• RU
  • icon На проверке: 3
Меню

Метрология расчеты для раздаточной коробки передач автомобиля Урал 375

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 3 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Метрология расчеты для раздаточной коробки передач автомобиля Урал 375

Состав проекта

icon
icon
icon 1. Титульный лист Линник.doc
icon 6. Основная часть.doc
icon 6. Основная часть.docx
icon 4. Реферат Линник.doc
icon 5. Содержание Линник.doc
icon 2. ЗаданиеЛинник.doc
icon
icon Сборочный чертёж11.bak
icon Вал.bak
icon Вал.cdw
icon Сборочный чертёж11.cdw
icon 3. График выполнения.doc

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon 1. Титульный лист Линник.doc

Федеральное агентство по образованию
ГОУ ВПО Кубанский государственный технологический университет
Кафедра Динамики и прочности машин
по дисциплине: Метрология стандартизация и сертификация
на тему: Раздаточная коробка автомобиля Урал - 375
Линник Татьяна Геннадьевна
(подпись дата расшифровка подписи)

icon 6. Основная часть.doc

1.НОРМАТИВНЫЕ ССЫЛКИ
ГОСТ 25346-82 ЕСПД. Общие положения ряды допусков посадок и основных отклонений.
ГОСТ 25347-82 ЕСПД. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
ГОСТ 25670-83 ОНВ. Предельные отклонения размеров с неуказанными допусками.
ГОСТ 2.308-79 ЕСКД. Указание на чертежах допусков формы и расположений поверхностей.
ГОСТ 2.309-73 ЕСКД. Обозначение шероховатости поверхности.
ГОСТ 3325-85 Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.
ГОСТ 1139-80 ОВН. Соединения шлицевые прямобочные. Размер и допуски.
ГОСТ 16093-81 ОВН. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором.
ГОСТ 2.105-95 ЕСКД. Общие требования к текстовым документам.
В настоящее время в машиностроении созданы и освоены новые системы современных надежных и эффективных машин. Это позволяет применять автоматическое производство что в свою очередь сокращает время производства и снижает себестоимость продукции. Непрерывно совершенствуется конструкция машин технология средства и контроль их производства.
Большое значение для машиностроения имеет организация производства машин и прочих изделий на основе взаимозаменяемости.
Основной задачей курсовой работы является практическое использование знаний в процессе изучения курса развитие навыков в расчете и выборе посадок и точности соединений при проектировании.
Курсовая работа комплексно решает инженерное обеспечение взаимозаменяемости в различных соединениях механизмов представленных в альбоме заданий. Содержание задач отвечает разделам курса что позволяет выполнить их непосредственно после проработки и усвоения определенного раздела используя при этом соответствующие материалы государственных стандартов (ГОСТов)
РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ
Рисунок 2.1 – Расчётная схема размерной цепи
1Рассмотрим решение размерной цепи методом максимума и минимума.
Для данного узла составляем расчётную схему размерной цепи.
Рисунок 2.2 – Схема размерной цепи в графическом изображении
А1 - А3– увеличивающие звенья мм;
А4-А12 – уменьшающие звенья мм;
АΔ – замыкающее звено мм.
Определяем допуск и отклонение замыкающего звена по допускам составляющих звеньев.
Принимаем что все звенья составляющие размерную цепь изготовлены по какому-либо одному квалитету кроме подшипников качения.
Допуски составляющих звеньев размерной цепи берём из [1 с.144 табл. 1.36].
Допуски на подшипники берём из [2 с.273 табл. 4.82].
А1 = 2 мм H8 (+0014)
A2 = 2 мм H8 (+0014)
A3 = 326 мм H8 (+0089)
A4 = 2 мм h8 (-0014)
A6 = 15 мм h8 (-0027)
A7 = 49 мм h7 (-0039)
A8 = 87 мм h7 (-0054)
A9 = 95 мм h7 (-0054)
A10 = 4 мм h8 (-0018)
А11 = 38 мм h (-012)
A12 = 2 мм h8 (-0014)
Определяем номинальный размер замыкающего звена АΔ мм по формуле
где - размеры увеличивающих звеньев мм;
m – число увеличивающих звеньев;
- размеры уменьшающих звеньев мм;
n – число уменьшающих звеньев.
Подставим численные значения в формулу (1.1)
АΔ = (2 + 2 + 326) – (2 + 38 + 15 + 49 + 87+ 95+4+38+2) = 0
Определяем верхнее и нижнее отклонение допуска замыкающего звена Es AΔ мм Ei AΔ мм
где - верхнее отклонение допуска увеличивающего звена мм;
- нижнее отклонение допуска увеличивающего звена мм;
- верхнее отклонение допуска уменьшающего звена мм;
- нижнее отклонение допуска уменьшающего звена мм.
Подставим численные значения в формулы (1.2) и (1.3)
ESAΔ = (14 + 14 + 89) - (-14-120-27-39-54-54-18-120-14) = 577
Таким образом имеем A Δ0577.
Проводим проверку TAΔ мм
ТАΔ = 0014 + 0014 + 0089 + 0014 + 012 + 0027 + 0039+ 0054+ 0054+ 0018+ +012+ 0014= 0577.
Определяем допуски звеньев по допуску замыкающего звена. Поле допуска замыкающего звена TAΔ = 0577мм.
Определяем среднее число единиц допуска а по формуле
где k – число звеньев размерной цепи;
- средний геометрический размер для интервала диаметров (размеров) по ГОСТ 25346-82.
Таблица 1.1 – Значение для интервалов диаметров в ЕСДП.
Интервалы диаметров мм
Подставим численные значения в формулу (2.5)
Выбираем квалитет для всех звеньев размерной цепи кроме подшипников
Число единиц допуска соответствует примерно 9 квалитету. Для увеличивающихся звеньев допуски назначаем как основное отверстие в системе отверстия для уменьшающихся – основной вал в системе вала [1 с.144 табл. 1.36].
А1 = 2 мм H9 (+0025)
A2 = 2 мм H9 (+0025)
A3 = 326 мм H9 (+014)
A4 = 2 мм h9 (-0025)
A6 = 15 мм h9 (-0043)
A7 = 49 мм h9 (-0062)
A8 = 87 мм h9 (-0087)
A9 = 95 мм h9 (-0087)
A10 = 4 мм h9 (-0030)
A12 = 2 мм h9 (-0025)
Определим величину мм на которую необходимо изменить допуск одного из составляющих звеньев чтобы удовлетворилось равенство (1.4)
Подставим численные значения в формулу (1.6)
Уменьшим допуск на наиболее легкообрабатываемые звенья –А12
A12=2 -0025+0212=2 0187
2Рассмотрим решение размерной цепи теоретико - вероятностным методом.
Для данного узла составляем расчётную схему размерной цепи в графическом изображении.
Рисунок 1.3 – Схема размерной цепи в графическом изображении
Допуски на подшипники берём из [2 с.273 табл. 4.82]. в соответствии с классом точности.
Определяем допуск замыкающего звена ТАΔ мкм
Подставим значения в формулу (1.8)
Верхнее отклонение допуска замыкающего звена ESAΔ мм и нижнее – EiAΔ мм выражаем через середину поля допуска EСAΔ мм
ECAi ум – середина поля допуска уменьшающих звеньев мм.
ECAΔ = 0007 + 0007 + 00445 - (-0007-006-00135-00195-0027-0027-0009-006-0007) = 02885;
Проведём проверку мм
ТАΔ = 039563-018137=021426
Определяем допуски звеньев по допуску замыкающего звена. Зададим размер и допуск замыкающего звена. AΔ =0 TA Δ = 021426мм
2.1Определяем среднее число единиц допуска а по формуле
Выбираем по какому квалитету назначить допуски для всех звеньев размерной цепи кроме подшипников. Число единиц допуска соответствует IT 8
A3 = 326 мм H7 (+0057)
A6 = 15 мм h7 (-0018)
A7 = 49 мм h7 (-0025)
A8 = 87 мм h7 (-0035)
A9 = 95 мм h7 (-0035)
A10 = 4 мм h8 (-0012)
A12 = 2 мм h8 (-001)
Определим величину мм на которую необходимо изменить допуск одного из составляющих звеньев чтобы удовлетворилось равенство (1.8)
Необходимо уменьшить допуск наиболее труднообрабатываемого звена
A3=326 0057+0179=326 0236
Рисунок 2.4 – Схема расположения поля допуска замыкающего звена .
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК С НАТЯГОМ
1 Расчет и выбор посадок с натягом
Рисунок 3.1 – Схема посадки с натягом
Размеры необходимые для расчета мм
Момент крутящий на валу Мкр
Определяем коэффициенты Ляме
где В А – коэффициенты Пуассона для охватываемой и охватывающей поверхностей деталей
d-номинальный диаметр сопряжения мм
d1-внутренний диаметр вала мм
d2-наружный диаметр мм
Определяем наименьший расчетный натяг мкм
где l – длина сопряжения м
f – коэффициент трения в соединении
ЕА ЕВ – модули упругости материалов отверстия и вала Па
Мкр – момент крутящий на валу.Н*М
Определяем поправку Uмкм учитывающую смятие неровности контактных поверхностей
где ; – высота неровностей профиля по десяти точкам вала и отверстия мкм
lg = 065 +097 · lg RA
lg = 065 +097 · lg RB
где RA RB – среднеарифметическое отклонение профиля мкм.
U = 12 (705 + 55) = 15.
Определяем значение наименьшего функционального натяга мкм по формуле
Предельно допускаемое удельное контактное давление Рдоп Па по формуле
где – предел текучести охватывающей детали.
где – предел текучести охватываемой детали.
В качестве наибольшего допускаемого удельного давления берём наименьшее из двух значений.
Определяем наибольший натяг мкм по формуле
гдеd – номинальный диаметр сопряжения м
Наибольший функциональный натяг мкм
По ГОСТ 2.5346-82 и в соответствии со значениями и выбираем оптимальную посадку чтобы выполнялось условие
На рисунке 3.2 прилагается схема расположения полей допусков для посадки.
где СтехСэкс – запас технологический и эксплуатационный мкм
Рисунок 2.2 – Схема расположения полей допусков к расчету посадок с натягом
2 Расчет и выбор посадок с натягом
Рисунок 3.3 – Схема посадки с натягом
На рисунке 2.2 прилагается схема расположения полей допусков для посадки.
Рисунок 3.4 – Схема расположения полей допусков к расчету посадок с натягом
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1 Составляем расчетную схему и определяем реакции опор действующих в подшипниках
Рисунок 4.1 – Расчетная схема нагружения
Определяем силы действующие в зацеплении
Находим окружное усилие Ft Н
где mn – модуль зубчатого колеса z м
Мкр – крутящий момент на валу Н·м
z – число зубьев колеса.
Радиальное усилие Fr Н
где – угол наклона зубьевград;
Ft – окружное усилие Н.
Находим осевое усилие FА Н
Fа1 = 553 · tg 100 = 9732
Fа3 = 6979 · tg 100 = 12305
Составляем сумму моментов относительно точек A B и определяем реакции опор RA RB Н
Находим из формулы (3.4) значения RA RBН
Определяем интенсивность нагрузки кНм для циркулярного вида нагружения
гдеКП – динамический коэффициент посадки зависящий от характера нагрузки;
F – коэффициент учитывающий степень ослабления натяга при полом вале (F = 1 если вал сплошной);
R – радиальная реакция опор на подшипнике H;
b – рабочая длина посадочной части мм;
где B – ширина подшипника мм;
r – радиус фаски кольца мм.
Подставим численные значения
b = (38 – 2 · 3) =32
По интенсивности нагрузки в соответствии с [2 с. 287 табл. 4.92] и [2 с. 282 табл. 4.87] выбираем посадки для внутреннего кольца и наружного кольца.
Так как в обоих позициях применяется подшипник P2-307 то в обоих случаях посадка будет
По ГОСТ 3325-85 находим предельное отклонение размеров колец а по ГОСТ 25346-82 отклонения вала и корпуса при выбранных посадках.
Отклонения на внутренний и наружный диаметры колец подшипников качения выбираем в зависимости от класса точности по [2 с. 273 табл. 4.82]. Отклонения вала и корпуса при выбранных посадках находим по [1 с.89 табл. 1.29] и [1 с.114 табл. 1.36].
Рисунок 4.3 – Схема расположения полей допуска (P2-7309)
Определим наибольший зазор Smax мкм и наибольший натяг Nmax мкм при выбранной посадке при установке подшипника на вал
Для подшипника Р2-7309: Smax = 0-(-35) = 35 Nmax = 35 - (- 25) = 6.
Следовательно в данной посадке нет зазора.
Определим наибольший зазор Smax мкм и наибольший натяг Nmax мкм при установке наружного кольца подшипника в корпусе
Для подшипника Р2-7309: Smax = 0-(-13)=13 Nmax = 13 - (- 4) = 17.
Выполним эскизы посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипников качения
Рисунок 4.4 – Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника P2-7309
2 Составляем расчетную схему и определяем реакции опор действующих в подшипниках на нижнем валу
Рисунок 4.5 – Расчетная схема нагружения нижнего вала
Находим окружное усилие Ft Н из формулы (4.9) где
где - передаточное отношение от первого вала ко второму;
- коэффициент полезного действия цилиндрической передачи.
b = (4225 – 2 · 25) =3725
Так как в обоих позициях применяется подшипник P2-7310 то в обоих случаях посадка будет
Рисунок 4.6 – Схема расположения полей допуска (P2-7310)
Для подшипника Р2-7310: Smax = 0-(-4) = 4 Nmax = 4 - (- 3) = 7.
Для подшипника Р2-7310: Smax = 0-(-13)=13 Nmax = 2 - (- 4) = 6.
Рисунок 4.7 – Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника P2-7310
ВЫБОР ПОСАДОК И РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем посадку для любого резьбового соединения.
Выбираем метрическую резьбу. Из [2 с.141 табл.4.22] и [2 с.142 табл.4.23] выбираем номинальный диаметр и шаг резьбы М8 × 125.
Длину свинчивания определяем по ГОСТ 16093-81 из [2 с.149 табл.4.27]. Длина свинчивания N=14мм.
Определяем значение среднего диаметра d2 и D2 мм значение внутреннего диаметра d1 и D1 мм по [2 с.144 табл.4.24]
D1 d1 = d – 2 + 0647
D2 d2 = d – 1 + 0188
гдеd – номинальный диаметр резьбы мм
D1 d1 = 8 – 2 + 0647 = 6647
D2 d2 = 8 – 1 + 0188 = 7188
Выбор посадки для резьбового соединения производим в соответствии с ГОСТ 16093-81 по [2 с.151 табл.4.28]
Отклонение метрической резьбы определяем из [2 с.153 табл.4.29] и вычисляем предельные диаметры резьбового соединения. Строим схемы расположения полей допусков для внутренней и наружной резьбы.
esd=esd1=esd2=-28 мкм;
Для внутренней резьбы
Рисунок 5.1 – Схема расположения полей допусков
Предельные размеры болта мм
Предельные размеры гайки мм
Считаем числовые значения в по формулам (4.1) и (4.2)
d max = 80 - (-0028) = 8028
d min = 80 - (-024) = 824
d1 max = 6647 - (-0028) = 6675
d2 max = 7188- (-0028) = 7216
d2 min = 7188 -(-0178) = 7366
D1 max = 6647 + 0335= 6982
D2 max = 7188 + 02 = 7388
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
1Выбираем посадки для шпоночного соединения
Так как втулка неподвижна относительно вала но подлежит сборке – разборке при ремонте то принимаем нормальную схему расположения полей допусков.
Рисунок 6.1- Схема расположения полей допусков для шпоночного соединения
Рисунок 6.2 – Эскиз шпоночного соединения.
2Выбираем посадки для шлицевого соединения если наружный диаметр вала D=38 мм
По [2 с.250 табл. 4.71] выбираем размеры прямобочных шлицевых соединений
z = 8d = 32D = 38b = 6
где z – число зубьев шлицевого соединения;
d – внутренний диаметр соединения;
D – наружный диаметр соединения;
B – ширина боковой поверхности зубьев.
Так как втулка не подвергается термообработке то центрирование проводим по наружному диаметру
Выбираем посадки по [2 с.253 табл. 4.73]
Для отверстия этого же соединения
D –8 x 32 x 38 x 6 F8
D –8 x 32 x 38 js6 x 6 js7
Рисунок 6.2- Сечение шлицевого соединения
3Выбираем посадки для шлицевого соединения если наружный диаметр вала D1=50 мм
По [2 с.253 табл. 4.73] выбираем размеры прямозубых шлицевых соединений мм
z = 8d = 46D = 50b = 9
Так как вал не подвергается термообработке то центрирование проводим по наружному диаметру D.
РАСЧЕТ ПЕРЕХОДНЫХ ПОСАДОК
Рассмотрим расчет вероятности получения зазоров и натягов в соединении
1Для выбранной посадки строим схему расположения полей допусков
Рисунок 7.1- Схема расположения полей допусков переходной посадки
2Определяем наименьший dmin и Dmin мм средний dср и Dср мм максимальный dmax и Dmax мм соответственно для вала и отверстия
где dн и Dн – номинальные размеры вала и отверстия соответственно мм;
EI – нижнее отклонение поля допуска отверстия мм;
ES – верхнее отклонение поля допуска отверстия мм;
es – верхнее отклонение поля допуска вала мм;
TD– допуск отверстия мм.
Td – допуск вала мм.
Подставим численные значения в формулу (7.1)
Dср = 38 + () = 380105
Dmax = 38 + 0021 = 38021
dmin = 38 + (-0008) = 37992
dmax = 38 + 0008 = 38008
3Определяем поле допуска для отверстия TD мм и вала Td мм
Подставим численные значения в формулу (6.2)
TD = 38021 – 38 = 0021
Td = 38008 – 37992 = 0016
4Определяем максимальный натяг Nmax мкм и максимальный зазор Smax мкм
Подставим численные значения в формулу (6.3)
Smax = 21 – (– 8) = 29
5Определяем среднеквадратическое отклонение размеров сопрягаемых деталей D и d мкм
Подставим численные значения в формулу (6.4)
6Находим суммарное среднеквадратическое отклонение мкм
Подставим численные значения в формулу (8.5)
7Определим величину среднего зазора Sср мкм
Sср = Dср - dср (7.6)
Подставим численные значения в формулу (8.6)
Sср = (380105 –38) = 105
Величина Sср определяет положение центра группирования относительно начала их отсчета x = 105. Эта точка отделяет зазор от натяга.
На оси z-z’ эта точка определяется
Подставим численные значения в формулу (7.7)
Из [1 с.12 табл. 1.1] находим значение функции Лапласа которое соответствует площади заключенной между кривой нормального распределения оси симметрии и функции Z и дает вероятность того что величина погрешности находится в пределах от 0 до 1
8Определяем относительное количество соединений с зазором S%
S% = (Ф(z) + 05)·100% (7.8)
Подставим численные значения в формулу (8.8)
S% = (– 04918 + 05)·100% = 082%
9Найдем фактическое значение наибольших зазоров Smax мкм и натягов Nmax мкм
Подставим численные значения в формулу (6.9)
Smax = 3 · 44 + 105 = 237
Nmax = 3 · 44 – 105 = 27
10Используя все полученные ранее значения строим кривую распределения зазоров и натягов
где y – плотность вероятности;
х – аргумент функции и плотности вероятности;
– среднеквадратическое отклонение случайных величин мкм
Подставим в формулу (8.10) значения и построим кривую по полученным точкам
Таблица 7.1 – Зависимость плотности вероятности у от аргумента х
Рисунок 7.2- Кривая нормального распределения зазоров и натягов
ВЫБОР УНИВЕРСАЛЬНОГО СРЕДСТВА ИЗМЕРЕНИЯ
Выбор измерительного средства зависит от принятых организационно-технических форм контроля масштабов производства конструктивных особенностей контролируемых изделий точности изготовления экономических и других факторов.
В качестве универсального измерительного средства применяем микрометр рычажный типа МР(25-50 ГОСТ 6507-90). Микрометрический измерительный инструмент имеет цену деления с = 0002 мм пределы измерения инструмента от 25 до 50 мм погрешность измерения =4 мкм. Измеряемый размер равен 38js6.
Погрешность выбранного универсального измерительного средства удовлетворяет погрешности измеряемого размера т. к.
В данной курсовой работе были получены посадки для подшипника качения P2-7309
Рассчитана посадка для резьбового соединения
для шпоночного соединения
для шлицевого соединения D –8 x 32 x 38 x 6
Рассчитаны посадки с натягом переходная посадка с вероятностью получения натяга 18% при посадке 38 .
В качестве универсального измерительного средства принят микрометр рычажный типа МР (25-50 ГОСТ 6507-90) предел измерения которого 25 – 50 мм цена деления 0002 мм погрешность измерения =4 мкм.
Допуски и посадки: Справочник в 2-х томах. В.Д. Мягков М.А. Палей – 6-е издание переработанное и дополненное Л.: Машиностроение; 1982г.
Методическое указание по выполнению курсовой работы по курсу: «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения» В.А. Плаксин КубГТУ – Краснодар 2003г.
Детали машин: Учебник для студентов ВТУЗов. Д.Н. Решетов – 4-е издание переработанное и дополненное М.: «Машиностроение» 1989г.
Расчет посадок с натягом
длина сопряжения(мм) 4.40000000000000Е+0001
Номинальный диаметр(мм)4.50000000000000Е+0001
диаметр втулки(мм)0.00000000000000Е-0000
диаметр вала(мм) 5.50000000000000Е-0002
Модуль упругости втулки(Паскаль) 2 .00000000000000Е+0005
Модуль упругости вала(Паскаль) 2.00000000000000Е+0005
Высота неровностей поверхности отверстия(мкм) 7.04600000000000Е+0000
Высота неровностей поверхности вала(мкм) 5.54600000000000Е+0000
Предел текучести материала втулки (Паскаль) 3.53000000000000Е+0008
Предел текучести материала вала (Паскаль) 3.53000000000000Е+0008
Коэффициент Пуассона для втулки 3.00000000000000Е-0001
Коэффициент Пуассона для вала 3.00000000000000Е-0001
Коэффициент трения 1 2.00000000000000Е-0001
Крутящий момент(Н*м) 1.90000000000000Е+0002
Осевая сила(Н) 0.00000000000000Е+0000
Оптимальная посадка P8p6
Эксплуатационный запас прочности
значительно больше технического
Сэкспл.=09991272383498642
Стехн.000872761650135819
Номинальный диаметр(мм)5.50000000000000Е+0001
диаметр втулки(мм)4.50000000000000Е-0000
диаметр вала(мм) 7.50000000000000Е-0002
Осевая сила(Н) 0.00000000000000Е+0000
Fmin=255832074473297
Fmax=171027784615385
Оптимальная посадка M7x6
Сэкспл.=0999711911066433
Стехн.=0000288088933566957

icon 6. Основная часть.docx

1.НОРМАТИВНЫЕ ССЫЛКИ
ГОСТ 25346-82 ЕСПД. Общие положения ряды допусков посадок и основных отклонений.
ГОСТ 25347-82 ЕСПД. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
ГОСТ 25670-83 ОНВ. Предельные отклонения размеров с неуказанными допусками.
ГОСТ 2.308-79 ЕСКД. Указание на чертежах допусков формы и расположений поверхностей.
ГОСТ 2.309-73 ЕСКД. Обозначение шероховатости поверхности.
ГОСТ 3325-85 Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.
ГОСТ 1139-80 ОВН. Соединения шлицевые прямобочные. Размер и допуски.
ГОСТ 16093-81 ОВН. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором.
ГОСТ 2.105-95 ЕСКД. Общие требования к текстовым документам.
В настоящее время в машиностроении созданы и освоены новые системы современных надежных и эффективных машин. Это позволяет применять автоматическое производство что в свою очередь сокращает время производства и снижает себестоимость продукции. Непрерывно совершенствуется конструкция машин технология средства и контроль их производства.
Большое значение для машиностроения имеет организация производства машин и прочих изделий на основе взаимозаменяемости.
Основной задачей курсовой работы является практическое использование знаний в процессе изучения курса развитие навыков в расчете и выборе посадок и точности соединений при проектировании.
Курсовая работа комплексно решает инженерное обеспечение взаимозаменяемости в различных соединениях механизмов представленных в альбоме заданий. Содержание задач отвечает разделам курса что позволяет выполнить их непосредственно после проработки и усвоения определенного раздела используя при этом соответствующие материалы государственных стандартов (ГОСТов)
РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ
Рисунок 2.1 – Расчётная схема размерной цепи
1Рассмотрим решение размерной цепи методом максимума и минимума.
Для данного узла составляем расчётную схему размерной цепи.
Рисунок 2.2 – Схема размерной цепи в графическом изображении
А1 - А3– увеличивающие звенья мм;
А4-А12 – уменьшающие звенья мм;
АΔ – замыкающее звено мм.
Определяем допуск и отклонение замыкающего звена по допускам составляющих звеньев.
Принимаем что все звенья составляющие размерную цепь изготовлены по какому-либо одному квалитету кроме подшипников качения.
Допуски составляющих звеньев размерной цепи берём из [1 с.144 табл. 1.36].
Допуски на подшипники берём из [2 с.273 табл. 4.82].
А1 = 2 мм H8 (+0014)
A2 = 2 мм H8 (+0014)
A3 = 326 мм H8 (+0089)
A4 = 2 мм h8 (-0014)
A6 = 15 мм h8 (-0027)
A7 = 49 мм h7 (-0039)
A8 = 87 мм h7 (-0054)
A9 = 95 мм h7 (-0054)
A10 = 4 мм h8 (-0018)
А11 = 38 мм h (-012)
A12 = 2 мм h8 (-0014)
Определяем номинальный размер замыкающего звена АΔ мм по формуле
где - размеры увеличивающих звеньев мм;
m – число увеличивающих звеньев;
- размеры уменьшающих звеньев мм;
n – число уменьшающих звеньев.
Подставим численные значения в формулу (1.1)
АΔ = (2 + 2 + 326) – (2 + 38 + 15 + 49 + 87+ 95+4+38+2) = 0
Определяем верхнее и нижнее отклонение допуска замыкающего звена Es AΔ мм Ei AΔ мм
где - верхнее отклонение допуска увеличивающего звена мм;
- нижнее отклонение допуска увеличивающего звена мм;
- верхнее отклонение допуска уменьшающего звена мм;
- нижнее отклонение допуска уменьшающего звена мм.
Подставим численные значения в формулы (1.2) и (1.3)
ESAΔ = (14 + 14 + 89) - (-14-120-27-39-54-54-18-120-14) = 577
Таким образом имеем A Δ0577.
Проводим проверку TAΔ мм
ТАΔ = 0014 + 0014 + 0089 + 0014 + 012 + 0027 + 0039+ 0054+ 0054+ 0018+ +012+ 0014= 0577.
Определяем допуски звеньев по допуску замыкающего звена. Поле допуска замыкающего звена TAΔ = 0577мм.
Определяем среднее число единиц допуска а по формуле
где k – число звеньев размерной цепи;
- средний геометрический размер для интервала диаметров (размеров) по ГОСТ 25346-82.
Таблица 1.1 – Значение для интервалов диаметров в ЕСДП.
Интервалы диаметров мм
Подставим численные значения в формулу (2.5)
Выбираем квалитет для всех звеньев размерной цепи кроме подшипников
Число единиц допуска соответствует примерно 9 квалитету. Для увеличивающихся звеньев допуски назначаем как основное отверстие в системе отверстия для уменьшающихся – основной вал в системе вала [1 с.144 табл. 1.36].
А1 = 2 мм H9 (+0025)
A2 = 2 мм H9 (+0025)
A3 = 326 мм H9 (+014)
A4 = 2 мм h9 (-0025)
A6 = 15 мм h9 (-0043)
A7 = 49 мм h9 (-0062)
A8 = 87 мм h9 (-0087)
A9 = 95 мм h9 (-0087)
A10 = 4 мм h9 (-0030)
A12 = 2 мм h9 (-0025)
Определим величину мм на которую необходимо изменить допуск одного из составляющих звеньев чтобы удовлетворилось равенство (1.4)
Подставим численные значения в формулу (1.6)
Уменьшим допуск на наиболее легкообрабатываемые звенья –А12
A12=2 -0025+0212=2 0187
2Рассмотрим решение размерной цепи теоретико - вероятностным методом.
Для данного узла составляем расчётную схему размерной цепи в графическом изображении.
Рисунок 1.3 – Схема размерной цепи в графическом изображении
Допуски на подшипники берём из [2 с.273 табл. 4.82]. в соответствии с классом точности.
Определяем допуск замыкающего звена ТАΔ мкм
Подставим значения в формулу (1.8)
Верхнее отклонение допуска замыкающего звена ESAΔ мм и нижнее – EiAΔ мм выражаем через середину поля допуска EСAΔ мм
ECAi ум – середина поля допуска уменьшающих звеньев мм.
ECAΔ = 0007 + 0007 + 00445 - (-0007-006-00135-00195-0027-0027-0009-006-0007) = 02885;
Проведём проверку мм
ТАΔ = 039563-018137=021426
Определяем допуски звеньев по допуску замыкающего звена. Зададим размер и допуск замыкающего звена. AΔ =0 TA Δ = 021426мм
2.1Определяем среднее число единиц допуска а по формуле
Выбираем по какому квалитету назначить допуски для всех звеньев размерной цепи кроме подшипников. Число единиц допуска соответствует IT 8
A3 = 326 мм H7 (+0057)
A6 = 15 мм h7 (-0018)
A7 = 49 мм h7 (-0025)
A8 = 87 мм h7 (-0035)
A9 = 95 мм h7 (-0035)
A10 = 4 мм h8 (-0012)
A12 = 2 мм h8 (-001)
Определим величину мм на которую необходимо изменить допуск одного из составляющих звеньев чтобы удовлетворилось равенство (1.8)
Необходимо уменьшить допуск наиболее труднообрабатываемого звена
A3=326 0057+0179=326 0236
Рисунок 2.4 – Схема расположения поля допуска замыкающего звена .
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК С НАТЯГОМ
1 Расчет и выбор посадок с натягом
Рисунок 3.1 – Схема посадки с натягом
Размеры необходимые для расчета мм
Момент крутящий на валу Мкр
Определяем коэффициенты Ляме
где В А – коэффициенты Пуассона для охватываемой и охватывающей поверхностей деталей
d-номинальный диаметр сопряжения мм
d1-внутренний диаметр вала мм
d2-наружный диаметр мм
Определяем наименьший расчетный натяг мкм
где l – длина сопряжения м
f – коэффициент трения в соединении
ЕА ЕВ – модули упругости материалов отверстия и вала Па
Мкр – момент крутящий на валу.Н*М
Определяем поправку Uмкм учитывающую смятие неровности контактных поверхностей
где ; – высота неровностей профиля по десяти точкам вала и отверстия мкм
lg = 065 +097 · lg RA
lg = 065 +097 · lg RB
где RA RB – среднеарифметическое отклонение профиля мкм.
U = 12 (705 + 55) = 15.
Определяем значение наименьшего функционального натяга мкм по формуле
Предельно допускаемое удельное контактное давление Рдоп Па по формуле
где – предел текучести охватывающей детали.
где – предел текучести охватываемой детали.
В качестве наибольшего допускаемого удельного давления берём наименьшее из двух значений.
Определяем наибольший натяг мкм по формуле
гдеd – номинальный диаметр сопряжения м
Наибольший функциональный натяг мкм
По ГОСТ 2.5346-82 и в соответствии со значениями и выбираем оптимальную посадку чтобы выполнялось условие
На рисунке 3.2 прилагается схема расположения полей допусков для посадки.
где СтехСэкс – запас технологический и эксплуатационный мкм
Рисунок 2.2 – Схема расположения полей допусков к расчету посадок с натягом
2 Расчет и выбор посадок с натягом
Рисунок 3.3 – Схема посадки с натягом
На рисунке 2.2 прилагается схема расположения полей допусков для посадки.
Рисунок 3.4 – Схема расположения полей допусков к расчету посадок с натягом
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1 Составляем расчетную схему и определяем реакции опор действующих в подшипниках
Рисунок 4.1 – Расчетная схема нагружения
Определяем силы действующие в зацеплении
Находим окружное усилие Ft Н
где mn – модуль зубчатого колеса z м
Мкр – крутящий момент на валу Н·м
z – число зубьев колеса.
Радиальное усилие Fr Н
где – угол наклона зубьевград;
Ft – окружное усилие Н.
Находим осевое усилие FА Н
Fа1 = 553 · tg 100 = 9732
Fа3 = 6979 · tg 100 = 12305
Составляем сумму моментов относительно точек A B и определяем реакции опор RA RB Н
Находим из формулы (3.4) значения RA RBН
Определяем интенсивность нагрузки кНм для циркулярного вида нагружения
гдеКП – динамический коэффициент посадки зависящий от характера нагрузки;
F – коэффициент учитывающий степень ослабления натяга при полом вале (F = 1 если вал сплошной);
R – радиальная реакция опор на подшипнике H;
b – рабочая длина посадочной части мм;
где B – ширина подшипника мм;
r – радиус фаски кольца мм.
Подставим численные значения
b = (38 – 2 · 3) =32
По интенсивности нагрузки в соответствии с [2 с. 287 табл. 4.92] и [2 с. 282 табл. 4.87] выбираем посадки для внутреннего кольца и наружного кольца.
Так как в обоих позициях применяется подшипник P2-307 то в обоих случаях посадка будет
По ГОСТ 3325-85 находим предельное отклонение размеров колец а по ГОСТ 25346-82 отклонения вала и корпуса при выбранных посадках.
Отклонения на внутренний и наружный диаметры колец подшипников качения выбираем в зависимости от класса точности по [2 с. 273 табл. 4.82]. Отклонения вала и корпуса при выбранных посадках находим по [1 с.89 табл. 1.29] и [1 с.114 табл. 1.36].
Рисунок 4.3 – Схема расположения полей допуска (P2-7309)
Определим наибольший зазор Smax мкм и наибольший натяг Nmax мкм при выбранной посадке при установке подшипника на вал
Для подшипника Р2-7309: Smax = 0-(-35) = 35 Nmax = 35 - (- 25) = 6.
Следовательно в данной посадке нет зазора.
Определим наибольший зазор Smax мкм и наибольший натяг Nmax мкм при установке наружного кольца подшипника в корпусе
Для подшипника Р2-7309: Smax = 0-(-13)=13 Nmax = 13 - (- 4) = 17.
Выполним эскизы посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипников качения
Рисунок 4.4 – Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника P2-7309
2 Составляем расчетную схему и определяем реакции опор действующих в подшипниках на нижнем валу
Рисунок 4.5 – Расчетная схема нагружения нижнего вала
Находим окружное усилие Ft Н из формулы (4.9) где
где - передаточное отношение от первого вала ко второму;
- коэффициент полезного действия цилиндрической передачи.
b = (4225 – 2 · 25) =3725
Так как в обоих позициях применяется подшипник P2-7310 то в обоих случаях посадка будет
Рисунок 4.6 – Схема расположения полей допуска (P2-7310)
Для подшипника Р2-7310: Smax = 0-(-4) = 4 Nmax = 4 - (- 3) = 7.
Для подшипника Р2-7310: Smax = 0-(-13)=13 Nmax = 2 - (- 4) = 6.
Рисунок 4.7 – Эскиз посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника P2-7310
ВЫБОР ПОСАДОК И РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем посадку для любого резьбового соединения.
Выбираем метрическую резьбу. Из [2 с.141 табл.4.22] и [2 с.142 табл.4.23] выбираем номинальный диаметр и шаг резьбы М8 × 125.
Длину свинчивания определяем по ГОСТ 16093-81 из [2 с.149 табл.4.27]. Длина свинчивания N=14мм.
Определяем значение среднего диаметра d2 и D2 мм значение внутреннего диаметра d1 и D1 мм по [2 с.144 табл.4.24]
D1 d1 = d – 2 + 0647
D2 d2 = d – 1 + 0188
гдеd – номинальный диаметр резьбы мм
D1 d1 = 8 – 2 + 0647 = 6647
D2 d2 = 8 – 1 + 0188 = 7188
Выбор посадки для резьбового соединения производим в соответствии с ГОСТ 16093-81 по [2 с.151 табл.4.28]
Отклонение метрической резьбы определяем из [2 с.153 табл.4.29] и вычисляем предельные диаметры резьбового соединения. Строим схемы расположения полей допусков для внутренней и наружной резьбы.
esd=esd1=esd2=-28 мкм;
Для внутренней резьбы
Рисунок 5.1 – Схема расположения полей допусков
Предельные размеры болта мм
Предельные размеры гайки мм
Считаем числовые значения в по формулам (4.1) и (4.2)
d max = 80 - (-0028) = 8028
d min = 80 - (-024) = 824
d1 max = 6647 - (-0028) = 6675
d2 max = 7188- (-0028) = 7216
d2 min = 7188 -(-0178) = 7366
D1 max = 6647 + 0335= 6982
D2 max = 7188 + 02 = 7388
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
1Выбираем посадки для шпоночного соединения
Так как втулка неподвижна относительно вала но подлежит сборке – разборке при ремонте то принимаем нормальную схему расположения полей допусков.
Рисунок 6.1- Схема расположения полей допусков для шпоночного соединения
Рисунок 6.2 – Эскиз шпоночного соединения.
2Выбираем посадки для шлицевого соединения если наружный диаметр вала D=38 мм
По [2 с.250 табл. 4.71] выбираем размеры прямобочных шлицевых соединений
z = 8d = 32D = 38b = 6
где z – число зубьев шлицевого соединения;
d – внутренний диаметр соединения;
D – наружный диаметр соединения;
B – ширина боковой поверхности зубьев.
Так как втулка не подвергается термообработке то центрирование проводим по наружному диаметру
Выбираем посадки по [2 с.253 табл. 4.73]
Для отверстия этого же соединения
D –8 x 32 x 38 x 6 F8
D –8 x 32 x 38 js6 x 6 js7
Рисунок 6.2- Сечение шлицевого соединения
3Выбираем посадки для шлицевого соединения если наружный диаметр вала D1=50 мм
По [2 с.253 табл. 4.73] выбираем размеры прямозубых шлицевых соединений мм
z = 8d = 46D = 50b = 9
Так как вал не подвергается термообработке то центрирование проводим по наружному диаметру D.
РАСЧЕТ ПЕРЕХОДНЫХ ПОСАДОК
Рассмотрим расчет вероятности получения зазоров и натягов в соединении
1Для выбранной посадки строим схему расположения полей допусков
Рисунок 7.1- Схема расположения полей допусков переходной посадки
2Определяем наименьший dmin и Dmin мм средний dср и Dср мм максимальный dmax и Dmax мм соответственно для вала и отверстия
где dн и Dн – номинальные размеры вала и отверстия соответственно мм;
EI – нижнее отклонение поля допуска отверстия мм;
ES – верхнее отклонение поля допуска отверстия мм;
es – верхнее отклонение поля допуска вала мм;
TD– допуск отверстия мм.
Td – допуск вала мм.
Подставим численные значения в формулу (7.1)
Dср = 38 + () = 380105
Dmax = 38 + 0021 = 38021
dmin = 38 + (-0008) = 37992
dmax = 38 + 0008 = 38008
3Определяем поле допуска для отверстия TD мм и вала Td мм
Подставим численные значения в формулу (6.2)
TD = 38021 – 38 = 0021
Td = 38008 – 37992 = 0016
4Определяем максимальный натяг Nmax мкм и максимальный зазор Smax мкм
Подставим численные значения в формулу (6.3)
Smax = 21 – (– 8) = 29
5Определяем среднеквадратическое отклонение размеров сопрягаемых деталей D и d мкм
Подставим численные значения в формулу (6.4)
6Находим суммарное среднеквадратическое отклонение мкм
Подставим численные значения в формулу (8.5)
7Определим величину среднего зазора Sср мкм
Sср = Dср - dср (7.6)
Подставим численные значения в формулу (8.6)
Sср = (380105 –38) = 105
Величина Sср определяет положение центра группирования относительно начала их отсчета x = 105. Эта точка отделяет зазор от натяга.
На оси z-z’ эта точка определяется
Подставим численные значения в формулу (7.7)
Из [1 с.12 табл. 1.1] находим значение функции Лапласа которое соответствует площади заключенной между кривой нормального распределения оси симметрии и функции Z и дает вероятность того что величина погрешности находится в пределах от 0 до 1
8Определяем относительное количество соединений с зазором S%
S% = (Ф(z) + 05)·100% (7.8)
Подставим численные значения в формулу (8.8)
S% = (– 04918 + 05)·100% = 082%
9Найдем фактическое значение наибольших зазоров Smax мкм и натягов Nmax мкм
Подставим численные значения в формулу (6.9)
Smax = 3 · 44 + 105 = 237
Nmax = 3 · 44 – 105 = 27
10Используя все полученные ранее значения строим кривую распределения зазоров и натягов
где y – плотность вероятности;
х – аргумент функции и плотности вероятности;
– среднеквадратическое отклонение случайных величин мкм
Подставим в формулу (8.10) значения и построим кривую по полученным точкам
Таблица 7.1 – Зависимость плотности вероятности у от аргумента х
Рисунок 7.2- Кривая нормального распределения зазоров и натягов
ВЫБОР УНИВЕРСАЛЬНОГО СРЕДСТВА ИЗМЕРЕНИЯ
Выбор измерительного средства зависит от принятых организационно-технических форм контроля масштабов производства конструктивных особенностей контролируемых изделий точности изготовления экономических и других факторов.
В качестве универсального измерительного средства применяем микрометр рычажный типа МР(25-50 ГОСТ 6507-90). Микрометрический измерительный инструмент имеет цену деления с = 0002 мм пределы измерения инструмента от 25 до 50 мм погрешность измерения =4 мкм. Измеряемый размер равен 38js6.
Погрешность выбранного универсального измерительного средства удовлетворяет погрешности измеряемого размера т. к.
В данной курсовой работе были получены посадки для подшипника качения P2-7309
Рассчитана посадка для резьбового соединения
для шпоночного соединения
для шлицевого соединения D –8 x 32 x 38 x 6
Рассчитаны посадки с натягом переходная посадка с вероятностью получения натяга 18% при посадке 38 .
В качестве универсального измерительного средства принят микрометр рычажный типа МР (25-50 ГОСТ 6507-90) предел измерения которого 25 – 50 мм цена деления 0002 мм погрешность измерения =4 мкм.
Допуски и посадки: Справочник в 2-х томах. В.Д. Мягков М.А. Палей – 6-е издание переработанное и дополненное Л.: Машиностроение; 1982г.
Методическое указание по выполнению курсовой работы по курсу: «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения» В.А. Плаксин КубГТУ – Краснодар 2003г.
Детали машин: Учебник для студентов ВТУЗов. Д.Н. Решетов – 4-е издание переработанное и дополненное М.: «Машиностроение» 1989г.
Расчет посадок с натягом
длина сопряжения(мм) 4.40000000000000Е+0001
Номинальный диаметр(мм)4.50000000000000Е+0001
диаметр втулки(мм)0.00000000000000Е-0000
диаметр вала(мм) 5.50000000000000Е-0002
Модуль упругости втулки(Паскаль) 2 .00000000000000Е+0005
Модуль упругости вала(Паскаль) 2.00000000000000Е+0005
Высота неровностей поверхности отверстия(мкм) 7.04600000000000Е+0000
Высота неровностей поверхности вала(мкм) 5.54600000000000Е+0000
Предел текучести материала втулки (Паскаль) 3.53000000000000Е+0008
Предел текучести материала вала (Паскаль) 3.53000000000000Е+0008
Коэффициент Пуассона для втулки 3.00000000000000Е-0001
Коэффициент Пуассона для вала 3.00000000000000Е-0001
Коэффициент трения 1 2.00000000000000Е-0001
Крутящий момент(Н*м) 1.90000000000000Е+0002
Осевая сила(Н) 0.00000000000000Е+0000
Оптимальная посадка P8p6
Эксплуатационный запас прочности
значительно больше технического
Сэкспл.=09991272383498642
Стехн.000872761650135819
Номинальный диаметр(мм)5.50000000000000Е+0001
диаметр втулки(мм)4.50000000000000Е-0000
диаметр вала(мм) 7.50000000000000Е-0002
Осевая сила(Н) 0.00000000000000Е+0000
Fmin=255832074473297
Fmax=171027784615385
Оптимальная посадка M7x6
Сэкспл.=0999711911066433
Стехн.=0000288088933566957

icon 4. Реферат Линник.doc

Курсовая работа содержит 47с. 17 рис. 1 табл. 3 источника 2 приложения графическая часть – 1 лист формата А1 и 1 лист формата А3.
ДОПУСК НАТЯГ ЗАЗОР ПОСАДКА РАЗМЕРНАЯ ЦЕПЬ ЗВЕНО ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО ПОДШИПНИК КАЧЕНИЯ ВАЛ РЕЗЬБОВОЕ ШПОНОЧНОЕ ШЛИЦЕВОЕ СОЕДИНЕНИЕ ПЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА СРЕДСТВА ИЗМЕРЕНИЯ.
В данной курсовой работе приведены расчеты для раздаточной коробки передач автомобиля Урал 375 основных посадок резьбовых соединений шпоночных и шлицевых соединений переходных посадок.
Составлена и рассчитана размерная цепь для ведущего вала коробки передач методами максимума и минимума и теоретико-вероятностным методом.

icon 5. Содержание Линник.doc

Расчет размерных цепей8
1Метод максимума и минимума8
2Теоретико - вероятностный метод13
Расчет и выбор посадок с натягом17
Расчет и выбор посадок для подшипников качения25
Выбор посадок для резьбовых соединений33
Выбор посадок для шлицевых и шпоночных соединений36
1Шпоночное соединения36
2Шлицевое соединение D = 38 мм36
Расчет переходных посадок на вероятность получения зазоров
Выбор универсального средства измерения 43
Приложение А1. Расчет размерных цепей на ЭВМ46
Приложение А2. Расчет посадки с натягом на ЭВМ 47

icon 2. ЗаданиеЛинник.doc

ГОУ ВПО Кубанский государственный технологический университет
Кафедра Динамики и прочности машин
Зав. кафедрой Динамики
на курсовое проектирование
Студенту Линник Татьяне Геннадьевне
факультета Машиностроения и автосервиса
специальности 190603А Сервис транспортных и технологических машин и оборудования
Тема работы Раздаточная коробка автомобиля Урал-375
Содержание задания Расчет допусков и посадок для деталей и узлов раздаточной коробки автомобиля Урал - 375
а) пояснительная записка47 c.
б) графическая часть 1 лист формата А1 и 1 формата А3
Рекомендуемая литература Допуски и посадки: справочник в 2-х томах В.Д. Мягков М.А. Палей – 6-е издание
Срок выполнения:с 9 февраля помай 2010г.
Срок защиты:29 апреля 2010г.
Дата выдачи задания:9 февраля 2010г.
Дата сдачи работы на кафедру:27 апреля 2010г.
Задание принял студент

icon Вал.cdw

Вал.cdw

icon Сборочный чертёж11.cdw

Сборочный чертёж11.cdw

icon 3. График выполнения.doc

График выполнения курсовой работы
Динамики и прочности машин
Наименование раздела или этапа курсовой работы
Удельный вес данного раздела или этапа в общем объеме курсовой работы %
для заочной формы обучения
Расчет размерных цепей
Расчет посадок с натягом
Расчет и выбор посадок для подшипников качения
Выбор посадок для резьбовых соединений
Выбор посадки для шпоночного и шлицевого соединений
Расчет переходных посадок
Преподаватель ответственный за дисциплину

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 19 часов 49 минут
up Наверх