DOI: 10.11817/j.issn.1672-7207.2016.06.011

动力卡盘高爪最优配车锥角及配车方法

王健健¹，冯平法¹，张建富¹，吴志军¹，张国斌²，闫培龙²

 (1. 清华大学 机械工程系，精密超精密制造装备及控制北京市重点实验室，北京，100084；

2. 呼和浩特众环集团，内蒙古 呼和浩特，010051)

摘要：在阐明卡爪夹持弧的锥角对卡爪/工件接触状态的影响规律及其对卡盘径向夹持刚度影响规律的基础上，研究卡盘的使用参数和结构参数等对夹紧状态下卡爪倾转角度的影响规律，并建立卡爪夹持弧配车锥角的数学模型。针对卡盘的硬爪和软爪2种不同的卡爪形式，研究夹持弧锥角的加工和使用方法。研究结果表明：1个合适的配车锥角可使夹紧力在工件上均匀分布，能够减轻径向夹持刚度的周期性变化；对于锥角已定(0.05°)的硬爪夹持弧，在使用时拉杆的输入推拉力必须限制在一定范围内(16~30 kN)，才能保证卡爪在整个名义夹持长度上与工件完全接触；采用定量配车或使用新型配车夹具的方法，可使软爪配车出合适锥角，使夹紧力在工件上均匀分布。

关键词：卡盘；加工精度；高爪配车；夹持弧锥角；夹持刚度；数控机床

中图分类号：TP24             文献标志码：A         文章编号：1672-7207(2016)06-1896-10

Optimal top jaw cone angle and it’s turning method for power jaw-chuck

WANG Jianjian¹, FENG Pingfa¹, ZHANG Jianfu¹, WU Zhijun¹, ZHANG Guobin², YAN Peilong²

 (1. Beijing Key Laboratory of Precision/Ultra-precision Manufacturing Equipments and Control,

Department of Mechanical Engineering, Tsinghua University, Beijing 100084, China;

2. Huhhot Zhonghuan (Group) Co. Ltd., Huhhot 010051, China)

Abstract: Based on the clarification of the effect of chucking arc angle on the contact status of chuck jaw and workpiece, and on the radial chucking stiffness, the tilting angles of chuck jaw with different operation parameters and structure parameters were investigated. And the model of chucking arc angle produced by turning was developed. For the two different jaw styles including hardened jaw and soft jaw, the method for manufacture and application of chucking arc was studied. The results show that an appropriate chucking arc angle is essential for the uniform distribution of clamping force, which can eliminate the variation in radial chucking stiffness with respect to the direction of the radial cutting force. For the hardened chucking jaw with a particular chucking arc angle (0.05°), the input force transmitted by drawbar should be limited in particular value (16-30 kN) to guarantee that the jaw contacts the workpiece along its full clamping length. The quantitative method and a new type of fixture for turning the jaw chucking arc are introduced to produce an appropriate arc angle.

Key words: chuck; accuracy of machining; turning of the top jaw; chucking arc angle; chucking stiffness; numerically controlled machine tool

高速切削^[1]、硬切削^[2]等新型切削技术的发展对数控机床的精度提出了更高的要求^[3-5]。液压动力卡盘是数控车床上用来安全夹紧和准确定位工件的重要功能部件。其中，楔式动力卡盘由于同时具有夹紧力大、转速高、通孔大、柔性高等优点，使用最广泛^[6-9]。然而，随着主轴和刀具系统性能的提升，卡盘已成为制约数控车床精度提高的瓶颈^[10]。卡盘对工件加工精度的不利影响主要体现在以下3个方面：1) 卡盘零部件的制造装配误差导致三爪运动不一致产生定心误差，使工件的理想轴线与主轴中心不重合，影响工件的同轴度精度^[11-13]；2) 卡盘的夹紧力使工件发生径向变形，影响薄壁工件的圆度精度^[14-15]；3) 卡盘-工件系统的径向夹持刚度过小使工件在切削力作用下发生较大变形，影响工件的圆柱度精度^[16]，而径向夹持刚度随径向切削力作用方向周期性变化，影响圆柱形工件的圆度精度^[17-19]。EMA等^[18]通过实验研究发现，夹持弧锥角关系到卡盘径向夹持刚度特性，从而会影响到工件的加工精度。在生产中通常采用对卡盘高爪配车留出一定直径夹持弧的方法，来提高卡盘的定心精度。在配车过程中，卡爪在夹紧力作用下会发生倾转，使配车出的夹持弧具有一定锥角。然而，由于缺乏定量研究，在生产中如何确定合适的夹持弧锥角带有一定的盲目性。为此，本文作者采用理论和仿真相结合的方法，分析卡爪和工件的接触状态，研究卡爪夹持弧的最优锥角及其加工和使用方法，以便为更加合理地使用楔式动力卡盘，提高加工精度提供理论和技术参考。

1  卡盘夹紧工件的有限元仿真方法

楔式动力卡盘的主要零部件有盘体、楔心套、基爪、T型块、高爪、拉杆、推拉套、推拉环等，如图1所示。图1中，推拉环和推拉套将拉杆连接并固定在到楔心套上，T型块将高爪连接并固定在基爪上。楔式动力卡盘的夹紧运动通过楔心套的楔形槽与基爪的楔形齿组成的楔式传动机构完成，将拉杆的轴向运动转化为卡爪的径向运动。

采用Ansys Workbench14.5中的静力学结构分析模块作为有限元仿真工具。楔式动力卡盘有3对关键的接触：楔心套的楔型槽与基爪的楔型齿之间的接触，基爪的筋与盘体的横槽之间的接触，高爪的夹持弧与工件的表面之间的接触。为了提高模型计算精度并保证计算时间不会过长，除关键接触面网格的“网格大小”取2 mm外，模型的其他部分均采用默认方法划分网格。楔式动力卡盘中的3对关键接触，选用“有摩擦”接触方式进行设置，卡盘中的其他接触均设置为“绑定”接触方式。考虑到基爪筋和楔形齿的变形主要是弯曲变形，因此，将这2处的“法向刚度系数”设为0.1^[20]；工件与高爪的变形主要是体积变形，“法向刚度系数”设为1^[20]。

楔式动力卡盘在高速转动时，由于液压锁的存在，拉杆对楔心套的力并不恒定，拉杆对楔心套的作用表现为有刚度的弹性体。为了有效模拟拉杆的刚度效应，提出使用“螺栓预紧力”对拉杆进行分步加载的方法，对卡盘高速转动下的卡爪/工件接触状态进行仿真分析：第1步，对拉杆施加“螺栓预紧力”模拟输入推拉力；第2步，将第1步中施加的预紧力设置成“锁定”状态，以模拟卡盘液压系统的自锁功能，同时对整个模型施加“均匀转速”。此外，盘体的止口端面和拉杆的端面处采用“固定支撑”进行约束；盘体内圆和楔心套外圆采用“移动副”进行设置，盘体外圆为“参考”单元，楔心套外圆为“移动”单元；盘体直槽和基爪筋上面之间采用“移动副”进行设置，盘体直槽为“参考”单元，基爪筋上面为“移动”单元。

图1  楔式动力卡盘结构图

Fig. 1  Structure of power-operated wedge-hook chuck

2  卡爪/工件接触状态与夹持弧锥角的关系

卡爪夹持弧的锥角会影响卡爪/工件的接触状态。图2所示为在无锥角和有合适锥角2种情况下仿真获得的夹紧力在工件上的分布。仿真所用的输入推拉力为20 kN，锥角为0.04°，为卡爪对工件的名义夹持长度，为30 mm。

从图2可以看到：当卡爪夹持弧没有锥角时，工件的实际夹持长度小于工件的名义夹持长度，卡爪在整个名义夹持长度上与工件部分接触；当卡爪夹持弧有合适锥角时，工件的实际夹持长度等于工件的名义夹持长度，卡爪在整个名义夹持长度上与工件完全接触。当卡爪有合适锥角时，夹紧力不仅在夹持长度上均匀分布，且工件上的最大应力也比无锥角时的应力小很多，能够减小工件在夹紧力作用下的最大变形。

图2  夹紧力分布与卡爪有无合适锥角的关系

Fig. 2  Relationship between distribution of clamping force and existence of appropriate jaw cone angle

卡爪与工件的接触状态决定了卡盘的径向夹持刚度特性。图3所示为仿真获得的卡盘的径向夹持刚度的周期性变化与卡爪有无合适锥角的关系。图3中，φ为工件所受的径向作用力的方向，φ=0°表示径向作用力的方向沿着卡爪，x为径向作用力引起的工件在作用点处的变形。仿真所用的径向力为1 kN，工件悬伸长度为120 mm。

从图3可以看到：当卡爪无锥角时，卡盘的径向夹持刚度表现出明显的周期性变化，径向力作用方向沿着卡爪(φ=0°)时的径向夹持刚度小于正对卡爪(φ=60°)时的径向夹持刚度。而当卡爪夹持弧有合适锥角时，径向夹持刚度的周期性变化不明显。

图3  夹持刚度的周期性变化

Fig. 3  Cyclical variation in radial chucking stiffness

因此，在实际生产中，1个合理的配车锥角是非常必要的，它能够保证卡爪与工件的初始接触角接近为0°，从而使夹紧力在工件上的分布接近于均匀分布，保证爪与工件在整个夹持长度上完全接触，减小径向夹持刚度的周期性变化，提高工件圆度加工精度。

对卡爪进行配车时，一般会预先夹持1个配车环。而卡盘在夹紧配车环时，在夹紧力的作用下，卡爪会发生倾转。在卡爪夹紧工件时，卡爪在夹紧力作用下会再次发生倾转。2次倾转角度决定着夹紧状态时卡爪夹持弧与工件的接触角θ₀的大小和正负，进而决定着夹紧力在工件夹持长度上的分布情况，如图4所示。

由于初始接触角的存在，如图5所示，l_cm为工件的实际夹持长度，夹紧力F_cm可以被分成2部分，即均匀分布夹紧力F_cm,U和线性分布夹紧力F_cm,L：

              (1)

图4  夹紧力分布与卡爪/工件接触角的关系

Fig. 4  Relationship of distribution of clamping force and contact angle between clamping arc and workpiece

图5  夹紧力和变形的分解

Fig. 5  Decompositions of clamping force and deformation

图5中，F_cm为作用点与夹持弧中心的距离，θ₀为工件径向变形引起的夹持弧与工件的接触角度。工件与卡爪接触面的总变形也分成2部分，即均匀分布变形w_w和线性分布变形w_wD。相应地定义以下刚度：k_w为均匀刚度；k_wD为差分刚度。则力、变形和刚度之间的关系为：

              (2)

            (3)

3  卡爪倾转角度的计算

3.1  卡爪倾转角度的理论建模

楔式动力卡盘在夹紧工件时，卡爪在力的作用下会发生倾转。图6所示为在夹紧状态时，卡爪的受力分析图。其中：f_N0和N₀分别为基爪楔形齿面受到楔心套的摩擦力和正压力；A₀为力的等效作用点；α为楔角；A_i(i=1，2) 为楔心套与楔形齿接触的两端位置；N₂和N₁分别为基爪的筋上、下面受到盘体横槽的正压力；f_N2和f_N1分别为基爪的筋上、下面受到盘体横槽的摩擦力；h_b为基爪筋的长度；h_e为基爪筋的厚度；h_a和h_c分别为A₀到基爪筋中心的径向和轴向距离；h_cm和R_e 分别为夹紧力作用点到基爪筋的中心的轴向距离和径向距离，其中h_cm称为夹持中心高；R_r为夹紧力作用点到基爪最外侧的径向距离；为基爪筋上、下面受到盘体作用力的等效作用点之间的径向距离。

图6中：；。

图6  卡爪受力分析图

Fig. 6  Force diagram of jaw

由力的平衡容易得到楔式动力卡盘的力传递系数k_F为

 (4)

式中：为三爪夹紧力之和；F_in为拉杆的输入推拉力；μ为卡盘各运动副上的摩擦因数；β_μ为摩擦角()；h_cm为夹持中心高，等于夹紧力作用点到基爪筋的中心平面的距离。

图7所示为通过有限元计算得到的卡盘夹紧工件时，卡爪的变形方向示意图，其中的虚线表示卡爪变形前的轮廓，实线表示卡爪变形后的轮廓，箭头表示变形的方向。

相对卡爪的其他部分，与工件直接接触的高爪的变形情况应更受关注。从图7可以看出：高爪的变形呈现圆周运动特征，即绕某一中心发生倾转。取基爪的1个筋作为研究对象，其受力图如图8所示。

图7  夹紧状态下卡爪的变形方向示意图

Fig. 7  Schematic diagram of deformation direction of jaw under action of clamping force

图8  基爪筋的受力分析图

Fig. 8  Force diagram of base jaw’s slider

图8中：k_ct,i(i=1，2)分别为基爪的筋下、上面的总刚度；M为基爪筋受到的基爪其他部分的扭矩。设筋的扭转刚度为k_M，高爪相对于筋的弯曲刚度为k_TJ，盘体横槽与基爪筋的上下表面的接触刚度分别为k_t,i，(i=1，2)，盘体横槽与基爪筋相接触的面本身的法向刚度为k_c,i，则有

                (5)

由力的平衡得

        (6)

则由盘体横槽的结构变形以及盘体横槽与基爪筋的接触变形，引起的高爪倾转角度为

           (7)

式中：

   (8)

由基爪筋的扭转造成的高爪倾角为

               (9)

由卡爪的弯曲变形造成的高爪倾角为为

          (10)

综上，由于盘体和卡爪的弹性变形造成的高爪倾角为

            (11)

当盘体横槽和基爪筋之间存在间隙Δd时，由卡爪刚体转动引起的高爪倾角为

              (12)

则高爪的总倾角为

               (13)

由式(4)~(13)可以得到与F_in和Δd呈线性关系，即

            (14)

式中：a_F和为线性系数。

从式(14)可以定义卡爪的倾转刚度k_r为

               (15)

卡爪的倾转刚度由卡盘的结构和材料特性决定。

3.2  卡爪倾转角度计算模型的实验和仿真验证

3.2.1  由于弹性变形引起的卡爪倾转实验验证

卡爪在工作时发生的倾转会带动工件发生轴向运动，称为“外吐”。可通过测量不同夹紧力作用下的工件外吐量来间接测量卡爪的倾转角度。卡爪倾转导致的工件外吐现象如图9所示。

根据对卡爪的倾转变形的分析，可以得到卡盘在夹紧工件时，工件的轴向外吐量δ的理论计算公式为

            (16)

式中：R_e和R_r分别为高爪的结构和位置尺寸，如图6所示，其值分别为夹紧力作用点到基爪筋中心点和基爪最外侧的径向距离。

图10所示为实验获得的静态夹紧力F_cm,0与工件轴向外吐量δ的关系曲线。实验采用楔式三爪卡盘夹持夹紧力测试仪，增大油压后使用千分表测量夹紧力测试仪的轴向位移，同时读取夹紧力测试仪的示数。实验中采取2种加载方式：1) 在增大油压前，对夹紧力测试仪进行预夹紧，夹紧力大于0 kN，但小于    0.3 kN(由夹紧力测试仪的精度决定)；2) 在增大油压前，未对夹紧力测试仪进行预夹紧，夹紧力等于0 kN。

图10中数据呈现一定的离散性，一方面是由于夹紧力测试仪与高爪夹持弧表面的接触状态的不理想，另一方面是由于卡盘内部传动副间的摩擦系数存在波动，导致卡盘内部受力情况波动，进而导致了卡爪倾转角度的变化。从图10可以看到：随着夹紧力的增大，工件的轴向外吐量呈线性增长，即卡爪的倾转角度呈线性增长。图中2条直线存在的截距差，表明由于盘体横槽与基爪筋的配合间隙Δd存在，导致卡爪发生刚体倾转运动，带动工件产生了轴向位移。

图9  工件的轴向外吐现象

Fig. 9  Axial displacement of workpiece

图10  轴向外吐量与夹紧力的关系

Fig. 10  Relationship between axial displacement of workpiece and clamping force

3.2.2  由于配合间隙引起的卡爪倾转仿真验证

图11所示为有限元方法计算得到的，盘体横槽与基爪筋的不同配合间隙下，输入推拉力对卡爪倾转角度的影响曲线。

图11  输入推拉力对卡爪倾转角度的影响

Fig. 11  Effect of input force on tilting angle of jaw

图11中拟合直线的斜率等于a_F，直线的截距表示配合间隙△d引起的高爪倾角。从图11可以看出：当盘体横槽与基爪筋的配合间隙一定时，高爪的总倾角与输入推拉力呈很强的线性关系。每条直线的拟合方程的截距随着配合间隙Δd的增大而成比例增长，即76:52:26≈3:2:1。这说明了式(14)所表示的线性关系的正确性。随着△d的增大，a_F增大，卡爪的倾转刚度k_r减小。这是因为随着盘体横槽与基爪筋配合间隙的增大，基爪筋与盘体横槽的接触面积减小，造成盘体横槽与基爪筋相接触的面本身的法向刚度减小，进而造成卡爪倾转刚度降低。

3.3  卡爪倾转角度与卡盘使用参数的关系

3.3.1  夹持中心高对卡爪倾转角度的影响

图12所示为有限元方法计算得到的夹持中心高对卡爪倾转刚度的影响曲线。

从图12可以看出：随着夹持中心高的增大，虽然静态夹紧力逐渐减小，但卡爪的倾转角度却逐渐增大。

图12  夹持中心高对卡爪倾转角度的影响

Fig. 12  Effect of clamping center height on tilting angle of jaw

即卡爪的倾转刚度随着夹持中心的增大而减小。这是因为随着夹持中心高的增大，卡爪的弯曲刚度逐渐减小，且减小幅度大于静态夹紧力的减小幅度，从而导致卡爪倾转角度增大，卡爪的倾转刚度减小。在生产中，为了减小卡爪的倾转，应避免选用过大的夹持中心高夹持工件。

由图12和式(14)可以得到a_F是夹持中心高的函数，即

               (17)

3.3.2  主轴转速对卡爪倾转角度的影响

楔式动力卡盘在高速转动时，卡爪在离心力的作用下会发生进一步的倾转，这种倾转使工件在主轴高速转动时的外吐量发生变化。图13所示为主轴转速S对工件轴向外吐量的δ影响。

图13  主轴转速对卡爪倾转引起的工件轴向位移的影响

Fig. 13  Effect of rotational speed of spindle on axial displacement of workpiece

从图13可以看到：在不同的夹持中心高处，随着卡盘转速的提高，工件会发生不同程度的轴向位移；当夹持中心高较小时，工件在高速下的轴向外吐量增大；当夹持中心高较大时，工件在高速下的轴向外吐量减小。在适当夹持中心高处(h_cm=50 mm)，工件在高速下的轴向位移的改变量非常小，即由离心力引起的卡爪倾转非常小。

4  高爪配车锥角的理论和仿真分析

4.1  高爪配车后的锥角的计算

由于对高爪配车时，车削方式是断续车削，配车转速不宜过高。从图13可以看到：与静态夹紧力引起的高爪倾转相比，卡盘在转速小于2 000 r/min时的高爪再倾转非常小，可以认为配车时卡爪的倾转角度只由静态夹紧力决定。

由式(4)可以看到：卡盘的静态夹紧力正比于输入推拉力，即

           (18)

图14所示为对高爪进行配车的示意图。图中的h_cm,turn为卡爪配车时所夹持的配车环的夹持中心高；h₁和h₂分别为工件内端面和卡爪外端面到基爪筋中心平面的距离。

配车后高爪会形成一个锥角β≥0，即

       (19)

式中：β₀为由于盘体横槽与基爪筋配合间隙的存在导致的卡爪刚体倾转角度；F_in,turn为配车时拉杆的输入推拉力。

4.2  硬爪配车后夹持弧锥角的使用

卡盘在出厂时会配有一副已经配车好的带有一定锥角β的卡爪，如何通过合理地选用工作的输入推拉力，以保证卡爪夹持弧与工件具有良好的接触状态，对提高卡盘的径向夹持刚度和极限切削力具有重要  意义。

图15所示为当β=β₀即配车油压非常小时，使用配车出的卡爪夹持工件，夹紧力在工件上的分布。

假设工件的名义夹持长度l′_cm足够长，则工件的夹持中心高为，由式(4)可以得到夹紧力与输入推拉力的关系为

         (20)

同时可以求得夹持工件时，卡爪夹持弧的倾转角度θ_T为

        (21)

进而求得夹紧工件时，卡爪夹持弧和工件的接触角θ₀为

     (22)

由于此时F_cm=F_cm,L，将式(20)和式(22)代入式(3)中，可得

   (23)

图14  配车示意图

Fig. 14  Schematic diagram of top jaw

图15  β=β₀时的夹紧力分布图

Fig. 15  Distribution of clamping force when β=β₀

结合实际物理情况，从式(23)可以看到：在区间[0，l′_cm]内，l_cm具有唯一解，且解与夹紧力无关。因此，在β=β₀下，无论输入推拉力为多大，工件的实际被夹持长度都是不变的，这个时候增大夹紧力，并不能有效地增大实际夹持长度。图16所示为β=β₀时仿真获得的夹紧力与实际夹持长度的关系。图16有效验证了理论分析的正确性。

当β=β₀时，夹紧力在工件上的分布情况与输入推拉力有关，如图17所示。随着输入推拉力的增大，夹紧力在工件上的分布呈现6种不同的状态。

对高爪进行配车后，高爪夹持弧形成的锥角为

              (24)

式中：

         (25)

因此，卡爪夹紧工件时，夹持弧与工件的接触角度θ₀为

          (26)

将式(26)代入式(3)，得到状态1的输入推拉力F_in,s1实际夹持长度l_cm的关系为

 (27)

采用同样的方法，得到状态2时的输入推拉力F_in,s2与夹持长度l_cm的关系为

 (28)

从式(28)可以看到，状态2时的输入推拉力F_in,s2与β_e呈正比例关系，即

图16  β=β₀时，夹紧力与实际夹持长度的关系

Fig. 16  Relationship between distribution of clamping force and clamping length when β=β₀

图17  不同输入推拉力下的夹紧力分布图

Fig. 17  Distributions of clamping force with different input forces

             (29)

式中：为比例系数。

同样得状态3时的输入推拉力F_in,s3与夹持长度l_cm的关系为

        (30)

状态4时的输入推拉力F_in,s4与夹持长度l_cm的关系为

 (31)

从式(31)可以看到，状态4时的输入推拉力F_in,s4与β_e呈正比例关系，即

             (32)

式中：为比例系数。

状态6是一种极限情况，即当输入推拉力趋于无穷时，输入推拉力与夹持长度的关系，虽然这种情况不会实际发生，但是对于完整分析夹持弧与工件接触也是必要的。

 (33)

当F_in,s6→∞时，有以下等式成立：

   (34)

比较式(23)和式(34)，两者为同一等式，说明当输入推拉力足够大时，实际夹持长度趋于稳定。为了证明理论分析的正确性，通过有限元仿真的方法进行验证，分别得到β_e等于0°，0.02°和0.05°时，输入推拉力F_in与实际夹持长度l_cm的关系，如图18所示。仿真中所用夹持弧的最大夹持长度l_cm等于30 mm。

图18  输入推拉力与实际夹持长度的关系

Fig. 18  Effect of input force on actual clamping length

考察图18中β_e不等于0°时的输入推拉力与实际夹持长度的关系曲线。首先根据式(29)和式(32)可以得到G_i和G'_i点处对应的输入推拉力和的计算公式为

        (35)

式中：，，分别为2个不同。

从式(35)可以看出：对于特定的β_e，使卡爪夹持弧与工件在整个名义夹持长度上完全接触的输入推拉力的2个临界值与β_e呈正比。图18中G₁，G′₁，G₂和G′₂表示入推拉力的临界点。各点对应的输入推拉力为：

，，

，。

则有：，。

而，说明输入推拉力2个临界值关系的有限元分析结果与理论分析结果一致。另外，由图18可知：当输入推拉力足够大时，β_e＞0°时的实际夹持长度趋于稳定，其极限值等于β_e=0°时的实际夹持长度，也与理论分析的结果一致。

在实际生产中，卡盘出厂时应该配有具有不同锥角的多副硬爪，并给出每副硬爪的输入推拉力限制范围，使用户针对不同的工件可以使用不同的输入推拉力来操作卡盘。

4.3  高精度软爪夹持弧的配车

标准的楔式动力卡盘在出厂时会配有1副软爪，主要用于高精度加工场合，用户在使用时需要自己进行配车，以提高卡盘对工件的定心精度。如图14所示，传统的配车方式要在软爪的近主轴端夹持1个配车环，而控制油压与夹持工件进行车削时相同。根据图12，夹持中心高越小，高爪的倾转刚度越大，在相同输入推力下，高爪的倾转角度越小。由于配车出的夹持弧的夹持中心高要大于配车时所夹持的配车环的夹持中心高，所以，配车出的锥角要小于夹持工件时高爪的倾转角度，最终导致卡爪夹持弧与工件的初始接触角大于0°，使卡爪与工件之间不能达到最佳的接触状态。

为了解决这个问题，设计1种新型配车环，如图19所示。

使用时，配车环上的螺钉安装在软爪的沉头孔中，通过配车环内部的盘丝来调整夹持直径，仍然控制配车油压与夹持工件进行车削时相同。这样配车出的夹持弧的中心高与配车时夹紧新型配车环的夹持中心高基本相等，使卡爪夹持弧与工件的初始接触角接近于0°。

图19  新型高爪配车环

Fig. 19  New-type fixture of turning top jaw

根据理论分析的结论，可采用定量提高油压对高爪进行配车的方法。配车时，仍然采用如图12所示的传统夹持配车环的方法，但拉杆的输入推拉力F_in,turn要定量提高，即

          (36)

式中：F_in和h_cm分别为使用软爪夹紧工件进行车削时拉杆的输入推拉力和工件的夹持中心高。

5  结论

1) 合适的配车锥角可以使夹紧力在工件上均匀分布，能够减小径向夹持刚度的周期性变化，合适的夹持中心高可以使主轴转速对卡爪倾转角度的影响降到最低。

2) 对于锥角已定的硬爪夹持弧，在使用时拉杆的输入推拉力必须限制在一定范围内，才能保证卡爪在整个名义夹持长度上与工件完全接触，例如当卡爪锥角为0.05°时，输入推拉力压限制在16~30 kN。

3) 根据卡爪倾转角度与夹持中心高和输入推拉力的关系，提出采用定量提高油压和使用新型配车夹具使卡爪配车出合适锥角的方法，使夹紧力在工件上均匀分布。

参考文献：

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(编辑  刘锦伟)

收稿日期：2015-06-14；修回日期：2015-08-29

基金项目(Foundation item)：国家科技重大专项(20122X04002-061)；北京市科技计划项目(D131100002713003)；北京市自然科学基金资助项目(3141001)(Project(20122X04002-061) supported by the National Science and Technology Major Project of China; Project(D131100002713003) supported by the Science and Technology Project of Beijing Municipal; Project(3141001) supported by the Beijing Natural Science Foundation)

通信作者：冯平法，博士，教授，从事高效精密加工技术的研究；E-mail：fengpf@mail.tsinghua.edu.cn