Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей - (реферат)
Дата добавления: март 2006г.
Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей
Оглавление
Техническое задание
Назначение и сравнительная характеристика привода
Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор электродвигателя Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи
Разработка эскизной компоновки редуктора
Проверка долговечности подшипников
Уточнённый расчёт валов
Выбор типа крепления вала на колесе
Выбор и анализ посадок
Выбор муфт. Выбор уплотнений
Выбор смазки редуктора и подшипников
Сборка редуктора
Список использованной литературы
Приложения
Оглавление
Техническое задание
Исходные данные:
Т = 18 Н*м
w = 56 рад/с
d = 0. 55 м
схема 1
Электродвигатель
Упругая муфта
Редуктор с прямозубой конической передачей
Открытая коническая передача
Картофеле-очистительная машина
Задание: Рассчитать одноступенчатый редуктор с прямозубой конической передачей. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса и ведомого вала.
Назначение и сравнительная характеристика привода
Данный привод используется в картофелеочистительной машине. Привод включает в себя электрический двигатель, открытую цилиндрическую косозубую передачу, одноступенчатый конический редуктор, который требуется рассчитать и спроектировать в данном курсовом проекте. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ремённую. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы подшипники и т. д. Зубчатые передачи Наиболее часто используют цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями. Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с шевронными и криволинейными зубьями.
Преимущества зубчатых передач
Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2ё4, косозубой цилиндрической U=4ё6, для конической U=2ё3) Высокая нагрузочная способность
Высокий КПД (0. 96ё0. 99)
Малые габариты
Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры
Недостатки зубчатых передач
Невозможность без ступенчатого изменения скорости.
Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
Шум при больших скоростях.
Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок.
Громоздкость при больших межосевых расстояниях.
Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев. Зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в изготовлении и монтаже т. к. для них требуется большая точность.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
1. 1 Определяем требуемую мощность двигателя
N=N*w (Вт) Т=Твых=Т3
N=56*18=1008 Bт
1. 2 Определяем КПД
h=hр*hоп*пк р-редуктора h=0, 97*0, 96*0, 9=0, 679 оп-открытой передачи пк-подшипников качения
1. 3 Определяем мощность двигателя
1. 4 Выбираем эл. Двигатель из условия
Nн і Nдв Nн=1. 5 кВт 4А80А2У3 Nн=1. 5 кВт nс=3000 Номинальной мощности 1. 5 кВт соответствует четыре вида двигателей (таблица 1) таблица 1
N°
Типоразмер
nc, об/мин
1
4А80А2У3
3000
2
4А80В493
1500
3
4A90L693
1000
4
4A100L893
750
1. 5 Определяем передаточное отношение двигателя
, где nдв - синхронная частота вращения, Об/мин;
nвых - частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1), Об/мин
1. 6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи
u = 2ё3
1. 7 Определяем передаточное отношение редуктора
Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U=2ё3
, где U - передаточное отношение двигателя
Uоп - передаточное отношение открытой
передачи
Uр - передаточное отношение редуктора
Остановим свой выбор двигателе N°1, и примем следующие передаточные отношения: uдв = 5, 6 uр = 2, 8 uоп = 2
Эскиз двигателя в приложении 1.
1. 8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов. 1. 9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма
Проверка: Nдв=Тдв*wдв
Nдв=4, 73*313, 6=1483 Вт
Двигатель 4А80А2У3
1. 10 Выполняем обратный пересчёт Т3, w3 с учётом выбранного двигателя
Проверка Nдв=Тдв*wдв
Nдв=4. 19*56=1500 Вт
В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений 1. 11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма n1 = nc = 3000 об/мин
Данные расчётов сведём в таблицу:
таблица 2
Тi, Н*м
wi, рад/с
ni, об/мин
Вал А
4. 78
314
3000
Вал В
9. 08
157
1071
Вал С
24
56
535
2. Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи.
2. 1 Выбираем материал
Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45; Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок[s0]=122 МПа, допускаемое контактное напряжение [s]=550 МПа
2. 2 Определяем внешний делительный диаметр
коэффициент КНb=1, 2
коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному
расстоянию YВRE=0, 285
[1],
где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);
de2 - внешний делительный диаметр, мм;
[s]к - допускаемое контактное напряжение, МПа;
up - передаточное отношение редуктора;
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение
de2=100мм
2. 3 Принимаем число зубьев на шестерне
Z1=22
2. 4 Определяем число зубьев на колесе
Z2=uр*Z1=2, 8*22=62 [1]
Определяем геометрические параметры зубчатой передачи
2. 5 Внешний окружной модуль
[1]
2. 6 Угол делительного конуса для
шестерни
колеса
2. 7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса
2. 8 Определяем внешнее конусное расстояние
[1]
2. 9 Определяем среднее конусное расстояние
, где b - длина зуба
2. 10 Определяем средний окружной модуль
2. 11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса d=m*Z [1] d1=1. 3*22=28. 6 мм
d2=1. 3*62=80. 6 мм
2. 12 Определяем усилие действующее в зацеплении окружное
колеса
шестерни
, где Т - крутящий
момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр
радиальное , где Р - окружное усилие, d - угол делительного конуса, a = 20° Проверка
коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
[1]
средняя окружная скорость колеса
[1]
степень точности n=7
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок [1], где КНb - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба; КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями; КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс
[1]
Проверку контактных напряжений выполним по формуле:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
[1] , где
коэффициент нагрузок
, где КFb - коэффициент концентрации нагрузки;
КFV - коэффициент динамичности
Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для шестерни
для колеса
При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3. 976, YF2 = 3. 6
Для шестерни отношение
для колеса
Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т. к. полученное отношение для него меньше.
Проверяем зуб колеса
3. Разработка эскизной компоновки.
3. 1 Предварительный расчёт валов редуктора.
Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведущего Тк1=Т1=9000 Нм
ведомого Тк2=Т2=24000 Нм
Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом напряжении[tк]=25 МПа
[1]
диаметр под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр под шестерней dк1=20 мм. Диаметр выходного конца вала dв2 (см. рис. 4) при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа диаметр под подшипниками примем dп2=20 мм; диаметр под зубчатым колесом dк2=25 мм.
3. 2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу (см. рис. 3).
Длина посадочного участка lст»b=20 мм
Колесо
его размеры dае2=101. 1 мм; b=20 мм
диаметр ступицы dст »1. 6*dк2=1. 6*25=40
мм; длина ступицы
lст = (1. 2ё1. 5)* dк2=1. 5*25=37. 5 мм
lст = 35 мм
толщина обода
d0 =(3ё4)*m=1. 3*(3ё4)=5 мм
рис2. Коническое зубчатое толщина диска С=(0, 1ё0, 17)*Rе=7 мм колесо
3. 3 Kонструктивные размеры корпуса редуктора
толщина стенок корпуса и крышки
d = 0, 05*Rе+1=3, 65 мм; принимаем d = 5 мм
d1=0, 04*Rе+1=3, 12 мм; принимаем d1 = 5 мм
толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b=1, 5*d=1, 5*5=7, 5 мм
b1=1, 5*d1=1, 5*5=7, 5 мм
нижнего пояса крышки
р=2, 35*d=2, 35*5=11, 75 мм; принимаем р=12 мм
Диаметры болтов:
фундаментальных d1=0, 055*R1+12=12, 3 мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой М12 болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0, 7ё0, 5)* d1 d1=(0, 7ё0, 5)*12, 3=8, 6ё6, 15 мм; принимаем болты с резьбой М8 болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0, 7ё0, 5)* d1
d3=6ё7, 2 мм; принимаем болты с резьбой М6
3. 4 Компоновка редуктора
Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим подd1 = 20° осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 53 мм. Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах. Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию подшипников
Условное обозначение подшипника
d
мм
D
мм
B
мм
C
кН
Co
кН
7203
17
40
12
14. 0
9. 0
7204
20
47
14
21. 0
13. 0
Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2. 5*dв1=2, 5*13=32. 5 мм[2], где dв1 - диаметр выходного конца ведущего вала. Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.
Замером определяем расстояния
a1=30 мм ; a2=48 мм ; a3=33 мм ; a4=64 мм
4. Проверка долговечности подшипников.
Ведущий вал
Расчётная схема
a1=30 мм
а2=48 мм
Рr1=203. 5 Н
Pa1=74 Н
P=1678. 3 Н
Определение реакций опор
в вертикальной плоскости
рис. 3 Расчётная схема
ведущего вала.
Проверка:
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости
Проверка:
Определение эквивалентных нагрузок
[3] , где X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно; Kv - коэффициент учитывающий вращение колец подшипников;
Fr - радиальная нагрузка, Н;
КБ - коэффициент безопасности;
Кт - температурный коэффициент
, где Нi, Vi - реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
[1]
здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e = 0. 31 В нашем случае S1>S2; Fa>0, тогда Pa1=S1=706. 2 H
Pa2=S1+Pa=271+74=345 H
X=0. 4 Y=1. 97
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
, где n = 1500 частота вращения ведущего вала.
Расчёт ведомого вала
Определение реакций опор в
вертикальной плоскости
рис. 4 Расчётная схема
ведомого вала.
Проверка:
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.
Проверка:
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
В нашем случае S1>S2; Fa>0, тогда Pa1=S1=63 H
Pa2=S1+Pa1=63+203. 5=266. 5 H
Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7204 , то долговечность определим для более нагруженного подшипника.
, по этому осевую нагрузку следует учитывать.
Эквивалентная нагрузка
Pэ=0. 4*515. 7+1. 67*266. 5=0. 7 кН
Расчётная долговечность, млн. об.
[1]
Расчётная долговечность, ч
здесь n = 536 об/мин - частота вращения ведомого вала
Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.
5. Уточнённый расчёт валов.
Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему
5. 1 Выбор материала вала
Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для которой предел временного сопротивленияdb=500 Мпа
5. 2 Определение изгибающих моментов
Ведущий вал
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне (см. Рис. 3). В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты My и Mx и крутящий момент Mz = Т2. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
a1=14 мм;
а2=48 мм
Рr=203, 5 Н;
Ра=74 Н ;
Р=1678, 3 Н
Vа=308, 5 Н;
Vв=105 Н;
Hа=2727, 2 Н;
Hв=1048, 9 Н;
Ma=10, 582 Н*м
Построение эпюры Мy (рис. 5)
0ЈyЈa1 My=-Pa*x+Ma;
y=0 My=Ma
y=a1 My=- Pr*a+Ma=-50, 468 Н*м
0ЈyЈa2 My=-Vв*y=-50, 468 Н*м
Построение эпюры Мx (рис. 5)
0ЈxЈa1 Mx=-P*x
0ЈxЈa2 Mx=-Hв*x
x=0 Mx=0
x=a1 Mx=- P*a1=-50, 349 Н*м
x=0 Mx=0
рис. 5 Эпюры моментов x=a2 Mx=- Hв*a2=-50, 349 Н*м Ведомый вал
а3=33 мм;
а4=64 мм
Рr=74 Н;
Ра=203, 5 Н;
Р=595, 5 Н
Vа=133, 4 Н;
Vв=-59, 4 Н;
Hа=393, 9 Н;
Hв=202 Н;
Ma=82, 0105 Н*м
Построение эпюры Мy (рис. 6)
0ЈyЈa3 My=Vв*y
y=0 My=0
y=a3 My=Va*a3=44, 022 Н*м
0ЈyЈa4 My=Vв*y
y=0 My=0
y=a4 My=Va*a4=-38, 016 Н*м
Построение эпюры Мx (рис. 6)
0ЈxЈa3 Mx=-Ha*x
x=0 Mx=0
x=a3 Mx=- Ha*a3=-129, 657 Н*м
0ЈxЈa4 Mx=-Hв*x
x=0 Mx=0
рис. 6 Эпюры моментов x=a4 Mx=- Hв*a4=-129, 657 Н*м
5. 3 Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении
5. 4 Определение осевого момента сопротивления сечения
[1]
5. 5 Амплитуда нормальных напряжений
[1]
5. 6 Определение полярного момента сопротивления
5. 7 Определение амплитуды касательного напряжения
5. 9 Определение коэффициентов запасов прочности
по нормальному напряжению
, где sv - амплитуда нормальных напряжений; Кs - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; es - масштабный фактор для нормальных напряжений; b - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности b = 0. 97ё0. 9 по касательному напряжению , где t-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; kt - коэффициент концентрации напряжений; et - масштабный фактор; t - амплитуда касательных напряжений, МПа; b - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; Yt - коэффициент асимметрии цикла; tm - среднее значение амплитуды касательных напряжений, МПа.
5. 10 Определение общего коэффициента запаса прочности
6. Выбор типа крепления вала на колесе.
Расчёт соединений.
6. 1 Выбор материала
В качестве материала шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного качества Ст6, для которой допускаемое напряжение на смятие[s]см=70ё100 МПа, допускаемое напряжение на срез [t]ср=0, 6*[s]см=42 Мпа
6. 2 Геометрические размеры шпонки
b=5 мм;
h=5 мм;
t1=3. 0 мм;
t2=2. 3 мм;
lш=lст2-(5ё10)=28 мм,
где lст2 - длина ступицы, мм
lш - длина шпонки, мм
шпонка 5ґ5ґ28 ГОСТ 23360-78
6. 3 Проверка шпонки на смятие
, где Т3 - крутящий момент на валу С, Н*м (таблица 2);
dк - диаметр вала под колесо, мм;
h - высота шпонки, мм;
b - ширина шпонки, мм;
lш - длина шпонки, мм
возьмём с закруглёнными концами
lp=28-5=23 мм берём 20 мм
6. 4 Проверка шпонки на срез
7. Выбор и анализ посадок
Выбираем посадки
Примем посадки согласно таблице 4
таблица 4
Распорная втулка на вал
Торцевые крышки на ПК
Внутренние кольца ПК на валы
Наружные кольца ПК в корпусе
Уплотнения на валы
Выполним анализ посадки Н7/m6
7. 2 Определение предельных отклонений отверстий на колесе
D=25 (Н7) ES=+21 мкм
EI=0 мкм
7. 3 Определение предельных отклонений вала
d=25 (m6) es=+21 мкм
ei=+8 мкм
7. 4 Определение max значения натяга
Nmax=es-EI=21-0=21 мкм
7. 5 Определение max значения зазора
Smax = ES-ei = 21-8=13 мкм
7. 6 Определение допусков
7. 6. 1. на отверстие
ТD=ES=EI=21-0=21 мкм
7. 6. 2 на вал
Тd=es-ei=21-8=13 мкм
7. 7 Определение предельных размеров
Dmax=D+ES=25+0. 021=25. 021 мм
Dmin=D+EI=15 мм
dmax=d+es=25+0. 021=25. 021 мм
dmin=d+ei=25+0. 008=25. 008 мм
7. 8 Построим схему допусков
8. Выбор муфт. Выбор уплотнений.
Выбор муфты
Возьмём муфту упругую втулочно-пальциевую (МУВП). Эта муфта является наиболее распространённой муфтой с неметаллическими упругими элементами - резиной; обладает хорошей эластичностью, демпфирующей электроизоляционной способностью Вращающий момент на валу электродвигателя При ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К=4 Расчётный вращающий момент 8. 1. 4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5) таблица 5
d,
мм
D,
мм
L, мм
D1,
мм
z
dп,
мм
lп,
мм
lв,
мм
[Мрас] Н*м
w, .
рад/с
13
90
84
58
4
10
19
15
31. 4
660
8. 1. 5 Проверяем пальцы на изгиб
8. 1. 6 Проверяем резиновые втулки на смятие
Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности
Выбор уплотнений
Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной скорости валов.
Ведущий вал
, где w- угловая скорость ведущего вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм Так как u1
dв1
d
D
b
D1
d1
b1
b2
13
12
21
2. 5
22
14
2
3. 0
Ведомый вал
, где w- угловая скорость ведомого вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведомого вала, мм u2
d
D
b
D1
d1
b1
b2
17
16
25
3
26
18
2. 5
3. 2
9. Выбор смазки редуктора и подшипников.
9. 1 Выберем смазку для редуктора
Окружная скорость u = 5 м/с. Так как u V=(0. 5ё0. 8)*Nн , где Nн - номинальная мощность двигателя, Вт V=(0. 5ё0. 8)*1. 5=0. 75ё1. 2 л При средней скорости u = 5 м/с, вязкость должна быть 28*10-6 м /с Принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75
9. 2 Выберем смазку подшипников качения
Критерием выбора смазки является k (млн. об. /мин. )
k=dп*n, где dп - диаметр вала под подшипники, мм;
n - частота вращения вала, об/мин
k1 = dп1*n1 = = млн. об. /мин.
K2 = dп2*n2 = = млн. об. /мин
Полученные значения k не превышают 300000 млн. об. /мин. , поэтому применяем пластичную смазку УС-2 по ГОСТ 1033-73, которая закладывается в подшипниковые камеры при монтаже.
10. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С; в ведомый вал закладывают шпонку 5ґ5ґ28 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, регулируют зубчатое зацепление и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны прокручиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и привинчивают фонарный маслоуказатель. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
11. Список использованной литературы
Анурьев В. И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 3 М. : Машиностроение, 1980. - 398 с. Анурьев В. И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 1 М. : Машиностроение, 1979. - 483 с. Дунаев П. Ф. , Леликов О. П. - Детали машин. Курсовое проектирование. - Высшая школа, 1990. - 523 с. Чернавский С. А. - Курсовое проектирование деталей машин. - М. : Машиностроение, 1988. - 416 . с
|
