Thuyet minh

Đồ án môn học chi tiết máy Đề số: 14 Thiết kế hệ dãn động băng tải 5 Góc nghiêng của đai so với phơng Giáo viên hớng dẫn: Nguyễn Tiền Phong... Lời nói đầuNgày nay với tiến trình công ng

Trêng §¹i häc s ph¹m kü thuËt hng yªn

Đồ án môn học chi tiết máy

Đề số: 14 Thiết kế hệ dãn động băng tải

5 Góc nghiêng của đai so với phơng

Giáo viên hớng dẫn: Nguyễn Tiền Phong

Nhận xét, đánh giá của GVHD

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

Hng Yên ,ngày tháng năm 2007

Giáo viên hớng dẫn

Nguyễn Tiền Phong

Lời nói đầu

Ngày nay với tiến trình công nghiệp hoá hiện đại hoá của

đất nớc thì máy móc là một phần không thể thiếu trong sản xuất và đời sống Nó giúp con ngời thực hiện đợc những công việc mà con ngời không thực hiện đợc hoặc thực hiện không

đạt năng suất cao, chính vì thế thiết kế máy móc phục vụ công nghiệp là một ngành liên tục phát triển và đòi hỏi luôn tục đổi mới Nhằm đáp ứng nhu cầu ấy trong trờng học chúng

em đã đợc học các môn học dùng để tính toán thiết kế máy móc phục vụ cho nhu cầu của con ngời Một trong những môn học đó là môn chi tiết máy đồng thời kết hợp với các môn sức bền vật liệu, nguyên lý máy và một số môn học thuộc cơ sở ngành và chuyên ngành của ngành cơ khí Sau khi học xong những môn học này em đợc giao nhiệm vụ thiết kế đồ án chi

tiết máy “thiết kế hệ dẫn động băng tải” dùng để phục vụ

cho vận chuyển hàng hoá và vật t đây là dịp để em thực hành lại những gì mà em học đợc, đúc rút đợc qua những môn học và áp dụng vào thực tế Trong quá trình thực hiện

đề tài này em đã đợc sự giúp đỡ tận tình của bạn bè, các thầycô giáo trong khoa khoa học cơ bản và đặc biệt là thầy

Nguyễn Tiền Phong đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá

trình thực hiện đề tài này Tuy vậy trong quá trình thực hiện không tránh khỏi thiếu sót rất mong sự đóng góp của bạn bè vàthầy cô để em hoàn thiện hơn đề tài này

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Tiền Phong đã tận tình giúp đỡ em trong quá trình thực hiện đề

tài này!

Sinh viªn thùc hiÖn:

NguyÔn §øc §îc

Trình tự thiết kế:

- Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

- Tính toán bọ truyền ngoài (bộ truyền đai thang)

- Tính toán bộ truyền trong hộp (bộ truyền bánh răng hai vấp sơ đồ khai triển)

- Tính toán và kiểm nghiện trục

- Tính then

- Thiết kế gối đỡ trục

- Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác

- Khớp nối trục

- Bôi trơn hộp giảm tốc

Nội dung thuyết minh

I - tính động học hệ dẫn động:

1.1-Chọn động cơ điện:

Gọi: P: là công suất tính toán trên trục máy công tác (KW)

Pct: là công suất cần thiết trên trục động cơ (KW)

η: là hiệu suất truyền động

Ta có:

1000

.V F

P =Trong đó: F = 7600 (N) là lực kéo băng tải (N)

V = 0,75 (m/s) là vận tốc băng tải (m/s)

1000

75 , 0 7600

ηK= 0,99: Hiệu suất khớp nối trục

ηol= 0,993: Hiệu suất một cặp ổ lăn

ηbr= 0,97: Hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc

ηd= 0,95: Hiệu suất bộ truyền đai

ηot = 0,99: Hiệu suất truyền động

8578 , 0 99 , 0 95 , 0 97 , 0 993 , 0 99 ,

7,

=

CT

Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: 6,6449 (KW)

Ta có số vòng quay của trục máy công tác là:

=

Trong đó: nct: Số vòng quay của trục máy công tác (vg/ph)

v = 0,75 (m/s) : Vận tốc băng tải

D =400 (mm) : Đờng kính tang tải

8099 , 35 400

.

75 , 0 60000

=

= π

Trong đó ud: Là tỷ số truyền của đai

uh: Là tỷ số truyền của hộp giảm tốc

ud và uh đợc tra trong bảng 2.4 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập I”) bảng tỷ số truyền và ta chọn ud = 4

uh = 10

⇒u t = 10 4 = 40

⇒nsb = 35,8099.40 = 1432,396 (vg/ph)

Nh vậy từ Pct = 6,6449 (KW) và nsb = 1432,396 (vg/ph) kết hợpvới bảng phụ lục P1.2 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơkhí – Tập I”

Ta có thể chọn loại động cơ DK52 - 4 có các thông số sau:

Công suất P = 7,0 (Kw) Tốc độ quay là ndc = 1440(vg/ph)cosϕ = 0,85

5 , 1

=

n

k

d T

1.2 Phân phối tỷ số truyền trong hộp

Ta có tỷ số truyền động chung là: 40,21

8099,35

798 , 5 99 , 0 993 , 0

7 , 5

k ol ct

p P

η

Công suất trên trục bị dẫn động II:

020 , 6 993 , 0 97 , 0

798 , 5

3

br ol

P P

η

Công suất trên trục dẫn động I:

25,6993,0.97,0

020,6

2

br ol

P P

u

n n

(vg/ph)

- Trục bị dẫn (trục 2): 93,5

83,3

03,358

5 , 93

61 , 46423 1440

7 10 55 , 9

10 55 ,

=

dc

dc dc

n

P

5 , 166710 03

, 358

25 , 6 10 55 , 9 10 55 ,

1

1 6

, 93

020 , 6 10 55 , 9 10 55 ,

2

2 6

, 35

798 , 5 10 55 , 9 10 55 ,

3

3 6

II Tính toán bộ truyền đai thang

2.1 Xác định đờng kính đai nhỏ

Đờng kính bánh đai nhỏ đợc xác định theo công thức :

3 1

Kích thớc tiết diện

(mm)

Diện tíchtiết diện A(mm2)

B 19 22 13,

VËn tèc vßng cña b¸nh ®ai nhá:

75,2360000

1440.315.60000

1 1

.

1 2

u d d

Chän ε = 0,01(hÖ sè trît)

73 , 1279 01

, 0 1

022 , 4 315

968 , 3 022 ,

Thoả mãn điều kiện kiểm nghiệm khoảng cách a

* Chiều dài đai L

áp dụng công thức:

a

d d d d a L

4

) (

2

) (

2

2 1 2 2

) 315 1250

( 2

) 1250 315

.(

5 , 1187 2

2

=

− +

+ +

75 , 23

− = 4,75 (m/s) < imax = 10 m/sTính lại khoảng cách trục a theo chiều dài đai đã chọn L =

a

Trong đó: λ = l - π(D1 + D2)/2 = 5300 - π(315+1250)/2 =5108,29

Δ = (d2 - d1)/2 = (1250 - 315)/2 = 467,5

⇒ a = 2596,24 (mm)Khoảng cách a phải thoả mãn điều kiện (4.14) là:

0,55 (d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2 (d1 + d2) Với h = 13,5 mm

⇒ 0,55 (1250 + 315) + 13,5 = 874,25 ≤ a ≤ 2 (1250 + 315) =3130

⇒ a = 2596,24 (mm) là thoả mãn.

Khoảng cách cần thiết nhỏ nhất để mắc đai là:

amin = a – 0,015.L = 2596,24 – 0,015.5300 = 2516,74 (mm) Khoảng cách lớn nhất cần thiết để mắc đai và tạo lực căng là:

amax = a + 0,03.L = 2596,24 + 0,03 5300 = 2755,24 (mm)

4 Tính góc ôm α1

áp dung công thức (4.7): α1 = 0 0 145,640

24,2596

315125057

K P

1 0

1

α

Trong đó: Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động (bảng 4.7)

[P0] = 12,27 là trị số công suất cho phép (bảng4.19)

Cα = 0,9 là hệ số kể đến ảnh hởng góc ôm α (bảng4.15)

C1 là hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai l/l0 = 5300/3750 = 1,41 (bảng 4.16) ta chọn đợc

C1 = 1,07

Cu = 1,14 là hệ số kể đến ảnh hởng của của tỷ số

bảng 4.17)

Cz là hệ số kể đến ảnh hởng của sự phân bố không

đều tải trọng cho các dây đai Cz đợc xác định

theo z’ = 0 , 51

27 , 12

25 , 6 ] [

P P

Tra bảng (4.18) ta đợc Cz = 1

1.14,1.9,0.07,1.27,12

2,1.7

7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

- Lực căng trên 1 đai đợc xác định theo công thức sau:

F0 = d Fv

z C v

K P

+

.

2,1.7.780

=+

- Lực tác dụng lên trục

Fr = 2.F0.z.sin(α1/2) = 2.489,98.1.sin(145,64/2) = 936,24 (N)

II TÝnh to¸n c¸c bé truyÒn trong hép

F

H

HL H H

S

K K S K

.

.

0 lim

0 lim

σ σ

σ σ

σ F

H

81

702

0 lim

0 lim

818

1

)(54070

2352702

)(450250

818

1

)(57070

2502702

2

0 2 lim

2

0

2 lim

1

0 1 lim

1

0

1 lim

MPa

, HB , σ

MPa

HB σ

MPa

, HB , σ

MPa

HB σ

F H

F H

=

=

=

=+

=+

=+

=

+ HÖ sè an toµn khi tÝnh vÒ tiÕp xóc vµ uèn:

SH = 1,1

SF = 1,75

+ KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến thời gian phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền đợc tính theo công thức (6.3) và(6.4) nh sau:

èm

H

m FE

FO FL

m HE

HO HL

N

N K

N

N K

30 , HB

2 1

1047123530

1071125030

,

N

,

N

, HO

, HO

σ

σ =

⇒ [σH1] = 570

1,1

1

≈ 518,2 (MPa)

[σH2] = 540

1,11

≈ 491 (MPa)

Với cấp chậm sử dụng bánh trụ răng nghiêng

⇒ [σH] = ([σH1] + [σH2]) / 2 = (518,2 + 491) / 2 = 504,6(MPa)

< 1,25 [σH2] = 1,25.491 =613,75 (MPa)

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng

⇒ [σH] = [σH1]’ = [σH2] = 491 ( MPa )

+ [σF] =

F

0 1 lim

S

FC FL F

K K σ

⇒ [σF1] = 450

75,1

1,1

≈ 257,1 ( MPa )

[σF2] = 423

75,1

1,1

≈ 241,7 ( MPa )

- ứng suất cho phép khi quá tải:

+ Do vật liệu bánh răng là thép 45 tôi cải thiện

⇒ [σH]max = 2,8.σch

[σH1]max= 2,8.σch1 = 2,8.650 = 1820 (MPa)[σH2]max= 2,8.σch2 = 2,8.500 = 1400 (MPa)+ Do HB ≤ 350

⇒ [σF]max = 0,8.σch

[σF1]max = 0,8 σch1 = 0,8.650 = 520 ( MPa )[σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8.500 = 400 ( MPa )

2.3-Tính toán cấp nhanh (bộ truyền bánh trụ răng

thẳng):

a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục (a W ):

[ ]

3 2 1

1

ba H

Hβ a

w

.u.ψ σ

.K T ) (u K

ψba =

w

w a

b

(bw: chiều rộng vành răng)Theo bảng 6.6 ta chọn: ψba = 0,45

ψbd =

1

w

w d

b

= 0.53.ψba(u + 1) = 0,53.0,45.(3,31 + 1) ≈ 1,15+ KH β - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngtrên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:

Theo bảng 6.7 ta có: KH β = 1,2 (ứng với sơ đồ 5)+ [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] = 491 MPa

45 0 83 , 3 491

2 1 5 , 166710 )

1 83 3 (

5 ,

2

,

, ,

Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn mô

đun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng mô đun phápcủa bánh răng ở cấp nhanh: m = 2

-Xác định số răng z và hệ số dịch chỉnh x:

+Số răng bánh nhỏ:

) 1 83 , 3 (

2

190 2 ) 1 (

.

+

= +

u m

a w

Lấy z1 = 40

+ Số răng bánh lớn:

z2 = u.z1 = 3,83.40 ≈ 153,2Lấy z2 = 153

⇒ Tỷ số truyền thực tế: um = z2/z1 = 153/40 = 3,825

+ Hệ số dịch chỉnh x: Dựa vào bảng 6.9 ta chọn

x1 = x2 = 0 (mm)

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

1

1

.

) 1 (

2

w m w

m H ε

H M H

d u b

u K T Z Z Z

β Z

tw

b H

2 sin

cos 2

=

βb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

βb = 00

Do bánh răng không dịch chỉnh

t

α = arctg(tgα/cosβ) với α = 200 theo TCVN1065 - 71

⇒ αt= arctg(tg200/cos00) = arctg(tg200) = 200

wt

α = arccos((acosαt)/aw)Trong đó:

) 0 cos(

= 1 1 , 779

153

1 40

1 2 , 3 88 ,

2

u

a d

=+ KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

β H H

w w H

HV T K K

d b v K

2

1

.g δ

Theo bảng 6.16 ta có: g0 = 73

825 , 3

190 476 , 1 73 006 ,

ν H

bw = ψba.aw = 0,45.190 = 85,5 (mm) Lấy bw = 85(mm)

13 , 1 2 1 5 , 166710 2

756 78 85 556 4 1

2

1

2

,

, , K

K T

.d b ν K

Hα Hβ

w w H

⇒ KH = 1,05.1,13.1,067 ≈ 1,447

Thay các giá trị vào công thức tính σH ta đợc:

) ( 41 , 473 756

, 78 825 , 3 85

) 1 825 , 3 (

447 , 1 5 , 166710

2 86 , 0 87 , 1

v = 1,476 m/s < 5 m/s ⇒ ZV = 1+ KxH - hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng

da < 700 ⇒ KxH = 1 ⇒ [σH] = [σH]’.Z R.Z V.K xH.KHL = 491.1.1.1.1 = 491 (MPa)

> σH = 473,41(MPa)

Vậy bánh răng đủ độ bền tiếp xúc

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:

2 1 2

1

1 2

1

2

F

F F F

w w

F β ε F F

Y

.Y σ σ

.m) d (b

.Y Y Y K T σ

Theo bảng 6.7: KF β ≈ 1,41

KF α - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngcho các răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

g δ

185 476 , 1 73 016 ,

126 , 1

37 , 1 41 , 1 5 , 166710 2

756 , 78 85 15 , 12 1

2

1

2 1

.K K T

d b ν K

Fα Fβ

w w F Fν

⇒ KF = 1,12.1,37.1,126 ≈ 1,728 +Yε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Yε = 1/εα = 1/1,779 ≈ 0,562+Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 - 1

140

0

=β

+YF1 , YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộcvào số răng tơng đơng và hệ số dịch chỉnh

Theo bảng 6.18: YF1 = 3,7

YF2 = 3,6

2 756 , 78 85

7 , 3 1 562 , 0 728 , 1 5 , 166710 2

87 , 065

7 , 3

6 , 3 483 , 89

YR = 1+YS - hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tậptrung ứng suất

YS = 1,08 - 0,0695.ln(m) = 1,08 - 0,0695.ln2 ≈ 1,032+ KxF - hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến

độ bền uốn

da < 400 mm ⇒ KxF = 1

⇒ [σF1] = [σF1]’.YR.YS.KxF = 257,1.1,032.1

≈ 265,33 (MPa) > σF1 = 89,483 MPa [σF2] =[σF2].YR.YS.KxF = 241,7.1.1,032.1

≈ 249,43 (MPa) > σF2 = 87,065 MPaVậy bánh răng đủ độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Hệ số quá tải: Kqt = max =1,5

1,5 446,45

σHmax = ≈ ≤ H max = (MPa)

- Để phòng biến dạng d hoặc phá huỷ hỏng tĩnh mặt lợnchân răng thì ứng suất uốn cực đại:

[ ]

) ( 498 , 131

5 , 1 665 , 87

) ( 464

) ( 22 , 134

5 , 1 483 , 89

max

max

max max

2

2 2

1

1 1

MPa σ

MPa

.K σ σ

MPa σ

MPa

.K σ σ

F

qt F F

F

qt F F

ba H

Hβ a

w

.u.ψ σ

.K T ) (u K

b

(bw: chiÒu réng vµnh r¨ng)Theo b¶ng 6.6 ta chän: ψba = 0,4

Theo bảng 6.7 ta có: KH β = 1,05 (ứng với sơ đồ5)

+ [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] = 504,6 (MPa)

4 0 61 , 2 6 504

05 1 514877 )

1 61 2 (

2

, ,

, ,

2

9848 , 0 200 2 ) 1 (

cos

2 2

≈ +

= +

u m

Lấy z1 = 55

+ Số răng bánh lớn:

z2 = u.z1 = 2,61.55 = 143,55Lấy z2 = 143

⇒ Tỷ số truyền thực tế: um = z2/z1 = 143/55 = 2,6

Tính lại β:

200 2

) 143 55 (

2

2

) ( 1 2

≈

+

= +

w

a

z z m

⇒β = 8,1100 = 806’34,61”

+ Hệ số dịch chỉnh x: Theo bảng 6.9 ta chọn

x1 = x2 = 0 (mm)

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

2

2

.

) 1 (

2

w m w

m H ε

H M H

d u b

u K T Z Z Z

+ ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng

ăn khớp

Theo bảng 6.5: ZM = 274 (Mpa1/3)+ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiép xúc

) α (

β Z

tw

b

H sin 2

cos 2

=

βb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tgβb = cosαt.tgβ

Do bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

20 

tg

) ≈ 20,186

⇒ tgβb = cos(20,186).tg(8,110) ≈0,1337 ⇒ βb ≈ 7,6180 = 7037’3,13’’

) 186 , 20 2 sin(

) 618 , 7 cos(

) 110 , 8 sin(

−

z z

= 0 , 99 1 , 781

143

1 55

1 2 , 3 88 ,

1 6 , 2 (

200 2 1

2

u

a d

+ KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH β KH α KH ν

KH β- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng

Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9

Và theo bảng 6.14 ứng với cấp chính xác 9 và v = 0,544(m/s) ta có:

KH α ≈ 1,13

KH ν - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng

ăn khớp

Hα Hβ

w w H Hν

K K T

.d b ν K

2

u

a v.

.g δ

Theo bảng 6.16 ta có: g0 = 73

6 , 2

200 544 , 0 73 002 ,

111 111 80 697 0 1

2

1

2

,

, , K

K T

.d b ν K

Hα Hβ

w w H

⇒ KH = 1,004.1,13.1,05 ≈ 1,191

Thay các giá trị vào công thức tính σH ta đợc:

470,66 111

, 111 6 , 2 80

) 1 6 , 2 (

191 , 1 514877

2 749 , 0 749 , 1

v = 0,544 m/s < 5 m/s ⇒ ZV = 1+ KxH - hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng

da < 700 ⇒ KxH = 1

⇒ [σH] = [σH]’.Z R.Z V.K xH = 504,6.0,95.1.1

≈ 479,37 (MPa) > σH = 470,66(MPa)

Vậy bánh răng đủ độ bền tiếp xúc

d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:

2 1 2

2

1 2

1

2

F

F F F

w w

F β ε F F

Y

.Y σ σ

.m) d (b

.Y Y Y K T σ

Theo bảng 6.7: KF β ≈ 1,075

KF α - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngcho các răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

Theo bảng 6.14: KF α ≈ 1,37

KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trongvùng ăn khớp

Fα Fβ

w w F Fν

.K K T

d b ν K

u

a v.

g δ

200 544 , 0 73 006 ,

⇒

4255 , 1

37 , 1 075 , 1 514877 2

111 , 111 80 089 , 2 1

Yε = 1/εα = 1/1,781 ≈ 0,562+Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 - 0 , 942

140

11 , 8 1 140

0

≈

−

= β

+YF1 , YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộcvào số răng tơng đơng và hệ số dịch chỉnh

38 , 147 11 , 8 cos

143 cos

68 , 56 11 , 8 cos

55 cos

3 3

2 2

3 3

1 1

z z

v v

Theo bảng 6.18: YF1 = 3,63

YF2 = 3,6

2 111 , 111 80

63 , 3 942 , 0 562 , 0 099 , 2 514877 2

231 , 72

63 , 3

6 , 3 65 , 233

YR = 1+YS - hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tậptrung ứng suất

YS = 1,08 - 0,0695.ln(m) = 1,08 - 0,0695.ln2 ≈ 1,032+ KxF - hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến

độ bền uốn

da < 400 mm ⇒ KxF = 1

⇒ [σF1] = [σF1]’.YR.YS.KxF = 257,1.1.1,032.1

≈ 265,33 (MPa) > σF1 = 233,65(MPa)

[σF2] =[σF2].YR.YS.KxF = 241,7.1.1,032.1

≈ 249,43 (MPa) > σF2 = 231,72(MPa)

Vậy bánh răng đủ độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Hệ số quá tải: Kqt = max =1,5

470,66

σHmax = ≈ (MPa) ≤[ ]σH max = 1260(MPa)

- Để phòng biến dạng d hoặc phá huỷ hỏng tĩnh mặt lợnchân răng thì ứng suất uốn cực đại:

) ( 475 , 350 5 , 1 65 , 233

.10.55,9.2

N d

n

N d

M

-Lùc híng t©m Pr: 2789,4( )

19,22cos

20.3,7096

0

N tg

ptg

βα

-Lùc däc trôcp a = ptgβ =7096 tg, 3 22 , 19 0 = 2894,5(N)

PhÇn IV : TÝnh to¸n trôc

1- Chän vËt liÖu :