Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu
trong nhiều chơng trình đào tạo kĩ s cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ
sở cho sinh viên về kết cấu máy.
Khi thiết kế hệ thống dẫn đọng cơ khí chúng ta cần và sẽ nắm đợc
những vấn đề cơ bản về máy và hê thống dẫn động. (tính toán thiết kế theo
các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm vệc,thiết kế vỏ,khung.Chọn cấp chính
xác lắp ghép, tra dung sai ,số liệu và trình bày bản vẽ là những thao tác cần
thiết không thể thiếu đợc nhằm phục vụ cho công việc tính toán.
Đối với mỗi sinh viên học nghành cơ khí đây có thể xem nh là đồ án
đầu tay của mình nhng nó tổng hợp đợc tất cả những kiến thức cơ bản trong
những năm học vừa qua.Do vậy , tuy đối với mổi sinh viên có đầu đề thiết kế
cụ thể các hệ dẫn động khác nhau nhng chung quy lại nó đòi mổi ngời cần
phải có những kiến thức nhất định thì mới giải quyết đợc yêu cầu đặt ra.
Đồng thời qua đồ án môn học này đa sinh viên tiếp xúc dần với thực tế hơn
và từ đó xác định rỏ hơn công việc thực tế của nghành nghề trong nay mai để
từ đó xác định rõ hơn nhiệm vụ học tập của mình bây giờ.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:1
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
MụC LụC
Trang
Phần I : Chọn động cơ
I . Chọn động cơ điện dẫn động cho hệ dẫn động cơ khí 3
Phần II : Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền
I . Xác địng tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ
truyền 7
Phần III : Thiết kế các bộ truyền
I . Bộ truyền bánh răng nghiêng 10
II . Bộ truyền trục vít bánh
vít 20

* Xác định hiệu suất
=
1
.
2
.
3
.
4
. (
5
)
4
Trong đó:

1
= 0,99 : Hiệu suất của bộ nối trục di động2
= 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiêng

3
= 0,8 : Hiệu suất của bộ truyền trục vít

4
= 0,9 : Hiệu suất của bộ truyền xích

5
= 0,99 : Hiệu suất của các cặp ổ lăn trên trục


100.
ttt
t
100.
t
t
%ts
021
lv
ck
lv
++
==

Trong đó : t
lv
= t
1
+ t
2
: Thời gian làm việc
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:3
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
t
ck
= t
1
+ t
2

t.
P
P
t.
P
P
.PPP
+








+








==

Trong đó : P
1
là công suất ứng với tải trọng 1

2
= 0,8 T
1

8,0
T
T
1
2
=

8,0
P
P
1
2
=


( ) ( )
165,1
25
2.8,05.1
.23,1
22
=
+
+
==
tdt

= u
t
. n
lv
(1-4)
Trong đó : n
lv
:Là số vòng quay của trục máy công tác
u
t
: Là tỉ số truyền
- Xác định tỉ số truyền : u
t
= u
1
.u
2
(1-5)
Trong đó: u
1
: Là tỉ số truyền của HGT Bánh răng - trục vít
u
2
: Là tỉ số truyền của bộ truyền xích
Dựa vào bảng 2.4 ta chọn u
1
= 85 ; u
2
= 2
u

3. Chọn động cơ :
Dựa vào bảng phụ lục 1.3 và công suất cần thiết : Pct = 1,773 KW
Kết hợp với điều kiện n
đb
n
sb

Pđc > Pct
Do đó ta chọn n
đb
= 1500 (vòng /phút)
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:5
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Pđc = 2,2 KW
Vậy động cơ ta chọn là kiểu 4AX90L4Y3 có:
Pđc = 2,2 KW
n
đc
= 1420 (vòng/phút)

2,2
T
T
dn
max
=
;
2
T
T

1420
===
lv
dc
t
n
n
u
(2-1)
2. Phân phối tỉ số truyền cho HGT (u
h
) và bộ truyền ngoài (u
n
)
u
t
= u
h
. u
n
(2-2)
Xác định u
h
và u
n

Dựa vào sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí và bảng 2.4 ta chọn bộ
truyền ngoài (Bộ truyền xích) có : n
x
= 2

Dựa vào đồ thị hình3.25 ta chọn đợc tỉ số truyền u
1
của bộ truyền bánh
răng nh sau:
Với c = 1,1 (Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng)
u
h
= 86,744 Ta tra đồ thị nhận đợc u
1
= 3,614 u
2
=
61,3
744,86
= 24
* Tính lại u
n
:
2
614,3.24
488,173
.
21
===
uu
u
u
t
n


II
= P
I
.
br
.
ol
= 1,738.0,96.0,99 = 1,652 (KW)
n
II
=
916,392
614,3
1420
==
I
I
u
n
(vòng/phút)
T
II
=
( )
mmN
n
P
II
II
.40153

T
III
=
762973
372,16
308,1
10.55,9.10.55,9
66
==
III
III
n
P
(N.mm)
Trên trục IV:
P
IV
= P
III
.
xích
.
ol
= 1,308 .0,9 . 0,99 = 1,165 (KW)
n
IV
=
186,8
2
372,16

1 2 3
Công suất P, kW 1,773 1,738 1,652 1,308
Tỉ số truyền u
1

3,614
24
2
Số vòng quay n 1420 1420 392,916 16,372
Mômen xoắn T,
N.mm
11924 11689 40153 762973
phần III: thiết kế các bộ truyền
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:8
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
A. Thiết kế bộ truyền trong HGT .
I. Bộ truyền bánh răng nghiêng.
1.Chọn vật liệu
Dựa vào bảng 6.1 và phần I , đối với bộ truyền bánh răng có công suất
trung bình ta chọn vật liệu cho cả hai bánh là thép các bon chất lợng thờng :
Thép CT45 tôi cải thiện.
Tra bảng 6.1 ta có : Thép CT45 tôi cải thiện có:
- Bánh răng nhỏ
Kích thớc S (mm) không lớn hơn : 60
Độ rắn: HB
1
=240 MPa
Giới hạn bền
b1
(MPa) : 850

0
limH
H
K.K.Z.Z
S







=

[ ]
FLFCXFSR
F
0
limF
F
K.K.K.Y.Y
S







=

.Y
S
.K
XF
=1
Vậy :
[ ]
HL
H
0
limH
H
K.
S







=

[ ]
FLFC
F
0
limF
F
K.K.

Hlim
= 2HB
1
+70 = 550(MPa)

0
Flim
= 1,8 HB
1
= 432(MPa)
- Bánh răng lớn:
0
Hlim
= 2HB
2
+70 = 530(MPa)

0
Flim
= 1,8 HB
2
= 414(MPa)
K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải (động cơ làm việc 1 chiều hay hai chiều)
Làm việc 1 chiều lấy : K
FC
= 1
K
HL

= 6 và m
F
= 6
- Xác định N
HO
; N
FO
:
N
FO
= 4.10
6

N
HO
= 30.H
2,4
HB

Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:10
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
+ Đối với bánh răng nhỏ : N
HO
= 30.240
2,4
=1,5.10
6
+ Đối với bánh răng lớn: N
HO
= 30.230

maxT
Ti
.c.60N
F






=
Trong đó : Ti , n
i
, t
i
là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét
+ Đối với bánh răng nhỏ: N
HE1
= 60.1420.[1
6
.12000 + 0,8
3
.4800] = 123.10
7
N
FE1
= 60.1420[1
6
.12000 + 0,8

N
N
FE
FE
So sánh các giá trị N
HE
và N
FE
đều lớn hơn giá trị N
HO
và N
FO
nên ta lấy
K
HL
= 1; K
FL
=1
Thay vào công thức tính ứng suất cho phép ta đợc :
Giá
trị
BR
Độ
cứng
(HB)

0
Hlim
(MPa)


< 1,25.[
Hmin
] = 1,25.481,818= 602
(MPa)
- ứng suất quá tải cho phép
[
H
]
max
=2,8.
ch
=2,8.450 =1260 MPa
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:11
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
[
F1
]
max
=0,8.
ch1
=0,8.580 = 464 MPa
[
F2
]
max
=0,8.
ch2
= 0,8.450 = 360 MPa
3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng.
a. Xác định khoảng cách trục a

[
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép

ba
- Hệ số bề rộng vành răng.Theo bảng 6.6 ta lấy
ba
= 0,3 từ đó ta có :
bd
= 0,53.
ba
(u+1) = 0,53.0,3.(3,614+1) =
0,734
K
H

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc . Tra bảng 6.7 ta đợc: K
H

= 1,043
Vậy :
( ) ( )
mma
w
427,71
3,0.614,3.909,490

+
=
+
=
um
a
z
w

Lấy z
1
= 21
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:12
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Số răng bánh lớn là: z
2
= u.z
1
= 3,614.21 = 75,894 Lấy z
2
= 76
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là : u
m
= 76/21 = 3,619
So với ban đầu (u
m
- u)/u
m
=
138,0%100.

( )
[ ]
H
2
1ww
H1
HMH
d.u.b
1u.K.T.2
.ZZZ

+
=

Trong đó :- Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , trị số
của Z
M
tra trong bảng 6.5 : Z
M
= 274 MPa
1/3

- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bè mặt tiép xúc
Theo (6.35)
tg
b

tw
b
H
Z


-Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo (6.37) :

= b
w
sin/(m) = 0,3.75.sin(14,07
0
)/(.1,5) = 1,16 >1


= [1,88 - 3,2(1/z
1
+ 1/z
2
)]/cos = [1,88 - 3,2(1/21 + 1/76)]/cos(14,07
0
)
=1,635
Z

=
635,1

H

.K
Hv
- K
H

: Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng. K
H

=1,043
- K
H

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp Theo (6.40) : v = .d
w1
.n
1
/60000 = .3,47.1420/60000 = 2,414 (m/s)
Với v = 2,414 < 4 Theo bảng 6.13 cấp chính xác là 9 . Theo bảng 6.14 với cấp
chính xác 9 và v<5 nên K
H

= 1,13
- K


1
1
1
=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K
Theo (6.39) K
H
= K
H

.K
H

.K
Hv
= 1,043.1,13.1,043 = 1,229
Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.33) ta đợc:
( )
217,458
47,32.619,3.5,22
1619,3229,1.11689.2
782,0.72,1.274

K
xH
= 490,909.1.0,95.1 =466,364 (MPa)
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:14
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
Nh vậy:
H
< [
H
]

[ ]
[ ]
747,1
364,466
217,458364,466
=

=

H
HH


< 4%
d. Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không v-
ợt quá trị số cho phép :

[ ]

F
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K
F
= K
F

. K
F

. K
Fv
K
F

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều
rộng vành răng tra bảng (6.7) K
F

= 1,107
K
F

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
tra bảng 6.14 ta đợc K
F

= 1,37

K

1
1
=+=


FF
wwF
KKT
db
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:15
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
=> K
F
= K
F

. K
F

. K
Fv
= 1,107.1,37.1,099 = 1,667
Y
F1
, Y
F2
- Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tơng đơng
Z
v1
= z


= 1/1,635 = 0,571
Y

- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y

= 1 - /140= 1-14,07
0
/140 =0,9
Vậy:
[ ]
)(857,246)(704,77
5,1.47,32.5,22
967,3.9,0.612,0.667,1.11689.2
11
MPaMPa
FF
===


[ ]
)(571,236)(672,70
967,3
608,3.704,77
22
MPaMPa
FF
===


= 77,704.1,3 = 101,015 < [
F
]
max1
=464 (MPa)

Fmax2
=
F2
.K
qt
= 70,672.1,3 = 91,874 < [
F
]
max2
=360 (MPa)
Vậy điều kiện quá tải đợc thoả mãn
f. Các thông số và kích thớc của bộ truyền.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:16
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế

Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:17
STT Các thông số kích thớc Giá trị Đơn vị
1 Khoảng cách trục (a
w
) 75 mm
2 Môđun pháp (m
n
) 1,5
3 Chiều rộng vành răng (b

1
=32,47 ;
d
2
=117,53
mm
9 Đờng kính đỉnh răng(d
a1
,d
a2
)
d
a1
= 35,5 ;
d
a2
= 120,5
mm
1
0
Đờng kính đáy răng (d
f1
, d
f2
)
d
f1
= 28,72 ;
d
f2

II. Bộ truyền trục vít - Bánh vít
1. Chọn vật liệu
Vì bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trợt lớn và điều kiện hình thành
màng dầu bôi trơn ma sát ớt không đợc thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục
vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm
bớt về dính . Mặt khác do tỉ số truyền u lớn , tần số chịu tải của trục vít lớn hơn
nhiều so với bánh vít , do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật
liệu bánh vít .
- Tính vận tốc trợt (v
t
),vận tốc trợt tính theo công thức kinh nghiệm.

3
2
222
3
t
n.u.P10.8,8v

=

Trong đó : v
t
: Vận tốc trợt
P
2
: Công suất của bộ truyền trục vít bánh vít
u
2
: Tỉ số truyền của bộ truyền.

* ứng suất uốn cho phép:
Bánh vít làm bằng vật liệu gang và bộ truyền quay một chiều đợc xác định theo
công thức sau:
[
F
] = 0,12 .
bu
= 0,12.360 = 43,2 (MPa)
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:18
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
* ứng suất cho phép khi quá tải.
Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải, cần xác định ứng suất tiếp xúc
cho phép khi quá tải [
H
]
max
và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [
F
]
max
.
Bánh vít làm bằng gang: [
H
]
max
= 1,5.[
H
]= 1,5.141,7 = 212,55 (MPa)
[
F

+=

Trong đó: K
H
- Hệ số tải trọng ,chọn sơ bộ K
H
= 1,2
z
3
, z
4
- Số răng trục vít ,bánh vít
Với u = 26,2 chọn z
3
= 2 , do đó z
4
= u.z
3
= 24 .2 = 48 Chọn z
4
= 48
Tỉ số truyền tính lại là : u = z
4
/z
3
= 48/2=24
Sai số tỉ số truyền là : 0% < 4%
T
3
- Mômen xoắn trên tục bánh vít

2
=






+=
w
a
(mm)
- Xác định môđun m : m = 2.a
w
/(q + z
4
) = 2.216,416/(12,5 + 48) = 7,154 mm
Dựa theo bảng 7.3 ta chọn môđun theo tiêu chuẩn : m = 7
- Tính lại khoảng cách trục :
75,211
2
)5,1248.(7
2
).(
4
=
+
=
+
=

.
a
qz
.
z
170







+








=
Trong đó a
w
, z
4
, q đã biết
- Xác định vận tốc trợt v
s

] = 137,44 (MPa)
- Hiệu suất của bộ truyền tính theo công thức:

( )
( )
+

=
w
w
tg
tg.95,0
Trong đó : - Là góc ma sát dựa vào vận tốc trợt và bảng 7.4 ta có : = 3,433
0
Do đó : = 0,8
Và T
3
= 763228.0,7/ 0,8 = 667825 (N.mm)
K
H
- hệ số tải trọng
K
H
= K
H

. K
Hv
K
H

/)
3
(1- kt) = 1+ (48/125)
3
(1 - 0,943) = 1,003
Trong đó : Với z
3
= 2 ; q = 12,5 tra bảng 7.5 ta đợc : = 125
-Theo bảng 7.6 ta chọn cấp chính xác 9, Với cấp chính xác 8 và vận tốc trợt
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:20
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
v
s
= 1,75 (m/s) nên : K
Hv
= 1,117
=> K
H
=1,003.1,117 =1,12
- Theo công thức (7.19) ứng suất tiếp xúc
( )
)(967,133
5,12
12,1.667825
.
170
5,1248
.
48
170

] do đó không cần điều chỉnh các thông số và chọn lại
c.Kiểm nghiệm độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
bánh vít không đợc vợt quá trị số cho phép

n
FF
F
mdb
KYT

4,1
44
3
=

<= [
F
]
b
4
- Chiều rộng bánh vít (tra bảng 7.9) : Khi z
3
= 2 , b
4
< 0,75.d
a3

d
a3

.K
Fv
= 1,003.1,117 = 1,12 ( Với K
F

= K
H

, K
Fv
= K
Hv
)
d
4
- Đờg kính vòng chia bánh vít
d
4
= m.z
4
=7 .48 = 336 (mm)
m
n
- Môdun pháp của răng bánh vít
m
n
= m.cos = 7.cos9,462
0
= 6,905
Theo công thức (7.26) :

K
= 133,967.
3,1
=152,746 < [
H
]
max
=212,55 (MPa)

Fmax
=
F
.K
qt
=8,726.1,3 = 11,34 < [
F
]
max
=108 (MPa)
Vậy bánh vít thoả mãn về quá tải
d.Các thông số cơ bản của bộ truyền:
STT Các thông số cơ bản Giá trị
Đơn vị
tính
1 Khoảng cách trục a
w
= 210 mm
2 Môđun M = 7 mm
3 Hệ số đờng kính q = 12,5
4 Tỉ số truyền U = 24

=101,5 ;
d
a4
=346,5
mm
12 Đờng kính đáy
d
f1
= 70,7
d
f2
= 315,7
mm
13 Đờng kính ngoài bánh vít d
aM2
= 355 mm
f. Tính nhiệt truyền động trục vít.
Bộ truyền trục vít đã đợc thiết kế trên đây có thể làm việc không ổn định ,
thậm chí bị h hỏng nếu quá trình làm việc, nhiệt độ sinh ra quá cao và nhiệt l-
ợng không đợc toả đi kịp thời . Vì vậy cần tiến hành tính kiểm nghiệm về nhiệt ,
xuất phát từ điều kiện : nhiệt lợng sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân
bằng với nhiệt lợng thoát đi
- Trờng hợp không làm nguội bằng nhân tạo :
t
d
= t
0
+ 1000(1 - )P
2
/[K

2
= 20.0,21
2
= 0,882 (m
2
)-Diện tích bề mặt hộp giảm tốc không
có gân
A
2
= (0,1 0,2)A
1
Diện tích tính toán của bề mặt gân : A
2
= 0,1.A
1
=
0,0882
A = A
1
+ A
2
=0,9702 (m
2
)
: Hệ số kể đến sự thoát nhiệt của hộp giảm tốc chọn= 0,3
= t
ck
/(P
i
.t

Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
- Từ số răng đĩa xích nhỏ tính ra số răng đĩa xích lớn :
z
2
= u.z
1
= 2.27 = 54 < z
max
=120
a> Xác định b ớc xích p:
- Bớc xích P xác định từ chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề . Điều kiện đảm bảo
chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc viết dới dạng :
P
t
= P.k.k
z
.k
n
[P]
Trong đó:
+ P
t
; P ; [P] Lần lợt là công suất tính toán công suất cần truyền và công
suất cho phép , kW ;
+ Với z
1
= 27 , k
z
= z
01

bt
= 1,3)
+ k
đ
- Hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng (k
đ
= 1,35)
+ k
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (k
c
= 1)
Nh vậy : k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
đ
.k
c
= 1.1,25.1.1,3.1,35.1 = 2,194
Vậy : P
t
= 1,308 . 2,194 . 0,926.3,054 = 8,116 < [P] = 10,5 kW
Dựa vào bảng 5.5 ta chọn bộ truyền xích một dãy có bớc xích p = 38,1 mm
Theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện p < p

zz
p
a
x
Lấy số mắt xích chẵn x = 92 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13)
a = 0,25.p{x - 0,5.(z
1
+ z
2
) +
2
12
2
21
]
zz
.[2)]zz(5,0x[


+
}
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:24
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hớng dẫn: Đoàn Yên Thế
a = 0,25.38,1.{92 - 0,5.(27 + 54) +
22
]
2754
.[2)]5427(5,092[



Q - Tải trọng phá hỏng , N , tra theo bảng 5.2 Q = 127000 (N), khối lợng
1m xích là q
1
= 5,5 kg
k
đ
- Hệ số tải trọng động , k
đ
= 1,2 (Tải trọng mở máy bằng 1,5 lần tải
trọng danh nghĩa)
v = z
1
.p.n
1
/60000 = 27.38,1.16,372/60000 = 0,281 (m/s)
F
t
- Lực vòng (N) ; F
t
= 1000.P/v = 1000.1,308/0,281 = 4655 (N)
F
v
- Lực căng do lực li tâm sinh ra , tính theo công thức :
F
v
= q.v
2
= 5,5.0,281
2
= 0,434 N