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1308 机床 夹具 柔性 技术研究 设计

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1308-机床夹具柔性化技术研究及设计,1308,机床,夹具,柔性,技术研究,设计

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新技术开发一种新型的钢球增力液压夹具苏东宁,钟康民(济南大学,山东 济南250000)摘要:介绍了一种新型的钢球增力液(气)夹具,推出了其理论增力系数和实际增力系数的计算公式,并对它与其他两种钢球增力液压夹具的性能进行了比较。关键词:对称;钢球增力机构;无杆液压缸;增力系数;夹具;压力角;摩擦损失中图分类号:TH13715 文献标识码:B 文章编号:1006 - 0316(2003)04 - 0066 - 03A new kind of hydraulic fixture combined with steelball amplifierSU Dong2ning , ZHONG Kang2min(Dept1of Mechanical Engineering of Jinan University , Jinan 250002 , China)Abstract :This paper introduces a new kind of hydraulic fixture combined with steel2ball amplifier , gives the formulas of ideal forceincreasing ratio and actual force increasing ratio1The comparison in performance characteristics with other two kinds of hydraulic fix2tures combined with steel2ball amplifier was also shown1Key words :steel2ball amplifier ;rodless hydraulic cylinder ;force increasing ratio ;fixture ,symmetry;pressure angle;friction loss1收稿日期:2003 - 01 - 13作者简介:苏东宁(1965 - ) ,机械工程硕士,讲师。 机械增力机构与液压夹具相结合,能有效地降低系统的工作压力,延长工作寿命,减小系统的结构尺寸。在各种增力机构中,钢球增力机构具有力传递效率高,结构简单,制造工艺简便的优点。文献1中介绍了两种基于钢球增力机构的液压夹具,但其仅给出了理论增力系数的计算公式,这给实际应用带来不便。本文将简单介绍这两种夹具的工作原理,推出其实际增力系数。同时我们还要介绍一种新型的具有双活塞无杆液压缸的钢球增力液压夹具,给出其理论增力系数和实际增力系数,最后,对这三种增力机构的性能作一下比较。1 钢球增力机构与单活塞无杆液压缸111 工作原理图1、 图2所示分别为文献1所介绍的在液压夹具中与单活塞无杆液压缸组合使用的双钢球和三钢球增力机构,其工作原理为:当换向阀位于左位时,压力油进入液压缸左腔,在压力油的作用下,活塞向右移动,置于活塞中部孔中的钢球随之推动上方的钢球向上运动(图2中将活塞中部铣扁,并加工出一个通孔,工作时中间钢球在下面的钢球作用下推动上方钢球向上运动)。在这个过程中,钢球将输入力进行了放大,并由右上方的钢球将放大后的力Fo传递出去,推动夹具上的元件(未示出)夹紧工件。当换向阀位于右位时,活塞向左移动,右上方钢球下降,夹具将工件松开。需注意的是,图2所示系统中的右上方钢球与右下方钢球的中心线应位于同一垂直线上。图1 双钢球增力机构图2 三钢球增力机构66 机械 2003年第30卷第4期 112 力学计算在忽略了钢球与各接触面间的滚动摩擦的前提下,经建模分析计算,图1所示系统的理论增力系数it与实际增力系数ip的计算公式分别为:it=Fotd24p=1tan(1)ip=Fopd24p=1 - tan(+)tantan(+)+ tan(2)图2所示系统的理论增力系数it与实际增力系数ip的计算公式分别为:it=Fotd24p=12tan(3)ip=Fopd24p=1 - tan(+)tan1 - tan(+)tan2tan(+) 1 +tantan(4)式中: Fot为理论输出力; Fop为实际输出力; d为活塞直径; p为液压缸左腔压力;为理论压力角;为两钢球间的滑动摩擦角;为力输出件(即右上方钢球)与导向孔间的滑动摩擦角;为液压缸与活塞间的滑动摩擦角;为中间钢球与活塞内孔间的滑动摩擦角。2 钢球增力机构与双活塞无杆液压缸在图1、 图2所示两种系统的基础上,我们研究开发出一种新型的钢球增力液压夹具,即图3所示的具有对称结构的三钢球增力机构与双活塞无杆液压缸组合而成的液压夹具。此机构的工作原理同图1、 图2所示系统,区别在于结构:在图2系统的基础上,增添了与其对称布置的另一增力装置。工作时,两边机构同时动作,共同完成将输入力放大并将工件夹紧的功能。图3 液压夹具经分析计算,此系统的任一边增力机构的理论增力系数的计算公式与公式(3)完全相同,即:it=Fotd24p=12tan(5)系统任一边实际增力系数ip的计算公式为:ip=Fopd24p=1 - tan(+)tan2tan(+) 1 + tantan(6)式中符号含义同公式(4)。3 性能比较311 增力效益由公式(1)、 式(3)、 式(5)可看出,在忽略了各接触面的摩擦的条件下,图1所示系统的理论增力系数it是图2、 图3系统的2倍。但在考虑了滑动摩擦后,它们的差别并非如此大。例如,设理论压力角= 8,各滑动摩擦角= 5 时,由公式(2)、 式(4)、 式(6)计算出的实际增力系数ip分别为31076,21063,21106,即图1所示系统的增力效益分别是图2图3所示系统的1149及1146倍。上述讨论可看出,从增力效益看,图1系统最佳,图3所示系统次之,图2系统相对较差。我们再来比较一下式(4)、 式(6) ,会发现:它们的区别在于式(6)中的ip表达式少了一项1 - tan(+)tan ,而这一项恰恰是因为输出件钢球与导向孔间的摩擦影响的结果。而这一结果的原因在于:由于图3系统在结构上的对称性,使得系统的力输出件在水平方向的受力平衡,输出件与导向孔间不存在摩擦2,从而使得图3所示的具有对称结构的三钢球增力机构与双活塞无杆液压缸组合而成的液压夹具的增力效益较图2所示的三钢球增力机构与单活塞无杆液压缸组合而成的液压夹具的要高。这一结论在较大载荷工作情况下尤显其意义。312 输出件的行程经分析计算,当活塞的有效水平位移相同时,图2与图3所示系统力输出件的输出位移相等,是图1所示系统的两倍。即图1所示系统的增力效益虽佳,但它的行程却不如图2与图3所示系统。4 结论上述所介绍的三种钢球增力液压夹具,从增力效益看,图1系统最佳,图3所示系统次之,图2系统相对较差。就行程看,图2及图3(下转第71页)76 机械 2003年第30卷第4期 表1 实验值与理论值比较实验装置号1号2号试验次数 测点载荷 0差值45差值90差值0差值45差值90差值12N- 384066- 4340704N- 76- 38763613266- 89- 467838143736N- 116- 401113519664- 134- 4511638215728N- 154- 381463526670- 178- 44155392877210N- 192- 381823633266- 223- 451954035871差值均值- 381535156615- 45103818721022N- 39103566- 4441744N- 79- 40713613165- 89- 458039147736N- 118- 391083719867- 134- 4511838218718N- 158- 401423426365- 180- 46158402907210N- 198- 401773533168- 230- 431973936373差值均值- 391835156613- 44183910721532N- 4036- 4036- 4442774N- 79- 3971- 79- 3971- 89- 458139148716N- 118- 39107- 118- 39107- 134- 4511938221738N- 157- 39144- 157- 39144- 178- 44159402917010N- 196- 39179- 196- 39179- 223- 451973836574差值均值- 391035186718- 441838187210表2 实验值与理论值比较实验装置号测点应变三次测量应变均值2N下应变理论值104590- 391335156615- 411633146510204590- 441838197211- 421736196714参考文献:1刑世建 1 材料力学实验M.重庆:重庆大学出版社,199812王绍铭,熊莉,等 1 材料力学实验指导 M.北京:中国铁道出版社,200013陈锋,段自力,等 1 材料力学实验 M.武汉:华中理工大学出版社,199914顾立成 1 材料力学实验M.陕西:西安地图出版社,199415刘鸿文 1 材料力学上册M.北京:高等教育出版社,199616郑大素,江允正,杨淳.用优化方法确定直角应变花贴片最佳位置振动J .测试与诊断,1997 ,12(4) :53 - 55.(上接第67页)所示系统的行程是图1所示系统的2倍。若在承受较大工作载荷的场合下使用,可考虑采用图3所示的系统。参考文献:1钟康民,宋强,郭培全.钢球增力式液压夹具.制造技术与机床,1999 ,112 Zhong Kangmin , Guo Peiquan1Orthogonal reinforcement mecha2nism and hydraulic drive1In: Proceedings of tenth world congresson the theory of machines and mechanisms(Vol5)1Oulu , Finland:Oulu University Press , 1999 : 2037 - 2042117 机械 2003年第30卷第4期 三种单边正交增力液压夹具的技术性能的比较苏东宁,钟康民,王 维(济南大学,山东济南250002)摘要:介绍了三种单边单作用的正交增力机构与无杆液(气)缸组成的装置的工作原理,给出了其增力系数的计算公式,并分析比较了他们的力学及技术性能。关键词:液压传动;单边单作用;正交增力机构;增力系数;摩擦损失;自锁;压力角Compariston of the Performance Characteristic of Three Kinds of Hydraulic Jics withSingle Acting - path One - w ay Orthogonal Force AmplifierSU Dong - ning , ZHONG Kang - min , WANG Wei(Dept. of Mechanical Engineering , Jinan University , Shandong 250002 , China)Abstract: Working principle of three kinds of systems , which consist of rodless hydraulic cylinder and single - acting - path one - wayorthogonal force amplifier , was introduced. Their mechanics calculationformulas were given and the comparison of their performance character2istic were shown.Keywords: Hydraulic transmission; Single - acting - path one - way; Orthogonal force amplifier; Force increasing ratio ; Friction loss;Self - lock; Pressure angle ;0 前言现代机械设计中,采用适当的机械增力机构与液压传动技术相结合,可以有效地降低液压系统的工作压力,延长其使用寿命,在某些场合具显著的节能效果。此前,钟康民,郭培全等人对正交增力机构进行了定义和分类1,并探讨了增力机构在液压传动中的应用1。下面,我们介绍三种单边单作用正交增力机构与无杆液(气)缸组成的装置的工作原理,分析它们的力学及技术性能。1 斜楔式单边正交增力机构(1)工作原理图1图1所示为楔式单边正交增力机构与无杆液压缸的组合示意图。此种装置可应用于机床的液(气)夹具中。其工作原理为:当换向阀位于左边时,压力油进入液压缸左腔,活塞在压力油的作用下向右运动,通过活塞与力输出件之间的斜面增力作用,将活塞所受的轴向力放大后,传递到力输出件上,而后力输出件向外输出作用力FO,夹紧工件(图中未示出)。当换向阀位于右边时,压力油进入油缸右腔,推动活塞向左移动,力输出件下降,夹具松开工件。(2)力学分析图1系统,输出件受到来自活塞斜面的作用力,经建立力学模型分析计算,机构的理论增力系 数it及实际增力系数ip可用以下计算公式表示:it=4Fotd2p=1tantip=4Fopd2p=1 - tan(t+)tanvtan(t+) + tan(1)式中Fot 理论输出力(N) ;Fop 实际输出力(N) ;d-活塞直径(m) ;p 液压缸左腔压力(Pa) ;t 理论压力角(rad) ; 活塞上的斜面间的摩擦角,= arctan1(1为活塞上的斜面与力输出件之间的摩擦系数) ; 活塞与液压缸内壁之间的摩擦角,即 =arctan2(2为活塞与液压缸内壁之间的摩擦系数) ;v力输出件与其导向孔间的当量摩擦角,v= arctanv,(v力输出件与其导向孔间的当量摩擦系数,其值由力输出件的受力及约束方式所决定3)。2 斜置铰杆式单边正交增力机构图2所示为斜置铰杆式单边正交增力机构与无杆图2液压缸的组合装置,其工作原理与图1中的斜楔式单边增力机构相同,只不过增力元件由斜块换成了斜置铰杆。通过分析计算,系统的理论增力系数it及实际增力系数iP的计算公式的形式与图1系统的完全一致,只不过在本系统中实际增力系数iP计算公式中的为铰链副的当量摩擦角,= arcsin(3d0L) , (d0为铰接处铰链轴的直径,L为铰杆两端铰链孔的中心距,3为铰链副的摩擦系数2 ,3。3 钢球式单边正交增力机构图3为钢球式增力机构,其工作原理同系统1、103机床与液压2003.No.4 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 图32 ,但增力元件换成了钢球。 该系统作为输出件的钢球与导向孔间为点接触,经分析计算,其理论增力系数it及实际增力系数ip的计算公式为:it=4Fotd2p=1tantip=4Fopd2p=1 - tan(t+)tantan(t+) + tan(2)式中 钢球间的滑动摩擦角; 输出件钢球与导向孔间的摩擦角;= arctan4,(4为输出件钢球与导向孔间的滑动摩擦系数)。比较一下公式(1)与公式(2) ,我们会发现,它们的形式非常相似,只不过公式(1)中的v在公式(2)中以代替。4 技术性能比较以上三种系统在力学性能及技术上有一定的差异,现比较如下:(1)力传递效率通过以上分析可看出,三种系统的工作原理完全相同,在不考虑摩擦的前提下,其理论增力系数相同;考虑摩擦时,由于增力元件及输出件所依附的构件不同,因而导致三者在力学性能上的一些差异:比较一下系统1与系统2的摩擦角及当量摩擦角,可看出,在一般条件下,系统2中的当量摩擦角较系统1中的摩擦角小得多,所以系统2的增力系数比系统1的要大,力传递效率高。再来对比一下系统1与系统3 ,由于一般情况下钢球的硬度较楔块高,表面粗糙度较楔块的低,所以系统3摩擦损失小,增力系数比系统1的要大。故三个系统中,楔式增力机构的力传递效率最低。(2)自锁问题图1所示系统,当t+时,有非常可靠的自锁性能;图2、3所示系统的摩擦损失相对较小,但自锁功能较差。因此,如果以获得较大的增力系数为主要目的,应选择图2及图3系统;如果要求长时间保持作用力,而欲让液压泵卸荷或停止运转以便节能,则应选择系统1。(3)行程问题在三个系统中,当活塞的有效水平位移相同时,且在系统2铰杆式增力机构的连杆长度与系统3双钢球增力机构钢球直径相等的前提下,系统2、3的输出位移相同;但斜楔形增力机构在相同的活塞位移下,其输出位移却要小得多。例如:当初始压 力角0= 45,终止压力角e= 8,铰链机构连杆长度为L时,当活塞水平移动L(sin45- sin8) ,系统2、3的输出位移为L(cos8- cos45) = 0.28L;而系统1的输出位移为L(sin45- sin8)tan8= 0.08L。 所以要使系统1获得与系统2、3相同的输出位移,则需活塞有更大的水平位移,这样会导致活塞缸的轴向尺寸加大。在实际设计中,为避免此缺陷,可采用在不同的行程段,楔块设计成不同的压力角。(4)强度与承载能力图1所示斜楔式增力机构及图2所示斜置铰杆增力机构,是面接触,刚度好,强度高,适于传递较大载荷;图3所示钢球增力机构结构简单紧凑,制造工艺简便;但钢球与其接触的元件之间皆为点接触,故不宜承受过大的负载。参考文献【1】Zhong Kangmin ,Guo Peiquan.Orthogonal reinforcementmechanism and hydraulic drive.In: Proceedings of tenthworld congress on the theory of machines and Mechanisms(Vol5) . Oulu , Finland: Oulu University Press , 1999 , 20372042【2】林文焕,陈本通编著.机床夹具设计.北京国防工业出版社, 1987【3】刘文剑主编.夹具工程手册.哈尔滨:黑龙江科学技术出版社, 1992收稿时间: 2002 - 09 - 11(上接第325页)Based Real - Time Diagnostic System for PLC Controlled Manu2facturing Systems J .Proceedings of the IEEE InternationalConference on Systems , Man and Cybernetics , 1999: 499 - 504【6】Karsten Lemmer , Bernhard Ober ,Eckehard Schnieder.Model - Based Programming and Diagnosis for ProgrammableLogical Controllers J .Proceedings of the IEEE Interna2tional Conference on Systems , Man and Cybernetics , 1995:44744479.【7】Barbara A. Osyk , Ming S. Hung , Gregory R. Vadey. ANeural Network Model for Fault Detection in Conjunction witha Programmable Logic Controller J . Journal of IntelligentManufacturing , 1994. 5 (2) : 6778.【8】Andrea Bernieri , G iovanni Betta , Antonio Pietrosanto , CarloSansone. A Neural Network Approach to Instrument Fault De2tection and Isolation J .IEEE Transactions on Instrumenta2tion and Measurement , 1995. 44 (3) : 747750.【9】G iovanni Betta , Consolatina Liguori , Antonio Pietrosanto.An Advanced Neural - Network - Based Instrument Fault De2tection and Isolation Scheme J .IEEE Transactions on In2strumentation and Measurement , 1998.47 (2) : 507512.作者简介:刘 策(1973 - ) ,男,河北邢台人,助教,江苏大学在读硕士研究生。收稿时间: 2002 - 08 - 12203机床与液压2003.No.4 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 第15卷第3期辽 宁 工 学 院 学 报Vol . 15No. 31 9 9 5年9月JOURNAL OF L I AON I N G I N ST ITU TE OF TECHNOLOGYSep.1 9 9 5双四连杆机构增力的气动夹具设计王祥林(辽宁工学院)摘要介绍了一种采用四连杆机构增力的气动夹具装置,并详细地分析了增力机构的受力特点。结果表明:这种双四连杆夹紧机构对于夹紧部位空间较小而又需要较大夹紧力的情况特别适用,其压板夹紧力是气缸夹紧力的几十倍。关键词气动夹具;四连杆机构;夹紧机构分类号TG756在双面四轴铣床上,加工如图1所示工件中的A、B平面。由于A、B面本身面积较大,图1加工的工件图加工时的切削力也较大,而两平面之间只有100mm的厚度。因此,为了两面同时铣削,必须保证可靠的夹紧,这是铣削时的关键问题。笔者在设计夹具时,采用了一种结构简单,夹压力很大,用四连杆机构增力的气动夹具。 经过生产实践证明,这种夹具工作可靠,工件的加工质量也符合要求。1夹具的结构设计工件以C、D面上的毛坯孔定位,从C面夹紧。 夹具结构如图2.图2中1为气缸的活塞杆, 2为双四连杆增力机构,通过压板3将工件4压紧在支承块5上。夹具在夹紧部位的厚度为80mm ,因此它可以跟随工件通过铣刀。图3所示为对增力机构作用力的分析。 略去摩擦与冲击力的影响时(实际上冲击和摩擦的影响可以部分相互抵消),根据汇交力系平衡理论可求得压板夹紧力Q_与气缸夹紧力FA_的关系如下:Q=F+F= 2F(因为F=F)因为F=FBcos2+FCcos;FCsin=FBsin2;FC=FBsin2sin本稿1995年1月10日收到。王祥林:男, 1939年生,高级工程师。锦州市古塔区士英街169号,辽宁工学院院长办公室,邮编121001.图2 夹具结构图3 增力机构的力分析图所以F=FB(cos2+ sin2ctg)又因为FBcos2+Fcos2=FA;FB=FB;FB=FA2cos2所以F=12FAcos2+ sin2ctgcos2=12FA(1 + tg2ctg)721995年(总第51期)王祥林:双四连杆机构增力的气动夹具设计Q= 2F=FA(1 + tg2ctg)在夹紧过程中,当气缸活塞直径一定,工作气压也一定,那么FA也是个定值,若夹紧后= 150;= 11,则Q=FA(1 + tg75ctg11)20FA2增力机构特点这种双四连杆夹紧机构与常用的杠杆夹紧机构、 楔面夹紧机构、 螺旋夹紧机构和偏心夹紧机构相比较,其特点是:(1)因为Q_是随 与 角变化的,所以增力倍数较高,可达几十倍。这就可以采用直径较小的气缸或较少的夹紧机构,因而对于夹紧部位空间较小而又需要较大夹紧力的情况特别适用。(2)在活塞行程和增力倍数都相同的条件下,该机构压力点运动轨迹的垂直距离较大。如图4所示:当活塞行程为50mm时,压力点垂直距离h近11mm。二者之比并不与Q和图4FA之比互成反比,这是因为Q在整个活塞行程中是一个变量的缘故。设活塞行程为S,Q压力点垂直移动距离为h,则dsdh=QFA;01FAds=21Qdh;FAS=21Q(h)dh其中Q=Q(h)是h的函数,随h的增大而增大。 只有h增加到压紧工件时,Q才是我们所需要的设计值。而在其它时间,Q都小于设计值,较小的Q值意味着相应的dh较大。(3)结构简单。(4)最后合成的总压力Q_矢量与气缸中心线相重合,这在很多情况下给夹具设计带来了方便。3结论(1)该机构夹紧力Q_与 、 角密切相关,而 、 角的数值又与各杆件的长度、 固定铰支座的位置以及它和压板承压平面的距离有关。因此,设计时应对上述因素控制稍严些。(2)由于横梁的弹性变形和各铰链运动副的间隙的影响,实际的 角要比设计值稍大,角要比设计值稍小。这是在设计时应考虑到的。82辽 宁 工 学 院 学 报第15卷第3期(3)C、C 杆与压板平面的接触圆弧部位应淬火和磨光,使之达到HRC5055,光洁度0. 8,圆弧半径应予以控制。压板与该圆弧接触的部位应镶上经淬火和磨光的垫块。(4)该机构的增力倍数可以在很大的范围内任意选择。当选用大的增力倍数时,夹压点和工件支承块应当配置合理。A Design of Pneumatic Clamp Reinforced byTwin-Four- L inkM echan ismW ang X iang linKey words: pneumatic clamp; four- link mechanism; clamping mechanismABSTRACTThe auther introduces a pneumatic clamping device which is reinforced by a four-linkmechanism , and analyses the forced feature of the reinforcing mechanism in details.Theresult show s that the tw in- four- link mechanism clamping system can get less space atthe clamping position while the clamping force ismuch larger, say , The clamping force ofthe clamping plates is general decades higher than that of the cylinder.(R eceived on J an.10, 1995)(上接第25页)UltrathinSwitching M odePowerSupplyUsed Single-chipM icrocomputerZhu Guix ia;L iang B o;Chen YongzhenKey words: sw itching mode power supply; ultrathin; power supply featureABSTRACTThe paper proposes a sw itching mode power supply w ith ultrathin and high performanceused single2chip m irocomputer, which is convenient for users to carry w ith. A detail dis2cussion of its opration principle and its circuit diagram are given and two ways of reducingnoise indicated. Besides, the price for this mode voltage stabilizer is only two2thirds ofthat for sim ilar ones in the market.(R eceived on J ul.11, 1994)921995年(总第51期)王祥林:双四连杆机构增力的气动夹具设计 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 圆柱 钢球增力机构在液压夹具中的应用孙宾1 钟康民21.济南大学 机械工程学院,山东 济南 250022 ; 2.苏州大学 机电工程学院,江苏 苏州 215021摘要:介绍了大半圆孔约束圆柱-钢球增力机构与无杆液压缸组成的液压夹具系统,给出了其输出力和增力系数的计算公式;并与双钢球增力机构与无杆液压缸组成的液压夹具系统进行了比较。关键词:无杆液压缸;增力机构;夹具中图分类号:TH13719 文献标识码:B 文章编号:1001 - 2265(2003)09 - 0036 - 02The application of cylinder - ball force amplifier in hydraulic fixtureSUN BinZHONG KangminAbstract :Hydraulic fixture system consisting of force amplifier with cylinder - ball limited within over - half cylindrical hole androdless hydraulic cylinder was introduced. Calculating formula for output force and force gain coefficient were given. It was com2pared with that system consisting of double - ball amplifier and rodless hydraulic cylinder.Key words :rodless hydraulic cylinder ;force amplifier ;fixture1 引言在夹具设计中,机械的增力结构与液压传动技术的相结合,可有效地降低液压系统的工作压力,延长其使用寿命。但是,将常见的杠杆增力机构、 铰杆增力机构和斜楔增力机构用于液压夹具时,往往造成夹具结构不紧凑,或摩擦损失较大。我们一直致力研究新颖结构,在原有的钢球液压增力式夹具基础上,进一步结构优化出大半圆孔约束圆柱 钢球增力液压夹具,使其更具优越性。2 圆柱 钢球增力液压夹具2. 1 工作原理图1所示为大半圆孔约束圆柱 钢球增力机构与无杆液压缸组成的液压夹具,其工作原理:活塞中部铣扁,并在铣平的平面上加工一个圆孔,在沿垂直于孔的轴线方向上铣去孔的3/ 8 ,然后,在大半圆孔内放置一个圆柱。当换向阀在图示位置时,压力油通往液压缸的左腔,活塞向右运动,圆柱推动其右上方的钢球向上运动;其右上方的钢球以输出力推动夹具上的夹紧元件来对工件进行夹紧。当换向阀切换至右位工作时,活塞向左运图1 圆柱-钢球增力机构11 力作用线21 缸体31 活塞41 圆柱51 钢球图2 双钢球增力机构11 力作用线21 缸体31 活塞41 嵌钢球51 钢球(下转第39页)动,使工件松开。2. 2 力学计算经建立力学模型如图所示,进行 分 析 后 可知,如果忽略力传递过程中的摩擦损失,系统的理论输出力Ft(单位N)、 理论增力系数it的计算公式为Ft=d2p/tgt(1)it=Ft/ (d2p/4)= 1/tgt(2)式中d 活塞直径,mmp 液压缸左腔压力,MPat 理论压力角,rad或()系统实际输出力Fp(单位N)及实际增力系数ip,可由下面的近似公式求得。Fd2p/4tgt+ tg(3)ipFpd2p/4=1tgt+ tg(4)式中 为活塞与液压缸内壁之间的摩擦角,单位为rad或() ,即= arctg(为活塞与液压缸内壁之间的摩擦系数)。3 与双钢球增力机构的比较图1和图2所示两种增力机构的技术性能比较如下: 大半圆孔约束圆柱-钢球增力机构具有结构更紧凑,结构刚性更优越; 运动的稳定性上可以看出,显然图1的运动的稳定性优于图2,图1中大半圆柱的运动只有沿中心线的直线运动,而图2中活塞内的钢球运动为复合运动。 图1中零件的结构工艺性优于图2中零件的结构工艺性,大半圆孔及活塞结构的加工更容易实现。63组合机床与自动化加工技术当L 0时,需要优化确定冲压方向。3 冲压方向优化的算法3.1 转角的多目标优化模型假设Z轴负向为冲压方向,零件只绕X轴和Y轴旋转。在优化冲压方向时,首先沿着X轴按一定步距截取若干个平行于Y-Z平面的截面,对于每个截面进行分析,确定设计变量角的可行域。求所有截面可行域的交集,得到X方向上设计变量的公共可行域。在公共可行域内,对每一个截面的