TÍNH TOÁN ĐỘNG học hệ dẫn ĐỘNG và THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THẲNG

Cơ sở chọn động cơ điện Động cơ điện dùng để dẫn động hệ thống cần thiết kế.Việc chọn hợp lý động cơ điện có ảnh hưởng rất nhiều đến việc thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ng

PHẦN 1:TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG VÀ THIẾT KẾ BỘ

TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THẲNG.

Chương 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG.

1.1.Tính toán chọn động cơ điện

1.1.1 Cơ sở chọn động cơ điện

Động cơ điện dùng để dẫn động hệ thống cần thiết kế.Việc chọn hợp lý động

cơ điện có ảnh hưởng rất nhiều đến việc thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ điện 3 pha.Chúng gồm 2 loại: đồng bộ và không đồng bộ

Động cơ điện 3 pha đồng bộ có ưu điểm là hiệu suất và hệ số cosφ cao, hệ số quá tải lớn, nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao và cần có thiết bị phụ để khởi động động cơ.Vì vậy động cơ 3 pha đồng bộ chỉ được sử dụng khi hiệu suất và cosφ có ai trò quyết định hoặc khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ gồm 2 kiểu: roto dây quấn và roto ngắn mạch

Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu dây quấn chỉ dùng khi cần điều chỉnh vận tốc trong 1 phạm vi hẹp do hệ số cosφ thấp, kích thước lớn, giá thành đắt và vận hành phức tạp

Động cơ 3 pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện Do những ưu điểm cơ bản này, động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch được dùng phổbiến trong các nghành công nghiệp Có thể dùng loại động cơ điện này để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải, thùng trộn…

Để dẫn động hệ dẫn động cần thiết kế có thể dùng động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto ngắn mạch

Động cơ điện được chọn dựa theo công suất cần thiết trên trục động cơ, số vòng quay đồng bộ và các yêu cầu về quá tải, momen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ

1.1.2 Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ

Công suất cần thiết trên trục động cơ được tính theo công thức:

Pct=Pt / η

Pt_ Công suất tính toán trên trục máy công tác, đối với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc Pt xác định theo công thức:

Plv _ Công suất làm việc của hệ dẫn động kW,

Pi, Ti _ Công suất và momen tác dụng trong thời gian ti trên trục máy công tác,kW, Nmm

Các trị số Ti/T và ti cho trên đồ thị thay đổi tải trọng

Hiệu suất của hệ thống được xác định theo công thức:

η= ηđai ηm

ổ lăn ηk

bánh răng =0,95 0,993 0.972 =0,867Trong đó:

m: Số cặp ổ lăn (m=3)

k: Số cặp bánh răng (k=2)

ηđai : Hiệu suất bộ truyền đai để hở, ηđai= 0,95

ηổ lăn: Hiệu suất của ổ lăn (Ổ lăn được che kín), ηổ lăn=0,99

ηbánh răng: Hiệu suất truyền của 1 cặp bánh răng khi được che kín, ηbánh răng=0,97

Vậy công suất cần thiết là:

Pct=Pt / η = 12,659 / 0,867= 14,601 kW

1.1.3 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ

Số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ được xác định sơ bộ như sau:

nsb= nlv utsb

Trong đó:

nlv _ Số vòng quay của trục ra ( số vòng quay làm việc)

utsb _tỷ số truyền tổng sơ bộ của hệ dẫn động,

utsb= uđsb uhsb=1,6 7= 11,2

Trong đó:

uđsb _ tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền động đai, chọn uđsb= 1,6

uhsb _ tỷ số truyền tổng sơ bộ của hộp giảm tốc, chọn uhsb= 7

Vậy nsb= 165 11,2=1848 vg/ph

1.1.4 Chọn động cơ điện:

Động cơ điện phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện: Pđc≥ Pct ; nđc nsb ;

Vận tốcquay, vg/ph η

lượng, kg

1.2 Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền lý thuyết của hệ thống xác định theo công thức:

Tính chính xác lại tỉ số truyền lý thuyết của bộ truyền động đai:

T1=9,55.106 = 9,55.106

13,732 1092,965 = 119986,093 Nmm

Trục 2:

P2= P1ηbrtηol=13,732.0,97.0,99 =13,187 kW

n2= =

1092,965 2,88 = 379,502 vg/ph

T2= 9,55.106 = 9,55.106

13,187 379,502 = 331845,023 Nmm

Trục 3:

P3= P2ηbrtηol = 13,187.0,97.0,99 = 12,663 kW

n3= =

379,502 2,3 = 165,001 vg/ph

T3= 9,55.106 = 9,55.106

12,663 165,001 = 732914,649 Nmm

Kết quả tính toán động học ghi trong bảng sau:

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai:

Giả thiết vận tốc vòng của đai v ≤ 25 m/s, ta chọn loại đai là hình thang thường Loại tiết diện đai: Б >Với P= 14,601 kW và n = 1740 vg/ph.Với P= 14,601 kW và n = 1740 vg/ph

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền:

2.2.1 Đường kính bánh đai nhỏ d 1 :

Chọn: d1 = 160 mm

Tính vận tốc vòng của đai: v = = π 160 174060 103 = 14,577 m/s

Tính d2 = d1.uđ.(1- )

Chọn = 0.02, ta có: d2 = 160.1,592.(1-0,02)=249,626 mm

Chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 250 mm

Tính lại tỷ số truyền thực tế:

250 160.(1−0,02) = 1,594 Tính sai số tỷ số truyền:

u = (uđ –uđm)/uđ = (1,592 -1,594)/1,592 = 0,13 % 4 %

2.2.2 Khoảng cách trục a:

Theo bảng 4-14 Tr 58 chọn tỉ số: a/d2

Nội suy, ta có: a/d2 = 1,322

Tính khoảng cách trục a sơ bộ: asb = (a/d2).d2= 1,322 250 =330,5 mm

Kiểm tra điều kiện 4-14: 0,55( d1 + d2) + h a 2(d1 +d2)

0,55( 160 +250) + 10,5 a 2(160 +250)

236 a 820

Vậy a thỏa mãn

2.2.3 Chiều dài đai l:

Tính l theo công thức: l = 2a + ( d1 + d2)/2 + (d2- d1)2/(4a)

l = 2.330,5 + ( 160 + 250)/2 + (250- 160)2/(4.330,5)

l = 1311,154 mm

Chọn l theo tiêu chuẩn: l = 1600 mm

Kiểm nghiệm tuổi thọ của đai: i= v/l = 10

5,8 6

Trong đó: = 14,601 ; = 1,35 ; = 3,81 ; = 0,96 ;

=0,92 ;

Cu = 1,11; CZ = 0,91

- Hệ số tải trọng động, bảng 4.7 Tr 55, -Hệ số ảnh hưởng của góc ôm

-Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai.bảng 4.6 Tr 61: tra theo tỉ số l/l0

-Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền, bảng 4.17 Tr 61: tra theo tỉ số truyền uđ

-Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai,bảng 4.18 Tr 61, tra theo tỉ số Z’ = P1/ P0]

Chọn Z = 6

2.4 Xác định kích thước của bánh đai:

- Chiều rộng bánh đai B: công thức 4-17:

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

- Lực căng ban đầu trên 1 đai F0, công thức:

F0 = A = 1,2 138 =165,6 N

Trong đó: - ứng suất căng ban đầu có thể chọn =1,2 1,8 MPa, chọn = 1,2

A- Diện tích tiết diện đai, A = 138 mm2

-Lực tác dụng lên trục bánh đai Fr, công thức 4-21:

Fr = 2 F0Zsin( = 2.165,6.6.sin(164,478°/2) =1968,997 N

Kết quả tính toán bộ truyền động đai hình thang:

1 Loại đai và tiết diện đai Đai hình thang thường, tiết

diện Б

9 Lực hướng tâm tác dụng lên trục Fr 1968,997 N

Chương 3.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

3.1.Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh;

3.1.1.Chọn vật liệu

Vì công suất của bộ truyền trung bình (P1 = 14,601) nên ta chọn vật liệu chế tạo

cả 2 bánh răng cấp nhanh là thép nhóm 1,đồng thời chọn độ rắn của bánh nhỏ cao hơn bánh lớn 15 HB Theo bảng 5.1, chọn vật liệu các bánh răng, kết quả ghi trongbảng sau:

Bánh răng Nhãn thép Nhiệt luyện Độ rắn

(HB)

Giới hạnbền σb

(MPa)

Giới hạnchảy σch

(MPa)

3.2 Xác định sơ bộ ứng suất cho phép

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

-Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ

NHE2= N HE 1

u1 = 446,086.10 62,88 = 154,891.106

Trong đó:

c-số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng đang xét;

T i;n1;t h-momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;

Vì NHE1 ¿ NH01 và NHE2 ¿ NH02 nên KHL1 = 1 và KHL2 = 1

[σ H 1] = 4601,1 = 418,182 MPa ; [σ H 2] = 4301,1 = 390,909 MPa

Đối với cấp nhanh, vì vận tốc vòng tương đối lớn, ta chọn dạng răng là răng nghiêng để bộ truyền làm việc êm hơn và giảm tải trọng động so với răng thẳng Khi đó ứng suất tiếp xúc sơ bộ của bộ truyền xác định theo:

3.2.2.Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép khi quá tải

-Ứng suất tiếp xúc khi quá tải

Đối với bánh răng tôi cải thiện:

[σ H]max = [σ H 2]max = 2,8 σ ch2 = 2,8.340 =952 MPa

-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

K a = 43; u1 = 2,88; T1 = 119986,093/2; K Hβ = 1,019; [σ H] =404,545 MPa; ψ ba= 0,3

Trong đó:

K a- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng (thẳng,nghiêng, hay chữ V), tra

bảng 5.3;

u1-Tỷ số truyền của cấp nhanh;

T1-Momen xoắn trên trục bánh răng nhỏ, Nmm;

K Hβ-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp

xúc Trị số K Hβ tra theo bảng 5.5, tùy thuộc vào vị trí các bánh răng đối với các ổ

và hệ số ψ bd = 0,5 ψ ba.(u ±1) = 0,5.0,3.(2,88+1) = 0,582

[σ H]-Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa;

ψ ba-Hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng 5.4;

β =arcos[m zt/(2aw1)] = arcos[2 101/(2.126)] = 36,718°

Thỏa mãn điều kiện: 8° ≤ β ≤ 20°

Để đảm bảo khoảng cách trục đã chọn tat hay đổi góc nghiêng mà không cần dung dịch chỉnh, do đó x1 = x2 = 0

3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

-Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức;

Với α t và α tw được tính theo công thức:

α t = α tw= arctg(tg α/cosβ) = arctg(tg20°/cos36,718°) = 24,421°

δ H-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δ H = 0,002;

g0-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g0= 73;Như vậy:

σH = ZM.ZH.Z ε.√2.T1 K H (u tt 1 ± 1)/(b w1 .u tt 1 d w 12 ) =274.1,482.0,853

√2.(119986,093

2 ).1,344 (2,885+1)/(126.0,3 2,885 64,865

2 )

b2 = b w1= 37 mm; b1≈ 1,1b2 = 41.

3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Độ bền uốn của răng các bánh răng được kiểm nghiệm theo công thức:

σ F 1=2 T1.K F Y ε Y β Y F 1/( b w1 d w 1.m) ≤ [ σ F 1]

σ F 2= σ F 1 Y F 2/ Y F 1 ≤ [ σ F 2]

Y ε-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,

Y ε = 1/ ε α = 1/1,390 = 0,719

Y β-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y β = 1 - 140β ° = 1 – 36,129140 = 0,742

Y F 1 và Y F 2-Hệ số dạng răng bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ

K Fβ-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về

uốn, tra bảng 5.5, với ψ bd = 0,583, K Fβ = 1,019

K Fα-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra

δ F-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δ F = 0,006;

g0-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g0= 73;

v F < v Fmax = 700(bảng 5.13);

Như vậy:

σ F 1=2.119986,0932 1,644.0,719.0,742.3,646/(37.66,838.2) = 77,576 MPa

σ F 2=77,576.3,678/3,646 = 78,257 MPa

Tính chính xác lại các trị số ứng suất uốn cho phép:

Đường kính vòng đỉnh bánh lớn cấp nhanh da < 400 mm nên KXF = 1;YS = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,032; YR = 1(bánh răng phay);

[σ F 1]’ = KXF YS YR [σ F 1] = 1.1,032.1.200,571 = 206,989 MPa

[σ F 2]’ = KXF YS YR [σ F 2] = 1.1,032.1.185,143 = 191,067 MPa

Như vậy độ bền uốn được thỏa mãn

3.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

σ Hmax= σ H.√K qt = 373,366.√1,5 = 457,278 ≤[σ H]max = 952 MPa;

σ H-ứng suất tiếp xúc;

[σ H]max-ứng suất tiếp xúc khi quá tải;

K qt-Hệ số quá tải; K qt= Tmax/T = 1,5

Tmax-momen xoắn quá tải;

T- momen xoắn danh nghĩa;

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng cũng không được vượt quá trị số cho phép:

σ Fmax 1= σ F 1 K qt = 77,576.1,5 = 116,364 ≤[σ F 1]max = 272 MPa

σ Fmax 2= σ F 2 K qt = 78,257.1,5 = 117,385 ≤ [σ F 2]max = 272 MPa

σ F-Ứng suất uốn;

[σ F]max-Ứng suất uốn khi quá tải;

Thỏa mãn độ bền quá tải

3.8.Các thông số của bộ truyền

Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng được tính toán theo các công thức:

-5 Góc nghiêng của răng β 36,129 Độ

(MPa)

Giới hạnchảy σch

3.2 Xác định sơ bộ ứng suất cho phép

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

-Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ

NHE2= N HE 1

u1 = 154,891.106

2,3 = 67,344.106

Trong đó:

c-số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng đang xét;

T i;n2;t h-momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;

Vì NHE1 ¿ NH01 và NHE2 ¿ NH02 nên KHL1 = 1 và KHL2 = 1

[σ H 1] = 6201,1 = 563,636 MPa ; [σ H 2] = 5901,1 = 536,364 MPa

Đối với cấp nhanh, vì vận tốc vòng tương đối lớn, ta chọn dạng răng là răng nghiêng để bộ truyền làm việc êm hơn và giảm tải trọng động so với răng thẳng Khi đó ứng suất tiếp xúc sơ bộ của bộ truyền xác định theo:

NFE1 = 60.c n2.∑t h .∑( T i

T max)

m F t i

∑t i = 60.1 379,502.3.274.2.7.[(T T)6.0,4 + (0,8 T T )6.0,3 + (0,5 T T )6.0,3] = 126,651.106

3.2.2.Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép khi quá tải

-Ứng suất tiếp xúc khi quá tải

Đối với bánh răng tôi cải thiện:

[σ H]max = [σ H 2]max = 2,8 σ ch2 = 2,8.580 = 1624 MPa

-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

T2-Momen xoắn trên trục chủ động, Nmm;

K Hβ-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp

xúc Trị số K Hβ tra theo bảng 5.5, tùy thuộc vào vị trí các bánh răng đối với các ổ

và hệ số ψ bd = 0,5 ψ ba.( u2±1) = 0,5.0,5.(2,3+1) = 0,825,nội suy có K Hβ = 1,021

[σ H]-Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa;

ψ ba-Hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng 5.4;

3.4.Xác định các thông số ăn khớp

3.4.1.Xác định modun

Theo quan điểm thống nhất hóa, lấy modun cấp chậm như cấp nhanh, m = 2

-Góc ăn khớp xác định theo công thức:

cosα tw = zt.m.cosα /(2aw) = 165.2.cos20/(2.165) = 0,940

→ α tw = 20 °

3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

-Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức;

δ H-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δ H = 0,006;

g0-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g0= 73;Như vậy:

b2 = b w 2= 77 mm; b1≈ 1,1b2 = 85

3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Độ bền uốn của răng các bánh răng được kiểm nghiệm theo công thức:

K Fβ-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về

uốn, tra bảng 5.5, với ψ bd = 0,822,nội suy K Fβ = 1,032

K Fα-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,v

δ F-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δ F = 0,016;

g0-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g0= 73;

v F < v Fmax = 700(bảng 5.13);

Như vậy:

σ F 1=2.331845,023.1,453.0,562.3,675 /(77.91,213.2) = 141,790 MPa

σ F 2=141,790.3,63/3,675 = 140,054 MPa

Tính chính xác lại các trị số ứng suất uốn cho phép:

Đường kính vòng đỉnh bánh lớn cấp nhanh da < 400 mm nên KXF = 1;YS = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,032; YR = 1(bánh răng phay);

[σ F 1]’ = KXF YS YR [σ F 1] = 1.1,032.1.282,857 = 291,908 MPa

[σ F 2]’ = KXF YS YR [σ F 2] = 1.1,032.1.267,429 = 275,987 MPa

Như vậy độ bền uốn được thỏa mãn

3.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

σ Hmax= σ H.√K qt = 516,006.√1,5 = 631,976 MPa ≤[σ H]max = 1624 MPa;

σ H-ứng suất tiếp xúc;

[σ H]max-ứng suất tiếp xúc khi quá tải;

K qt-Hệ số quá tải; K qt= Tmax/T = 1,5

Tmax-momen xoắn quá tải;

T- momen xoắn danh nghĩa;

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng cũng không được vượt quá trị số cho phép:

σ Fmax 1= σ F 1 K qt = 141,790.1,5 = 212,685 ≤[σ F 1]max = 464 MPa

σ Fmax 2= σ F 2 K qt = 140,054.1,5 = 210,081 ≤[σ F 2]max = 464 MPa

σ F-Ứng suất uốn;

[σ F]max-Ứng suất uốn khi quá tải;

Thỏa mãn độ bền quá tải

3.8.Các thông số của bộ truyền

Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng được tính toán theo các công thức:

Bảng kết quả tính toán các thong số bộ truyền cấp nhanh

11 Đường kính vòng đáy

răng

3.3 Kiểm tra điều kiện va chạm và bôi trơn cho 2 cấp;

3.3.1 Kiểm tra điều kiện va chạm cho bánh răng lớn cấp nhanh:

Bánh răng lớn cấp nhanh có thể va vào trục 3, vì vậy để tránh va chạm này thì khoảng cách từ bánh lớn cấp nhanh đến trục 3 phải thỏa mãn như sau:

x = aw2 – (da12/2 + d3/2) = 150 – (197,14/2 + 52,726/2) = 25,067≥ 15 (mm)Trong đó: aw2- khoảng cách trục cấp chậm, mm;

da12- đường kính vòng đỉnh của bánh lớn cấp nhanh, mm;

d3- đường kính trục 3 tại nơi gần bánh lớn cấp nhanh, mm; có thể được tính sơ bộ như sau:

d3 = 3

√ T3

0,2.[τ x] = 3

√732914,6490,2.25 = 52,726 mmVới: T3- momen xoắn trục 3, Nmm;

[τ x] -ứng suất xoắn cho phép của vật liệu chế tạo trục, có thể lấy: .[τ x] = (25÷

30) Mpa; chọn .[τ x] = 25

Như vậy thỏa mãn điều kiện va chạm

3.3.2 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho 2 cấp;

3.3.2.1 Chọn phương án bôi trơn:

Dùng phương pháp bôi trơn: ngâm bánh trong dầu, vừa đơn giản, vừa làm mát được bộ truyền

3.3.2.2 Kiểm tra điều kiện bôi trơn:

Điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn những điều kiện sau:

- Mức dầu min phải bôi trơn được cả 2 cấp, phải ngập hết chân răng bánh lớn cấp nhanh;

- Mức dầu max không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng bánh lớn cấp chậm ( tính từ đỉnh răng);

- Khoang cách giữa 2 mức dầu tối thiểu là 7 mm;

Tóm lại điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn điều kiện sau: khoảng cách giữa 2 mức dầu ∆ phải thỏa mãn:

∆ = d f 12

2 - 23 d a 22

2 = 188,142 - 23 212,6882 = 23,174 ≥ 7 mmTrong đó:d f 12 – đường kính chân răng bánh lớn cấp nhanh, mm;

d a 22 – đường kính vòng đỉnh răng bánh lớn cấp chậm, mm;