đồ án hệ thống truyền động thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường raytrụcphương án 5

Việc áp dụng khoa học kĩ thuậtchính là làm tăng năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏtrong việc thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,bảo đ

ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

ĐỀ 1- Phương án 5 LỚP L09-HK 211 Giảng viên hướng dẫn: Thầy Phạm Minh Tuấn

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Chí Tài- MSSV: 1910504

Phạm Cao Tâm- MSSV:1915029

Thành phố Hồ Chí Minh – 2021

Hệ thống dẫn động gồm:

1: Động cơ điện 2:Nối trục đàn hồi 3: Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp 4:Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 5: Đường ray 6: Bánh xe

Số liệu thiết kế :

Quay 1 chiều làm việc 2 ca (Làm việc 300 ngày / năm, 8 giờ /ca )

Lực cản của đường ray , F (N) 2400N

LỜI NÓI ĐẦU……… … 6

Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ ……… 7

1.2 Phân phối tỷ số truyền……… 8

1.3 Bảng thông số kỹ thuật……….9

Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY……… 10

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG……….10

2.1.1 Cặp bánh răng trụ răng thẳng ( để hở )……… 10

2.1.1.1 Chọn vật liệu……….…10

2.1.1.2 Xác định ứng suất cho phép :……….…10

2.1.1.3 Xác định các thông số ăn khớp :……… 12

2.1.1.4.Kiểm tra răng và độ bền uốn:……….13

2.1.1.5.Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc:……… 13

2.1.1.6.Kiểm tra răng về quá tải :……… 14

2.1.2 Cặp bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc 1 cấp ……… 14

2.1.2.1 Chọn vật liệu……… 14

2.1.2.2 Xác định ứng suất cho phép :……… 15

2.1.2.3 Xác định các thông số ăn khớp ………16

2.1.2.4.Kiểm tra răng và độ bền uốn:……… 16

2.1.2.5.Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc:……… 17

2.1.2.6.Kiểm tra răng về quá tải :……… 17

2.2 THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN……… 19

2.2.1 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ của trục………20

2.2.2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực……….20

2.2.3 Phân tích lực trên bộ truyền ……….….21

2.2.4.Chọn và kiểm nghiệm then:……… 25

2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền trục:……….…27

2.3 TÍNH CHỌN Ổ LĂN: ……… 30

2.3.1 Trục I……… 30

2.3.2 Trục II:……… 32

2.4 TÍNH TOÁN NỐI TRỤC ……… 33

Phần 3 : CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP 1 CHỌN THÂN MÁY……… 34

2 CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP: ……… 36

3 CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC……….39

4 BẢNG TỔNG KẾT BULONG……….41

5 DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP……….41

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò hết sức quan trọng đối với đời sống con người Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho họ trong quá trình làm việc Các hệ thống cơ khí chính là sự thay thế tuyết vời cho sức người trong việc tự động hóa sản xuất và tăng năng suất lao động Kết hợp với việc điều khiển chúng, ta sẽ góp phần vào công cuộc

tự động hóa hiện đại hóa mà đất nước Việt Nam đang thực hiện.

Hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray cầu trục là hệ thống di chuyển vật nặng hoặc cồng kềnh phía trên nhà xưởng thay vì di chuyển theo lối đi trên sàn nhà là thiết bị có khả năng nâng lên, hạ xuống và di chuyển vật nặng từ nơi này sang nơi khác Hệ thống được sử dụng phổ biến để di chuyển nguyên vật liệu phục vụ sản xuất, lưu kho hàng hóa, bốc xếp hàng hóa trong nhà xưởng, phục vụ kho bãi ngoài trời, phục vụ tại các ga tàu hoặc bến cảng.

Hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray cầu trục là một môn học giúp cho sinh viên có những kiến thức cơ bản về việc thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí, để từ đó có cách nhìn về hệ thống sản xuất, về việc điều khiển các hệ thống

tự động trong các nhà máy, xí nghiệp hay phân xưởng.

Trong phạm vi đồ án, các kiến thức từ các môn cơ sở như Nguyên Lý Máy, Cơ lý thuyết, Vẽ kỹ thuật…được áp dụng giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về một

hệ thống dẫn động cơ khí Từ đây, cộng với những kiến thức chuyên ngành, em

sẽ tiếp cận được với các hệ thống thức tế, có được cái nhìn tổng quan hơn để chuẩn bị cho đồ án tiếp theo và luận văn tốt nghiệp.

Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ : 1.1.1 Chọn hiệu suất của động cơ

Hiệu suất truyền động của hệ thống:

η = η br1 η br2 η nt η ol 3 =0,97.0.94.0,98.0.995 3 =0,8802

Với :

η br1 = 0,97 : là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc 1 cấp ( được che kín)

η br2 = 0,94 : là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (để hở)

η nt = 0,98 : là hiệu suất của nối trục đàn hồi

η ol = 0,995: là hiệu suất của ổ lăn

1.1.2 Tính công suất cần thiết của động cơ

Công suất của bộ phận công tác là bánh xe:

P ct = 1000 �� = 2400 1,25 1000 = 3 KW Suy ra công suất cần thiết của động cơ là

P = � ��

η = 0,8802 3 = 3,41 KW

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :

Số vòng quay trên trục công tác:

n ct = 60000� � � = 60000.1,25 � 400 =59,68 vòng /phút Chọn tỷ số truyền sơ của hệ thống

u sb = u hgt u br u nt = 6.4.1 = 24 Với u hgt = 6 : tỷ số truyền của hôp giảm tốc

u br = 4 : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

u nt = 1 : tỷ số truyền của nối trục Dựa vào bảng 3.2 sách giáo trình cho tiết máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc

Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động:

u ch = n dc

n lv = 59,68 1440 = 24,13

Tỷ số truyền trên hộp giảm tốc: u hgt = 6

Tỷ số truyền trên bánh răng: u br =4,02 Sai số tỉ số truyền: Δ%= 24,13−24 24 = 0.54%

Tính toán các giá trị công suất trên các trục:

Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng:

 Thông số kĩ thuật

- Thời gian phục vụ : L=6 năm

- Quay 1 chiều làm việc 2 ca (Làm việc 300 ngày / năm, 8 giờ /ca )

- Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ( bánh răng trụ răng thẳng, được che kín ):

Tỷ số truyền : u hgt = 6

Số vòng quay trục dẫn : n 1 = 1440 vòng/ phút Momen xoắn trên trục dẫn : T 1 = 22110,90 N.mm -Cặp báng răng trụ răng thẳng (để hở)

Tỷ số truyền : u br = 4,02

Số vòng quay trục dẫn : n 2 = 240 vòng/ phút Momen xoắn trên trục dẫn : T 2 = 128288,33 N.mm

2.1.1 Cặp bánh răng trụ răng thẳng ( để hở )

2.1.1.1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu là thép 45C được tôi cải thiện là cả bánh dẫn và bánh và bánh

bị dẫn Theo bảng 6.13 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc:

Đối với bánh dẫn: Ta chọn độ rắn trung bình HB 1 = 250, σ b1 =850MPa,

σc h1 = 580 MPa Đối với bánh bị dẫn: Ta chọn độ rắn trung bình HB 1 = 228,σ b2 =750MPa,

N HE1 =N FE1 =60.c.n 2 L h =60.1.240.28800= 414720000 (chu kì )

N HE2 =N FE2 = � ��1

� �� = 414720000 4,02 = 103164179,1 (chu kì ) -Ta thấy N HE1 > N HO1 ;N HE2 > N HO2 ; N FE1 >N FO1 ;N FE2 >N FO2

* Ứng suất tiếp xúc cho phép :

- Tính toán sơ bộ : [σ H ] = σ OHlim � � � � � � � ��

� � K HL = σ OHlim 0,9

� � K HL

- Khi tôi cải thiện � � = 1,1

[σ H1 ] = 570.0,9 1,1 =466,36 MPa [σ H2 ] = 526.0,9 1,1 =430,4 MPa -Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

[σ H ] max = 2,8 σc h2 = 2,8 450=1260 MPa [σ F1 ] max =0.8 σc h1 =0,8.580 =464 MPa [σ F2 ] max =0.8 σc h2 =0,8.450 =360 MPa

* Hệ số dạng răng Y F :

- Đối với bánh dẫn : Y F1 =3,47 + 13,2 �1 =3,47 + 13,2 18 = 4,20

- Đối với bánh bị dẫn Y F2 = 3,47 + 13,2 �2 = 3,47 + 13,2 72 = 3,653 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):

� �� =1,35 theo bảng 6.4 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc

* Môđun m theo độ bền uốn :

m = 3 2.� 2 � � � �

� 12 ψ �� [� � ] = 3 2.128288,33.2,295.4,2 18 2 .0,8.247 = 3,38 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 5mm

* Đường kính vòng chia:

d 3 = z 1 m = 18.5 = 90 mm

d 4 = z 2 m =72.5= 360 mm

*Chiều rộng vành răng:

Do đó độ bền uốn được thỏa

2.1.1.5.Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc:

Hệ số xét đến cơ tính vật liệu Z M , xác định theo công thức:

2.1.1.6.Kiểm tra răng về quá tải :

Với hệ số quá tải :K qt =1 Ứng suất tiếp quá tải:

σ Hmax =[σ H ] � �� = 430,4 1 = 430,4 MPa < [σ H ] max =1260 MPa

σ F1max = σ F1 K qt =62,76 1=62,76 MPa < [σ F1 ] max

σ F2max =σ F2 K qt =54,59 1=54,59 MPa < [σ F2 ] max

Do đó độ bền quá tải được thỏa

2.1.2 Cặp bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc 1 cấp

18 72

360

với bánh răng bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB 2 =180 Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt.

*Vì bánh răng làm việc với chế độ tải và số vòng quay n không đổi:

N HE1 =N FE1 =60.c.n 1 L h =60.1.1440.28800 =2488320000 (chu kì )

N HE2 =N FE2 = � ��1

� ℎ�� = 2488320000 6 = 414720000 (chu kì ) -Ta thấy N HE1 > N HO1 ;N HE2 > N HO2 ; N FE1 >N FO1 ;N FE2 >N FO2

Cho nên : K HL1 =K HL2 =K FL1 =K FL2 =1 Theo bảng 6.13 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau :

* Giới hạn mỏi tiếp xúc:

* Ứng suất tiếp xúc cho phép :

- Tính toán sơ bộ : [σ H ] = σ OHlim � � � � � � � ��

� � K HL = σ OHlim 0,9

� � K HL

- Khi tôi cải thiện � � = 1,1

[σ H1 ] = 470.0,9 1,1 =382,54 MPa

[σ H2 ] = 430.0,9 1,1 =351,81 MPa

*Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

[σ H ] = 0,45([σ H1 ] +[σ H2 ]) =0,45 (382,54 +351,81) =330,45<[σ H2 ] Nên ta chọn [σ H ] =351,81 Mpa

* Ứng suất uốn cho phép :

�(� ± 1) ≥ z 1 ≥ 2� � ���20 0

�(� ± 1)

2.160.���8 0 2(6 ± 1) ≥ z 1 ≥ 2.160.���20 2(6 ± 1) 0 22,63 ≥ z 1 ≥ 21,47 -Ta chọn z 1 =22 răng => z 2 = 22.6= 132 răng

- Góc nghiêng răng : β =arccos �(� 2 +� 1 )

Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn:

K HV = 1,07 ; K FV = 1,14

2.1.2.6 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Hệ số xét đến cơ tính vật liệu Z M , xác định theo công thức:

Do đó độ bền tiếp xúc được thỏa.

2.1.2.7 Kiểm tra về độ bền uốn

Hệ số dạng răng Đối với bánh dẫn : Y F1 =3,47 + 13,2 �1 =3,47 + 13,2 22 = 4,07

- Đối với bánh bị dẫn Y F2 = 3,47 + 13,2 �2 = 3,47 + 13,2 132 = 3,57 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):

2.1.2.8Kiểm tra quá tải:

Với hệ số quá tải :K qt =1

Ứng suất tiếp quá tải:

σ Hmax =[σ H ] � �� = 351,81 1 = 351,81 MPa < [σ H ] max =952 MPa

σ F1max = σ F1 K qt = 39,64.1= 39,64 MPa < [σ F1 ] max = 460 MPa

σ F2max =σ F2 K qt = 34,77 1= 34,77 MPa < [σ F2 ] max = 272 MPa

Do đó độ bền quá tải được thỏa

2.2 THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN:

*Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục:

Trục 1: T 1 = 22110,90 N.mm Trục 2 : T 2 = 128288,33 N.mm Qui ước các kí hiệu:

 k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

 i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

22 132

274,3

 � �1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

 � �� : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

 � ��� : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

 � ��� : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.

 � �� : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.

2.2.1 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ của trục:

Chọn vật liệu là thép C45 có σ b = 750MPa , ứng suất xoắn cho phép là [τ] =15 MPa

2.2.2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

k 1 = 15 (mm) : khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

k 2 = 15 (mm) : khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp

k 3 = 20 (mm) : khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ

h n = 20 (mm) : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

2.2.2.1.TRỤC 1:

l 12 = -l c12 = 0,5(l m12 +b 0 ) + k 3 + h n = 0,5(51+25)+20+20 = 78 (mm) Với l m12 = (1,4÷2,5)d 1 = (44,8÷80) = 51 mm: chiều dài nữa khớp nối

l 13 = 0,5(l m13 +b 0 )+k 1 + k 2 = 0,5(69+25)+15+15 = 77 (mm) Với l m13 = (1,2÷1,5)d 1 = (30÷37,5) (mm) nhưng do chiều rộng bánh răng là

b 1 = 69 (mm) nên ta tối thiểu l m13 = b 1 = 69 mm : chiều dài mayo bánh răng trụ

-Lực do bộ truyền ngoài: (cặp bánh răng trụ răng thẳng để hở và lực nối trục )

-Lực nối trục

F nt = (0,2÷0,3) 2T đc

�ₒ = (0,2÷0,3) 2.22614,93 71 = (127,41÷191,11) N

Ta chọn F nt = 190 N -Lực do cặp bánh răng ngoài : Lực vòng: F t3 = F t4 = 2T 2

d 3 = 2.128288,33 90 = 2850,85 N Lực hướng tâm: F r3 = F r4 = F t3 tg20 = 2850,85.tg20 = 1037,62 N

Do trục vào hộp giảm tốc nối với động cơ có đường kính trục

d =28mm nên ta chọn d = (0,8÷1,2).d = 22

Kiểm tra độ bền dập theo công thức

� � = 2.� 1

� 2 �.� 1 = 2.22110,90 2,4.22.28 = 29,91 Mpa ≤ [� � ] =150 MPa Với l 1 =l-b =34 - 6=28 ; t 2 = 0,4.h=0,4.6= 2,4mm

Kiểm tra độ bền cắt theo công thức:

Kiểm tra độ bền cắt theo công thức:

Kiểm tra độ bền dập theo công thức

� � = 2.� 2

� 2 �.� 1 = 2.128288,33 3,6.50.36 = 40 Mpa ≤ [� � ] =150 MPa Với l 1 =l-b =50 - 14=36 ; t 2 = 0,4.h=0,4.9= 3,6mm

Kiểm tra độ bền cắt theo công thức:

*Kiểm nghiệm đồ bền mỏi:

Tại B không có lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kì đối xứng với biên độ � � =� � = � �

� , � � =0 Khi đó momen cản uốn:

W= � � 32 3 = � 22 32 3 = 1045,36 mm 3

Suy ra � � =� � = � �� 2 � +� �� 2 = 16434,25 1045,36 2 +44664,61 2 = 45,52 MPa Momen cản xoắn :

W o = � � 16 3 = � 22 16 3 = 2090,72 mm 3

τ = � �

0 = 22110,9 2090,72 =10,57 MPa Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

τ a = τ m = 2 τ = 10,57 2 = 5,28 MPa -� σ =1,75 , � τ =1,5 : Hệ số ảnh hưởng đến sự tập trung ứng suất đến

độ bền mỏi -ψ � =0,025 , ψ � =0.0175: Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu

-� � =0,88 và � � =0,81 : hệ số kích thước tra theo bảng 10.4 giáo trình

cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc

- � =0,9 : Hệ số tăng bền của bề mặt

- � −1 =255, � −1 =128 : giới hạn mỏi của vật liệu

*Hệ số an toàn tại B được xác định theo công thức:

σ td = � 2 + 3� 2 = 45,52 2 + 3.10,57 2 = 49,06 MPa ≤ [σ] qt = 432MPa Thỏa điều kiện bền tĩnh

2.2.5.2 Trục II :

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí B

Tại B không có lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kì đối xứng với biên độ � � =� � = � �

� , � � =0 Momen cản uốn :W = �� 32 3 = �.40 32 3 = 6283,18 mm 3

Suy ra � � =� � = � �� 2 � +� �� 2 = 94423,42 6283,18 2 +259427,35 2 = 43,93 MPa Momen cản xoắn W 0 = �� 16 3 = �.40 16 3 =12566,37MPa

τ = � �

0 = 128288,33 12566,37 = 10,2 MPa Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

τ a = τ m = 2 τ = 10,2 2 = 5,1MPa -� σ =1,75 , � τ =1,5 : Hệ số ảnh hưởng đến sự tập trung ứng suất đến

độ bền mỏi -ψ � =0,025 , ψ � =0.0175: Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu

-� � =0,84 và � � =0,78 : hệ số kích thước tra theo bảng 10.4 giáo trình

cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc

- � =0,9 : Hệ số tăng bền của bề mặt

- � −1 =255, � −1 =128 : giới hạn mỏi của vật liệu

*Hệ số an toàn tại B được xác định theo công thức:

σ td = � 2 + 3� 2 = 43,93 2 + 3.10,2 2 =47,34 MPa ≤ [σ] qt = 432MPa Thỏa điều kiện bền tĩnh

2.3 TÍNH CHỌN Ổ LĂN:

Thời gian làm việc : L h =28800 giờ

2.3.1 Trục I:

Số vòng quay n 1 =1440( vòng/ phút) Tải trọng phân bố lên các ổ:

-Tải trọng hướng tâm lên ổ A:

- Chọn V= 1: vì vòng trong ổ lăn quay

- Chọn Kt =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

� σ =1,2 : hệ số ảnh xét đến ảnh hưởng đặc tính của tải trọng -Lực dọc trục tác động vào ổ A và B do lực hướng tâm F r gây ra :

S A =e.F rA =0,3 595 = 178,5N

S C =e.F rC =0,3 305,48 =91,64N

- Vì S A >S C và F a >0 suy ra : F a1 = S A =178,5N

F a2 = S A + F a = 178,5+272,72= 451,22N

*Số vòng tới hạn : -Theo bảng 11,7 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc với ổ bi đỡ chặn và được bôi trơn bằng mở :[D pw n]=1,3.10 5

-Đường kính tâm con lăn : D pw = �+� 2 = 62+30 2 = 46 mm -Suy ra [n] = 1,3.10 46 5 = 2826,07(vòng/ phút )>n 1 =1440 ( vòng/ phút)

2.3.1 Trục II:

Số vòng quay n 1 =240( vòng/ phút) Tải trọng phân bố lên các ổ:

-Tải trọng hướng tâm lên ổ B:

- Chọn V= 1: vì vòng trong ổ lăn quay

- Chọn Kt =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

� σ =1,2 : hệ số ảnh xét đến ảnh hưởng đặc tính của tải trọng -Ổ B:

� �

�.� �� = 1 5224,42 272,72 =0,052 < e suy ra X =1 và Y=0

Q B =(XVF rB + YF a )Kσ.K t =(1.1 5224,42 +0.272,72).1.1,2

=6269,30N