Приводная станция подвесного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Техническое задание

конвейер подшипник зубчатый передача приводной

Приводная станция подвесного конвейера.

Исходные данные.

Тяговая сила цепи F = 3,0 кН

Скорость грузовой цепи v = 0,55 м/с

Шаг грузовой цепи p = 80 мм

Число зубьев звездочки Z = 7

Срок службы привода L = 10 лет

Срок службы приводного устройства

L_H = 365*Lг*K_г*t_c*L_c*K_{c ,}

где Lг -срок службы привода (лет).

K_г - коэффициент годового использования (K_г = 0.8…0.9).

t_c - продолжительность смены (8ч).

L_c - Число смен (принимаем 3).

K_c - Коэффициент сменного использования (K_с = 0.8).

Отсюда L_H = 365*10*0.85*8*2*0.8 = 39712 ч.

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определим требуемую мощность рабочей машины P_рм (кВт):

Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

,

где данные коэффициенты - КПД закрытой передачи редуктора (0.97), открытой передачи (0.93), муфты (0.98), подшипников качения (0.99).

Определяем требуемую мощность двигателя P_дв, (кВт):

Определяем номинальную мощность двигателя Pном:

Выбираем тип двигателя.

Выбор оптимального типа двигателя зависит от типов передач, входящих в привод, кинематических характеристик рабочей машины - 4АМ100L6У3 950.

Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типов двигателей при заданной номинальной мощности :

:

2.2 Определение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_рм (об/мин)

,

Отсюда

,

где v-скорость конвейера (м/с), z-число зубьев ведущей звездочки тягового органа, p-шаг тяговой резьбы (мм):

Определяем передаточное число привода. Передаточное число привода u определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя n_ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины n_рм при нагрузке:

Определяем передаточные числа ступеней привода.

Рекомендуемое значение передаточных чисел ступеней для данного типа редуктора и для данного передаточного числа двигателя:



выбираем:

Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины ?n_рм (об/мин):

,

где д - процент допускаемого отклонения скорости приводного вала рабочей машины равный 4%.

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [n_рм], (об/мин):

Оптимальные передаточные числа можно получить подбором необходимого значения допускаемого отклонения частоты вращения в пределах максимального

Определяем фактическое передаточное число привода u_ф

Уточним передаточные числа закрытой и открытой передач

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность (кВт):

Частота вращения и угловая скорость (об/мин, рад/с):

Вращающий момент (кН*м):

Таблица1 Вычисленных Данных

параметр	передача	параметр	вал
	зп	оп		дв	редуктор	рм
					б	т
Передаточное число, и	3	5.2	Расчетная мощность, Р	1,9	1,85	1,79	1,65
			Угловая скорость, щ	100	100	33	6,35
КПД, з	0,97	0,93	Частота вращения, п	950	950	317	60,96
			Вращающий момент, Т	19,1	18,6	53,9	259,4

3. Эскизный проект

3.1 Выбор материалов зубчатых передач, определение допускаемых контактных напряжений

Сталь 40Х для шестерни (269НВ), Сталь 40Х для колеса (235НВ), выбираем термообработку - улучшение.

Определение допускаемых контактных напряжений [s]_H (Н/мм²) для шестерни и колеса:

[s_H] = s_H0*K_HL/SH ,

где SH - коэффициент безопасности (при улучшении SH = 1.1), s_Н0 - предел выносливости поверхности зубьев по контактным напряжениям при N_HO (s_Н01 = 2*НВ1 + 70 = 551 МПа, s_Н02 = 2*НВ2 + 70 = 490 МПа), K_HL - коэффициенты долговечности для зубьев шестерни и колеса, определяются по формулам:

,

где N_HO - число циклов изменения напряжений, соответствующее пределу выносливости (N_HO1 = 36,4*10⁶, N_HO2 = 25*10⁶), N-Число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

N = 573w*L_H (N1 = 3393790895,52, N2 = 1212043796,64),

w---угловая скорость соответствующего вала, L_H - срок службы привода в часах. (Если N>N_HO, то K_HL=1)

[s_H]1 = s_H01*K_HL1/SH = 770*1/1.1 = 551,00 Н/мм²

[s_H]2 = s_H02*K_HL2/SH = 670*1/1.1 = 490,00 Н/мм²

Цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями рассчитываем по меньшему значению [s_H], т.е. по менее прочным зубьям.

Определение допускаемых напряжений изгиба [s]_F (Н/мм²) для шестерни и колеса:

[s_F] = s_F0*K_FL*K_FC/SF ,

где SF - коэффициент безопасности (SF = 1.7),?s_F0 - предел изгибной прочности зубьев при числе циклов N_FO (s_F01 = 1.8*HB1 = 277 МПа, s_F02 = 1.8*HB2 = 242 МПа), K_FC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки K_FC = 1), K_FL1, K_FL2 - коэффициенты долговечности шестерни и зубчатого колеса соответственно, определяются пот формулам:

,,

где N_FO = 4*10⁶ - базовое число циклов нагружений для всех сталей, N - число циклов нагружений за весь срок службы (N_FO1 = 36,4*10⁶, N_FO2 = 25*10⁶).

(Если N>N_FO то принимаем K_FL=1.)

[s_F]1 = s_F01*K_FL1*K_FC/SF = 630/1,7 = 277 Н/мм²,

[s_F]2 = s_F02*K_FL2*K_FC/SF = 540/1,7 = 242 Н/мм².

Расчет модуля зацепления выполняем по менее прочным зубьям.

3.2 Расчет передач привода

Проектный расчет по допускаемым контактным напряжениям производится с целью определения геометрических параметров передачи. После определения параметров зацепления выполняется проверочный расчет. Он должен подтвердить правильность выбора табличных величин, коэффициентов и полученных результатов, а также определить соотношение между расчетными и допускаемыми напряжениями контактной и изгибной выносливости.

3.2.1 Расчет конической передачи

1. Проектный расчет.

Определяем главный параметр - внешний делительный диаметр колеса d_e2(мм):

,

,

где K_Hb ? коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев (K_Hb = 0.85), - коэффициент вида конических колес (для прямых колес )

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения по ГОСТ 12289 - 76, в данном случае до 160мм.

Определяем углы делительных конусов шестерни d_? и колеса d₂:

d_2--= arctgu = arctg3 = 71.565050

d_1--=--9_-----d_2--=?18.434950

Точность - до пятого знака после запятой.

Определяем внешнее конусное расстояние:

R_e = d_e2/2sind₂

R_e = 160/2*0,94870 = 84,3

Полученное значение не округляем.

Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

b = R_e * K_be,

b = 84,3 * 0.285 = 24,03мм,

где b - ширина зубчатого венца (мм), K_be - коэффициент зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния(обычно K_be = 0.285).

Значение b округляем до целого числа.

Определяем внешний окружной модуль m_e(мм):

m_e=14T₂*10³*K_Fb/(u_F*d_e2*b*[s _F]),

m_e=14*53,9*10³*1?(0.85*160*24,03*277) = 0,83 > 1,5,

где K_Fb?- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба (K_Fb = 1),?u_F - коэффициент вида конических колес (u_F =0.85)

Рассчитываем модуль с точностью до двух знаков после запятой, округляем до стандартного.

Определяем число зубьев колеса и шестерни:

z₂ = d_e2/m_e =160/1.5 = 106, z₁ = z₂/u = 106/3 = 35

Округляем до целого числа.

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение Du от заданного:

u_ф = z₂/z₁ = 106/35 = 3,03

Du = ([u_ф-u]/u)*100%=<4%

Du = ([3,03 - 3]/3)*100%= 1% < 4% - верно.

Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:

d₂=arctgu_ф = 71.735400

d₁=9_-----d₂ = 18.264600.

Определяем внешние диаметры шестерни и колеса (мм):

d_e1 = m_e*z₁ = 1.5*35 =52.5 мм,

d_e2 = m_e*z₂ = 1.5*106 = 159 мм,

Отклонение от стандартного:

d_e2 = (d'_e2 - d_e2)/ d_e2 *100% ? 2%; 0.63% ? 2% - верно.

Определяем внешние диаметры вершин зубьев и колеса:

d_ae1 = d_e1+2*m_e*cosd_? = 52.5 + 2*1.5*0,949619 = 55,35 мм,

d_ae2 = d'_e2+2*m_e*cosd_2--= 159 + 2*1.5*0,3134058= 159,94 мм,

Уточняем внешнее конусное расстояние:

R_e = d'_e2/2sind₂ = 160/2*sin71= 75,97 мм.

Определяем внутренние диаметры впадин зубьев и колеса:

d_fe1 = d_e1 - 2*1,2*m_e*cosd_? = 49,08 мм,

d_fe2 = d_e2 - 2*1,2*m_e*cosd₂ = 157,87 мм.

Точность вычисления-до 0.01мм

Определяем средний делительный диаметр (мм):

d_m1 = 2(R_e - 0.5b)*sind_? = 2(75,97 - 0.5*24,03)* sin18.26460= 40,09мм.

Определяем среднюю окружную скорость:

н = р*d_m1*n1/60*1000 =1,99м/с

Окружной скорости 1,99 соответствует 9 степени точности.

2. Проверочный расчет

Проверяем контактные напряжения s_H (Н/мм²):

где F_t - окружная сила в зацеплении (F_t = 2T₂*10³/d_е2 = 673,75H),

K_Ha=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,K_Hv - коэффициент динамической нагрузки (K_Hv = 1.075).

Допускаемая недогрузка 10%,допускаемая перегрузка 5%.

Отклонение расчетного от допускаемого контактного напряжения определяется из выражения:

s_H - [s_H])/[s_H]*100 ? 10% или > 5%, недогрузка 19,8%

Проверим прочность зубьев по напряжениям изгиба s_F (Н/мм²):

,

где K_Fб - коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями (K_Fб = 1), K_Fv - коэффициент динамической нагрузки (K_Fv = 1.05).

Напряжение изгиба в зубьях шестерни равно:

<277- верно.

где Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба. Определяются с помощью эквивалентного числа зубьев z_v:

Z_v1=z₁/cosd_? = 35/0,949619 = 36,86

Z_v2=z₂/cosd₂ = 106/0,313405 = 338,22

Допускаемая перегрузка 5%

3.2.2 Расчет цилиндрической передачи

1. Проектный расчет.

Определяем главный параметр - межосевое расстояние:

где К_а - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач принимаем 49.5, y_ba = b/a_w - коэффициент ширины венца колеса (y_a = 0,3), u - передаточное число открытой передачи, Т_рм - вращающий момент на приводном валу рабочей машины, [s] - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба ().

Полученное значение a_w округляем до стандартного, до 170

Определяем ширину венца колеса (мм):

,

Определяем модуль зацепления (мм):

где - коэффициент ширины венца колеса относительно модуля ( = 25,5).

Полученное значение модуля округляем до стандартной величины из основного ряда, до 2

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_e = z₁ + z₂ = 2*a_w/m = 2*170/2 = 170

Определяем число зубьев шестерни:

z₁=z_e/(1+u) = 170/(1 + 5.2) = 27

Определяем число зубьев колеса:

z₂ = z_e - z₁ = 170 - 27 = 143

Определяем фактическое передаточное число и его отклонение от заданного:

u_ф = z₂/z₁ = 143/27 = 5.3

,

,

Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)*m /2 = (27 + 143)*2/2 = 170мм.

Определяем фактические основные геометрические параметры колес и шестерен:

Определяем диаметры шестерни:

-делительный d₁ = mz₁ = 54мм

-вершин зубьев d_a1 = d₁ + 2m = 58мм

-впадин зубьев d_f1 = d₁ - 2.5m = 49мм

Определяем ширину венца

b₁ = b₂ + (5….10) = 56 мм

Определяем диаметры колеса:

-делительный: d₂ = mz₂ = 286мм

-вершин зубьев d_a2 = d₂ + 2m = 290мм

-впадин зубьев d_f2 = d₂ - 2.5m = 281мм.

Определяем степень точности передачи:

н = р*d₂*n2/(60*1000) = 3.14*286*317/(60*1000) = 4.745

Окружной скорости 4.745 соответствует 8 степень точности.

2. Проверочный расчет:

Проверяем контактные напряжения s_H (Н/мм²):

,

? 468,5

где К - вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач К = 436), F_t - окружная сила в зацеплении (F_t=2T_рм*10³/d₂ = 1814Н), - коэффициент динамической нагрузки ().

Проверим напряжение изгиба зубьев колеса s_F (Н/мм²):

,

<242-верно,

где - коэффициент, учитывающий наклон зубьев (для прямозубых колес = 1).

Напряжение изгиба в зубьях шестерни равно:

,

< 277 - верно.

где Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба. Определяются с помощью эквивалентного числа зубьев z_v:

При проверочном расчете оказалось, что и значительно меньше , это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Допускаемая перегрузка 5%.

3.3 Нагрузка валов редуктора

Коническая прямозубая передача.

Определение сил в зацеплении:

На шестерне:

-окружная

F_t1 = 2Т1 /dm1 = 2*18,6/0,04=465Н

-радиальная

F_r1=F_t1*tg20*cosд1=465*0,36397*0,95=160Н

-осевая

F_a1= F_t1*tg20*sinд1 =465*0,36397*0.313=52,97Н

На колесе:

-окружная

F_t2 = F_t1= 465Н

-радиальная

F_r2= F_t2*tg20*cosд2=465*0,36397*0,313=52,97Н

-осевая

F_a2= F_t2*tg20*sinд2 =465*0,36397*0,95=160Н

Определение консольных сил

На быстроходном валу:

- F_m1 =

На тихоходном валу:

3.4 Разработка чертежа общего вида

Разработка чертежа общего вида включает решение следующих задач: выбор материала валов; определение допускаемого напряжения на кручение; предварительный выбор подшипников и, наконец, разработка чертежа общего вида редуктора.

3.4.1 Выбор материала валов

Как правило, в рассматриваемых редукторах для всех валов применяют средне- или малоуглеродистые стали, например, сталь 45, 40Х и т.д.

Выбираем сталь 40Х, вид термообработки: улучшение. Ее возможные характеристики: твердость заготовки 269…302НВ, .

3.4.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение и конструирование валов

На стадии проектного расчете, когда размеры и конструкция вала неизвестны, принят упрощенный расчет основного размера вала - диаметра. В качестве нагрузки рассматривается только крутящий момент (Т). Для компенсации приближенности расчетов, допускаемые напряжения на кручение принимают заниженными, для редукторных валов принимают: .

Выбираем значение .

Затем выполняют проектирование вала с целью определения геометрических размеров ступеней вала: диаметра d и длинны l.

Быстроходный вал конического редуктора:

1-я ступень

2-я ступень

3-ступень

Тихоходный вал конического редуктора:

1-ая ступень:

2-ая ступень:

3-яя ступень:

4-ая ступень:

5-ая ступень:

3.4.3 Выбор типа подшипников

Конические колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники обладают малой осевой жесткостью. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических колес применяют конические роликовые подшипники. Для опор вала конической шестерни применяют в основном, по тем же соображениям, конические роликовые подшипники.

Подшипники качения выпускают следующих классов в порядке повышения точности 0,6,5,4,2. обычно применяют подшипники нормального класса точности 0. с повышением класса точности подшипника стоимость его возрастает.

Зная посадочные диаметры подшипников из проектного расчета валов, предварительно намечаем подшипники и вносим в таблицу 2.

Таблица 2 Подшипники

Условное обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	Т	C	Cо
ведущий	40	90	25.5	61	46
ведомый	40	90	25.5	61	46

3.4.4 Одноступенчатый конический редуктор

При выполнении эскиза предпочтителен масштаб 1:1. Провести посередине листа горизонтальную осевую линии - ось ведущего вала, провести вертикальную линию - ось ведомого вала. Из точки пересечения провести осевую линии делительных конусов под углом , и отложить на них величину делительных конусов .

Шестерня изготавливается заодно с валом. Вычертить ее размеры. Коническое зубчатое колесо имеет конструктивные размеры: диаметр ступицы (- посадочный размер колеса на вал); длина ступицы ; толщина обода ; толщина диска . Все значения округлить до целых величин. Ступицу колеса желательно выполнить относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала нанести габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстояние x=10мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника (для маслоудерживающего кольца). При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Для однорядных роликоподшипников

.

Определить размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника a. Принять размер между реакциями подшипников ведущего вала .

Разместить подшипники ведомого вала, наметив внутреннею стенку корпуса, от торца ступицы колеса с учетом толщины маслоудерживающего кольца. Вычертить наружную стенку корпуса. Взаимное расположение подшипников ведущего вала фиксировать распорной втулкой. Толщина стенки втулки . Подшипники разместить в стакане, толщина стенки которого . Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделать буртик высотой . У второго подшипника наружное кольцо фиксировать торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо. Для облегчения насадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшить на 0,5…1мм на длине, несколько меньшей распорной втулки.

3.5 Расчетная схема валов редуктора

После получения чертежа общего вида становится известными все необходимые размеры для точного расчета валов проверки их прочности.

Быстроходный вал:

Определяем реакции опор в подшипниках:

а) Вертикальная плоскость

;

Проверка:

.

б) горизонтальная плоскость

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов:

Относительно оси Y:

Относительно оси X:

.

строим эпюру крутящих моментов:

.

определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:

.

Определяем суммарные радиальные реакции в каждой опоре:

Строим эпюру изгибающих моментов, используя формулу:

.

Тихоходный вал:

1. Определяем реакции опор в подшипниках:

а) Вертикальная плоскость

;

Проверка:

.

б) горизонтальная плоскость

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов:

Относительно оси Y:

Относительно оси X: .

строим эпюру крутящих моментов:

.

определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:

.

Определяем суммарные радиальные реакции в каждой опоре:

Строим эпюру изгибающих моментов, используя формулу:

3.6 Проверка динамической грузоподъемности подшипников

В редукторах из-за значительных осевых сил валы устанавливают на конические роликовые подшипники, которые имеют наклонные контактные линии, что сопровождается появлением внутренних осевых сил S, которые стремятся раздвинуть кольца подшипников в осевом направлении. Этому препятствует упорные буртики вала и корпуса с соответствующими реакциями и . Для конических роликоподшипников:

Быстроходного вала:

.

Примем , тогда



Найдем отношение

,

значит не следует учитывать осевую нагрузку при определении Р.

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:

;

показатель степени р = 3,3333333.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчетный ресурс

Отсюда .

Тихоходного вала:

.

Примем , тогда



Найдем отношение

,

значит не следует учитывать осевую нагрузку при определении Р.

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:

;

показатель степени р = 3,3333333.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчетный ресурс

Отсюда .

3.7 Подбор муфты

В проектируемом приводе может быть одна, при открытой передаче, или две. Наиболее широкое применение в общемашиностроительных изделиях находят муфты упругие втулочно-пальцевые. Размеры муфт стандартизованы ГОСТ 21425-93. муфты подбираются по диаметру вала и передающему вращающему моменту. На работу муфты существенно влияют неравномерность работы как двигателя, так и исполнительного механизма. Поэтому подбор и проверка прочности элементов муфты производится не по номинальному моменту, а по расчетному:

Вбираем муфту с параметрами

[T]	d	D	L	l
125	28	120	125	60

Далее определяем по таблице размеры конструктивных элементов выбранной муфты

d					пальцы	втулки
							резьба	z
28	84	52	20	35	14	33	М10	6	27	28

Производим проверку пальцев

Проверим втулки на смятие

4. Смазывание

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяются в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода теплоты и продуктов износа трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Количество масла для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием, объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Для смазывания применяем масло марки И-Г-А-46, вязкостью 41…51 сСт.

В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролирует жезловый маслоуказатель.

5. Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу - под полумуфтой или елементом открытой передачи.

Условие прочности

Быстроходный вал:

Тихоходный вал:

Под колесом

Под шестерней

6. Проверочный расчет вала

Быстроходный вал:

Реакции в опорах:

Значения крутящего и изгибающего моментов:

Опасные сечения: и , значения суммарных изгибающих моментов и соответственно.

Определяем напряжения в опасных сечениях вала:

Сечение D:

Сечение C:

Нормальные напряжения:

Касательные напряжения:



Определяем коэффициенты запаса прочности в опасном сечении:

Определяем общий коэффициент запаса прочности

Тихоходный вал:

Реакции в опорах:

Значения крутящего и изгибающего моментов:

Опасные сечения: и , значения суммарных изгибающих моментов и соответственно.

Определяем напряжения в опасных сечениях вала:

Сечение D:

Сечение C:

Нормальные напряжения:

Касательные напряжения:

Определяем коэффициенты запаса прочности в опасном сечении:



Определяем общий коэффициент запаса прочности

Все полученные значения S удовлетворяют условию , отсюда прочности валов достаточно.

Список литературы

Иванов М.Н Детали машин: Учеб. Для студентов ВТУЗов/под редакцией В.А. Финогенов.-6-е изд., перераб. -М.: высшая школа, 1998г.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для техн. спец. ВУЗов. - 6-е изд. - М.: Высш. Школа, 2000.

Размещено на Allbest.ru

...