三爪卡盘螺旋摆动式液压缸增力机构的设计

其中：卡盘体大径Ｄ＝３２０ｍｍ；小径ｄ＝１００ｍｍ；卡盘体
外壁厚Ｌ１＝２５ｍｍ；卡盘体内壁厚Ｌ２＝１５ｍｍ。
２．１．２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＝历（Ｄ】２一ｄ１２）Ｐｋ（Ｎ．ｍ）
（２）
其中：Ｚ一叶片数；６一轴间宽度；
Ｄ１一油腔大径；
ｄ１一油腔小径；
１结构及原理
本设计是在三爪卡盘的结构基础上增设一个液压机构 来实现夹紧省力的，设计方案如图．１所示，主要是在原有结 构的基础上增加了一个螺旋盘，一个摆动油缸及柱塞等。大 锥齿轮背面加工出凹槽，圆柱活塞一端与槽配合，另一端装 在液压缸定子叶片的孔中，端部装有弹簧，柱塞在弹簧作用 下，一端始终与凹槽接触。
２００１．
贝０ ｔｇ卢＝Ｈ２／（Ｌ一西一Ｃ１一Ｃ２）＝８／（９６．３—２０一３ ４濮良贵，纪名刚．机械设计．北京：高等教育出版社，１９９６．
一８）
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工作时利用转动杆转动小锥齿轮２带动大锥齿轮３，当 卡爪７未接触工件时，圆锥螺旋弹簧５所受载荷较小，圆柱 活塞４与大锥齿轮３无相对运动，缸体６随之一起转动，卡 爪７径向移动，接近工件，此为空行程。当卡爪７接触工件 后，所受阻力激增，进给激减，继续转动手柄，活塞４受力增 大，当其达到一定程度时，圆锥螺旋弹簧５被压缩，活塞４与 大锥齿轮３产生相对运动，活塞４向定子孔中运动，液压油 １２被压缩。液体推动转子叶片ｌＯ旋转，卡爪７径向微迸给， 此为夹紧行程。当大锥齿轮３继续旋转至某一角度，活塞４ 将复位，继续转动，将重复上一次的运动直到把工件完全夹紧。
（７）
其中盯１为增力比，为一常数，故Ｓ２＝Ｓ１／盯１
（８）
２．２凹槽轮廓线的设计
根据设计方案可知，凹槽轮廓线分两个功能部分，即增
力夹紧部分和圆柱活塞杆位置复原部分。活塞杆与叶片组
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２所示。
√｜ ∞——ｒ——
２．１．４定子圆柱活塞杆面积的设计
由结构可知，叶片输出扭矩Ｍ＝Ｐ·．ｓ。·ｒ·Ｚ１·ｋ（３）
其中：Ｐ——进油口压强；
卜叶片数； Ｓ——叶片面积；
ｒ——叶片面积的几何中心到轴心线的距离； ｌ么——机械效率。
油液压强：户＝Ｆ２／Ｓ２
（４）
其中：Ｆ２＝Ｆ／Ｚ
（５）
每个叶片受力：Ｆ，＝ＰＳｌ
（６）
Ｆ１／Ｆ２＝Ｓ１／Ｓ２＝盯１
盯１盯３＝４×２．６＝１０．４
由于新增机构增
力比为盯１盯３，且其他 机构不变，故盯１∥３就 是最终的增力比。设 计目标为增力比口。＝ １０，故玎１盯３＝ｌｏ．４相 差不大，符合要求，与 取盯１＝４，Ｈ＝ｍ盯１＝ １２ｍｍ可设Ｈ１＝ ４ｍｍ，Ｈ２＝８ｍｍ。 ２．２．３参数岛的设计
当活塞杆处于与
图４活塞杠一凹槽受力图
４ｂ）所示。形成Ｈ氏共
轭面的一般方法的图例表明，这种方法包括形成相互包络的 共轭面，其中包括渐开线齿面。
假定系统Ｍ和Ｍ７的旋转轴线是彼此平行布置，并以角 速度。１和ｕ２旋转，在垂直于０１汤和０２２２的平面内啮合 点之运动轨迹，应为直线。为了得到斜齿轮共轭渐开线齿面 啮合，必须采用啮合的偏移特性（平面和空间），采用第二个 啮合线与相对旋转瞬时轴线重合，并规定第二啮合线接触点 Ｋ运动速度不变，在初始圆柱旋转坐标系统中，得到之接触 线，应用在啮合平面中，就形成为渐开线廓形，而以空间（在 初始圆柱上）上的接触线作为基准，得到共轭渐开面，该面满 足了相互包络思想，能够作渐开线斜齿轮工作面，然而，它即 是按Ｈ氏方法建立的。
２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。
２．１液压缸的设计 ２．１．１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：
外壁厚竹１＝１６ｍｍ
内壁厚
，ｚ２＝８ｍｍ
油腔宽口＝３０ｍｍ
空隙宽
ｚ＝１ｍｍ
故液压腔的面积：
Ｓ１＝口（Ｄ／２一ｄ／２一Ｌ１一Ｌ２一ｚ一刀１一理２）＝１３５０ｍｍ２（１）
滚动体的径向轴承，对高频旋转特别重要。工程中提出了类
似的旋转体在承受大 的载荷时，应有较小摩
擦损失。应用于极限啮ａ）Ｈ。 合情况，如高承载能力 混合齿式摩擦传动，比
缨ｋ 么盆红
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类似用途的齿轮传动具
有快速、低噪声、结构紧 凑等诸多优越性。
作为Ｈ氏啮合理ｂ）Ｈｎ 论的应用，可建立渐开
么场 么 琴。 邈 箱瑟 甚ｌ
争 气》 髦ｄ
线啮合的“边缘”传动，
不仅排除有死区的趋ａ）一基本方案ｂ）一变形； 总一初 势，而且齿的强度特性始线；永，ｉ一廓形曲率半径；砾＾ｊ一
可在广宽范围内变化，所切齿齿顶高和齿根高；齿距ｆ＿２ ｍ。“，
类似于双啮合线，其满ｍ”一法向模数
足传动原始廓形，如图
图４双线啮合传动的原始廓形
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图２凹槽展开图 如图所示，口ｌ角斜面为槽面的第一部分，ａ角斜面为槽 面第二部分增力部分，护２角为第三部分过渡部分，下面分别
万方数据
确定各参数。 ２．２．１确定轮廓面段数
因采用三个圆柱活塞杆，故同样形状的轮廓面段数 Ｎ＝３咒（行＝１、２、３……）考虑到结构的具体需要，取咒＝２，
力，故口＝４５。符合要求，此时Ｒ１＝１．３Ｑ，Ｒ２＝ｏ．３Ｑ，丁＝ ０．２６Ｑ。
参考文献
２．２．４参数口的设计
槽面形状如图５所示，基于工作要求，取Ｃ１＝３ｍｍ，Ｃ２
由前述条件得：
ｃ２＝Ｈ２ｔ酗＝Ｈ２ｓｉｎ４５。＝８ｍｍ
（１８）
１符炜，聂松辉等．机构设计学．长沙：湖南大学出版社，２００１ ２王广环．液压技术应用．哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，２００１． ３钟志华，周彦伟．现代设计方法．武汉：武汉理工大学出版社，
·２５·
三爪卡盘螺旋摆动式液压缸增力机构的设计
湖南湘潭高级技工学校（４１１１００） 周青山
Ｄｅｓｉｇｎ ｏｆ Ｐｏｗｅｒ Ｉｎｃｒｅａｓｅｍｅｎｔ Ｗｉｔｈ Ｓｐｉｒａｌ Ｓｗｉｎｇ Ｈｙｄｒａｎｌｉｃ Ｐｒｅｓｓｕｒｅ Ｊａｒ Ｆｏｒ ３一Ｃｌａｗ ＣＩｉｐ Ｄｉｓｈ Ｚｈｏｕ Ｑｉ喈ｓｈ锄
ＡｂＳｔｒａｃｔ：Ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒ ｉｍｒｏｄｕｃｅＳ ａ∞ｎｆｉｇｕｒａｔｉｏｎ ｏｆ ａｋｉｎｄ ｏｆ ｐｏｗｅｒ ｉｎｃｒｅａｓｅｍｅｎｔ ｏｆ ｓｐｉｒａｌ ｓｗｉｎｇ ｈｙｄｒａｎｌｉｃ ｐｒｅ鹊ｕｒｅ ｊａｒ ｆｏｒ ３一ｄａｗ
（上接第１４页）不同种类传动的特殊工况条件，成批生产管
型传动机，传递功率达１０ｋｗ，啮合圆周速度达１１０ｍ／ｓ，超出
额定寿命２倍。特殊用途的半人字齿的相对偏移实质上可
降低快速行程的有效振动，Байду номын сангаас无端盖的情况下，采用修正齿
轮几何轴线位置设计，补偿了热变形和弹性变形。
以Ｈ氏啮合理论为基础，曾建立具有无分离环圆弧螺旋
凹槽配合状态，与大
锥齿轮还没有相对滑动时，其受力如图４所示，取临界状态
分析，则根据平衡条件可得：
Ｆｃｏｓ口＋Ｎｓｉｎ口＋Ｒ２＝尺水平力平衡
（１３）
Ｆｌ十Ｒ＋Ｆｓｉｎ口＋丁＝Ⅳｓｉｎ护竖直力平衡
（１４）
Ｆｃｏｓ口＋Ｎｓｉｎ臼＝Ｑ
（１５）
■圜圃匐圈
·２７．
Ｆ＝尺厂
（１６）
丁＝ＰＳ２＋孔
（１７）
丁一圆锥螺旋弹簧弹力；
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． ２．１．３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ｏ．０５南ｍ，故可得摆动 角秽＝３６０。／￡·厂＝１．５。。
其中：平面螺旋机构的升程￡＝１２； 卡爪每次进给量．厂＝ｏ．０５。
作者简介：周青山，男（１９６２一），讲师，从事机电方面的教学工作。 收稿日期：２００３—９—１５
万方数据
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１．卡盘体端盖２．小锥齿轮３．大锥齿轮４，圆柱活塞５．圆锥螺旋弹簧 ６．液压缸体７．卡爪８．定子叶片９．换油机构１０．转子叶片 １１．缸体端盖１２．液压抽１３．卡盘体 图１卡盘结构方案简图
ｄｉｐ ｄｊｓｈ ｉｎ ｍａｃｈｉｎｅ ｔ００ｌｓ，ｗｉｔｈ ｔｈｒｏｕｇｈ ａｄｄ ａ ｓｗｉｎｇ ｈｙｄｒａｍｉｃ ｖａｔ ａｎｄ ｐｌａｎｅ ｈｅｌｉｘ ｍｅｃｈａｎｉ锄 ．Ａｎｄ ｉｔ ｎａｍｔｅｓ ｍａｉｎ ｄｅｓｉｇｎ ａｐｐｒｏａｃｈｅｓ ａ１１ｄ ｔｈｅ∞ｎｆｉｍａｔｉｏｎ ｔｏ ｐａｒ锄ｅｔｅｒ．
图５凹槽中心剖面图 ＝０．１２３，得：口＝７。。
３结论 本文针对利用摆动式液压缸和平面螺旋机构的三爪卡
盘夹紧装置的增压特点进行了合理的理论分析，并对摆动式 液压缸和平面螺旋机构的各项参数与各部分的结构进行了 细致的计算。通过对夹紧力的验算，增力比可达１１，工作稳 定可靠，同时又利用了企业现有资源，达到了企业省钱，工人 省力的目的，适用于各类机械加工厂对老产品的改造和新产 品的开发研究。
欲建立Ｈ氏啮合的圆弧螺旋凸凹共轭齿面的方法是不 可能的，因齿工作段范围内在空间相交，故而，不可能互相包 络。
Ｋｅｙ ｗｏｒ凼：３一ｃｌａｗ ｃｌｉｐ ｄｉｓｈ；Ｓｔａｔｉｃ ｈｙｄｒａｎｌｉｃ ｐｏｗｅｒ ｉｎｃｒｅａｓｅｍｅｎｔ，；Ｓｐｉｒａｌ ｓｗｉｒｌｇ ｈｙｄｒａ“ｃ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｊａｕｒ；ｄｅｓｉｇｎ；ｃｏｎｆｉ姗ａｔｉｏｎ．
｜
传统的机床如车床、铣床上三爪卡盘的工作一般依靠工 人用手工进行夹紧，这不但增加了工人的劳动强度，而且所 需夹紧力非常大，还常常有夹不紧的情况，阻碍了生产率的 提高。通过在三爪卡盘加装摆动式液压缸和平面螺旋机构 构成螺旋摆动式液压缸增力机构，可实现与原有卡盘体的较 好结合，并使外加压力能转换成圆周运动，且其结构简单，工 作可靠，能达到较高的增力比，具有良好的经济性和可行性。