Thuyết minh đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D Bản vẽ lắp hộp giảm tốc, bản vẽ chế tạo chi tiết trục, bản vẽ chèn thuyết minh, biểu đồ lực, … file word Bản thuyết minh, đề tài đồ án…. Ngoài ra còn cung cấp rất nhiều các tài liệu chuyên ngành, các tài liệu phục vụ cho thiết kế đồ án, các câu hỏi khi bảo vệ........... ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI.

VIỆN CƠ KHÍ

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐT

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

HỌC

KÌ: 20192 MÃ ĐỀ: 2/20192.NMQ. 2.7 ĐẦU

ĐỀ:

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Sinh viên thực hiện Bùi Anh Quân

Mục lục

PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 4

1 Các dữ kiện ban đầu (lấy ở đâu) 4

2 Chọn động cơ 4

3 Phân phối tỉ số truyền 5

4 Xác định thông số đầu vào thiết kế của các bộ truyền cơ khí và các trục 5

PHẦN 2 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 6

1 Các dữ kiện ban đầu: 6

2 Tính toán thiết kế bộ truyền đai 7

3 Tính toán thiết kệ bộ truyền bánh răng 9

4 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng 16

PHẦN 3 Tính trục và chọn ổ lăn 18

1 Chọn khớp nối 18

2 Lập sơ đồ đặt lực 20

3 Tính sơ bộ các trục 20

4 Tính, chọn đường kính các trục 24

4.1 Trục II : 24

4.2 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục II 37

4.3 Trục I không yêu cầu tính đầy đủ 41

PHẦN 4 Tính thiết kế kết cấu 43

1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận chi tiết : 43

1.1 Kết cấu vỏ hộp 43

1.2 Thiết kế vỏ hộp 43

1.3 Kết cấu các chi tiết trong hộp giảm tốc : 45

2 Bôi trơn hộp giảm tốc 51

3 Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai: 51

PHẦN 5 TÀI LIỆU THAM KHẢO 52

Danh sách các bảng kết quả

Bảng 1 Thông số của động cơ điện không đồng bộ 3 pha được chọn trang 6

Danh sách các hình

PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Các dữ kiện ban đầu (lấy ở đâu)

 Thiết kế băng tải

Lực kéo bang tải: F = 610 (N)

 Công suất làm việc: Plv = 1000F x v = 1.26 (kW)

Hiệu suất của bộ

 Tra bảng chọn hiệu suất :

- Hiệu suất bộ truyền đai : η đ = 0.95

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng : η br = 0.97

- Hiệu suất một cặp ổ lăn : η ôl = 0.99

- Hiệu suất khớp nối : η kn = 0.99

 Hiệu suất hệ dẫn động: η = ηbr η 2

ôl η đ η kn = 0.89

 Công suất cần thiết trên trục động cơ : P yc = P lv η =1.42 (kW)

 Số vòng quay trên trục công tác : nlv = 60000× v π × D = 89.42 ( vòng/ph )

 Chọn tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai và bộ truyền bánh răng lần lượt là :

u đ = 2.5 và u br = 4 => Tỷ số truyền sơ bộ : u sb = 2.5 x 4 = 10

 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ : n sb = n lv× u sb = 894.2

Vậy ta cần chọn động cơ có điều kiện P đc ≥ P yc và n đc ≈ n sb nên ta tìm được động cơ

 Ký hiệu động cơ : 3K112S6

 Công suất động cơ : 1.5 (kW)

 Tốc độ của động cơ : 940.00 ( vòng/ph )

 Tmax/Tdn : 2.20

3 Phân phối tỉ số truyền

 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động : uch = nđc nlv = 10.51

Chọn tỷ số truyền của bộ truyền u đ = 2.5 => u br = 4.20

4 Xác định thông số đầu vào thiết kế của các bộ truyền cơ khí và các trục

 Công suất

- Công suất trên trục công tác : P ct = P lv = 1.26 (kW)

- Công suất trên trục 2 (trục ra của HGT) : P 2 = Pct ηkn = 1.27 (kW)

- Công suất trên trục 1 (trục vào của HGT) : P 1 = η P2

- Momen xoắn trên trục 1 : T 1 = 9.55 ×10

Chú ý: Số lượng hiệu suất trong các tính toán phải khớp nhau

Mã hiệu của Động cơ điên Tốc độ của động

cơ (vòng/ph)

Công suất của động

cơ P đc (kW) Tmax/Tdn

Bảng 1 Thông số của động cơ điện không đồng bộ 3 pha được chọn

Bảng 2 Tổng hợp thông số của các bộ truyền

1 Các dữ kiện ban đầu:

- Số ca làm việc: soca =2 (ca).

- Bộ truyền đai: Thang.

- Tỉ số truyền u = 2.5

- Góc nghiêng β = 30 o

2 Tính toán thiết kế bộ truyền đai

 Chọn tiết diện đai:

- Ta có P đc =1.4(kw), n đc =940 (v/p)

 Chọn tiết diện đai loại A theo hình 4.1 TTTK

 Xác định đường kính bánh đai :

- Đường kính bánh đai nhỏ d 1 : Theo bảng 4.13 TTTK chọn d 1 =125(mm).

 Vận tốc của đai : v = πd 1 n160000=π 125 94060000 = 6.15(m/s) < v max = 25 (m/s)

- Đường kính bánh đai lớn

d 2 =d 1 u/(1-ε)=315.66(mm) với ε=0.01 là hệ số trượt.

chọn d 2 =315(mm) theo dãy tiêu chuẩn.

- Từ d 1 và d 2 tính lại tỉ số truyền thực tế u t = d 2 /d 1 =2.52

 Sai lệch tỷ số truyền : ∆ u=|u t−u

 Tính khoảng cách trục sơ bộ:

- Dựa vào bảng 4.14 TTTK chọn sơ bộ a sb = 345(mm).

 Tính chiều dài đai L :

L = 2a sb + π(d1 +d2)

2 + (d2 −d1)2

4 a sb = 1407.31(mm).

 1400(mm) theo dãy tiêu chuẩn

- Số vòng chạy của đai trong 1(s) : i= v l =4.39 < i max= 10

 Lực tác dụng lên trục bánh đai : 𝐹r = 2F o Zsin(𝛼 1 /2 ) = 456.05 (N)

Bảng 3: Các thông số của bộ truyền đai

Hệ số ảnh hưởng của tải trọng không đều trên các đai C-z 0.95

3 Tính toán thiết kệ bộ truyền bánh răng

 Thông số ban đầu

+ Giới hạn chảy : σ ch2 =450(MPa)

+ Giới hạn chảy : σ ch1 = 580 (MPa)

 Ứng suất tiếp xúc [σσ H ] và ứng suất uốn cho phép [σσ F ] :

m H, m F - Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc, do bánh răng có HB< 350 => m H=6 , m F=6

NH0 , NF0 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

* Bánh chủ động : NH01 = 30HB12,4 = 16,26.106 , NF01 = 4 x 106

* Bánh bị động : NH01 = 30HB22,4 = 13,97.106 , NF01 = 4 x 106

NHE , NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất NHE = NFE = 60 c.n.t∑ với

* c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c =1

* n : vận tốc vòng của bánh răng

* t∑ : tổng số giờ làm việc của răng t∑ = Lh

=> Bánh chủ động NHE1 = NFE1 = 60.c.n.t∑ = 360,96.106

Bánh bị động NHE2 = NFE2 = NHE1 / u = 85,94.106

Do NHE1 > NH01 lấy NHE1 = NH01 do đó KHL1=1

Do NHF1 > NF01 lấy NFE1 = NF01 do đó KFL1=1

Do NHE2 > NH02 lấy NHE2 = NH02 do đó KHL2=1

Do NFE2 > NF02 lấy NHE2 = NH02 do đó KFL2=1

Thay số vào công thức được:

Trong đó

- Ka : Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng Tra bảng

 Ka = 43 MPa1/3

- T1 : Momen xoắn trên trục chủ động T1 = 33526,59 (Nmm)

- [σ H]sb : ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H]sb = 495,46 (MPa)

o αtw = arctan( tan α

cosβ) = 20,211

- Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở

o βb = arctan( cosαt tanβ) = 8,121

 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép

- Ứng suất cho phép tính ở mục trên chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ Sau

khi xác định được vật liệu, các kích thước và thông số động học của bánhrăng, cần phải xác định chính xác ứng suất cho phép :

[σ H]= [σ H]sb Z R Z v K xH

[σ F]= [σ F]sb Y R Y S K xF

o [σ H]sb, [σ F]sb là ứng suất cho phép sơ bộ được tính ở trên

o ZR = hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Từ dữ liệutrong sách chọn Ra = 2,5 ÷ 1,25μm => Zm => ZR = 0.95

o Zv : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

Có v = ≤ 5(m/s) => Zv = 1

o KxH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KxH = 1

o YR : Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn

YR=1

o YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất

YS = 1.08 – 0.0695ln(m) với m là mô đun => YS = 1,052

o KxF : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bềnuốn KxF = 1

Thay số được

[σ H]= [σ H]sb Z R Z v K xH = 470,68

* Bánh chủ động [σ F 1]= [σ F 1]sb Y R Y S K xF= 488,13

* Bánh bị động [σ F 2]= [σ F 2]sb Y R Y S K xF = 378,72

 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

- Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

σ H= ¿ZMZHZε√2T1K H(u¿¿t+1)

b w u t d2w1 ¿≤ [σ H]

o [σH] : Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = 470,68 (MPa)

o ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp trabảng => ZM = 274 (MPa)1/3 (Thép –Thép )

 Zε = √ 1

ε α = 0,765

o KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KHα KHβ KHv = 1,13.1,03.1,01 = 1,1755Với các hệ số

KHα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọn trên các cặp răng đồng thời ăn khớp, KHα = 1,13

KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng (đã xác định ở trên) KHβ = 1,03

KHv : hệ số kể đến tải trọng đông xuất hiện trong vùng ăn khớp, KHv = 1,01

o dw1 : đường kính vòng lăn (đã tính ở trên) dw1 = 42,47Thay số ta được

Y F 1  [F2]

- [F1], [F2] - Ứng suất uốn cho phép của bánh răng chủ động và bị động

đã tính ở trên

- KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFKFKFv

- KFβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều của tải trọng trên chiềurộng vành răng=>KFβ = 1,07

- KF : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng đồng thời ănkhớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14/T107[1] với v=0.84(m/s), CCX là 9,nội suy ta được: KF =1,19

- KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vềuốn

- Y- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y = 1- 140❑ = 1- 8,65140 = 0,94

Ta được: YF1 = 3.4

YF2 = 3,62Thay vào ta có:

F1 = 2.T1 K F .Y❑ Y❑ Y F 1

b w d w 1 m = 2.33526,6.1,31 0,58 0,94 3,433.42,47 1,5

= 77.45(MPa) < [F1] = 488.13 (MPa)

Thông số Giá trị Đơn vị

Hệ số xét đến phân bố không đều không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng

Hệ số xét đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các đôi răng cùng ăn khớp

Đường kính trục cần nối d2 = 30 mm

Mô men xoắn tính toán Tt = k.T

k : hệ số làm việc phụ thuộc loại máy tra bảng 16.1/58 [2], lấy k = 1,3

- Z ; Do ; l3 ; lo ; dc là các số liệu đã chọn trong bảng ; lo = l1 + l2

2

- [σd] : ứng suất dập cho phép của vòng cao su,có thể lấy [σd]= 2÷4 (MPa)

- [σu] = 60 ÷ 80 MPa ứng suất cho phép của chốt

 σd = 1,43 (MPa) và σu = 42,28 MPa (Thỏa mãn )

 Lực của khớp nối tác dụng lên trục

F r1

F x2

y <= Trục I

Hình 1 : Sơ đồ lực tác dụng lên trục trong hộp giảm tốc

3 Tính sơ bộ các trục

 Chọn vật liệu chế tạo trục

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có b 750 MPa

ứng suất xoắn cho phép [ ]=15 30 MPa 

bo2 = 19

 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục

+ Lực tác dụng lên trục II

Lực từ từ bánh đai tác dụng lên trục: Fr = 456,05 (N)Lực từ bánh răng trụ răng nghiêng tác dụng lên trục I:

Lực vòng : Ft1 = 1578,84 (N)Lực hướng tâm : Fr2 = 581,24 (N)

X

+ Lực tác dụng lên trục II

Lực từ khớp nối : Fkn = 516,13 (N) Lực từ bánh răng trụ răng nghiêng tác dụng lên trục II:

Lực vòng : Ft2 = 1578,84 (N)Lực hướng tâm : Fr2 = 581,24 (N)Lực dọc trục : Fa2 = 240,19 (N)

 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Trục I:

Trục II

Theo bảng (10.3_1/1) chọn :

k1 = 8 15 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp, k1 = 10

k2= 5… 15 là khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp, k2 = 15

k3= 10…20 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ, k3 = 15

h n = 15…20 chiều cao nắp ổ và đầu bulong, h n = 17

- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn

Ta chọn chiều dài moay ơ ≥ bw => chọn lm23 = 40 mm

33032,45 59539,62

135483,69

135483,69 T

My Mx

- Momen tương đương

- Momen tương đương

- Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn các

đường kính các đoạn trục như sau+ d13 = dbr = 32 (mm)

+ dol = 30 (mm)

+ d12 = dkn = 28 (mm)

Ta có kết cấu của trục II như sau:

 Chọn và kiểm nghiệm then

- Xác định mối ghép then cho trục II lắp bánh răng, d=32 (mm), chọn

then bằng tra bảng 9.1a/173[1]

Ta có:

+ Chiều rộng then b = 10 (mm)

+ Chiều cao then h = 8 (mm)

+ Chiều sâu rãnh trên then trục t1 = 5 (mm)

+ Chiều sâu rãnh trên then lỗ t2 = 3,3 (mm)

+ Chiều dài then: l = (0,8 ÷ 0,9) lm13 =(0,8 ÷ 0,9).40 = 32 ÷ 36 (mm)

σd = 32.32.(8−5)2.135483,69 = 88,21 < [σd] = 100 MPa

+ Ứng suất cắt : τ c= 2T II

d l b< [τ c] với [τ c] là ứng suất cắt cho phép va đập nhẹ [τ c] = 40 ÷ 60 MPa

τ c = 2.135483,6932.32.10 = 26 MPa < [τ c]

- Xác định mối ghép then cho trục II lắp nối trục đàn hồi, d=28 (mm),

chọn then bằng tra bảng 9.1a/173[1]

Ta có:

+ Chiều rộng then b = 8 (mm)

+ Chiều cao then h = 7 (mm)

+ Chiều sâu rãnh trên then trục t1 = 4 (mm)

+ Chiều sâu rãnh trên then lỗ t2 = 2,8 (mm)

+ Chiều dài then: l = (0,8 ÷ 0,9) lm12 =(0,8 ÷ 0,9).45 = 36 ÷ 40,5 (mm)Chọn l = 40 (mm)

- Kiểm nghiệm then

+ Ứng suất dập σd = 28.40 (7−4)2.135483,69 = 80,64 < [σd] = 100 MPa

+ Ứng suất cắt τ c = 2.135483,6928.40.8 = 30,24 MPa < [τ c]

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo về độ bền dập và độ bền cắt

 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

- Độ bền trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm

thỏa mãn điều kiện

s j= s σj s τj

√s2σj+s2τj ≥[ s]

Trong đó:

+ [s] là hệ số an toàn cho phép: [s] = 1,5 ÷ 2,5

+ s σj là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j;

+ s τj là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j;

σ aj=σ maxj−σ minj

2 ; σ mj=σ maxj+σ minj

2 + Đối với trục quay, ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

+ Ѱ σ,Ѱ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độbền mỏi Tra bảng 10.7/197[1], σ b=750 ta có: Ѱ σ = 0,1 ; Ѱ τ= 0,05

o Ky là hệ số tăng bề mặt trục, tra bảng 10.9/197[1], phương pháp thấmcacbon chọn Ky = 1,45

o ε σ, ε τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến độbền mỏi

o K σ , K τ là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

* Kiểm nghiệm trục tại tiết diện bánh răng

σ mj=0; σ aj = σ maxj2 =M j

W j

= 65170,70 2647,46 =24,61

- Tra bảng 10.10/198[1], với dbr = 32 mm ta có ε σ=0,874, ε τ = 0,804, ta thấy sựtập trung ứng suất tại bánh răng trục là do rãnh then và lắp ghép có độ dôi Tra bảng 10.11/98[1] với σ b=750 MPa ta chọn được

{ s σj= σ−1

K σđj σ aj+Ѱ σ σ mj=

327 1,68.24,61+0,1.0=7,91

K τđj τ aj+Ѱ τ τ mj=

189,66 1,6.11,55+0,05.11,55=9,95

s j= s σj s τj

√s2σj+s2τj=6,19 ≥[s ] => thỏa mãn

* Kiểm nghiệm trục tại tiết diện ổ lăn

Ta có { d ol=30 mm

M ol=33032,45 Nmm

T ol=135483,69 Nmm

{ s σj= σ−1

K σđj σ aj+Ѱ σ σ mj=

327 1,68.12,46+0,1.0=15,62

K τđj τ aj+Ѱ τ τ mj=

189,66 1,31.12,78+0,05.12,78=10,91

s j= s σj s τj

√s2σj+s2τj=8,94 ≥[ s] => thỏa mãn

* Kiểm nghiệm trục tại tiết diện khớp nối

- Tra bảng 10.10/198[1], với dbr = 28 mm ta có ε σ=0,888ε τ = 0,826, ta thấy sựtập trung ứng suất tại bánh răng trục là do rãnh then và lắp ghép có độ dôi Tra bảng 10.11/98[1] với σ b=750 MPa ta chọn được

s j=s τj=6,92 ≥[s ] => thỏa mãn

 Kiểm nghiệm theo độ bền tĩnh

σ ch – giới hạn chảy của vật liệu

*Tại tiết diện lắp ổ lăn (1)

4.2 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục II

 Thông số yêu cầu

- Thời gian làm việc Lh = 16000 (giờ)

- Số vòng quay n2 = 89,52 (v/ph)

 Chọn, tính toán kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ lăn

+ Lực hướng tâm tác dụng lên trục tại ổ lăn (0) và (1) là

+ m là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3

+ L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

L = 60 n II L h

106 =

60.89,52.16000

106 =85,94+ Q là tải trọng quy ước, với ổ bi đỡ - chặn, Q được tính bởi công thức sau

Q=(XV F r+Y F a) k t k d

Trong đó

o Fr là tải trọng hướng tâm

o Fa là tải trọng dọc trục

o kt là hệ số ảnh thưởng của nhiệt độ, chọn kt = 1

o kđ là hệ số kể đến đặc trưng của tải trọng, tra bảng 11.3/215[1],chọn kđ = 1,1

o V là hệ số kể đến vòng nào quay Ở đây, vòng trong quay nênV= 1

o X,Y là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục chọn X và Y nhưsau

Ta có Fa/C0 = 240,19/12200 = 0.02 Tra bảng 11.4/216[1] ta chọn được e = 0,32

 Fa1 = Max[Fs1, Fs0 – Fa] =Max [ 515,65 ; -20,11] = 515,65

 Fa0 = Max[Fs0, Fs1 + Fa] =Max [ 220,08 ; 755,84] = 755,84

Tại (1) : VFr Fa = 515,65

1611,4=0,32 ≤ e => X= 1, Y = 0Tại (0) : VFr Fa = 755,84

687,74=1,1 > e => X = 0,45, Y = 1,71Vậy

Q 1=(XV F r 1+Y F a 1).k t k d = 1611,4 1,1= 1772,54 (N)

Q 0=(XV F r 0+Y F a 0) k t k d = (0,45.687,74 + 1,71.755,84).1,1= 1762,17 (N)

 Cd1 = 7822,18 N < C = 17,2 kN

 Cd0 = 7776,42 N < C =17,2 kN

 Kiểm tra khả năng chịu tải tĩnh

Ta có Qt là khả năng chịu tải tĩnh theo công thức Qt ≤ C0

Vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn chi tiết về khả năng tải động và tải tĩnh

4.3 Trục I không yêu cầu tính đầy đủ

 Chọn đường kính các đoạn trục dựa vào các yếu tố công nghệ ráp

dđai = 20 mm

dôl = 25 mm

dbr = 28 mm

 Chọn và kiểm nghiệm nghiệm then

- Xác định mối ghép then cho trục I lắp bánh răng, d=28 (mm), chọnthen bằng tra bảng 9.1a/173[1]

Ta có:

+ Chiều rộng then b = 8 (mm)

+ Chiều cao then h = 7 (mm)

+ Chiều sâu rãnh trên then trục t1 = 4 (mm)

+ Chiều sâu rãnh trên then lỗ t2 = 2,8 (mm)

+ Chiều dài then: l = (0,8 ÷ 0,9) lm23 =(0,8 ÷ 0,9).40 = 32 ÷ 36 (mm)

Chọn l = 35 (mm)