《金属切削机床》课程设计-车床主轴箱设计

1、金属切削机床车床课程设计 目录第1章 概述1 1.1 金属切削机床在国民经济中的地位1 1.2 机床课程设计的目的1 1.3 车床的规格系列和用处2 1.4 操作性能要求2第2章 题目要求及参数确定2 2.1 设计要求2 2.2 运动参数确定3 2.3 动力参数确定3第3章 传动设计 3 3.1 传动组和传动副的确定4 3.2 结构网和结构式各种方案的选择4 3.3 拟定转速图5 3.4 齿轮齿数的确定7 3.5 传动系统图 8 3.6 轴的计算转速9第4章 传动件的估算 9 4.1 三角带传动的计算9 4.2 传动轴直径的估算12 4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算13 4.4 带轮结构设计

2、17 4.5 圆柱齿轮的强度计算17 4.6 传动轴的验算20 4.7 主轴最佳跨距的计算23 4.8 主轴刚度验算24 4.9 滚动轴承的验算27第5章 结构设计及说明 28 5.1 结构设计的内容、技术要求和方案28 5.2 展开图及其布置29 5.3 齿轮组设计29 5.4 主轴主件设计30第6章 总结 31参考文献 第1章 概述1.1 金属切削机床在国民经济中的地位金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，又称为“工作母机”或“工具机”。在现代机械制造工业中，金属切削机床是加工机器零件的主要设备，它所担负的工作量，约占机器总制造工作量的40%60%。

3、机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。机床的“母机”属性决定了它在国民经济中的重要地位。机床工业为各种类型的机械制造厂提供先进的制造技术和优质高效的机床设备，促进机械制造工业的生产能力和工艺水平的提高。机械制造工业肩负着为国民经济各部门提供现代化技术装备的任务，为适应现代化建设的需要，必须大力发展机械制造工业。机械制造工业是国民经济各部门赖以发展的基础。机床工业则是机械制造工业的基础。一个国家机床工业的技术水平，在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。显然，金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。1.2 机床课程设计的目的课程设计是在学生学完相应课

4、程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，不仅是巩固学生大学所学知识的重要环节，而且也是在检验大学生综合应用知识的能力、自学能力、独立操作能力和培养创新能力，是大学生参加工作前的一次实践性锻炼。通过本课题设计可以达到以下目的：1综合运用学过的专业理论知识，能独立分析和拟订某机床主轴箱传动结构，装配结构和制造结构的各种方案，能在机械设计制图，零件计算和编写技术文件等方面得到综合训练，具备设计中等复杂零件的能力。2通过本课程设计的训练，能初步掌握机床的运动设计，动力计算以及关键零部件的强度校核，获得工程师必备设计能力的初步训练，从而提高分析问题，解决问题，尽快适应工程实践的能力。3

5、. 熟悉和学会使用各种手册，能善于使用网络搜寻一些设计的相关资料，掌握一定的工艺制订的方法和技巧。4. 进一步提高计算机操作的基本技能CAD及Pro/engineer软件应用能力(造型设计与自动编程)仿真模拟软件的应用。1.3 车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。表1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数正转最低转速Nmin( 工件最大回转直径D(mm)正转最高转速Nmax( )电机功率N（kw）公比转速级数Z160400200041.26121.4 操作性能要求

6、1）具有皮带轮卸荷装置2）手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求3）主轴的变速由变速手柄完成第2章 题目要求及参数确定2.1设计要求1）机床的类型、用途及主要参数车床，工作时间：二班制，电动机功率：，主轴最高、最低转速如下：，变速级数：z=12。2）工件材料：45号钢 刀具材料：YT153）设计部件名称：主轴箱2.2 运动参数确定回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。 最低转速和最高转： 分级变速时的主轴转速数列：机床的分级变速机构共有Z=12级；由主轴转速调整范围得公比：=1.26。根据已知公比并查金属切削机床表确定各级转速（单位：）：160r/min，200r/min，

7、250r/min，315r/min，400r/min，500r/min，630r/min，800r/min，1000r/min，1250r/min，1600r/min，2000r/min。2.3 动力参数的确定合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是4KW，根据金属切削机床课程设计指导书（陈易新编）附录2选择主电动机为Y112M-2，其主要技术数据见下表2：表2-1 Y112M-2技术参数转速（r/min）额定功率（kw）满载时堵转电流堵转转矩最大转矩同步转速（r/min）级数电流(A)效率(%)功率因数额定电流（倍

8、）额定转矩（倍）额定转矩（倍）288048.285.50.877.02.22.230002第3章 传动设计拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、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、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。3.1 传动组和传动副的确定传动组和传动副数可能的方案有：12=43 12=34 12=322 12=232 12=223在上面的方案中，两种方案有时可以省略一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增大轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。而三个方案

9、由“前多后少”原则比较，从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副有较多的传动组在接近电动机处，则使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，可以节省材料。故12=322的方案为好。3.2 结构网和结构式各种方案的选择在12=322中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能有六种方案，如下图所示： （a） （b） （b） （d） （e） （f）图3-1 12级结构网的各种方案（1）传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 由金属切削机床（戴曙主编）可知，常限制最小传动比，最大传动比。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为。检查

10、传动组变速范围时，只需检查最后一个扩大组，即必须保证图3-1中，方案a、b、c、e的第二扩大组，则。，则，是可行的。方案d和f，也是可行的。（2）基本组和扩大组的排列顺序 六种结构网方案经以上验证均可行，需进一步选择最佳方案的原则：中间传动轴（如轴、）变速范围最小因为各方案中，若传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。方案a) 的中间传动轴变速范围最小，故方案 a) 最佳。其结构网如下：图3-2 结构网3.3 拟定转速图电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构网或结构式后，就可分配和传动级的传动比并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图

11、。中间轴的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴如果转速过高，将会引起过大的振动、发热和噪声。通常，希望齿轮的线速度不超过1215m/s。对于中型车、钻、铣等机床，中间轴的最高转速不宜超过电动机的转速。对于小型机床和精密机床，由于功率较小，传动件不会过大。这时振动、发热和噪声是应该考虑的问题。因些更应该注意中间轴的转速，不使过高。由于所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴，外加电动机轴共5轴。故转速图需5条竖线。主轴共12速，故需12条横线。轴传动组c的变速范围为，两个传动副的传动比可取为：，因此轴六种转速为：400r/min，500r/min，630r/min，8

12、00r/min，1000r/min，1250r/min。轴转动组b的级比指数为3，在传动比极限的范围内，轴的转速最高可为1250、1600、2000r/min，最低可为400、500、630r/min。为了避免升速，传动比可取：，轴额转速确定为800、1000、1250r/min。同理，对于轴，可取：，这样就确定了轴的转速为1250r/min。电动机轴与轴的传动比接近于1/2.3=1/。最后，可得转速图4：图3-3 12级传动系统的转速图3.4 齿轮齿数的确定利用查表法由金属切削机床（戴曙主编）表8-1，可求出各传动组齿轮齿数：表3-1 齿轮齿数变速组基本组第一扩大组第二扩大组齿轮齿数3535

13、313927434242285660382870第一组齿轮：传动比：=1, =1/1.26,=1/1.58金属切削机床（戴曙主编）表8-1，齿数和取70=35，=35，=31,=39,=27,=43；第二组齿轮：传动比：,=1/2， 齿数和取84： =42， =42，=28, =56；第三组齿轮：传动比：=1.58,=1/2.52 齿数和取98： =60， =38，=28，=70；3.5 传动系统图通过以上齿轮的齿数，传动副，级比指数以及传动比确定如下所示传动系统图：图3-4 主传动系图3.6 轴的计算转速（1）主轴 根据金属切削机床（戴曙主编）表8-2，中型车床主轴的计算转速是第一个三分之一

14、转速范围内的最高一级转速，即为。（2）各传动轴 轴的最低转速400r/min经传动组c可使主轴得到160r/min和630r/min两种转速。630r/min要传递全部功率，所以轴的计算转速应为400r/min。轴的计算转速可按传动副b推上去，得800r/min。第4章 传动件的估算4.1 三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。(1)选择三角带的型号根据公式：式中P-电动机额定功率，-工作情况系数（工作时间为二班制查表得=1.2） 查机械设计图8-11因此

15、选择A型带，尺寸参数为B=80mm，=11mm，h=10，。(2)确定带轮的计算直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表8-6，8-8取主动轮基准直径=100m由公式式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。所以，由机械设计表8-8圆整为224mm。(3)确定三角带速度按公式(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式 取，取=600mm.(5)三角带的计算基准长度 由机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度 (6)验算三角带的挠曲次数，符合要求。 (7)确定实际

16、中心距(8)验算小带轮包角主动轮上包角合适。(9)确定三角带根数根据机械设计式8-22得传动比查表8-4a，8-4b 得= 0.34KW,=2.05KW查表8-5，=0.98；查表8-2，=0.96所以取 根(10)计算预紧力查机械设计表8-3，q=0.1kg/m4.2 传动轴直径的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。按照机械制造装

17、备设计96页内容计算传动轴直径: 其中：P-电动机额定功率 K-键槽系数 A-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速。计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。各轴计算转速如下：各轴功率如下：查机械制造装备设计1表3-8取I，IV轴的K=1.05，A=110； II，III轴是花键轴，取K=1.07，A=77。所以 ， 取30mm, 取25mm , 取30mm， 取40mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整,实际取值均大于计算值。4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算当各变速组的传动比确定以后，

18、可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从1表3-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。4.3.1 齿轮齿数的计算第一组齿轮：传动比：=1, =1/1.26,=1/1.58金属切削机床（戴曙主编）表8-1，齿数和取70=35，=35，=31,=39,=27,=43；第二组齿轮：传动比：,=1/2， 齿数和取8

19、4： =42， =42，=28, =56；第三组齿轮：传动比：=1.58,=1/2.52 齿数和取98： =60， =38，=28，=70；4.3.2 齿轮模数的计算（1）-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=（机床主轴变速箱设计指导3P36，为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定）按齿面点蚀计算：取A=50由中心距A及齿数计算模数： 圆整为 模数因取和中较大值。故第一变数组齿轮模数因取m=2.0（2）-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：按齿面点蚀计算：取A=60由中心距A及齿数计算模数：同理 第二转动组齿轮模数取m=2.0（3）-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=按齿面点蚀计算：取A=72故第三传动组取m=2. (4)标

20、准齿轮：从机械原理9 表10-2查得以下公式齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮的具体值见表5:表4-1 齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高136272766722.5236272766722.5332264685922.5440280847522.5528256605122.5644288928322.5736272766722.5836272766722.5924248524322.510482961009122.511492981029322.51231262665222.51323246504122.51457211411810922.54.3.4 齿宽

21、确定由公式得：第一套啮合齿轮第二套啮合齿轮第三套啮合齿轮一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以，4.4 带轮结构设计查机械设计（濮良贵、纪名刚编）教材P161知，当带轮基准直径时，带轮可做成腹板式结构。并由机械设计（濮良贵、纪名刚编）表8-10知，带轮的轮槽截面尺寸如下：带轮槽宽轮槽基准直径到带轮外圆的最小高度轮槽基准直径到带轮底部的最小高度带轮分度圆(基准直径)齿槽宽带轮齿跟角基准圆直径（大带轮）(d为轴的直径，此处的d为轴直径)带轮宽度,L为轴与带轮接触长度。4.5 圆柱齿轮的强度计算校核a传动组齿轮校核齿

22、数为28的即可，确定各项参数 1）由于，则：计算可知： 2）取齿宽系数，模数，则3）计算圆周速度：4）齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数 由机械设计表10-4查得5)确定动载系数: 6)查表 10-5得：，7)计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。校核b传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数1）由于，则：计算可知2)取齿宽系数，模数则3)计算圆周速度：4）齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数，由机械设计表10-4查得：5）确定动载系数: 6）查表 10-5得：， 7）计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿

23、轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 , ， 故合适。校核c传动组齿轮校核齿数为23的即可，确定各项参数1) 由于，则：计算可知：2)取齿宽系数，模数，则3)计算圆周速度：4)齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数，由机械设计查得：5）确定动载系数: 6）查表 10-5可知：，7）计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。4.6 传动轴的验算对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。以轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力图4-1

24、轴受力分析图图4-1中为齿轮（齿数为40）上所受的切向力，径向力的合力。为齿轮（齿数36）上所受的切向力，径向力的合力。各传动力空间角度如图4-2所示，根据表4-2的公式计算齿轮的受力。图4-2 轴空间受力分析表4-2 齿轮的受力计算传递功率Pkw转速nr/min传动转矩TNmm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮40齿轮36切向力Ft1N合力F1NF1在X轴投影Fz1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X轴投影Fz2NF1在Z轴投影Fz2N分度圆直径d2mm2.9280034857.5206871926.696.74921.7680968.31030107.51024

25、.672从图7及计算结果看出，轴在X、Z两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图8所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据机械制造工艺、金属切削机床设计指导（李洪主编）书中的表2.4-14,表2.4-15计算结果如下: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1105MPa n=l-x=150 图4-3轴挠度、倾角分析图 （1）xoy平面内挠度 （2）zoy平面内挠度（3）挠度合成 查表得其许用应力为0.0003330=0.099，即0.02710.099，则挠度合格。（4）左支承倾角计算和分析a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平

26、面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格。（5）右支承倾角计算和分析a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。4.7 主轴最佳跨距的计算根据机械装备设计表3-10，由于电动机功率为3kw，初选主轴前轴承轴径mm，后轴承轴径，求主轴最大输出转矩：根据主电动机功率为3kw，则床身上最大回转直径D=400mm,刀架上最大回转直径主轴通孔直径d,最大工件长度1000mm。床身上最大加工直径为最大回转直径的50%也就是192mm故半径为0.096m。切削力（沿y轴）背向力

27、（沿x轴） 故总的作用力此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=521.35，主轴孔径初选为40，根据结构选悬伸长度a=120mm，在计算时，先假定初值l/a=3 l=3，前后支承的支反力：轴承的刚度：=52, =9, =C/10=9.42KN(载荷c查轴承样本可得)初步计算时，可假定主轴的当量外径为前后轴承的轴径的平均值。 故惯性矩为：I=同理计算得：=1206.2 变化值计算后发现计算出的值总接近于1.8，这是一个迭代过程，最终可得最佳跨距。4.8 主轴刚度验算4.8.1 选定前端悬伸量C参考机械装备设计P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的

28、型式和尺寸，这里选定C=120mm.4.8.2 主轴支承跨距L的确定一般最佳跨距 ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考虑到结构需要，这里取L=600mm。4.8.3 计算C点挠度1）周向切削力的计算其中,故，故。2)驱动力Q的计算参考车床主轴箱指导书，其中所以3）轴承刚度的计算这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承根据求得：4）确定弹性模量，惯性距I；和长度。轴的材产选用40Cr，查简明机械设计手册P6，有 主轴的惯性距I为：主轴C段的惯性距Ic可近似地算：切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中

29、心高，设H=200mm)。则：根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=60mm计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度代入数据并计算得=0.1299mm。计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点子的挠度计算得：=-0.0026mm求主轴前端C点的终合挠度水平坐标Y轴上的分量代数和为，计算得：=0.0297mm.。综合挠度。综合挠度方向角，又。因为，所以此轴满足要求。4.9 滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。滚动轴承的疲劳寿命验算根据图6所示的轴受力状态，分别计算出左（A端）、右（B端）两支承端支反力。在xoy平面内：在zoy平面内：左、

30、右端支反力为：两支承轴承受力状态相同，但右端受力大，所以只验算右端轴承。轴承寿命经过计算F=124.3 故合格。第5章 结构设计及说明5.1 结构设计的内容、技术要求和方案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）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。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。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则

31、，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。5.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们

32、采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。本设计的展开图如图5-1所示：图5-1 传动轴及主轴展开图5.3 齿轮组设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1） 是固定齿轮还是滑移齿轮；2） 移动滑移齿轮的方法；3） 齿轮精度和加工方法；变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。5.3.1其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂