最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件設計[4kw 1800 401.41]（全套圖紙）

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1、實驗報告 課程名稱 機械裝備設計課程設計(3號參數(shù)) 實驗（實踐）編號 1 實驗（實踐）名稱 車床主傳動變速箱設計 實驗（實踐）學時 實驗（實踐）時間 5設計任務書車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉直徑D(mm)正轉最低轉速nmin( )正轉最高轉速nmin( )電機功率N（kw）公比40040180041.41全套圖紙加153893706目 錄設計任務書2目 錄4第1章 機床用途、性能及結構簡單說明6第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析72.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)72.2 確定傳動公比72.3擬定參數(shù)的步驟和方法72.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin72.3.2

2、主軸的極限轉速8第3章 設計部分的運動設計93.1 主電機功率動力參數(shù)的確定93.2確定結構式93.3 確定結構網(wǎng)93.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖103.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)113.6 核算主軸轉速誤差12第4章 設計部分的動力計算134.1 帶傳動設計134.2 計算轉速的計算144.3 齒輪模數(shù)計算及驗算144.4 傳動軸最小軸徑的初定194.5 主軸合理跨距的計算204.6 軸承的選擇214.7 鍵的規(guī)格214.8變速操縱機構的選擇224.9主軸合理跨距的計算224.10 軸承壽命校核23第5章 設計部分的調(diào)節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術要求及其它24第6章 設計中的優(yōu)缺點，存在的問

3、題及改進意見27參考文獻28 第1章 機床用途、性能及結構簡單說明機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結構設計的依據(jù)，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機床性能設計。主參數(shù)是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，

4、兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經(jīng)濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有

5、足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。25第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉直徑D(mm)正轉最低轉速nmin( )正轉最高轉速nmin( )電機功率N（kw）公比40040180041.412.2 確定傳動公比根據(jù)【1】公式（3-2）因為已知 ，=1.41Z=+1=12根據(jù)【1】表3-5 標準公比。這里我們?nèi)藴使认盗?1.41因為=1.41=1.066，根據(jù)【1】表3-6標準數(shù)列。首先找到最小極限轉速40，再每跳過5個數(shù)取一

6、個轉速，即可得到公比為1.41的數(shù)列： 40，56，80，112，160，224，315，450，630,900,1250,18002.3擬定參數(shù)的步驟和方法2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔382.3.2 主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為結合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，=40r/min取考慮到設計的結構復雜程度要適中，故

7、采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為：40，56，80，112，160，224，315，450，630,900,1250,1800第3章 設計部分的運動設計3.1 主電機功率動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設條件電機功率為4KW可選取電機為：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉速為1440r/min.3.2確定結構式已知Z=x3ba，b為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。對于12=232傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為：，

8、 ， ， 由于本次設計的機床I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。從電動機到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足變速副前多后少的原則，因此取12=232方案為好。設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù)

9、，=40，Z=12，=1.413.3 確定結構網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則易知第二擴大組的變速范圍r=(P3-1)x=1.414=3.958 滿足要求圖2-1結構網(wǎng) 3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin(Zmax+2+D/m)3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz100-124,中型機床Sz=70-100(2)直

10、齒圓柱齒輪Zmin18-24,m4 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin1824,齒數(shù)和Sz100124，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù)傳動比基本組第一擴大組第二擴大組1.41:11:21.41:11:11:1.412.8:11：2.8代號ZZZZZZZZZ5Z5ZZZ7Z7齒數(shù)3525 2040423036363042903232903.6 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過10(-1),即10(-1)=4.1第4章 設計部分的動力計算4.1 帶傳動設計輸

11、出功率P=4kw,轉速n1=1440r/min,n2=315r/min（1）確定計算功率: 按最大的情況計算P=4kw ,K為工作情況系數(shù)，查1表3.5. 取K=1.1 pd=kAP=1.1X4=4.4kw（2）選擇V帶的型號: 根據(jù)pd,n1=1440r/min參考1圖表3.16及表3.3選小帶輪直徑，查表選擇A型V帶 d1=100mm（3）確定帶輪直徑d1,d2小帶輪直徑d1=100mm驗算帶速v=d1n1/(60X1000)=X100X2880/(60X1000)=12.6m/s從動輪直徑d2=n1d1/n2=455mm取d2=450mm查1表3.3（4）定中心矩a和基準帶長Ld1初定中

12、心距a00.7(d1+d2)a02(d1+d2)226.8a0648取ao=300mm2帶的計算基準長度 Ld02a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x300+/2(10+224)+(224-100)2/4X300650mm查1表3.2取Ld0=630mm3計算實際中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm 4確定中心距調(diào)整范圍 amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mm amin=a-0.015Ld=290-0.015X630=240.55mm（5）驗算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(

13、180-90)/290X57.30=17241240（6）確定V帶根數(shù)：確定額定功率：P0由查表并用線性插值得P0=0.15kw查1表37得功率增量P0=0.13kw查1表38得包角系數(shù)K=0.99查1表3得長度系數(shù)Kl=0.81確定帶根數(shù)：Z=P/（P+P）KK=3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 取Z=34.2 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=735r/min，取800 r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸3=1250 r/min 軸2=2400 r/min，軸1=2400r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速

14、。各計算轉速入表3-1。表3-1 各軸計算轉速軸 號 軸 軸 軸計算轉速 r/min 240024001250（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上其中只有800r/min傳遞全功率，故Zj=800 r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉速序號ZZZZZn24002400240012508004.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。根據(jù)和計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(shù)：=16338=1633

15、8mm齒輪的最低轉速r/min；頂定的齒輪工作期限，中型機床推存：=1524轉速變化系數(shù)； 功率利用系數(shù)；材料強化系數(shù)。 （壽命系數(shù)）的極值齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準順環(huán)次數(shù)C0工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 動載荷系數(shù)；齒向載荷分布系數(shù)；齒形系數(shù)； 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N計算齒輪轉動遞的額定功率N= 計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min 齒寬系數(shù), Z1計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉動中最小齒輪的齒數(shù)： 大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； ：工作期限 ， =； =3.49=1.8=0.84 =0.58

16、=0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94=1.80.84 0.90 0.72=0.99 時，取=，當時，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 許用彎曲應力，接觸應力，() =354 =1750 6級材料的直齒輪材料選；24熱處理S-C591-2軸由公式mj=16338可得mj=3.088mm，取m=3.5mm2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=3.5mm由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。焊鶕?jù)有關文獻，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動齒輪統(tǒng)一取m=3.5表3-3 模數(shù)組號基本組

17、第一擴大組模數(shù) mm 3.53.5（2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1Z2Z2齒數(shù)35252040分度圓直徑122.587.570140齒頂圓直徑129.594.577147齒根圓直徑113.7578.7561.25131.25 齒寬24242424按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB246HB，平均取240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N-傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=4kW; -計算轉速（r

18、/min）. =800（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）; B-齒寬（mm）;B=24（mm）; z-小齒輪齒數(shù)；z=21; u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.6; -壽命系數(shù)； = -工作期限系數(shù)； T-齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min） -基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -工作狀況系數(shù)，取=1.

19、1 -動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 -齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 Y-齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；-許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）第一擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z3Z3Z4Z4Z5Z5齒數(shù)423036363042分度圓直徑147105126126105147齒頂圓直徑154112133133112154齒根圓直徑138.2596.25117.25117.2596.25138.

20、25齒寬242424242424（4）第二擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z6Z6Z7Z7齒數(shù)90323290分度圓直徑315112112315齒頂圓直徑322119119322齒根圓直徑306.25103.25103.25306.25齒寬24242424按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB246HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mp

21、a 4.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-傳動軸直徑（mm） Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N-該軸傳遞的功率（KW） -該軸的計算轉速 -該軸每米長度的允許扭轉角，=。各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑軸 號 軸 軸最小軸徑mm 3540 4.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=4kw，根據(jù)【1】表3.24，前軸徑應為6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐

22、滾子軸承。定懸伸量a=124mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=9550=424.44N.m設該機床為車床的最大加工直徑為250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取75%，即180mm，故半徑為0.09m；切削力（沿y軸） Fc=4716N背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根

23、據(jù) 文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I=113.810-8m4 =0.14查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=1242.0=240mm合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。4.6 軸承的選擇I軸：與帶輪靠

24、近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.7 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N dDB =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.8變速操縱機構的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。4.9主軸合理跨距的計算設機床最大加工回轉直徑為250mm,電動機功率P=3kw，,主軸計算轉速為800r/mi

25、n。已選定的前后軸徑為:定懸伸量a=85mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩:TIII 設該車床的最大加工直徑250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取45%，即125mm切削力（沿y軸） Fc=250.346/0.125=2781N背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=1390N總作用力 F=3109N此力作用于工件上，主軸端受力為F=3109N。先假設l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F=3109NRB=F=3109N根據(jù)主軸箱設計得：=3.39得前支承的剛度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N

26、/；=1.93 主軸的當量外徑de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為 I=1.5510-6m4 =0.38查主軸箱設計圖 得 =2.5，與原假設接近，所以最佳跨距=852.5=212.5mm合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。 根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=85mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。4.10 軸承壽命校核由軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。對軸受力分析得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算

27、公式：預期的使用壽命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 軸承壽命滿足要求。第5章 設計部分的調(diào)節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術要求及其它1、為了減少車床磨損，延長使用壽命，保證工件加工精度，應對車床的所有摩擦部位進行潤滑，并注意日常的維護保養(yǎng)。2、車床的潤滑形式常用以下幾種，（1）澆油潤滑：常用于外露的滑動表面，如導軌面和滑板導軌面等。（2）濺油潤滑：常用于密閉的箱體中。如車床的主軸箱中的傳動齒輪將箱底的潤滑油濺射到箱體上部的油槽中，然后經(jīng)槽內(nèi)油孔流到各潤滑點進行潤滑。（3）油繩導油潤滑：常用于進給箱和溜板箱的油池中。利用毛線即吸油又滲油的特性，通過毛線把油引入潤滑點，間斷地滴

28、油潤滑。（4）彈子油杯注油潤滑：常用于尾座、中滑板搖手柄及三杠（絲杠、光杠、開關杠）支架的軸承處。定期的用油槍端頭油嘴壓下油杯上的彈子，將油注入。油嘴撤去，彈子又回復原位，封住注油口，以防塵屑入內(nèi)。（5）黃油杯潤滑：常用于交換齒輪箱掛輪架的中間軸或不經(jīng)常潤滑處。事先在黃油杯中加滿鈣基潤滑脂，需要潤滑時，擰進油杯蓋，則杯中的油脂就被擠壓到潤滑點中去。（6）油泵輸油潤滑：常用于轉速高、需要大量潤滑油連續(xù)強制潤滑的場合。如主軸箱內(nèi)許多潤滑點就是采用這種方式。3、車床的潤滑要求: （1）車床上一般都有潤滑系統(tǒng)圖，應嚴格按照潤滑系統(tǒng)圖進行潤滑。（2）換油時，應先將廢油放盡，然后用煤油把箱體內(nèi)沖洗干凈后，

29、在注入新機油，注油時應用網(wǎng)過濾，且油面不得低于油標中心線。主軸箱內(nèi)零件用油泵潤滑或飛濺潤滑。箱內(nèi)潤滑油一般三個月更換一次。主軸箱體上有一個油標，若發(fā)現(xiàn)油標內(nèi)無油輸出，說明油泵輸油系統(tǒng)有故障，應立即停車檢查斷油的原因，并修復。（3）進給箱上部油繩導油潤滑的儲油槽，每班應給該儲油槽加一次油。（4）交換齒輪箱中間齒輪軸軸承是黃油杯潤滑，每班一次，7天加一次鈣基脂。（5）彈子油杯潤滑每班潤滑一次。導軌工作前后擦凈用油槍加油。5、車床日常保養(yǎng)要求：（1）每天工作后，切斷電源，對車床各表面、各罩殼、導軌面、絲杠、光杠、各操縱手柄和操縱桿進行擦拭，做到無油污、無鐵屑、車床外表整潔。（2）每周要求保養(yǎng)床身導軌面和中小滑板導軌面及轉動部位的整潔、潤滑。要求油眼暢通、油標清晰，清洗油繩和護床油毛氈，保持車床外表清潔和工作場地整潔。6、車床一級保養(yǎng)要求：車場運行500小時后，須進行一級保養(yǎng)。其保養(yǎng)以操作工人為主，在維修工人的配合下進行。保養(yǎng)時必須先切斷電源，然后按下述順序和要求進行。（1）主軸箱的保養(yǎng)：a、清洗濾油器、使其無雜物b、檢查主軸鎖緊螺母有無松動，緊定螺釘是否擰緊。