Đồ án chi tiết máy

Công suất trên trục động cơ Công suất trên động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [1]: Trong đó: + là công suất cần thiết trên trục động cơ.. + ut: tỉ số truyền sơ bộ củ

• Công suất trên trục công tác P = 23,5 kW

• Số vòng quay trên trục công tác n = 123 (vg/ph)

• Thời gian phục vụ L = 16000 giờ

2 Động cơ.

3 Trục I.

1.1.1 Công suất trên trục động cơ

Công suất trên động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [1]:

Trong đó:

+ là công suất cần thiết trên trục động cơ.

+ là công suất tính toán trên trục máy công tác.

+ là hiệu suất truyền động.

Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên:

Theo như sơ đồ phân bố tải trong ta có (công thức 2.12 trang 20 [1]):

1.1.2 Hiệu suất chung

Dựa vào công thức 2.9 trang 19 [1], ta có:

ɳ = Với (bảng 2.3 trang 19 [1]):

+ Hiệu suất bộ truyền đai.

+ = 0,95 Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn.

+ = 0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

+ = 0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn.

+ 0,99 Hiệu suất khớp nối.

⇒ ɳ = 0,95.0,95.0,96 = 0,83

Chọn tỉ số truyền sơ bộ (công thức 2.15,bảng 2.4 trang 21 [1]):

ut= uđ.uh =3.10 = 30 Trong đó: + uh: tỉ số truyền hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp.

+ uđ: tỉ số truyền bộ truyền đai thang.

1.1.3 Số vòng quay của động cơ

nsb =nlv.ut =123.30 =3690 (vòng /phút) Trong đó: + nsb: số vòng quay sơ bộ.

+ nlv: số vòng quay trên trục công tác.

+ ut: tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động.

Động cơ được chọn phải thõa mãn (công thức 2.19 trang 22 [1]):

ct đc

n n

P P

Đồng thời có moment mở máy thỏa mãn điều kiện (công thức 2.19 trang 22 [1]):

1.1.4 Chọn được động cơ (bảng P1.3 trang 236 [1])

4A180M2Y3.

Ta có Pđc = 30Kw, nđc = 2943 (vòng /phút), nđb = 3000 (vòng /phút).

1.2. Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống

Theo công thức 3.23 trang 48, ta có công thức:

Với : + nđc: Số vòng quay của động cơ đã chọn.

+ nđc: Số vòng quay của trục công tác.

1.2.1 Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền

Theo công thức 3.24 trang 49:

Với : + uh: Tỉ số truyền trong HGT.

+ ung: Tỉ số truyền ngoài HGT

Theo tiêu chuẩn trang 49, ta có:

ung = uđai = 3,15

Với: + u1: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.

+ u2: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.

Ta phân phối tỉ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

[ ]

02 2

1

25 , 2

K K K

Kbe be

bd k

( )

687 , 15 1 , 1 786 11

786 11 3 , 0 3 0 1

1 , 1 25 , 2

3 3

k

c

λ λ

Theo hình 3.21 trang 45:

Với: uh = 7,6 và => chọn u1 = 2,5 Suy ra:

1.2.3 Tính số vòng quay của các trục

Gọi nI, nII,nIII lần lượt là số vòng quay của các trục I, II, III

Số vòng quay của trục động cơ:

nđc = 2940 vg/ph

Số vòng quay của trục I:

Số vòng quay của trục II:

Số vòng quay của trục III:

1.2.4 Tính toán công suất trên các trục

Gọi PI, PII, PIII lần lượt là công suất trên các trục I, II, III.

Ta có công suất làm việc:

Plv = 23,5 kW Công suất trên trục III:

Công suất trên trục II:

Công suất trên trục I:

Công suất thực tế của động cơ:

1.2.5 Tính mômen xoắn của các trục

Gọi Tdc, TI, TII, TIII lần lượt là mômen xoắn trên các trục động cơ, I, II, III

Mômen xoắn trên trục động cơ:

Mômen xoắn trên trục I:

Mômen xoắn trên trục II:

Mômen xoắn trên trục III:

1.2.6 Lập bảng kết qủa

Bảng 1.1 Thông số của hộp giảm tốc

T

c T h ô n g

s ố T ỉ

s ố

t r u y ề n

C ô n g

s u ấ t

( k W )

8,2 26,5

S ố

v ò n g

q u a y

( v g / p h )

M ô

m e n

x o ắ n

( N m

915087

70871,2 43992,

5

840122

)

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Ta có các thông số:

+ P = 30 kW

+ n = 2943 vòng/phút

+ u = 3,15

Hình 2.1 Chọn tiết diện đai hình thang

Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại

d2 = u.d1(1- ξ

) = 3,15.180.0,99 = 561,3mmTheo tiêu chuẩn bảng 4.21 trang 63 [1] ta chọn: d2 = 560 mm

Tỉ số truyền thực tế:

2 1

560

(1 ) 180(1 0, 01)

d u

Khi u = 3,15 Theo bảng 4.14 trang 60 [1], ta có thể chọn sơ bộ a = 560

Chiều dài tính toán của đai

Theo công thức 4.4 trang 53 [1], ta có:

0 2 1 0 0 1

560 180

630

d d a

Xác định số dây đai

Theo công thức 4.16 trang 60 [1], ta có:

d 0

[ ] .l u z

P K z

P C C C Cα

≥ Trong đó:

+ Công suất trên bánh chủ động: P = 28,2kW

+ [Po]: công suất cho phép, tra bảng 4.20 trang 62 [1]:

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ: Cz = 1

+ Hệ số tải động Kđ, tra bảng trang 55[1], ta chọn Kđ = 1,7

2.1.3 Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng đai ban đầu:

Theo công thức 4.19 trang 63 [1], ta có:

2.1.4 Thông số của bộ truyền đai

Bảng 2.1 Thông số của bộ truyền đai

T h ô n

G

iá trị

s ố

B á n h

đ a i n h ỏ

d

1 = 180 mm

B á n h

đ a i l ớ n

d

2 = 560 mm

V ậ n

t ố c

v = 27,7m/

s < 40m/s

K h o

a

= 630 mm

ả n g

c á c h

t r ụ c C h i ề u

d à i đ a i

L

= 2500m m

G ó c

ô m

α

1 = 1450

S ố d

z

= 4

â y

đ a i C h i ề u

r ộ n g

b á n h

đ a i

B = 82mm

Đ ư ờ n g

k í n h

d

a1 = 188mm

d

a2 = 568mm

n g o à i c ủ a

b á n h

đ a i L ự c

c ă n g

đ a i b a n

đ ầ

F

0=150,2 N

L ự c

l i t â m

F

v = 150,4N

L ự c

t á c

d ụ n g

l ê n

t r ụ c

F

r = 1146N

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn

Các thông số của bộ truyền:

+ KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.

+ SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc

+

0 lim

H H

HB S

=

Ta có:

0 lim1 1 0

lim 2 2

2 70 2.280 70 630

2 70 2.240 70 550

H H

σσ

HE

N K

N

=Trong đó:

+ mH = 6: Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (vì HB < 350)

+ NHE( chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có:

Ta thấy: NHE1 > NHO1 và NHE2 > NHO2

Ta thấy: NHE = NHO, do đó KHL = 1

Thiết kế sơ bộ lấy: ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92

Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng:

[ ] [ ]

0 lim1 1

0 lim2 2

630

572, 71,1

5505001,1

H H

H H H

H

MPa S

MPa S

σσ

σσ

Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH] = 500MPa.

Ứng suất tiếp xúc khi quá tải

Theo công thức 6.13[1] trang 94, ta có:

[ ] [ ] [ ]

max

1 ax

2 ax

2,82,8 2,8.580 16242,8 2,8.450 1260

H m ch

MPa MPa

σ

σ =

Trong đó:

+ Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền.+ SF: Hệ số an toàn khi uốn

+ KFC = 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều )

+

0 lim

F

σ

: Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở

+ KFL: Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền

F F

HB S

=

Ta có:

0 lim2 1 0

lim2 2

1,8 1,8.280 5041,8 1,8.240 432

F F

σσ

FE

N K

Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92

Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng:

[ ] [ ]

0 lim1 1

0 lim 2 2

504288

1, 75432247

1, 75

F F

F F F

F

MPa S

MPa S

σσ

σσ

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Theo công thức 6.14[1] trang 96, ta có:

[ ] [ ] [ ]

ax

1 ax

2 ax

0,80,8 0,8.580 4640,8 0,8.450 360

F m ch

MPa MPa

2.2.3 Xác định các thông số của bộ truyền

2.2.3.1 Chiều dài côn ngoài

Theo công thức 6.52a [1] trang 112, ta có:

Với răng côn thẳng bằng thép Kd =100MPa1/3

+ KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều vành răng.+ Kbe = (0,25…0,3): Hệ số chiều rộng vành răng chọn Kbe=0,3 vì

tỉ số truyền u1 = 2,5 < 3 Theo bảng 6.21[1] trang 113, ta có:

K u

Do đó ta chọn KHβ = 1,13

+ u1 = 2,5: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn

+ [σH] = 500MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép

Vậy:

2.2.3.2 Đường kính chia ngoài của bánh chủ động

Theo công thức 6.52b[1] trang 112, ta có:

2.2.3.3.2 Đường kính trung bình và môđun trung bình

Mô đun trung bình

Theo công thức 6.55[1] trang 114, ta có:

de2 = mte.z2 = 4.80= 320mm

Tỉ số truyền thực tế:

Tính góc côn chia

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.58[1] trang 115, ta có:

2 1 2

+ KHβ = 1,13

+ KHα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp Tra bảng 6.14[1] trang 107, KHα = 1,05.

+ KHv: Hệ số xét đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tính KHv:

Theo công thức 6.41[1] trang 107:

1

.1

2

H m Hv

I H H

v b d K

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.65 và 6.66[1] trang 116, ta có:

.[ ]

ε

là hệ số trùngkhớp ngang, εα = 1,75 (tính phần 4)

0,57 1,75

Ta tính số răng tương:

Theo công thức 6.53a[1] trang 114 :

Chọn hệ số dịch chỉnh bằng 0, theo bảng 6.18 [1] trang 109, ta chọn:

1 2

3,703,60

F F

Y Y

=

=+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo công thức 6.67[1] trang 117:

++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

2

F m Fv

I F F

v b d K

Do đó:

Vậy:

Ta đã có:

1 2

[ ] 288[ ] 247

F F

MPa MPa

σσ

Vậy điều kiện bền mỏi được đảm bảo

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải:

ax 2, 2

m qt

dn

T K

T

Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại:

2.2.6.1 Ứng suất tiếp xúc cực đại

Theo công thức 6.48[1] trang 110:

=500 = 741,6 MPa

Ta đã có:

1max 2max

[ ] 1624[ ]=1260MPa

H H

MPa

σσ

Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải

2.2.6.2 Ứng suất uốn cực đại

Theo công thức 6.49[1] trang 110:

F m

F m

MPa

σσ

2.2.7 Các thông số và kích thước hình học của bộ truyền

Bảng 2.2 Thông số của bộ truyền bánh răng côn

TT

T h ô n g

s ố

C ô n g

t h ứ c

iá tr ị

M ô

đ u n

v ò n g

n g o à i

-te

= 4

C h i ề u

= 6 2

r ộ n g

v à n h

r ă n g T ỉ

s ố

t r u y ề n

-1

= 2, 5

G ó c

n g h i ê

= 0

c ủ a

r ă n g H ệ

s ố

d ị c h

c h ỉ n h

1

= x

= 0

S ố

r ă n g

c ủ

-1

= 3 2

2

= 8

b á n h

r ă n g

0

G ó c

c h i a

c ô n

- δ1 = 21045’

δ2 = 68055’

C h i ề u

d à i

c ô

C h i ề u

d à i

c ô n

t r u n g

b ì n h

R

m

= R

e

–

0 , 5 b

7

4 m m

Đ ư ờ n g

k í n h c

d

e

= m

t e

z

de1 = 128mm

de2= 320mm

h i a

n g o à i Đ ư ờ n g

k í n h

t r u n g

b ì n h

he= 2hte.mte + c (c = 0,2.mte ;

hte = cosβ = cos0 =1)

m m

c a o

r ă n g

n g o à i C h i ề u

c a o

đ ầ u

r ă n g

n g o

hae1=(hte+xn1.cosβ).mte

hae2 = 2hte.mte – hae1 ae1

= 5 m m

ae2

= 3 m m

à i

( t r a

b ả n g

6 2 0 [ 1 ] t r 1 1 2 , x

n 1

=

0 , 3

1 ) Đ ư ờ n g

k í n h

đ ỉ n h

r ă n g

d

a e

= d

e

+

2 h

a e

c o s δ

dae1

=137,3mm

dae2 =322,2mm

C h i ề u

c a o

c h â n

h

f e

= h

e

– h

a e

hfe1 = 4mm

hfe2 = 6mm

r ă n g

n g o à i

2.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Các thông số của bộ truyền:

+ PII = 25,2kW+ nII = 373,7 vòng/phút

[ ] H0lim .R v xH HL

H

H

Z Z K K S

+ KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

+ SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc

+

0 lim

H H

HB S

=

Ta có:

0 lim3 3 0

lim4 4

2 70 2.280 70 630

2 70 2.240 70 550

H H

σσ

HE

N K

N

= Trong đó:

+ m = 6 bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc( vì HB < 350 )

+ NHO(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

+ NHE(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có:

Ta thấy: NHE3 > NHO3 và NHE4 > NHO4

Ta lấy: NHE = NHO, do đó KHL = 1

Thiết kế sơ bộ lấy : ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92

Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng:

[ ] [ ]

0 lim3 3

0 lim4 4

630

572, 71,1

5505001,1

H H

H H H

H

MPa S

MPa S

σσ

σσ

Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH]:

Theo điều kiện 6.12[1] trang 95, ta có:

H H

MPa MPa

σσ

Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:

Theo công thức 6.13[1] trang 94, ta có:

[ ] [ ] [ ]

max

3 ax

4 ax

2,82,8 2,8.580 16242,8 2,8.450 1260

MPa MPa

σ

σ =Trong đó:

+ Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền.+ SF: Hệ số an toàn khi uốn

+ KFC = 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều )

+

0 lim

F

σ

: Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở

+ KFL : Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền

Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn:

0 lim 1,81,75

F F

HB S

=

Ta có:

0 lim3 3 0

lim4 4

1,8 1,8.280 5041,8 1,8.240 432

F F

σσ

FE

N K

Tính NFE:

Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có:

Ta thấy:

Ta lấy: FE FO

,do đó KFL = 1

Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92

Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng:

[ ] [ ]

0 lim3 3

0 lim 4 4

5042881,75432247

1, 75

F F

F F F

F

MPa S

MPa S

σσ

σσ

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Theo công thức 6.14[1] trang 96, ta có:

[ ] [ ] [ ]

ax

3 ax

4 ax

0,80,8 0,8.580 4640,8 0,8.450 360

F m ch

F m ch

MPa MPa

[ ]

II H a

[σH]

= 536,4 MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép

+ u2 = 3,04: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Tính lại β:

Theo công thức 6.32[1]trang 103, ta có :

Với : zt = z3 + z4 = 40 + 122 = 162 (tổng số răng)

Hệ số dịch chỉnh:

Với z3 = 35 > 30 nên ta không dung hệ số dịch chỉnh [1] trang 100

2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33[1] trang 105:

1 3,04 1

w a

++ KHβ: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều vành răng Tra bảng 6.7 [1] trang 98,chọn : KHβ = 1,03.++ KHv: Hệ số xét đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tính K Hv :

Theo công thức 6.41[1] trang 107:

1

.1

H w w Hv

II H H

v b d K

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 và 6.44[1] trang 108,ta có:

.[ ]

z z

ββ

++ Hệ số dịch chỉnh bằng 0, theo bảng 6.18[1] trang 109 , ta chọn:

3 4

3,73,6

F F

Y Y

=

=+KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo công thức 6.45[1] trang 109:

++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tính K Fv :

Theo công thức 6.46[1] trang 109:

w1

.1

F w Fv

II F F

v b d K

w 0 2

130.3,6

126,5 3,7

F F

MPa MPa

σσ

Ta đã có:

3 4

[ ] 288[ ] 247

F F

MPa MPa

σσ

Vậy điều kiện độ bền mỏi uốn đã được đảm bảo

2.3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải:

ax 2, 2

m qt dn

T K T

Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

2.3.6.1 Ứng suất tiếp xúc cực đại

Theo công thức 6.48[1] trang 110:

[ ] 1624MPa[ ]=1260MPa

H H

σσ

Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải

2.3.6.2 Ứng suất uốn cực đại

Theo công thức 6.49[1] trang 110:

F m

F m

σσ

2.3.7 Các thông số và kích thước của bộ truyền

Bảng 2.3 Thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

TT

T h ô n g

s ố

C ô n g

t h ứ c

i á t r ị

K h o ả n g

c á c h

t r ụ c

-w

=

2 5 0 m m

K h o ả n g c

2 1

0,5 ( )cos

m z z a

β

+

=

= 2 5 0 m m

á c h

t r ụ c

c h i a M ô đ u n

-= 3 C

h i ề u

r ộ n g

v à n h r

-w

=

7 5 m m

n g T ỉ

s ố

t r u y ề n

-2

=

3 , 0 4

S ố

r ă n g

- z3 = 40

z4 = 122

G ó c

n g h i ê n g

-=

1 4

0

Góc prôfin gốc (Theo TCVN 1065–

71)

-=

2 0

0

H ệ

s ố

d ị c h

c h ỉ n h

-3

= x

4

= 0

0

G ó c

p r ô f i n

r ă n g

tanarctan

’

G ó c

ă n

k h ớ p

w

w

osarc os t t

’

2

Đ ư ờ n g

k í n h

v ò n g

l ă n

d

w 2

= u

2

d

w 1

w 1

=

1 2 3 m m

w 2

=

3 7 5 m m

3

Đ ư ờ n

cos

mz d

β

=

3

=

k í n h

v ò n g

c h i a

1 2 4 m m

4

=

3 7 7 m m

4

Đ ư ờ n g

k í n h

đ á y

r ă n g

Đ ư ờ n g

k í n h

đ ỉ n h

r ă n g

Hình 3.1 Sơ đồ đặt lực lên các trục trong hộp giảm tốc

Lực tác dụng lên trục của bánh đai: Fr = 1146N

Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.3[1] trang 184, ta có:

Lực vòng:

1 1

2 2.270871, 2

4970,1 109

I t

T d

3.2.3 Xác đ nh kho ng cách gi a các g i đ và đi m đ t l c ị ả ữ ố ỡ ể ặ ự

3.2.3.1 Chi u dài may ề ơ

Chiều dài mayơ bánh đai:

Theo công thức 10.10[1] trang 189 :

12 (1, 2 1,5) 1 (1,2 1,5).50 (60 75)

m

Lấy: lm12 = 70 mm

Chiều dài mayơ bánh răng côn 1:

Theo công thức 10.12[1] trang 189:

l11 = (2,5 3)d1 = (2,5 3).50 =(125 150)mmLấy l11 = 130 mm

Khoảng từ gối đỡ 0 đến bánh đai: l12 = -lc12

Khoảng cách côngxôn trên trục Theo công thức 10.14[1] trang 190:

m

l l k k l b b c

c mm

Theo phương yOz:

Tổng mômen tác dụng tại B:

Vậy phản lực RyC có chiều cùng với chiều giả định.

Phương trình cân bằng lực tại B:

1 1

Vậy phản lực RyB có chiều cùng với chiều giả định

Theo phương xOz:

Tổng mômen tác dụng tại B:

1

1

0.245 130 0

Vậy phản lực RxC có chiều ngược với chiều giả định

Phương trình cân bằng lực tại B: