/>
Кинематический расчет
Дано: />кН; />м/с; D=0,5 м.
1. Определим мощность на валу звездочки конвейера
P5 = Ft*v=5,5*1,5=8,25 кВт.
Определим общий КПД привода
hобщ=hр*hц2*hм*hп4=0,97*(0,97) 2*0,99*(0,99) 4=0,87
Согласно учебнику «Курсовое проектирование деталей машин» стр.5, значение КПД механических передач
hцил=0,97
hрем=0,97
hмуфты=0,99
hподш=0,99
2. Определим мощность на валу двигателя
Pэд=P5/hобщ =9,48 кВт
Из таблицы «Асинхронные двигатели серии 4А, закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81)" при Pэд. =11 кВт и синхронной частоте вращения nэд=1500 об/мин скольжение составляет s=2,8%, тип двигателя 132 МЧ
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Определим частоту вращения звездочки
n4=60*v/p*D =60*1,5/3,14*0,5 =57,3 (об/мин)
Номинальная частота вращения двигателя:
nном= nс(1 – s) =1500*(1-0,028) =1458 об/мин
Передаточное отношение привода
uобщ = nном /nр = 1458/57,3 =25,4
Согласно Чернавский С.А. стр 7 средние значения u:
для зубчатых передач 2-6, ременных 2-4
/>
Пусть uцил=3, тогда />
Определяем кинематические параметры на каждом валу привода
Вал 1:
P1 = Pэд =9,48 кВт
n1 = nэд=1458 (об/мин);
T1 =9550*P1/n1 = 62,1 Н*м
/>
Вал 2:
P2 = P1*hрем*hподш =9,48*0,97*0,99 =9,1 кВт;
n2 = n1/uрем =1458/2,8 = 520,7 (об/мин);
T2 =T1* uрем*hрем*hподш = 167 Н*м
/>
Вал 3:
P3 = P2*hцил *hп =9,1*0,97*0,99 =8,74 кВт;
n3 = n2/uц = 520,7/3 = 173,6 (об/мин);
T3 =T2* uц *hцил*hп = 481 Н*м
/>
Вал 4:
P4 = P3 *hцил*hп =8,74*0,97*0,99 =8,39 кВт;
n4 = n3/uц = 173,6/3=57,87 (об/мин);
T4 = T3* uц *hцил*hп = 1386 Н*м
/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Вал 5:
P5 = P4 *hмуф*hп =8,2 кВт;
n5 = n4 = 57,87 (об/мин);
T5 = T4* hм *hп = 1358 Н*м
/>
Валы
n, об/мин
/>, рад/с
P, кВт
Т, Н*м
u
h
1
1458
152,6
9,48
62,1
-
-
2
520,7
54,5
9,1
167
2,8
0,94
3
173,6
18,2
8,74
481
3
0,94
4
57,87
6,06
8,39
1386
3
0,98
5
57,87
6,06
9,2
1358
-
Расчет цилиндрических зубчатых колес редуктора
Зубчатые передачи закрытые, заключенные в отдельный корпус.
В соответствии условию колесе изготовлены из Стали 40Х. Вид термообработки – улучшение. Шестерня — Сталь 40ХН, ТО – закалка. В соответствии гл. III табл.3.3. Чернавский С.А. твердость для шестерни 280 НВ, колесо 260 НВ.
3. Допускаемые контактные напряжения:
/>
По табл.3.2, глава III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев НВ
/>
При длительной эксплуатации коэффициент долговечности KHL=1; коэффициент безопасности />
Для косозубых зубчатых колес: />--PAGE_BREAK--
Для шестерни: />МПа
Для колеса: />
Расчетное допустимое контактное напряжение:
/>МПа
/>
за />принято />
080402 КП 03.00.00. ПЗ
4.Т. к. колеса расположены симметрично, то по т 3.1. стр.32 />
и коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию />
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
/>мм
по ГОСТ 2185-66 />=160 мм
/>мм
по ГОСТ 2185-66 />=224 мм
5. Нормальный модуль зацепления
/>
/>мм
/>мм
принимаем по ГОСТ 9563-60* />мм, />мм.
6. Угол наклона зубьев β=10°
Определим число зубьев шестерни и колеса
1). />принимаем />=31
/>
Уточняем угол наклона зубьев
/>
/>
2). />принимаем />=36
/>
Уточняем угол наклона зубьев
/>
/>
7. Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры делительные:
1). />(мм)
/>(мм)
080402 КП 03.00.00. ПЗ
2). />(мм)
/>(мм)
Проверка: />(мм)
8. Диаметры вершин зубьев
1). />мм
/>мм
2). />мм
/>мм
9. Ширина колеса
1). />мм
2). />мм
Ширина шестерни
1). />мм
2). />мм
10. Коэффициент ширины шестерни по диаметру
1). />
2). />
11. Окружная скорость колес и степень точности передачи
1). />м/с
2). />м/с
Принимаем 8-ю степень точности.
12. Коэффициент нагрузки
/>
Значение />в таблице 5 стр 39
1). />=1,03
2). />=1,03
Значение />в таблице 4 стр 39
1). />=1,09
2). />=1,06
Значение />в таблице 6 для косозубых колес стр.40
1). />=1
2). />=1
080402 КП 03.00.00. ПЗ
1). />=1,12
2). />=1,09
13. Проверка контактных напряжений
/>МПа
/>
/>МПа
/>
14. Силы, действующие в зацеплении
окружная:
1). />кН
2). />кН
радиальная:
1). />Н
2). />Н
осевая:
1). />Н
2). />Н
15. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
/>
/> — коэффициент нагрузки
По табл.3.7 при />, />=1,08
По табл.3.8 />=1,25
/>
/> — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев />:
для шестерни стр.42
1). />/>
2). />/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
для колеса
1). />/>
2). />/>
Допускаемое напряжение:
/>
по табл.3.9 />НВ
Для шестерни />МПа; для колеса />МПа
/> — коэффициент безопасности, т.к />=1, то />
Допускаемые напряжения:
для шестерни />МПа
для колеса />МПа
Находим отношения />
для шестерни:
1). />
2). />
для колеса:
1). />
2). />
Расчеты ведем для шестерней первого и второго зацеплений:
1). />
2). />
/>для средних значений коэффициента торцового перекрытия />и 8-й степени точности />
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Проверяем прочность зуба:
1). />
/>Па =288 Мпа
2). />Па =288 Мпа
Условиепрочности выполнено.
Предварительный Расчёт Валов
1. Материал Сталь 40Х ГОСТ 4548-71
Принимаем допускаемое напряжение
/>
БЫСТРОХОДНЫЙ:
2. Диаметр выходного конца вала (под шкив)
/>
Из расчётов />
/>
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда
ГОСТ 6636-69 />
Длина ступени />
Диаметр под уплотнение крышки с отверстием и подшипник продолжение
--PAGE_BREAK--
/>
где t=2.5. – высота буртика (Шейнблит, стр.109)
/>
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда
ГОСТ 6636-69 />
/>
Диаметр под шестерню:
/>
где r=3 – координата фаски подшипника
/>
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда
ГОСТ 6636-69 />
/>определяется графически по эскизной компоновке
В=69(мм) – ширина шестерни
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Под подшипник
/>
/>=B=19(мм) – для шариковых подшипников.
Тихоходный.
Диаметр выходного конца вала (под шкив)
/>
Из расчётов />
/>
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда
ГОСТ 6636-69 />
Длина ступени />
Диаметр под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
/>
где t=3.5. – высота буртика (Шейнблит, стр.109)
/>
/>
Диаметр под колесо:
/>
где r=3,5 – координата фаски подшипника
/>
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда
ГОСТ 6636-69 />
/>определяется графически по эскизной компоновке
В=89,6(мм) – ширина колеса
Под подшипник
/>
/>=B=28(мм) – для шариковых подшипников.
/>/>080402 КП 03.00.00. ПЗ
Выбор и проверка долговечности подшипника.
Диаметр первого колеса (колеса быстроходной передачи) – 245 мм;
Диаметр второго колеса (шестерни тихоходной передачи) – 118 мм.
Силы, действующие в зацеплении, быстроходная передача.
Окружная – Ft=2T2/d1=/>1363,2 H
Радиальная – Fr= Ft*/>=1363,2*/>=512,4 Н
Осевая – Fa=Ft*tgb=1363,2*0,259=353,1 Н
Силы, действующие в зацеплении, тихоходная передача.
Окружная – Ft=2T4/d1=/>23491,2 H
Радиальная – Fr= Ft*/>=23491,2*/>=8860 Н
Осевая – Fa=Ft*tgb=23491,2*0,2773=6523,2 Н.
Промежуточный вал.
Определение реакций в подшипниках.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Дано:
/>/>/>/>/>
1. Вертикальная плоскость.
Определяем опорные реакции
/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
/>
Проверка:
/>
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в сечениях 1. .4
/>
/>
/>
/>
/>
/>
2. Горизонтальная плоскость.
Определим опорные реакции
/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
/>
Проверка:
/>
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в сечениях 1. .4
/>
/>
3. Строим эпюру крутящих моментов.
/>
4. Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.
/>
/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Подшипник Качения
В соответствии с Шейнблит (стр.111):
Левый подшипник:
Подшипник радиальный шариковый однорядный
Серия особо лёгкая.
Схема установки — с одной фиксирующей стороной.
Типоразмер 111.
Правый подшипник:
Подшипник радиально-упорный роликовый конический однорядный
Серия особо лёгкая.
Схема установки — враспор.
Типоразмер 7111.
Геометрические параметры:
Левый подшипник:
d=55мм
D=90мм
B=18мм
r=2мм
Правый подшипник:
d=55мм
D=90мм
B=23мм
r=2мм
Статистические параметры:
Грузоподъёмность:
Левый подшипник:
Динамическая C=28,1кН
Статическая Сo=17,0кН
Правый подшипник:
Динамическая C=57кН
Статическая Сo=45,2кН
Номинальная долговечность (ресурс) шарикоподшипника:
/>
С — динамическая грузоподъёмность;
Р — эквивалентная нагрузка;
Т. к. />, то эквивалентная нагрузка:
/>
V-коэффициент; при вращении внутреннего кольца V=1;
080402 КП 03.00.00. ПЗ
В соответствии с табл.9.18, 9. 19 (Чернавский С.А., стр.212)
/>=0,56 />
/>=1,99 />=1,49
/>
/>
/>
Расчётная долговечность:
/>627(млн. об)
/>1266(млн. об)
Расчетная долговечность:
/>
/>
Быстроходный вал.
Определяем реакции опор.
/>
/>/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
/>
Подшипник Качения
В соответствии с Шейнблит (стр.111):
Левый и правый подшипник:
Подшипник радиальный шариковый однорядный
Серия лёгкая.
Схема установки — с одной фиксирующей стороной.
Типоразмер 209 ГОСТ8338-75.
Геометрические параметры:
d=45мм
D=85мм
B=19мм
r=2мм
080402 КП 03.00.00. ПЗ продолжение
--PAGE_BREAK--
Статистические параметры:
Грузоподъёмность:
Динамическая C=33,2кН
Статическая Сo=18,6кН
Номинальная долговечность (ресурс) шарикоподшипника:
/>
С — динамическая грузоподъёмность;
Р — эквивалентная нагрузка;
Т. к. />, то эквивалентная нагрузка:
/>
V-коэффициент; при вращении внутреннего кольца V=1;
В соответствии с табл.9.18, 9. 19 (Чернавский С.А., стр.212)
/>=0,56
/>=1,99
/>/>
Расчётная долговечность:
/>24673(млн. об)
Расчетная долговечность:
/>
Тихоходный вал.
Определяем реакции опор.
/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
/>
/>
/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Подшипник Качения
В соответствии с Шейнблит (стр.111):
Левый и правый подшипник:
Подшипник радиальный шариковый однорядный
Серия лёгкая.
Схема установки — с одной фиксирующей стороной.
Типоразмер 217 ГОСТ8338-75.
Геометрические параметры:
d=85мм
D=150мм
B=29мм
r=3мм
Статистические параметры:
Грузоподъёмность:
Динамическая C=83,2кН
Статическая Сo=53,0кН
Номинальная долговечность (ресурс) шарикоподшипника:
/>
С — динамическая грузоподъёмность;
Р — эквивалентная нагрузка;
Т. к. />, то эквивалентная нагрузка:
/>
V-коэффициент; при вращении внутреннего кольца V=1;
В соответствии с табл.9.18, 9. 19 (Чернавский С.А., стр.212)
/>=0,56
/>=1,99
/>
/>
Расчётная долговечность:
/>74(млн. об)
Расчетная долговечность:
/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Уточненный расчет валов.
Промежуточный вал.
Вал 3, Сечение 1 (А–А)
Материал вала – сталь 40Х, sВ=600 Мпа (по табл.3.3). Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Крутящий момент T=481 Н*м
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43*sв=0,43*600=258 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58*s-1=150 МПа.
Изгибающие моменты
/>
/>
Результирующий изгибающий момент:
/>/>=331119 />
Моменты сопротивления сечения нетто (d=65 мм; b=16 мм; t1=6 мм):
а) Момент сопротивления кручению:
б) Момент сопротивления изгибу:
/>
Амплитуда номинальных напряжений изгиба:
/>/>, sm=0.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>/>
По таблицам 8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: />.
Определим коэффициенты запаса прочности:
/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Общий коэффициент запаса прочности:
/>/>
Условие соблюдено.
Вал 3, Сечение 1 (Б–Б)
Материал вала – сталь 40Х, sВ=600 Мпа (по табл.3.3).
Крутящий момент T=481 Н*м
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43*sв=0,43*600=258 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58*s-1=150 МПа.
Изгибающие моменты
M¢= Dx4*60=326640/>
M¢¢= Dy4*60+Fa3*59=464877 />
Результирующий изгибающий момент:
/>/>=657604 />
Моменты сопротивления сечения нетто (d=65 мм; b=16 мм; t1=6 мм):
а) Момент сопротивления кручению:
б) Момент сопротивления изгибу:
/>
Амплитуда номинальных напряжений изгиба:
/>/>, sm=0.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>/>
По таблицам 8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: />.
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Определим коэффициенты запаса прочности:
/>
Общий коэффициент запаса прочности:
/>/>
Условие соблюдено.
Быстроходный вал.
Вал 2, Сечение 1 (А–А)
Материал вала – сталь 45, термообработка – улучшение, sВ=780 Мпа (по табл.3.3).
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43*sв=0,43*780=335 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58*s-1=193 МПа.
Моменты сопротивления сечения нетто (d=38 мм; b=16 мм; t1=6 мм):
а) Момент сопротивления кручению:
б) Момент сопротивления изгибу:
/>
Изгибающие моменты
M¢= Rx*54=36774/>
M¢¢= Ry*54+Fa*42,5=19878 />
Результирующий изгибающий момент:
/>/>=41802 />
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Амплитуда номинальных напряжений изгиба:
/>/>, sm=0.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: продолжение
--PAGE_BREAK--
/>/>
По таблицам 8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: />.
Определим коэффициенты запаса прочности:
/>
Общий коэффициент запаса прочности:
/>/>
Условие соблюдено.
Вал тихоходный.
Вал 4, Сечение 1 (А–А)
Материал вала – сталь 45, термообработка – улучшение, sВ=780 Мпа (по табл.3.3).
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43*sв=0,43*780=335 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58*s-1=193 МПа.
Моменты сопротивления сечения нетто (d=78 мм; b=20 мм; t1=7,5 мм):
а) Момент сопротивления кручению:
б) Момент сопротивления изгибу:
/>
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=105мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки М=/>
Амплитуда номинальных напряжений изгиба:
/>/>, sm=0.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>/>
По таблицам 8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: />.
Определим коэффициенты запаса прочности:
/>
Общий коэффициент запаса прочности:
/>/>
Условие соблюдено.
Вал 4, Сечение 1 (Б–Б)
Материал вала – сталь 45, термообработка – улучшение, sВ=780 Мпа (по табл.3.3).
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Крутящий момент T=1386 Н*м
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43*sв=0,43*780=335 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58*s-1=193 МПа.
Изгибающие моменты
M¢= Rx5*70=47705/>
M¢¢= Ry5*70+Fa2* 171=1143083 />
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Результирующий изгибающий момент:
/>/>=1144078/>
Моменты сопротивления сечения нетто (d=78 мм; b=20 мм; t1=7,5 мм):
а) Момент сопротивления кручению:
б) Момент сопротивления изгибу:
/>
Амплитуда номинальных напряжений изгиба:
/>/>, sm=0.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>/>
По таблицам 8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов:. />.
Определим коэффициенты запаса прочности:
/>
Общий коэффициент запаса прочности:
/>/>
Условие соблюдено.
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Проверка шпонок
Параметры шпонки взяты из табл.8.9 (стр.169 [1]).
Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удовлетворяться условие
/>
Для Быстроходного колеса.
Шпонка 20Х12Х63 ГОСТ 23360-78
/>
lp – рабочая длина шпонки; lp=l–b (для шпонки со скругленными торцами).
/>
Проверка на смятие:
/>
Проверка на срез:
/>
/>=130 Мпа; />/>
Условие удовлетворено.
Для Тихоходного колеса.
Шпонка 25Х14Х100 ГОСТ 23360-78
/>
/>
Проверка на смятие:
/>
Проверка на срез:
/>
/>=130 Мпа; />/>
Условие удовлетворено.
080402 КП 03.00.00. ПЗ
На Ведомый Шкив
Шпонка 10Х8Х50 ГОСТ 23360-78
/>
/>
Проверка на смятие:
/>
Проверка на срез:
/>
/>=130 Мпа; />/>
Условие удовлетворено.
Для МУВП на четвертом валу.
Шпонка 22Х14Х90 ГОСТ 23360-78
/>
/>
Проверка на смятие:
/>
Проверка на срез:
/>
/>=130 Мпа; />/>
Условие удовлетворено.
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки: d=0,0025а+3=0,025*250+1,5=7,75 мм,
принимаем d=8мм; d1=0,02*250+3=8, принимаем d1=8.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
Верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
/>
нижнего пояса корпуса:
/>принимаем p=20мм.
Внутренняя стенка корпуса:
Принимаем зазор между торцом шестерни внутренней стенкой А1=1,2d=12 мм.
Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=d=10 мм.
Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y=8¸12 мм. Принимаем 10 мм.
Согласно Цехнович «Атлас Деталей Машин».
Диаметр фундаментальных болтов
/>
Выбираем болты М16.
Отсюда диаметр под отверстие />
Диаметр стяжных болтов, которые соединяют корпус и крышку редуктора
Выбираем болты М16.
Толщина фланца (согл. атласа) (1,25dc+d) +(1,25dc+5) =(1.25*14+10) +(1.25*14+5) =50 мм.
Крышка подшипника на вал 3 согласно Цехнович «Атлас Деталей Машин» стр.43 – dБ=М8, количество – 6.
Сквозная крышка на вал 4 согласно Атласу — dБ=М12, количество – 6. высота головки винта – 8 мм + шайба толщиной 3,0 мм = 11 мм.
Сквозная крышка на вал 2 согласно Цехнович «Атлас Деталей Машин» — dБ=М8, количество – 4. высота головки винта – 5,5 мм + шайба толщиной 2,0 мм = 7,5 мм.
Толщина фланца под винты в фундамент – 1,5*dФ=24 мм.
Пробка для контроля и спуска смазки – М16Х1,5 по ГОСТ 9150-81 (Атлас стр.54).
Маслоуказатель жезловой – стр.55, табл.55. по диаметр 10 мм.
Сорт масла выбираем по табл.10.29 (Шейндблит) стр.241, в зависимости от контактного напряжения в зубьях и фактической окружной силы колес.
Отсюда – И-40-А 68 ГОСТ 17479.4-87.
Уровень масла:
hmin= 2,2m= 9,8 мм.
m
080402 КП 03.00.00. ПЗ
Список использованной литературы:
Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М. «Курсовое проектирование деталей машин» — 2-е издание, перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1987.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей Машин» — 4-е издание, перераб. и доп. – М.: Высш. Шк., 1985.
Иванов М.Н. «Детали Машин» — 5-е издание, перераб. и доп. – М.: Высш. Шк., 1991.
Шейндблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей Машин» — М.: Высш. Шк., 1991.
Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. «Расчеты деталей машин» — 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Высш. шк., 1986.
Орлов П.И. «Основы конструирования: справочно-методическое пособие» В 2-х кн. – изд.3-е, испр. – М.: Машиностроение, 1988.
080402 КП 03.00.00. ПЗ