Расчет коэффициентов нагрузки

26026
знаков
25
таблиц
2
изображения

8. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость

КННβНσ

При расчете на изгибную выносливость

КF,

Где КНβ и К - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, КНυ и К - коэффициент динамической нагрузки.

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой (шевронной) передачи значение Кβ определяется из выражения:

Кβ= Кβо (1-х) +х, где КНβо = 1 и Кo=1

Ψa=0,25- коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U = 4,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

КНβНβо=1,Кo=1.

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кυ выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n1у* (T2/U2 * Ψa) 1/3=727/1600* (477,5/0,4*0.25) 1/3=1,9м/с, где

n1=727 мин -1 - частота вращения быстроходного вала редуктора

су=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T2 - критический момент

U - заданное передаточное число

Ψa - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

КНυ=1,02 и К=1.06

КН=1*1.02=1.02

КF=1*1,06=1,06

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZΣ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т2 - номинальный крутящий момент на валу колеса

U - заданное передаточное число

КН - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КНα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[σ] Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψa = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение α округляем до значения a=140 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса:

b2= Ψa*а=0,25*140=35 мм

Ширина шестерни:

b1=b2+3=38 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля mn=1.4 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

βmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*1.5/35) =9,55o

ZΣ=Z2+Z1=2*a*cos βmin/mn= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32

ZΣ=184, Cosβ= ZΣ*mn/2a=184*1.5/2*140=0.9857

β=9,6>9,55=βmin

Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.

Z1=Z Σ/U+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z1=30

Z2= Z Σ - Z 1=184-30=154

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z 2/ Z 1=154/30=5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т2 - номинальный крутящий момент на валу колеса, KF=1,06 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость, K=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2), YF2=3,61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv.

Zv2=Z2/cos3β=154/cos39,6=160

Y β - коэффициент учитывающий наклон зуба, Y β = 1- (β/140) =1-0,072=0,931, b2 - рабочая ширина колеса, mn – модуль, а - межосевое расстояние, U - заданное передаточное число, [σ] F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σF2= (477,5*103*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8) / (35*1.5*140*4,8) =222< [σ] F2=293Мпа

Б) зуб шестерни:

σF1= σF2*YF1/ YF2< [σ] F1, где

σF2 =222 МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

YF1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба

[σ] F1=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σF1=222*3,4/3,61=209МПа < [σ] F1=314Мпа

Определение диаметров делительных окружностей d.

d1=mn/cos β*Z1=1,5/0,986*30=45,6 мм

d2=mn/cos β*Z2=1,5/0,986*154=234,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d2+ d1=2а

45,6+234,4=2*140=250 - верно

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев df и da:

1= d1+2 mn=45,6+1,5*2=48,6мм

dа2= d2+2 mn=237,4мм

df1= d1-2,5mn=45,6+2,5*1,5=41,85мм

df4= d2-2,5 mn=234,4-2,5*1,5=230,65мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработки заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D=da1+6=54,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S=8m=8*1,5=12 мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

Ft=2T2*103/d2=2*477,5*1000/234,4=4074H

Радиальная сила:

FR= Ft*tgαn/cosβ=4074*tg20o/cos9,6o=1482,5Н

Осевая сила: Fa= Fttgβ=4074* tg9,6=684Н

1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Таблица 4.

Колесо Z4

Шестерня Z3

Сталь 40Х улучшение

НВ2=269…302

НВ2ср=285

σT = 750 МПа

Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ

НRC=48…53

НRC1ср=50,5

σT = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К- коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,25

КFЕ2=0,14

КНЕ1=0,25

КFЕ1=0,1

Число циклов перемены напряжений.

NG - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости. NHG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость. (определяем по рис.4.3 [1]). NFG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=20*106

NFG2=4*106

NHG1=100*106

NFG1=4*106

Суммарное время работы передачи t=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N∑2= =60t*n2*nз2=60*24000*34=49*106

t - суммарное время работы передачи

n2 - частота вращения колеса

nз2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑1=N∑2*U*nз1/nз2==49*106*4,4=215,6*106

N∑2 - суммарное число циклов нагружения колеса

nз1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2НЕ2*N∑2= =0,25*49*106=12,25*106

NНЕ1НЕ1*N∑1= 0,25*215,6*106=54*106

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:

NНЕ2=12,25*106<NHG2=20*106

Принимаем N=12,25*106

NНЕ1=54*106<NHG1=100*106

Принимаем NHЕ1=54*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ2FЕ2*N∑2=0,14*49*106=

=6.86*106

NFЕ2FЕ2*N∑2=0,1*215,6*106=

=21,56*106

Сравним полученные значения Nс табличным значением NFG:

NFЕ2=6,86*10>NFG2=4*106

NFЕ1=21,56*106> NFG1=4*106

Принимаем NFЕ2=NFЕ1=NFG1=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

Н] max и [σF] max - предельные допускаемые напряжения

σт - предел текучести материала

 [σН] max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа

F] max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

 [σН] max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа

F] max1=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

Н] = [σ0] Н* (NHG/ NHE) 1/6< [σН] max, где

0] Н - длительный предел контактной выносливости

Н] - допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

Н] max - предельное допускаемое контактное напряжение

0] Н2= (2*НВср+70) /SH0] Н1= (17*НRCпов) /SH

 

 [σ0] Н2= (2*285+70) /1.1=582 МПа

SH2=1.1

[σ] Н2=582* (20*106/12,25*106) 1/6=

=640 МПа

 [σ0] Н1= (17*50.5+200) /1.2=882 МПа

SH2=1.2

[σ] Н1=882* (100*106/54*106) 1/6=

=979 МПа

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

σН= ([σ] Н2+ [σ] Н1) *0.45=729Мпа

σН=1.23 [σ] Н2=787Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений [σ] Нрасч=729МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ] F= [σ0] F* (4*106/ N) 1/9< [σ] Fmax, где

0] F0F/SF

σ0F - длительный предел контактной выносливости

SF - коэффициент безопасности

[σ] F - допускаемое контактное напряжение

[σ] Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение

σ0F2=1,8*НВ2=1,8*248=513МПа

SF2=1,75

0] F20F2/SF2= =513/1,75=293МПа

σ0F1=550МПа

SF1=1,75

0] F10F1/SF1= =550/1,75=314МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

 [σ] F2= (4*106/4*106) 1/6*293=

=293 МПа< [σ] Fmax=780Мпа

 [σ] F1= (4*106/4*106) 1/6*314=

=314 МПа< [σ] Fmax=1430Мпа

1.7 Расчет коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

А) При расчете на контактную выносливость КННβНσ

Б) При расчете на изгибную выносливость КF, где

КНβ и К - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца. КНυ и К - коэффициент динамической нагрузки

Относительная ширина шестерни:

b/d=0.5Ψa (U +1), где

Ψa=0,25 - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U = 2,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления

Кβ= Кβо (1-х) +х, где КНβо =1 и Кo=1

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

b/d=0,5*0,4* (3,5+1) =0,9

КНβ= КНβо =1, К= Кo=1

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кυ выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n2у* (T3/U2 * Ψa) 1/3=151/1600* (1980/19,36*0.25) 1/3=0,7м/с, где

n3=151мин -1 - частота вращения промежуточного вала редуктора

су=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T4 - критический момент

U - заданное передаточное число

Ψa - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

КНυ=1,01 и К=1.03

КН=1*1.01=1.01

КF=1*1,03=1,03

1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZΣ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т4 - номинальный крутящий момент на валу колеса

U - заданное передаточное число

КН - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КНα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[σ] Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψa = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Полученное значение α округляем до значения a=210 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69. Рабочая ширина венца. Рабочая ширина колеса:

b2= Ψa*а=0,25*210=53 мм

Ширина шестерни:

b1=b2+3=56 мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

Полученное значение модуля mn=2,5 округляем до ближайшего большего значения m=2,25по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

βmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*2,5/53) =7,18o

ZΣ=Z6+Z5=2*a*cos βmin/mn=2*210*0,993/2,5=167

Cosβ= ZΣ*mn/2a=167*2,5/2*210=0.9848

β=10>7,18=βmin

Число зубьев шестерни Z3 и колеса Z4.

Z3=Z Σ/U+1=167/4,4+1= 29,1 округляем до целого числа Z5=29

Z4= Z Σ - Z 5=167-29=138

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z 4/ Z 3=138/29=4,5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т4 - номинальный крутящий момент на валу колеса

KF=1.03 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2)

YF4=3.61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

YF3=3,7 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv

Zv4=Z4/cos3β=138/cos3 10=132

Y β - коэффициент учитывающий наклон зуба

Y β = 1- (β/140) =1-0,07 =0,93

b2 - рабочая ширина колеса

mn - модуль

а - межосевое расстояние

U - заданное передаточное число

[σ] F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σF6= (151*103*1,03*0,91*0,93*3,61* (4,5+1)) / (53*2,5*210*4,5) =78 < [σ] F6

Б) зуб шестерни:

σF3= σF*YF3/ YF4< [σ] F5, где

σF4 =78МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

YF3=3,7 и YF4=3,61- коэффициенты, учитывающие форму зуба

[σ] F3=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σF3=78*3,7/3,61=80МПа < [σ] F5

Определение диаметров делительных окружностей d.

d3=mn/cos β*Z3=2,5/0.9848*29=71,6мм

d4=mn/cos β*Z4=2,5/0.9848*138=348,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d4+ d3=2а

71,6+348,4=2*210=420 верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев df и da:

3= d5+2 mn=71,6+2*2,5=77,6мм

4= d6+2 mn=348,4+2*2,5=353,4мм

df3= d5-2,5 mn=71,6-2,5*2,5=65,35мм

df4= d6-2,5 mn=348,4-2*2,5=342,15 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

d=da3+6=77,6+6=83,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса: S=8m=8*2,5=20мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

Ft=2T4*103/d4=2*1980*1000/348,4=11366 H

Радиальная сила:

FR= Ft*tgαn/cosβ=11366*tg20o/cos10o=4136Н

Осевая сила:

Fa= Fttgβ=11366* tg10=1996Н


1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи

Определим основные размеры звездочки для тяговой цепи:

Делительный диаметр:

Dд=P/ (sin180/Z);

P-шаг цепи; Z-число зубьев звёздочки.

Dд=125/ (sin180/9) =365.5мм;

Диаметр окружности выступов:

De=P (0,56+2,74-0,31/8,3) =409мм;

Диаметр окружности впадин:

Di=Dд - Dц;

Di=365,5-15=350,5мм.

Ширина зуба: b=0,75bвн=13,7мм;

1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Проведём расчёт тихоходного вала.

C

 

A

 

B

 
Действующие силы: ,- окружные, ,- осевая, ,- радиальная,  - крутящий момент.

,,,, ,.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. ,

,

.

Отсюда находим, что .

2. ,

,

. Получаем, что .

Выполним проверку:

, , ,.

Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ,

,

, получаем, что .

4. ,

,

, отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:

, , ,

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причём моменты здесь будут иметь значения:

, .

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что

,

где  - расчётный коэффициент запаса прочности,  и  - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 35ХМ) по табл.10.2 лит.3:  - временное сопротивление (предел прочности при растяжении);  и  - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;  - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Определим отношение следующих величин (табл.10.9 лит.3):

, ,

где  и  - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,  - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл.10.4 лит.3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости  и по табл.10.5 лит.3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения . Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений  и  для данного сечения вала:

,

.

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

, .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

,

где  - расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

, .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям  определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения

.

Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

 - условие выполняется.

1.11 Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающим элементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем наиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-Г-А-32.

Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть не менее 10 мм от вершин зубьев.

1.13 Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.


Список используемой литературы

1.         М.Н. Иванов. Детали машин. М.: "Машиностроение", 1991.

2.         П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: "Высшая школа", 1985.

3.         В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: "Машиностроение", 1980.

4.         В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: "Машиностроение", 1980.

5.         В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: "Машиностроение", 1980.


Информация о работе «Проектирование привода»
Раздел: Промышленность, производство
Количество знаков с пробелами: 26026
Количество таблиц: 25
Количество изображений: 2

Похожие работы

Скачать
18785
1
8

... – проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение , 2-й — проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения. 1. Определение сил в зацеплении закрытых передач. В проектируемых приводах конструируются червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2а = 40° .Угол зацепления принят α= 20°. а) на колесе: 1.1 Окружная сила Ft2, Н: Ft2= где T2 ...

Скачать
94678
15
24

... 2.  Тип элементов, входящих в изделие и количество элементов данного типа; 3.  Величины интенсивности отказов элементов , входящих в изделие. Все элементы схемы ячейки 3 БУ привода горизонтального канала наведения и стабилизации ОЭС сведены в табл. 13.1. Среднее время безотказной работы блока можно рассчитать по формуле: (13.5) где L - интенсивность отказов БУ следящего привода. ...

Скачать
33113
2
18

... по программе, устанавливаемой техническими условиями. Заключение   По данным задания на курсовой проект спроектирован привод к скребковому конвейеру, представляющий собой электродвигатель, двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварную раму. В процессе проектирования подобран электродвигатель, произведён расчёт редуктора. Расчёт редуктора включает в себя кинематические расчёты ...

Скачать
23696
1
5

... (3) Угловая скорость выходного вала III тогда составит  рад/с, а вала электродвигателя I –  рад/с. Общее передаточное отношение привода получится равным: . (4) Для дальнейшего проектирования необходимо произвести распределение передаточного отношения между ремённой передачей и редуктором. Назначаем передаточное отношение редуктора равным ...

0 комментариев


Наверх