Курсовой проект по Деталям машин ОмГТУ

д1.02.04.02.pdf

Задание на проектирование 2
Предварительный расчет привода 3
Конструирование и расчет исполнительного механизма 9
Конструирование подшипникового узла 13
Конструирование барабана 21
Расчет подшипников 27
Расчет шпоночных соединений 29
Конструирование рамы 31
Список используемой литературы 32
Взам. инв. № Инв. № дубл.
ленточного конвейера ОмГТУ
Задание по основам проектирования и конструированию.
Спроектировать привод ленточного конвейера
Кинематическая схема
Окружное усилие на барабане Ft кН
Скорость ленты конвейера V мс
Диаметр барабана Dб мм
Ширина барабана В мм
Высота установки ведущего вала Н мм
К год = 08; К сут = 06.
Сборочный чертеж приводного вала
Сборочный чертеж привода
Проект представить к защите
Руководитель разработки
В связи с тем что исходные данные не совместимы с
кинематической схемой было принято решение увеличить скорость
ленты конвейера с 1 мс до 24 мс.
Предварительный расчет привода.
Цель предварительного расчета заключается в составлении и
уточнении кинематической схемы установки выборе основных
элементов привода и проведении его кинематического и силового
1 Определение недостающих геометрических размеров
исполнительного механизма.
На этапе предварительного расчета определим недостающие размеры
которые будут необходимы для выполнения чертежа вала
исполнительного механизма. В нашем случае исполнительным
механизмом является - барабан. Недостающим размером является
ширина барабана которая определяется по формуле [6 c.13]:
где В - ширина барабана заданная в исходных данных мм.
2 Определение потребной мощности и выбор
Расчетная мощность электродвигателя в киловаттах определяется по
зависимости [6 c.14]:
где Т Е — постоянный вращающий момент на валу исполнительного
механизма эквивалентный переменному моменту заданному графиком
w - угловая скорость вращения вала исполнительного механизма
h- общий коэффициент полезного действия привода;
Эквивалентный вращающий момент рассчитывается следующим
где t - общее время работы над нагрузкой;
Т- номинальный вращающий момент на валу ИМ [6 c.14]:
где Ft - окружное усилие на рабочем элементе ИМ кН;
D - диаметр барабана (D б ) мм.
Полученное значение подставим в формулу:
( 05TT ) 2 ( 07t t )]
Угловая скорость вращения вала ИМ [6 c.14]:
где V - скорость тягового элемента конвейера мс.
где h 1 h 2 h 3 h n - значения КПД отдельных звеньев кинематической
Согласно кинематической схеме и с учетом данных табл.
Коэффициент полезного действия (КПД) отдельных звеньев
кинематической цепи" получаем [6 c.15]:
h 0 = h кп h пп h м = 096 099 098 = 0895
Полученные значения подставим в формулу [6 c.14]:
Частота вращения вала ИМ [6 c.16]:
Для однозначного выбора электродвигателя одной расчетной мощности
недостаточно. Необходимо также знать расчетную частоту вращения
вала электродвигателя или возможный диапазон её изменения [6 c.16]:
n двиг max = n ИМ U omax
n двиг min = n ИМ U omix
где n двиг max n двиг min - соответственно максимальная и минимальная
частота вращения вала электродвигателя обмин.
U omax U omin - соответственно максимальное и минимальное
общее передаточное число кинематической схемы привода.
Общее передаточное число определяется как произведение
передаточных чисел отдельных передач входящих в кинематическую
U omax = U 1max U 2max U i max
U omix = U 1mix U 2mix U i mix
где U i max U i mix - соответственно максимальное и минимальное
число i-й ступени передач (определяется по табл. "Рекомендуемые
значения передаточных отношений отдельных ступеней передач" [6 c.17])
U omax = U кп max = 63
U omin = U кп min = 1
Из таблиц характеристик стандартных электродвигателей единой
серии 4А выбираем электродвигатель по условиям [6 c.16]:
n э min n таб n э max
где Р таб n таб - табличные значения соответственно мощности кВт и
частоты вращения вала обмин.
Возможный диапазон асинхронной частоты вращения вала
электродвигателя находится
n э max = n ИМ U omax = 11459 63 = 722 обмин
n э min = n ИМ U omin = 11459 1 = 115 обмин.
Если скоростной диапазон достаточно большой т.е по скоростной
характеристике можно выбрать несколько двигателей окончательное
решение принимается с учетом следующих соображений. Быстроходные
двигатели легче и дешевле тихоходных поэтому предпочтительнее.
Однако выбор быстроходного двигателя приводит к увеличению общего
передаточного отношения редуктора и как правило к увеличению его
габаритов массы и стоимости. Если позволяет скоростной диапазон
рекомендуется выбирать два двигателя с различной скоростной
характеристикой и последующий расчет вести параллельно. В конце
расчета производится анализ вариантов по кинематическим техникоэкономическим и другим признакам и выбирается окончательный
Далее производится проверка выбранного двигателя на перегрузку.
Проверку производят при возможных неблагоприятных условиях
эксплуатации когда напряжение в электросети понижено на 10 % а
нагрузка достигает максимального значения [6 c.18]:
где Р таб – номинальная мощность двигателя по каталогу кВт;
T max – максимальный момент при эксплуатации (по графику
n таб – асинхронная частота вращения вала электродвигателя по
Y n – кратность пускового момента.
Если условие не выполняется то следует выбрать двигатель большей
мощности. Из таблиц характеристик стандартных электродвигателей
единой серии АИР выбираем электродвигатели на 55 кВт [6 c.27]:
n таб1 = 720 обмин Y n = 22
Далее производим проверку первого двигателя:
Определяем общее передаточное отношение [6 c.20]:
Отклонение вычисляем по формуле [6 c.21]:
Условие выполняется.
Проводим проверку выбранного двигателя на перегрузку:
т.к. 55 кВт > 453 кВт то условие выполняется двигатель подходит.
Из стандартного ряда передаточных чисел для К выбираем ближайшее
к полученному выше значению принимаем U р = 63 [6 c.21].
Вычерчиваем эскиз выбранного электродвигателя с указанием его
основных характеристик [6 c.29]:
Рис.1 - Эскиз электродвигателя
Модель 132M8. Мощность Р таб = 55 кВт частота вращения
n = 720 обмин; кратность пускового момента Y n = 22.
3 Составление таблицы исходных данных
Таблица исходных данных позволяет начать проектирование с
любого элемента кинематической схемы привода.
После составления таблицы исходных данных производится
проверка правильности расчетов. Должны выполнятся следующие два
примерных равенства [6 c.24]:
При расчете за мощность электродвигателя принимается
номинальная расчетная полученная по формуле [6 c.24]:
Вращающий момент Т (Нм) на любом валу можно вычислить по
мощности Р (кВт) и частоте вращения n (1мин) [3 с.10]:
Подтверждается это следующим рассуждениями. Мощность как
известно есть работа в единицу времени. Поэтому мощность Р кВт при
линейном перемещении (рис.2.а) можно представить как произведение
силы тяги F(H) на линейную скорость V(мс):
При вращательном движении мощность удобно выразить через
вращающий момент ТНм и частоту вращения (1мин).
При вращательном движении (рис.2.б)
где r радиус ммна котором приложена окружная сила создающая
Р = [1000Tr] [2 p r n (660 103)]1000=T n9550
Рис.2 - Схема движения: а-линейного; б-вращательного
Таблица 1 - Исходные данные
Р1 = Р РН h м h пп =
Р2 = Р 1 h цп h пп =
Р 3 = Р 2 h м h пп =
Погрешность составляет 0-1 % (меньше 5%) что допустимо.
Конструирование и расчет исполнительного механизма
1 Составление схемы определение опорных точек и
предвари-тельных размеров
Конструирование приводного вала конвейера начинаем с
составления его схемы на который необходимо показать характерные
точки. В соответствии с заданием к курсовому проекту нужно
сконструировать приводной вал с барабаном
- середина конца вала
- середина левого подшипника
- середина левой ступицы барабана
- середина правой ступицы барабана
- середина правого подшипника
Примем диаметр конца вала исполнительного механизма по
где [s B ] = 780 МПа для стали 45.
Принимаем d в = 45 мм.
Зарисовываем эскиз выбранного конца вала с указанием его
основных характеристик по ГОСТ 12080- 66.
1.1 Определение размера конца вала
Рис.4 - Эскиз цилиндрического конца вала
После определения размеров конца вала для принятого d k
определяют размеры шпоночного соединения по ГОСТ 23360-78
Рис.5 - Эскиз шпоночного соединения
2 Определение диаметра вала под подшипник.
После определения диаметра конца вала и размеров шпонки
необходимо определить диаметр вала в точке 2 под подшипником. Он
определяется из того условия что на конце вала находится
призматическая шпонка которая устанавливается на валу по посадке с
натягом и после установки не должна удаляться. При сборке и разборке
узла подшипник должен свободно одеваться и сниматься через шпонку
т. е. должно выполняться следующее условие:
dп > dк + 2 ( h - t1 )
d п > 45 + 2(9 - 55)
округление ведется в большую сторону кратного пяти поэтому
По диаметру d п подбирается подшипник по ГОСТ 28428-90 и
определяются его размеры. Выбираем радиальный двухрядный
сферический подшипник легкой серии 1211.
Рис.6 - Эскиз подшипника
3 Определение диаметра буртика подшипника разработка
посадочного места под ступицу
Для фиксации деталей в осевом направлении на валу делаются
буртики – уступы с диаметром d бп > d п . При сборке подшипник
одевается на вал до упора в буртик. Чтобы подшипник упирался в
буртик торцовой плоскостью а не фаской необходимо выполнение
Диаметр буртика под подшипник выбираем из ряда нормальных
линейных размеров (учитывая геометрические размеры крышек для
Диаметр ступицы выбирается
Конструирование подшипникового узла
1 Подбор корпуса подшипника
Корпус подшипника выбирается по наружному диаметру
подшипника. Выбираем корпус подшипника УМ 100 ГОСТ 13218.3-80
Рис.7 - Эскиз корпуса подшипника
2 Подбор торцевых крышек с отверстием
Подбираем крышки по наружному диаметру подшипника D=100 мм.
Используем низкие крышки. Вид крышки зависит от внешнего
диаметра подшипника и от диаметра буртика под подшипник. d бп = 65
Выбираем крышку типа МН 10065
Зарисовываем эскиз выбранной крышки
Рис.8 - Эскиз крышки с отверстием
3 Подбор глухой крышки
Выбираем высокую крышку. Так как D=100 то выбираем крышку
Зарисовываем эскиз выбранной крышки с указанием её основных
Рис.9 - Эскиз глухой крышки
4 Подбор манжетных уплотнителей
Подбор манжет ведется по диаметру буртика под подшипник. Так
как d=65 то выбираем Манжета 1-1-65х90
Зарисовываем эскиз выбранной манжеты с указанием ее основных
Рис.10 - Эскиз манжеты
-металический каркас
5 Выбор концевых шайб
Для обеспечения неподвижности вала устанавливаем концевые
Концевые шайбы по ГОСТ 14734-69 (исполнение 2).
Рис.11 - Эскиз концевой шайбы
Тип муфты зависит от того какие валы она соединяет. Для
соединения выходного вала двигателя и быстроходного вала редуктора
используем муфту упругую а для соединения тихоходного вала и
приводного вала используем муфту цепную.
1 Подбор цепной муфты
Муфта выбирается по диаметру валов и по передаваемому
крутящему моменту [4 c.27]:
Т таб > T 2 = 41303 Нм
Окончательно выбираем муфту МЦ-500-45-2-45-1-У3 ГОСТ 20742-93.
Зарисовываем эскиз выбранной муфты с указанием ее основных
Рис.12 - Эскиз цепной муфты
1.1 Определение силы на вал рабочего органа конвейера из-за
возможного смещения соединяемых муфтой валов
Делительный диаметр звездочки полумуфты [4 c.37]:
sin(180z) sin(18014)
Окружное усилие на звездочке полумуфты в ньютонах [4 c.37]:
Усилие на вал от муфты определяется по формуле [4 c.37]:
F M =(015-025) F tm .
Для расчета вала рабочего органа и его подшипников принимаем
усредненное значение силы F M = 112327 Н. Эта сила считается
приложенной в точке совпадающей с серединой длины конца вала.
Муфта выбирается по крутящему моменту с учетом диаметров концов
валов двигателя и редуктора [4 c.90]:
Т таб > k Т 1 = 15 6901 = 10352 Нм.
где к - коэффициент безопасности к = 15.
Вал двигателя: d = 38 мм.
Вал редуктора: d б = 28 мм.
Выбираем Муфту МУВП 250-38-2-У3 ГОСТ 21242-93.
Вторая половина с отверстиями на вал редуктора будет изготовлена как
Рис.13 - Эскиз муфты упругой втулочно-пальцевой
Проектирование барабана
1 Определение силы на приводной барабан со стороны тяговой
Рис.14 - Схема нагружения барабана
F 1 +F 2 +2*F 1 *F 2 *cosb
b = a - p = 37 - 314 = 056 рад
где К - коэффициент безопасности К=12
f - коэффициент трения f=03 (условие работы - С)
*37 =1180 Н F 1 =1180*27
F сум = 3581 +1180 +2*3581*1180*cos056 = 4624 Н.
Суммарная сила прикладывается по середине длинны ступицы опоры.
2 Выбор тяговой ленты
Выберем тяговую ленту по ф-ре:
K1 B*S p1 *K H *KCT *Kp
D - диаметр барабана D=400 мм.
F 1 -натяжение ведущей ветви лентыF 1 = 3581 Н.
B - ширина ленты B=500 мм.
S p1 - прочность тканевой прокладки S p1 =200 Нмм.
K 1 - коэффициент учитывающий свойство ткани прокладок K 1 =180.
K H - коэффициент неравномерности работы прокладок KH =095
K CT - коэффициент прочности K CT =09.
K p - коэффициент режима работы конвейера K p = 095
C учетом условия выбираем количество прокладок i=2.
Выбираем ленту 1.1-500-2-ТК-200-2-6-3.5-Г-1
3 Конструирование приводного барабана.
Рис.15 - Эскиз барабана
В данном приводе будем использовать литой барабан. Он
выполняется из серого чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-85.
Ширина b=B+100=500+100=600 мм.
Диаметр ступицы d ст =15*d=15*70=90 мм. d ст = 105 мм
Расстояние между дисками l 1 =0.6*b=0.6*500=360 мм.
Толщина обода и дисков d определяется по графику (рис 14) [4].
N=23(D+b)=66667 мм. По графику определяем d=8 мм.
4 Конструирование прижимного ролика
Ролик применяется в приводе ленточного конвейера для увеличения
угла обхвата лентой приводного барабана что позволяет
повысить силу трения между лентой и барабаном то есть
увеличить кпд данного узла.
Рис.16 - Расчетная схема вала прижимного ролика
a 1 =2*p-a - угол обхвата ленты ролика. a 1 =2*314-37=258
F r =F S1 2 - усилие на ось со стороны ленты.
F S1 =1180* 2*(1+cos258) =65401 Н.
F r =654012=32701 Н.
Максимальное значение изгибающего момента в сечении оси:
M max =F r *c=32701*50=163505 Н*мм.
Определяем диаметр оси с помощью расчета на изгиб:
где d ир - допускаемое напряжение изгиба d ир =200 МПа.
Диаметр ролика D p =(05)*D=05*400=200 мм
принимаем D p =200 мм
Один из вариантов исполнения отклоняющегося ролика
Усилие на ролик со стороны ленты F S1 =S 2 * 2*(1+cosa 1 ) где
F 2 - натяжение ведомой ветви ленты.
Из соображений безопасности размеров ролика и проведенных
расчетов возьмем d=20 мм.
Выбираем подшипник 60304 по ГОСТ 7242-81.
Определяем ресурс выбранного подшипника:
где С r - базовая динамическая грузоподъемность подшипника
n p - частота вращения ролика обмин.
Р r = 12*12*F r =12*12*32701 = 47089 H.
Время работы подшипника многократно превышает необходимую.
Расчет вала на статическую прочность
Рис.17 - Схема нагружения вала
l 2 =190 мм l 3 =360 мм l 4 =190 мм.
F r =F сум 2=46242=2312 H.
Изгибающий момент в сечении 3 от силы F S :
M 1 =F r *l 2 =2312*190=439280 Н*мм.
Изгибающий момент в сечении 1 от силы F М :
M 2 =F М *l 1 =112327*90=1010943 Н*мм.
Суммарный изгибающий момент: в сечении 2 M II =M 2
в сечении 3 M III =M 1 +M 3
Эквивалентные изгибающие моменты в этих сечениях 3-й теории
M EII = M II +T = 1010943 +400670 = 41322694 Н*мм
M EIII = M III +T = 51441766 +400670 = 65204446 Н*мм.
Расчетный диаметр в этих сечениях:
Так же стоит проверить прочность вала в сечении I' (конец первой
M I' =F M *l 0 где l 0 =l2=41 мм.
M I' =112327*41=4605407 Н*мм.
M EI' = M I' +T = 4605407 +400670 =4033081 Н*мм
Принятые при эскизном проектировании диаметры вала в
отмеченных сечениях польше полученных в расчетах поэтому
Рис.18 - Расчетная схема вала с барабаном
Рис.19 - Схема распределения реакций в опорах
Сумма сил относительно опоры А SM A = 0.
F M *l 1 -F r *l 2 -F r *(l 2 +l 3 )+F rB *(2*l 2 +l 3 )=0
F r *(2*l 2 +l 3 )-F M *l 1
Сумма сил относительно опоры B SM B = 0.
F M *(l 1 +l 3 +2*l 2 )-F rA *(2*l 2 +l 3 )+F r *(l 2 +l 3 )+F r *l 3 =0
Fr *(2*l 2 +l 3 )+F M *(l 1 +l 3 +2*l 2 )
Так как радиальная нагрузка на опору А больше чем на опору В
то расчет подшипников вала проводим по радиальной нагрузке на
Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на опору А.
P rA =(V*x*F rA +y*F aA )*k d *k m
где F r -радиальная нагрузка на подшипник
F a - осевая нагрузка на подшипник
x 0 y0 - коэффициенты учитывающие влияние радиальной и осевой
- коэффициент учитывающий какое из колец вращается
=1 (так как вращается внутреннее кольцо)
F а = О а так как =0 mo x 0 = 1
Kd - коэффициент учитывающий динамичность нагрузки
к d = 12 (для ленточного конвейера)
k m - температурный коэффициент
k m = 1 так как механизм работает ниже 100°С
Значит P=(V*x*F r +y*F a )*k d *k m =(1*1*357188)*12*1=428626 H.
Ресурс принятых при предварительном проектировании подшипников в
a 23 =075 - для шариковых подшипников
p=3 - для шариковых подшипников
=27*10 > 21024 часов.
Время работы выбранного подшипника превышает
заданное.Подшипник нагрузку выдержит и требуемую долговечность
обеспечит.Заданный ресурс подшипников L10h = 21024 часов что
меньше расчетного значит выбранные подшипники подходят.
При конструировании приводного вала ленточного конвейера
шпоночные соединения используются на конце вала и ступицы
барабана. Шпонка находящаяся на конце вала является более
нагруженной так как напряжения смятия обратно пропорциональны
диаметру вала на которой шпонка ставится поэтому рассчитаем
шпонку на конце вала.
Расчет шпонки ведется на срез и на смятие
[s]=140 МПа [t]=85 МПа для стали.
Рис.20 - Схема распределения напряжений в шпоночном пазу
1 Расчет шпонок на смятие
где [s см ] - допускаемое напряжение смятия
Данные нагрузки шпонка выдержит.
2 Расчет шпонок на срез
Условие прочности имеет вид
[t cр ] - допускаемые напряжения среза
Рис.21 - Эскиз болтового соединения
Расчет болта М16 крепящего корпус подшипника к раме.
Сила действующая на болт равна F=F rA =357188 H
рассчитываем более нагруженный болт а именно болт в точке 2.
Определяем необходимую силу затяжки
К - коэффициент учитывающий динамичность нагрузки К= 1;
F - сила действующая на болт;
z - количество болтов z=2;
f - коэффициент трения f=015.
Fзат = 1*357188 =1428754 Н.
Определяем минимально допустимый внутренний диаметр резьбы
где m - коэффициент учитывающий что болт работает на кручение
[s]р - допустимое значение напряжения [s]р = 150 МПа для стали 45
при классе прочности 56 и запасе прочности 2.
Для болта М16 d 2 = 147 мм > 1256 мм
Условие выполняется значит болт выдержит.
Конструирование рамы
Рама служит для установки на неё сборочных единиц связанных
между собой требованиями точности относительного положения. Таким
образом рама является координирующим элементом конструкции.
Выбор сварной рамы объясняется единичным производством привода
а следовательно экономией средств на её производство. В сварной раме
можно выделить элементы базовой конструкции и элементы
надстройки. К базовой конструкции относится нижний пояс от
которого зависит жёсткость и прочность рамы.
Для рамы выбираем швеллер его высоту определяем из расчета
высоты установки ведущего вала и геометрических характеристик
По условию высота установки вала - Н = 500 мм.
В нашем случае для образования базовой поверхности будем
Конфигурацию и размеры рамы определяем по типу и размерам
редуктора электродвигателя муфт. Швеллеры располагаем полками
наружу так как такое расположение удобно для крепления узлов к раме.
Для крепления опор приводного вала применяем надстройки из
швеллеров того же номера размещая их на такой высоте чтобы
поместились платики. В нашем случае к раме будут крепиться мотор
редуктор опоры приводного вала с помощью болтов. Для этого в
полках швеллеров необходимо просверлить отверстия на проход
стержня болта. При креплении на внутреннюю поверхность полки
накладываем косые шайбы выравнивающие опорную поверхность под
гайками что устраняет эксцентрическое нагружение при затяжке болтов.
Швеллер 22П ГОСТ 8240-97 Ст3 ГОСТ 535-88.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: т. 1
В. И. Анурьев. - М.: Машиностроение 2001. - 920 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: т. 2
В. И. Анурьев. - М.: Машиностроение 2001. - 912 с.
Бельков В. Н. Детали машин и основы конструирования. Передачи
: Учебное пособие В. Н. Бельков Н. В. Захарова. - Омск: ОмГТУ 2010.
Добровольский В.П. Приводы конвейеров с гибким тяговым
элементом: Учебное пособие по курсовому проектированию В.П.
Добровольский 2009. - Омск: ОмГТУ - 111 с.
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебнометодическое пособие Л.В. Курмаз А.Т. Скойбеда. - М.: Высш.шк.
Мехаев М. Б. Предварительный расчёт привода: Методические
указания к курсовому проекту по деталям машин. - Омск: ОмГТУ 2005.

Лист 1.cdw

под штифт конический
Техническая характеристика
Лента 1.1-500-2-ТК-200-2-6-3
Двигатель АИР 132M8 исполнения IM1081
Тяговое усилие на барабане 2 кН
Крутящий момент на барабане 401 Н*мм
Ресурс привода 21024 часов
Технические требования
Подшипники качения насадить на вал (предварительно нагрев их
в масле до температуры 80-100
С) с использованием оправки и
ударного инструмента из мягкого металла.
При сборке узла барабана подшипниковые гнёзда набить смазкой
ЛИТОЛ 24 ГОСТ 21150-87 на 23 свободного объёма
* - размеры для справок
КП.Д1.02.04.02.01.000
ленточного конвейера

Лист 2.cdw

Номинальная мощность
момент на выходном валу
Тяговой усилие на барабане
Технические требования:
) Радиальное смещение осей валов двигателя и
редуктора - не более 0
) Угловое смещение осей валов двигателя и
редуктора - не более 1 00'
исполнительного механизма - не более 0
исполнительного механизма - не более 1 00'
КП.Д1.02.04.02.00.000

Спецификация 1.spw

КП.Д1.02.04.02.01.000
ленточного конвейера
КП.Д1.02.04.02.01.001
КП.Д1.02.04.02.01.002
КП.Д1.02.04.02.01.003
КП.Д1.02.04.02.01.004
КП.Д1.02.04.02.01.005
Полукольцо Сталь Ст10
КП.Д1.02.04.02.01.006
Шайба концевая 7019-0629
Шайба концевая 7019-0631

Спецификация 2.spw

КП.Д1.02.04.02.00.000
Пояснительная записка
КП.Д1.02.04.02.01.000
КП.Д1.02.04.02.02.000
КП.Д1.02.04.02.03.000
Редуктор конический
КП.Д1.02.04.02.00.001
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
КП.Д1.02.04.02.00.002
Сталь 10 ГОСТ 1050-88
КП.Д1.02.04.02.00.003
Швеллер 22П ГОСТ 8240-97
Муфта 250-1-45-1-45-У3
Шайба концевая 7019-0629