Параметры исходного контура по ГОСТ 13754-81

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ АВТОНОМНОЕ

ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

 «СЕВАСТОПОЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

РЕДУКТОРЫ

 

Методические указания

к выполнению лабораторных работ по дисциплине

«Теория машин, механизмов и детали машин»,

«Детали машин и основы конструирования»

для студентов специальностей:

26.05.01 «Проектирование кораблей, судов и объектов океанотехники»,

26.03.02 «Кораблестроение, океанотехника и системотехника объектов морской инфраструктуры»,

26.05.06 «Эксплуатация судовых энергетических установок »

всех форм обучения

 

 

Севастополь

2019

УДК 531

Редукторы: Методические указания к выполнению лабораторных работ по дисциплине  «Теория машин, механизмов и детали машин» и «Детали машин и основы констуирования» для студентов специальностей: 26.05.01 «Проектирование кораблей, судов и объектов океанотехники», 26.03.02 «Кораблестроение, океанотехника и системотехника объектов морской инфраструктуры», 26.05.06 «Эксплуатация судовых энергетических установок всех форм обучения/ Сост. А.В. Неменко – Севастополь: Изд – во СевГУ, 2019.- 56 с.

Целью указаний является оказание помощи студентам при выполнении комплексной лабораторной работы по изучению: конструкций редукторов различного типа (цилиндрических, конических, червячных) и методики оценки их нагрузочной способности.

 

Методические указания составлены в соответствии с рабочей программой курса «Теория машин, механизмов и детали машин», рассмотрены и утверждены на заседании кафедры технической механики и машиноведения «____» _________ 2019 г., протокол №______ 

 

   

 

 

 Рецензенты: Заведующий кафедрой технической механики и

                 машиноведения, кандидат технических наук, доцент

                 В.И. Пахалюк;

                           доцент кафедры «Энергоустановки морских судов и

                  сооружений», кандидат технических наук Ю.А. Лисняк

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

 

Введение..…………………………………..……………………………..4

1. Редуктор цилиндрический…………………………………………..9

2.   Редуктор конический...……………………………………………..14

3. Редуктор червячный….…………………………………………….19

4. Контрольные вопросы.………….………………………………….24      

 

 Библиографический список……………………………………………25

 

Приложение А. Справочные материалы………..……………………..26

Приложение Б.  Чертежи редукторов………..…………………………37

Приложение В. Виды и система условных обозначений

                        подшипников качения.……………………………….47

Приложение Г. Титульный лист...……………………………………53

 

ВВЕДЕНИЕ

В приводах производственных машин частота вращения элементов исполнительного органа, как правило, не равна частоте вращения выходного вала двигателя. Для согласования энерго – кинематических параметров «входа – выхода» привода применяют узлы, преобразующие движение, композиция которых определяется передаточной функцией привода.

В случае, когда эта функция направлена на понижение частоты вращения, узел называется редуктором (от лат. reductor – отводящий назад, понижающий). 

В редукторах применяют различные типы передач: цилиндрические (прямозубые, с наклонным зубом, шевронные), конические, червячные и другие.

Цилиндрическая зубчатая передача  (рисунок 1)  осуществляет движение между параллельными осями. Колеса, ее образующие, имеют начальные и делительные поверхности в виде цилиндров.

 

Рисунок 1. – Передача цилиндрическая:

1 – колесо ведущее; 2 – колесо ведомое

(d_{w 1}, d_{w 2} – диаметры начальных окружностей; d _а1, d _а2 – диаметры окружностей выступов; d_{f 1}, d_{f 2} – диаметры окружностей впадин; а _w – межосевое расстояние; w – полюс зацепления)

Коническая зубчатая передача (рисунок 2) осуществляет передачу движения между пересекающимися осями. У зубчатых колес конической передачи начальные и делительные поверхности – конусы.

Рисунок 2. – Передача коническая: 1 – колесо ведущее; 2 – колесо ведомое

(d_{m 1}, d_{m 2} – средние делительные диаметры; d _е1, d_{e 2} – внешние делительные диаметры; d_{ae 1}, d_{ae 2} – внешние диаметры вершин зубьев; R_m, R _е – среднее и внешнее конусные расстояния; d ₁ , d ₂ – углы делительных конусов колес; d _а1 , d _{f 1} – углы вершин и впадин; q _а, q _f  - углы головки и ножки зуба соответственно; b – ширина зубчатого венца; S - межосевой угол).

 

Передача червячная передает движение между валами со скрещивающимися осями. Передача состоит из червяка и червячного колеса (рисунок 3).

Рисунок 3. – Передача червячная: 1 – червяк; 2 – колесо червячное

(d_{w 1}, d_{w 2}, d _а1, d _а2, d_{f 1}, d_{f 2} – диаметры окружностей делительных, выступов и впадин червяка и червячного колеса соответственно; d а_М2 – наибольший диаметр колеса; a_w – межосевое расстояние; b ₁ – длина нарезанной части червяка; b ₂ – ширина венца колеса; a - угол профиля; g - угол подъема линии витка червяка; 2 d - угол обхвата червяка колесом)

Червячные передачи дают возможность получения большого передаточного отношения, плавность и бесшумность работы, а также возможность самоторможения. Различают передачи с цилиндрическими (делительная поверхность червяка – цилиндрическая) и глобоидными (делительная поверхность червяка является частью вогнутой поверхности тора) червяками.

При передаче движения червячное колесо вступает в зацепление с витками червяка. Угол наклона зуба червячного колеса равен углу подъема g линии витков червяка.

Опоры валов (рисунок 4) служат для их поддержания и обеспечения стабильной работы передачи.

Подшипники  обеспечивают перемещение вала в опоре.

 

 

 

Рисунок 4.  – Вал с опорами: 1– вал–шестерня; 2 – колесо; 3 – шпонка;

4 – подшипник; 5 – крышка подшипника

 

Элементы зацепления в силовых передачах выполняют из сталей, чугунов, сплавов  цветных металлов, а также неметаллических конструкционных материалов (металлокерамика, пластмассы и т.д.).

Распространение получили передачи со стальными колесами, поверхности которых подвергнуты  упрочнению. Для ответственных, тяжело нагруженных с ограниченными габаритами передач рабочие поверхности зубьев упрочняют до твердости НВ>400. При этом сердцевина остается более мягкой, пластичной.

Упрочнение поверхности производится: закалкой токами высокой частоты (колеса с m >5 HRC 45…55), цементацией (HRC 50…62), нитроцементацией (HRC >56) и азотированием (HRC 50…60).

Закалка токами высокой частоты (т.в.ч.) по контуру зуба более производительна, чем цементация и азотирование, но технологически сложнее.

Цементация, нитроцементация и азотирование позволяют получать колеса с большей нагрузочной способностью, но при этом повышается хрупкость материала и снижается сопротивление ударам.

Малоответственные передачи без ограничения габаритов колеса подвергают объемной закалке с высоким отпуском (зубья имеют по всему сечению одинаковую твердость НВ£350). Применяется также поверхностная закалка (HRC 40…50), отжиг (НВ£350), нормализация (НВ£350) и улучшение (НВ£350).

Твердость рабочих поверхностей зубьев ведущего колеса должна быть больше на (30…50) единиц НВ во избежание заедания.

В малоответственных открытых передачах возможно применение чугунных колес, которые имеют меньшую склонность к заеданию и дешевле остальных. Но чугунные колеса не выдерживают ударных нагрузок.

Для  венцов червячных колес используют сплавы цветных металлов (оловянные и безоловянные бронзы, а также латунь и серый чугун).

Для изготовления валов применяют среднеуглеродистые легированные конструкционные стали. Рабочие тела подшипников качения (шарики и ролики) изготавливают из специальных подшипниковых сталей, обладающих повышенной износостойкостью и прочностью при переменных напряжениях (твердость поверхности после термообработки 62…66 HRC).

Литые детали (корпусы, крышки, шкивы) изготавливают из литейных сталей, сплавов цветных металлов и чугунов.

Крепежные и другие метизные изделия выполняют из углеродистых сталей и цветных сплавов.

При передаче движения зубчатыми колесами усилия от одного элемента к другому передается посредством зубьев, последовательно вступающих в зацепление.

Выход из строя колес из-за разрушения рабочих поверхностей зубьев происходит в том случае, когда фактические напряжения в зоне контакта превышают допускаемые величины для данного материала колес.

Контактное напряжение s_Н  (МПа) в полюсе зацепления равно

                                            s_Н =s_Н0×(К_Н)^1/2,                              (1)

где s_Н0 – контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок (динамических и от неравномерности распределения), МПа; К_Н – коэффициент нагрузки.

Величину контактного напряжения s_Н0 (МПа) в зависимости от: окружного усилия F _t (Н) на делительном цилиндре в торцовом сечении, делительного диаметра d ₁ ведущего элемента, рабочей ширины b_w венца контактирующих элементов и передаточного числа устанавливают по следую-щей зависимости

                        s_Н0=Z_E×Z_H×Z_e×Z_b×[ F _t×(u +1)/(b_w× d ₁× u)]^1/2,                (2)

где   Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (влияние радиусов кривизны боковых поверхностей и переход от окружной силы на делительном цилиндре на нормальную на начальном цилиндре);  Z_e – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; Z_b – коэффициент, учитывающий наклон зуба.

 Окружное усилие F _t (Н) равно

                                              F _t =0,5× Т × d,                                      (3)

где Т – вращающий момент, Н×м.

 Коэффициент нагрузки К_Н равен

                                    К_Н = К_Нv × К_Нb × К_Нa,                                      (4)                            

 где  К_Нv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую на-грузку; К_Нb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; К_Нa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Допускаемое контактное напряжение s_НР (МПа), не вызывающее опасной контактной усталости материала при минимальном запасе прочности S_Hmin, равно

                           s_НР =s_Нlim× Z_L×Z_R×Z_v×Z_w×Z_X/S_Hmin,                          (5)  

где s_Нlim – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа;

 Z_L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала; Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев;

Z_v – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

Z_w – коэффициент, учитывающий влияние твердости поверхностей зубьев; Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Нагрузочная способность передачи характеризуется мощностью Р (кВт), которую она может передать. Мощность устанавливают на основании частоты вращения n (об/мин) ведомого элемента передачи и вращающего момента Т (Н×м) на нем.

При работе механизма происходят потеря мощности, которая отражается коэффициентом полезного действия h _м.   

Потери обуславливают превышение требуемой мощности Р _тр по отношению к потребляемой (рабочей) P _р

                                            Р _тр= P _р/h_м,                                        (6) где P _р= 105×10^-6 × Т × n                                                    

Зависимость между частотами вращения входного вала передачи n _вх и выходного вала n _вых определяет передаточное отношение i передачи

                                     i = n _вж/ n _вых                                               (7)                                                           

 

1. Лабораторная работа.

РЕДУКТОР ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ

 

1. Цель работы.

Целью работы является   изучение особенностей конструкции и нагрузочной способности цилиндрического редуктора.

 

 

2. Содержание работы.

Изучение конструкции цилиндрического редуктора. Установление параметров передачи редуктора и оценка его нагрузочной способности

 

 

3. Порядок выполнения работы:

3.1. Ознакомится с исследуемым образцом редуктора.

3.2. Провести структурный анализ исследуемого редуктора

3.3. Составить спецификацию.

3.4. Составить кинематическую схему исследуемого редуктора.

3.5. Произвести необходимые замеры, заполнить таблицы и рассчитать

        параметры передачи исследуемого редуктора.

3.6. Рассчитать нагрузочную способность исследуемого редуктора.

 

 

 

1 – ведущий элемент (колесо цилиндрическое); 2 – ведомый элемент

(колесо цилиндрическое); 3 – подшипники ведущего элемента;

4 – подшипники ведомого элемента

 

Рисунок 1. – Схема редуктора цилиндрического

 

Таблица 1 - Исходные данные

№ варианта	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Частота вращения
ведущего колеса n, об/мин	3000	1500	1000	750	3000	1500	1000	750	3000	1500
Допускаемое контактное
напряжение материала
колеса sHP2, МПа	700	710	720	730	740	750	760	770	780	790

 

Продолжение таблицы 1

№ варианта	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
Частота вращения
ведущего колеса n, об/мин	1000	750	3000	1500	1000	750	3000	1500	1000	750
Допускаемое контактное
напряжение материала
колеса sHP2, МПа	800	810	820	830	840	850	860	870	880	890

 

Продолжение таблицы 1

№ варианта	21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Частота вращения	1000	750	3000	1500	1000	750	3000	1500	1000	750
ведущего колеса n, об/мин
Допускаемое контактное
напряжение материала
колеса sHP2, МПа	900	910	920	930	940	950	960	970	980	990

 

Таблица 2 – Параметры цилиндрической передачи и ее нагрузочная

                  способность

Искомая величина

Обозначение величины

Формула, источник

Результат

Обозначение единицы измерения

 

Межосевое расстояние     передачи   (делительное)					а	а =0,5 × z å × m/cos b		мм
15) Угол профиля		a t	tg a t = tg a / cos b Примечание – a = 20°
16) Угол зацепления		a tw	cos a tw = (а ∙ cos a t)/ aw
17) Делительные диаметры: - ведущего колеса - ведомого колеса		d1 d2	d1=z1 × m/cos b d2=z2 × m/cos b		мм
18) Начальные диаметры: - ведущего колеса - ведомого колеса		dw 1 dw 2	dw1=2 × aw/(u+1) dw2=2 × aw × u/(u+1)		мм
Коэффициент суммы       смещений		x å	x å =(z1+ z2)(inv a tw –inv a t) /2 tg a
20) Коэффициент  восприни-   маемого смещения		y	y=(aw – a)/m
Коэффициент уравнитель- ного смещения		D y	D y =(x å  –y)
22) Коэффициенты смещения исходного контура колес:    - ведущего    - ведомого		x 1 x 2	x 1 =0,5 × (df 1 – d 1 +2 × ha * × m +2 × с* × m)/ m x 2 =0,5 × (df 2 – d 2 +2 × ha * × m +2 × с* × m)/ m
Диаметры окружностей вершин зубьев колес передачи (уточненные): - ведущего колеса - ведомого колеса		da 1 da 2	da1=d1+2 × (ha*+x1- D y) × m da2=d2+2 × (ha*+x2- D y) × m		мм
Валы и подшипники
28) Диаметры валов: а) ведущего  - под колесом   - под подшипником б) ведомого    - под колесом       - под подшипником	d 1k d 1п d 2k d 2п						мм
29) Подшипники:    а) ведущего вала       - типоразмер       - диаметр внутренний       - диаметр внешний       - ширина    б) ведомого вала       - типоразмер       - диаметр внутренний       - диаметр внешний       - ширина	d 1п D 1п B 1п     d 2п D 2п B 2п		Таблицы: А.20, А.21				мм мм мм     мм мм мм
РЕДУКТОР КОНИЧЕСКИЙ 1. Цель работы. Целью работы является изучение особенностей конструкции и нагру- зочной способности конического редуктора.     2. Содержание работы. Изучение конструкции конического редуктора. Установление параметров передачи редуктора и оценка его нагрузочной способности     3. Порядок выполнения работы: 3.1. Ознакомится с исследуемым образцом редуктора. 3.2. Провести структурный анализ исследуемого редуктора 3.3. Составить спецификацию. 3.4. Составить кинематическую схему исследуемого редуктора. 3.5. Произвести необходимые замеры, заполнить таблицы и рассчитать         параметры передачи исследуемого редуктора. 3.6. Рассчитать нагрузочную способность исследуемого редуктора.       1 – ведущий элемент (колесо коническое); 2 – ведомый элемент(колесо коническое); 3 – подшипники ведущего элемента; 4 – подшипники ведомого элемента   Рисунок 2. – Схема редуктора конического     Таблица 1 - Исходные данные № варианта 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Частота вращения                     ведущего колеса n, об/мин 3000 1500 1000 750 3000 1500 1000 750 3000 1500 Допускаемое контактное                     напряжение материала                     колеса sHP2, МПа 700 710 720 730 740 750 760 770 780 790   Продолжение таблицы 1 № варианта 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 Частота вращения                     ведущего колеса n, об/мин 1000 750 3000 1500 1000 750 3000 1500 1000 750 Допускаемое контактное                     напряжение материала                     колеса sHP2, МПа 800 810 820 830 840 850 860 870 880 890   Продолжение таблицы 1 № варианта 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 Частота вращения                     ведущего колеса n, об/мин 1000 750 3000 1500 1000 750 3000 1500 1000 750 Допускаемое контактное                     напряжение материала                     колеса sHP2, МПа 900 910 920 930 940 950 960 970 980 990     Таблица 2 – Параметры передачи и ее нагрузочная способность Искомая величина     Обозначение величины   Формула, источник Результат Обозначение единицы  измерения   Валы и подшипники 25) Диаметры валов:  - ведущего под колесом - ведущего под под- шипником - ведомого под колесом - ведомого под под- шипником d 1k d 1п d 2k d 2п       мм 26) Подшипники: - ведущего вала   типоразмер   диаметр внутренний   диаметр внешний       ширина - ведомого вала   типоразмер    диаметр внутренний    диаметр внешний    ширина     d 1п D 1п B 1п     d 2п D 2п B 2п   Таблицы: А.20, А.21         мм мм мм     мм мм мм РЕДУКТОР ЧЕРВЯЧНЫЙ 1. Цель работы. Целью работы является изучение особенностей конструкции и нагру- зочной способности червячного редуктора.     2. Содержание работы. Изучение конструкции червячного редуктора. Установление параметров передачи редуктора и оценка его нагрузочной способности     3. Порядок выполнения работы: 3.1. Ознакомится с исследуемым образцом редуктора. 3.2. Провести структурный анализ исследуемого редуктора 3.3. Составить спецификацию. 3.4. Составить кинематическую схему исследуемого редуктора. 3.5. Произвести необходимые замеры, заполнить таблицы и рассчитать         параметры передачи исследуемого редуктора. 3.6. Рассчитать нагрузочную способность исследуемого редуктора.       1 – ведущий элемент (червяк); 2 – ведомый элемент(колесо червячное); 3 – подшипники ведущего элемента; 4 – подшипники ведомого элемента   Рисунок 3. – Схема редуктора червячного   Таблица 1 - Исходные данные № варианта 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Частота вращения                     ведущего колеса n, об/мин 3000 1500 1000 750 3000 1500 1000 750 3000 1500 Допускаемое контактное                     напряжение материала ко-                     леса sHP2, МПа 140 145 150 155 160 165 170 175 180 185   Продолжение таблицы 1 № варианта 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 Частота вращения                     ведущего колеса n, об/мин 1000 750 3000 1500 1000 750 3000 1500 1000 750 Допускаемое контактное                     напряжение материала                     колеса sHP2, МПа 190 195 200 205 210 215 220 225 230 235   Продолжение таблицы 1 № варианта 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 Частота вращения                     ведущего колеса n, об/мин 1000 750 3000 1500 1000 750 3000 1500 1000 750 Допускаемое контактное                     напряжение материала                     колеса sHP2, МПа 240 245 250 255 260 265 270 275 280 285   Таблица 2– Параметры передачи и ее нагрузочная способность Искомая величина   Обозначение величины   Формула, источник Результат Обозначение един. измер.   Валы и подшипники 26) Диаметры валов: а) ведущего под подшипником б) ведомого   - под колесом    - под подшипником d 1п   d 2k d 2п       мм 27) Подшипники: - ведущего вала (червяка)   типоразмер   диаметр внутренний   диаметр внешний   ширина - ведомого вала (колеса)    типоразмер     диаметр внутренний    диаметр внешний    ширина   d 1п D 1п B 1п     d 2п D 2п B 2п     Таблицы: А.20, А.21     мм мм мм     мм мм мм Продолжение таблицы 2 ПРИЛОЖЕНИЕ А СПРАВОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ Таблица А.1 – Межосевые расстояния aw цилиндрических                           зубчатых передач, мм Ряд1 40 50 63 - 80 - 100 - 125 - 160 - 200 - Ряд2 - - - 71 - 90 - 112 - 140 - 180 - 224 Ряд1 250 - 315 - 400 - 500 - 630 - 800 - 1000 Ряд2 - 280 - 355 - 450 - 560 - 710 - 900 -     Таблица А.2 - Нормальные линейные размеры (мм) по ГОСТ 6636 –69   Ra 20     Дополнительные   Ra 20 Дополнительные   Ra 20 Дополнительные   Ra 20 Дополнительные   Ra 20 Дополнительные 1,0   1,25 1,35 1,45 1,55 1,65 1,75 1,85 1,95 2,05 2,15 2,30     2,7 2,9 4,0     4,1 4,4 4,6 4,9 5,2 5,5 5,8 6,2 6,5 7,0 7,3 7,8 8,2 8,8 9,2 9,8 10,2 10,8 11,2 16   16,5 17,5 18,5 19,5 20,5 21,5 23   27 29 31 33 35 37 39 41 44 46 49 52 55 58 62 63   65 70 73 78 82 88 92 98 102 108 112 115 118 135 145 155 165 175 185 195 205 215 230 250     270 290 310 330 350 370 390 410 440 460 490 515 545 580 615 650 690 730 775 825 875 925 1,1 4,5   18 71 280 1,2 5,0   20 80 320 1,4 5,6   22 90 360 1,6 6,3   25 100 400 1,8 7,1   28 110 450 2,0 8,0   32 125 500 2,2 9,0   36 140 560 2,5 10   40 160 630 2,8 11   45 180 710       50 200 800   3,2 12 56 220 900      Таблица А.3 – Коэффициенты ширины цилиндрических колес yba                     (ГОСТ 2185 – 66) Расположение колеса относительно опор yba при твердости рабочих поверхностей зубьев HB<350 HB³350 Симметричное 0,5 0,315; 0,4 Несимметричное 0,4 0,25; 0,315 Консольное 0,25 0,2 Примечание. 1. Значения yba по ГОСТ 2185 – 66: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315;                     0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25   Таблица А.4 - Модули нормальные m цилиндрических зубчатых колес и внешние окружные делительные m e конических прямозубых колес, мм   (ГОСТ 9563-60) Ряд1 0,05   0,06   0,08   0,1   0,12   0,15 Ряд2   0.055   0,07   0,09   0,11   0,14   Ряд1   0,2   0,25   0,3   0,4   0,5   Ряд2 0,18   0,22   0,28   0,35   0,45   0,55 Ряд1 0,6   0,8   1,0   1,25   1,5   2,0 Ряд2   0,7   0,9   1,125   1,375   1,75   Ряд1   2,5   3,0   4,0   5,0   6,0   Ряд2 2,25   2,75   3,5   4,5   5,5   7,0 Ряд1 8,0   10,0   12,0   16,0   20,0   25,0 Ряд2   9,0   11,0   14,0   18,0   22,0   Ряд1   32,0   40,0   50,0   60,0   80,0 100,0 Ряд2 28,0   36,0   45,0   55,0   70,0   90,0      Таблица А.5– Рекомендуемая степень точности nT для цилиндрических и                         конических зубчатых передач (ГОСТ 1643 – 81) Вид зубьев Вид передачи Степень точности, nT 5 6 7 8 9 Прямые Цилиндрическая v>15 v<20 v<20 v<8 v<3 Коническая v>10 v<14 v<10 v<5 v<2   Непрямые Цилиндрическая v>30 v<40 v<30 v<12 v<6 Коническая v>20 v<25 v<16 v<8 v<4   Таблиц