Определение сил в конической зубчатой передаче

Министерство образования Российской Федерации

Политехнический институт (филиал) УрФУ в г.Каменске-Уральском

Кафедра прикладной механики и основ проектирования

 

 

Оценка проекта____________

Члены комиссии: ___________

 

 

 

 

ПРОЕКТ ПО МОДУЛЮ

Основы общеинженерных знаний»

 

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ

КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

Пояснительная записка

 

________________________________________________

 

 

Руководитель_______________________________________

Студент____________________________________________

Группа______________________________________________

 

 

Каменск-Уральский, 2017

       Исходные данные: полезная сила , передаваемая лентой транспортера

Р = 15 кН, скорость ленты V = 1,8 м/с диаметр приводного барабана D = 260мм, режим работы – средний нормальный, время работы передачи - t_x = 10000 ч, коническая передача – с круговыми зубьями, цилиндрическая передача – с косыми зубьями, нагрузка реверсивная.

 

 

           

 

 

Рис. 1 Схема привода конвейера: 1 – электродвигатель; 2 – упругая муфта;    

 3- редуктор (1,2,3,4 – зубчатые конические и цилиндрические колеса;

1,2 , 3- валы редуктора: ведущий, промежуточный, тихоходный); 4 – муфта; 5 – барабан.

 

 

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ        ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА

Требуемая мощность электродвигателя [1, с. 23]

 

                             F * v

                   Р_тр = ¾¾¾

                               h_о

 

где v, м*с ^-1 ,  F, кН,  Р_тр, кВт,  h_о - КПД привода

 

 

       h_о = h_к * h_ц * h_п⁴,

 

h_к = 0,96 – КПД конической зубчатой передачи;

h_ц = 0,96 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

h_п = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения;

 

                   h_о = 0,96 * 0,96 * 0,99⁴ = 0,89;

                             15 * 1,8

              Р_тр = ¾¾¾ = 30,3кВт.

                               0,89

 

Частота вращения тихоходного вала редуктора равна частоте вращения вала барабана.

                                 6*10⁴*v   6*10⁴*1,8      

             n _ш = n_d = ¾¾¾¾ = ¾¾¾¾ = 132,3.об/мин.

                                  p * D_d             p * 260

 

Выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А [1, табл. 2.2] с ближайшей большей к Р_тр мощностью_.

Из трех электродвигателей с мощностью Р_э = 37.кВт, для которых выполняется условие n _с < n _{i max} , выбираем электродвигатель 4А250S8УЗ со средним значением

n _с = 750 об/мин, скольжением S = 1,6% и с диаметром вала электродвигателя d₁ = 24мм.

       Частота вращения вала электродвигателя n₁ = n_с(1- S) =738 об/мин.

 

Требуемое передаточное отношение редуктора

                                n ₁

 U_тр = ¾¾ = 5,57.

        n _ш

 

 

Округляем вычисленное значение U_тр до ближайшего стандартного по ГОСТ 2185-66 [2, табл. 11] и распределяем его между ступенями редуктора ( табл. 1).

 

U_р = 7,1.;  U_б = U₁ = 2 U_т = U₂ =3,55..

 

Частота вращения валов

n₁ = 738 об/мин

n₁₁  = n_{1 /} U₁ = 738 / 2 = 369 об/мин

n₁₁₁ = n_{11 /} U₁ = 369 / 2 = 184,5 об/мин.

 

Мощности и крутящие моменты, передаваемые валами,

Р₁ = Р_тр * h_п = 37 * 0,99 = 36,9=6. кВт;

Р₁₁ = Р_тр * h_{к *} h_п²  = 37 * 0,96 * 0,99² = 34,8 кВт;

Р₁₁₁ = Р_тр * h_{к *} h_{ц *} h_п³  = 37 * 0,96 * 0,96 * 0,99³ = 33 кВт;

 

               Р₁           36,9        

Т ₁ = 9550 ¾ = 9550 ¾¾ = 477,5 Нм

               n₁                   738

 

               Р₁₁           34,8

Т ₁₁ = 9550 ¾ = 9550 ¾¾ = 900,5Нм

               n₁₁           369

 

               Р₁₁₁           33

Т ₁₁₁ = 9550 ¾ = 9550 ¾¾ = 1708,13 Нм .

                n₁₁₁              184,5

 

2. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ

Выбор материалов и допускаемые напряжения.

 

       Диаметры заготовок для шестерни и колеса [3, табл. 2] 

              ________             

d_з1 = 24 ³Ö T₁ / U₁ = …………………………………

 

d_з2 = d_{з1 *}U₁ =………………………………….

 

Находим размер характерного сечения заготовки S_c из условия, что при 

d_зj £ 200 мм  S_cj = 0.5 d_зj,  а при d_зj > 200 мм   

                             _______

 S_{c j} = 1.2 (1+ U₁)³Ö T₁ / U_1.

 S_c1 = 0.5 d_з1 =…………………………..;

                         ________                               

S_c2 = 1.2 (1+ U₁)³Ö T₁ / U₁  = 1……………………………..

 

Используя рекомендации работ [1], [3], при известных значениях S_cj  выбираем для шестерни сталь 40ХН с поверхностной закалкой зубьев ТБЧ, а для колеса - сталь 45. Их механические характеристики определяем по табл. 1 [3]. Для шестерни твердость поверхности зуба HRC₁^п – 48 … 53 (HRC₁^п_ср 50,5),

Сердцевины зуба НВ₁  - 269 … 302; для колеса принимаем вид термообработки – улучшение, тогда НВ₂  - 269 … 302 (НВ_{2 ср}   285,5).

 

Допускаемые контактные напряжения [3, с. 5­]

         s _H* lim b_j

s _HPj  = ¾¾¾¾¾¾ * K_HLj,                                                              (1)

.             S_Hj

 

где j = 1 для шестерни и j = 2 для колеса, d_H* lim b_j - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от марки стали и ее химико-термической обработки по табл. 2 [3, с. 8]; K_HLj – коэффициент долговечности; S_H = 1,1 для колес с донородной структурой материала, 

S_H = 1,2 при поверхностном упрочнении зубьев [4, табл. 2,5].

Для шестерни S_H1 = 1,2; для колеса S_H1 = 1,1.

Предел контактной выносливости для шестерни

d_H* lim b₁ = 17 HRC₁^п_ср + 200 = ……………………………..

 

для колеса

d_H* lim b₂ = 2 HВ_2ср + 70 =…………………………...

 

       Коэффициент долговечности равен [4, с. 38]

            __________

K_HLj = ⁶ Ö N _jно / N_{не j} ³ 1,

 

Где N_{не j} – эквивалентное число циклов напряжений;

     N_{но j} – базовое число циклов, определяемое в зависимости от твердости по Бринелю или Роквеллу,

 

N_но = 30(НВ)^2,4 @ 340 (HRC)^3.15 + 8*10⁶

 

При HRC > 56 принимают N_но = 1,2 * 10⁸

N_но1 = 340 (HRC₁^п_ср )^3.15 + 8*10⁶ = ………………………………..

N_но2 = 30 (HВ_2ср )^2,4 = ……………………………….

Величина N_{не j} определяется по формуле

 

N_{не j} = N _{å j} * К _{не   ,}

 

Где К _не – коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному, определяется в зависимости от заданного режима работы по табл. 3 [3, табл. 4] К _не = 0,18;

N _{å j} = суммарное число циклов напряжений, N _{å j} = 60 * t_å * n_j

 

N _å1 = 60 * t_å * n₁ = ……………………………………

 

N _å2 = 60 * t_å * n₂ = ……………………………………..

N _не1 = N _å1* К _не = ……………………………………..

N_{не 2} = N _{å 2} * К _не = ………………………………….

При N _{не j} ³ N _{но j}  принимают К  _{HL j}  = 1. Таким образом ,

К  _{HL j}  = К  _HL2j  = 1.

 

Определяем 

 

 

           s_H* lim b₁

s_HP1  = ¾¾¾¾¾¾ * K_HL1 = …………………………………..

.             S_H1

 

         s_H* lim b₂

s_HP2  = ¾¾¾¾¾¾ * K_HL2  =………………………………………….

.             S_H2

 

В случае расчета прямозубых передач допускаемое контактное напряжение d_HP

принимается равным d_{HPj min} , т.е. минимальному из двух значений, вычисленных по формуле (1). При расчете конических колес с круговыми зубьями d_HP  выбирается как наименьшее из двух, получаемых по формулам

[3, с. 15]

                   s_HP = 0,45 (s_HP1 + s_HP2 ) =……………………………………;

 

                   s_HP = 1,15 s_{HPj min} = 1.15* s_HP2 =………………………………...

Окончательно принимаем s_HP = …… Мпа.

       Допускаемые напряжения изгиба [3, с. 18]

         s _F lim b_j

s _FPj  = ¾¾¾¾¾ * K _{F Lj} * K _{F Cj} ,                                      (2)

          S _{F j}

 

 

 

Где   s_{F lim b} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от марки стали и ее химико-термической обработки по табл. 4 [3, с.16];

S _F - коэффициент безопасности, S _F = 1,65 S _F ‘, где S _F ‘ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (для поковок и штамповок S _F ‘= 1, для проката S _F ‘= 1,15; для литых заготовок S _F ‘=1,3);

K _{F L} – коэффициент долговечности; K _{F С} - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При нереверсивной (односторонней) нагрузке [3, с. 15] K _{F С} = 1 . При реверсивной симметричной нагрузке 

K _{F С} = 1 - g _{F С} , где g _{F С} - коэффициент, учитывающий влияние химико-термической обработки по табл. [3, табл. 5].

       Для шестерни s_{F lim b1}  = ……… Мпа.

S _F1 = 1,65 * S _{F 1} ‘ = 1,65 * 1,15 = 1,9;

 

K _FС1 = 1 - g _FС1 = 1 – 0,25 = 0,75.

 

       Для колеса

s_{F lim b2}  = 1,35 НВ_{2 ср} + 100 =…………………………..

 

S _{F 2} = 1,65 * S _{F 2} ‘ =…………………………..

 

K _FС2 = 1 - g _FС2 = 1 – 0,35 = 0,65.

 

Коэффициент долговечности K _{F Lj} равен [3, с. 17]

          ^mFj  __________

K _{F Lj} = Ö N_FO / N_FEj ³ 1,

 

 

^mF  = 6 НВ £ 350 и ^mF  = 9 НВ > 350.

 

N_FO - базовое число циклов напряжений, равное 4 * 10⁶

N_FЕ  - эквивалентное число циклов напряжений, определяемое по формуле

N_FЕj  = N_åj  * K_FЕj , где K_FЕj - коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному.

       Для типовых режимов определяется по табл. 3 [3, с. 11].

 

N_FЕ1  = N_å1  * K_FЕ1 = ……………………………………

N_FЕ2  = N_å2  * K_FЕ2 = …………………………………

При N_FЕj ³ N_FОj       принимают К_FLj = 1, таким образом,

 

К_FL1 = К_FL2 = 1.

 

Определяем  s_FPj    по формуле (2).

 

         s_F lim b₁

s_FP1  = ¾¾¾¾¾ * K _{F L1} * K _{F C1} = ……………………………………….

           S _F1

 

      s_F lim b₂

s_FP2  = ¾¾¾¾¾ * K _{F L2} * K _{F C2} =…………………………...

          S _{F 2}

 

 

2.2 Определение геометрических размеров передачи

При проектном расчете конической зубчатой передачи в качестве ее основного геометрического параметра определяют ориентировочно внешний делительный диаметр колеса из условия обеспечения контактной выносливости рабочего профиля зуба колеса по фомуле [5, с. 1] 

 

                   ______________________________________________

d _e2’ = 980 ³ Ö (T₁* K_H ‘* U₁² ) / ((1 – 0.5 y _BR ‘)² * y _BR ‘ * s _HP ² * q _н ), (3)

 

 

 где y_BR ‘- коэффициент ширины зубчатого венца, который рекомендуется принимать 0,25 … 0,3 [1], [5]. Предварительно принимают y_BR ‘= 0,285;

K_H ‘ – ориентировочное значение коэффициента нагрузки;

q_н - коэффициент, учитывающий вид конической передачи.

       Величину q_н для конических колес с прямыми зубьями принимают равной q_н = 0,85; для колес с круговыми зубьями по табл. 5.

q_н =1,13 + 0,13 U₁ = 1,13 + 0,13*2,8 = 1,49.

 

Коэффициент нагрузки определяют по формуле

 

К_н ‘= К_{н a} ‘* К_{н b} * К_{н v} ‘= …………………………

 

Где К_{н a} ‘ – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

К_{н v} ‘ - коэффициент внутренней динамической нагрузки.

       Для прямозубых передач К_{н a} ‘= 1, К_{н v} ‘= 1,09 при n £ 2000 об/мин; К_{н v} ‘=1,14  ; при n > 2000 об/мин  

Для не прямозубых передач К_{н a} ‘= 1,1; К_{н v} ‘= 1,04 при n £ 2000 об/мин; К_{н v} ‘=1,06 ; при n > 2000 об/мин

Принимаем  К_{н a} ‘= 1,1; К_{н v} ‘= 1,04.

 

Коэффициент концентрации нагрузки К_{н b}  (коэффициент

равномерности распределения нагрузки по длине зуба) для прямозубых передач

К_{н b}  = 1 + g_т С_п ( y _ВЕ)^4/3

Где y_ве = y_br ‘ U / (2 - y_br ‘);   

 С_п - коэффициент, учитывающий схему передачи, определяется по табл. 6;

 g_т - коэффициент, учитывающий твердость зубьев передачи, определяется по табл. 7.

       Для передач с круговым зубом при НВ_{j min} £ 350 принимают К_{н b}  = 1,

При НВ_{j min} > 350 коэффициент К_{н b}  определяют по формуле

        __________________

К_{н b}  = Ö1 + 5 С_п ( y _ВЕ)^4/3

Определяем d _e2’ по формуле (3)

                       

d _e2’ = ………………………………………………..

 

Полученное значение d _e2’ округляем по ГОСТ 12289-76 ( табл.8) [1, с. 51],

d _e2’ = 22,5 мм.

Ориентировочно определяем число зубьев колеса [5, с.4] 

                                    ____

               Z ₂ ‘ = k * ⁶Ö d _e2 * (U)^0.4

 

где к – коэффициент, учитывающий твердость зубьев, определяется по табл. 5

[1, табл. 4.18], к=14;

                                        

              Z ₂ ‘ =………………………..

Проверяют выполненные условия [5, с. 4]

 

                                                        ______                        

       Z ₂ ‘ £ Z _{2 min} = (70 * U₁ )/(Ö U₁² + 1) = ……………………….

 

Если это условие не выполняется, принимают Z ₂ ‘ = Z _{2 mах}

 

Число зубьев шестерни

 

       Z ₁ ‘= Z ₂ / U₁ =……………………….

Округляем Z₁‘ до ближайшего целого числа z₁ =……... Уточняем число зубьев колеса

Z₂ ‘ = Z ₁ U₁ = ………….. и округляем до ближайшего целого Z₂ = ……..

Вычисляем с точностью до четвертого знака после запятой фактическое значение передаточного числа U_1ф = Z₂ / Z₁ =……………………, его отличие от номинального передаточного числа равно

 

 

   ½U₁ - U_1ф½               ½…………….½

∆U = ¾¾¾¾ * 100% = ¾¾¾¾¾ * 100% = ………………

         U₁                                               ………

 

Если ∆U > 3%, при U_1ф> U₁ уменьшают Z₂ на единицу, при U_1ф < U₁ увеличивают Z₂ на единицу и снова вычисляют U_1ф.

       Определяем углы делительных конусов с точностью не ниже 10²[5,с.5].

 

d₂ = arctg U_1ф =……………………………;

d₁ = 90° -   d₂ =…………………………….

       Для выравнивания удельных скольжений в зацеплении шестерню рекомендуется выполнять с положительным радиальным смещением, а колесо с равным ему по абсолютной величине отрицательным смещением [5, с.5]

 

                U_1ф² -1   ^____________          

х₁ = - х₂ = 2¾¾¾¾Ö cos ³b_m/ z₁ =………………………………………

                  U_1ф²                                                 

Здесь b_m - угол наклона зуба. При круговых зубьях преимущественно применяют b_m = 35° [1], [5]; а при тангенциальных 20…30°, обычно угол b_m выбирают кратным 5°.

       Находим внешний окружной модуль [5, с.5]

 

                   m_e ‘ = d _e2 /z ₂

 

Для колес с круговыми зубьями m_e ‘ в этой формуле заменяют на m_te ‘

 

    m_te ‘= d _e2 /z ₂ =…………………………….

Внешний окружной модуль можно не округлять до стандартного значения по ГОСТ 9563-80, так как одним и тем же режущим инструментом можно нарезать колеса с различными модулями из определенного непрерывного интервала значений.

       Определяем внешнее конусное расстояние [5, с.5]

                     ________                   

R_e ’ = 0.5 m’_te Ö z₁² + z₂² = …………………………..

Ширина шестерни и колеса

 

b₁ ’= b₂ ’=y _br ’* R_e ’= …………………………………..

 

Округляем b₁ ’и b₂ ’ до ближайшего значения из ряда Ra40 [1, c. 127] по табл.9;        b₁= b₂ = ….. мм.

Уточняем значения R_e и m_te (m_e ), точность вычислений m_te и m_e  не ниже 0,0001.

 R_e = b₁ / y _br ’ = ……………………….

 

        2 R_e         …………

m_te = ¾¾¾¾ = ¾¾¾¾ = ………………

     Ö z₁² + z₂²   ……………..

Находим d _e2Ф

 

                   d _e2Ф   = z ₂ * m_te  =………………………….

 

Уточняем значение коэффициента ширины зубчатого венца

 

                   y _br ’= b₂ / R_e =……………………….

 

Определяем средний диаметр шестерни

                                                                …………………

       d _м1   = d _e2Ф  (1 – 0,5 y _br )/U_1Ф = ¾¾¾¾¾¾¾¾ =…………….

                                                                         …………..

 

Вычисляем окружную скорость на среднем диаметре

 

       V = p d_m1 n₁ / (6*10⁴ )=……………………………..

Степень точности конических передач определяет по формулам [5, с.6]

 

n _ст  = 9,24 – 0,526v + 0,023v² при b_м = 0,

 

n _ст  = 9 – 0,13v + 0,012v²    при b_м = 35°.

 

Ориентировочно находим степень точности передачи

 

n _ст  ¢= ……………………………………...

 

Округляем n _ст  ¢ до ближайшего меньшего целого значения, получили n _ст =……..

 

 

Проверочный расчет передачи.

 

Определяем контактные напряжения [5, с.6]

 

                                               ____________________________

s_н     = 10846/( Re – 0.5 b₁ ) Ö T₁ ( U_1Ф² + 1)^1.5 K_H / ( b₁ * U_1Ф * q _H £ s_{н p}    (4)

 

где K_H  = K_Ha  * K_Hb  * K_Hn

K_Ha = 1 для прямозубых. А для передач с круговыми зубьями [6]

K_Ha = 1+ 2,1*10^-6  * n _ст⁴ * v + 0.02(n _ст – 6)^1.35 = 1 + 2.1*10^-6  *8⁴ * 3.52 +

       +0.02(8 – 6)^1.35 = 1.081;

K_Hn - определяем по табл. 10, K_Hn = 1,035;

 

K_H = 1,081 * 1 * 1,035 = 1,119.

 

Вычисляем s_н по формуле (4)

                                                 _

s_н     = ………………………………………………………………………

 

 

 Определяем DН

                  s_{нр -} s_н

       DН = ¾¾¾¾ * 100% = …………………………………………

                      s_н

 

 Допускаются превышения напряжений s_н над s_нр не более чем на 5%.

Если это условие не выполняется, то выбирают ближайшее стандартное значение d_е2 и повторяют расчет. Если        DН > 20%, то выбирают ближайшее меньшее стандартное значение d_е2.

 

Проверяют зубья шестерни и колеса на выносливость по напряжениям изгиба, использую формулы [5, с.7]

 

      2000 * Y_F1 ’* K _F * T₁ * U _1Ф

  s _F1 = ¾¾¾ ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ £   s _FP1 ;                            (5)

        d _e2Ф * b ₁ * m _te * q _F (1 – 0.5 y _BR )²

s_F2 = s_{F1 *} Y_F2 ’/ Y_F1 ’ £  s_FP2 ,

 

где q _F =0,85 для прямозубых колес, для колес с круговыми зубьями q _F принимают по табл.5.

q _F = 0,85 + 0,043 U _1Ф =……………………………………..

 

Коэффициент нагрузки определяется по формуле [5, с. 7]

 

K_F  = K_Fa  * K_Fb  * K_Fn =……………………………….,

Где K_Fa = 1 для прямозубых колес, а для колес с круговыми зубьями определяется по формуле

 

K_Fa = [4+ (e_a - 1 ) (n_ст - 5)] / (4e_a ) =……………………………………………,

 

Где e_a - коэффициент перекрытия для передач с круговыми зубьями e_a @1,3;

K_Fb  = 1 + 1,5(K_Нb  -1) =…………………………………………;

 

K_Fn находим по выражению

K_Fn = 1+ d_F (K_Hn - 1)/ d_H =………………………………………………..;

 

Где d_Н и d_F   - коэффициенты, учитывающие влияние вида зубчатой передачи и модификацию профиля головок зубьев [4, с. 37], (табл. 11) , d_Н = 0,002;

d_F   = 0,006.

 

Коэффициент формы зуба

 

                      2.8 x_j + 0.93    112x_j² - 154 x_j + 71

Y_F1 = 4.3 ( 1 - ¾¾¾¾¾¾ + ¾¾¾¾¾¾¾¾ ),

                          Z_jv                           Z_jv²

 где Z_jv - эквивалентное число зубьев, определяется по формуле 

       Z_jv = Z_j / (cos d_j * cos ³b_m  )

 

Z_1v = Z₁ / (cos d₁ * cos ³b_m ) =…………………………………………………

 

 

Z_2v = Z₂ / (cos d₂ * cos ³b_m ) =………………………………………………...

Y_F1=……………………………..

Y_F2 =………………………….

Определяем s_F1 по формуле (5)

 

 

s_F1 ……………………………………………………………

s_F2 = …………………………………………………………….

 

 

.

        s_FP1 - s_F1                           

DF₁ = ¾¾¾¾¾ * 100% = ………………………………….

                    s_FP1                               

 

        s_FP2 - s_F2                               

DF₂ = ¾¾¾¾¾ * 100% =…………………………………..

                    s_FP2                                

 

Допускается превышение напряжений s_Fj  над   s_FPj не более чем на 5% .

Если это условие не выполняется, то уменьшают z₁ на единицу и повторяют расчет

 

 

2.4. Определение геометрических размеров зубчатых колес.

Диаметр внешней делительной окружности шестерни и колеса с точностью до 0,001 мм.

d _e1   = z ₁ * m_te  = ………………………………….

 

d _e2   = z ₂ * m_te  =…………………………………

.

Внешние диаметры вершин зубьев

d _аe1   = d _e1   + 2(1 + х₁) * m_te *cos d₁ * cos b_m =………………………………………..

 

d _аe2   = d _e2   + 2(1 + х₂) * m_te *cos d₂ * cos b_m = …………………………………………

 

 

Внешние высоты головок и ножек зубьев 

h _аe1   = (1 + х₁) * m_te * cos b_m =………………………………….

 

h _аe2   = (1 + х₂) * m_te * cos b_m =………………………………….;

 

n _fe1   = (1,2 - х₁) * m_te * cos b_m = ………………………………...

 

n _fe2   = (1,2 - х₂) * m_te * cos b_m =…………………………………..

 

Определение сил в конической зубчатой передаче

 

---

Дата добавления: 2020-01-07; просмотров: 306; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!