thiết kế hệ thống lái của ô tô

Để cho quá trình vận tải được thực hiện thì hệ thống lái đóng vaitrò hết sức quan trọng, dùng để thay đổi phương hướng chuyểnđộng của ô tô hoặc giữ cho ô tô chuyển động theo hướng định t

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 3

A-LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 4

I Công dụng, phân loại , yêu cầu 4

I.1 Công dụng 4

1.2 Phân loại 5

1.3 Yêu cầu 5

2 Lựa chọn phương án thiết kế 6

Cơ cấu lái loại trục vít ê cu bi cung răng thanh răng: 6

B- PHÂN TÍCH KẾT CẤU HỆ THỐNG LÁI: 7

C- THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI 8

I-Xác định thông số cơ bản của hệ thống lái: 8

I.1 Xác định góc quay lớn nhất của các bánh xe dẫn hướng quanh trụ đứng: 8

I.2 Xác định tỉ số truyền của hệ thống lái iL, của cơ cấu lái icc, của dẫn động lái idd: 9

I.3 Xác định mô men cản quay bánh xe dẫn hướng quanh trụ đứng 9

I.4 Xác định lực lớn nhất tác dụng lên vô lăng Qmax: 10

HÌNH 1.3 Điểm đặt lực tác dụng lên bánh xe 10

II- Lập bản vẽ kết cấu của cơ cấu lái và dẫn động lái: 10

III- Kiểm tra bền cơ cấu lái: 11

IV- Kiểm tra động học hình thang lái: 17

V- Tính bền dẫn động lái: 20

5.1 Tính bền trục lái 20

5.2 Tính bền đòn quay đứng 21

5.3 Tính bền đòn kéo dọc 23

5.4 Tính bền đòn kéo ngang 24

5.5 Tính bền đòn bên 25

5.6 Tính bền khớp cầu (Rotuyl) 26

5.6.1 Kiểm tra bến khớp cầu 27

Sau khi so sánh hai giá trị lực ta lấy trị số Q =15510(N) làm số liệu tính toán kiểm bền khớp cầu 27

Hình 5.4 Sơ đồ kết cấu khớp cầu (Rotuyl) 27

VI-Trợ Lực Lái 28

6.1 ĐẶC ĐIỂM CỦA CƯỜNG HOÁ LÁI 28

6.1.1 Các yêu cầu của cường hoá 28

6.1.2 Chọn loại trợ lực 29

6.2-LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN BỐ TRÍ CƯỜNG HOÁ LÁI 29

6.2.1 Một số phương án bố trí cường hoá hệ thống lái 29

6.2.1.1 Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái 29

Hình 6.1Bộ cường hoá lái bố trí cơ cấu lái van phân phối và xilanh lực thành

30

một cụm 30

5.2.1.2 Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái 31

Hình 6.2 Bộ cường hóa bố trí cơ cấu lái riêng xilanh lực và van phân phối thành một cụm 31

5.2.1.4 Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau 33

5.2.1.5 Chọn van phân phối: 35

5.2.1.6 Nguyên lý làm việc của van phân phối kiểu van xoay 35

5.3TÍNH TOÁN CƯỜNG HÓA LÁI 37

5.3.1 Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái 37

5.3.2 Xây dựng đặc tính cường hoá lái 38

5.3.3 Tính toán xilanh lực 40

5.3.3.1 Tính đường kính ngoài và kiểm tra bền xilanh lực: 41

5.3.4 Tính sơ bộ hành trình làm việc của Piston: 42

5.3.5 Xác định lưu lượng của bơm dầu: 43

5.3.6 Tính toán các chi tiết của van phân phối 44

KẾT LUẬN 46

Tài Liệu Tham Khảo 48

LỜI NÓI ĐẦU

Ngày nay các phương tiện giao thông không ngừng đổi mới, pháttriển theo hướng ngày càng hiện đại để thoả mãn nhu cầu sử dụngngày càng cao của con người Trong các loại phương tiện giao thônghiện có trên thế giới, ôtô luôn có tầm quan trọng hàng đầu và luônthu hút được các nhà khoa học đầu tư nghiên cứu Trong phạm vi đềtài được giao, bài viết này chỉ đề cập đến việc thiết kế hệ thống láicủa ô tô

Để cho quá trình vận tải được thực hiện thì hệ thống lái đóng vaitrò hết sức quan trọng, dùng để thay đổi phương hướng chuyểnđộng của ô tô hoặc giữ cho ô tô chuyển động theo hướng định trướccủa người lái Trong quá trình chuyển động trên đường, hệ thống lái

có ảnh hưởng rất lớn đến sự an toàn chuyển động của xe nhất là ởtốc độ cao, do đó chúng đó không ngừng được hoàn thiện

Thiết kế hệ thống lái của ô tô với các số liệu sau:

răng cung răng

sau phụ thuộc nhíp kép

A-LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

I Công dụng, phân loại , yêu cầu

I.1 Công dụng

Hệ thống lái là hệ thống điều khiển hướng chuyển động của ô tô nhờ quay

vòng gỏc bánh xe dẫn hướng, với nhiệm vụ thay đổi hoặc giữ nguyên hướngchuyển động theo ý muốn của người lái

Hệ thống lái có ảnh hưởng rất lớn đến an toàn chuyển động của xe nhất là ởtốc độ cao, do đó chúng không ngừng được hoàn thiện theo thời gian

Việc điều khiển hướng chuyển động của xe được thực hiện nhờ vô lăng(vành lái), trục lái (truyền chuyển động quay từ vô lăng tới cơ cấu lái), cơ cấu lái(tăng lục quay của vô lăng để truyền mô men lớn hơn tới các thanh dẫn động lái),

và các thanh dẫn động lái (truyền chuyển động từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫnhướng)

Kết cấu lái phụ thuộc vào cơ cấu chung của từng loại xe.

1.2 Phân loại

Có nhiều cách để phân loại hệ thống lái ô tô:

a) Phân loại theo phương pháp chuyển hướng

+ Chuyển hướng hai bánh xe cầu trước

+ Chuyển hướng tất cả các bánh xe

b) Phân loại hệ thống lái theo đặc tính truyền lực

+ Hệ thống lái cơ khí

+ Hệ thống lái cơ khí có trợ lực bằng thủy lực hoặc bằng khí nén

c) Phân loại theo kết cấu của cơ cấu lái

+ Cơ cấu lái kiểu trục vit lõm –con lăn

+ Cơ cấu lái kiểu trục vít – răng rẻ quạt và trục vít đai ốc

+ Cơ cấu lái kiểu trục vít – thanh răng

+ Cơ cấu lái kiểu bánh răng – thanh răng

+ Cơ cấu lái kiểu bi tuần hoàn

d) Phân loại theo bố trí vành lái

+ Bố trí vành lái bên phải

+ Bố trí vành lái bên trái

e) Phân loại theo kết cấu dẫn động

- Hệ thống lái phải đảm bảo điều khiển lái thuận lợi

- Hệ thống lái phải đảm bảo động học quay vòng đúng để các bánh xe không bịtrượt lê khi quay vòng

- Hệ thống lái phải đảm bảo giảm thiểu các va đập từ mặt đường truyền lênvành tay lái

- Hệ thống lái phải đảm bảo giữ cho xe chuyển động thẳng và ổn định.

- Hệ thống lái phải thuận tiện trong việc sử dụng và bảo dưỡng

2 Lựa chọn phương án thiết kế

Dựa vào những ưu điểm đã trình bày trong phần tổng quan cơ cấu lái, tachọn phương án cho cơ cấu lái là loại trục vít - êcu bi - cung răng

Cơ cấu lái loại này có ưu điểm là hiệu suất cao (0,65 - 0,7), độ bền cao, dễdàng phối hợp với van phân phối và xy lanh của cường hoá thuỷ lực và hệ thốnglái 4 khâu

Cơ cấu lái loại trục vít ê cu bi cung răng thanh răng:

Gồm một trục vít có hai đầu được đỡ bằng ổ bi đỡ chặn Trục vít và êcu córãnh tròn có chứa các viên bi lăn trong rãnh Khi đến cuối rãnh thì các viên bi theođường hồi bi quay trở lại vị trí ban đầu

Khi trục vít quay (phần chủ động), êcu bi chạy dọc trục vít, chuyển động nàylàm quay răng rẻ quạt Trục của bánh răng rẻ quạt là trục đòn quay đứng Khi bánhrăng rẻ quạt quay làm cho đòn quay đứng quay, qua các đòn dẫn động làm quaybánh xe dẫn hướng

Hình 1.1- Cơ cấu lái trục vít ê cu bi thanh răng cung răng

1 – Vỏ cơ cấu lái 2 - Ổ bi dưới 3 – Trục vít 10 - Bi

4 – Eecu bi 5 - Ổ bi trên 6 – Phớt

7 – Đai ốc điều chỉnh 8 - Đai ốc hãm 9 – Bánh răng rẻ quạt

Cơ cấu lái kiểu trục vít- êcu bi – cung răng có ưu điểm lực cản nhỏ, ma sát giữatrục vít và trục rẻ quạt nhỏ (ma sát lăn)

32

B- PHÂN TÍCH KẾT CẤU HỆ THỐNG LÁI:

Dựa vào ưu nhược điểm của từng loại hệ thống lái đó phân tích ở trên và căn

cứ vào nhiệm vụ được giao chúng ta lựa chọn phương án “ Thiết kế hệ thống lái

loại trục vít ê cu bi cung răng thanh răng cho ôtô tải có hệ thống treo trước phụ

thuộc nhíp, sau phụ thuộc nhíp kép” được mô tả trên hình

H.1.2 Bố trí hệ thống lái với cơ cấu lái kiểu trục vít êcu bi thanh răng bánh răng.

1 - đòn quay ngang 4 - Đòn bên hình thang lái

2 - Thanh kéo dọc 5 - Thanh kéo ngang

3 - Đòn quay đứng

* Nguyên lý làm việc: khi đánh lái, người lái tác động lên vành tay lái qua trục lái dẫn đến cơ cấu lái Chuyển động từ cơ cấu lái được đưa đến bộ phận dẫn động lái thông qua các đòn quay đứng Dẫn động lái gồm thanh kéo dọc , đòn quay bên hình thang lái và các cam quay bên trái, bên phải làm quay bánh xe ở hai bên

a) Vành lái: Vành lái có dạng hình tròn, có các gân nan hoa bố trí quanh vànhtrong của vành tay lái Để quay vòng xe, người lái cần tác dụng một lực lên vô lăng

để tạo ra mô mem quay vòng, khi đó hệ thống lái sẽ làm việc

b) Trục lái: Có nhiệm vụ truyền mô men lái xuống cơ cấu lái Trục lái gồm cótrục lái chính, có thể truyền chuyển động quay vô lăng xuống cơ cấu lái Đầu phía

trên của trục lái chính được gia công ren và lỗ lắp then hoa để lắp then hoa lên đó

và được giữ chặt bằng một đai ốc

c) Cơ cấu lái: Là một giảm tốc đảm bảo tăng mô men tác động của người láiđến các bánh xe dẫn hướng, chúng có chức năng giảm lực đánh lái bằng cách tăng

mô men đầu ra Tỷ số giảm tốc được gọi là tỷ số truyền của cơ cấu lái và thườngbằng 21 – 25 đối với xe tải

C- THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI

I-Xác định thông số cơ bản của hệ thống lái:

I.1 Xác định góc quay lớn nhất của các bánh xe dẫn hướng quanh trụ đứng:

Trong đó: - Bán kính quay vòng nhỏ nhất của bánh xe ngoài

phía trước

=8,5mB=1950mmL= 3850 mmChọn a=60 mm

= ;

= ;Trong đó: = 23,6

a f

rb x= 0,93 25 , 4

2

12 2

:Tỉ số truyền tổng cộng từ vành tay lái đến bánh xe dẫn hướng

t h l: Hiệu suất thuận của hệ thống lái t h=0,7

= =676N

II- Lập bản vẽ kết cấu của cơ cấu lái và dẫn động lái:

III- Kiểm tra bền cơ cấu lái:

Hình1.5- Hệ thống lái trục vít - êcu- bi-thanh răng, cung răng

Hình 2.10- Các thông số của trục vít - êcu- bi

Khi đánh lái, trục vít bị xoay, tạo ra lực vuông góc từ bề mặt rãnh vít qua cácviên bi tác dụng vào bề mặt rãnh bi trên ê cu Lực này được phân ra thành 2 thànhphần: là lực vòng Pv và lực dọc trục Pd Lực Pd chính là lực tác dụng làm quay bánhrăng rẻ quạt

Lực Pd có giá trị như sau:

d c

t cq

d R i

M P

th - hiệu suất thuận của cơ cấu lái, th = 0,7

- bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt,

3 , 1 041 , 0

7 , 0





3 , 1 4

1  (2-21)

Trong đó: [ K] = ch/3 với ch- giới hạn chảy của vật liệu vít Với thép20XH, ch = 400 (MPa).

[ K] = 400/3=133 (MPa) = 133 (MN/m2 )

133

47673 3 , 1 4

Vậy: cos 45 0 , 04 ( )

2

6 06 ,

Chiều sâu của profin ren: h1 = ( 0,3  0,35) d b  0 , 35 6  2 , 1 (mm)

Đường kính ngoài của trục vít: d= d1 + 2h1 26  2 2 , 1  30 , 2 (mm)

Đườngkính ngoài của ê cu: D =D1 – 2 h1 =38 , 08  2 2 , 1  33 , 88 (mm)

Góc nâng trục vít được xác định như sau:

14 6 ) 04 , 32

11 ( )

Vậy: 0 1 '

45 sin 26

004 , 0

Số vòng ren trên ê cu: K = 2,5 vòng

Số viên bi trên các vòng ren làm việc:

6

5 , 2 04 , 32

Trong đó: LK – chiều dài rãnh hồi bi LK =30(mm)

Tổng số viên bi: Z = Zb + Zk = 42+ 5 = 47 (viên)

Xác định khe hở hướng tâm:

 = D1 – (2db +d1) = 38,08 – (2.6+26) =0,08(mm)

Khe hở tương đối:  = /d1= = 0,003 (mm)

Hiệu suất thuận;

' 1 6 )

0

tg

tg tg

14 6

) ' 1 0 ' 14 6 ( ) (

0

0 0

b b

d a

d Z

P

q  (2-25)Trong đó:  = 0,8 - hệ số phân bố không đều tải trọng cho các viên bi

qa = 42 6 2 0 , 8 10 6

47673

 =39 (MN/m2)

Từ khe hở tương đói  và tải trọng riêng dọc trục qa, theo đồ thị xác định ứng

suất lớn nhất max., ta xác định được ứng suất lớn nhất max=4100 Mpa

[max] = 5000 Mpa đối với mặt làm việc của trục vít

Do đó trị số max thoả mãn điều kiện: max < [max]

*Cặp truyền lực trục vít – cung răng

1

2

hình3.1: Cơ cấu lái

1 Thanh răng; 2 Cung răng

Chọn vật liệu.

Thanh răng và bánh răng rẻ quạt được chế tạo bằng thép 20XH, thường hoá, độrắn HRC 50, σb  650MPa, σch  400MPa, phôi rèn

Xác định các thông số của bộ truyền:

a) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc:

Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng.Tính toán nhằm thoả mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất  H sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vượt quá trị số cho phép H

Ứng suất tiếp xúc lớn nhất được tính theo công thức Héc đối với hai hình trụ tiếp xúc dọc đường sinh.Ta có điều kiện bền:

 Hn

M H

2

q

ρ

Trong đó : qn - cường độ tải trọng pháp tuyến(tải trọng riêng)

 - bán kính cong tương đương của bề mặt

ZM - hệ số xét đến cơ tính của vật liệu

Do bánh răng rẻ quạt chế tạo bằng thép nên ZM=275(MPa)1/2

Vì hiện tượng tróc rỗ xảy ra tại phần chân răng gần vùng tâm ăn khớp,nên ta

tính toán độ bền tiếp xúc của răng tại tâm ăn khớp

Đối với bánh răng trụ răng thẳng, cường độ tải trọng pháp tuyến, có xét đến sựphân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng và tải trọng động là:

H 2

Hv H d Hv

H H

n n

l cos d

K K M 2 K K l

F q

ω ω

β β

α



Để đơn giản trong tính toán ta giả thiết có hai răng ăn khớp cùng một lúc

Do đó tổng chiều dài tiếp xúc lH bằng chiều rộng vành răng b ;

Bán kính cong tương đương

1 2

2

1 ρ ρ

ρ ρ ρ



 (2-27)Trong đó ρ 1 , ρ 2 -bán kính cong các bề mặt răng của thanh răng và bánh răng rẻquạt

H d 2

H M H

sin cos b

K K M 2 d

Z Z Z

σ α α

σ

ω ω ω

β ω

Trong đó : Md - mômen quay trục bánh răng rẻ quạt,

Md= = =2792 (Nm)

σH-ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa),

ZH-hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tính theo công thức

ω

α 2 sin

4

b

a  phụ thuộc vào vị trí của bánh răng sovới các ổ Trong trường hợp thiết kế, bánh răng rẻ quạt bánh răng rẻ quạt đặt ở vịtrí đối xứng nên ta có thể lấy ψa  0 , 3  0 , 5 , ta chọn ψa  0 , 4

Bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt đã tính ở trên Rc2 = 41 (mm) Suy ra

) (

2 ω

10-Độ rắn của vật liệu chế tạo HB <350, nên ta tìm được:K H = 1,01

Chọn sơ bộ hệ số KHv= 1,2

Thay những thông số vào công thức ta tính được ứng suất tác dụng lên bề mặtrăng của bánh răng rẻ quạt

2 / 1 0

0 3

4

20 sin 20 cos 10 8 , 32

10 01 , 1 2 , 1 2792 2 10 82

89 , 0 76 , 1 275

thoả mãn ứng suất cho phép σH  650MPa1/2

Chọn mô dun: m = 6(mm)

Đường kính vòng chia: Dc2 = 2Rc2=41.2=82(mm)

Chiều cao răng: h2 =(1,6 – 1,8)m=1,6.6=9,6(mm)

Chiều cao đỉnh răng: hđ2 = 0,6.m=0,6.6=3,6(mm)

Chiều cao chân răng: hf2 = h2 - hđ2 =9,6-3,6=6(mm)

Khe hở chân răng: c = ( 0,15- 0,25)m=0,15.6=0,9(mm)

Đường kính vòng đinh răng: Dđ2 = Dc2 + 2 hđ2 =82+2.3,6=89,2(mm)

Đường kính vòng chân răng: Df = Dc2 – 2.(hf2 +c)=82-2.(6+0,9)=68,2(mm)Góc ăn khớp:

84 , 18 5



b/ Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng khôngđược vượt quá một giá trị cho phép :

 u

c w

F F d u

m R b

Y Y K M



.

.

(2-30)

Md-mômen quay trục bánh răng rẻ quạt, Md= = =2792 (Nm)

R c bán kính vòng chia bánh răng rẻ quạt R c = 41 (mm)

Y hệ số kể đến độ nghiêng của răng ( bánh răng thẳng)

YF1 hệ số dạng răng tra bảng 6.18 trang 109 TTTK hệ dẫn động CK T1 Ta có

40

4 1 5 , 2 2792

IV- Kiểm tra động học hình thang lái:

Nhiệm vụ tính động học dẫn động lái là xác định những thông số tối ưu củahình thang lái , động học quay vòng đúng và chọn những giá trị cần thiết của tỉ sốtruyền dẫn động lái

Theo lý thuyết quay vòng để nhận được sự lăn không trượt của các bánh xedẫn hướng khi quay vòng thì hệ thống lái phải bảo đảm mối quan hệ sau đây củacác góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong với tâm quay vòng

 : góc quay của bánh xe dẫn hướng phía bên ngoài

Ta chọn sơ bộ thông số của hình thang lái:

*

* 2

) sin(

* sin

*

* 2 sin

*

* 2 arcsin )

sin(

*

) cos(

*

2 2

B

B m

B m m

B m arctg

 : là góc giữa đòn bên hình thang lái và mặt thẳng dọc của ụ tụ.

 : là góc giữa đòn bên và dầm cầu dẫn hướng

 = 70

ở biểu thức trên  là một tham số , với mỗi giá trị của  ta có một đường congnhất định ( theo biểu thức 2).Ta vẽ họ đường cong này trên cùng một hệ toạ độ vớiđường cong lý thuyết 1.Trong đó có một đường cong nằm sát đường cong lý thuyết

Ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái:

m MN mm







2 .

L

D G



  Trong đó:

L - chiều dài trục lái L = 940 (mm)

D - đường kớnh trục lỏi D = 30 (mm)

G - mụdun đàn hồi dịch chuyển G = 8.104 (MN/m2)

 - ứng suất xoắn tỏc dụng lờn trục lỏi  = 31,29 (MN/m2)

10 8 03 , 0

94 , 0 29 , 31 2

940

180 1000 025 ,

Vật liệu làm chế tạo đòn quay đứng là thép 35X, có ứng suất uốn cho phép:

[u]= 700 (MN/m2), theo tài liệu chuyên ngành, ta lấy hệ số an toàn n = 2 

b

a

d

Ứng suất xoắn cho phép [] = 60 80 (MN/m2).

Kinh nghiệm cho thấy lực cực đại tác dụng lên đòn kéo dọc thường khôngvượt quá trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng Vì vậy khi tính đònquay đứng nên chọn lực lớn hơn trong 2 lực tính theo các công thức dưới đây đểtính toán:

) ( 10562 21125

5 , 0 5 ,

1

G trọng lượng tác dụng lên một bánh xe cầu dẫn hướng, G1=21125(N)

– lực lớn nhất tác dụng lên vành tay lái = 676(N)

R – bán kính vánh tay lái R = 250 (mm)

iccl – tỷ số truyền cơ cấu lái iccl = 23,6

l – hiệu suất thuận cơ cấu lái l = 0,7

ld – chiều dài đòn quay đứng ld = 180 (mm)

180

7 , 0 6 , 23 250 676

Kiểm tra bền đòn quay đứng theo uốn:

Đòn quay đứng bị uốn do mô men Q.ld gây nên

Ứng suất uốn: 2

6

d u

180

Vậy đòn quay đứng thoả mãn điều kiện bền uốn

Kiểm tra bền đòn quay đứng theo xoắn:

Đòn quay đứng bị xoắn do mômen Q.c gây nên

= = 1,33 do đó tra bảng ta có  = 0,2.

40 30 3 , 0

60

Vậy đòn quay đứng đảm bảo độ bền xoắn

Kết luận: đòn quay đứng đảm bảo độ bền theo uốn và xoắn

5.3 Tính bền đòn kéo dọc.

Đòn kéo dọc chịu lực kéo nén dưới tác dụng của lực Q đã tính ở phần 4.2

và có trị số là: 15510(N) Đòn kéo dọc được làm từ thép ống 40X có tiết diện trònrỗng đường kính ngoài là 30mm đường kính trong là 20mm

Ứng suất nén được tính theo công thức:

d nd

F

Q



 (2 - 37)Trong đó: Fd – là diện tích tiết diện của đòn kéo dọc

4

20 30 14 , 3 4

m MN mm

d d

d ud

l F

J E



  (2 - 38)

Trong đó: E – modun đàn hồi khi kéo E = 2.105 (MN/m2)

l – chiều dài thanh kéo dọc l = 880 (mm)

Jd – momen quán tính tiết diện ngang đòn kéo dọc:

 

64

J d   (2 - 39)

Ở đây: D là đường kính ngoài thanh kéo dọc D = 30 (mm)

d là đường kính trong thanh kéo dọc d = 20 (mm)

 4 4 31890 , 63 4

64

20 30

88 , 0 10 5 , 392

10 63 , 31890 10 2

2 6

12 5

2

m MN

Đòn ngang được chế tạo bằng thép ống 40X có:

Ứng suất nén của đòn ngang:

Đường kính trong của đòn ngang d = 25 (mm)

 D2  d2  352  252 2

enc

V