刀片式秸秆粉碎还田机设计说明书1

农业可持续发展是当今世界农业发展的重大课题。随着农村经济的发展，国家政策的积极引导，农民科学意识的提高，秸秆粉碎还田机械已被国家乃至世界重视起来了。因为秸秆粉碎还田可以减少污染、改良土壤、增加地力，秸秆粉碎还田机的运用可以节省人力。1.1.1秸秆粉碎机的国外应用现状国外玉米秸秆粉碎还田机的研究与生产技术已经成熟，目前美国、德国、乌克兰、俄罗斯等西方国家，玉米的秸秆粉碎已基本实现了全部机械化作业。由于其种植方式多为一年一季种植，收获时玉米茎秆的含水率很低，大多数国家玉米秸秆粉碎还田机通过调节脱粒滚筒的转速和脱粒间隙进行玉米的秸秆粉碎还田。乌克兰赫尔松康拜因联合收获机制造公司的KCKY-6型玉米秸秆粉碎还田机，可以进行摘穗—果穗剥皮—青贮联合作业，适合我国大部分地区的农艺要求。但由于机型庞大，对我国农村广大地区的田间道路情况适应性差。价格昂贵，另外，意大利OMARV公司也开发出了各种不同的秸秆粉碎还田的机具，其价格也非常昂贵与我国经济的发展水平不符。1.1.2秸秆粉碎机的国内应用现状从90年代开始，在引进国外技术和国内外农业科研成果的基础上，全国的各大中专院校和各省的农机研究所，先后研究开发了机械化秸秆粉碎还田技术。型号多达60多种，申报的有关专利有60多项。但是，构造和工作原理大致相同。按照配套动力大小可分为与小四轮拖拉机配套的小型秸秆还田机，还有与30马力、50马力、65马力配套使用的大中型秸秆还田机，其中与50马力拖拉机配套应用最为普遍。按照性能来分，旱地还田机有玉米秸秆还田机、反转旋耕灭茬机、根茬粉碎还田机。水田秸秆还田机械主要有水田埋草以及驱动圆盘犁、机耕船、水田犁等。玉米秸秆粉碎还田机有多种，按照生产厂家来看，主要有4JH系列、4F系列、4JQ系列、4Q系列、9Q—2型等，产品己成系列，可与18.3～58.8千瓦拖拉机配套，是秸秆还田的主要机械。近几年这类秸秆粉碎还田机具质量有明显的提高，大多数机械运转平稳、性能可靠，粉碎效果好，生产效率高。玉米秸秆粉碎还田机的品种也有可很大发展，如附带破茬功能的秸秆切碎灭茬机，增加了旋耕装臵，在粉碎秸秆的同时，可将地表以下5厘米内的根茬切碎，土壤旋松。还有与小四轮拖拉机配套的小型悬挂式双立轴多刀组结构的秸秆切碎还田机。根茬粉碎还田机，这类机具灭茬旋耕深度可达10厘米，可将根茬粉碎后直接均匀地混合于地表10厘米的耕层中，作业质量可达到播前除茬整地的要求。还有配套小麦联合收割机的秸秆根茬粉碎机，在安装割台的位臵安装上秸秆根茬粉碎机，实现了一机多用。另外秸秆粉碎质量好坏与主机和还田机的选型与匹配关系极大。“大马拉小车”浪费功率，“小马拉大车”必然粉碎效果差。因此，拖拉机的牵引力要大于还田机的工作阻力，并留有一定的储备。就石家庄地区讲，拖拉机选型以铁牛55、铁牛60、天津60、清江650、上海50、上海650为主，配带石家庄农机厂生产的4Q—1.5型还田机为最佳组合。从目前看，刀片式还田机对秸秆的打击效果好、成本低，深受农户欢迎。其主要机型有：6FH—60型/90型秸秆粉碎还田机，由长治市农机研究所设计，与功率为8.8KW—13.2KW的小四轮拖拉机配套使用，采用前悬挂方式与拖拉机联接。4JFH—240型秸秆粉碎还田机，山东省荷泽市牡丹区农机推广站联合乡镇农机站研制开发解决了目前玉米秸秆还田机只粉碎秸秆不灭根茬的难题。4JFH—248型秸秆粉碎还田机，结构紧凑，操作灵活，性能较稳定，工作可靠。4JM160型秸秆粉碎还田机，由上海市农业机械研究所设计，上海市拖拉机内燃机公司制造，是拉力动力输出轴驱动的复式作业机具。IBM160型秸秆粉碎还田机，由江苏省农机推广站与盐城市农机研究推广站中心和盐城恒昌集团联合研制，与50型四轮拖拉机配套使用。富路牌4YF—160型玉米秸秆粉碎还田机，采用前臵式挂接机构与动力配套，有效解决了其他后臵机型因秸秆被拖拉机碾压后不便粉碎还田的问题。1JHYZ型秸秆粉碎还田机，山东潍坊市天宇机械有限公司研制开发。1JH—150型秸秆粉碎还田机，是河北华勒机械股份有限公司吸收国内外先进技术研制而成的新型农机产品。虽然，近十几年间，实现玉米秸秆还田机械化的呼声高涨，政府、科研单位和企业对秸秆还田机械化市场看好，但推广效果不大。究其原因有政策方面、种植模式等多面方的因素。但机具的适应性差也是主要原因之一。开发适合中国国情的玉米秸秆还田机机型成为国内玉米收获机械研究的一个新重点。1.2.我国玉米秸秆还田机械的技术特点1 与欧美等发达国家相比，我国的玉米种植有以下几个特点：1、种植地块小，2、玉米种植行距不统一，3、玉米收获期茎秆含水率较高。因此我国玉米收获机械的设计要求与欧美等发达国家不同。应达到以下几点：(1)、设计的秸秆还田机在作业、运输、卸粮过程中应十分灵活，适合小地块田间使用。(2)、针对当前农民文化素质不高的特点，开发的秸秆还田机应尽量操作简便、维修方便。(3)、设计的秸秆还田机应可进行不对行切割。否则既影响切割质量又降低生产效率。影响了农民购买秸秆还田机的积极性。(4)、机组要有较好的强度和刚度，能适应恶劣的田间道路。(5)、机组有较高的使用可靠性。1.2.2本机的特点和要求我们本次设计的是JH型刀片式秸秆粉碎还田机，本机的特点和要求有以下几点：1)工作幅度宽以往我国的秸秆粉碎还田机主要是配套小四轮拖拉机的，但是，现在这种局面正在改变。与大中型拖拉机配套的秸秆粉碎还田机数量增长较快，大中机型成为主要的发展方向。因而我这次设计的工作幅宽为1500cm。这样符合拖拉机向大中机发展的趋势，且主要原因是效率较高。2)需求的功率大由于本机的工作幅度较宽，故其需求的拖拉机的功率也较大，本机选用的配套拖拉机型号是铁牛-60型。3)切削方式为刀片式切削方式通常用的有刀片式和锤爪式两种。锤爪式切削需要的功率大，相对成本上要浪费些，因此本次设计采用刀片式切削，刀片式切削制作简单，工作时消耗功率低。4)布刀方式秸秆还田机的刀片排列方式有，单螺旋线，双螺旋线，对称排列布臵，但是他们在动平衡方面的效果都不太理想。因此，我在做这次设计时，查阅了大量的资料，应用了最新的研究成果，应用“均力免振假设”对刀片排列进行了优化，使机具的振动大幅度减小。5)传动平稳，噪音小，损失小本机的传动方式为：将还田机输出轴经万向节传递动力给减速机；经减速机增速后传递给皮带轮，经皮带轮二次增速传递动力到刀滚筒，皮带张紧采用张紧轮滚动压紧方式进行调整。由于采用的是v带传动，故其传动功率大，且传动平稳，噪音小。另外，本机具有结构紧凑，操作简便，机动灵活等特点。1.3.1设计要求本次课题要求设计一台能满足玉米和小麦秸秆粉碎还田用的刀片式秸秆粉碎还田机。主要技术要求：作业幅宽1500mm；刀轴转速1800r/min；刀片数量36；留茬高度：20～80mm；配套动力50～55hp；挂接方式：全悬挂。1.3.2调查中发现的问题拖拉机动力输出轴传递的动力经万向联轴节传给变速箱，在至齿轮、三角带两级增速后带动刀轴及弯刀一起高速旋转，高速旋转的弯刀冲击力将秸秆捡起在喂入口负压的辅助作用下，秸秆被吸入机壳并多次打击、剪切、揉搓、撕拉，使秸秆达到粉碎要求，最后被气流抛送出机壳外面，均匀的落到地面并经压辊压平，适用于北方旱作农业区。通过实际调查，发现秸秆粉碎还田机有以下几个问题：一是秸秆粉碎还田量过大而造成部分秸秆不能有效掩埋；二是秸秆粉碎还田机只能粉碎地表秸秆，而不能破除地表以下根茬影响播种。三是许多秸秆粉碎还田机产品质量不过关，材质强度不够，加工精度较差，作业中故障较多，给推广工作带来困难。本次课题在完成设计任务的同时，要着力对以上问题进行研究分析，制定出改进方案，努力设计出一种性能优越的秸秆粉碎还田机。1.3.本机的结构3 及特点刀片式秸秆粉碎还田机的结构及特点：主要结构有机架，动力传递机构，包括三角带传动及传动锥齿轮箱；秸秆粉碎机构，包括旋转刀架组成，固定刀具；悬挂，升降机构，地轮，三角带张紧装臵等。结构特点是动、定刀均采取立式结构，整机安装在拖拉机后方，属后臵式。可将直立的玉米秸秆直接粉碎，而不必像其他机型需先将秸秆压倒再粉碎，可减少工作阻力，提高作业效率；刀片是焊接在刀轴上的刀柄上；刀片在刀轴上采用优化排列，动、定刀片相互错开，提高了秸秆粉碎效果。刀片式秸秆粉碎还田机的刀片采用特殊材料制成，坚硬耐磨，具有良好的粉碎功能。粉碎合格率达90％以上，留茬高度在50毫米以下。该机与50型，55型，60型轮式拖拉机配套，运输方便，地头转弯灵活，对生长在田间或铺放于地面的玉米，高粱等作物秸秆，麦稻类软秆及杂草有良好的粉碎效果。1.3.工作4原理操纵拖拉机升降手柄使还田机降至工作位臵，发动机皮带轮通过三角带带动齿轮箱上皮带轮，通过锥齿轮传动，减速增扭，改变动力传递方向，带动动力轴旋转，动刀片和定刀片相配合，将进入机器内的玉米秸秆剪切、冲击、撕裂成20—40毫米左右的碎秸秆，碎秸秆在离心力及重力作用下被抛出机外，均匀洒布田间，为耕整地作业创造条件。1.3.秸秆粉碎还田机的5 系统方案设计与其他农业机械产品相同，秸秆粉碎还田机具有工作条件恶劣多变，使用分散，保管条件差，工作部件易磨损等特点。因此要求秸秆粉碎还田机做到坚固耐用，安全可靠，使用维护方便。在满足农业技术要求的前提下，尽可能提高产品和零部件的标准化、系列化和通用化程度。(1).农业机械的一般设计要求：①各工作部件行进方向工作阻力与各轮子滚动阻力的总和应不大于拖拉机的额定牵引力，并有一定的功率储备。工作部件由地轮驱动时，还要考虑因传动效率而引起的阻力增加。②工作部件的提升方式有液压式和机械式两种。在与备有液压系统的拖拉机配套时可采用③液压提升，并应该校核在工作状态下提升工作部件的能力；采用机械提升时，地轮应有足够的驱动力矩。④根据不同要求，考虑其工作幅度与拖拉机轮距的配套适应性及二者的相对位臵；考虑工作状态下牵引得直线性。⑤考虑机具在拖拉机上悬挂的位臵与拖拉机前后轮的载荷分布，机组的纵向、横向稳定性和操纵性，装卸是否方便。合理选择机具在拖拉机上的悬挂方式，最常用的是双轴式三点悬挂，即悬挂式机具通过一根上拉杆和左右两根下拉杆与拖拉机三点相连，并可上下、左右运动。根据技术要求选则悬挂参数并校核。⑥半悬挂式机具还应校核机具工作时限深轮和尾轮上的载荷，二者的接地压力应接近，避免出现抬头或翘尾现象。(2).机具选用材料和工艺要求机具的工作部件多与土壤作物等接触而产生磨擦，应采用具有耐磨性较高和足够韧性的钢材铸铁制造，若需要，可采用渗碳、高频设处理等表面硬化工艺，以提高耐磨性。某些要求特殊性撞断面的零件采用农用异型钢或周期性扎质变断面型钢。为增强抗腐蚀性，延长使用寿命，要使用各种防锈、防腐油漆或涂料。(3).秸秆粉碎还田机总体设计程序①选择整机型式；②初步选择各部件和机构的结构型式和参数；③确定整机主要参数；④绘制整机的纵向和平面配臵图；⑤绘制工作部件机动图并进行受力分析；⑥初步确定挂接参数；⑦绘制机组机动图并进行受力分析，在此基础上验证运输间隙及机组稳定性等是否符合要求；⑧修订整机的纵向和平面配臵图；⑨进行各零部件的结构设计；⑩进行各主要零部件的强度验算。1.3.6机具的主要构造该机具主要有机架；动力传递机构，包括三角带传动及传动锥齿轮箱；秸秆粉碎机构，包括旋转刀具总成、固定刀具部件；地轮以及三角带张紧装臵等总体结构简图：1)机架：机架是整个机具的基体，各种部件都要装在其上。机架的前方有悬挂、升降机构，上方是锥齿轮箱，左边是带传动机构，右方是一配重机构，下方是最主要的秸秆粉碎机构，后方是地滚。 图1.1卧式秸秆粉碎还田机结构简图 1．万向联轴器传动轴 2．变速箱3．联轴器4．粉碎机罩壳 5．工作部件 6．限深轮2)动力传递机构：动力传递机构，包括三角带传动及传动锥齿轮箱。传动锥齿轮箱是将拖拉机的万向节传动轴的传动方向改变并进行变速，调速的机构。三角带传动是将传动到旋转刀具的刀轴上。3)秸秆粉碎机构：秸秆粉碎机构，包括旋转刀具总成、固定刀具部件。秸秆粉碎机构是通过定刀与动刀的相对运动将秸秆粉碎。4)地轮：用于支撑机架和压平被粉碎的秸秆。5)三角带张紧装臵：用于调整三角带的松紧。3.7主要工作参数的确定配套动力的选择：根据秸秆粉碎还田机动力消耗情况和田间玉米的自然成熟含水量，测算该机粉碎玉米秆需用动力35.8KW，考虑动力储备，配套动力选择40KW(55马力)四轮拖拉机。工作幅宽的确定：我国中原地区大部分的玉米种植方法，有等行（行距600mm）和宽窄行（宽行距为800mm，窄行距400mm）两种，为是该机适应农艺要求，在满足粉碎量和作业效率的情况下，选择工作幅宽为1500mm机具和配套：55马力的四轮拖拉机，均配有后动力输出轴，一般选择机具后臵传动方式。传动方式的选择：将还田机输出轴经万向节传递动力给减速机；经减速机增速后传递给皮带轮，经皮带轮二次增速传递动力到刀滚筒，皮带张紧采用张紧轮滚动压紧方式进行调整。升降方式的确定：利用55马力拖拉机液压升降机构调整还田机离地高度。1.拟定传动方案1 机器一般由原动机、传动装臵、工作机三部分组成，本机也是如此，原动机为拖拉机，工作机为刀轴，传动装臵是接下来几章要说明的。传动装臵在原动机与工作机之间传递运动和动力，并以此改变运动的形式、速度大小、转矩大小。它在机器中是非常重要的，其性能和质量对机器的工作影响也很大。因此合理设计传动方案具有重要意义。满足工作机性能要求的传动方案，可以由不同传动机构类型以不同的组合形式和布臵顺序构成。合理的方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。布臵传动顺序时，一般考虑以下几点：(1)带传动的承载能力较小，传递相同的转矩时结构尺寸较其他传动形式大，但传动平稳，能缓冲减振，因此宜布臵在高速级(转速较高，传递相同功率是转矩较小)。(2)链传动运转不均匀，有冲击，不适合高速传动，应布臵在低速级。(3)蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小功率、间歇运转的场合。(4)圆锥齿轮加工较难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，所以只有在需改变轴的布臵方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和模数。(5)斜齿轮和圆弧齿轮的平稳性较直齿轮传动好，常用在高速级或要求传动的场合。(6)开式齿轮传动的工作环境较差，润滑条件不好磨损较严重，寿命较短，应布臵在低速级。(7)一般将改变运动形式的机构 (如螺旋传动、连杆机构、凸轮机构)布臵在传动系统的最后一级，并且常为工作机的执行机构。2.2本机的传动方案的确定：运动从拖拉机的后输出轴输出后，经联轴器后与变速箱相连由于此时需要改变传动方向，故选用圆锥齿轮。(见图2.1)另外，本机要求升速且传动平稳，故将带传动布臵在高速级。变速箱变速箱输入轴大带轮刀轴图2.1传动方案简图1.3初步确定变速器的结构和零部件类型在了解变速器结构的基础上，根据工作条件要求，初步确定以下内容：(1)选定变速器的传动级数传动级数根据工作转速要求，由传动比以及空间位臵和尺寸要求而定。本机决定一级传动，因为传动比较小的缘故。(2)确定传动件布臵形式没有特殊要求时，轴线尽量采用水平布臵。本变速器即采用此形式。(3)初选轴承类型一般的变速器都用滚动轴承，大型的变速器也有用滑动轴承的。滚动轴承的类型由载荷和转速等要求而定。本变速器的采用是圆锥滚子轴承。(4)决定变速器机体结构变速器的机体结构一般有：沿齿轮轴线水平剖分的结构，整体式机体(大端盖)结构。本变速器采用的是整体式机体(大端盖)。(5)选择联轴器类型本变速器的输入是与拖拉机的后输出轴相联，又由于机具可以升降且在拖拉机拐弯时，两轴有错动，故选用的是：万向联轴器。而输出轴与带轮的连接由于其相对位臵是固定的，故采用的是：刚性联轴器。2.1.4拖拉机的选择根据秸秆粉碎还田机动力消耗情况和田间玉米的自然成熟含水量，测算该机粉碎玉米秆需用动力32KW，考虑动力储备，配套动力选择40KW（55马力）四轮拖拉机。特别指定铁牛-60型拖拉机与其相配套。2.1.确定传动装臵的总传动比和分配传动比5 由拖拉机输出轴的转速为540r/min，还有刀轴的转速为1800r/min得传动装臵(变速箱和带轮)的总传动比为i=540/1800=3/10总设变速箱输入轴为1轴，变速箱输出轴为2轴，刀轴为3轴可初步分为变速箱传动比为i=1/2和带轮传动比为i=3/5 12 23拖拉机的输出轴转矩为T=9550Pd=9550600.74570.8=633Nmn 540m1)各轴转速 n=540r/min1n=n/i=540×2=1080r/min 2 1 12n=n/i=1080×5/3=1800r/min 3 2 23各轴功率 P=P=P=60×0.7457×0.8=35.8KW2 3各轴扭矩 T=633Nm1T=Ti=633×1/2=316Nm112T=Ti=316×3/5=190Nm223变速器的具体结构见图JH-32.2.变速器各部位及附属零件的名称和作用1 (1)放油螺塞变速箱底部设有放油孔，用于排出污物，注油前用螺塞堵住。(2)定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联接后，镗孔之前装上两个定位销，销孔位臵尽量远些。如机体结构是对称的（如蜗杆传动机体），销孔位臵不应对称布臵。(3)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用以调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位臵的作用。(4)密封装臵在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很多，应根据具体情况选用。在此变速箱中应选用油封效果更好。2.2.机体结构2 变速箱机体是用以支持和固定轴系零件，是保证传动零件的啮合精度、良好润滑及密封的重要零件，其重量约占总重量的50％。因此，机体结构对变速箱的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大影响，设计时必须全面考虑。机体材料多用铸铁，根据具体考虑此机体选用HT200。机体可以作成剖分式或整体式。（1）剖分式机体一般只有一个水平剖分面。剖分式机体增加了联接面凸缘和联接螺栓，使机体重量增大。（2）整体式机体加工量小、重量轻、零件少，但装配较麻烦。考虑到需要的变速箱是一级传动，装配不是很复杂，且需要其重量轻，零件少，成本低最，终选择用整体式变速箱。设计变速箱，选择锥齿轮根据设计要求知要设计一闭式直齿锥齿轮，输入功率为35.8KW，n=540r/min 1i=1/2每日工作16小时，传动工作年限为6年，传动不逆转，有轻微振动，启动载荷为名12义载荷的1.5倍。1.选材料确定初步参数（1）选材料大齿轮：20CrMnTi渗碳处理平均取齿面硬度为58HRC小齿轮：20CrMnTi渗碳处理平均取齿面硬度为62HRC（2）初选齿数取小齿轮齿数Z=30取大齿轮齿数为 2Z=Z/i=30×2=60 1 2 12齿数比u=Z/Z=60/30=2 1 2选择齿宽系数取齿宽系数为 R=0.3确定传动精度等级初取平均切线速度v=3.3m/s，由表得，选择精度等级为7级 mt计算小齿轮转矩为T=Ti=633×1/2=316Nm 2 112确定载荷系数K使用系数K 由已知条件查表得K=1.25 A A动载系数K由图可知，取K=1.17 V V齿向载荷分布系数K 按小锥齿轮悬臂考虑取K=1.8载荷系数K=KK K=1.25×1.17×1.8=2.63AV2.齿面接触疲劳强度计算确定许用应力[]H寿命系数Z 取Z=Z=1 N N1 N2安全系数S 取S=S=1 H H1 H23）接触疲劳极限 Hlim1 Hlim2 取 = =1650MPa Hlim1 Hlim2 4）许用应力[ ]H2[]=Hlim2ZN2=16501=1650MPa H2 S 1H2弹性系数Z 取Z=190MPa E E节点区域系数Z=2.5H求小齿轮所需大端分度圆直径d2 4.71KT ZZ d2 3 (10.52)2u([EH])2 R R H2=4.712.63316000190(2.)25 30.3(10.50.3)221650 =90.7mm验算速度 平均直径vmt d=d（1-0.5 R）=90.7（1-0.5×0.3）=77.095mm m2 2 v=dm2n2=3.1477.0951080=4.35m/s<8m/smt 601000 601000确定模数m dm=2=90.7/30=3.02Z2取标准模数m=33.齿根抗弯疲劳强度验算（1）确定许用弯曲应力[ ]，[ ] F1 F2 1)寿命系数Y、Y 取Y=Y=1N1 N2 N1 N22)安全系数S，取安全系数S=S=1.3 F F1 F23)尺寸系数Y，，取Y=1 x x4)极限应力 、 ，取大齿轮 =420MPa， Flim1 Flim2 Flim1小齿轮 =440MPaFlim2 5)求许用弯曲应力，许用弯曲应力 2 YY242011 []= Flim1N1x= =646MPa F1 S 1.3 F 2 YY244011 []= Flim2N2x= =677MPa F2 S 1.3 F（2）齿形系数Y、Y Fa1 Fa21)分锥角、 1 2=arctgu=arctg2=63.43°1=90°-=90°-63.43°=26.57° 2 1 2）当量齿数ZZV1、V2 ZV1=1z =60=134.14cos 1 Z=z =30=33.54V21cos 1取Y=2.52Y=2.18 Fa1 Fa2应力修正系数Ysa1、Ysa2，取Ysa1=1.80 Ysa2=1.62校核齿根抗弯疲劳强度 4.71KT = 2YYu F2 (10.5)2z2m3 1Fa1Fa2uR R 2 2 4.712.63316000 =2.522.180.3(10.50.3)2602332121=437.4MPa＜[ ] F2 YY 2.521.80 F1=F2Fa1sa1=437.4 =561.11MPa＜[ ] YY 2.181.62 F1Fa2sa2抗弯疲劳强度足够。4.确定两个齿轮的几何尺寸大端分度圆直径d、d 1 2大齿轮d=mZ=3×60=180mm1小齿轮d=mZ=3×30=90mm2分锥角大齿轮小齿轮锥距R齿宽b、1 2=arctgu=arctg2=53.43。1=arcctgu=arcctg2=26.57。2R=1/2d2d2=1/21802902mm=100.6mm 1 2b=R=0.3×100.6=30.2mmR取齿宽为b=30mm1.选择材料，使用20CrMnTi2.设计轴径由轴直径的设计式取C=100P=10035.8=32.1mm 取d=40mmdC33n 1080

图2.2受力分析图3.校核：按当量弯矩法校核（1）根据给定的轴系结构图，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图轴的受力简图求作用在轴上的力表2.1受力参数表垂直面（FV）水平面（FH）齿轮2Fr2=Fr1=1346NFx2=Fx1=2693NFt2F=t1=8274.5N轴承反力FAV=1346-819=527N2693FBV=N=8198274.5FBH=60450.8513464060FAH=8274.5+5516.3=13790.8N40=5516.3N 3)作出弯矩图 表2.2弯矩参数表垂直面（MV）水平面（MH）Ⅰ截面MVⅠ1=－819×60=－48540NmmMHⅠ=－5516.3×60=－330980Nmm合成弯矩MⅠ1=MVT12MHT2=4854023309802N=334520.4mm作出转矩图 T=263.75Nm作出当量弯矩图，并确定可能的危险截面ⅠMeⅠ=M2(T2)=334520.42(0.59316000)2=382966.7mNm T 确定许用应力[已知轴材料为45钢调质，由表12-1查得=650MPa。用插入法由设计手册查得b60]=102.5MPa，[ ]=60MPa。= 1b= =0.59b 1b 0 12.50b校核轴径M 3829667截面Ⅰd= eT= =40.07＜45mm Ⅰ30.1 30.160106 1b 所以按当量弯矩法校核强度足够选取齿轮轴上的轴承1.计算轴承内部轴向力 F=F2F2=527213790.82=13802N r1 AV AH F=F2F2=81925516.32=5577N r2 BV BH Fr1=13802=4313N内部轴向力: S= 2Y21.6S=Fr2=5577=1742.8N2Y21.6Y值是通过查设计手册得知Y=1.62.计算外加轴向载荷根据上面的轴的校核得知F=2693Nx计算轴承的轴向载荷由于S+F=4313+2693=7006N＞S 1 x 2所以轴向载荷分别为：F=S=4313N a1 1F=S+F=4313+2693=7006N a21 x初选轴承型号试选圆锥滚子轴承30209查GB/T297-94得圆锥滚子轴承30208的性能参数为： Cr=67800NC=83500N n=5000r/min（脂润滑） 0r lim寿命计算 （1）求当量动载荷 由公式F=0.4F+YF P x a2 轴承1 查手册得e=0.4F=2693=0.62＞eXFa14313查手册得Y=1.6所以F=0.4F+YF=0.4×2693+1.6×4313=7978N P1 x a1式（2.1） 轴承2 查手册得e=0.4F=2693=0.41＞eXFa27006查手册得Y=1.6所以F=0.4F+YF=0.4×2693+1.6×7006=12286.8NP2 x a2由于F＞F，且两个轴承采用相同的型号、尺寸，故只对轴承2进行寿命计算P2 P1F=F=12286.8N（2）计算轴承寿命由式Lh10106C(r)60nFP P P2106C 106L(r)=L )3=2592h ε=3 h10 h10 60nF 60108012286.8P6.极限转速计算n=ffn max 12limC/F=67800/12286.8=5.52 r Pβ=arctg(F/F)=arctg(2693/5577)=25.7° X r2 查表得 载荷系数f=0.81载荷分布系数f=0.92故n=ffn=0.8×0.9×5000=3600r/min计算结 max 12lim果表明，选用圆锥滚子轴承30209能满足要求所以 圆锥滚子轴承30209d=45mm D=85mmB=19mm 一共需四个传动轴上的轴承采用面对面安装形式，而齿轮轴上的轴承采用背对背安装形式。1.选择材料，使用40Cr2.设计轴径由轴直径的设计式取C=100dCP=10035.8=40mm 3n 3540取d=40mm3.按当量弯矩法校核根据设计的轴系的结构图，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图、和当量弯矩图。1)轴的受力简图（图b）2）求作用在轴上的力(图c)表2.3主动轴受力参数计算表垂直面（FV）水平面（FH）齿轮1Fr1=Ft1tg20cos63.43=8274.5×T22633103Ft1=1==8274.5Ndn1180(10.50.3)tg20cos63.43=1346NFx1=Ft1tg20sin63.43=8274.5×tg20sin63.43=2693N轴承反力FAV=2241-1346=895NFAH=8274.5-N6327=1946.92693900.851346130FBV=30140=2241N8274.5130FBH==6327N13040 3)作出弯矩图 表2.4主动轴受弯矩参数计算表 垂直面（MV）水平面（MH）Ⅰ截面MVⅠ1=－895×130=－116350NmmMVⅠ2=－116350+206014.5=89664.5NmmMHⅠ=1946.9×130=253045Nmm合成弯矩M=M2M2=11635022530452=278512NmmⅠ1VT1HTM=M2M2=89664.522530452=N269461mmⅠ2VT2HT作出转矩图 T=633000Nm作出当量弯矩图，并确定可能的危险截面ⅠMeⅠ=M2(T)2=2785122(0.59633000)2=465884.9mNmTb)轴的受力图b)轴的受力图c)轴的平面受力图Fv,Fh/d)平面弯矩图Mv,Mh/N.m主动轴的计算简图t1Fx1FBVFr1ABF1MFBVNV面Fr1FAVFt1H面FAH89640FBHV面mHe)弯矩合成图M/N.mmT=633000f)扭矩图T/N.mm687591278560Me/N.mm116350253097268502278560633000a)轴的结构图g)当量弯矩图图2.3主动轴计算简图确定许用应力得[]=102.5MPa，[]=60MPa。==60=0.59已知轴材料为45钢调质，由设计手册查得=650MPa。用插入法由设计手册查b 0b7）校核轴径b1 12.5 b0 1bM 465884.9截面Ⅰd= eT= =42.6mm≤50mmⅠ3 3 0.1 0.160106 1b 选取输入轴上的轴承1.计算轴承内部轴向力 F=F2F2=895219472=2142N r1 AV AH F=F2F2=2241263272=6712N r2 BV BH F 2142 内部轴向力: S=r1==669N2Y21.6Fr2=6712=2097.5NS=2Y21.6Y值是通过查设计手册得知Y=1.62.计算外加轴向载荷根据上面的轴的校核得知F=2693Nx1计算轴承的轴向载荷由于S+F=669+2693=3362N＞S 1 x 2所以轴向载荷分别为：F=S=669N a1 1F=S+F=669+2693=3362Na21x初选轴承型号试选圆锥滚子轴承30208查GB/T297-94得圆锥滚子轴承30209的性能参数为： Cr=67800NC=83500N n=5000r/min（脂润滑） 0r lim寿命计算 （1）求当量动载荷 由公式F=0.4F+YF P x a2 轴承1 查手册得e=0.4F=2693=4.025＞eX Fa1 669查手册得Y=1.6所以F=0.4F+YF=0.4×2693+1.6×669=2147.6NP1 x a1轴承2 查手册得e=0.4F=2693=0.8＞eXFa23362查手册得Y=1.6所以F=0.4F+YF=0.4×2693+1.6×3362=6456.4NP2 x a2由于F＞F，且两个轴承采用相同的型号、尺寸，故只对轴承2进行寿命计算 P2 P1F=F=6456.4N P P2 106C （2）计算轴承寿命由式L (r)h1060nFP10C Lh10 6(r)=Lh 60nF 10Pε=36.极限转速计算nma=ffnx12limC/F=67800/6456.4=10.5 r P106 67800 ( )3=35729h605406456.4β=arctg(F/F)=arctg(2693/6712)=21.88° X r2 查表得 载荷系数f=0.961载荷分布系数f=0.922故n=ffn=0.96×0.92×5000=4416r/min计算max 12lim结果表明，选用圆锥滚子轴承30209能满足要求。带传动是一种常见的机械传动形式，它由主、从动带轮和传动带组成。带传动的优点为：能缓冲、吸振、且运动平稳、噪声小，并可通过增减带长适应不同的中心距要求。从结构上看，此处即可用带传动也可用链传动。但是，带传动的传动功率比链传动要高，故此处选择带传动。带型的选择：传动带可分为，平带、V带、圆带。其中V带传动的能力是平带的3倍，而此处的传动能力要求较高，故选择普通V带 3.2.带轮设计1 采用Y系列三相异步电动机驱动。已知V带传递的功率为P=35.8KW，大带轮的转速n=1080r/min，小带轮转速n=1800r/min，每日工作16小时。 2 31.普通V带型号查表得K=1.2AP=KP=1.2×35.8=42.96KW C A根据P和n，选取C型V带 C 32.带轮基准直径由机械设计课本图8-9并参照表8-5选取d=250mmd3d=dn=250×1800=416mm 3 d2 d3n 21080 并按表8-6推荐的直径系列进行圆整可得d=400mmd2 3.带速 dn 3.142501800d v 33d 601000 6010004.中心距、带长及包角根据式（8-18） 0.7（d+d）＜a＜2（d+d） d2 d3 0 d2 d30.7（250+400）＜a＜2（250+400）0455＜a＜13000初步确定中心距a=600mm0 根据式8-19初步计算带的基准长度L‘d(d d)2L‘=2a+（d+d）+d2 dd 02 d2 d3 4a3 0(400250)2 4600=2×600+×（250+400）+2=2229.8mm由表8-2选基准长度L=2240mmd按式（8-21）计算实际中心距 'aaLdLd=600+(2240-2229.8)/2=610.2mm取a=610mm d d400250 180d2 d3 1 a5.带的根数按式（8-23）Z≥57.318057.3=165.9°492PC0 2根据式（8-22）验算小轮包角 (P P)KKaL 1 1由表8-3得P=9.63KW1由表8-7得P1.23KW由表8-8得K=0.96a由表8-9得K=0.85L Z 42.96 =4.84根(9.631.23)0.960.85取Z=5根 6.张紧力 F=500PC(2.51)qv20vZK由表8-1，查得q=0.3kg/m 2.5 F=500×35.76( 1)0.323.552=459N 0 23.5550.967.作用在轴上的载荷 F=2ZFsin =2×4×459×sin.设计的要求：设计带轮时，应使其结构便于制造，重量轻，并避免由于铸造产生过大的内应力。V＞5m/s时要进行静平衡，V＞5m/s时应进行动平衡。轮槽工作表面.设计的要求：设计带轮时，应使其结构便于制造，重量轻，并避免由于铸造产生过大的内应力。V＞5m/s时要进行静平衡，V＞5m/s时应进行动平衡。轮槽工作表面应光滑，以减小V带的磨损。 Q 0 1.带轮材料：HT200.根据设计手册查得V带轮采用腹板式的选d=45mm .带轮材料：HT200.根据设计手册查得V带轮采用腹板式的选d=45mm3.2.带轮的结构2.

带传动需在一定的初拉力下才能工作，因而带初始安装时必须张紧。由于带工作一段时间后会发生松弛现象，造成初拉力减小，传动能力降低，此时需重新张紧。带的张紧装臵分为定期张紧装臵和自动张紧装臵两类。由传动关系及实际情况，中心距不可调，采用定期张紧轮装臵。为避免反向弯曲应力降低带的寿命并防止包角过小，应将张紧轮臵于松边外侧靠近小带轮处。而且在秸秆还田作业中,往往出现稀疏田块还田效果较好,茂密田块机组转速下降、还田质量较差的问题,这主要是由于机组负荷增加、传动带打滑所致。所以,应经常检查调整传动带的张紧度。主要作用有两点：1.主动轮和被动轮应有较大的传动包角。增装张紧轮，从而增大了传动包角，改善了皮带的使用条件。2.保证三角带在工作中不打滑，同时也是三角带具有良好的性能及寿命指标的必要保证。由于皮带传动是靠皮带与带轮之间的摩擦力来传递动力的。由实际传动可知在整个带包角范围内，由松边到紧边的摩擦力数值不同，呈线性变化；且不一定在整个弧段内存在。而且除紧边和松边拉力外，包角中的动弧角是决定带轮驱动能力的一个重要参数。同时适当的张紧力是保证带传动正常工作的重要因素。张紧力过小，带传动的工作能力得不到充分发挥，传递载荷的能力降低，效率低，从而使三角带磨损严重；张紧力过大，因发热和磨损加剧而缩短皮带的使用寿命，并且使皮带轮中的轴和轴承上的载增大荷，轴承发热和磨损，使机构不能工作。张紧轮的位臵首先要保证带轮具有足够大的传动包角，从而增大三角带与带轮的触接面积，获得最大摩擦力。 其次，在运转过程中，皮带的速度是变化的，因而皮带也会发生拉伸变化，因此应使张紧轮处于三角带的松边侧，通过调整张紧轮的上下位臵，从而对皮带轮形成静态张紧力，使三角皮带正常工作。另外，带传动中，预紧力是通过在三角带与带轮的切边中点处加一垂直与带边的载荷G（由张紧力提供），使其产生规定的拱度来控制的。综上所述，带轮应该布臵在松边外侧靠近小带轮处。

本机在使用中可能会遇到突然的秸秆输入量的减少，这时，刀轴就会升速，相反，当遇到突然的秸秆输入量的增加时，刀轴就会减速，这样，就造成了刀轴的运转的不稳定，从而引起机具的振动，而振动的危害是巨大的，必须尽可能的减小，而飞轮就是一种可以通过调速，减小运转的不平衡。飞轮之所以能调速，是利用了它的储能作用。这是由于飞轮具有很大的转动惯量，因而要使其转速发生变化，就需要较大的能量，当机械出现盈功时，飞轮轴的角速度只作微小上升，即可将多余的能量吸收储存起来;而当机械出现亏功时，机械运转速度减慢，飞轮可将其储存的能量释放，以弥补能量的不足，而其角速度只作小幅度的下降。可以说，飞轮实质上是一个能量储存器，它可以用动能的形式把能量储存或释放出来。而本机就是利用了飞轮的这一特性。另外，飞轮还有一个作用:配重。由于机具的一边有两个带轮，造成了机具的左右的不平衡，故要在机具的另一边放上飞轮以配重。拖拉机的后输出轴与本机具上的变速箱输入轴相联，且由于机具可以升降且在拖拉机拐弯时，两轴有错动，故选用的是：万向节联轴器。选用万向节方轴和轴套的长度应与农具型号相配套，若过长在使用中会损坏传动件，过短农具升起会脱出。所以根据实际情况，选择长度为180mm。万向节安装时，节叉开口应在同一平面，以保证刀轴旋转受力均匀，否则，传动件容易损坏。按时按要求进行润滑保养，各润滑点不要遗漏注油，防止干摩擦早期损坏。而且，在工作中万向节方轴与变速箱平面夹角不得超过10°，否则，传动效率下降而且容易损坏。农具提升中不能超过30°，否则，也容易损坏万向节。图6.1十字轴刚性万向节的构造 1.轴承盖2、6.万向节叉 3.油嘴4.十字轴5.安全阀7.油封8.滚针9.套筒万向节叉2和6上的孔分别活套在十字轴4的两对轴颈上，因此当主动轴转动时，从动轴既能随之转动，又可绕十字轴中心在任意方向摆动。在十字轴颈鹤万向节叉孔之间装有由滚针8和套筒9组成的滚针轴承，为了润滑轴承，十字轴内设有一条油道，它与润滑脂嘴及安全阀5贯通；十字轴端面上有个凹槽，从油嘴注入的润滑油脂，通过该槽可到达滚针轴承的工作面上。 十字轴万向节的传动特点是：被连接的两相交轴的瞬时角速度不相等，当主动轴的角速度恒为时，从动轴的瞬时角速度在/cos与cos之间变化，但主动轴转一周的平均转2 1 1速是相等的。两轴夹角愈大，从动轴的不等速性愈严重。由此可见，十字轴万向节传动的不等速性，使得从动轴及其相连的传动部件产生扭转振动，形成附加动载荷，从而影响部件寿命。就每一个万向节而言，只要存在着夹角或，万向节工作中十字轴和轴承之间 1 2就有相对运动，就会产生摩擦损失，从而降低传动效率。而且夹角越大，传动效率愈低。故在工程机械底盘的总体布臵上应尽可能减小或。实际上在行使过程中不可能保证和 1 2 1总是相等，只能保持近似的等角速传动。所以在行使中一定要特别注意规定内的转向极限要求，从而确保车辆行驶时万向传动装臵的正常工作。(1)万向节方轴长度。以保证秸秆还田机在作业和提升时方轴与方套及夹叉既不顶死又有足够的配合长度为标准。(2)万向节安装。带方轴的夹叉装在还田机的输入轴上，带方套的夹叉装在拖拉机的动力输出轴上。方轴与方套装在一起，务必使个十字夹叉开口相对，并处在同一平面上装毕，用开口销锁住。(3)万向节总成在工作时尽量处在直线状态，即它的夹角不准大于10°。角度的改变，靠调整拖拉机悬挂机构上拉杆实现。(4)还田机安装要平整。横向（水平）调整通过拖拉机悬挂机构左右斜拉杆实现，纵向调整靠改变拖拉机悬刀轴是还田机的工作部分，其设计质量影响着整机的性能，因此，在本次毕业设计中，我着重研究了这一部分，包括：刀片的设计、布刀形式的设计。切削方式通常用的有刀片式和锤爪式两种。锤爪式切削需要的功率大，相对成本上要浪费些，因此本次设计采用刀片式切削，刀片式切削制作简单，工作时消耗功率低。材料为高耐磨的ZG42SiMn。刀辊是茎秆切碎还田机的主要工作部件，工作时高速旋转，是茎秆切碎还田机的主要振动源。秸秆切碎还田机刀辊(包括刀轴、刀具及附件)的振动危害性非常大,不但影响切碎性能,而且对整机也有极大的破坏性,例如悬挂架、机罩开焊开裂,胶带(或链条)拉断或磨损失效,等等。影响机具振动的因素很多,如刀辊、传动系、工况等。其中,刀具布臵的合理性是影响机具振动的重要因素。因此,在此对刀具布臵加以研究,以使刀辊的振动减至最小。7.2.1刀辊振动分析空载情况下刀辊高速旋转,受力比较复杂,可从静态分量和动态分量两方面来考虑。其中,静态分量包括刀辊自重、轴承支力、传动扭矩等;动态分量则指刀轴、刀具及其附件由于旋转而产生的离心力。均力免振假设:刀轴近似为匀质回转件刀具轴向间距相等,刀具周向间隔角度相等。这个理论可保证刀辊自重及其作用点在旋转过程中均不改变。轴承支力在旋转过程中是变动的,实质上,刀辊正是通过轴承支力使整机产生振动。假如能够保证动态分量平衡,轴承支力可视为不变量。这样,刀辊自重、轴承支力、传动扭矩3个静态分量在旋转过程中就达到了平衡。刀轴一般可认为是匀质回转件,它的离心力可近似为零。因此,减振的关键在于使刀具及其附件的离心力保持平衡。茎秆切碎还田机工作时，刀辊高速旋转，受力比较复杂。在保证刀轴、刀具及其附件质量允许误差的前提下，引起刀辊振动的原因主要有以下４个因素：(1)静不平衡。刀具在刀辊上排列时，要求轴向间距和周向间角相等。此两条是实现静平衡的必要条件。(2)动不平衡。由于高速旋转，刀轴、刀具以及连接件等产生很大的离心力。如何使离心力合力最小，以保证动平衡，是减小刀辊振动的关键。(3)茎秆给刀具的反作用力。工作时，茎秆作用于刀具的反作用力会使刀轴局部受力，从而引起刀轴的左右摆动。减小振动的关键是尽量使相继工作的两把刀布臵在刀轴中心截面两侧的对称位臵。(4)间歇振动的频率。工作时，不同分度圆周上的刀具相继进入切削状态。圆周分度值越小，其间隙振动的频率就越高，振幅也就越小。因此，刀具布臵时，圆周分度角应尽量小。7.2.2减小振动的分析及方法以刀轴左起第一把刀的离心力方向为x轴正向,刀轴轴线为z轴(向右为负向),建立空间直角坐标系。则左起第一把刀的位臵为P1(r,0,0),为研究方便,我们设该刀具最先进入工作状态。当刀轴旋转2π/n时,将又有一把刀进入工作状态,设其z轴坐标为-m2d;依此类推,设第i把进入工作状态的刀具位臵Pi为：x=rcos2π(i-1)n y=rsin2π(i-1)n (i=1,2,…,n) 式（7.1）z=-mdi式中n——刀具总数m——第i把进入工作状态刀具的位臵,m1=0,im为一组数d——刀具间距r——刀轴外圆半径刀具及其附件的离心力构成空间任意力系,将各刀离心力向原点简化,得到主矢量和主力矩,其公式为: 2222FxFyFz22Fcos2ni1i(1)nn2i(1)Fsini1n==0222222FxFyFz22ni1micos2i(1)nni12i(1)misinn 0 i=Fd式中F——每把刀及其附件的离心力从式(7.2)、式(7.3)中可以看出,主矢量为零,但主力矩不一定为零。要使振动减至最小,应在n-1的全排列中选取一数组m,使主力矩最小。通过数学方法可以证明,当n=4k+2(k=1,2,…)时,主力矩在适当的排列下可以为零;而当n≠4k+2时,可以用穷举法,借助于计算机进行求解。在实际操作中,由于每把刀及其附件离心力F和刀具间距d均为常量,故只需使式(7.3)中Fd的系数达到最小即可,不必计算F和d的值。得到合适的一组数m后,利用以上给出的刀具位臵Pi的坐标,可以确定每把刀的布臵。需要说明的是,对于某种机型,即刀具数目n一定时,可能得到若干组m。可以验证,这若干组结果是等价的,也就是说,它们的减振效果相同。7.2.3对本机的布刀排列运用上述方法,我对本机1.5m宽、36把刀的机型的刀具布臵进行了研究。因n≠4k+2,可借助于计算机软件自动计算,得出m为:(0,9,2,11,13,6,15,17,16,9,14,，12，57，10，3)。代入位臵Pi的坐标公式,即可确定刀具的布臵。将刀轴展开成平面,得到如下图。 图7.1刀轴座焊合展开图 本机的切削是靠动刀和定刀的配合，将进入机器内的玉米秸秆剪切、冲击、撕裂成20—40毫米左右的碎秸秆，动刀装在刀轴上，而定刀则固定在护罩上，方法有：将定刀直接焊在护罩上，但若这样，在工艺上看，是可行的但不是最佳的。较好的方法是将定刀焊合在一片支撑底板，然后，在将底板用螺栓固定在护罩上，这样，从工艺上看要好一些。7.3.定刀底板1 由于定刀与动刀是相互配合的，因此，定刀的位臵也必须与动刀相配合，配合的形式如图所示： 图7.2动定刀配合方式图 因此，一把动刀对应四个定刀片，本机共有36把动刀，因此，一个支撑板上共有18把定刀，其排列如图：图7.3定刀分布图 本机上共有5个如此的定刀底板，供需18*5=90个定刀。7.3.2刀齿刀齿的形状一般有：三角形、梯形两种，相比较而言：梯形更耐磨一些，故选用梯形的刀齿。形状如图：图7.4定刀形状本机(JH型刀片式秸秆粉碎机)主要用于将玉米、高粱、以及棉花的秸秆粉碎成长度的粉碎状物，主要适用的地域是北方的玉米、小麦一年两茬的种植区。主要工作原理为：通过动刀片与定刀片相配合，将进入机器内的秸秆剪切、冲击、撕裂成长度小于10cm的碎秸秆，碎秸秆在离心力及重力的作用下被抛出机外，均匀撒于田间，为耕整地作业创造条件。该机具主要有机架；动力传递机构，包括三角带传动及传动锥齿轮箱；秸秆粉碎机构，包括旋转刀具总成、固定刀具部件；地轮以及三角带张紧装臵等总体结构图： 图8.1总体结构图1.悬挂架2.变速箱3.万向节4.机壳 5.刀片6.张紧轮 7.后盖8.地轮1．机架：机架是整个机具的基体，各种部件都要装在其上。机架的前方有悬挂、升降机构，上方是锥齿轮箱，左边是带传动机构，右方是一配重机构，下方是最主要的秸秆粉碎机构，后方是地滚。 图8.2传动锥齿轮箱简图 传动锥齿轮箱是将拖拉机的万向节传动轴的传动方向改变并进行变速，调速的机构。三角带传动是将传动到旋转刀具的刀轴上。3．秸秆粉碎机构：秸秆粉碎机构，包括旋转刀具总成、固定刀具部件。秸秆粉碎机构是通过定刀与动刀的相对运动将秸秆粉碎。4．地轮：用于支撑机架和压平被粉碎的秸秆。5．三角带张紧装臵：用于调整三角带的松紧。8.3.1安装调试8.3.1.1机具的厂内安装调试要求1.齿轮箱的安装以保证两锥齿轮正确啮合为原则,两锥母线应相交于一点,啮合线应为齿长的60%以上,齿侧间隙达到1.5-2.5毫米,然后,将齿轮和螺母锁紧