2
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ........................................................... 5
1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЙ... 8
1.1 Актуальные с точки зрения виброакустики проблемы стоящие
перед судостроением.................................................. 8
1.2 Анализ виброакустических характеристик паропроизводящих
и паротурбинных установок........................................... 9
1.3 Возбуждение колебаний потоком рабочих сред и определение возможности их снижения............................................. 13
1.4 Неравномерность потока как причина шума и вибрации лопастных
машин............................................................... 30
1.5 Влияние конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов на виброакустичсские характеристики и надежность
дейдвудных подшипников.............................................. 34
1.6 О недостатках резинометаллических амортизаторов ............... 38
1.7 Методы исследований физических величин необходимых для определения виброакустических характеристик..................................... 39
1.8 Выводы по разделу.............................................. 44
2. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА УПРУГО ДЕМПФИРУЮЩЕГО МАТЕРИАЛА
И ОЦЕНКА ЕГО СВОЙСТВ КАК КОНСТРУКЦИОННОГО МАТЕРИАЛА... 46
2.1 Резиновые и металлические упруго демпфирующие элементы.......... 46
2.2 Пористый у пру го демпфирующий материал МР (металлорезина),
его особенности и области применения................................ 48
2.3 Особенности технологии изготовления упругодемпфирующих
элементов из прессованной проволоки................................. 49
2.4 Основные физико-механические свойства упругодемпфирующего материала из прессованной проволоки................................. 51
2.5 Основные свойства материала МР как конструкционного материала 52
з
2.6 Критерий качества изготовления упругодемпфирующих элементов из прессованной проволоки............................................. 57
2.7 Марки проволоки используемые для изготовления упругодемпфирующих элементов.......................................................... 58
2.8 Результаты исследований характеристик упругодемпфирующих элементов.......................................................... 60
2.9 Выводы по разделу.............................................. 63
3. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ И ЭКС1ШРИМЕНТАЛЬНОЕ ОБОСНОВАНИЕ ВОЗМОЖНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ УПРУГОДЕМПФИРУЮЩИХ ЭЛЕМЕНТОВ ДЛЯ УЛУЧШЕНИЯ ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК СУДОВ................................................. 65
3.1 Влияние эксплуатационных и технологических факторов на виброакустически с характеристики энергетических установок......... 65
3.1.1 Колебания трубок трубчатых теплообменных аппаратов............ 66
3.1.2 Колебания трубопроводных систем.............................. 72
3.2 Пути и методы снижения виброактивности элементов судов......... 78
3.3 Улучшение эксплуатационных качеств и виброакусгических характеристик дейдвудных подшипников............................... 96
3.4 Выводы по раздел)'............................................. 101
4. РАЗРАБОТКА ТЕОРЕТИЧЕСКИХ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ МЕТОДОВ ИССЛЕДОВАНИЙ ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ЭЛЕМЕНТОВ, СРЕД И СИСТЕМ............................ 103
4.1 Определение статической жесткости............................. 103
4.2 Определение динамической вибрационной жесткости................ 103
4.3 Определение диссипативных свойств............................. 106
4.4 Определение динамической ударной жесткости..................... 108
4.5 Определение акустических параметров передачи колебаний.........113
4.6 Определения модуля объемной упругости жидкости.................126
4
4.7 Расчет колебаний трубопроводов содержащих упругие опоры......... 128
4.8 Определение параметров неравномерности потока поступающего
на лопастные машины................................................. 144
4.9 Оценка погрешностей определения исследуемых характеристик....... 153
4.10 Нормирование и контроль погрешностей измерений при испытаниях.... 156
4.11 Выводы по разделу............................................... 160
5.РАЗРАБОТКА НА БАЗЕ ПРОВЕДЕННЫХ ТЕОРЕТИЧЕСКИХ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ НОВЫХ СРЕДСТВ ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЙ ЗАЩИТЫ И МЕТОДОВ ИХ РАСЧЕТА....................... 162
5.1 Цельнометаллические амортизаторы и демпферы..................... 162
5.2 Опорные перегородки трубчатых теплообменных аппаратов........... 166
5.3 Дистанционирующие решетки тепловыделяющих элементов атомных энергетических реакторов............................................ 178
5.4 Опоры трубопроводов............................................. 178
5.5 Герметичные у прутодемпфирующие элементы........................ 193
5.6 Акустический клапан............................................. 204
5.7 Глушитель воздушного шума....................................... 209
5.8 Устройства для снижения неравномерности потока.................. 216
5.9 Упругая опора вала.............................................. 221
5.10 Выводы по разделу...............................................241
ВЫВОДЫ И ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ................................. 242
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ.................................... 245
ВВЕДЕНИЕ
Отечественный и зарубежный опыт создания новых образцов морской техники свидетельствует о том, что абсолютно безопасной техники не бывает, а ее эксплуатация, всегда связана с вероятностью возникновения аварийных ситуаций, во многих случаях обусловленных вибрацией и шумом. В этом отношении суда являются наиболее сложными, потенциально опасными и уязвимыми объектами. Вибрация и шум не только снижают надежность систем и механизмов, но способствует утомляемости и ошибочным действиям особенно в аварийных ситуациях. Полностью исключить вредное воздействие вибрации на человека и технику невозможно, но разработать комплекс методов и средств для защиты от вибрации и шума, как людей, так и машин обязанность физиков-акустиков, инженеров и конструкторов.
За последние два десятилетия XX века, благодаря работам отечественных ученых Авринского A.B., Алямовского М.И., Белова В.Д., Будрина С.В., Вишневского B.C., Голованова В.И., Евсеева В.H., Канаева Б.А., Кима Я.А., Клюкина И.И., Лапина А.Д. Маслова В.Л., Легуши Ф.Ф., Мышинского Э.Л., Петрова Ю.И., Попкова В.И., Тарханова Г.В., Яковлева
В.Е. и других удалось существенно улучшить виброакустические характеристики судов. Необходимость дальнейшего снижения вибрации и шума, особенно судов с атомными энергетическими установками поставила на повестку дня создание средств, способных работать в условиях ионизирующего излучения и при высоких температурах, уметь определять их характеристики и рассчитывать эффективность их работы.
Данная работа посвящена теоретическому и экспериментальному исследованию путей снижения вибрации и шума наиболее ответственных систем и элементов, совершенствованию лабораторной базы по проведению виброакустических испытаний, разработке, исследованию и внедрению в
6
производство упругодемпфирующих элементов из прессованной проволоки -металлического аналога резины, сочетающего в себе одновременно свойства металлов (прочность, коррозионную стойкость, способность работать в условиях ионизирующего излучения и при высоких температурах) и резины (хорошие упругие и диссипативные свойства), расчету и созданию на базе таких упругодемпфирующих элементов новых средств борьбы с шумом и вибрацией, внедрению их в производство.
Наиболее существенными результатами, которые выносятся на защиту, являются следующие:
выявление, анализ и обоснование потенциально наиболее опасных источников вибрации и шума на судах;
теоретические и экспериментальные исследования физических характеристик упругодемпфирующих элементов из прессованной проволоки (мсталлорезины) и средств улучшения виброакустических характеристик трубопроводов, систем и элементов судов;
блок-схемы, конструкции испытательных стендов, методики проведения испытаний для определения виброакустических и других физических характеристик материалов и средств, используемых для снижения вибрации и шума;
разработанные по результатам теоретических и экспериментальных исследований конструкции средств борьбы с шумом способных работать в условиях ионизирующего излучения и при высоких температурах;
созданные на базе выполненных теоретических и экспериментальных исследований методики расчета виброакустических характеристик и эффективности снижения шума и вибрации разработанных средств и конструкций;
7
создание производственного участка по изготовлению упругодемпфирующих элементов из прессованной проволоки для обеспечения потребностей предприятий судостроения;
Основные результаты работы доложены на Всесоюзной конференции * “Прочность материалов и элементов конструкций при звуковых и
ультразвуковых частотах нагружения” (Киев 1988), VII (Ленинград 1989г.) и IX (Москва 1991г.) всесоюзных акустических научно-технических конференциях, на международной конференции по борьбе с шумом и вибрацией “Ы018Е-93”(Санкт-Петербург 1993г.), III всероссийской научно-технической конференции “Повое в экологии и безопасности жизнедеятельности” (Санкт-Петербург 1998г.), международной конференции “Поморье в Баренц-регионе на рубеже веков: экология, экономика, культура” (Архангельск 2000г.) а так же опубликованы в 37 научно-технических ' статьях (издания АН СССР, РАН, Всесоюзные, Российские и отраслевые
журналы). Разработанные по данной работе конструкции защищены 16 авторскими свидетельствами СССР и 2 патентами Российской Федерации на изобретения.
8
1.СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЙ
Ы.Актуальные сточки зрения виброакустики проблемы стоящие перед судостроением
С точки зрения виброакустики следует выделить следующие наиболее значимые проблемы стоящие перед отечественным судостроением [17,78]. Во-первых, это надежность, безопасная эксплуатация и живучесть судов, т.е. то, что напрямую связано с экологической безопасностью рек, морей и океанов. Особенно если речь идет о надежности систем и оборудования судов с атомными энергетическими установками, безопасная эксплуатация которых напрямую зависит от уровней вибрации ее систем и элементов а так же от длительного воздействия шума на экипаж. Во-вторых, это скрытность плавания подводных лодок, определяющую роль в которой играют уровни подводного шума при движении лодки. В-третьих - модернизация и создание лабораторной базы для определения виброакустических характеристик элементов и конструкций а также оценки эффективности новых разработок создаваемых для снижения вибрации и шума. И, наконец, еще один немаловажный аспект - утилизация резинометаллических средств борьбы с шумом и вибрацией отслуживших свой срок. Последняя проблема связана как с повышенной пожарной опасностью резиновых элементов и выделению ими в процессе горения удушливых газов, так и широкому использованию в период постройки судов для защиты резиновых элементов от воздействия открытого пламени и капель раскаленного металла при сварке асбестовых тканей. Асбестовая пыль является экологически вредным и канцерогенным веществом. В экономически развитых странах запрещено использование асбеста в быту и на производстве.
9
Для борьбы с шумом и вибрацией на судах широкое применение нашли различные конструкции в качестве эластичных элементов в которых используется резина [8,41,65]. Физикомеханические характеристики резиновых элементов не позволяют использовать их в условиях ионизирующего излучения, при высоких температурах. Это относится в первую очередь к атомным энергетическим установкам, где имеются высокие уровни ионизирующего излучения и высокие температуры.
1.2 Анализ виброакустических характеристик паропроизводящих и
паротурбинных установок
На рис. 1.1 - 1.3 представлены спектрограммы вибрации на основном корпусе в электромеханическом, паропроизводящем и паротурбинном помещениях в реперных точках при работе атомной энергетической установки (АЭУ) в режиме горячего резерва (нижние кривые) и на мощности 15% от номинальной (верхние кривые). Системы и механизмы электромеханического помещения, работающие в нормальных условиях и изолированные от фундаментных конструкций и основного корпуса резинометаллическими средствами защиты от шума и вибрации, создают наименьшие уровни вибрации на основном корпусе. А системы и механизмы паропроизводящей установки, где вследствие ионизирующего излучения использование резинометаллических средств защиты от шума и вибрации существенно ограничено, имеют наибольшие уровни вибрации. Уровни вибрации в паротурбинном помещении, где использование резинометаллических конструкций также ограничено из-за высоких температур, близки к таковым в паропроизводящем помещении.
Обобщение результатов испытаний судов с АЭУ различных проектов и их анализ показали, что наибольший вклад в формирование уровней вибрации
-20
г
о
о
2
Рис. 1.1 Спектрограммы вибрации в электромеханическом помещении
400
11
І
Рис. 1.2 Спектрограммы вибрации в помещении паропроизводящей установки
4
12
10 .
Рис. 1.3 Спектрограммы вибрации в паротурбинном помещении
400
13
корпуса и подводного шума вносят системы паропроизводящих и паротурбинных установок связанных с главным и вспомогательным паром. Уровни вибрации и шума существенно растут с подъемом мощности этих 1 установок (рис. 1.4). Причем даже небольшое увеличение мощности приводит к
заметному росту уровней вибрации и как следствие этого шумности судна.
Учитывая прямую взаимосвязь между уровнями вибрации АЭУ и их отказами [86], особенно отказами, связанными со срабатыванием сигналов аварийной защиты первого рода (когда заглушается атомный реактор). Для обеспечения живучести судов необходимо снижать уровни вибрации как паропроизводящей, так и паротурбинной установок. Принимая во внимание, что резиновые элементы полученные на основе натуральных и синтетических каучуков не могут работать в условиях высоких температур, а под действием ' ионизирующего излучения в них разрушаются молекулярные цепочки,
необходимо искать металлический аналог резины и на его основе разработать цельнометаллические средства борьбы с вибрацией и шумом.
Впервые в кораблестроении металлические аналоги резины начали применять страны НАТО [90,138,141] в конце шестидесятых годов. Обладая хорошими упругими и диссипативными свойствами, высокой механической прочностью, пожаробезопасностью, они нашли широкое применение в АЭУ надводных кораблей и подводных лодок США, Великобритании, Франции.
' 1.3 Возбуждение колебаний потоком рабочих сред и определение
возможности их снижения Опорные перегородки трубчатых теплообменных аппаратов и дистанционирукнцие решетки тепловыделяющих элементов атомных реакторов являются одними из наиболее ответственных составляющих АЭУ, надежность которых напрямую связана с живучестью и безопасностью судов.
Рис Л .4 Уровни вибрации паропроизводящей установки в режиме горячего резерва (нижняя кривая) и при работе на 20% мощности
15
Физика колебаний опорных перегородок и дистанционирующих решеток идентична. Поэтому, здесь рассмотрим физические явления, возникающие при обтекании скоростным потоком трубок теплообменных аппаратов и дистанционирующих решеток тепловыделяющих элементов только на примере трубок теплообменных аппаратов. Исследования [23,58,139] показывают, что основной причиной вибрации трубок теплообменных аппаратов, корпусов и других элементов являются гидродинамические силы, обусловленные турбулентными пульсациями давления потока теплоносителя, отрывом вихрей от трубок и гидроупругим взаимодействием трубок с потоком. Кроме этого, в теплообменных аппаратах с газовыми теплоносителями или паром часто имеют место шумы, обусловленные возникновением резонансов в трубных пучках теплообменных аппаратов [12,13]. Наступление резонанса с заданной акустической модой происходит при условии
5й(і - а)^- < /0| < 5А(1 + /3)^- (1.1)
а а
где 5/7=0,22 число Струхаля, а=0,19-0,40; /3- 0,29-0,48; V- скорость потока; сі-наружный диаметр трубки.
Турбулентные пульсации скорости потока преобразуются на поверхности трубки в пульсации давления, которые создают знакопеременную гидродинамическую силу. Энергетический спектр этих пульсаций распределяется в широком диапазоне частот. Трубка получает от потока энергию для поддержания колебаний, и вибрирует на частоте собственных колебаний. Амплитуда возбуждаемых турбулентностью колебаний плавно увеличивается с ростом скорости (область I на рис. 1.5,а), поскольку энергия турбулентных пульсаций возрастает с ростом скорости потока. Вихревое возбуждение трубок определяется периодическими гидродинамическими силами, возникающими в процессе формирования и отрыва вихрей от труб. В
16
задней части поверхности поперечно обтекаемой трубки появляется обратное течение и формируются вихри. При поочередном отрыве вихрей то с одной
стороны трубки, то с другой стороны, ее обтекание становится асимметричным. Нестационарная гидродинамическая сила, вызванная отрывом вихрей, способна возбудить большие амплитуды колебаний трубок (область II на рис. 1.5,а), если их частоты собственных колебаний совпадают с частотой отрыва вихрей
Гидроупругие вибрации трубок превалируют при больших скоростях потока (область III на рис. 1.5,а) под действием гидродинамических сил
возникающих при выходе трубок из равновесного состояния в процессе вибрации. На рис. 1.5,б показана схема изменения гидродинамической силы за один цикл колебаний из которой наглядно следует, что гидродинамическая сила изменяется с такой же частотой, что и частота колебаний трубки. Вследствие этого гидроупругие вибрации быстро возрастают и разрушают трубки при незначительном повышении скорости потока. Скорость потока, при которой возникают гидроупругие вибрации, называется критической [58]
где /о - частота собственных колебаний трубки, кп -коэффициент, являющийся функцией конфигурации трубного пучка и величины относительных шагов, Я -логарифмический декремент колебаний, р - плотность теплоносителя, М -масса погонного метра трубки.
При проектировании теплообменных аппаратов необходимо обеспечить для всех возможных скоростей потока теплоносителей условия, при которых
(1.2)
(1.3)
17
б)
Рис. 1.5 Зависимость амплитуд колебаний трубок от скорости потока (а) и схема изменения нестационарной гидродинамической силы (б)
18
колебания трубок не выходили бы за область I на рис. 1.5,а. Для конкретных теплообменных аппаратов все величины, входящие в формулу (1.3), кроме частоты собственных колебаний трубок, являются неизменными. Поэтому для получения минимально возможных амплитуд колебаний трубок их частоты собственных колебаний стараются иметь как можно более высокими. Для чего в конструкции теплообменных аппаратов вводят опорные перегородки, что вызывает возникновение фреттинг-коррозии и фреттинг-износа трубок в местах их прохождения через опорные перегородки [117,128], а в неблагоприятных ситуациях приводит к потере прочности и герметичности трубок со всеми вытекающими из э того негативными последствиями.
Для обеспечения требований по исключению резонансных колебаний трубок и, тем более явлений гидроупругой неустойчивости, необходимо обеспечить гарантированную опору трубок в опорных перегородках. При этом трубки теплообменных аппаратов должны иметь возможность компенсации температурных деформаций. Все эго возможно при использовании в опорных перегородках упругодемпфирующих элементов из прессованной проволоки.
Трубопроводы. Проблема обеспечения вибрационной прочности и герметичности стоит и перед трубопроводными системами энергетических установок [89,115], которую решают как за счет минимизации интенсивности источников колебаний, так и путем оптимизации геометрии трубопроводов и мест расположения опор [23,93,137].
В качестве опор трубопроводов применяются подвески с резиновыми элементами для трубопроводов, работающих в условиях, близких к нормальным, и жесткие металлические тяги для трубопроводов, работающих в условиях высоких температур или в условиях ионизирующего излучения. В качестве резиновых элементов используются монолитная или перфорированная резина марки ИРП-1074-БШ7-4 ТУ 38-105984-76.
19
Расстояние между опорами трубопроводов на должно превышать 0,8-1,2м, в зависимости от наружного диаметра труб. Такой подход к монтажу опор трубопроводов существенно затрудняет расчетную оценку частот и форм собственных колебаний, т.к. вносит в исходные данные много неопределенностей. Именно этим обстоятельством объясняется тот факт, что на серийных энергетических установках, изготовленных по одним и тем же чертежам, имели случаи возникновения интенсивных резонансных колебаний на отдельных установках при отсутствии таковых на других. На рис. 1.6 показаны спектрограммы колебаний одной и той же трубопроводной системы, в которой на спецификационном режиме работы на основной частоте её собственных колебаний [0 =79Гц имел место резонанс. Путем устранения одной опоры трубопровода, частота собственных колебаний системы стала значительно ниже частоты возмущающей силы, что привело к исчезновению резонансного явления. При этом уровни вибрации трубопровода на частоте 79Гц снизились на 22дБ и стали определяться уровнями сплошной части спектра вибраций. Приведенный пример показывает актуальность разработки и внедрения в трубопроводные системы опор с регулируемыми жесткостными характеристиками, совершенствование методов расчета колебаний систем.
Таким образом, в трубопроводных системах имеется ряд факторов, точный учет которых в расчетах [16,89,140] существенно затруднен, а именно:
- в местах изгиба труб имеет место эллиптичность поперечного сечения труб, уменьшение толщины наружной по отношению к центру радиуса изгиба стенки трубы и увеличению толщины внутренней стенки;
- появление исходного напряженно-деформированного состояния трубопроводной системы получаемого в процессе сборки отдельных труб, имеющих несоосность и не плоскопараллельное состояние стыкуемых фланцевых или ниппельных соединений;
40 во И 100 120 /,/*
Рис.1.6 Фрагмент спектрограммы вибрации трубопровода смонтированного по штатному (------------) и после демонтажа одной опоры (--)
21
- изменение исходного напряженно-деформированного состояния трубопроводной системы после приведения ее в рабочее состояние с номинальными давлением и температурой.
Для компенсации таких погрешностей расчета необходимо иметь настроечные устройства, которые на этапах испытаний и эксплуатации трубопроводных систем позволяли бы осуществлять их наладку с целью исключения возможности возникновения опасных резонансных явлений и получения минимально возможных уровней вибрации.
В трубопроводных системах источниками колебаний могут являться практически все элементы, входящие в эти системы (лопастные машины, клапаны, арматура и т.д.). На рис. 1.7,а показана спектрщрамма пульсаций давления жидкости в трубопроводной системе с центробежным лопастным насосом. В формировании уровней гидродинамического шума принимают участие все без исключения элементы гидравлического тракта. Вклад каждого из элементов характеризуется своим частотным диапазоном и интенсивностью. В рассматриваемом случае, характерном для большинства систем, наиболее значимыми источниками колебаний являются насосы. В спектре колебаний ярко выражены оборотная частота /об, лопастная частота /, и их гармоники. Интенсивная составляющая колебаний на частоте /ш обусловлена обтеканием потоком дроссельной шайбы.
Для снижения уровней колебаний от таких источников с успехом могут быть использованы гасители пульсаций реактивного типа [67,120].
Если в процессе эксплуатации энергетической установки возможно изменение режимов ее работы, то будут меняться и частотные составляющие спектра. На рис. 1.7,б показан фрагмент спектрограммы гидродинамического шума обусловленный работой дроссельной шайбы при различных перепадах давления рабочей среды на дроссельной шайбе (скорости потока).
22
Л,д&
б)
Рис.1.7 Спектрофамма пульсаций давления в трубопроводной системе (а) и гидродинамического шума дроссельной шайбы (б) при перепадах давления на ней 20кПа, ЗОкПа, 70кПа
23
Гак, при перепаде давления на шайбе 70кПа в спектре колебаний на частоте 1155Гц имеется явно выраженная дискретная составляющая. При уменьшении скорости потока и соответствующему этому снижению перепада давления до ЗОкПа дискретная составляющая спектра перемещается в область более низких частот и становится равной /„=985Гц, а при достижении скорости потока, которому соответствует перепад давления на дроссельной шайбе 20кПа дискретная составляющая в спектре колебаний исчезает.
Для эффективного снижения уровней колебаний давления дискретных составляющих спектра, в том числе с изменяющимися частотами, необходимо создание настраиваемых гасителей пульсаций или комбинированных гасителей пульсаций, способных работать в широком диапазоне частот.
Сильфонные компенсаторы используются в трубопроводных системах в качестве неопорных виброизоляторов. Вынужденные колебания сильфонных компенсаторов - одна из актуальных проблем. Известны случаи, когда колебания сильфонных компенсаторов при обтекании потоком рабочей среды приводили к их усталостным разрушениям. Возбуждение их колебаний, является следствием динамической взаимосвязи между упругой гофрированной оболочкой и процессом образования и срыва вихрей в жидкости. Эти явления относятся к классу упруго-гидродинамической неустойчивости, т.к. между динамикой сильфона (упругой системой) и нестационарным течением вблизи и между гофрами (гидродинамической системой) происходит взаимодействие на которое оказывают влияние многочисленные факторы, в том числе конструкция сильфона, геометрия гофр (рис. 1.8,а), условия течения и возможные локальные кавитационные явления или колебания рабочей среды. При движении жидкости через гофрированную оболочку имеет место установившееся турбулентное течение. Вследствие переноса количества движения из свободного потока внутри каждого гофра,
Рис. 1.8 Геометрические размеры сильфона (а) и схема вихреобразования в гофрах сильфона (б) при обтекании потоком рабочей среды
- Київ+380960830922