三爪卡盘增力机构夹具设计毕业设计

三爪卡盘增力机构夹具设计

第3章 主要参数确定与结构计算

以下以在KZ320型卡盘基础上增设一个螺旋摆动式液压机构为例进行分析。

3.1 液压腔的结构设计

根据其具体的安装条件和强度刚度要求，拟对其尺寸初步取： 外壁厚： n1=14mm 内壁厚： n2=7mm 油腔宽： a=40mm 空隙宽： x=1mm 故液压腔的面积：

S1=a(D/2-d/2-L1-L2-x-n1-n2) =1120mm2 （3.1） 其中：卡盘体大径D=320mm 小径d=100mm

卡盘体外壁厚L1=30mm 卡盘体内壁厚L2=20mm

3.2 转子叶片数的设计

摆动缸中转子叶片的作用是得到尽可能大的扭矩,其输出扭矩的表达式为：

M=Zb(D12-d12)Pym (N.m) （3.2）

其中 Z：叶片数 b：轴间宽度 D1：油腔大径 d1：油腔小径 P：进油口压力(Pa) Ym：机械效率 D1=D-2L1-2X1-2n1=230mm d1=d+2L1+2L2=200mm

在b、D1、d1、P及Ym等一定的情况下，理论上叶片数越大，得到的输出扭矩也越大。 在此次设计中，摆动液压缸是利用液体压强向各个方向等压强传递的原理，来实现轴向运动向旋转运动的转换。由于已知结构特定，故在本方案中其输出扭矩并不随叶片数的增大而增大，在外力一定的情况下，M只与油腔轴向面积成正比。叶片数Z只影响压力油压强，但最终扭矩不变。故为了便于制造、安装和密封，取 Z=3.

3.3 摆动角的设计

由经验可知，在通常情况下，工件被夹紧时其变形B≤1mm,取每次夹紧行程中卡爪进给0.02mm,故可得摆动角θ=360o∕t·f=0.6o

其中 平面螺旋机构的升程t=12 卡爪每次进给量f=0.02

3.4 定子圆柱活塞杠面积的设计

由结构可知，叶片输出扭矩M=P?S1?r?Z1?Ym （3.3） 其中 P：进油口压强 S：叶片面积 Z：叶片数 r：叶片面积的几何中心到轴心线的距离 Ym：机械效率 油液压强 P=F2/S2（3.4） 其中 F2=F/Z （3.5）

每个叶片受力 F1=PS1 （3.6） F1/F2=S1/S2=σ1 （3.7）

其中σ1为增力比,为一常数,故S2=S1/σ1 （3.8）

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第4章. 凹槽轮廓线的设计 由设计方案可知,凹槽轮廓线分两个功能部分,它们是增力夹紧部分和圆柱活塞杠位置复原部分。活塞杠与叶片组成增力系统,又与弹簧配合,组成离合销系统。为了使两个系统的工作顺利衔接,特设计过渡斜面系统.设计的凹槽形状如图3所示。 图3 凹槽展开图 如图所示, θ1角斜面为槽面的第一部分,α角斜面为槽面第二部分增力部分, θ2角为第三部分过渡部分，下面分别确定个参数。 4.1确定轮廓面段数 因采用三个圆柱活塞杠,故同样形状的轮廓面段数N=3n(n=1、2、3??) 考虑到结构的具体需要,取 n=2, 则N=6,卡爪在一周内将进给 f=6×f10.30，故缩短了夹紧时间,提高了效率. 4.2 活塞杠的升程

活塞杠的升程 H= H1+ H2 分别确定H1、 H2

再根据 H=σ?m （4.1） 其中 σ：增力比 m：卷子叶片的平均移动距离

m=θ0/π?r=θ0/π? （D1+d2/2）191/2×2π/200=3mm

根据安装的需要，活塞杠轴线与卡盘体轴线R=（191-6）/2==92mm 得轮廓线参数L=2πr /6=90.3mm

则H=m·σ1=12mm, 故S2=S1/σ1,=1350/15=270mm. r2=σ1S2/π=9.0mm 凹槽轮廓线的增力部分增力比最大为σ3=J/L 对活塞杠进行受力分析,如图4所示

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三爪卡盘增力机构夹具设计 图4 活塞杠受力图 θ=Nsinα+Fcosα （4.2） J=Ncosα (4.3) F=Nf (4.4) 其中f为摩擦系数,可取f=0.18,则：σ3=T/Q=1/tgα+ f 若α取极大值,则 tgα≤H/L-2r1=15/96.3-18=0.20 故可得：σ3min=1/0.20+0.18=1/0.36=2.6 σ1σ3=4×2.5=10.4

由于新增机构增力比为σ1σ3,且其他机构不变,故σ1σ3就是最终的增力比.设计目标为增力比σ0=10,故σ1σ3=10.4相差不大,符合要求，故取σ1=4,H=mσ1=12mm可设H1=4mm,H2=8mm。

4.3参数θ1的设计

当活塞杠处于与凹槽配合状态，与大锥齿轮还没有相对滑动时，其受力如图5所示，

TF1RF2164QθN 图5 活塞杠—凹槽受力图 取临界状态分析，则根据平衡条件可得： Fcosθ+Nsinθ+R2=R 水平力平衡 (4.4) F1+F2+Fsinθ+T=Nsinθ 竖直力平衡 (4.5) Fcosθ+Nsinθ=Q (4.6) F=Rf (4.7)

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T=PS2+T0 (4.8)

T：圆锥螺旋弹簧弹力 F1、F2为密封圈处摩擦力 R1、R2为密封圈处空壁对活塞杠作用力 f：摩擦系数取f=0.15，f1=f2=0.3

已知H1=4,力N的作用点在h=H1/2=2处,为方便计算和实际需要,初取θ=45 由以上各式可得:

(3.83sinθ-0.85cosθ)T/(0.1cosθ+sinθ)=2R1

(1.83sinθ-1.15cosθ)Q/(0.15cosθ+sinθ)=2R2 由于T≥0，θ≤52°38′； 由于R2≥0，θ≤32°9′ 取θ=32°9′，则T=0.86Q，R2=0 取θ=52°38′，则T=0.故可得： 随着θ的增大,T急剧减少,且T随活塞杠升程增大而增大,其与弹簧弹力及液体压强有关,若弹簧确定,则临界T确定,即能求得螺旋盘从空行程转入到夹紧行程的最小动力，故θ=45符合要求,此时R1=1.3Q，R2=0.3Q，T=0.26Q。 4.4参数β的设计 图6 凹槽中心剖面图 槽面形状如图6所示,基于工作要求,取C1=3mm,C2由前述条件得: C2=H2tgβ=H2sin45°=8mm (4.9) 则tgβ=H2/(L-Φ-C1-C2)=8/(96.3-20-3-8)=0.123 ，得：β=7°

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