Главная      Учебники - Производство     Лекции по производству - часть 5

 

поиск по сайту            

 

 

 

 

 

 

 

 

 

содержание   ..  429  430  431   ..

 

 

Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя

Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя

Содержание

Определяем допускаемые напряжения изгиба

где – предел усталостной прочности при изгибе для стали 45 нормализованной при отнулевом цикле изменения напряжений изгиба

= 1,8 · HВ = 1,8 · 210 = 378 МПа

[SF ]’ = 1,75 [2, с. 44] – коэффициент безопасности;

[SF ]” = 1 [2, с. 45] – коэффициент, учитывающий непостоянство механических свойств материала и зависящий от метода получения заготовки (для штампованных заготовок).

При работе цилиндрической прямозубой передачи при одинаковых материалах и ширинах зубчатых венцов наибольшие изгибные напряжения возникают у зубчатых колес имеющих меньшее число зубьев, поэтому проверочный расчет на прочность при изгибе будем проводить для колеса z1 .

Определяем действующие изгибные напряжения для колеса z1 .

где KF = 1,43 [2, с. 43] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по ширине зуба,

YF = 4,09 [2, с. 42] – коэффициент формы зуба.

Из расчета видно, что изгибные напряжения не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки

sF = 57 МПа < [sF ]= 216 МПа

Следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.

4 Расчет валов

4.1 Предварительный расчет валов

Определяем ориентировочное значение диаметров валов I…IIIмежду опорами из расчета на чистое кручение по пониженным касательным напряжениям [t]к = 20 МПа [2, с. 161]

При конструировании вала I принимаем во внимание диаметр выходного конца ротора d = 32 мм. Предварительно намечаем соединение ротора с валом I с помощью муфты «Муфта 250-32-2-У3 ГОСТ 21424-93». Эта муфта рассчитана на номинальный крутящий момент 250 Н×м что больше расчетного ТI = 46,5 Н×м. Для удобства монтажа подшипников и деталей передач вал целесообразно делать ступенчатым. При этом диаметр dI посадки подшипника на вал на 2…5 мм больше диаметра dВ I выходного конца. Кроме того, на валу I имеется червяк. Как правило, витки червяка выполняются за одно целое с валом, поэтому при определении вала I между опорами следует ориентироваться на диаметральные размеры червяка, рассчитанные в разделе 2. Таким образом, для вала I получим: диаметр между опорами dМ I = 42 мм (на 14 мм меньше диаметра впадин витков червяка); диаметр входного конца (посадка полумуфты) dВ I = 32 мм; диаметр в месте посадки подшипников dI = 35 мм (на 3 мм больше посадочного диаметра полумуфты).

При конструировании вала II учитываем, что этот вал II является промежуточным, поэтому не имеет выходного конца. Таким образом, для вала IIполучим: диаметр между опорами dМ II = 60 мм; диаметр в месте посадки подшипников dII = 55 мм (на 5 мм меньше диаметра между опорами).

Для вала III принимаем: диаметр между опорами (посадка зубчатого колеса) dМ III = 90 мм; диаметр в месте посадки подшипников dIII = 85 мм; диаметр выходного конца (посадка муфты 4000-80-2-У3 ГОСТ 21424-93) dВ III = 80 мм;.

На этапе эскизной компоновки редуктора (рисунок 2) выявляем расстояние между опорами и положение червячного и зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Рисунок 2 – Эскизная компоновка редуктора


Перед вычерчиванием редуктора выбираем способ смазки. Смазывать червячное и зубчатое зацепления будем окунанием витков червяка и зубьев шестерни в масляную ванну. Подшипники смазываем консистентной смазкой (ЦИАТИМ-221-С1).

4.2 Определение нагрузок, действующих на валы

привод конвейер редуктор вал передача

Вал I (рисунок 3)

Окружное, радиальное и осевое усилия на червяке Ft =1200 Н, Fr =1452 Н, Fа =3990 Н (раздел 2).

Консольная нагрузка от втулочно-пальцевой муфты

FM = сΔ r · Δr = 4216 · 0,3 = 1265 Н

где сΔ r = 4216 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] – радиальная жесткость муфты (с применением линейного интерполирования):

Δr = 0,3 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.

Консольная нагрузка от муфты перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношении равнодействующее силы зацепления может быть любой. Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом

Вал II (рисунок 4)

Окружное, радиальное и осевое усилия на червячном колесе Ft 1 =3990 Н, Fr 1 =1452 Н, Fа1 =1200 Н (раздел 2).

Окружное и радиальное усилия на шестерне Ft 2 = 9975 Н, Fr 2 =3631 Н (раздел 3).

Вал III (рисунок 5)

Окружное и радиальное усилия на зубчатом колесе Ft = 9975 Н, Fr = 3631 Н (раздел 3).

Консольное усилие на выходном валу от втулочно-пальцевой муфты

FM = сΔ r · Δr = 16238 · 0,4 = 6495 Н

где сΔ r = 16238 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] – радиальная жесткость;

Δr = 0,4 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.

Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом

4.3 Расчет и выбор опор валов, определение ресурса подшипников

Для приводов внутрицеховых транспортирующих машин со спокойной нагрузкой ГОСТ 16162-85 предусматривает долговечность подшипников не менее [Lh ] = 5000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

Вал I (рисунок 3)

Исходные данные для расчета:

- суммарные радиальные реакции опор RА = 926 Н, RБ = 535 Н;

- частота вращения вала n = 1460 мин-1 (раздел 1).

- посадочный диаметр подшипников dI = 35 мм.

На вал действует осевая нагрузка на червяке, поэтому предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники с углом α = 26°. По посадочному диаметру подбираем подшипник 46307 ГОСТ 831-75 [3, с. 413, таблица К28]. Характеристики подшипника в таблице 2

Таблица 2 – Характеристики подшипника

Обозначение Внутренний диаметр, d, мм Наружный диаметр, D, мм Динамическая грузоподъемность С, Н Статическая грузоподъемность С0 , Н
46307 35 80 42600 24700

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников

SА = e · RА = 0,68 · 926 = 630 Н;

SБ = e · RБ = 0,68 · 535 = 364 Н;

SА – SБ = 630 – 364 = 266 Н

где е = 0,68 [2, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.

В нашем случае

SБ < SА ; Fa = 3990 Н > SА – SБ = 266 Н

тогда

АБ = SБ = 364 Н ; АА = SБ + Fa = 364 + 3990 = 4354 Н

Рассмотрим подшипник «Б».

Отношение = е – осевую нагрузку не учитываем.

Определяем эквивалентную нагрузку


РВ = V ×RБ × Кб × Кт = 1 × 535 × 1 × 1 × 1= 535 Н

где V = 1 [2, с. 212] – коэффициент (вращается внутреннее кольцо с валом);

Кб = 1 [2, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент (спокойная нагрузка без толчков);

Кт = 1 [2, с. 214, таблица 9.20] – коэффициент (температура не более 125°С).

Рассмотрим подшипник «А».

Отношение > е = 0,68 – осевую нагрузку учитываем

При α = 26° коэффициенты нагружения X = 0,41, Y = 0,87 [2, с. 213, таблица 9.18].

Определяем эквивалентную нагрузку

РА = (X × V ×RА + Y × АА ) × Кб × Кт = (0,41 × 1 × 926 + 0,87 × 4354) × 1 × 1= 4168 Н

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «А».

Определяем расчетную долговечность, млн. об.

млн. об.

Определяем расчетную долговечность, ч.

ч.


Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh = 12180 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh ] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

Вал II (рисунок 4 )

Исходные данные для расчета:

- суммарные радиальные реакции опор RВ = 3225 Н, RГ = 6089 Н;

- частота вращения вала n = 73 мин-1 (раздел 1).

- посадочный диаметр вала dII = 55 мм.

На вал действует осевая нагрузка на червячном колесе, поэтому предварительно намечаем конические однорядные роликоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 2007111А ГОСТ 27365-87 [4, с. 242, таблица 138]. Характеристики подшипника в таблице 3

Таблица 3 – Характеристики подшипника

Обозначение Внутренний диаметр, d, мм Наружный диаметр, D, мм Динамическая грузоподъемность С, Н Статическая грузоподъемность С0 , Н
2007111А 55 90 76500 64000

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных роликоподшипников

SВ = 0,83e · RВ = 0,83 · 0,33 · 3225 = 883 Н;

SГ = 0,83e · RГ = 0,83 · 0,33 · 6089 = 1668 Н;

SГ – SВ = 1668 – 883 = 785 Н

где е = 0,33 [4, с. 242, таблица 138] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.

В нашем случае


SВ < SГ ; Fa = 1200 Н > SГ – SВ = 785 Н

тогда

АВ = SВ = 883 Н ; АГ = SВ + Fa = 883 + 1200 = 2083 Н

Рассмотрим подшипник «В».

Отношение < е = 0,33 – осевую нагрузку не учитываем.

Определяем эквивалентную нагрузку

РВ = V ×RВ × Кб × Кт = 1 × 3225 × 1 × 1 × 1 = 3225 Н

Рассмотрим подшипник «Г».

Отношение > е = 0,33 – осевую нагрузку учитываем

Определяем эквивалентную нагрузку

РГ = (X × V ×RГ + Y × АГ ) × Кб × Кт = (0,4 × 1 × 6089 + 1,8 × 2083) × 1 × 1= 6185 Н

где X = 0,4 [2, с. 212, таблица 9.18] – коэффициент радиального нагружения;

Y= 1,8 [4, с. 242, таблица 138] – коэффициент осевого нагружения;

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «Г».

Определяем расчетную долговечность, млн. об.

млн. об.


Определяем расчетную долговечность, ч.

ч.

Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh = 990800 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh ] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

Вал III (рисунок 5)

Исходные данные для расчета:

- суммарные радиальные реакции опор RД = 2658 Н, RЕ = 6779 Н;

- частота вращения вала n = 24 мин-1 (раздел 1).

- посадочный диаметр вала dIII = 85 мм.

Так как тихоходная ступень редуктора представляет собой прямозубую цилиндрическую передачу, то на вал не действуют осевые нагрузки, поэтому предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 217 ГОСТ 8338-75 [3, с. 410, таблица К27]. Характеристики подшипника в таблице 4

Таблица 4 – Характеристики подшипника

Обозначение Внутренний диаметр, d, мм Наружный диаметр, D, мм Динамическая грузоподъемность С, Н Статическая грузоподъемность С0 , Н
217 85 150 83200 53000

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «Е».

Определяем эквивалентную нагрузку

РЕ = V ×RЕ × Кб × Кт = 1 × 6779 × 1 × 1 × 1= 6779 Н


Определяем расчетную долговечность, млн. об.

млн. об.

Определяем расчетную долговечность, ч.

ч.

Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh = 1284722 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh ] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

4.4 Проверка шпоночных соединений

Проверяем на прочность шпоночное соединение выходного конца вала Iс полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [sСМ ] = 100 МПа [2, с. 170]

< [sСМ ] = 100 МПа

где d = 32 мм – диаметр вала в месте посадки полумуфты,

lP = l – b = 56 – 10 = 46 мм – длина рабочей грани шпонки со скругленными с двух сторон концами,

l = 56 мм – общая длина шпонки,

h = 8 мм – высота шпонки,

t1 = 5 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 10 мм – ширина шпонки.

Проверяем на прочность соединение вала II с шестерней и червячным колесом

< [sСМ ] = 100 МПа

где d = 60 мм – диаметр вала в месте посадки колеса,

lP = l – b = 100 – 18 = 82 мм – длина рабочей грани шпонки,

l = 100 мм – общая длина шпонки,

h = 11 мм – высота шпонки,

t1 = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 18 мм – ширина шпонки.

Проверяем на прочность соединение вала III с зубчатым колесом

< [sСМ ] = 100 МПа

где d = 90 мм – диаметр вала в месте посадки колеса,

lP = l – b = 160 – 25 = 135 мм – длина рабочей грани шпонки,

l = 160 мм – общая длина шпонки,

h = 14 мм – высота шпонки,

t1 = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 25 мм – ширина шпонки.

4.5 Расчет валов на усталостную прочность

Определим коэффициенты запаса прочности для предположительно опасных сечений валов, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульсирующему).

Вал I – сечение под опорой «А» (рисунок 3)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент под опорой «А» М1 = 139826 Н·мм;

- диаметр вала под опорой «А» dI = 35 мм;

Назначаем материал вала – сталь 45 нормализованная (за исключением резьбового участка – закаленного токами высокой частоты) [2, с. 34, таблица 3.3], имеющую механические свойства:

- временное сопротивление на разрыв sв = 570 МПа

- предел выносливости по нормальным напряжениям

s-1 = 0,43 · sв = 0,43 · 570 = 245 МПа

- предел выносливости по касательным напряжениям

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под опорой «А» (концентратор напряжения – посадка с натягом)

где Ss – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе


kσ / (εσ ∙β) = 2,83 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба, учитывающий тип концентратора (kσ ), диаметр вала (εσ ) и шероховатость поверхности вала (β);

sV – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала

ψσ = 0,2 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

sm – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)

где Fa = 3990 Н – осевая сила на червяке (раздел 2)

St – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

kτ / (ετ ∙β) = 3,27 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;


tV – амплитуда цикла напряжений при кручения

WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 4209 = 8418 мм3

ψτ = 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τm = tV = 2,8 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 2,5 равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Вал I – сечение, проходящее через полюс зацепления червяка и червячного колеса (рисунок 3)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент в середине червяка М2 = 389879 Н·мм;

- диаметр впадин червяка dМ I = 56 мм.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под шестерней (концентратор напряжения – резьба)


где Ss – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

kσ / (εσ ∙β) = 1,05 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

sV – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз

мм3

ψσ = 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

sm – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)

St – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении


kτ / (ετ ∙β) = 1,07 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

tV – амплитуда цикла напряжений при кручения

WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 172141 = 34482 мм3

ψτ = 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τm = tV = 0,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 10 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Вал II – сечение под зубчатой шестерней (рисунок 4)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент под зубчатой шестерней М2 = 566297 Н·мм;

- диаметр вала под зубчатой шестерней dMII = 60 мм;

Материал вала – сталь 45 нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под зубчатой шестерней (концентратор напряжения – шпоночный паз)


где Ss – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

kσ / (εσ ∙β) = 2,19 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

sV – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз

мм3

t = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 18 мм – ширина шпоночного паза;

ψσ = 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

sm – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)


где Fa = 1200 Н – осевая сила на червячном колесе (раздел 2)

St – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

kτ / (ετ ∙β) = 2,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

tV – амплитуда цикла напряжений при кручения

WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

мм3

ψτ = 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τm = tV = 10,1 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 3 больше допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Проверять усталостную прочность в месте посадки червячного колеса без необходимости, так как изгибающий момент в этом сечении М1 = 267651 Н·мм < М2 =

= 566297 Н·мм, а концентратор напряжений (шпоночный паз) такой же, как и для сечения в месте посадки шестерни.

Вал III – сечение под зубчатым колесом (рисунок 5)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент под зубчатым колесом М2 = 1613317 Н·мм;

- диаметр вала под зубчатым колесом dМ III = 90 мм.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под зубчатым колесом (концентратор напряжения – шпоночный паз)

где Ss – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

kσ / (εσ ∙β) = 2,4 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

sV – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз


мм3

t = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 25 мм – ширина шпоночного паза;

ψσ = 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

sm = 0 МПа – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);

St – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

kτ / (ετ ∙β) = 2,68 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

tV – амплитуда цикла напряжений при кручения

WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

мм3

ψτ = 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τm = tV = 8,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 3,3 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Вал III – сечение под опорой «Д» (рисунок 5)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент под опорой «Д» М1 = 1195001 Н·мм;

- диаметр вала под опорой «Д» dI = 85 мм;

Назначаем материал вала – сталь 45 нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под опорой «Д» (концентратор напряжения – посадка с натягом)

где Ss – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

kσ / (εσ ∙β) = 3,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

sV – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле


W – момент сопротивления изгибу сечения вала

ψσ = 0,2 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

sm = 0 МПа – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);

St – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

kτ / (ετ ∙β) = 3,67 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

tV – амплитуда цикла напряжений при кручения

WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 50265 = 100530 мм3

ψτ = 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τm = tV = 11,2 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 2,5 равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Заключение

При выполнении проекта производился расчет привода подвесного цепного конвейера, включающий в себя червячно-цилиндрический редуктор и электродвигатель, соединенные втулочно-пальцевой муфтой.

Спроектированный в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики, обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность конвейера.


Список использованных источников

1 Гузенков, П. Г. и др. Курсовое проектирование по деталям машин и подъемно-транспортным машинам. М.: Высш. шк., 1990. – 111 с.

2 Чернавский, С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988 – 416 с.

3 Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.

 

 

 

 

 

 

 

содержание   ..  429  430  431   ..