第二章 工件的夹紧课件.pptVIP

第二章 工件中的夹紧 第二节、夹紧力的确定 正确确定夹紧力，主要是正确确定夹紧力的方向，作用点和大小。 (一)夹紧力方向的确定 1、 应垂直于工件上的主要 的 定位基面。如图1-53所示， 2、如需向多个夹紧点，施加夹紧力时，应采用一定的装置，使一力多用。如图1 -54所示， 但主要的夹紧力应朝向主要的定位基面。 2、应 落在工件刚性较好的方向和部位。如图 1-57所示。 3、应靠近工件的加工表面。 如图 1-58所示。 (三) 夹紧力大小的确定 加工过程中，工件受到切削力，离心力，传动力和重力的影响。理论上，夹紧力应于上述力(距)的作用平衡。实际上，夹紧力的大小还与工艺系统刚度，夹紧机构的传递效率有关。而且，切削力的大小在加工过程中是变化的，因此，夹紧力的计算是一个很复杂的问题，只能进行粗略的估算。如图 1-59所示。 2、 斜楔的夹紧力 如下图1-61所示: FQ┄加在斜楔上的外作用力。 α┄斜楔的升角。 FJ┄斜楔对工件的夹紧力。 Φ1┄斜楔与工件间的摩擦角。 Φ2┄斜楔与夹具体之间的摩擦角。 ? 在外作用力FQ存在时的斜楔受力情况，根据静力平衡条件。F1+FRX=FQ F1=FJtgΦ1 FRX=FJtg(α+Φ2) ? 设Φ1=Φ2=Φ 当α很小时(α≤100)， 可用下式作近似计算: ??3、斜楔自锁条件 如图所示，外作用力FQ去掉以后的斜楔 受力情况。从图中看出，要自锁，必须： F1FRX 因 F1=FJtgΦ1 FRX=FJtg(α-Φ2) 代入上式， FJtgΦ1FJtg(α-Φ2) tgΦ1tg(α-Φ2) 由于Φ1、Φ2、α都很小，tgΦ1≈Φ1，tg(α-Φ2)≈α-Φ2；上式可简化成: Φ1α-Φ2 或 αΦ1+Φ2 为了保证自锁可靠，手动夹紧机构一般取α=60~80。 气动或液动装置驱动的斜楔则不需自锁，可取α=150~300。 4、扩力比与夹紧行程 1) 扩力比 夹紧力FJ与外作用力FQ之比称为斜楔的扩力比i。 如取Φ1=Φ2=60 , α=100代入上式得: i=2.6。可见在FQ不很大的情况下，斜楔的夹紧力是不大的。 2)夹紧行程 h=stgα S┄斜楔在夹紧工件过程中移动的距离。 α =6o, h=stg 6o=0.1S. 由于S受到斜楔长度的限制，一般S较小，h也较小。要想增大夹紧行程h，只能增大斜角α。而α太大，便不能自锁。因此，在要求自锁， 又要求有较大行程时，可采用 双斜面斜楔。一段斜楔α 较大，以增大夹紧行程，另一 段则α较小以实现自锁。 5、能改变外作用力的方向。 (二)螺旋夹紧机构 1. 几种常见的螺旋夹紧机构 由螺钉、螺母、垫圈、压板等元件组成的夹紧机构， 称为螺旋夹紧机构。如图1-62所示： ??F2=FJtgΦ2 FRX= FJtg(α+Φ1) 代入上式整理得: 式中: d0┄螺纹中径； α┄螺纹升角； Φ1┄螺纹处摩擦角； Φ2┄螺杆端部与工件之间的摩擦角； rˊ┄螺杆端部与工件间的当量摩擦半径；如图1-64所示： Φ1---为方牙螺纹副的磨擦角。 对于梯形螺纹副 对于三角形螺纹副 3．螺旋钩形压板所产生的加紧力 如图1-65所示： 式中:H~钩形压板的高度；L~压板轴线至夹紧点的距离； f~摩擦系数，一般取f=0.1-0.15 4、例:夹紧装置，如图1-66所示，若FQ=150N，L=150mm，螺杆为M12×1.75， D=40mm，d1=10mm，l=l1=100mm, α=300，各处摩擦系数f=0.1,试计算夹紧力FJ。 ?解: 式中: FJ1┄斜楔对压板的作用力； P1┄螺旋对斜楔的推力； Φ1,Φ2┄分别为斜楔与夹具体、与压板的摩擦角。 Φ1= Φ2=tg-1f=tg-10.1=5042ˊ 式中：d0┄螺纹中径；Φ1┄螺母与螺钉的当量摩擦角；rˊ┄螺杆轴肩端部直径D处与夹具支架的当量摩擦半径。 d0=10.863 mm Φ1ˊ=tg-1(1.15f)=tg-1(1.15×0.1) =6034。 螺纹升角α=2056ˊ ?那么: ? 将P1值代入FJI式，可得：  那么: l=l1 =100 则： FJ=FJ1=23353.78 (N) 5、螺旋夹紧的特点 1）自锁性好， 2）力比大，一般为65~140倍， 3）夹紧行程不受限制， 4）夹紧行程大时，操作费时，效率低，劳动强度大。 （三）偏心夹紧机构 用偏心件直接或间接夹紧工件的机构，称为偏心夹紧机构。几种常见的偏心夹紧机构，如图1-