do an chi tie may lien

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dungkhông thể thiếu trong nhiều chơng trình đào tạo kỹ s cơ khínhằm cung cấp các kiến thức cơ bản về kết cấu máy.. Thời gian vừa qua em đợc g

Nhận xét, đánh giá của giáo viên.

Lời nói đầu

Nớc ta đang trên con đờng tiến lên công nghiệp hoá - Hiện đại hóa với đờng nối xây dung chủ nghĩa xã hội.Trong giai đoạn công nghiệp hoá - Hiện đại hoá đất nớc không thể thiếu máy móc bởi vì nó là một phơng tiện từ trớc đến nay đãgiúp con ngời giải quyết đợc nhiều vấn đề mà con ngời không

có khả năng làm đợc

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dungkhông thể thiếu trong nhiều chơng trình đào tạo kỹ s cơ khínhằm cung cấp các kiến thức cơ bản về kết cấu máy

Đồ án môn học thiết kế hệ dẫn động cơ khí là sự áp dụngnhững kiến thức đã học đợc vào việc đi thiết kế một hệ dẫn

động cụ thể

Thời gian vừa qua em đợc giao đề tài: ‘‘Thiết kế hệ dẫn

động băng tải”.Sau khi nhận đề tài với sự chỉ bảo tận tìnhcủa thầy giáo hớng dẫn và các thầy trong khoa cùng các bạn

đồng nghiệp và sự lỗ lực của bản thân em đã hoàn thành đềtài Tuy nhiên trong quá trình làm việc mặc dù đã cố gắng hếtsức do trình độ có hạn và còn ít kinh nghiệm, nên không thểtránh sai sót Vậy em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để

đề tài cảu em đợc hoàn thiện hơn

Em xin trân thành cảm ơn các thày cô giáo đã giúp đỡ

em hoàn thành đề tài này

Hng Yên, ngày 20 tháng 5 năm 2007Sinh viên thực hiện:Phan Thị BíchLiên

ĐỒ ÁN M«n häcCHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 26

(Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải)

1 §éng c¬ 3 Hép gi¶m tèc 2 Bé truyÒn ®ai thang

4.Nèi trôc 5 B¨ng t¶i

Sè LiÖu cho tr íc

5 Gãc nghiªng cña ®ai so víi

ph-¬ng ngang

- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.

- Phần Ii : Tính toán bộ truyền đai

- Phần Iii : Tính toán bộ truyền bánh răng

- Phần IV : Thiết kế trục

- Phần V : Thiết kế then và gối đỡ trục

- Phần VI : Thiết kế vỏ hộp, nối trục, dầu mỡ bôi trơn, chọndung sai và chế

độ lắp ghép

P

=

Pct Trong đó:

- Pct: công suất cần thiết trên các trục động cơ (kw)

- Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

Pt đợc tính theo công thức: ( )

1000

.

Kw v F

75 0 8300

Kw

-η: hiệu suất truyền động:

n br d

m ol

kη η η η

η =

Với các giá trị tra trong bảng 2.3[1]:

• ηk:Hiệu suất nối trục đàn hồi , ηk = 1

• ηol:Hiệu suất ổ lăn , ηol = 0 , 99(che kín cho 1 cặp) ; m=4 (cặp)

• ηd: Hiệu suất truyền đai , ηd = 0 , 95

• η :Hiệu suất bánh răng , η = 0 , 98 ; n=2 (cặp)

Hiệu suất của hệ thống:

8764 , 0 ) 98 , 0 (

95 , 0 ) 99 , 0 (

= η

⇒Vậy công suất của động cơ là:

) ( 1 , 7 8764 , 0

225 , 6

75 , 0 60000

p v

t u u

u =

Với: +u d:Là tỷ số truyền đai thang

+u br:là tỷ số truyền của bánh răng trụ

Trong đó u d,u br- đợc tra trong bảng (2.4)bảng tỷ số truyền

và ta chọn u d =4, u br=( 8 ữ 40 ) chọn u br=18

72 4

81 ,

suất

Pđc(kw)

4A112M2Y

3

2)Phân phối tỷ số truyền

a.Xác định tỷ số truyền chung

Ta có tỷ số truyền động ut của hệ dẫn động theo công thức (3.23)[1]:

4 , 73 81 39

u u

b.Phân phối tỷ số truyền trong hộp

Thoả mãn đồng thời 3 chỉ tiêu :khối lợng nhỏ nhất, mômen quántính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhng trong dầu

ít nhất

Theo bảng (3.1)[1] ứng với un=20 ta chọn u1=6,07 và u2=3,293)Xác định các thông số trên trục

p

k ol

lv

η η

0,99.0,98

6,29 p

p

br ol

III

η η

0,99.0,98

6,48 p

p

br ol

II

η η

b.Số vòng quay trên các trục:

-Số vòng quay của trục I : 796 , 19 ( / )

67 , 3

2922

p v u

19 , 796

1

p v u

17 , 131

2

p v u

-Trên trục động cơ: 23205(Nmm)

2922

7,1 p

796,19

6,88 p

Phần II:tính toán bộ truyền đai

(Hệ dẫn động băng tải dùng bộ truyền đai thang)

Vì bộ truyền làm việc với vận tốc và công suất nhỏ, không có yêu cầu đặc biệt về tải trọng nên ta chọn loại đai thờng, tiết diện đai đợc chọn theo đồ thị hình 4.1 trang 59 ứng với côngsuất 7,1 kW, tốc độ quay bánh đai nhỏ (nối với động cơ điện)

2922 (vg/p) ta chọn đai có ký hiệu A Kích thớc đai đợc cho trong bảng 4.13 trang 59

1/ Xác định các thông số của bộ truyền.

a.Đờng kính bánh đai nhỏ d 1

Đợc chọn theo bảng 4.13 theo tiết diện đai, theo dãy các giá trị tham khảo trong giáo trình ta chọn d1 = 160 (mm)

Từ đờng kính bánh đai ta xác định đợc vận tốc đai

v = πd1n1/60000 = 3,14.160.2922/60000 = 24,47 (m/s)

ta thấy a = 558,5 nằm trong khoảng (422,5 ữ 790) nên thoả mãn điều kiện trên

c Chiều dài đai L

Chiều dài đai đợc tính theo khoảng cách trục a đã chọn theo công thức (4.4)[1]:

L = 2a + π(d1 + d2)/2 + (d2 - d1) /(4a)

⇒L = 2.598,5 + 3,14(160 + 630)/2 + (630 – 160)2/

(4.598,5)=2592,57 (mm) và đợc quy tròn theo giá trị tiêu

chuẩn cho trong bảng 4.13, lấy L = 2500 (mm) và kiểm

nghiệm đai về tuổi thọ theo công thức(4.15)[1]

i = v/ L ≤ imac = 10

i = 24,47/2,5 = 9,78 < 10 Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài chuẩn Ltheo công thức 4.6 trang 54

4

) 8 ( + 2 − ∆ 2

= λ λ

a

trong đó: λ = 1+ π(d1 + d2)/2 = 1+ 3,14(160 + 630)/2 = 1241 (mm)

∆ = (d2 - d1)/2 = 235

thay vào (4.6), ta có:

) ( 572 ) ( 25 , 572 4

235 8 1241 1241

4

) 8

mm mm

thoả mãn điều kiện α1 ≥ 1200

Vì α1 > 1200 nên đai đợc dùng là đai sợi tổng hợp

2./

Xác định số đai.

Số đai z đợc tính theo công thức (4.16)[1]

z = P K /([P ]C C C C (3.20)

trong đó:

P1 - công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 7,5(kw)

[P0] - công suất cho phép, kW, xác định bằng thực nghiệm và

đợc cho trong bảng 4.19 trang 62, [P0] = 4,09(kw)

Kđ - hệ số tải trọng động, tra trong bảng 4.7 trang 55 Với tải trọng dao động nhẹ, tải trọng mở máy = 140% (nhỏ hơn

150%) tải trọng danh nghĩa, dẫn động bằng động cơ không

đồng bộ 3 pha kiểu lồng xóc, chế độ làm việc 1 ca ta chọn Kđ

= 1,1

Cα - hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm α1, đợc tính theo côngthức:

Cα = 1- 0,0025(180 - α1) = 1- 0,0025(180 – 133,2) = 0,88

C1 - hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai, trị số của C1

phụ thuộc vào tỉ số l/l0, đợc tra trong bảng 4.19 trang 62 Có l/l0 = 2500/1700 = 1,4 , sau đó tra bảng 4.16 ta đợc C1 = 1,07

Cu - hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền, trị số của Cu

đ-ợc cho trong bảng 4.17 Với u = 4 ta có Cu = 1,14

Cz - hệ số kể đến ảnh hởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các day đai, trị số đợc cho trong bảng 4.18 , khi tínhdựa vào tỉ số P1/[P0]

= (2 - 1).15 + 2.10 = 35 ( t,e tra trong bảng 4.21, ta đợc t = 15 , e = 10)

- Đờng kính ngoài của bánh đai

da = d1 + 2h0

= 160 +2.3,3 = 167(mm)

da = d2 + 2h0

= 630 +2.3,3 = 634(mm)(giá trị h0, đợc lấy trong bảng 4.21 trang 63 ta đợc h0 = 3,3)3

/ Xác định lực căng ban đầu.

Lực căng ban đầu tác dụng lên một đai đợc tính theo (4.19)[1]:

F0 = 780P1Kđ/(vCαz) +Fv trong đó:

Fv - lực căng do lực ly tâm sinh ra, với bộ truyền đợc định kỳ

điều chỉnh độ căng thì

Fv = qm.v2= 1,05.24,472 = 628,72 (N)với qm- khối lợng 1 mét chiều dài

theo bảng 4.22 ta có qm = 0,105(kg/m) = 1,05(N/m) với loại đaiA

⇒ F0 = 780.7,5.1,1/(24,47.0,88.2) + 628,72 =778,02 (N)

Lực tác dụng lên trục

Fr = 2F0zsin(α1/2) = 2.778,02.2.sin(133,2/2) = 2856,13 (N)

4

/ Bảng các thông số của bộ truyền đai thang

Phần iii:tính toán bộ truyền bánh răng.

A:tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

1/

Chọn vật liệu

Vì hộp giảm tốc theo đầu bài ra chịu công suất nhỏ và không có yêu cầu gì đặc biệt về điều kiện làm việc nên ta chọn vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I, có HB <350,

bánh răng đợc thờng hoá hoặc tôi cải thiện Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời

bộ truyền có khả năng chạy mòn

Vì chọn vật liệu nhóm I ta cần chú ý đến tần số chịu tải

và khả năng chạy mòn của răng Trong cùng thời gian làm việc bánh răng nhỏ chịu tải nhiều lần hơn bánh răng lớn (vì n1 = u

n2) Do đó để bảo đảm độ bền đều của bánh răng của bộ

truyền ta cần nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng nhỏ hơn bánh răng nhỏ khoảng 10 ữ 15 đơn vị.

HB1 = HB2 + (10 ữ 15)

Từ những lý luận trên ta có thể chọn vật liệu chế tạo bộ

truyền bánh răng là thép các bon nhãn hiệu C45 đợc tôi cải

Kích thớc,

S, mmkhông lớnhơn

Độ rắn

Giới hạnbền

δb , MPa

Giới hạnchảy

KXF - hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bềnuốn.

SH , SF - là các hệ số an toàn khi tính theo tiếp xúc và uốn (Tra bảng 6.2 trang 94)

KFC - hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải, vì bộ truyền làm việc

2 chiều nên lấy KFC = 0,7

KHL , KFL - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạn phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, đợc xác định theo công thức sau(6.3) và (6.4)

m H

HE HO

m F

FE FO

NHE , NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : NFE = N =NHE=60.c.ni.t∑

Trong đó:

4 , 2

.

30 HB

HO H

N =

Thay tất cả các giá trị tính toán và tra bảng vào công thức (6.1)

và (6.2) ta tìm đợc

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta lấy ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị tính đợc [σH] = 481,8 (MPa)

- ứng suất tiếp xúc khi quá tải :

Với bánh răng tôi cải thiện: [σH]max = 2,8σch =2,8.580 =

).

1 (

ba H

H a

W

u

K T u

K a

ψ σ

560 (

530 (

441 (

σ[ ] ) 1 0 , 7 1 165 , 6 ( )

75 , 1

414 (

σ

u - tỷ số truyền của bộ truyền, theo phần II ta tính đợc u1 = 6,07

ψba =bW/ aW , ψbd = bW/ dW1 - các hệ số bề rộng răng tính theo khoảng cách trục và đờng kính vòng lăn, bW là chiều rộng vànhrăng Giá trị của ψba đợc chọn trong bảng 6.6 trang 97 ψba = 0,315

KH β - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiềurộng vành răng khi tính về độ bền tiếp xúc.Trị số của KH β đợc tra trong bảng 6.7 trang 98 tuỳ thuộc vào sơ đồ động và hệ

số ψbd đợc tính theo công thức:

ψbd = 0,53 ψba.(u+1) =0,53.0.315.(6,07+1)=1,12

Dùng phơng pháp nôi suy ta tính đợc KH β = 1,078

5 , 495 2

482 590 2

] [ ]

σ

Thay các giá trị tra đợc và tính toán vào các công thức (6.15):

) ( 42 , 130 12 , 1 07 , 6 5 , 495

078 , 1 80124 ).

1 07 ,

Môdun m đợc xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên

để thuận tiện trong thiết kế, sau khi xác định đợc m theo khoảng cách trục aW theo công thức:

m = (0,01 ữ 0,02).aW = 0,3 – 2,6

Theo bảng (6.8),chọn môđun pháp mn = 2(mm)

b Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x

Giữa khoảng cách trục aWn , số răng bánh nhỏ z1, số răng bánh lớn z2, góc nghiêng β của răng và môdun trong bộ truyền

ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức(6.18):

aW = m.(z1 + z2)/(2cosβ)

- Với bánh răng trụ răng thẳng β = 0o nên công thức (6.18) đợc viết lại:

127(răng)

Tính lại khoảng cách trục theo aW

aW = m.zt/ 2 =2.127/ 2 =127 (mm)Giá trị khoảng cách trục aW đợc quy tròn là: aW = 128 (mm)

Tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y + ∆y = 0,5+ 0,014 = 0,514

Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1: x1 = 0,5[xt - (z2 - z1)y/zt] =0,078

/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau(6.33)[1]

[ ]H w

w

H H

M H

d u b

u K T Z Z

.

) 1 ( 2

1 1

Trong đó:

ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra trong bảng 6.5 trang 96

ZM = 274 (MPa)1/3

ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, đợc xác định theo công thức (6.34)

tw H

Z = 2 / sin 2 α

73 , 1 7 , 0 / 2 21 2 sin / 2

Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, đợc xác định theo công thức(6.36a)

Zε =

3 / ) 4 ( − εα

bW = ψb a.aW = 0,315.128=40,32 (mm) - chiều rộng vành răng

εα - hệ số trùng khớp ngang, có thể xác định εα theo công thức gần đúng(6.38b)

εα = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)].cosβ = 1,673

thay vào (6.36a) ta có: Zε = 0,881

KH - hệ số tải trọng khi tính về độ bền tiếp xúc theo(6.39):

KH = KH β.KH α.KHV với: KH β là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra trong bảng 6.7 trang 98 : K H β = 1,078

KH α là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng chocác đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số KH α = 1 với bộ truyền bánh răng thẳng

Trị số của cấp chính xác để phục vụ tra các hệ số KH α và

KHV tra trong bảng 6.13 trang 106 phụ thuộc vận tốc vòng

v = πdW1n1/60000 (m/s)Với dw – là đờn kính vòng lăn bánh nhỏ

δH - hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 Với răng có HB < 350, dạng răngthẳng không vát đầu răng tra đợc

482 590 2

] [ ] [

σ

89 , 0 51 , 1 85 , 0

21 , 36 (

07 , 6 32 , 40

) 1 07 , 6 (

032 , 0 80124 2 881 , 0 73 , 1

σ

Để bảo đảm độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt quá giá trị cho phép.

σF1 = 2T1KFYεYβYF1/(bW.dW1m) ≤ [σF1] (6.43)

σF2 = σF1.YF2/YF1 ≤ [σF2] (6.44)

KF - hệ số tải trọng KF = KF βKF αKFV (*)

KF β - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra trong bảng 6.7 trang

98 KF β = 1,32

KF α - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng

thẳng KF α =1

KFV - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo ct(6.46):

σF2 = σF1 YF2/ YF1 = 10,7.3,55/4,06 = 9,35 < [σF2]

Vậy răng bảo đảm điều kiện về độ bền uốn

7/

Kiểm nghiệm quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (khi mở máy,hãm máy…) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen

xoắn danh nghĩa, Tmax là mô men xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại

và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng d hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không đợc vợt quá một giá trị cho phép :

b.tÝnh to¸n bé truyÒn b¸nh r¨ng r¨ng trô r¨ng nghiªng

NhiÖtluyÖn

KÝch thíc,

S, mmkh«ng lính¬n

§é r¾n

Giíi h¹nbÒn

δb , MPa

Giíi h¹nch¶y

SH , SF - là các hệ số an toàn khi tính theo tiếp xúc và uốn (Tra bảng 6.2 trang 94)

KFC - hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải, vì bộ truyền làm việc

2 chiều nên lấy KFC = 0,7

KHL , KFL - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạn phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, đợc xác định theo công thức sau(6.3) và (6.4)

m H

HE HO

m F

FE FO

NHE , NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng.

Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : NFE = N =NHE=60.c.ni.t∑

là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, trị số của chúng tra trong bảng 6.2 trang 93, ta đợc:

SF

BR I BRII BR I BRII BRI BRII

Thay tất cả các giá trị tính toán và tra bảng vào công thức (6.1)

và (6.2) ta tìm đợc

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta lấy ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị tính đợc [σH] = 481,8 (MPa)

- ứng suất tiếp xúc khi quá tải :

Với bánh răng tôi cải thiện: [σH]max = 2,8σch =2,8.580 =

1

.

).

1 (

ba H

H a

W

u

K T u

K a

ψ σ

560 (

530 (

441 (

414 (

σ

Trong đó: Ka, Kd - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại bánh răng, giá trị của chúng tra trong bảng 6.5

trang 96 ta có:

Vật liệu bánh răng nhỏ và

bánh lớnThép – Thép

KH β - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiềurộng vành răng khi tính về độ bền tiếp xúc.Trị số của KH β đợc tra trong bảng 6.7 trang 98 tuỳ thuộc vào sơ đồ động và hệ

số ψbd đợc tính theo công thức:

ψbd = 0,53 ψba.(u+1) =0,53.0,3.(3,29+1)=0,91

Dùng phơng pháp nôi suy ta tính đợc KH β = 1,06

5 , 495 2

482 590 2

] [ ]

σ

Thay các giá trị tra đợc và tính toán vào các công thức (6.15):

) ( 86 , 234 3

, 0 29 , 3 5 , 495

06 , 1 471784 ).

1 29

Môdun m đợc xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên

để thuận tiện trong thiết kế, sau khi xác định đợc m theo khoảng cách trục aW theo công thức:

Số răng của từng bánh:

+ Số răng của bánh nhỏ theo công thức (6.31):

( ) 3.(3,29 1) 35,96

48 2.235.0,98 1

u m

.cos 2.a z

bn n

w2

+

= +

Chọn Z3 = 36 răng

+ Số răng của bánh lớn theo(6.20): Z4 = ubn.Z3= 3,29.36 =118,44

5

/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

+ Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suấttiếp xúc trên mặt răng làm việc σH phải thoả mãn điều kiệnsau: σH ≤ [σH]

σH = ZM ZH Zε ( )

2 3 tbn w

tbn H II

.d u b

1 u K

ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng của cơ tính vật liệubánh răng

α : góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71 lấy α = 20o

α ε

ε

+ KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo (6.39):

KH = KH β KH α KHv

Trong đó: - KH β : hệ số xét đến sự phân bố không đều tảitrọng trên chiều rộng vành răng Tra (bảng 6.7) ta đợc KH β =1,06

- KH α: hệ số xét đến sự phân bố không đều tảitrọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

+ Đờng kính vòng chia:

d3 = dw3 = mn.Z3/ cosβ = 3.36/ cos10,59o = 110 (mm)

d4 = dw4 = mn.Z4/ cosβ = 3.118/ cos10,590 = 360 (mm) + Chiều rộng vành răng:

bw = Ψba.aw = 0,3.235 = 70,5(mm) + Hệ số trùng khớp:

1,375 3,14.3

,59 70,5.sin10 m

β

εβ

+ Vận tốc bánh dẫn:

0,755(m/s) 60000

31,17 3,14.110.1 60000

.n d

235 ,755.

0,006.73.0 u

a V.

.g v

tbn

w2 0

H

KHv : hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ănkhớp: