4×φ120殘極壓脫清理機的設計【液壓】【6張圖紙】

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畢業(yè)設計說明書 　日 50 前 言 畢業(yè)設計是對我們大學學習的一次系統(tǒng)總結，對我們今后的學習和工作具有重大的意義。 這次設計集中于殘極壓脫清理機總裝圖及機架零件圖的設計，因而在設計中我們要認真思考，計算有理有據(jù)，培養(yǎng)獨立設計的能力。 我們的設計還是比較初級的模型，在實踐中，只有經(jīng)過不斷的改進，才能達到高的生產(chǎn)效率，然而，基礎的知識和原理是設計的源頭，工具書的編者為我們提供了如此系統(tǒng)的、直觀的資料，是難得的財富，要愛護藏書，讓知識美化世界，讓文明凈化人類。 就我個人而言，我希望能通過這次畢業(yè)設計對自己未來將從事的工作進行一次適應性訓練，從中鍛煉自己分析問題、解決問題的能力，為今后的工作、學習打下良好的基礎。 目 錄 摘要 1 Abstract 2 第一章 壓脫機設計方案的選擇 3 第一節(jié) 概述 3 第二節(jié) 壓脫機設計結構與功能 3 一、方案設計和功能分析 3 二、設計結構及功能 4 第三節(jié) 液壓驅動方案設計 6 第二章 液壓缸的設計與選擇 7 第一節(jié) 液壓缸的設計選用說明 7 一、液壓缸設計中應注意的問題 7 二、液壓缸主要參數(shù)的選定 7 三、使用工況及安裝條件 7 四、緩沖機構的選用 9 五、工作介質的選用 9 第二節(jié) 強度計算及校核 10 一、磷鐵環(huán)的強度計算 10 二、校核承壓鋼板的抗壓強度 10 第三節(jié) 液壓缸的設計及其參數(shù)的計算 11 一、液壓缸推力F的選擇 11 二、初選液壓缸的工作壓力 12 三、理論推力與理論拉力的確定 12 四、液壓缸許用行程S的確定 13 五、缸筒材料的選擇 14 六、缸筒壁厚的計算 14 七、缸筒壁厚的驗算 15 八、缸筒底部厚度的計算 16 九、缸筒頭部法蘭厚度的計算 17 十、拉桿的選擇與校核， 17 第三章 輔助元件的設計與選擇 19 第一節(jié) 壓脫機輔助元件的設計與選擇 19 一、雙耳環(huán)的安裝尺寸的選擇 19 二、柱銷的選擇 20 三、密封裝置的選擇 20 第二節(jié) 機架工作軸的校核及軸的直徑的選擇 21 第四章 液壓泵與電動機的設計與選擇及行走油缸的設計 22 第一節(jié) 液壓泵與電動機的選擇 22 一、液壓缸的最大流量的計算 22 二、液壓泵與電動機的選擇 22 第二節(jié) 平移油缸的設計 23 一、陽極碳塊、陽極鋼爪、陽極鋁導桿等相關參數(shù)的計算 23 二、平移液壓缸的選擇 25 第五章 液壓系統(tǒng)設計 28 第一節(jié) 液壓傳動與控制的優(yōu)缺點 28 一、液壓傳動與控制的優(yōu)點 28 二、液壓傳動與控制的缺點 29 第二節(jié) 壓脫機液壓系統(tǒng)工作原理 30 第三節(jié) 液壓系統(tǒng)元、輔件的選擇 31 一、閥的選擇依據(jù) 31 二、選擇控制閥應注意以下幾個問題 31 第六章 夾具的設計與選擇 32 第一節(jié) 定位裝置的設計 32 第二節(jié) 夾緊裝置設計 33 一、夾緊裝置的組成和基本要求 33 二、夾具體的選擇與設計 34 結語 36 參考文獻 37 中英文翻譯資料 38 英文資料 38 中文翻譯 44 致 謝 49 太原理工大學陽泉學院----畢業(yè)設計說明書 4×φ120殘極壓脫清理機 摘 要 針對我國生產(chǎn)自動化程度不高的中小型企業(yè)的實際需要，設計出了一種結構簡單、實用性強的新型殘極壓脫清理機，用來脫落殘極碳塊。本設計簡要介紹了殘極壓脫清理機的用途及特點，并詳細的介紹了結構設計、液壓驅動方案的確立和試用效果等方面。 關鍵詞： 殘極壓脫清理機 恒壓驅動 壓脫力 Pressure-disengaging Cleaning Machine For 4×φ120Residual Anode Abstract In view of the production of a high degree of automation is not the actual needs of small and medium enterprises to design a simple structure, a new type of practical pressure-disengaging cleaning machine for residual anode, used to block off the residual carbon pole. The design brief the use of pressure-disengaging cleaning machine for residual anode and the characteristics of , and introduce the structural design,the establishment of hydraulic-driven program and trial results in detail. Keywords: pressure-disengaging cleaning machine for residual anode constant pressure-driven the pressure-disengaging force 第一章 壓脫機設計方案的選擇 第一節(jié) 概述 隨著國內(nèi)電解鋁工業(yè)技術的迅猛發(fā)展和生產(chǎn)規(guī)模的不斷擴大，如何安全、高效地脫落殘極已成為各生產(chǎn)廠家急待解決的問題。目前，國內(nèi)大規(guī)模的鋁廠如貴鋁、平果鋁等都是從國外引進包括從殘極脫落到新陽極澆注的一整套全自動化的陽極組裝線。該生產(chǎn)線功能完善、安全高效、自動化程度高，但成本極其昂貴，對于中小型鋁廠來說難以接受。目前，我國中小型鋁廠的殘極脫落大都是采用原始的人工敲打方式，勞動強度大，安全隱患多，效率低，極大地制約了生產(chǎn)的發(fā)展和規(guī)模的擴大。為消除安全隱患、降低勞動強度、提高殘極脫落效率，我們設計出了這么一種新型的殘極脫落設備—殘極壓脫清理機。 殘極壓脫清理機是電解鋁廠陽極組裝車間、陽極生產(chǎn)線上的關鍵設備之一，主要用途是將殘留在陽極鋼爪上的殘極碳塊從鋼爪上剝離下來，以便鋼爪經(jīng)清刷，涂石墨烘干后再次與新陽極塊進行澆鑄，制成新陽級機組，再由運輸機械送到電解車間使用。此壓脫機安全防范措施齊全、設備運行平穩(wěn)，壓脫后的導桿無豁口、斷裂、變型等現(xiàn)象，使疤桿數(shù)量大減，減輕了工人的勞動強度，杜絕了因人工敲打引起的抨濺等傷人事故，效率高、見效快。所設計的殘極壓脫清理機為雙陽極四爪，一根導桿可以一次壓脫完成。效率比進口設備提高了許多，成本也比進口設備降低了許多。而后再設計一套設備專門負責用于清理附著在鋼爪上的磷鐵環(huán)以及少量的碳塊殘渣。 第二節(jié) 壓脫機設計結構與功能 一、方案設計和功能分析 國外進口的同類產(chǎn)品盡管結構各異，但均是采用靜壓壓脫方式，結構上的差異只是實現(xiàn)的方法不同，以及為適應全自動化生產(chǎn)線的要求而已。我們所設計的液壓缸，其實現(xiàn)的形式是采用雙缸驅動雙壓板方式。單缸可提高6t的壓脫力，工作壓力10MPa。機架對稱布置，但為了方便殘極的進入、垂直方向的固定以及脫極后殘渣的清運，本方案采用左機架固定，右機架可以水平移動的結構形式，右機架的移動通過一平移油缸來驅動。不論是垂直方向的壓脫油缸還是水平方向的平移油缸，它們的行程均通過限位開關雙重控制。在考慮壓脫機的結構、尺寸、操作的方便性以及操作工的安全性等問題時，均采取了人性化的設計方法。 對于整個殘極壓脫清理機的設計主要應從以下兩個方面來重點考慮，其一就是要保證殘極碳塊在壓脫機上的定位與夾緊，這就要求必須設計一套合理的夾具來滿足此項要求，既要起到定位夾緊作用，還要保證殘極的鋁導桿與鋼爪不能分離；其二就是采用的執(zhí)行機構是液壓缸，由于液壓驅動力大，實現(xiàn)相對容易，而且操作方便，因此，本機采用液壓驅動。 二、設計結構及功能 （一）殘極壓脫清理機的結構及功能，見圖1： 1.行走油缸，驅動行走機構左右運動。其極限位置由限位開關來控制。 2.行走機構，該機構向左運動，上下兩塊推移鋼板將殘極推到預訂位置固定夾緊，壓脫過程開始；壓脫完成后該機構向右運動到位，天車起吊，壓脫完成。 3.右機架（帶上下兩塊推板） 4.壓板（左右各一） 5.壓脫油缸，兩壓脫油缸同時驅動左、右壓板向下運動，靠靜壓壓脫殘極碳塊，完成脫落。壓脫后，油缸復位。 6.左機架（帶承壓鋼板） 圖1 殘極壓脫清理機 （二）殘極壓脫清理機工藝流程 殘極壓脫清理機工藝流程見圖2 圖2 殘極壓脫清理機工藝流程圖 第三節(jié) 液壓驅動方案設計 確立液壓驅動方案應充分考慮殘極壓脫的工藝要求，不論是普通液壓油泵還是恒壓泵，只要選型正確，均能滿足要求的工作壓力。但是，在工作時兩者壓力建立的過程是有區(qū)別的。如果以一恒值壓力快速作用于殘極碳塊將會極大的提高壓脫的成功率、減少壓脫時間提高生產(chǎn)效率。因此，本方案采用恒壓變量泵作為動力源。其壓脫速度通過恒壓泵與調速閥構成的容積節(jié)流調速回路來調節(jié)。該調速方式與普通的節(jié)流調速相比，既有回路無溢流損失、效率高和發(fā)熱少的長處，比容積調速回路的速度穩(wěn)定性好，而且泵的供油量自動與液壓缸所需的流量相適應，同時它的負載特性又非常符合壓脫的工藝要求。 第二章 液壓缸的設計與選擇 第一節(jié) 液壓缸的設計選用說明 一、液壓缸設計中應注意的問題 液壓缸的設計和使用是否正確與否，直接影響到它的性能和易否發(fā)生故障。在這方面經(jīng)常碰到的是液壓缸安裝不當、活塞桿承受偏載、液壓缸或活塞下垂以及活塞桿的壓桿失穩(wěn)的問題。所以在設計液壓缸時必須注意如下幾點： （一）盡量使活塞桿在受拉狀態(tài)下承受最大負載，或在受壓狀態(tài)下具有良好的縱向穩(wěn)定性。 （二）考慮液壓缸行程終了的制動問題和液壓缸的排氣問題。缸內(nèi)如無緩沖和排氣裝置，系統(tǒng)中需要有相應的措施。但并非所有的液壓缸都要考慮這些問題。 （三）正確確定液壓缸的安裝、固定方式。如承受彎曲的活塞桿不能用螺紋連接，要用止口連接。液壓缸不能在兩端用鍵或銷定位，只能在一端定位，為的是不阻礙它在受熱時的膨脹。 （四）液壓缸各部分的結構須根據(jù)推薦的結構形式和設計標準進行設計，盡可能做到結構簡單、緊湊，加工、裝配和維修方便。 二、液壓缸主要參數(shù)的選定 額定工作壓力pn，一般取決于整個液壓系統(tǒng)，因此液壓缸的主要參數(shù)就是缸筒內(nèi)徑D和活塞桿直徑d。此兩數(shù)值按照國家標準所示的方法確立后，最后必須選用符合國家標準GB2348—80的數(shù)值。這樣才便于選用標準密封件和附件。 三、使用工況及安裝條件 （一）工作中有劇烈沖擊時，液壓缸的缸筒、端蓋不能用脆性的材料，如鑄鐵。 （二）排氣閥須裝在液壓缸油液空腔的最高點，以便排除空氣。 （三）采用長行程液壓缸時，須綜合考慮選用足夠剛度的活塞桿和安裝中隔圈。 （四）當工作環(huán)境污染嚴重，有較多的灰塵、砂、水份等雜質時，須采用活塞桿防護套。 （五）安裝方式與負載導向 1.耳環(huán)安裝 作用力處在一平面內(nèi)，如耳環(huán)帶有球鉸，則可在±4。圓錐角內(nèi)變向。 2.耳軸安裝 作用力處在一平面內(nèi)。通常較多采用的是前端耳軸和中間耳軸。后端耳軸只用于小型短行程液壓缸上，因它的支承長度較大，影響活塞彎曲穩(wěn)定性。 3.法蘭安裝 作用力與支承中心處在同一軸線上。法蘭與支承座的鏈接應使法蘭面承受作用力，而不應使固定螺釘承受拉力。 4.底座安裝 前端底座須用定位螺釘或定位銷，后端底座則用較松螺孔，以允許液壓缸受熱時，缸筒能伸縮。 當液壓缸的軸線較高，離開支承面的距離較大時，底座螺釘及底座剛性應能承受傾覆力矩的作用。 5.負載導向 液壓缸活塞不應承受側向負載力，否則，必然使活塞桿直徑過大，導向套長度過長。因此通常對負載加裝導向裝置。 見表1，按負載為重、中或輕型，推薦以下安裝方式和導向條件； 表1 負載與安裝方式的對應關系 負載類型 推薦安裝方式 作用力承受情況 負載導向條件 重型 法蘭安裝 作用力與支承中心在同一軸線上 導向 耳軸安裝 同上 導向 底座安裝 作用力與支承中心不在同一軸線上 導向 后球鉸 作用力與支承中心在同一軸線上 不要求導向 中型 耳環(huán)安裝 作用力與支承中心在同一軸線上 導向 法蘭安裝 同上 導向 耳軸安裝 同上 導向 輕型 耳環(huán)安裝 同上 可不導向 四、緩沖機構的選用 一般認為普通液壓缸在工作壓力>10MPa、活塞速度>0.1m/s時，應當采用緩沖裝置或其他緩沖辦法。這只是一個參考條件，主要還是要看具體情況和液壓缸的用途等來決定。例如:要求速度變化緩慢的液壓缸，當活塞速度0.05～0.12m/s時，也得采用緩沖裝置。 缸外制動機構：當時，缸內(nèi)緩沖機構不可能吸收全部動能，須在缸外加裝制動機構，如： （一）外部安裝行程開關。當開始進入緩沖階段時，開關即切斷供油，使液壓能等于零，但仍可能形成壓力脈沖。 （二）在活塞桿與負載之間加裝減震器。 （三）在液壓缸出口加裝液控調速閥。 此外，可按工作過程對活塞線速度變化的要求，確定緩沖機構的型式，如： （一）減速過渡過程要求十分柔和，如砂型操作，易碎物品托盤操作，精度磨床進給等，宜選用近似恒減速型緩沖機構如多孔缸筒或多孔柱塞型以及自調節(jié)流型。 （二）減速過程允許微量脈沖，如普通機床粗軋機等，可采用銑槽型、階梯型緩沖機構。 （三）減速過程允許承受一定的脈沖，可采用圓錐型或雙圓錐型甚至圓柱型的緩沖機構。 五、工作介質的選用 按照環(huán)境溫度可初步選定工作介質品種： （一）在常溫（-20～60℃）下工作的液壓缸，一般采用石油型液壓油。 （二）在高溫（>60℃）下工作的液壓缸，須采用難燃液及特殊結構液壓缸。 液壓缸按不同結構對工作介質的粘度和過濾精度有不同的要求. （一）工作介質粘度要求：大部分生產(chǎn)廠要求其生產(chǎn)的液壓缸所用的工作介質粘度范圍為12～28cSt，個別生產(chǎn)廠允許到2.8～380cSt。 （二）工作介質過濾精度要求：用一般彈性物密封件的液壓缸：20～25；伺服液壓缸：10；用活塞桿的液壓缸：200。 第二節(jié) 強度計算及校核 一、磷鐵環(huán)的強度計算 磷鐵環(huán)，如圖3所示，取磷鐵環(huán)的理想斷面為Φ130㎜，故磷鐵環(huán)的面積為 S=π×130×100=40820㎜2=0.040820㎡。 圖3 磷鐵環(huán) 方案一：查《機械設計手冊》 表3.1-6得： HT100的抗拉強度σb130MPa，由此可得破壞一個磷鐵環(huán)至少需要： F1=σb·S=130MPa×0.040820㎡=5.3066×106N 破壞四個磷鐵環(huán)至少需要：F= 4F1=4σb·S=4×5.3066×106N =21.2264×106N 方案二：查《機械設計手冊》 表3.1-6得： HT200的抗拉強度σb220MPa，由此可得破壞一個磷鐵環(huán)至少需要： F2=σb·S=220MPa×0.040820㎡=8.9804×106N 破壞四個磷鐵環(huán)至少需要：F‘= 4F2=4σb·S=4×8.9804×106N =35.9216×106N 考慮此設備的經(jīng)濟性和合理性，故選用HT100代替磷鐵環(huán)來進行壓脫試驗。由于磷鐵環(huán)的屈服強度比碳塊的屈服強度大，又由于壓脫機的壓板在壓碳塊的時候產(chǎn)生175mm的偏心距，壓板沒有壓到磷鐵環(huán)上而壓到碳塊上，所以，本設計所采用的是壓碳塊的方法將碳塊從陽極鋼爪上掰裂，完成壓脫任務。 二、校核承壓鋼板的抗壓強度 由于所設計的方案是只用左機架上伸出來的鋼板來承受重壓，故 m1=F/10=2.12264×106㎏ 總質量：m=m1+m2 =2.12264×106㎏+921㎏=2.123552×106㎏ m2為陽極電極總質量 F= m×10=21235520N σs=F/S=21235520N/0.446㎡=47.6 MPa [σs]=250 Mpa 0.446㎡為承壓鋼板的面積 故100mm的承壓鋼板足以支承被壓件的重量和壓脫力。 第三節(jié) 液壓缸的設計及其參數(shù)的計算 一、液壓缸推力F的選擇 選擇碳塊的危險截面如圖4所示 圖4 碳塊的危險截面圖 Wz=bh2/6=1.6×0.132/6=0.004507m3 h=0.13m為碳塊電解后的厚度 查閱《礦山機械》2003.01論文“500t殘極破碎機參數(shù)計算”可知： 碳塊的耐壓強度值為32MPa；劈裂強度約為抗壓強度的1/（8～10）。 要使碳塊像如圖5所示，沿其橫截面斷裂，則至少需要的彎矩值為： M=[σ]·Wz=1/10×32 MPa×0.004507 m3=14422.4N·m 如圖5所示壓脫力的作用線偏離殘極中心線l=175mm。 圖5 受力分析圖 由力矩平衡方程可得： F脫=M/l=14422.4N·m /0.175m=8.24×104N 由圖還可以看出活動壓力板繞N點轉動，由力偶矩平衡方程可得： ∑M（N）=0，F(xiàn)油×510－F脫×710=0 從而得出油缸推力和壓脫力的關系：F油=1.39F脫 若用單缸來破壞殘極，則需要的油缸推力為： F油=1.39F脫=1.39×8.24×104N=1.15×105N 由于所選擇的是用雙缸來壓脫殘級碳塊，故單缸所需的油缸的推力為 F‘油= F油/2=5.73×104N 二、初選液壓缸的工作壓力 液壓缸工作壓力的選擇是否合理，直接影響到整個系統(tǒng)設計的合理性，確定時不能只考慮滿足負載要求，應全面考慮液壓裝置的性能要求和經(jīng)濟性。如果液壓缸的工作壓力選定較高，則泵、缸、閥和管道尺寸可選的小些，這樣結構較為緊湊、輕巧，加速時慣性負載也小，易于實現(xiàn)高速運動的要求。但工作壓力太高，對系統(tǒng)的密封性能要求也相應提高了，制造較困難，同時縮短了液壓裝置的使用壽命。此外，高壓會使構件彈性變形的影響增大，運動部件容易產(chǎn)生振動。 對于各類液壓系統(tǒng)，由于各自特點和使用場合不同，其液壓缸的工作壓力亦不相同，根據(jù)《機械設計手冊》表19-2-13及表19-6-3選擇額定工作壓力Pn=10MPa。 三、理論推力與理論拉力的確定 根據(jù)《機械設計手冊》表19-6-4知 （一）當活塞前進時的理論推力： F1=A1·Pi×106（N） F1=π/4·D2·Pi×106（N） 式中：A1—活塞桿無桿側有效面積（㎡）； Pi—供油壓力（MPa）； D—活塞直徑（即液壓缸內(nèi)徑）（m） F1=5.73×104N，Pi=10 MPa 則：5.73×104N =π/4·D2·10×106Pa 可得D=0.085m=101mm，圓整得D=85mm 根據(jù)《機械設計手冊》表19-6-3液壓缸內(nèi)徑系列，取D=100mm 綜合考慮，選擇拉桿型液壓缸，因為這種液壓缸結構簡單，制造和安裝均較方便。且其缸筒是用內(nèi)徑經(jīng)過珩磨的無縫鋼管半成品，按行程長度相應的尺寸切割。端蓋與活塞均為通用件，因此制造成本較低。但這類液壓缸受到行程長度、缸筒內(nèi)徑和額定工作壓力的限制。行程長度即拉桿長度過大時，安裝時容易偏歪致使缸筒端部泄漏。缸內(nèi)徑過大或額定工作壓力過高時，由于徑向布置尺寸和拆裝問題，拉桿直徑不能過大，致使拉桿的拉應力可能超過屈服強度。因而拉桿型液壓缸通常用于行程長度1.5m，缸內(nèi)徑D250mm，額定工作壓力pn20MPa的場合。 液壓缸裝配如圖6所示 圖6 液壓缸裝配圖 （二）當活塞退回時的理論拉力F2： F2=A2·Pi×106（N）=π/4·（D2－d2）·Pi×106（N） 式中：A2—活塞桿有桿側有效面積（㎡）； d—活塞桿直徑（m） （三）當活塞差動前進時（即活塞的兩側同時進壓力相同的油液）的理論推力F3： F3=π/4·d2·Pi×106（N） 由《機械設計手冊》表19-6-5常用標準液壓缸理論推力和拉力可以知道: d=45㎜,F2=6.26×104N,A2=62.63㎝2,P2=10 MPa D=100㎜,F1=7.85×104N,A1=78.54㎝2,P1=10 MPa 需要說明的是活塞桿直徑d在此處有三種不同的系列，可以試選符合所設計的要求，在此選d=45㎜。 四、液壓缸許用行程S的確定 由《機械設計手冊》19-6-7許用行程S與計算長度L的關系，可知，根據(jù)需要選用一端剛性固定，一端自由的液壓缸，n=1/4 活塞桿的最大允許計算長度，由歐拉公式確定的Lk的值： Lk=192.4d2/（D·） 式中：Lk—最大計算長度，㎜； D—液壓缸內(nèi)徑，㎜； d—活塞桿直徑，㎜； P—工作壓力，MPa 由所選的缸可知D=100㎜，d=45㎜，P=10 MPa 則Lk=192.4d2/（D·）=192.4×452/（100×）=1232㎜ L與Lk的關系式：L=Lk/2=1232/2=616㎜ 許用行程S=L－l1 根據(jù)缸徑100㎜的液壓缸，查表《機械設計手冊》表19-6-8液壓缸固定部分的參考尺寸可知l1=150㎜,故S=L－l1=616－150=466㎜，根據(jù)《機械設計手冊》表19-6-3，取S=500㎜。 五、缸筒材料的選擇 缸筒是液壓缸的主要零件，它與缸蓋、缸底、油口等零件構成密封腔，用以容納壓力油液，同時它還是活塞的運動的“軌道”?？紤]到缸筒一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，并且還必須足以保證活塞密封件的密封性，根據(jù)液壓缸的參數(shù)、用途和毛坯的來源等，參考《機械設計手冊》表19-6-11，、選擇45鋼作為缸筒的材料，由表知σb600N/㎜2, σs340N/㎜2 六、缸筒壁厚的計算 參考《機械設計手冊》表19-6-12，可知缸筒壁厚δ的計算公式為： δ=δ0＋c1＋c2 式中：δ0—為缸筒材料強度要求的最小值，m； c1—為缸筒外徑公差余量，m； c2—腐蝕余量，m； [σ]—缸筒材料的許用應力，N/㎜2； Pmax—缸筒內(nèi)最高工作壓力，MPa； D—缸筒內(nèi)徑，m n—安全系數(shù)，通常取n=5 [σ]= σb/n=600 MPa/5=120 MPa 當δ/D0.08時，可用薄壁缸筒的實用計算式： δ0Pmax·D/（2[σ]） =10 MPa×0.1m/（2×120 MPa）=4.2×10-3m 當δ/D=0.08～0.3時，可用實用公式： δ0Pmax·D/（2.3[σ]－3 Pmax） =10 MPa×0.1m/（2.3×120 MPa－3×10 MPa）=4.1×10-3m 當δ/D0.3時，可用薄壁缸筒的實用計算式： δ0D/2·（－1） =0.1m/2×（－1） MPa=3.8×10-3m δ0D/2·（－1） =0.1m/2×（－1） MPa=4×10-3m 考慮缸筒外徑公差余量和腐蝕余量： c1＋c2=5.0×10-3m 選δ/D=0.08～0.3時的實用公式 δ=δ0＋c1＋c2=4.1×10-3 +0.5×10-3 m =9.1×10-3m=9.1㎜ 因此可以初步確定缸筒的外徑為118㎜。 七、缸筒壁厚的驗算 參考《機械設計手冊》表19-6-12，可知對最終采用的缸筒壁厚δ應作四方面的驗算： 額定工作壓力Pn應低于一定極限值，以保證工作安全： Pn0.35σs（D21－D2）/ D21 MPa 式中：Pn—液壓缸的額定工作壓力，MPa； σs—缸筒材料屈服強度，N/㎜2； D1—缸筒外徑，m； D —缸筒內(nèi)徑，m； 液壓缸的額定工作壓力為10 MPa，缸筒材料屈服強度為340N/㎜2，缸筒外徑可以通過查《機械設計手冊》表19-6-13知其為121mm，符合我們計算所得的結果。 0.35σs（D21－D2）/ D21 =0.35×340×（0.1212－0.12）/ 0.1212 =37.72 MPa 很明顯Pn37.72 MPa 同時額定工作壓力也應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生： Pn（0.35～0.42）Prl 式中：Prl—缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力，MPa Prl=2.3σslog（D1/D）=2.3×340×log（121/100）=64.7 MPa （0.35～0.42）Prl=（0.35～0.42）×64.7 MPa=（22.66～27.17）MPa 很明顯Pn（22.66～27.17）MPa 此外，尚需驗算缸筒徑向變形△D應處在允許范圍內(nèi) △D=D·Pr/E·（（D21＋D2）/（D21－D2）＋） m 式中：Pr—缸筒耐壓試驗壓力，Pr =1.5Pn =1.5×10 MPa =15 MPa； E—缸筒材料彈性模量，2.10×105N/㎜2； —缸筒材料泊桑系數(shù)，對鋼材，=0.3 △D =D·Pr/E·（（D21＋D2）/（D21－D2）＋） =0.1×15/2.10×105×（（0.1212＋0.12）/（0.1212－0.12）＋0.3） =4.0×10-5m 易知變形量△D不超過密封圈的允許范圍。 最后，還應驗算缸筒的爆裂壓力PE： PE=2.3σblog（D1/D）MPa=2.3×600×log（121/100）MPa=114.2 MPa 很明顯，計算的PE值遠遠超過耐壓試驗壓力Pr 故所選擇的缸筒符合條件，滿足要求。 八、缸筒底部厚度的計算 參考《機械設計手冊》表19-6-12，可知缸筒底部為平面時，其厚度δ可以按照四周嵌住的圓盤強度公式進行近似的計算： δ0.4330Dm 式中：P—筒內(nèi)最大工作壓力，10MPa； [σ]—筒底材料許用應力，120N/㎜2； D—缸筒內(nèi)徑； 則δ0.4330D=0.4330×0.1×=0.012m 考慮缸筒底部的強度和剛度以及實際要求，取δ=0.05m=50㎜ 九、缸筒頭部法蘭厚度的計算 參考《機械設計手冊》表19-6-12，考慮螺孔，則法蘭厚度 m 式中：F—法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下，所承受的軸向壓力 F=PA1=10 MPa×78.54㎝2=10×106Pa×78.54×10-4 m2=78540N； ra—法蘭外圓半徑，取其為0.14 m； b —取其為0.018 m； dL—取其為0.01 m； [σ]—缸筒頭部材料許用應力，120N/㎜2； 則 同樣也對其進行適當?shù)募雍?，取h=20㎜，缸筒頭部取50㎜。 十、拉桿的選擇與校核， 為使結構簡單，制造和安裝均較方便，故用六根拉桿對兩端蓋和缸筒進行聯(lián)接拉緊。 參考《機械設計》可知 受軸向載荷的螺栓組聯(lián)接，每個螺栓所受的工作載荷為： F=F∑/z 式中：F∑—軸向載荷，5.73×104N； z —螺栓拉桿的個數(shù)，6個 則F=F∑/z=5.73×104N /6=9550N 螺栓小徑： d1 式中：[σ]—松螺栓聯(lián)接許用應力，我們所選的螺栓材料為Q235，則[σ]=σs/s σs —螺栓材料屈服強度，MPa 查表11-6，根據(jù)GB/T3098.1-2000和GB/T3098.2-2000可知， σs的公稱值為400 MPa，安全系數(shù)取1.3 則[σ]=σs/s=400/1.3=308 MPa 有d1 故我們?nèi)1=8mm 查吳宗澤主編的《機械零件設計手冊》，由表4-17知 選擇公稱直徑d=10mm的M10的粗牙六角頭螺栓對兩端蓋和缸筒進行聯(lián)接。 參考《機械設計手冊》表19-6-12，知螺栓或拉桿的強度計算： 螺紋處的拉應力： 式中:F—缸筒端部承受的最大推力，5.73×104N； D—缸筒內(nèi)徑，0.1m； d1—螺紋底徑，0.008m； k—擰緊螺栓的系數(shù)，不變載荷取k=1.25～1.5，此處取1.25 代入數(shù)據(jù)可得： 許用應力[σ]=σs/ns MPa σs—缸筒材料的屈服極限，340 MPa； ns—安全系數(shù)，ns=1.2～2.5，取ns=1.2 則[σ]=σs/ns=340/1.2=283 MPa 由于σ<[σ]，故拉桿滿足強度要求，符合條件 同理，也可以查表選用M16的粗牙六角頭螺栓用來聯(lián)接法蘭與機體。 第三章 輔助元件的設計與選擇 第一節(jié) 壓脫機輔助元件的設計與選擇 一、雙耳環(huán)的安裝尺寸的選擇 參考《液壓工程手冊》由表7.3-19，根據(jù)ISD/DIS8133標準，見圖7，查得: 單位，㎜ 圖7 雙耳環(huán) 型號：30 活塞桿直徑：45 缸筒內(nèi)徑：100 公稱力：125000N KK：M33×2 CK（H9）：30 CM（A16）:50 ER（max）:50 CE（Js13）:129 AV（min）:45 LE（min）：54 CL（max）:103 二、柱銷的選擇 見圖8由表7.3-23可知，且根據(jù)ISO 8132標準，得 圖8 柱銷 型號：30 公稱力：50000N EK（f8）：30㎜ EL（H16）：103㎜ 三、密封裝置的選擇 參考《液壓工程手冊》由表7.5-2知 缸筒用靜密封圈—O型圈，見圖9 圖9 O型圈 參考《液壓工程手冊》由表7.5-3可知，見圖10 活塞和活塞桿的密封圈—O型圈 圖10 O型圈 第二節(jié) 機架工作軸的校核及軸的直徑的選擇 此處我們選擇45鋼作為圓軸的材料 由公式σ=M/Wz [σ] Wz=πd3/32 知 式中：M—軸上任意一點處所受的彎矩值，N·m； Wz—抗彎截面模量； [σ]—45鋼的許用應力值,640MPa； d—圓軸的直徑，m 圖11 受力分析圖 如圖11所示，列力的平衡方程可得： ∑Fy=0, F=F油－F脫=5.73×104N－4.12×104N =1.61×104N 以O點為中心，則N點相對O點的力偶矩為 M= FlON=1.61×104N×0.51m=8211N·m 則= 故所選工作軸的最小直徑為51㎜，此處取d=55㎜ 第四章 液壓泵與電動機的設計與選擇及行走油缸的設計 第一節(jié) 液壓泵與電動機的選擇 一、液壓缸的最大流量的計算 參考《機械設計手冊》表19-6-4知，根據(jù)已知參數(shù)選擇中型系列，則活塞桿最大運動線速度vmax=0.6m/s=36m/min 單位時間內(nèi)油液通過缸筒有效截面的體積，即流量 Q=vA= vπ/4·D2×103 L/min =36×π/4×0.12×103 L/min =0.2826×103 L/min=4.71×10-3m3/s 二、液壓泵與電動機的選擇 使用一恒值壓力快速作用于殘極塊將會極大的提高壓脫的成功率、減少壓脫時間提高生產(chǎn)效率。因此，在設計中采用恒壓變量泵（柱塞泵）作為動力源，其壓脫速度通過恒壓泵與調速閥構成的容積節(jié)流調速回路來調節(jié)。 參考《機械設計手冊》表19-5-4，由部分液壓泵和液壓馬達產(chǎn)品主要技術性能，在此首先試選ZBP型號的柱塞泵 試選供油壓力P=10MPa，轉速n=2880r/min 由于單個液壓缸單獨工作時所需的最大流量為 Q=0.2826×103 L/min=4.71×10-3m3/s 故單液壓泵供給多個執(zhí)行元件同時工作時，泵的流量Qmax要大于液壓執(zhí)行元件所需最大流量的總和，則Qmax=2Q=0.5652×103 L/min 則其排量q0=Qmax/n=0.5652×103 L/min /2880r/min≈196ml/r 故選ZBP227型號的柱塞泵 計算液壓泵的驅動功率 參考《機械設計手冊》，按液壓泵的實際使用情況，計算其驅動功率： P=ΨPNQN/103ηp kw 式中：PN—液壓泵的額定壓力，14MPa； QN—液壓泵的額定流量，1.1×10-2m3/s； ηp—液壓泵的總效率，參考《機床液壓傳動與控制》，由表8-10，各種泵在工程壓力下的總效率：取ηp=0.90； Ψ—轉換系數(shù)，Ψ=0.4 將數(shù)據(jù)代入上面公式，整理可得 P=ΨPNQN/103ηp =0.4×14 ×106 Pa×1.1×10-2 m3/s /103×0.90=62.22 kw 由《機械零件設計手冊》表19-8知，Y系列（IP23）電動機的技術數(shù)據(jù)，可以選擇Y225M-2型號的額定功率為75kw，同步轉速為3000r /min的異步電動機。 第二節(jié) 平移油缸的設計 一、陽極碳塊、陽極鋼爪、陽極鋁導桿等相關參數(shù)的計算 在未消耗前的整個陽極碳塊的質量為：M1=Vρ 其中 V—碳塊的體積，㎝3； ρ—碳塊的密度，1.5g/㎝3 碳塊，見圖12可知 圖12 碳塊 V=V1－V2 其中 V1—未銑碳塊前的體積，㎝3； V2—銑出的四個圓柱孔的體積，㎝3； V1=50×50×160=4×105㎝3 V2=4×π×702×110㎜3=6769.84㎝3 則V=V1－V2=4×105㎝3－6769.84㎝3=393230.16㎝3 故M1=Vρ=393230.16㎝3×1.5g/㎝3=589845.24g≈590㎏ 陽極鋼爪，見圖13 圖13陽極鋼爪 陽極鋼爪的質量M2= M2’＋M2’’ 其中 M2’—四個圓柱鋼爪頭的質量，㎏； M2’— 鋼爪座的質量，㎏； M2’= V2‘ρ鋼 M2’’= V2‘‘ρ鋼 M2= M2’＋M2’’= V2‘ρ鋼＋V2‘‘ρ鋼=（V2‘＋V2‘‘）ρ鋼 =（4×π×602×410＋π×602×1020）㎜3×7.8 g/㎝3 =（18538.56㎝3＋11530.08㎝3）×7.8 g/㎝3 =30068.64㎝3×7.8 g/㎝3 =234535.392㎏≈235㎏ 鋼鋁過渡頭及鋁導桿見圖14 圖14 鋼鋁過渡頭及鋁導桿 鋼鋁過渡頭的質量 M3=V鋼ρ鋼＋V鋁ρ鋁 =150×150×20mm3×7.8 g/㎝3＋150×150×20 mm3×2.7 g/㎝3 =3510g＋1215g =4725g=4.725㎏≈5㎏ 鋁導桿的質量 M4=V鋁ρ鋁=130×130×2000㎜3×2.7 g/㎝3 =33800×2.7=91.26㎏≈91㎏ 陽極電極的總質量為 M=M1＋M2＋M3＋M4=590㎏＋235㎏＋5㎏＋91㎏=921㎏ 故可以這樣設想，壓脫機上的承壓鋼板至少應該可以承受1t重的物體。 二、平移液壓缸的選擇 首先對右機架的質量進行估算,右機架，見圖15 圖15右機架 機架下側外伸出來的質量 m1=208×100×50×10-3㎝3×7.8g/㎝3=8112g=8.112㎏ 機體兩側翼的質量為 m2=890×151×654×10-3㎝3×7.8g/㎝3=685550.268g=685㎏ 機體后側直板的質量為 m3=654×200×860×10-3㎝3×7.8g/㎝3=877406.4g=877㎏ 機體上側彎曲板按照直板約算為 m4=578×845×200×10-3㎝3×7.8g/㎝3=761919.6g=762㎏ 機體上的加強筋約算為 m5=2×365×988×60×10-3㎝3×7.8g/㎝3=2×168770g=2×169㎏=338㎏ 壓板的質量約算為 m6=1434×387×60×10-3㎝3×7.8g/㎝3=260㎏ 下端推移鋼板的質量約算為 m7=1260×215×80×10-3㎝3×7.8g/㎝3=169041.6g=169㎏ 上端推移鋼板的質量約算為 m8=1573×145×70×10-3㎝3×7.8g/㎝3=125㎏ 液壓缸的質量約算為 m9=π×602×592×10-3㎝3×7.8g/㎝3=52㎏ 夾具體的質量根據(jù)所選所設計的粗略估計 m10= 2×100㎏=200㎏ 故估算總的質量為 m= m1 ＋m2 ＋m3 ＋m4 ＋m5 ＋m6 ＋m7 ＋m8 ＋m9 ＋m10 =8.112㎏＋685㎏＋877㎏＋762㎏＋338㎏＋260㎏＋169㎏＋125㎏＋52㎏＋200㎏=3476.112㎏ 由于是估算，適當?shù)貙ζ溥M行放大，則有 M=m×1.1=3476.112×1.1=3823.72㎏≈3.9t 故設計中仍就選擇拉桿型液壓缸，與前面所選一樣，只不過是此次的液壓缸是臥式的液壓缸，也是用M16的雙頭螺柱將其固定到地面上的。 第五章 液壓系統(tǒng)設計 第一節(jié) 液壓傳動與控制的優(yōu)缺點 一、液壓傳動與控制的優(yōu)點 液壓傳動系統(tǒng)中的傳動介質是油，油本身的物理特性，使液壓傳動與機械傳動、電氣傳動、氣壓傳動相比，具有以下優(yōu)點： （一）能方便地實現(xiàn)無級調速，調速范圍大。在液壓傳動中，可以在工作時進行無級調速，調速方便且調速范圍大，可達100：1～200：1。 （二）運動傳動平穩(wěn)、均勻。液壓傳動中的工作介質為液體，是無間隙傳動且有吸振的能力，使液壓傳動工作平穩(wěn)、均勻。不像機械傳動裝置，由于加工和裝配誤差總會存在傳動間隙，從而會引起振動和沖擊。 （三）易于獲得很大的力或力矩。液壓傳動的工作壓力較高（可達350×105Pa甚至更高），液壓缸或液壓馬達的有效承壓面積亦可取得較大，因此可獲得很大的力或力矩。 （四）單位功率的重量輕，體積小，結構緊湊，反應靈敏。在同等功率的情況下，液壓泵或液壓馬達的重量為一般電機的10%～20%，外形尺寸為電機的15%左右。液壓馬達的運動慣量不超過同等功率電機的10%，啟動中等功率的一般電動機需要1～2s，而啟動同功率的液壓馬達時間不超過0.1s。液壓傳動反應靈敏，易于平穩(wěn)地實現(xiàn)頻率的啟、停、換向或變速。 （五）易于實現(xiàn)過載保護，工作可靠。在液壓傳動中，作為工作介質的油液壓力很容易由壓力控制元件來控制。只要設法控制油液壓力在規(guī)定限度就可達到防止過載及避免事故的目的，使工作可靠。 （六）易實現(xiàn)自動化。液壓傳動的控制、調節(jié)比較簡單，操作比較方便、省力，易于實現(xiàn)自動化。當與電氣或氣壓傳動相配合使用時，更能實現(xiàn)遠距離操縱和自動控制。 （七）自動潤滑，元件壽命長。液壓元件相對運動的表面因有液壓油，能自行潤滑，所以使用壽命較長。 （八）液壓元件易于實現(xiàn)通用化、標準化、系列化，便于設計、制造和推廣使用。 二、液壓傳動與控制的缺點 液壓傳動的主要缺點： （一）液壓傳動以液體作為工作介質，在相對運動的表面間無法避免泄漏，再加上液體具有微小的壓縮性及油管產(chǎn)生彈性變形等原因，使液壓傳動不能實現(xiàn)嚴格的定比傳動。泄漏使液壓系統(tǒng)能量損失增加，效率降低；泄漏造成油液的浪費，污染周圍環(huán)境。 （二）溫度對液壓系統(tǒng)的工作性能影響較大。液體的黏度和溫度有密切關系，當黏度因溫度的變化而變化時，將直接影響液壓系統(tǒng)的泄漏、液壓損失和通過節(jié)流元件的流量等。故一般的液壓系統(tǒng)不宜用于高溫或低溫的條件下。 （三）傳動效率較低。液壓傳動在能量轉換及傳遞過程中存在著機械摩擦損失、壓力損失和諧了損失，傳動效率往往較低。這一缺點，使液壓傳動在大功率系統(tǒng)中的使用受到限制，也不宜作遠距離傳動。 （四）空氣混入液壓系統(tǒng)后引起工作不良，如發(fā)生振動、爬行、噪聲等，因此，必須采取措施防止空氣滲入。 （五）為了防止泄漏以及滿足某些性能上的要求，液壓元件的制造精度要求高，使成本增加。 （六）液壓設備故障原因不易查找。液壓傳動的大部分故障都是由于油液不潔所造成的，因此要求工作液體清潔、無雜質。液壓傳動中的工作液體一般為各種礦物油，經(jīng)過一段時間的使用后會變質，并可能混入鐵屑、塵埃等雜物，油液在壓力狀況下通過液壓泵及控制閥的縫隙，分子鏈被剪切，黏度會逐步下降，因此必須定期換油。液壓傳動中的各種元件和工作液體都在封閉的油路內(nèi)工作，故障原因一般較難查找。 總的來說，液壓傳動的優(yōu)點較多，隨著生產(chǎn)的發(fā)展，缺點正在逐步加以克服，因此液壓傳動有著廣闊的發(fā)展前途。 第二節(jié) 壓脫機液壓系統(tǒng)工作原理 壓脫機液壓系統(tǒng)的工作原理，見圖16 1—壓下油缸；2—行走油缸；3、4—換向閥；5—減壓閥；6—溢流閥；7—單向調速閥；8—恒壓變量泵 圖16 壓脫機液壓系統(tǒng)原理圖 如上圖所示，系統(tǒng)通過恒壓變量泵8將液壓油從油箱經(jīng)過濾器吸出；首先行走油缸先動作，用減壓閥5調整行走油缸壓力，之后將電磁換向閥3動作至右位，液壓油經(jīng)電磁換向閥打開右邊的液控單向閥，而后流向右邊的單向調速閥7進入液壓缸2的右腔，與此同時壓力油進入左邊液控單向閥的控制油口，將左邊液控單向閥的閥芯頂開。液壓缸2左腔的油液經(jīng)左邊的單向調速閥、液控單向閥與油箱連通。此時活塞在壓力油的作用下運動。當行走油缸達到固定的工作行程后，動作電磁換向閥3處于中位，此時液壓缸2處于自鎖狀態(tài)。然后再動作電磁換向閥4至左位，這時液壓油經(jīng)電磁換向閥打開左邊的液控單向閥，而后流向左邊的單向調速閥7進入兩個液壓缸1的上腔，與此同時壓力油進入右邊液控單向閥的控制油口，將右邊液控單向閥的閥芯頂開。液壓缸1下腔的油液經(jīng)右邊的單向調速閥、液控單向閥與油箱連通。此時活塞在壓力油的作用下會平穩(wěn)地運動。當壓脫油缸達到固定的工作行程后，動作電磁換向閥4處于中位，此時液壓缸1處于自鎖狀態(tài)。當工作結束后，先動作電磁換向閥4至右位，液壓油經(jīng)電磁換向閥右位經(jīng)液控單向閥、單向調速閥7流向壓脫油缸的下腔，壓力油進入左邊液控單向閥的控制油口，將左邊液控單向閥的閥芯頂開。液壓缸1上腔的油液經(jīng)左邊的單向調速閥、液控單向閥與油箱連通。此時活塞在壓力油的作用下會平穩(wěn)地運動并將壓脫油缸的活塞桿收回。而后再動作電磁換向閥4處于中位，此時液壓缸1處于自鎖狀態(tài)。最后動作電磁換向閥3動作至左位，液壓油經(jīng)電磁換向閥打開左邊的液控單向閥，而后流向左邊的單向調速閥7進入液壓缸2的左腔，與此同時壓力油進入右邊液控單向閥的控制油口，將右邊液控單向閥的閥芯頂開。液壓缸2右腔的油液經(jīng)右邊的單向調速閥、液控單向閥與油箱連通。此時活塞在壓力油的作用下運動。當行走油缸達到固定的工作行程后，動作電磁換向閥3處于中位，此時液壓缸2處于自鎖狀態(tài)。 第三節(jié) 液壓系統(tǒng)元、輔件的選擇 一、閥的選擇依據(jù) 閥的選擇依據(jù)。主要依據(jù)是根據(jù)該閥在系統(tǒng)工作的最大工作壓力和通過該閥的實際流量，其他還需要考慮閥的動作方式、安裝固定方式、壓力損失數(shù)值、工作性能參數(shù)和工作壽命等條件來選擇標準閥類的規(guī)格。 二、選擇控制閥應注意以下幾個問題 （一）應盡量選擇標準定型產(chǎn)品，要求非標準元件盡量少，不得已時，才自行設計制造專用閥或其他液壓元件。 （二）選擇溢流閥是，按泵的最大流量選取，使泵的全部流量能回油箱，選擇節(jié)流閥和調速閥時，要考慮其最小穩(wěn)定流量滿足壓脫機執(zhí)行機構低速性能的要求。 （三）一般選擇控制閥的公稱流量比管路系統(tǒng)實際通過的流量大一些。必要時允許通過閥的流量超過公稱流量的20%。 （四）應注意差動液壓缸由于面積差形成不同回油量對控制閥的影響。 此外還要根據(jù)實際情況來對濾油器、蓄能器等輔助元件進行選擇。 第六章 夾具的設計與選擇 第一節(jié) 定位裝置的設計 （一）六點定位原理 工件定位的實質，就是要使工件在夾具中占有某個確定的位置。這一確定的位置可以通過定位支承限制相應的自由度來獲得。一個物體在空間直角坐標系中具有六個自由度。即沿三個互相垂直的坐標軸的移動自由度，以及繞三個坐標軸的轉動自由度，在定位分析中，習慣上用、、分別表示沿X軸、Y軸和Z軸的移動自由度；用、、分別表示繞X軸、Y軸和Z軸的轉動自由度。由此可見，要使工件在夾具中占有確定的位置，就是要在空間直角坐標系中，通過定位元件的上述六個自由度。分析時可將具體的定位元件抽象化，轉化為相應的定位支承點，用這些定位支承點來限制工件的自由度。 （二）完全定位與不完全定位 工件的六個自由度全部被限制而在空間占有完全確定的唯一位置，稱為完全定位。如果根據(jù)該工序加工要求只需限制部分自由度，而其他自由度無需限制時，工件雖然不占有確定的唯一位置，但不影響該工序的加工要求，此時稱為不完全定位。應該采用完全定位還是不完全定位，主要有該工序的加工要求來決定。 （三）欠定位與過定位 欠定位，是指工件實際定位所限制的自由度數(shù)目，少于按該工序加工要求所必須限制的自由度數(shù)目。因此，欠定位的結果，將導致出現(xiàn)應該限制的自由度而未予限制的不合理現(xiàn)象，從而無法保證該工序所規(guī)定的加工要求。所以，在確定工件在夾具中的定位方案時，不允許出現(xiàn)欠定位這樣的原則性錯誤。 兩個或兩個以上的定位支承點重復限制同一個自由度，這種重復定位的現(xiàn)象叫做過定位。出現(xiàn)過定位時，將使工件位置不確定。同時，在夾緊情況下，重復限制同一自由度的定位支承間所產(chǎn)生的矛盾、干涉和沖突必將造成工件或定位元件的變形，其結果都將破壞工件定位的要求，從而嚴重影響工件的定位精度。因此，在設計夾具時，一般情況下應避免出現(xiàn)過定位現(xiàn)象。如因某些結構上的原因，無法避免過定位時，應采取必要的相應措施，以減小由于過定位所造成的影響。 （四）定位支承點的配置 在六點定位中，定位支承的配置情況，對定位精度及穩(wěn)定性的影響很大。工件上選作主要定位面的表面，應該力求其面積盡可能的大，定位支承點的分布也盡量分散（切不可放置在一條直線上），這樣即可提高定位的穩(wěn)定性。工件上選作導向定位面的表面，應該力求面積狹而長，兩個定位支承點的分布也應盡量遠離。止推定位基準面的選擇也應與其他兩定位基準面相距較遠為好。 （五）組合表面定位 以工件上兩個或兩個以上表面作為定位基準時，稱為組合表面定位。采用組合表面定位時，如果各定位基準之間無緊密尺寸聯(lián)系（即沒有尺寸精度要求）時，是把各種單一幾何表面的典型定位方式直接予以組合。如果各定位基準之間有緊密尺寸聯(lián)系（即有一定尺寸精度要求）時，需要設法協(xié)調定位元件與定位基準的相互尺寸聯(lián)系，以克服過定位現(xiàn)象?！耙幻鎯煽住本褪亲畹湫偷睦印? 第二節(jié) 夾緊裝置設計 一、夾緊裝置的組成和基本要求 在機械加工過程中，工件將受到切削力、離心力、慣性力等外力的作用。為了保證在這些外力作用下，工件仍能在夾具中保持由定位元件所確定的加工位置，而不致發(fā)生振動或位移，一般在夾具結構中都必須設置一定的夾緊裝置，將工件可靠地夾緊。 （一）夾緊裝置的組成 典型的夾緊裝置，由以下幾個部分組成。 1．力源裝置。力源裝置是產(chǎn)生夾緊作用力的裝置。通常是指機動夾緊時所用的氣動、液動、電動等動力裝置。 2．中間遞力機構。中間遞力機構是介于力源和夾緊元件之間的傳力機構。它把力源裝置的夾緊作用力傳遞給夾緊元件，然后由夾緊元件最終完成對工件的夾緊。一般遞力機構可以在傳遞夾緊作用力過程中，改變夾緊作用力的方向和大小，并根據(jù)需要亦可具有一定的自鎖性能。 3．夾緊元件與夾緊機構。夾緊元件是夾緊裝置的最終執(zhí)行元件。通過它和工件受壓面的直接接觸而完成夾緊動作。對于手動夾緊裝置來說，夾緊機構是由中間遞力機構和夾緊元件所組成的。 （二）夾緊裝置的基本要求 1.在夾緊過程中，工件應能保持在既定位置，即在夾緊力的作用下，工件不應離開定位支承。 2. 夾緊力的大小要適當、可靠。既要使工件在加工過程中不產(chǎn)生