Đồ án chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động băng tải nguyễn hữu chí

Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh:...21 II... ĐỀ SỐ III THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Họ tên SV: ..... I, Xác định công suất động cơ : - Công suất cần thiết được xác định

MỤC LỤC

1, Xác định công suất động cơ : 4

2 Chọn động cơ: 5

Phần II: Thiết kế các chi tiết truyền động 7

2.1 Thiết kế các bộ truyền ngoài-bộ truyền xích 8

2.1.1 Các thông số của trục thứ cấp của hộp giảm tốc 8

1.2-Kiểm nghiệm xích về độ bền 9

1.3 Tính các thông số của đĩa xích 10

1.4-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích 10

1.5-Lực tác dụng lên trục : 10

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN TRỤ HAI CẤP .11

2.1) Chọn vật liệu cho bộ truyền bánh răng 11

2.2) Xác định ứng suất cho phép 11

3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh (BR trụ răng nghiêng): 13

3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách aw: 13

3.2.Xác định các thông số ăn khớp: 14

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 15

5 Kiểm nghiệm vể độ bền uốn: 17

6.Kiểm nghiệm răng về quá tải: 20

7 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh: 21

II Bộ truyền cấp chậm 22

1 Xác định các thông số cơ bản của bộ: 22

1.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw: 22

1.2 Xác định các thông số ăn khớp: 22

2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 23

3 Kiểm nghiệm vể độ bền uốn: 26

4.Kiểm nghiệm răng về quá tải: 29

5 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm: 29

Chương 3: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC VÀ VẼ KẾT CẤU TRỤC 30

I Tính toán trục 30

1.Chọn vật liệu chế tạo trục: 30

2.Xác định sơ bộ đường kính các trục: 30

3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực : 31

4.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục I : 32

4.1 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục : 32

4.2.Xác định thông số và kích thước trục : 35

4.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : 36

5.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục II : 39

5.2.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : 43

5.3.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh : 45

6.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục III: 46

6.1.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 46

6.2.Xác định thông số và kích thước trục : 47

6.3.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : 49

Chương 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN- THEN 53

I Tính mối ghép then 53

1.Kiểm tra then đối với trục I : 53

1.1.Điều kiện bền dập: 53

1.2.Kiểm nghiệm độ bền cắt: 54

2.Kiểm tra then đối với trục II : 54

2.1.Điều kiện bền dập: 55

2.2.Kiểm nghiệm độ bền cắt: 55

3.Kiểm tra then đối với trục III : 56

3.1.Điều kiện bền dập: 56

3.2.Kiểm nghiệm độ bền cắt: 56

II Chọn dung sai lấp ghép đối với ổ lăn: 56

1 Tại ổ lăn và trục: 56

2.Lấp ổ lăn và vỏ hộp: 57

3.Chọn kiểu dung sai lắp ghép 57

II CHỌN Ổ LĂN 57

1.Chọn loại ổ: 57

2.Chọn kích thước ổ: 57

2.1 Trục I: 57

2.1.1.Chọn sơ bộ: 57

2.1.2 Chọn ổ theo khả năng tải động: 58

2.1.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: 59

2.2 Trục II: 59

2.2.1.Chọn sơ bộ: 59

2.2.2 Chọn ổ theo khả năng tải động: 60

2.2.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: 60

2.3 Trục III: 61

2.3.1.Chọn sơ bộ: 61

2.3.2 Chọn ổ theo khả năng tải động: 61

2.3.3 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh: 62

Chương 5 : THIẾT KẾ KẾT CẤU (vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết, bôi trơn, điều chỉnh ăn khớp và lắp ghép) 63

1 Chọn vật liệu: 63

2 Các kích thuớc của hộp giảm tốc: 63

ĐỀ SỐ III

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Họ tên SV: Lớp: Ngày giao đề: 19-8-2019

Chiều cao tâm băng (mm) 300 300 280 300 300 350 400 300 320 350

t 3s

8h 2h

I, Xác định công suất động cơ :

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức

P ct = η

tP

Trong đó: P ct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).

P t Là cụng suất tính toán trên trục máy công tác (kW).

1 Các thông số cho trước

-Lực vòng trên băng tảI P (KG) : 460

- Vận tốc băng tải V (m/s) : 1,3

- Đường kính trong D(mm) : 400

- Chiều rộng băng tảI B(mm) : 450

- Thời gian phục vụ (năm) : 5

- Chiều cao tâm băng (mm) : 400

η đ = 0,955 : Hiệu suất bộ truyền xích.

η ol = 0,992 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn.

η br = 0,97 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng.

η kn = 1 : Hiệu suất nối trục.

Truc II : P II= ¿ P III

η ol η br=

4,78 0,992.0,97=¿4,97 (Kw)

Trục I: P I= P II

η ol η br =

4,967 0,992.0,97= 5,16 (Kw)Trục động cơ P đc =P I

η bd =

5,16 0,955=5,41 Kw

Trục II : n II= n I

U1=

744,9 4,05 = 183,93 (vòng/phút)

Truc III : n III=n II

U2=

183,92 2,97 = 61.93 (vòng/phút)

Chọn đai thường loại A đai hình thang

Tra bảng 4.13( TTTK) chọn tiếp diện đai b.h =13.8

2, Tính chiều dài đai

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a=0,95d 2 = 532 mm

Theo công thức 4.4 chiều dài đai

l=2 a+1

2π(d1 +d2)+(d2−d1)2

4 a = 2.532+0,5 π ⋅ (140+560)+(560−140)

2 4.532 = 2246,45 mm

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn l=2240 mm

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s theo 4.15

ⅈ=v

l=

21,25 2,24 =9.486/s < imax =10/s tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l= 2240 mm

0 > 1200

Xác định số đai:

theo công thức 4.16

Tra bảng 4.18 C z = 1

Z = 5,5.1,1

3,44.0,864 1,096.1,14 1=1,63 đai

Theo tiêu chuẩn chọn số đai là 2

Chiều rộng đai theo 4.17 và bảng 4.21

Z R hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh rang làm việc

Z V hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Y R hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y s hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng tới độ bền uốn

Trong thiết kế sơ bộ lấy Z R Z V Z xH =1 và Y R Y s Y xF = 1, do đó công thức 2.1 và 2.2 trở thành

σ Hlim và σ Flim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì

cơ sở, trị số của chúng theo bảng (2.2)

Theo bảng (6.2) với thép tôi cải thiện đạt độ rắn

S H , S F hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc uốn

Thay vào có kết quả:

σ Hlim1 = 2HB 1 +70 = 2.251+70 = 572 MPa

σ Hlim2 = 2HB 2 + 70 = 2.240 +70 = 550 MPa

σ Flim1 = 1,8HB 1 = 1,8.251 =451,8 MPa

σ Flim2 = 1,8HB 2 = 1,8.240 = 432 MPa

K FC hệ số xét đếnảnh hưởng đặt tải K FC = 1 khi đặt tải một phía ( bộ truyền quay 1 chiều)

K HL , K FL hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tait trọng của bộ truyền,được xác định theo công thức sau

K HL=m H

N HE

N FO số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn

N FO = 4.10 6 đối với tất cả các loại thép

N HE , N FE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

Vì đề bài chơ sơ đồ tải trọng nhiều bậc nen ta áp dụng cong thức sau

M F bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

Đối với thép thường hóa tôi cải thiện  m F = 6 tra bảng 6.4/95

432.1 1 1,75 = 271,5 (MPa)

ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải

đối với bánh răng tôi cải thiện : [σ H]max = 2,8σ ch (6.13)

3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng)

Trong bộ truyền cấp nhanh có 2 bộ bánh răng làm việc hoàn toàn giống nhau đặt song song do

đó ta tính thông số cho 1 bộ truyền bộ còn lại cũng giống như bộ đã thiết kế.

2 =33075,765 (Nmm) momen xoắn trên trục chủ động Nmm

σ H = 510 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép MPa xem 6.2

u =4,05 tỉ số truyền

Bộ truyền cấp nhanh gồm bộ bánh răng góc nghiêng trong hộp giảm tốc phân đôiβ (30….40)

Chọn sơ bộ β = 350 góc nghiêng của răng  cosβ = 0,819

Góc nghiêng chính xác của răng

cos β= m z t

2 a w

= 2,5.91 2.140 = 0,81

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng

ứng suất tiếp xúc của σ H được tính theo công thức CT6.33/105 thỏa điều kiện

theo tiêu chuẩn VN (TCVN 1065-71) góc profin α =20 0

góc profin răng α t = arctg( tgα

z ε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng xác định như sau

−d b 22 −2 aw sin α tw

2 πm cosα t cos β

Là hệ số trùng khớp ngang d b là đường kính trụ cơ sở d b = ⅆccosαt=z m n cos α t

cos β

d a1 ,d a2 là đường kính đỉnh răng tính theo công thức ở bảng 6.11

khi tính gần đúng có thể xác định ε α theo bảng 6.11 hoặc theo công thức

k Hα=1,13là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp răng

đồng thời ăn khớp tra bảng 6.14/107

k Hvlà hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp và được

δ H = 0,002 hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng 6.15

g0 =73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lẹch các bước răng bánh

Kết quả ta được a w = 140 mm, σ H= 372MPa <[σ H]= 484,5 MPa

Thỏa mãn điều kiện

Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

Theo 6.43 Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

z v2= z2

cos 3β =

73 cos 3 35,56 =136

hệ số dịch chỉnh x=0 tra bảng 6.18/trang 109.

Y F1 = 3,8 Y F2 = 3,6

K F = K Fβ K Fα K Fv : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,24 (sơ đồ 3): Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7/trang 98

K Fα = 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14/trang 107

K Fv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

u

(CT 6.47/trang 109).

δ F = 0,006: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15/trang 107

g 0 = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6.16/trang 107

Y R = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượm chân răng.

Y S = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln (2,5) = 1,02 Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi d a ¿ 400(mm)

[σ F1] =284.1.1,02= 289,7 MPa

[σ F2] = 271,5.1.1,02.1=276,93 MPa

σ F 1= 44,37 < [σ F1] = 289,7 MPa

σ F 2=42 MPa< [σ F2]=276,93

Kết luận: bộ truyền đạt độ bền về uốn trong giới hạn cho phép.

Kiểm nghiệm răng về quá tải

max 1, 4

qt

T K

T

: Hệ số quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ H max không được vượt

quá một giá trị cho phép

Theo CT6.48/trang 110: σ Hmax=σ H√k qt ≤[σ H]max

σ Hmax = 484,5.√1,4 =573 MPa < [σ H 2]max=1344 (MPa)

Theo 6.49/110

σ F 1 max=σ F 1 k qt =44,37.1,4 = 62 MPa < [σ F 1]max= 464 MPa

σ F 2 max=σ F 2 k qt =42.1,4=58,8 MPa < [σ F 2]max =384 MPa

Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

Các thông số và kích thước bộ truyền

d 2 =m z2

cos β=

2,5.65 cos 35,9= 224,6 mm

Đường kính đỉnh răng d a d a1 = d 1 +2m(1+x 1 -ΔUy)

=55,4+2.2,5(1+0) = 60,4 mm

d a2 = d 2 +2m(1+x 2 -ΔUy) = 224,6+2.2,5(1+0) = 229,6 mm Đường kính đáy răng d f d f1 =d 1 -(2,5-2X 1 ).m = 55,4-(2,5-

0).2,5 =49,15 mm

d f2 =d 2 -(2,5-2X 2 ).m = 0).2,5=218,35 mm

224,6-(2,5-Đường kính lăn ⅆcw

d w 1=2 a w 1

u+1 =

2.140 4,055+1= 55,4

mm

d w 2=d w1.u =

49,38.4,055=224,6 mm

xác định các thông số của bộ truyền cấp chậm

Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục a w nó được xác định theo công thức

a w=k a(u2± 1)3

√ T2 k Hβ

[σ H]2 u2.Ψ ba

Trong đó: K a (MPa 1/3 ) =49,5 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng bảng 6.5

T 2 = 258051,97 (Nmm) momen xoắn trên trục chủ động Nmm

σ H = 500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép MPa

u 2 =2,97 tỉ số truyền

Ψ ba=b w

a w =0,4các hệ số trong đó b w là chiều rộng vàng răng xem bảng 6.6

Sơ đồ 7

 Ψ bd=0,53 Ψba(u2± 1) =0,53.0,4(2,97+1) = 0,8 (ct 6.16/97)

tra bảng 6.7 thuộc sơ đồ số 7 ta được

k Hβ = 1,03 hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng bảng 6.7/98

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng

ứng suất tiếp xúc của σ H được tính theo công thức CT6.33/105 thỏa điều kiện

ở đây β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

theo tiêu chuẩn VN (TCVN 1065-71) góc profin α =20 0

Góc nghiêng trụ cơ sở

tgβ b = cosα t.tgβ =cos(20).tg(0)= 0

 β b= 0

Z H = √2 cos β b

sin 2 α tw = √sin (2.22 cos ⁡(0)¿ 0)¿ =1,76

z ε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng xác định như sau

z ε = √4−ε a

3 khi ε β =0 (1)

k Hα=1,13là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp răng

đồng thời ăn khớp tra bảng 6.14/107

k Hvlà hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp và được

δ H = 0,006 hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng 6.15

g0 =73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lẹch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16

73,5 2,973.92,52 = 471(MPa) Với cấp chính xác là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó ta cần gia công đạt độ nhám là R a =2,5 … 1,25 μmm do đó ZR =0,95

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo 6.1 với v = 0,94 (m/s) < 5(m/s)  Z v = 1

Thỏa mãn điều kiện

Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

Theo 6.43 Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

z v

1 =z1

δ =

37 cos30 =37

z v2= z2

cos3β =

110 cos30 =110 tra bảng 6.18/trang 109.

Y F1 = 3,63 Y F2 = 3,55

K F : K Fβ K Fα K Fv : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,03 (sơ đồ 7): Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7/trang 98

K Fα = 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14/trang 107

K Fv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

u

(CT 6.47/trang 109).

δ F = 0,016: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15/trang 107

g 0 = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6.16/trang 107

Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép

Theo công thức 6.2/ trang 91

KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi

Kết luận: bộ truyền đạt độ bền về uốn trong giới hạn cho phép

Kiểm nghiệm răng về quá tải

max 1, 4

qt

T K

T

: Hệ số quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ H max không được vượt

quá một giá trị cho phép

Theo CT6.48/trang 110: σ Hmax=σ H√k qt ≤[σ H]max

σ Hmax = 471.√1,4 =557,3 MPa < [σ H]max=1344 (MPa)

Theo 6.49/110

σ F 1 max=σ F 1 k qt =94,5.1,4 = 132,3 MPa < [σ F 1]max= 464 MPa

σ F 2 max=σ F 2 k qt =92,4.1,4=129,36 MPa < [σ F 2]max= 384 MPa

Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

Các thông số và kích thước bộ truyền

d 2 =m z2

cos β=

2,5.110 cos 0 = 275mm

Đường kính đỉnh răng d a d a1 = d 1 +2m(1+x 1 -ΔUy)

=92,5+2.2,5(1+0-0) = 97,5 mm

d a2 = d 2 +2m(1+x 2 -ΔUy) = 275+2.2,5(1+0-0)= 280 mm Đường kính đáy răng d f d f1 =d 1 -(2,5-2X 1 ).m = 92,5-(2,5-

2.0).2,5 =86,25 mm

d f2 =d 2 -(2,5-2X 2 ).m= 2.0).2,5=268,75 mm

275-(2,5-Đường kính lăn ⅆcw

ⅆcw1 =2 a w

u+1=¿

2.183,75 2,973+1 =92,5

mm

ⅆcw2 = ⅆcw1 .u¿ 92,5.2,973=275

mm

Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu

Điều kiện bôi trơn ngâm dầu đối với hộp giảm tốc bánh rang trụ 2 cấp (theo giáotrình cơ sở chi tiết máy_thầy Nguyễn Hữu Lộc):

1 Mức dầu thấp nhất ngập (0,75-2) chiều cao răng h2 (h2 =2,25m) của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất 10mm)

2 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin =10…15mm

3 Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (d4/6).Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa:

Đối với hộp giảm tốc đang khảo sát do h2 =2,25m=2,25.2,5=5,625mm<10mm, nên sử dụng 13.7:

Giới hạn chảy σ ch =580 MPa

ứng suất uốn cho phép [τ] =(15…….30)MPa

[τ] : Ứng suất xoắn cho phép MPa

Các thông số ban đầu :

Chọn ứng suất cho phép  

= 23 (MPa)

√737106,410,2.23 = 54,3 mm

Trong đó ta lấy  

=23

3 các định khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực

Từ đường kính các trục, tra bảng 10.2/tr 189 ta được chiều rộng các ổ lăn b 0 theo bảng 10.2 :

Kiểm nghiệm sức bền dập

Với ứng suất dập cho phép của cao su ta chọn =3 MPa

K hệ số làm việc (bang tải) ta chọn k=1,35

Nối trục đảm bảo bới sức bền của chốt

Xác định khoảng cách các gối đở và các điểm đặt lực

chọn hệ tọa độ như sơ đồ phân tích lực

lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục 1

Lực tác dụng từ bộ truyền đai bộ xích và khớp nối

Lực tác dụng lên 2 bánh răng

Lực vòng: F t1 =F t2 =2T1

d1

= 2.33075,765 55,4 = 1194 N

PTCB: F ly10 -F y13 -F y14 -F ly11 +F y12 =0

ΣM D =0 => F ly10 l 11 -F y13 l 14 -F y14 l 13 -F y12 l 12 - F z 13 d w 1

PTCB: F ly20 +F y22 -F y23 +F ly24 +F ly21 =0

ΣMD =0 => F ly20 l 21 +F y22 l 24 -F y23 l 23 +F y24 l 22 =0

F lx20 +F lx21 -2F x22 -F x23 =0

=> F lx21 =3983,7 (N)