bn full d an nguyen ly chi tit may de

MỤC LỤC ĐỒ ÁN TT TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD Th S NGUYỄN HOÀNG CHÂU MỤC LỤC Mục lục 1 Lời nói đầu 2 PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3 I 1 Chọn động cơ 4 I 2 Phân phối tỷ số truyền 5 PHẦN.

MỤC LỤC

Mục lục .1

Lời nói đầu 2

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3

I.1 Chọn động cơ 4

I.2 Phân phối tỷ số truyền 5

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 6

II.1 Chọn loại xích

6 II.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

7 II.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền

7 II.4 Xác định đường kính đĩa xích

8 II.5 Xác định các lực tác dụng lên trục

8 PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

9 III.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

9 III.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh 10

III.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm

15

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC

19 IV.1 Chọn vật liệu

19 IV.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục

19 IV.3 Tính toán thiết kế trục

20 IV.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

28 IV.5 Kiểm nghiệm về độ bền của then

31

PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ

32 V.1 Trục I

33 V.2 Trục II

34 V.3 Trục III

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 2

LỜI NÓI ĐẦU:

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư

cơ khí.

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một

bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý- Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.

Em chân thành cảm ơn thầy ThS.Nguyễn Hoàng Châu và các thầy cô trong khoa CƠ HỌC ỨNG DỤNG đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi,

em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện:

Lê Hồng Sương

ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG CHÂU

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện:

1.1.1. Xác định công suất trên trục động cơ điện:

Công suất truyền trên các trục công tác: P t = 5,7 kw

Công suất trên trục động cơ điện:



t ct

P

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư

cơ khí.

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một

bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý- Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.

Em chân thành cảm ơn thầy ThS.Nguyễn Hoàng Châu và các thầy cô trong khoa CƠ HỌC ỨNG DỤNG đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi,

em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện:

Lê Hồng Sương

Trần Thế Phương

Hiệu suất truyền động:

ot x br ol

Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có:

Hiệu suất bộ truyền xích: x = 0,96

Hiệu suất nối trục di động: k= 1

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: ol= 0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng:  =0,97br

Hiệu suất 1 cặp ổ trượt: ot = 0,98

=>  1.0,993.0,972.0,96.0,98 = 0,859

859,0

7,5

P

1.1.2.Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện:

lv t

U h : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp U h = 8

U n : tỷ số truyền bộ truyền xích U n = Ux = 2 (chọn theo bảng 2.4 trang 21 tài liệu [1])

n

n u

1.2.2Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động:

h n

t u u

u 

Với un = ux = 2 (đã chọn)

2

87 , 15

u

u u

87,15 2

1





u u

u t

1.2.4.Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục:

Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động:

 Đối với trục I:

)(57,699,0.1.636,6

1

1 6

1460

57,6.10.55,910

.55

, 4

10.490,13283,454

31,6.10.55,910

.55

,

2

2 6

, 2

83 , 454

10.913,31336

,184

06,6.10.55,910

.55

,

3

3 6

n p

 Đối với trục máy công tác:

) ( 701 , 5 98 , 0 96 , 0 06 , 6

36 , 184

10.633,59018

,92

701,5.10.55,910

.55

,

n

p T

 Vì tải trọng xích va đập nhẹ, vận tốc thấp nên chọn xích con lăn

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

Với ux = 2,2 (đã chọn)

Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 25

Số răng của đĩa xích lớn:

Kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)

Kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi)

z p

a

x

4

) (

2

2

2

2 1 2 2

.14,3.4

75,31.)2555(2

)5525(75

,1120.15

111.25

i

2.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Theo công thức 5.15 tài liệu [1]

v t

k

Q s

111 75 , 31 25 60000

. 1

z

)(93,2312

1000

N v

P



Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 3,8.1,472 = 8,21 (N)

F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a

,2312.12

25

180sin(

75,31)

556)

55

180sin(

75,31)

] [

/ )

( 47 ,

E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa

A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])

 H ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1]

Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1

1.262

10.1.2)618,42,1.93,2312(42,047.0

5 1

10.1.2)618,42,1.93,2312(23,047.0

5 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] = 500 (Mpa)

Thấy:  H [H] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc

Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :

Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

1 lim

 ;H 1,1; 0Flim 1,8HB; sF  1 , 75

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230

56070

245.270

.8,11

F

53070

230.270

.8,12

, 2

1.560

= 509 Mpa

=

2

8,481

1.1.441

= 252 Mpa

[F2] = F0lim2 KFC KFL / SF

=

75,1

1.1.441

3.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng)

3.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).

aw1 = Ka( u1) 3

1

1

] [

.

ba

R H

H

U

K T

 = 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1]

Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc

, 481

02 , 1 24470

= 112,04 mmLấy aw1 = 112 mm

3.2.2 Xác định các thông số ăn khớp:

Môđun: m = (0,010,02)aw1 = (0,01 0,02)112 = 1,12 2,24

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 1,5

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19 tài liệu[1]

Z1 =

) 1 (

a w

=

)11,4(5,1

112.2

=

2

)11929(5,

29.5,1

5,1781

119.5,1

Đường kính đỉnh răng:

da1 = d1 + 2.m = 43,5 + 2.1,5 = 46,5 (mm)

2

cos

w

t tw

a

m Z







3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

 H

w w

H H

M H

d u b

u K T Z

Z

1 1

1

.

) 1 ( 2

1.22

sin

cos.2

74,143

d

60000

1440.53,43.14,360000



m

w H

H

u

a v g

Do đó:

167,11.02,1.24470

2

53,43.3,33.73,51

2

1

K K T

d b v K

189,1167,1.02,1.1

u b

u K T Z

Z

Z

w w

H H

M

53,43.1,4.3,33

1,5.189,1.24470

2.87,0.764,1.274

)1( 2

1 1



Theo 6.1 tài liệu [1]: v = 3,28 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,925.3,280,05  1

Cấp chính xác 8 nên cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25m

Do đó: Zm = 0,95

Với da < 700 (mm) => KxH = 1

Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:

H H'.Z v.Z R.K xH 481,8.1.0,95.1257,11 Mpa

Ta thấy H H vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

 1

1 1

1 1

2

F w

w

F F

Y Y Y K T

11

Số răng tương đương: 29

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn:

KF  = 1

292,151,4

111.28,3.56.016,0

F

u

a v g

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

44,11.03,1.24470

2

53,43.3,33.292,151

2

1

K K T

d b v K

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]

483,144,1.1.03,1

,1.53,43.3,33

8,3.1.575,0.24470

2

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F F

8,3

6,3/18,49

2 1

2 1



3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

T

T

K qt

Ứng suất tiếp xúc cực đại:Hmax H K qt 405,37 MpaHmax 1260Mpa

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng):

"

' 2

.)

1(

ba H

H II a

w

u

K T u

K a

12,1.48125)

116,3(

866 , 0 110 2 ) 1 (

cos 2

) 98 31 ( 5 , 1 2

) (

3.3.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:

Góc prôfin gốc:  200 (Theo TCVN 1065 – 71)

Góc nghiêng răng:  28024'41"

88,0

20cos

0 0







Góc ăn khớp:

" 32 ' 15 34 8265

, 0 110

2

20 cos 5 , 1 ).

98 31 (

2

cos

a

m Z

88 , 0

31 5 , 1 cos

88,0

985,1cos

a d

m

w

116,3

110.21

131

12,388,1cos

.112,388,1

2 1

Hệ số trùng khớp dọc:

33,314

,3.5,1

"

41'2428sin.33

,0

"

41'2428'

2822cos

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Theo bảng 6.5 tài liệu [1] có Zm = 274 Mpa1/3

ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức 6.34 tài liệu [1]

"

32'1534.2sin

"

37'3326cos.22

sin

cos2

11

d

60000

351.88,52.14,360000

1 2

a v g v

m

w H

16,3

11097,0.73.002,0

2

88,52.33.836,01

2

w w H Hv

K K T

d b v K

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:

28,1012,1.12,1.13,1

u b

u K T Z

Z

Z

w w

H II H

M

1,167.16,3.33

)116,3(28,1.48125

2.807,0.39,1.247

)1( 2

1 2 2

Như vậy: H H bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

535 , 1

1 1

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: 0,797

140

4,2811401

,0

,0

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,65; YF2 = 3,6

Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:

507,216,3

110.97,0.73.006,0

F

u

a v g

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1]:

026,137,1.24,1.48125

2

88,52.33.507,21

2

w w F Fv

K K T

d b v K

Hệ số tải trọng khi tính về uốn xác định theo công thức 6.45 tài liệu [1]:

743,1026,1.37,1.24,1

d b

Y Y Y K T

w w

F F

II

5,1.88,52.33

65,3.797,0.65,0.743,1.28125

2

2

1

1 '

F F

65,3

6,3.2,121

2 1

2 1



3.3.6 Kiểm nghiệm răn về quá tải:

Hệ số quá tải:  max 1

T

T

K qt

Ứng suất tiếp xúc cực đại: Hmax H K qt 128,95MpaHmax 1260Mpa

Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

Ứng suất xoắn cho phép   12 20 Mpa

4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục:

Lực tác dụng:

Do đĩa xích tác dụng lên: Fr = 2659,86 (N) = Fy34

Do cặp bánh răng trụ răng thẳng: xác dịnh theo công thức 10.1 tài liệu [1]

23 13 1

53,43

24470.2

1

x x w

0 1

1 1124 , 28 21 20 ' 40 " 439 , 72 ( )

cos

.

y y

tw t

24 22

0

0 2

"

41'2428

cos

"

32'1534

y y

y y

t

33 32

24 22

0 1

 

3

2 ,

0 

k k

24470 2

28125 2

, 0

292500 2

Đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 20,6 mm; d2 = 24,7 mm; d3 = 43,3 mm

Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 tài liệu [1] xác đinhj được chiều rộng ổ lăn lầnlượt như sau:

bo1 = 15 mm; bo2 = 17 mm; bo3 = 25 mm

botb = (15 + 17 + 25)/3 = 19 mm

4.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 8

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 8

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I Xác định theo công thức 10.10 tài liệu [1]

2,0(

l F

160

80.3,439

11

13 13

l F l F

160

80 28 , 1124 43

200

.

11

13 13 12

F F

F x10  x11  x12  x13 615,89200 1124,28308,39



BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC I:

tdj j

l F l F l F

160

5,120.36,140980

.72,4395,39.36,1409

21

24 24 23

23 22

F F

N l

l F l F l F

160

5,120.1820_80.28,11245

,39.1820

21

24 24 23

23 22

F F

F x20 2 y22  y23  y21 1257,86



Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

2 2

xj yj

tdj j

22

= d

24

= 22,14 mmd

= 30 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng thẳng)

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC II:

48100 Nmm

Mx

My

T

= F

x33

= 1820 NF

l F l

F l

F

F y y . y . y . 4985,6

31

34 34 33

33 32

0)

M O F xk F x l F x l F x l

N l

l F l

44503,9 Nmm 19472,7 Nmm

 

3

1

0 

tđ j

31

= 30,9 mm

,261.58,0

58,



Theo bảng 10.7 tài liệu [1]:   0 , 05 ;   0

4.4.2: Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:

Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

  S S

S

S

S S

j j

j j





2 2

Sj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 10.20

tài liệu [1]:

mj aj

1



Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng

Do đó theo công thức 10.22 tài liệu [1]:

j

j j

aj mj

W

T

2 2

4.4.3 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn và tiết diện 13 lắp bánh răng

Trục II: tiết diện 22 và 23 lắp bánh răng

Trục III: tiết diện lắp bánh răng và tiết diện 31 lắp ổ trượt

j

j j

j

d

t d t b d

W

2

) (

32

2 1 1



j j

oj

d

t d t b d

W

2

) (

16

2 1 1

4.4.5 Xác định hệ số Kaj và Kaj đối với các tiết nguy hiểm:

Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]:

Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt

Ra = 2,5…0,63  m Theo bảng 10.8 tài liệu [1] hệ số tập trung ứng suất do trạng

thái bề mặt kx = 1,06

Không dung các phương pháp tăng bề mặt nên ky = 1

Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu

[1] ta có:

76,1





K

54,1

;95,017

d

89,0

;92,021

d

;88,028

d

81,0

;88,030

d

81,0

;88,030

d

78,0

;85,034

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

-Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

4.5 Kiểm nghiệm về độ bền của then:

Với các tiết diện dung mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép

T



2

Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 17 mm Tra bảng P2.7 tài liệu [1] chọn ổ bi

đỡ cỡ nặng có ký hiệu 403; đường kính trong d = 17 mm; Đường kính ngoài D =

62 mm; Khả năng tải trọng động C = 17,8 kN; Khả năng tải trọng tĩnh Co = 12,1 kN; B = 17 mm; r = 2,0 mm; đường kính bi = 12,7 mm

5.1.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0:

)(6,37865

,21939

,

2 10

2 10

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1:

)(9,65365

,21989

,

2 11

2 11

Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn hơn Fr = Fr1 = 653,9 (N)

Theo công thức 11.3 tài liệu [1]:

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1

Kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bangr11.3 tài liệu [1]: Kd = 1,2X: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng X = 1 vì chỉ chịu lực hướng tâm

Y: Hệ số tải trọng dọc trục y = 0 vì Fa = 0

=> Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd = (1.1.0,6539).1,2.1 = 0,78468 (kN) = 784,68 (N)Khả năng tải trọng động theo công thức 11.1 tài liệu [1]:

2250.1440.60.68,78410

60.68,

6 3

Khả năng tải trọng động của ổ lăn được đảm bảo

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1]

Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 tài liệu [1])

= 0,6.0,6539 = 0,3923 (kN)