Министерствообразования и науки Украины
Харьковскийнациональный аэрокосмический университет им.Н.Е.Жуковского “ХАИ”
Кафедра 202
“Приводаэросаней”
ХАИ.202.234.07З.260.16
Пояснительнаязаписка
к курсовомупроекту по дисциплине
“ Конструкциямашин и механизмов ”
Выполнил: студенткагр.234
Сабадаш Ю.Н.
Проверил: доц. Назин В.И.
Харьков
2007
Содержание
Введение
1Определение исходных данных
2.Подбор электродвигателя
3.Расчет цилиндрической косозубой передачи
3.1 Расчет первой ступени
3.2 Расчет второй ступени
4.Подбор муфт
5. Расчет валов
5.1 Расчет диаметров валов
5.2 Проверочный расчет быстроходного вала
5.3 Проверочный расчет среднего вала
5.4 Проверочный расчет приводного вала
6. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности
6.1 Расчет подшипников быстроходного вала
6.2 Расчет подшипников среднего вала
6.3 Расчет подшипников приводного вала
7.Расчет параметров корпуса
8.Подбор масла
9.Расчет фундаментальных болтов
10. Расчет узла винта
Список используемой литературы
Введение
Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата,служащий для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящихмоментов.
Редуктор — неотъемлемая составная часть современногооборудования.
В приводах общемашиностроительногоназначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор являетсяосновным и наиболее трудоемким узлом.
Цилиндрические двухступенчатые редукторы развернутой схемыприменяются обычно в интервале передаточных чисел 8..30. Простота конструкцииобусловила их широкое применение в промышленности.
Заданием курсового проекта является расчет и проектированиеосновных узлов редуктора аэросаней: расчет на прочность и выносливость шестернии зубчатых колес, подбор и расчет основных узлов, валов и подбор подшипников,проектирование узла редуктора с двигателем и барабаном в сборе.
Проектируемый в даннойработе редуктор аэросаней должен отвечать основным критериям работоспособности:прочности, износостойкость, жесткости, теплостойкости, вибрационнойустойчивости.
Значение того или иногокритерия определяют по условиям работы.
Основным требованием,предъявляемым к конструкции проектируемого механизма, является надежность иэкономичность.
1.Определение исходныхданных
редуктор подшипниквал болт
1.1 Потребная мощностьпривода
Pвх=18,4 кВт;
ηобщ=ηзп2ηмуф2ηподш4;
ηмуф =0,96..0,98;
ηподш=0,99..0,995;
ηзп=0,96..0,98;
ηобщ=0,982·0,9952·0,97=0,886;
1.2 Передаточноеотношение редуктора
iобщ=/>=/>=9,44;
Принимаем i1=3,2, отсюда i2=iобщ/i1=2,95;
1.3 Частота вращения среднеговала
n2= />=2656,25 мин-1;
1.4 Частота вращениятихоходного вала
n3= />=900,423 мин-1;
1.5 Крутящий момент на приводном валу
T1=/>=23,34 Н×м;
1.6 Крутящий момент насреднем валу
T2=/>=72,82 Н×м;
1.7 Крутящий момент набыстроходном валу.
T3=/>=209,47 Н×м;
2. Подборэлектродвигателя
nдв=8500 мин-1 -номинальные оборотыдвигателя
Nдв=18,4 кВт -мощность номинальная
Двигатель Хонда – 250РС,Япония
3. Расчет цилиндрическойпрямозубой передачи
3.1 Расчет первойступени.
Подводимая к валушестерни мощность -------------------18,4 кВт
Срокслужбы------------------------------------------------------9000 ч
Частота вращенияшестерни-----------------------------------n1=8500 мин-1
Частота вращенияколеса---------------------------------------n2=2656,26 мин-1
Угол наклона зуба взацеплении------------------------------b=0°
Уголзацепления--------------------------------------------------a»20°
Режим нагрузкипостоянный.
Принятые материалыЭлемент передачи Заготовка Марка стали Термообработка σв, МПа σт, МПа Твердость поверхности не менее Базовые числа циклов Шестер-ня Поковка 45 Объемная закалка 1000 750 (45-50) HRC
NHD1=6·107
NFD1=4·106 Колесо Поковка 45 Объемная закалка 1000 750 (40-45) HRC
NHD2=4·107
NFD2=4·106
Проектировочный расчет
3.1.1 Определение числазубьев шестерни и колеса
Принимаем z1=21, тогда z2=67,2;
3.1.2 Определение числациклов перемены напряжений шестерни и колеса
NH1=60·n1·c1·t=/>;
NH2=60·n2·c2·t=/>;
с1 и c2 –количества контактов зубьев шестерни колеса за одиноборот;
t-срок службы передачи;
3.1.3 Определениедопускаемых напряжений
а) контактные:
[σH]=/>·ZR· ZE·KL·KХН·KHL≈0.9·/>· KHL;
σHO1=18·45+150=960 МПа;
[σH]1=0,9/>×1=785,455 Mпа;
σHO2=18·40+150=870 Mпа;
[σH]2=/>×1=711,818 МПа;
В качестве расчетногопринимаем [σH]расч=710[МПа]
б) изгибные:
F=/>·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈/>·kFL;
kFL=/>-коэффициент долговечности;
Так как NF1>NFO1 и NF2>NFO2, то kFL1= kFL2=1; />;
σFO1= σFO2=550 Mпа; SF1=SF2= 1,75;
[σF]1=[σF]2=/>×1=315 МПа;
в) предельные:
[σH]max1=[σH]max2=2.8σT; [σH]max1=[σH]max2=/>Мпа;
[σF]max1=[σF]max2=0.8σT; [σF]max1=[σF]max2=/>Мпа;
3.1.4 Определение коэффициентоврасчетной нагрузки
kH= kHβ· kHυ — коэффициенты расчетной нагрузки
kF= kFβ· kFυ соответственно при расчетах на контактную и изгибнуювыносливость;
kHβ и kFβ — коэффициенты динамической нагрузки;
kHβ =1,07; kFβ =1,14;
kHυ≈ kFυ=kV=1,2 — коэффициенты динамическойнагрузки для
8-ой степени точности, принятой нами в предположении, что
окружная скорость взацеплении Vокр=3-8/>;
kH=/>;
kF=/>;
3.1.5 Начальный(делительный) диаметр шестерни:
/>=/>/>;
где /> =675 />/>; />; />=23,34 Н×м;
/>=/>/>=30,56 мм;
3.1.6 Модуль зацепления
/>=1,528 мм;
По ГОСТ 9563-60 округляеммодуль до mn=2 мм, тогда
/>=88,4 мм;
/>=42 мм;
/>=134,4 мм;
ширина зубчатого венца bw=dw1×ybd=30мм.
Проверочный расчет
3.1.7 Проверка передачина контактную выносливость
/>
Предварительноустанавливаем следующие параметры:
коэффициенты />:
/> — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей;
/>; где />; />,
/>;
/>=0,797;
Уточнение окружнойскорости:
/>=18,63 м/с;
Уточнение расчетнойнагрузки:
/>; />, где/>
/>
/>/>=1111,42 Н;
/>=44,045 Н/мм;
/>=1,498;
/>
Определяем удельнуюрасчетную окружную силу:
/>=65,94 Н/мм;
/>=552,59 МПа;
Т.о. недогрузка передачисоставляет 15%. Для более рационального ее использования принимаем толщинузубчатого венца равной 15 мм:
/>=79,28 Н/мм;
/>=1,276;
/>
Определяем удельнуюрасчетную окружную силу:
/>=100,96 Н/мм;
/>=686,34 МПа;
Т.о. недогрузка меньше3%.
3.1.8 Проверка зубьев передачина изгибную выносливость
[σF]1=[σF]2=/>МПа;
/>
/> />
Так как 73,09
/>=107,73 Н/мм;
/>; />;/>
/>=138,92 МПа
3.1.9 Проверка на контактную и изгибнуюпрочность при действии максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, напредотвращение пластической деформации или хрупкого излома)
/>=1017,9 МПа;
/>=305,58 МПа;
3.1.10 Определение геометрическихи других размеров шестерни и колеса:
/>=42 мм; />=134,4мм;
/>=46 мм; />=138,4 мм;
/>=38 мм;
/>=130,4 мм;
/>=15 мм; aw=88,4 мм.
Определяем диаметротверстия под вал в колесе:
/>/>;
/>=26,3 мм;
3.2 Расчет второй ступени
Подводимая к валушестерни мощность -------------------17,94 кВт
Срокслужбы------------------------------------------------------9000 ч
Частота вращения шестерни---------------------------------n1=2656,25 мин-1
Частота вращенияколеса-------------------------------------n2=900,423 мин-1
Угол наклона зуба взацеплении------------------------------b=0°
Угол зацепления--------------------------------------------------atw»20°
Режим нагрузкипостоянный.ПринятыематериалыЭлемент передачи Заготовка Марка стали Термообработка σв, МПа σт, МПа Твердость поверхности не менее Базовые числа циклов Шесте-рня Поковка 40ХН
Улучше -
ние 1600 1400 (50-54)HRC
NHD1=8·107
NFD1=4·106 Колесо Поковка 40ХН
Улучше -
ние 1600 1400 (50-54)HRC
NHD2=4·107
NFD2=4·106
Проектировочный расчет
3.2.1 Определение числазубьев шестерни и колеса
i2=/>=2,95
Принимаем z1=18, тогда z2=z1×i1=18×2,95=53,1; принимаем z2=53;
3.2.2 Определение числациклов перемены напряжений шестерни и колеса
NH1=60·n2·c1·t=/>;
NH2=60·n3·c2·t=/>
с1 и c2 –количества контактов зубьев шестерни колеса за одиноборот
t-срок службы передачи
3.2.3 Определениедопускаемых напряжений
а) контактные:
[σH]=/>·ZR· ZE·KL·KХН·KHL≈0.9·/>· KHL;
σHO1=18·45+150=960 МПа;
[σH]1=0,9/>=785,45 Mпа;
σHO2=18·40+150=870 MПа;
[σH]2=/>=711 МПа;
В качестве расчетногопринимаем [σH]расч=711 МПа;
б) изгибные :
σF=/>·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈/>·kFL;
Так как NF1>NFO1 и NF2>NFO2, то kFL1= kFL2=1; />; σFO1= σFO2=550 Mпа; SF1=SF2= 1,75;
[σF]1=[σF]2=/>=314.286 МПа;
в) предельные:
[σH]max1=[σH]max2=2.8σT; [σH]max1=[σH]max2=/>=4480 МПа;
[σF]max1=[σF]max2=0.8σT; [σF]max1=[σF]max2=/>=1280 МПа;
3.2.4 Определениекоэффициентов расчетной нагрузки
kH= kHβ· kHυ — коэффициенты расчетной нагрузки
kF= kFβ· kFυ соответственно при расчетах на контактную и изгибнуювыносливость;
kHβ и kFβ — коэффициенты динамической нагрузки;
kHβ =1,07; kFβ =1,14;
kHυ≈ kFυ=kV=1,2 — коэффициенты динамическойнагрузки для
8-ой степени точности, принятой нами в предположении, что окружная скорость в зацеплении Vокр=3-8/>;
kH=/>=1,284 ;
kF=/>=1,386;
3.2.5 Начальный (делительный)диаметр шестерни
/>=/>/>; где /> =675 />/>; />=1,15; />=72,82 Н×м;
/>=675/>=38 мм;
3.2.6 Модуль зацепления
окружной />=2,11 мм;
По ГОСТ 9563-60 округляеммодуль до m=2,5 мм, тогда
/>=88,4 мм;
/>=45 мм;
/>=132,5 мм;
ширина зубчатого венца bw=dw1×ybd =27 мм.
Проверочный расчет
3.2.7 Проверка передачина контактную выносливость:
/>
Предварительноустанавливаем следующие параметры:
коэффициенты />:
/>; />=1,765,
/>; />;
Уточнение окружнойскорости:
/>=6,25 м/с;
Уточнение расчетнойнагрузки:
/>; />, где/>
/>=7,66 Н/мм; />
/>=3236,4 Н;
/>=128,25 Н/мм;
/>=1,059;
/>
Определяем удельнуюрасчетную окружную силу:
/>=135,8 Н/мм;
/>=771,8 МПа;
Т.о. недогрузка передачи составляет 15,3%. Для более рационального ееиспользования принимаем толщину зубчатого венца равной 36 мм:
/>=96,193Н/мм;
/>=1,0796;
/>
Определяем удельнуюрасчетную окружную силу:
/>=103,85 Н/мм;
/>=674,89 МПа;
Т.о. недогрузка меньше3%.
3.2.8 Проверка зубьев передачина изгибную выносливость
σF=/>·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈/>·kFL;
/>
/>=76,45; />=84,45;
Проверяем зуб шестерни:
/>=110,57 Н/мм;
/>; />; />;/>
/>=142,59 МПа, что меньше допустимого.
3.2.9 Проверка наконтактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, напредотвращение пластической деформации или хрупкого излома):
/>=1088,9 МПа;
/>=313,7 МПа;
3.2.10 Определение геометрическихи других размеров шестерни и колеса
/>=45 мм; />=132,5мм;
/>=50 мм; />=137,5 мм;
/>=38,75 мм;
/>=126,25 мм;
/>=27 мм; aw=88,4 мм.
Определяем диаметротверстия под вал в колесе:
/>/>
/>=38,3 мм, принимаем равным 38 мм.
4.Подбор муфт
Муфта 1: Муфта упругаявтулочно-пальцевая ГОСТ 21424-75
D=80 мм;
dm=18 мм;
l=80 мм;
Муфта 2: Муфта шарнирная500-1-60-1-УЗ ГОСТ 5147-80
5. Расчет валов
5.1 Рассчитаем диаметрывалов из условия прочности при кручении
/>/> (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74)
/>=18 мм, принимаем равным 18 мм.
/>=26,13 мм, принимаем равным 26 мм.
/>=37,41 мм, принимаем равным 38 мм.
5.2 Проверочный расчетбыстроходного вала
Вал представляют какбалку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.1):
/>=23,34 Н×м
/>
Определяем суммарныйизгибающий момент в опасном сечении:
/>;
/>
Определим эквивалентныенапряжения
/>=90,16 МПа;
/>=20,1 МПа;
/>=96,64 МПа;
/>=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ1050-74);
sЕ
Проверим коэффициентзапаса прочности по усталости:
При совместном действииизгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:
/>; [S]=1,3
где /> коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
/>коэффициент запаса по касательнымнапряжениям:
/>; />;
Суммарные коэффициенты /> и /> , учитывающиевлияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении,вычисляем по формулам:
/>=1,46;
/>=1,296;
/>=40,02 МПа; ys=yt=0
/>=10,05 МПа;
/>=4,271; />=10,98;
/>=3,75;
5.3 Проверочный расчет среднего вала
Вал представляют какбалку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.2):
/>=72,82 Н×м
/>
Ftpк=1111,42 Н; Frpк=361,12 Н;
Определяем суммарныйизгибающий момент в опасном сечении:
/>;
/>
Определим эквивалентныенапряжения
/>=127,9 МПа;
/>=20,7 МПа;
/>/>=132,8 МПа;
/>=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ1050-74);
sЕ
Проверим коэффициентзапаса прочности по усталости:
При совместном действииизгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:
/>; [S]=1,3
где /> коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
/>коэффициент запаса по касательнымнапряжениям:
/>; />;
Суммарные коэффициенты /> и /> , учитывающиевлияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении,вычисляем по формулам:
/>=1,57;
/>=1,39;
/>=42,64 МПа; ys=yt=0
/>=10,35 МПа;
/>=3,73; />=10,42;
/>=3,51;
/>Рис.1
/>
Рис.2
5.3 Проверочный расчетприводного вала
Вал представляют какбалку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.1):
/>=209,47 Н×м
/>
Определяем суммарныйизгибающий момент в опасном сечении:
/>;
/>
Определим эквивалентныенапряжения
/>=122,1 МПа;
/>=19,08 МПа;
/>=126,49 МПа;
/>=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ1050-74);
sЕ
Проверим коэффициентзапаса прочности по усталости:
При совместном действииизгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:
/>; [S]=1,3
где /> коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
/>коэффициент запаса по касательнымнапряжениям:
/>; />;
Суммарные коэффициенты /> и /> , учитывающиевлияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении,вычисляем по формулам:
/>=1,58;
/>=1,4;
/>=40,7 МПа; ys=yt=0
/>=9,54 МПа;
/>=3,88; />=11,23;
/>=3,66;
6. Расчет подшипников подинамической грузоподъемности
Современный расчетподшипников качения базируется на двух критериях:
1) статическойгрузоподъемности (предупреждает образование вмятин);
2) динамическойгрузоподъемности (предупреждает усталостное выкрашивание);
При проектировании опорпередачи исходными для определения нагрузок, действующих на подшипник, являютсясилы в зацеплении. В зацеплении действует нормальная сила Fn и сила трения Fтр. Силами трения в зацеплениипренебрегают, так как коэффициент трения между хорошо смазанными и чистообработанными зубьями весьма мал. Для удобства расчетов нормальную силу Fn раскладывают на составляющие: вобщем случае – радиальную Frр;окружную Ftр; осевую Faр.
Схема приложениянагрузок, их распределение между опорами и их величины такие же, как былиприведены в проверочных расчетах соответствующих валов.
6.1 Расчет подшипниковбыстроходного вала
/>
Для наиболее нагруженнойопоры (А) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RA), V=1,Кб=1, КТ=1;
/>, принимаем X=1, Y=0.
Эквивалентную нагрузку длярадиального подшипника определяют по формуле:
/>
Для определениядинамической грузоподъемности определяем:
a1=0,62 – коэффициент, учитывающийнадежность узла;
a23=0,7 – коэффициент, учитывающийкачество материала подшипника;
p=3 — показатель степени, определяющийтип подшипника;
/>=1020 млн. об. – ресурс вмиллионах оборотов;
/>=7748,33 Н;
По каталогу выбираем подшипникрадиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №205, d=25 мм, D=52мм, B=15 мм, C=14000 H, C0=6950 H, n=12000 мин-1;
Проверка набыстроходность:
/>; />=38,5 мм;
/> мин-1
6.2 Расчет подшипниковсреднего вала
/>
Для наиболее нагруженнойопоры (В) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RВ), V=1,Кб=1, КТ=1;
/>, принимаем X=1, Y=0.
Эквивалентную нагрузку длярадиального подшипника определяют по формуле:
/>;
/>=318,75 млн. об.;
/>=40826,74 Н;
По каталогу выбираем подшипникрадиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №305, d=25 мм, D=62мм, B=17 мм, C=41000 H, C0=22400 H, n=7500 мин-1;
Проверка набыстроходность:
/>; />=43,5 мм;
/> мин-1
6.3 Расчет подшипниковприводного вала
/>
Для наиболее нагруженнойопоры (А) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RA), V=1,Кб=1, КТ=1;
/>, принимаем X=1, Y=0.
Эквивалентную нагрузку длярадиального подшипника определяют по формуле:
/>;
/>=108 млн. об.;
/>=31167,5 Н;
По каталогу выбираем подшипникрадиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №306, d=30 мм, D=72мм, B=19 мм, C=32000 H, C0=24200 H, n=8000 мин-1;
Проверка набыстроходность:
/>; />=51 мм;
/> мин-1
7.Расчет параметровкорпуса
Обычно корпуса редукторовизготавливают из чугунного литья, а корпуса тяжелонагруженных редукторов- изстального литья. При индивидуальном изготовлении корпуса часто выполняютсварными из листовой стали Ст2, Ст3. Толщина стенок сварных корпусов примерно на20-30 % меньше чугунных.
Соотношение размеровосновных элементов корпуса из чугуна
Толщина стенки редуктора
/>мм;
Толщина стенки крышки
/> мм;
Толщина ребра:
в сопряжении со стенкойкорпуса
/> мм;
в сопряжении со стенкойкрышки/>
/> мм;
высота
Н=5×d=40 мм;
Диаметр фундаментальныхболтов:
/> мм;
Диаметр болтов соединениякрышки с корпусом редуктора:
/> мм;
Диаметр болтов крепленияторцовых крышек подшипников и крышки смотрового отверстия:
/> мм;
Толщина фундаментных лап:
/> мм;
Толщина фланца корпуса
/> мм;
Высота центров:
/> мм;
Зазор между зубчатымколесом и стенкой корпуса:
D=0,6×d=4,8 мм;
между зубчатым колесом идном:
D1=2,5×d=16 мм;
между зубчатыми колесами:
D2=0,4×d=3,2 мм;
8.Подбор масла
Экономичность идолговечность машин в большей степени зависят от правильности выбора смазочного материала. Обычно значение коэффициентатрения в парах трения снижаются с ростом вязкости смазочного материала, новместе с тем повышаютсягидромеханические потери на перемешивание смазочного материала. Вопросправильного выбора вязкости масла сводится к определению некоторогооптимального ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узловмашин, а также рекомендацийтеории смазывания.
1. Способ смазывания.
В редукторе применим непрерывноесмазывание жидким маслом картерным непроточным методом (окунанием). Этот способприменим для зубчатых передач при окружных скоростях до 12,5 м/с.
2. Выбор сорта масла.
Масло индустриальноеИ-100А ГОСТ 20799-75
9. Расчет болтовкрепления редуктора к раме
Расчетная схема болтовогосоединения приведена на рис.3.
9.1 Определим потребноеусилие затяжки из условия не раскрытия стыка:
/>;
/>; />; />=0;
/>;
z=4 – принятое число болтов;
Ас – площадь, на которойрасположена группа болтов:
/>=180×246=44280 мм2,
Wc – момент сопротивления:
/>=1815480 мм3;
/>=23,34+209,47=232,87 Н×м
k = 1,5 – коэффициент запаса затяжки;
/>=2129,9 Н;
/>=291,08 Н;
9.2 Полное усилие,действующее на один болт:
/>=2129,9+0,4×291,08=2246,33 Н
Материал болтов сталь 40Х- />
/>=333,33 МПа;
9.3 Определяем расчетныйвнутренний диаметр резьбы болтов из условия их прочности на разрыв:
/>=3,58 мм;
Конструктивно принимаемвнутренний диаметр d=20 мм.
/>
Рис.3
Список используемойлитературы
1. Анурьев В.И.“Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.1-М:Машиностроение,1982-736 с.
2. Анурьев В.И.“Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.2-М:Машиностроение,1980-559 с.
3. Анурьев В.И.“Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.3-М:Машиностроение,1978-557 с.
4. “Проектированиемеханизмов-роботов”/В.И.Назин — Учебное пособие. Харьков: ХАИ,1999-137 с.
5. “Расчет и проектированиезубчатых передач”/Учебное пособие к курсовому проекту по деталяммашин/Артеменко Н.П., Волошин Ю.И. Харьков: ХАИ, 1980-113 с.
6. “Инженерныерасчеты подшипников и валов”/Учебное пособие- В.И.Назин-Харьков: ХАИ,1995-120с.
7. Иванов М.Н.“Детали машин”. Учебник для ВУЗов. М, «Высшая школа”,1976-339 с.