đồ án thiết kế máy phay 6h82 hộp chạy dao

Đồ án thiết kế máy phay vạn năng 6h82 hộp chạy daoCHƯƠNG I: NGHIÊN CỨU MÁY TƯƠNG TỰ31.Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ32.Phân tích phương án máy tham khảo (6H82)42.1. Thông số máy(6H82)4Thông số hộp tốc độ:7Thông số của hộp chạy dao:72.2. Sơ đồ động máy 6H8282.3.Phân tích các xích truyền động hộp tốc độ của máy tham khảo82.4.Phân tích các xích truyền động hộp chạy dao máy tham khảo122.5.Phân tích nguyên lý làm việc và kết cấu của các cụm chi tiết,các cơ cấu đặc biệt24CHƯƠNG II: THIẾT KẾ MÁY MỚI291.Thiết kế sơ đồ kết cấu động học của máy292.Tính toán thiết kế động học hộp tốc độ.302.1 Xác định chuỗi số vòng quay cần thiết:302.2. Chọn phương án không gian, lập bảng so sánh phương án không gian, vẽ sơ đồ động312.3.Chọn phương án thứ tự,bảng so sánh332.4.Lưới kết cấu342.5.Đồ thị vòng quay và tỷ số truyền cụ thể các nhóm truyền352.6 Tính số bánh răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền.372.7.Tính sai số vòng quay,vẽ đồ thị sai số vòng quay.393.Tính toán thiết kế động học hộp chạy dao413.1Xác định chuỗi số vòng quay cần thiết.413.2.Phương án không gian và bảng so sánh các phương án không gian,sơ đồ động423.3.Chọn phương án thứ tự,bảng so sánh453.5 Lưới kết cấu463.5. Đồ thị vòng quay và tỉ số truyền cụ thể các nhóm truyền473.6. Tính số bánh răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền.503.7.Tính sai số vòng quay,đồ thị sai số543.8.Thiết kế các truyền dẫn còn lại:58CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ CHI TIẾT MÁY.591.Chế độ chạy cắt thử592.Công suất động cơ592.1Hộp tốc độ602.2 Hộp chạy dao613.Tính công suất,momen xoắn max,số vòng quay min trên các trục của hộp chạy dao614.Tính bánh răng635.Tính trục675.1.Tính sơ bộ các trục675.2.Tính chính xác trục trung gian.68CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN HỘP CHẠY DAO.751.Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển.752.Tính toán hành trình gạt của các bánh răng di trượt:753.Lập bảng vị trí các bánh răng,tính toán thiết kế đĩa lỗ.79

M c l c ục lục ục lục

CHƯƠNG I: NGHIÊN CỨU MÁY TƯƠNG TỰ 3

1.Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ 3

2.Phân tích phương án máy tham khảo (6H82) 4

2.1 Thông số máy(6H82) 4

Thông số hộp tốc độ: 7

Thông số của hộp chạy dao: 7

2.2 Sơ đồ động máy 6H82 8

2.3.Phân tích các xích truyền động hộp tốc độ của máy tham khảo 8

2.4.Phân tích các xích truyền động hộp chạy dao máy tham khảo 12

2.5.Phân tích nguyên lý làm việc và kết cấu của các cụm chi tiết,các cơ cấu đặc biệt 24

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ MÁY MỚI 29

1.Thiết kế sơ đồ kết cấu động học của máy 29

2.Tính toán thiết kế động học hộp tốc độ 30

2.1 Xác định chuỗi số vòng quay cần thiết: 30

2.2 Chọn phương án không gian, lập bảng so sánh phương án không gian, vẽ sơ đồ động 31

2.3.Chọn phương án thứ tự,bảng so sánh 33

2.4.Lưới kết cấu 34

2.5.Đồ thị vòng quay và tỷ số truyền cụ thể các nhóm truyền 35

2.6 Tính số bánh răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền 37

2.7.Tính sai số vòng quay,vẽ đồ thị sai số vòng quay 39

3.Tính toán thiết kế động học hộp chạy dao 41

3.1Xác định chuỗi số vòng quay cần thiết 41

3.2.Phương án không gian và bảng so sánh các phương án không gian,sơ đồ động 42

3.3.Chọn phương án thứ tự,bảng so sánh 45

3.5 Lưới kết cấu 46

3.5 Đồ thị vòng quay và tỉ số truyền cụ thể các nhóm truyền 47

3.6 Tính số bánh răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền 50

3.7.Tính sai số vòng quay,đồ thị sai số 54

3.8.Thiết kế các truyền dẫn còn lại: 58

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ CHI TIẾT MÁY 59

1.Chế độ chạy cắt thử 59

2.Công suất động cơ 59

2.1Hộp tốc độ 60

2.2 Hộp chạy dao 61

3.Tính công suất,momen xoắn max,số vòng quay min trên các trục của hộp chạy dao 61

4.Tính bánh răng 63

5.Tính trục 67

5.1.Tính sơ bộ các trục 67

5.2.Tính chính xác trục trung gian 68

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN HỘP CHẠY DAO 75 1.Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển 75

2.Tính toán hành trình gạt của các bánh răng di trượt: 75

3.Lập bảng vị trí các bánh răng,tính toán thiết kế đĩa lỗ 79

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY CÔNG CỤ

CHƯƠNG I: NGHIÊN CỨU MÁY TƯƠNG TỰ

1.Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ

Trước khi thiết kế máy mới chúng ta tìm hiểu khảo sát các máy công cụ của các nước, đem so sánh chúng

để tìm ra máy tốt nhất, trên cơ sở đó chúng ta thiết kế máy mới.

Tính năng kĩ thuật của các máy tương tự

So sánh tính năng của một số máy tương tự như P80, P81, 6H82…để từ đó tìm ra được máy có tính năng nổi trội nhất để khảo sát Ta có bảng sau:

Phạm vi điều chỉnh tốc độ (n min ÷ n max )

(vg/ph)

50÷2240 65÷1800 30÷1500 25÷1250

Phạm vi điều chỉnh lượng chạy

dao(S min ÷S max ) (mm/ph)

35÷980 35÷980 23.5÷1180 23.5÷1180

13

18 45

21

24 27

37 34

M140 18

36

24 18 t=6x1

t=6x1 33

M3

22 44

18

M4

16 22

28

v

44 64 27 57 43

Viii

M637

26

M2

t=6x1

36 40

iv

16

26

54 22 28 39

33

37

ii i

19

iv

18 36

2.Phân tích phương án máy tham khảo (6H82)

1500

50 30

m n

n R n

- Tốc độ của động cơ: n đc1 = 1440 (vg/ph)

Thông số của hộp chạy dao:

- Số lượng chạy dao: Z S = 18

- Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao:

S d = 23,5 ÷ 1800 (mm/ph) S ng = 23,5 ÷ 1800 (mm/ph)

- Công suất chạy dao: N = 1,7 KW

- Tốc độ của động cơ chạy dao: n đc2 = 1420 (mm/ph)

2.2 Sơ đồ động máy 6H82

2.3.Phân tích các xích truyền động hộp tốc độ của máy tham khảo

2.3.2.Tính giá trị vòng quay thực tế và sai số vòng quay

Dựa vào hình vẽ sơ đồ động ta thấy hộp tốc độ có 3 nhóm truyền

Từ đó ta có đồ thị sai số vòng quay của hộp tốc độ như sau:

2.3.3.Đồ thị vòng quay và lưới kết cấu của hộp tốc độ

33 = 1.26 X =>X = -2

Dựa vào đồ thị vòng quay,vẽ đối xứng ta vẽ được lưới kết cấu hộp tốc độ:

2.3.4.Phương án không gian và phương án thứ tự của hộp tốc độ

Như vậy qua đồ thị vòng quay và lưới kết cấu ta đưa ra được phương án không gian của hộp tốc độ máy phay 6H82 như sau:

b Đường truyền gián tiếp (tốc độ thấp): 1 – 2 – 3 – 4

c Đường truyền trực tiếp (tốc độ cao): 1 – 2

Xích chạy dao nhanh

-Xích chạy dao dọc nhanh:

2.4.2 Tính các giá trị vòng quay thực tế và sai số vòng quay

Đổi từ giá trị lượng chạy dao ra giá trị vòng quay ta có công thức: n= t S

x (vp/ph) với t x=6 ta có chuỗi số vòng quay của hộp chạy dao như sau:

S S doc=Sngang=3 Sdung

(m/ph)

N(vg/ph) (dọc,ngang)

N tc (vg/ph) (dọc,ngang)

N tc(vg/ph) (đứng)

- xích chạy dao ngang:

24

64 = 314,66 (vg/ph)

chọn n 0 = 315 (vg/ph) -Với đường chạy dao nhanh

i 7 =

13

45 = 1.26 X7

=> X 7 = -5,37

i 8 =

40

18 = 1.26 X8

=> X 8 =3,45 -Trục V-VI:

I

II 3(3)

3(1) III 2(9)

IV

2.4.4.Phương án không gian và phương án thứ tự

Như vậy qua đồ thị vòng quay và lưới kết cấu ta đưa ra được phương án không gian của hộp tốc độ máy phay 6H82 như sau:

2.5.Phân tích nguyên lý làm việc và kết cấu của các cụm chi tiết,các cơ cấu đặc biệt

Máy phay vạn năng có khả năng gia công được nhiều loại bề mặt với nhiều loại dao, vật liệu và phương pháp cắt khác nhau nên nó có một số cơ cấu đặc biệt để đảm bảo các điều kiện làm việc bình thường của máy.

Một vài cơ cấu đặc biệt của máy là: cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me, cơ cấu chọn trước tốc độ quay,đầu phân độ.

a.Cơ cấu chọn trước tốc độ quay.

Hình 2.a – Nguyên lý cơ cấu chọn trước tốc độ quay của máy phay 6H82

Máy phay vạn năng có khả năng gia công nhiều tốc độ cắt và nhiều lượng chạy dao khác nhau Trên máy phay dùng cơ cấu chọn trước tốc độ quay kiểu đĩa lỗ để chuẩn bị thay đổi tốc độ cần thiết cho trục chính Mục đích của việc chọn trước tốc độ quay và lượng chạy dao bằng cơ cấu kiểu đĩa lỗ là nhằm giảm thời gian phụ của máy.

Sơ đồ nguyên lý cơ cấu chọn trước tốc độ quay hoặc lượng chạy dao ( cơ cấu đĩa lỗ) của máy phay 6H82 được trình bày trên hình 2.a.

Cơ cấu chọn trước tốc độ quay hoặc lượng chạy dao bằng đĩa lỗ được dùng để di động các khối bánh răng di trượt tới các vị trí I, II, III Càng gạt khối bánh răng di trượt chuyển động sang phải hoặc trái tuỳ thuộc vào vị trí chốt 1 và 2 có xuyên qua đĩa lỗ hay không xuyên qua đĩa lỗ 3 và 4 như trên hình 2.a Dạng tổng quát của cơ cấu điều khiển lượng chạy dao được trình bày trên hình 2.b.

Hình 2.b – Dạng tổng quát của cơ cấu đĩa lỗ trên máy phay 6H82

Núm vặn (2) dùng để chọn trước vận tốc hoặc lượng chạy dao Tốc độ quay của các trục bị động được điều chỉnh nhờ các vị trí di trượt khác nhau của các khối bánh răng A, B, C như trên hình 2.b Núm vặn (2) tác động rút đĩa chốt ra khỏi các chốt sao đó quay các đĩa này tới vị trí chọn trước rồi đẩy trở về vị trí cũ, các đĩa lỗ sẽ tác động tới các chốt điều khiển các ngàm gạt các khối bánh răng A, B, C đóng mở các khối bánh răng di trượt Các đĩa lỗ duy trì được vị trí xác định nhờ vị trí cơ cấu định vị bi 3.

Trên hình 2.c trình bày kết cấu của cụm ly hợp bi an toàn M 2 , ly hợp vấu M 3 và ly hợp ma sát M 4 của

cơ cấu chạy dao máy phay 6H82.

Hình 2.c – Kết cấu của cụm ly hợp an toàn, ly hợp vấu và ly hợp ma sát của cơ cấu chạy dao.

b.Cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me

1 – Bàn trượt ngang 5 – Trục vít rỗng

2 – Đai ốc 6 – Đai ốc

3 – Đai ốc phụ 7 – Bạc

4 – Vít me

Hình 1.3.1:Cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vítme

Trên bàn trượt ngang (1), ngoài đai ốc chính (2) cũn cú đai ốc phụ (3) Để thực hiện chuyển động dọc của bàn máy, vítme (4) vừa quay trong đai ốc (2) vừa quay trong ren của trục vít rỗng (5) có ren ở bên ngoài ghép với đai ốc phụ (3) Để ren trong trục vít rỗng (5) ốp sát với ren của vítme (4), đầu mút bên trái của vít rỗng có xẽ rónh dọc Dựng đai ốc (6) di động bạc (7) sẽ ép mặt côn làm cho ren của trục vít rỗng bó sát vào

Nếu như vitme quay theo chiều mũi tên, mặt bên trái của các ren vitme sẽ tì sát vào ren của đai ốc (2) và vít

me sẽ di động sang phải Cùng lúc, trục vit rỗng (5) cũng có xu hướng quay cùng vit me (4) Vì ren ngoài của trục vít rỗng là ren trái nên trục vít rông bị xê dịch về bên trái ép khít vào mặt phải của ren vit me Do đó nếu như có lực đẩy vit me về bên trái(như khi phay thuận), các vòng ren của đai ốc chính (2) sẽ ngăn cản sự chuyển vị của vit me Còn các vòng ren của trục vít rỗng sẽ ngăn trở chuyển vị của vít me về bên phải.

- Quay chi tiết theo chu kỳ quanh trục của nó một góc nhất định (chia thành các phần bằng nhau hoặc không bằng nhau)

- Dùng đầu chia độ khi chế tạo các dụng cụ cắt (dao phay, dao doa, dao khoét)

- Quay liên tục chi tiết khi gia cụng rãnh xoắn ốc hoặc răng xoắn của bánh răng.

b, Phân loại

Đầu chia độ có các loại sau dây:

Loại 1 : Đầu phân độ đĩa chia

Loại 2 : Đầu phân độ không có đĩa chia

Đầu phân độ đĩa chia và Đầu phân độ không có đĩa chia thực hiện các biện pháp công nghệ sau :

1: vôlăng; 2: thân; 3: nòng; 4: mũi tâm vát; 5: đai ốckhóa; 6: Thanh đỡ chi tiết; 7: Trục chính ; 8:Đĩa chia

độ trực tiếp; 9: Thân đế; 10: Thân trục phân độ; 11: Chốt kẹp; 12: Du xích; 13: Tay quay; 14: Vít khóa; 15: Kéo chia lỗ; 18: Vòng đệm ; 19: Nắp đậy; 20: Đế ngang; 21: Mũi tâm; 22: Vít hãm; 23: Đế giá đỡ tâm; 24:

Ụ động.

Đầu phân độ có đĩa chia

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ MÁY MỚI

1.Thiết kế sơ đồ kết cấu động học của máy

Dựa vào những đặc điểm của máy tương tự,ta thấy máy cần thiết kế có 2 chuyển động được cấp bởi 2 động cơ khác nhau là chuyển động quay của dao phay(chuyển động chính) và chuyển động chạy dao được thực hiện bởi bàn máy mang phôi(chạy dao dọc,đứng,ngang,nhanh).Ta có sơ đồ kết cấu động học của các xích truyền động:

+Phương trình xích ngang: n dc2 i5−6.i s i7−8 i8−9 k vmn t v mn=S ngang (mm/ph)

+Phương trình xích đứng: n dc2 i5−6.i s i7−8 i8−11 k vmđ t vmđ=S đứng (mm/ph) K:số đầu mối vít me

t:bước của vít me

i5−6;i7−8;i8−9;i8−10;i8−11:các tỉ số truyền cố định

i s:cơ cấu biến đổi lượng chạy dao

+xích chạy dao nhanh: n dc2 i5−7 i s .i7−8 i8−11 k vmđ .tới các vít me

2.Tính toán thiết kế động học hộp tốc độ.

2.1 Xác định chuỗi số vòng quay cần thiết:

Các thông số cho trước:

-Chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn:

Tra bảng chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn ta được:

2.2 Chọn phương án không gian, lập bảng so sánh phương án không gian, vẽ sơ đồ động

Phương án không gian được bố trí như sau:

Z = 18 = 3 x 3 x 2

Z = 18 = 3 x 2 x 3

Z = 18 = 2 x 3 x 3 Bảng so sánh phương án không gian:

-Phương án 3x3x2:

- Chiều dài sơ bộ L 19b + 18f 19b + 18f 19b + 18f

- Số bánh răng chịu M x max 2 3 3

Ta thấy rằng trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kết tiếp với trục chính vì trục này có thể thực hiện được chuyển động quay với số vòng quay từ n min ÷ n max nên khi tính toán sức bền dựa vào vị trí số n min

có M x max

Do đó kích thước trục lớn suy ra bánh răng lắp trên trục có kích thước lớn mặt khác số bánh răng trên trục chính càng ít thì trục chính giảm bớt được tải trọng, do đó máy sẽ gia công được chính xác hơn Vì vậy, ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng, do đó 2 PAKG cuối cùng có số bánh răng chịu M xmax lớn hơn cho nên ta chọn phương án 3 x 3 x 2 là phương án tối ưu nhất.

Sơ đồ kết cấu động học sơ khai của hộp tốc độ:

Như vậy hộp tốc độ có 3 tỉ số truyền nên sẽ có 3! = 6 PATT.

Ta có bảng PATT và so sánh và phương án đó như sau:

đạt đạt đạt đạt Theo điều kiện φ (p -1)X

max ≤ 8 có 2 PATT đạt, khi đó có 2 PATT thỏa mãn:

Sơ đồ kết cấu như sau:

1

I

II3(1)

3(3)III2(9)

IV

b.Phương án 2

PAKG: 3 x 3 x 2 PATT: II I III (X) : [3] [1] [9]

Sơ đồ kết cấu như sau:

I

II 3(3)

3(1) III 2(9)

IV

2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

Ta nhận thấy qua 2 lưới kết cấu trên ta thấy PATT thứ nhất tối ưu hơn PATT thư hai vì lượng mở và tỉ số truyền thay đổi từ từ đều đặn do biểu đồ hình rẻ quạt.Khi đó tỉ số truyền thay đổi không đột ngột thì truyền động êm hơn.Hơn nữa,kết cấu rẻ quạt đều đặn hơn sẽ làm cho kết cấu của hộp tốc độ nhỏ gọn hơn và bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp tốc độ sẽ được chặt chẽ nhất.Vậy ta chọn PATT thứ 1.

Với PAKG: 3 x 3 x 2 PATT: I II III (X) : [1] [3] [9]

2.5.Đồ thị vòng quay và tỷ số truyền cụ thể các nhóm truyền

Lưới kết cấu chỉ thể hiện được tính định tính để xác định được hộp tốc độ có phần bố theo hình rẻquạt chặt chẽ hay không, sự thay đổi tỉ số truyền và đặc tính truyền động trong hộp tốc độ Còn đồthị vòng quay cho ta tính được cụ thể tỉ số truyền, số vòng quay và số răng các bánh răng trong hộptốc độ

Động cơ có N = 7 (KW) và nđc = 1440 vg/ph

Ta thấy ở máy tương tự n0=n15,để dễ vẽ ta chọn trong chuỗi vòng quay và lấy no = n15 = 630 (vg/ph)

Tỉ số truyền các nhóm:

i0 = n n0 = 1440630 = 167 = 1,26x0 => x0 = -3,58

Dựa trên đồ thị vòng quay của máy đã phân tích là máy 6H82,ta chọn các tỉ số truyền như sau:

100 125

160 200

250 315

400 500

630 800

1000 1250

2.6 Tính số bánh răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền.

Ta tính số răng của các bánh răng theo phương pháp bộ số chung nhỏ nhất:

Với Z min = 17 để tính E min ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

Do giảm tốc cho nên ta tính:

E min=Z min f .(f1+g1)

1 K = 17.(2+5)

2.21 =2,83 =>E=3 =>∑Z =E.K=3.21=63

Với Z min = 17 để tính E min ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

Do giảm tốc cho nên ta tính:

Với Z min = 17 để tính E min ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

Do giảm tốc cho nên ta tính:

3.Tính toán thiết kế động học hộp chạy dao

3.1Xác định chuỗi số vòng quay cần thiết.

Với S dọc =S ngang =3S đứng = 18 (mm/ph)

Với =1.26 và dựa vào máy mẫu 6H82 ta thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc ,chạy dao ngang

và chạy dao đứng là cơ cấu vít me có t v =6 (mm).

Do đó ta chọn bước vít cho máy mới cần thiết kế là t v =6 (mm).

Mà ta có S dọc =S ngang =3S đứng nên ta chỉ cần tính toán với 1 đường truyền còn các đường khác là tương tự giả

sử ta tính toán với đường chạy dao dọc.

Theo máy tương tự thì chuỗi lượng chạy dao của hộp chạy dao là theo cấp số nhân có phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao là: (S min : S max) = (18:915) (mm/ph);đổi ra giá trị vòng quay ta có giá trị vòng quay max,min là:

Lấy theo tiêu chuẩn ta có các giá trị vòng quay của hộp chạy dao theo tiêu chuẩn:

Bảng 3.1: Bảng trị số tốc độ vòng quay tính toán và tiêu chuẩn:

Tốc độ Công thức tính n tính toán n tiêu chuẩn

n17 n17= n1.❑16 118 121,07

3.2.Phương án không gian và bảng so sánh các phương án không gian,sơ đồ động

Phương án không gian được bố trí như sau:

Z = 18 = 3 x 3 x 2

Z = 18 = 3 x 2 x 3

Z = 18 = 2 x 3 x 3 Bảng so sánh phương án không gian:

-Phương án 3x3x2:

-Phương án 3x2x3:

- Chiều dài sơ bộ L 19b + 18f 19b + 18f 19b + 18f

- Số bánh răng chịu M x max 2 3 3

ta thấy rằng trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kế tiếp với trục chính vì trục này có thể thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ n min ÷ n max nên khi tính toán sức bền dựa vào vị trí số n min ta có

7b+6f

4b+3f

3.3.Chọn phương án thứ tự,bảng so sánh

Như vậy hộp tốc độ có 3 tỉ số truyền nên sẽ có 3! = 6 PATT.

Ta có bảng PATT và so sánh và phương án đó như sau:

mở (X) [1][3][9] [3][1][9] [6][2][1] [1][6][3] [2][6][1] [6][1] [3]

xmax 9 = 8 9 = 8 2*6 = 16 2*6 = 16 2*6 = 16 2*6 = 16

Kết

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt Theo điều kiện φ (p -1)X

max ≤ 8 có 2 PATT đạt, khi đó có 2 PATT thỏa mãn:

Sơ đồ kết cấu như sau:

1

I

II 3(1)

3(3) III 2(9)

IV

2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

b.Phương án

PAKG: 3 x 3 x 2 PATT: II I III (X) : [3] [1] [9]