NÁVRH VPUSTKY DVOUVÁLCOVÉ ROVNAČKY XRK 2-150

VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY

FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV VÝROBNÍCH STROJŮ, SYSTÉMŮ A ROBOTIKY FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF PRODUCTION MACHINES, SYSTEMS AND ROBOTICS

NÁVRH VPUSTKY DVOUVÁLCOVÉ ROVNAČKY XRK 2-150 DESIGN OF CENTRING GUIDES OF OBLIQUE STRAIGHTENING MACHINES XRK 2-150

BAKALÁŘSKÁ PRÁCE BACHELOR'S THESIS

AUTOR PRÁCE

JAN MAZÁNEK

AUTHOR

VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR

BRNO 2015

Ing. JIŘÍ OMES, Ph.D.

Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství Ústav výrobních strojů, systémů a robotiky Akademický rok: 2014/2015

ZADÁNÍ BAKALÁŘSKÉ PRÁCE student(ka): Jan Mazánek který/která studuje v bakalářském studijním programu obor: Základy strojního inženýrství (2341R006) Ředitel ústavu Vám v souladu se zákonem č.111/1998 o vysokých školách a se Studijním a zkušebním řádem VUT v Brně určuje následující téma bakalářské práce: Návrh vpustky dvouválcové rovnačky XRK 2-150 v anglickém jazyce: Design of Centring Guides of Oblique Straightening Machines XRK 2-150 Stručná charakteristika problematiky úkolu: Vpustka je součástí vstupního dopravníku a slouží ke správnému zavedení tyče do rovnačky. Vpustka se skládá z vodících pák ovládaných hydraulickými válci. Vzhledem ke křivosti tyče a její rotace musí být vodící páky odpruženy. Po zavedení tyče do rovnačky se vodící páky otevřou. Pro dopravu tyčí do rovnačky slouží poháněné prizmatické válečky. Základní technické údaje: Průměr tyčí 40-150 mm Délka tyčí 3-8 m Mez kluzu 1100 MPa Rychlost rovnání 30-60 m/min Úroveň rovnání + 1000 mm Cíle bakalářské práce: 1. Technickou zprávu s popisem funkce zařízení 2. Technický návrh sestavy vpustky včetně rozmístění poháněných dopravních válečků 3. Detailní návrh vpustky a dopravního válečku s pohonem. 4. Výpočet: - životnosti ložisek válečku - pevnosti hřídele válečku - pružin odpružení vodících pák vpustky Rozsah: 2A1

Seznam odborné literatury: 1. KAMELANDR, I.; Tvářecí stroje I. skriptum. Brno. VUT FS Brno 1989 2. KAMELANDR, I.; Tvářecí stroje II. skriptum. Brno. VUT FS Brno 1989 3. KAMELANDR, I.; Mechanizace a automatizace výrobních strojů - Tvářecí stroje III. skriptum. Brno. VUT FS Brno 1990 4. KAMELANDR, I.; Jednoúčelové stroje - Tvářecí stroje IV. skriptum. Brno. VUT FS Brno 1991 5. RUDOLF, B.; KOVÁČ, A.; Tvárniace stroje. ALFA. Bratislava 1979. 6. RUDOLF, B., KOPECKÝ, M. a kol.; Tvářecí stroje - Základy výpočtů a konstrukce. Praha. SNTL , ALFA 1979 7. RUDOLF, B.; Výrobní stroje a zařízení II. Skriptum. Praha. ČVUT Praha 1990 8. Drastík, F.: Výpočty v oboru kování a lisování. SNTL Praha, 1972 9. ČSN 210001 - Tvářecí stroje - všeobecné požadavky

Vedoucí bakalářské práce: Ing. Jiří Omes, Ph.D. Termín odevzdání bakalářské práce je stanoven časovým plánem akademického roku 2014/2015. V Brně, dne 21.11.2014 L.S.

_______________________________ doc. Ing. Petr Blecha, Ph.D. Ředitel ústavu

_______________________________ doc. Ing. Jaroslav Katolický, Ph.D. Děkan fakulty

Abstrakt Cílem této bakalářské práce bylo navrhnout zaváděcí zařízení – vpustku pro kosoúhlou válcovou rovnačku XRK 2–150 určenou k rovnání kruhových tyčí s průměry od 40 mm do 150 mm. σávrh byl koncipován jako modifikace vpustky rovnačky XRK 2–180, s ohledem na úpravu odpružení vodicích pák. Klíčová slova: Rovnačka, vpustka, odpružení, kruhové tyče, talířové pružiny

Abstract The aim of this bachelor thesis was design of new entering guide for oblique straightening machine XRK 2–150. Straightening machine is capable of straightening bars with diameter range from 40 mm to 150mm. New guide was designed as a modification of XRK 2–180 entering guide, with accent on better cushioning. Key words: Straightening machine, entering guide, cushioning, round bars, Belleville springs

Bibliografická citace MAZÁσEK, J. Návrh vpustky dvouválcové rovnačky XRK 2-150. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, 2015. 42 s. Vedoucí bakalářské práce Ing. Jiří τmes, Ph.D.

Čestné prohlášení Tímto prohlašuji, že tato bakalářská práce je mým původním dílem, vypracovaným samostatně, pod vedením pana Ing. Jiřího τmese, Ph.D. a s použitím literatury uvedené v seznamu zdrojů.

V Brně dne…………….

Jan Mazánek

Poděkování Tímto bych chtěl poděkovat panu Ing. Jiřímu τmesovi Ph.D. za vedení práce, panu Ing. Josefu Dvořákovi za zprostředkování, panu Ing. Petru Burianovi za zasvěcení do problematiky a Ing. Josefu Hudečkovi za rady při zpracování. Dále bych chtěl poděkovat své rodině za podporu a trpělivost.

Ústav výrobních strojů, systémů a robotiky

BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 9

OBSAH 1 ÚVτD................................................................................................................. 11 2

TECHσICKÁ ZPRÁVA ....................................................................................... 12 2.1

2.1.1

Válcové rovnačky s rovnoběžnými válci ................................................ 12

2.1.2

Profilové rovnačky ................................................................................. 12

2.1.3

Kosoúhlé válcové rovnačky ................................................................... 13

2.1.4

Rovnací lisy ........................................................................................... 13

2.3

3

Rozdělení rovnaček ..................................................................................... 12

Zaváděcí zařízení – vpustka ........................................................................ 14

2.3.1

Tubusové ............................................................................................... 14

2.4.1

Čelisťové ............................................................................................... 15

σÁVRH DτPRAVσÍHτ VEDEσÍ A VÁLEČKU .................................................. 17 3.1

σávrh rozmístění dopravních válečků .......................................................... 17

3.2

σávrh tvaru dopravního válečku .................................................................. 17

3.3

σávrh hřídele dopravního válečku ............................................................... 18

3.3.1

Výpočet vertikální síly na váleček .......................................................... 18

3.3.2

Výpočet krouticího momentu na hřídeli ................................................. 18

3.3.3

VVÚ navrhované hřídele ....................................................................... 19

3.3.4

Kontrola hřídele vzhledem k meznímu stavu únavového porušování .... 20

3.3.5

Stanovení součinitele únavové bezpečnosti .......................................... 23

3.4

σávrh rozměrů per těsných .......................................................................... 23

3.4.1

Rozměry per .......................................................................................... 23

3.4.2

Dovolený tlak ......................................................................................... 23

3.4.3

Minimální délky per................................................................................ 23

3.5

Volba ložisek a výpočet životnosti ................................................................ 24

3.5.1

Určení radiálního zatížení ložisek .......................................................... 24

3.5.2

Výpočet otáček pro maximální požadovanou dopravní rychlost ............ 24

3.5.3

Výpočet hodinové životnosti ložisek ...................................................... 24

3.6

σávrh pohonu válečků ................................................................................. 25

3.6.1

Minimální výstupní moment ................................................................... 25

3.6.2

Výstupní otáčky ..................................................................................... 25

3.6.3

Součinitel zatížení ................................................................................. 25

3.6.4

Součinitel plynulosti provozu ................................................................. 25

3.6.5

Součinitel provozní doby ....................................................................... 25

3.6.6

Součinitel pohonu .................................................................................. 25

3.6.7

Provozní součinitel ................................................................................ 25

3.6.8

τrientační hodnota potřebného výkonu ................................................. 25

Ústav výrobních strojů, systémů a robotiky Str. 10

BAKALÁ SKÁ PRÁCE

3.6.9 3.6.10 4

Volba motoru a převodovky ................................................................... 26 Výpočet hodinové životnosti nových ložisek ...................................... 27

σÁVRH VPUSTKY............................................................................................. 28 4.1

Rozložení působení sil při různých úhlech natočení .................................... 29

4.2

Silová rovnováha: ........................................................................................ 30

4.3

Momentová rovnováha: ............................................................................... 30

4.4

Výsledné zatížení pístnice a čepu:............................................................... 30

4.6

τdpružení hydraulických válců .................................................................... 31

4.8.1

Parametry pro výpočet .......................................................................... 33

4.8.2

Stanovení parametrů referenčního odpružení pro XRK 2–180 ............. 34

4.8.3

σávrh odpovídajícího odpružení pro XRK 2–150 .................................. 35

5

Závěr.................................................................................................................. 36

6

Seznam použité literatury .................................................................................. 37


BAKALÁ SKÁ PRÁCE 1 ÚVOD

Str. 11

Rovnačky jsou stroje určené k rovnání výchozího materiálu na požadovanou přesnost. Při tomto rovnání se v rovnaném materiálu vyvolává napětí překračující mez pružnosti, aby bylo dosaženo plastizace. Pro finální rovnání tyčí kruhového průřezu, zhotovovaných válcováním za tepla či protahováním přes průvlak se užívají kosoúhlé rovnačky, které se dělí na dvouválcové a víceválcové. Vzhledem k tomu, že konfigurace válců dvouválcových rovnaček není schopná vedení materiálu, je nutné použít vodicí pravítka. K navedení materiálu mezi rovnací válce při vstupu do rovnačky slouží vpustka umístěná na konci dopravníku nebo přímo na vstupní straně rovnačky.


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

2 TECHNICKÁ ZPRÁVů 2.1 ROZD

LENÍ ROVNůČEK

2.1.1 Válcové rovnačky s rovnoběžnými válci Slouží k rovnání plechu. Krajní válce slouží k zavádění a vytahování materiálu. Vnitřní kazeta válců se skládá z většího počtu válců. Spodní válce kazety jsou pevné, horní jsou stavitelné výškově a naklopitelné kolem osy rovnoběžné se směrem toku materiálu.

Obr. 2.1: Rovnačka plechu [8] 2.1.2 Profilové rovnačky K rovnání profilů tvaru L, T a dalších. Používají se kalibrované válce podle tvaru rovnaného profilu.

Obr. 2.2: Profilová rovnačka [9]


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 13

2.1.3 Kosoúhlé válcové rovnačky Používají se k rovnání tyčí s kruhovým průřezem a trubek. Můžeme je dále rozdělit na dvouválcové a víceválcové. U víceválcových rovnaček je tyč rovnána pomocí několika průhybů. Síly působící na jednotlivé průhybové válce jsou díky tomu menší, než je tomu u dvouválcových rovnaček. Spodní válce jsou poháněné, úhlově stavitelné. Horní rovnací válce jsou rovněž úhlově stavitelné, ale přítomnost pohonu zde není pravidlem. U dvouválcových rovnaček jsou oba válce – spodní i horní – poháněné. Spodní válec má vypouklý tvar, horní je vydutý, aby mezi nimi mohlo dojít k potřebnému průhybu materiálu a tím ke vzniku plastických deformací.

Obr. 2.3: Kosoúhlá víceválcová rovnačka [10] 2.1.4 Rovnací lisy Určeny zejména k rovnání rozměrných výrobků, železničních os a k předrovnání materiálu s velkými deformacemi, který je následně hotovně rovnán na válcových rovnačkách. τproti předcházejícím typům mají velmi nízkou produktivitu.

Obr. 2.4: Rovnací lis [11]


2.2 ZůVÁD

BAKALÁ SKÁ PRÁCE CÍ Zů ÍZENÍ – VPUSTKA

Vpustky používané firmou ŽĎAS můžeme rozdělit na dva základní druhy:  Tubusové  Čelisťové 2.2.1 Tubusové Tubusové vpustky s výměnnou koncovkou podle průměru rovnaného materiálu jsou konstrukčně nejjednodušším typem. K navedení materiálu slouží tubus zakončený zúžením. Vnitřní průměr vpustky je osazen výměnným obložením z plastu, které zamezuje poškození povrchu rovnaného materiálu. Vpustka může být doplněna o ochranný válec, který se vysunuje směrem k volnému konci materiálu a zabraňuje jeho zamotání do dopravníku (v případě dlouhých tyčí o malém průměru je nutno volný konec co nejvíce minimalizovat). σevýhodou těchto vpustek je absence odpružení, která vede k velkému opotřebení obložení a nutnost ruční výměny koncovky při změně rovnaného průměru. Jsou proto vhodné spíše pro menší průměry, kdy rázy způsobené rotací nenarovnané části materiálu nejsou silné a pro provozy, kde nedochází k častým změnám rovnaných průměrů.

Obr. 2.5: Tubusová vpustka s ochranným válcem


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 15

2.2.2 Čelisťové σa rozdíl od tubusových vpustek není nutné při změně rovnaného průměru čelisťové vpustky manuálně upravovat. Tuto funkci obstarají stavěcí hydraulické válce. Je ovšem nutné použití snímačů polohy čelistí, které zajistí spolu s řídicí jednotkou správné nastavení čelistí na požadovaný průměr. Toto řešení je proto dražší a vhodné pro rovnačky, u kterých se předpokládá větší rozsah rovnaných průměrů. Tříčelisťové vpustky jsou tvořeny třemi segmenty, které jsou svírány hydraulickými válci. Tyto segmenty jsou opět opatřeny obložením z plastu, které zabraňuje poškození rovnaného materiálu. Válce jsou odpružené talířovými pružinami, které snižují nežádoucí účinky rázů od zavedeného rovnaného materiálu ve chvíli, kdy už je materiál rovnán, ale vpustka ještě není rozevřena. K rozevření dochází po zavedení materiálu mezi rovnací válce, které je indikováno čidly. Toto rozevření ovšem není okamžité, a tak je vpustka namáhána ještě po určitou dobu. Jsou umisťovány přímo na vstupní stranu rovnačky.

Obr. 2.6: Tříčelisťová vpustka


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Dvoučelisťová vpustka je tvořena dvěma pákami, které jsou svírány odpruženými hydraulickými válci. σa pákách je opět obložení, v tomto případě ale z otěruvzdorného materiálu HARDτX. τproti tříčelisťové vpustce je konstrukčně jednodušší. Další výhodou je plynulejší náběžná hrana. Zaváděný materiál je tak nasměrován mezi vodicí pravítka s dostatečnou přesností a zároveň s menším rizikem nežádoucích jevů, jako je zpomalení zavádění v důsledku nárazu na náběžnou hranu. Zařízení je umisťováno na konec dopravníku. Vpustka, resp. zejména hlavní čepy pák, jsou opět nejvíce namáhány těsně po zavedení materiálu mezi rovnací válce. K minimalizaci tohoto namáhání je nutno vhodně zvolit kinematické uspořádání sestavy hlavní čep - páka - pístnice a taktéž tuhost odpružení hydraulických válců.

Obr. 2.7: Rovnačka XRK 2-180 s dvoučelisťovou vpustkou


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 17

3 NÁVRH DOPRůVNÍHO VEDENÍ ů VÁLEČKU 3.1 NÁVRH ROZMÍST

NÍ DOPRůVNÍCH VÁLEČK

Obr. 3.1: Rozmístění dopravních válečků Dopravní válečky slouží k urychlení rovnaného materiálu a jeho dopravení mezi válce rovnačky. Vzdálenost válečků byla zvolena tak, aby byl zaváděný materiál ve všech případech podepřen minimálně třemi válečky, což zajistí dostatečnou stabilitu vedení.

3.2 NÁVRH TVůRU DOPRůVNÍHO VÁLEČKU

Při návrhu tvaru dopravního válečku jsem vycházel z podkladů dodaných firmou ŽĎAS a.s. Tvar válečku musí zaručit dostatečné vedení materiálu. Zaoblení R75 ve středu válečku bylo voleno dle největšího průměru dopravovaného materiálu tak, aby styčný bod ležel na nejmenším vnějším průměru.

Obr. 3.2:Návrh tvaru dopravního válečku


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

3.3 NÁVRH H

ÍDELE DOPRůVNÍHO VÁLEČKU

Hřídel navrhujeme pro teoreticky největší zatížení, ke kterému v provozu dochází. Předpokládáme tedy rovnaný materiál o maximálním průměru a největší možné délce, který v důsledku křivosti alespoň v některém okamžiku leží pouze na dvou válečcích. S touto hodnotou dále počítám. Předpokládám rovnoměrné zatížení válečků. Skutečná nerovnoměrnost zatížení bude zohledněna v míře naddimenzování. 3.3.1 Výpočet vertikální síly na váleček Délka materiálu

lmax  8000mm

Hmotnost tyče p i maximálním zatížení

mmax    l max 

d max (0,15m) 2    7850kg  m 3  8m     1109,8kg 4 4 2

(1)

Tíhová síla p i maximálním zatížení

FG _ max_ zat  mmax  g  1109,8kg  9,81m  s 2  10887,1N

(2)

Vertikální síla na jeden váleček

Fy _ max_ zat 

FG _ max_ zat 2



10887,1N  5443,6 N 2

(3)

3.3.2 Výpočet krouticího momentu na h ídeli Pro výpočet vycházíme z předpokladu, že maximální využitelný moment bude takový, při kterém bude síla přenášená na dopravovaný materiál rovna klidové třecí síle. Součinitel klidového t ení pro styk ocel-ocel

f 0  0,15

T ecí síla ve styku

FT 0  f 0  Fy _ max_ zat  0,15  5443,6 N  816,5N

M K 0  FT 0  Rvál  816,5N  0,1m  81,65N.m

(4)

Odpovídající krouticí moment

(5) V případě rovnoměrného zatížení válečků dojde při vyšším momentu k prokluzu, tření se skokově sníží a tím i využitelný moment.


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 19

3.3.3 VVÚ navrhované h ídele

Obr. 3.3: VVÚ navrhované hřídele σejnamáhanější oblasti leží v místech uložení válečku (body C a D). Působí zde tíhové zatížení dopravovaného břemene, tíha vlastního válečku a reakční síla při urychlování tyčí. Podle těchto bodů dále navrhujeme minimální průměr hřídele. Materiál na výrobu volíme ocel 11 600 s Re=300 MPa. σávrhový součinitel kn volíme 2,5. mvál  100kg TMAX 

( Fy _ max_ zat  mvál  g ) 2  FT20

TMAX  3238,1N

2



(5443,6 N  100kg  9,81m  s 2 ) 2  (816,5 N ) 2 2

FrA  FrB  TMAX  3238,1N M O  FrA  a  3238,1N  0,06m  194,3N  m

(6) (7) (8)

M K  M K 0  81,65N  m

(9)

d min  3

16  k n  2 4  M O  3  M K 2

  Re

2

16  2,5  2 4  (194,3N  m) 2  3  (81,65 N  m) 2   300MPa  2,6mm

d min  3

d min

(10) Vzhledem k velikosti dopravního válečku volíme z důvodu proporční vyrovnanosti konstrukce minimální průměr hřídele d=30 mm.


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

3.3.4 Kontrola h ídele vzhledem k meznímu stavu únavového porušování

Obr. 3.4: Návrh tvaru hřídele dopravního válečku Kontrolu bezpečnosti provedeme ve dvou nebezpečných místech – nejdříve v místě osazení (A) a následně v místě drážky (B) pro pero sloužící ke spojení s válečkem. Hodnoty napětí – oba body leží v těsné blízkosti působení zatěžujících sil. Pro zjednodušení tedy uvažujeme následující stav. 32  M O 32  194300 N  mm  73,3MPa  a_ A  a_B  (11)  d3   (30mm) 3  a _ A   a _ B  0MPa (12)  m _ A   m _ B  0MPa (13) 16  M K 16  81350 N  mm  m_ A   m_ B    15,34MPa (14)  d3   (30mm) 3

Obr. 3.5: Detail osazení Rozměry DA=40 mm dA=30 mm rA=2,5 mm


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 21

Součinitelé tvaru    1,6

  1,4

Heywood v parametr pro osazení 139 139MPa a   0,232 Rm 600MPa

(15)

Součinitelé vrubu

 o _ A  k _ A 

 1,6   1,442 2  (   1) a 1  2  (1,6  1)  0,232 1  1,6 2,5  r

 1,4   1,292 2  (   1) a 1  2  (1,4  1)  0,232 1  1,4 2,5  r

 _ B  1,74  _ B  1,54 Redukovaná napětí dle HMH

(16)

(17)

 a _ red _ A  ( _ A   a _ A ) 2  ( _ A  3   a _ A ) 2  (1,442  73,3MPa ) 2  (1,292  3  0MPa ) 2

 a _ red _ A  105,7MPa

(18)

 m _ red _ A  59,5MPa

(19)

 a _ red _ B  127,5MPa

(20)

 m _ red _ B  70,9MPa

(21)

 m _ red _ A  ( _ A   m _ A ) 2  ( _ A  3   m _ A ) 2  (1,442  0MPa ) 2  (1,292  3  15,34MPa ) 2

 a _ red _ B  ( _ B   a _ B ) 2  ( _ B  3   a _ B ) 2  (1,74  73,3MPa ) 2  (1,54  3  0MPa ) 2

 m _ red _ B  ( _ B   m _ B ) 2  ( _ B  3   m _ B ) 2  (1,74  0MPa ) 2  (1,54  3  15,34MPa) 2


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Stanovení reálné meze únavy Mez únavy referenčního vzorku  co  0,504  Rm  0,504  600MPa  302,4MPa

(22)

Součinitel vlivu jakosti povrchu – povrch bude v obou místech obráběn, tomu odpovídají koeficienty a1, b1 a1  4,51 b1  0,265 (23) k a _ A  k a _ B  a1  Rmb1  4,51  (600MPa) 0, 265  0,82 Součinitel vlivu velikosti tělesa – oba průměry hřídele se nachází v rozmezí 2,79≤d≤51 mm, čemuž odpovídá součinitel 0,107 (24) k b _ A  1,24  d A  1,24  (30mm) 0,107  0,86 k b _ B  1,24  DA

0,107

 1,24  (40mm) 0,107  0,84

(25)

Součinitel zp sobu zatěžování – dominantní zatěžování je ohyb a krut, čemuž odpovídají koeficienty kc _ A  kc _ B  1 (26) Součinitel vlivu teploty – předpokládáme provoz za normálních teplot kd _ A  kd _ B  1

(27)

Součinitel spolehlivosti – volíme spolehlivost ř0% k e _ A  k e _ B  0,897

(28)

Součinitel zahrnující další vlivy – nepředpokládáme výrazný vliv kf _A  kf _B 1

(29)

Reálné meze únavy

 co' _ A  k a _ A  kb _ A  kc _ A  k d _ A  ke _ A  k f _ A   co  0,82  0,86 11 0,897 1 302,4MPa '  co _ A  191,3MPa

(30)

 co' _ B  k a _ B  kb _ B  kc _ B  k d _ B  ke _ B  k f _ B   co  0,82  0,84 11 0,897 1 302,4MPa

 co' _ B  186,8MPa

(31)


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 23

3.3.5 Stanovení součinitele únavové bezpečnosti ku _ A  ku _ B 

 a _ red _ A  m _ red _ A  Rm  co' _ A 1

 a _ red _ B  m _ red _ B  Rm  co' _ B 1

3.4 NÁVRH ROZM

 

1

 1,53

(32)

1

 1,25

(33)

105,7 MPa 59,5MPa  191,3MPa 600MPa 127,5MPa 70,9MPa  186,8MPa 600MPa

R PER T SNÝCH

Pro přenos krouticího momentu z výstupu převodovky elektromotoru na hřídel a následně z hřídele na váleček slouží pera těsná. Předpokládáme, že zakládání materiálu způsobí velké rázy. Zatížení je jednosměrné. 3.4.1 Rozměry per bA  8mm hA  7mm t1 _ A  2,9mm

t A  4,1mm d A  30mm

bB  12mm hB  8mm t1 _ B  3,1mm

t B  4,9mm d B  40mm

3.4.2 Dovolený tlak p0  150MPa

p D  0,6  p0  0,6  150MPa  90MPa

3.4.3 Minimální délky per 2Mk 2  81650 N  mm  bA   8mm  28,86mm l min_ A  2,9mm  90MPa  30mm t1 _ A  p D  d A

l min_ B 

2 Mk 2  81650 N  mm  bB   12mm  26,6mm t1 _ B  p D  d B 3,1mm  90MPa  40mm

Pro místo A volím pero Ře7x7x32 a pro místo B pero 12e7xŘx32 dle [5]

(34) (35)

(36) (37)


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

3.5 VOLBů LOŽISEK ů VÝPOČET ŽIVOTNOSTI

Dle průměru hřídele a způsobu zatěžování volíme ložisko 6206-2RS1/W64H. Jedná se o radiální jednořadé kuličkové ložisko s plastickým mazivem pro nízké otáčky, utěsněné z obou stran.

Obr. 3.6: Kuličkové ložisko 6206-2RS1/W64 [12] 3.5.1 Určení radiálního zatížení ložisek Ložiska jsou při provozu zatěžována dominantně v radiálním směru, a to silou vyvolanou tíhou dopravovaného materiálu a samotného válečku a při urychlování materiálu také reakcí na třecí sílu mezi válečkem a urychlovanou tyčí. FR 

( Fy _ max_ zat  mvál  g ) 2  FT20

FR  3238,1N

2



(5443,6 N  100kg  9,81m  s 2 ) 2  (816,5 N ) 2 2

(38)

3.5.2 Výpočet otáček pro maximální požadovanou dopravní rychlost vmax  60m  min 1

nmax 

vmax 60m  min  95,5 min 1  2    Rvál 2    0,1m 1

(39) (40)

3.5.3 Výpočet hodinové životnosti ložisek

10 6 10 6  20,3kN  C   43000hod       1  P  nmax  60  3,2381kN  95,5 min  60 a

L10h

3

(41)


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 25

3.6 NÁVRH POHONU VÁLEČK

Výběr elektromotoru a převodovky byl proveden na základě požadovaného výstupního momentu, výstupních otáček a pracovního režimu. Provozní součinitele byly určeny dle postupu TOS Znojmo [14]. Zvolena čelní převodovka TNC. 3.6.1 Minimální výstupní moment M 2  M K  81,65N  m

(42)

3.6.2 Výstupní otáčky n2  95,5 min 1

(43)

3.6.3 Součinitel zatížení S1  1,5 pro nestejnoměrný provoz, silné rázy a velkou urychlovanou hmotu

(44)

3.6.4 Součinitel plynulosti provozu S 2  1,5 (45) vyjadřuje počet sepnutí běhen jedné hodiny (500-1000) Motor dopravníku se spíná pouze v době od podání materiálu podavačem ze zásobníku do zavedení do rovnačky, následně jsou válečky odstaveny a motor vypnut. 3.6.5 Součinitel provozní doby (46) S 3  0,8 vyjadřuje počet sepnutí za den Vzhledem k předpokládanému nepřetržitému provozu volíme nejnižší hodnotu. 3.6.6 Součinitel pohonu S 4  1,0 volíme elektromotor bez brzdy

(47)

3.6.7 Provozní součinitel S m  S1  S 2  S 3  S 4  1,5  1,5  0,8  1,0  1,8

(48)

3.6.8 Orientační hodnota pot ebného výkonu M 2  n2  100 81,65 N  m  95,5 min 1  100 P1    0,91kW 9550  9550  90 Stanoveno pro převodovku s účinností ř0%.

(49)


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

3.6.9 Volba motoru a p evodovky Převodovka byla vybrána z katalogu TτS Znojmo dle požadovaných parametrů, ve spojení s motorem o výkonu nejblíže vyšším než je orientační hodnota, tj. 1,1kW.

Obr. 3.7:Převodovky TNC [15]

Obr. 3.8: Motory k převodovkám TNC [16] Zvolena dvoustupňová převodovka TσC 22122 s čtyřpólovým elektromotorem Siemens typ ř0S 4, 1,1kW. Převodovka je osazena přírubou pro uchycení na konzolu válečku.


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 27

Obr. 3.9: Základní rozměry převodovky [17]

Obr. 3.10: Připojovací rozměr výstupního hřídele převodovky [18] Vzhledem k průměru otvoru výstupního hřídele převodovky je nutné upravit návrh hřídele dopravního válečku. Jedná se o zvětšení malého průměru s drážkou pro pero z 30 mm na 35 mm. S tím je spojena i změna ložiska a pera. Místo pera Ře7x7x32 bude použito pero 10e7xŘx32. σově zvolené ložisko je 6007-2RS1/W64.

Obr. 3.11: Parametry nového ložiska [13] 3.6.10 Výpočet hodinové životnosti nových ložisek

10 6 10 6  16,8kN  C   24373hod  L10h _ 2       1  P  nmax  60  3,2381kN  95,5 min  60 σově zvolené ložisko vyhovuje. a

3

(50)


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

4 NÁVRH VPUSTKY

Tvar čelistí vpustky musí být navržen tak, aby zajistil co nejplynulejší a dostatečně přesné navedení materiálu mezi rovnací válce. Pro správné navedení postačuje, když mezi materiálem a čelistí je vůle 5 mm (z obou stran tyče). Po zavedení tyče do rovnačky se čelisti automaticky rozevírají na největší možnou vzdálenost tak, aby již nebyly namáhány v důsledku rázů od volného konce rovnaného materiálu.

Obr. 4.1: Tvar čelistí Čelisti jsou k rámu vpustky uchyceny ve dvou bodech – na hlavním čepu čelisti a prostřednictvím ovládacího hydraulického válce. Poloha hlavního čepu na rámu vpustky je určena zejména maximálním rozměrem rovnaných tyčí. Polohu a orientaci hydraulického válce jsme volili tak, aby v počáteční fázi rovnání, kdy čelisti ještě nejsou rozevřeny, ale materiál je již rovnán, byl čep uchycení válce na čelist co nejblíže kontaktnímu místu tyč-válec. Docílíme tak toho, že se větší podíl rázů přenese do pístnice, která může být, na rozdíl od čepu, odpružena. Pro odpružení jsme zvolili soustavu talířových pružin.

Obr. 4.2: Poloha hydr. válce v krajních pozicích


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 29

Uchycení hydraulického válce na rám vpustky je řešeno tak, aby ve stavu, kdy dochází k největším rázům, byla odchylka rovnoběžnosti osy pístnice od osy pružin co nejmenší (viz obrázek 4.3). Tato odchylka se u navrhovaného sestavení pohybuje přibližně v rozmezí +2,Ř° až -3,Ř°.

Obr. 4.3: Odchylka os

4.1 ROZLOŽENÍ P

SOBENÍ SIL P I R ZNÝCH ÚHLECH NůTOČENÍ

Působení sil počítáme v oblasti, kde předpokládáme největší zatížení, čili pro úhel natočení páky 26° (maximální sevření) a pro úhel 16° (odpovídající zavádění materiálu o maximálním průměru). Zatěžující sílu od rotující tyče volíme jednotkovou. Rozložení sil počítáme pomocí silové a momentové rovnováhy. Bod τ značí střed otáčení páky, bod P střed uchycení pístnice. Síly F p je síla od pístnice, Ft je zatěžující síla, Fox a Foy jsou složky sil v čepu páky.

Obr. 4.4: Směry působení sil


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

4.2 SILOVÁ ROVNOVÁHů: 26°:

X: 16°:

Y: X: Y:

F F

 Fox  Fp  cos 50  Ft  cos 107  0

y

  Foy  Fp  sin 50  Ft  sin 107  0

(52)

x

 Fox  Fp  cos 57  Ft  cos 97  0

(53)

x

F F

y

  Foy  Fp  sin 57  Ft  sin 97  0

(51)

(54)

4.3 MOMENTOVÁ ROVNOVÁHů: 26°: 16°:

M

M

O

  Fp  sin 50  rp  Ft  sin 107  rt  0

(55)

O

  Fp  sin 57  rp  Ft  sin 97  rt  0

(56)

4.4 VÝSLEDNÉ ZůTÍŽENÍ PÍSTNICE ů ČEPU: 26°:

Fp  Ft 

sin 107  rt sin 107  305,35mm  1,155  Ft  Ft  sin 50  rp sin 50  330mm

Fox  1,155  Ft  cos 50  Ft  cos 107  0,45  Ft

Foy  Ft  sin 107  1,155  Ft  sin 50  0,072  Ft

Fo  16°:

Fox2  Foy2  Ft  (0,45) 2  0,072 2  0,456  Ft

Fp  Ft 

sin 97  rt sin 97  205,43mm  0,737  Ft  Ft  sin 57  rp sin 57  330mm

Fox  0,737  Ft  cos 57  Ft  cos 97  0,28  Ft

Foy  Ft  sin 97  0,737  Ft  sin 57  0,374  Ft

Fo 

F F 2 ox

2 oy

 Ft  (0,28)  0,374  0,467  Ft 2

(57) (58) (59) (60)

(61) (62) (63)

2

(64)

Z výpočtů výše vyplývá, že čep páky je v době největšího zatížení od rovnané tyče zatěžován silou o velikosti zhruba 46% síly, kterou tyč působí na páku.


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 31

4.5 ODPRUŽENÍ HYDRůULICKÝCH VÁLC

Aby se snížilo opotřebení vodicích pák vpustky, jejich čepů a hydraulického válce, je nutné použít odpružení. Konstrukčně nejsnazší možnost je odpružení pístnice v místě jejího spojení s rámem vpustky. Pro tuto aplikaci jsme zvolili talířové pružiny. Jejich hlavní výhodou je velká zatížitelnost. σaopak jako nevýhoda se jeví degresivní charakter závislosti síly pružiny na stlačení (viz obrázek 4.5). Pro tlumení rázů a zvýšení životnosti je vhodnější progresivní charakter, který dokáže „měkčeji“ utlumit rázy na krátkém úseku.

Obr. 4.5: Charakteristika zatěžování talířových pružin [19] Abychom dosáhli progresivního charakteru pomocí talířových pružin, museli bychom použít sériové uspořádání skládající se ze dvou úseků. První úsek s nižší tuhostí a druhý s vyšší. První úsek pracuje zejména v počáteční fázi stlačení. Druhý úsek je částečně stlačován již v první fázi, ale plného využití dosáhne až po úplném stlačení prvního úseku.


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Vzhledem k tomu, že úplné stlačení je u talířových pružin nežádoucí, výše zmiňované řešení se jeví jako nevhodné. Použitelného progresivního charakteru za použití talířových pružin by se sice dalo dosáhnout složitější konstrukcí odpruženého úchytu, při použití dvou úseků o různé tuhosti oddělených distanční přepážkou (viz obrázek 4.6), která omezí stlačení méně tuhého úseku na povolené hodnotě, ale toto řešení je pro danou aplikaci pravděpodobně zbytečné. Proto použijeme pouze pružiny s nižší tuhostí, ale zvýšíme jejich počet.

Obr. 4.6: Uchycení s progresivní tuhostí σávrh pružin byl odvozen z odpružení použitého pro vpustku k rovnačce XRK 2–180. Cílem bylo dosáhnout stejné deformační energie při dovoleném stlačení soustavy. Dovolené stlačení bylo stanoveno vzhledem ke způsobu zatěžování jako 50% maximálního stlačení [19]. Výpočty v kapitole byly provedeny v programu MITCalc.


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 33

4.5.1 Parametry pro výpočet

Obr. 4.7: Základní parametry pro výpočet pružin Výběr materiálu byl ovlivněn zejména provozními podmínkami a režimem zatěžování. Z důvodů cyklického zatížení a velkých rázů byla volena ocel vhodná pro dynamické zatížení. Konstrukce odpružení je složena za dvou vodicích čepů, pevně spojených s držákem hydraulického válce, na kterých jsou navlečeny talířové pružiny (viz obrázek 4.8). Tyto čepy jsou zasunuty do děr na rámu vpustky a zajištěny proti vypadnutí maticemi, kterými se zároveň ustavuje předpětí pružin. Vzhledem k tomu, že se obě soustavy pružin podílejí na odpružení stejným dílem, budou další výpočty zpracovány pouze pro jednu sestavu.

Obr. 4.8: Nákres konstrukce odpružení


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

4.5.2 Stanovení parametr referenčního odpružení pro XRK 2–180

Obr. 4.9: Základní parametry referenčního odpružení Pracovní zatížení bylo voleno shodně s maximálním pracovním zatížením. Pro další výpočty budou stěžejní hodnoty pracovního zdvihu pružiny a deformační energie pružiny. Cílem bude za použití více pružin o nižší tuhosti dosáhnout přibližně stejné deformační energie, což se projeví zvětšením pracovního zdvihu.


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 35

4.5.3 Návrh odpovídajícího odpružení pro XRK 2–150 Jak již bylo zmíněno, cílem návrhu je dosáhnout stejné deformační energie soustavy pružin, ovšem za působení nižších sil. σa obrázcích 4.10a a 4.10b jsou provedeny dva návrhy pružin o různých parametrech.

Obr. 4.10a: Návrh pro pružinu t=4 mm

Obr. 4.10b: Návrh pro pružinu t=3,5 mm

Soustava pružin tloušťky t=4 mm dosahuje maximální pracovní síly o zhruba poloviční hodnotě vzhledem k soustavě použité u XRK 2–1Ř0, pružiny o t=3,5 mm dokonce méně než třetinové. Jako nevýhoda se jeví značné zvýšení počtu pružin v sadě a s tím spojené prodloužení vodicích čepů. S tím je spojena možná nutnost použití vodicích prvků pro úchyt hydraulického válce. Pro další konstrukci volím pružinu s tloušťkou t=4 mm. Případná úprava návrhu pro jinou tloušťku a počet pružin by se projevila pouze změnou polohy úchytu pístnice na konzole a změnou délky vodicích čepů tak, aby osa oka pro uchycení zůstala ve stejné poloze vůči pákám.


5 ZÁV R

BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Cílem práce bylo v prvním bodě navrhnout rozmístění a tvar dopravních válečků, provést pevnostní výpočet hřídele dopravního válečku a výpočet životnosti ložisek. σávrh tvaru byl proveden s ohledem na zajištění dobrého vedení dopravovaného materiálu. Výpočty pevnosti a životnosti byly prováděny pro extrémní případ, kdy po celou dobu provozu stroj pracuje s materiálem o maximálních povolených rozměrech. Druhá část práce je věnována návrhu vpustky. σávrh byl zpracováván na základě typově stejné vpustky pro rovnačku XRK 2-1Ř0. Tato vpustka byla modifikována na základě nedostatků, které se projevily při jejím provozu. Jednalo se o velké opotřebení čepu vodicích pák a jejich špatné (příliš tuhé) odpružení. Jako řešení byla zvolena změna polohy ovládacích válců tak, aby se jimi přenášela větší část zatížení, a volba odpružení s delší činnou dráhou a nižší tuhostí.


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

Str. 37

6 SEZNůM POUŽITÝCH SYMBOL

(řazeno dle prvního výskytu) lmax [mm] mmax [kg] ρ [kg∙m-3] dmax [mm] g [m∙s-2] FG_max_zat [N] Fy_max_zat [N] f0 [-] FT0 [N] Rvál [mm] MK0 [N∙m] mvál [kg] TMAX [N] FR, FrA, FrB [N] Mo [N∙m] Mk [N∙m] dmin [mm] kn [-] d [mm] a_A, a_B, m_A, m_B [MPa] a_A, a_B, m_A, m_B [MPa] DA, dA [mm] rA [mm] α , α [-] √a [-] β _A, β _B, β _A, β _B [-] a_red_A, a_red_B [MPa] m_red_A, m_red_B [MPa] co [MPa] a1,b1 [-] ka_A, ka_B [-] kb_A, kb_B [-] kc_A, kc_B [-] kd_A, kd_B [-] ke_A, ke_B [-] kf_A, kf_B [-] co_A`, co_B` [MPa] ku_A, ku_B [-] bA, bB [mm] hA, hB [mm] t1_A, t1_B [mm] tA, tB [mm] dA, dB [mm] p0 [MPa] pD [MPa] lmin_A, lmin_B [mm] vmax [m∙s-1]

maximální délka rovnaných tyčí maximální hmotnost rovnaných tyčí hustota oceli maximální průměr rovnaných tyčí tíhové zrychlení tíhová síla na největší rovnanou tyč vertikální síla na jeden váleček součinitel klidového tření kov–kov třecí síla mezi válečkem a tyčí poloměr středu válečku krouticí moment od třecí síly hmotnost válečku síla na hřídel v místě uložení válečku radiální zatížení ložisek ohybový moment na hřídeli krouticí moment na hřídeli minimální průměr hřídele návrhový součinitel bezpečnosti průměr hřídele pod ložisky amplitudy a střední napětí v ohybu v bodech A a B amplitudy a střední napětí v krutu v bodech A a B velký a malý průměr osazení rádius osazení součinitele tvaru osazení Heywoodův parametr pro osazení součinitele vrubů amplitudy redukovaných napětí střední hodnoty redukovaných napětí mez únavy referenčního vzorku koeficienty součinitele vlivu jakosti povrchu součinitelé vlivu jakosti povrchu součinitelé vlivu velikosti tělesa součinitelé způsobu zatěžování součinitelé vlivu teploty součinitelé spolehlivosti součinitelé zahrnující další vlivy reálné meze únavy součinitelé únavové bezpečnosti šířky per těsných výšky per těsných hloubky per těsných v hřídeli hloubky per těsných v náboji průměry hřídele v místech uložení per základní hodnota tlaku pro otlačení per těsných dovolená hodnota tlaku pro otlačení per těsných minimální délka per těsných maximální rychlost rovnání


nmax [min-1] L10h, L10h_2 [hod] M2 [N∙m] n2 [min-1] S1, S2, S3, S4, Sm [-] P1 [kW] Fp, Ft, Fox, Foy [N] rp [mm] rt [mm]

BAKALÁ SKÁ PRÁCE maximální otáčky dopravního válečku hodinové životnosti ložisek výstupní moment pohonu výstupní otáčky pohonu součinitelé zatížení, plynulosti, provozní doby, pohonu a provozní součinitel převodovky orientační hodnota potřebného výkonu pohonu síly pístnice, zatížení, složky síly v čepu rameno ovládání čelistí rameno zatěžující síly


BAKALÁ SKÁ PRÁCE 7 SEZNůM POUŽITÝCH OBRÁZK

Obr. 2.1: Rovnačka plechu Obr. 2.2: Profilová rovnačka Obr. 2.3: Kosoúhlá víceválcová rovnačka Obr. 2.4: Rovnací lis Obr. 2.5: Tubusová vpustka s ochranným válcem Obr. 2.6: Tříčelisťová vpustka τbr. 2.7: Rovnačka XRK 2-180 s dvoučelisťovou vpustkou τbr. 3.1: Rozmístění dopravních válečků τbr. 3.2:σávrh tvaru dopravního válečku τbr. 3.3: VVÚ navrhované hřídele τbr. 3.4: σávrh tvaru hřídele dopravního válečku Obr. 3.5: Detail osazení Obr. 3.6: Kuličkové ložisko 6206-2RS1/W64 Obr. 3.7:Převodovky TσC Obr. 3.Ř: Motory k převodovkám TσC Obr. 3.9: Základní rozměry převodovky Obr. 3.10: Připojovací rozměr výstupního hřídele převodovky Obr. 3.11: Parametry nového ložiska Obr. 4.1: Tvar čelistí τbr. 4.2: Poloha hydr. válce v krajních pozicích Obr. 4.3: Odchylka os τbr. 4.4: Směry působení sil τbr. 4.5: Charakteristika zatěžování talířových pružin τbr. 4.6: Uchycení s progresivní tuhostí τbr. 4.7: Základní parametry pro výpočet pružin Obr. 4.Ř: σákres konstrukce odpružení τbr. 4.ř: Základní parametry referenčního odpružení τbr. 4.10a: σávrh pro pružinu t=4 mm τbr. 4.10b: σávrh pro pružinu t=3,5 mm

Str. 39


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

8 Seznam použité literatury [1]

KAMELAσDR, I.; Tvářecí stroje I. Skriptum. Brno. VUT FS Brno 1989

[2]

KAMELAσDR, I.; Tvářecí stroje II. Skriptum. Brno. VUT FS Brno 1řŘř

[3]

KAMELANDR, I.; Mechanizace a automatizace výrobních strojů – Tvářecí stroje III. Skriptum. Brno. VUT FS Brno 1řř0

[4]

KAMELAσDR, I.; Jednoúčelové stroje – Tvářecí stroje IV. Skriptum. Brno. VUT FS Brno 1991

[5]

SVτBτDA, Pavel, Jan BRAσDEJS a František PRτKEŠ. Výběry z norem pro konstrukční cvičení. Vyd. 4. Brno: CERM, 2011, 227 s. ISBN 978-80-7204-751-2.

[6]

SVOBODA, Pavel. Základy konstruování. Vyd. 4. Brno: CERM, 2011, 234 s. ISBN 978-80-7204-750-5.

[7]

SHIGLEY, Joseph Edward, Charles R. MISCHKE a Richard G. BUDYNAS. Konstruování strojních součástí. 1. vyd. Editor Martin Hartl, Miloš Vlk. V Brně: VUTIUM, 2010, 1159 s. ISBN 978-80-214-2629-0.

[8]

Rovnačky na plech. ŽĎAS. Rovnačka plechu [online]. 2015 [cit. 2015-05-21]. Dostupné z: http://www.zdas.cz/rovnacky_plechu

[9]

Rovnačky profilů. ŽĎAS. Profilová rovnačka [online]. 2015 [cit. 2015-05-21]. Dostupné z: http://www.zdas.cz/rovnacka_profilu

[10]

Rovnačky tyčí a trubek. ŽĎAS. Kosoúhlá rovnačka [online]. 2015 [cit. 2015-05-21]. Dostupné z: http://www.zdas.cz/XRK

[11]

Rovnací lis na tyčový materiál CDT. ŽĎAS. Rovnací lis [online]. 2015 [cit. 2015-05-21]. Dostupné z: http://www.zdas.cz/rovnaci_lis

[12]

SKF. Kuličkové jednořadé ložisko 6206-2RS1 [online]. 2015 [cit. 2015-05-16]. Dostupné z: http://www.skf.com/cz/6206

[13]

SKF. Kuličkové jednořadé ložisko 6007-2RS1/W64 [online]. 2015 [cit. 2015-05-16]. Dostupné z: http://www.skf.com/cz/6007

[14]

TOS Znojmo. Návrh velikosti převodovky. [online]. 2015 [cit. 2015-05-23]. Dostupné z: http://www.tos-znojmo.cz/navrh

[15]

TOS Znojmo. Převodovky TNC-2 [online]. 2015 [cit. 2015-05-23]. Dostupné z: http://www.tos-znojmo.cz/TNC

[16]

TOS Znojmo. Motory k převodovkám TNC [online]. 2015 [cit. 2015-05-23]. Dostupné z: http://www.tos-znojmo.cz/motory


BAKALÁ SKÁ PRÁCE [17]

TOS Znojmo. Rozměry převodovky TNC [online]. 2015 [cit. 2015-05-23]. Dostupné z: http://www.tos-znojmo.cz/rozmery

[18]

TOS Znojmo. Výstup převodovek [online]. 2015 [cit. 2015-05-23]. Dostupné z: http://www.tos-znojmo.cz/vystup

[19]

Str. 41

MITCalc. Výpočet pružin [online]. 2015 [cit. 2015-05-25]. Dostupné z: http://www.mitcalc.com/pruziny


BAKALÁ SKÁ PRÁCE

9 P ÍLOHY 1-XRK-2-150-00 K1-XRK-2-150-00

sestava vpustky pro rovnačku XRK 2-150 kusovník sestavy vpustky pro rovnačku XRK 2-150

NÁVRH VPUSTKY DVOUVÁLCOVÉ ROVNAČKY XRK 2-150

Recommend Documents