Выбор и расчет посадок для стандартных изделий

 

Реферат

 

 

       Данная курсовая  работа посвящена выбору и  расчету посадок для стандартных  изделий. В ней выбираются и  рассчитываются посадки для резьбового, шпоночного и шлицевого соединений, для подшипников качения, а также  определяется ряд контрольных параметров для зубчатого колеса. Все посадки и параметры выбираются и рассчитываются, исходя из сферы применения данного изделия, а также в соответствии с нагрузкой на него, и являются наиболее предпочтительными в каждом из рассматриваемых случаев.                          

     Работа содержит графическую часть объёмом 4 листа формата А3, расчётно-пояснительную записку общим объёмом 31 листа и список используемой литературы из 6 книг.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание

 

 

Введение…………………………………….…….………………….……….…5

1 Выбор и расчёт посадок для гладких цилиндрических соединений

1.1 Аналитический расчёт посадки  с натягом……………………....6

1.2 Выбор и расчёт посадки  с зазором……………………………...10

1.3 Выбор и расчет переходной  посадки………………………..….11

1.4 Выбор и расчет посадки  с натягом………………………….......12

2 Выбор и расчёт посадки резьбового  соединения……….............................13

3 Выбор посадок для шпоночного  соединения………………………..…......14

4 Выбор посадок для шлицевого  соединения…………………………….......15

5 Расчёт и выбор посадок для соединений с подшипником качения…….....16

6 Определение комплекса контрольных  параметров зубчатого колеса  по требованиям к точности  его изготовления……………………………..…......18

7 Расчёт размерной цепи методом  максимум-минимум…………….….…….21

8 Выбор средств измерений ………………….……………………….……….24 

9 Обработка результатов измерений………………………………….……......25

Заключение……………………………………………………………………....28

Список использованных источников……………………………………..........29

Приложение А. Условные обозначения………..……………………………....30

Приложение Б. Перечень графических материалов………..…………….……31

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

 

    Одной из основных задач конструктора в процессе проектирования новых и усовершенствования устаревших изделий, является подготовка чертежной документации, способствующей обеспечению необходимой технологичности и высокого качества изделий. Решение этой задачи – повышения эффективности труда и качества выпускаемой продукции, - связано с выбором необходимой точности изготовления изделий, расчетом размерных цепей, выбором шероховатости поверхностей, а также выбором отклонения от геометрической формы и расположения поверхностей.

     Повышение уровня качества продукции, по-прежнему, является важнейшей задачей машиностроения. При производстве, эксплуатации и ремонте изделий особое значение имеет принцип взаимозаменяемости. Взаимозаменяемостью называется свойство конструкции составной части изделия, обеспечивающее возможность ее применения вместо другой без дополнительной обработки, с сохранением заданного качества изделия, в состав которого она входит.

     Взаимозаменяемость бывает различных видов: полная, неполная, геометрическая и функциональная.

     Взаимозаменяемость обеспечивает высокое качество изделий и снижает их стоимость, способствуя при этом развитию прогрессивной технологии и измерительной техники. Без взаимозаменяемости невозможно современное производство. Взаимозаменяемость базируется на стандартизации – нахождении решений для повторяющихся задач в сфере науки, техники и экономики, направленной на достижение оптимальной степени упорядочения в определенной области. 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Выбор и расчет посадок  для гладких соединений

1. 1 Аналитический расчет посадки с натягом

 

 

Рассмотрим решение аналитического расчета соединения, которое имеет размеры: d=28мм, ℓ =55мм, d1=20мм, d2=35мм и предназначено для передачи крутящего момента Мкр=300Н·м. Материал деталей: сталь 20 с пределом текучести σт1=36·107Н/м2; сталь 45 с пределом текучести σт2=36·107Н/м2. Высота неровностей поверхностей вала Rad=1,25мкм и отверстия RaD=1,25мкм.

μ1=0,3; μ2=0,3; E1=2·1011H/м2; E2=2·1011H/м2.

 

     1.1.1 Определяем эксплуатационное удельное давление на поверхности из условия обеспечения прочности соединения по формуле

,                                                                                      (1)

где Мкр – крутящий момент, стремящийся повернуть одну деталь относительно другой, Н·м;

 ℓ – длина контакта сопрягаемых поверхностей, м;

 f – коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или проворачивания.

 

    1.1.2 Определяем значение минимального расчетного натяга, предварительно определив коэффициенты с1 и с2 .

 

;                               ,                                                         (2)     

где d1- диаметр отверстия в вале (охватываемой детали);

 d2 – наружный диаметр втулки (охватывающей детали);

µ1 и µ2 – коэффициенты Пуассона соответственно для охватываемой и охватывающей деталей.

 

                 

 

,                                                            (3)

где Е1 и Е2 – модули упругости материалов соответственно охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей в Н/м2;

с1 и с2 – коэффициенты Ляме

 

     1.1.3 Определяем наименьший допустимый натяг с учетом поправок по формуле, предварительно установив поправку γш на смятие микронеровностей:

                                  gш = 2·k·(Rad + RaD),                                                (4)

где γш – поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения

gш = 5·(0,32+0,32)= 3,2 мкм.

,

где γt – поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей и температуры сборки, различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей;

γц – поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил (существенна для крупных быстровращающихся деталей); для сплошного вала и одинаковых материалов соединяемых деталей

γп – добавка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках, обычно определяется опытным путем.

 

    1.1.4 Определяем наибольшее допустимое давление на поверхностях вала и втулки, соответствующее отсутствию пластической деформации на контактных поверхностях.

 

Для вала:

;                                                                              (5)

Для втулки:

,                                                                                  (6)

где σТ1 и σТ2 – предел текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей.

 

Выбираем наименьшее из двух значений.

 

   1.1.5 Определяем наибольший расчетный натяг.

;                                                                            (7)

 

     1.1.6 Определяем наибольший допустимый натяг с учетом поправок по формуле:

где γуд – коэффициент увеличения удельного давления у торцов охватывающей детали, принимается 0,8-0,9 при l/d=0.5-1. Поправку γt следует учитывать, если при рабочей температуре натяг увеличивается.

 

 

     1.1.7 Выбираем стандартную посадку по табл.1.49 с. 156 [2], соблюдая следующие условия:

Nmin > [Nmin]                                    Nmax ≤ [Nmax]

             

27 мкм > 26,9 мкм                         81 мкм = 81 мкм

Ø

1.1.8 Определяем усилие запрессовки по формуле:

где fп=1,2·f=1,2·0,2=0,24

Удельное давление pmax при максимальном натяге Nmax в посадке определяется по формуле

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.2 Выбор и расчет посадки  с зазором

 

 

     Дано: Ø110 H11/h11

     1.2.1 Определяем предельные отклонения для отверстия диаметром 110 мм в системе отверстия, а также для вала в той же системе отверстия:

а) для отверстия Ø110 h11:                        б) для вала Ø110 h11:

ES =+ 0,016 мм;                             es = 0 мм;

EI = 0 мм;                              ei = -0,016 мм;

    1.2.2 Определяем предельные размеры для отверстия и вала:

           а) для  отверстия Ø110H11:                                             

               D max = D + ES = 110+ 0,016 = 110,016 мм;

               D min = D + EI = 110 + 0 = 110 мм;

           б) для вала Ø40  h11:

               d max = d + es = 110 +0,059 = 110,059 мм;

               d min = d + ei = 110 + (- 0,016) = 109,984 мм;

    1.2.3 Определяем допуски отверстия и вала:

      а) для отверстия  Ø110H11:

                  TD = D max - D min = 110,016 – 110 = 0,016 мм;

      б) для вала Ø110 h11:

                 Td = d max - d min = 110 – 119.984 = 0,016 мм;

    1.2.4 Определяем наибольший и наименьший предельные зазоры:

               S max = D max - d min = 110,016 - 109,984 = 0,032 мм;

               S min = D min  - d max = 110,120 – 110 = 0 мм;

    1.2.5 Допуск посадки с зазором:

              TS = S max - S min = 0,032 – 0 = 0,032 мм.

              Sср= S max + S min / 2 = 0,032 + 0/2 = 0,016

 

 

 

 

1.3 Выбор и расчет переходной  посадки

 

 

Дано: D = 30 мм

    Была выбрана переходная  посадка Ø30 H7/к6

     1.3.1 Определяем предельные отклонения для отверстия диаметром 30 мм в системе отверстия, а также для вала в той же системе отверстия:

     а) для отверстия Ø30 H7:                        б) для вала Ø30 к6:

          ES = +0,021 мм;                                es = +0,015 мм;

          EI = 0 мкм = 0 мм ;                               ei = +0,002 мм;

     1.3.2 Определяем предельные размеры для отверстия и вала:

           а) для  отверстия Ø30 H7:                                             

               D max = D + ES = 30 + 0,021 =30,021 мм;

               D min = D + EI = 30 + 0 = 30 мм;

           б) для вала Ø30 к6:

               d max = d + es = 30 + 0,015 = 30,015 мм;

               d min = d + ei = 30 + 0,002 = 30,002 мм;

     1.3.3 Определяем допуски отверстия и вала:

      а) для отверстия  Ø30 H7:

                  TD = D max - D min = 30,021 - 30 = 0,021 мм;

      б) для вала Ø30 к6:

                 Td = d max - d min = 30,015 - 30,002 = 0,013 мм;

     1.3.4 Определяем наибольший зазор, наименьший натяг, поле допуска зазора:

               S max = D max - d min = 30,021 - 30,002 = 0,019 мм;

               N max = d max  - D min = 30,015 - 30 = 0,015 мм;

    1.3.5 Определяем допуск переходной посадки

               ТS(TN) = ТD + Td = 0,019 + 0,015 = 0,034 мм.

 

 

 

1.4 Выбор и расчет посадки  с натягом

 

 

      Дано:    D=28 мм.

      Посадка получена из аналитического расчета. Ø28 Н7/u8.

     1. Определяем предельные  отклонения для отверстия диаметром 28 мм  в системе отверстия, а  также для вала в той же  системе отверстия.

     а) для отверстия Ø28 Н7:                        б) для вала Ø28 u8:

          ES = +0,021 мм;                                  es =+0,081 мм;

          EI = 0 мм ;                                           ei = +0,048 мм;

     2. Определяем предельные  размеры для отверстия и вала

           а) для  отверстия Ø28 Н7:                                             

               D max = D + ES = 28 + 0,021 = 28,021 мм;

               D min = D + EI = 28 + 0 = 28 мм;

           б) для вала Ø28 u8:

               d max = d + es = 28 + 0,081 = 28,081 мм;

               d min = d + ei = 28 + 0,048 = 28,048 мм.

     3.Определяем допуски отверстия и вала:

      а) для отверстия  Ø28 Н7:

                  TD = D max - D min = 28,021 - 28 = 0,021 мм;

      б) для вала Ø28 u8:

                 Td = d max - d min = 28,081 - 28,048 = 0,033 мм.

    4. Определяем наибольший, наименьший натяги, поле допуска натяга:

               N max = d max - D min = 28,081 - 28 = 0,081 мм.

               N min = d min  - D max = 28,048 - 28,021 = 0,027 мм.

              TN = N max - N min = 0,081 - 0,027 = 0,054 мм.

 

 

 

2 Выбор и расчёт посадки резьбового  соединения

 

 

М12´1 - 6H/6h.

где M – метрическая резьба;

12 – номинальный размер;

1 – шаг мелкий;

6H – поле допуска на средний диаметр;

6h – поле допуска на наружный диаметр;

резьба правая.

2.1 Определяем диаметры данной резьбы:D = d = 12 мм. Средний и внутренний диаметр определяем в зависимости от шага резьбы: P = 1 мм;

D2 = d2 = d – 1 + 0,350 = 12 – 1 + 0,350 = 11,35 мм

D1 = d1 = d – 2 + 0,917 = 12 – 2 + 0,917 = 10,917 мм

Для болта:                                                 Для гайки:

    d2   es2 = 0 мм                 D 2    ES2 = +0,160 мм                    

           ei2 = -0,118 мм                  EI2 = +0 мм

     d   es = 0 мм                   D1        ES1 = +0,236 мм           

          ei = -0,180 мм                      EI1 = +0 мм

      d1  es1 = 0 мм                D      ES - не нормируется

            ei1 – не нормируется       EI = 0 мм

2.2 Определяем предельные размеры:

Для болта:

d2max  = d2 + es2 = 11,35 + 0 = 11,35 мм;

d2min  = d2 + ei2 = 35,026 + (-0,118) = 34,908 мм;

d1max =  d1+ es1=10,917 + 0 = 10,917 мм;

d1min - не нормируется;

dmax  = d + es = 12 + 0 = 12 мм;

dmin  = d + ei = 12 + (-0,180) = 11,82 мм.

Для гайки:

D2max = D2 + ES2=11,35 + 0,160 = 11,51 мм;

D2min = D2 + EI2=11,35 + 0 = 11,35 мм;

D1max = D1 + ES1=10,917 + 0,236 = 11,153 мм;

D1min =D1 + EI1=10,917 + 0 = 10,917 мм;

Dmax -  не нормируется;

Dmin  = D + EI=12 + 0 = 12 мм.

 

 

3 Выбор посадок для шпоночного  соединения

 

 

     3.1 Определим номинальные размеры шпонки, исходя из того, что диаметр вала d = 30 мм: b ×h = 8×7.

Длину шпонки выбираем из ряда целых чисел (в мм.): 6; 8; 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360; 500. Принимаем l = 45 мм

3.2 Также по таблице определим глубину шпоночного паза на валу t1 и во втулке t2:

t1 = 4 мм;  t2 = 3.3 мм;

     3.3 Определим размеры с учетом d:

d - t1 = 30 – 4= 26 мм;

d + t2 = 30 + 3.3 = 33.3 мм;

     3.4 Определим фаски для шпонки по данной таблице:

S max = 0.6 мм  S min = 0.4 мм;

Размеры фаски для шпоночных пазов или радиус закругления (там же):

r max = 0.4 мм  r min = 0.25 мм;

     3.5 Стандартом установлены поля допусков по ширине шпонки и шпоночных пазов b для свободного, нормального и плотного соединения Принимаем нормальное соединение:

Поле допуска на ширину шпонки — h9

Поле допуска на ширину паза на валу — N9

Поле допуска на ширину паза на втулке — Js9

Поле допуска на высоту шпонки — h11

Поле допуска на длину шпонки — h14

   3.6 Предельные отклонения для размеров

d - t1 = 26-0.2                          d + t2 = 33.3 +0.2

 

 

4 Выбор и расчет посадок для шлицевого соединения

 

 

      По ГОСТ 1139—80 установлены допуски и посадки шлицевых соединений с прямобочным профилем зуба для различных способов центрирования.

Дано: 6 × 23 × 26   z × d × D

     4.1 Выбираем центрирование по внутреннему диаметру d, так как предъявляется повышенное требование к совпадению геометрических осей шлицевого вала основного параметра, характеризующего шлицевое соединение, и шлицевой втулки наружного диаметра, и определяем размеры прямобочного шлицевого соединения:

b = 6 мм; с = 0,3 мм;

      4.2 Выбираем поля допусков и посадки для центрирующего диаметра  и размера b:

Из таблицы 4.73, стр. 253[6] следует:

d = 23 H7/f7;

b = 6D9/h9.

    4.3 Выбираем поле допуска для нецентрирующего диаметра D:

D = 26 H12/a11.

Таким образом, получили полное условное обозначение подвижного шлицевого соединения с центрированием по d:

 

d — 6× 23H7/f7 × 26H12/a11 × 6D9/h9.

 

 

5 Расчёт и выбор посадок для соединений с подшипником качения

 

 

     5.1 Определяем основные размеры и параметры подшипника:

D=72мм; d=35 мм; B=17 мм; r=2

5.2 Определяем вид нагружения  наружного и внутреннего колец  подшипника:

Так как вращается вал, а внутреннее кольцо воспринимает радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения и передает ее последовательно всей посадочной поверхности вала, то внутреннее кольцо имеет циркуляционный вид нагружения.

Наружное кольцо имеет местный вид нагружения, так как оно (кольцо) воспринимает радиальную нагрузку, постоянную по направлению, лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса.

Поле допуска отверстия в корпусе принимаем H7 по таблице 4.93 стр.289[6]

       5.3 Определяем поле допуска для вала, находящегося в соединении с внутренним кольцом. Для этого определяем интенсивность нагрузки по формуле:

  PR= R· kп · F · FА/b,                                                                                           (8)

где R — радиальная реакция опоры на подшипник, кН;

b - рабочая ширина посадочного места, м;

B - ширина подшипника (b = B - 2r , B - ширина подшипника; r - радиус закругления  или ширина фаски кольца подшипника);

kп - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузки до 150%, умеренных толчках и вибрации kп =1.8);

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале F = 1, по таблице 4.90, стр.286.[6]);

FА - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору. Значения FА приведены в таблице 4.91, стр286[6]. Для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом  FА = 1.

                           b = B – 2r = 17 – 4 = 13 мм = 0,013 мкм;

PR = 6 · 1.8 · 1· 1/0.013= 831 кН/м

        5.4 Принимаем поле допуска вала по таблице 4.76, стр.813[2]: k6

       5.5 Проверим допустимость посадки из условия прочности внутреннего кольца подшипника на разрыв:

   N’min = 13 · R · k / b · 106 = 13 · 6 · 2.8 / 0.013 · 106 = 0,0168мм = 16,8 мкм    

где N’min - наименьший расчетный натяг, обеспечивающий необходимую прочность соединения циркуляционно нагруженного кольца подшипника с валом, мм;

R - наибольшая радиальная нагрузка на подшипник, кН;

k - коэффициент, принимаемый приближенно для подшипников легкой серии - 2.8;средней серии - 2.3; тяжелой - 2;

b - рабочая ширина кольца подшипника (за вычетом фасок), м.

Nср = (Nmax + Nmin)/2 = (81 + 27)/2 = 54 мкм;

Nср > Nmin

54 мкм > 27 мкм.

 

 

6 Определение комплекса контрольных  параметров зубчатого колеса по требованиям к точности его изготовления

 

 

    6.1 Условное обозначение цилиндрической зубчатой передачи Принимаем, исходя из условий работы узла, цилиндрическую передачу со степенью точности 8 по нормам кинематической точности, со степенью 8по нормам плавности, со степенью 8 по нормам контакта зубьев, с видом сопряжения В, видом допуска на боковой зазор b и соответствием между видом сопряжения и классом отклонения межосевого расстояния:

8—В ГОСТ 1643—81.

    6.2 Определим:

m = 2; d = 240 мм; z = d/m = 120мм;

высоту головки зуба ha= m =2 мм;                                                     (9)

высоту ножки зуба hf = 1,25m = 2, 5 мм                                           (10)

    6.3 Определяем показатели, характеризующие кинематическую точность: 
Допуск на радиальное биение зубчатого венца: Fr = 63 мкм.

Допуск на колебание длины общей нормали:     FvW = 50 мкм

     6.4 Определяем показатели, характеризующие плавность работы зубчатого колеса:

fPbr - отношение шага зацепления;

fPtr - отклонение шага.

Предельное отклонение шага и отклонение шага зацепления:

fPt=±22 мкм

fPb = ±21 мкм

    6.5 Суммарное пятно контакта по высоте зуба не менее 40%, а по длине зуба не менее 50% .

     6.6 Определяем показатели, характеризующие боковой зазор:

 Гарантированный боковой зазор (jn min) определяется в зависимости  от  сопряжения В и межосевого расстояния (aw):

jn min= 185мкм,

что соответствует виду сопряжения В и V классу отклонения межосевого расстояния.

Предельное отклонение межосевого расстояния (fа) для вида сопряжения В и V класса отклонения межосевого расстояния:

fа = ±90 мкм;

    6.7 Наименьшее дополнительное смещение исходного контура:

Ehs   = -220 мкм;

 Допуск на смещение исходного контура:  
ТH = 200мкм;

     6.8 Длина общей нормали W и поле допуска на среднюю длину общей нормали:

W = m W1;                                                                                                    (11)

W = 2 ·41.534 = 87.068 мм;

EWm  = EWml + EWmll = -140-18 = -158 мкм,

Допуск на среднюю длину общей нормали TWm = 100 мкм. Наибольшее отклонение средней длины общей нормали (нижнее отклонение):

EWmi  = EWm  + TWm;                                                                                      (12)

EWmi  = -(158 + 100) = -258 мкм;

 

                     -0,158

W = 87,068

                                  -0,258

      6.9 Диаметр вершин зубьев: 

da = d + 2ha= 240+ 2·2 = 244 мм;                                                                   (13)

df = d – 2hf=240-2·2,5=235 мм;                                                                     (14)

     6.10 Определяем радиальное биение наружного диаметра заготовки:

Fda=0.6 · Fr=0,6 · 63;

Fda = 37,8мкм = 0,038 мм;

10. Биение базового торца:

Fт = 20 · d/100;

Fт = 20 · 240/100 = 48 мкм = 0,048 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7 Расчёт размерной цепи методом  максимум-минимум.

 

 

     7.1 Выполним схему размерной цепи:

           А4        А3        А2        А1      А∆             А6

 

 

                                        А5

Рисунок 1 – Схема размерной цепи

Исходные данные расчета:

Звенья	Номинал, мм	Отклонения			Допуск, мм	Увел./Уменьш.
		Верхнее,мм		Нижнее,мм
А1	30(1,56)					Умен.
А2	19(1,31)					Умен.
А3	15	0,000	-0,120		-0,120	Умен.
А3	2(0,55)					Умен.
А5	68(1,86)					Увел.
А6	2(0,55)					Умен.

Замыкающее звено:

А∆max=0,6; А∆min=0;

     7.2 Определяем номинальный размер замыкающего звена по формуле     

     3.2, стр.572[2]:

А∆ = ∑Аiув - ∑Аiум;                                                                                 (15)

 

А∆ = А5– (А1 + А2 + А3 + А4 + А6);

А∆ = 68 – (30 + 19 + 15 + 2 + 2) = 0 мм;

     7.3 Определяем координату середины исходного звена:

 EcА∆ = (ESА∆ + ESА∆)/2∆ = (0,6 + 0) /2 = 0,3 мм = 300 мкм;   

    7.4 Определяем среднюю точность размерной цепи.

По формуле найдем число единиц допуска, содержащихся в допуске исходного звена без учета допусков на стандартные (известные) изделия:

 

             ТА∆ − ∑ТАi изв                                                                                                                                                   а расч =  ———————;                   

              ∑ i2i неизв

                    

                                  600 – 120

 а расч =                                                           = 82,3;

                     1,56+1,31+0,55+1,86+0,55

Найденное число единиц допуска а расч = 82,3 лежит в пределах стандартных значений а расч = 64 (10-й квалитет) и а расч = 100 (11-й квалитет). Отсюда следует, что часть звеньев должна изготавливаться по 10-му квалитету, а часть - по 11-му. При этом следует назначать допуски из предпочтительного квалитета; в данном случае предпочтение отдается 10-му квалитету.

Предельные отклонения на составляющие звенья, кроме размера А2, рекомендуется назначать на размеры, относящиеся к валам - по h, относящиеся к отверстиям - по Н; на остальные - ±IT/2 то есть симметричные предельные отклонения

Звено	Номинал	Отклонения, мм	Координата середины поля допуска	Допуск, мм
А1	30h10	-0,084	-0,042	0,084
А4	2h10	-0,040	-0,020	0,040
А2	19h10	-0,084	-0,042	0,084
А6	2h10	-0,040	-0,020	0,040