.RU

Лекция 9 цилиндрические зубчатые первдачи


ЛЕКЦИЯ 9

ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРВДАЧИ


1 Зубчатые передачи и их классификация.

2 Эвольвента и эвольвентное зацепление. Геометрические.

соотношения в эеолъвентном зубчатом зацеплении.

3 Основные параметры зубчатых передач.

4 Причины неисправности зубчатых колес.

1 Зубчатые передачи и их классификация

В настоящее время почти нет машин и механизмов без передач зацепления, в числе которых наибольшее применение находят зубчатые передачи. Зубчатой передачей называются трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару.

Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называют шестерней, с большим числом звеньев- колесом. Индекс I относится к шестерне, индекс 2- к колесу. Зубчатые передачи можно классифицировать по следующим признакам:

1^ . По форме профиля зубьев различают:

Эвольвентные и круговые (зацепление Новикова М.Л.). В машиностроении главным образом применяют колеса с зубьями эвольвентного профиля, которые обладают целям рядом существенных -технологических и эксплуатационных преимуществ.

2. ^ По взаимному расположению валов сопряженных колес различают:

цилиндрические передачи с параллельными осями, конические с пересекающимися осями, винтовые передачи с перекрещивающимися осями.

Передачи для преобразовательного вращательного движения шестерни в поступательное движение рейки и наоборот.

3. ^ По расположению зубьев и относительному вращению колес- передачи с внешним и внутренним зацеплением.

Угловые скорости этой передачи имеют разные направления, т.е. колеса вращаются в противоположные стороны (внешнее зубчатое зацепление).

Внутреннее зубчатое зацепление. Угловые скорости имеют одинаковые направления, колеса вращаются в одном направлении.

4. ^ По типу зубьев - прямозубые, косозубые, шевронные, спиральные и круговые (конические).

5. По конструктивному оформлению- закрытые, работающие в корпусах, заполненные смазкой и открытые, работающие без смазки или периодически смазываемые консистентной смазкой.

6. По величине окружных скоростей колес

Весьма тихоходные V<0,5 м/с,

Тихоходные V=0,5... З м/с,

Среднескоростные V=3...15 м/с,

Быстроходные V> 15 м/с .

7. В зависимости от твердости рабочих, поверхностей зубьев (или от их термообработки) стальные зубчатые колеса можно разделить на две основные группы: а) с твердости НВ 350НВ-колеса с зубьями, подвергнутыми поверхностной закалке с помощью ТВЧ, а так же цементированные, планированные и нитроцементированные зубчатые колеса с последующей закалкой и низким отпуском.

К достоинствам зубчатых передач относятся:

1. Постоянство передаточного числа и возможность осуществления его в широких пределах.

2. Высокий К.П.Д., достигающий в цилиндрической передаче 0,99.

3. Применение зубчатых передач в весьма широком диапазоне нагрузок и скоростей.

4. Большая долговечность и надежность в работе.

5. Малые габариты в сравнении с другими видами передач при равных условиях.

6. Простота операций по нарезке зубьев на зуборезных станках и экономичность изготовления зубчатых колес.


Недостатками зубчатых передач являются:

1. Необходимость точного изготовления и монтажа.

2. Незащищенность от перегрузок.

3. Возможность появления вибрации, источником которой является неточное изготовление и неточная сборка передач (в результате этого могут возникнуть значительные динамические нагрузки).

4. Шум при работе особенно при значительных скоростях.

5. Невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

^ 2 Эвольвента и эвольвентное зацепление. Геометрические соотношения в эвольвентном зубчатом зацеплении

Эвольвентой - называется кривая, которая описывается точкой Д лежащей на касательной N N к окружности, если эту касательную обкатывать без скольжения по окружности в ту или иную сторону (Рис.53).

Касательная NN- это производящая прямая, а окружность с диаметром d, по которой перекатывается эта линия- основная окружность. Иначе говоря, основная окружность - это окружность, развертка которой является V теоретическим торцовым профилем зуба эвольвеетного цилиндрического зубчатого колеса. Она является геометрическим местом центров эвольвенты, поэтому радиус кривизны эвольвенты р в любой ее точке равен длине отрезка А В производящей прямой NN. Из всего разнообразия возможных сопряжен-ных профилей наиболее распространены эвольвентные. Они образованы двумя симметричными эвольвентами окружностями.

Прямая линия, пересекающая оси вращения сопрягаемых зубчатых колес называется межосевой силой, а расстояние между этими осями - межосевым расстоянием. Точка П пересечения межосевой линии с общей нормалью к двум сопряженным профилям зубьев называется полюсом зацепления. Угол а между линией зацепления и прямой, перпендикулярной межосевой линии называется углом зацепления.

Траектория общей точки контакта зубьев при движении относительно неподвижного звена зубчатой передачи называется линией зацепления. В эвольвентном зацеплении линия зацепления совпадает с производящей прямой А В.

Концентрические окружности зубчатых колес с диаметрами dи d , взаимосоприкасающиеся в полюсе и перекатывающиеся в процессе зацепления одна по другой без скольжения, называются начальными.

Расстояние между одноименными профилями соседних зубьев по дуге концентрической окружности зубчатого колеса называется окружным шагом - Р.

Концентрическая окружность зубчатого колеса, являющаяся базовой для определения элементов зубьев и их размеров называется делительной.

Принимая во внимание, что длина делительной окружности πd=pZ, диаметр d определяется по формуле:


d= Z=mZ,

где Р - делительный окружной шаг, мм;

Z- число зубьев.

Для того, чтобы исключить иррациональность (число π ) в значениях d, a и других параметров, вводится понятие расчетного модуля т. Модуль- это расчетная величина, в π раз меньше делительного шага окружного, т.е. m=, тогда d=mZ. Отсюда следует, что делительная окружность делительного колеса, есть такая окружность, у которой диаметр равен произведению расчетного модуля на число зубьев. Расчетные модули стандартизированы от 0,05 до 100мм(ГОСТ 13755-85).0кружность диаметра,

d ограничивающая вершины зубьев, называется окружностью вершин зубьев.

Окружность диаметра d ограничивающая впадину зубьев, называется окружностью впадин. Часть зуба, расположенного между окружностью вершин зубьев и делительной окружностью называется головкой зуба(h), а часть зуба между делительной окружностью и окружностью впадин - ножкой зуба (h). Высота зуба обозначается h. Форма эвольвентного профиля зубьев при заданных угле зацепления и модуле зависит от числа зубьев Z,. При бесконечно большом числе зубьев, что соответствует бесконечно большому диаметру делительной окружности, эвольвента превращается в прямую линию. С уменьшением числа зубьев, увеличивается кривизна эвольвентного профиля и соответственно уменьшается толщина зубьев у основания и у вершин. Если число зубьев Z меньше некоторого предельного значения Z , то при нарезании зубьев инструментом реечного типа происходит подрезание зубьев, в результате чего прочность зубьев снижается (Рис.54).

Для устранения подрезания зубьев применяются зубчатые колеса со смещением. Контур, по которому профилируется зубчатые колеса со смещением профилируется режущий инструментом реечного типа, стандартизирован по ГОСТ -13755- 85 и называется исходным контуром. Острый угол между боковой поверхностью рейки и осью зуба называется углом профиля исходного контура. В соответствии с ГОСТ 13755-85

α = 20 .На рис.55 ^ NN- линия зацепления (общая касательная к основным окружностям, l - длина активной линии зацепления), отсекаемая окружностями вершин зубьев.

Отношение длины зацепления к окружному шагу называется коэффициентом перекрытия, которым характеризуют плавность передачи:

ε =,

l - длина отрезка касательной, заключенной между точками пересечения окружностей, мм;

ε - показывает среднее число зубьев, находящихся одновременно в зацеплении. В прямозубой передаче оно всегда меньше 2-х (1< ε <2).

^ Все геометрические параметры зубчатого зацепления выражаются через его модуль (Рис.56):

1. Модуль зубьев m==.

2. Высот зубьев h=2,25m.

3. Высота головки зуба h=m.

4. Высота ножки зуба h=2,25m.

5. Диаметр делительной окружности d=mz.

6. Диаметр окружности выступов d= d+2 h =d+2m=m(z+2).

7. Диаметр окружности впадин d= d+2 h =d+2m=m(z+2).

8. Радиальный зазор между сопряженными кольцами с=0,25т.

9. Межосевое расстояние a=.

10.Шаг зубьев p=πm.

11.Толщина зуба S=0,5p=.

12.Ширина впадин l=0,5p=.

13. Ширина венца зубчатого колеса ( длина зуба) b≈(6…8).m

14. Диаметр ступицы d≈(1,6…2) d.

15.Длина ступицы l=1,5 d.

16.Толщина обода δ ≈(2,5…4)m.

17. Угол профиля, угол зацепления α = α =20.

18. Делительный диаметр, начальный диаметр d = d=mz.

19. Основной диаметр . d=d cos α

3 Основные параметры зубчатых передач

Основными параметрами цилиндрических зубчатых передач являются:

межосевое расстояние, модуль (расчетный), коэффициент, ширина венца зубчатого колеса, передаточное число числа зубьев шестерни и колеса, а у косозубых и шевронных передач также и угол наклона линии зуба на делительном цилиндре.

Унификация и рациональный выбор этих основных параметров имеет большое значение в экономике машиностроения для снижения веса и размеров машин и сокращения стоимости их производства. В связи с этим большинство параметров зубчатых редукторов стандартизированы.

^ 3.1 Межосевое расстояние a является одним из важнейших параметров,

определяющих нагрузочную способность зубчатой передачи. Оно почти однозначно определяет габаритные размеры и массу редуктора, а также его стоимость.

В проектных расчетах, межосевое расстояние редуктора вычисляется из условий контактной выносливости зубьев по заданным крутящему моменту и передаточному числу.

Величина расчетного межосевого расстояния редуктора округляется до ближайшего стандартного значения, указанного в ГОСТ 13 755-85.

^ 3.2 Передаточное число, являющееся частным случаем передаточного отношения может быть выражено следующим образом:

U=, (118)

где n, n- частота вращения, об/мин ;

T,T- крутящие моменты, передаваемые соответственно шестерней и

колесом, Нм;

η - КПД одной ступени зубчатой передачи:

для закрытых цилиндрических передач η =0,97-0,98 ;

для открытых цилиндрических передач η =0,95-0,96.


В закрытых передачах (редукторах) величину передаточного числа одной ступени нерационально принимать более 8-10. Номинальные передаточные числа зубчатых передач редукторов должны соответствовать ГОСТ 13733-77.

3.3 Модуль (расчетный) т по величине для редукторов и открытого типа передач должен соответствовать ГОСТ 9563-80. При ориентировочной оценке величины модуля т можно использовать зависимость:

m= (0,01…0,02) a. (119)

Величина т согласуется со стандартом, для силовых передач рекомендуется m≥2. Для окончательного выбора величины модуля необходимо проверить его по условию выносливости зубьев при изгибе σ. Если расчетное значение напряжения изгиба превышает допускаемое >, то необходимо модуль увеличить или принимают зубчатые колеса со смещением.

3.4 Ширина венца зубчатого колеса b численно выражается через межосевое расстояние передачи a эмпирической зависимостью:

b=ψ a, (120)

где ψ- коэффициент ширины венца зубчатого колеса по межосевому расстоянию регламентирован по ГОСТ- 16532-85 и должен соответствовать: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,28; 0,315; 0,4; 0,65; 0,5; 0,8; 1,25.

При выборе учитывается тип и степень точности передачи, характер, нагрузки, жесткость опор, расположение колес относительно опор и кинематическая схема редуктора.

Рекомендуется применять для редуктора с прямозубыми и косозубыми колесами ψ= 0,3-0,5, с шевронными ψ>0,5, для редукторов с раздвоенными ступенями ψ<0,3.

Значение ширины венца зубчатых колес округляется до ближайшего числа из ряда Ra20 по ГОСТ. При расчете передач открытого типа ширина венца зубчатого колеса выражается через модуль т:

b=ψm, (121)

где ψ - коэффициент ширины венца зубчатого колеса по модулю, принимают ψ=10...12.

^ 3.5 Число зубьев шестерни Z, и колеса Z удобно выбирать через их суммарное значение Σ Z = Z + Z

При выборе Z надо иметь ввиду, что с увеличением Z при заданном значении межосевого расстояния:

а) уменьшается вес зубчатой передачи;

б) динамические нагрузки при неустанном режиме;

в) потери от трения зацепления, вместе с тем снижается изгибная прочность зубьев.

С увеличением потерь от трения в зацеплении не только снижается КПД зубчатой передачи но, вследствие выделения большого количества тепла происходит разжижение смазки и выжимание ее из зацепления. В результате снижается износостойкость передачи и появляется склонность к заеданию. Поэтому в современных скоростных передачах принимают колеса с большими значениями Z. При расчете зубчатой передачи Z. выбирается методом последовательных приближений. Начинают этот выбор с наименьшей величины Z. Условия минимального числа зубьев шестерни, свободного от подрезания определяются: Z ≥ Z=14…17

Затем после проверочного расчета зубьев на выносливость при изгибе, если σ << σ значение Z, можно увеличить с целью повышения качества зацепления и передачи в целом.

Наибольшее значение Z, обычно принимают порядка 100... 150.

Тогда при допустимом Zчисле зубьев колеса получается достаточно U большое и из числа рекомендуемых, передаточное число одной ступени редуктора:

U= =8…10, (122)

По известной сумме числа зубьев Z и передаточному числу ступени U числа зубьев шестерни Z и колеса Z, определяют следующим образом:

Z + Z=Z, (123)

=U,

Z=U Z,



88



^ Рис. 53 Эвольвентное зубчатое зацепление (1), построение эвольвенты (2)



Рис. 54. Влияние значения 2, на форму зубьев колеса, нарезанного без смещения инструмента


Рис. 55 Построение эвольвентного зубчатого зацепления




Рис. 56 Основные геометрические размеры эвольвентного зубчатого зацепления.



^ Рдс. 57 Кинематические схемы цилиндрических редукторов

Z + U Z =Z,

Z=;

Решая два уравнения, находим:

Z=; Z= Z- Z. (124)

Рассмотренные параметры связаны между собой зависимостью

a=. (125)

^ 3.6 Угол наклона зуба β не регламентируется. В большинстве конструкций косозубых передач принимается β = 8 -15 . При значениях углов β у косозубых колес обеспечивается достаточная плавность работы передачи при сравнительно небольшом осевом усилии, при котором оказывается возможным применять радиальные подшипники. В шевронных зубчатых колесах ограничение по осевому усилию отпадает, поэтому угол наклона линии зуба принимается β = 25 ÷ 40 , т.е. значи­тельное больше, чем в косозубых. Для обеспечения стандартных значений a,т точные значения угла β следует определять по формуле:

β=arccros. (126)

4 Причины неисправности зубчатых колес

При передаче крутящего момента в зацеплении зубчатых колес возникают силы взаимодействия» под влиянием которых в зубьях возникает сложное напряженное состояние. Главное влияние на работоспособность зубчатых колес оказывают два основных вида напряжений:

σ-контактные напряжения, H /мм2 ;

σ-напряжения изгиба, H /мм2 .

Для каждого зуба σ и σ не являются постоянно действующими. Они изменяются во время по некоторому прерывистому близкому к пульсирующему циклу. Время действия напряжения σ за один оборот колеса равны продолжительности зацепления одной пары зубьев. Напряжение σ действует еще меньшее время.

Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев. Все виды разрушения зубьев сводятся либо к поломке зубьев либо к разрушению их контактных поверхностей.

1. Поломка зубьев является наиболее опасным видом разрушения, приводящим к выходу из строя передачи и часто к разрушению других деталей и узлов машины.

Причинами поломок зубьев могут быть:

а) возникновение максимально разрушающей (пиковой) нагрузки ударного или статического действия;

б) повторное приложение нагрузки, достаточной, чтобы вызвать возникновение усталостных явлений и обеспечить их развитие;

в) местная концентрация нагрузки, являющаяся результатом неточностей при изготовлении и сборке передачи или значительных деформациях ее деталей (колес, валов, подшипников, корпусов).

2. Разрушение контактных поверхностей может быть в различных формах:

а) абразивный износ- это разрушение рабочих поверхностей зубьев, который возникает главным образом в открытых передачах. Он заключаются в истирании зубьев в результате попадания на их рабочие поверхности пыли, грязи, металлических частиц и т.д. ( играющих роль абразивного материала).

б) заедание происходит вследствие разрыва масляной пленки или отсутствия смазки при больших удельных явлениях на зубьях. При этом в зоне контакта развивается высокая температура и происходит отрыв частиц материала от поверхностного слоя зуба одного колеса и схватывание с поверхностным слоем зуба другого колеса. В дальнейшем оторванные частицы бороздят по контактным поверхностям зубьев и оставляют на них глубокие следы.

в) выкашивание этот вид разрушения рабочих поверхностей является распространенным для большинства закрытых хорошо смазываемых и защищенных от загрязнения зубчатых колес.

Под влиянием повторного возникновения контактных напряжений в поверхностном слоем зубьев возникают микроскопические трещины.

Эти трещины возникают сначала в зоне, примыкающей к начальным цилиндрам. Под влиянием давления масла, которое выдавливается с большой силой в трещины сопряженным зубом, эти трещины довольно быстро увеличиваются. На определенной глубине, где контактные напряжения небольшие, распространение в толще металла прекращается. Трещины превращают кусочек металла в консольную балочку, которая надламывается в опасном сечении и происходит выкашивание этого кусочка. В соответствии с физическими явлениями, которые возникают в зубчатых передачах, закрытые передачи рассчитываются на выносливость зубьев по контактным напряжениям и на прочность при воздействии пиковой нагрузки.

Открытые передачи рассчитываются на выносливость зубьев по напряжениям изгиба и на прочность при взаимодействии пиковой нагрузки.

Для цилиндрических зубчатых передач главными параметрами, определяющими размеры зубчатых колес и зубьев, являются межосевые расстояния и модули зацепления. Из этих параметров на величину контактных напряжений оказывает влияние только межосевое расстояние, а на величину



^ Рис. 58 Цилиндрический двухступенчатый редуктор:

1-основание; 2-крышка; 3-смотровая крышка; 4- отдушина; 5- грузовые винты; 6-маслоспускная труба; 7-маслоуказатель; 8-крюки для захвата редуктора; 9-конические штифты напряжений изгиба модуль зацепления.

Поэтому формулы для расчета зубьев на выносливость по контактным напряжениям выражаются через межосевое расстояние a, по напряжениям изгиба - через модуль m.

Кинематические схемы зубчатых редукторов представлены на рис. 57, а на рис. 58 показан цилиндрический зубчатый двухступенчатый редуктор.

kristallicheskoe-stroenie-metallov.html
kristallizaciya-splavov-konspekt-lekcij-po-teme-materialovedenie-dlya-specialnosti-120100-tehnologiya.html
kristalloenergetika-kak-osnova-ocenki-svojstv-tverdotelnih-materialov-stranica-16.html
kristallofizika-poluprovodnikov-programma-kursa-lekcij.html
kristian-abbyati.html
kristina-gorelik-gosudarstvo-beretsya-za-nko-agentstva-socialnoj-informacii.html
  • thescience.bystrickaya.ru/iz-istorii-uchrezhdeniya-i-deyatelnosti-kniga-izdana-na-sredstva-oao-amurskaya-yarmarka.html
  • bukva.bystrickaya.ru/obshaya-patologiya-i-osobennosti-sovremennogo-techeniya-sifilisa-vrozhdennij-sifilis.html
  • college.bystrickaya.ru/1-vvodnaya-chast.html
  • znanie.bystrickaya.ru/alder-g-stranica-5.html
  • otsenki.bystrickaya.ru/rossijskie-smi-o-mchs-monitoring-za-27-dekabrya-2010-g-stranica-14.html
  • ucheba.bystrickaya.ru/prochitajte-rasskaz-b-okudzhavi-chastnaya-zhizn-a-pushkina-ili-imenitelnij-padezh-v-tvorchestve-lermontova-v-chem-neudachnost-vistupleniya.html
  • thescience.bystrickaya.ru/ispolzovanie-sobstvennih-sredstv-pri-investirovanii-innovacionnoj-deyatelnosti.html
  • uchebnik.bystrickaya.ru/v-b-gromov-2011-g.html
  • reading.bystrickaya.ru/matematikadan-blm-sapasin-zhetldru-zholdari.html
  • books.bystrickaya.ru/e-n-kladnickaya-rodilas-ya-v-1929g-v-g-serpuhov-moskovskoj-oblasti-v-seme-prepodavatelej-russkogo-yazika-i-literaturi-v-srednej-shkole-detstvo-proshlo-v-serpuhove-do-nachala-vojni-zakonchila-nachalnuyu-shkolu-bila-ot.html
  • essay.bystrickaya.ru/cenoobrazovanie-na-produkciyu-toplivno-energeticheskogo-kompleksa.html
  • zadachi.bystrickaya.ru/politicheskaya-elita-sovremennoj-rossii-c-tochki-zreniya-socialnogo-predstavitelstva-chast-7.html
  • write.bystrickaya.ru/glava-31-sovi-rasskaz-hagrida.html
  • turn.bystrickaya.ru/osimsha1-zhiinti-krs-turali-toptastirilan-esep.html
  • laboratory.bystrickaya.ru/voennie-reformi-petra-i-chast-11.html
  • turn.bystrickaya.ru/otkritie-sistemi-processi-standartizacii-i-profili-standartov-stranica-9.html
  • shpargalka.bystrickaya.ru/ugolovno-pravovaya-harakteristika-hisheniya-predmetov-orenburgskij-gosudarstvennij-universitet-aktualnie-problemi.html
  • obrazovanie.bystrickaya.ru/poyasnitelnaya-zapiska-k-diplomnoj-rabote-na-temu-avtomatizirovannaya-sistema-vvoda-plana-evakuacii-dlya-razrabotki-pasportov-bezopasnosti-uchebnih-zavedenij-rf.html
  • paragraf.bystrickaya.ru/vzaimosvyaz-mezhdu-vliyaniem-ekologicheskogo-turizma-na-rekreacionnie-resursi-i-faktorami-vliyaniya-turistskoj-industrii-na-ekonomiku-i-socio-kulturnuyu-sredu-rf.html
  • exchangerate.bystrickaya.ru/istoriya-razvitiya-fotografii-i-fototehniki.html
  • ekzamen.bystrickaya.ru/soderzhanie-programmi-obrazovatelnaya-programma-turistsko-kraevedcheskoj-napravlennosti-meridian-srok-realizacii.html
  • zadachi.bystrickaya.ru/mehanika-ellinisticheskaya-epoha-chast-2.html
  • universitet.bystrickaya.ru/uchebnaya-i-metodicheskaya-literatura-monografii-izdannie-prepodavatelyami-stranica-5.html
  • zadachi.bystrickaya.ru/obshenie.html
  • uchitel.bystrickaya.ru/programma-psihologo-pedagogicheskogo-soprovozhdeniya-osnovnaya-obrazovatelnaya-programma-nachalnogo-obshego-obrazovaniya.html
  • essay.bystrickaya.ru/charlz-haddon-sperdzhen.html
  • studies.bystrickaya.ru/lite-v-kokil.html
  • institute.bystrickaya.ru/gipnoz-po-materialam-sergeya-mishlyaeva.html
  • thesis.bystrickaya.ru/programma-disciplini-specialnie-istoricheskie-disciplini-dlya-napravleniya-030600-62-istoriya-podgotovki-bakalavra-avtori-programmi.html
  • zanyatie.bystrickaya.ru/nalogovij-kodeks-novij-chast-12.html
  • abstract.bystrickaya.ru/23makrosociologicheskij-podhod-k-ponimaniyu-obshestva-temi-str-predposilki-vozniknoveniya-sociologii-kak-nauki.html
  • tasks.bystrickaya.ru/16-topologicheskaya-organizaciyatradicionnogo-kulturnogo-landshafta-chernov-s-z-shulgin-p-m-k-90-kulturnij.html
  • student.bystrickaya.ru/112rezultati-ispolneniya-v-2011-godu-gosudarstvennoj-funkcii-po-kontrolyu-za-rashodovaniem-subvencij-upravleniem-roszdravnadzora-po-respublike-kareliya.html
  • crib.bystrickaya.ru/informaciya-o-hode-realizacii-plana-meropriyatij-po-sovershenstvovaniyu-kontrolno-nadzornih-i-razreshitelnih-funkcij-i-optimizacii-predostavleniya-gosudarstvennih-uslug-v-oblasti-gradostroitelnoj-deyatelnosti.html
  • uchit.bystrickaya.ru/statya-46-pravo-na-otvet-moskva-izdatelstvo-galeriya.html
  • © bystrickaya.ru
    Мобильный рефератник - для мобильных людей.