СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ 6
1 ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 7
1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата 7
1.2 Определение мощности и частоты вращения двигателя 8
1.3 Определение передаточного числа привода и его ступеней 9
1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода 11
2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ 13
3 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ 16
3.1 Определение параметров зубчатой передачи 16
3.2 Проверочный расчет передачи 20
4 РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ 24
4.1 Определение параметров цепной передачи 24
4.2 Проверочный расчет передачи 29
5 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ 34
5.1 Расчет нагрузок валов 34
5.2 Определение геометрических параметров валов 36
5.3 Расчет схемы валов редуктора 40
5.3.1 Определение реакции в подшипниках быстроходного вала 40
5.3.2 Определение реакции в подшипниках тихоходного вала 43
6 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ 46
6.1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала 46
6.2 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала 48
6.3 Проверочный расчет валов редуктора 50
6.3.1 Быстроходный вал 50
6.3.2 Тихоходный вал 56
7 ВЫБОР МУФТЫ 62
8 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ 63
8.1 Расчет шпонки на быстроходном валу 63
8.2 Расчет шпонки на тихоходном валу 64
8.3 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов тихоходного вала 66
9 ТЕХНИЧЕСКИЙ УРОВЕНЬ РЕДУКТОРА 68
9.1 Определение массы редуктора 68
9.2 Определение технического уровня редуктора 68
10 СМАЗЫВАНИЕ 70
11 СБОРКА РЕДУКТОРА 71
ЗАКЛЮЧЕНИЕ 72
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 73

Скорость грузовой цепи v, м/с

Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи δ, %

Срок службы привода L_г, лет

Заключение
Разработана конструкция редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на открытую цепную передачу. Выполнен кинематический, энергетический и прочностной расчёт привода люлечного элеватора. Произведён подбор чисел зубьев зубчатых колёс, определены основные габариты передач, произведена проверка редуктора на контактную и изгибную прочность. Произведена оценка диаметров валов, рассчитаны силы в зацеплениях. Подобраны и рассчитаны на долговечность подшипники. Рассчитаны на прочность валы и втулочно-пальцевая муфта.

Видео:Сборка одноступенчатого цилиндрического редуктора.Скачать

Проект привода элеватора

Видео:РАБОТА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА. Анимация. Детали машин.Скачать

Определение необходимой мощности и выбор электродвигателя; передаточное отношение редуктора, кинематический расчет привода и редукторной передачи. Расчет валов, эскизная компоновка; подбор и проверка подшипников, шпонок, муфты и смазки редуктора.

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Оглавление

Техническое задание
• Основная часть
  • 1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода
    • 1.1 Необходимая мощность электродвигателя
    • 1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов
    • 2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты
    • 2.2 Расчет цилиндрической передачи
    • 3.1 Предварительный расчет валов
    • 3.2. Эскизная компоновка валов
    • 3.3 Проверочный расчет валов
    • 3.4 Расчет подшипников

    ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

    Усилие на ленте элеватораF = 3 кН

    Скорость ленты элеватораv = 1,3 м/с

    Диаметр барабана элеватораD = 275 мм

    Основная часть

    
    

    1.1 Необходимая мощность электродвигателя

    _пк = 0,995 — КПД пары подшипников качения [2, с. 304]

    _зп = 0,98 — КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи

    _к = 0,95 — КПД клиноременной передачи [2, с. 304]

    Необходимая мощность электродвигателя [1, ф. (2.1)]

    N = Fv/= 3 * 1,3 / 0,92 = 4,24 кВт

    1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов

    1.3.1 Подбираем электродвигатель серии

    Номинальная мощность N_ном = 5,5 кВт,

    Частота вращения при номинальной нагрузке

    1.3.2 Передаточное отношение привода:

    Частота вращения тихоходного вала редуктора —

    n_т = 60v/(D) = 60 1,3 /( 0,275 ) = 90,28 об/мин

    Принимаем из стандартного ряда U_p = 3,55 [1, с. 51]. Принимаем передаточное отношение клиноременной передачи U_к = 2,24

    Фактическое передаточное отношение редуктора

    1.3.3 Действительные частоты вращения валов редуктора:

    Видео:Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора проект с чертежом, спецификацией и 3d моделямиСкачать

    

    2. Расчет редукторной передачи

    
    

    2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты

    2.1.1 Мощности, передаваемые валами

    2.1.2 Крутящие моменты на валах определяем по формуле:

    ГдеN — передаваемая мощность, кВт

    n — частота вращения, об/мин

    Т_б = 9555 4,24 / 325,89 = 118,08 Нм

    Т_т = 9555 4,24 / 91,80 = 405,93 Нм

    2.2 Расчет цилиндрической передачи

    2.3.1 Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты долговечности

    Для обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям [2, §8]

    Шестерня: 35 ХМ — термообработка — улучшение + закалка ТВЧ

    Колесо: 40 Г — термообработка — улучшение

    Механические свойства сталей после указанной термообработки [1, табл. 4.5]:

    Т. к. график нагрузки передачи не задан, принимаем коэффициенты долговечности K_HД = 1; K_FД = 1. Т. к. разница между средними твердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля, лимитирует колесо [1].

    Допускаемое контактное напряжение

    базовый предел контактной выносливости

    S_Н = 1,1 — коэффициент безопасности [1, табл. 4.6]

    Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]

    Где _{F lim b} = 1,8 НВ_ср — предел длительной выносливости по напряжениям изгиба

    S_F = 1,75 — коэффициент безопасности по изгибу По [1, табл. 4.6, с. 90]

    2.3.2 Коэффициенты нагрузки

    Предварительное значение окружной скорости:

    Где C_v = 15 [1, табл. 4.9, с. 95]

    ?_a = 0,4 — коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл. 3.3, с. 53]

    Степень точности передачи — 9 [1, табл. 4.10, с. 96]

    Согласно [1, табл. 4.8, ф. 4.30, с. 94] K_f = K_{f 0} = 1,2

    K_fv = 1,01 [1, табл. 4.11, 4.12, с. 96, 97]

    2.3.3 Основные параметры цилиндрической передачи

    Расчетный крутящий момент [1] с. 98:

    Межосевое расстояние[1, ф. (4.38), с. 98]

    где К = 270 — для косозубых передач

    10 3 — численный коэффициент согласования размерностей

    Принимаем согласно единого ряда главных параметров [1, с. 51],

    Фактическая окружная скорость:

    V = 2an₁ / ((U_р+1) 60) = 2* 140 ** 325,89 /(3,55+1)60 = 1,05 м/c

    Уточняем K_h по [1, рис. 4.7, с. 92]: K_h 1,1

    Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с. 98

    условие контактной прочности выполняется

    Принимаем согласно рекомендациям [1 с. 53] m_n = 1,125 мм

    Принимаем угол наклона линии зуба =12

    Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с. 100]:

    Принимаем Z = 244; Число зубьев шестерни и колеса:

    Z₁ = Z /(U+1) = 244/(3,55+1) = 53,63; Принимаем Z₁= 54;

    Уточняем угол наклона линии зуба:

    Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с. 101]:

    ГдеY_f — коэффициент формы зуба

    Y — коэффициент наклона зуба

    Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с. 101:

    Z_v = Z₂ / cos 3 = 190 /cos 3 (11,38) = 201

    Тогда: Y_f = 3,6 [1, табл. 4.13, с. 101]

    Y = 1 — /160 = 1 — 11,57 /160 = 0,93

    Где — в градусах и десятичных долях градуса

    _f = 3,6 * 0,93 * 3716 *1* 1,21 / ( 56 * 1,125 ) = 238,77 МПа

    Условие прочности выполняется.

    2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи

    Параметры колес цилиндрической передачи

    Т. к. колеса нарезаны без смещения исходного контура, для шестерни и колеса Х = 0.

    2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи

    Силы в зацеплении цилиндрической передачи определяем согласно [1] § 4.9 с. 109

    F_a = F_t tg() = 3716 * tg( 11,38 ) = 747,64 H

    F_r = F_t tg()/cos() = 3716 *tg(20)/cos( 11,38 ) = 1380 H

    3.3.6 Силы в ременной передаче

    • Скорость движения ремня при диаметре быстроходного шкива

    D = 100 мм: V_р = n_ном D/60 = 7300,1/60 = 3,82 м/с.

    • Угол охвата ₁ = 150, число ремней Z = 3, масса 1 м длины ремня Б: q = 0,18 кг/м.
    • Коэффициент длины ремня
    • C_L = 0,92 [2, табл. 6.14, с 215].
    • Коэффициент охвата
    • С = 0,92 [2, табл. 6.13].

    Коэффициент режима работы

    Сила натяжения одного клинового ремня:

    = 780 4,240,92 /(3,820,9213) + 0,183,82 2 = 288,36 Н

    F_p = 2 F₀ Z sin(₁/2) = 2 288,36 3sin(150/2) = 1671 Н

    Видео:Кинематический и силовой расчёт привода (общая методика расчёта). Ч.1Скачать

    

    3. Расчет валов, подбор подшипников

    
    

    3.1 Предварительный расчет валов

    Определяем диаметры выходных концов валов из расчета на кручение. Материал валов — сталь 40Х ГОСТ 4543-88.

    Где [_k] = 45 МПа — допускаемое касательное напряжение [2, стр. 249]

    Хвостовик первичного вала:

    d_хв.1 = (118,08*10 3 /0,2*45) 0,33 = 23,59 мм.

    Принимаем диаметр хвостовика быстроходного вала равным 0,8 диаметра вала электродвигателя

    Хвостовик тихоходного вала:

    d_хв.3 = (405,93*10 3 /0,2*45) 0,33 = 35,60 мм.

    Принимаем диаметр хвостовика тихоходного вала 38 мм.

    Диаметры участков валов в месте посадки зубчатых колес определяем согласно [1, §11.2]:

    Где Т — крутящий момент в Н/мм

    d₁ > (16* 118,08 /*16) 1/3 = 33,50 мм, принимаем d₁ = 38 мм

    d₂ > (16* 405,93/*16) 1/3 = 50,56 мм, принимаем d₂ = 55 мм

    3.2 Эскизная компоновка валов

    Выполняем эскизную компоновку валов при разработке сборочного чертежа редуктора. Принимаем предварительно для быстроходного вала подшипники 7207 ГОСТ 333-79, для тихоходного вала редуктора подшипники 7210 ГОСТ 333-79.

    3.3 Проверочный расчет валов

    3.3.1 Схема приложения сил к валам

    3.3.2 Определяем реакции опор и изгибающие моменты быстроходного вала

    Радиальное давление на подшипники:

    F_rA = (R_AH 2 + R_AV 2 ) 0,5 = ( 3459 2 + 1858 2 ) 0,5 = 3926 Н

    М_АН = F_p*a = 1671* 0,094 = 157,09 Нм

    М_СН1 = R_BH*c = 407,91* 0,061 = 24,88 Нм

    Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

    3.3.3 Определяем реакции опор тихоходного вала

    1380*0,062)/(0,062+ +0,062) = 7263 Н

    R_AV = Ft*а/(a+b) = 3716* 0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н

    Радиальное давление на подшипники:

    F_rA = (R_AH 2 + R_AV 2 ) 0,5 = (5894 2 +1858 2 ) 0,5 = 6180 Н

    3.3.4 Выполняем проверочный расчет быстроходного вала

    Принимаем материал вала сталь 45 ГОСТ 1050 — 88

    Проверяем сечение вала в месте посадки зубчатого колеса

    Осевой момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

    W_ос = 0,1d_зк 3 = 0,1* 38 3 = 5487 мм 3

    Максимальное нормальное напряжение:

    = (48,05 2 +113,35 2 ) 0,5 *10 3 /5487мм 3 + 4*747,64/* (38мм) 2 = 47,49 МПа

    Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

    W_Р = 0,2d_зк 3 = 0,2* 38 3 = 10970 мм 3

    Максимальное касательное напряжение:

    _max = Т_б / W_Р = 118,08*10 3 / 10970 = 10,76 МПа

    В месте шпоночного паза по табл. [2, табл. 8.15, 8.17]

    Коэффициент влияния шероховатости поверхности:

    коэффициент влияния поверхностного упрочнения К_V = 1 (без упрочнения).

    Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:

    Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е.

    а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

    Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

    Коэффициент запаса по касательным напряжениям

    Результирующий коэффициент запаса прочности

    S = S S /(S 2 +S 2 ) 0,5 = 2,57*13,06/(2,57 2 +13,06 2 ) 0,5 = 2,52

    Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточного вала обеспечены.

    Проверяем сечение вала в месте посадки подшипника

    Осевой момент инерции вала в месте посадки подшипника:

    W_ос = 0,1d_п 3 = 0,1*35 3 = 4287 мм 3

    Максимальное нормальное напряжение:

    Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

    W_Р = 0,2d_п 3 = 0,2*35 3 = 8575 мм 3

    Максимальное касательное напряжение:

    _max = Т_б / W_Р = 118,08*10 3 /8575 = 13,77 МПа

    В месте посадки подшипника табл. [2, табл. 8.20] определяем интерполированием значения отношений

    Коэффициент влияния шероховатости поверхности:

    коэффициент влияния поверхностного упрочнения К_V = 1 (без упрочнения).

    Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:

    Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е.

    а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

    Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

    Коэффициент запаса по касательным напряжениям

    Результирующий коэффициент запаса прочности

    S = S S /(S 2 +S 2 ) 0,5 = 2,62*10,20/(2,62 2 +10,20 2 ) 0,5 = 2,54

    Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточного вала обеспечены.

    3.4 Расчет подшипников

    3.4.1 Расчет подшипников быстроходного вала

    Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликоподшипника 7207 ГОСТ 8328-75

    Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]:

    Факторы нагрузки [2, табл. П.10]:

    При установке подшипников в распор осевые составляющие:

    F _A = 0,83 е F_rA = 0,83*0,37* 3926= 1206 Н

    Расчетная осевая сила для опоры А:

    Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:

    P_rВ = X F_rВ + Y F_aВр = 0,4* 1902 + 1,62 * 1332 = 2919 Н

    Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре

    Базовый расчетный ресурс подшипника:

    Полученное значение значительно больше минимально допустимого — 20 000 час. Однако, использование подшипника меньшего типоразмера нецелесообразно по конструктивным соображениям.

    3.4.2 Рассчитываем подшипники тихоходного вала

    Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликоподшипника 7210 ГОСТ 8328-75

    Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: C_r = 57000 кН

    Факторы нагрузки [2, табл. П.10]:

    При установке подшипников в распор осевые составляющие:

    F _A = 0,83 е F_rA = 0,83*0,37*6180 = 1898 Н

    F _B = 0,83 е F_rВ = 0,83* 0,37 * 7497 = 2302 Н

    Расчетная осевая сила для опоры А:

    Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:

    P_rВ = X F_rВ + Y F_aВр = 0,4*7497+1,6*3050 = 7879 Н

    Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре

    Базовый расчетный ресурс подшипника:

    Полученное значение значительно больше минимально допустимого — 20 000 час. Однако, использование подшипника меньшего типоразмера нецелесообразно по конструктивным соображениям.

    Видео:Принцип работы редуктора. Виды редукторов. Курсовая.Скачать

    

    4. Подбор и проверка шпонок

    Размеры поперечного сечения шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала.

    Для крепления шестерни выбираем призматическую шпонку

    10 х 8 х 63 по ГОСТ 23360 — 78 [2, табл. 7.7]

    Высота h = 8 мм; глубина паза вала t₁= 4,5 мм;

    длина L= 63 мм; ширина b= 10 мм

    Проверяем выбранную шпонку на смятие

    Допускаемое напряжение смятия [см] = 50…60 МПа [2, с. 252]

    • Где Т — передаваемый момент, Н/м, остальные размеры в мм

    Для крепления колеса выбираем призматическую шпонку

    18 х 11 х 63 по ГОСТ 23360 — 78 [2, табл. 7.7]

    Высота h = 11 мм; глубина паза вала t₁= 5 мм;

    длина L= 63 мм; ширина b= 18 мм

    Расчетная длина шпонки: L_р= L — b = 63 — 18 = 45 мм

    Проверяем выбранную шпонку на смятие

    Видео:6.2 Кинематический расчет приводаСкачать

    

    5. Подбор муфты

    По таблице 9.2 [2] подбираем упругую втулочно-пальцевую муфту ГОСТ 21424-93 по значению момента на тихоходном валу Тт = 405,93 Нм и конструктивным соображениям с диаметром под вал 45 мм.

    Муфта втулочно-пальцевая М=500 Нм, d=45мм, ГОСТ 21424-75.

    Принимаем, что цилиндрическая передача редуктора смазывается погружением колеса в масляную ванну на глубину 20…30 мм, а подшипники — масляным туманом.

    Выбираем масло ИТП — 200 с кинематической вязкостью 220…240 мм 2 /с [2, табл. 8.30]. Согласно рекомендациям [2, с. 333] принимаем объем масляной ванны 0,35…0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности. Принимаем объем масляной ванны 2 л.

    Список литературы

    1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. — М.: Машиностроение, 1984.

    2. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. — М.: Машиностроение, 2002.

    Подобные документы

    Подбор электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет редуктора, выбор материалов для колес и шестерен. Расчет клиноременной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор и проверка шпонок. Проверочные расчеты валов, подшипников качения.

    курсовая работа [4,2 M], добавлен 16.03.2015

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, быстроходной и тихоходной ступени. Ориентировочный расчет валов редуктора, подбор подшипников. Эскизная компоновка редуктора. Расчет клиноременной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.10.2014

    Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.

    курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016

    Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011

    Критерии для выбора типа электродвигателя. Расчёт клиноременной передачи, призматических шпонок, валов, подшипника, зубчатой передачи. Выбор муфты и особенности смазки редуктора. Кинематический и силовой расчет привода согласно мощности электродвигателя.

    контрольная работа [1,9 M], добавлен 01.12.2010

    Кинематический расчет привода электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет быстроходного и тихоходного валов, подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора, подбор муфты. Проверка прочности шпоночного соединения.

    курсовая работа [277,2 K], добавлен 12.06.2010

    Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода. Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Выбор смазки для зацепления и подшипников. Подбор муфты, компоновка и сборка редуктора.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 09.06.2015

    
    

    источники:

    https://evakuatorinfo.ru/sproektirovat-privod-elevatora-tsilindricheskogo-odnostupenchatogo-reduktora

    💡 Видео

    Редуктор. Устройство. Конструкция. Виды и типы редукторовСкачать

    

    Чтение сборочного чертежа редуктора. Чтение чертежейСкачать

    

    Вал двухступенчатого редуктора ➤ Курсовой проект одного из студентовСкачать

    

    Эскизная проработка цилиндрического редуктораСкачать

    

    1 этап компоновки цилиндрического редуктораСкачать

    

    9.1 Расчет валов приводаСкачать

    

    Курсовая работа. Проектирование привода.Скачать

    

    Изучение двухступенчатого цилиндрического редуктора. Детали машин.Скачать

    

    7.1.Редуктор цилиндрический одноступенчатый (Часть 1. Вид сверху)Скачать

    

    Крутейший двухпотоковый редуктор бауманки!!!Скачать

    

    редуктор цилиндрический ц2уСкачать

    

    Видеоурок по Деталям машин.Редуктора.Скачать

    

    Анимация сборки цилиндрического редуктораСкачать