Примеры расчетов

 

Главная

15. Пример проектирования привода пластинчатого конвейера

           

Исходные данные: Вращающий момент на выходном валу ТВ =260 Нм; частота вращения на выходном валу nвых = 190 об/мин.; ; ; Срок службы , Режим работы IV.

Рис.1. Кинематическая схема конического одноступенчатого редуктора

 

1. Кинематический расчет и подбор электродвигателя

1. Общий КПД привода

где  = 0,98 – КПД муфты;  = 0,96 – КПД конической зубчатой передачи;  = 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;  – коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения (таблица 1).

                                                                 Таблица 1

Тип передачи или устройства

η - КПД

Зубчатая цилиндрическая закрытая

Зубчатая коническая закрытая

Червячная закрытая пара при

z1 = 1

z1 = 2

z1 = 4

Подшипники качения (одна пара)

Подшипники скольжения (одна пара)

Ременная плоская

клиновая

поликлиновая

Цепная передача

Муфта типа МУТО

типа МУВП

типа МЗ

Планетарный редуктор

одноступенчатый

двухступенчатый

0,98

0,97

 

0,75

0,85

0,9

0,99…0,995

0,96

0,97

0,95

0,94

0,93

1

0,98

0,99

 

0,9…0,95

0,85…0,9

 

 

2. Требуемая мощность электродвигателя

3. Выбор электродвигателя

По требуемой мощности РТР =3,07 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый общепромышленного назначения серии 4А с синхронной частотой вращения 3000 об/мин. марки 4АМ90L2УЗ с параметрами РДВ =3 кВт и nДВ = 2840 об/мин.

4. Разбивка передаточных чисел

Передаточное число привода

Передаточное число открытой зубчатой передачи  принимаем uо.п = 4. Тогда

Разбиваем передаточное число редуктора по ступеням.

Из стандартного ряда принимаем uБ = 6,3 ГОСТ 12289-76.

Из стандартного ряда принимаем uТ = 4,5.

Уточняем фактическое передаточное число редуктора

Отклонение

Уточняем передаточное число открытой зубчатой  передачи

5.  Частота вращения валов

6.  Крутящие моменты на валах

 

2. Расчет зубчатых передач редуктора

Расчет тихоходной ступени (I-ый вариант)

Расчет ведется методом эквивалентных циклов

1. Выбор материалов. Для шестерни выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 269…302, предел прочности  =900 МПа, предел текучести  =750 МПа.

Для колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 235…262, предел прочности  =790 МПа, предел текучести =640 МПа.

Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 2:

                                                                                                                                                                             Таблица 2

Способ термообработки

Средняя твёрдость

Сталь

, МПа

1. Улучшение

< 350 НВ

Углеродистая и легированная

2 НВ   + 70

2. Объёмная и поверхностная закалка

38…50 HRC

 

Легированная

17 HRC  + 200

3. Цементация и нитроцементация

Более 56 HRC

23 HRC

4. Азотирование

550…750 HV

38X2МЮА, 40ХНМА

1050

 

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости

Ресурс передачи по формуле:

2. Допускаемые контактные напряжения по формуле

Коэффициент долговечности по формуле:

где =0,25 - для среднего равновероятного режима (режим II).

Тогда допускаемые контактные напряжения

где SН = 1,1; ZR =1; ZV = 1,14; ZX = 1  (см. главу 7).

Среднее допускаемое напряжение по формуле:

.

Условие  выполняется.

3. Допускаемые напряжения изгиба по формуле

Коэффициент долговечности по формуле

здесь   при  = 0,1 - для среднего равновероятного режима (режим II).

           qF1  - показатель кривой усталости правой ветви (при )

где k = 2,0…2,2 – для улучшенных колес.

    - предел выносливости при изгибе из таблицы 3;

   - максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.

 

Таблица 3. Механические свойства материалов зубчатых колес по ГОСТу 21354-87

Способ обработки зубьев

Твердость

поверхности зубьев

Марка стали

, МПа

, МПа

,

МПа

,

МПа

Отжиг нормализация или улучшение

235 – 300 НВ

250 – 350

280 - 350

40, 45

40Х, 40ХН,

40ХФА, 40ХН2МА

18Х2Н4МА

~(450)

1,75НВ

~(600)

 

2НВ+70

 

6,5НВ

 

Объемная закалка автомат.

45…55 HRC

 

40Х, 40ХН, 40ХФА,

40ХН2МА

 

580

 

 

 

17НRС+100

2250 без никеля

 

 

 

Объемная закалка  с обезуглероживанием

45…55 HRC

 

40ХН, 50ХН,

40ХН2МА

 

500

2500

40Х, 40ХФА

460

2250

Закалка ТВЧ по контуру

48…58 HRC

40ХН, 40ХН2МА

680

 

17НRС+200

2200...2500

 

44НRС

48…55 HRC

40Х, 35ХМ

580

1800

Цементация и закалка

57…63 HRC

20ХН, 20ХН2М,

12ХН2, 12ХН3А,

20ХН3А,

15ХГНТА

950

 

 

23НRС

2800

 

 

44НRС

18ХГТ, 30ХГТ,

20Х, 20ХГР,

12Х2НА, 20Х2Н4А,

18Х2Н4ВА

820

2600

20Х2Н4А, 20ХН3А,

18Х2Н4ВА

780

2400

18ХГТ, 30ХГМ

680

2000

Нитроцементация

и закалка

57…63 HRC

25ХГМ

1000

 

23НRС

2500

 

44НRС

25ХГТ, 30ХГТ, 35Х

750

2250

Азотирование

(заготовка улучшение)

700…950 HV

Твердость

сердцевины

(24…40) НRС

38Х2Ю,

38Х2МЮА

 

290+

12 НRС

 

 

1050

 

 

1800

3 HV или

35 НRС2000 МПа

550750 HV

40Х, 40ХФА,

40Х2НМА

 

т.к..

      .

где k = 2,0…2,2 – для улучшенных колес.

 - предел выносливости при изгибе из таблицы 6.3;

- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.

Тогда допускаемые напряжения будут

где SF = 1,7; YR = 1,2;  Ya = 1;   = 1 (см. главу 7).

4. Предварительное межосевое расстояние по формуле:

где Т = Т2 = 48,19 Нм – вращающий момент на шестерне;

      К = 10 – ориентировочный коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса.

Из стандартного ряда принимаем  = 140 мм.

Предварительная ширина венца

Предварительный делительный диаметр

Коэффициент ширины по диаметру

 

Окружная скорость зубчатых колес по формуле:

По найденной окружной скорости назначаем 9-ю степень точности зубчатой передачи (таблица 4).

                                                                                                                                        

                                                                                                                                                Таблица 4

 

Степень точности по ГОСТ 1643 - 81

 

Vдоп - допустимая окружная скорость, м/с

Прямозубых

Непрямозубых

Цилиндр.

Конич.

Цилиндр.

Конич.

6 (передача повышенной точности)

до 20

до 12

до 30

до 20

7 (передача нормальной точности)

до 12

до 8

до 20

до 10

8 (передача пониженной точности)

до 6

до 4

до 10

до 7

9 (передача низкой точности)

до 2

до 1,5

до 4

до 3

 

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность по формуле:

где КА = 1,25 – коэффициент внешней динамики;

       =1,02 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев колёс (по таблице 5);

  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий по формуле:

   

     - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на контактную прочность

 

 здесь

                                                                                                                                                                                Таблица 5

Степень

точности

по ГОСТ 1643 - 81

Твёрдость поверхности

зубьев колеса

Значения  при v, м/с

1

3

5

8

10

 

6

 

> 350 HB

< 350 HB

 

7

 

> 350 HB

< 350 HB

 

8

 

> 350 HB

< 350 HB

 

9

> 350 HB

< 350 HB

Примечание. В числителе - значение для прямозубых, а знаменателе приведены для косозубых колёс.

 

Уточненное значение межосевого расстояния по формуле:

где Ка = 410 – для косозубых передач;

 = 0,4;

Т = Т2 = 48,19 Нм;

 = 529,75 МПа.

Из стандартного ряда принимаем  = 140 мм.

5. Модуль передачи по формулам:

где  – для косозубых передач.

      YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

здесь x = 0 – коэффициент смещения режущего инструмента от начальной окружности;

 – эквивалентное число зубьев

.

Из стандартного ряда принимаем mn = 2 мм.

6. Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес по формуле:

Суммарное число зубьев по формуле:

Число зубьев шестерни .

Число зубьев колеса

Действительное значение угла  наклона зуба по формуле:

Фактическое передаточное число

Отклонение

7. Геометрические размеры колес:

делительные диаметры

 мм;

 мм.

проверка

.

диаметры окружностей вершин зубьев

мм;

мм.

диаметры окружностей впадин зубьев

мм;

мм.

ширина колес

мм;

 мм.

8.  Силы в зацеплении:

окружная             

 Н;

радиальная

Н;

осевая 

Н.

9. Проверка зубьев колес на выносливость по контактным напряжениям по формуле:

где  = 8400 - для косозубых передач, МПа;

Т1H   = Т2 - при расчёте методом эквивалентных циклов;

10. Проверка зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба

где - расчётное окружное усилие при расчёте методом эквивалентных циклов;

        YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

здесь x = 0 - коэффициент смещения режущего инструмента от начальной окружности;

 - эквивалентное число зубьев

.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба по формуле:

где  – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

= 1,1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепление до зоны резонанса (таблица 6).

Коэффициент, учитывающий наклон зуба по формуле:

                      

Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев косозубой передачи

где  -  коэффициент торцевого перекрытия

.

Тогда напряжения изгиба в зубьях колеса

Напряжения изгиба в зубьях шестерни

Условия прочности выполняются.

                                                                                                                                                                           Таблица 6

Степень

точности

по ГОСТ 1643-81

Твёрдость поверхности

зубьев колеса

Значение  при v, м/с

1

3

5

8

10

 

6

 

> 350 HB

< 350 HB

 

7

 

> 350 HB

< 350 HB

 

8

 

> 350 HB

< 350 HB

 

9

 

> 350 HB

< 350 HB

Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых передач,

а в знаменателе приведены для косозубых колёс.

 

11. Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Расчёт производится для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя и поломки зубьев при действии случайного пикового момента Тпик.

Величина максимального контактного напряжения определяется по формуле:

      

где КAS = 2 - коэффициент внешней динамической максимальной нагрузки;

     = 426,21 МПа  -  контактное напряжение при действии ТH  расчётного момента.

Допускаемое максимальное напряжение принимают при улучшении

.

Значение максимального напряжения изгиба определяется по формуле:

здесь = 252,17 МПа - максимальная величина напряжения изгиба для каждого колеса при расчёте на изгибную выносливость.

Допускаемое максимальное напряжение зубьев колёс по формуле:

здесь  = 500 МПа - предел выносливости при изгибе;

          YNmax = 4 - максимальное возможное значение коэффициента долговечности при изгибе;

          Кst = 1,2 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;

         Sst = 2  - коэффициент запаса прочности.

Условия прочности выполняются.

 

Расчет быстроходной ступени

Расчет ведется методом эквивалентных циклов

1. Выбор материалов. Для шестерни выбираем сталь 40ХН, термообработка – закалка, твердость HRC 48…53, предел прочности  =1600 МПа, предел текучести  =1400 МПа.

Для колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 269…302, предел прочности  =900 МПа, предел текучести  =750 МПа.

Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 2:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости

Ресурс передачи по формуле:

2. Допускаемые контактные напряжения по формуле:

Коэффициент долговечности по формуле:

где  =0,25 - для среднего равновероятного режима (режим II).

При              q = 20.

При            q = 20.

Тогда допускаемые контактные напряжения

где SН = 1,2; ZR =1; ZV = 1,08; ZX = 1  (см. главу 7).

где SН = 1,1; ZR =1; ZV = 1,14; ZX = 1  (см. главу 7).

Среднее допускаемое напряжение по формуле:

.

Условие  выполняется.

3.  Допускаемые напряжения изгиба по формуле:

Коэффициент долговечности по формуле:

здесь   при  =0,1 - для среднего равновероятного режима (режим II).

           qF1  - показатель кривой усталости правой ветви (при )

где k = 2,8…3,0 – для закаленных колес.

       = 680 МПа - предел выносливости при изгибе из таблицы 6.3;

      = 2200…2500 МПа - максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.

где .

при

где k = 2,0…2,2 – для улучшенных колес.

 - предел выносливости при изгибе из таблицы 3;

 - максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.

Тогда допускаемые напряжения будут

где SF = 1,7; YR = 1,05;   = 1;   = 1 (см. главу 7).

где SF = 1,75; YR = 1,2;   = 1;   = 1 (см. главу 7).

4. Приближенный диаметр внешней делительной окружности шестерни по формуле:

где  Т = Т1=8,05 Нм – вращающий момент на шестерне;

       К=25;  

       .

Окружная скорость на среднем делительном диаметре при  по формуле:

По найденной окружной скорости назначаем 8 степень точности (см. табл.4).

Значение коэффициентов  и  учтены в коэффициентах и .

Коэффициент   учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Для конических колёс с круговыми зубьями пересчитываются по следующим формулам:

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. Для колёс с круговыми зубьями при расчёте на контактную выносливость определяют по зависимости:

 – коэффициент внутренней динамики при расчёт колёс с круговыми зубьями на изгиб определяются по стандарту AGMA по следующей формуле:

5. Уточненное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни по формуле:

                 

где Т1H = Т1=8,05 Нм – расчётный крутящий момент на шестерне.

       КA=1,25 – коэффициент внешней динамики (см. главу 2).

6. Определяем число зубьев шестерни по формуле:

.

7. Конусное расстояние  Re   и ширина зубчатого венца  b по формуле:

           

где  - угол при вершине шестерни.

 мм

8.  Модуль передачи торцевой mte  для передачи с круговыми зубьями по формуле:

С другой стороны внешний торцевой модуль передачи из условия изгибной прочности зубьев  по формуле

                         

где  ;  

        - коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;

       = 1,18 - коэффициент внутренней динамики при расчёте на изгиб;

      .

Вместо  в расчётную формулу подставляют  =319,63 МПа.

Из стандартного ряда принимаем =1,5 мм.

Согласно стандартам для передач с круговыми зубьями ГОСТ 19624-74 и ГОСТ 19326-73 смещение будет по формуле

9. Определим число зубьев шестерни и колеса

; 

.

10. Окончательные размеры колёс и фактическое передаточное число

Делительные диаметры колёс

мм;

мм.

Внешние диаметры колёс

11. Силы в зацеплении.

Окружная сила на среднем диаметре

где

Осевая сила на шестерне

с круговым зубом 

Радиальная  сила на шестерне

с круговым зубом 

Осевая сила на колесе ;

Радиальная сила на колесе ; 

Коэффициенты  и  при   определяют по формулам:

12.  Проверка зубьев колес на контактную выносливость по формуле:

 

Отклонение

13.  Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба по формуле

      

14. Напряжение изгиба в зубьях шестерни по формуле:

           

где  -  эквивалентное число зубьев

Вычисляем коэффициенты YFS1 и YFS2, учитывающих формулу зуба и концентрацию напряжений по формуле:

15. Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Расчёт производится для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя и поломки зубьев при действии случайного пикового момента Тпик.

Величина максимального контактного напряжения определяется по формуле

     

 где КAS = 2 - коэффициент внешней динамической максимальной нагрузки (см. раздел 2);

 = 655,3 МПа  -  контактное напряжение при действии ТH  расчётного момента.

Допускаемое максимальное напряжение принимают при закалке ТВЧ 

 МПа;

16. Значение максимального напряжения изгиба по формуле:

здесь = 204,5 МПа - максимальная величина напряжения изгиба для каждого колеса при расчёте на изгибную выносливость.

Допускаемое максимальное напряжение зубьев колёс

здесь  = 650 МПа - предел выносливости при изгибе;

 YNmax = 2,5 - максимальное возможное значение коэффициента долговечности при изгибе;

Кst = 1,3 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;

Sst = 2  - коэффициент запаса прочности.

Условия прочности выполняются.

 

Расчет тихоходной ступени (II-ой вариант)

Расчет ведется методом эквивалентных моментов.

1. Выбор материалов. Для шестерни выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 269…302, предел прочности   =900 МПа, предел текучести =750 МПа.

Для колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 235…262, предел прочности =790 МПа, предел текучести =640 МПа.

Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 3:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости

Ресурс передачи по формуле:

2. Допускаемые контактные напряжения по формуле:

Коэффициент долговечности по формуле:

где  

       

Тогда допускаемые контактные напряжения

где SН = 1,1; ZR =1; ZV = 1,14; ZX = 1  (см. главу 7).

Среднее допускаемое напряжение по формуле:

.

Условие  выполняется.

3. Допускаемые напряжения изгиба по формуле:

Коэффициент долговечности по формуле:

здесь   

           qF1  - показатель кривой усталости правой ветви (при  )

где k = 2,0…2,2 – для улучшенных колес.

 - предел выносливости при изгибе из таблицы 3;

- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.

где

Т.к.  определяем показатель qF1

.

где k = 2,0…2,2 – для улучшенных колес.

 - предел выносливости при изгибе из таблицы 3;

- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.

Тогда допускаемые напряжения будут

где SF = 1,7; YR = 1,2;  = 1;  = 1  (см. главу 7).

4. Предварительное межосевое расстояние по формуле:

где Т3H – вращающий момент на шестерне  Нм;

К = 10;

Из стандартного ряда принимаем  = 125 мм.

Предварительная ширина венца

Предварительный делительный диаметр

Коэффициент ширины по диаметру

 

Окружная скорость зубчатых колес по формуле:

По найденной окружной скорости назначаем 9-ю степень точности зубчатой передачи (табл. 4).

Коэффициент нагрузки по формуле:

где КА = 1,25 (см. главу 2);

 =1,06 (по табл. 5);

 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий по формуле:

  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на контактную прочность

здесь

5. Уточненное значение межосевого расстояния по формуле:

где Ка = 410 – для косозубых передач;

= 0,4;

 Нм;

 =494,3 МПа.

Из стандартного ряда принимаем = 140 мм.

6. Проверка зубьев колес на выносливость по контактным напряжениям по формуле:

где  = 8400 МПа - для косозубых передач;

       Нм - при расчёте методом эквивалентных моментов.

Дальнейший расчет ведется аналогично методу эквивалентных циклов.

 

3. Расчет открытой зубчатой передачи

1. Выбор материалов. Так как передача открытая и размеры ее не ограничены, принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную до средней твердости 240НВ предел прочности   =750 МПа, предел текучести  =450 МПа при диаметре заготовки до 100 мм.

Для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 186HВ, предел прочности =660 МПа, предел текучести =300 МПа при диаметре заготовки до 350 мм.

Ресурс передачи по формуле:

2. Допускаемые напряжения изгиба по формуле

Коэффициент долговечности по формуле:

здесь   при =0,1 - для среднего равновероятного режима (режим II).

           qF1  - показатель кривой усталости правой ветви (при )

,

где k = 2,0…2,1 – для улучшенных колес.

т.к. .

.

Предел выносливости при изгибе из таблицы 3: 

МПа;

МПа.

Тогда допускаемые напряжения будут

где SF = 1,7; YR = 1,2;  Yх = 1;  Yб = 1 (см. главу 7).

3.  Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

YFS1 = 4,07  и  YFS2 = 3,61 при z1 = 20 и z2 = 80

4. Расчетные коэффициенты: коэффициент ширины венца

 при

 

5. Модуль зацепления

где КМ = 14 - для прямозубых передач;

      КМ =11,2 – для косозубых передач.

     Т2F = T4 = 800 Hм

Принимаем стандартное значение m = 4 мм

6.  Геометрические размеры цилиндрической прямозубой пары

Для шестерни: коэффициент смещения х1 = 0,3;  у = 0;

мм;

 мм;

мм.

Для колеса: коэффициент смещения х2 = -0,3;  у = 0;

мм;

мм;

 мм.

Ширина венца колеса  мм.

Ширина венца шестерни b1 = b2+4 = 54 мм.

7. Окружная скорость зубчатых колес по формуле

По найденной окружной скорости назначаем 9-ю степень точности зубчатой передачи (таблица 4).

8.  Силы в зацеплении

окружная             

 Н;

радиальная

Н;

9. Проверка зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба

где  - расчётное окружное усилие при расчёте методом эквивалентных циклов;

10. Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба по формуле:

где  – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

= 1,14 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепление до зоны резонанса (таблица 6).

Тогда напряжения изгиба в зубьях колеса

Напряжения изгиба в зубьях шестерни

Условия прочности выполняются.

11. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Значение максимального напряжения изгиба определяется по формуле

,

здесь = 247 МПа - максимальная величина напряжения изгиба для каждого колеса при расчёте на изгибную выносливость.

Допускаемое максимальное напряжение зубьев колёс по формуле:

здесь  = 420 МПа - предел выносливости при изгибе;

          YNmax = 4 - максимальное возможное значение коэффициента долговечности при изгибе;

          Кst = 1,2 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;

          Sst = 2  - коэффициент запаса прочности.

Условия прочности выполняются.


email: KarimovI@rambler.ru

Адрес: Россия, 450071, г.Уфа, почтовый ящик 21

 

Теоретическая механика   Сопротивление материалов

Прикладная механика  Строительная механика  Теория машин и механизмов

 

 

 

00:00:00

 

Top.Mail.Ru