Tài liệu Đồ án chi tiết máy đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy" docx

Xác định sơ bộ số vòng quay của số vòng quay của động cơ: nsb = nmk.. Uh: tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp Uđ: tỷ số truyền của bộ truyền đai... max N : số vòng quay của bánh răng đ

BỘ CÔNG NGHIỆP TRƯỜNG ĐAỊ HỌC CÔNG NGHIỆP TP HCM

TRUNG TÂM TNTH CƠ KHÍ

Tp Hồ Chí Minh, tháng 6 năm 2007

MỤC LỤC

ĐỀ BÀI : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đề : thiết kế hệ thống truyền đọng cho máy khuấy.

Các số liệu cho biết:

- Công suất máy khuấy N = 8 Kw

- Số vòng quay trục máy khuấy:n = 70 v/ph

- Thời gian làm việc t = 60000

- Kiểu hộp giảm tốc : hộp giảm tốc hai cấp côn - trụ

Chương I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I/ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Để chọn động cơ điện ta đi tính công suất cần thiết của động cơ :

Chọn ηđ = 0,96 : hiệu suất của bộ truyền đai

ηrc = 0,95 : hiệu suất bộ truyền bánh côn

ηrt = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηol = 0,99 : hiệu suất một cặp ổ lăn

ηk = 0,99 : hiệu suất khớp nối

vậy: η = 0,96 0,95 0,96 0,993 0,99 = 0,841

do đó:

Nct = 0,8419 =10,7 (kw)

Vậy ta phải trọn công suất của động cơ lớn hơn công suất cần thiết

Xác định sơ bộ số vòng quay của số vòng quay của động cơ:

nsb = nmk Uh Uđ

với nmk: số vòng quay trục máy khuấy

Uh: tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp

Uđ: tỷ số truyền của bộ truyền đai

Số vòng quay của đọng cơ: nđc = 2730 (vg/ph)

Hiệu suất làm việc: η = 83,5%

Nmk = 60 (vg/ph) số vòng quay trục máy khuấy

Mà ta cũng có: U = Uđ Uh

Trong đó: Uđ = 3,3 : tỷ số truyền của bộ truyền đai

 Uh =

đ U U

= 453,3,5= 13,79 : tỷ số truyền cảu hệ thống bánh răng

Ta cần xác định tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm của hệ thốngtruyền động bánh răng dựa vào các thông số sau:

79 , 13

- Xác định các thông số:

+ Công suất các trục:

99 , 0 99 , 0

9

ol mk

18 , 9

3





rt ol

Trục 1: n1 = 827

3 , 3

Trục 1: T1 = 9,55 10 6 118595 , 5

827

27 , 10 10 55 ,

60

18 , 9 10 55 , 9

3

3 6

II/ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN

Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1 = 180 mm

60000

2370 180 14 , 3 60000

. 1

s m n

180 3 , 3 ) 1 ( 1

Trong đó: Uđ = 3,3 là tỷ số truyền cỉa bộ truyền đai

D1 = 180 (mm) là đường kính của bánh đai nhỏ

ε = 0,02 hệ số trượt của đai

Vậy ta chọn d2 = 560 (mm)

) 02 , 0 1 (

180

560 )

1 (

17 , 3 3 , 3

% 100

U

U U

4

) 180 560 ( ) 560 180 ( 2 100 2 4

) (

) (

2 2

2 2

1 2 2

a

d d d d a

L

s s

Chọn L = 3150 (mm)

Số vòng chạy của đai: i = 8 , 2 10

15 , 3

7 , 25



Sồ đai: z =

z u l

đ đc

C C C C P

k P

].

 Cz = 0,945

945 , 0 14 , 1 07 , 1 945 , 0

.

6

25 , 1 13

 Vậy ta chọn số đai z = 3 Chiều rộng bánh đai: B = (z-1).t + 2e = (3-1).19 + 2 1,25 = 63 (mm)-Đường kính ngoài bánh đai:

d a d 2h0  180  2 4 , 2  188 , 4 (mm)

III/ Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

Lực căng trên một đai: đc đ F v

z C v

k P

.

780 0



Trong đó: F v a m .v2 (định kỳ điều chỉnh lực căng)

Với am = 0,178 (kg/m) : khối lượng một m chiều dài đai

 Fv = 0,178.25,72 =117,6 (N)

3 945 , 0 7 , 25

25 , 1 13 780

Lực tác dụng lên trục:

) ( 1717 2

8 , 157 sin 3 292 2 ) 2 sin(

2

0

F

 Kết quả ta có bảng thống kê sau: (bảng 1)

Tiết diện đai

Chiều dài đai tính toán

Chiều dài đai tiêu chuẩn

Số vòng chạy của đai

Khoảng cách trục chính xác

Góc ôm trên bánh đai nhỏ

Công suất cho phép

Số đai cần thiết

Số đai chọn

Chiều rộng bánh đai

Đường kính ngoài bánh đai

Lực căng ban đầu

kđ



C

z u L C C C

B18025,75603,33,173,910003197,731508,2976157,862,5363188,429217171,250,9451,071,140,945

mmm/smm

%

mm

mm mm

0Kw

mmmmNN

CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I/ Chọn vật liệu.

Bánh răng nhỏ: thép C45 tôi cải thiện, độ cứng đạt HB1 = 255 và có:

N

N

k  : hệ số tuổi tyhọ khi xét ứng suất tiếp xúc

mH = 6 : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc

NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

i

) max

N : số vòng quay của bánh răng đang xét

Tlv: tổng thời gian làm việc

Ti : momen xoắn

C : chu kỳ làm việc

Ta có:

) ( 10 187 ) 3 , 0 08 3 , 0 6 , 0 4 , 0 1 (

60000 827 1 60

) max (

60

7 3

3 3

3 3

1 1 1

MPa C

t T

T t

n c

i lv HE

60000 222 1

.

60

) (

60

7 3

3 3

3 max

3

1 2 2

MPa C

t T

T t

n c

i lv HE

1 580

0 1 lim







  500 ( )

1 , 1

1 580550

0 2 lim

500 3 , 527 2

0 lim



Trong đó:

YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám của mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

kxF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến dộ bền uốn

Sơ bộ ta thấy: YR.YS.kxF = 1

Ta có:

) ( 459 255 8 , 1

8 ,

8 ,

SF = 1,75 : hệ số an toàn khi tính về uốn

kFC = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

F

m FE

FO FL

N

N k

.



: hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền

Với :

mF =6 : bậc của đường cong mỏi khi xét về uốn

NFO = 4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

Ta có: N FE1=

) ( 10 7 , 146 ) 3 , 0 08 3 , 0 6 , 0 4 , 0 16 (

60000 827 1 60

) ( 60

7 6

6 max

3

1 2

MPa C

t T

T t

60000 222 1

60

) (

60

7 3

3 3

max

3 1 2 2

MPa C

t T

T t

n c

i lv HE

F

KL FC F



75 , 1

1 1 459



75 , 1

1 1 432

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Bánh răng nhỏ :F1 max  2,8 ch1  0,8.580 464(  MPa)

Bánh răng lớn: F2 max  2,8 ch2  0,8.450 360(  MPa)

III/ Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng.

1/ Xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài.

Chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ đọng được đượcxác định hteo độ bền tiếp xúc:

.

H e

b k R

  : Hệ số chiều rộng vành răng

1,11

H

k

  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành bánh răng côn, dựa vào trị số: 2 . ` 0, 25.3,732 0.25 0,53

e

be cn b

k U

T  Nmm : mômen xoắn tren trục bánh răng côn nhỏ

H  513, 65(MPa): Ứng suất tiếp xúc cho phép

m tm

d m z

Vậy ta chọn mô đun tiêu chuẩn là mnm 2,5

Tính lại mô đun trung bình và đường kính trung bình:

2,5 2,760

cosσ cos βcos14,96672.cos25 cos75,03328.cos 25

3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:

z = 274(MPa ) : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Với kH 1,11 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng.

H m Hv

H H

v b d k

     : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Đường kính chia ngoài:

) ( 28 , 2 5 , 3 78 , 5

2 2

1 1

mm h

h h

mm h

h h

ae e fe

ae e fe

e

f f

e

h arctg arctg R

2 2

0 ' "

4,08 1,55806 1 3329 150

fe f

e

h arctg arctg R

2 1

f a

-Khoảng lệch tâm của bánh răng côn tiếp tuyến: e R sin m

Góc nghiêng của răng ở mặt mút: e arcsin

e

e R

 

Kết quả tính ta có bảng thống kê sau: (bảng 2)

-Đường kính chia ngoài d e1

2

e

d

78290

-Góc côn chia ( lăn )  1

2



14058’0”

7502’0”

Chiều cao đầu răng ngoài h ae1

2

ae

h

3,51,7

Chiều cao chân răng ngoài h f e1

-2

fe

h

,284,08

2

m

d

74,52253,75

-Khoảng lệch tâm bánh răng

côn tiếp tuyến

e

Góc nghiêng của răng ở



IV/ thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

1/ Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

a z

m

z U z

Sai lẹch tỷ số truyền : cc m.100% 0,54% 4%

cc

U U U

z

y k

07 , 0

    0,11

159

34 125 51113 , 0 5 , 0

.

5 ,

z

y z z x x

4 , 0 11 , 0 51113 , 0 1

2 x  x   

240 2

20 cos 3 159

2

cos cos

9617 ,

t

) ( 72 , 377 68 , 3 664 , 102

"

' 0 0

42 57 20 9617 , 20 240

20 cos 5 , 238 arccos cos

m H H

M H

d U b

U k T z

1

2

Trong đó : zM = 274 (MPa1/3) là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

a b

a

m

a d

d d

sin 2

2 2

2 2

2 1

2

20 cos 3 14 , 3 2

9617 , 20 sin 240 2 38 , 352 3

, 3883 85

, 95 6 , 108

0

2 2

2 2

7 , 1 4







 z

kH : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Hv H H

k k T

d b v k

2

1

U

a v

g , 0

 với v là vận tốc vòng được tính :

6000

222 64 , 102 14 , 3 6000

.

s m n

d w







δH = 0,004 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

638 , 14 68 , 3

240 925 , 11 38 004

2

222 96 638 , 14

1 68 , 3 4445 , 1 415554

2 876 , 0 58

4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:

] [k

.

2

1 1

1 2

w w

F F

F

m d b

Y Y Y k T

.

F F

F F F

1 1

1 

F

Y : hệ số dạng răng của bánh 1 dựa vào số răng tương đương

z v1 z1 và hệ số dịch chỉnh x1

6 , 3

k k T

d b v k

2

1

F

U

a v g

v   0 .

Với : v = 1,95 (m/s) vận tốc vòng

δF = 0,011 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch kích bước răng

6356 , 1 41 , 1 1

16

,

1

41 , 1 1 16 , 1 415554

2

64 , 102 96 25 , 40

1

25 , 40 68 , 3

240 925 , 11 38 011

, 3

6 , 3 57 , 99

3 , 262 )

( 57 , 99 3

64 , 102 96

67 , 3 1 59 , 0 6356 , 1 415554

2

2 2

1 1

MPa MPa

MPa

F F

F F

5/ Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp cực đại không vượt quá giá trị cho phép

CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN

I Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu dung để chế tạo trục truyền là thép 45 tôi cải thiện

II Tính toán thiết kế trục.

1 Tải trọng tác dụng lên trục.

Lực tác dụng của bộ truyền đai: Fd = 1717 (N) (đã tính ở phần thiết kế bộ truyền đai).Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng: lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyềnbánh răng tác dụng lên trục bao gồm ba thành phần: lực vòng Ft , lực hướng tâm Fr ,lực dọc trục Fa ( như hình vẽ )

- Đối với trục 1: lực vòng Ft1, lục hướng tâm Fr2, lực dọc trục Fa1

- Đối với trục 2: lực vòng Ft2 , lực hướng tâm Fr2 , lực dọc trục Fr3 và lực vòng Ft3 ,lực hướng tâm Fr3 , lực dọc trục Fa3.

- Đối với trục 3: lự vòng Ft4 , lực hướng tâm Fr4 , lực dọc trục Fa4

Và ta tính trị số của các lực như sau:

0 )

( 0

) ( 3102 1

9617 , 20 7032 cos

.

) ( 8097 64

, 102

415554

2 2

) ( 1764 )

96672 , 14 sin 25 sin 96672 , 14 cos 20 ( 25 cos

3183

) sin sin cos

( cos

) ( 852 ) 96672 , 14 sin 25 sin 96672 , 14 cos 20 ( 25 cos

3183

) sin sin cos

( cos

) ( 3183 52

, 74

5 , 118595

2 2

4 3

3 4 3

1

2 2 3

1 1

1 2

1

1 1

1 2

1

1

1 2 1

F

N tg

tg F F F

N d

T F

F

N tg

tg

F F

F

N tg

tg

F F

F

N d

T F

F

a a

tw t r r

w r t

m n

m

t R

a

m n

m

t a

r

m t t

Trong đó:

dm1 = 74,52 mm : đường kính trung bình của bánh nhỏ

T1 = 118595,9 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ

 = 14,96672 : góc côn chia bánh răng côn nhỏ

T2 = 41554 ( Nmm): momen xoắn trên trục bánh răng trụ nhỏ

dw1 = 102,64 (mm): đường kính vòng lăn bánh răng trụ nhỏ

5 , 4870

3247 180

1461150 )

3 , 0

2 , 0 (

2 ) 3 , 0

2 , 0 (

d

k

k k

 k : ứng suất cho phép Với   1 = 20 (MPa);   2 = 25 (MPa);   3 = 30 (MPa).

) ( 62 30 2 , 0 1461150

) ( 44 25 2 , 0 415554

) ( 31 20 2 , 0

5 , 118595

3 3

3 2

3

1

mm d

mm d

mm d

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

Từ đường kính ta có thể xác định gần đúng chiều dài ổ lăn: b01= 19; b02 = 25; b03=31

- Chiều dài mayơ bánh đai:

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn = 16

- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục 1: l11 = (2,5 3)d1= (2,5…3).31=75,5…93(mm)

- Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh răng trụ nhỏ trên trục 2:

4 , 138 852 2

52 , 74 1764 5

, 61 1717 2

.

0 2

0

11

13 1

1 1 12 11

13 1

1 11 11 12

01

N l

l F

d F l

F

F

l F

d l F

y

r

m y



 F d F y F y F r

) ( 3197 852

628 1717

1 11

5283 0 0

) ( 5183 85

4 , 138 3183 0 0

1 11

10

1 11

11

01

N F

F

F

F F

F

F

N l

l

F

F

l F

l

F

M

t x

x

t x

Xác định momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và tính đường kính trục:

- Tại tiết diện 10 ( chứa ổ lăn ngoài):

  0 , 1 50 31( )

147308 1

,

0

) ( 147308 6

, 118598

75 , 0 5 , 105595 75

, 0

) ( 5 , 105595 0

5 , 105595

) ( 6 , 118598 2

52 , 74 3183 2

.

) (

0

) ( 5 , 105595 5

, 61 1717

3

3 10

10

2 2

2 10

2 10

10

2 2 2

10 10

2 10

M

M

Nmm M

M

M

Nmm d

F

M

td td

x y

, 0

) ( 199623 6

, 118598

75 , 0 171172 75

, 0

) ( 171172 169972

20230

) ( 118599 2

52 , 74 3183 2

.

) ( 169972 )

85 4 , 138 (

31893 )

(

) ( 20230 )

85 4 , 138 (

852 2

52 , 74 1764 )

( 2

2 11

2 11 11

2 2

2 11 11

2 11

1 1

11

11 13 1

11

11 13 1

1 1

M

M

Nmm M

l

F

M

Nmm l

l F

d F

M

td td

x y

) ( 118599 2

52 , 74 3183 2

.

) (

0

) (

0

2 12 12

2 12

,

0

) ( 102710 118599

75 , 0 0 75

, 0

3

3 12

12

2 2

2 12 2

12

12

mm M

d

Nmm T

M

M

td td

- Tại tiết diện 13 (tiết diện có bánh răng côn):

  0 , 1 50 29( )

121938 1

,

0

) ( 121938 118599

75 , 0 65727 75

, 0

) ( 65727 0

65727

) ( 118599 2

52 , 74 3183 2

.

) (

0

) ( 65727 2

52 , 74 1764 2

2 13

2

13

13

2 2 2

13 13

2 13

M

M

Nmm M

63 3102 2

76 , 178 852 3 , 108 1764 2

.

0 2

0

21

23 2

2 2 23 2

21

23 2

2 2 22 3 21

21

20

N l

l F

d F l F

F

l F

d F l F

y

r

m a r

 F y F r F r F y

) ( 1919 1764

581 3102

3 21 2

3183 8097

0 0

) ( 840 197

3 , 108 3183 63

8097 0 0

21 2 3

20

21 2

21

21 21 23 2 22

3

20

N F

F F

F

F F F

F

F

N l

l F l F

F

l F l F

l

F

M

x t t

x

x t t

x

x

t t

x

x t

Xác định momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và đường kính trục:

- Tại tiết diện 20 (chứa ổ lăn):

  0 , 1 50 46,9( )

24343 1

,

0

) ( 24343 5

, 21808 75 , 0 0 75

, 0

) ( 0 0 0

) ( 5 , 28108 2

64 , 102 8097 2

76 , 278 3183 2

2

.

) (

0

) (

2 20

2 20 20

2 2 2

20 20

2 20

1 3

2 2

M

M

Nmm M

M

M

Nmm

d F

x y

w t

,

0

) ( 796329 859185

75 , 0 283710 75

, 0

) ( 283710 256662

120897

) ( 859185 2

64 , 102 8097 2

76 , 278 3183 2

2

.

) ( 256662 63

4074

) ( 120897 63

1919

3

3 22

22

2 2

2 22

2 22

22

2 2

2 22 22

2 22

1 3

d

Nmm T

M

M

Nmm M

M

M

Nmm

d F

d

F

T

Nmm l

F

M

Nmm l

F

M

td td

x y

w t

,

0

) ( 397098 44364

75 , 0 100347 75

, 0

) ( 100347 74508

67247

) ( 443647 2

76 , 278 3183 2

.

) ( 74508 )

3 , 108 197 (

840 ) (

) ( 67247 )

3 , 108 197 (

581 2

76 , 278 852 ) (

2

3

23

2 2

2 23

2 23 23

2 2

2 23 23

2 23

2

2

23

23 21 21

23

23 21 21

2 2

M

M

Nmm M

l

F

M

Nmm l

l F

d

F

M

td td

x y

) ( 2110 992

3102 0 0

:

197

; 63

(

) ( 992 197

63 3102 0

31 4

30

31 4

30

3

21 31 22

32

31

32 4

31

31 31 32

4

N F

F

F

F F

F

M

Và

mm l

l mm

l

l

N l

l

F

F

l F

l

F

y r

y

y r

3522 8097

0 0

) ( 3552 197

63 8097 301

4000 0 0

31 4

30

31 4

30

3

21

32 4 33

31

33 31

31 32

4

30

N F

F F

F

F F F

F

F

N l

l F l

F

F

l F l F

l

F

M

k x t

x

k x t

x

x

t k

x

k x

,

0

) ( 1388126 15219199

75 , 0 461000 75

, 0

) ( 416000 416000

0

) ( 1529199 2

72 , 377 8097 2

.

) ( 416000 104

4000

) (

2 31

2 31

31

2 2

2 31 31

2 31

M

M

Nmm M

x y

Chọn đường kính tiết diện đai 31 : d31 = 70 (mm)

- Tại tiết tiện 32 (chứa bánh răng trụ lớn):

  0 , 1 50 65,6( )

1414887 1

,

0

) ( 1414887 15219199

75 , 0 498064 75

, 0

) ( 498064 479997

132930

) ( 1529199 2

72 , 377 8097 2

.

) ( 479997 63

7619

) ( 132930 63

2110

3

3 32

32

2 2

2 32

2 32

32

2 2

2 32 32

2 32

M

M

Nmm M

F

M

Nmm l

F

M

td td

x y

- Tại tiết diện 33 (tiết diện chứa khớp nối):

  0 , 1 50 64,2( )

1324325 1

,

0

) ( 1324325 15219199

75 , 0 0 75

, 0

) ( 0 0 0

) ( 1529199 2

72 , 377 8097 2

.

) (

0

) (

2 32

2

32

32

2 2 2

33 33

2 33

M

M

Nmm M

Chọn đường kính tiết diện 33: d33 = 65 (mm)

Hình vẽ biểu diễn các lực tác dụng, biểu đồ momen, và xác định đường kính trụcđược thể hiện ở các trang tiếp theo:

III Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diệnnguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

 S S

j

d

t d t b d

W

2

32

oj

d

t d t b d

W

2

16

x dj

K

K K

K

K

K K

IV Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột(chẳng hạn như khi mở máy) cần kiểm tra trục về độ bền tĩnh

 : giới hạn chảy của vật liệu trục

IV Kiểm nghiệm trục về độ cứng.

 f = 0,01 m đối với bánh răng trụ; = 0,005 m đối với bánh răng nghiêng

  : góc xoay (hoặc góc nghiêng của đường đàn hồi trục) cho phép

2

1