Скачиваний:   1
Пользователь:   andrey
Добавлен:   26.01.2015
Размер:   3.0 МБ
СКАЧАТЬ

Лекция 3. Знак передаточного отношения многоступенчатой передачи. Зубчатые передачи с промежуточными колёсами. КПД многоступенчатых передач. Основы теории зубчатого зацепления, основная теорема зацепления.   Образование эвольвентного зацепления. Контрольные   вопросы

 

3.1 Знак передаточного отношения многоступенчатой         передачи

 

3.1.1 Напомним, что передаточное отношение любой передачи считается положительным, если её ведущее и ведомое звенья вращаются в одну сторону. В противном случае передаточное отношение отрицательно.

Зачастую бывает необходимо определить знак передаточного отношения или направление вращения какого-либо звена, зная направление вращения ведущего звена (ведущего вала или ведущего колеса первой пары, например). Для этого в сложных случаях пользуются правилом, которое первоначально иллюстрируется рисунком 3.1 /3, с. 281...285/.

Лекция 3

Рисунок 3.1 – Иллюстрация правила стрелок для определения знака передаточного отношения на простейшей одноступенчатой передаче

 

Суть этого правила в том, что на схеме передачи направление вращения любого звена показывается прямой стрелкой, направленной в ту сторону, в которую движутся точки звена, видимые наблюдателю. Так, например, стрелка А, поставленная на ведущем валу 1 колеса Z1 (см. рисунок 3.1), показывает, что зубья этого колеса, обращенные          к наблюдателю, движутся сверху вниз. Чтобы найти направление вращения колеса Z2, перенесем стрелку А на линию взаимодействия колес в положение а. Далее на колесе Z2 ставим стрелку в, как показано на рисунке 3.1. Стрелка в укажет направление движения зубьев колеса Z2. Для наглядности перенесём эту стрелку на ведомый вал 2 в положение В. Разное направление стрелок А и В,  показывает, что колёса вращаются в противоположные стороны, а передаточное отношение i1-2 отрицательно.

 

3.1.2 Применим это правило к более сложной передаче по рисунку 2.8 из лекции 2. Пусть стрелка А на ведущем валу 1 показывает, что у колеса Z1 зубья, обращенные к наблюдателю, движутся сверху вниз. Перенесём далее стрелку А на изображение колеса Z1 в положение а. Затем на изображении колеса Z2 нанесем стрелку в, как показано на рисунке 2.8. Эта стрелка показывает, что колеса Z1 и Z2 и их валы 1 и 2  вращаются в разные стороны.

Колеса Z2 и Z3 вращаются в одну сторону, поскольку они связаны жестко валом 2. Поэтому стрелку в перенесём на колесо Z3 в положение с и поставим стрелку d на колесе Z4. В ту же сторону, что и колесо Z4, вращается жестко связанное с ним колесо Z5. Поэтому перенесём на колесо Z5 стрелку d в положение е. Очевидно, что колёса Z5 и Z6 вращаются в одну сторону. Поэтому обращенные к наблюдателю зубья колеса Z6 должные двигаться в направлении стрелки f.

Колеса Z6 и Z7 связаны жестко и вращаются в одну сторону, поэтому переносим стрелку f на колесо Z7 в положение g, где она покажет направление движения зубьев, обращённых к наблюдателю. При этом совершенно ясно, что зубья колеса Z8 будут двигаться по стрелке h.

Перенесём эту стрелку в положение В на ведомый вал 5. Из расположения стрелок А и В видно, что входной вал 1 и выходной 5 вращаются в разные стороны.

Заметим, что каждая стрелка на рисунке 2.8 показывает направление вращения соответствующего звена. Для ясности любая из стрелок может быть вынесена, как это сделано со стрелкой g, которая вынесена в положение С.

Направление вращения какого-либо звена следует указывать в соответствии со знаком угловой скорости этого звена. При вращении вокруг горизонтальной оси положительному значению угловой скорости соответствует стрелка, направленная вверх (вал 2 на рисунке 3.1 или вал 5 на рисунке 2.8), а при вращении вокруг вертикальной оси – стрелка, направленная направо. Если ось           вращения наклонна, то необходимо специально оговаривать, какое направление стрелки считается положительным.

При определении передаточного отношения по формуле (2.11) ему следует приписывать знак в соответствии со знаками угловых скоростей ведущего и ведомого звеньев. Так, например, поставленные на рисунке 2.8 стрелки показывают, что угловые скорости звеньев (валов) 1 и 4 отрицательны, а угловая скорость звена (вала) 5 положительна, поэтому передаточному отношению i 1-5 следует приписать знак минус, а передаточному отношению i 1-4  – знак плюс.

 

3.2 Зубчатые передачи с промежуточными колесами

 

Лекция 3Многоступенчатая передача иногда выполняется так, что одно и то же её колесо входит в состав двух одноступенчатых передач, что иллюстрируется рисунком 3.2.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

а – трехступенчатая передача с двумя промежуточными колесами; б – двухступенчатая модификация трехступенчатой передачи с одним промежуточным колесом;  1, 2, 3, 4 – валы передач; 5 – подшипники.

 

Рисунок 3.2 – Иллюстрация многоступенчатых передач с промежуточными зубчатыми колесами

 

В трёхступенчатой передаче (см.  рисунок 3.2а) колёса Z1 и Z2 образуют первую ступень внешнего зацепления,  колеса Z2 и Z3 – вторую ступень также внешнего зацепления, а колёса Z3 и Z4 – третью ступень внутреннего зацепления. Таким образом, колесо Z2 входит в состав        первой и второй ступени, а колесо Z3 – в состав второй и третьей ступени. Передаточное отношение этой трехступенчатой передачи

i 1-4 = i 1-2 × i 2-3 × i 3-4.

Заменив в этом выражении каждое передаточное отношение соответствующим отношением чисел зубьев,  получим

 

Лекция 3 


                                                                          (3.1)

 

Из приведённых расчётов видно, что величина передаточного отношения i 1-4 не зависит от чисел зубьев колес Z2 и Z3. Поэтому колеса Z2 и Z3 называют промежуточными или паразитными.

Знак передаточного отношения для передачи по рисунку 3.2а определим по изложенному выше правилу стрелок с учетом паразитных колес Z2 и Z3. Поскольку  стрелки А и В направлены в одну сторону, для i 1-4 получаем знак плюс.

Если из передачи по рисунку 3.2а убрать промежуточное колесо Z2 и ввести колесо Z1 непосредственно в зацепление с колесом Z3, кaк показано на рисунке 3.2б, то величина передаточного отношения i 1-4 этой модифицированной передачи в соответствии с формулой (3.1) не изменится, но изменится направление вращения колеса Z4 и передаточное отношение i 1-4 получит знак минус.

Лекция 3

 

 

 

Рисунок 3.3 – Иллюстрация соосной передачи, скомпонованной из конических зубчатых колес за счёт применения паразитного колеса Z2

 

 

 

 

 

 

Промежуточные колеса вводят в передачи чаще всего именно для того,  чтобы получить нужное направление вращения ведомого звена. Делают это по соображениям компоновочным. Например, промежуточное колесо Z2 по рисунку 3.3 позволяет скомпоновать соосную передачу из конических колес.

 

 

 

3.3 КПД многоступенчатых передач

 

В подразделе 2.4 рассмотрен порядок расчета КПД зубчатого механизма на примере одноступенчатой зубчатой передачи. Все выводы, полученные там,  применимы для оценки КПД более сложных многоступенчатых передач,  включающих не только зубчатые, но и другие механизмы.

На рисунке 3.4 представлена кинематическая схема привода, содержащего:

– клиноремённую передачу;

– коническую быстроходную зубчатую передачу редуктора;

– цилиндрическую промежуточную зубчатую передачу редуктора;

– цилиндрическую тихоходную зубчатую передачу редуктора;

– цепную передачу;

– пять пар подшипников.

Лекция 3

1, 2, 3, 4, 5, 6 – соответственно вал электродвигателя, быстроходный, первый промежуточный, второй промежуточный и тихоходный валы редуктора, выходной вал привода; 7 – электродвигатель; 8 – ременная передача; 9, 10, 11 – соответственно быстроходная, промежуточная и тихоходная зубчатые передачи редуктора; 12 – цепная передача; 13 – подшипники; Р6, n6 – соответственно мощность и частота вращения выходного вала привода.

 

Рисунок 3.4 – Кинематическая схема привода

 

Чтобы написать выражение КПД привода по рисунку 3.4, воспользуемся принципом, заимствованным из подраздела 2.4, который гласит: общий механический КПД последовательно соединенных механизмов равен произведению механических КПД отдельных механизмов, составляющих общую систему. Кроме этого будем считать для простоты выражения, что КПД всех пяти пар подшипников одинаков. Тогда по образцу формулы (2.8) можно записать, что КПД привода по рисунку 3.4

              h = hр × hзуб1 × hзуб2 × hзуб3 × hц  ×hп5,                    (3.2)

где   hр – КПД ременной передачи;

hзуб1 – КПД зубчатой быстроходной передачи редуктора;

hзуб2 – КПД зубчатой промежуточной передачи редуктора;

hзуб3 – КПД зубчатой тихоходной передачи редуктора;

hц  –  КПД цепной передачи;

hп – КПД пары подшипников.

Чтобы получить численный результат по формуле (3.2), численные значения КПД отдельных механизмов можно взять из таблицы 2.1.

При выполнении расчетных работ по ТММ и позднее курсовых проектов по деталям машин приходится решать по крайней мере две задачи, связанные с КПД.

Во-первых, по заданному значению мощности на выходе передачи нужно бывает рассчитать требуемую мощность на входе P1. Для нашего случая это требуемая мощность электродвигателя

Ртр16 /h .                                    (3.3)

Во-вторых, по известной мощности на входе P1 нужно бывает рассчитать мощность на каждом из валов передачи. Для привода по рисунку 3.4 мощности на его валах выразятся следующим образом:

 

– Р1 = Ртр;

– Р2 = Р1 × hр;

– Р3 = Р2 × hзуб1 × hп;

– Р4 = Р3 × hзуб2 × hп;

– Р5 = Р4 × hзуб3 × hп;

– Р6 = Р5 × hц × hп2 .

 

Примечания

1 В последнем случае расчётов, чтобы не ошибиться, нужно включить в формулы все до единого значения КПД, которые вошли ранее в формулу (3.2).

2 Полученное значение Р6 должно быть равно заданному по схеме привода. Это надежная проверка правильности вычислений.

3 Индексы при обозначениях мощностей соответствуют нумерации валов по рисунку 3.4.

 

 

3.4 Основы теории зубчатого зацепления, основная теорема зацепления                                                          

 

3.4.1 Главнейшим условием работоспособности зубчатой передачи является постоянство передаточного отношения

Лекция 3

Из этой уже знакомой вам формулы, казалось бы, следует, что передаточное отношение всегда постоянно, поскольку числа зубьев Z1 и Z2 зацепляющихся колес постоянны. Это действительно так, если речь идет о средней величине передаточного отношения за оборот колеса, на протяжении которого все его зубья побывают в зацеплении с зубьями другого колеса.

Мгновенное же значение передаточного отношения может изменяться весьма значительно в зависимости от того, насколько правильно спроектирована передача и насколько точно она изготовлена. Непостоянство мгновенных значений передаточного отношения означает, что колесо и связанные с ним части машины за оборот колеса испытывают многократные ускорения и торможения. При этом на зубья колеса и связанные с ним детали воздействуют дополнительные силы, прогрессивно растущие с ростом окружной скорости. В результате ресурс обоих колес снижается, а вся передача испытывает весьма вредные вибрации и становится источником повышенного шума. Совершенно очевидно, что современные и высоконагруженные зубчатые передачи должны быть максимально свободны от указанного недостатка.

 

3.4.2 Чтобы обеспечить постоянство не только среднего, но и мгновенного значения передаточного отношения, профили зубьев нужно очертить такими кривыми, которые удовлетворяли бы требованиям основной теоремы зубчатого зацепления.

Примечания

1 Упомянутую теорему принято доказывать на примере зацепления пары цилиндрических колес.

2 Профилем зуба цилиндрического колеса называют очертания зуба в сечении, перпендикулярном оси колеса.

 

Для доказательства теоремы рассмотрим на рисунке З.5 пару взаимодействующих зубьев, принадлежащих шестерне с центром вращения О1 и колесу с центром вращения О2. Центры расположены на неизменном межосевом расстоянии аω.

Профили зубьев шестерни 1 и колеса 2 по рисунку З.5 касаются друг друга в точке S, именуемой точкой зацепления. Зуб шестерни, вращаясь с угловой скоростью ω1, оказывает силовое воздействие на зуб колеса и сообщает ему угловую скорость ω2.

Лекция 3
 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


1, 2 – профили зубьев шестерни и колеса соответственно;

S – точка зацепления профилей зубьев;

О1, О2 – центры вращения шестерни и колеса соответственно;

аω – межосевое расстояние;

ω1, ω2 – угловые скорости шестерни и колеса соответственно;

v1, v2 – окружные скорости точки зацепления S относительно центров вращения О1 и О2;

Лекция 3 и Лекция 3– составляющие окружных скоростей v1 и v2 соответственно по направлениям нормали NN и касательной ТТ;

П – полюс зацепления;

rw1 и rw2 – радиусы начальных окружностей;

 

Рисунок 3.5 – Иллюстрация к доказательству основной теоремы зацепления

Проведем через точку зацепления S  общую для обоих профилей касательную ТТ и нормаль к ней NN. Окружные скорости точки S относительно центров вращения O1 и O2 выражаются известными формулами

v 1 = ω1·O1S   и   v 2  = ω2·O2S.

Разложим далее v 1 и v 2 на составляющие v '1 и v '2 по направлению нормали NN и на составляющие v ''1 и v ''2 по направлению касательной ТТ.

Важнейшим условием работы зубчатой передачи является постоянное касание профилей зубьев 1 и 2 (см. рисунок 3.5). Это касание возможно только при соблюдении условия v '1 = v '2. В противном случае при v '1 < v '2 зуб шестерни отстанет от зуба колеса и контакт зубьев прервётся. А при v '1 > v '2  произойдет взаимное врезание зубьев. Опустим далее из центров O1 и O2 перпендикуляры O1B и O2C на нормаль NN. Очевидно,  скорости v '1 и v '2  можно рассматривать как окружные скорости точек В и С при вращении их с угловыми скоростями   ω1 и ω2 соответственно, т. е.

v '1 = ω1 · O1B,   v '2 = ω2 · O2С.

Из равенства v '1 = v '2 можно записать ω1 ·O1B = ω2 ·O2С, откуда передаточное отношение

Лекция 3.                                          (3.4)

Нормаль NN пересекает линию центров O1O2 в точке П, называемой полюсом зацепления. Из подобия треугольников O2ПC и O1ПB следует

                                                Лекция 3.                                      (3.5)

 

Из соотношений (3.4) и (3.5) получаем

Лекция 3.                             (3.6)

Таким образом, основная теорема зацепления может быть сформулирована так: для обеспечения постоянного передаточного отношения пары зубчатых колес профили их зубьев должны быть очерчены кривыми, у которых общая нормаль NN, проведенная через точку касания профилей, делит расстояние между центрами колес O1 и O2 на части, обратно пропорциональные угловым скоростям этих колес /6, с. 103/.

Полюс зацепления П сохраняет неизменное положение  на линии центров O1O2 (см. рисунок 3.5), поэтому радиусы rw1 и rw2 также неизменны.

Окружности радиусов rw1 и rw2 называют начальными. При вращении колес начальные окружности перекатываются одна по другой без скольжения, о чем свидетельствует равенство окружных скоростей  ω1 × rw1 = ω2 × rw2, вытекающее из формулы  (3.6).

 

3.4.3 Профили зубьев, удовлетворяющие требованиям основной теоремы зацепления, называются сопряженными. Такие профили могут быть очерчены многими кривыми, например эвольвентой окружности, дугами окружностей,  циклоидальными кривыми и пр. В современном машиностроении получило почти исключительное распространение эвольвентное зацепление. Оно позволяет сравнительно просто и точно получить профиль зуба в процессе обработки. Кроме этого, оно допускает без нарушения правильности зацепления некоторое изменение межосевого расстояния аw, которое возникает в результате упругих деформаций деталей передачи и погрешностей их изготовления.

 

3.4.4 Эвольвенту или развертку окружности можно вычертить карандашом,  который привязан к нерастяжимой нити,  при разматывании этой нити с кругового цилиндра, установленного на  листе бумаги,  как показано на рисунке 3.6

Лекция 3                                                                       

 

1 – цилиндр; 2 – нить; 3 – карандаш;  4 – бумага.

                                                                                               Рисунок 3.6 – Иллюстрация одного из способов вычерчивания эвольвенты окружности

 

 

 

 

 

Определение эвольвенты иллюстрируется рисунком 3.7. Эвольвентой окружности  называют кривую, которую описывает точка S прямой NN, перекатываемой без проскальзывания по окружности радиуса rв. Эта окружность называется эволютой или основной окружностью, а перекатываемая по ней прямая NN – производящей прямой.

Лекция 3

 

 

1 – эвольвента; 2 – основная окружность; 3 – производящая прямая. Рb – шаг по основной окружности.

 

Рисунок З.7 – Иллюстрация к определению эвольвенты и использованию ее для очерчивания профилей зубьев

 

 

 

 

Эвольвента имеет следующие свойства,  используемые при профилировании зубьев зубчатых колес:

 

1 Производящая прямая NN является вместе с тем касательной к основной окружности и нормалью ко всем производимым ею эвольвентам (см. рисунок 3.7);

2 Две эвольвенты одной и той же основной окружности эквидистантны (Эквидистантными или равноудаленными называются две кривые, расстояние между которыми в направлении нормали везде одинаково);

3 С увеличением радиуса rb основной окружности эвольвента становится более пологой и при rb → ¥ превращается в прямую линию;

4 Радиус кривизны эвольвенты в точке S2 (см. рисунок 3.7) равен длине дуги S0B основной окружности. Центр кривизны эвольвенты в точке S2 находится на  основной окружности.

 

3.5 Образование эвольвентного зацепления

 

3.5.1 Зададимся межосевым расстоянием aw и передаточным отношением i1-2 цилиндрической зубчатой передачи. По этим данным найдем радиусы её начальных окружностей  rw1 и rw2, исходя из того, что    aw = rw1 + rw2 (см. рисунок 3.5), а по формуле (3.6)  i 1-2 = rw2 / rw1.

 

Из этих двух соотношений получаем

 

Лекция 3   Лекция 3.                      (3.7)

Обратимся теперь к рисунку 3.8. На отрезке O1O2= rw1 + rw2= aw, соединяющем центры колес, отметим положение полюса зацепления П. Далее из центра O1 некоторым радиусом rb1 < rw1 проведем основную окружность и произведем её развертку, как показано на рисунке 3.7. В результате получим эволъвентный профиль А1 зуба шестерни.

Лекция 3

 

 

                   

 

 

 

 

        Рисунок 3.8 – Иллюстрация к образованию эвольвентного за цепления пары цилиндричес-ких зубчатых колес

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исходя из основной теоремы зацепления и первого свойства    эвольвенты, проведем через полюс П нормаль NN, которая даст точку  зацепления S профиля A1 с другим профилем (пока отсутствующим на рисунке 3.8).

Из центра О2 колеса опустим перпендикуляр О2С на нормаль NN. Далее радиусом rb2 = О2С проведем основную окружность для колеса. Развертка этой окружности даст эвольвентный профиль А2 зуба колеса.

Построенные профили являются сопряжёнными, так как касаясь в точке S, они имеют общую нормаль NN. Эта нормаль касается обеих основных окружностей и является производящей прямой эвольвент обоих профилей.

 

3.5.2  При вращении колес точка зацепления  S  эвольвентных про-

филей перемещается по общей нормали NN как показано на рисунке 3.9.

Нормаль NN является геометрическим местом точек зацепления сопряженных профилей и  называется линией зацепления.

Лекция 3

 

Рисунок 3.9 - Иллюстрация перемещения точки зацепления S по линии зацепления эвольвентных профилей

 

Линия зацепления NN является вместе с тем линией давления, поскольку  сила давления зубa шестерни нa зуб колеса действует по общей нормали NN к обоим профилям (в предположении отсутствия сил трения).

Угол aw, образованный линией зацепления NN (см. рисунок 3.8) и общей касательной ТТ к начальным окружностям, называется углом зацепления.

Из подобия треугольников О2СП и О1ВП на рисунке 3.8 можно записать

 

Лекция 3  или же  Лекция 3.

 

Далее с учетом формулы (3.6) следует

Лекция 3.                                     (3.8)

Таким образом, отношение угловых скоростей двух сопряженных эвольвентных профилей обратно пропорционально радиусам основных окружностей и не зависит от расстояния aw между центрами этих окружностей.

 

3.5.3 Независимость передаточного отношения i1-2 от изменения межосевого расстояния аw иллюстрируется рисунком 3.10.

Пусть на рисунке З.10а изображено зацепление при заданном межосевом расстоянии аw и передаточном отношении i1-2. Увеличим межосевое расстояние до  аw + Daw,  как показано на рисунке 4.10б. Сопоставляя рисунки, видим, что в зацеплении с межосевым расстоянием          аw + Daw  возникли новые начальные окружности с радиусами r|w1 и r|w2, а также изменился (увеличился) угол зацепления до величины a|w. Вместе с тем, радиусы основных окружностей не изменились, так как не изменились профили зубьев, очерченные теми же эвольвентами. Из подобия треугольников О2СП и О1ВП  (см. рисунок 4.10б)

Лекция 3
 


                 .

 

Лекция 3
 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Рисунок 3.10 – Иллюстрация независимости передаточного отношения i 1-2 от межосевого расстояния aw.

 

Таким образом, правильность эвольвентного зацепления не нарушается при изменении межосевого расстояния аw. Это свойство является важным преимуществом эвольвентного зацепления перед другими видами зацеплений, которые весьма чувствительны к изменению межосевого расстояния.

В заключение заметим, что радиус основной окружности rb1 (см. рисунок 3.8), радиус начальной окружности rw1 и угол зацепления aw связаны зависимостью

rb1 = rw1 × сosaw .                                           (3.9)

 

В этом легко убедиться, если рассмотреть нa рисунке 3.8 прямоугольный треугольник O1BП, у которого катет и гипотенуза, образующие угол aw, равны соответственно  rb1 и rw1.

3.6 Контрольные вопросы

 

3.6.1 Что  называется передаточным отношением?

3.6.2 В каком случае передаточное отношение положительно, а в каком отрицательно?

3.6.3 Промежуточные (паразитные) зубчатые колеса изменяют величину передаточного отношения или только его знак?

3.6.4 Влияют ли промежуточные (паразитные) зубчатые колеса на КПД многоступенчатой передачи?

3.6.5 Какое главное требование предъявляется к очертаниям профилей зубьев пары зубчатых колес?

3.6.6 Какие окружности в геометрии зубчатых передач называют начальными?

3.6.7 Какие профили зубьев пары зубчатых колес называют сопряженными?

3.6.8 Почему одна из разновидностей зубчатых зацеплений получила название эвольвентного зацепления?

3.6.9 Что называют основной окружностью и производящей прямой?

3.6.10 Когда эвольвента становится практически прямолинейной?

3.6.11 Что называется линией зацепления?

3.6.12 Что называется углом зацепления?

3.6.13 Как изменится угол зацепления зубчатой пары, если увеличить её межосевое расстояние?                              

3.6.14 Как изменятся радиусы основных окружностей колёс зубчатой пары, если увеличить её межосевое расстояние?

 

Наверх страницы

Внимание! Не забудьте ознакомиться с остальными документами данного пользователя!

Соседние файлы в текущем каталоге:

На сайте уже 21970 файлов общим размером 9.9 ГБ.

Наш сайт представляет собой Сервис, где студенты самых различных специальностей могут делиться своей учебой. Для удобства организован онлайн просмотр содержимого самых разных форматов файлов с возможностью их скачивания. У нас можно найти курсовые и лабораторные работы, дипломные работы и диссертации, лекции и шпаргалки, учебники, чертежи, инструкции, пособия и методички - можно найти любые учебные материалы. Наш полезный сервис предназначен прежде всего для помощи студентам в учёбе, ведь разобраться с любым предметом всегда быстрее когда можно посмотреть примеры, ознакомится более углубленно по той или иной теме. Все материалы на сайте представлены для ознакомления и загружены самими пользователями. Учитесь с нами, учитесь на пятерки и становитесь самыми грамотными специалистами своей профессии.

Не нашли нужный документ? Воспользуйтесь поиском по содержимому всех файлов сайта:



Каждый день, проснувшись по утру, заходи на obmendoc.ru

Товарищ, не ленись - делись файлами и новому учись!

Яндекс.Метрика