Сборочный чертеж червяного редуктора

Сборочный чертеж.dwg

; Z1=4 ; Z2=50 ; B=17
Технологические указания xi-3
q*; 1.Поверхности соединения "корпус-крышка" перед соединением покрыть уплотнительной пастой. i0
После сборки редуктора валы должны проворачиваться свободно без стуков и заеданий. 3. Редуктор обкатать по 10-15 мин. на всех режимах нагрузки. 4.Залить масло индустриальнное И-Т-Д-220
Технологическая характеристика xi-3
q*; 1. Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
3. Общее передаточное число 12
4. Степень точности изготовления червячной передачи 8 5. Коэффициент полезного действия
ДМ - Т -13.06.00.00 СБ
Сборочный чертеж червячного редуктора

Курсовой проект.pdf

I. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ 6
II. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ 10
III. РАСЧЕТ РОЛИКОВОЙ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ 17
IV. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА 24
V. УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ 27
VI. РАСЧЁТ РАБОТОСПОСОБНОСТИ КОНИЕСКИХ РОЛИКОВЫХ
VII. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ 50
VIII. ВЫБОР СОРТА И РАСЧЕТ СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ 53
IX. ТАБЛИЦА ДОПУСКОВ И ПОСАДОК ВАЛОВ 54
ПЕРЕЧЕНЬ ЛИТЕРАТУРЫ 55
Выполнение курсового проекта имеет большое значение в развитии навыков
стандартами таблицами выполнение расчетов и составление расчётно –
пояснительных записок к проектам.
Технические задания на курсовой проект по курсу «Детали машин и основы
конструирования» предполагают освоение основ проектирования большого числа
деталей и узлов общемашиностроительного применения механических передач
валов подшипников соединений муфт и тд. Этому в наибольшей степени
одноступенчатый (червячный редуктор и открытую передачу (цепную).
Целью данной работы является расчет привода к валу цепного конвейера
вертикальный редуктор и цепную передачу. Цель может быть достигнута при
решении таких задач как подбор электродвигателя расчет редуктора и цепной
передачи а также их проверка.
Расчеты должны проводиться с учетом технических требований согласно
электродвигателя равна 750 обмин мощность на выходе должна составлять 27
кВт скорость вращения выходного звена равна 25 радс а срок службы не должен
быть меньше 5000 часов.
I. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ
Определение параметров электродвигателя:
Из уч.[2] по табл. 2.1 выпишем примерные значения КПД для:
цепной открытой передачи цеп = 092
подшипников качения п.к. = 099
компенсирующей муфты муф = 099
червячной передачи с числом заходов 4 чер = 089
общ = цеп 2п.к. муф чер = 092 0992 099 089 = 0795
Требуемая мощность электродвигателя:
Из [2] по табл. 2.2 «Электродвигатели асинхронные серии 4А» ближайшие
стандартные двигатели по мощности 30 кВт и 40 кВтnс750 минпо ГОСТ
При установке двигателя 30 кВт перегрузка составляет:
При установке двигателя 40 кВт недогрузка составляет:
Окончательно принимаем:
Синхронная частота вращения: 750 обмин
Марка электродвигателя: 4А132S8УЗ
2-высота оси вращения [мм]
S - установочный размер по длине станины (S- меньший)
dвал = 38 мм (из уч.[2] по табл. П2)
Скольжение s = 41 % (из [1] по табл. П1)
Фактическая частота вращения : nэд = 750 (1-0041) = 719 обмин
Рисунок 1 - Эскиз электродвигателя (данные по размерам из уч.[2] по табл. П2.)
Определение передаточных чисел всех передач привода:
Частота вращения III вала: nIII =
Общее передаточное число: uобщ =
Из стандартизированного ряда передаточных чисел выбираем передаточное число
редуктора из рекомендуемого диапазона [8-15] (см. [2] стр. 6.)
Значение uрем = 251 входит в диапазон рекомендуемых значений для цепных
передач. ([2] стр.6 )):
Определение частоты вращения мощности и крутящих моментов на валах
а) Определим мощность на каждом валу привода:
PI = муф. P = 099 40 = 396 кВт
PII = Pэд чер муф = 40 089 099 = 352 кВт
PIII = Pэд общ = 40 0795 = 318 кВт
б) Определим частоту вращения на каждом валу привода:
в) Определим крутящий момент на каждом валу привода:
Таблица 1 - Результаты кинематического расчета:
II. РАСЧЁТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
T1=526 Нм – вращающий момент червяка
n1=719 обмин – частота вращения вала
T2=5846 Нм – вращающий момент на колесе
n2=575 обмин – частота вращения колеса
U=125 – передаточное число червячной передачи
t =5000 час – время работы передачи
Выбор материала червяка и колеса:
Определяем приближенно скорость скольжения
Выбираем материал червячного колеса из группы II – безоловянистые бронзы
и латуни [2] табл. 3.12:
Червячное колесо: БрА9Ж3Л центробежное в = 500 Нмм2 = 200 Нмм2
Червяк: Сталь 40ХН ТО – улучшение + закалка ТВЧ твердость ≥ 45 HRCэ
Определение допускаемых напряжений:
А) при расчете на износостойкость и контактную прочность:
Б) при расчете на изгиб:
В) при расчете на кратковременную нагрузку (пуск ЭД):
Определение межосевого расстояния:
Из стандартного ряда выбираем ближайшее значение aw = 140 мм по [2]
Определение размеров червяка и червячного колеса:
Значение относительного диаметра червяка:
Минимально допустимое значение q из условия жесткости червяка
Определим предварительное значение модуля передачи червяка:
Выбираем из стандартного ряда m=5 мм по [2] табл. 3.16.
Определим коэффициент смещения инструмента:
Коэффициент смещения превышает допустимые значения. Возьмем значение
Выбираем из стандартного ряда m=4 мм по [2] табл. 3.16.
Фактическое передаточное число:
А) Основные размеры червяка:
Делительный угол подъема линии витков:
Длина нарезаемой части витка:
Б) Основные размеры венца червячного колеса:
Делительный диаметр:
Диаметр вершин зубьев:
Наибольший диаметр колеса:
Диаметр впадин витков:
Окружные скорости червяка и червячного колеса:
Определим скорость скольжения:
Определим КПД червячной передачи угол φ из [1] табл.4.4:
Проверочные расчеты передач:
а) На износостойкость и контактную прочность:
Окружная сила на колесе:
Критерий оптимальности:
б) На прочность по изгибу:
Эквивалентное число зубьев колеса:
По [2] табл.3.21 определяем что YF2=140
в) на кратковременную перегрузку:
г) на теплостойкость:
Примерная площадь поверхности редуктора:
Температура масла в редукторе:
Определение сил в червячном зацеплении:
Круговая сила на червячном колесе (осевая на червяке):
Круговая сила на червяке (осевая на колесе):
С учетом угла наклона γ зубцов колеса нормальная сила может быть
III. РАСЧЕТ РОЛИКОВОЙ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
) Кинематическая схема
) Характер нагрузки – в приводе ленточного конвейера нагрузка спокойная без
) Угол наклона линии центров к горизонту 600
) Способ регулирования натяжения в цепи – положением ведущей звёздочки;
) Смазывание: периодическое
) Режим работы: в одну смену
Определение основных параметров цепной передачи:
Числа зубьев и звездочек в цепи:
Округляем до нечетных значений:
Число зубьев ведомой звездочки:
0% = 13 % ≤ 4% что допустимо.
Выбор цепи по условному давлению в шарнире:
Должно выполняться условие:
Коэффициент эксплуатации:
Итоговый корректирующий коэффициент эксплуатации:
определяется приближенно по таблице 7.18 [1] как среднее значение давления при
минимально и максимально возможном шаге соответственно при 127 мм и 508 мм.
Приближенное значение условного давления:
Принимаем для дальнейшего рассмотрения стандартизированную приводную
роликовую однорядную цепь ПР-3175-89*:
разрушающей нагрузкой площадью шарнира Аш = 260 мм2
однорядные типа ПР двухрядные – 2 ПР трехрядные – 3ПР (по ГОСТ 13568-97);
[1] Таблица 7.15 Цепи приводные роликовые однорядные ПР ( по ГОСТ 13568-97 )).
Определение геометрических и кинематических параметров цепной передачи:
Делительные диаметры звездочек:
Диаметры вершин звездочек:
Средняя скорость цепи:
Межосевое расстояние и длина цепи:
Примем а = 494 мм причем а 25t = 7938 мм.
Длина цепи в шагах (число звеньев):
z2 z1 2 t 2 494 61 + 25
Примем четное число звеньев Lt = 78 100.
Уточним межосевое расстояние (расчетное):
Монтажное межосевое расстояние из условия нормального провисания цепи:
aмонт = aрасч a где a = (0.002 0.004) aрасч
aмонт = 524 (0.996 0.998) = 5219 5229 мм
Окончательно: aмонт = 522 мм
Проверочные расчеты цепной передачи
Проверка долговечности цепи:
Условие долговечности цепи по числу ее ударов:
Условие долговечности соблюдается
Проверка передачи на отсутствие резонансных колебаний:
Условие отсутствия резонанса:
Критическая частота вращения:
Частоты вынужденных и собственных колебаний не совпадают.
Проверка нагрузочной способности по запасу прочности при кратковременной
Условие прочности цепи на разрыв:
≥ [S] = 7 + 0.25 t n1 103
Fразр = 89000 Н разрушающая нагрузка стандартизированной цепи
F1max = КП Ft + Ff натяжение ведущей ветви цепи при перегрузке где:
Ff = 103 aрасч q g kf = 103 524 38 9.81 (1 + 5 cos 2) =
= 1172 Н (=0 так как горизонтально расположенная цепь)
Допускаемый коэффициент запаса прочности:
[S] = 7 + 0.25 3175 575 103 = 75
F1max = 26 4400 + 1172 = 115572 Н
Условие прочности соблюдено
Проверка износостойкости шарниров по условному давлению:
Условное давление в шарнирах цепи обеспечивающее их износостойкость их
условия не выдавливания смазочного материала:
Аш = 260 мм2 - условная площадь шарнира
Уточняем значение [p0 ]:
и t = 3175 мм линейной интерполяцией табличных значений
для типовой передачи (таблица.4.4 [ 2]) по ближайшим значениям базовых частот
давление y1 = [p0 ]max = 350 МПа
давление y2 = [p0 ]min = 262 МПа
значение условного давления:
Износостойкость шарниров цепи обеспечена
Нагрузки в ветвях цепи и валах звездочек:
Нагрузка в ведущей ветви цепи при номинальном режиме работы:
F1 = K д Ft + FV + Ff
K д = 1 коэффициент динамичности приводов ленточных конвейеров
FV = q Vц2 = 38 082 = 24 Н центробежная сила
F1 = 1 4400 + 24 + 1172 = 45216 Н
Нагрузка на ведомой ветви цепи:
F2 = FV + Ff = 24 + 1172 = 1196 Н
Fв = Ft + 2 Ff = 4400 + 2 1172 = 46344 Н
Сводная таблица результатов расчета цепной передачи:
P1 = 352 кВт; n1 = 575
IV. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
Определение толщины стенки редуктора :
=004aW + 2 ≥ 6 мм - для червячного
Определение зазора между зубчатыми колёсами и внутренней стенкой
редуктора а и между колесом и дном редуктора b0:
Определение глубины установки подшипника в корпус редуктора:
Скорость вращения тихоходного колеса:
Т.к. V 2 мс то С = 10 мм и подшипник смазывается специальной пластичной
Определение ширины фланца корпуса редуктора:
где dб - диаметр болта соединяющего крышку и основание корпуса (М8 М10 М12
= 9 + 25 11 = 365 37 мм
Конструирование валов:
а) быстроходный (входной) вал:
Диаметр конца быстроходного вала определяется следующим образом:
Определение диаметра вала под подшипники:
Т.к. редуктор червячный то возьмем подшипник радиально-упорный роликовый
(конический) легкой серии 7207A со следующими характеристиками:
Определение диаметра буртика подшипника на валу:
Конструирование сквозной и глухой крышек подшипников:
H = 12 мм d = 9 мм k = 6 мм d1 = 15 мм dв = 8 мм n = 4 b = 4 мм
D2 = D + 5 dB = 72 + 5 8 = 112 мм
б) тихоходный (выходной) вал.
Расчеты проводятся аналогично расчетам быстроходного вала.
Определение диаметра конца вала:
Определение диаметра вала под подшипником:
(конический) легкой серии 7210А со следующими характеристиками:
Определение диаметра вала под колесом и диаметра буртика колеса:
Округлив до нормальных линейных значений примем dК2 = 60 мм
Округлив до нормальных линейных значений примем dБК2=66 мм
D2 = D + 5 dB = 90 + 5 8 = 130 мм
V. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Исходные данные для уточненного расчета валов:
Силы действующие в зацеплении:
Делительные диаметры шестерни и колеса:
Коэффициент кратковременной перегрузки:
Длины участков быстроходного вала:
Длины участков тихоходного вала:
Определение реакций опор и внутренних моментов:
Определение реакций опор и внутренних моментов быстроходного вала:
Нахождение неизвестных сил реакции:
Уравнение равновесия по суммарному моменту сил относительно точки 2:
ΣM2 = R1x · (a + b) Ft · b = 0
(a + b) (1235 + 1235)
Уравнение равновесия по суммарному моменту сил относительно точки 1:
ΣM1 = R 2x · (a + b) Ft · a = 0
ΣX = R1x + Ft R 2x = 1052 + 2104 1052 = 0 Н
ΣM2 = R1y · (a + b) + Fr · b Fa · = 0
(направление указано неверно)
ΣM1 = R 2y · (a + b) + Fr · b + Fa · = 0
(212794 · 1235 + 5846 · )
ΣY = R1y Fr + R 2y = 3539 1774 + 212794 = 0 Н
R1 = √R21x + R21y = √1052 2 + 35392 = 11099 Н
R 2 = √R22x + R22y = √1052 2 + 17742 = 20625 Н
Нахождение изгибающего и крутящего моментов:
I участок: 0 ≤ z1 ≤ a
My (z1 ) = (R1x · z1) · 103
z1 = 0 мм My (z1 ) = 0 Н · м
z1 = a = 1235 мм My (z1 ) = (1052 · 1235) · 103 = 1299 Н · м
II участок: 0 ≤ z2 ≤ b
My (z2 ) = (R 2x · b) · 103
z2 = 0 мм My (z2 ) = 0 Н · м
z2 = b = 1235 мм My (z2 ) = (1052 · 1235) · 103 = 1299 Н · м
III участок: 0 ≤ z3 ≤ c
z1 = 0 Mx (z1 ) = 0 Н · м
z1 = a = 1235 мм Mx (z1 ) = (3539 · 1235) · 103 = 437 Н · м
Mx (z2 ) = R 2y · z2
z2 = 0 Mx (z2 ) = 0 Н · м
z2 = b = 1235 мм Mx (z2 ) = 1774 · 1235 · 103 = 1899 Н · м
Определение реакций опор и моментов тихоходного вала:
ΣM2 = R1x · (a + b) + Ft · b = 0
ΣX = R1x + Ft R 2x = 2923 + 5846 2923 = 0 Н
+ Fr · b R1y · (a + b) FB · с = 0
Fr · b Fa · 2 + FB · c
ΣM1 = R 2y · (a + b) Fr · a + Fa ·
FB · (a + b + c) = 0
+ 46344 (62 + 62 + 715)
ΣY = R1y + Fr R 2y + FB = 31452 + 212794 707686 + 46344 = 0 Н
R1 = √R21x + R21y = √2923 2 + 314522 = 293987 Н
R 2 = √R22x + R22y = √2923 2 + 7076862 = 765675 Н
z1 = a = 62 мм My (z1 ) = (2923 · 62) · 103 = 1813 Н · м
My (z2 ) = (R 2x · z2 ) · 103
z2 = b = 62 мм My (z2 ) = (2923 · 62) · 103 = 1813 Н · м
z1 = a = 62 мм Mx (z1 ) = (31452 · 62) · 103 = 1931 Н · м
Mx (z2 ) = R 2y · z2 Fb · (c + z2 )
z2 = 0 Mx (z2 ) = (46344 · 715) · 103 = 3314 Н · м
z2 = b = 62 мм Mx (z2 ) = (707686 · 62 46344 · (715 + 62)) · 103 =
z3 = 0 Mx (z3 ) = 0 Н · м
z3 = c = 62 мм Mx (z3 ) = (4634 · 62) · 103 = 3314 Н · м
Расчет быстроходного вала на прочность:
Выбор материала вала:
Материал вала (вал-червяк) ([2] табл. 7.2):
Твердость HRC (не менее): 525
Предел прочности: в = 785 Нмм 2
Предел текучести: = 590 Нмм 2
Предел выносливости при нормальных напряжениях: -1 = 490 Мпа
Предел выносливости при касательных напряжениях: -1 = 294 МПа
Опасные сечения вала:
I – I - шпоночный паз под муфтой
II – II - посадка ПК с натягом
Расчёт на сопротивление усталости:
Определение запаса прочности для сечения I – I:
Результирующий изгибающий момент
Моменты сопротивления сечения вала:
где d = 26 мм – диаметр конца БХ вала
b x h = 8 x 7 – сечение шпонки ([2] табл.8.1).
Амплитуда напряжений цикла в опасном сечении:
Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:
изгибе и при кручении соответственно ([2] табл.7.4)
при кручении соответственно ([2] табл.7.3)
K F = 091; K F = 095 - коэффициенты влияния шероховатости при изгибе и при
кручении соответственно ([2] табл.7.8)
K V = 13 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения ([2] табл.7.9)
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
= 50293 мм2 - площадь сечения ([3] стр. 275)
= K A = 17 828 = 1408 МПа
Результирующий коэффициент запаса прочности вала в сечении I – I:
Условие прочности выполняется
Определение запаса прочности для сечения II – II:
Результирующий изгибающий момент:
Моменты сопротивления сечения вала – осевой:
где d = 35 мм – диаметр вала при посадке ПК.
K = 36 - отношение при установке деталей с натягом ([2] табл.7.7)
K = 22 - отношение при установке деталей с натягом ([2] табл.7.7)
K F = 091; K F = 095 - коэффициент влияния шероховатости при изгибе и при
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении;
Результирующий коэффициент запаса прочности вала в сечении II – II:
Расчет тихоходного вала на прочность:
Материал вала (вал-колесо) ([2] табл. 7.2):
Твердость НВ (не менее): 240
Предел прочности: в = 780 Н · мм 2
Предел текучести: = 540 Н · мм 2
Предел выносливости при нормальных напряжениях: -1 = 360 МПа
Предел выносливости при касательных напряжениях: -1 = 200 МПа
II – II - ступенчатый переход с галтелью
III – III - шпоночный паз под колесом
где d = 42 мм – диаметр конца БХ вала
b x h = 12 x 8 – сечение шпонки ([2] табл.8.1)
= 133744 мм2 - площадь сечения ([3] стр. 275)
= K A = 17 213 = 3621 МПа
где d = 42 мм – диаметр вала при галтели.
Определение запаса прочности для сечения III – III:
Mизг = √18992 + 12992 = 25008 Н м
где d = 60 мм – диаметр конца ТХ вала.
b x h = 18 x 11 – сечение шпонки ([2] табл.8.1).
K V = 1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения ([2] табл.7.9)
Результирующий коэффициент запаса прочности вала в сечении III – III:
VI. РАСЧЁТ РАБОТОСПОСОБНОСТИ КОНИЧЕСКИХ
РОЛИКОВЫХ ПОДШИПНИКОВ.
Исходные данные для проверки работоспособности конических роликовых
подшипников для тихоходного вала:
подшипники конические роликовые однорядные лёгкой серии: 7210А
работа с умеренными толчками и вибрацией рабочая температура
подшипникового узла менее 100
Расчет осевых сил в подшипниках:
Дополнительная осевые составляющие:
Условия нагружения ([1] стр. 217):
Тогда осевые силы в подшипниках:
Проверка долговечности левого подшипника:
Тогда коэффициенты ([1] стр. 212):
Эквивалентная нагрузка:
Определение долговечности надёжность и свойства подшипника не учитываются:
Подшипник работоспособен
Проверка долговечности правого подшипника:
подшипников для быстроходного вала:
подшипники конические роликовые однорядные лёгкой серии: 7207А
Радиальные нагрузки на подшипники качения:
Наиболее нагружена опора №2 по нагрузке которого проводится последующий
Условия нагружения ([1] табл. 9.21):
Проверка долговечности подшипника:
VII. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.
Расчет шпоночного соединения на конце тихоходного вала:
Вращающий момент: Т = 5846 Н · м
Диаметр вала: d = 42 мм
Расчет длины шпонки:
«Шпонка 12х8х63 ГОСТ 23360-78»
Расчетная длина шпонки со скругленными концами:
[]см = 200 МПа - допускаемое напряжение смятия при посадке с натягом ([3] стр.
Фактическое напряжение смятия:
= 18195 МПа [200 МПа]
Расчет шпоночного соединения на ступице тихоходного вала:
Диаметр вала: d = 60 мм
«Шпонка 18х11х70 ГОСТ 23360-78»
Фактическое напряжение смятия шпонки:
Расчет шпоночного соединения на конце быстроходного вала:
Диаметр вала: d = 26 мм
«Шпонка 8х7х32 ГОСТ 23360-78»
VIII. ВЫБОР СОРТА И ОБЪЕМА СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА.
марки И – Т – Д – 220». ([2] табл. 9.1).
Глубина погружения в масло деталей червячного редуктора:
Требуемый объем масла из расчета 02 л на 1 кВт передаваемой мощности:
Vm = 02 PI = 02 396 = 0792 л
IX. ТАБЛИЦА ДОПУСКОВ И ПОСАДОК ВАЛОВ
Таблица допусков и посадок тихоходного вала:
Таблица допусков и посадок быстроходного вала:
Курсовое проектирование деталей машин. Гл. ред. С.А Чернавский. Изд. 2-е.
М. «Машиностроение» 1987. — 415 с.
Макушкин С.А Диденко Е.В. Справочные материалы для выполнения
курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»:
Учебно-методическое пособие. - М. Издательский центр РГУ нефти и газа имени
И.М.Губкина2015. — 93 с.
Конструирование узлов и деталей машин : учеб. пособие для студ. высш. учеб.
заведений П. Ф. Дунаев О. П. Леликов. — 12е изд. стер. — М.: Издательский центр
«Академия» 2009 — 496 с.

Листы спецификации.dwg

Пояснительная записка
Прокладка регулиров .
ДМ - Т - 13.06.00.00
ДМ - Т - 13.06.00.00 СБ
ДМ - Т - 13.06.00.00 ПЗ
ДМ - Т - 13.06.30.00
ДМ - Т - 13.06.20.00
ДМ - Т - 13.06.00.01
ДМ - Т - 13.06.00.02
ДМ - Т - 13.06.00.03
ДМ - Т - 13.06.00.04
ДМ - Т - 13.06.00.05
ДМ - Т - 13.06.00.06
ДМ - Т - 13.06.00.07
ДМ - Т - 13.06.00.08
ДМ - Т - 13.06.00.09
ДМ - Т - 13.06.00.10
ДМ - Т - 13.06.00.11
ДМ - Т - 13.06.00.12
ДМ - Т - 13.06.00.13
ДМ - Т - 13.06.00.14
ДМ - Т - 13.06.00.15
ДМ - Т - 13.06.00.16
ДМ - Т - 13.06.00.22
ДМ - Т - 13.06.00.25
ДМ - Т - 13.06.00.26
ДМ - Т - 13.06.00.27
ДМ - Т - 13.06.00.28
ДМ - Т - 13.06.00.29
ДМ - Т - 13.06.00.30
ДМ - Т - 13.06.00.31
ДМ - Т - 13.06.00.32
ДМ - Т - 13.06.00.33
ДМ - Т - 13.06.00.34
ДМ - Т - 13.06.00.35
ДМ - Т - 13.06.00.36
ДМ - Т - 13.06.00.20
ДМ - Т - 13.06.00.21
ДМ - Т - 13.06.00.23
ДМ - Т - 13.06.00.24
Масло И - Т - Д - 220
ДМ - Т - 13.06.00.17
ДМ - Т - 13.06.00.18
ДМ - Т - 13.06.00.19