Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

 

4.1. Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

 

При выборе материала для изготовления зубчатой пары для обеспечения одинаковой долговечности обоих колес и ускорения их приработки твердость материала шестерни следует назначать больше твердости материала колеса. Разность твердостей для колес с Н_НВ < 350 НВ рекомендуется: у прямозубых – (20–50) НВ; косозубых (20–70) НВ; при Н_НВ > 350 НВ – (4–6) HRC.

Для изготовления шестерни и колеса передачи редуктора выбираем сталь 40Х (ГОСТ 4543). Термообработка – улучшение: для шестерни – до твердости Н_НВ1 = 325 НВ, для колеса – до твердости Н_НВ2 = 270 НВ.

 

4.2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

Допускаемые напряжения определяются для шестерни и колеса по формуле

,

 

где σ_{Н lim b} – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений (табл. 4.2):

 

σ_{Н lim b1} = 2H_НВ1 + 70 = 2 · 325 + 70 = 720 МПа,

σ_{Н lim b2} = 2H_НВ2 + 70 = 2 · 270 + 70 = 610 МПа;

 

S_H – коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с однородной структурой материала S_H = 1,1 (при твердости колес Н_НВ < 350 НВ); с поверхностным упрочнением S_H = 1,2 (при твердости колес Н_НВ > 350 НВ) ;

Z_N – коэффициент долговечности:

 

при N_{H lim} ≥ N _K, но не более 2,6 для однородной структуры материала и 1,8 для поверхностного упрочнения;

 

 

при N_{H lim} < N _K, но не менее 0,75 ;

N_{H lim} – базовое число циклов нагружений, соответствующее пределу выносливости; вычисляется по формуле:

 

N_{H lim}=30 (Н_НВ)^2,4 ≤ 120·10⁶ циклов,

 

где Н_НВ – твердость материала рассчитываемого зубчатого колеса в единицах НВ;

 

N_{H lim1} = 30 · (325)^2,4 = 32,0 · 10⁶ циклов;

N_{H lim2} = 30 · (270)^2,4 = 20,5 · 10⁶ циклов;

 

N _K – число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи при постоянной нагрузке:

 

N _K = 60 · с · n · L_h,

 

где с – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым;

L_h – срок службы привода, ч (см. задание);

n – частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса.

 

N _K1 = 60 · с · n₁ · L_h = 60 · 1 · 1460 · 10000 = 876 · 10⁶ циклов;

N _K2 = 60 · с · n₂ · L_h = 60 · 1 · 334,4 · 10000 = 200,6 · 10⁶ циклов.

 

Z_R – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

Z_V – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

Z_L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазного материала;

Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

Z_W – коэффициент, учитывающий влияние перепада твердостей материала сопряженных поверхностей зубьев.

При проектировочных расчетах по ГОСТ 21354–87 рекомендует принимать

Z_R × Z_V × Z_L × Z_X· Z_W = 0,9.

 

Так как N_{H lim 1}< N_{K 1} и N_{H lim2} > N_{K 2}, то

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Для цилиндрической косозубой передачи для расчета принимается:

 

σ_НР = 0,45(σ_{НР 1} + σ_{НР 2}) > σ_{НР min},

 

при выполнении условия σ_{НР 1–2} < 1,23 σ_{НР min}

 

σ_НР = 0,45(σ_{НР 1} + σ_{НР 2}) = 0,45 (554,4 +340,8) = 402,84 МПа;

σ_{НР min} = 292,6 МПа; 1,23 · σ _{НР min} = 1,23 · 329,9 = 405,77 МПа.

В качестве расчетного напряжения принимаем минимальное значение σ_НР = 402,84 МПа.

 

4.3. Определение допускаемых напряжений изгиба

 

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость σ_FP определяются по формуле

 

где σ_{F lim b} – предел выносливости зубьев при изгибе:

 

 

где  – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений; выбирается по табл. 4.3 в зависимости от способа термической или химико-термической обработки;

Y _t – коэффициент, учитывающий технологию изготовления; Y_t = 1;

Y_Z – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: поковка и штамповка Y_Z = 1; прокат Y_Z = 0,9; литье Y_Z = 0,8;

Y_g – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба; для нешлифованной переходной поверхности принимают Y_g = 1;

Y_d – коэффициент, учитывающий влияние деформированного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности; если этого нет, то Y_d = 1;

Y _A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверс); при одностороннем приложении нагрузки Y _A = 1, при двухстороннем – Y _A = 0,7–0,8.

Y_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности; при отсутствии полирования переходной поверхности зуба Y_R = 1;

Y_Х – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, при d_a ≤ 300 мм Y_Х = 1;

Y_d – опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений; для модуля передачи от 1 до 8 мм этот коэффициент убывает от 1,1 до 0,92; примем Y_d = 1,0;

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,4–1,7;

Y_N – коэффициент долговечности.

 

, но не менее 1;

где N_{F lim} – базовое число циклов нагружений, для любых сталей N_{F lim}= 4·10⁶ циклов;

N _K – общее число циклов перемены напряжений при нагрузках с постоянными амплитудами: N _K = 60 · с · n · L_h;

q_F – показатель кривой усталости: для зубчатых колес с однородной структурой материала, включая закаленные при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой, и зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твердости и термообработки их зубьев q_F = 6; q_F = 9 – для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью при твердости поверхности зуба Н_НВ > 350.

 

N_{F lim b 1} = 1,75 · 325 · 1· 1 · 1 · 1 · 1 = 568,75 МПа,

 

N_{F lim b 2} = 1,75 · 270 · 1· 1 · 1 · 1 · 1 = 472,5 МПа.

 

N _K1 = 60 · с · n₁ · L_h = 60 · 1 · 1460 · 10000 = 876 · 10⁶ циклов;

 

N _K2 = 60 · с · n₂ · L_h = 60 · 1 · 334,4 · 10000 = 504,5 · 10⁶ циклов.

 

Так как N _K > N_{F lim}, то принимаем Y_N1 = 1.

Y_N1 = 1.01

Тогда

 

σ _{FP 1} = 568,8 · 1 · 1 · 1 · 1 / 1,7 = 334,56 МПа,

 

σ _{FP 2} = 472,5 · 1.01 · 1 · 1 · 1 / 1,7 = 280,72 МПа.

4.4. Проектировочный расчет передачи

Проектировочный расчет передач служит только для предварительного определения размеров и не отменяет расчета на контактную выносливость.

При проектировочном расчете определяется один из геометрических параметров передачи – межосевое расстояние а _w или делительный диаметр шестерни d₁. Предпочтительным считается расчет а _w, так как его значение сразу дает представление о габаритах передачи.

Делительный диаметр шестерни

 

 

где K_d – вспомогательный коэффициент; K_d = 675 – для косозубых и шевронных передач; K_d = 770 – для прямозубых передач.

Ориентировочное значение межосевого расстояния:

 

 

где знак «плюс» используется при расчете передач внешнего зацепления, а «минус» – для передач внутреннего зацепления;

K_a – вспомогательный коэффициент: для прямозубых передач K_a = 495, для косозубых и шевронных передач K_a = 430;

Т₂ – вращающий момент на колесе (на ведомом звене);

u – передаточное число передачи;

К_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от твердости колес и параметра ψ_bd по графику (рис. 4.3):

 

ψ_bd = b₂ / d₁ = 0,5 ψ_ba(u ± 1)

 

ψ_{b d} – коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни;

ψ_ba – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимают из стандартного ряда чисел в зависимости от положения колес относительно опор.

Передача косозубая, расположение колес – симметричное, следовательно,

 

K _а = 430;

 

ψ_ba = 0,4;

ψ_bd = 0,5 [0,4(5 + 1)] = 1,2;

 

K _Hβ = 1,12;

 

Полученное ориентировочное межосевое расстояние округляем до стандартного значения по предпочтительному ряду. Принимаем а_w = 250 мм.

Нормальный модуль при принятой термообработке колес рекомендуется выбирать из диапазона

 

m_n = (0,01–0,02) а_w = (0,01–0,02) · 250 = (2,5–5) мм.

 

Из стандартного ряда модулей (табл. 4.5) принимаем m = 4 мм. Значение модуля менее 1,5 мм для силовых передач задавать не рекомендуется.

Рабочая ширина колеса

 

b₂ = ψ_ba · а_w = 0,4 · 250 = 100 мм;

 

ширина шестерни

 

b₁ = b₂ + (2–7) мм = 100+ (2–7) = 102–107 мм.

 

Принимаем b₁ = 105 мм.

Угол наклона зубьев для косозубого зацепления без смещения рекомендуется β = 7–18°.

Предварительно приняв коэффициент осевого перекрытия ε_β = 1, определим минимальный угол наклона зубьев:

 

sin β = π · m_n   ε_β / b₂ = 3,14 · 4 · 1 / 105 = 0,12;

β = 6°87'' или β_min = arcsin(4m_n / b₂).

 

Величиной угла β можно задаться, например, β = 10°.

Суммарное число зубьев

 

z_∑ = (2 · а _w · cos β) / m = (2 · 250 · cos 6,87) / 2 = 248,2.

 

Принимаем z_∑ = z₁ + z₂ = 248.

Определим числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂.

 

z₁ = z_∑ / (u +1) =248 / (5 +1) = 41,33;

 

принимаем z₁ = 41;

 

z₂ = z_∑ – z₁ = 248 – 41 = 207.

 

Фактическое передаточное число u_ф = z₂ / z₁ = 207/41 = 5,05.

 

∆u = (u_ф – u) / u · 100 % = ((5 – 5,05) / 5) · 100 %) = 1 % ≤ 4 %.

 

Для того, чтобы вписать косозубую цилиндрическую передачу в заданное межосевое расстояние а_w = 250 мм при принятых числах зубьев зубчатых колес, уточним угол наклона зубьев:

 

cos β = m (z₁ + z₂)/(2 · а _w) = 2 (41 + 207) / (2 · 250) = 0,992°;

 

β = 7,25220° = 7°15'8''.

 

Определим делительные диаметры, диаметры вершин и впадин зубьев зубчатых колес:

 

d₁ = m · z₁ / cos β = 2 · 41 / 0,992 = 82,662 мм;

 

d₂ = m · z₂ / cos β = 2 · 207 / 0,992 = 417,339 мм;

 

d _а1= d₁ + 2 · m = 82,662 + 2 · 4 = 90,662 мм;

 

d _а2 = d₂ + 2 · m = 417,339 + 2 · 4 = 421,339 мм;

 

d_f1= d₁ – 2,5 · m = 82,662 – 4 · 2,5 = 82,662 мм;

 

d_f2 = d₂ – 2,5 · m = 417,339 – 4 · 2,5 = 407,339 мм.

 

Выполним проверку межосевого расстояния:

 

а_w = (d₁ + d₂) / 2 = (82,662 + 417,339) / 2 = 250 мм.

 

Вычислим величину усилий, действующих в зацеплении, и изобразим схему действия сил:

– окружная:

F_t = 2 · Т₂ / d₂ = 2 · 1376,5 /417,339 = 6596,5 Н;

 

– радиальная:

 

F_r = F_t · tg α_tw / cos β = 6596,5 ·tg 20° / 0,992 = 2420,29 Н;

 

– осевая:

 

F _а = F_t · tg β = 6596,5 ·tg 7°15'8'' = 827,4 Н.

 

 

Рис. 4.2. Схема сил, действующих в косозубом цилиндрическом зацеплении

4.5. Проверочный расчет передачи

на контактную усталость

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного σ_Н и допускаемого σ_НР контактных напряжений:

 

σ_Н = σ_Н0  ≤ σ_НР,

 

где σ_Н0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при K _Н = 1:

Коэффициент нагрузки K _Н определяют по зависимости;

 

K _Н = K _А · K _Hv · K _Hβ · K _Hα,

 

где K_A = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

K _Hv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:

 

 

где ω_Hv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм.

 

где δ_Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 4.7);

g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (табл. 4.8);

υ – окружная скорость зубчатых колес:

 

υ = πd_in_i/60;

 

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач и косозубых при осевом коэффициенте перекрытия ε_β ≤ 1, K_Hα = 1; при ε_β > 1 см. табл. 4.9;

ε_β – осевой коэффициент перекрытия: ε_β = b₂ · sin β / (π · m);

Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; для стальных колес Z_E = 190;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

 

где α_t – делительный угол профиля в торцовом сечении: α_t = α = 20°;

β_b – основной угол наклона для косозубой передачи:

 

β_b = arcsin (sin β · cos 20°);

 

α_tω – угол зацепления, для косозубой передачи без смещения;

tg α_t = tg α / cos β;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для косозубых передач при ε_β ≥ 1

 

при ε_β < 1

 

ε_α – коэффициент торцового перекрытия:

 

ε_α = [1,88 – 3,2 (1 / z₁ ± 1 / z₂)] cos β.

 

Для рассчитываемого объекта имеем следующие данные: редуктор цилиндрический косозубый одноступенчатый, частота вращения ведущего вала n₁ = 1460 мин^-1, передаточное число редуктора u_ф = 5,05; частота вращения ведомого вала n₂ = 76,43 мин^-1, вращающие моменты на валах Т₂=248,3Нм; Т₃=1204,5Н·м; z₁=41; z₂= 204; β = 7,2522° = 7°15'8''; m = 4 мм; a = 250 мм; b₂ = 100 мм; d₁= 82,662 мм; F_t = 5772,3 Н.

 

ε_β = b₂ · sinβ / (π · m) = 100 · sin7,2522° / (3,14 · 4) = 1,005;

 

tg α_t = tgα / cosβ = tg20° / cos 7,2522° = 0,3669;

 

α_t = 20,1484°;

 

β_b = arcsin (sinβ·cos20°) = arcsin(sin7,2522·cos20°) = 6,8127°;

 

Z_E =190 МПа^1/2 ;

 

ε_α = [1,88 – 3,2 (1 / 41 + 1 / 207)] cos7°15'8'' = 1,7726;

 

;

 

 

 

υ = π · 82,622 · 1460 / (60 ·10³) = 6,313 м/с.

 

Для данной скорости колес степень точности – 8-я (см. табл. 4.6).

 

δ_Н = 0,02; g₀ = 6,1;

 

K_Hv = 1+ (5,42 · 100)/(5772,3·1) = 1,094; K_Hα = 1,0; K _А =1,0; K_Hβ = 1,12;

K _Н = 1,0 · 1,094 · 1,12 · 1,0 = 1,225.

 

 

Определим процент перегрузки:

 

∆σ_Н = |σ_НР – σ_Н| / σ_НР ·100 % = |402.8–358,06| / 402.8 · 100 % = 4,98 %.

 

Условие прочности выполняется. По принятым в машиностроении нормам допускаются отклонения +5 % (перегрузка) и –10 % (недогрузка).

Если отклонение выходит за указанные пределы, то размеры и другие параметры необходимо откорректировать. Рекомендуется в небольших пределах изменить ширину колеса (при перегрузках – увеличить, при недогрузках – уменьшить); изменить межосевое расстояние; выбрать другой режим термообработки поверхностей зубьев и соответственно изменить твердость поверхности зубьев, что приведет к увеличению или уменьшению σ_НР.

4.6. Проверочный расчет передачи на изгибную усталость

Расчетом определяется напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения их усталостного излома, устанавливают сопоставлением расчетного напряжения от изгиба и допускаемого напряжения: σ_F ≤ σ_FP.

Расчетное местное напряжение при изгибе:

 

 

где K_F – коэффициент нагрузки: K_F = K _А · K_Fv · K_Fβ · K_Fα;

K _Fv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:

 

где ω_Fv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

 

δ_F – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 4.7);

K _Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от параметра ψ_bd по графику (рис. 4.4);

K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл. 4.9);

Y_FS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений (рис. 4.5).

Для определения менее прочного звена необходимо рассчитать отношение σ_FP / Y_FS, проверку производить по тому из колес пары, у которого это отношение меньше;

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба; для косозубых передач Y_β = 1 – ε_β (β / 120°) ≥ 0,7;

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для косозубых передач при ε_β ≥ 1

Y_ε= 1 / ε_α;

при ε_β < 1

Y_ε = 0,2 + 0,8 / ε_α ;

 

 

 

K _А=1; K_Fα=1,30; K_Fβ=1,1;

 

Следовательно K_F = K _А · K _Fv · K_Fβ · K_Fα = 1·1,045·1,1·1,30 = 1,494.

 

Y_β = 1 – ε_β · β / 120° = 1 – 1,005 · (7,2522° / 120°) = 0,9392 > 0,7;

 

Y_ε = 1 / ε_α = 1/ 1,7726= 0,564.

 

Определим эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

 

Z_V1 = Z₁/ cos³β = 41/ cos³7,2522° = 41,3;

 

Z_V2 = Z₂ / cos³β = 207/ cos³7,2522° = 208,7.

 

Следовательно, Y_{FS 1} = 3,9; Y_{FS 2} = 3,4 (рис. 4.5).

Определим отношение σ_FP / Y_FS:

 

σ_{FP 1} / Y_{FS 1} = 334,6 / 3,9 = 85,8;

 

σ_{FP 2} / Y_{FS 2} = 280,72 / 3,4 = 82,56.

 

Расчет по изгибным напряжениям ведем для колеса, так как σ_{FP 2} / Y_{FS 2} < σ_{FP 1} / Y_{FS 1}:

 

 

σ_{FP 2} = 280,72 МПа.

Условие прочности выполняется: 27,16 МПа < 280,72 МПа.

Значение σ_F2 значительно меньше σ_FP2, однако это нельзя рассматривать как недогрузку передачи, так как основным критерием работоспособности данной передачи является контактная усталость.

 

Таблица 4.2

К определению предела контактной выносливости

материла зубчатых колес

 

Способ термической и химико-термической обработки зубьев	Средняя твердость поверхности зубьев	Сталь	Формула для расчета значений σHlimb, МПа
Отжиг, нормализация или улучшение	Менее 350 НВ	Углеро­дистая	σHlimb = 2 НВ + 70
Объемная и поверхностная закалка	38–50 HRC		σHlimb = 17 HRC + + 200
Цементация и нитроцементация	Более 56 HRC	Легированная	σHlimb = 23 HRC
Азотирование	550–750 HV		σHlimb = 1050

 

Таблица 4.3

Значения предела выносливости материала зубчатых колес при изгибе

 

Марка стали	Термическая или химико-термическая обработка	Твердость зубьев
		на поверхности	в сердцевине
40, 45, 50 ,40X, 40XH, 40XФА	Нормализация, улучшение	180–350 НВ			1,75 HB
40X, 40XФA	Объемная закалка	45–55 HRC			500–550
40X, 40XH2MA	Закалка при нагреве ТВЧ	48–58 HRC		25–35 HRC	700
20ХН, 20ХН2М, 12ХН2, 12ХН3А	Цементация	56–63 HRC		30–45 HRC	800
Стали, содержащие алюминий	Азотирование	700–950 HV		24–40 HRC	300 + 1,2 НRC сердцевины

Таблица 4.4

Значения межосевых расстояний а_w (ГОСТ 2185–66)

 

Ряд	Межосевое расстояние аw, мм
1	40, 50, 63, 80, 100, 125,160, 200, 250, 315, 400, 500 …
2	71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710 …

Примечание: ряд 1 следует предпочитать ряду 2.

 

Таблица 4.5

Значения модулей зубчатых колес m (ГОСТ 9563–79)

 

Ряд	Модули m, мм
1	…1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12 …
2	…1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9…

Примечание: ряд 1 следует предпочитать ряду 2; для тракторной промышленности допускаются m = 3,75; 4,25; 6,5 мм; для автомобильной промышленности допускается применение модулей, отличающихся от установленных в настоящем стандарте.

Таблица 4.6

 

Степень точности	Предельные окружные скорости колес
	прямозубых		непрямозубых
	цилиндрических	конических	цилиндрических	конических
6 7 8 9	До 15 До 10 До 6 До 3	До 12 До 8 До 5 До 2	До 30 До 15 До 10 До 4	До 20 До 10 До 7 До 3

Таблица 4.7

Значения коэффициентов δ_F и δ_Н

 

Вид зубьев	δF	Значение δН при твердости поверхностей
		Н1 или Н2 меньше 350 НВ	Н1 или Н2 больше 350 НВ
Прямые: без модификации головки с модификацией головки	0,016 0,011	0,06 0,04	0,14 0,10
Косые и шевронные	0,06	0,02	0,04

 

Таблица 4.8

Значения коэффициента g₀

 

Модуль m, мм	Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643–81
	6	7	8	9
До 3,55	3,8	4,7	5,6	7,3
До 10	4,2	5,3	6,1	8,2
Свыше 10	4,8	6,4	7,3	10,0

 

Таблица 4.9

Ориентировочные значения коэффициентов K_Hα и K_Fα

 

Окружная скорость, м/с	Степень точности	KHα	KFα
До 5	7 8 9	1,03 1,07 1,13	1,07 1,22 1,35
Свыше 5 до 10	7 8	1,05 1,10	1,20 1,30
Свыше 10 до 15	7 8	1,08 1,15	1,25 1,40

Рис. 4.3. График для определения коэффициента K_Hβ

 

 

Рис. 4.4. График для ориентировочного определения коэффициента K _Fβ

 

 

Рис. 4.5. Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

 

⇐ Предыдущая1234Следующая ⇒

Поделиться: