BẢN THUYẾT MINH đồ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG BĂNG tải

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Số liệu cho trước:
1.Lực kéo băng tải :

F = 950 (N)

2. Vận tốc băng tải :

v = 1,29 (m/s)

3. Đường kính tang :

D = 305 (mm)

4. Thời gian phục vụ :

lh = 8000 giờ

5. Số ca làm việc :

soca = 3 (ca)

6. Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: @= 120(độ)
7. Đặc tính làm việc:

Êm

PHẦN I . TÍNH ĐỘNG HỌC
1.1

.CHỌN ĐỘNG CƠ

1.1.1. Xác định công suất yêu cầu trên trên động cơ

PYC

Plv
= η

+) PYC – công suất yêu cầu trên trục động cơ điện .
+) Plv – công suất trên trục công tác .
+ ) η – hiệu suất chung toàn hệ thống .
Fv
Plv = 1000 = = 1,23 (kW)

Trong đó :

Hiệu suất chung của hệ thống :


nCT nBT
2
η = ΠηCT
η BT = ηOL
.ηOT .η KĐη .η
BR .

η K = 1 - hiệu suất khớp nối
η
• OL = 0,99- hiệu suất 1 cặp ổ lăn

η
• OT = 0,99- hiệu suất 1 cặp ổ trượt
•

1


•
•
•

η BR = 0,97- hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηĐ = 0,95- hiệu suất bộ truyền đai

η = 0,992.0,99.1.0,95.0,97 ≈ 0,89 .

=> PYC = = = 1,38 (kW)
1.1.2. xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ
Số vòng quay yêu cầu động cơ (sơ bộ) :
+)

n yc = n lv .u SB

n lv :Số vòng quay trên trục công tác (v/ph)

+) u SB : Tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động .
+) ===80,78 (vg/ph)
+) D: đường kính tang (mm)
+) v : vận tốc băng tải (m/s)

=.

+): Tỉ số truyền của HGT .
+): Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài ( Đai)

Theo bảng 2.4[1] ta chọn :


= 3.4 = 12
Suy ra:

n yc = n lv .u SB

=80,78.12= 969,36 (vg/ ph)

1.1.3. chọn động cơ điện
Tra bảng phụ lục trong tài liệu [1] chọn động cơ thỏa mãn

Kí hiệu động
cơ

(KW)

(v/ph)

1,5

980

2,8

2

(Kg)

(mm)

50

28


1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỆ
THỐNG
Tỷ số truyền chung thực tế : ==12,13

+) Phân phối tỉ số truyền của hệ cho các bộ truyền .
+) là tỷ số truyền của bộ truyền ngoài ( Đai )
+) là tỷ số truyền của hộp giảm tốc
Chọn trước: =2,5
== =4,85 .
Vậy ta có :
1.3. TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
+) Tỉ số truyền .
- Tỉ số truyền từ trục động cơ sang trục I ( trục vào của HGT )

= = 2,5 .
- Tỉ số truyền từ trục I sang trục II của HGT ==4,85

- Tỉ số truyền từ trục II sang bộ phận trục công tác : =>==1

1.3.1. Số vòng quay trên các trục
Số vòng quay động cơ:

nĐC =980 (vg/ph)

Số vòng quay trục I:

nI === 392,0 (vg/ph)

Số vòng quay trục II:

nII === 80,8(vg/ph)

Số vòng quay trục làm việc:

nII
nlv = uK == 80,8(vg/ph)

1.3.2. tính công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác

Plv = 1,23 (kW)
3


Công suất trên trục II:

PII == 1,24 (kW)

Công suất trên trục I:

PI == = 1,29 (kW)

Công suất trên trục động cơ:

PĐC == 1,37 (kW)

1.3.3. Tính mômen trên các trục
Mô men xoắn trên trục động cơ:
TĐC = 9,55.106.

PĐC
nĐC =9,55.106. = 13350 (N.mm)

Mô men xoắn trên trục I:
TI = 9,55.106.

PI
nI =9,55.= 31427 (N.mm)

Mô men xoắn trên trục II:
TII = 9,55.106.

PII
nII = 9,55.= 146560 (N.mm)

Mô men xoắn trên trục công tác:
Tlv = 9,55.106.

Plv

nlv = 9,55.= 145377 (N.mm)

1.3.4. lập bảng các thông số động học
4


TRỤC
T.SỐ
TST ( u )

ĐỘNG CƠ

I

II

2,50

4,85

CÔNG TÁC
1

n(vg/ ph)

980

392

80,8

P(kW)

1,37

1,29

1,24

1,23

T(N.mm)

13350

31427

146560

145377

PHẦN II. TÍNH BỘ TRUYỀN
2.1. Tính bộ truyền ngoài (đai thang)
5

80,8


Thông số đầu vào 5
2.1.1. chọn loại đai và thiết diện đai.

Tra bảng

ĐT

4.1
[ 1]
59 với các thông số

Chọn tiết diện đai thang thường loại A
2.1.2. chọn đường kính hai bánh đai d1 và d2
Chọn d1 theo tiêu chuẩn cho trong bảng d1=160 (mm) .
Vận tốc đai:
v= = (m/s) .
v = 8,21(m/s) < vmax = 25 (m/s). Nên đường kính d1 phù hợp với điều kiện làm việc
của bộ truyền.
Đường kính bánh đai lớn :

d 2 = d1.u.(1 − ε ) =160.2,5.( 1 - 0,02 ) =392 (mm)
Trong đó

ε =0,02 là hệ số trượt

Theo bảng

B

4.21
[ 1]
63
chọn đường kính tiêu chuẩn

Ty số truyền thực tế :
= ==2,55

Sai lệch tỷ số truyền:
= .100% = .100% =2%
2.1.3.Xác định khoảng cách trục a:
Dựa vào ut = 2,55 tra bảng

B

a
4.14
=1
[ 1]
d
60
,ta chọn 2
,1

⇒ =1,1.=1,1.400=440 .
6


Chiều dài đai L:
=2.++
=2.440 + . + = 1793 (mm)
Chọn tiêu chuẩn: L=1800 (mm)
Số lần uốn của đai trong 1(s) là : i = = =4,2

(1/ s) < imax = 10(m / s)

Tính chính xác khoảng cách trục a:
λ + λ 2 − 8∆ 2
a=
4
,trong đó

= L – . = 1800 – . = 920,35 ( mm)
= = = 120 (mm)
Suy ra : == 460,0 (mm)
Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ α1 :
= = = > (TM)

2.1.4. tính số đai Z:
Z=,trong đó:
P= 1,37 (kW)
công suất cho phép:tra bảng
Tra bảng
Tra bảng

B

4.19
[ 1]
62
được

B

4.7
[ 1]
55
được hệ số tải trọng động=1,25

B

4.15
[ 1]
61
được hệ số ảnh hưởng góc ôm
7


Tra bảng
Tra bảng
Tra bảng
0,85

B

L
4.16
[ 1]
61
với Lo =1,18 được hệ số ảnh hưởng chiều dài đai:

B

4.17

[ 1]
61
được hệ số ảnh hưởng tỷ số truyền:

B

4.18
[ 1]
61
được hệ số kể đén sự phân bố không đều tải trọng các dây đai:
Z===0,83 < 1

Ta có :

Lấy Z= 1 => cần dùng 1 đai cho bộ truyền .
2.1.5. thông số cơ bản của bánh đai:
Chiều rộng bánh đai:

B = (Z − 1)t + 2e
Tra bảng

B

4.21
[ 1]
63
ta được:

B = (Z − 1)t + 2e = (1 − 1).15 + 2.10 = 20 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai:

Đường kính đáy bánh đai:
2.1.6. xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
780.P.K d
+ Fv
v
.
C
z
α
Lực căng ban đầu: Fo=

Với đai A:q m =0,105 (Kg/m) => F v =q m .v 2 =0,105. =7,08 (N) .
Do đó

8


780.P.K d
+ Fv
v
.
C
z
α
Fo =
= + 7,08 = 183,93 (N) .

Lực tác dụng lên trục bánh đai:
=2.=2. 183,93.1.355,33 (N) .

2.1.7. tổng hợp các thông số của bộ truyền đai:
Thông số

Ký hiệu

Đơn vị

Loại đai

Kết quả tính toán
Đai thang

Tiết diện đai

A

Số đai

Zd

Chiều dài đai

L

mm

Đường kính bánh đai

d1 / d 2

mm

Chiều rộng bánh đai

B

mm

Tỷ số truyền thực tế

u

1
1800
160

400
20
2,55

9


∆u

%

2

Khoảng cách trục

a

mm

460

Góc ôm bánh đai nhỏ

α

độ

150

Lực tác dụng lên trục

Fr

N

355,33

Sai lệch tỷ số truyền

2.2. Tính bộ truyền trong hộp (bánh răng trụ )
2.2.1. thông số đầu vào

2.2.2. chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng bảng ta chọn:

Vật liêu bánh lớn





Nhãn hiệu thép: 45 thường hóa(giả thiết phôi từ 300500mm)
Độ rắn:HB=163269. Ta chọn HB2=220 phôi rèn
Giới hạn bền: (N/mm2)
Giới hạn chảy:(N/mm2)

Vật liêu bánh nhỏ



Nhãn hiệu thép: 45 thường hóa(giả thiết phôi dưới 100mm)
Độ rắn:HB=241285. Ta chọn HB1=250 phôi rèn
10





Giới hạn bền: (N/mm2)
Giới hạn chảy:(N/mm2)

2.2.3. xác định ứng suất cho phép


ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép:


σ H0 lim
[ σ H ] = S Z R Z v K xH K HL

H

0
[ σ ] = σ F lim Z Z K K
R S xF FL
 F
SF
Chọn sơ bộ:
 Z R Z v K xH = 1

 Z R Z S K xF = 1
SH,SF : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn: tra bảng
6.2
B
[ 1]
94 với:
o bánh răng chủ động:SH1=1,1 ;SF1=1,75
o bánh răng bị động: SH2=1,1 ;SF2=1,75

σ H0 lim , σ F0 lim :ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn cho phép ứng vói số chu kỳ cơ sở:
Bánh chủ động :
Bánh bị động :

K HL , K FL :hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:


 K HL = mH


 K = mF
 FL


NH 0
N HE
NF0
N FE

,trong đó:

mH=6,mF=6 bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất tiếp xúc
NH0,NF0:số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
11


NHE,NFE:số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh
NHE1=NFE1=N=60c.n1.=60.1.392.8000=18,82.107
NHE2=NFE2=N=60c.n2.=60.1.80,8.8000=3,88.107

Ta có :
NHE1>NH01 lấy NHE1=NH01 ⇒ K HL1 = 1
NHE2>NH02 lấy NHE2=NH02 ⇒ K HL 2 = 1
NFE1>NF01 lấy NFE1=NF01 ⇒ K FL1 = 1
NFE2>NF02 lấy NFE2=NF02 ⇒ K FL 2 = 1

=>
=>
Do là bánh răng trụ răng thẳng nên
=(MPa)
Ứng suất cho phép khi quá tải:
[ σ H ] max = 2,8.max ( σ ch1 ,σ ch 2 ) = 2,8.580 = 1624( MPa)

[ σ F 1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa)

[ σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360( MPa)

2.2.4. xác định sơ bộ khoảng cách trục:
aw ≥ K a (u ± 1) 3

T1K H β

[σH ]

2

u.ψ ba

12


Tra bảng

B

6.5

[ 1]
96 với Ka=49,5 Mpa1/3 hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng

T1= 31427 (N.mm)

[ σ H ] =463,64 (Mpa)
u=4,85
Tra bảng

B

6.6
[ 1]
97 , HB<350 chọn được ψ ba =0,45

ψ bd =0,53.ψ ba (u+1)=0,53.0,45.(4,85+1)=1,40 .
Tra bảng

B

6.7
[ 1]
98 với ψ bd =1,40 và sơ đồ 6 ta được:

 K H β = 1,07

 K F β = 1,19
aw ≥ K a (u ± 1) 3

T1K H β

[σH ]

2

u.ψ ba

=49,5.(4,85+1).=120,3 (mm)

Chọn sơ bộ aw= 125 mm
2.2.5. xác định thông số ăn khớp
Môđun pháp:
m=(0,010,02)aw=(0,010,02).125=1,252,5 (mm)
tra bảng

B

6.8
[ 1]
99
chọn m= 2(mm)

Xác định số răng:
Góc nghiêng =0o ⇒ cos=1 .
Ta có:

13


2 aw

Z1= m(u + 1) ==21,4 chọn Z1= 21
Z2=uZ1=4,85.21= 101,85 chọn Z2= 102 .

Tỷ số truyền thực tế :
ut== 4,86
Sai lệch tỷ số truyền :

+) Zt = Z1 + Z2 = 21+102 = 123 .
aw* =m.Zt/2 = 2.123/2 = 123 <125 do đó ta cần sử dụng các bánh răng dịch chỉnh
để tăng khoảng cách trục .
hệ số dịch tâm y :
y = aw/m – 0,5.( Z1+ Z2 ) = 125/2 – 0,5.( 21+102) = 1 .
hệ số Ky =1000y/Zt = 1000.1/123 = 8,13 .
Tra bảng 6.10a.[1] , Ky =8,13 => Kx = 0,445 .
Hệ số giảm đỉnh răng = Kx.Zt/1000 = 0,445.123/1000= 0,055 .
Tổng hệ số dịch chỉnh : xt= y + = 1+0,055 = 1,055 .
Các hệ số dịch chỉnh bánh 1 và 2 :
x1= 0,5[xt – (z2 – z1 ).y/zt] =0,5[1,055-(102 – 21).1/123] = 0,198 .
x2 = xt – x1 = 1,055 – 0,198 = 0,857 .

Xác đinh góc ăn khớp atw :
14


Cos α tw= = =0,925 => α tw = 22,4 o .

2.2.6.Xác định các hệ số của một thông số động học:
Tỷ số truyền thực : ut=4,86
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng:

v=

π d w1.n1
60000 =0,88(m/s)

Tra bảng

B

6.13
[ 1]
106 với bánh răng trụ răng thẳng và v= 0,88(m/s) ta được cấp chính

xác của bộ truyền là :CCX=9
Tra phụ lục

PL

2.3
[ 1]
250
với

CCX=9 .
HB<350 .
Răng thẳng .
V= 0,88(m/s)
Từ thông tin trang 91,92 trong [1] ta chọn:
Ra = 1,25……0,63 µ m ⇒ Z R = 1





HB<350

⇒ Zv = 0,85.v0,1 =0,85.8,210,1=1,05

Y
Chọn R =1

Y = 1,08 − 0,0695ln(m) = 1,08 − 0,069ln 2 = 1,032
S

Tra bảng
15


= 1,13
K
 Hα

= 1,37
K
Tra bảng với ta được  Fα

= 1,05
K
 Hv

K = 1,13

Tra bảng phụ lục P2.3 trang 250 được  Fv

2.2.7. kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
 Kiềm nghiệm về ứng suất tiếp xúc

2T1K H (ut + 1)
bwut d w21

σ H = Z m Z H Zε

[ σ H ] = [ σ H ] Z R Z v K xH =463,64.1,05=486,83 (Mpa)
Tra bảng

ZH =

B

6.5
[ 1]
96
được Z M =274 MPa1/3

2
sin(2α tw )

== 1,68 .

bw =ψ ba aw =0,45.125=56,25 (mm)
Lấy bw = 56 (mm)

ε α === 1,70
⇒ =0,88

K
Tải trọng khi tính về tiếp xúc ( H
K

H

=K

):

K
K
Hα H β Hv =1,13.1,06.1,05=1,26 .

Thay vào được:
= 391,74<=486,83 (MPa)


.

16




Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

K

F

=K

K
K
Fα F β Fv =1,37.1,14.1,13=1,76

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Yε =

1
1
ε α = 1,7 =0,59

YF 1 , YF 2 : phụ thuộc
Số răng tương đương :
Tra bảng

B

6.18
[ 1]
109
chọn được:

σ F1 =

2T1K FYε Yβ YF 1
bwd w1m

== 51,86< [

σ F 1 ] =(MPa)

σ F 1YF 2
σ F 2 = YF 1 =< [ σ F 2 ] =(MPa)
=> Thỏa mãn điều kiện bền uốn .


Kiềm nghiệm về về quá tải .

σ H max = σ H .

Kqt ≤ [ σ H ]
max
T max
Kqt : Hệ số quá tải , Kqt = T = 2,8 .

σ
=> σ H max = 486,83. 2,8 = 814,63 < [ H ] max =1624 (MPa) .
σ F max1 = σ F 1 . K = 51,86. 2,8 = 145,21 < [ σ F 1 ] max = 464 (MPa) .
qt

σ F max 2 = σ F 2 . K = 132,61 < [ σ F 2 ] max = 360( MPa ) .
qt

=> Thỏa mãn điều kiện về quá tải .

17


2.2.8.một vài thông số hình học của cặp bánh răng


Đường kính vòng chia



Khoảng cách trục chia:

a = 0,5(d1 + d 2 ) =0,5.(42+204)=123(mm)


Đường kính đỉnh răng:



Đường kính đáy răng:



Đường kính vòng cơ sở:

ο
( Góc profin gốc α = 20 )

Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng thẳng :
N.
N.
.

2.2.9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:
Thông số

Ký hiệu

Đơn vị

Kết quả tính

Khoảng cách trục

aw

mm

125

Mô đun pháp

mn

mm

2

Số răng

Z1 / Z 2

18

21

102


Tỷ số truyền thực tế

u

Sai lệch tỷ số truyền

∆u

4,86
%

Hệ số dịch chỉnh

X1/ X2

Đường kính vòng lăn

dw1 /dw2

mm

Đường kính đỉnh răng

da1/ da2

mm

Đường kính đáy răng

df1 /df2

mm

Chiều rộng vành răng

bw1 /bw2

mm

Lực vòng

Ft1

N

Lực hướng tâm

Fr1

N

Lực dọc trục

Fa1

N

0,2
0,198
42,7

56

56

Lực ăn khớp trên bánh chủ động

PHẦN III. TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN
3.1. Chọn khớp nối (không yêu cầu kiểm nghiệm).
Sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục.

19

0


Đường kính trục cần nối: mm)
Mô men xoắn tính toán:

Tt = k .T

k hệ số làm việc phụ thuộc loại máy.tra bảng

B

16.1
[ 2]
58
,lấy k=1,3

(N.mm)
suy ra: Tt = k .T =1,3.146560= 190528 (N.mm)
Dựa vào trị số của Tt và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích thước
cơ bản của nối trục vòng đàn hồi theo bảng [2]

T
250

d

D

32 140

dm

L

l

d1

D0

Z

nmax

B

B1

l1

D3

l2

65

165

110

56

105

6

3800

5

42

30

28

32

Dựa vào trị số của Tt và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích thước
cơ bản của vòng đàn hồi theo bảng [2] như sau :
20


T

dc

d1

D2

l

l1

l2

l3

h

250

14

M10

20

62

34

15

28

1,5

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục :
FKN =0,2.Ft
Với Ft= =2792 N
FKN =0,2.Ft= 0,2.2792 = 558,4 N
3.2. Tính sơ bộ trục:

3.2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có σ b = 750 MPa ,
ứng suất xoắn cho phép [τ ]=15 ÷ 30 MPa .
3.2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục:
Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức sau :
T
d ≥3
0,2[τ ]
T – mômen xoắn
[τ] - ứng suất xoắn cho phép với vật liệu trục là thép [τ] = 15...30MPa
Trục I :

lấy d 1 = 25 mm

Trục II : (mm) lấy d 2 = 30 mm

10.2
[1]
Theo bảng 189 chọn chiều rộng ổ lăn :
b = 17
 o1

bo2 = 19

3.2.3. Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục (kèm sơ đồ đặt
lực chung
21


3.2.4. Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

22


Theo bảng (10.3_1/1) chọn :
k1 = 10 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp
23


k2= 10 là khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp
k3= 5 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ
h n = 25 chiều cao nắp ổ và đầu bulong
Trục II lớn hơn trục I nên khoảng cách giữa các gối đỡ tính theo trục II và trục I
lấy theo .
Trục II:
chiều dài may ơ bánh răng trụ răng thẳng lớn:

l
= (1,2 ÷ 1,5) d = (1,2 ÷ 1,5).30 = (36 ÷ 45)
l
=
m23
2
mm chọn m23 45 mm
Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (nối trục đàn hồi):

l
= (1,4 ÷ 2,5)d = (1,4 ÷ 2,5).30 = (42 ÷ 75)( mm)
l
= 57 (mm)

m22
2
chọn m22
l = 0,5(l
+b )+ k +k =
22
m22 o2
1 2 0,5(57+19)+10+10= 58 mm
l = 2l =
21
22 2.58 = 116 mm
l2c = 0,5(l
+ b ) + k + hn =
m22 o1
3
0,5(57 + 19) + 5 + 25 = 68 mm

trục I:
l =l
11 21 = 116 mm

l =
; 12 0,5.l11 = 58 mm

chiều dài may ơ bánh đai bị dẫn:

l
= (1,2 ÷ 1,5) d = (1,2 ÷ 1,5).25 = (30 ÷ 37,5)
l
= 35(mm)

m12
1
(mm) chọn m12
chiều dài may ơ bánh răng trụ răng thẳng nhỏ:

l
= (1,2 ÷ 1,5)d = (1,2 ÷ 1,5).25 = (30 ÷ 37,5)
l
= 35(mm)
m13
1
(mm) chọn m13
l = −lc12 = 0,5(l
+ b ) + k + hn =
13
m12 o1
3
0,5(35 + 17) + 5 + 25 = 56 mm

24


3.3. Tính, chọn đường kính các đoạn trục
3.3.1. Trục yêu cầu tính đầy đủ
3.3.1.1. Tính phản lực cho trục I :
Fr = (0,2…0,3) Ft= (0,2…0,3) 2792= 558,4…837,6 => Fr=800 N
Fđx= Fr .sin60= 800.sin60 = 692,8 N .
Fđy = Fr .cos60=
800.cos60= 400 N .
2.T1

Ft1 = Ft2 = d w1 =
2.31427
42, 7 = 1472 N .

Fr1 N .

Phương trình cân
bằng :

3.3.1.2. Vẽ biểu đồ
mô men

25