Курсовая работа: Привод цепного конвейера
Окружные скорости колес по делительным окружностям:
для ступени
υ=π∙nT∙d2/ (60∙1000) =3,14∙194,56∙267/ (60∙1000) =2,72 м/с;
По величине окружной скорости назначаем для ступени 9-ую степень точности /3. с.14/.
Окружное Ft, радиальное Fr и осевое Fа усилия, действующие в зацеплении ступени
Ft=2∙TT/d2=2∙242,1/267=1,814 кН;
Fr= Ft∙tgα/Cosb=1,814∙tg20°/Cos15°=0,684 кН;
Fа= Ft∙tgb=1.814∙tg15°= 0,484 кН;
5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба
5.1 Определение допустимых напряжений
Эквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни NFE1 и колеса NFE2 /6. с.43/:
NFE1=60∙nб∙t0∙cF; NFE2=60∙nT∙t0∙cF,
где cF - параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелого режима работы равен cF=0,2 /2. с.95/;
NFE1=60∙1000∙9928∙0,2=1, 19∙108 циклов;
NFE2=60∙200∙9928∙0,2=2,39∙107 циклов.
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни KFL1 и колеса KFL2 /5. с.114/:
Принимаем
KFL1=KFL2=1. KFL1=9√NFO1/NFE1 = 0,7;
KFL2=9√NFO2/NFE2
= 0,82;
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни sFP1 и колеса sFP2 /5. c.114/:
sFP1 =s0FP1∙ KFL1
sFP2 =s0FP2∙ KFL2,
Где s0FP1=240 МПа - допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл.2).
sFP1=240∙0,7=168 МПа
sFP2=240∙0,82=197 МПа
5.2 Расчет зубьев на выносливость
Действующие напряжения изгиба /7. с.101/:
sF =Yb∙YF∙KF∙Ft/ (b2∙m)
В этой формуле Ft=1814 Н - окружное усилие; b2=40 мм - ширина колеса; mn=3,0 мм - модуль зацепления;
коэффициент наклона зуба
Yb=1-b/140°=1-15/140=0.90;
коэффициент формы зуба YF зависит от эквивалентного числа зубьев
Zn=Z/Cos3b; для Zn1=Z1/Cos3b=17/Cos315»20,0 и
Z n2=Z2/Cos3b=90/Cos315»100,0
находим /7. с.101/ YF1=4,09 и YF2=3.6; коэффициент нагрузки вычисляется по формуле
KF=KFa∙KFb∙KFu,
где KFa - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен KFa=1/7. с.92/; KFb - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b1/d1=30/53=0,57; KFb= K0Fb=1,06. KFu - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC>40 и окружной скорости u=2,72 м/с равен KFu=1.03 /3. с.15/; следовательно, KF=1∙1,06∙1,03=1,814.
Окончательно получим:
sF1 =0,9∙4,1∙1,092∙1790/ (46∙3) =52,1 МПа.
sF2 =0,9∙3,6∙1,092∙1790/ (40∙3) =52,8 МПа.
Поскольку эти значения меньше допустимых sF1=sF1=240 МПа (табл.1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.
5.3 Расчет зубьев на статическую прочность
Действующие напряжения изгиба при перегрузке sFmax=sF∙ γ, где γ=Тпуск/Тном=2,0
коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.3.1);
sF1max = 94∙2=188 МПа,
sF2max =95∙2=190МПа.
Поскольку эти значения меньше допускаемых:
sF1max =sF2max=430 МПа (табл.1), с
татическая прочность зубьев при кратковременных перегрузках обеспечена.
6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи
6.1. Предварительный расчет и конструирование валов
В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:
sв=520 МПа; sт=280 МПа; τт=170 МПа; s-1 =150 МПа;
τ-1 =150 МПа, yτ=0.
Диаметры выходных участков тихоходного dТВ и быстроходного dБВ валов посадочный диаметр под колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/
dТВ = (5…6) 3√Тт =34,3 мм, dБВ = (7…8) 3√Тб =28 мм.
Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: dТВ=34 мм, dБВ=28 мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: lБВ1 =51 мм и lБВ2=57 мм, lТВ1=59 мм
Диаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктивных соображений (рис. II).
Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены в табл.3 /7, C.530/.
По величине посадочных диаметров (рис. II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.
6.2. Проверочный расчет тихоходного вала
6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Таблица 3. Основные параметры подшипников качения быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора:
| Индекс вала | Обозначение подшипника | Размеры, мм | Грузоподъемность, кг | ||||
| d | D | B | R | C | Co | ||
| Б | 206 | 30 | 62 | 16 | 1,5 | 19,5 | 10,0 |
| Т | 208 | 40 | 80 | 18 | 2 | 32 | 17,8 |
Расчетная схема вала представлена на отдельном рисунке (рис 14). Данные размеры l1 = 51 мм, l2= 57 мм в l3 = 59 мм взяты из компоновочной схемы редуктора (рис.11), a R =d2/2»134 мм - из табл.3 (см. п.4.2).
Передаваемый крутящий момент ТТ= 242,1 Н · м найден в п.3.4 а усилия, действующие в зацеплении, определены в п.4.4:
Ft= 1,814 кН, Fr = 0,648 кН, Fa= 0,484 кН.
Поперечную силу Fм, возникающую от муфты из-за возможной не-соосности соединяемых валов, прикладываем в середине концевого участка вала и считаем равной /6. с.229/.
FM = 0,3∙Fr = 0,3∙1,814 = 0,544 кН.
Определяем опорные реакции от сил Fr и Fа (плоскость YOZ):
Таблица 4
| Индекс вала | Диаметр вала, мм | Размеры шпонки, мм | Момент сопротивления вала, СИ | |||||
| B | H | l |
t1 |
t |
Wu |
Wk |
||
| Б | 28 | 8 | 7 | 51 | 4,0 | 3,3 | ||
| Т | 34 | 10 | 8 | 57 | 5,0 | 3,3 | ||
| Т | 48 | 14 | 9 | 59 | 5,5 | 3,8 | ||
Основные размеры шпоночного соединения и моменты сопротивления быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора.
åМВ=0; YA∙ (l1+l2) - Fr∙l2+Fa∙R=0;
YA= (684∙0,057-484∙0,1335) /0,108= - 0,2373 кН;
åМА=0; YB∙ (l1+l2) - Fr∙l1-FA∙R=0;
YB= (684∙0,057+484∙0,1335) /0,108= 0,9213кН.
Проверяем правильность определения реакций
åY=0; YA-Fr+YB=0;
0,2373-0,684+0,9213=0;
0=0.
Строим эпюру изгибающего момента МУ:
McУ=Ya·l1= - 237,3·0,051= - 12,102 Н·м;
Mc’У=Yв·l2=921,3·0,057=52,514 Н·м;
Определим опорные реакции от силы Ft (плоскость XOZ):
åМВ=0; ХА· (l1+l2) - Ft·l2=0;
ХА= (1,814·0,057) / (0,057+0,051) =0,957 кН;
åМА=0; ХВ· (l1+l2) - Ft·l1=0;
ХВ= (1,814·0,051) / (0,057+0,051) =0,857 кН.
Проверяем правильность определения реакций
åХ=0; ХА-Ft+ХВ=0;
0,957-1,814+0,875=0;
1,814-1,814=0.
Строим эпюру изгибающего момента МХ:
Mcх=Хa·l1=957·0,051=48,81 Н·м;
Mc’х=Хв·l2=857·0,057=48,85 Н·м;
Строим эпюру изгибающего момента МU от совместного действия сил Ft, Fr, Fа (рис.14. г):
Мuc= ( (Мхс) 2+ (Мус) 2) 1/2 =50,29 Н·м;
Мuc’= ( (Мхс’) 2+ (Мус’) 2) 1/2 =71,72 Н·м;
Определим опорные реакции от силы FМ:
åМВ=0; - RАМ · (l1+l2) - FМ·l3=0;
RАМ= (0,544·0,059) / (0,051+0,057) =0,297 кН;
åМА=0; - RВМ· (l1+l2) - FМ· (l1+l2+l3) =0;
RВМ=0,5442 (0,051+0,057+0,059) / (0,051+0,057) =0,842 кН.
Проверяем правильность определения реакций:
åFМ=0; RАМ + FМ - RВМ=0
0,297+0,5442-0,842=0; 0,842-0,842=0.
Строим эпюру изгибающего момента ММ от силы:
Мвм= RАМ · (l1+l2) = 297 (0,051+0,057) =32,08 Н·м;
Мсм= RАМ ·l1= 297·0,051 =15,44 Н·м;
Мс’м= RАМ ·l2= 297·0,057 =16,93 Н·м;
Строим эпюру суммарного изгибающего момента Мå от совместного действия всех сил (рис.14. е):
Мcå =Мcu+Mcm =50,29+15,44=65,73 Н·м,
Мc’å =Мc’u+Mc’m =71,72+16,93=88,65 Н·м,
МBå =МBu+MBm =0+32,08=32,08 Н·м,
Строим эпюру крутящего момента (рис.14. ж): Тт=242,1 Н·м.
6.2.2 Расчет вала на выносливость
В опасном сечении вала в точке С’ (рис.14) действует наибольший изгибающий момент М=88,65 Н·м и крутящий момент ТТ=242,1Н·м, а моменты сопротивления изгибу Wu и кручению WK с учетом ослабления вала шпоночным пазом равны Wn=14,5·10-6 м3 и WK=30,8·10-6 м3 (табл.4).
Определим действующие напряжения изгиба s, изменяющиеся по симметричному циклу, и напряжения кручения t, изменяющиеся по нулевому циклу:
s=M/Wn=70,81/14,5·10-6=4,5 МПа,
t=TТ/WK=242,1/30,8·10-6=7,86 МПа.
Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным Ss и касательных St напряжениям:
Ss=s-1/ (s·Ks/es·b),
St=2t-1/ (t ( (Kt/et·b) +yt)),
где s-1=250 МПа, t-1=150 МПа, yt=0 (см. п.6.1);
Ks и Kt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
es и et - масштабные факторы; b - коэффициент, учитывающий состояние поверхности. Для вала из стали 35, имеющей sb=250 МПа, диаметром 100 мм с напрессованным зубчатым колесом Ks/es=3.46 /7. с.300/ и
Kt/et=1+0.6 ( (Ks/es) - 1) =1+0,6 (3,46-1) =2,48 /7. с.301/.
Примем шероховатость поверхности вала Rt≤20 мкм, тогда b=0,9 /7. с.298/.
Ss=250/ (4,5·3,46·0,9) =17,8;
St=2·150/ (7,86/ (2,48·0,9) +0) =85, 19.
Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении
S= Ss· St/ (Ss2 +St2) 1/2=17,8·85, 19/ (17,82+85, 192) 1/2=17,42.
Поскольку эта величина больше допускаемого значения [S] =2,5, то усталостная прочность вала обеспечена.
Расчет вала на статическую прочность.
При кратковременных перегрузках пиковые напряжения изгиба sпик и кручения tпик в опасном сечении:
sпик = s·g=4,51.106.2 = 9,02 МПа,
tпик=t·g=7,86.106·2= 15,72 МПа.
Здесь коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя g =2 (см. п.3.1).
Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным SsТ и касательным StT пиковым напряжениям:
SsТ= sТ/sпик=280/9,02=31,04;
StT =tT/tпик=170/15,72=10,81.
Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении при кратковременной перегрузке:
SТ= SsТ· StТ/ (SsТ2 +StТ2) 1/2=31,04·10,81/ (31,042+10,812) 1/2=10,21
Так как эта величина больше допускаемого значения [S] =1,7, то статическая прочность вала обеспечена.
Выбранные в п.6.2.1 шпонки проверяем на смятие:
sсм= 2T/ (lP· (h-t) ·d) ≤ [sсм],
где Т = 351,3·10З Н·мм - передаваемый крутящий момент; lP - расчетная длина шпонки, которая для шпонок исполнения 1 равна lP =lк-b, l,b,h и t - размеры шпонок, зависящие от диаметра вала d, (табл.4); [sсм] =800 МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке /7. с.104/.
Для шпонки на выходном участке вала диаметром 34 мм:
sСМ=2·242,1·103/ ( (8-3,3) ·0,045·0,034) =67,33 МПа
sСМ < [sСМ] =800 МПа.
Для шпонки на участке вала под ступицей колеса:
sСМ=2·242,1·103/ ( (9-3,3) ·0,04·0,048) =44,24 МПа
sСМ < [sСМ] =800 МПа,
следовательно, прочность шпонок тихоходного вала обеспечена.
6.3 Расчет подшипников качения тихоходного вала
Суммарные радиальные реакции опор вала (см. п.6.2.1):
Fra = (X2A+Y2A) 1/2+RAM = ( (0,957) 2+ (0,285) 2) 1/2+0,297 = 1,296 кН;
Frb = (X2B+Y2B) 1/2+RBM = ( (0,857) 2+ (0,9213) 2) 1/2+0,842= 2,10 кН;
Будем считать, что осевая нагрузка Fra=1,296 кН воспринимается опорой В, тогда более нагруженной является опора В, на которой действует радиальная Frb=2,10 кН и осевая Fab=0,225 кН нагрузки.
Эквивалентную статическую нагрузку СОВ определим как наибольшую из двух величин /7. с.366/:
C’OB= Frb=1,716 кН,
C’’OB=X0· Frb+Y0· Fab=0.6·1,296+0.5·0,225=0,89 кН,
где Х0 и Y0 - коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузки, которые для радиальных однорядных шарикоподшипников равны Х0=0,6 и Y0=0,5 /7. с.366/. следовательно расчетное значение эквивалентной статической нагрузки равно СОВ= 0,89 кН.
Коэффициент осевого нагружения при отношении
Fab/COB=0,225/0,89=0,25
для радиальных однорядных шарикоподшипников равен е=0,15 /7. с.360/.
Эквивалентная динамическая нагрузка
P= (V·X·Frb+Y·Fab) ·Ks·KT,
Где V=1 - коэффициент вращения /7. с.359/; X=1 и Y=0 - коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки.
Fab/ (V·Frb) = 0,225/ (1·1,296) =0,173 <e=0,15 /7. с.360/;
Кb=1 - коэффициент безопасности при спокойной нагрузке без толчков; КТ=1 - температурный коэффициент при температуре нагрева подшипника менее 100°С /7. с.359/;
P= (1·1·1,296+0·0,225) ·1·1=1,521 кН.
Номинальная долговечность выбранного в п.6.1 радиального однорядного шарикоподшипника легкой серии №206 (табл.4)
αh=106/ (60·nT) · (C/P) 3 ;αh =106/ (60·200) · (19,5/1,521) 3=175604 часов.
эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода tP=9928 часов.
6.4 Выбор муфт
Для соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5) конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т< [T], где Т - крутящий момент на валу; [Т] - допускаемое значение передаваемого муфтой крутящего момента. В нашем случае, при dM=28 мм (рис.9) и
Т = TТ = 242,1 Н·м (см. п.3.4) выбираем по ГОСТ 20742-81 /7, с.461, табл.15.3/ муфту МЦ-30
([T] = 500 Н·м), схема и основные размеры которой представлены на рис.15. В ступице полумуфты, устанавливаемой на быстроходный вал редуктора, диаметр посадочного отверстия назначаем d=28 мм. Поскольку в данном случае используется стандартная муфта, проверку на смятие ее упругого элемента и пальцев на изгиб не производим.
Следовательно, прочность муфты обеспечена. Схема и основные размеры муфты МВП представлены на рис.15.6
7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода
7.1 Корпус редуктора
Корпус редуктора выполнен литым из серого чугуна марки СЧ18, ГОСТ 1412-79. Размеры основных элементов корпуса в области нижнего фланца, фланца по разъему и подшипникового узла (рис.17,18) определены в зависимости от межосевого расстояния аТ=160 мм согласно рекомендациям /2. с.99-101/.
7.2 Рама привода
Несущим элементом рамы привода является швеллер, типоразмер которого, а также размеры косой шайбы и платика определены в зависимости от наибольшего диаметра болта крепления редуктора (или электродвигателя) к раме. В нашем случае (рис.8,16), большее значение имеет диаметр болта нижнего фланца редуктора - М15, которому, согласно рекомендациям /2. с.102/ соответствует швеллер №12, ГОСТ 8240-72 (рис. 19).
Кожух ограждения муфты МВП-32 (рис. 20), установленный на раме привода, выполнен из листовой стали СтЗ по ГОСТ 380-71.
8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения
8.1 Смазка зубчатых колес
Смазывание зубчатых колес редуктора осуществляется картерным способом, поскольку их окружная скорость менее 12,5 м/с /3. с.148/.
Марку масла назначаем в зависимости от окружной скорости и контактных напряжений. В нашем случае, при u= 2,72 м/с и
sН=800 МПа <1000 МПа (см. п.4.1) при 50°С необходимо масло с кинематической вязкостью 50 мм2/с, которой обладает масло "Индустриальное И-50А" по ГОСТ 20799-75 /3. с.118, табл.11.1 и 11.2/.
Уровень погружения зубчатых колес в масляную ванну назначаем 0,2dа2 /3. с.148/. Объем заливаемого масла определяем с учетом объема внутренней полости редуктора (рис.1)
Vмасла= 18,2.351.62.10-3= 396,1дм3.
8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов
Поскольку наибольшее значение произведения dср·n= 60·1000=6·104 мм·об/мин (где - dср средний диаметр подшипника, мм; n - частота вращения вала, об/мин) меньше 300·103 мм·об/мин /7. с.355/, то для смазывания опорных узлов редуктора используем пластичную смазку.
С учетом условий эксплуатации выбираем солидол синтетически (солидол С) по ГОСТ 4366-76 /7. с.352, табл.12.22/.
Объем смазки: 2/3 свободного объема полости подшипникового узла тихоходного и промежуточного валов и 1/2 свободного объема полости подшипникового узла быстроходного вала /7. с.355/.
Для отделения узла подшипника от общей системы смазки используем мазеудерживающие кольца (рис.1), предохраняющие пластичную смазку от вымывания.
Для герметизации подшипниковых узлов на выходных участках тихоходного и быстроходного валов используем уплотнители из войлока, встроенные в накладные крышки.
9. Охрана труда, техническая эстетика
Cцелью обеспечения безопасности монтажа и удобства технического обслуживания оборудования предусмотрены следующие мероприятия.
В конструкции корпуса редуктора имеется проушины и приливы, обеспечивающие надежное крепление чалочного троса (рис.2), аналогичную Функцию выполняет рем-болт на корпусе электродвигателя (рис.1). Электродвигатель и другие токопроводящие части привода заземлены.
Вращающиеся части привода в местах соединения выходных участков валов (рис.1), а также открытая зубчатая передача имеют ограждения.
Для заливки масла в корпус редуктора и визуального контроля рабочие поверхностей зубчатой передачи предусмотрен люк с ручкой-отдушиной. Контроль уровня и замены отработанного масла в плановые сроки (через 400...600 часов эксплуатации) осуществляются с помощью маслоуказателя и сливной пробки соответственно (рис.2),
С целью герметизации корпуса редуктора его поверхности разъема покрываются при сборке жидким стеклом, места соединения люка и сливной пробки с корпусом редуктора имеют резиновые уплотнения (рис.2).
Для облегчения демонтажа крышки корпуса редуктора предусмотрен отжимной винт. Демонтаж манжетных уплотнений осуществляется при помощи отверстий в крышках подшипников (рис.2).
После монтажа и заливки масла редуктор подвергается обкатке в течение 4 часов без нагрузки.
Внутренние поверхности корпуса редуктора, а также муфт МВП-32 покрашены в красный цвет, остальные элементы привода - в серый.
В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет плавные скругленные формы, без заусенцев и острых кромок.
10. Заключение
В соответствии с техническим заданием на курсовой проект по теме "Привод пластинчатого двухпоточного конвейера" выполнен следующий объем расчетно-графических работ.
По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням, определены их кинематические и силовые параметры.
По критерию контактной выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи. В результате проверочных расчетов зубьев тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба установлена их усталостная и статическая прочность.
Из предварительного расчета валов редуктора на кручение определены их размеры, разработана компоновочная схема редуктора и составлена расчетная схема тихоходного вала. По результатам проверочных расчетов тихоходного вала по нормальным и касательным напряжениям установлена его усталостная и статическая прочность. Осуществлена проверка прочности шпоночных соединений и работоспособности подшипников. Подобрана стандартная приводная муфта.
Определены размеры основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода.
Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипников редуктора, определен объем и марка смазочного материала, сформулированы мероприятия по охране труда.
По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общего привода, сборочный чертеж редуктора, спецификации привода пластинчатого двухпоточного конвейера и редуктора, таблица допусков и посадок, рабочие чертежи тихоходных вала и колес
11. Библиографический список
1. Басов А.И. Механическое оборудование обогатительных фабрик и заводов тяжелых цветных металлов, - М.: Металлургия, 1984, - 352 с.
2. Теплышев П.П., Чиченев Н.А. Механическое оборудование обогатительных фабрик: Учебное пособие. - М.: изд. МИСиС, 1986. - 104 с.
3. Дунаев П.Ф., Целиков О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1985. - 416 с.
4. Лисицын А.А. Анциферов В.Г. Детали машин. Учебное пособие. Раздел: Зубчатые и червячные передачи. Цилиндрические зубчатые передачи. - М.: изд. МИСиС, 1979, - 120 с.
5. Свистунов Е.А., Чиченев Н.А. Расчет деталей и узлов металлургических машин: Справочник. - М.: Металлургия, 1985. - 184 с.
6. Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. - Л.: Машиностроение, 1983. - 400 с.
7. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/ С.А. Чернавский. Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.
