Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Нижегородский Государственный Технический Университет им. Р.Е. Алексеева

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Детали машин. Методички к курсовому проекту / ПРИМЕР ПОЯСН ЗАПИСКИ

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

28.03.2015

Размер:

5.61 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 52 3 4 5 > Следующая >>>

1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора

Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения – усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния aW из условия сопротивления контактной усталости.

1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес

В целях унификации [2, c.4] материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом мелкосерийного производства принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71.

Быстроходная ступень (Б.ст.) редуктора – коническая с круговыми зубьями; тихоходная (Т.ст.) – цилиндрическая косозубая. Выпуск мелкосерийный, жесткие требования к габаритам и массе отсутствуют. По

рекомендациям [2, c.3, п.1.1.4], чтобы получить H1m – H2m > 100НВ , назначаем термообработку зубьев :

–шестерен z1 – поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ1);

–колес z2 – улучшение (У2).

Механические свойства стали 40Х после термообработки [2, c.5] с предположением, что D 125 мм и S 80 мм, даны в таблице 1.5.

Таблица 1.5 – Механические свойства z1 и z2 из стали 40Х

	Наименование параметра	З у б ч а т о е к о л е с о		Примечание
	Наименование параметра	шестерня z1	колесо z2	Примечание
		шестерня z1	колесо z2
1	Термообработка	закалка ТВЧ (ТВЧ1)	улучшение (У2)
2	Твердость поверхности	(40...50) НRCЭ	(269...302) НВ
	средняя по Роквеллу	47,5 НRCЭ	–
	по Бринелю	460 НВ	285 НВ	[2, c.3, рис.1.1]
	по Виккерсу	500 НV	290 НV	то же
3	Предел прочности В, МПа	900	900
4	Предел текучести Т, МПа	750	750

Примечание - H1m – H2m = 460 – 285 = 175 > 100НВ.

1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рисунок 2 ТЗ) к эквивалентному постоянному [2, c.8] :

= (T	i	/ T	max	)m (L	/ L	) ,	(1.7)
	i		max	hi	h
где m – показатель степени отношения моментов: mH = qH /2;							mF = qF,

q – показатель степени кривой усталости: qH = qF = 6 и тогда mH =3, mF = 6.

При расчете по контактным напряжениям Н :

Н1 = Н2 = Н = 130,4 + 0,530,2 + 0,230,4 = 0,457 ;

при расчете по напряжениям изгиба F :

F1 = F2 = F = 160,4 + 0,560,2 + 0,260,4 = 0,403.

Судя по величинам Н и F заданный режим работы наиболее приближается [2, c.8, таблица 2.1] к тяжелому типовому режиму.

Требуемая долговечность передачи в часах [2, c.8] :

Lh = 365 24 kГkCh = 365 24 0,8 0,35 = 10512 ч,

где kГ = 0,8 – коэффициент годового использования; kС = 0,3 – коэффициент суточного использования; h = 5 лет – срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы

[2,c.8]:

N = 60ncLh ,

где n – частота вращения зубчатого колеса, мин -1 ;

с – число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: [2, c.9] c = 1.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, c.8]:

NE = N

(NHE = Н N ; NFE = F N ).

Базовое число циклов перемены напряжений [2, c.9] :

– по контактным напряжениям

NHlim = 30 Hm2,4 120 106 ,

где Hm – средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

– по изгибным напряжениям : NFlim = 4 106.

Результаты расчета N ,

NHE, NFE, NHlim,

представлены в таблице 1.6.

Таблица 1.6 – Число циклов перемены напряжений в зубьях

Ступень и

Число циклов N в миллионах

Сравнение

зубчатое колесо

мин -1

NHE

NHlim

NFE

NHE с NH lim

NFE с NFlim

Б.ст.

916,7

518

264

73,7

NHE > NHlim

233

NFE > NFlim

228,8

144

23,4

NHE > NHlim

NFE > NFlim

Т.ст.

228,8

144

73,7

NHE < NHlim

NFE > NFlim

57,2

23,4

NHE < NHlim

14,5

NFE > NFlim

1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение НР [2, c.10], МПа :

НРmin НР = 0,45 ( НР1 + НР2) A НРmin ,

(1.8)

где А = 1,25 – для цилиндрической передачи (Т.ст.) и А = 1.15 – для конической передачи (Б.ст.);

НРi (i = 1, 2) – допускаемые напряжения в прямых зубьях, МПа;

НРmin -	наименьшее из двух значений НР1	и НР2 .
Согласно [2, c.9]
	НРi = Нlimbi ZN i (ZRZVZLZX) / SHi,		(1.9)

где Нlimbi – базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа, [2, c.9]:

– для шестерен z1 (закалка ТВЧ)

Нlimb1 = 17 HHRCЭ + 200 = 1747,5 + 200 = 1008 МПа ;

– для колес z2 (улучшение)

Нlimb2 = 2ННВ + 70 = 2285 + 70 = 640 МПа ;

ZN i – коэффициент долговечности [2, c.10] в зависимости от отношения

NHlim / NHE;

SHi – коэффициент запаса прочности [2, c.10]:

	для z1	SH1 = 1,2;	для z2	SH2 = 1,1;
произведение ZRZVZLZX = 0,9.
Расчеты по формулам (1.8), (1.9) представлены в таблице 1.7.
	Таблица 1.7 – Допускаемые контактные напряжения НР, МПа
Ступень, зубчатое колесо		NHlim / NHE	ZN	НРi (1.9)	А НРmin	НР (1.8)
Б.ст.	z1	0,28	0,94	711		530
	z2	0,35	0,95	497	572

Т.ст.	z1	1,12	1,02	771		600
	z2	1,46	1,07	560	700

1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям

По ГОСТ 21354-87 [2, c.12] :

КН = КАКНVKH KH ,	(1.10)
где КА – коэффициент, учитывающий влияние	внешней динамической
нагрузки; КА = 1 ;

КНV - коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении;

KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций :

– для конической передачи с круговыми зубьями [2, c.18]

KH = (KH 0)1/2;	(1.11)
– для цилиндрической передачи [2, c.14]
KH = 1 + (KH 0 – 1) KHW,	(1.12)

где KH 0 – начальное (до приработки) значение коэффициента KH [2, c.16]; KHW – коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, c.16];

KH - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями:

–для конической передачи KH = 1 ;

–для цилиндрической косоэубой передачи [2, c.17]

KH = 1 + (KH 0 – 1) KHW,

(1.13)

где KH 0 – начальное значение до приработки зубьев: при Н2 350 НВ [2, c.17]

KH 0 = 1 + 0,25(nст – 5) 1,6,	(1.14)
	13

где nст – число степени точности передачи по нормам плавности.

В таблице 1.8 приведены величины коэффициентов рабочей ширины

зубчатых венцов Кbe,	ba, bd по рекомендациям [2, c.13, 14].
Таблица 1.8 – Коэффициенты Кbe, ba, bd
Параметры		С т у п е н ь р е д у к т о р а
Параметры		быстроходная	тихоходная
		быстроходная	тихоходная
Тип передачи		коническая с круговыми	цилиндрическая косозубая
		зубьями
Схема [2, рисунок 4.1 ]		2	6
Коэффициенты Кbe и ba		Кbe = 0,285	ba = 0,315 (Н2 350 НВ)
Передаточное число u		4	4
Коэффициент		0.166(u2 + 1)1/2 = 0,68	0,5 ba(u + 1) = 0,63
bd

Расчет коэффициентов, входящих в формулу (1.!0) выполнен в таблице 1.9.

Таблица 1.9 – Коэффициенты расчетной нагрузки КН

				Ступень	редуктора
	Наименование	параметра	Источник	Б.ст. –	Т.ст. –	Примечание
				коническая	цилиндрич.
1	Частота вращения n1, мин-1		табл.1.4	916,7	228,8
2	Момент Т1, Н м		табл.1.4	62,5	239,4
3	Скоростной коэффициент СVm (CV)		[2, c.18]	1000	1600	ТВЧ1 + У2
4	Окружная скорость vm (v) , м/с		[2, c.17]	2,29	0,82
5	Степень точности		[2, c.18]	8	8
6	Твердость зубьев		табл.1.5	Н1 350 НВ;	Н2 350 НВ
	средняя по Виккерсу HVmin		табл.1.5	290
	средняя по Виккерсу HVmin			290
7	Коэффициент КНV		[2, c.15]	1,04	1,02
8	Коэффициент KH 0		[2, c.16]	2,72	1,24
9	Коэффициент KHW		[2, c.17]	–	0,43
10 Коэффициент KH			(1.11),(1.12)	1,65	1,1
			(1.11),(1.12)

11 Коэффициент KH		0 ,	(1.14)	–	1,75	Н 350 НВ
						2
	0			–	1,6
	принято KH
12 Коэффициент KH			(1.13)	1,0	1,26
13 Коэффициент KH			(1.10)	1,72	!.41

1.3.5 Расчет цилиндрической передачи

1.3.5.1 Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев [2, c.19] :

a	W	= 410 (u + 1) [ T K	H	/ (	u	2 )]1/3	(1.15)
	W	1	H	ba		НР

aW = 410 (4 + 1) [239,4 1,41 / (0,315 4 6002 )] 1/3 = 185,8 мм.

По заданию выпуск мелкосерийный – передача нестандартная; принимаем aW = 190 мм.

1.3.5.2 Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни [2, c.10] :

		FР1	= 0,4	0Y	N1	,	(1.16)
		FР1		Flimb1	N1
где	0- базовый	предел		изгибной		выносливости	зубьев [2, c.11].
	Flimb1

Предполагая mn 3 мм и при этом сквозную закалку зубьев, будем иметь

Flimb10 = 550 МПа;

	YN1 – коэффициент долговечности при изгибе.					Так как NFE1 NFlim, то
YN1= 1,0.			FР1 = 0,4 5501 = 220 МПа.
	1.3.5.3		Параметры цилиндрической передачи [2, c.20], [3, c.4] представ-
лены в таблице 1.10.
			Таблица 1.10 – Параметры тихоходной ступени редуктора
		Наименование параметра			Формула,	источник	Результат
1	Ширина зубчатого венца, мм : b2 = bW				baaW		59,9
			принято: колеса	b2 = bW	передача нестандартная		60
			шестерни b1		b2 + 5		65
2	Модуль, мм : минимальный mmin				3500T1(u + 1) / (aWbW FР1)		1,67
			рекомендуемый mn		(0,01 ... 0,02) aW		1,9 ... 3,8
			принято m		ГОСТ 9563-60		3 [1.5]
			принято m		ГОСТ 9563-60
3	Минимальный угол наклона зубьев min ,
	град,	при	1,1		arcsin (4m / bW)		11,537

4	Суммарное число зубьев			z ;	2aWcosmin / m		124,1
			округление	z	до целого числа		124
5	Фактический угол наклона зубьев				arccos [z m / (2aW)]		11,777577 0
							11046 40
6	Числа зубьев : шестерни			z1	z / (u + 1)		24,8
			принято	z1			25
_			колеса	z2	z – z1		99
7	Фактическое передаточное число u				z2 / z1		3,96
8	Диаметры окружностей при x1 = x2 = 0, мм :
	:	– делительных шестерни d1			m z1 / cos		76,61
			колеса d2		m z2 / cos		303,39
		– вершин зубьев		dа1	d1 + 2m		82,61
				dа2	d2 + 2m		309,39
		– впадин зубьев		df1	d1 – 2,5m		69,11
				df2	d2 – 2,5m		295,89
9	Окружная скорость			v, м/с	d1n1 / 6 104		0,92

1.3.6 Расчет конической передачи

1.3.6.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса из условия сопротивления контактной усталости при Kbe = 0,285 [2, c.24] :

	d	= 1640 [T uK		/ (		2)]1/3,	(1.17)
		e2	2 H	H		HP
где H – коэффициент, учитывающий влияние вида конической передачи:
при Н1 45 HRCЭ и Н2 350 НВ					[2, c.24] :
	H = 1,13 + 0,13u = 1,13 + 0,13 4 = 1,65.
Тогда	d	= 1640 [ 239,4 4 1,72 / (1,65 5302)1/3 = 250,3 мм.
		e2

По ГОСТ 12289-76 принимаем de2 = 250 мм.

1.3.6.2 Параметры конической передачи [2, c.25] представлены в таблице 1.11.

Таблица 1.11 – Параметры быстроходной (конической) ступени редуктора

	Наименование параметра				Формула,			источник	Результат
1 Внешний делительный диаметр шестерни de1,мм						de2 / u			62,5
2	Внешнее конусное расстояние		Re, мм		0,5 de2 (u2 + 1)1/2 / u				128,85
3	Ширина зубчатого венца b , мм				0,285 Re				36,72
	округление b				до целого числа				37
4	Фактическое значение Kbe					b / Re			0,287
5	Диаметры средних делительных окружностей,
	мм :	– шестерни dm1			de1(1 – 0,5 Kbe)				53,53
		– колеса dm2			de2(1 – 0,5 Kbe)				214,13
		– колеса dm2			de2(1 – 0,5 Kbe)
6	Числа зубьев :	z1			[2, c.26, рис.5.4 б]				12
	– шестерни z1				[2, c.25] ;			1,3 z1	16
	– колеса	z2				z1u			64
7	Фактическое передаточное число		uБ			z2 / z1			4,0
8	Углы делительных конусов, град : колеса 2					arctg u			75,963757
						или			750 57 50
		– шестерни 1				90 – 2			14,036243
						или			140 02 10
9	Модули, мм : внешний окружной		mte			de2 / z2			3,9063 [ 1,5 ]
	– средний нормальный		mnm		mte(1 – 0,5 Kbe)cosm				2,7407
10 Число зубьев плоского производящего					(z12 + z22)1/2.
	колеса		z		(z12 + z22)1/2.				65,97
11 Осевая форма зубьев						[2, c.23]			II
12	Средняя окружная скорость		v , м/с		d	m1	n	/ 6 104	2,57
			m			m1	1
	1.4 Предварительный расчет диаметров валов
	Рекомендуемые диаметры валов редуктора из условий прочности и
жесткости [7, c.42] или [3, c.19], мм :				d KT1/3,
где К – расчетный коэффициент
	Т – момент на валу, Н м (таблица 1.4) :
	Вал		К		Т, Н м			d , мм	d, мм
	быстроходный (входной)		8		62,5			31,74	32
	промежуточный		6,5		239,4			40,35	40
	тихоходный (выходной)		5,5		928			53,63	56
16

1.5 Расчет ременной передачи

По заданию передача с клиновым ремнем нормального сечения.

Расчет произведен в соответствии с методикой, изложенной в [5], и примером [6, c.7, п.3.1 и 3.2].

1.5.1 Передаваемая мощность, кВт, [5, c.7]

		P = PnomCp ,			(1.18)
где Pnom = Pдв = 4,27 кВт – номинальная мощность привода;
	Cp – коэффициент динамичности нагрузки [5, c.25] : режим работы
тяжелый ( см. с.11 ), kС = 0,3 – работа односменная :				Cp = 1,2 ;
		P = 4,271,2 = 5,12 кВт.
	1.5.2 Рекомендуемые сечения нормальных клиновых ремней при
P = 5,12 кВт и n1 = 1430 мин-1 [5, c.24] – А и В(Б).
	Таблица 1.12 – Размеры клиновых ремней [5, c.22], (рисунок 1.3)
	Наименование параметров			Сечение ремня
	Наименование параметров			А	В(Б)
				А	В(Б)
1	Расчетная ширина ремня WP , мм			11	14
2	Ширина большого основания		W , мм	13	17
3	Высота ремня Т, мм			8	11
4	Расстояние от нейтрального слоя y0, мм			2,8	4,0
5	Площадь сечения	А , мм2		81	138
6	Масса 1 м ремня	mп, кг		0,1	0,18
6	Масса 1 м ремня	mп, кг
7	Минимальный диаметр шкива		d1min , мм	90	125
7	Минимальный диаметр шкива		d1min , мм
8	Класс кордшнуровых ремней			II	II
				Обозначено:
				1	двигатель;
				2 ременная
					передача;
				3	редуктор;
				4	муфта;
				5 приводной

барабан; 6 рама

Рисунок 1.3 Сечение ремня

Рисунок 1.4 Компоновка ременной передачи

1.5.3	Межцентровое расстояние по ГОСТ 1284.3–96 [5, c.9]
	0,7 (d1 + d2 ) а 2 (d1 + d2 )
может быть представлено как
	0,7d1(1 + i) а 2 d1(1 + i),	(1.19)
где i = 1,56	(в таблице 1.3 – это uР ) – передаточное отношение ременной

передачи.

В соответствии с рисунком 1.4 для принятой схемы компоновки

а = Н – Н1, где Н и Н1 – расстояния от пола до осей соответственно барабана (Н = 650 мм) и двигателя. Грубо (с запасом) можно принять Н1 = 2h = 2 112 =

224 мм (h = 112 мм – рисунок 1.2). Тогда а = 650 – 224 = 426 мм.

Из соотношения (1.19) при i = 1,56 и а = 426 мм следует 83 d1 238 мм С другой стороны, d1min = 90 и 125 мм, а также d1 должен вписываться в габарит двигателя, т.е. d1 d30 (d30 = 246 мм). Это условие (238 246 мм) выполняется. Кроме того, чем больше диаметры шкивов, тем выше долговечность ремней.

Исходя из сказанного, для сравнительного расчета принимаем шкивы с диаметрами по трем вариантам :

	Вариант	1	2	3
d1,	мм	140	160	180
d2 = i d1_, мм		218,4	249,6	280,8
d2	по ГОСТ, мм	224	250	280

Округляя, принимаем а = 420 мм.

1.5.4Общие расчетные данные для обоих сечений ремней представлены

втаблице 1.13.

Таблица 1.13 – Общие параметры для сечений ремней А и В (Б)

	П а р а м е т р ы		Результаты при d1 , мм			Приме-
	наименование	источник	140	160	180	чание
1	Фактическое i	d2 / [d1(1 - )]	1,62	1,58	1,57	= 0,01
2	Скорость ремня v1, м/c	d1n1 / (6 104)	10,48	11,98	13,48
3	Угол обхвата 1, град	180 – 57(d2 – d1) / a_	168,6	167,8	166,4	110 0
4	Длина ремня :	(d1 + d2)	1144	1288	1445
	q	(d2 – d1)2 / 4	1764	2025	2500
	LP , мм	2а + + q / а..	1988	2133	2291	а = 420 мм
	LP, мм	округление по ГОСТ	2000	2120	2240
5	Частота пробегов , с-1	103v1 / LP	5,24	5,65	6,02	20
6	Межцентровое рассто-	0,25 [ LP - +				а = 426
	яние anom , мм	(LP - )2 - 8 q ]	426	414	394	а = 426
7	Регулирование а , мм:
	увеличение 1, мм ;	S1LP	50	53	56	S1 = 0,025
	уменьшение 2, мм :	S2LP + 2WP				S2 = 0,009
	сечение А		40	41	42
	сечение В (Б)		46	47	48
	ход , мм	1 + 2
	сечение А		90	94	98
	сечение В (Б)		96	100	104

Результаты тягового расчета и расчета на долговечность приведены в таблице 1.14.

Окончание таблицы 1.14

Примечание – ТР – требуемый эксплуатационный ресурс ремней по ГОСТ 1284.2-89 [5, c.21] : ТР = ТР(СР) К1К2, где ТР(СР) = 2500 ч – ресурс при среднем режиме работы; К1 = 0,5 – для тяжелого режима; К2 = 1,0 – для умеренного климата; ТР = 2500 0,5 1,0 = 1250 ч._

1.5.5.Анализ результатов

Из результатов расчета следует, что только три ремня ( сечение А при d1= 140 и d2 = 224 мм и сечения А и В (Б) при d1 = 180 и d2 = 280 мм) удовлетворяют требуемому ресурсу в 1250 часов.

Окончательно выбираем ременную передачу, имеющую наименьшие габариты и массу :

РЕМЕНЬ А – 2000 II ГОСТ 1284.1-89, К = 3, d1 = 140 мм, d2 = 224 мм,

i = 1,62, anom = 426 мм. = 90 мм ( 1 = +50 мм, 2 = – 40 мм), Lh = 1831 час.

1.5.6 На рисунке 1.5 представлены конструкция [5, c.29] и размеры {5, c.18] ведомого шкива.

		По таблице П9 ]5, c.29] для сечения
		ремня А :
		wd = 11 мм; bmin = 2,75 мм – при-
		нимаем b = 3 мм;
		hmin = 8,7 мм – принимаем h = 9 мм;
		e = 15 0,3 мм; fmin = 9 мм; r = 1 мм
		при dd = d2 = 224мм = 38 0,5 0
		Тогда М = (n – 1)e + 2f = (3 – 1)15 +
		+ 2 9 = 48 мм;
		de = dd + 2b = 224 + 2 3 = 230 мм.
		Производство мелкосерийное :
		при de = 230 мм 250 мм шкив
		точеный из стального проката:
		= (0,88...1,0)h = 7,9...9 мм,
	Рисунок 1.5 Конструкция и размеры шкива	принимаем = 8 мм;
	Рисунок 1.5 Конструкция и размеры шкива	с = (1,2...1,3) = 9,6...10,4 мм –
		с = (1,2...1,3) = 9,6...10,4 мм –
	с = 10 мм;

D0 = dd – 2 (h + ) = 224 – 2 (9 + 8) = 190 мм..

Расчетный диаметр входного вала редуктора КЦ d = 32 мм (см. п.1.4). Коническая шестерня консольная; под подшипниками принимаем dП = 35 мм, резьбу регулировочной круглой гайки на валу [7, c.429] М33 х 1,5 и тогда диаметр вала под шкивом dВ = 28 мм [7, c.431]. Размеры ступицы шкива :

dСТ = 1,55dВ = 1,5528 = 43,4, принимаем dСТ = 45 мм; lСТ = (1,2...1,5)dВ = 33,6...42 мм, принимаем lСТ = 36 мм.

В пределах размера диска (D0 – dСТ) / 2 = (190 – 45) / 2 = 72,5 мм возможно разместить 4 отверстия d0 = 50 мм.

<<< < Предыдущая 12 / 52 3 4 5 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке Детали машин. Методички к курсовому проекту

#
28.03.2015361.63 Кб6210. ПРИЛОЖЕНИЯ Б-Д Тит листы.pdf
#
28.03.20154.15 Mб55~WRL0001.tmp
#
28.03.20152.04 Mб104КИНЕМАТ и ЭНЕРГЕТ РАСЧЕТЫ.pdf
#
28.03.20155.61 Mб94ПРИМЕР ПОЯСН ЗАПИСКИ.pdf
#
28.03.20154.65 Mб133РАСЧЕТ ВАЛОВ.pdf
#
28.03.20152.76 Mб658РАСЧЕТ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ.pdf
#
28.03.20153.97 Mб169РЕМЕННЫЕ ПЕР-Ч1 Методика.pdf
#
28.03.2015621.7 Кб112РЕМЕННЫЕ ПЕР-Ч2 Примеры.pdf
#
28.03.20151.62 Mб81Ч1- ПРОЕКТИРОВ РАСЧЕТ.pdf