Здесь можно найти образцы любых учебных материалов, т.е. получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


курсовая работа Расчет редуктора

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 19.05.2012. Сдан: 2011. Страниц: 18. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


 
Содержание

Введение……………………………………………………………………………...2

1 Расчёт  срока службы привода…………………………………………………….3
2 Выбор  двигателя. Кинематический расчет  двигателя…………………………...4
3 Выбор  материала зубчатой передачи.Определение  допускаемых напряжений.8
4 Расчет  зубчатой передачи………………………………………………………..11
5 Расчёт  нагрузок валов редуктора………………………………………………..17
6 Проектный  расчёт валов…………………………………………………………20
7 Эскизная  компоновка редуктора………………………………………………...23
8 Проверочный  расчет тихоходного вала………………………………………....26
     9 Конструирование зубчатого колеса………………………………………….….27
10Подбор  шпонок и проверочный расчет  шпонок……………………………….28
11   Литература……………………………………………………………………...29 

 


                                                  Введение

 
  В производственных  машинах  необходим большой  вращающий  момент при угловой скорости, меньшей, чем у двигателя. Для передачи движения от двигателя к  производственной  машине и  изменения  при этом угловой скорости  и вращающего момента служат различные передаточные механизмы. Зубчатый, или червячный, передаточный  механизм, предназначенный для уменьшения угловых  скоростей и  представляющий  систему  зубчатых колес в отдельном закрытом корпусе, непроницаемом для масла и пыли и одновременно  являющемся масляной ванной для механизма, называется редуктором.  Размещение опор валов редуктора в одном общем жестком корпусе обеспечивает  постоянство относительного  расположения  осей валов, а  это позволяет  применять широкие колеса с малым модулем. Применение малых модулей, в свою очередь, приводит к увеличению точности и уменьшению уровня шума при работе передачи, к снижению стоимости ее изготовления. Обильное смазывание  способствует малому износу и повышает КПД редукторной передачи. Наличие корпуса обеспечивает безопасность работы редукторов. Этими достоинствами редукторов объясняется вытеснение ими открытых передач.
  По  виду звеньев передачи редукторы  делятся на цилиндрические (оси ведущего и ведомого валов параллельны), конические (оси валов пересекаются), червячные (оси валов перекрещиваются в пространстве). Встречаются и комбинированные редукторы, представляющие сочетания зубчатых (цилиндрических и конических ) и червячных передач.
  Одноступенчатый цилиндрический редуктор обычно применяют  при передаточном числе U<7 . Одноступенчатый редуктор наиболее прост и надежен в работе. Применяется для мощностей  до 40000кВт.
  Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно применяются при передаточном  числах U<40. Первая (быстроходная) ступень редуктора во многих случаях имеет косозубые колеса: тихоходная ступень может быть выполнена с прямозубыми  колесами. Не менее  часто  применяются  редукторы, у которых обе ступени имеют колеса одинакового вида (прямозубые, косозубые  и шевронные).
  Трехступенчатый  цилиндрический  редуктор  обеспечивает передаточное число U<150 и выше. Достоинство данной схемы - симметричное расположение зубчатых колес всех ступеней.
  Коническо-цилиндрический    двухступенчатый    редуктор применяют при пересекающихся осях ведущего и ведомого валов. Передаточное число такого редуктора обычно не выше 25.
  При необходимости получения различных  угловых скоростей выходного  вала  в корпусе  редуктора  размещают  несколько пар зубчатых  колес  с  различными  передаточными  числами и специальный механизм  переключения , который может включать по мере надобности  ту или иную пару зубчатых колес. Такие передаточные механизмы называют коробками передач.
                                               Заключение
 

                           1 Расчёт срока службы привода 

1.1 Принимаем в соответствии с заданием: работу привода в 2 смены, нагрузку   малоизменяющуюся, режим реверсивный, продолжительность смены 8 часов 

1.2 Определяем ресурс работы привода: 

  Lh = 365*Lr* tc*Lc = 365*5*8*2 = 29200(чac)
   где:
      Lr - срок службы привода, лет
  tc - продолжительность смены, час
      Lc – число смен 

   1.3 Принимаем время простоя машинного  агрегата 15% ресурса, тогда Ln будет представлять собой следующую формулу : 

        Ln = 0,85 *Lh = 0,85*29200= 24820(чac)
1.4 Составляем табличный ответ решения: 

Lr , лет
tc , час
Lc Ln , Час
Характер нагрузки Режим работы
 
     5
      8
 
     2
 
    24820
Малоизме-няющаяся Реверсивный
 

                          2 Выбор двигателя. Кинематический расчет двигателя.

 
2.1 Определение мощности и частоты  вращения двигателя 

2.1.1 Определяем требуемую мощность  рабочей машины 

           Pрм = F*V = 1,2*0,8 = 0,96(кВт)
         где
            F - значение тяговой  силы, кH
            V - линейная скорость  тяговой цепи, м/сек 

     2.1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия привода: 

            h = hзп*hоп*hм*hпс*h2пк = 0,965*0,965**0,98*0,985*0,9922=0,885
          где
            hзп - КПД редуктора, принимаем 0,965
            hоп - КПД открытой передачи, принимаем 0,965
            hм  - КПД муфты, принимаем 0,98
    hпк - КПД подшипников качения, принимаем 0,992
            hпс - КПД подшипников скольжения, принимаем 0,985 

     2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя: 

  Pном = Pрм / h = 0,96 / 0,885 = 1,09(кВт)
        где:
    Ррм - мощность рабочей машины, Квт
    h - общий КПД  

Принимаем двигатель серии 4АМ80B6УЗ с номинальной мощностью Рном = 1,1 (кВт), и частотой вращения при номинальном режиме  nном = 920 (об/мин). 

     2.1.4 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины: 

          nрм = 60*1000*V = 60*1000*1,7  = 76,4(об/мин)
            ?*Д          3,14*200
          где
               Д- диаметр барабана,мм
               V- скорость тягового органа,м/сек.
    2.1.5 Определяем передаточное отношение привода для принятого типа двигателя при заданной мощности : 

            Uном = nном / nрм = 920/ 76,4 = 12, 04(об/мин)
          где
    nном - номинальная частота вращения двигателя, об/мин;
    nрм - частота вращения приводного вала рабочей машины, об/мин. 

   2.1.6 Принимаем передаточное отношение закрытой передачи по СТ СЭВ 221-75   равным :       Uзп = 5,0 

   2.1.7 Определяем передаточное отношение открытой передачи:
                    Uоп = Uном / Uзп = 12,04 / 5,0 = 2,41 

   2.2    Определение силовых и кинематических параметров привода
    2.2.1 Определяем мощность валов привода: 

        а) Вал двигателя:
                  Pдв = Pном =1,1(кВт)
        б) Быстроходный вал:
                  P1 = Pдв*hм*hпк = 1,1*0,98*0,992= 1,07(кВт)
     где
        hоп - КПД открытой передачи
        hм - КПД муфты
            в) Тихоходный вал:
      Р2 = Р1*hзп*hпк = 1,1*0,965*0,992 = 1,02(кВт)
    где
        hзп - КПД редуктора
        hпк - КПД подшипников качения
     г) Вал рабочей машины:
         Ррм = Р2*hоп*hпс = 1,1*0,965*0,985 = 0,97(кВт)
    где
        hоп - КПД открытой передачи
        hпс - КПД подшипников скольжения 

  2.2.2 Определяем угловую скорость валов привода: 

            а) Вал двигателя:
      wном = p*nном / 30 = 3,14*920 / 30 = 96,29(рад/с)
    где
        nном-номинальная частота вращения двигателя
  б) Быстроходный вал:
      w1 = wном/ Uоп =39,95(рад/с)
        Uоп  - передаточное число открытой передачи
            в) Тихоходный вал:
       w2 = w1 / Uзп = 39,95/ 5,0 = 7,99(рад/с)
   где
       w1 - угловая скорость быстроходного вала
        Uзп - передаточное число закрытой передачи в соответствии СТ СЭВ 221-75, принимаем 5,0
  г) Вал рабочей машины:
      ?рм = ?2 = 7,99(рад/с)
   где
       w2 - угловая скорость тихоходного вала.
     2.2.3  Определяем вращающий момент валов привода: 

      а) Вал двигателя:
      Тдв = Рдв / wном = 1100/ 96,29 = 11,42(Н*м)
    где
        Pдв - мощность на валу двигателя
        wном - номинальная угловая скорость
      б) Быстроходный вал:
      T1 = Тдв*Uоп*hоп*hпк= 11,42*2,41*0,965*0,992 = 26,35(Н*м)
    где
        Тдв - вращающий момент двигателя
        hпк - КПД подшипников качения
        hоп - КПД открытой передачи
      г) Тихоходный вал:
      Т21*Uзп*hзп*hпк= 26,35*5,0*0,965*0,992 = 126,10(Н*м)
    где
        Т1 - вращающий момент быстроходного вала
        Uзп - передаточное число закрытой передачи
        hзп - КПД закрытой передачи
        hпк - КПД подшипников качения 

         в) Вал рабочей машины:
      Трм = Т2* hм*hпс = 126,10*0,98*0,985 = 121,73(Н*м)
    где
        Т2 - вращающий момент тихоходного вала
                              hпс - КПД подшипников скольжения
                              hм - КПД муфты
     2.2.4Определяем частоту вращения валов привода:
        а) Вал двигателя:
              nтабл= nном = 920(об/мин)
   где
       nном - номинальная частота вращения двигателя
      б) Быстроходный вал:
       n1 = nном /Uоп = 381,74(об/мин)
   где
       n1 - частота вращения быстроходного вала
       nном - номинальная частота вращения двигателя
                  Uоп  - передаточное число открытой передачи
         в) Тихоходный вал:
         n2 = n1 / Uзп = 381,74/ 5,0 = 76,35(об/мин)
    где
        n1 - частоту вращения быстроходного вала
        Uзп - передаточное число закрытой передачи
     г) Вал рабочей машины
         nрм = n = 76,35(об/мин)
    где
      n2 - частота вращения тихоходного вала.      

     2.2.5 Составляем табличный ответ  решения задачи:

                 Силовые и кинематические параметры  привода

Тип двигателя 4АМ80В6УЗ; Р=1,1(кВт); n=920(об/мин)
Параметр Передача Параметр Вал
Закрытая (редуктор) открытая двигателя Редуктора Приводной рабочей машины
быстроходный тихоходный
Передаточное  число U 5,0 2,41 Расчетная мощность Р, кВт 1,1 1,07 1,02 0,97
Угловая скорость w, 1/с 96,2 39,95 7,99 7,99
КПД h 0,965 0,965 Частота вращения          n, об/мин 920 381,74 76,35 76,35
Вращающий момент Т, Н*м
11,42 26,35 126,10 121,73
 
 


                          3 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений  

     3.1 Назначаем твердость, термообработку и материал.
а)для шестерни: 40Х, твердость 269…302 НВ, термообработка - улучшение.
б)колесо марка стали 40Х, твердость 235…262 НВ, термообработка
     3.2 Определяем среднюю твердость шестерни и колеса: 

                 (HB)
                 (HB)
     3.3 Определяем число циклов переменных напряжений за весь срок службы для шестерни и колеса:
     N1 = 573 *w1* Ln= 573*39,95*24820=5,6816*108
     N1 =   573*w2* Ln= 573*7,99*24820=1,1363*108
     где
    w1 и w2 - угловые скорости быстроходного и тихоходного валов, с-1
    Ln - рабочий ресурс двигателя, час 

     3.2.2 Принимаем число циклов переменных напряжений для шестерни и колеса:
  Nно1   =  22,8*106 (млн. циклов)
  Nно2   =  16,29*106 (млн. циклов)
        где
 Nно- число циклов перемены напряжений соответсвующих выносливости циклов
     3.2.3 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса: 

  
     где
      Nно - число циклов переменных напряжений соответствующих пределу выносливости
      N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода.
     Принимаем KHL1= KHL2 =1, т.к. N > Nно
     3.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответствующих числу циклов переменных напряжений: 

   (Н/мм2)
   (Н/мм2) 

     3.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса: 

   (Н/мм2)
   (Н/мм2)
      Принимаем [s]H = 514,3 Н/мм2, т.к. рассчитываем по менее прочным зубьям.
     3.2.6 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба: 

  
     где
        NFO1, NFO2 - число циклов переменных напряжений для зубьев шестерни и колеса соответствующему пределу выносливости, для всех сталей принимаем равным 4*106 циклов
        N1, N2 - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода 

     3.2.7 Определяем напряжение изгиба соответствующему пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса: 

   (Н/мм2)
        (Н/мм2) 

     3.2.8 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса: 

     (Н/мм2)
     (Н/мм2) 

     3.1.9 Примем значения[?]F1 и [?]F2 на 25% меньше расчётного: 

   (Н/мм2)
   (Н/мм2)
      Принимаем F = 191,966 (Н/мм2), т.к. выбираем по менее прочным зубьям. 
     
     
     

     3.12 Составляем табличный ответ  расчета: 

    Элемент передачи Марка стали Термообработка НВср [s]H, Н/мм2
    [s]F, Н/мм2
    Шестерня 40Х Улучшение 285,5 580,9 220,549
    Колесо 40Х Улучшение 248,5 514,3 191,966
 

                  4 Расчет зубчатой передачи 

     4.1 Проектный расчет 

     4.1.1 Определяем межосевое расстояние  передачи: 

(мм)
     где
      Ka - вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи, принимаем равный 43
      UЗП - передаточное число закрытой передачи, равное 5,0
      Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м
      yа - коэффициент ширины венца колеса, равное 0,315
      [s]н - допускаемое контактное напряжение, H/мм2
      Kнb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес, равный 1
      Принимаем: (мм) 

     4.1.2 Определяем делительный диаметр  колеса: 

   (мм)
          где
     aw = 102(мм) - межосевое расстояние передачи
     UЗП = 5,0 - передаточное число передачи 

     4.1.3 Определяем ширину венца колеса: 

  b2 = ?a* aw = 0,315*102 = 32,13(мм)
          где
     ?a = 0,315 - коэффициент ширины венца колеса
     aw = 102(мм) - межосевое расстояние передачи 

     4.1.4 Определяем модуль зацепления: 

   (мм)
          где
      Km - вспомогательный коэффициент для косозубых передач, равный 5,8
     Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м
    Принимаем: mn=1,5(мм) 
 

     4.1.5 Определяем угол наклона зубьев  для косозубых передач: 

 

     4.1.6 Определяем суммарное число  зубьев шестерни и колеса: 

   (зубьев)
         где
     aw - межосевое расстояние передачи, мм
     mn - нормальный модуль зацепления, мм
     bmin - угол наклона зубьев 

     4.1.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев: 

    

     4.1.8 Определяем число зубьев шестерни: 

   (зубьев) 

     4.1.9 Определяем число зубьев колеса: 

   (зубьев) 

4.1.10 Определяем фактическое передаточное  число передачи и проверяем его отклонение от заданного: 

    

     4.1.11 Определяем фактическое межосевое  расстояние передачи: 

   (мм) 

     4.1.12 Определяем основные геометрические  параметры передачи: 

  а) Определяем делительный диаметр шестерни и колеса:
      
        где
        mn - нормальный модуль зацепления, мм
        Z1 - число зубьев шестерни
        Z2 - число зубьев колеса
        b - угол наклона зубьев 

  б) Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:
      
    где
        d1 - делительный диаметр шестерни, мм
        d2 - делительный диаметр колеса, мм
        mn - нормальный модуль зацепления, мм 

  в) Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:
      
    где
        d1 - делительный диаметр шестерни, мм
        d2 - делительный диаметр колеса, мм
        mn - нормальный модуль зацепления, мм 

  г) Определяем ширину венца шестерни и  колеса:
      
    где
        aw - межосевое расстояние передачи, мм
        yа - коэффициент ширины венца колеса, равен 0,315 

4.2 Проверочный расчет 

    4.2.1 Проверяем межосевое расстояние передачи aw, мм: 

     
          где
        d1 - делительный диаметр шестерни, мм
        d2 - делительный диаметр колеса, мм
               aw - межосевое расстояние передачи, мм 
 
 

     4.2.2 Определяем окружную силу  в зацеплении Ft, H: 

   (Н)
  где
        d2 - делительный диаметр колеса, мм
               Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м
     4.2.3 Определяем окружную скорость  колеса передачи V , м / с:
  V2 = (м/с)
  где
                  w2 - угловая скорость тихоходного вала,рад/с
                  d2 - делительный диаметр колеса, мм
4.2.3 Определим значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки  между зубьями, KНa: 

  KНa = 1,125 

     4.2.4 Определяем значение коэффициента динамической нагрузки, КНu: 

     КНu = 1,01 

4.2.5 Определяем значение коэффициента  неравномерности нагрузки по  длине зуба, КНb: 

  ??= ; КНb=1,1 

     4.2.7 Проверяем контактное напряжение [?]н, (Н/мм2): 

     
     ? 514,3(Н/мм2),
       где
     K - вспомогательный коэффициент равный 376
     Uф = 5,0 - фактическое передаточное число
     d2 - делительный диаметр колеса, мм
     в2 - ширина венца колеса, мм 

     4.2.8 Определяем эквивалентные числа  зубьев, шестерни и колеса: 

     Zv1 = ; Zv2 =
         где
     Zv1 = 23   – число зубьев шестерни
     Zv2 = 116 – число зубьев колеса
     ? = 9,40 
 

     4.2.9 Определяем коэффициент формы  зуба шестерни YF1 и колеса YF2: 

     YF1 = 3,93
       YF2 = 3,61 

     4.2.10 Определяем значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями KF2: 

     KF2= 0,91 

     4.2.11 Определяем значение коэффициента  неравномерности нагрузки KF?: 

     KF?= 1,095 

    4.2.12 Определяем значение коэффициента  динамической нагрузки KFV: 

     KFV= 1,03 

    4.2.13 Определяем значение коэффициента  наклона зуба Y?: 

     Y?= 1 -
         где
     ?= 9,40 - угол наклона зуба. 

     4.2.14 Проверяем напряжение изгиба  зубьев шестерни и колеса: 

    
         131,87 ? 191,97(Н/мм2)
     
       ? 220,55(Н/мм2)
     
          где
      [?]F1 = 220,55(Н/мм2) - допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни
      [?]F2 = 191,97(Н/мм2) – допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса 
       
       
       
       
       
       
       
       

     4.2.15 Составляем табличный ответ  расчета 

Проектный расчет
Параметр Значение Параметр Значение
Межосевое расстояние аw, мм 102
Угол наклона  зубьев b
9,40
Модуль зацепления, m
1,5
       
Ширина  зубчатого венца:   Диаметр делительной окружности:  
шестерни  b1, мм
35
шестерни  d1, мм 34,0
колеса  b2, мм
32
колеса  d2, мм 170,0
Число зубьев:   Диаметр окружности вершин:  
шестерни  Z1 22,363 шестерни  dа1, мм 37,0
колеса  Z2
111,815
колеса  dа2, мм 173,0
Вид зубьев Косые Диаметр окружности впадин: шестерни  df1, мм
колеса  df2, мм
 
 
30,4 166,4
Проверочный расчет
Параметр
Допускаемые значения Расчетные значения Примечания
Контактные  напряжения sН, Н/мм2
514,3   1,63%
Напряжения  изгиба, Н/мм 2 sF1 220,55 143,56 34,9%
sF2 191,97 131,87 31,3%
 

5 Расчёт нагрузок валов редуктора

 
     5.1 Определяем силы в зацеплении закрытой передачи: 

     5.1.1 Определяем окружную силу  на колесе Ft2, H: 

  Ft2=2*T2*103/d2=2*218,42*103/=1844(H)
        где:
     T2 - вращающий момент тихоходного вала, H*м
     d2 - делительный диаметр колеса, мм 

     5.1.2 Определяем окружную на шестерне  Ft1, H: 

     Ft1= Ft2=1844(H) 

     5.1.3 Определяем радиальную силу  на колесе Fr2, H: 

     Fr2= Ft2*tg?/cos?=1844*tg200/cos11,882640=686(H)
         где:
     ? - угол зацепления, град
     ? - угол наклона зуба, град 

     5.1.4 Определяем радиальную силу  на шестерне Fr1, H: 

  Fr1= Fr2=685,86(H) 

     5.1.5 Определяем осевую силу на  колесе FA2, H: 

  FA2= Ft2*tg?=1844*tg11,882640=388(H)
         где:
     Ft2 - окружная сила на колесе, H
     ? - угол наклона зуба, град 

     5.1.6 Определяем осевую силу на  шестерне FA1, H: 

  FA1= FA2=388(H)
5.2 Определение значений консольных  сил: 

     5.2.1 Принимаем радиальную силу  ременной передачи Fопр, H:
  Fопр=2100(H) 

     5.2.2 Определяем радиальную силу  муфты тихоходного вала Fм2,H: 

  Fм=125* =125* =1847(H) 

          где:
     T2 - вращающий момент на тихоходном валу, H*м
     5.3 Составляем силовую схему нагружения  валов 

     5.3.1 Принимаем направление винтовых  линий колёс: для шестерни –  с левым зубом, для колеса – с правым зубом 

         5.3.2 Принимаем направление вращения  двигателя по часовой стрелке 

          5.3.3     Принимаем направление  сил в зацеплении редукторной  пары в соответствии с принятым  направлением винтовой линии  и вращения валов: окружные силы Ft1 и Ft2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты T1 и T2 , приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины; окружная сила Ft1 направлена
     противоположно вращению шестерни, а Ft2 – по направлению вращения колеса 

         5.3.4 Определяем направление консольных  сил на выходных концах валов:
      а) направление консольной силы от цепной передачи Fоп перпендикулярно оси вала и, в соответствии с положением передачи, она направлена вертикально к горизонту
      б) консольная сила от муфты Fм  перпендикулярна оси вал и направлена в сторону, противоположную силе Ft1 =Ft2 

     5.3.5 Определяем направление радиальных  реакций в подшипниках: радиальные  реакции в подшипниках быстроходного  и тихоходного валов направляем в сторону, противоположную направлению окружных сил Ft1
и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.