Проектування циліндричного одноступінчатого редуктора

Міністерство освіти і науки України
Полтавський будівельний технікум транспортного
будівництва
Спеціальність: 5.05050204 "Експлуатація та ремонт підйомно-транспортних, будівельних та дорожніх машин і обладнання"
Розрахунково-пояснювальна записка до курсового проекту з дисципліни
“Деталі машин”
РОЗРОБКА ЦИЛІНДРИЧНОГО КОСОЗУБОГО РЕДУКТОРА І КЛИНОВОЇ ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ ДЛЯ ПРИВОДУ РОБОЧОЇ МАШИНИ
Перевірив А.В.Товаришенко
Розробив студент групи 36-М Р.В.Анахін
Полтава 2010

ВСТУП

Редуктором називається механізм, який складається з зубчатих чи черв’ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від валу двигуна до робочої машини.

Призначення редуктора – зниження кутової швидкості і відповідно збільшення крутного моменту ведомого вала по відношенню до ведучого.

Редуктор складається з корпуса (литого чавунного або зварного стального), в якому розміщуються елементи передачі – зубчаті колеса, вал підшипники. Редуктор проектують або для привода певної машини, або по заданому навантаженню і передаточному числу без вказування конкретного призначення. Другий випадок характерний для спеціалізованих заводів, на яких організоване серійне виробництво редукторів.

Редуктори класифікуються за наступними основними ознаками: типом передачі (зубчаті, черв'ячні); числом ступенів (одноступінчаті, двохступінчасті і більше); відносному положенню зубчатих коліс в просторі (горизонтальні вертикальні).

1. ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА І КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК

1.1 Визначення потужності і частоти обертання двигуна

Загальний ККД приводу:

(1.1)

- приймаємо ККД пари циліндричних зубчастих коліс ή1
=0,97;

- коефіцієнт враховуючий витрати пари підшипників кочення ή2
=0,99;

- ККД відкритої ланцюгової передачі ή3
=0,97;

- коефіцієнт , який враховує втрати в опорах вала приводного барабана ή4
=0,99.

ήзаг
= 0,96·0,992
·0,97·0,98 = 0,89

Потужність на валу барабана:

Рб
= Ft
·V кВт (1.2)

Рб
= 2·1=2кВт

Потрібна потужність електродвигуна:

Рпотр
= (1.3)

Рпотр
= =2,25кВт

Визначаємо передаточне число приводу для всіх можливих варіантів типу двигуна при заданій номінальній потужності

Рном
≥ Рпотр
=3кВт

Таблиця 1.1- Варіанти типу двигуна при заданій потужності

№ п/п	Тип двигуна	Номінальна потужність двигуна	Частота обертання валу двигуна
			Синхронне	Номінальне
1 2 3 4	4АМ90L2Y3 4АМ100S4Y3 4АМ112МA643 4АМ112MB8Y3	3 3 3 3	3000 1500 1000 750	2840 1435 955 700

Кутова швидкість барабану:

ωб
= (1.4)

ωб
=

Частота обертання барабана : (1.5)

nб
=

nб = =76 об/хв

u1
= nном
/nб
=37

u2
= nном
/nб
=19

u3
= nном
/nб
=13

u4
= nном
/nб
=9

Визначаємо передаточні числа приводів приймаємо передаточне число

редуктора постійним, і змінюючи значення передаточного числа

відкритої передачі , розбиваємо передаточне число привода для

варіантів типу двигуна uзп
= 4

uвп
– повинно знаходитись в діапазоні від 2…5

uвп1
= u1
/ uзп
= 37/4=9,2 (1.6)

uвп 2
= u2
/ uзп
= 19/4=4,75

uвп 3
= u3
/ uзп
=13/4=3,25

uвп4
= u4
/ uзп
=9/4=2,25

uвп
= 3,125

Як найбільш підходящий обираємо другий варіант. По таблиці К9 ст 384 по потрібній потужності Рпотр
=2,25кВт. Вибираємо електродвигун, трьохфазний коротко замкнений серії 4А, закритий, охолоджуваний повітрям з синхронною частотою обертання 1000 4АМ112MA6У3, з параметрами 2,25кВт, номінальною частотою обертання 955об/хв.(ГОСТ 15150-69)

1.2 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

Потужність Р,кВт

С
хема Д-ЗП-ВП-РМ

Швидкохідний вал редуктора

Р1
= Рном
· ή1
· ή3
(1.7)

Р1
= 3·0,96·0,97=3,49

Тихохідний вал редуктора

Р2
=Р1
· ή1
· ή2
(1.8)

Р2
= 2,79·0,96·0,99=3,32

Робочої машини

Рм
= Р2
· ή3
· ή4
(1.9)

Рм
= 2,65·0,97·0,98=3,22

Частота обертання n, об/хв.:

С
хема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигун nном
= 955 (1.10)

Швидкохідний вал редуктора n1
= nном
= 955 (1.11)

Тихохідний вал редуктора n2
= n1
/uзп
= 955/4 = 238об/хв. (1.12)

Робочої машини nрм
= n2
/uвп
= 238/4= 60об/хв. (1.13)

Кутова швидкість ω,рад/с:

С
хема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигуна ωном
= (1.14)

Швидкохідний вал редуктора ω1
= ωном
=100 (1.15)

Тихохідний вал редуктора ω2
= (1.16)

Робочої машини ωрм = (1.17)

Обертовий момент Т,Н·м:

С
хема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигуна Тдв
= (1.18)

Швидкохідний вал редуктора Т1
= Тдв
·ή1
·ή2
= 36·0,96·0,99 = 34 (1.19)

Тихохідний вал редуктора Т2
= Т1
·uзп
· ή1
·ή2
= 34·4·0,96·0,99 =109 (1.20)

Робочої машини Трм
= Т2
·uВП
·ή3
·ή4= 109·4·0,97·0,98 =403 (1.21)

Таблиця 1.2- Силові і кінематичні параметри приводу

Параметр	Передача		Параметр	Вал
	Закрита	Відкрита		Двигун	Редуктор		Робоча машина
					Швидкохідний	Тихохідний
Передаточне число и	4	3,125	Розрахункова потужність Р,кВт	3	3,49	3,32	3,22
			Кутова швидкість ω, рад/сек.	100	100	32	8
ККД ή	0,96	0,97	Частота обертання п,об/хв	955	955	238	59
			Обертовий момент Т,Hּм	36	34	109	403

2. ВИБІР МАТЕРІАЛІВ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Для виготовлення зубчастої пари вибирають сталь, яка піддається термообробці і здатна забезпечити достатню міцність та довговічність передачі. З метою кращого припрацювання зубів пари, твердість шестерні призначається на 20…50НВ більше ніж колеса .

Для виготовлення шестерні обираємо сталь 40Х з термообробкою покращення з послідуючим гартуванням поверхневого шару зубів струмом високої частоти НВ1= 269…302.

Для виготовлення колеса обираємо сталь 40Х з термообробкою покращення, твердість НВ2= 235…262

2.1 Визначення середньої твердості матеріалу

Матеріал шестерні НВсер1
= (2.1)

Матеріал Колеса НВсер2
= (2.2)

2.2 Визначення допустимих дотичних напружень [δ]н

Шестерні [δ]н1
= 1,8ּНВ1
+67 = 1,8·285+67=580 (2.3)

Колеса [δ]н2
=1,8ּНВ2
+67 = 1,8·250+67=513 (2.4)

2.3 Визначення допустимих згинаючих напружень

Шестерні [δ]F1
= 1,03·НВ1
= 1,03·285 = 294 (2.5)

Колеса [δ]F2
=1,03·НВ2
= 1,03·250 = 255 (2.6)

Таблиця 2.1 Матеріали зубчастої пари

Елемент передачі	Марка сталі	Термічна обробка	Твердість, НВ	[δ]н , Н/мм2	[δ]F , Н/мм2
Шестерня	40ХУ+ТВЧ	нормальна	285	580	294
Колесо	40ХУ	покращення	248	513	255

3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

3.1 Проектний розрахунок передачі(циліндрична косозуба)

Міжосьова відстань

,мм (3.1)

де Ка
- допоміжний коефіцієнт, якій залежить від типу зубів,

ψа
– коефіцієнт ширини вінця колеса; ψа
=0,3

=155мм

Визначення модуля зачеплення т, мм (3.2)

Kт
– коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця; Kт
=5,8

d2
- діаметр ділильного кола колеса;

мм (3.3)

b2
- ширина вінця колеса;

мм (3.4)

=2,108

Приймаємо m=2,25

Визначення мінімального кута нахилу зубів:

(3.5)

Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса:

(3.6)

Уточнюємо дійсну величину кута нахилу зубів:

(3.7)

Визначаємо кількість зубів шестерні

(3.8)

Визначаємо кількість зубів колеса:

z2
= z∑
- z1
(3.9)

Визначаємо фактичне передаточне число і його відхилення від заданого:

(3.10)

(3.11)

Визначаємо фактичну між осьову відстань за формулою:

= (3.12)

Подальші розрахунки виконуємо за фактичною міжосьовою відстанню.

Визначаємо основні геометричні параметри передачі, мм

Ділильний діаметр d , мм:

шестерні = (3.13)

колеса = (3.14)

Діаметр кола вершин зубів da
, мм:

шестерні dа1
= d1
+2m=68мм(3.15)

колесаdа2
= d2
+2m =258мм (3.16)

Діаметр кола западин зубів df
, мм:

шестерні df1
= d1
-2,4m=56,6мм(3.17)

колеса df2
= d2
-2,4m=246,76мм(3.18)

Ширина зубчастого вінця b, мм:

шестерні b1
= b2
+ (3…5 мм)=52мм(3.19)

колесаb2
=ψ∙aw
=46мм(3.20)

3.2 Перевірочний розрахунок закритої передачі

Перевіряємо контактне напруження по формулі:

sн=
, Н/мм2
(3.21)

де Ft
сила в зачепленні, Н:

Ft
==(3.22)

К - допоміжний коефіцієнт, для косозубої пердачі К=43

KHv
- коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передачі. Для визнання швидкості v =1,84m/c

=497,1Н/мм2

3.2.2 Перевіряємо напруження згину зубів шестерні і колеса, Н/мм2

Н/мм2
(3.23) H/мм2
(3.24)

де, KFv
=1,8 коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передач;

YF1
=3,81-коефіцієнт форми зуба, в залежності від числа зубів z1

YF2
=3,6- коефіцієнт форми зуба, в залежності від е числа зубів z2

Yβ
=0,922- коефіцієнт, який враховує нахил зубів.

Н/мм2

Н/мм2

Таблиця 3.1 - Геометричні параметри зубчастої конічної передачі

Параметр	Познач.	3начення	Параметр	Познач.	3начення
Міжосьова відстань	aw	155	Ширина зубчатого вінця	b1 b2	52 46
Модуль зачеплення	m	2,25	Діаметр кола вершин зубів	da1 da2	68 248
Ширина зубчастого вінця	b	46	Діаметр кола западин зубів	df1 df2	56,6 246,76
Кількістьзубів	z1 z2	29 116	Середній ділильний діаметр	d1 d2	62 248
Вид зубів	косі	Кут нахилу зубів	δ	110

Таблиця 3.2 - Результати перевірочного розрахунку

Параметр	Позначення	Припустиме значення	Розрахункове значення	Примітки
Дотичні напруження	δH	513	497,1	Умова виконується
Н апруження згину	δF1	255	130,6	Умова Виконується
	δF2	294	106,02

4. РОЗРАХУНОК КЛИНОВОЇ ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

4.1 Вибір перерізу пасу

Згідно з номограмою у відповідності до потужності електродвигуна і частоти його обертання обираємо пас перерізу А, його характеристики такі:

bP
=11

bO
=13

h =8

yO
=2,8

A = 81

q =0,105

4.2 Визначення розрахункового діаметру ведучого шківа

Розрахунковий діаметр шківу обираємо в залежності від крутного моменту та обраного перерізу пасу.

D1min
=100мм

4.3 Визначення діаметру веденого шківу d2

,(4.1)

де uВП
- передаточне число відкритої передачі

ε =0,01...0,02 - коефіцієнт ковзання

Отримане значення необхідно відкоригувати за рядом стандартних чисел.

4.4 Визначення фактичного передаточного числа пасової передачі

(4.2)

4.5 Визначення орієнтовної міжосьової відстані

(4.3)

4.6 Визначення розрахункової довжини пасу

(4.4)

Отримане значення округлюється до найближчого стандартного значення

4.7 Уточнення міжосьової відстані

(4.5)

4.8 Визначення кута охоплення пасом ведучого шківу

(4.6)

4.9 Визначення швидкості пасу

(4.7)

4.10 Визначення припустимої потужності, яка може передаватися пасом

(4.8)

де Ро
=0,95- припустима потужність передана одним пасом;

Ср
=1- коефіцієнт динамічності навантаження і довговічності роботи;

Сα
=0,83- коефіцієнт кута охоплення ведучого шківа;

Сl
=1- коефіцієнт відношення розрахункової довжини пасу до прийнятої;

Сz
=0,9- коефіцієнт очікуваної кількості пасів комплекту клинопасової передачі.

4.11 Визначення кількості приводних пасів в комплекті

(4.9)

4.12 Визначення сили попереднього натягнення

(4.10)

4.13 Визначення колової сили переданої комплектом клинових пасів

(4.11)

Таблиця 4.1 Параметри пасової передачі.

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Тип пасу	A	Діаметр ведучого шківа d1	100
Переріз пасу	Нормальний	Діаметр веденого шківа d2	315
Кількість пасів z	6	Міжосьова відстань a	251
Довжина пасу l	1200	Початкове натягнення пасу F0	678
Кут охоплення малого шківа α	115,59	Сила тиску пасів на вал редуктора FВП	7409

5
. ВИЗНАЧЕННЯ НАВАНТАЖЕНЬ ВАЛІВ РЕДУКТОРА
5.1 Визначення сил в зачепленні закритої передачі (циліндрична косозуба)

Окружна сила Ft
, H:

На колесі:

Ft2
=(5.1)

На шестерні: Ft1
= Ft2
=3516 H

5.1.2 Радіальна сила Fr
, H:

На шестерні:

Fr1
=(5.2)

На колесі:

Fr1
= Fr2
=1304 H(5.3)

Осьова сила Fa
, H:

На шестерні:

Fa1
= (5.4)

На колесі:

Fa2
-= Fa1
=683 H(5.5)

5.2 Визначення сил, від відкритої передачі (пасової)

Консольна сила

FВП
= (5.6)

Таблиця 5.1 Силові навантаження валів

Параметр	Шестерня	Колесо
Колова сила Ft, Н	3516	3516
Радіальна сила Fr, Н	1304	1304
Осьова сила Fa, Н	683	683
Сила від відкритої предачі Fвп, Н	7409

6
. Проектний розрахунок валів редуктора
6.1 Вибір матеріалу валів

Для проектованого редуктора обираємо для виготовлення валів термічно оброблену середньовуглецьову сталь 45 або леговану сталь 40Х, з припустимими напруженнями на кручення τК
=10...20 Н/мм2
, причому для швидкохідного вала необхідно призначати менше значення, а для тихохідного відповідно більше.

6.2 Визначення геометричних параметрів ступеней валів (конічний редуктор)

Швидкохідний вал - шестерня

Перша ступінь - під елемент відкритої передачі та напівмуфту:

d1Ш
= ==32 мм(6.1)

l1Ш
= (1,0…1,5) d1Ш
=44,8мм(6.2)

Друга ступінь - під ущільнення:

d2Ш
= d1Ш
+ 2t=36 мм(6.3)

де t - висота бортика (таблиця 17)

l2Ш
= 1,5 d2Ш
=35 мм(6.4)

Третій ступінь - під підшипник:

d3Ш
= d2Ш
+ 3,2r=40 мм(6.5)

де r - координати фаски підшипника

l3Ш
= b1
+2a=32,6 мм(6.6)

де a = 8…10 мм – відстань від краю шестерні до внутрішньої стінки корпуса редуктора.

Четвертий ступінь - під шестерню:

d4Ш
= 40мм (6.7)

l4Ш
=107,4 мм(6.8)

Пятий ступінь під підшипник

d5Ш
=40мм

l5Ш
=34,6

Тихохідний вал – вал колеса

Перша ступінь - під зірочку відкритої передачі та напівмуфту:

d1Т
= ==50 мм(6.1)

l1Т
= (1,0…1,5) d1Т
=70 мм(6.2)

Друга ступінь - під ущільнюючу кришку:

d2Т
= d1Т
+ 2t=56 мм(6.3)

де t - висота бортика

l2Т
= 1,25 d2Т
=38 мм (6.4)

Третій ступінь - під підшипник:

d3Т
= d2Т
+ 3,2r=60 мм (6.5)

де r - координати фаски підшипника (таблиця 17)

l3Т
– визначається графічно на ескізній компоновці

Четвертий ступінь - під колесо:

d4Т
= 63 мм(6.6)

l4Т
= 107,4 мм(6.7)

П’ята ступінь – під підшипник:

d5Т
= d3Т
+ 3f =60мм(6.8)

де f – величина фаски (таблиця 17)

l5Т
=34,6

Таблиця 6.1 Параметри валів і підшипників редуктора

Швидкохідний вал - шестерня				Тихохідний вал – вал колеса				Підшипник
								Внутрішній діаметр d	Зовнішній діаметр D	Ширина Т
Діаметр		Довжина		Діаметр		Довжина
d1Ш	32	l1Ш	44,8	d1Т	50	l1Т	70	67208
d2Ш	36	l2Ш	35	d2Т	56	l2Т	38	60	110	22
d3Ш	40	l3Ш	32,6	d3Т	60	l3Т	граф.	67209
d4Ш	45	l4Ш	107,4	d4Т	63	l4Т	107,4	40	90	23
d5Ш	40	l5Ш	34,6	d5Т	60	l5Т	граф.

7
. КОНСТРУКТИВНЕ КОМПОНУВАННЯ ПРИВОДУ
7.1 Конструктивні розміри шестерні

Шестерня виконується суцільно з валом, розміри шестерні визначені в задачі 3, а вала в задачі 6 у відповідних пунктах, тому окремо розрахунки не виконуються.

7.2 Конструктивні розміри колеса (циліндричного)

Рисунок 7.2 Геометричні параметри конічного зубчатого колеса

Товщина обода

S = 2,2∙m + 0,05 b2
=7,12 мм(7.1)

Внутрішній діаметр ступиці

d= d3Т
=60мм(7.2)

Товщина ступиці

d= 0,3·d=25,2мм(7.3)

Довжина ступиці

lст
= (1,2…1,5)·d=88,2мм (7.4)

Товщина диска

С = 0,5·( S+d)=16мм(7.5)

Фаска при вершині зуба

f = 0,5·m=1,125мм(7.6)

Крім того приймаємо:

технологічні радіуси і округлення R ≥ 10 мм;

фаски ступиці 2х45° мм

7.3 Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса редуктора і ребер жорсткості

=3,58мм(7.7)

Отримане значення δ скорочується до цілого значення, але не може бути менше 8 мм, у навантажених місцях – тобто місцях встановлення опор валів δ приймається 15 мм. Технологічні радіуси заокруглень приймаємо R = 6 мм

Розміри болтів:

Болти кріплення кришок підшипників М6

Стяжні болти фланця корпуса редуктора М8

Фундаментні болти М10

Довжина болтів визначається з конструктивних міркувань під час виконання креслення редуктора і відповідає ГОСТ 7798-70

8. ВИБІР ПОСАДОК ОСНОВНИХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Деталі, що знаходяться на валах (зубчасті колеса, підшипники кочення, зірочки, шківи і ін.), що встановлюються ,як правило, з натягом (посадка Н7/n6, Н7/k6, Н7/j6), а ці ж деталі (крім підшипників кочення), які встановлюються на кінцях валів, проміжними посадками (Н7/h6, Н7/g6, Н7/f7). Оскільки підшипники кочення є стандартними виробами, що мають свої поля допусків на виготовлення, то при визначенні посадки опускаються поля допусків стандартних виробів. Наприклад, при посадці підшипника кочення на вал діаметром 30мм, потрібно вказати тільки поле допуску валу, тобто Ø30k6, а при посадці підшипника кочення в отвір діаметром 52мм, слід вказувати поле допуску отвору Ø52Н7.

Шпонки в шпоночних з'єднаннях встановлюються в пазах валу і отвору по посадці P9/h9 (P9 – поле допуску ширини шпонки, h9 – поле допуску ширини пазу валу і ширини пазу в отворі). Для шліцевого (зубчастого) з'єднання валу з деталлю при їх рухомому з'єднанні розміри поперечного перерізу валу і отворі в деталі визначаються по ГОСТ 1139-58.

Шпоночні пази на валу утворюються фрезеруванням (Ra2,5…1,25мкм), а в отворі довбанням або протягуванням (Ra 2,5мкм).

Поверхні валів з вище вказаними посадками, як правило, шліфуються, тобто Ra2,5…0,63мкм, в випадку відсутності шліфувальних операцій ці поверхні обточують з шорсткістю Ra 1,25мкм. З ціллю підвищення зносостійкості частини валу, які призначені по встановленню манжет по ГОСТ 8752-79, повинні піддаватися загартовуванню ТВЧ до твердості HRC 40…50 на глибину h 0,8…1,0мм і подальшому поліруванню Ra0,16…0,04мкм. Вільні частини валів і торці валів оброблюються чорновим або получорновим точінням Ra40…20мкм.

9
. ВИБІР СОРТУ МАСТИЛА

Змащування зубчатого зачеплення виконується зануренням зубчатого колеса в масло, заливаємого в середину корпуса до занурення колеса на всю довжину зуба.

По [1 табл. 10.8] встановлюємо в’язкість масла. При контактному напруженні і середній швидкості V=2,58 м/с в’язкість масла потрібно щоб була приблизно рівна 28 .
10-6
м/с. По [1 табл 10.10] приймаємо масло індустріальне И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Підшипники змащуємо пластичним змазочним матеріалом, який закладаємо в підшипникові камери при монтажі. Сорт мазі вибираємо по [1 табл. 9.14] солідол марки УС-2.

10. ОПИС ПОРЯДКУ СКЛАДАННЯ І ВИКРЕСЛЮВАННЯ РЕДУКТОРА

Внутрішню поверхню перед складанням очищуємо і покриваємо малостійкою фарбою.

Складання починаємо із вузлів валів.

На внутрішній вал закладаємо шпонку і напресовуємо шестерню до упору в бурт вала. Надіваємо розпірну втулку, масло утримуючі кільця і встановлюємо підшипники, попередньо нагріті до 80-100 ْ

С. Після чого напресовуємо шків.

Аналогічно збираємо вузол веденого вала. На вихідний кінець якого напресовуємо пів муфту. Зібрані вали вкладаємо в основу корпуса і надіваємо кришку. Попередньо поверхню контакту змащуючи спиртовим маслом.

Для центрування встановлюємо кришку на корпус з допомогою двох конічних штифтів; затягують болти. Що кріплять кришку до редуктора. Після цього на ведений вал надягаємо кільце, в підшипниковій камері закладаємо пластикову змазку і ставимо кришку підшипників 2 механічних прокладок для регулювання.

Перед установленням кришок в проточки закладаємо войлочні ущільнення, просочені гарячим маслом і перевіряємо вали на факт заклинювання підшипників, і закріплюємо кришки гвинтами.

Вкручуємо корок масло спускного отвору з прокладкою жезловим масло покажчиком. Після чого заливаємо в корпус масло і закриваємо спостережний отвір.

Зібраний редуктор підлягає обкатуванню і випробуванню по певній програмі.

СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУР

1.Методичні вказівки. ПБТТБ, написав Семенко 2010рік.

2. А.Е.Шейнблит, "Курсовое проектирование деталей машин". Вид. "Высшая школа" , 1991 р.

3.Довідкові таблиці. ПБТТБ, написав Семенко 2010рік.