Грузовые автомобили - проектирование. Страница 2

Число нажимных пружин Суммарный износ накла
док, мм.........
Коэффициент запаса сцепления:
при износе накладок . .
расчетный.......
Таблица 21
Н дружный диаметр, мм
Внутренний диаметр, мм
Толщина, мм
Примечание
185; 195; 210 195; 200; 210; 240; 290 200; 230 220; 240; 280
4,0; 4,5; 4,7; 5,0; 6,0
Предельные отклонения по размерам накладок не должны превышать следующие: — 1 мм для наружного диаметра; 4-1 мм для внутреннего диаметра; +0,1 мм для толщины.
220; 240; 280
4,0; 4,5; 5,0; 6,0
200; 240; 290
5,0; 5,5; 6,0
Параметры
Наименование накладок
Тип..........
Тканые
Тканые
Специально-
навитые
Формованные
Формованные
Изготовитель.....
(Англия)
Techstar (ФРГ)
(Франция)
(Франция)
ВНИИАТИ
(СССР)
Линейный износ, мм
2,50—2,48
Износ через 100 включений, мм......
Момент трения, кгс-м
Коэффициент трения
Испытания на разнос, об/мин........
Состояние поверхности накладок после испытаний ........
Выдержали 400 включений и были сняты с испытаний из-за большого износа
После 500 включений на поверхности появились трещины между заклепками
Выдержали 250 включений и были сняты с испытаний из-за большого износа
Поверхность после 1000 включений без трещин и надиров, поставлены на дальнейшие испытания на износ
собность, ведутся работы по созданию новых фрикционных материалов с повышенным коэффициентом трения, соответствующих рекомендациям СЭВ (;х > 0,35). Следовательно, в технических заданиях на вновь разрабатываемые фрикционные материалы для перспективных сцеплений следует указывать величину коэффициента трения не ниже 0,35, которая и должна быть расчетной при определении размеров их деталей.
Одним из факторов, определяющих габаритные размеры сцепления, является удельное давление на накладки сцепления. Анализ конструкций сцеплений, фрикционных материалов сухого трения и материалов, контактирующих с ними, для сцеплений отечественного и зарубежного производства показывает, что удельное давление в сцеплениях с диаметром ведомого диска 350—432 мм к двигателям мощностью более 250 л. с. не превышает 2,2 кгс/см2 (табл. 23).
Таблица 23
Фирма или модель автомобиля
Диаметр ведомого диска, мм
Крутящий момент двигателя, кгс-м
Максимальное удельное давление, кгс/см3
Борг-Бек
Фихтель-Сакс
ЗИЛ-130
КамАЗ
1,71—2,2
ЯМЗ всех модифи
каций
2,0, не более
Отношение величины максимального момента трения, передаваемого через сцепление в рабочем режиме, к максимальному моменту двигателя называют коэффициентом запаса сцепления. В процессе эксплуатации изменение максимального момента трения сцепления связано с изменением скорости скольжения и температуры, а также физико-технических качеств накладок, зависящих от полимеризации и старения компонентов, с падением усилия нажимных пружин и т. д.
На основании имеющегося опыта коэффициент запаса сцепления автомобилей транспортного типа за весь срок службы накладок должен находиться в пределах 2,0—1,40. Максимальное значение относится к сцеплению с новыми накладками, минимальное — с полностью изношенными. Для специальных автомобилей возможно увеличение запаса сцепления до 2,2—2,5.
Суммарная толщина полностью изношенных накладок 5сум = = 0,6Si (где S — толщина накладки; i — число накладок).
Ниже приведены величины коэффициентов запаса р, полученные при стендовом испытании сцеплений ЯМЗ, применяемых
'ТО'-СЧ lO СО,
' - ^ со
сч о"
ООО чГ 05 Ю
ь- с, о,
ООО О LO о Tf ООО
h- СЧ LO
СО —<
4 'СО 00
— СО СО
СЧ —i ю ю О СО СЧ «О ^ LO t"'-"    t''*
СЧ^О
>>\э -н о S у
00 00 05 05
LO t"- о о о о о о
о о о о о о оо со со со *8*
о ' а -f 3? о £ о 5 >2 «й
О та та CQ ^ с дизелями на автомобилях МАЗ, КрАЗ, КамАЗ большой грузоподъемности, при частоте вращения 1240 об/мин: Я М3-238 ......... 1,98—1,78 ЯМЗ-14; 142....... 2,2—2,0 ЯМЗ-15 ......... 2,0 При расчетах рекомендуется для автомобилей большой грузоподъемности принимать величину р = 2,0. В качестве оценочного параметра нагруженности сцепления в основном применяют показатель удельной работы буксования сцепления в кге -м/см2 при трогании автомобиля с места в различных дорожных условиях. Учитывая опыт ВНИИАТИ, НАМИ и зарубежных фирм по расчету нагруженности сцеплений и данные ЯМЗ по стендовым и дорожным ресурсным испытаниям, ЯМЗ рекомендует оценивать расчетную работу буксования в кгс-м по формуле ^    5,6GaMKp max ('Щ') гк б итр [0,95МКр щах^тр ^агк^] где Ga — полный вес автомобиля, кге; М;фП1ах— максимальный крутящий момент двигателя, кгс-м; /г0 = 0,75яшах — частота вращения двигателя при трогании автомобиля с места, об/мин; гк — динамический радиус колеса, м; итр— передаточное число трансмиссии; — суммарный коэффициент дорожного сопротивления, равный / + tg а; а —. угол подъема; f — коэффициент сопротивления [качению. Как видно из приведенной зависимости, работа буксования, т. е. нагруженность сцепления, резко изменяется при изменении полного веса, передаточного числа трансмиссии, при котором авто- мобиль трогается с места, максимальной скорости, условий эксплуатации, характеристики двигателя. На основании имеющегося опыта в области эксплуатации сцеплений с накладками типа 1-287—69 и 2-540—65, применяющихся для автомобилей большой грузоподъемности с дизелями, ЯМЗ считает допустимыми следующие значения удельной работы буксования, кге* м/см2: Дороги с коэффициентом я|) = 0,02: на первой передаче .............. 2, не более » второй передаче .............. 4, не более Дороги с коэффициентом гр = 0,16 на первой передаче ............................................6,5 Оценка импортных сцеплеиий, приведенная в табл. 24, показывает, что величина удельной работы буксования для дорожных условий, характеризуемых коэффициентом \р = 0,02, находится в пределах 1—2,5 кге-м/см2 для первой передачи и 2,5— 6,2 кге-м/см2 для второй передачи. РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ При расчете фрикционного дискового сцепления ставится задача определения геометрических и силовых параметров сцепления (расчетного момента, силы сжатия фрикционных поверхностей, хода выключения нажимного диска). В качестве расчетного момента принимается величина максимального момента трения сцепления Мс = рмтах, где р — коэффициент запаса сцепления (для автомобилей большой грузоподъемности рекомендуется р = 2,0). Сила сжатия фрикционных дисков при включенном сцеплении где |i — коэффициент трения фрикционных поверхностей (рекомендуется (л = 0,25 для новых сцеплений); i — число пар трущихся поверхностей (для однодискового сцепления i = 2, для двухдискового i = 4); Rcp — средний радиус фрикционных накладок, равный (DH+DB)/2, где Dn и DB — соответственно наружный и внутренний диаметр фрикционных накладок, принимаемые по ГОСТ 1786—74. Число пар трения определяют по удельному давлению q: . =_НШс_ ЩЧ (D„ Dq) (D„ -f- DB)2 Для сцепления автомобилей большой грузоподъемности рекомендуется принимать q с 2 кгс/см2, имея в виду, что чем ниже величина удельного давления, тем выше износостойкость сцепления. Величина хода выключения нажимного диска Sx — i8, где б — зазор между соседними дисками в'выключенном положении. От зазора б зависит чистота выключения сцепления. Для однодисковых сцеплений рекомендуется принимать 6 — 0,75-=-1,0 мм, для двухдисковых сцеплений 0,5—0,6 мм. Суммарное усилие нажимных пружин Р?. пр ~ Ps ^2 о. р> где PS0. р — суммарное усилие пружин оттяжных рычагов. Суммарное усилие пружин оттяжных рычагов ^2 0.р = Л«*. где Рв — усилие оттяжной пружины при включенном сцеплении; и — передаточное число рычага в точке приложения усилия пружину; k — число пружин оттяжных рычагов. Расчет нажимных пружин производится по усилию Р?,пр-Цилиндрические нажимные пружины изготовляют из марганцовистой стали 65Г, 85Г или хромованадиевой стали 50ФХА (для сцепления автомобилей МАЗ, КрАЗ). Диаметр проволоки пружины, мм d — 1 / ^2 пр max D V ягттах d ' где Psnpmax — суммарное максимальное усилие пружины, равное 1,2РХпр, так как при выключении сцепления пружины дополнительно сжимаются на величину хода нажимного диска sx; D — средний диаметр пружины мм; г — число пружин; тгаах — максимальное напряжение на кручение пружины (для марганцовистой стали 50—70 кгс/мм2, для хромованадиевой 80—90 кгс/мм2). Отношение D/d учитывает кривизну витка; его принимают равным 6—9. Число пружин выбирают в зависимости от величины нагрузки и габаритных размеров фрикционных накладок. Разность деформаций пружины при выключенном сцеплении и в рабочем ее положении соответствует ходу нажимного диска при выключении сцепления. Остальные параметры пружин принимают в соответствии с ГОСТ 16118—70. При расчете сцепления на нагрев определяют температуру нагрева ведущего диска. Если принять, что вся работа буксования, приходящаяся на один диск, превращается в тепло, то yA6 = Qc(tt-t0) 427, где Аб — работа буксования, кгс-м; у— доля тепла, приходящаяся на ведущий диск (равна 0,5); с — теплоемкость стали или чугуна (равна 0,115 КгГг^~) > Q — масса диска, кг. Отсюда перепад температур, °С At = tt-t0 = yA6l(427cQ). Допускаемый*перепад температур за одно включение Д/^15° С. Для формованных накладок сцепления грузовых автомобилей максимальная допускаемая температура при длительном воздействии составляет 200° С, а при кратковременном воздействии (не более 1 мин) — до 350° С. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЕМ Для сцеплений автомобилей большой грузоподъемности применяются механические или гидравлические приводы с усилителями. Перемещение педали сцепления обычно составляет от 130 до 200 мм. Оптимальным с точки зрения эргономики является усилие на педали 15—20 кге. ГОСТ 21398—75 устанавливает величину усилия на педаль сцепления не более 15 кге при наличии усилителя и 25 кге — без усилителя. Для автомобилей большой грузоподъемности ограничения, введенные ГОСТом, предполагают обязательное применение усилителей. На рис. 47 показан привод выключения сцепления с пневматическим усилителем, применяемый на автомобилях МАЗ.
Рис. 48. Привод выключения сцепления с пнев могидравлическим усилителем На автомобилях КамАЗ применяют гидравлический привод выключения сцепления с пневмогидравлическим усилителем (рис. 48). Расчет механического привода сцепления общеизвестен. Методика определения основных параметров гидравлического привода сцепления с пневматическим усилителем приведена в работе 117]. Расчетная схема гидравлического привода сцепления с пневматическим усилителем показана на рис. 49. Рис. 49/ Расчетная схема гидравлического привода сцепления с пневматическим усилителем Исходные данные для расчета привода сцепления: максимальная сила нажимных пружин сцепления при выключении сцепления Psnpmax'» максимальная сила отжимной пружины на вилке сцепления 2] Фоп» свободный ход выжимного подшипника сцепления х0; рабочий ход выжимного подшипника сцепления хр\ передаточное число вилки сцепления ив; передаточное число рычагов сцепления ир, ход педали сцепления 1п\ давление воздуха в ресивере рр\ максимально допустимая сила на педали сцепления Fn. Расчет выполняют в такой последовательности. Определяют условную работу выключения сцепления: где цс — КПД, учитывающий потери на трение в сцеплении и принимаемый равным 0,85; хп = х0 + хр — полный ход выжимного подшипника сцепления. В момент полного выключения сцепления максимальная сила на конце вилки Fc = А/ху, где ху = хаив — максимальный ход поршня рабочего гидроцилиндра. Максимальная сила на педали сцепления, необходимая для полного выключения сцепления, Fn = (1,2 ч-1,25) ЛДП. Принимая рабочие площади поршней в главном и исполнительном гидроцилиндрах равными, найдем ход поршня главного цилиндра хг = (1,2 ч- 1,25) хаи0. Зная ход хг поршня главного цилиндра и ход хп конца педали сцепления, определяем передаточное число педали сцепления: «п = *г/хп. Максимальная сила на штоке усилителя сцепления ^сц = Fe Fnun. Усилие, развиваемое на штоке усилителя с учетом давления воздуха в рабочей полости усилителя и действия возвратной пружины цилиндра усилителя ^цр 1=1 Реп + ^*ВОЗ> где FB03 — сила возвратной пружины цилиндра усилителя. Рекомендуется выбирать FB03 = (0,5-т-1,0) F№. Рабочая площадь поршня цилиндра усилителя /ц = ^”цр/Апах> где ртах — максимальная величина давления воздуха в цилиндре усилителя, требуемая для обеспечения усилия на поршне ^цр. С целью получения хорошего быстродействия в цилиндре усилителя при резких нажатиях на педаль сцепления необходимо выбирать ршах = (0,5ч-0,8) рр. Далее определяют диаметр поршня усилителя: Dn = VyOJ85- Сила предварительного сжатия возвратной пружины F0 должна составлять около 20% FB03, но не менее 6 кге. Расчетная жесткость возвратной пружины пневматического цилиндра усилителя Сц = (Faоз - ^о)/(*пыв)-Параметры пружины принимают в соответствии с ГОСТ 16118—70. ГЛАВА X КОРОБКА ПЕРЕДАЧ ТРЕБОВАНИЯ К КОРОБКАМ ПЕРЕДАЧ К коробке передач автомобиля предъявляют следующие требования: увеличение тягового усилителя до величины, необходимой для преодоления автомобилем сопротивления движению в заданных эксплуатационных условиях при хороших показателях топливной экономичности; обеспечение наилучшего использования мощности двигателя, уменьшение работы буксования сцепления, снижение динамических нагрузок в трансмиссии; облегчение управления переключением передач, сокращение времени переключения, что способствует повышению динамических качеств автомобиля; высокий КПД на наиболее употребительных передачах; наличие нейтрального положения для длительного отключения двигателя от трансмиссии на остановках и при движении накатом, а также наличие передачи заднего хода; возможность отбора мощности для привода дополнительного оборудования. Как и к каждому агрегату, к коробке передач предъявляют такие общие требования, как компактность, минимальная масса, достаточная надежность, удобство и минимальная трудоемкость обслуживания и технологичность производства. КОНСТРУКЦИИ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ По наличию ступеней и способу преобразования крутящего момента различают следующие коробки передач: бесступенчатые (электрические, механические, гидравлические), частично бесступенчатые (гидромеханические) и ступенчатые (механические). Наибольшее распространение на грузовых автомобилях получили ступенчатые механические коробки передач. По положению осей такие коробки передач могут быть с неподвижными осями валов, планетарными или комбинированными. Планетарные передачи усложняют и удорожают конструкцию. Их применение оправдано при необходимости разветвления потока мощности и уменьшения, вследствие этого, размера зубчатых колес. Коробки передач с неподвижными осями валов бывают трех- или многовальными. Трехвальные коробки передач более.простые, поэтому их чаще применяют на автомобилях большой грузоподъемности. Трехвальные коробки передач обеспечивают возможность получения разгруженной прямой передачи, а также достаточно большое передаточное число на низшей передаче (и\ = 7-г-8), поскольку оно получается с помощью двух пар зубчатых колес. Многовальные коробки передач тяжелее и больше по габаритным размерам. Их применяют для получения передач без перерыва мощности, однако при этом значительно усложняется конструкция и увеличивается стоимость коробки. С повышением полных масс автомобилей (автопоездов) и ростом средних скоростей движения увеличивается и число ступеней в коробке передач. Вопрос выбора числа ступеней передач и диапазона передаточных чисел (отношения передаточного числа на первой передаче к передаточному числу на высшей передаче) рассмотрен в гл. VI. Усилия конструкторов при совершенствовании конструкции ступенчатых коробок передач направлены в первую очередь на увеличение КПД, повышение'долговечности и облегчение управления. К числу важнейших факторов, оказывающих влияние на КПД ступенчатых коробок передач, относятся кинематическая схема, от которой зависит число пар шестерен, находящихся в зацеплении, частота вращения, величина передаваемой мощности, эффективность системы смазки, а также точность изготовления зубчатых колес и деталей картера. Применение в кинематической схеме коробки передач уско-ряющеипередачи приводит к уменьшению КПД. Однако по сравнению с коробками передач, имеющими высшую прямую передачу, коробки с высшей ускоряющей передачей обладают таким преимуществом, как возможность лучшего использования мощности двигателя вследствие меньшего интервала между высшими передачами. В качестве примера исполнений двух типов — с прямой высшей или ускоряющей передачей может служить коробка S-6-80 фирмы ZF (рис. 50). Передаточные числа этой коробки и рекомендуемые фирмой передаточные числа главной передачи приведены в табл. 25. Коробка передач с ускоряющей высшей передачей может быть одинаковой по массе и размерам с коробкой передач, имеющей прямую высшую передачу, и может устанавливаться с двигателем, развивающим больший крутящий момент. Многоступенчатые коробки передач по кинематической схеме бывают следующих вариантов: с делителем передач и с дополнительной коробкой передач.* Высшая передача Крутящий момент двигателя, кгс-м Переда точное число главной передачи Передаточные числа на ступенях Прямая Ускоряющая Коробка передач с делителем позволяет при сравнительно малом числе зубчатых колес без существенного ее усложнения получить требуемое число передач. На рис. 51 показана выполненная по такой схеме коробка передач ЯМЗ-152 для автомобилей КамАЗ. Передаточные числа некоторых коробок передач с делителем приведены в табл. 26. В схеме с делителем передач редуктор в виде дополнительной пары шестерен устанавливают перед основным редуктором, в результате чего число передач удваивается при обеспечении высокого КПД, поскольку число пар зацепления остается минимальным (равным двум), и обеспечивается легкость управления дополнительной постоянной парой шестерен. Такие редукторы в коробках передач часто называют делителем основной коробки, поскольку они используются для деления интервалов между передачами основного ряда, так как при их включении получается передаточное число, близкое к передаточному числу двух соседних передач. Преимуществом коробок передач с передним делителем является большая степень унификации Фирма или модель коробки передач Передаточные числа на ступенях Передаточные числа встроенной коробки на ступенях я * о т низшей высшей Фиат (Италия) ........ Юник-В181 (Франция)..... ZF-8-45 (ФРГ)......... Ланча (Италия)........ Зауер (Швейцария) ...... Даймлер-Бенц (ФРГ) ..... Давид-Браун-08-750 (Англия) . . Берлие-BRLI (Франция) .... ЯМЗ-152 (СССР)........ Фуллер (США): 10-В-75.......... 10-В-1120......... Кларк-303 (США)....... ы Рис. 51. Коробка передач с передним делителем
основной коробки с созданной на ее базе многоступенчатой; основная коробка передач может быть использована отдельно, так как ее собственный диапазон в ряде случаев достаточный. Делитель в виде дополнительной коробки передач располагают перед основной в тех случаях, когда необходимо увеличить скорость или незначительно повысить тяговые усилия на колесах. В этом случае его делают двухступенчатым с прямой и ускоряющей или прямой и понижающей передачей. Диапазон передаточных чисел может быть увеличен примерно на 25—30%. Диапазон передаточных чисел коробок передач с делителем в среднем соответствует 8—9 для восьмиступенчатых; 9—10 для десяти ступенчатых и 10—12 для 12-ступенчатых. В 12-ступенчатых коробках передач с делителем нельзя достичь легкого синхронизированного переключения низших передач, а в десятиступенчатых с делителем нельзя сделать диапазон более 10. Этим объясняется то, что в многоступенчатых коробках передач автомобилей и автопоездов большой грузоподъемности шестерни дополнительной коробки обычно располагают не только перед основной коробкой, но и за ней. Второй вариант (с понижающей передачей) находит применение при необходимости значительного повышения тяговых усилий на колесах, так как при такой схеме через шестерни основной коробки передач передается меньший крутящий момент, т. е. они менее нагружены и поэтому могут быть сделаны более надежными при одинаковой массе и размерах в сравнении с первым вариантом. Схема с задним расположением дополнительного редуктора обеспечивает возможность осуществления большого диапазона передаточных чисел и последовательного переключения в употребительной области высших передач в связи с малым интервалом передаточных чисел между этими передачами. Труд водителя при наличии такой коробки передач облегчается, так как водитель большую часть времени переключает ступени основной коробки и лишь изредка включает прямую (или понижающую) ступень встроенной дополнительной коробки. К числу преимуществ этой схемы следует отнести возможность получения синхронизированного переключения всех передач при очень больших моментах инерции ведомых дисков сцепления и деталей коробки передач, работающих с большими входными крутящими моментами, равными 100—140 кгс-м. Это происходит в результате применения небольшого передаточного отношения низшей передачи в основной коробке передач (равного 2—2,5) и большого передаточного числа .в понижающей передаче (3—4). Такая кинематическая схема позволяет разработать полностью синхронизированную трансмиссию для работы с двигателями мощностью более 250 л. с. и крутящим моментом более 100 кгс-м. Многоступенчатые коробки передач с задним расположением дополнительного редуктора, встроенного за основной коробкой передач, раньше обычно делали с неподвижными осями валов и 170
двумя парами шестерен, что приводило к их утяжелению при необходимости передавать большой крутящий момент (более 100 кгс -м). Этот недостаток можно устранить, если дополнительный редуктор выполнить в виде планетарного механизма. Такое конструктивное решение применено в новой многоступенчатой коробке передач ЯМЗ-201 для автомобилей МАЗ большой грузоподъемности (рис. 52). Наиболее употребительные варианты построения ряда передаточных чисел многоступенчатых коробок передач для схем с передним делителем передач и с задним понижающим редуктором показаны соответственно на рис. 53, а и б. В табл. 27 показана применяемость коробок передач различных фирм на автопоездах полной массой 38—44 т. Рис. 53. Варианты построения ряда передаточных чисел многоступенчатой коробки передач (незаштрихо-ванные столбики соответствуют передаточным отношениям основной коробки передач, заштрихованные— передаточным отношениям многоступенчатой коробки передач при включенном дополнительном редукторе) Недостатком схемы коробки передач с задним расположением редуктора является невозможность использования основной коробки отдельно без замены шестерен для расширения ее диапазона. В некоторых конструкциях многоступенчатых коробок передач принято компромиссное решение между двумя названными выше схемами. У таких коробок передач шестерни дополнительного редуктора размещены как перед основной коробкой, так и за ней. Например, десятиступенчатая коробка передач «Лейланд GB247» (рис. 54) снабжена дополнительной понижающей передачей перед основной коробкой передач и ускоряющей передачей сзади, которая включается посредством зубчатой муфты, установленной на промежуточном валу. В отличие от трехвальных коробок передач, у которых первичный и вторичный валы соосны, фирма Фуллер (США) разработала коробку передач с двумя промежуточными валами (рис. 55), которая, как и планетарные передачи, приводит к разветвлению мощности и позволяет по сравнению с трехвальной коробкой передач уменьшить ширину шестерен. Благодаря «плавающему» положению шестерен на главных валах они самоцентрируются, и усилия на промежуточные валы распределяются равномерно. Однако из-за усложнения конструкции коробки передач с двумя промежуточными валами не нашли широкого применения. Все реже используют применявшиеся ранее дополнительные коробки передач, размещаемые отдельно за основной коробкой передач, прежде всего из-за неудобства работать водителю с двумя рычагами переключения передач. Рис. 54. Многоступенчатая коробка передач с двумя дополнительным!! редукторами Рис. 55. Коробка передач с двумя промежуточными валами Скорость, Фирма или модель Колесная формул Полная масса ав биля/автопоезда, Удельная мощное автопоезда, л. с. максимальная 2 Даймлер-Бенц LP1G32 .... LP2232 .... Ханомаг-Хеншель (ФРГ) F223LN . . MAN (ФРГ): 16.320FL . . . 26.320DF . . . 1\НД (Магирус-Дейтц) (ФРГ): 310.D16FL . . 340.D22FL . . DAF (Нидерланды) FAT 2800DKS . . . Волво N12 (Швеция) Двигатель Коробка передач Модель 320—2500 103—1600 320—2500 103—1600 103—1600 320—2500 103—1500 320—2500 103—1500 (FULLER 9513) 305—2650 340—2650 107—1300 320—2200 115—1450 330—2200 129—1300
<<< Предыдущая страница   1  2     Следующая страница >>>


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я