Organe De Masini-reductor De Turatie Intro Treapta

TEMA

DE

PROIECT

Sa se proiecteze transmisia mecanica pentru actionarea benzii transportoare pentru bagaje a viitorului aeroport Bucuresti Sud.

Transmisia este cea din figura de mai jos:

Notatii: ME-motor electric trifazat asincron TCT-transmisie curele trapezoidale RT-reductor de turatie conic cu dinti drepti I-IV-arbori Z1, Z2-numarul de dinti ale rotilor dintate 1 si 2 CEB-cuplaj elastic cu bolturi

Arborii III si IV sunt intr-un plan vertical. Se va proiecta si un mecanism de intindere automata a curelelor. Proiectul va cuprinde: A. Memoriu justificativ cu calcule, schite, justificarea solutiei alese B. Partea grafica B1. Desenul reductorului de turatie scara 1:1 B2. Desenul mecanismului de intindere a curelelor B3. Desenul de executie al arborelui IV

Student: Teliceanu Cristina-Dana Grupa: 931

Nr. Crt. 1. 2.

3.

4.

5.

6.

Data

Etapa

Realizat

13.10.200 Primirea temei 100% 8 16.10.200 Calculul energetic al 8 transmisiilor. Calculul turatiilor arborilor I-IV. Alegerea motorului. Calculul transmisiei cu curele trapezoidale. Predimensionarea arborilor. Alegerea capetelor arborilor. Predimensionarea angrenajului. Verificarea angrenajului. Calculul elementelor cinematice ale angrenajului. Desen de ansamblu al reductorului de turatie (incipient). Calculul rulmentilor. Verificarea arborilor la solicitare complexa. Verificarea completa a arborelui IV (in sectiunea cea mai periculoasa). Desen de ansamblu avansat. Desenul arborelui IV (incipient). Calculul celorlalte piese ale transmisiei (pene, cuple, etc). Calculul mecanismului de intindere a curelei. Calculul randamentului total al transmisiei. Desen de ansamblu definitiv. Desen de executie definitv. Desenul (schita) mecanismului de tensionare. Fisa tehnologica a arborelui IV.

Observatii

7.

Predarea si sustinerea proiectului.

Memoriu justificativ 1. Date de intrare: Piv := 17 kw n iv := 150 rpm ks := 1.6

2. Calculul energiei si al turatiilor (arbori I-IV), transmisiei, alegerea motoarelor electrice

Pmax = 27.2 kw

Pmax:= Piv ⋅ ks

Momentul de torsiune

Miv :=

30 π

6 Piv

⋅ 10 ⋅

6

M iv = 1.082× 10

n iv

N*mm

Randamentul total ηpr := 0.99

- randamentul perechilor de rulmenti

ηtct := 0.97

- randamentul transmisiei cu curele trapezoidale

ηa := 0.94

- randamentul angrenajului

3

ηt := ηpr ⋅ ηtct⋅ ηa

ηt = 0.885

Puterea necesara motorului Pmax Pme := ηt

Pme = 30.744 kw

Se aleg doua motoare electrice: 1. Tip 200 L

2. Tip 225 S

Pm1 := 37 kw

Pm2 := 37 kw

n m1 := 2920 rpm

n m2 := 1460 rpm

Schema motoarelor de 3000 rot/min (tip 200L) si de 1500 rot/min (tip 225S)

Raportul de transmisie n m1 Itot1 := n iv

Itot1 = 19.467

n m2 Itot2 :=PnI PI I = 9.733 iiiitot tot1 iv − tot2 STAS ntot2 iv IRT ∆I n P := := := ⋅ 100 iiiii:= 1 nη 2 In η Ipr ⋅ ηIanSTAS nISTAS 4m1 2.781 := 20 834.286 834.286 Pii = Piii 18.452 =va 18.268 17 ∆I ∆I =kw =51.333 2.667 12 RT tct i :==:= iii tct ii3.5 tct pr iii ===2920 iii iv 2rot/min 1kw %% Deducem turatiile efective I.STAS se ale arborilor alege kw 20.

Pi :=

Piv 3

ηpr ⋅ ηa⋅ ηtct

Pi = 19.215

Calculul momentelor de torsiune 6

M t1 :=

30⋅ 10 ⋅ Pi π ⋅ n ms

4

N*mm

5

N*mm

M t1 = 6.284× 10

6

M t2 :=

30⋅ 10 ⋅ Pii π ⋅ n ii 6

30⋅ 10 ⋅ Piii

M t2 = 2.112× 10

Mt 5 M t3 := 3 τ t := M t3 = 2.091× 10 N*mm 6 π ⋅ nMiii 3016 ⋅ 10 ⋅t4 Piv  π ⋅ d3  t1 t2 t3 Mdt4 := 6  = 56.849  1 2 3 4 τ at := 30 ππMPa ⋅⋅nτiv Mdt4 22.014 32.975 1.082× 10 τ t ≤ τ at mm N*mm at arborilor Predimensionarea mm 4321 1632.865 

Proiectarea transmisiei prin curele trapezoidale Alegerea tipului curelei

Profil SPB 11.0x10

Dp1 ≤ 250 mm

Pn := 37 kw n i = 2920 rpm Itct = 3.5

Alegerea rotilor Dp1 := 200 mm 2 ξ := 100

Diametrul primitiv al rotii conducatoare de curea

Dp2 := ( 1 − ξ ) ⋅ Dp1⋅ Itct

Unde Dp2 este diametrul primitiv al rotii conduse

Dp2 = 686

mm D = 250 p0

- alunecarea elastica (2%)

Dp2 se standardizeaza conform STAS 1163-71

Dp0 := 1.25D ⋅ p1

Se va alege Dp2 = 710 mm conform standardelor.

mm

diametrul rolei de intindere

Calculul vitezei periferice π ⋅ Dp1⋅ n ms

V1 :=

m/s

unde V.adm =50 m/s

V ≤V 1

V1 = 30.578

60⋅ 1000 adm

Alegerea distantei axiale A

(

)

(

)

(

)

0.7⋅ Dp1 + Dp2 ≤ A ≤ 2 Dp1 + Dp2 0.7⋅ Dp1 + Dp2 = 637

(

)

2 Dp1 + Dp2 = 1820

aleg

2

Se va lua media intervalului.

A := 1229 mm

π Lungimea primitiva a curelei Lpc − ⋅ β ⋅ D + β 2⋅ Dp2 360 1 p1 2 2 A := curelei DD +DγD Dp2 − Dp1 A c := 1.5 πcm p2p1−sectiunea p1 p2 180   3 Lpc γ := :=2180 2⋅ Aasin + 2 cosβ β ==203.95 ⋅ + βValoarea := 4000 − γLpc + Lpc =valoarea 3.94 × 210din tabelul 21L γ pc = := 23.95 2⋅se 2A 1 156.05 π 4A = 1483.958 mm 4.2.1 mm la cea maiAapropiata  mm  22normalizeaza

(

(

)

(

)

)

z0

Calculul preliminar al numarului de curele

Cf := 1.6 CL := 1.02

(

)

Cβ := 1 − 0.003 180 − β1

Cβ = 0.928 a1 := 1.2315 b 1 := 5.68 c1 :=

139 6

10

De := 21

Vom cacula puterea transmisa de o curea.



− 0.09

P0 :=  a1⋅ V1



−

b1 De

2

− c1⋅ V1

P0 = 15.435 kw

 ⋅ V1 

P := Piii P⋅ Cf z0 := CL⋅ Cβ ⋅ P0

z :=

z0

z0 = 2

z = 2.223

Cz

Cz := 0.9

Aleg z=2 curele

Verificarea frecventei indoirii 3

f :=

V1⋅ 2⋅ 10 Lpc

f = 15.289

f < 40Hz

Durata de functionare a curelei P0 Ac

Lpc Lh := 3

= 10.29

3

Lh = 1.333× 10

ore

Forta de intindere initiala F0 si a apasarii pe arbori Fa 3 Piii Fu := 10 ⋅ V1 F0 := 1.6⋅ Fu

Fu = 597.413

N

F0 = 955.86 3

Fa = 1.075× 10

Fa := 1.8⋅ Fu

Predimensionarea arborilor si alegerea capetelor de arbori Momentele de incovoiere nu pot fi determinate in faza de predimensionare -> predimensionarea se face numai la torsiune. Nu se cunoaste pozitia fosrtelor fata de reazeme. Utilizand "Capetele de arbori" din STAS 9724/2-71 vom determina diametrele si lungimile nominale pentru arborii I-IV. Lungimile vor fi cele de predimensionare si nu finale. d 1 = 22.014

mm

va rezulta d.1=22 mm; l.1=36 mm

d 2 = 32.975

mm

va rezulta d.2=35 mm; l.2=58 mm

d 3 = 32.865

mm

va rezulta d.3=35 mm; l.3=58 mm

d 4 = 56.849

mm

va rezulta d.4=60 mm; l.4=105 mm

Proiectarea unui angrenaj conic cu dinti drepti Diametrul de divizare al pinionului conic

KH

factor global al presiunii hertziene de contact

KH := 1700000

N 2

mm

N si generatoarea conului de divizare, se aproximeaza cu factor dedintre suprastructura exterioara KbS raportul 5 3 latimea2 danturii i12 btp := := 0.3 σVom K M σ σ := := =:= 13.5 := 2.091 M =25.5HRC 1.505 10 × nota 10 R 0.3, se×⋅ duritate va pentru usurinta calculului b.R STAS 791-88 Hlim HRC RHlim S Hlim 59 t3 mm limita alege momentul presiunea materialul hertziana depinionului torsiune flanc pe 18MoMnCr13 arborele la obosela pinionului conform

( KH⋅ KS⋅ Mtp)

3

d 1min :=

b R ⋅  1 −



d 1min = 59.155

2

⋅ b  ⋅ σHlim ⋅ i12 2 R 1

2



mm

Modulul danturii rotilor dintate pe conul frontal exterior

Modulul danturii rotilor pe conul frontal exterior se determina din conditia ca dantura sa reziste la rupere prin oboseala la piciorul dintelui.

Kf

factorul global al tensiunii de la piciorul dintelui

(

)

Kf := 19 M tp ⋅ KS⋅ Kf mmin := 2 Ks := 1  1  ⋅ σ  ⋅ i 2 + 1 52⋅ b ⋅   d 1 − ⋅ b   R la rupere flim dM1min σ m =:==2.091 = 420 59.155 3.426 × 10 limita flim tpmin mm 2 R  prin rezistenta oboseala  1min   12 la piciorul dintelui

mKSTAS := 3.5 mKSTAS2 := 4.5 mKSTAS < mmin ≤ mKSTAS2

1.05m ⋅ KSTAS = 3.675 mmin ≤ 1.05m ⋅ KSTAS

Conditia este indeplinita, astfel se va alege m.min=m.KSTAS

m min=3.5

mm

Calculul numarului de dinti al rotilor dintate care formeaza angrenajul Se determina numarul necesar de dinti ai pinionului conic: d 1min z1s := mmin

z1s = 16.901

Se va standardiza numarul de dinti, astfel incat: z1 := 17

dinti

xr := 0.43 deplasarea specifica radiala

Se detedrmina numarul de dinti ai rotii conjugate: z2 := z1⋅ i12

z2 = 59.5

z2=60 dinti

Calculul geometric al angrenajului conic cu dinti drepti

A. Elementele rotii plane de referinta

αo := 20 grade

h 1oa := 1 h 1of := 1.2

unghiul profilului de referinta

coeficientul inaltimii capului de referinta

coeficientul inaltimii piciorului de referinta

C1o := 0.2 coeficientul jocului de referinta la picior B. Calculul deplasarilor specifice ale danturii

h ao := h 1oa⋅ m h fo = 4.2 h fo := h 1of⋅ m Deplasari specifice radiale: p o = 10.996 xr1 := 0.43 xr2 := −0.43

Deplasari specifice tangentiale xt1 := 0.12 xt2 := −0.12

C. Elementele geometrice ale angrenajului Semiunghiurile conurilor:

 z1    z2 

δ1 := atan 

h ao = 3.5

Co := C1o⋅ m

Co = 0.7

p o := π ⋅ m

δ1 = 0.276 rad 180 δ11 = 15.819 grade δ11 := δ1⋅ π δ2 := δ22π⋅ 180 δ22 = 74.181 δ22 := 90 − δ11 δ2 = 1.295 rad

Diametrele de divizare: d 11 := m⋅ z1 d 11 = 59.5

mm

d 12 := m⋅ z2 d 12 = 210

mm

Lungimea exterioara a generatoarei conurilor de divizare

R :=

d 11

( )

2⋅ sin δ1

R = 109.133

mm

Latimea danturii rotilor b := 0.3⋅ R b = 32.74

mm

Se rotunjeste valoarea obtinuta b=33 mm

Diametrele de divizare medii

( )

d m1 := d 11 − b ⋅ sin δ1 d m1 = 50.504

mm

( )

d m2 := d 12 − b ⋅ sin δ2 d m2 = 178.25

mm

Modulul mediu al danturii d m1 mm := z1 mm = 2.971

mm

Numarul de dinti ai rotii plane de referinta z1 zo := sin δ1

( )

zo = 62.362

Rezulta ca z.o=63 dinti Inaltimea capului dintelui

(

)

h a1 := m⋅ h 1oa + xr1 h a1 = 5.005

mm

Inaltimea dintelui h a2 := m⋅ h 1oa + xr2 h := h a1 + h f1 h a2 = 1.995 h = 7.7 mm Inaltimea piciorului dintelui

(

)

(

)

h f1 := m⋅ h 1of − xr1 h f1 = 2.695 mm h f2 := m⋅ h 1of − xr2

(

)

h f2 = 5.705

mm

Unghiul capului dintelui  h a1  180 θa1 := atan  ⋅ R π



θa1 = 2.626



grade

180 ha2f2 hhf1 ⋅180 180 θ := atan θa2 θ := := atan atan    ⋅  ⋅ f1 f2 R π θ = = 1.415 2.992 1.047   a2 piciorului f1 f2 Unghiul dintelui  RR grade  ππ

Unghiul conului de cap •

pentru angrenaj conic cu joc la picior constant δa1 := δ11 + θf2 δa2 := δ22 + θf1 δa1 = 18.812

grade

δa2 = 75.595

grade

Unghiul conului de picior δf1 := δ11 − θf1 δf2 := δ22 − θf2 δf1 = 14.405 δf2 = 71.188

grade grade

Diametrele de cap

( )

d a1 := d 11 + 2⋅ h a1⋅ cos δ1 Diametrele de picior d a1 = 69.131

( )

d a2 := d 12 + 2⋅ h a2⋅ cos δ2 d a2 = 211.088

( ) d f2 := d 12 − 2⋅ h f2⋅ cos ( δ2) d f1 := d 11 − 2⋅ h f1⋅ cos δ1

d f1 = 54.314 d 12 11π⋅ cot δ21  d f2 = 206.89 HsH α := :=  20 ⋅  ⋅−tanh(a2 ⋅)sin a1 a2 a1 := s=exterioara =27.831 103.636 ⋅ 3.982 7.013 0.5π 2⋅conului xal αde +cap xδt2 21α a1 a2 21=m 0.349 180 2 + arad r1constant r2 t121 pentru angrenaj conic cu Inalimea jocul Arcul la piciorul de divizare danturii dintelui



(

( )



( ))

Unghiul de rabotare al dintelui

 ( 0.5⋅ s 1 + R⋅ sin ( θf1) ⋅ tan ( α) )   R⋅ cos ( θ f1)  

χ 1 := atan 

 ( 0.5⋅ s 2 + R⋅ sin ( θf2) ⋅ tan ( α) )   R⋅ cos ( θ f2)  

χ 2 := atan 

χ 1 = 1.193 χ 2 = −0.073

Elementele geometrice ale angrenajului cilindric echivalent

Diametrele de divizare ale rotilor echivalente d v1 si d v2 d 11 d v1 := cos δ1 d v1 = 61.842

Diametrele de baza ale rotilor echivalente dsibv2 bv1 d bv1 := d v1⋅ cos ( α) d bv1 = 58.113

( )

d v2 :=

d 12

d bv2 d bv2 := d=v2723.894 ⋅ cos ( α)

Distantele dintre axele de rotatie ale rotilor ehivalente av12 1 av12 := d v1 + d v2 av12 = 416.097 2

(

( )

cos δ2 d v2 = 770.352 zv1 si zv2 Numarul de dinti ai rotilor echivalente d v1 zv1 := m zv1 = 17.669

d v2 zv2 := m zv2 = 220.101

Diametrele de cap ale rotilor echivalente d av1 si d av2 d av1 := d v1 + 2⋅ h a1 d av1 = 71.852 d av2 := d v2 + 2⋅ h a2 d av2 = 774.342

)

Gradul de acoperire ε α

2

ε α :=

d av1 − d bv1 2⋅ π ⋅ m⋅ cos ( α)

2

2

+

d av2 − d bv2 2⋅ π ⋅ m⋅ cos ( α)

2

−

av12⋅ sin ( α) π ⋅ m⋅ cos ( α)

ε α = 1.575

Calculul fortelor din angrenajul conic cu dinti drepti

Forte tangentiale M tp Ft1 := 2⋅ Ft2 := Ft1 d m1 Forte radiale

3

Ft1 = 8.28× 10

N

( ) ( )

3 ) ⋅ cos δ Ft1×⋅ tan r1=:=2.9 1 FFr1 10 ( αN Fr2 = :=821.564 Ft2⋅ tan ( α)N ⋅ cos δ2

Forte axiale

( ) Fa2 := Ft2⋅ tan ( α) ⋅ sin ( δ2)

Fa1 := Ft1⋅ tan ( α) ⋅ sin δ1

Fa1 = 821.564

N 3

Fa2 = 2.9 × 10

N

Forta normala pe flancul dintelui 1 Fn := Ft1⋅ cos ( α) 3

Fn = 8.812× 10

N

Verificarea de rezistenta a danturii angrenajului conic cu dinti drepti A. Verificarea la oboseala prin incovoiere a piciorului dintelui KF1 := 2.3

K.F este factorul de forma al dintelui

KF2 := 2.2 KS = 1 KV factorul dinamic interior KV := 11 Kfb b = 33

factorul de repartitie a sarcinii pe latimea danturii mm

b  KHb :=  0.2⋅ +1  d 11  KHb = 1.111 1 Kα := KK := 1.1 σ := 0.635 εcoeficientul 0.7 420 fbC α α=fflim α= rezistenta factorul se considera de repartitie deminima siguranta o valoare frontala de rupere la rupere rotunjita a sarcinii prinprin oboseala oboseala la piciorul la piciorul dintelui dintelui

Cf=3 Kρ

factorul concentratorului de eforturi unitare din zona de racordare a piciorului dintelui

Kρ1 := 0.82 Kρ2 := 0.85

factorul dimensional, se adopta egal cu unitatea pentru angrenaje de dimensiuni obisnuite

Kx

Kx := 15 KfN

factorul numarului de cicluri de functionare

N1 := 60⋅ n iii⋅ Lh 7

N1 = 6.674× 10 7

N ≥ 10

Va rezulta

KfN1 := 1

N2 := 60⋅ n iv ⋅ Lh 7 N2 = 1.2 × 10 1

 107  KfN2 :=  N2   

9

KfN2 = 0.98

 Ft1   ⋅ KF1⋅ Kα⋅ KS⋅ KV⋅ Kfb  b ⋅ mm 

σf1 := 

3

σf1 = 1.645× 10

 Ft2  σf2 :=   ⋅ KF2⋅ Kα⋅ KS⋅ KV⋅ Kfb b ⋅ mm   3

σf2 = 1.574× 10

 σflim  σfa1 :=   ⋅ Kρ1⋅ Kx⋅ KfN1  Cf  3

σfa1 = 1.722× 10

 σflim  σfa2 :=   ⋅ Kρ2⋅ Kx⋅ KfN2 Cf 3  σf1 σfa2 σ σσ ×10 f2=≤≤1.749 fa2 fa1

B. Verificarea solicitarii statice de incovoiere a piciorului dintelui la incarcarea maxima Calculul urmareste evitarea deformatiilor plastice ale dintilor cu duritate mai mica de 350 HB M tMaxp

momentul de torsiune maxim care poate apare la pornire, la oprire sau in cazul blocarii accidentale a transmisieiin timpul functionarii

M tMaxp := M t3 M tp

momentul de torsiune nominal pe arborele pinionului angrenajului

KS Max - factorul de soc maxim

KSMax :=

σr

M tMaxp Mtp

KSMax = 1

rezistenta de rupere statica prin inconvoiere 2

σr := 42⋅ 10 CfM Coeficientul de siguranta la solicitarea prin soc a piciorului. Se adopta

Tensiunea maxima de inconvoiere la piciorul dintelui este: 3

3 σf1 = 1.645× 10C. Verificarea σf2 la = 1.574 × 10 hertziana, in cazul solicitarii la oboseala a flancurilor dintilor presiune

σfMax1 := σf1⋅

KSMax KS 3

σfMax1 = 1.645× 10

σfMaxa :=

σr

σfMax2 := σf2⋅

CfM 3

σfMaxa = 2.1 × 10

KSMax KS diametrele cercurilor de divizare mediid m 3

σfMax2 = 1.574× 10

d m1 = 50.504 mm d m2 = 178.25 mm

factorul de materialKM KM := 221

factorul de repartitie a sarcinii pe latimea danturii KHB KHB := 1.1

C := := 4 σdintilor K σ := := K σ 1.15 := 420 K C H d Halim RK HN1 Halim HN Ha H11.5 R tensiunea rezistenta hertzianalimita admisibila la oboseala la solicitarea factorul superficiala factorul de numarului coeficient oboseala derugozitatii contact dede acicluri flancurilor siguranta a flancurilor flancurilor de functionare la dintilor pitting dintilor

N 2

mm

1

 107  KHN2 := 5⋅  N2   

6

KHN2 = 1.269

KC := 1.77

 i 2 + 1  Ft1   12  σHC := KM ⋅ KC⋅  ⋅ KS⋅ KV⋅ KHB⋅  i12  b⋅ d m1 3

σHC = 3.093× 10

 σHlim  σHa1 :=   ⋅KR⋅Kd ⋅KHN1  CH  3

σHa1 = 4.614× 10

 σHlim  σHa2 :=   ⋅KR⋅Kd ⋅KHN2 CH   3

σHa2 = 5.853× 10

Alegerea rulmetilor, stabilirea preliminara a formei constructive a arborelui d ca := 45 mm d fus := d ca + 5 = 50

mm

Vom alege astfel conform STAS 3920-87 rulmentii cu simbolul 32210 pentru diametru de fus de 50 mm pentru arborele rotii conduse. Pentru arborele rotii conducatoare se va alege rulmentul cu simbolul 32208. lca := 135.5mm 73+ mm d 0d := d fus 3 = 53 2 :=

mm

Verificarea arborilor Verificarea la solicitarea compusa:

α - coeficient ce ia in considerare influenta modulului de variatie diferit al momentelor de incovoiere si torsiune asupra comportarii arborelui Pentru o variatie pulsatoare a efortului la torsiune:

Calculul of reactiunilor si momentelor Forta axiala

F am2 = 2763.76N

Forta radiala

F rm2 = 1105.50N

Forta tangentiala

F tm2 = 8178.31N

MII_am2 := F am2⋅

dm2

MII_am2 = 201.52N⋅ m

2

moment produs de forta axiala

lII_1 := 57.5mm lII_2 := 103.5mm

Plan orizontal (xOy): ΣM II_Hb1_1:= 0

F tm2⋅ lII_1 HII_b2_1 := lII_1 + lII_2 HII_b2_1 = 2920.83N

ΣM II_Hb2_1:= 0

F tm2⋅ lII_2 HII_b1_1 := lII_1 + lII_2 HII_b1_1 = 5257.49N

ΣF II_H_1 := HII_b1_1 − F tm2 + HII_b2_1

ΣF II_H_1 = 0 N

MII_Hb1_1 := 0N⋅ m

−F rm2⋅ lII_1 + MII_am2 MII_H1_1 = 302.31N ⋅ m VII_b2_1 := ΣM II_Vb1_1 := 0 lII_1 + lII_2 M =:= 0N ⋅m MII_Hb2_1 M − F − H ⋅ l II_Hb2_1 II_H1_1 tm2 II_b1_1 II_2 VII_b2_1 = 856.88N MII_H1_1 := HII_b1_1⋅ lII_1

(

)

Plan Vertical (xOz):

F rm2⋅ lII_2 + MII_am2 VΣM := II_b1_1 II_Vb2_1:= 0l II_1 + lII_2 ΣF II_V_1 = 0 N VII_b1_1 = 1962.38N

ΣF II_V_1 := −VII_b1_1 + F rm2 + VII_b2_1 MII_Vb1_1 := 0N⋅ m MII_V11_1:= VII_b1_1⋅ lII_1

MII_V11_1 = 112.84N ⋅ m

MII_V21_1:= MII_V11_1 − MII_am2 MII_V21_1 = −88.69 N⋅ m Moment echivalent: 22 2 22 2 2 MII_Vb2_1 RII_b2_1 M :=:= :=MII_V21_1 MH M MII_eq_1 + ++VM V +:=II_V21_1 MII_Vb2_1 MII_1_1 − F rm2+lR M MtII M M ==3043.92N 5611.78N 315.05N = =0 0 M NN ⋅II_Vb2_1 m ⋅m M⋅ m = −= 0 638.70N N⋅ m ⋅m II_b1_1 II_1_1 II_b1_1 II_b2_1 II_H1_1 II_b1_1 II_b2_1 II_Hb1_1 II_Hb2_1 II_b1_1 II_b1_1 II_b2_1 II_Vb1_1 II_2 II_b1_1 II_b2_1 II_1_1 II_b1_1 II_b2_1 II_eq_1 Rezultantele:

(

)