Thiết kế cầu chủ động cho ôtô buýt

Truyền lực chính - Gồm bánh răng chủ động và bánh răng bị động, yêu cầu độ cứng vững cao.. Truyền lực chính có chức năng: + Đảm nhận tỷ số truyền lớn, tăng mô men quay cho bánh xe, tạo n

Trờng đại học Bách khoa Hà Nội

bộ môn ôtô

======  ======

thuyết minh

đồ án môn học thiết kế

tính toán ôtô

Đề tài: thiết kế cầu chủ động cho ôtô buýt

Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Khắc Trai

Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Hải

Hà Nội - 2007

Lời nói đầu

Ngày nay, ôtô ngày càng đợc sử dụng rộng rãi nh một phơng tiện giao thông thông dụng Cùng với sự phát triển nhanh chóng của khoa học

kỹ thuật chung, ngành công nghiệp chế tạo ôtô nói riêng đã có những bớc phát triển nhanh chóng, vợt bậc với nhiều loại ôtô hiện đại ra đời

Với xu hớng phát triển của ngành ôtô, thì ở Việt Nam đã bắt đầu có những bớc tiến Việc lắp ráp ôtô ở trong nớc và quan trọng hơn là việc chế tạo đợc linh kiện đang ngày càng quan tâm hơn

Trong quá trình học tập, em đợc giao nhiệm vụ thiết kế cầu chủ động cho xe buýt, sau khi đã đợc trang bị khá đầy đủ kiến thức cơ bản về ôtô khi thực hiện tính toán, sinh viên sẽ hiểu sâu hơn lý thuyết môn tính toán thiết

kế cũng nh cấu tạo nguyên lý hoạt động của các cụm chi tiết đó

Đợc sự giúp đỡ tận tình của thầy Nguyễn Khắc Trai và các thầy trong

bộ môn em đã hoàn thành nội dung đồ án môn học

Mặc dù đã dành thời gian thích đáng, công phu nhng trong đồ án không tránh khỏi những thiếu sót, rất mong các thầy và các bạn góp ý chỉ bảo để đồ án môn học và kiến thức chuyên ngành đợc hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn!

I Giới thiệu chung về xe cần thiết kế

Trong đồ án tính toán thiết kế ôtô ta tính toán cầu chủ động cho xe

ôtô buýt với trọng tải toàn bộ là: 13000kg

Loại xe thiết kế là loại xe có khả năng đi tốt trên đờng bằng, đặc biệt

đi trong các thành phố Có khả năng chở đợc nhiều ngời, sàn xe thấp, khoảng sáng gầm xe vừa phải, xe không cần tính cơ động cao Xe có động cơ công suất lớn độ bền và độ tin cậy cao cho ngời sử dụng Do đó xe thiết

kế có khả năng đáp ứng đợc nhu cầu, đồng thời có thiết kế hình dáng bên ngoài và nội thất bên trong có tính thẩm mĩ cao

Các thông số của xe đợc thể hiện dới bảng sau:

Thông số

động cơ

Công suất động cơ Ne/ne (kW/Vg/min) Mô men động cơ e/ne (Nm/Vg/min)

142/2800 680/1700 Kích thớc

và

khối lợng

Chiều dài cơ sở (m) Chiều rộng cơ sở (m) Khối lợng đầy đủ (kg) Chiều cao trọng tâm đầy tải (m)

4,600 1,800 13000 1,080 Khả năng

sử dụng

II Giới thiệu chung về hệ thống truyền lực (HTTL)

Hệ thống truyền lực của ôtô là hệ thống tất cả các cơ cấu nổi từ động cơ tới bánh xe chủ động, bao gồm cơ cấu truyền, cắt đổi chiều quay, biến

đổi giá trị mô men truyền Vậy kết cấu của hệ thống truyền lực là: Ly hợp

 Hộp số  Hộp phân phối  Các đăng  Các cầu chủ động  bán trục  bánh xe

Trong loại dầm cầu cứng thì vỏ cầu đóng vai trò là dầm cầu

1 Phân loại hệ thống truyền lực

* Phân chia theo hình thức truyền năng lợng: có 5 loại

- HTTL cơ khí gồm có bộ truyền ma sát

- HTTL cơ khí thủy lực gồm các bộ truyền cơ khí và các bộ truyền thủy lực

- HTTL điện từ

- HTTL thủy lực

- HTTL liên hợp

* Phân chia theo đặc điểm biến đổi tỷ số truyền: có 2 loại

- Truyền lực có cấp

- Truyền lực vô cấp

2 3

4 6

8 7 5

* Phân chia theo phơng pháp điều khiển trong thay đổi tốc độ: có 3 loại:

- Điều khiển bằng cầu số

- Điều khiển bán tự động

- Điều khiển tự động

2 Sơ đồ bố trí chung điều khiển truyền lực

3 Hộp số 4 Hộp phân phối

5 Cầu chủ động 6 Các đăng

7 Bán trục 8 Bánh xe

III Tính toán cầu chủ động

- Từ kích thớc lớp 10.000 - 20 ta tính bán kính của xe

r0=(d2+B) 25 , 4=(202 +10) 25 , 4=508(mm)

- Bán kính thiết kế

rbx =  r0 = 0,90 508 = 457,2 (mm) Với  : hệ số biến dạng của lốp

A Tính toán chế độ tải trọng

1 Trờng hợp 1: Mô men tính từ động cơ truyền xuống

Mtt = Memax ih1  = 680 6,914 0,9123

 Mtt = 4289 (Nm) (1)

Với { M emax =680 ( Nm ) ¿ { i h1 =6,914 ¿¿¿¿

2 Trờng hợp 2: Mô men tính theo bán kính

Mtt = Mmax

1

i0

Với: Mmax = Gi max Vbx

 Mtt = Gi max Vbx

1

i0

Trong đó:  Gi = 7200.10 = 72000 (N)

Trọng lợng tính toán cho cầu thứ i đang xét

 max = 0,7 Hệ số bán max theo tính toán

 rbx = 457,2 (mm) = 0,4572 (m)

 i0 = 5,83 tỷ số truyền lực chính

 Mtt = 7200.0,7.0,4572

1

5,83 = 3952 (Nm) (2)

Từ (1) và (2) cho ta giá trị tính toán cần thiết là: 3952 (Nm)

Đây là giá trị tính toán khi đầy tải, nhng trong quá trình sử dụng không phải lúc nào xe cũng đầy tải Nên ta có chế độ tính toán tải trọng cho bền lâu

M tt tb = 0,6 M

tt = 0,6 3952 = 2371,2 (Nm)

B Tính toán cầu xe

1 Tính toán truyền lực chính

1.1 Tính chọn kích thớc truyền lực chính

- Chọn số răng theo i0 Với xe buýt: chọn Z1 = 6

 Z2 = Z1 i0 = 6 5,83 = 34,98

 Chọn Z2 = 35 răng

- Chọn chiều nghiêng răng và chiều quay cho bánh răng côn xoắn để tránh hiện tợng kẹt răng

+ Với xe buýt chọn:  = 350

- Chọn sơ bộ L dựa theo Mtt  L = 200

- Tính mô đun pháp tuyến bánh răng

mn =

L cos β

0,5√Z12+Z22=

200 cos 350 0,5√62+352=9 ,227

- Ta quy chuẩn mô đun pháp tuyến và dãy tiêu chuẩn để tiện cho việc tính toán  Chọn mn = 8

- Tính mô đun mặt đầu

ms =

m n

cos β=

8 cos350=9 , 766

- Chiều rộng bánh răng:

b = 0,3 L = 0,3 200 = 60 (mm)

- Nửa góc côn chia

1 = artg

Z1

Z2=artg

6

35 =9 , 72

0

 2 = 900 - 9,720 = 80,280

- Góc ăn khớp danh nghĩa: 0 = 200

- Hệ số dịch chỉnh:  = 0

- Đờng kính vòng chia đáy lớn: Dc = ms Z

Dc1 = ms Z1 = 9,766 6 = 58,59 (mm)

Dc2 = ms Z2 = 9,766 35 = 341,81 (mm)

- Bán kính vòng chia đáy lớn: r =

D c

2

rc1 =

D c1

58 , 59

2 = 29,295 (mm)

rc2 =

D c2

341 , 81

2 = 170,905 (mm)

- Bớc răng đáy lớn: ts = .mn

 ts1 = ts2 =  8 = 25,12 (mm)

- Chiều cao răng đáy lớn: h = 2,25 ms

 h1 = h2 = 2,25 9,766 = 21,97 (mm)

- Đờng kính vòng chia đáy lớn

De = Dc + 2hi cos 1

 De1 = Dc1 + 2h1 cos 1 = 58,59.2.21,97 cos 9,720

= 101,8 (mm)

De2 = Dc2 + 2h2 cos 2 = 341,81.2.21,97.cos 80,280

= 349,22 (mm)

- Kiểm tra khoảng sáng gầm xe

H=r bx−(D e 2

2 +25)=457 , 2−(349 ,222 +25)

 H = 257,59 (mm)

- Khe hở chân răng đáy lớn: C = 0,2 ms

 C1 = C2 = 0,2 9,766 = 1,9532 (mm)

- Chiều cao đầu răng đáy lớn

hc1 = hc2 = ms = 9,766 (mm)

- Chiều cao răng đáy lớn trên vòng chia

S= π m n

2 +2 ξ mn tg α

 S1 = S2 =

π 8

2 =12 ,56 (mm )

- Bán kính vòng chia trung bình

rx = ri - 0,5 b sinh i

 rx1 = r1 - 0,5 60 sin 9,720

= 29,295 - 0,5 60 sin 9,720

= 24,22 (mm)

 rx2 = r2 - 0,5 60 sin 80,280 = 141,33 (mm)

1.2 Tính toán lực tác dụng lên cặp bánh răng truyền lực chính

- Lực vòng tác dụng trên các bánh răng chủ động và bị động

P1 = P2 =

M tt

r1 =

3952

0 , 02952 = 133875 (N)

- Lực chiều trục Q

Q = P ( cos β tgα sin δ + tg β cosδ )



Q1=133875(cos 35tg200 sin 9 , 720 0+tg35

0.cos 9 ,720)

 Q1 = 102437 (N)

- Lực hớng kính R

R=P ( cos β tg α cosδ − tg β sin δ )

=133875(cos 35tg 200 cos9 , 720 0−tg 350 sin 9 ,720)

= 428803 (N)

1.3 Tính bền

- Ta chỉ tính ứng suất uốn cho bánh răng chủ động, đợc tính theo công thức:

σ = 24 P K d h

b t s2(1− b

2 r1.sin δ)2.cos2β

≤[σ]

- Bánh răng côn xoắn truyền lực chính đợc chế tạo từ thép cac bon trung bình 15HM tôi trong dầu và ram đạt độ cứng

HRC 56  65 và độ bền là

[u] = 700  900 (MN/m2) + Kd: Hệ số tải trọng động Kd = 1  1,5  Kd = 1,1

+ P: lực vòng bán kính tính theo MH

+ h: chiều dài răng theo đờng sinh

h =

h C

9 , 766

2 =4 , 883

+ ts: bớc răng trên mặt bên tính ở đáy lớn hình côn chia

+ : nửa góc côn chia

+ : góc xoắn răng

u =

24.133875.1,1.0,004883

0

)2.cos2350

= 903331559 (N/m2)

= 903 (MN/m2)

- Kiểm tra áp lực trên bề mặt răng

K1 =

P

b' với b '=

b

cos β=

60 cos350≈73 , 24(mm)

 K1 = 1827 (KN/m)

1.4 Tính bền răng theo ứng suất tiếp xúc

σ tx=0 , 418√ P E

b sin α cos α−(r1td 2+

1

r td 2)

Với vật liệu là 15HM thì [tx] = 1500  2500 (MN/m2)

+ P: công suất tính theo chế độ tải trọng trung bình

tb

2371 , 2

0 , 02925=81066 ( N )

Lực vòng tính theo chế độ tải trọng trung bình

- E : mô men đàn hồi của vật liệu

E = 22.1010 (N/m2)

- rtd1, rtd2 : bán kính tơng đơng của bánh răng chủ động, bị động

rtd1 =

r x

cos2β cos δ1=

24 , 22

cos2350.cos 9 ,720=36 ,62 (mm)

rtd2 =

r x

cos2β cos δ2=

141, 33

cos2350.cos 80 ,280=982 ,7 (mm )

- b: chiều dài răng theo đờng sinh

- : góc ăn khớp danh nghĩa điểm giữa răng

tx = 0,418 √81066 22 1010

0 , 06 sin 200 cos200.(0 , 036621 +

1

0 , 9827)

= 2139255611 (N)

= 2139 (MN)

T

T Tên thông số

Ký hiệ u

Đơ

n vị Công thức tính toán

Kết quả Chủ

động

Bị

động

3 Mô đuyn pháp

tuyến

5 Nửa góc côn chia  độ

costg

9,72 80,28

8 Chiều rộng bánh

răng

10 Chiều dài đờng

sinh côn chia

L mm 0,5

√Z12+Z22/cos β m n

11 Đờng kính vòng

chia đáy lớn

12 Bán kính vòng

chia đáy lớn

5

14 Đờng kính vòng

đỉnh đáy lớn

De mm De + 2hi cosi 101,8 349,22

15 Khe hở chân răng

đáy lớn

16 Chiều cao đầu

răng ở đáy lớn

2

1

Z Z

17 Chiều dài răng ở

đáy lớn trên vòng

chia

 mm π m n

18 Chiều cao răng

đáy lớn

19 Đờng kính vòng

chân răng đáy lớn

pi mm Dc - 2C

20 Bán kính vòng

chia trung bình

rx mm r - 0,5.b.sini 24,22 141,33

IV Nguyên lý làm việc của cầu xe

1 Cấu tạo

- Cầu chủ động bao gồm truyền lực chính và vi sai Cả hai cơ cấu này

đặt trong vỏ cầu, ở trên dầm cầu cứng hộp vỏ cầu một phần của dầm cầu

Cầu xe nằm trên hệ treo độc lập vỏ cầu là một khối riêng gắn chặt với

khung, dầm ngang sàn xe hay liền khối với hộp số chính động cơ

a Truyền lực chính

- Gồm bánh răng chủ động và bánh răng bị động, yêu cầu độ cứng

vững cao Truyền lực chính có chức năng:

+ Đảm nhận tỷ số truyền lớn, tăng mô men quay cho bánh xe, tạo

nên số vòng quay tối u cho chuyển động của ôtô trong khoảng tốc độ của

xe yêu cầu

+ Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực

b Vi sai:

- Gồm bánh răng bán trục, hai hay bốn bánh răng hành tinh

- Thực hiện sự sai lệch tốc độ quay các trục bánh xe khi chuyển động

trên đờng vòng, đờng gồ ghề, đảm bảo dễ dàng điều khiển, hớng chuyển

động và không mài mòn lốp xe

- Hạn chế sự trợt quay ở bánh xe khi chênh lệch tốc độ, góc giữa các

bánh xe trên cùng một cầu, tạo điều kiện tận dụng lực bám và nâng cao tính

kinh tế nhiên liệu

2 Nguyên lý làm việc

a Truyền lực chính

- Bánh răng chủ động (hay bánh răng quả dứa) đợc nối với hộp số bằng các trục các đăng, khi bánh răng chủ động quay  bánh răng bị động quay làm vỏ vi sai quay theo Chiều truyền lực tùy vào cách đặt động cơ nh hình vẽ dới đây:

1 3

2 4

1

3

6 6

2

4

1

5

6 6

3

Vp

Vht

Vp

Vht

b Vi sai

- Bộ vi sai nằm trong lòng bánh răng bị động của truyền lực chính và gồm:

+ Vỏ vi sai đồng thời là thân bánh răng bị động, hai bánh răng mặt trời (bánh răng bán trục) hai hoặc bốn bánh răng hành tinh (bánh răng vi sai) trục vi sai, các bán trục dẫn ra bánh xe phải, trái, các đệm tựa lng cho các bánh răng Bánh răng vi sai quay trên tâm trục vi sai và quay cùng vỏ vi sai

- Có hai trờng hợp làm việc

+ Khi chuyển động thẳng trên đờng bằng phẳng quãng đờng lăn của hai bánh xe bằng nhau, nếu lực cản trên hai bánh xe nh nhau Sẽ làm cho bánh răng bán trục quay cùng tốc độ, nh vậy bánh răng hành tinh không quay quanh trục của nó, mà mô men truyền xuống từ vỏ vi sai cần bằng với mô men cán lăn tại vết tiếp xúc của bánh xe tức là:

nt = np = n0 và Mt = Mp = 0,5 M0

nt: tốc độ quay của bánh xe trái (vòng/phút)

np: tốc độ quay của bánh xe phải (vòng/phút)

n0: tốc độ quay của vỏ vi sai

Mt: Mô men trên bánh xe trái

Mp: Mô men trên bánh xe phải

M0: Mô men trên vỏ vi sai

- Có thể hiểu các bánh răng đóng vai trò là chêm truyền lực

Vht

Vt

Vt

a Khi đi thẳng: Vt = Vp

Bánh răng

b Khi quay vòng: Vt Vp

Hình 12: Quan hệ động học và động lực học vi sai côn đối xứng

- Khi xe đi trên đờng vòng, quãng đờng lăn các bánh xe khác nhau, các bánh răng bán trục quay với tốc độ khác nhau hoặc lực cản các bánh xe khác nhau dẫn tới tốc độ góc các bánh răng bán trục khác nhau

- Nh vậy bánh răng hành tinh vừa quay quanh trục của nó với tốc độ góc ht, mô men truyền từ vỏ vi sai cân bằng với mô men cản đặt tại tâm trục của bánh răng vi sai Mt + Mp Trên bánh răng vi sai do sự không cân bằng của các lực ăn khớp tạo nên mô men quay bánh răng vi sai xung quanh trục của nó với giá trị bằng Mt - Mp Mô men còn lại bằng giá trị Mp tác dụng cho cả các bánh răng bán trục hai bên

Nh vậy Mt = Mp

Nếu np = 2n0 thì nt = 0 vì khi đó bánh răng phải quay gấp đôi Còn bánh xe trải không quay Mặt khác bánh xe bên phải có lực cản rất nhỏ coi

nh = 0 (Mt = 0) Thì Mt = Mp = 0 Do vậy xe không còn khả năng khắc phục lực cản của đờng Đó chính là hiện tợng patinê

Quan hệ tổng quát của vi sai là:

nt + n p = 2n 0

n t  n p

M t = M p

Việc sử dụng vi sai đối xứng nh trên cho phép các bánh xe quay với tốc độ khác nhau, hạn chế mài mòn lốp xe, nhng lại làm xấu khả năng truyền lực của cầu chủ động, đồng thời có thể làm tăng khả năng tiêu hao nhiên liệu của ôtô.

IV Bảo dỡng cầu chủ động

a Cách tháo lắp cầu

Bớc 1: Tháo toàn bộ cụm cầu ra khỏi xe Về nguyên tắc phải rút bán trục

ra trớc.

Bớc 2: Tháo bánh răng bị động ra Trớc đó tháo hai miếng âm đợc bắt bởi hai con ốc Sau đó tháo đến nửa vỏ cầu Rồi tháo rời đợc toàn bộ cụm vi sai ra và tháo đợc các bánh răng hành tinh khỏi trục chữ thập

Bớc 3: Tiếp theo tháo bánh răng chủ động Sau đó tháo hai hàng ốc ở mặt bích để tháo mặt bích, các ổ bi mang theo bánh răng quả dứa.

Khi lắp vào quá trình diễn ra ngợc lại và phải đảm bảo đợc yêu cầu:

+ Các ổ bi không đợc xuất hiện độ dơ dọc

+ Đảm bảo độ ăn khớp bánh răng chủ động, bị động.

b Những h hỏng thờng gặp và nguyên nhân.

- Cầu chủ động bao gồm phần vỏ cầu và các cặp bánh răng chuyền động lắp bên trong Cho nên quá trình làm việc thờng xảy ra các h hỏng:

+ Phần vỏ cầu bị rò rỉ dầu, bị rạn nứt, sứt mẻ gây ra tiếng ồn, tiếng gõ khác thờng.

+ Sự ăn khớp của các bánh răng truyền lực chính không đúng, khe hở ăn khớp quá lớn cũng gây tiếng ồn khi làm việc, gây giật xe khi thay đổi tốc độ làm việc.

c Công việc kiểm tra bảo dỡng

* Chuẩn đoán bệnh là phơng pháp kiểm tra bảo dỡng không cần tháo rời các chi tiết Mà chỉ cần dựa vào các dấu hiệu nhận thấy trong quá trình sử dụng.

- Khi xe chạy dựa vào tiếng gõ

+ Dựa vào tần số gõ: kêu nhanh xác định là kê từ hộp số, kêu chậm thì ở các đăng hoặc cầu.

* Cờng độ tiếng gõ: nhẹ thì dơ ít, mạnh thì dơ nhiều.

- Dựa vào dầu cầu để xác định bệnh:

+ Nhiệt độ dầu cầu bình thờng < 50 0 C

+ Mức dầu của cầu: ngập 1/3 bánh răng bị động.

+ Màu dầu: dựa vào màu dầu để xác định xem có tạp chất hay không.

* ở bảo dỡng các cấp cao ngời ta tiến hành kiểm tra độ do tổng cộng của cầu chủ động Để xe ở số 0 dùng tay lắc trục các đăng về hai phía sẽ biết đợc độ dơ của cầu chủ động hay bích cầu chủ động lên kéo phanh tay.

- Dụng cụ lấy dấu gồm một giá đỡ và một làm chỉ vạch dấu Dùng tay quay bánh xe hết về một phía dùng dụng cụ lấy dấu trên vành bánh xe Sau đó quay bánh xe theo chiều ngợc lại đến lúc cảm thấy nặng thì dừng lại và lấy dấu Khoảng dịch chuyển này là độ dơ tổng cộng so sánh với tiêu chuẩn:

+ Xe mới khoảng (18  25) (mm)

+ Xe cũ khoảng (25  45) (mm)

Nếu độ dơ tổng cộng lên hơn mức cho phép ta phải kiểm tra, điều chỉnh các bộ phận trong cầu chủ động.

* Kiểm tra, điều chỉnh độ dơ dọc trục của ổ bi, trục chủ động, bánh răng truyền lực chính.

- Trớc khi kiểm tra tháo các bu lông lắp ghép giữa các bích khớp với các

đăng, với mặt bích trục Răng chủ động tháo khỏi bánh răng chủ động ra khỏi vỏ cầu.

- Dùng hai tay cầm mặt bích trục kéo ra đẩy vào nếu cảm thấy dơ hoặc dùng đồng hồ so đặt trên bàn rò nếu dơ thì tì tay vào mặt bích kéo ra, đẩy vào nếu thấy khe hở  0,1 (mm) ta phải điều chỉnh độ dơ.

- Điều chỉnh ổ bi nếu bị dơ ta thay đổi các tấm đệm điều chỉnh theo nguyên tắc bớt căn đệm sẽ giảm độ dơ và ngợc lại Khi điều chỉnh có thể xảy ra

độ dơ hết nhng ổ bi quá chặt gây lực cản lớn nên ngời ta dùng lực kế móc vào lỗ

bu lôngmặt bích kéo xoay trục với khoảng lực  (2  3) kg tơng ứng với mô men quay trục bằng (0,1  0,35) kgm (1,0  2,3) Nm.

* Kiểm tra điều chỉnh độ dơ của ổ bi vỏ vi sai cũng đợc kiểm tra với tiêu chuẩn mô men nh đối với ổ bi trục chủ động.

* Kiểm tra điều chỉnh khe ăn khớp (khe hở cạnh) của cặp bánh răng côn xoắn truyền lực chính.

- Dùng dây chì mỏng kẹp vào giữa các mặt bên của các răng ăn khớp.

- Quay bánh răng theo một chiều sau đó lấy dây chì ra đo đợc chiều dày Thông thờng khe hở giữa các bánh răng phải nằm trong khoảng (0,15  0,4)mm

* Kiểm tra sự ăn khớp (tiếp xúc) của cặp bánh răng côn xoắn truyền lực chính bằng cách:

- Bôi lên các bề mặt của ba răng cách đều nhau 120 0 của bánh răng chủ

động (bánh răng quả dứa) một lớp sơn mỏng Hãm bánh răng chủ động với một lực để kiểm tra sự ăn khớp tơng ứng với cỡ tải trọng nhỏ.

- Quay bánh răng bị động về hai phía, quan sát vết tiếp xúc của cặp bánh răng qua lớp sơn trên bánh răng để so sánh với tiêu chuẩn và điều chỉnh cho

đúng.

- Thông thờng vết tiếp xúc phải đạt tới 2/3 chiều dài răng.

- Nếu không điều chỉnh để vết tiếp xúc giữa hai bánh răng đạt yêu cầu thì cần thay thế hay có các biện pháp kỹ thuật khắc phục