臺虎鉗的集成夾緊系統研究

楊 茜 尹甜甜 蓋 蕾

（①河南科技大學材料科學與工程學院，河南 洛陽 471023；②有色金屬共性技術河南省協同創新中心，河南 洛陽 471023；③開封大學機械與汽車工程學院，河南 開封 475004；④國家知識產權局專利局專利審查協作北京中心，北京 100160）

臺虎鉗是機械制造中常用的一種夾持工具，是加工機床的隨機附件，固定在機床工作臺上，用來夾持工件進行切削加工；也可以在鉗工加工時用來夾持工件。常用的臺虎鉗均采用絲桿加力，即活動鉗口在絲桿的傳動下前后移動，與固定鉗口配合，實現對工件的夾緊和固定[1-2]。這種機械式臺虎鉗結構簡單，但使用比較麻煩，鉗口間距調節速度慢，需要反復搖動絲桿使鉗口開合，勞動強度大、工作效率低，夾持時增力倍數小；此外，一般用較大升角的絲桿螺紋以提高工作效率，在振動影響下，臺虎鉗梯形螺旋副會產生松動，影響其使用效果[1-4]。

在絲桿傳動的基礎上增加增壓機構，可產生大的夾緊力[5-7]。但工作效率仍然較低。通過增加齒輪齒條機構，可實現活動鉗身的快速運動[8]，但結構過于復雜。

針對目前臺虎鉗存在的問題，本文將筆者的2項發明專利（一種液壓臺鉗（ZL201910180581.4）、用于短行程液壓缸液壓裝置的雙速手動加壓泵（ZL201910854093.7））進行融合，提供一種全新的手動液壓臺虎鉗，集絲桿柱塞加壓、液壓增壓和即時抱合機構于一體的機械液壓集成夾緊系統，簡稱集成夾緊系統，直接推動活動鉗身抵住工件，然后輕輕轉動數圈手柄，即可實現大壓力夾緊。

1 集成液壓夾緊系統

集成夾緊系統的總體設計思路是：將夾緊系統設置在臺虎鉗的活動鉗身中，工作時，用手推動活動鉗身前進，直至頂住工件，然后轉動手柄，液壓系統加壓，抱合機構抱住固定鉗身，給夾緊機構提供支承，繼續加壓，即可實現工件的夾緊。

1.1 結構原理

集成夾緊系統的結構原理見圖1，由液壓夾緊機構3和斜楔抱合機構4組成。夾緊機構包括油泵（33～37）和油缸（31、32），兩者通過油路a連通。采用絲桿加壓機構將手柄37上的作用力轉變為泵柱塞36的推力，再根據連通器的原理，通過油缸將其推力進行放大，驅動臺虎鉗實現對工件的夾緊。夾緊機構的缸柱塞32與抱合機構的斜楔42固定連接，相互協調作用，由液壓夾緊機構為抱合機構產生動力，通過斜楔機構使支承塊46與固定鉗身導軌12內側的抱合面抱合，其抱合力反過來對夾緊機構產生軸向（活動鉗口22夾緊方向）支承，使斜楔42及缸柱塞32固定，而油缸的缸體31及活動鉗身2向前移動，完成夾緊動作。

圖1 集成加緊系統臺虎鉗結構

（1） 手動油泵結構

斜楔抱合機構進行抱合時需要的油壓較小，產生夾緊動作時需要的油壓很大。為減小泵柱塞的行程，減少手柄的旋轉圈數，設計雙速手動加壓油泵為夾緊機構提供動力。油泵的加壓元件采用泵柱塞36和加壓環33，泵柱塞上設有絲桿結構，通過手柄和絲桿加壓機構進行驅動，加壓環通過驅動彈簧34提供動力。非夾緊狀態泵柱塞處于上始點，并使加壓環處于最上端位置。工作時，轉動手柄37帶動泵柱塞下行，同時解除對加壓環的約束，使其在驅動彈簧作用下于大油腔c內同步下行，進行快速低壓泵油，推動抱合機構工作，此時的油壓由驅動彈簧的剛度決定；當加壓環到達下死點后停止運動，繼續轉動手柄使泵柱塞在小油腔b下行泵油，為夾緊動作提供低速高壓油。

（2） 油缸

油缸的缸體31固定在活動鉗身2上，缸柱塞32與斜楔抱合機構的斜楔42連接，泵油時油缸產生推力，使缸體與柱塞產生相對運動。

（3） 斜楔抱合機構

斜楔抱合機構4位于活動鉗身2內，通過斜楔機構，將缸柱塞32的軸向運動轉變為支承塊46的側向移動，使其與固定鉗身導軌12內側的抱合面抱合，進而產生支承力，使斜楔42與缸柱塞固定不動；繼續加壓時，迫使缸體31向左反向移動，帶動活動鉗身2產生夾緊動作。

支承塊46右側與活動鉗身支撐體21間安裝有T形約束塊44和弧形彈簧47，弧形彈簧對約束塊進行限位，保證支承塊在斜楔作用下只向外側移動而不右移；弧形彈簧的壓縮變形又可為后續活動鉗身2的左移夾緊動作提供移動空間。

斜楔抱合機構的3個彈簧具有不同的復位功能：臺鉗松開時，弧形彈簧47的彈力使活動鉗身2右移，同時復位彈簧43推動斜楔42與缸柱塞32左移復位；U形彈簧41使支承塊46在斜楔左移時向內側復位，從而使兩抱合面脫離接觸。

1.2 工作過程

工件置于固定鉗口和活動鉗口間，對于較大尺寸工件，也可放在鉗口上面的臺階處。推動活動鉗身及鉗口沿導軌前進，直至頂住工件；然后轉動手柄，實現對工件的夾緊。動作過程如下：

（1）支承塊與固定鉗身抱合

轉動手柄37，泵柱塞36和加壓環33同時下行，對油缸夾緊機構提供大流量低壓油，推動缸柱塞32與斜楔42右行，支承塊46向外側移動，兩抱合面咬合抱緊，使支承塊及缸柱塞與固定鉗身1固定，并產生軸向支承力，其支承力隨著夾緊力增加而增大。

（2）夾緊工件

繼續旋轉手柄，泵柱塞36進入油泵下部小油腔b并下行，產生高壓油，由于缸柱塞32被固定，只能使油缸缸體31左移，帶動活動鉗身夾緊工件，其夾緊力由油缸直徑和油壓決定。

（3）松開工件

反向旋轉手柄，泵柱塞36回程，液壓夾緊機構卸壓，弧形彈簧47的彈力迫使活動鉗身2右移，解除對工件的夾緊；繼續反轉手柄，泵柱塞帶動加壓環33回程，在復位彈簧43作用下，斜楔42與缸柱塞32回程，同時，支承塊46在U形彈簧41的彈力作用下，向內側移動，抱合面脫離接觸。

2 集成夾緊系統參數設計計算

采用雙速手動加壓泵，快速加壓用于抱合機構的抱合動作，慢速高壓加壓用于夾緊工件動作。臺虎鉗整體尺寸、扭矩和夾緊力可參考臺虎鉗國家標準及行業標準進行設計，夾緊系統的相關設計計算如下：

2.1 加壓泵參數設計

（1） 絲桿扭矩

式中：T為扭矩，N·mm；P0為作用于手柄的力，N；b為手柄的有效長度，mm。

（2） 絲桿螺紋升角

為了提高夾緊效率可選擇較大的螺紋升角，但要滿足自鎖條件。

式中：ψ為螺旋升角，（°）；t為螺距，mm；d1為絲桿中徑，mm；各參數可按國家標準選擇[9]。

（3） 絲桿（泵柱塞）的推力和油壓[10]

式中：F為絲桿的推力，即泵柱塞的推力，N；η為傳動效率，約為0.9～0.95；φ為摩擦角，φ=5.72°～8.5°；p為泵柱塞產生的油壓，MPa；d為泵柱塞直徑，mm。

（4） 泵柱塞的高壓夾緊行程

式中：h2為泵柱塞的高壓夾緊行程，mm；D為油缸直徑，mm；L2為油缸夾緊行程，mm。

（5） 絲桿加壓機構的增壓比

式中：λ1為絲桿加壓機構的增壓比。

（6） 加壓環的推力和行程

式中：F1為加壓環的推力，即加壓彈簧的彈力，N；P1為產生抱合動作時斜楔的推力，N；h1為加壓環的行程，即加壓彈簧的工作行程，mm；L1為斜楔的行程，mm；D1為加壓環的外徑，mm。

（7） 絲桿的行程及轉數

式中：h為絲桿的行程，mm；N為完成夾緊動作需要絲桿轉動的圈數，r。

2.2 抱合機構參數設計

（1） 斜楔的推力和行程

斜楔機構將油缸的軸向運動轉換為支承塊的側向移動，斜楔的推力P1為[11-12]：

式中：Fa為支承塊的運動阻力，包括支承塊的摩擦力和U形彈簧的彈力，N；α為斜楔的斜角，即斜楔的斜面與運動方向的夾角，（°）；R2為復位彈簧彈力，N。

斜楔的行程L1為

式中：S為支承塊的抱合行程；m為支承塊的滑動行程。

（2） 抱合面結構參數

支承塊與固定鉗身在側向壓緊力下抱合，使支承塊與固定鉗身固定，對夾緊機構產生支承力，其支承力必須大于臺虎鉗對工件的夾緊力，取安全系數為n1，則單個支承塊對固定鉗身的支承力等于臺虎鉗的夾緊力，即

取n1=2，則

式中：W為單個支承塊對固定鉗身的支承力，N；P為臺虎鉗對工件的夾緊力，N。

受摩擦系數的影響，難以通過平面摩擦副的方法對夾緊機構提供足夠的支承力。故采用具有橫向齒槽的抱合面結構，為夾緊機構提供支承力。圖2a為具有橫向梯形齒槽結構示意圖，如圖所示，下部為支承塊部分的齒槽，上部為固定鉗身部分的齒槽，均為橫向齒槽結構。

抱合后，支承塊齒形的右側面與固定鉗身齒形的左側面配合，形成支承面，如圖2b。各支承面共同作用產生抱合力，對工件的夾緊提供軸向支承力。抱合面設計主要是形狀尺寸設計，要求工作效率高且穩定可靠。

圖2 抱合面齒槽形狀及抱合狀態

（1） 抱合行程計算

支承塊的抱合行程為

式中：S為支承塊的抱合行程，mm；s為非抱合狀態時兩抱合面齒頂的間隙，mm；l為齒高，mm。

支承塊側向移動進行抱合，支承塊的齒槽與固定鉗身的齒槽在剛接觸時，可能出現以下幾種情況：①支承塊的齒與固定鉗身的槽相對應，此時，支承塊直接向外側移抱合；②支承塊右齒面碰到固定鉗身左齒面，如圖3a，隨后支承塊會沿著接觸面斜向左移抱合，此情況會減小支承塊的滑動行程；③支承塊左齒面碰到固定鉗身右齒面，之后，支承塊會沿著接觸面斜向右移抱合，此情況會增加支承塊的滑動行程；④支承塊齒頂碰到固定鉗身齒頂后，如圖3b，隨后支承塊會先沿齒頂右移，再沿齒面斜向右移抱合，此情況支承塊的滑動行程最大，為

圖3 支承塊抱合移動路徑

式中：t1為齒距，mm；α1為支承面斜角，（°）。

支承塊在抱合時的右向滑動，增加了斜楔的行程，從而影響油泵的行程。

（2） 齒槽承壓面斜度設計

抱合面在承受支承力時，有出現滑脫的可能。其不發生脫滑的條件為，支承塊受到的滑脫力小于斜楔對其產生的壓緊力，即

式（13）代入得

將式（17）和式（18）代入式（16）得

（3） 抱合面尺寸計算

對于微凸凹槽抱緊面結構，支承力W為

又

則

式中：e為齒槽梯形齒的寬度；B為齒槽的長度；z為牙數；A為支承塊抱合面有效長度；n2為安全系數，取n2=2～4；τ為材料剪切強度，當支承塊和固定鉗身材料為 45 鋼時，σs=355 MPa，τ=178 MPa[13]。

由以上分析可知，支承力的大小與抱合面的有效面積（AB）有關，與齒槽的尺寸大小無關，另一方面，抱合行程與齒槽的齒距和齒高有關，齒槽尺寸越小，需要的抱合行程越小，斜楔及泵柱塞的行程隨之變小，故為提高夾緊效率，齒槽可以采用亞毫米級尺寸；齒槽結構可以采用雙弧面、正弦曲面等，只要其支承面斜角滿足式（19）即可，進一步講，選較小的支承面斜角α1，支承效果更好，如可選鋸齒狀齒槽，α1=2°～5°；在此條件下，斜楔可采用較大的斜角，以提高夾緊效率和減小固定鉗身的受力變形。

（3） 抱合機構各彈簧的彈力和行程

式中：R1為單個U形彈簧彈力，N；R2為復位彈簧彈力，N；R3為單個弧形彈簧彈力，取R3=R2，N；x為安全系數，x=1.2～1.5；μ為摩擦系數，在潤滑條件下，μ=0.1～0.12；w1為支承塊的重量，N；w2為斜楔的重量，N）；臺虎鉗中的斜楔和支承塊的重量都不會大于1 kg，可以按1kg計算；H為柱塞的高度，可取H=（0.6～1）D，mm；x1為經驗系數，x1=（4.5～5）×10-5；b1為 U 形彈簧行程；b2為復位彈簧行程；b3為弧形彈簧行程；L為油缸行程，mm；L2為油缸夾緊行程，粗加工時約1.5 mm，精加工時可取1 mm。

（4） 支承塊抱合運動阻力

2.3 液壓缸相關參數

（1） 高壓下行時的油缸的推力

式中：F2為油缸推力，N；P為夾緊力，N。由于R3遠小于P，可以忽略不計，故取

（2） 油缸直徑

由P=p(πD2/4)，得

（3） 液壓增壓機構的增壓比λ2

（4） 液壓夾緊機構增壓比λ

（5） 油缸行程L

式中：L為油缸行程，mm。

2.4 設計實例

臺虎鉗總體結構可參照GB 4344-84機床用平口虎鉗結構進行，表1所示為輕重兩種臺虎鉗夾緊系統的相關設計參數。梯形絲桿的直徑和螺距按GB 5796[1].1-86選取。

表1 夾緊系統相關參數

續表1

3 結語

集成夾緊系統集絲桿加壓、雙速柱塞泵增壓、機械抱合機構抱合和液壓缸驅動夾緊為一體，可以實現工件的輕松快速夾緊；手工快速推動活動鉗身，可適合不同大小工件的夾緊，方便快捷。

（1） 通過液壓機構推動斜楔換向機構實現抱合機構抱合，抱合機構又為液壓夾緊動作提供支承力，實現手推快進與液壓夾緊有機結合。（2） 采用帶齒槽的抱合面結構進行抱合止滑，抱合結構對稱布置，具有很大的軸向支承力和夾持剛度，可有效防止夾緊工件時活動鉗口的后退和傾斜。（3） 采用雙速油泵，可以實現低壓快速抱合、高壓慢速夾緊，有效減少油泵的夾緊行程及手柄的轉動圈數，所需手柄的轉動圈數很少。（4） 通過絲桿機構加壓，液壓機構增壓，可實現極大的增壓倍數，所需手動力很小。（5） 集成化設計思路，使臺虎鉗結構緊湊、夾緊力大、工作效率高。（6） 可用作各種臺虎鉗的夾緊系統，特別適合工件尺寸范圍大、大小工件調換頻繁的場合。