数控车床主传动机构设计说明

1、 .数控车床主传动机构设计摘要本文研究的主要是数控车床的主传动系统，这类主传动系统的设计可用于对普通车床的改造，以适应当前我国机床工业发展的现状，具有一定的经济效益和社会效益。 本文完成的设计主要包括根据一些原始数据（其中包括机床的类型、规格等）结合实际条件和情况对车床一些参数进行拟定，再根据拟定的参数，进行传动方案的比较，确定传动方案。然后计算各传动副的传动比与齿轮齿数，再估算齿轮的模数和各轴的轴径，并对齿轮和轴的强度、刚度进行校核。除此之外，还要对箱体的主要结构进行设计，一些零件的选型，如电磁离合器的选择等，从而完成对整个主传动系统的设计。关键词数控车床;主传动系统;系统设计不要删除行尾的

2、分节符，此行不会被打印26 / 28目录摘要I第1章 绪论1第2章 总体设计方案拟定22.1 拟定主运动参数22.2 运动设计22.3 动力计算和结构草图设计22.4 轴和齿轮的验算22.5 主轴变速箱装配设计2第3章 参数拟定33.1 车床主参数(规格尺寸)和基本参数33.2 各级转速的确定3第4章 运动设计44.1 主传动拟定方案44.2 传动方案的比较44.2.1 采用单速电机44.2.2 采用双速电机54.3 各级传动比的计算64.4 各轴转速的确定方法84.4.1轴的转速84.4.2 中间传动轴的转速84.5 转速图拟定8第5章 主传动系统设计105.1 带轮与带的计算105.2 齿

3、轮的计算115.2.1 确定齿轮齿数和模数（查表法）115.2.2 确定齿轮的齿数和模数（计算法）并校核135.2.3 齿轮的精度设计；15第6章 主轴变速箱的装配设计196.1 箱体结构设计的特点196.2 设计的方法(以轴的布置为例)19结论22参考文献23致24千万不要删除行尾的分节符，此行不会被打印。在目录上点右键“更新域”，然后“更新整个目录”。打印前，不要忘记把上面“Abstract”这一行后加一空行第1章 绪论这次毕业设计中,我所从事设计的课题是CA6140数控车床主传动机构设计与典型零件的数控加工。此类数控车床属于经济型中档精度机床，这类机床的传动要求采用手动与电控双操纵方式，

4、在一定围实现电控变速。总体的设计方案就是对传动方案进行比较，绘出转速图，对箱体与部结构进行设计，包括轴和齿轮的设计、校核等。为什么要设计此类数控车床呢？因为随着我国国民经济的不断发展，我国制造业领域涌现出了许多私营企业，这些企业的规模普遍不大，没有太多的资本。一些全功能数控系统，其功能虽然丰富，但成本高，对于这些中小型企业来说购置困难，但是中小型企业为了发展生产，希望对原有机床进行改造，进行数控化、自动化，以提高生产效率。我国机床工业的发展现状是机床拥有量大、工业生产规模小，突出的任务就是用较少的资金迅速改变机械工业落后的生产面貌，使之尽可能提高自动化程度，保证加工质量，减轻劳动强度，提高经济

5、效益。我国是拥有300多万台机床的国家，而这些机床又大量是多年累积生产的通用机床，自动化程度低，要想在近几年用自动和精密设备更新现有机床，不论是资金还是我国机床厂的能力都是办不到的。因此，普通机床的数控改造，大有可为。它适合我国的经济水平、教育水平和生产水平，已成为我国设备技术改造主要方法之一。总体的设计方案就是对传动方案进行比较，绘出转速图，对箱体与部结构进行设计，包括轴和齿轮的设计、校核等。设计时一要注意设计的科学性和条理性，另一点就是要注意和实际的结合。设计的依据主要是以经验或类比为基础的传统(经验)设计方法。作为一名尚未毕业的大学生，经验自然是我们所欠缺的，所以除了老师的指导，最主要的

6、就是借鉴书上的设计方法。书上虽然不会有完全一样的示例，但一些其他类型的主轴箱设计方法在这个课题上同样适用，适用也只是大体上的适用，具体到一些细节的设计就需我们自己查设计手册了。比如说其中涉与到电磁离合器的设计就需自己解决。从小处讲，指对设计的机床零部件的制造、装配和维修要进行认真的、切实的考虑和分析，对推荐的设计数据和资料要结合实际情况进行取舍。通过设计实践，了解和掌握结合实际、综合思考的设计方法。第2章 总体设计方案拟定2.1 拟定主运动参数机床设计的初始，首先需要确定有关参数，它们是传动设计和结构设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。根据拟定的参数、规格和其他特点，了解典型工艺

7、的切削用量，了解极限转速、和级数Z、主传动电机功率N。2.2 运动设计根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定传动结构方案和传动系统图。传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的主轴变速箱。分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速围可以用增加传动组数，也可用背轮机构、分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。然后计算各传动比与齿轮的齿数。2.3 动力计算和结构草图设计估算齿轮模数m和轴颈d，选择和计算离合器。将各传动件与其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排、布置和设计。2.4 轴和齿轮的验算在结构草图的基础上，对一根传动轴和齿轮的

8、刚度、强度进行校核。2.5 主轴变速箱装配设计主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿”，进行设计和绘制的。图上各零部件要表达清楚，并标明尺寸和配合。第3章 参数拟定3.1 车床主参数(规格尺寸)和基本参数此经济型数控车床是由C6140普通车床改装而来，此数控车床的主轴转速可分高低两档,共有12级转速：其中高低两档各有6级转速，低速档时=340/,=45r/min;高速档时=1800 r/min，=235 r/min；此车床床身上最大回转直径为400mm,主轴端部型式为C6；主轴通孔直径为65 mm；主轴孔锥度为公制70；采用双速电机:其中 电机的转速和功率分别为1000/1500 r/min，4

9、/5.5KW。3.2 各级转速的确定已知主轴的转速分为12级，又分为高低两档，其中高档最大转速为1800r/min，最小转速为235 r/min；R1=/=1800/235=7.66R=1当机床处于低速档时,主轴共有6级，转速围=7.556=，即=1.499，取=1.449,已知=45,查标准数列表(见参考文献1第6页).=45,就可每隔六个数取得一个数,得低速档的6级转速分别为45,67,103,154,230,340 r/min;当车床处于高速档时, 主轴共有6级，转速围 =7.659=，即=1.50,取=1.50,已知=1800 .=1800, 就可每隔六个数取得一个数,得高速档的6级转

10、速分别为236,354,543,815,1200,1800 r/min。第4章 运动设计4.1 主传动拟定方案拟定传动方案，包括传动型式的选择以与开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以与其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能与经济性等多方面统一考虑。4.2 传动方案的比较4.2.1 采用单速电机已知变速级数为Z=12。确定传动组与各传动组中传动副的数目。级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、.各传动副，即

11、Z=Z1Z2Z3传动副数由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子 Z=×3。方案一12=2×3×2传动齿轮数目2×（2+3+2）=14。轴向尺寸为15b。传动轴数目为4根。操纵机构较为简单：两个滑移齿轮和一个三联滑移齿轮，可单独也可集中操纵。方案二 12=3×4传动齿轮数目2×（3×4）=14个。轴向尺寸为19b。传动轴数目为3根。操纵机构较复杂：四联滑移齿轮作为整体式，滑移长度为12b；如拆为2个双联滑移齿轮，需要有自锁，以保证只有一个齿轮副啮合。相比之下，还是传动副数分别为2，3，2的三个传动组方案为优

12、。4.2.2 采用双速电机车床上，有时采用双速电机，双速电机的转速比：=2，传动系统的公比应当是2的整次方根，本设计中的双速电机的公比=1.41。这时电机的转速变换起着系统中第一扩大传动组的作用相应基本组的传动级数应为2，这样使传动系统的机械结构简化。本设计是经济型数控车床，采用电控和手动两种方式，为了结构设计的需要，本设计采用双速电机。4.3 各级传动比的计算假设结构如图：由于已经设计了各轴之间的相对位置关系，由传动系统草图知共有六个传动比。分别设齿轮1和齿轮4之间的传动比为,齿轮2和齿轮5之间的传动比为,齿轮8和齿轮9之间的传动比为 ,齿轮3和齿轮6之间的传动比为,齿轮7和齿轮10之间的传

13、动比为,带轮传动比为。设其中<<。当处于低档时，手动操作使得齿轮8和齿轮9啮合。当中间的电磁离合器得电，齿轮2和齿轮5之间啮合，当时的主轴转速最小，为45或67 r/min。可得 ×××1000=45r/min×××1500=67 r/min当左侧的电磁离合器得电，齿轮3和齿轮6之间啮合，当时的主轴转速最大，为226或340 r/min。可得 ×××1000=230 r/min×××1500=340 r/min当右侧的电磁离合器得电，齿轮1和齿轮4之间啮合，当时的

14、主轴转速为100或150可得 ×××1000=100 r/min×××1500=150 r/min当处于高档时，手动操作使得齿轮7和齿轮10啮合当中间的电磁离合器得电，齿轮2和齿轮5之间啮合，当时的主轴转速最小，为236或354可得 ×××1000=235 r/min×××1500=354 r/min当左侧的电磁离合器得电，齿轮3和齿轮6之间啮合，当时的主轴转速最大，为1200或1800可得 ×××1000=1200 r/min×

15、15;×1500=1800 r/min当右侧的电磁离合器得电，齿轮1和齿轮4之间啮合，当时的主轴转速为543或816可得 ×××1000=543 r/min×××1500=815 r/min由这6各方程联列可解得0.3226 0.7447 1.64520.2576 1.3659 0.534传动比的选用时，应注意的几个问题，充分使用齿轮副的极限传动比=1/4，=2，虽然可以最大限度地获得变速箱围或减少传动件数，但会导致齿轮和箱体尺寸过大，齿轮线速度增大，容易产生振动和噪音，要求精度提高。在实践中，往往不采用降速很小、升速很大的

16、传动比，特别是中间轴的传动。因此，从系统的角度考虑，宁可适当增加串联传动组的数目，或者用并联式的分支传动满足变速围的要求，而避免用极限传动比的传动副。4.4 各轴转速的确定方法由传动比和电机的转速，可以计算出各轴的转速。4.4.1 轴的转速轴从电机得到运动，经传动系统转化成各级转速。电机转速转速和主轴最高转速应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴不宜将电机转速降得太低。但如果轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损耗、发热都将成为突出矛盾，因此，轴转速也不宜太高车床的轴转速一般取7001000 r/min左右比较合适。另外也要注意到电机与轴的传动方式，如用带轮

17、传动时，降速比不宜太大，和主轴尾部可能干涉。4.4.2 中间传动轴的转速对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小与噪音、振动等性能要求之间的矛盾。中间传动轴的转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些，从而可以使结构紧凑。但是，这将引起空载功率和噪音加大。从经验知：主轴转速和中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：1、对于功率较大的重切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一些对减小结构尺寸的效果较明显。2、对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低一些。3、控制齿轮圆周速度，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。4.5 转速图拟定运动参数确定以

18、后，主轴各级转速就已经知道了，而且根据设计出来的各级齿轮的传动比，这样就可以拟定主运动的转速图，使主运动逐渐具体化。第5章 主传动系统设计5.1 带轮与带的计算选用V带传动，电动机的额定功率P = 4/5.5 KW,转速n1 = 1000/1500r/min传动比i =1.9一天的运转时间10h.现以P=5.5KW和n1=1500r/min进行计算。1.确定计算功率P d由机械设计表76工作情况系数查得工作情况系数K A = 1.3,故：P d = K A P = 1.3 × 5.5 = 7.15 KW2.选取V带带型根据P d、n 1由机械设计图7.11窄V带选型图确定选用B型。3

19、.确定带轮基准直径由机械设计表7.7带轮的最小基准直径和7.2带轮的基准直径系列取主动轮基准直径d d1 = 125 mm从动轮基准直径d d2。d d2 = i d d1 = 1.9 × 125 =237.5 mm根据机械设计表7.3V带轮的基准直径系列，取d d2 = 250 mm,其传动误差. 故可用4.验算带的速度所以带的速度合适。5.确定窄V带的基准长度和传动中心距min = 0.7（d d1 + d d2）= 0.7 ×（125 + 250） = 262.5mmmax = 2 (d d1 + d d2 ) = 2 ×（125 +250） = 750 m

20、m因要求结构紧凑,初步确定中心距0 =400 mm根据机械设计式（7.4）计算带所需的基准长度由机械设计7.2V带的基准长度系列选带的基准长度 Ld = 1400mm按机械设计计算实际中心距a6.计算窄V带的根数由机械设计式（7.23）知取单根V带所能传递的功率为计算功率增量得得故得5.2 齿轮的计算5.2.1 确定齿轮齿数和模数（查表法）可以用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简便。根据上面计算的传动比和初步定出的小齿轮齿数，查表即可求出齿轮副齿数之和，再减得大齿轮的齿数。用查表法求轴和轴上的齿轮的齿数和模数常用传动比的适用齿数（小齿轮）（见参考书1第20页）。选取时应注意：不产生根切。一

21、般取Zmin1820；保证强度和防止热变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚2m,一般取5mm则 Zmin6.5+2T/m。同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。若模数一样，则齿数和亦应相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定围调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过34个齿。防止各种碰撞和干涉。三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于4。所以，可以假设其中最小的齿轮2齿数为20，而且由上可知，齿轮2和齿轮5之间的传动比为3.1，查常用传动比的适用齿数（小齿轮）表，可找到最接近的传动比为3.15，当时的齿数之和为82。

22、可得大齿轮齿数为62。齿轮模数的估算按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂,而且有些系数只有在齿轮各参数都已经知道后方可确定,所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算：32mm 其中N-计算齿轮传递的额定功率N=×N齿轮点蚀的估算：A370mm其中为大齿轮的计算转速,A为齿轮中心距。由中心距A与齿数z1、z2求出模数：根据估算所得和中较大得值,选取相近的标准模数以齿轮2和齿轮5为例=×n=1500×0.534=801 r/minN=5.5×0.95=5.225kw321.509A37069.133mm

23、1.686 所以,根据 选取,为了保证模数一定满足要求,假设齿轮2和齿轮5的模数为3由此可知,输入轴1和传动轴2之间的中心距为A=123mm 同理且根据1轴和2轴之间的距离始终为123mm,可得出1轴和2轴之间其余的齿轮的齿数和模数 分别为 z1=35 m1=3z4=47 m4=3z3=51 m3=3z6=31 m6=35.2.2 确定齿轮的齿数和模数（计算法）并校核设计时采用最高转速，即齿轮10的转速为1800r/min,已知该组齿轮传递的功率为5.5KW,已知传动比为0.2576,假设齿轮对称布置,使用寿命为8年,每年以300工作日计,两班制,中等冲击,齿轮单向回转。1、齿轮的材料、精度和

24、齿数选择因传递功率不大、转速不高、材料按表7-1选取，都采用55钢，锻造毛坯，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用6级，软齿表面粗糙度为1.6。软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，取齿轮8的齿数为17，则齿轮9为17/0.2576=662、设计计算（1）、设计准则 按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）、按齿面接触疲劳强度设计=9.55选取材料的接触疲劳极限应力为:,选取材料的弯曲疲劳极限应力为:,应力循环次数N由式(7-3)计算=接触疲劳强度寿命系数,1.02弯曲疲劳寿命系数,1,接触疲劳安全系数1,弯曲疲劳安全系数1.4,又=2.0,试选1.3由

25、前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力将有关值代入式子 得=59.17 则1.44得;由表7-3查得;由表7-4查得;取;则修正取标准模数3校核齿根弯曲疲劳强度得取校核大小齿轮的弯曲强度所以，初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求。求得齿轮8和9的齿数和模数分别为z8=17 m8=3.5 z9=66 m9=3.5其中齿轮8的齿数为17，有可能会发生根切现象，所以要修正齿轮，用变位修正法求得8齿轮的变位系数为+0.218。用同样的方法可以求得其他齿轮的变位系数。5.2.3 齿轮的精度设计；1、确定齿轮的精度等级；2、齿轮误差检验组的选择与其公差值的确定；3、计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号；

26、4、确定齿坯公差和表面粗糙度；5、公法线平均长度极限偏差的换算；6、绘制齿轮零件图。以齿轮9为例：齿数为66，模数为3.5,变位系数为0。确定齿轮的精度等级对于如此要求高的齿轮采用6级精度。齿轮误差检验组的选择与其公差值的确定该齿轮属中等精度，且为批量生产查表12-3选定、组成检验方案。根据与得公差值：第公差组 第公差组 ±第公差组 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号 计算齿轮副的最小极限侧隙 由表12-10按油池润滑和查得6 根据齿轮和箱体的材料，从材料手册上查得，钢和铸铁的线膨胀系数分别为 ， 。传递的中心距所以，确定齿厚极限偏差代号齿厚上偏差 由式（12-15）式中前面已

27、查得由表12-14按6级精度查得由表12-17按145.5，6级精度查得 ，所以，代入数据得，因为 ±得齿厚的上偏差代号为G，因此齿厚下偏差可知查表12-13，6级精度齿轮，查表12-11，所以由图12-29或表12-9查得齿厚下偏差代号为K，因此至此，小齿轮的精度为：6GK GB10095-88确定齿坯公差、表面粗糙度齿轮孔是加工、检验与安装的定位基准，对6级精度的齿轮，由表12-18查得：孔尺寸公差为IT7，孔直径为85mm,偏差按基准孔H选取，即齿轮孔的下偏差为0，上偏差为+0.022。孔的形状公差按6级决定或遵守包容原则。定位端面的端面圆跳动公差由表12-19查得为0.014

28、mm。齿顶圆只作为切齿加工的找正基准，不作为检验基准，故其公差选用IT11，齿顶圆直径，偏差按基准轴h选取,即下偏差为-0.290，上偏差为0。齿轮的表面粗糙度按7级查表12-20，各表面粗糙度分别为：齿面=1.6,孔=1.6,基准端面=3.2,齿顶圆=6.3。第6章 主轴变速箱的装配设计箱体结构的设计:设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）。6.1 箱体结构设计的特点主轴变速箱是机床的主要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题:(1)精度:车床主轴部件要求比较高的精度。如：主轴的径向跳动0.01mm;主轴的轴向窜动0.01

29、mm。(2)刚度和抗振性:综合刚度（主轴与刀架之间的作用力与相对变形之比）： N/mm;其中D为最大回转直径mm。(3)传动效率的要求：等级1 效率0.85 等级2 效率0.8 等级3 效率为0.75(4)主轴前轴承处温度和温升应控制在一定围，噪音也应控制在一定围之： 等级1 dB78 等级2 dB80 等级3 dB83结构应尽可能简单、紧凑，加工和装配工艺性好，便于维修和调整。操作方便，安全可靠。遵循标准化和通用化的原则。6.2 设计的方法(以轴的布置为例)主轴箱结构设计由于是整个机床设计的重点。由于结构比较复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在画正式图之前，最好能先画草图。目的是

30、：布置传动件与选择结构方案。检验传动设计的结果中有无相互干涉，碰撞或其它不合理的情况，以便与时改正。确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以与各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。为达到上述目的，草图的主要轮廓尺寸和零件之间的相对位置尺寸一定要画得准确，细部结构可不必画出。各部分结构经过反复推敲修改，经过必要得验算，确定了结构方案以后，才能开始画正式装配图。展开图和横截面图应该尽量交叉进行，这样容易与时发现问题。传动轴设计特点:机床的传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安排齿轮，离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足

31、够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大。两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配与加工误差也会引起上述问题。轴的结构传动轴可以是光轴也可以是花键轴。轴的空间布置轴系布置的一般程序是：先确定主轴在变速箱中的位置，在确定传动轴的轴以与与主轴上的齿轮有啮合的关系的轴，第三步确定电动机轴或运动输入轴（1轴）的位置，最后确定其他各传动轴的位置。车床主轴1、垂直方向（高度）H=1/2D-由车床主参数D决定。2水平方向ab主轴中心在尾架导轨中间，也有稍偏向前导轨的，也有偏向后导轨的，为降低床身导轨的变形，切削力的方向尽可能在前、后导轨之间，

32、主轴中心越往后越好；但从便于装卸工件、减轻劳动强度的角度讲，主轴中心越往前越好。一般中型车床取尾架导轨中央或稍偏后，这样，既便于操作，又可使切削力均匀地作用于刀架地两导轨面上。传动主轴的轴由于切削力P切和转动力P齿的作用，主轴与其轴承将产生变形。从实验的结果分析，中型车床主轴部件的变形与其组成比为：主轴本身变形约占45至65%，主轴轴轴承的变形约占30至45%，轴承的支承件（箱体）变形很少。因此，可以认为主轴部件的刚度主要取决于主轴与其轴承。然而，主轴传动齿轮与其啮合的齿轮之间不同的位置，将致使主轴与其主轴轴承承受力有着很大上午变化。通过分析两种极限情况，就可以了解一般情况下的主轴部件受力和变

33、形方法，以选择和确定合适的主轴上齿轮传动力的位置和方向。轴（输入轴）的位置1轴上往往装有摩擦离合器等机构，这些部件的位置安排应便于调装。2 摩擦离合器或摩擦式制动器，需要考虑便于冷却与润滑，离主轴部件要远一些，以减少由于摩擦发热对主轴部件热变形的影响。3轴的端部常装有皮带轮，而主轴尾端外伸，有可能装自动卡盘的操纵气缸或油缸，布置轴位置时，必须保证两者不会相碰，轴上带轮外缘不能高出箱体，以免影响外观。综述以上各点，车床上轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖处。中间各传动轴的位置:主轴和轴位置既定，中间各传动轴位置即可按传动顺序进行安排，应考虑满足以下要求：(1)装有离合器的轴：要便于装调、维修和润滑。(2)装有制动装置的轴：要便于装调、维修，该轴应布置在靠近箱盖或箱壁处，同时还应考虑与起、