1、題 目：增力機構研究與創新設計姓 名：班級學號：指導教師：摘 要摘 要傳統的氣動工業機械手夾持裝置，當由外夾持轉換為內夾持，或由夾持小尺寸工件轉換到夾持大尺寸工件時，一般都需要重新設計和制造，這勢必顯著延緩交貨周期。此外，由于氣壓傳動壓力較低，在需要較大夾持力的場合，氣缸體積較為龐大和笨重，也是長期存在的技術難題。本論文介紹基于串聯組合增力機構的工業機械手可重構氣動夾持裝置的創新設計思路，分析了串聯組合增力機構的技術特點，對串聯組合增力機構與以串聯組合增力機構為基礎的工業機械手夾持裝置的技術性能進行了較為系統的綜合分析，說明了其工作原理和技術性能特點，給出了夾持力的計算公式和力學特性曲線。所創

2、新設計的可重構氣動夾持裝置，以幾何形體極為簡單的桿件為基本構件，并通過基本構件的形狀改變與位置重組，可迅速滿足對不同尺寸的工件，來進行內夾持與外夾持的需求，以及不同夾緊力的需求。所設計的夾持裝置由于以串聯組合增力機構為基礎能結合各種裝置的優點，并且采用氣缸內置的總體布局，結構極為簡約緊湊，能揚長避短，實現效率最大化和體積、成本最小化。該夾持裝置以氣壓傳動為動力源，氣壓傳動以潔凈的壓縮空氣作為傳動介質，相對于容易對環境產生污染的液壓傳動而言，在綠色化方面具有顯著優勢。由于該夾持裝置采用多級串聯增力機構，解決了一般氣壓傳動夾持裝置因系統壓力較低而導致夾持力不足的缺點，可在一定范圍內代替容易造成環境

3、污染的液壓傳動夾持裝置。關鍵詞：串聯組合增力機構；夾持裝置；氣壓傳動； 佳木斯大學教務處 第 83 頁abstractabstractthe traditional clamping mechanism of industry manipulator，when converting from outside to inside clamping, or clamping a workpiece of small size conversion to a larger clamping work piece, generally need to design and manufacture, t

4、his will significantly delayed delivery cycle. in addition, due to the low-pressure pneumatic drive, in need of large clamping force is a heavy and huge volume of cylinder, and the technical problems exist for a long time. this paper describes a new innovation design idea of reconfigurable pneumatic

5、 clamping mechanism based on series-connected force amplifier .analyses the combination in series force amplifier in the technical characteristic , compare with series-connected force amplifierdesigned clamping device due to the series force amplifier as the basis to combine the advantages of variou

6、s devices, and the overall layout with built-cylinder, the structure is extremely simple and compact, able to exceed and to maximize efficiency and volume, cost minimization . the pneumatic clamping device to drive the power source, pneumatic drive to clean the air as the transmission medium, as opp

7、osed to easy on the environment in terms of pollution of hydraulic transmission, in the protection of the environment has a significant advantage . using the two-step or three-step force-amplifier, the device solved the shortcoming of lower press result in the smaller force of pneumatic drive system

8、, and thus can be instead of the hydraulic clamping device in certain extent which easily leads to environmental pollution. the graphic example, corresponding formula of output force and mechanics characteristics curve are given which of important reference value and the guide meaning for engineerin

9、g fields.keywords： series combination force amplifier； clamping device； pneumatic drive.目錄摘 要.iabstract.ii第 1 章緒論41.1工業機械手夾持裝置發展概述41.2串聯組合增力技術51.2.1串聯組合增力技術的作用51.2.2串聯組合增力技術的發展61.3課題的提出及主要內容71.3.1課題提出的背景71.3.2主要研究內容8第 2 章夾持裝置中的增力機構92.1一次增力機構92.1.1基于長度效應的增力機構92.1.2基于角度效應的增力機構122.2二次增力機構162.2.2基于長度-角度

10、效應的二次增力機構202.2.3基于角度-角度效應的二次增力機構212.3三次增力機構252.3.1基于角度長度角度效應的三次串聯增力機構252.3.2基于角度角度長度效應的三次串聯增力機構25第 3 章二次增力可重構氣動夾持裝置273.1工作原理與機構演變273.2力學計算與性能分析293.2.1力學計算公式293.2.2力學性能分析30第 4 章三次增力可重構氣動夾持裝置314.1工作原理與機構演變314.2力學計算與性能分析334.2.1力學計算公式334.2.2力學性能分析34第 5 章基于手動增力機構創新設計365.1凸輪-鉸桿、凸輪-斜楔增力機構365.1.1偏心凸輪-鉸桿增力機構

11、工作原理365.1.2力學計算375.1.3偏心凸輪-斜楔增力機構工作原理395.1.4力學計算405.2端面凸輪杠桿增力機構425.2.1端面凸輪杠桿增力機構工作原理425.2.2力學計算425.3行星輪-鉸桿增力機425.3.1行星輪-鉸桿增力機構工作原理425.3.2行星輪-鉸桿增力機構的優點43總結.44參考文獻45致謝.47附 錄1.48附 錄2.58附 錄3.72畢 業 論 文（設 計）用 紙第 1 章 緒論1.1 工業機械手夾持裝置發展概述工業機械手是上世紀中下旬發展起來的綜合學科，它集中了機械工程、電子工程、計算機工程、自動控制工程以及人工智能等多種學科知識于一身，代表了機電一

12、體化的最高成就 1。自從 1962 年美國研制出世界上第一臺工業機械手以來，機械手技術及其產品發展非常迅猛，已成為柔性制造系統（fms）、自動化工廠（fa）、計算機集成制造系（cims）的自動化工具。工業機械手作為現代制造業的主要自動化設備，已經被廣泛的應用到工程機械、汽車制造、電子信息、家用電器等各個行業中進行裝配、加工、焊接、搬運等復雜作業，在歐美發達國得到了廣泛的應用。我國的工業機械手技術及其工程應用的水平和國外比還有一定的距離，因此迫切需要解決產業化前期的關鍵技術，而其中的機械手夾持技術就是急待提高的關鍵技術之 2工業機械手夾持裝置相當于人的手指，是工業機械手的靈魂與核心。它的作用就是

13、用適當的力夾緊物料，再由傳遞機構將物料從某一位置和方位用 3-6，按一定的運動軌跡傳遞到另一位置和方位早期的工業機械手夾持機構，大多采用結構上甚為復雜而笨重的齒條-齒輪-齒條傳動機構，或錐面螺旋機構傳動等。而參考文獻 7-9介紹的夾持裝置，雖然在結構上有了簡化，但他們對所夾持對象尺寸的變化，以及對夾緊力要求的變化，適應性都很差，不能滿足現代市場對機械制造業提出的短周期、大批量、綠色化、甚至個性化的要求。目前，工業機械手的夾持裝置，大多采用氣壓傳動或液壓傳動。液壓傳動具有運動平穩、輸出力大等優點，因此目前制造業中應用的流體傳動機械手中，液壓機械手夾持裝置的應用非常廣泛 10。但液壓傳動的缺點是運

14、動較慢、靈敏度不夠高，特別是在日益提倡環保的今天，液壓傳動的致命缺點就是液壓介質容易泄露污染環境。而從流+體傳動綠色化這一方面來說，氣壓傳動具有一些得天獨厚的優點：空氣可以從大氣中獲得；同時，用過的空氣可以直接排到大氣中去，處理方便，萬一空氣管路有泄漏，除引起部分功率損失外，不致產生不利于工作的嚴重影響，也不會污染環境。同時氣壓傳動具有動作迅速等一系列顯著優點，使得它在工業生產中得到越來越廣泛的應用，已成為自動化不可缺少的重要手段。隨著氣動技術的發展，氣動機械手的應用也越來越廣泛,特別是在一些工業裝配過程中,利用氣動機械手能提高工作效率,還可用在一些對人體健康不利的場合。氣動機械手具有結構簡單

15、、重量輕、動作迅速、可靠、節能、不污染環境、易實現過載保護等優點,特別適用于汽車制造業、食品和藥品包裝行業、化工行業、精密儀器制造業和軍事工業等。但氣壓傳動有一個致命缺點，即壓縮氣體極容易泄漏，導致系統壓力 p 不可能太高，一般在 0.5mpa 左右。因而，在要求夾持力較大的場合，往往會造成驅動夾持機構的氣缸直徑過大，使得設計人員有時不得不采用容易造成環境污染的液壓傳動夾持裝置。但采用串聯組合增力技術可以很容易地在夾持裝置的機械傳動部分得到 10 倍以上的增力比，所以能夠較好地解決氣動夾持裝置系統壓力不高的問題。1.2 串聯組合增力技術1.2.1 串聯組合增力技術的作用自古以來人類對增力技術進

16、行了持續不懈的研究與探索，發明了形式眾多的增力機構：如滑輪、斜楔、螺旋、凸輪、鉸桿等機械機構用 11，以及利用帕斯卡原理的流體傳動增力機構等。但如此繁多的增力機構裝置，若分析其基本工作原理，卻不外乎以下三類：（1）長度效應機構：如杠桿、齒輪、滑輪等機構。（2）角度效應機構：如斜楔、螺旋、凸輪、肘桿等機構。如進一步分析，斜楔、螺旋、凸輪都屬于斜面角度效應機構，而肘桿機構在力學邏輯原理上應稱之為鉸桿角度效應機構。（3）面積效應裝置：這類裝置是基于帕斯卡原理工作的，如液壓與氣壓傳動。為了得到不同的增力系數i，以滿足不同場合對增力機構的增力要求，人們還發明了大量的串聯式組合的增力機構。一般說來，串聯式

17、組合的增力機構的增力系數i，為各級裝置的增力系數的乘積，即：in=fofi=i1i2i3i4in （1-1）式中：fi輸入力；f0輸入力。采用增力技術的夾持裝置可獲得很好的綜合效果，主要表現在以下幾個方面：(1) 大大減輕生產制造過程中的勞動強度。在普通的機械制造業中，操作普通工裝夾持裝置的勞動強度，占整個新產品生產總勞動強度的 80%左右。采用串聯組合增力技術后，能顯著減少生產過程中的勞動強度。(2) 在需要長時間保持作用力的場合，采用增力自鎖機構與氣動傳動技術結合，可以讓提供壓縮氣體的設備停止工作，節能效果十分顯著。(3) 串聯組合增力技術使得在一定范圍內能夠實現夾持裝置的綠色化。1.2.

18、2 串聯組合增力技術的發展串聯組合增力技術的發展貫穿了整個的人類發展歷史。從蠻荒時代杠桿增力機構的應用到上古時期水利工程中動滑輪機構的采用，充分說明了增力技術自從遠古就出現并應用于人們的勞動和日常生活中了，最好的證明就是它的應用在古代的農工典籍中多處可見。古希臘偉大的數學家、力學家阿基米德的經典名言“給我一個支點，我就能翹起地球”例證了國外很早就在使用增力機構的事實。18 世紀中期到 19 世紀初以蒸汽機的發明和使用為標志的第一次科技革命，是以機械裝置的應用為基礎的，所以在這個時期串聯組合增力技術的開發和應用得到了極大的發展。其發展與傳動技術緊密結合，但在當時的論著中并沒有將增力機構專門列出并

19、加以論述。從 19 世紀中期以來，人類科技的發展主要是以電力技術和信息技術為中心，所以串聯組合增力技術在這段時期并沒有得到足夠的重視和長足的發展，其發展的核心表現在與電力技術和信息技術相結合，而其自身的基礎理論的研究沒有很大進展。國內外對夾持裝置增力機構的研究方式非常相似，研究成果也沒有太大的差別，所以僅對國內串聯組合增力技術的研究成果進行分析，就能把握串聯組合增力技術整個的發展情況。(1) 80 年代，國內普遍將基本增力機構作為典型的夾緊機構進行論述，介紹其工作原理和力學特性，但沒有完全揭示出這些增力機構的力放大性能，對其只是停留在一般性認識的基礎之上。對于多級增力機構，往往將其作為組合夾緊

20、裝置處理 12-14。(2) 90 年代中期，人們對基本增力機構進行了更為細致的劃分，但仍然是將其作為夾緊機構進行討論的。隨著液壓和氣動技術的發展，增力機構與它們的結合日益廣泛。(3) 1999 年，鐘康民等對鋼球增力機構進行了專門研究，針對鋼球增力機構結構簡單緊湊，制造工藝簡便的優點做出了詳細論述 18-19。(4) 2000 年，鐘康民等采用增力技術設計了兩種基于正交增力機構的離心式離合器。正交增力離心式離合器結構緊湊，制造成本較普通離心式離合器增加甚微，但輸出轉矩的能力顯著提高 20-21。(5) 2001 年，王紅巖設計了鉸桿離心式和斜楔離心式正交增力機構的內孔夾持裝置，并對兩種內孔夾

21、持裝置進行了技術性能分析和對比 22。(6) 2002 年，仇宏程設計了一種氣液增力缸，介紹了其在小型臺式沖壓機上的應用，該缸結構緊湊，回路新穎，可在多種需較高壓力而結構受一定限制的場合使用 23。汪沛華對現有氣動液壓增力機構中存在的問題，提出了改進設計方案，并對具體結構進行了創新設計 24。(7) 2003 年，蘇東寧、王明娣等設計了一系列的液壓夾持裝置，并推演了相應的力學計算公式 25-31。(8) 2004 年，曹華、王兵等設計了一系列的二級增力機構，分析了其性能特點，并給出了它們的力學計算公式和特點用 32-35。(9) 2005 年，盛小明等設計了固定式無桿活塞缸驅動的增力夾緊機構，

22、并推算出了它們的力學計算公式 36。(10) 2006 年，蘇東寧等設計了無桿缸-對稱鉸接液壓增力夾具，詳細的分析了其特點，并對其實用性進行了闡述 37。1.3 課題的提出及主要內容1.3.1 課題提出的背景通過對增力機構特別是串聯組合增力機構進行系統的研究后發現，目前國內外對串聯組合增力機構的研究，存在以下較為明顯的缺憾：(1) 對不同串聯組合增力機構的基本工作原理及內在聯系，缺乏明顯的邏輯分析，不便于學習者從本質上理解和區別這些裝置，從而停留在孤立地或形象地理解的層面上。(2) 沒有建立起較為系統、完整的串聯組合增力機構邏輯分類體系，不便于人們從整體、宏觀和聯系的層面，把握和認識增力機構。

23、(3) 廣泛存在于人體及許多動物骨骼結構中以及在機器中大量應用的依靠桿件的角度效應來傳遞力及運動的一類機構，目前的名稱是以形象命名的。英文名稱為toggle、link mechanism 等；中文則有鉸鏈機構、鉸桿機構、鉸鏈杠桿機構、連桿機構、肘桿機構等不同的稱謂。這種形象化的命名不利于人們從根本上認識該類機構。對于該類機構的不同表現形式，人們往往會誤認為是不同種類的機構。(4) 對于串聯組合增力機構，沒有形成能夠指導創新的邏輯框架及思路；不同級數、不同組合的串聯增力機構，在機構創新、演義及系統圖譜化方面，還存在大量工作尚未開展。由于存在以上問題，導致人們對串聯組合增力機構的創新，在過去的二三

24、十年間，或更長的一段時間內可以說基本上喪失了熱情。因此在國內外的文獻中，涉及到增力機構創新的，可以說少之又少。絕大多數文獻涉及的，都是前人創造的增力機構在不同場合下的具體應用。1.3.2 主要研究內容針對國內外在串聯組合增力機構研究方面存在的問題，本文擬在以下方面做出研究探討：(1) 根據基本增力機構的工作原理實質，從宏觀上將它們分為三大類：長度效應裝置、角度效應裝置和面積效應裝置。這樣，基本增力機構的工作原理及內在聯系便一目了然了。通過建立較為系統完整的增力機構邏輯分類體系，使人們能夠在把握和認識增力機構方面，從孤立、形象、零亂的層面上升到整體、邏輯、秩序的層面。(2)提出了基于串聯組合增力

25、機構的工業機械手夾持裝置的可重構創新設計思路及目標。(3)在此基礎上進行了手動可重構增力機構創新設計。第 2 章 夾持裝置中的增力機構不同的增力機構，由于結構形式的不同，其力傳遞效率、自鎖程度以及其他技術性能都存在著一定的差異。目前，機械中較為常用的增力機構主要有基于長度效應、角度效應、面積效應的增力機構以及其他一些組合增力機構等等 38-40。對于常見的增力機構，我們已經初步建立了邏輯結構圖，如圖2-1所示。圖 2-1增力機構分類圖圖2-1 所示邏輯分類圖與傳統力學及機械論著相比最大的不同之處在于：重新定義了一類角度效應裝置，即鉸桿效應裝置。我們將目前以形象命名的、依靠桿件的角度效應來傳遞力

26、及運動的一類機構，歸并后重新定義為鉸桿機構，是基于該類機構的基本工作原理是完全相同的，即至少要依靠一根中心線與輸出力方向成一定角度的桿件，也就是鉸桿，來傳遞力及運動。增力機構的力學性能中，我們比較關注的是系統的增力效益。增力比是指輸出力與輸入力之間的比值，增力比越大，機構的機械效益越高。在本章中，我們結合相應的增力機構，對其分別進行了增力比的分析和計算。2.1 一次增力機構2.1.1 基于長度效應的增力機構2.1.1.1 杠桿機構在長度效應裝置的邏輯分類體系中，杠桿機構不是通常意義上的杠桿，而是一類與普通杠桿具有相同增力特性的裝置的總稱。它包括平面杠桿，即一般所謂的杠桿機構 和輪軸杠桿機構。輪

27、軸杠桿機構的種類太多，為了研究的方便，本文只涉及輪軸杠桿機構最常出現的形式同軸杠桿機構。由于在增力系數的計算方面，平面杠桿機構和同軸杠桿機構都可以直接用公式i=ll1l2來求解，所以把它歸為一類，總稱杠桿機構。1平面杠桿機構利用杠桿使原動力轉變為夾緊力的機構稱為平面杠桿機構。平面杠桿機構一般不能自鎖，所以大多和斜楔、螺栓、凸輪組合使用，或以氣壓或液壓作為夾緊動力源。平面杠桿機構結構緊湊，并且容易變換作用力的方向，因此在復合夾緊機構中應用十分廣泛。這種杠桿機構有三種形式，結構簡圖如圖2-2所示。 (a)一般杠桿機構 (b)恒增力杠桿機構圖2-2平面杠桿機構一般杠桿與恒增力杠桿機構增力系數i計算公

28、式是一致的，即： i=fofi=ll1l2 （2-1）式中， l1 杠桿主動臂長度； l2 杠桿被動臂長度； fi 輸入力； fo輸出力； l般為杠桿的機械效率，一般取 l=0.97。一般杠桿機構的支點在杠桿的受力點和夾緊點之間，因此它的增力系數和行程比有時大于1，有時等于1，有時則可能小于1；恒增力杠桿機構的主動臂l1總大于被動臂l2因此它的增力系數i永遠大于1，而行程比is則小于1。2同軸杠桿機構同軸杠桿機構是輪軸機構中作用構件繞在同一軸轉動的裝置，可以看作是杠桿的一種變形機構，其力傳遞實質是杠桿效應。同軸杠桿包括常見的齒輪機構、撓性機構、間歇機構和摩擦傳動機構等，它們的特點是都可以分解出

29、主動臂和被動臂，而其旋轉軸就相當于普通杠桿機構的支點。它們的增力系數的計算公式都可以由下式得出： i=ll1l2 （2-2）式中： l1同軸機構主動臂； l2 同軸機構被動臂；l 同軸杠桿傳遞效率。杠桿原理作為一種省力原理，一直貫穿于我們的生活當中，從新石器時代的簡單器具一直貫穿到現在仍然在使用的復雜器具。例如，筷子、剪刀、重量稱等等，可以把杠桿原理的運用簡單分為三類：最主要一類是省力；另一類是保持平衡，測量物體重量，典型例子就是天平、秤等；還有一類就是改變力的方向，例如蹺蹺板等。這些機構的設計都用了相同的原理，使之達到造物利人的目的。2.1.1.2 杠桿機構的變形形式1 齒輪傳動一對齒輪是靠

30、主動輪輪齒一次推動從動輪輪齒而實現運動的傳遞，兩個齒輪的平均傳動比恒等于其齒數的反比，即： it=12=z2z1 （2-3） 式中， 1為主動輪轉速； 2為從動輪轉速； z1為主動輪齒數； z2為被動輪齒數。2 滑輪機構滑輪機構機構其實也是杠桿機構的變形形式，可以分為定滑輪和動滑輪兩種。判定給定機構是動滑輪還是定滑輪，主要是看利用滑輪工作時，滑輪的軸是否隨著物體移動。如果物體移動時，軸并不跟隨物體一起移動，則該滑輪為定滑輪；如果軸與物體一起移動，則該滑輪為動滑輪。定滑輪不省力。使用定滑輪提升重物時，在定滑輪所在的平面上，無論拉力方向如何，拉力的大小都一樣。因為定滑輪是杠桿類的簡單機械，其支點是

31、在定滑輪的軸上，而拉力的方向都是沿著輪的切線方向，所以拉力大小不變，其增力系數為 1；但是，定滑輪可以改變物體的速度以及加速度方向。使用動滑輪提起重物時，在動滑輪所在的平面上，能夠省一半的力。當然這是有條件的，即必須使拉力的方向始終保持豎直向上，此時其增力系數為1/2，否則結論是不成立的。因為當拉力不是豎直向上時，此時的動力臂一定小于滑輪直徑，而阻力和阻力臂都沒有改變，由杠桿原理可知，拉力必然要大于阻力的一半；在省力的同時，動滑輪不能改變力的方向。2.1.2 基于角度效應的增力機構角度效應增力裝置是利用機構中某些組件的角度效應實現增力功能的裝置，它可分為兩大類：斜面效應裝置和鉸桿效應裝置。這些

32、裝置的增力系數的計算公式一般采用i=tan的形式，其邏輯分類框圖如圖2-4所示。圖2-4角度效應裝置邏輯分類圖2.1.2.1 斜面效應裝置利用具有一定傾斜角的斜面實現增力的裝置稱為斜面效應裝置。斜楔機構、螺旋機構和凸輪機構又有定壓力角機構和變壓力角機構之分。1斜楔機構斜楔增力機構具有制造容易、結構簡單、調整方便等優點，在機械化傳動中應用較廣。斜楔機構是利用斜楔斜面將原始力轉變為夾緊力的裝置，用于工件的夾緊表面比較準確并且斜楔的工作表面容易接觸到的情況，但夾緊時，斜楔有拖著工件移動的趨勢，所以要有一止動銷定位。當斜楔角小于45°時，具有增力性能。斜楔所產生的夾緊力，隨著楔角的減小而增大

33、，但同時也增加了摩擦損失，降低了機構的工作效率，有效行程也隨著減小。因此，在實際應用中可以根據需要設計選擇不同的斜楔角，并可以設計成許多不同的形式，如單面斜楔、雙面斜楔、雙斜楔角斜楔增力機構等。在斜角很小的情況下，斜楔機構是常用的夾緊機構之一，一般都具有增力性能。斜楔所產生的夾緊力隨著楔角的減小而增大，但同時也增加了摩擦損失，降低了機構的工作效率，有效行程也隨之減小。因此，在實際應用中可以根據需要設計選擇不同的斜楔角，并可以設計成許多不同的形式，如單面斜楔、雙面斜楔、雙斜楔角斜楔增力機構等。在斜角很小的情況下，斜楔機構是常用的夾緊機構之一，一般都具有自鎖和力放大兩種特性。當斜楔角較大時，斜楔機

34、構也是常用的運動轉換機構之一。若只用單楔而不用滾輪時，摩擦力的值要大的多。因此，在機動夾緊裝置中一般都應采用帶滾輪的楔式增力機構。圖 2-5所示為定斜楔角無滾子斜楔機構，圖 2-6 所示為變斜楔角有滾子斜楔機構。 圖2-5定楔角無滾子斜楔機構 圖2-6變楔角滾子斜楔機構增力系數是機構的輸出力與輸入力之間的比值，常用i來表示。不考慮摩擦損失的增力系數為理論增力系數，用it 表示。考慮摩擦損失的增力系數為實際增力系數，用ip表示。圖2-6所示系統的理論增力系數為： it=1tan (2-4)式中： 為斜楔角。變楔角滾子斜楔機構的理論增力系數隨著行程的不同而不斷變化，斜楔上下的滾子是為了減小整個系統

35、的摩擦損失。當斜楔為主動件時，幾何尺寸與摩擦角共同決定自鎖條件；當力輸出件為主動件時，只有摩擦角決定自鎖性能。在這種工作狀態(夾緊狀態)下的自鎖條件是 1+2(其中，1 表示斜楔與機架之間的摩擦角 2為斜楔與頂柱之間的摩擦角)。所以，當斜楔機構的頂柱夾緊工件后要求自鎖時，由自鎖條件可知，斜楔角不可能太大，而且當1=2=5°9°時，斜楔機構的行程比較小，機械效率很低。所以，當要求斜楔機構的力輸出件夾緊工件之后能夠自鎖并且行程比較大以及機械效率較高時，可以使用圖2-6所示的雙斜楔角斜楔機構。較大楔角1使力輸出件獲得較大的行程比；而小楔角2使力輸出件獲得較大的增力比并且具有自鎖性

36、能。當力輸出件上設置滾輪之后，滾輪與斜楔之間的當量摩擦角2'=arctan(d0tan2d)(式中do，d分別為滾輪的轉軸自徑和內徑)。為了獲得自鎖，2應該滿足2+2'此外，斜楔機構又可分為單斜楔面斜楔機構和雙斜楔面斜楔機構。雙楔角斜楔機構不僅可以實現大的行程比、增力比和較高的傳動效率，而且可以實現力輸出件夾緊工件后的自鎖；另外，它還可以按照效率條件進行幾何尺寸設計；同時，雙斜楔機構不僅可以實現較大的位移比，較高的機械效率，而且可以實現頂桿夾緊工件后的自鎖。因此，雙楔角斜楔機構確是一種傳動與自鎖性能均比較優越的夾緊機構。2螺旋機構螺旋機構在目前的夾緊裝置中應用很廣，其結構比較簡

37、單。它有兩種不同的形式，一種是定螺紋升角的螺旋夾緊機構，一種是變螺紋升角的螺旋夾緊機構。當螺紋升角很小時，用同一原始力夾緊時，螺旋機構可獲得較大的夾緊力，這是其它簡單夾緊件所不及的。螺旋傳動可以將轉動變換成為直線運動，將扭矩轉換成為沿著軸向的力。同時，因為螺紋具有自鎖功能，所以在某些工作場合中(例如用于夾緊過程)，就可以利用這一特性保證夾緊動作的安全性。簡單螺旋機構的實際增力系數可用下式計算：ip=lrcptan (2-5)式中： l手柄力臂長度； 傳遞效率； rcp螺桿螺紋中徑一半； 螺旋升角。需要指出的是，如果單獨利用螺旋進行夾緊或者力輸出動作，由于需要具有較大的直徑和螺距(以保證螺旋具有

38、足夠的強度)，還需要低速、大扭矩的輸入；但是如果把螺旋作為中間傳動環節(不需要很大的軸向力)，就可以采用較小的直徑和螺距、高速小扭矩的輸入。所以，在實際使用中，常常將螺旋增力機構與其他增力機構和驅動裝置相組合，這樣，螺旋傳動起到了一個減速作用，能有效解決大減速比問題。2.1.2.2 鉸桿機構鉸桿機構是基于角度效應來傳遞力和運動的機構；該機構處于正常工作狀態時，即能傳遞力和運動的條件下，至少有一只中心線與輸出力方向，既不垂直也不平行的桿。鉸桿機構是一種機構簡單，增力倍數較大的增力機構，由于具有具有摩擦損失小、增力系數大等優點，在機械手夾持裝置上獲得了較廣泛的應用。僅對輸入力方向進行一次正交變向的

39、鉸桿機構，我們稱之為一次正交鉸桿機構。一次正交單鉸桿及其對稱演繹機構，如圖 2-7、2-8所示：一次正交等長雙鉸桿機構及其對稱演繹機構。如圖2-9、 2-10所示。 圖2-7一次正交鉸桿機構圖 2-8 一次正交單鉸桿對稱機構通過建立簡單數學模型，可以得到一次正交單鉸桿機構的理論力放大系數it為： it=1tan (2-6)式中：鉸桿的斜角。此裝置的理論力放大系數it和上圖裝置一樣，為：it=1tan (2-7) 圖 2-9 一次正交等長雙鉸桿機構圖 2-10 一次正交等長雙鉸桿對稱機構同樣可以得到此一次正交等長雙鉸桿機構的理論力放大系數it為： it=12tan (2-8)同樣可以得到此一次正

40、交等長雙鉸桿對稱機構的理論力放大系數it為：it=12tan (2-9)2.2 二次增力機構為了得到不同的力放大系數，以滿足不同場合對增力機構的增力要求，人們還發明了大量的串聯式組合增力機構。一般說來，串聯式組合增力機構的力放大系數，為各個裝置力放大系數的乘積，即in=fofi=i1i2i3i4in (式中fi為輸入力，fo為輸出力)。在工業生產中，許多設備都是由簡單、常見的機構組合而成的，但卻實現了新的功能，所以關鍵在于“組合”。在具體創新過程中應當注意，具有自鎖功能的增力機構，如斜楔、螺旋、凸輪等機構，通過以上分析可以知道，其力傳遞效率一般比較低；而鉸桿、杠桿等自鎖功能很低或者沒有自鎖功能

41、的機構，其力傳遞效率則顯著較前一類機構高。因此，合理利用不同增力機構的特點來實現優勢組合，是創新思維過程中應當切實注意的問題。2.2.1.1 單面斜楔-杠桿增力機構工作原理當斜楔受到外力向左運動時，斜面作用于滾輪，使滾輪驅動杠桿式壓板繞固定鉸鏈軸擺動，進而夾緊工件。利用斜楔的自鎖特性，可以對工件進行加工。加工完畢之后，推動斜楔向右運動，杠桿式壓板在復位彈簧(圖中未畫出)作用下反向擺動，從而松開工件。如圖2-11所示。圖 2-11 單面斜楔-杠桿二次增力機構2.2.1.2 對稱型雙面斜楔-杠桿增力機構對稱型雙面斜楔-杠桿增力機構結構如圖2-12所示。圖 2-12 雙面斜楔-杠桿二次增力機構使用雙

42、面斜楔增力機構，可用于雙向夾緊工件的場合。通過建立數學模型，可以得到，斜楔-杠桿增力機構的理論增力系數為： it= l1 l2tan (2-10)式中： l1 杠桿主動臂的長度； l2杠桿被動臂的長度； 斜楔角。2.2.1.3 鉸桿-杠桿增力機構1非對稱型將鉸桿和杠桿進行組合，可以得到另一種基于角度-長度效應的增力機構，如圖2-13、2-14所示。其理論增力系數為兩種增力機構的乘積：it= l1 l2tan (2-11) 圖2-13 單邊單向輸入鉸桿裝置 圖2-14 雙邊單向輸入鉸桿裝置與杠桿增力機構的組合 與杠桿增力機構的組合考慮到機械效率損失則實際增力系數可用(2-13)式計算： ip=f

43、of1= l2 l1tan(+)1 （2-12）在工作狀態下機構壓平前加緊點的最大行程可用（2-14）式計算：sq= l1l(cos1-cos1) l2 (2-13)式中： fo輸出力；fi輸入力； l1， l2杠桿式壓板主動臂、被動臂的長度；（現取l1l2=2） 鉸桿理論壓力角(如圖2-15所示)；鉸鏈副的當量摩擦角，即：=arcsin2rlf (r為鉸鏈軸半徑、現取 10mm，l為鉸桿上兩鉸鏈孔的中心距、現取 100mm，f為鉸鏈副的摩擦因數、現取 0.1)；1杠桿的傳動效率，通常取 0.97。在選擇角度時，不應小于一定的值。一般情況下，應在7° 10°之間。但需要指出

44、的是，這類機構不能象斜鍥機構那樣具有自鎖功能，僅在角很小時，也就是說，當角趨于零時，理論上才能自鎖。但這時，夾緊力將急劇增大，工件及機構中的元件可能會受力過大而發生變形，因此趨向零的角實際上是不存在的。圖2-14所示機構的工作原理與圖2-13機構相似，雖然其理論增力系數是圖2-13所示系統的一半。(2) 對稱型圖2-15所示裝置通過鉸桿和杠桿進行力的放大。同時該裝置的各構件對稱分布，使滑塊與滑槽之間摩擦很小，比非對稱結構傳遞效率高，延長了相關零件的使用壽命。圖2-15 對稱型鉸桿-杠桿二次增力機構通過建立力學模型，在不考慮鉸桿兩端、杠桿鉸接處、滑塊與滑槽摩擦損失的條件下，機構的理論力放大系數

45、it的計算公式為：it= l1 l2tan (2-14)考慮摩擦后，實際力放大系數ip可由下式計算：ip=fof1= l1 l2tan(+)1 (2-15)在工作狀態下機構壓平前加緊點的最大行程可用（9）式計算：sq= 2l1l(cos1-cos1) l2 (2-16)式中： 杠桿的力傳遞效率；杠桿兩鉸接中心連線與水平方向夾角；當量摩擦角。2.2.2 基于長度-角度效應的二次增力機構2.2.2.1 杠桿-斜楔增力機構杠桿-斜楔增力機構如圖2-16所示。機構中將斜楔和同向夾緊杠桿進行組合，當手柄向左壓時，帶動斜楔水平向左運動，最后推動力輸出件向上移動，壓緊工件；手柄向右松開時，斜楔向右移動，這樣

46、就可以帶動滾輪松開工件。同時，為了實現夾具的自鎖，設斜楔的角度為，摩擦角為= arctanf，則斜楔自鎖條件：<2。假設在夾緊時杠桿在豎直位置，通過力學分析計算可得：it=l1+l2l1tan (2-17)圖2-16 杠桿-斜楔二次增力機構將杠桿和最常見的斜楔組合，通過簡單局部的小變化，實現了所需功能，目前在實際生產中需要這種小型手動夾具的地方很多。2.2.2.2 杠桿-鉸桿式增力機構。當輸入水平向上的作用力時，首先通過杠桿原理，進行了一次力放大，并同時帶動連桿、鉸桿運動，鉸桿將力傳遞到力輸出件時，利用角度效應進行第二次力放大。經過兩次增力之后，由力輸出件輸出作用力fo，當撤銷外力之后，

47、輸出件在重力或彈簧力(圖中未示出)的作用下，返回到初始位置。如圖2-17、2-18所示。圖2-17 杠桿-單邊裝置單向輸入鉸桿增力機構不難得出，圖2-17所示二次增力機構的理論增力系數是杠桿和鉸桿的理論增力系數乘積： it=it1it1=l1l2tan (2-18) 圖 2-18 杠桿-雙邊裝置單向輸入鉸桿增力機構通過前面的分析，圖2-18所示機構的理論增力系數為： it=it1it1=l1+l22ltan (2-19) 2.2.3 基于角度-角度效應的二次增力機構利用鉸桿增力機構進行組合，得到系統的力放大效果顯著，力傳遞效率也比較高，因此在實際使用過程中得到了廣泛的應用。對輸入力方向進行二次

48、正交變向的鉸桿機構，我們稱之為二次正交串聯鉸桿機構。二次正交串聯鉸桿機構，從數量上比一次機構要龐大得多。從空間布置上，一次機構置于對稱式二次機構外側的，我們稱之為二次正交外置式串聯鉸桿機構；一次機構置于對稱式二次機構內側的，我們稱之為二次正交內置式串聯鉸桿機構。而二次機構僅有一副等長雙桿的非對稱機構，如圖2-8、2-10所示機構，則不存在一次機構外置與內置的問題。二次正交單鉸桿雙鉸桿串聯的組合機構，及其外置式單鉸桿 雙鉸桿串聯組合的對稱演繹機構，分別如圖2-19、2-20 所示。 圖 2-19 二次正交單鉸桿-雙鉸桿串聯機構 圖 2-20 二次正交外置式單鉸桿-雙鉸桿串聯對稱機構二次正交單鉸桿

49、-雙鉸桿串聯機構和二次正交外置式單鉸桿-雙鉸桿串聯對稱機構的理論力放大系數it均為：it=121tantan+1 (2-20)二次正交雙鉸桿雙鉸桿串聯的組合機構，及其外置式雙鉸桿雙鉸桿串聯組合的對稱演繹機構，分別如圖 2-21、圖 2-22 所示。二次正交雙鉸桿-雙鉸桿串聯機構和外置式二次正交雙鉸桿-雙鉸桿串聯對稱機構的理論力放大系數it均為： it=141tantan+1 (2-21) 圖2-21 二次正交雙鉸桿-雙鉸桿串聯機構 圖2-22 外置式二次正交雙鉸桿-雙鉸桿串聯對稱機構內置式二次正交雙鉸桿雙鉸桿串聯的對稱型組合機構，及對稱雙鉸桿雙鉸桿串聯的對稱型組合機構，分別如圖2-23、圖2-

50、24 所示。 圖2-23 內置式二次正交雙鉸桿-雙鉸桿 圖2-24 內置式二次正交對稱雙鉸桿-雙鉸桿串聯對稱機構圖 串聯對稱機構內置式二次正交雙鉸桿-雙鉸桿串聯對稱機構的理論力放大系數it為： it=12tantan (2-23)1力放大系數i當鉸桿機構的壓力角， 較小時，便具有明顯的力放大功能。輸出力fo與fi輸入力的比值，我們稱之為力放大系數，常用i表示。即i=fofi不計摩擦損失條件下的力放大系數，我們稱之為理論力放大系數，用it表示。即it=fotfq一般說來，可以比較的類似型機構，單鉸桿機構的理論力放大系數，是雙鉸桿機構的2倍。而對于二次正交串聯機構來說，理論力放大系數it的計算公式

51、，一般則表現為，有某一部分是壓力角， 的正切函數乘積的倒數。根據正切函數的特性，可以極為容易地判斷出，二次正交串聯機構的力放大效果，要顯著優于一次正交機構。例如，在圖 2-13、2-6 兩種機構中，我們取= =6o，則二者理論力放大系數的比值。ft13ft6=1tan60100這說明當壓力角，的值較小時，二次正交串聯機構的力放大系數，相對于一次正交機構，有可能高出一個數量級。2 輸出位移so當給機構的力輸入元件施加一個作用力，并使其產生一定的輸入位移si后，便將使力輸出元件產生一個相應的輸出位移so。盡管鉸桿機構具有顯著的力放大功能，但任何力放大機構都不可能做到既放大力，又放大位移，而是要以輸

52、出位移so相對于輸入位移si的相應縮小為代價。也就是說，機構的理論力放大系數it的值越大，比值sosi越小。當機構輸出位移so與輸入位移si，是線性函數關系時（例如等壓力角斜楔機構），一般有sosi=1it。但鉸桿機構的so與si之間，并不是線性函數關系。因此，只有在微觀尺度上，即瞬時輸入位移si0的條件下，上述關系式才能成立。在宏觀尺度上，鉸桿機構的位移比值sosi，要顯著大于1it即sosi1it這是機構的一個極為突出的優點。即當機構的壓力角，較大時，可使力輸出元件快速趨近作用對象；而當力輸出元件接觸到其作用對象的表面時，便停止運動。此時機構的壓力角， 已經變得很小，就能夠得到相對于輸入力fi大得多的輸出力fo。2.3 三次增力機構2.3.1 基于角度長度角度效應的三次串聯增力機構圖2-25所示的是