Thuyết minh hộp giảm tốc khai triển

đồ án chế tạo hộp giảm tốc dạng khai triển ,và bản vẽ .....................................................................................................................................................................................................................................................................

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động là một nội dung không thể thiếu trong trương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư chế tạo máy

Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn không thể thiếu trong chương trình học tập vì

môn học này giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiên thức cũng như nắm vững thêm về môn học chi tiết máy và các môn học khác như Sức bền vật liệu , Dung sai , Vẽ kỹ thuật….đồng thời làm quen dần với công việc thiết kế đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án sau này Lần đầu tiên làm quen với việc thiết kế đồ án , nhiệm vụ được giao là trên cơ sở lý thuyết đã học , thiết kế hệ dẫn động băng tải với hộp giảm tốc hai cấp dạng khai triển , dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối và bộ truyền xích

BỐ CỤ CỦA ĐỒ ÁN ĐƯỢC CHIA LÀM HAI PHẦN PHẦN I : Thuyết minh

 Chương 1: Tính toán chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trêncác trục

 Chương 2 : Tính toán bộ truyền ngoài ( bộ truyền xích)

 Chương 3 : Tính toán bộ truyền bánh răng

 Chương 4 : Tính toán thiết kế trục

 Chương 5 : Tính toán chọn ổ đỡ trục, then , khớp nối, các chi tiết khác và bôi trơn hộp giảm tốc

 Chương 6 : Tính toán thiết kế kết cấu hộp

PHẦN II: Phần bản vẽ

 Bản vẽ lắp 2D hộp giảm tốc trên A0

 Bản vẽ chi tiết 2 trục (1 bản)và hai bánh răng ( 1 bản)trên A3

- Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu

và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của e không thể tránh được những sai sót , Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo của các thầy trong

bộ môn để em củng cố và hiểu biết sâu hơn, nắm vững hơn về kiến thức đẵ học

- Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn , đặc biệt là thầy Chu Việt Cường đẵ trực tiếp hướng dẫn , chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm

MỤC LỤC

Nội dung ……… Trang

Lời nói đầu ……… 1

Chương 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN … …5

I Chọn động cơ ……… ….5

1.1 Xác định công suất cần thiết của dộng cơ ……….… 5

1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ……….… 5

II Phân phối tỉ số truyền ……….6

III Xác định công suất , MOMEN và số vòng quay trên các trục …6

IV bảng tổng kết quả tính toán các thông số……….7

C hương 2 :TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI ( BỘ TRUYỀN XÍCH ) 7

I Chọn loại xích ……… …7

II Chọn số răng đĩa xích ……… ….8

III Xác định bước xích P……… 8

IV Khoảng cách trục và số mắt xích ………9

1 Số mắt xích :………9

2 Xác định các lực tác dụng lên trục………10

V Bảng kết quả ……… ….…11

CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ………….….…11

I Tính toán cấp chậm……… … 11

.1.Chọn vật liệu ……… …….11

1.1 ứng suất cho phép……… ……12

.1.2.Truyền động bánh răng trụ thẳng……… ……14

1.2.1 Xác định các thông số của bộ truyền……….…….14

1.2.2 Xác định các thông số ăn khớp ………14

1.3 Bảng tổng kết………18

1 Tính toán cấp nhanh………18

2 Chọn vật liệu……… ……18

1.2 ứng suất cho phép :……….………… 18

1.3 Truyền động bánh răng trụ nghiêng……….21

1.3.1 Xác định các thông số của bộ truyền……….21

1.3.2 Xác định các thông số ăn khớp ……….21

1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ……… ………23

1.5 Bảng tổng kết………25

CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC……… …25

I Thiết kế trục……… 25

1.1 Chọn vật liệu ……… ………25

1.2 Tính sơ bộ trục………25

1.3 Tính gần đúng trục……… 26

1.4 Khoảng cách giữa các chi tiết trên trục……….……… 26

1.4.1 Các lực tác dụng lên trục……….27

1.5 Sơ đồ không gian………28

II…Tính toán trục………28

A Trục I……….……….28

1 Tính toán và biểu diễn trục……… ……… 28

2 Mômen uốn tổng tại các tiết diện……….31

3 Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm……… ………32

B Trục II……… ………32

1 Tính toán và biểu diễn trục……… …………32

2 Mômen uốn tổng tại các tiết diện……… ……….35

3 Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm ……… ………… 35

C Trục III……… ……… 36

1 Tính toán và biểu diễn trục ……… ……… 36

2 Mômen uốn tổng tại các tiết diện………39

3 Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm……… ……….39

III Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi tại tiết diện nguy hiểm………40

A Trục I……….….41

1 Tại các vị trí nguy hiểm ……… …… 41

2 .Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh……….43

3 Bán kính góc lượn của phần trục không mang chi tiết máy…… ……43

4 Độ vát các phần trục không mang chi tiết……… 43

B Trục II……… ………43

1 Tại các vị trí nguy hiểm……… … 43

2 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh……….….……44

3 Bán kính góc lượn của phần trục không mang chi tiết máy:……… 44

4 Độ vát các phần trục không mang chi tiết……… …44

C Trục III……… … 45

1 Tại các vị trí nguy hiểm……… …………45

2 .Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh……… …………46

IV Tính then ……….47

1 Trục I……… ……….47

2 Trục II……….……….47

3 Trục III……….………48

CHƯƠNG 5 : THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC……… ………48

1 Chọn ổ lăn ………48

a sơ đồ trục I……… ……… 48

b sơ đồ trục II……… …… 50

c sơ đồ trục III……… ………51

2 Tổng kết ………52

3 Chọn kiểu lắp ổ lăn lên trục………53

4… Cố định ổ trên trục……….53

5 Cố định ổ trong vỏ hộp……… ………53

6…Bôi trơn ổ lăn……… …………53

7 …Che kín bộ phận ổ lăn……… ………53

8… Thiết kế khớp nối trục động cơ……… …………53

CHƯƠNG 6 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP……… ………54

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I Chọn động cơ.

1.1 xác định công suất cần thiết của dộng cơ

+ Công suất cần thiết Pct :

Pct= 1000F V= 10000.0,561000 = 5,6 (KW)

+ Hiệu suất chung cho hệ thống truyền động ƞch :

Theo sơ đồ bài thì : ƞch = ƞx ƞm

ổ lăn ƞk

br ƞkn

Tra bảng 2.3: trị số hiệu suất của các loại bộ truyền ổ (trang 19.sách tính toán thiết kế

hệ dẫn dộng cơ khí tập 1)

- Hiệu suất truyền của 1 cặp bánh răng được che kín: ƞbr = 0,98

- Hiệu suất của ổ lăn : ƞol = 0,99

- Hiệu suất truyền của xích : ƞx = 0,93

- Hiệu suất truyền của khớp nối : ƞkn = 0,99

 ƞch = 0,93.0,994.0,982.0.99 = 0,849

+ Hệ số truyển đổi tải trọng β

Do tmm quá nhỏ so với tck nên ta bỏ qua tmm

=> β = √ ∑¿ ¿ ¿ =√¿ ¿ =√12.3,4

8 +0,74

8 =0,844+ Công suất tương đương :

Theo bảng mục lục P1.3 (trang 235) ta chọn động cơ: 4A132S4Y3

Đây là động cơ điện 4A của nga theo GOST 19523-74

Với các thông số : P = 7,5 kw ; n = 1455 (vg/ph) ; T T max

dn (thỏa mãn điều kiện)

 Chọn động cơ 4A132S4Y3 có các thông số phù hợp với yêu cầu thiết kế

II Phân phối tỉ số truyền

- Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động

+ Công suất trên từng trục I,II,III,IV của hệ dẫn động :

CHƯƠNG 2 :TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

- Vì tốc độ cao nên ta chọn xích con lăn.

- Trong đó : Po áp suất ; Ft là lực vòng ; A là diện tích mặt tựa bản lề

+ Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ xích :

- hệ số xét đến điều kiện bôi trơn : kbt = 1,8

- hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài : kđ = 1,3

- hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền : kc = 1,25

- Fo : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

Lấy kf = 2 ( bộ truyền lằm nghiêng 1 góc 40o) đổi A = 1092 mm = 1,092m

 Fo = 9,81 Kf q a = 9,81 2 9,7.1,092 = 207,823(N.m)

Vậy S = Q

(K đ F t)+F V+F O = 226800

(1,7.10796,43)+ 3,04+207,823 = 12,2Tra bảng 5.10 trị số của hệ số an toàn ( trang 86)

S = 12,2 > [S] = 7 (Thỏa mãn điều kiện )

d Đường kính vòng chia của các đĩa xích

= 938,327(mm)

e ứng suất tiếp xúc бH trên mặt răng đĩa xích

бH = 0,47.√k r (F t k đ+F vđ) E

A K d ≤ [бH ]trong đó : - Fvđ là lực va đập trên m dãy xích :( vì 1 dãy xích => m =1)

 Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.52,02 50,83.1 = 8,865 (N)

- Kđ = 1,3 :là hệ số tải trọng động

- kd =1 : là hệ số phân bố không đều tải trọng cho dãy (ở xích 1 dãy)

- kr là hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích

Với E1 Là môdun đàn hồi của vật liêu con lăn

E2 Là môdun đàn hồi của vật liêu răng đĩa

 E = 2,1 105 (Mpa)

Vậy : бH1 = 0,47.√k r (F t k đ+F vđ) E

A K d = 0,47 √0,36.(10796,43.1,3+8,865) 2,1 105

Như vậy dựa vào bảng 5.11 ( trang 86 ) ta chọn vật liệu làm đĩa xích là gang xám

CH 24 – 44 sẽ đạt được ứng suất cho phép [бH ] = 650 (Mpa) ,nhiệt luyện là tôi, ram đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 tương tự бH2 < [бH ] ( cùng vật

liệu và nhiệt luyện )

Đường kính vòng chia đĩa

chính sác sau khi nhiệt luyện , đồng thời bánh răng có khả năng chạy mòn dự vào bảng 6.1 (trang 92) cơ tính của 1 số vật liệu chế tạo bánh răng.

Ta chọn vật liệu thép 45X thép này rất thông dụng và rẻ tiền

б ch,Mpa

Độ cứng HB

- б Hlim o ,б Flim o lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng xuất uốn cho phép

Tra bảng 6.2-trang 94 Ta được :

+ Với bánh răng chủ động

 б Hlim o = 2 HB +70 = 2.270 +70 = 610

 б Flim o = 1,8.HB = 1,8 270 = 486

- SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Tra bảng 6.2 – trang 94: ta được : SH = 1,1 ; SF =1,75

- KFC = 1 (hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải khi đặt tải 1 chiều )

- KHL ; KFL lần lượt là hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền :

– do HB < 350 => các bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn là : mH = 6 ; mF = 6

Với : C =1 là lần ăn khớp của bánh răng trong 1 phút

n số vòng quay bánh răng trong 1 phút : ncđ = 191,44

 б Hlim o = 2 HB +70 = 2.250 +70 = 570

 б Flim o = 1,8.HB = 1,8 250 = 450

Có :

- NHE = 60.1 52,02.12000.(13.0,425 + 0,743.0,525) = 23886266,44

+ ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là : [б H]max = 2,8.б ch

Trong đó : dấu + ăn khớp ngoài ; dấu – ăn khớp trong

- Ka = 49,5 ( tra bảng 6.5-trang96: trị số của các hệ số )

 kHB = 1,05 ( Tra bảng 6.7 trang 98: trị số của hệ phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng )

Ta chọn cấp chính xác là : 9

f Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

б H= ZM.ZH.Zε.√2 T1 K H (u+1)

b w u d w 12 ≤ [б H]Trong đó :

- ZM = 274 (MPa¿ ¿13 (hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp : tra bảng 6.5 )

KHV = 1,05 ( Tra bảng phụ lục p2.3- trang250)

 KH = 1,05 1,13 1,05 = 1,245

Vậy : б H= ZM.ZH.Zε.√2 T1 K H (u+1)

b w u d w 12 =274.1,71.0,87.√2.314026,58 1,245 (3,68+1) 70,2.3,68 1002 = 485,1

Ta thấy : б H < [б H] nên thỏa mãn điều kiện

g Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

б F 1 = 2.T1 K b F .Y ε .Y β Y F 1

w d w 1 m ≤ [ б F 1]

б F 2 = б F 1 Y Y F 2

F 1 ≤ [ б F 2] Trong đó :

- Yβ = 1 - 140β = 1 ( hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng )

- YF1 , YF2 ; hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2

nên : vF = δ F g o V √a w

u = vF = 0,016.82 1,002.√3,68234 = 10,48

 KFv = 1 + 2.T v F b w d w1

1 K Fβ K Fα = 1 + 2.314026,588.1,05 1,3710,48.70,2.100 = 1,08Vậy KF = 1,05 1,37 1,08 = 1,55

Vậy : б F 1 < [ б F 1] ; б F 2 < [ б F 2] ( thỏa mãn điều kiện )

f kiểm nghiệm răng về quá tải :

б Hmax ≤ ¿ ¿]max (thỏa mãn điều kiện )

Tương tự :

б F 1 max = б F 1.√K qt = 79,5.√0,97 = 78,3 (Mpa) ≤ ¿ ¿]max

б F 2 max = б F 2.√K qt = 73,38.√0,97 = 72,27 (Mpa) ≤ ¿ ¿]max

- Đường kính đáy răng : df1 = 90 (mm) df2 = 358 (mm).

II.Tính toán cấp nhanh.

1 Chọn vật liệu.

Do công suất ở bộ truyền nhanh cũng không có gì chênh lệch lớn lắm so với cấp chậm ta chọn vật liệu bộ truyền cấp nhanh như cấp chậm

- Chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB < 350 ,bánh răng được tôi cải thiện nhờ có độ

rắn thấp nên có thể cắt răng chính sác sau khi nhiệt luyện , đồng thời bánh răng có khả năng chạy mòn dự vào bảng 6.1 (trang 92) cơ tính của 1 số vật liệu chế tạo bánh răng

Ta chọn vật liệu thép 45X thép này rất thông dụng và rẻ tiền

б b, Mpa

Giới hạnchảy

б ch,Mpa

Độ cứng HB

bị động Thép 45X Tôi cảithiện 750 500 HB163…269

Tra bảng 6.2-trang 94 Ta được :

+ Với bánh răng chủ động

 б Hlim o = 2 HB +70 = 2.280 +70 = 630 (Mpa)

 б Flim o = 1,8.HB = 1,8 280 = 504 (Mpa)

- SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Tra bảng 6.2 – trang 94: ta được : SH = 1,1 ; SF =1,75

- KFC = 1 (hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải khi đặt tải 1 chiều )

- KHL ; KFL lần lượt là hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền :

– do HB < 350 => các bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn là : mH = 6 ; mF = 6

Với : C =1 là lần ăn khớp của bánh răng trong 1 phút

n số vòng quay bánh răng trong 1 phút : ncđ = 1455 (vg/ph)

Vậy : [б H] ≤ 1,25 [б H]min ( thỏa mãn điều kiện)

+ ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là : [б H]max = 2,8.б ch

1.3 Truyền động bánh răng trụ nghiêng.

1.3.1 Xác định các thông số của bộ truyền.

Theo 6.25-(trang 96) :

- khoảng cách trục: aw = ka.(u ± 1).3

√T1 K HB

Trong đó : dấu + ăn khớp ngoài ; dấu – ăn khớp trong

- Ka = 43 ( tra bảng 6.5-trang96: trị số của các hệ số )

Tỉ số truyền sau khi chọn răng là : Ut = 12917 = 7,588

Sai số tỉ số truyền : ΔU = 7,6−7,5887,6 100 = 0,15

Vậy số cặp bánh răng được thỏa mãn

Tính lại góc β : cos β=¿ z t m

2 a w = 146.32.219 = 0,9412

Ta chọn cấp chính xác là : 9

1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

б H= ZM.ZH.Zε.√2 T1 K H (u+1)

b w u d12 ≤ [б H]Trong đó :

- ZM = 274 (MPa¿ ¿13 (hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp : tra bảng 6.5- trang 96 )

- ZH: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc

Với x z1+x2

1+z2 = 17+1291 = 0,006Tra bảng 6.12 (trang 106) => ZH = 1,63

Ta thấy : б H < [б H] nên thỏa mãn điều kiện

f Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

б F 1 = 2.T1 K b F .Y ε .Y β Y F 1

w d w 1 m ≤ [ б F 1]

б F 2 = б F 1 Y Y F 2

F 1 ≤ [ б F 2] Trong đó :

- Yβ = 1 - 140β = 1 – 19,74140 = 0,859( hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng )

- YF1 , YF2 ; hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2

; KFα = 1,37 ( hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp tra bảng 6.14 – trang 107 )

- KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

KFv = 1 + 2.T v F b w d w1

Với : vF = δ F g o V √a w

u Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 (trang 107) ta được : δ F = 0,006 ; g o= 73

nên : vF = δ F g o V √a w

u = vF = 0,006.73 2,75 √155,127,6 = 5,44

 KFv = 1 + 2.T v F b w d1

1 K Fβ K Fα = 1 + 2.41731,2.1,5 1,375,44.46,5 54,18 = 1,079Vậy KF = KFβ KFα KFV = 1,5 1,37 1,079 = 3,94

Vậy : б F 1 < [ б F 1] ; б F 2 < [ б F 2] ( thỏa mãn điều kiện )

f kiểm nghiệm răng về quá tải :

б Hmax = б H.√K qt ≤¿ ¿]max

- б H = 554,53

- Kqt = T max

T = 1,74 T 1,7.T1

1 = 0.97 ¿>б Hmax = б H.√K qt = 554,53 √0,97 = 546,15 (Mpa)

.б Hmax ≤ ¿ ¿]max (thỏa mãn điều kiện )

Tương tự :

б F 1 max = б F 1.√K qt = 79,82.√0,97 = 78,6 (Mpa) < ¿ ¿]max

б F 2 max = б F 2.√K qt = 82,88.√0,97 = 81,62 (Mpa) < ¿ ¿]max

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi cải thiện ứng suất xoắn cho phép

[ τ ] = 15 …30 Mpa , lấy giá trị nhỏ với trục vào và lấy giá trị lớn với trục ra của hộp giảm tốc

Cơ tính của vật liệu này : б bk = 750 ÷ 850 (N/mm2) ; б ch = 450 (N/mm2)

Tra bảng 10.3 (trang 189) ta có trị số của các khoảng cách k1 ,k2 , k3 và hn.

K1 = 12 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

K2 = 8 : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

K3 = 15 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến lắp ổ

hn = 18 : chiều cao lắp ổ và đầu bulông

+ Chiều dài mayơ đĩa xích : lmx = ( 1,2…1,5 )d3 = ( 72…90) chọn 80 (mm)

+ Chiều dài mayơ bánh răng 1 trên trục 1 : lm11 = ( 1,2…1,5 )d1 = ( 30…37) chọn 35 (mm)

+ Chiều dài mayơ bánh răng 2 trên trục 2 : lm22 = (1,2…1,5 ).d2 = ( 48…60 )chọn 55 (mm)

+ Chiều dài mayơ bánh răng 3 trên trục 2 : lm23 = (1,2…1,5 ).d2 = ( 48…60 )chọn 55 (mm)

+ Chiều dài mayơ bánh răng 4 trên trục 3 : lm34 = (1,2…1,5 ).d3 = ( 72…90 )chọn 80 (mm)

+ Chiều dài mayơ của nửa khớp nối : lmkn = (1,4…2,5 ).d1 = ( 35…62,5 )chọn 45 (mm)

1.4 Dựa vào bảng 10.4 (trang 191) Khoảng cách giữa các chi tiết trên trục

- Trục II : ta tính từ trái sang.

Khoảng cách chia bánh răng 2 trên trục 2 là :

Lc22 = 0,5.(lm22 + b02) + k1 +k2 = 0,5.( 55 + 23 ) + 12 + 8 = 59 (mm)Khoảng cách chia bánh răng 3 trên trục 2 là :

Lc23 = 0,5.(lm22 + lm23) + k1 +l22 = 0,5.( 55 + 55 ) + 12 + 59 = 126 (mm)Khoảng cách giữa cặp ổ lăn trên trục 2 :

Lc11 = lc22 = 59 (mm)

Khoảng cách giữa 2 cặp ổ lăn

L11 = l21 = 185 (mm)

 Chiều dài trục : L11 + Lckn = 185 + 64 = 249 (mm)

- Trục III : ta tính từ trái sang.

Khoảng cách chia bánh răng 4 trên trục 3 :

- F a1 = 552,77 (N)

- Cặp bánh răng 1-2 theo số liệu thiết kế có góc nghiêng β = 19,740, αtw =27,80

- dI = 25 mm.thép C45 tôi cải thiện

- Theo phương xoz thì các phả lực tác ở 2 gối tựa B,D do lực F t1tác dụng