高静水压磨削装备工作台的设计.doc

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1、高静水压磨削装备工作台的设计第一章 绪 论1.1 课题的提出背景 就国际市场来说，工程陶瓷的需求无疑是市场增长率最快的行业之一，而需求最强劲的为：内燃机尾气处理装置陶瓷；发动机、切削工具与耐磨零件陶瓷；生物陶瓷，以及陶瓷膜等。碳化硅陶瓷市场增长率为15%，生物陶瓷年增长率在10%以上等。可知工程陶瓷市场竞争日益激烈，研究与开发工作对扩大工程陶瓷的应用与开拓市场将起决定性的作用。 近十几年来，我国的磨床行业得到了广泛的发展。改革开放前后：我国的磨料磨具为了和世界同步，在以下几个方面进行了研究或改进:提高磨床的精度，提高磨削的自动化程度，高速研磨，高精度和高光洁度，强力磨削，宽砂轮和多砂轮的磨削，

2、提高磨床的加工生产率，试制发展了特殊磨削或成型磨削，超硬磨料磨具。超硬材料如人造金刚石和立方氮化硼目前被称为世界上最硬的物质，莫氏硬度为10。由于某些原因，没有上传完整的毕业设计（完整的应包括毕业设计说明书、相关图纸CAD/PROE、中英文文献及翻译等），此文档也稍微删除了一部分内容（目录及某些关键内容）如需要的朋友，请联系我的叩扣:2215891151，数万篇现成设计及另有的高端团队绝对可满足您的需要.但是磨削过程中磨削陶瓷材料都不可避免的会产生损伤，为了降低陶瓷材料产生的损伤，中外广大学者都进行了广泛的研究。抑制陶瓷等脆硬材料加工过程中的中位裂纹损伤与提高加工效率一直是学术界研究的热点。工

3、程材料的去除方式一般有俩种，即脆性断裂与塑性成型，脆性断裂的材料去除方式是通过空隙与裂纹的成型与延展、剥落以及碎裂等方式来完成。而塑性成型的去除方式是类似于金属磨削中的切削成型过程。由于陶瓷材料的搞硬度和搞脆性，在磨削加工中通常使用压痕断裂力学模型或切削加工模型来处理。近年来磨削加工主要有以下发展方向，1，缓进给磨削，其通过采用高刚性磨床和刀具的缓慢进给来提高一次磨削深度。2，超高速磨削，超高速磨削是德国切削物理学家萨洛蒙于1931年提出。湖南大学盛晓敏教授介绍了工程陶瓷的高速深切削工艺，能实现高的切除率，又能保证高的表面加工。但要求磨削砂轮转速高，磨削参数大，对机床性能、砂轮强度、振动、平稳

4、、气流扰动安全防护和冷却液注入提出了特殊要求。对于陶瓷的加工，现在有等静压加工技术，用高压泵把传压流体介质压入封闭的容器内，容器内的工件在高压流体介质的静态压力作用下成型，成为致密体或粘结一起。等静压工艺可使工件。在各个方向上获得均匀的压应力。目前国内北京真空电子研究所确定了ZrO2陶瓷的等静压制造工艺以及陶瓷与金属封接的工艺参数，大大提高了陶瓷的断裂韧性。还有水射流加工技术，目前应用比较广泛高压水射流基本原理归之为：运用液体增压原理，通过特定的装置（增压口或高压泵）,将动力源(电动机)的机械能转换成压力能，具有巨大压力能的水在通过小孔喷嘴(又一换能装置)，再将压力能转变成动能，从而形成高速射

5、流(WJ)。喷射到工件表面时，动能又重新转换成压力能，若压力能超过材料的破坏强度时，即可切断材料，达到切除材料的加工目的，射流加工质量高。迄今为止，工程陶瓷加工的研究取的了一定进展，但是仍存在尚待深入探索的问题。1.2 课题的意义及主要研究内容1.2.1 选题意义因工程陶瓷具有良好的硬度与耐磨性、良好的热稳定性与化学稳定性等优点而被广泛应用于制造精密轴承、汽车零部件、航空航天耐高温元器件、仿生兼容植入体、切削刀具与光电元器件等。陶瓷器件对加工精度与表面质量要求非常苛刻，如：尺寸精度常在微米级甚至亚微米级，表面粗糙度在纳米级甚至亚纳米级，加工表面及亚表面零损伤。目前采用金刚石砂轮进行磨削加工是保

6、证陶瓷器件尺寸精度与表面质量的主要方法之一。然而由于陶瓷的高硬度与地断裂韧性，在磨削过程中常常会引起陶瓷表面（亚表面）的裂纹损伤，严重影响了陶瓷器件的力学性能与使用可靠性。为消除陶瓷表面及亚表面损伤层，常需要用金刚石微粉抛光、研磨等方法进行陶瓷器件的超精密加工，导致陶瓷器件加工时间长，加工成本高，制造成本几乎占其总成本的60-80%，从而制约了工程陶瓷更为广泛的应用。所以，如何抑制陶瓷加工损伤、有效提高陶瓷加工效率与降低陶瓷器件的制造成本一直是困扰工程界的难题。采用高静水压磨削加工时可有效解决这一问题。然而针对陶瓷高静水压磨削加工，必须设计出陶瓷高静水压装备。1.2.2 本课题主要研究内容陶瓷

7、高静水压磨削装备的研制1） 高静水压下磨削装备工作台的设计；2） 液压结构的设计；3） 主轴滚珠丝杆的设计；1.2.3 研究方案1）为保证高静水压磨削装备能承受400MPa以上的高静水压力，装备主体结构采用合金钢整体铸造的框架结构，并采用有限元进行强度分析。磨削装备型腔空间的长、宽、高均控制在30cm以内，工作台的移动范围：X向10cm；Y10cm；Z5cm，磨削装备上各机械部件的联接均采用8.8级以上的高强度连接螺栓（屈服强度640MPa）。 2）高静水压磨削装备采用密封环实现磨削装备的磨头主轴与三向移动工作台的密封，磨头主轴只旋转不移动，工作台的X、Y轴移动采用液压缸驱动，进给模块双层工作

8、台、磨杆座、往复液压缸等组成。工作台布置在十字交叉滚柱导轨上。 Z轴采用滚珠丝杆驱动并实现Z轴的半闭环控制。此方向进给模块由滑板、交流伺服电机、挠性联轴器、组合轴承、滚珠丝杆等滑板由十字交叉导轨支撑。整个装置控制系统用单片机控制，从而控制步进电机的驱动，实现工作台Z方向的移动。通过扩展CPU的I/O接口，达到足够控制X、Y轴的液压驱动回路。设置参数输入模块，及时检测反馈工作条件、工作台性能、加工步骤。控制装备加工精度，加工稳定性。 3）设置简洁的人机互动界面。能过通过界面输入参数，又能通过界面上的控制按钮实时控致装备操作。达到人机一体，理想的控制装置。 4）要实现装备的加工精度以及加工稳定性，

9、必须得有检测装置。由于现有的kistler台式测力仪不适合长期浸泡在高静水压油池中，故陶瓷的高静水压磨削采用应变片对磨削力进行在线测量、尽管应变片的动态响应比石英晶体的动态响应要差，然而仍可以比较精确地反应磨削力值及其变化，如北京航空航天大学基于应变片测力原理研制了外圆磨削测力仪。第二章 工作台的整体布置2.1 工作台的简易设计根据工作台的加工范围，以及给定的箱体型腔大小，设计出工作台的大体尺寸，工作台X与Y轴传动采用的是液压缸传动，由于Z方向的进给要求平稳，精度要高，所以采用滚珠丝杆作为传动部件，可以简单的构思十字导轨，将X跟Y方向用交叉十字导轨布置，液压缸布置在托板上，托板的运动方向由导轨

10、控制，Z轴将滚珠丝杆直接作为主轴。工作台的简图如下 图2-1 工作台简图2.2工作台导轨的选择2.2.1 直线滚动导轨的特点直线滚动导轨在数控机床中有广泛的应用。相对普通机床所用的滑动导轨而言，它有以下几方面的优点：1 定位精度高直线滚动导轨可使摩擦系数减小到滑动导轨的1/50。由于动摩擦与静摩擦系数相差很小，运动灵活，可使驱动扭矩减少90%，因此，可将机床定位精度设定到超微米级。2 降低机床造价并大幅度节约电力采用直线滚动导轨的机床由于摩擦阻力小，特别适用于反复进行起动、停止的往复运动，可使所需的动力源及动力传递机构小型化，减轻了重量，使机床所需电力降低90%，具有大幅度节能的效果。3 可提

11、高机床的运动速度直线滚动导轨由于摩擦阻力小，因此发热少，可实现机床的高速运动，提高机床的工作效率2030%。4 可长期维持机床的高精度对于滑动导轨面的流体润滑，由于油膜的浮动，产生的运动精度的误差是无法避免的。在绝大多数情况下，流体润滑只限于边界区域，由金属接触而产生的直接摩擦是无法避免的，在这种摩擦中，大量的能量以摩擦损耗被浪费掉了。与之相反，滚动接触由于摩擦耗能小滚动面的摩擦损耗也相应减少，故能使直线滚动导轨系统长期处于高精度状态。同时，由于使用润滑油也很少，大多数情况下只需脂润滑就足够了，这使得在机床的润滑系统设计及使用维护方面都变的非常容易了。2.2.2 宜线滚动导轨的寿命在选用直线滚

12、动导轨时，应对其本身的寿命进行初步验算。当直线滚动导轨承受负荷并做滚动运动时，导轨面和滚动部分(钢珠或滚柱)就会不断地受到循环应力的作用，一旦达到临界值，滚动表面就会产生疲劳破损，在某些部位产生鱼鳞状剥离，这种现象称为表面剥落。所谓直线滚动导轨的寿命，就是指导轨表面或滚动部分由于材料的滚动疲劳而发生表面剥落时为止总行走距离。直线滚动导轨的寿命具有很大的分散性。即使同批制造的产品，在同样运转条件下使用，其寿命也会有很大的差距。因此，为了确定直线滚动导轨的寿命，一般使用额定寿命这一参数。所谓额定寿命是指让批同样的直线滚动导轨逐个地在相同的条件下运动，其中90%的总运行距离能达到不发生表面剥落。对于

13、使用钢珠的直线滚动导轨，额定寿命L为：对于使用滚柱的直线滚动导轨，额定寿命为： 式中L：额定寿命km； C：基本额定动负荷，kN； PC：计算负荷，LN； fH：硬度系数； fT：温度系数； fC：接触系数， fW：负荷系数。由上述两式可以看出，直线滚动导轨的额定寿命受硬度系数fH、温度系数fT、接触系数fC、负荷系数fW的直接影响。1 硬度系数为了充分发挥直线滚动导轨的优良性能，与钢珠或滚柱相接触的导轨表面从表面到适当的深度应具有HRC5864的硬度。如果因某种原因达不到所要求的硬度，会导致寿命缩短。计算时要将基本额定动负荷C乘以硬度系数fH。2 温度系数fT 直线滚动导轨的工作温度超过10

14、0时，导轨表面的硬度就会下降，与在常温下使用相比，寿命会缩短，计算时要将基本额定动负荷C乘以温度系数fT，。同时，在高温下运行时，还应考虑材料产生的尺寸改变及润滑方式的不同。3 接触系数大多数情况下，为实现直线运动，至少要在导轨上安装两个以上的滚动滑块。然而施加在各个滑块上的负荷受安装精度和滑块自身精度的影响，不一定象计算值那么完全均等。因此，进行寿命计算时应将基本额定动负荷C乘以表1所示的接触系数fC。4 负荷系数fW在计算作用于直线滚动导轨上负荷时，必须正确地计算出因物体重量而产生的负荷，包括因运动速度变化而产生的惯性负荷和由于悬重部分而造成的力矩负荷。另外，机床在作往复运动时，常常伴随着

15、振动和冲击，特别是在高速运动时产生的振动及正常工作时因反复起动、停止等操作而产生的冲击等，往往很难正确地计算出来。因此，进行寿命计算时应将基本额定动负荷C乘以表2所示经验负荷系数fw。本次设计中采用滚柱导轨，其承载能力及刚度比滚珠导轨高，交叉滚柱导轨副四个方向均能受载。X方向导轨的行程为L=250mm，Y方向的导轨行程L=250mm。第三章 液压缸的设计由于高静水压磨削装备的设计采用工作台的移动，磨头主轴只旋转不移动，且X轴和Y轴的移动是由液压缸驱动，所以首先应考虑液压缸的设计，液压缸设计的要求是：工作台的X轴移动有效行程是5cm，Y轴移动的行程也是5cm。选取磨床工作时的磨削力为8KN。由于

16、箱体的型腔要求在长高宽是30cm内，所以应选用双活塞杆液压缸。液压缸的工作原理：液压缸是将液压泵输出的压力能转换为机械能的执行元件，它主要是用来输出直线运动（也包括摆动运动）。双杆式活塞缸的活塞两端都有一根直径相等的活塞杆伸出，它根据安装方式不同又可以分为缸筒固定式和活塞杆固定式两种。双杆式活塞缸的进、出油口布置在缸筒两端，活塞通过活塞杆带动工作台移动，当活塞的有效行程为时，整个工作台的运动范围为3，所以机床占地面积大，一般适用于小型机床。当工作台行程要求较长时，可采用活塞杆固定的形式，这时，缸体与工作台相连，活塞杆通过支架固定的机床上，动力由缸体传出。这种安装形式中，工作台的移动范围只等于液

17、压缸有效行程的两倍(2)，因此占地面积小。进出油口可以设置在固定不动的空心的-活塞杆的两端，使油液从活塞杆中进出，也可设置在缸体的两端，但必须使用软管连接。由于双杆活塞缸两端的活塞杆直径通常是相等的，因此它左、右两腔的有效面积也相等。当分别向左、右腔输入相同压力和相同流量的油液时，液压缸左、右两个方向的推力和速度相等，当活塞的直径为，活塞杆的直径为，液压缸进、出油腔的压力为1和2，输入流量为时，双杆活塞缸的推力F速度V 式中为活塞的有效工作面积。3.1 缸筒设计3.1.1 缸筒结构的选择连接方式如下图：图3-1 法兰连接选取法兰式连接，并且法兰和缸筒用焊接方式连接。其优点是结构简单，易选取、易

18、装卸；缺点是外径较大，比螺纹连接的重量大。3.1.2 缸筒的要求有足够强度，能够承受动态工作压力，长时间工作不会变形；有足够刚度，承受活塞侧向力和安装反作用力时不会弯曲；内表面和导向件与密封件之间摩擦少，可以保证长期使用；缸筒和法兰要良好焊接，不产生裂纹。3.1.3 缸筒材料的选取及强度给定部分材料的机械性能如下表：缸筒常用无缝钢管材料机械性能材料204202502530500300183554032017456102601415MnVn7505002627SiMn10008501235CrMo9508001238CrMoAlA100085015表3-1 本次设计选取38CrMoAlA号钢从表

19、中可以得到：缸筒材料的屈服强度=850MP；缸筒材料的抗拉强度=1000MP；现在利用屈服强度来引申出：缸筒材料的许用应力=/n=850/5=170MP。其中n=5是选取的安全系数，来源于下表：液压缸的安全系数材料名称静载荷交变载荷冲击载荷不对称对称钢，锻铁35812表3-23.1.4 缸筒的计算、液压缸的效率油缸的效率由以下三种效率组成：(A) 机械效率，由各运动件摩擦损失锁造成，在额定压力下，通常可取=0.9。(B) 容积效率，由各密封件泄露锁造成，通常容积效率，为：=1。 （C）作用力效率，由出油口背压力所产生的反作用力而造成。=0.9所以总效率为0.8。、液压缸缸径的计算 （1）由于F

20、是磨削力，取磨削力为8KN，p1为进口油压力，p2为出口油压力，可取p1为25MPa,p2为5MPa，A为活塞的有效工作面积。初步定D：根据公式F=PS，P为液压缸的工作油压，S为油压油作用的有效面积。可取D为32mm.代入（1）可取d为20mm.3.2 缸筒壁厚的计算缸筒壁厚可以使用下式进行计算：当0.3时 缸筒材料的许用应力， =缸筒材料的抗拉强度缸筒内的最高工作压力。=0.7mm考虑到工作环境为高压油，且缸壁承担的压力比较大，选取壁厚为为8mm，3.3 缸筒壁厚的验算下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算：（A） 液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全 (2)根据(2)式得到：

21、0.35371.875 MPa显然，额定油压P=25MPa，满足条件；（B）为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力值应与塑性变形压力有一定的比例范围： (3) (4)先根据式(4)得到：=332.35 MPa再将得到结果带入(3)得到：116.3225 MPa显然，额定油压P=25MPa，满足条件；(C)为了确保液压给缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压试验压力： (5)因为=1000MPa已经在选择缸筒材料的时候给出，根据式(5)得到：=405MPa爆裂压力是液压缸外壁处于高压油中所必须考虑的，箱体型腔中高压油工作时的压力最高为400MPa.所以恰好满足条件。至于耐压试验压力应

22、为：=1.5P=37.5MPa依据为：（D）耐压试验压力，是液压缸在检查质量时需要承受的试验了、压力。在规定时间内，液压缸在此压力下，全部零件不得有破坏或永久性变形等异常现象。各国规范多数规定为：=1.5因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。以上所用公式中各量的意义解释如下：式中D缸筒内径D缸筒外径液压缸的额定压力液压缸发生塑性变形的压力液压缸耐压试验压力液压缸发生爆裂时的压力缸筒材料的抗拉强度缸筒材料的屈服强度E缸筒材料的弹性模数缸筒材料的泊桑系数3.4 缸筒的加工要求缸筒内径D采用H7级配合，表面粗糙度为0.16，需要进行研磨；热处理：调制，HB240；缸筒内径D的圆度、锥度、

23、圆柱度不大于内径公差之半；刚通直线度不大于0.03mm；油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺；在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。3.5 最小导程本设计的双作用活塞杆在这用单作用活塞杆的计算进行计算，算出的结果再转换成双作用活塞杆的数据。当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度（如图所示），若导向长度太小，将使油缸因间隙引起的初始挠度增大，从而影响油缸的工作稳定性。对于一般油缸，其最小导向长度H应满足下式要求 由工作行程为50mm。代入数据得H18.5mm式中 -油缸最大工作行程 (m)-缸筒内径 (m)一般导向套滑面的长度A,在缸筒内径80mm取缸

24、筒内径的 0. 61.0倍;在缸筒内径80mm时则取活塞杆直径的0.61.0倍。活塞宽度取缸筒内径的0.61.0倍,为了保证最小导向长度而过份地增大导向套长度和活塞宽度都是不适宜的。最好的方法是在导向套与活塞之间装一隔套K，其长度由所需的最小导向长度决定。采用隔套不仅能保证最小导向长度，而且可以扩大导向套及活塞的通用性。 图3-2本设计中80mm代入数据得则C=4.6mm，H=25mm，B=22.4mm， A=22.4mm3.6 法兰设计3.6.1 （缸筒端部）法兰厚度计算法兰厚度根据下式进行计算： （6）式中 F法兰在缸筒最大内压力下，所承受的轴向力 法兰外圆半径图3-3 缸筒端部法兰厚度首

25、先来计算法兰在最大内压的情况下受到的压力F：在流量的计算中已经得出活塞的面积是：=803.84缸壁厚度计算中得出最大压强：=251.5=37.5MP所以法兰承受的最大压力为：F=30144N接下来选取其它参数：=35mm=6mmb=5mm许用应力在选取材料的时候给出：=/n=850/5=170MP将以上各量带入式（6）得到：h=8.58mm为保证安全，取法兰厚度为9mm。3.6.2 （缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图3-4 缸筒端部法兰用螺钉连接螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力 (7)螺纹处的剪应力 (8)合成应力 (9)最大推力为：F=30144N使用8个螺栓紧固缸盖，即：

26、Z=8螺纹外径和底径的选择：=6mm =5.18mm系数选择：考虑到载荷可能有变化，为了安全，选取：K=3=0.12式中 F缸筒端部承受的最大推力 D缸筒内径 d-螺纹外径 d螺纹底径 K拧紧螺纹的系数 不变载荷 取K=1.25-1.5 变载荷 取K=2.5-4 K螺纹连接的摩擦系数 K=0.12缸筒材料的许用应力 =缸筒材料的屈服强度n安全系数 n=1.5-2.5根据式(7)得到螺纹处的拉应力为：=429.3MP根据式(8)得到螺纹处的剪应力为：=234.23MP根据式(9)得到合成应力为：=590.67MP由以上运算结果知，应选择螺栓等级为12.9级：查表的得：抗拉强度极限=1220MPa

27、 屈服极限强度=1100MPa不妨取安全系数n=1.8可以得到许用应力值：=/n=1100/1.8=611.11MPa再次使用式(9)得到： 成立证明选用螺栓等级合适。3.7 活塞设计3.7.1 活塞结构的设计活塞分为整体式和组合式，组合式制作和使用比较复杂，所以在此选用整体式活塞，形式如下图：图3-5活塞结构此整体式活塞中，密封环和导向套是分槽安装的。3.7.2 活塞的密封选用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：、降低摩擦阻力，无爬行现象；、具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；、安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有

28、较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：图3-6 活塞结构的密封3.7.3 活塞的材料选用高强度球墨铸铁QT600-33.7.4 活塞的尺寸及加工公差选择活塞厚度为活塞杆直径的1.12倍，因为活塞杆直径是22.4mm（这个在后面的活塞杆设计中会给出解释），所以活塞的厚度为22.4mm。活塞的配合因为使用了组合形式的密封器件，所以要求不高，这里不加叙述。活塞外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，断面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圆度和圆柱度不大于外径公差之半。3.8 活塞杆的设计3.8.1 活塞杆杆体的选择此次

29、设计选用的是实心杆件，形式如下图：图3-7 活塞杆简图3.8.2 活塞杆与活塞的连接形式此次设计采用的是锁紧螺母型连接，如下图：图3-8 锁紧螺母型3.8.3 活塞杆材料和技术要求、因为没有特殊要求，所以选用45号钢作为活塞杆的材料，本次设计中活塞杆只承受压应力，所以不用调制处理，但进行淬火处理是必要的，淬火深度可以在0.51mm左右。、安装活塞的轴颈和外圆的同轴度公差不大于0.01mm，保证活塞杆外圆和活塞外圆的同轴度，避免活塞与缸筒、活塞杆和导向的卡滞现象。安装活塞的轴间端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，保证活塞安装不产生歪斜。、活塞杆外圆粗糙度选择为0.3、因为

30、是运行在低载荷情况下，所以省去了表面处理。3.8.4 活塞杆直径的计算活塞杆的直径可以根据速比来确定，公式如下：式中 D缸筒内径 速度比（面积比）3.8.5 活塞杆强度的计算活塞杆端部的负载连接点与与液压缸支撑之间的距离为，如果：10d（显然这个是成立的）就用下式计算活塞杆强度： （10）式中 F液压缸的最大 （或拉力） 材料的屈服强度 安全系数一般=2-4 d活塞杆的直径实际上式中的/n 就是材料的许用应力，之前已经给出了45号钢的许用应力为：=/n=360/5=72MP最大推力F=30144N于是根据式（10）得到活塞杆的直径：d6.35mm考虑到活塞杆升出至高压油中，选取d为20mm。3

31、.9 活塞杆的导向、密封和防尘3.9.1 导向环选择非金属导向环，用高强度塑料制成，这种导向环的优点是摩擦阻力小、耐磨、使用寿命长、装导向环的沟槽加工简单，并且磨损后导向环易于更换。3.9.2 密封本设计考虑到高压油的影响，采用超高压自动补偿组合方式装置密封，该装置由密封元件及支承装置组成，密封元件位于缸体（9）内壁和柱塞（8）之间，与缸体（9）静配合，与柱塞（8）动配合，所说的密封元件由依次排列的导向套（1）、至少一组密封圈和垫块（5）组成，每组密封圈由相互贴合的内密封圈和外密封圈构成，其横截面为多边形，内外密封圈的贴合为斜面或曲面，内外密封圈由与柱塞配合的密封面，外密封圈有与缸体配合的密封

32、面，与导向套连接的内密封圈由软材料制成，其它内、外密封圈由硬材料制成，导向套（1）位于缸体（9）的台阶处，支承装置由预紧螺母套（6），预紧螺母（7）和过渡套（10）组成，垫块（5）与预紧螺母套（6）连接，预紧螺母套（6）与预紧螺母（7）螺纹配合，预紧螺母（7）与过渡套（10）的竖壁连接，过渡套（10）位于高、低压缸体之间，由缸体之间的螺栓（11）连接。 内、外密封圈的横截面为三角形，组成的密封圈的横截面为方形，内、外密封圈的贴合线为方形的对角线。 密封元件依次由导向环（1）、内三角密封圈（2）、外三角密封圈（4）、内三角密封圈（3）、外三角密封圈（4）和垫块（5）组成，内三角密封圈（2）由橡胶

33、材料制成，其他三角密封圈由硬质材料制成。图3-9 自动补偿密封结构3.9.3 防尘使用DH防尘圈，材料是聚氨酯，既有防尘作用，又有润滑作用。3.10 缓冲装置一般的油缸可以不考虑缓冲要求。当活塞的运动速度很高和运动部分质量很大时，就有很大的惯性力。如果活塞在行程终端与缸底（或缸盖）产生机械碰撞，会出现冲击和噪声，甚至导致油缸、管路以及阀类元件的破坏，为了防止或缓和这种冲击，可以在液压回路中设置减速阀和制动阀，使活塞减速制动，也可在液压缸内部设置缓冲装置。3.11 排气装置液压系统在安装过程中或长时间停止工作之后会渗入空气，油中也会混入空气，由于气体具有较大的可压缩性，将使油缸工作中产生振动、颤

34、抖和爬行，并伴随有噪声和发热等系列不正常现象。因此在设计油缸结构时，要保证能及时排除积聚在缸内的气体。一般利用空气比重较油轻的特点，在油缸内腔的最高部位设置进出油口或专门的排气装置如排气螺钉、排气阀等，使积聚于缸内的气体排出缸外。图3-10 排气装置的形式排气装置的形式和结构见图2，一般有整体排气塞和组合排气塞两种。整体排气塞（图c、e）由螺纹与缸筒或端盖连接，靠头部锥面起密封作用。排气时，拧松螺纹，缸内空气从锥面空隙中挤出并经斜孔排出缸外。这种排气装置简单方便，但螺纹与锥面密封处同心度要求较高，否则拧紧排气塞后不能密封，会造成外泄漏。组合排气塞一般由螺塞和锥阀组成。螺塞拧松后，锥阀在压力的推

35、动下脱离密封面而排出空气。锥阀可以采用图a所示的锥面密封，也可以采用图b所示的锥面密封，还可以采用图g所示的钢珠密封。后两种排气密封形式对高压缸比较适用。3.12 油口油口有油口孔和油口连接螺纹。油口孔是压力油进出的直接通道，如果孔小了，不仅造成进油时流量供不应求，影响液压缸的活塞运动速度，而且会造成回油时受阻，形成背压，影响活塞的退回速度，减少液压缸的负载能力。油口孔大多数属于薄壁孔（孔的长度与直径之比的孔）。通过薄壁空的流量按下式计算式中 流量系数，接头处大孔与小孔之比大于7时为0.60.62，小于7时为0.70.8。 油孔的截面积 液体的密度 油孔前腔压力 油孔后腔压力从式中可见，、是常

36、量，对流量影响最大的因素是油孔的面积。根据此式，可以求出孔的直径大小，以满足流量的需要，从而保证液压缸的正常工作运动速度。第四章 主轴的设计4.1 轴的设计主轴的结构形状主要决定于主轴上所安装的传动件、轴承和密封件等零件的类型、数目、位置和安装定位方法等，同时还要考虑主轴加工和装配的工艺性。4.1.1 主轴端部的设计主轴端部的形状取决于机床的类型、安装夹具或刀具的形式，并应保证卡盘或刀具安装可靠、定位准确、连接牢固、装卸方便和能传递一定的扭矩。对于高静水压磨削装备工作台，保证其对中精度和工作安全可靠，主轴能传递运功扭矩，能实现工作台的Z向移动，且工作台的Z向精度要求相当高，所以需将主轴设计成滚

37、珠丝杆主轴，主轴上端有滚珠丝杆的形状。中间采用轴肩支撑，与滚动轴承配合。4.1.2 主轴外径D 主轴直径对刚度影响较大，惯性矩J与直径D的四次方成正比，主轴本身的变形与直径的四次方成反比的减小。当轴承类型不变，其弹性系数K也随着D的增加而减小，即轴承变形引起的主轴端部位移也减小。因此，直径D选得越大，变形越小。但是，主轴直径越大，与之相配的轴承等有关零件的尺寸越大，要达到相同的允差，制造就较困难，材料重量也增加。同时，加大直径还要受到轴承所允许的dnmax(d为轴颈直径，nmax为主轴最高转速)的限制，甚至为磨床结构所不允许。而且主轴直径越大，高静水压磨削装备中轴承所受的轴向力就越大，可能会造

38、成轴承的实效，或者大大降低轴承的寿命，因此初选轴的最小直径d1=20mm。校核轴的强度：由于此轴的危险截面就在轴的最小尺寸处，而且此轴主要受扭矩，不受弯矩，因而可按轴的扭转强度条件校核。式中:扭转切应力，MPa； T轴所受的扭矩，Nmm； W轴的抗扭界面系数，mm; n轴的转速, ; P轴传递的功率，KW； d 计算截面处轴的直径，mm； 许用扭转切应力，MPa。 由于轴所受的载荷为重载荷，且局部要求高硬度的工作条件，所以选用轴的材料为40Cr。 查机械设计手册得，轴的需用扭转切应力=50MPa,上式经过变换得轴的最小直径将数据代入上式得 本设计采用的是伺服电机，P 选用最大功率，n为最大转速

39、。因为20，所以满足条件，即轴的强度校核安全。 由于止推轴承所受的轴向力为 此处 d= 代入数据得查机械设计手册得，选用51314号推力球轴承轴承的参数为： 内径 d=70 mm, 外径 D=125 mm, 基本额定动载荷 C=148 KN4.1.3 主轴材料与热处理主轴材料的选择主要根据刚度、载荷特点、耐磨性和热处理变形大小等因素确定。材料刚性可通过弹性模量E反映，对于高静水压磨削装备磨头，由于采用直推轴承和滑动轴承相结合，为了减少磨损，轴颈必须有很高的硬度。对于重负荷，局部要求高硬度的工作条件，常用材料为20Cr，40Cr，故选用的材料为40Cr，经渗碳、淬火回火或调频淬火处理，硬度一般在

40、HRC50以上；采用氮化处理，硬度一般要达到HVll0盼1200。4.1.4 技术要求主轴的精度直接影响到主轴组件的旋转精度。主轴和轴承相连接处的表面几何形状误差和光洁度关系到接触刚性，零件接触表面形越准确、光洁度越高，则受力后接触变形越小，亦即接触刚性越高。对主轴设计必须提出一定的技术要求。支承轴颈是主轴的工作基面、工艺基面和测量基面。主轴工作时，以轴颈作为工作基面进行旋转运动；加工主轴时，为了保证锥孔和轴颈中心同心，一般都以轴颈作为工艺基面来最后精磨锥孔；在检查主轴精度时，以轴颈作为测量基面来检验各部分的同心度和垂直度。轴颈及其定位轴肩的技术要求，就满足主轴的旋转精度要求，在动静压工作台中

41、，由滑动轴承的技术要求来确定，一般支承轴径部分的尺寸精度为1级，轴颈的几何形状允差(椭圆度、锥度等)通常应小于轴颈直径的14-12。4.2轴承的设计4.2.1 止推轴承的设计由上可知，轴承所受的轴向力 =125.6 KN，查机械设计手册可得，应选择51314号推力球轴承。轴承的参数为： 内径 d=70 mm, 外径 D=125 mm, 基本额定动载荷 C=148 KN. 轴承的寿命上式中 为指数，对于球轴承，=3.把数据代入上式得 =28.1 h.4.2.2 球轴承的设计由上可知由上几式得 轴承径向力 =14.49 KN查机械设计手册得，选用N204E号圆柱滚子轴承轴承的参数为： 内径 d=2

42、0 mm, 外径 D=47 mm, 基本额定动载荷 C=25.8 KN. 轴承的寿命上式中 为指数，对于球轴承，=.把数据代入上式得 =117.6 h.第五章 滚珠丝杆的设计滚珠丝杆传动系统是一个以滚珠作为媒介的滚动螺旋传动的体系，以传动形式分为俩种：一种是将回转运动转化成直线运动，另外一种是将直线运动转化成回转运动。滚珠丝杆的特点是传动效率高，运动平稳性好，高精度，高耐用性，同步性好，高可靠性，无间隙与高刚性。本次设计要求是Z方向的精度很高，滚珠丝杆系统运动中温性较小，并可预紧消除轴向间隙和对丝杆进行预拉伸以补偿热拉伸长，因此可以获得较高的定位精度和重复定位精度。且滚珠丝杆运动系统为点接触滚

43、动运动，工作中摩擦阻力小，灵敏度高、启动时无振动、低速时无爬行现象，可精密的控制微量进给。所以滚珠丝杆运动系统可以满足这次设计的需要。滚珠丝杆主轴的尺寸设计：滚珠丝杆主轴主要是承担工作台竖直方向的压力，也即是丝杆的轴向力，根据轴向力初步选取丝杆的直径 轴向压力，主要是工作台的重量L丝杆的导程 设计L为5mm考虑到本次设计高静水压装备要求，又箱体大小的要求，选取d为40mm.图5-1 滚珠丝杆主轴的简图第六章 伺服电机的选择伺服电机（servo motor ）是指在伺服系统中控制机械元件运转的发动机，是一种补助马达间接变速装置。伺服电机可使控制速度，位置精度非常准确，可以将电压信号转化为转矩和转速以驱动控制对象。伺服电机转子转速受输入信号控制，并能快速反应，在自动控制系统中，用作执行元件，且具有机电时间常数小、线性度高、始动电压等特性，可把所收到的电信号转换成电动机轴上的角位移或角速度输出。分为直流和交流伺服电动机两大类，其主要特