Аннотация

АО «НПФ «НевИнтерМаш» (г. Санкт-Петербург) уже 30 лет специализируется на решении полного спектра технических задач от идеи до внедрения центробежных компрессоров предприятий нефтегазоперерабатывающего комплекса. Специалистами фирмы выполняется проектирование, конструирование, производство, поставка, монтаж, пусконаладка, диагностирование, ремонт, модернизация и реверс-инжиниринг как отдельных узлов агрегатов, так и целых компрессорных установок. Данный материал освещает опыт АО «НПФ «НевИнтерМаш» в части расчётной оценки прочности, подбора исполнения рабочих колёс и освоения передовых технологий отрасли, а также содержит примеры, демонстрирующие важность решения современных задач повышения надёжности рабочих колёс, стоящих перед конструкторами при проектировании центробежных компрессоров.

Введение

Области применения компрессорного оборудования и, в частности, центробежных компрессоров охватывают все базовые отрасли промышленности, энергетики и транспорта. В России одной из наиболее обширных областей их применения является газотранспортная система – затраты на привод компрессоров этой области экономики по оценкам специалистов превышают 50 млн. кВт [1].

Большинство компрессоров, применяемых в газовой отрасли, относятся к компрессорам газоперекачивающих агрегатов (ГПА), изготавливаемых серийно, что в немалой степени отличает компрессоры ГПА от центробежных компрессоров химических, нефтехимических и нефте- и газоперерабатывающих производств, чаще в силу технологических особенностей изготавливаемых по индивидуальным проектам. При этом отмечается рост спроса как на модернизацию существующего компрессорного парка, так и на разработку новых машин таких производств, что в свою очередь связано с интенсификацией производства, увеличением глубины переработки сырья и реализацией современных технологических процессов в контексте перехода к более ресурсосберегающему отношению в части охраны окружающей среды.

АО «НПФ «НевИнтерМаш» 30 лет специализируется на решении полного спектра технических задач от идеи до внедрения центробежных компрессоров предприятий нефтегазоперерабатывающего комплекса. Специалистами фирмы выполняется проектирование, конструирование, производство, поставка, монтаж, пусконаладка, диагностирование, ремонт, модернизация и реверс-инжиниринг как отдельных узлов агрегатов, так и в целом компрессорных установок.

Сущностью рабочего процесса центробежных компрессоров вне зависимости от области их применения является передача совершаемой двигателем механической работы газу за счёт силового взаимодействия потока с лопатками вращающихся рабочих колёс ротора [2]. Таким образом, основными узлами, не только в значительной степени определяющими энергоэффективность машины, но и ограничивающими ресурс центробежного компрессора в силу наибольшей загруженности при эксплуатации, а также наиболее сложными в проектировании и производстве, являются рабочие колёса ротора.

Реализация на предприятиях нефте- и газопереработки проектов современных технологических процессов определяет тяжёлые условия эксплуатации проектируемых центробежных компрессоров, предполагая работу машин на различных режимах, требующих кроме детальной расчётной газодинамической проработки с точки зрения энергоэффективности, также и обеспечения надёжной эксплуатации на каждом режиме. Такие условия определяют необходимость особого внимания к материальному, конструктивному и технологическому исполнению основных деталей и узлов, в частности рабочих колёс, работающих в агрессивных средах и подвергающихся эрозионному износу, а также коррозионному, сульфидному или водородному растрескиванию под напряжением.

Материалы и технологии

Конструктивное и материальное исполнение деталей компрессоров выбирается в соответствии с наиболее часто применяемыми в настоящее время в практике нефтегазоперерабатывающей отрасли стандартами АPI 617 / ISO 10439 (частичная локализация в России – СТО ИНТИ S.60.2–2022) и NACE MR-0103 (требования во многом идентичны стандартам нефтегазодобывающей отрасли NACE MR-0175 / ISO 15156 / ГОСТ Р 53678, 53679), предполагающими использование как специальных сталей, так и сплавов цветных металлов, среди которых в качестве материалов рабочих колёс центробежных компрессоров наибольшее употребление получили титановые сплавы. При этом соединения дисков рабочих колёс закрытого типа должны быть сварными или паяными.

В качестве материала рабочих колёс паяной или сварно-паяной конструкции наибольшее распространение в отечественной практике получила аустенитно-мартенситная сталь переходного класса 07Х16Н6, пайка дисков из которой производится с использованием палладиевого припоя ПЖК-1000 (массовая доля палладия 45,8-50,0 %). Это удорожает производство рабочих колёс по причине использования в конструкции драгоценного металла, однако позволяет получить узел с равнопрочным основному металлу соединением дисков, обеспечивающих высокую категорию прочности (КП 110 – условный предел текучести стали 07Х16Н6 1080 МПа) и повышенную износостойкость. При этом сложной технологической задачей оказывается осуществление термической обработки (закалка с быстрым охлаждением, обработка холодом и старение узла в сборе после пайки), для чего ранее применялось бандажирование и автовакуумирование рабочих колёс. Кроме существенного усложнения процесса производства, такая практика изготовления рабочих колёс при технологических отклонениях могла привести и к повышению склонности металла к хрупкости из-за возможности образования окалины, карбидной сетки, повышенной твёрдости и высоких внутренних напряжений. Обусловленная технологическими отклонениями склонность металла к хрупкости может явиться причиной разрушения рабочего колеса после относительно непродолжительной наработки, примеры чего отмечались специалистами «НевИнтерМаш» при обследовании компрессоров перед проведением модернизации с целью повышения надёжности (рис. 1).

Рис. 1. Разрушение рабочего колеса из-за отклонений режима термообработки

При реализации собственных проектов (рис. 2) специалистами «НевИнтерМаш» отработана технология, позволившая отказаться от бандажирования и автовакуумирования паяных рабочих колёс перед закалкой с быстрым охлаждением: современные вакуумные печи позволяют проводить закалку сталей путём быстрого заполнения рабочего пространства различными газами; таким образом, весь цикл «пайка-закалка» рабочих  колёс  производится в одной форвакуумной печи с использованием азота в качестве охлаждающего газа. При этом нагрев изделий под закалку производится только после их полного охлаждения с температуры пайки, обеспечивая тем самым перекристаллизацию структуры в целях измельчения выросшего в процессе пайке зерна.

Положения стандартов АPI 617 / ISO 10439 / СТО ИНТИ S.60.2–2022 определяют границу возможного применения материалов с условным пределом текучести выше 827 МПа значением парциального давления водорода в рабочем газе – не более 689 кПа. Для рабочих колёс компрессоров, сжимающих водородосодержащий газ (ВСГ), специалистами «НевИнтерМаш» отработана технология получения требуемых стандартами механических свойств: в таком случае для стали 07Х16Н6 целесообразно допустить в структуре значительное количество аустенита, т.е. исключить обработку холодом или повысить её температуру.

Рис. 2. Стальные рабочие колёса, паяные палладиевым припоем

Для условий технологического газа, которые вызывают сульфидное растрескивание (например, для сталей – парциальное давление серосодержащих компонентов выше 300 Па) положениями стандартов АPI 617 / ISO 10439 / СТО ИНТИ S.60.2–2022 запрещается использование высокопрочных сталей, что определяет широкое использование в современных производствах компрессоров с рабочими колёсами из титановых сплавов в паяном исполнении, обладающих высокой удельной прочностью и коррозионной стойкостью, в том числе и к сульфидному растрескиванию в условиях высокого содержания влаги в сероводородосодержащем газе. 

Титановые рабочие колёса изготавливаются в паяном исполнении достаточно давно и в России, и за рубежом.  Однако ранее рабочие колёса изготавливали с использованием припоев в виде порошка или ленты, полученной прокаткой порошка. Но такая традиционная технология затрудняет точную дозировку припоя и увеличивает возможность ликвации припоя при нагреве – затекания легкоплавкой составляющей припоя в паяльный зазор, и формирования слоя, чрезмерно обогащенного медью, никелем и цирконием.

При реализации собственных проектов (рис. 3) специалистами «НевИнтерМаш» отработана технология соединения дисков титановых рабочих колёс методом высокотемпературной вакуумной пайки ленточным титановым аморфным припоем, важным преимуществом которого является возможность его укладки непосредственно в паяльный зазор, что нейтрализует неблагоприятный эффект ликвации.

Проведённые исследования показали, что в паяных силовых конструкциях из титановых сплавов необходимо не только обеспечить отсутствие в структуре паяного шва хрупкой эвтектики, но и за счет диффузионного отжига создать условия для отвода легирующих элементов припоя до определённого уровня, для соединений сплава ВТ6С, паяных припоем СТЕМЕТ 1216, соответствующего ~ 3 % меди, что достигается продолжительным отжигом при температуре пайки.  

Также показано, что при проектировании паяных конструкций из (α+β)-титановых сплавов следует использовать основной металл с пластинчатым типом микроструктуры, свойственной сплавам после нагрева в β-области, т.к. она однотипна пластинчатой структуре паяного шва. Кроме того, как известно, пластинчатая структура титановых сплавов обладает повышенным сопротивлением развитию трещины.

Рис. 3. Титановые рабочие колёса, паяные аморфным ленточным припоем

Однако, при проектировании рабочих колёс, особенно для компрессоров, сжимающих ВСГ, следует учитывать, что, оказываясь стойким к сульфидному растрескиванию, титан и его сплавы могут быть склонны к образованию гидридных фаз, что приводит к охрупчиванию металла по гидридному механизму. Причиной быстрого наводороживания титанового сплава может стать как повышенная структурная неоднородность, проявляющаяся в различии пластинчатой морфологии разных участков колеса, что является исключительно следствием технологии изготовления, так и разогрев колеса до температур, при которых существенно возрастает равновесная растворимость водорода в титане – такой разогрев может быть обусловлен конструктивными особенностями и факторами динамического нагружения колеса при высоких частотах вращения ротора. Примеры описанной деградации механических свойств из-за насыщения водородом титанового сплава рабочих колёс отмечались специалистами «НевИнтерМаш» при обследовании компрессоров перед проведением модернизации с целью повышения надёжности (рис. 4).

Рис. 4. Разрушение рабочего колеса из-за наводороживания титана

Положениями стандартов АPI 617 / ISO 10439 / СТО ИНТИ S.60.2–2022 не исключается возможность применения конструктивных и технологических решений соединения дисков рабочих колёс закрытого типа, отличных от паяного или сварного исполнения, однако отмечается необходимость соответствующего обоснования. Выше был упомянут запрет на использование высокопрочных сталей (стали с условным пределом текучести выше 620 МПа) в качестве материала деталей, работающих в условиях сульфидного растрескивания под напряжением. Также была описана опасность охрупчивания титана при наводороживании в среде ВСГ.

Обозначенные выше соображения явились причиной проведения специалистами компании научно-исследовательской работы, в результате которой были разработаны рекомендации по структурному составу и режим термообработки рабочих колёс в сборе из стали бейнитного класса 14Х2ГМР в клёпаном исполнении, позволяющий сохранить микроструктуру стали, необходимую для обеспечения стойкости материала к сульфидному растрескиванию под напряжением с обеспечением требуемых отраслевых запасов прочности (нижний бейнит). Также было показано, что обеспечить надёжность сварных рабочих колёс в данном случае сложнее ввиду невозможности выполнения сварных швов и зоны термического влияния однородными по структуре по отношению к основному металлу. Эти разработки применены АО «НПФ «НевИнтерМаш» во многих проектах компрессоров, сжимающих сероводородосодержащий и водородосодержащий газ, где напряжённость рабочих колёс позволяет использовать сталь, механические свойства которой соответствуют категории прочности КП60 (рис. 5).

Рис. 5. Стальные рабочие колёса в клёпаном исполнении

Тем не менее, для газов, не вызывающих сульфидное растрескивание, оказывается возможным использование сварного исполнения рабочих колёс из стали 14Х2ГМР – эта сталь является хорошо свариваемой, как и её более высокопрочная модификация, сталь 12Х2ГМФБРЧА (КП75). При реализации собственных проектов специалистами «НевИнтерМаш» отработана технология сварки и термической обработки рабочих колёс из этих сталей (рис. 6).

Рис. 6. Стальное рабочее колесо в сварном исполнении

Расчётная оценка прочности

Выше были упомянуты отраслевые запасы прочности рабочих колёс из стали 14Х2ГМР, обеспечение которых требовалось при сохранении стойкости к сульфидному растрескиванию под напряжением. Испытания на стойкость к сульфидному растрескиванию проводились в соответствии с методикой NACE TM-0177 при нагружении образцов до напряжения в 400 МПа при категории прочности стали КП60, т.е. из условия обеспечения конструкцией колеса запаса прочности на расчётном режиме, равного 1,5.

Особенности нормирования прочности рабочих колёс в условиях применения современных средств оценки напряжённо-деформированного состояния (НДС) конструкций следует рассмотреть отдельно.

Запас прочности учитывает разброс как механических свойств материала, так и приближённость расчётных оценок напряжений. Для наиболее ответственных деталей устанавливают нормы прочности, которые обобщают опыт эксплуатации машин [3].

Накопленный и проанализированный опыт проведения большого числа натурных и стендовых тензометрических испытаний, а также опыт эксплуатации, лёг в основу норм прочности «Колёса ЦКМ. ТМ 4990-77», разработанных НИКТИТ ПО «НЗЛ».

Запасы прочности устанавливаются для номинальных статических напряжений, действующих в сечениях, удалённых от концентраторов напряжений. Запасы прочности по статическим напряжениям определяются как отношение предела текучести материала к максимальному напряжению в рассматриваемом сечении детали.

Значения запасов прочности деталей согласно указанным нормам в зависимости от исследуемых элементов рабочих колёс варьируются от 1,2 до 1,5.

К моменту разработки отмеченных норм прочности были отработаны методы расчёта статической напряжённости на основании современных на то время методов расчёта пластин и оболочек [4].

К настоящему времени развитие и широкое распространение в расчётной практике проектирования турбокомпрессоров получил метод конечных элементов (МКЭ), реализованный в коммерческих программных пакетах.

Разработанная ПО «НЗЛ» ещё в 1992 году «Методика статического расчёта центробежных колёс компрессорных машин № 75-05-02» определяла способ расчёта НДС колёс в осесимметричной (2D) постановке методом КЭ с использованием анизотропных элементов в междисковом пространстве, а также инженерный способ оценки напряжений в лопатках и заклёпках с учётом результатов расчёта МКЭ.

Аналогичный подход (МКЭ 2D) к расчёту НДС рабочих колёс находил применение и в практике Казанского компрессорного завода («ККЗ») [5].

Развитие информационных технологий и вычислительной техники, а также возрастание окружных скоростей и усложнение конструктивных форм (сварно-паяные колёса с трёхмерными лопатками), определили широкое распространение МКЭ при моделировании всего колеса в трёхмерной постановке [6].

Такое моделирование (МКЭ 3D) позволяет оценивать местную прочность в условиях кратковременной пластичности в предположении упругопластического поведения материала с учётом жёсткости напряжённого состояния. При таком подходе статическая прочность оценивается по исчерпанию пластичности, что определяет необходимость выбора специальных деформационных критериев оценки местной прочности [7].

При нормировании запасов прочности рабочих колёс, НДС которых определяется по результатам моделирования МКЭ 3D, используются те же значения, что и при расчётах, выполняемых ранее другими методами, а оценка прочности производится по номинальным напряжениям, удалённым от концентраторов.

Такой подход оказывается оправданным ввиду того, что запасы по несущей способности, т.е. отношение предельной нагрузки к рабочей, не сильно зависимые от метода расчёта, остаются прежними [7].

Имеющиеся у специалистов «НевИнтерМаш» технические отчёты о расчётах прочности рабочих колёс центробежных компрессоров, выполненные зарубежными ведущими предприятиями отрасли с применением МКЭ 3D (ANSYS), свидетельствуют об аналогичном подходе к нормированию запасов прочности: например, в практике «ELLIOTT EBARA TURBOMACHINERY» отношение максимальной номинальной интенсивности напряжений к пределу текучести принимается не более 66%, что соответствует запасу прочности, равному 1,5.

При этом из технического отчёта «HOWDEN» видно, что при расчёте по выбору основных размеров положен метод предельных нагрузок, соответствующих предельному состоянию, характеризующемуся охватом пластической деформацией всего сечения детали, что типично и для отечественной практики проектирования ответственных деталей из пластичных материалов.

Отмеченный способ оценки запасов прочности оказывается обоснованным как многолетней практикой проектирования ведущими предприятиями отрасли, так и требованиями стандартов АPI 617 / ISO 10439 / СТО ИНТИ S.60.2–2022, в части необходимости проведения для каждого рабочего колеса разгонных испытаний на скорости 115% от максимальной рабочей скорости вращения с требованием отсутствия остаточной деформации при контроле критических размеров рабочего колеса после разгонных испытаний: НДС в колесе преимущественно определяется влиянием центробежной силы, возникающей при вращении, и пропорциональной квадрату скорости вращения – таким образом, требуемый запас прочности по отношению к пределу текучести грубо можно определить из условия «1,15²», т.е. «~1,3». 

Однако в отношении рабочих колёс подобный подход в основном распространяется на ступичную часть, уплотнительное кольцо горловины и диски – заклёпки колёс испытывают наиболее сложнонапряжённое состояние (работа на растяжение, изгиб, смятие и срез), а использование МКЭ 3D существенно повышает достоверность характера НДС по сравнению с методами расчётов, применяемыми ранее.

Отдельно стоит отметить, что нормами прочности ТМ 4990-77 установлены запасы прочности только для периферийных заклёпок рабочих колёс. Усложнение же конструктивных форм колёс (двух- и трёхъярусные колёса) определяет необходимость оценки НДС и заклёпок у входных кромок лопаток, нередко оказывающихся более нагруженными, чем периферийные.

Таким образом, можно сформулировать следующие основные положения оценки НДС и нормирования запасов статической прочности рабочих колёс с использованием моделирования МКЭ 3D в пакете ANSYS, используемые специалистами «НевИнтерМаш» в практике проектирования рабочих колёс:

– запас прочности определяется отношением предела текучести к интенсивности напряжений без учёта локальной концентрации напряжений и принимается равным «1,2…1,5» при оценке НДС каждого рабочего колеса специалистами предприятия-разработчика на основании опыта проектирования;

– для оценки местной прочности следует использовать деформационные критерии, определяющие исчерпание пластичности в предположении упругопластического поведения материала с учётом жёсткости напряжённого состояния;

– оценка НДС заклёпок, как и нормирование запасов прочности, оказывается индивидуальной задачей для каждой модели рабочего колеса; при этом предельным состоянием однозначно следует считать охват пластической деформацией всего поперечного сечения заклёпки.

Несмотря на широкое распространение в расчётной практике предприятий отрасли МКЭ, реализованного в коммерческих программных пакетах (ANSYS и т.п.), а также приведённых выше общетехнических соображений о нормировании запасов прочности, специалистами «НевИнтерМаш» при выяснении возможных причин разрушения рабочих колёс отмечались критические ошибки разработчиков конструкторской документации, обусловленные некорректным определением НДС заклёпок, в результате чего происходил их срез с последующим разрушением рабочих колёс и невосстанавливаемым повреждением всего компрессора (рис. 7-8).

Рис. 7. Разрушение рабочего колеса и компрессора из-за среза заклёпок

Рис. 8. Охват пластической деформацией всего поперечного сечения заклёпок

Причиной разрушения рабочего колеса может явиться и наличие в дисках переменных напряжений, накладывающихся на высокие статические напряжения. Существенные переменные напряжения возникают только на резонансных режимах – при совпадении одной из собственных частот колеса с одной из гармоник возмущающей нагрузки. Отмечено, что наиболее интенсивные резонансные колебания возникают при определённых кратностях возбуждения [4-5].

До распространения в практике проектирования МКЭ 3D отмечалось, что определение значений собственных частот колебаний межлопаточных отсеков вращающегося рабочего колеса расчётным путём невозможно, однако, после широкого внедрения метода, формы и частоты собственных колебаний рабочих колёс центробежных компрессоров подлежат расчётной оценке с достаточной точностью [8].

В практике проектирования рабочих колёс специалистами «НевИнтерМаш» используется зарекомендовавшая себя методика «ELLIOTT EBARA TURBOMACHINERY», устанавливающая в качестве опасных перекрёстных резонансов близость частот собственных колебаний рабочих колёс, формы колебаний для которых содержат 2…6 узловых диаметров и определяют колебания межлопаточных отсеков полотен дисков на периферии колеса, к частотам возбуждающих сил, кратным числу лопаток ближайших неподвижных лопаточных аппаратов, при соблюдении следующих условий:

где

n – количество узловых диаметров формы собственных колебаний рабочего колеса;

s – количество лопаток неподвижного лопаточного аппарата;

b – количество лопаток рабочего колеса;

 [Гц] – частота собственных колебаний колеса, форма колебаний для которой содержит «n» узловых диаметров и определяет колебания межлопаточных отсеков полотен дисков на периферии;

ω [об/с] – расчётная скорость вращения колеса;

i и j – натуральные числа.

Отдельно стоит отметить, что методика расчётной оценки свободных механических колебаний МКЭ 3D накладывает ограничения в силу принятых в расчётных алгоритмах допущений: принимается линейное упругое поведение материалов, используется теория малых деформаций, не учитывающая нелинейные эффекты, а также не учитываются эффекты демпфирования.

Тем не менее, при выяснении возможных причин разрушения рабочих колёс перед проведением модернизации с целью повышения надёжности специалистами «НевИнтерМаш» при моделировании МКЭ 3D в пакете ANSYS отмечались случаи выявления близости собственных частот колёс к опасным перекрёстным резонансам. При этом однозначно отмечалось разрушение по узловому диаметру формы собственных колебаний диска (рис. 9).

Рис. 9. Разрушение рабочего колеса по узловому диаметру при резонансе

Основным направлением будущих расчётных изысканий видится оценка влияния газодинамического демпфирования на собственные частоты рабочих колёс, для чего предполагается использование модуля вычислительной газодинамики совместно с модулем модального анализа. Данная задача представляется актуальной – специалистам компании известны случаи, когда разрушение рабочих колёс по узловому диаметру, явно резонансного характера, происходило на строго определённых режимных параметрах газодинамической характеристики при неизменной частоте вращения.

Заключение

Освоение современных технологий при проектировании и изготовлении рабочих колёс центробежных компрессоров является необходимым условием для разработки и производства конкурентоспособного оборудования, обладающего высокой степенью надёжности и мировым уровнем качества.

Перед конструкторами при проектировании центробежных компрессоров стоят непростые задачи расчётной оценки прочности и подбора материального, конструктивного и технологического исполнения рабочих колёс. При этом каждый из вариантов исполнения рабочих колёс несёт в себе разные потенциально опасные факторы как при производстве, так и при последующей эксплуатации компрессора, что должно учитываться на стадии проектирования.

Разрушения рабочих колёс, что не редкость и в наше время, демонстрируют важность решения современных задач повышения надёжности, а выяснение и анализ причин разрушения являются драйверами расчётных и экспериментальных исследований, неотъемлемой практикой в решении таких задач и залогом неповторения чужих ошибок.

Литература

1. Шайхутдинов А. З. Современная газокомпрессорная техника – результат совместной деятельности производителей и потребителей / А. З. Шайхутдинов, В. В. Седов, С. Ю. Сальников, В. А. Щуровский // Труды 16 Международной научно-технической конференции по компрессоростроению. – Том. 1. – 2014. – ЗАО «РЭП Холдинг». – 2014. – С. 8-16.
2. Галёркин Ю. Б. Турбокомпрессоры / Ю. Б. Галёркин // Изд-во КХТ., 2010. – СПб. – 650 с.
3. Биргер И. А. и др. Расчёт на прочность деталей машин : Справочник / И. А. Биргер, Б. Ф. Шорр, Г. Б. Иосилевич. – 4-ое изд., перераб. и доп. – М. : Машиностроение, 1993. – 640 с.
4. Раер Г. А. Динамика и прочность центробежных компрессорных машин. – Л. : Машиностроение, 1968. – 260 с.
5. Шнепп В. Б. Конструкция и расчёт центробежных компрессорных машин. – М. : Машиностроение, 1995. – 240 с.
6. Проектирование и эксплуатация промышленных центробежных компрессоров / И. Г. Хисамеев, В. А. Максимов, Г. С. Баткис, Я. З. Гузельбаев. – Казань : Изд-во «ФӘН», 2010. – 671 с.
7. Гецов Л. Б., Марголин Б. З., Федорченко Д. Г. К вопросу определения запасов прочности деталей энергоустановок при использовании расчётов МКЭ // Механика материалов и прочность конструкций. Труды СПбГПУ. – СПб. : СПбГПУ. – 2004. – № 489. – С. 162 – 177.
8. Футин В. А. Совершенствование методов расчёта газодинамических сил и динамических напряжений, действующих на рабочие колёса центробежных компрессоров. / дис… докт. техн. наук: 05.04.06 // В. А. Футин. – Казань, 2020. – 391 с.