях мм2;
hм- механический КПД гидроцилиндра hм=085 095.
Рабочая площадь поршня в полости нагнетания
Полезный перепад давления в гидроцилиндре может быть принят как
При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра обычно является полостью напора поэтому определяется по формуле:
где D- диаметр поршня.
Определим требуемый перепад давления в гидроцилиндре по формуле:
По заданию рабочее расчетное давление Р =25 МПа
Тогда полезный перепад давления в гидроцилиндре при проектном расчете будет равен:
ΔP=09*Рр=09*25=225 МПа.
При рабочем ходе штоковая полость цилиндра Ц1 является полостью напора поэтому диаметр поршня определяется по формуле:
Для расчета диаметра цилиндра Ц3аж. используем формулу:
Результаты расчета заносятся в таблицу 1 и 2.
Принимаем диаметры D1 =90мм
Принимаем диаметр D2 =63 мм.
Диаметр штока принимаем по зависимости: d1 =0.5*90; d2 =0.5*63.
Принимаем диаметры d1 = 45 мм. d2 = 32 мм.
Фактические площади напорных и сливных поверхностей:
Исходные данные для расчета в таблице 1.
Результаты расчета в таблице 2 и 3.
Исходные данные для расчёта основных параметрв ГД
Результаты расчёта диаметров и рабочего давления
Результаты расчёта полезных перепадов давления для элементов цикла
По результатам таблицы 3 строим диаграмму полезных перепадов давлений которая изображена на рисунке 2.
Рис 2. Диаграмма давлений
Определение полезных расходов рабочей жидкости
Для расчета расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра воспользуемся формулой:
где S - рабочая площадь в полости цилиндра мм2;
V - скорость движения поршня силового цилиндра ммин.
Расходы жидкости для быстрых перемещений (быстрых подводов при прямом ходе быстрых отводов при обратном ходе) для полостей напора и слива определяются по формулам:
VБП –скорость быстрых перемещений хода поршня силового цилиндра ммин;
Расходы жидкости для рабочих перемещений для полостей напора и слива определяются по формулам:
где QРПH и QPПC – рабочий расход жидкости в напорной и сливной полости гидроцилиндра при рабочем ход лмин;
VБП –скорость рабочего хода поршня силового цилиндра ммин;
Исходные данные для расчетов рабочих расходов помещены в таблицу 4.
Исходные данные для расчёта расходв РЖ
Для гидроцилиндра 1: .
Для гидроцилиндра 3аж:
. Результаты вычислений для гидродвигателей помещены в таблицу 5.
Результаты расчёта расходов
На основании данных таблицы 5 строим диаграмму расходов для гидродвигателей (рис. 3).
Рис. 3. Диаграмма расходов
Обоснование и выбор марки рабочей жидкости. Способы её очистки
Рабочим жидкостям станочных гидроцилиндров должны быть присущи:
хорошие смазочные и антикоррозионные свойства
малое изменение вязкости в широком диапазоне температур
большой модуль упругости
химическая стабильность
сопротивляемость вспениванию
совместность с материалом гидросистемы
малая плотность малая способность к растворению воздуха
хорошая теплопроводность
низкое давление их паров и высокая температура кипения
возможно меньший коэффициент теплового расширения
негидроскопичность и незначительная взаимная растворимость с водой
большая удельная теплоемкость и т.п.
Наиболее подходящей рабочей жидкостью является минеральное масло. Учитывая характер работы рассчитываемого гидропривода и соответствия характеристик масла вышеуказанным свойствам а также учитывая опыт работы принимаем масло ИГП–18 (ТУ 38–101413–78) со следующими характеристиками:
tвсп Класс вязкости по ISO 3448 : 32.
Группа по ISO 67434–1981: НМ (масла с антикоррозионными анти-окислительными и противоизносными присадками);
ИВ=90; КОН=06–10 мгг; КОН=05 (изменение кислотного числа после окисления) :
t=1700 С.; tз=-150С.; кгм3.
Очистка масел с помощью фильтров в процессе работы гидропривода является наиболее эффективным средством поддержания РЖ в рабочем состоянии. Анализ разработанной схемы показывает что можно применить полно поточную фильтрацию РЖ на входе в систему после насоса (напорный фильтр). Кроме этого на всасывании устанавливаем фильтр который очищает РЖ попадающую в насос от продуктов износа.
Выбор гидроаппаратуры. Обоснование способа её монтажа
Контрольно-регулирующая гидроаппаратура выбирается из каталогов и справочников по расчётным значениям расходов и давлений. Основным техническим параметром определяющим расход является диаметр условного прохода Dу. Последний рассчитывается для линий напора и слива для обоих цилиндров. В таблице 6 приведены выбранные устройства а также некоторые необходимые в дальнейших расчетах параметры. Для дальнейших расчетов при выборе аппаратуры заносим в таблицу 6 номинальный расход номинальное давление утечки и номинальный перепад давления.
Обозначение и основные параметры аппаратуры
Название аппарата иего обозначение
Р 102 И575 МТ 220-50
Р 102 Л 44 МТ 220-50
Р 102 И574 МТ 220-50
МТП 100 1- ВУ -40 -25
Расчет параметров трубопроводов
При выборе конструктивных параметров трубопроводов учитывается что с увеличением внутреннего диаметра трубы при одном и том же расходе уменьшаются потери давления однако увеличиваются размеры и вес трубопроводов.
Внутренний диаметр трубопроводов для различных по назначению участков гидролинии определяется по максимальным расходам проходящим по ним и средним скоростям потоков рабочей жидкости в трубопроводах.
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяется по формулам:
где dН и dС - внутренние диаметры трубопроводов напора и слива мм;
VH и VC - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива ммин.
Исходные данные для расчёта диаметров трубопроводов
Внутренний диаметр трубопроводов для всех линий
Диаметры трубопроводов выбираются из стандартного ряда диаметров.
Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:
где d - толщина стенки трубопровода мм P - наибольшее давление в трубопроводе МПа d - внутренний диаметр трубопровода мм sВР - предел прочности на растяжение материала трубопровода МПа КБ - коэффициент безопасности КБ ³ 2 для участков с плавно изменяющимся давлением; КБ ³ 3 для участков с ненапряженным режимом работы; КБ ³ 6 при пульсациях давления.
Все трубопроводы изготавливаются из стали 20 ГОСТ 1050-88 для которой МПа. sb = 380 МПа –предел прочности на растяжение для стали 20
Результаты расчетов и выбора заносятся в таблицу 8
Результаты расчёта диаметров трубопроводов и
минимальной толщины стенки
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях
Для каждого исполнительного гидравлического органа для линии напора и слива определяют сумарные потери давления на преодоление сил трения местных сопротивлений и гидроаппаратуры
где Pн и Pс – суммарные потери давления в линиях напора и слива;
Ртн и Ртс местных сопротивлениях в трубопроводах напора и слива;
Pан и Pас– потери давления в гидроаппаратах потоков напора и слива.
По средней скорости потока рабочей жидкости в трубопроводе при рабочем ходе определяется число Рейнольдса и устанавливается вид режима ее движения для линии напора и слива.
где QPH и QPC – расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе лмин;
REH и REC – числа Рейнольдса для линий напора и слива;
dH и dc – внутренние диаметры трубопроводов линий напора и слива мм;
n– кинематическая вязкость рабочей жидкости мм2с;
v– расчетная скорость потока рабочей жидкости мс2 .
Исходные данные для расчёта потерь давления в трубопроводах
В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов для линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока (Re 2300) по формуле:
Для турбулентного режима течения:
Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий напора и слива :
где PTH иРТС – потери давления на трение жидкости в трубопроводах напора и слива МПа;
r - плотность рабочей жидкости кгм3;
н с – коэффициенты сопротивления трению;
Lн и Lс – длины трубопроводов напора и слива м;
dн и dс –внутренние диаметры трубопроводов мм;
Qрн и Qрс – расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе лмин;
Исходные данные для расчета потерь давления в гидролиниях занесены в таблицу 10.
Результаты расчета потерь давления по длине и на местных сопротивлениях
Расчет потерь давления на местные сопротивления производятся через суммарный коэффициент местных сопротивлений. Но для проектировочных расчётов применяем следующие формулы для расчета потерь давления на местные сопротивления:
где – Pмн и Pмс - потери рабочей жидкости на местные сопротивления в напорной и сливной магистралях соответственно МПа;
Потери давления в гидроаппаратах определяются из графиков Pном= f(Qном) и с учетом того что расход в линии для данного аппарата вероятней всего отличается от Qном выполняется расчет для определения действительных потерь в трубопроводах. Для гидрораспределителей:
Для предохранительных переливных обратных и других нормально закрытых клапанов:
Суммарные потери давления в гидравлических аппаратах для линий напора и слива соответственно определяются следующим образом:
Так как максимальное давление требуется для поворотного гидродвигателя то определяем суммарные потери давления в аппаратуре для цилиндра Ц1. Рассматриваем следующие аппараты согласно схеме: для напора – Ф1 Р1
для слива – ГЗ р1 Р3 РР.
Результаты расчета заносим в таблицу 11.
Результаты расчета потерь давления в аппаратах
Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе
Рассчитываем наибольшее рабочее давление которое необходимо создать на входе напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа. Формула для расчета имеет вид.
где Рр – наибольшее рабочее давление на входе в напорной линии гидравлического исполнительного органа; Pн иPс – суммарные потери давления в линиях напора и слива; P– требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе; Sс и Sн– рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях гидроцилиндра.
Для определения наибольшего давления воспользуемся результатами расчетов которые сведены в таблицы 10 и 11.
Если в гидросистеме для нескольких гидравлических исполнительных органов применяется один насос то из наибольших рабочих давлений выбирается максимальное давление. По этому расчетному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан.
Ркл = (11-115)* DРmax = 214 МПа.
Определение объемных потерь и производительности насосной установки
Рассчитываем потери т.е. внутренние утечки для напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа. При этом суммируются объёмные потери не только на работающих участках системы но и на аппаратах соединённых с линией параллельно. При проектных расчетах объёмные потери могут определяться для гидравлических аппаратов
Qуа=(21 30)*10-3*DPц
Определим наибольшую производительность насосной установки
Наибольшая подача рабочей жидкости для каждого гидравлического исполнительного органа
где Q - наибольшая подача рабочей жидкости; Qma SQyi - суммарные объёмные потери.
Наибольшая производительность насосной станции определяется на основании анализа циклограммы работы.
Наибольшая подача или наибольшая производительность насосной станции для гидросистемы при работе одного гидравлического исполнительного органа принимается по необходимой наибольшей подаче рабочей жидкости. Если работают совместно несколько рабочих органов то:
где Qi - сумма подач рабочей жидкости для гидравлических исполнительных органов при сочетании их работы требующей наибольшей подачи насоса.
Для разработанной схемы наибольшая подача будет при работе цилиндра Ц1 поэтому утечки необходимо учитывать в следующей аппаратуре: Ф1 КД КОПМ Р1 ГЗ. Результаты расчетов сводятся в таблицу 12.
исходные данные и результаты расчёта для определения Qmax
Суммарные утечки для аппаратуры:
Максимальный расход Q=50.9+058=51 5 лмин.
Выбор насоса и расчет мощности приводного электродвигателя
Выбранный насос должен иметь подачу не меньше максимальной подачи n и развивать давление больше чем-то значение на которое настраивается предохранительный клапан:
где Рн–давление на входе из насоса; Рк–давление настройки предохранительного клапана.
Но проанализировав диаграмму расходов (рис 3) и таблицу 13 можно увидеть что максимальный расход необходим только на одну и четыре секунды поэтому если выбрать насос с расходом равным или больше максимальному расходу то КПД гидропривода будет очень низким.
Для повышения КПД можно применить гидроаккумулятор который будет выполнять функцию дополнительного источника энергии и заряжаться во время рабочего хода благо время рабочего хода велико.
Исходные данные и результаты расчета времени цикла и
мощности электродвигателя
Исходя из этого выбираем двухпоточный насос Г12-24АМ со следующими характеристиками:
Рабочий объем 63 см3
Номинальная подача 538 лмин
Номинальное давление 63 МПа;
Частота вращения 960 обмин
Объемный КПД насоса не менее 08.
Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия
где Nэ –мощность приводного электродвигателя КВт;
Qн – подача насоса лмин;
Рк–давление настройки предохранительного клапана МПа;
н–общий коэффициент полезного действия насоса
По циклограмме расходов и давлений рассчитываются потребляемые насосом мощности в каждом переходе цикла и по ним эквивалентная мощность
Электродвигатель подбирается из условия чтобы его номинальная мощность Nэн была больше или равна эквивалентной Nэкв а его максимальная мощность Nэмах не менее максимальной потребляемой мощности Niмах на любом из переходов цикла
NэнNэкв и NэмахNiмах
Расчет КПД гидросистемы
Коэффициент полезного действия гидравлической системы гидропривода определяется как отношение полезной работы к затраченной
где Qpj tj– полезный перепад давления рабочий расход жидкости время работы в течение цикла каждого гидравлического исполнительного органа;
Pк– давление настройки предохранительного клапана;
Тепловой расчет гидропривода
При работе гидропривода происходит нагрев рабочей жидкости из-за потерь мощности так как энергия затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидросистеме превращается в теплоту поглощаемой рабочей жидкостью. Тепловой режим гидропривода должен быть таким что бы превышение температуры в баке над температурой окружающей среды было в пределах допустимого. Полученная рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающую среду через стенки бака а если этого недостаточно то устанавливается теплообменник. Среднее количество теплоты выделяемое гидравлической системой в единицу времени равно потере мощности и
Требуемая поверхность излучения и объем рабочей жидкости в баке
где Sб - площадь поверхности излучения бака м2;
V - объём рабочей жидкости в баке л;
Dtб - разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды можно принять Dtб=35O С;
Кб - коэффициент теплопередачи бака Вт(м2*с); можно принять Кб=17 Вт(м2*с).
Исходя из рекомендаций по выбору объёма бака ( V=(1.5-2.5)Q Н) мы выбираем его из ряда стандартных 125 литров.
В этом случае принимается оптимальный объем рабочей жидкости в баке и определяется фактическое количество теплоты отводимое в окружающую среду через стенки бака:
где: б - фактическое количество теплоты отводимое через стенки бака;
Vб - фактический объем рабочей жидкости в баке.
Избыточное количество теплоты отводимое через поверхность излучения теплообменника равно:
Qтепл = 189-019 = 1 7 КВт
требуемая площадь поверхности охлаждения которого определяется по отводимому им избыточному количеству теплоты:
где: Sт - площадь поверхности излучения теплообменника;
- количество теплоты отводимое теплообменником;
- расчетный перепад температур в теплообменнике;
Кт - коэффициент теплопередачи от жидкости к окружающей среды в теплообменнике;
Исходные данные и результаты теплового расчета
Башта Т.М. Гидравлика гидромашины и гидроприводы. –М.: Машиностроение 1982 – 423 с.
Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. – Киев: Высш. школа 1980. – 231с.
Гидроприводы и гидрооборудование в станкостроении А.Я.Оксененко Наумчик Ф.А. и др. – М.: НИИмаш 1982. –112 с.
Металлорежущие станки Под ред. В. Э. Пуша. - М.: Машиностроение 1985. -575 с.
Свешников В. К. Усов А. А. Станочные гидроприводы. - М.: Машиностроение 1982. - 464 с.
Справочное пособие по гидравлике гидромашинам и гидроприводам Под ред. Б. Б. Некрасова. - Мн.: Выш. школа 1985.
Холин К. М. Никитин О. Ф. Основы гидравлики и объемные гидроприводы. - М.: Машиностроение 1989. - 264 с.
Юшкин В. В. Основные расчеты объемного гидропривода. - Мн.: Выш. школа 1982. - 94 с.

icon Гидроц 90х45.dwg

Гидроц 90х45.dwg
Курсовой проект по ДМ
Синтез логических систем управления
ГПП 535.190.00.000 СБ
Размеры для справок.
Цилиндр испытать на прочность и
наружную герметичность при давлении
При установке уплотнений предох-
предварительно смазать
Маркировать обозначение на бирке.
ГПП 534.081.00.000 СБ

Рекомендуемые чертежи

up Наверх