减速器设计计算说明书

1、目录1 设计题目 32 传动方案 33 电动机选择 43.1 选择电动机的类型 43.2 选择电动机功率 43.3 确定电动机的转速 43.4 电动机的主要尺寸 54. 轴的工况计算 64.1 传动比的计算及分配 54.2 各轴转速 54.3 各轴功率 54.4 各轴转矩 65 齿轮的设计计算 75.1 高速级齿轮设计计算 75.2 低速级齿轮设计计算 96 轴的设计计算 126.1 轴选择材料 126.2 轴最小直径计算 126.3 各轴各段直径确定 136.4 箱体内各局部合理分布 136.5 各轴完整设计 146.6 轴受力分析并校核 157 轴承的计算 208 键联接的校核 209 联

2、轴器的选择 2110 箱体参数确定 2111 润滑和密封的选择 2212 附件及说明 2213 设计小结 2214 参考资料 23精品资料1设计题目设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置原始条件和数据：输送机两班连续单向运转,载荷平稳,空载启动,室内工作,有粉尘；使用 期限10年,大修期3年,在中等规模机械厂小批量生产.输送带允许速度误差 5%.输送带工作拉力2400N,输送带速度1.2m/s,卷筒直径300mm .2传动万案传动方案选择：两级展开式圆柱齿轮减速器3电动机选择选择丫系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机设计内容计算及说明结果3.1选择电动机的类型3.2选择电动机功率(1)

3、工作装置所需功率Pw(2) 工作装置的传动装置的总效率n选择丫系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电 动机Pw=FwN/w/ (1000 nw) KW考虑到胶带卷筒及其轴承的效率取nw=0.94Fw=2400 N vw=1.2 m/sPw=Fw 刈w/ (1000 nw)=2400*12(1000*0.94)=3.06 KW输入输出端均采用弹性联轴器 nc=0.99所有轴承均米用滚动球轴承n =0.995米用8级精度齿轮传动(稀选择丫系列般用途的全封闭自扇冷鼠笼 型三相异步电动机Pw=3.06 KW尸0.9084(3)电动机额定功率Pm3.3确定电动机转速n(1) 卷筒轴转速nw(2) 电

4、动机转速n油润滑)效率ng =0.97n3 x n x n=0.995 3 >0.972X0.992=0.9084Po=Pw/ n=3.06/0.9084=3.37 KW载荷平稳,选择电动机额定功 率Pm略大于P0,按?机械设 计课程设计?表8-169中Y 系列电动机技术数据取Pm=4.0 KWnw=6 X10000v w/ ( n D) =60000 X.2/ ( n X300) =76.394 r/min单级齿轮传动比3-5两级齿轮传动比i=9-25n=i XiwPm=4 KWn w=76.394 r/min=687.5-1909.8 r/mi nn=1500 r/mi n为了降低本

5、钱确定3.4电动机的主要尺寸n=1500 r/mi nt-i-rir u o.亠仃 4小 >fl > 丨、中电动机尺寸参考?机械设计课程设计?书表8-186、表8-187确定根据?机械设计课程设计?书表 8-184选择电动机丫112M-4,其满载转速nm=1440r/min,质量 47kg4. 传动比及动力学计算设计内容计算及说明结果4.1传动比的计算及分配1总传动比2传动比分配4.2各轴转速1高速轴i=n m/nw=1440/76.39=18.85 i1=1.3i2i=i1 X2求得 i1=4.95 i 2=3.81n1=n m=1440 r/mini=18.85i1=4.95i

6、2=3.81n 1=1440 r/mi n(2)中间轴n2=n i/ii=1440/4.95=290.91 r/mi nn2=290.91 r/min(3)低速轴n3=n2/3.81=76.394 r/minn 3=79.394 r/mi n(4)工作轴nw=n 3=76.24 r/minn w=76.24 r/mi n4.3各轴功率(1)高速轴P1=P0* n=3.37*0.99=3.33 KWP1= 3.33 KW(2)中间轴P2=P1* n* n=3.33*0.97*0.995P2= 3.21 KW=3.21 KW(3)低速轴P3=P2* n* n=3.21*0.97*0.995P3=

7、3.11 KW=3.11 KW(4) 工作轴Pw=P3* n* n4.4各轴转矩(1) 高速轴(2) 中间轴(3) 低速轴(4) 工作轴(5) 电动机转轴=3.11*0.995*0.99=3.06 KWTi=9550*Pi/ni=22.08N mT2=9550*P2/n2=105.38N mT3=9550*P 3/n3=388.78N mTw=9550*P w/nw=382.53N mT0=9550*P 0/nw=22.34N mPw= 3.06 KWT1=22.08N mT2=105.38 N mT3=388.78 N mTw=382.53 N mT0=22.34 N m算得参数如下:轴参数

8、电动机轴1轴2轴3轴工作轴转速n(r/min9176.39476.394功率P( KW)3.373.333.213.113.06转矩T(N m)22.3422.08105.38388.78382.53传动比i14.953.811效率n0.990.9650.9650.9855、齿轮的设计计算设计内容计算机说明结果5.1高速级齿轮设计(1)齿轮材料选取传动无特殊要求小齿轮：考虑到直径问题 设计成齿轮轴,选用 45钢正火,169-217HBS大齿轮选用45钢正火,小齿轮、大齿轮均选用45钢正火,169-217HBS(2) 许用接触应力(3) 按齿面接触强度设计169-217

9、HBS查表得 crHiimi=460MPa , oHlim2=460MPa, SHmin=1ohi= oH2=460 MPa oh=460 MPa小齿轮转矩 T=22.08 N m载荷平稳,取载荷综合系数 K=1.2齿宽系数屮d = 1小齿轮分度圆直径di ><TW=40.8 mm小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=99oH=460 MPam=2.5 mmz1=20z2=99d1=50 mmd2=247.5 mmm=di/zi=2.045 mm取 m=2.5 mm分度圆直径di=zim=50mm, d2=Z2m=247.5 mm ,中央距 a=148.75mm齿宽 b= Wd &

10、gt;dia=148.75 mmbi=56 mmb2=50 mma=20(4)按弯曲疲劳强度校核齿轮强度=50mm取小齿轮齿宽bi =56 mm,大齿轮齿宽 b2=50 mmv= n di n/(60*i000)=n *50*i440/(60*i000)=3.77 m/s由?机械设计?表6-4确定齿轮采用8级精度由?机械设计?图 6-30 得复合齿形系数Yfsi=4.38 , Yfs2=3.96(5)公差计算选取SFmin = 1oFliml = oFlim2=360 MPaoFi= oF2=360 MPaoFi=2KTiYFsi/(bm2zi)=33.19 MPa<沖OF2= 0F1Y

11、Fs2/ Y Fs1=33.19 X3.96/4.38=30.01 MPa< 0F2最小侧隙 jnmin =0.100mm由?机械设计课程设计?书表8-95确定Esns=E sns1 =Esns2=-jnmin/ (2COS a)=-0.0585mm齿厚公差Tsn=2tan a(br2+Fr2)1/2br=1.26 XIT9br1=1.26X 62=0.0781设计满足要求Esns1 =Esns2=-0.0585mmTsn1 =0.062 mmTsn2=0.113 mmmmbr2=1.26x115=0.1450mmFri=0.034Fr2=0.056Tsni=0.062 mmTsn2=0

12、.113 mmEsnil =Esns-T sni =-0.115mmEsni2 = Esns-T sn2=-0.166mm上偏差Ebnsi =Ebns2 =E sns XCOS a=-0.050 mm下偏差Ebni1=Esni1 X?OS a=-0.108 mmEbni2=Esni2 X?OS a=-0.156 mm公法线长度Wk1 =m XWk' 1=2.5 X7.6604=19.151mmEbns1 =Ebns1 =-0.050 mmEbni1=-0.108 mmEbni2=-0.156 mmWk1=19.151mmWk2=88.340mmfp1 = ±).015 fp2

13、=±0.018Wk2=m >Wk' 2Fp1=0.042Fp2=0.070=2.5 X35.3361F a1=0.020F o2=0.025=88.340mmF 31=0.027F 32=0.029f «= ±0.0315查?机械设计课程设计?书表8-73、表8-74至表5.2低速级齿轮设计8-91 得(1)齿轮材料选取fpi = ±0.015 fp2 = ±).018Fpi =0.042Fp2=0.070F ai=0.020F o2=0.025小齿轮选用40MnB ,F 31=0.027F 化=0.029241-286HBSfa

14、= ±).0315大齿轮选用45钢正火,169-217HBS(2)许用接触应力传动无特殊要求,采用软齿面齿轮设计小齿轮选用40MnB ,241-286HBSoh=460 MPa大齿轮选用45钢正火,169-217HBS(3)按齿面接触强度设计查表得(rHiim1=720MPa ,oHlim2=460MPa , SHmin =1ohi=720 MPaoh2=460 MPa oH=460 MPa小齿轮转矩T=105.38 N m载荷平稳,取载荷综合系数 K=1.2齿宽系数屮d = 1小齿轮分度圆直径d1 ><T屮=70 mm小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿数Z2=114m=d1

15、/z1=2.33 mmz1=30 z2=114 d1=75 mm d2=285 mm a=180 mm b1=80 mm b2=75 mm a=20 °(4)按弯曲疲劳强度校核齿轮强度取 m=2.5 mm分度圆直径 di=zim=75 mm, d2=z2m=285 mm , 中央距 a=148.75mm齿宽 b= Wd >di =75mm取小齿轮齿宽bi =80mm,大齿轮齿宽 b2=75mmv= n din/(60*1000)=n *75*290.9/(60*1000)=1.14m/s由?机械设计书?表6-4 确定齿轮米用8级精度由?机械设计?图 6-30 得复合齿形系数Yf

16、s1=4.14 , Yfs2=3.96SFmin = 1亦汁1=530 MPaoFlim2=360 MPa设计满足要求(5)公差计算选取ofi=530 MPaoF2=360 MPaoFi=2KTiYFsi/(bm2zi)=73.99 MPa< ofi0F2= 0F1YFs2/ Y Fs1=73.99 X3.96/4.14=70.77 MPa<舵最小侧隙 jnmin =0.100mm由?机械设计课程设计?书表8-95确定Esns=E snsl =Esns2=-jnmin/ (2COS a)=-0.0585mm齿厚公差Tsn=2tan o(br2+Fr2)1/2br=1.26 XT9b

17、门=1.26 X 62=0.0781 mmbr2=1.26XEsns1 =Esns2=-0.0585mmTsn1 =0.065 mmTsn2=0.131 mmEbns1=Ebns2=-0.050 mmEbni1=-0.116 mm130=0.1638mmFn=0.043Fr2=0.074Tsni=0.065 mmTsn2=0.l3l mmEsnil =Esns-T sn1 =-0.123mmEsni2 = Esns-T sn2=-0.189mm上偏差Ebnsl =Ebns2 =E sns XSOS a=-0.050 mm下偏差Ebni1=E snil >COS a=-0.116 mmEb

18、ni2=E sni2 >COS a=-0.177 mm公法线长度Wk1 =m >Wk,1=2.5 X10.7526=26.882mmWk2=m >Wk' 2=2.5 X38.4982Ebni2=-0.177 mmWk1=26.882mmWk2=96.246mmfp1 = ±0.017 fp2= ±0.020Fp1=0.053Fp2=0.092F «1=0.022 F «2=0.029F 31=0.028 F 32=0.031 fa= ±).0315=96.246mm查?机械设计课程设计?书表8-73、表8-74至表8-

19、91 得fpi = ±0.017 fp2 = ±).020Fpi =0.053Fp2=0.092F ai =0.022F a2=0.029F 31=0.028F 化=0.031fa= ±).03156轴的设计计算设计内容计算及说明结果6.1轴选择材料6.2轴最小直径计算无特殊要求,选45号钢正火处理,169-217HBS减速器工作时,轴主要受 转矩作用,先考虑转矩设 计轴最小直径DK ,C 取 11845号钢正火处理,169-217HBS6.3各轴各段直径确定(1) 高速轴(2) 中间轴P与n从4轴的工况计算 中取得Di >15.6 mmD2 总6.3 mm

20、D3>40.6 mm考虑到高速轴和低速轴 需要和联轴器配合,根据?机械设计课程设计?书表8-178确定Dimin =20 mmD3min =45 mm中间轴需要设计键槽,并取标准化的值D2min=30mm与联轴器配合处直径 20mm,与毛毡圈配合处 为24mm,轴承处直径为 30mm齿轮处设计为一体套筒、轴承处直径为Dlmin=20 mmD2min=45 mmD3min=30 mm与联轴器配合处直径20mm,与毛毡圈配合处为24mm,轴承处直径为30mm齿轮处设计为一体 套筒、轴承处直径为30mm , 齿轮处直径30mm, 齿轮处直径40mm ,中间轴环处40mm ,中间轴环处52mm5

21、2mm(3)低速轴联轴器处直径为45mm,联轴器处直径为45mm,与毡圈配合处为48mm,与毡圈配合处为48mm,滚动轴承处为50mm,中滚动轴承处为50mm,中间轴环处为72mm,与齿间轴环处为72mm,与齿轮配合处直径60mm轮配合处直径60mm6.4箱体内各局部合理分布3Ci箱体内部零件分布如上图所示,齿轮端面距离箱体内壁 10mm,中间轴两齿轮端面距离为10mm,低速级大齿轮齿顶圆距离箱体内壁,考虑到螺栓中央距离外边缘与外壁均有要求,轴承旁凸台厚度 =16+18+8=42mm6.5各轴完整设计(1)高速轴的设计如下:轴承选取6006深沟球轴承,需要挡油环,所以12段长14mm ;齿轮端

22、面 距离箱壁10mm, 23段应略大于 10mm,取15mm ； 45段根据7.4可得 l=10+80+10=100mm ； 56段不需要挡油环,长13mm ； 67段考虑到需要留有螺 钉尾部空间10mm,轴承盖厚10mm,轴承座端面至箱体内壁48mm,调整长度 1mm ,轴承距离箱体内臂3mm ,轴承宽度13mm ,所以 L=10+10+48+1-13-3=53mm ； 78段考虑与联轴器的配合长 36mm.轴与联轴器之间采用平键连接,查表得键尺寸b=6,h=6,键长取30mm1处倒角为1.5 M5q8处倒角为1 X45 o,2、6处查轴承安装要求可知圆角r=1mm,3、4、5、7处无特殊要

23、求根据轴肩高度取圆角.3、4取3mm,5取2mm,7 取 1mm.配合公差选取参考?机械设计课程设计?书表5-1,确定与联轴器处的公差配合为m6,与轴承处的公差配合为k5,与密圭寸毡圏处公差配合为f9 o(2)中间轴设计大小齿轮齿宽分别为80mm与50mm,所以23段长78mm ,45段长48mm ;轴承选用6206深沟球轴承,齿轮端面与箱体内壁距离为10mm,所以12段取28mm,56 段取 34mm ; 34 段取 10mm.大齿轮小齿轮均采用平键连接,b=12mm,h=8mm,45段键槽42mm,23段键槽72mm.1、6处倒角为1.52、3、4、5处无特殊要求根据轴肩高度取圆角,这里均

24、取2mm.配合公差选取参考?机械设计课程设计?书表 5-1,与轴承处的公差配合为k5.(3)低速轴设计n< )1? :4：_ 6 73齿轮齿宽75mm ,所以23段取71mm ; 34取10mm ;齿轮端面距离箱体内壁10mm,加上套筒与轴承,12段取33mm ; 45段根据6.4取68mm ; 56段装6010深沟球轴承取16mm ； 67段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm,轴承盖 厚12mm,轴承座端面至箱体内壁48mm,调整长度1mm,轴承距离箱体内臂3mm,轴承宽度16mm,所以L=10+12+48+1-16-3=52mm； 78段考虑到与联轴器配合长度取80mm齿轮与轴采用平

25、键连接,b=18mm,h=11mm,键长66mm ;轴与联轴器采 用平键连接,b=14mm, h=9mm,键长72mm.1、8处倒角取2X15 °,2、3、4无特殊要求圆角半径取2mm,5处要与轴 承配合圆角半径取1mm,6、7考虑到轴肩高度取1mm.配合公差选取参考?机械设计课程设计?书表5-1,确定与联轴器处的公差配合为m6,与轴承处的公差配合为k5,与密圭寸毡圏处公差配合为f9.6.6轴受力分析并校核(1) 高速轴：转矩T=22.08 N m,齿轮分度圆直径d=50mmFt=2T/d=833.2N,Fr=FtXtan a=303.3N 受力图如下(齿轮轴承受力均简附倾斜 向里与

26、 水平成Fr=303.3N电倾斜 向里与 水平成 20°化成集中作用于本身中点)®Ft833.2N因受力较为简单,直接求出各自轴承的合力:Ri= 746.4NR2=193.5N弯矩图如下Mmax=26124NrTim水平戍20*“二泗.3N简外与 水平廉 20*0Ft=l33.2H参考?机械设计?书12-4节及表12-1、表12-345号钢正火cB=600MPa,钢轴应力校正系数取a = Eb/ ocb=55/95=0.58 , c-1b=55MPa在齿轮中央面至联轴器中央面存在转矩 T=22080 N mm当量弯矩Me=()图如下:MMemax=29096N mm此轴需要

27、校核两个面,一齿轮中央面,二联轴器连接处齿轮中央截面：直径d >=17. 4mmCT此处实际直径为36mm校核平安联轴器连接处截面：直径 d> =13.25mm(T此处轴实际直径为20mm,已能消除键的影响校核平安(2) 中间轴转矩T=105.38N m,齿轮分度圆直径分别为 247.5mm , 75mmFti=2T/d i=851.6N , Fri= Fti Xan a=309.9NFt2=2T/d2=2810.1N , Fr2= Fti Xan a=1022.8N受力图如下(R FI1-S51 SNR1IHR1VRDFr2=1022.SNf R2HR2V经计算Riv=612.2

28、NRih=2207.4NR2v=100.2NR2h=1454.3N弯矩图如下MVMVmax=36730N mm2MHmax=132444N mm, Mvmax=36730N mm轴采用 45 号钢,cB=600MPa,取Eb=55MPa , &b=95MPa,应力校正 系数取 a=Eb / d0b=0.58 ,弯矩只存在于12 (两齿轮)之间,可知Memax在1 (小齿轮中央面)处,需 要校核Mmax=137442N mm T=105380 N mmMemax =()=150420N mm小齿轮中央面：直径 d > =30.13mm(T此处实际直径为36mm,能消除键的影响校核平

29、安(3)低速轴转矩T=388.78N m,齿轮分度圆直径285mmFt=2T/d=2728.3N,Fr=Ft xtan a=993.0N受力分析向外与20°® Ft=272& 3NFr=993 ON124向外与 木平康 2(r4经计算得 Ri=1978.1N , R2=925.3N弯矩图如下：Mma)t=114730N mm也斛 向外与 水平虎 200Ft=272B 3NFr=993 ONR2倾於 向外与 水平戍 20b轴采用 45 号钢,cB=600MPa,取Eb=55MPa , o0b=95MPa应力校正系数取a =(r-ib / oob=0.58在齿轮中央面至

30、联轴器中央面存在转矩 T=388780 N mm当量弯矩Me=()图如下:R1M14第 Ft=272BJJN水平成20dFr=993.0N向外与 水平戍 20fl此轴需要校核两个面,一齿轮中央面,二联轴器连接处齿轮中央截面：直径 d > =35.8mm(T此处实际直径为60mm 校核平安联轴器连接处截面：直径d>=34.5mm(T此处轴实际直径为45mm,已能消除键的影响7轴承的计算轴承预期寿命为：2 >8 X300 X3=14400h(1) 高速轴轴承为6006深沟球轴承根本额定动载荷为13200N,转速1440r/min,卩3当量载荷P=Kp (XR+YA ),Kp=1.

31、2,X=1,Y=0,R为径向载荷,A为轴向载荷Ri=746.4N,R2=193.5N按受力大的轴承计算寿命,Pmax= Kp (XR+YA ) =895.7NLio= ( ) =37044h>14400h符合要求(2) 中间轴轴承为6006深沟球轴承根本额定动载荷为19500N,转速290.9r/min,卩3当量载荷P=Kp( XR+YA),Kp=1.2,X=1,Y=0,R为径向载荷,A为轴 向载荷R1=2290.7N,R2=1457.7N按受力大的轴承计算寿命 Pmax= Kp(XR+YA)=2749NL10=()=20449.6h>14400h符合要求(3) 低速轴轴承为601

32、0深沟球轴承根本额定动载荷为22000N,转速76.39r/min,卩3当量载荷P=Kp (XR+YA ),Kp=1.2,X=1,Y=0,R为径向载荷,A为轴向载荷R1=1978.1N,R2=925.3N按受力大的轴承计算寿命 Pmax= Kp (XR+YA ) =2373.7NL10= ( ) =173854h>14400h符合要求8键联接的校核查?机械设计?书表11-10得许用抗压应力op=100MPa(1)高速轴联轴器处的键：此轴段长度36mm,键长略小于其值取30mmT=22080N mmLc=L-b=30-6=24mmh=6mm d=20mmop=-=30.7MPa< j

33、p(2) 中间轴大齿轮处的键：此轴段长度48mm,键长略小于其值取42mmT=105380N mm Lc= L-b=42-12=30mmh=8mm d=40mmop=-=43.9MPa< jp小齿轮处的键：此轴段长度78mm,键长略小于其值取72mmT=105380N mm Lc= L-b=72-12=60mmh=8mm d=40mmop=-=21.95MPa< op(3) 轴齿轮处的键：此轴段长度71mm,键长略小于其值取66mmT=388780N mm Lc= L-b=66-18=48mmh=11mm d=60mmop=-=49.1MPa< j联轴器处的键：此轴段长度76

34、mm,键长略小于其值取72mmT=388780N mm Lc= L-b=72-14=58mmh=9mm d=45mmo=-=66.2MPav jp校核平安校核平安校核平安校核平安校核平安9联轴器的选择查?机械设计课程设计?书表 8-178高速轴与电机相连处选用LT3型弹性套柱销联轴器,J型轴孔,直径20mm ,L=38mm低速轴伸出处选用 LT7型弹性套柱销联轴器,J型轴孔,直径45mm,L=84mm10箱体参数确定参考?机械设计课程设计书?表 4-6:名称符号尺寸箱盖壁厚8mm箱座壁厚8mm箱盖、箱座、箱座底凸缘厚度b、 bi、 b2b=bi=12mm ； b2=20mm地脚螺栓直径及数目d

35、f、ndf=16mm ； n=4轴承旁联接螺栓直径didi=12mm箱盖、箱座联接螺栓直径d2d2=8mm ； n=4轴承端盖螺钉直径d3轴承外圈直径55mm80mmd38mm10mm螺钉数目44检查孔盖螺钉直径d4双级减速器：d4=8mmdf、d1、d2至箱外壁距离df、d2至凸缘边缘距离C1C2螺栓直径M8M12M16C1min14mm18mm22mmC2min12mm16mm20mm轴承座外径D295mm、130mm轴承旁凸台高度h33mm箱外壁至轴承座端面距离L140mm箱座肋厚m7mm大齿轮顶圆与箱内壁间距离115mm齿轮端面与箱内壁距离A210mm11润滑和密封的选择润滑：齿轮采用

36、飞溅润滑,箱体上的轴承采用油润滑润滑油：齿轮运转时油温和载荷保持正常或中等,采用220工业闭式齿轮润滑油密封：高速轴与低速轴的伸出端采用毛毡圈式密封, 箱盖箱座结合面上涂密封胶.12附件及说明1轴承盖：材料HT150,选用螺钉联接式轴承盖,因轴承采用飞溅润滑,在端部车一段距并铣出两个径向对称的缺口.2油标：指示箱内油面高度,选择杆式油标,尺寸为 M163排油螺塞：材料Q235,为换油及清洗箱体时排出油污,选择 M16*1.5型排油螺塞.4检查孔盖板：检查传动件的啮合情况、润滑状态及向箱内注油,用螺钉固定,选择尺寸为盖板148 X139.5,检查孔100*91.5,盖板与箱盖凸台接合面间 加装防渗漏的纸质封油垫片.5通气器：为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温 升而增大,从而造成减速器密封处渗漏,在箱盖顶部或检查孔盖板上安装. 6吊耳、吊钩：用于拆卸和吊运减速器,在箱盖和箱座上铸出.7 定位销：用于确定箱盖和箱座的相互位置,直径取 0.7-0.8 倍箱座、箱盖 凸缘联接螺栓的直径, 长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度, 在箱盖和箱座剖分 面加工完毕并用螺栓固联后进行配钻和配铰.