Расчет зубчатых колес редуктора
Оглавление
Введение……………..………………………………………
1. Выбор электродвигателя и
2. Расчет зубчатых колес редуктора……………………………………………...7
2.1. Расчет допускаемых контактных напряжений……………………………...7
2.2. Расчет межосевого расстояния……………………………………………….8
2.3. Проверка контактных напряжений и зубьев на выносливость…………….9
3. Предварительный расчет валов редуктора……………………………………11
4. Конструктивные размеры
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора………………………………...13
6. Расчет ременной передачи……………………………………………………..
7. Компоновка редуктора…………………………
8.Проверка долговечности
9.Проверка прочности шпоночных соединений………………………………..22
10. Уточненный расчет ведомого вала………………………………………….23
11. Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора…………….26
12. Выбор смазочного материала………………………………………………...
Заключение……………………………………………………
Литература…………..……………………………………
Приложение. Спецификации………………………………………………
Введение
Основная цель выполнения курсового проекта в освоении и закреплении навыков проектного расчета механических передач и деталей этих передач, получения практических навыков конструирования и проектирования редуктора, [1].
В расчетно-пояснительной записке представлены расчеты привода редуктора, который состоит из цилиндрического одноступенчатого редуктора и ременной передачи, используемая литература и приложение, где размещены спецификации и чертежи. При выполнении всех расчетов и разработке чертежей использовалась литература [1, 2, 3, 4, 5, 6, 7] представленная в расчетно-пояснительной записке.
В первом разделе представлен кинематический расчет привода редуктора это основной этап проекта, который определяет основные параметры привода редуктора на основе индивидуального задания, выполнен по рекомендациям литературы [1, 2, 7].
Во втором разделе определены параметры зубчатой передачи редуктора на основе проектного, а затем проверочного расчетов на контактную выносливость поверхности зубьев передачи, [1, 2, 3].
В третьем разделе определяются на основе проектного расчета диаметры валов редуктора и подбор подшипников качения, [1, 3,4,6].
В четвертом разделе определены конструктивные размеры шестерни и колеса зубчатой передачи, а в пятом конструктивные размеры корпуса редуктора, [1, 2, 3,4,6].
В шестом разделе определены все параметры ременной передачи, [1, 2,3,4,5].
В седьмом разделе разрабатывается первый этап компоновки редуктора, [2,6].
В восьмом разделе проверяется долговечность подшипников наиболее быстроходного вала редуктора, [1, 2,5].
В девятом разделе определена прочность шпоночных соединений, [1, 2,3,4,7].
В десятом уточняют диаметр вала редуктора – ведомого наиболее нагруженного проверкой на усталостную прочность, [1,3,4].
Все расчеты представленные в РПЗ выполнены в соответствии с индивидуальным заданием, с использованием литературы [1,2,3,4,5,6,7] и консультаций с научным руководителем курсового проекта.
1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Требуемая мощность электродвигателя привода, определяется по формуле:
где h=h1×h2×h3×h4 – коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД; F – сила передаваемая цепью; Vл - скорость цепи редуктора.
По табл. 1.1, [1], принимаем:
-КПД пары цилиндрических зубчатых колес h1=0,98;
-КПД, учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения h2=0,99;
-КПД открытой ременной передачи h3=0,96;
-КПД, учитывающий потери в опорах вала приводной звезды h4=0,99. Теперь можем определить общий КПД привода:
h=0,98×0,992×0,96×0,99=0,91.
Требуемая мощность электродвигателя:
Частота вращения звезды
Угловая скорость звезды
По табл. П1, [1], принимаем электродвигатель асинхронный серии 4А с повышенным пусковым моментом.
По требуемой мощности подходит электродвигатель: 4А112М8,
Nдв=3 кВт и скольжением 5,8%. Номинальная частота вращения вала электродвигателя, с учетом скольжения, nдв=750 – 0.058*750 =706 мин-1.
Передаточное отношение привода:
Принимаем для редуктора передаточное отношение i1 = 5, тогда для ременной передачи:
i2 = i пр / i 1 = 15,3/ 5 =3,06.
Проверяем общее передаточное отношение привода:
iоб = i1×i2 = 5 × 3,06 =15,3.
Частота вращения и угловая скорость для валов редуктора:
- ведущий вал редуктора мин-1,
-ведомый вал редуктора:
Частота вращения и угловая скорость валов ременной передачи:
- частота вращения и угловая скорость ведомого шкива ременной передачи совпадает с угловой скоростью и частотой вращения ведущего вала редуктора (шкив установлена на выходном конце ведущего вала);
- ведущая звездочка:
nдв = n3 = 705 мин-1;
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
вал двигателя |
n1 = nдв = 705 мин-1 |
ω1 = ωдв = 73.4 рад/с |
Ведущий вал редуктора |
n2 =230 мин-1 |
ω2 = 24 рад/с |
Ведомый вал редуктора |
n3=46 мин-1 |
ω3 = 4,8 рад/с |
Вращающие моменты:
- на валу шестерни: ;
- на валу колеса: Т2 = 125·5,0 =625 Н·м.
2.Расчет зубчатых колес редуктора
2.1.Расчет допускаемого контактного напряжения
По табл. 3.3, [1], выбираем материалы со средними механическими характеристиками:
для шестерни – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 230;
для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 200.
Допускаемое контактное напряжение [s]н определяем по формуле (3.9, [1]):
где sh lim b– предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
KHL – коэффициент долговечности;
[n]H – коэффициент безопасности.
По табл. 3.2, [1], для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение) sH lim b=2НВ+70.
Для длительной эксплуатации редуктора, принимаем KHL = 1; коэффициент безопасности [n]H=1,10.
Получим расчетные допускаемые контактные напряжения для косозубых колес:
- для шестерни
- для колеса
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[σH ] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.
Требуемое условие [σH ] ≤ 1,23 [σH2 ] выполнено.
2.2.Расчет межосевого расстояния
Межосевое расстояние определяется из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле 3.7, [1]:
где Т2 – вращающий момент на ведомом валу редуктора; для косозубых колес Ка = 43; коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КНb = 1,25; коэффициент ширины венца для косозубых колес yва = b/aW = 0,4.
Определим межосевое расстояние:
Ближайшее стандартное значение межосевого расстояния (по СТ СЭВ 229-75):
аW = 200мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации :
mn = (0,01 ÷ 0,02) аW = 2 ÷4 мм; принимаем по ГОСТ 13755-81 mn= 2,0 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев b=10° и определяем число зубьев шестерни и колеса по формуле, [1]:
Принимаем z1 = 32; тогда z2 = z1×I = 32×5 =160.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
b = 16°20´.
Определяем основные размеры шестерни и колеса:
- диаметры делительные:
Делаем проверку межосевого расстояния:
.
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса и шестерни определяется по формулам:
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи
V = ω1 d1/ 2 = 73.4·66 / 2 103 = 2.3м/с.
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
2.3.Проверочный расчет зубчатой передачи
Проверка контактных напряжений производится по формуле 3.6, [1]:
где КН – коэффициент нагрузки:
КН= КНb× КНa× КНv
По табл. 3.5, [1], при ybd=1,48, твердости £НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи КНb=1,2.
По табл. 3.4, [1], при V =1,68 м/с и 8-й степени точности КНa»1,09.По табл. 3.6, [1], для косозубых колес при V< 5 м/с, КНv=1,0. Получим значение коэффициента нагрузки:
КН=1,2×1,09×1,0=1,308.
Теперь проверим контактные напряжения:
или 401 Н/мм2 < 410 Н/мм2 .
Контактные напряжения меньше допускаемых контактных напряжений. Условие прочности выполнено.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба осуществляется по формуле 3.25, [1]:
Силы действующие в зацеплении:
- окружная Ft = 2T1 / d1 = 2 · 125 · 103 / 66 = 4030 H;
- радиальная Fr = Ft tgα / cosβ = 4030 · 0,364/0,96 = 1528 Н;
- осевая Fa = Ft · tgβ = 4030 · 0,26 =1048 H.
Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал.
Диаметр выходного конца вала определяется по формуле 6.16 [1]:
где [t]К=25 Н/мм2 – допускаемое значение на кручение для валов из стали 45.
Диаметр вала под подшипники примем dп1=50мм. Шестерню выполним за одно целое с валом
Ведомый вал.
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [t]К=20 Н/мм2.
Диаметр выходного конца вала:
Из стандартного ряда по ГОСТ 6636-69, принимаем значение dв2 = 56мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем:
- dп2 = 65 мм,
- под зубчатым колесом dк2 =70 мм.
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом звезды, то необходимо согласовать диаметры. В приводах, испытывающих ударные нагрузки, принимают упругие муфты. Принимается муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dв=56мм и dпривод=56мм (расхождение диаметров не должно превышать 20%).
Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора
Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры (см. разд. 2) определены выше:
- делительный диаметр: d1 = 66мм;
- диаметр вершин зубьев: dа1 = 70мм;
- ширина шестерни: b1 =85мм.
Колесо, по способу изготовления, кованное. Размеры колеса, следующие:
- посадочный диаметр колеса на вал: dК2 = 65 мм.
Диаметр ступицы рассчитывается по формуле:
dст = 1,6×dК2 = 1,6 × 55 = 88 мм.
Длина ступицы lст = (1,2¸1,5)dК2 = (1,2¸1,5) × 55 = 66 ¸82,5мм.
Принимаем длину ступицы – lст = 72мм.
Толщина обода d0 = (2,5¸4)mn = (2,5¸4) × 2 = 5 ¸ 8мм.
Принимаем d0 = 8мм.
Толщина диска с = 0,3×b2 = 0,3 × 72 =22мм.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:
d = 0,025аw+1 = 0,025×200+1=6.5 мм.
Принимаем d = 8мм.
d1 = 0,02аw+1 = 0,02×200+1= 6мм.
Принимаем d1 = 8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
- верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1,5d = 1,5×8 = 12 мм; b1 = 1,5d1 = 1,5×8=12 мм
- нижнего пояса корпуса
p = 2,35d = 2,35×8 = 19мм; принимаем р = 20 мм.
Диаметры болтов:
- фундаментальных
d 1= (0,03¸0,036)аω+12 = (0,03¸0,036) ×180 + 12 = 17 ¸ 18 мм,
принимаем болты с резьбой М18;
- крепящих крышку и корпус у подшипников
d2 = (0,7¸0,75)d1 = (0,7¸0,75) × 18 = 13¸13,5 мм,
принимаем болты с резьбой М14;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = (0,5¸0,6)d1 = (0,5¸0,6) × 18 = 9¸12мм,
принимаем болты с резьбой М12.
6. Расчет ременной передачи
- Крутящий момент на ведущем шкиве Т2 =31,2Нм
Выбираем ремень типа А с диаметром ведущего шкива dd1min =90 мм
- С целью повышения долговечности принимаем диаметр dd1 = 100
,
В зависимости от U=3 находим межосевое расстояние а= 1,2 , тогда длинна ленты
Уточняем передаточное число
Уточняем межосевое расстояние
Угол обхвата ремнем малого шкива
- Скорость ремня
- Мощность Po , которую может передать один ремень при U=1 определяем по рис. 2.2[3] Po=0.8
Мощность Рр , которую может передать один ремень в заданных условиях определяем по формуле
- Необходимое число ремней находим по формуле 2.5
- Сила предварительного натяжения одного ремня вычисляется по формуле 2.6
- Сила действующая на вал, по формуле 2.7
Н
- Находим ресурс передачи(ч)
По формуле 2.8
- Вычисляем ширину шкива по формуле 2.9
мм
Первый этап компоновки редуктора
Принимаем зазор между торцом и внутренней стенкой корпуса:
А1=1,2d=1,2×8= 9,6мм »10мм.
Принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала или вершиной зуба шестерни (колеса) и внутренней стенкой корпуса А=d=8мм.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:
dП1 = 50мм, dП2 =65мм.
По табл. П8, [1], подбираем шарикоподшипники упорные серии № 8110 и № 8113 со следующими параметрами:
Подшипник 8110 – d=50мм – внутренний диаметр
D=70мм – наружный диаметр
В=14мм – ширина
Подшипник 8113 – d=65мм – внутренний диаметр
D=90мм – наружный диаметр
В=18мм – ширина
Смазка подшипников – пластичная. Для предотвращения вытекания смазки устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина принимается равной y=12мм.
Расстояние на ведущем валу между осями подшипника и шестерни по конструктивной компоновке принимаем l1 = 66мм, а на ведомом валу l1 = l2 = 66мм.
Глубину гнезда подшипника lГ = 1,5 В выбираем по наибольшему подшипнику 8111:
lГ = 1,5×16 =24мм, принимаем lГ = 24мм.
Толщину фланца D крышки подшипника принимаем: D = 12мм.
Высоту головки болта принимаем равной 0,7dv = 0,7×12 = 8,4мм. Диаметр отверстия под болт d0 =14мм. Зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца b принимаем равным 10мм. Длину пальца b принимаем по табл. 5.12 ,[1], по шагу цепи t. B = 25,4 + 5 = 30,4мм.
Определяем расстояние l3 от оси звездочки до оси подшипника (до оси опоры ведомого вала). Принимаем l3 = 52мм.
Рис.1. Предварительная компоновка редуктора
8.Проверка долговечности подшипников ведомого вала
Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:
Ft = 4030 Н, Fr = 1528 Н, Fа = 1048 Н.
Нагрузка на вал от ременной передачи - Fц = 845 Н. Cоставляющие этой нагрузки: Fцх = Fцу = Fц · sin γ = 845 · sin 45˚ = 597 H.
Из первого этапа компоновки l2 = 66 мм и l3 = 52 мм.
Расчетная схема ведомого вала приведена на рис. 3.
Реакции опор в плоскости xz:
Проверка: Rx3 + Rx4 - (Ft + Fцx) = 1780 +2847 - (4030+597) = 0
Реакции опор в плоскости yz:
Проверка: Ry3 + Fцy - (Fr + Ry4) = -327 +597 - (1528 -1258) = 0.
Суммарные реакции:
Рис.2. Расчетная схема ведомого вала
Выбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 4.
d = 55 мм, D = 78 мм, В =16 мм, С = 30.7 кН, С0 =81.5 кН.
Отношение . Этому отношению соответствует
е » 0,18.
Отношение , следовательно X = 1, Y = 0, и эквивалентная нагрузка: Pэ=(Fr4×V×X + Fa·Y)·Ks×Kт=(6693×1× 1 + 771·0)·1×1 = 6693 H.
Расчетная долговечность в млн. об.:
Расчетная долговечность в часах:
где n=138,4 мин-1 – частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников принимают от 36000 ч (таков ресурс самого редуктора) до 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведомого вала № 8111 имеют Ln = 10750 ч.
9.Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТ СЭВ 189-75.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле, [1]:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [s]см=100¸120Н/мм2, при чугунной [s]см=50¸70 Н/мм2.
Ведущий вал.
d = 42 мм; b ´ h = 8´7 мм; t1 = 4 мм; длина шпонки l = 60мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 70мм); момент на ведущем валу Т1=133×103 Н×мм.
(полумуфты МУВП изготовляют из чугуна марки СЧ 20).
Ведомый вал.
Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звездочкой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой:
d=56 мм; b´h=10´8мм; t1=5мм длина шпонки l=50мм (при длине ступицы звездочки 60 мм); момент Т2=665×103 Н×мм.
(обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие sсм< [s]см выполнено.
10.Уточненный расчет ведомого вала
Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности "n" для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n].
Прочность соблюдена при n³[n].
Расчет производится для предположительно опасных сечений вала.
Материал вала – сталь 45 нормализованная, sв=570Н/мм2. Пределы выносливости:
s-1=0,43×570=245Н/мм2 и t-1=0,58×245=142Н/мм2 .
Проверку прочности вала проведем в сечении под звездочкой ременной передачи, в этом сечении минимальный диаметр вала и концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: коэффициенты концентрации напряжений Кs=1,58; Кt=1,48; масштабные факторы es»et=80; коэффициенты ys»0,15 и yt»0,1. Крутящий момент Т2=31,2Н/мм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см. рис.3):
М¢ = Fцх ·lст / 2 = 1731×25 = 43275 Н/мм. Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
М¢´= Fцу ·lст / 2 = 1731×25 = 43275 Н/мм. Суммарный изгибающий момент в сечении:
Момент сопротивления кручению (d = 35мм; b=10мм; t1=5мм):
Момент сопротивления изгибу:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
; среднее напряжение sm=0.
Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения:
Проведем оценку прочности вала в сечении под подшипником, который установлен между зубчатым колесом и звездочкой. Концентрация напряжений, в этом сечении, обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. В этом сечении изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях вала являются максимальными (см. рис.2).
Коэффициенты концентрации и масштабные факторы:
ys=0,15; yt=0,1.
Изгибающий момент
М = Fц · l3 = 1731×52 » 90,012×103 Н×мм.
Осевой момент сопротивления
Амплитуда нормальных напряжений
sm=0.
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2×6,3×103 = 12,6×103мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения:
Таким образом, во всех опасных сечениях вала коэффициент запаса прочности больше предельно допускаемого запаса прочности n > [n] = 1,5÷2,0.
11. Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора
Посадки назначаем в
Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.
Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора Н7/h6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
12. Выбор смазочного материала и способа смазывания редуктора
Смазывание зубчатого
Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
По табл. 10.8, [1], устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σН = 328 МПа и скорости υ = 1,68 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть, примерно, равна 30·10-6м2/с. По табл. 10.10, [1], выбираем масло индустриальное И-30А.
Камеры подшипников заполняем пластичным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
Заключение
Основная цель курсового проекта выполнена – разработан проект редуктора.
В расчетно-пояснительной записке представлены расчеты привода редуктора, список используемой литературы и приложение – спецификации на привод редуктора, сборочный чертеж редуктора, сборочный чертеж рамы привода.
В первом разделе, на основании кинематического расчета привода редуктора, определены параметры и выбран типоразмер электродвигателя серии 4А. На основании разбивки общего передаточного числа привода по передачам, определены исходные параметры для расчетов передач привода: числа оборотов валов и крутящие моменты.
Во втором разделе представлен расчет зубчатой передачи редуктора – проектный, а затем проверочный расчет на контактную выносливость поверхности зубьев передачи.
В третьем разделе представлен проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников качения.
В четвертом разделе определены конструктивные размеры шестерни и колеса зубчатой передачи, а в пятом конструктивные размеры корпуса редуктора.
В шестом разделе представлен расчет ременной передачи.
В седьмом разделе разрабатывается компоновка редуктора.
В восьмом разделе проверяется долговечность подшипников наиболее быстроходного вала редуктора.
В девятом разделе проверка прочности шпоночных соединений.
В десятом представлен уточненный расчет на усталостную прочность наиболее нагруженного вала редуктора – ведомого.
Заканчивается записка выбором посадок для сопряжения основных деталей редуктора и выбором смазочных материалов подшипников и зубчатой передачи редуктора.
Проект редуктора выполнен в соответствии с индивидуальным заданием и отражает все этапы проектирования.
Литература
1. Детали
машин и основы
КолосС, 2012. – 462 с.: ил.
2. Иванов М.Н., Финогенов В.А.: Детали машин: - М.: Высшая школа, 2010. –
408 с.
3. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Житков В.: Детали машин: - 7-е изд.- М.:
Высшая школа, 2007.- 406 с.
4. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособ. Для
студ. Технич. Спец. Вузов / П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. – 8-е изд., перераб. и
доп. – М.: Академия, 2003. – 496 с.
5. Чернилевский Д.В. Детали машин: Проектирование приводов и
технологического оборудования: Учеб.пособ. для студ. Вузов
/ Д.В.Чернилевский. – 3-е изд., испр. – М.: Машиностроение, 2004. – 560 с.:
ил.
6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х томах
/Под ред. И.Н.Жестковой. – 9-е изд., перераб. и доп. – М.:
Машиностроение.Т.1. – 2006. -928 с.; Т.2. – 2006. – 960 с.; Т.3. – 2006. –
928 с.
7. Детали машин: Атлас/ Под ред. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1992.
352 с.
Приложение
