Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Дипломная работа: Расчет конического редуктора

Название: Расчет конического редуктора
Раздел: Промышленность, производство
Тип: дипломная работа Добавлен 18:20:57 02 января 2010 Похожие работы
Просмотров: 287 Комментариев: 2 Оценило: 1 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно     Скачать

Кинематический и силовой анализ привода

Выбор электродвигателя

1. Требуемая мощность электродвигателя:

Где:

2. Частота вращения Приводного вала:

Выбираем значения передаточных отношений для редуктора и цепной передачи

Требуемая частота вращения двигателя:

В соответствии с ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель АИР160S8/727 , мощностью и частотой вращения .


3. Передаточные числа звеньев:

Полученное передаточное число распределяют между типами передач.

Сохраняя выбранные значения передач , получим:

Передаточные числа согласуются со стандартными значениями согласно ГОСТ 2185-66

Отклонение от стандартного значения не должно превышать

4. Частоты вращения и крутящие моменты на валах:

- Частота вращения на быстроходном валу редуктора

- Частота вращения на тихоходном валу редуктора

- Момент на приводном валу


- Момент на тихоходном валу редуктора

- Момент на быстроходном валу редуктора

- Момент на валу электродвигателя

С другой стороны

Выбор материалов и допускаемых напряжений

Расчет допускаемых напряжений для зубчатых колес

Вследствие того, что производство мелкосерийное выбираем Сталь марки Ст40Х, вид термообработки – улучшение, .

Примем:

для шестерни НB1 = 350

для колеса на 20…30 HB меньше – HB2 = 330.

1. Допускаемые контактные напряжения

1. Для шестерни:

,

где - коэффициент запаса (безопасности), - коэффициент долговечности.

. Коэффициент долговечности изменяется в пределах .

Базовое число циклов

Эквивалентное число циклов нагружения

,

где - частота вращения колеса , - расчетный ресурс редуктора , - относительно значение крутящего момента на i – той ступени графика нагрузки, - относительная продолжительность действия крутящего момента на i – той ступени графика нагрузки, L – срок службы,

, , - годовой и суточный коэффициенты, t – расчетный ресурс редуктора.


Так как > , то ,

часов.

Тогда

2. Определяем допускаемы контактные напряжения на колесе:

Так как > , то , , тогда

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

Что не превышает предельного значения :

- для прямозубой передачи.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:

2. Расчет допускаемых изгибных напряжений

Допускаемые напряжения изгиба определяются:

Для шестерни

,

где предел выносливости и коэффициент запаса определяют из таблицы:

- при нереверсируемой передаче.

при H < 350 HB.

при H < 350 HB, где ,

Выбираем:

Так как , то , следовательно:


Для колеса

так как нереверсивная нагрузка.

Так как , то , следовательно:

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:

Геометрические характеристики зацепления

Исходные данные:

Крутящий момент на колесе

Частота вращения колеса

Передаточное отношение

Расчетные допускаемые контактные напряжения

Проектный расчет конической прямозубой передачи

1. Диаметр внешней делительной окружности колеса:

,

где - коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки по длине зуба; при консольном расположении шестерниориентировочно принимают

- эмпирический коэффициент для прямозубых колес.

Принимаем .

При и по ГОСТ 12289-76 имеем ширину колеса

2. Число зубьев шестерни

Где .

Угол вершине делительного конуса шестерни:

Принимаем зубьев.

3. Число зубьев колеса

4. Фактическое передаточное число

Относительная погрешность

Относительная погрешность должна составлять не более 4%.

5. Определяем максимальный (производственный) окружной и нормальный модули прямозубых колес:

Модуль конических передач можно не согласовывать со стандартным значением

Диаметр внешней делительной окружности:

6. Внешнее конусное расстояние:

7. Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца:

Коэффициент ширины зубчатого венца находится в рекомендуемых стандартом пределах:

8. Среднее конусное расстояние

9. Средний окружной и нормальный модули:

10. Средние делительные диаметры:

Шестерни

Колеса

Проверочный расчет прямозубой конической передачи

Проверочный расчет по контактным напряжениям

1. Условие прочности по контактным напряжениям для стальных колес:


Условие прочности:

Где - коэффициент концентрации нагрузки находится из таблицы в зависимости от расположения шестерни и твердости колес. При для роликоподшипниковых колес

- коэффициент динамичности. Определяется в зависимости от степени точности и окружной скорости на среднем делительном диаметре.

Назначаем степень точности: 8.

Для прямозубых колес выбираем коэффициент , условно принимая точность на одну степень ниже фактической (9-ю степень точности).

для прямозубой передачи.

Эмпирический коэффициент

Значение контактных напряжений:


Недогрузка составляет:

Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

1. Условие прочности по напряжениям изгиба для зубьев колеса:

Для шестерни:

Где - коэффициент концентрации нагрузки

,

где принимаем по таблице в зависимости от принятой схемы расположения колес.

Коэффициент динамичности

Коэффициент формы зуба и определяют по таблице при эквивалентном числе зубьев

4,07


Эмпирический коэффициент

Допускаемые напряжения:

Значения напряжений изгиба:

Колеса:

Шестерни:

2. Проверим зубья на прочность при пиковых перегрузках

Под пиковой перегрузкой понимается возникающий при пуске максимальный момент электродвигателя .

Проверяем на контактную прочность при пиковой перегрузке:

<

Следовательно, местная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

Проверка изгибной прочности при перегрузке:

<

Геометрические характеристики зацепления

По ГОСТ 13754-81 исходный контур имеет параметры:

1. Высота головки зуба:

2. Высота ножки зуба в среднем сечении шестерни и колеса соответственно:

Внешняя высота ножки зуба:


3. Угол ножки зуба:

4. Угол головки зуба:

5. Угол конуса вершин:

6. Угол конуса впадин:

7. Внешний диаметр вершин зубьев:


8. Внешний диаметр впадин зубьев:

Определение усилий в зацеплении.

Окружная сила на среднем диаметре колеса:

Осевая сила на шестерне:

Радиальная сила на шестерне:

Расчет цепной передачи.

Мощность на малой звездочке:

Равномерная спокойная нагрузка.

1. Назначаем число зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа. при . Выбираем при

2. Число зубьев большой звездочки:

, принимаем нечетное число .

3. Уточняем передаточное число:

4. Назначаем шаг цепи по условию , где - наибольший рекомендуемый шаг цепи. Назначаем в зависимости от

Принимаем .

5. Определяем среднюю скорость цепи.


6. Рассчитаем окружное усилие:

7. Найдем разрушающую нагрузку цепи:

, где - коэффициент динамической нагрузки, выбираемый в зависимости от характера нагрузки. При равномерной спокойной нагрузке .

Допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей:

- натяжение цепи от действия центробежных сил на звездочках, где - масса 1м. длины цепи, принимаемая по ГОСТ 13586-75. - средняя скорость цепи.

- натяжение цепи от провисания холостой ветви, где - коэффициент провисания, зависящий от угла наклона лини центров передач к горизонту и стрелы провисания цепи .

При горизонтальном расположении линии центров передач . - межосевое расстояние, .

Так как силы и малы по сравнению с силой , то ими можно пренебречь. Тогда:


По ГОСТ 10947-64 выбираем цепь ПР-50,8-16000, [1. с.211] умеющую принятый шаг p = 50,8 и разрушающую нагрузку .

8. Проверяем давление в шарнирах цепи.

,

где - окружное усилие. , А – проекция опорной поверхности шарнира цепи на диаметральную плоскость, мм2 .

Для приводных роликовых цепей , где d – диаметр валика цепи. B – длина втулки шарнира цепи.

Для выбранной цепи ПР-50,8-16000:

,

Допускаемое давление , где - допускаемое давление в шарнирах цепи, полученное при испытании типовых передач в средних условиях эксплуатации, принимают в зависимости от частоты вращения и шага цепи.

У нас .

- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и типовых условий испытаний цепей.


Где - Коэффициент динамической нагрузки, при равномерной спокойной нагрузке .

- коэффициент межосевого расстояния.

при .

- коэффициент наклона передачи к горизонту.

При

- коэффициент регулировки передачи. Предполагая, что регулировка передачи производиться не будет

- коэффициент смазки.

При периодической смазки цепи

Тогда , находится в рекомендуемых пределах.

Давление в шарнирах цепи:

Так как , оставляем цепь ПР-50,8-16000.

9. Определяем межосевое расстояние передачи.

Межосевое расстояние выбираем в пределах .

Принимаем

10. Длина цепи, выраженная в числах звеньев цепи.


Принимаем звена.

11. Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие:

Где - число ударов цепи в секунду, - допускаемое число ударов в секунду, выбирается [2. c.255] в зависимости от шага цепи. У нас:

- условие долговечности соблюдается.

12. Уточняем межосевое расстояние

12. Оценим возможность резонансных колебаний цепи:

Где - частота вращения тихоходного вала редуктора, - масса 1м. длины цепи.

Тогда ,

Следовательно, резонансные колебания будут отсутствовать.

14. Определяем нагрузку на валы передачи.

С достаточной степенью точности можно полагать, что нагрузка на вал направлена по линии центров передач и составляет , при .

Имеем,

15. Диаметры делительных окружностей звездочек

Отсюда:

Звездочку на приводном валу () конического редуктора крепим шпонкой со скругленными концами: . Глубина паза на валу

Подбор муфт.

Исходные данные:

Муфта упругая, передаваемый момент , режим работы нереверсивный, равномерный, спокойный. Поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

1. Расчетный момент муфты.


Где - номинальный момент на муфте.

- коэффициент режима работы.

, где - коэффициент безопасности. - учитывает характер нагрузки.

При условии того, что поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв .

При спокойной равномерной нагрузке .

Тогда

По ГОСТ 20884-93 примем упругую муфту с торообразной неразрезной оболочкой со следующими параметрами:

, , наружный диаметр муфты .

2. Определим силу, действующую со стороны муфты на вал.

Окружная сила на муфте:

Примем

3. Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора.

Расчетный диаметр в месте посадки

, где ,

где с достаточной точностью можно пренебречь величиной , и тогда

Допускаемые напряжения

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой:

, что меньше посадочного диаметра муфты , следовательно, данная муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейшем диаметр вала под муфту принимается

Муфта на быстроходном валу редуктора крепится шпонкой со скругленными концами:. Глубина паза на валу

Расчет валов. [4. с. 259]

Исходные данные:

Проектный расчет быстроходного вала.

1. Ориентировочно назначаем длины участков вала:

Согласно расчетной схеме определяем реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия:

Тогда:

Где


Знак минус означает, что реакция в опоре «В» направлена в противоположную сторону.

Аналогично:

Условие равновесия проекций на ось «X»:


Следовательно:

2. Реакции опор в вертикальной плоскости:

Знак «минус» говорит о том, что реакция направлена в противоположную сторону.

Условие равновесия проекций на ось «Y»:

Следовательно:

3. Радиальная нагрузка на опору «А»:

Радиальная нагрузка на опору «B»:

4. Изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

- в горизонтальной плоскости для среднего сечения шестерни:

- под подшипником «В»:

- на муфте

- под подшипником «А»:

Проверка:

Следовательно, моменты найдены правильно.

5. Определяем диаметры вала по зависимости:

, где ;

- эквивалентный момент; - суммарный изгибающий момент; - крутящий момент.

,

где - изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно.

Для обеспечения достаточной жесткости вала рекомендуется принимать в зависимости от материала и диаметра. Принимаем

6. Определяем расчетный диаметр вала под шестерней.

Тогда:


Учитывая ослабление вала шпоночной канавкой, следует увеличить его диаметр на 10%:

Округляем полученный диаметр вала согласно ГОСТ 6636-69.

Диаметр вала

Проверяем возможность применения насадной шестерни:

Шестерня делается насадной при условии . У нас , , следовательно, . Условие соблюдается, значит, шестерню можно сделать насадной.

7. Расчетный диаметр вала под подшипником «В»:

Тогда:

Тогда:

с учетом ослабления вала шпоночной канавкой


8. Расчетный диаметр вала под подшипником «А»:

Тогда:

9. Диаметр вала под муфту:

Диаметр вала под муфту

Тогда имеем следующие диаметры вала:

Посадочный диаметр под муфту

Диаметр под подшипником, «А»:

Диаметр под подшипником, «В»:

Диаметр вала под шестерней

Проектный расчет тихоходного вала редуктора

Назначаем длины участков тихоходного вала:

Длина ступичной части вала при ширине вала Принимаем .

Тогда .

Реакции опор в горизонтальной плоскости

Проверка:

, следовательно, реакции опор определены верно.


2. Реакции опор в вертикальной плоскости.

Проверка:

Следовательно, реакции опор в вертикальной плоскости определены верно.

3. Определим изгибающие моменты характерных сечений вала колеса:

- Под подшипником «С» в горизонтальной и вертикальной плоскости:


- под колесом в вертикальной и горизонтальной плоскости

- момент на шкиве цепной передачи:

Проверка в вертикальной плоскости:

Проверка в горизонтальной плоскости:

Следовательно, изгибающие моменты определены правильно.

4. Определим диаметры в характерных сечений вала:

Расчетный диаметр под подшипником «С»

Принимаем

Такой же диаметр принимаем и под подшипником «D»

Определим расчетный диаметр вала под колесом:

Принимаем

Диаметр вала под шкивом цепной передачи:

Принимаем

Следовательно, имеем:

Диаметр вала под шкивом цепной передачи:

Диаметр вала под колесом

Диаметр вала вод подшипниками «С» и «D» ,

Расчет валов на выносливость [4 c.274].

Быстроходный вал.

[5. с.283]

Где:

- суммарный изгибающий момент

- крутящий момент

- осевая сила

- площадь сечения вала с пазом для призматической шпонки

- моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение. Сечение с пазом для призматической шпонки.

Тогда:

Для опасных сечений вала определяем коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба:

,

где - коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям.

> 2 –

следовательно, пластическая деформация будет отсутствовать.

Тихоходный вал.


Где:

- суммарный изгибающий момент

- крутящий момент

- осевая сила

- площадь сечения вала с пазом для призматической шпонки

- моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение. Сечение с пазом для призматической шпонки.

Тогда:

Для опасных сечений вала определяем коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба:

,

где - коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям.

> 2 – следовательно, пластическая деформация будет отсутствовать.

Расчет подшипников

Исходные данные:

Сила от муфты

Быстроходный вал.

Радиальные нагрузки на подшипники

Внешняя осевая нагрузка

Частота вращения быстроходного вала

Посадочный диаметр на муфту

Диаметр под подшипником, «А»:

Диаметр под подшипником, «В»:

Диаметр вала под шестерней

Расстояние между подшипниками

Требуемый ресурс подшипников

Режим работы – спокойная равномерная нагрузка

Температура подшипникового узла

График нагрузки:


Быстроходный вал

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Значение реакции от силы прибавляется к результирующей реакции в опоре «А»:

В опоре «В» от муфты:

Радиальная нагрузка от муфты в опоре «А»:

Радиальная нагрузка от муфты в опоре «В»:

1. 1. Назначаем роликовые радиально-упорные подшипники с коническими роликами (наиболее распространенный вид подшипников для конических передач), ГОСТ 333-79, так как на них действуют радиальные и осевые нагрузки.

Для подшипника «А» :

Следовательно, [2 c.266] назначаем подшипник «А» - роликоподшипник, с установкой в растяжку.

Аналогично для подшипника «В»:

Назначаем подшипник «В» - роликоподшипник, с установкой в растяжку.

2. Назначаем типоразмер подшипников.

Подшипник «А»:

Подшипник «В»

Исходя из этого, назначаем подшипники тяжелой серии диаметров: типоразмер 1027309A

[4. с.505], имеющий , , коэффициент осевой нагрузки , , динамическую грузоподъемность , статическую грузоподъемность ,

3. Определяем осевые составляющие нагрузок.

Для подшипника «В»

Для подшипника «А»


Следовательно [2. c267]:

4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

Где:

- продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от .

- требуемый срок службы подшипника.

Так как в редукторах не производится смена подшипников, то срок службы подшипника равен сроку службы редуктора .

Тогда

При постоянной нагрузке , , где


Где: - кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника.

У нас - при подвижном внутреннем кольце подшипника.

При равномерной нагрузке коэффициент безопасности .

Температурный коэффициент , при .

- радиальная и осевая нагрузки, действующие на подшипник при номинальной нагрузке .

- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения .

Для подшипника «В»:

Следовательно,

Для подшипника «А»

Следовательно,


Так как подшипник «В» более нагружен, то все дальнейшие расчеты ведем для него.

5. Расчетная долговечность назначенного подшипника 1027309A в опоре «В»:

при вероятности безотказной работы

Для роликовых подшипников

Для роликовых подшипников при обычных условиях эксплуатации

Тогда:

>, что удовлетворяет требованиям.

Следовательно для быстроходного вала оставим два подшипника 1027309А тяжелой серии.

Тихоходный вал

1. Назначаем роликовые радиально-упорные подшипники с коническими роликами (наиболее распространенный вид подшипников для конических передач), ГОСТ 333-79, так как на них действуют радиальные и осевые нагрузки.

Для подшипника «С» :

Следовательно, [2 c.266] назначаем подшипник «С» - роликоподшипник, с установкой враспор.

Аналогично для подшипника «D»:

Назначаем подшипник «В» - роликоподшипник, с установкой враспор.

2. Назначаем типоразмер подшипников.

Подшипник «C»:

Подшипник «D»

Исходя из этого, назначаем подшипники легкой серии диаметров: типоразмер 72310А

[4. с.504], имеющий , , коэффициент осевой нагрузки , , динамическую грузоподъемность , статическую грузоподъемность

3. Определяем осевые составляющие нагрузок.

Для подшипника «D»

Для подшипника «С»

Следовательно [2. c267]:

4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

Где:

- продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от .

- требуемый срок службы подшипника.

Так как в редукторах не производится смена подшипников, то срок службы подшипника равен сроку службы редуктора .

Тогда


При постоянной нагрузке , , где

Где: - кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника.

У нас - при подвижном внутреннем кольце подшипника.

При наличии цепной передачи, нагрузка не будет равномерной, следовательно.

Температурный коэффициент , при .

- радиальная и осевая нагрузки, действующие на подшипник при номинальной нагрузке .

- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения .

Для подшипника «D»:

Следовательно,

Для подшипника «А»


Следовательно,

Так как подшипник «D» более нагружен, то все дальнейшие расчеты ведем для него.

5. Расчетная долговечность назначенного подшипника 1027308А в опоре «В»:

при вероятности безотказной работы

Для роликовых подшипников при обычных условиях эксплуатации

Тогда:

>, что удовлетворяет требованиям.

Следовательно, для тихоходного вала оставим два подшипника 7210А легкой серии.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:18:31 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
20:21:20 28 ноября 2015

Работы, похожие на Дипломная работа: Расчет конического редуктора

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(150310)
Комментарии (1830)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru