CHƯƠNG 5 Phân tích, thiết kế hướng dẫn đầy đủ làm đồ án, luận văn tốt nghiệp ngành nônglâm ngư, kĩ thuật, cơ khí, chủ đề MÁY CẤY LÚA.

Phân tích, thiết kế hướng dẫn đầy đủ làm đồ án, luận văn tốt nghiệp ngành nônglâm ngư, kĩ thuật, cơ khí, chủ đề MÁY CẤY LÚA. Phân tích, thiết kế hướng dẫn đầy đủ làm đồ án, luận văn tốt nghiệp ngành nônglâm ngư, kĩ thuật, cơ khí, chủ đề MÁY CẤY LÚA. Phân tích, thiết kế hướng dẫn đầy đủ làm đồ án, luận văn tốt nghiệp ngành nônglâm ngư, kĩ thuật, cơ khí, chủ đề MÁY CẤY LÚA.

CHƯƠNG 5 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

5.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền :

5.1.1 Tính toán công suất trên trục thứ cấp của hộp số:

Công suất cần thiết trên trục thứ cấp của hộp số

Trong đó: μ: hệ số ma sát giữa sắt thép với đất ruộng (0,2 – 0,6)

N: trọng lượng của xe

Công suất trên trục bánh xe

Khi xe làm việc với vận tốc 0,5 m/s: Pmin = F t v

1000 = 1600.0,51000 = 0,8 (kW)Khi xe làm việc với vận tốc 0,7 m/s: Pmax = F t v

5.1.2 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền:

Công suất thực 2.6 kW(3.5 mã lực) / 3,600 v/p

Mô men xoắn cực đại 7.3 N.m(0.74 kgf.m, 1.2 lbf.ft)/2,500 v/p

Dung tích bình nhiên liệu 2.0 lít

Chiều quay trục PTO Ngược chiều kim đồng hồ ( nhìn từ phía trục PTOKích thước phủ bì 97 x 341 x 348 mm

b Phân phối tỷ số truyền:

Tùy thuộc vào đặc tính sử dụng của máy mà lựa chọn tỷ số truyền thích hợp

- Sử dụng bánh lốp di chuyển trên đường trải nhựa chọn Vmax = 1,3 m/s (4,68 km/h)

- Sử dụng bánh sắt để cấy trên ruộng tốc độ thấp nhất Vmin = 0,5 m/s

chọn iđ = 3, ix = 2,4

Khoảng tỷ số truyền của hộp số là

i h min= 28,17,2 = 3,9

i h max= 71,47,2 = 9,9

Quan hệ vận tốc giữa trục bánh xe và tay cấy:

Chọn tỷ số truyền của các cặp bánh răng côn và bộ truyền xích truyền xích truyền chotay cấy bằng 1 Xác định khoảng tỷ số truyền của hộp số cấy:

+ Xét vận tốc di chuyển của xe khi cấy ở tốc độ v = 0,5 m/s

Và tỷ số truyền của cặp bánh răng trong hộp số cấy được chọn là:

+ Với khoảng cách cấy là 100 mm thì: i1 = 8,9

+ Với khoảng cách cấy là 100 mm thì: i2 = 5,6

5.2 Tính toán lựa chọn hộp số:

5.2.1 Tính toán và lựa chọn hộp số di chuyển:

Ta cần thực hiện các bước sau đây:

a.Phân tích chọn phương án kết cấu hộp số:

Bước quan trọng khi thực hiện thiết kế hộp số là phân tích đặc điểm kết cấu của hộp sốthông dụng và chọn phương án hợp lý Việc phân tích phải dựa trên các yêu cầu đảm bảohộp số làm tốt chức năng:

- Thay đổi mômen xoắn truyền từ động cơ đến bánh xe chủ động

- Cho phép chạy lùi

- Tách động cơ khỏi hệ thồng truyền lực khi dừng xe mà động cơ vẫn làm việc

Hộp số thiết kế phải đáp ứng các yêu cầu:

- Có tỷ số truyền hợp lý, đảm bảo chất lượng kéo cần thiết

- Không gây va đập đầu răng khi gài số, các bánh răng ăn khớp có tuổi thọ cao

- Hiệu suất truyền lực cao

- Kết cấu đơn giản, gọn, dễ chế tạo, điều khiển nhẹ nhàng, có độ bền và độ tin cậy cao

Tra bảng 2.2, hình 5.1 Sách tham khảo “Hướng dẫn đồ án môn học thiết kế và tính toán ô tô

máy kéo” chọn sơ đồ hộp số như hình sau:

Sơ đồ hình 2.1 là hộp số 3 trục, trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, 4 cấp (4 số tiến, 1 sốlùi) Loại này thường được dùng trên các ô tô du lịch Số I và số lùi gài bằng khớp nối răng;

số II, số III và số IV được gài nhờ bộ đồng tốc Các bánh răng trên trục trung gian gian đượcchế tạo thành 1 khối quay trơn trên trục trung gian

5.2.2 Chọn các thông số cơ bản của hộp số:

 Chọn khoảng cách trục A theo tài liệu tham khảo Hướng dẫn đồ án môn họcthiết kế và tính toán ô tô máy kéo

Tính lại ia: ia= Z a '

Z a=

45

18 = 2,5Tính lại A:

A = m n Z a(1+ia)

2 cos β α =

2,25.18 (1+2,5)

2 cos30o = 81,84Suy ra: tỷ số truyền của các cặp bánh răng ở số 1,2,3,4 và số lùi

i1 =

i h1

i a =

9,92,5 = 3,96

i2 =

i h2

i a =

7,282,5 = 2,96

i3 =

i h3

i a =

5,352,5 = 2,14

i4 =

i h 4

i a =

3,92,5 = 1,56

il =

i R

i a=

3,542,5 = 1,42Tính số răng các bánh răng trên trục thứ cấp:

nII = n I

u1=

133,323,96 = 33,67 (vòng/phút)

nIII = n II

u2=

33,672,94 = 14 (vòng/phút)

Công suất truyền cho trục bánh xe PA

PIII = PII x.o = 1,18 0,9 0,99 = 1,12 (kW)Công suất truyền cho cụm vít xoắn và tay cấy PB

5.3 Bộ truyền đai:

5.3.1 Chọn loại đai và tiết diện đai:

 Với Pct = 2,6(kW), nđc = 3600(vg/ph) và do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọnđai thang, đai thường loại A

 Tra bảng 4.13/59 ta có diện tích tiết diện đai: A = 81 (mm2)

Hình 5.2 Tiết diện đai

5.3.2 Xác định các thông số của bộ truyền:

 Đường kính bánh đai nhỏ d1 được chọn theo tiết diện đai

Tra bảng 4.13/59: d1 = 100-200 (mm), ta chọn d1 = 125 (mm)

⇒ vận tốc đai: v = πD d 1.n 160000 = 3,14.125.360060000 = 23,55 (m/s) V=23,55 (m/s) < 25 (m/s) nên ta chọn đai thang thường là hợp lý

 Đường kính bánh lớn: d2= d 1 u đ

1−ε = 1−0,02125.3 = 382,65 (Với u đ =3, ε = 0,02)

 Chiều dài đai l được xác định theo a theo công thức:

L = 2a + πD(d1 + d2)/2 + (d1 + d2)2/(4a) = 2 355 + 3,14(125 +355)/2 + (125 + 355)2/4.355 = 1625,85 (mm) ⇒chọn l theo tiêu chuẩn: l = 1700 (mm)

P1_công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 2,6 kW.

[P0] _công suất cho phép, kW Tra bảng 4.19/62⇒[P0] = 3,26

Kđ _ hệ số tải trọng động, bảng 4.7/55⇒Kđ = 1,25

Cα_hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, bảng 4.15/61⇒Cα = 0,89

Cl_hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, bảng 4.16⇒ Cl = 1

Cz_hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng,

bảng 4.18/61⇒ Cz = 0,9

Cu_hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, bảng 4.17/61⇒Cu= 1,14

⇒z = 2,6.1,25/(3,26.0,89.1.1,14.0,9) = 1,09 Chọn z = 1

 Chiều rộng bánh đai:

B = (z – 1)t + 2eTra bảng 4.21/63⇒ t= 15 (mm)

= 456,6 (mm)

5.3.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

 Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức:

Fo = 780.P1.Kđ./(v Cα.z) + FvTrong đó: Fv_lực căng do lực ly tâm sinh ra

Fv = qm.v2

qm_khối lượng 1 mét chiều dài đai, bảng 4.22⇒ qm=0,105 (kg/m)

⇒ Fv = 0,105 23,55 2 =58,23 (N)

- Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế

- Chế tạo không phức tạp bằng xích răng

- Phù hợp với vận tốc yêu cầu

- Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống

Vì công suất không lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy

Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=33,67(v/ph), nên ta chọn n01 = 50(v/ph).

 kn = 33,6750 = 1,485

Ta có: Hệ số sử dụng

k = k0 ka kdc kbt kd kc

Ta bảng 5.6 [I]/82 ta có:

k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, lấy k0=1

(Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phương ngang < 400)

ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy ka = 1( Khoảng cách trụca=(30 50)p )

kdc: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, lấy kdc = 1 (ứng với vịtrí trục không điều chỉnh được)

kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, lấy kbtr = 1,3 ( vì môi trường có bụi, bôitrơn loại II)

kd: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy kd = 1,25 (vì tải trọngđộng )

Kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy kc = 1,25(làm việc 2ca/ngày).Vậy:

k = 1.1.1,3.1.1,25.1,25 = 2,03

Vậy ta xác định được Ptx từ công thức trên:

Ptx = P.k.kZ.kn = 1,27.2,03.0,926.1,485 = 3,55(kW)

Thoả mãn điều kiện (1)

Theo bảng 5.8[I]/83 với n1 = 33,67 < 300(v/phút)

p = p max = 50,8(mm), với pmax là bước xích lớn nhất cho phép

 Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền

8,50.27452

452775,31

1170.24

.2

2

2

2 2

2 1 2 2

Do đó: a = 1266 – 5 = 1261 (mm).

Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số lần

va đập i của bản lề xích trong một giây:

65 , 1 116 15

86 , 106 27

i

.(lần/s)Điều kiện : i  [i]

[i]: Số lần va đập cho phép trong một giây

Tra theo bảng 5.9[I]/85 Dựa vào P = 31,75mm ta có: [i] = 25

Vậy i = 1,65 < [i] = 25 => thoả mãn

F F k

Q s

V t

kf: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, f = (0,010,02)a

Lấy kf = 6 ( Bộ truyền nghiêng một góc < 400)

[S] = 7

Vậy S = 25,6 > [S] = 8,5  Bộ truyền xích đảm bảo độ bền

e Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc:

 Xác định thông số của đĩa xích:

- Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:

z Sin

z Sin

P



 d1 =

)(48,27327

180

75,31

mm Sin

- Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2:

da1 = p

)(51,28727

180cotg5

,0.75,31cotg

- Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2:

df1 = d1 - 2r Tra bảng 5.2[I]/78 với p=31,75=> d1 = 19,05 (mm)

Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62(mm)

 df1 = d1 - 2r = 273,48 - 2.9,62 = 254,24(mm)

df2 = d2 - 2r = 672,28 - 2.9,62 = 662,66(mm)

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

.

.

47 ,

kd

vd d

t r H

k A

E F k

P = 31,75 mmm:số dãy xích m = 1

 FVd1 = 13.10-7 106,86 31,753.1 = 4,45 (N)

Ft: Lực vòng = 3267,97 (N)

kd: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy kd = 1,2

A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12[I]/87 ta được

A = 262 (mm2)

Kkd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kkd = 1 vì có 1 dãy

E = 1 2

2 12

E E

E E

 , Môđun đàn hồi MPa

E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa

E = 2,1.105 MPa

Vậy ứng suất tiếp xúc H:

1.262

10.1,2.45,42,1.97,3267.42,0.47,

Mà theo trên ta tra bảng được [H1] = 500…600 MPa.

Thoả mãn điều kiện H1<[H1]

.47,

kd

vd d t r H

A k

E F k F k

10.1,2.45,42,1.97,3267.26,0.47,0

10

6 7

Kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích Lấy kx = 1,15 Vì đây là bộ truyền nghiêng mộtgóc < 400

 Fr = 1,15.3267,97 = 3758,16 (N)

g Thông số kích thước bộ truyền xích:

- Số răng đĩa xích 1 và 2: Z1 = 27, Z2 = 65 (răng)

5.5 Bộ truyền xích tay cấy:

5.5.1 Chọn loại xích: Ta chọn loại xích ống con lăn.

Với Z là số răng đĩa xích

Z1 số răng trên đĩa xích dẫn

Z2 số răng trên đĩa xích bị dẫn

-Quan hệ giữa số răng đĩa xích dẫn và đĩa xích bị dẫn

Tra theo bảng 5.2 (sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí –Tập một)

Có thể chọn các giá trị của bước xích : p = 8 ;p=9,525 hoặc p = 12,7 (mm)

Ta chọn bước xích p = 12,7 mm

Định hệ số điều kiện sử dụng

Với kđ=1,2 :hệ số xét đến tính chất tải trọng,ở đây là tải trọng va đập nhẹ

kA=1 :hệ số chiều dài xích a=(30-50)p

k0=1:hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền.giả sử đường nối 2 tâm đĩa xích làm với đườngnằm nganh góc nhỏ hơn 60 độ

kđc=1,25 :hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích,ở đây lực căng xích không thểđiều chỉnh

kb=1,5:hệ số xét đến điều kiện bôi trơn,ở đây chọn điều kiênh bôi trơn định kì

kc= 1:hệ số xét đến chế độ làm việc (1ca /ngày)

 K=2,25

Hệ số răng đĩa xích dẫn:kz=Z Z01

1 = 2513 = 1,92(Trong đó Z01 là số răng đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở-chọn bằng 25)

-Hệ số vòng quay đĩa dẫn

Kn=n n01

IX = 400300 = 1,3(n01 là số vòng quay của đĩa dẫn của bộ truyền xích cơ sở,chọn n01= 400 v/ph)

-Công suất tính toán

Pt = P.k.kz.kn =0,073 2,25 1,92 1,3 = 0,41 KW

Tra bảng 5.5 sách thiết kế hệ dẫn động cơ khí-tập 1:Với xích ống con lăn có bước xíchp=12,7,Đường kính chốt do=3.66 mm,chiều dài ống B = 5,8mm,số vòng quay n01=400 (v/p)

có

Công suất cho phép [P] = 1,23 kW > Pt

(Vậy điều kiện về bước xích được đảm bảo)

Tra bảng :5.2 (sách TKHDĐCK-tập 1) Ta chọn xích có các thông số sau;

d1(mm)

l(mm)

h(≤)(mm)

b(≤)(mm)

Q(kN)

q1(kg)

-Kiểm nghiệm số lần va đập cho phép trong 1 giây.

Tra bản 5.9 (sách TKHDĐCK-tập 1) ta có số lần va đập cho phép trong 1 giây đối với xíchđã chọn là [i]= 60 (lần/giây)

g Kiểm nghiệm xích theo độ bền:

5.6 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

số chu kỳ cơ sở, trị số tra theo bảng 6.2

_S H và S F :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

⇒σ Hlim1 o =2 H B1+70=2.250+70=570Mpa

σ Flim1 o =1,8 H B1=1,8.250=450 Mpa

σ Hlim2 o =2 H B2+70=2.240+70=550 Mpa

σ Flim2 o =1,8 H B2=1,8.240=432 Mpa

Ta có : [ σ H¿=¿σ Hlim o K h l

S H (công thức 6.1a )[ σ F¿=σ Flim o K FL K FC

Với c=1 là số làn ăn khớp trong 1 vòng quay

t i tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét

T i moment xoắn bánh răng đang xét

[σ¿¿H 1]=570.0,574

1,1 =297,43 Mpa¿

[σ¿¿H 2]=550 0,634

1,1 =287 Mpa¿

Bộ truyền quay 1 chiều nên K F C=1

 Xác định đường kính vòng chia bánh nhỏ :

d w 1=K d √3 T 1.K Hβ (u+1 )

[σ H]2 u nh Ψ bd

Theo tiêu chuẩn SEV229-75, chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn a w 1=170 mm

Vì Z1>30 nên không dung dịch chỉnh

- Góc ăn khớp : cosα tw=¿ Zt..m.cos20/(2.a w 1) =138.2,5.cos20/(2.170)=0,9535

→ α tw= 17,5 °

5.6.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thõa mãn điều kiện sau:

Z H=√ 2cos 0❑sin 2.17,5❑≈ 1,86

Z ε là hệ số xét đến sự trùng khớp của răng xác định như sau :

Tra bảng 6.13 ta suy ra cấp chính xác của răng là 9

k Hv hệ số kể đến tải trọng động xuất trong vùng ăn khớp :

V H=0,006.73 1,42.√1702 =5,73

k Hv=1+5,73.0,3.170 90,67

2.21384,45.1,07 1=1,57

k H=1,07.1 1,57=1,67

Với k Hβ=1,07_ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.

Thay vào ta được:

Ta thấy σ H < [σ H]⇒ thoã điều kiện tiếp xúc

5.6.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

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

( hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng )

140=1−

0

140=1 :hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y F 1 ,Y F 2 : hệ của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn phụ thuộc vào số răng tương

đương, tính theo:

Z v1= Z1

cos3β=

46cos03=46

Z v 2= Z2

cos3β=

92cos03=92

Và với hệ số dịch chỉnh x=0 tra bảng 6.18 ta được Y F 1=3,65,Y F 2=3,6

K F : hệ số tải trọng khi tính uốn

K F¿K Fβ K Fα K Fv

K Fβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng và bánh răng

khi uốn tra bảng 6.7 ta được K Fβ=1,17 , k Fα=1,37(tra bảng 6.14 )

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

σ F 2=σ F 1 Y F 2

Y F 1 =

24,61.3,63,65 =24,27 MPa

σ F 2 < [ σ F 2¿max ( thoã điều kiện )

5.7 Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

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

chu kỳ cơ sở trị số tra bảng ( 6.2 )

S H và S F Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Với c=1 là số làn ăn khớp trong 1 vòng quay

tε tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét (3 năm)

 ứng suất cho phép [σ¿¿F ]¿≤ 115,7 (Mpa ) , [σ¿¿H ]¿≤ 297,95 (Mpa )

ứng suất cho phép khi quá tải [σ H]max 2,8. σ ch =2,8.580 = 1624 (Mpa)

ứng suất uốn cho phép khi quá tải :[σ F]max = 0,8.580 = 464 (Mpa )

Để răng đủ độ bề uốn mođun ngoài

mte = ≥ b

10 , b = K be Re = 0,3.77,01 = 23,103 => mte ≥ 2,646 (mm)

tra bảng 6.22 ta được , z1p = 26 => số răng z1 = 1,6 z1p = 1,6.26 = 41,6 lấy 42

đường kính trung bình và mođun trung bình

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện

K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

σ H < [σ H] => thỏa mãn điều kiện

5.8 Tính toán trục, then và chọn ổ lăn:

5.8.1 Trục của đĩa xích tay cấy:

5.8.1.1 Chọn vật liệu:

Trục của đĩa xích chỉ chịu tải trọng nhỏ, ta dùng thép CT45 tôi cải thiện σb = 600 Mpa, σch=

340 Mpa, ứng suất xoắn [T] = 12 – 30 Mpa

5.8.1.2 Tính thiết kế sức bền trục:

a.Tính sơ bộ trục:

Đường kính trục được xác định xác định theo moment xoắn theo CT:

d ≥ 3

√0,2.[T ] T mm

Trong đó T là moment xoắn của bộ truyền tác dụng lên trục

[T] _ ứng suất xoắn cho phép [T] = 15 – 30 Mpa

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

-Chiều dài mayo đĩa xích :

lm = 1,5d ≈ 20 mm (công thức 10.10 sách TTTKHDĐCK_TẬP 1)-Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp

K1 = 10 mm (Bảng 10.3 sách TTTKHDĐCK_TẬP 1)-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp :

K2 = 13 mm (Bảng 10.3 sách TTTKHDĐCK_TẬP 1)-Bề rộng ổ lăn chọn theo đường kính trục sơ bộ :

b= 7 mm (Bảng 10.2 sách TTTKHDĐCK_TẬP 1)-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành ngoài của nắp ổ :

B = 13 mm (Bảng 10.3 sách TTTKHDĐCK_TẬP 1)-Khoảng cách từ mặt mút của nắp ổ đến khoảng giữa của khâu dẫn chọn bằng :

l = 15 mm-Bề rộng khâu dẫn thiết kế :15 mm

-Khoảng cách từ mặt mút khâu dẫn đến mặt đầu trục :5 mm

Ta có khoảng cách gối đỡ :

L1 = 2.(0,5.lm +0,5.b)+ k1 + k2 = 73 mm

Khoảng cách từ giữa gối đỡ đến giữa khâu dẫn :

L2 = 31.5 mm