1、河北聯合大學機械基礎綜合設計任務書題目一 壓床的設計與分析一、設計題目 壓床是應用廣泛的鍛壓設備，圖1所示為某壓床的示意圖，其中六桿機構ABCDEF為其執行機構。圖中電動機經帶傳動，帶動二級圓柱齒輪減速器（Z1Z2、Z3Z4）將轉速降低，然后帶動曲柄1轉動，再經六桿機構使滑塊5上下往復運動，實現沖壓。在曲柄軸A上裝有飛輪（未畫出）。在曲柄軸的另一端裝有油泵凸輪，驅動油泵向連桿機構的各運動副供油。工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微沖擊，使用期限為10年，小批量生產，單班制工作。圖1 壓床機構二、設計數據表1 已知數據題 號12345678910連桿機構的設計及運動分析h1(mm)5060705

2、2504847464945h2(mm)14017020080856872768266h3(mm)220200310110112115118120122125=60°，=120°，=0.5，=0.25(給定最小傳動角，確定偏距h2)H(mm)150180210190160165170175180185n1 (r/min)1009012095110115105125120110力分析及飛輪轉動慣量的確定工作阻力 (N)40007000110005000550060006500700075008000BC桿質量 (kg)60608270728476787682DE桿質量(kg)4

3、0404240424446484642滑塊質量 (kg)30558030506045556550曲柄AB轉動慣量 (kg·m2)0.820.641.350.80.71.00.90.780.750.85BC桿的轉動慣量 (kg·m2)0.180.200.300.250.350.180.200.300.250.35不均勻系數0.10.110.120.10.110.120.10.110.120.09凸輪機構設計從動件行程17181916151718191615許用壓力角 30°32°34°35°30°32°34°

4、;35°30°32°推程運動角 55°60°65°60°55°60°65°60°70°60°遠休止角 25°30°35°25°30°35°25°30°35°30°回程運動角 85°80°75°85°80°75°85°80°75°74°推程運動規律余弦等加速等減速正弦余弦

5、等加速等減速正弦余弦等加速等減速正弦正弦回程運動規律正弦余弦等加速等減速正弦余弦等加速等減速正弦余弦等加速等減速正弦注：構件2、3的質心均在各桿的中點處，滑塊5的質心在滑塊的中心，曲柄AB的質心在A點，不計其余構件的質量及轉動慣量。三、設計任務1、平面連桿機構的設計及運動分析已知：滑塊行程H，構件3的上、下極限角3、3，比值、，尺寸h1、h2、h3 ，曲柄轉速n1 。要求：1）設計各構件的運動尺寸，作機構運動簡圖；2）按給定位置（見第四部分）作機構的速度和加速度多邊形；3）作滑塊的運動線圖（sj，vj，aj畫在一個坐標系中）；4）給出實現鍛壓要求的執行機構的其他運動方案簡圖，并進行對比分析。2

6、、平面連桿機構的力分析已知：滑塊所受工作阻力見圖2所示，以及任務1中連桿機構設計和運動分析所得的結果，不考慮摩擦。要求：1）按給定位置確定機構各運動副中的反力；2）確定加于曲柄上的平衡力矩Mb 。3、飛輪設計已知：機器運轉的許用速度不均勻系數，力分析所得平衡力Mb ，驅動力矩Md為常數，飛輪安裝在曲柄軸A上。要求：確定飛輪的轉動慣量JF 。4、凸輪機構設計已知：從動件行程h ，偏距e，許用壓力角，推程運動角，遠休止角，回程運動角，從動件運動規律見表1，凸輪與曲柄共軸。要求：1）按許用壓力角確定凸輪機構的基本尺寸，選取滾子半徑rr ；2）繪制凸輪實際廓線。5、確定電動機的轉速及功率6、聯軸器的選

7、擇7、設計該機器的傳動裝置 1）帶傳動的設計 2）減速器的設計要求：繪制減速器的裝配圖；繪制齒輪、軸、箱蓋（或箱座）的零件圖。8、編寫課程設計說明書，包括設計任務、設計參數、設計計算過程等。四、設計指導1）曲柄位置圖的作法如圖3所示，取滑塊在上極限位置所對應的曲柄位置作為起始位置，按曲柄轉向，將曲柄圓周作十二等分，得12個曲柄位置；另外再作出滑塊在下極限位和距下極限為H/4時所對應的曲柄位置1、和5，每個同學取其中的三個點進行分析。2）給定位置的機構簡圖、機構的速度多邊形和加速度多邊形，以及力分析的力多邊形可合繪在一張圖上；等效力矩曲線、能量指示圖、機構輸出構件的運動線圖等合繪在另一張圖上。3

8、）傳動裝置的設計見機械設計課程設計教材。圖2 滑塊阻力曲線 圖3 曲柄位置圖河北聯合大學機械基礎綜合設計任務書題目二 插床的設計分析一、 設計要求插床是用插刀加工工件表面的機床。常用于加工鍵槽，加工時，插刀往復運動為主運動，工件的間歇移動或間歇轉動為進給運動，直線運動(縱、橫向)和圓周運動的工作臺不允許三項同時進行。本設計的原動機采用一臺電動機，執行機構包括插削機構及進給機構。設計要求：(1) 插削機構實現插削加工，插削過程插刀應盡可能等速。插刀行程見表1。刀具向下運動為切削行程，刀具向上運動為空回行程，行程速比系數見表1。在切削行程H中，前后各有一段0.05H的空刀距離，見圖1。進給機構實現

9、工件的進給動作，這兩個機構要求運動協調。(2) 插刀每分鐘往復次數見表1。(3) 切削力F為常數，最大切削力見表1。刀具向上運動時為空回行程，無阻力。(4) 插刀切削受力點距滑枕導路線距離見表1，工作臺面離地平面高度為550mm左右。(5) 工作條件：年工作日為300天，兩班倒，有輕微沖擊，傳動比誤差小于。二、 方案設計插床機械系統傳動方案可自行設計，亦可參考圖2所示方案。原動機采用一臺電機；傳動裝置采用V帶傳動和二級齒輪減速器；執行機構運動如圖3所示，插削機構采用導桿機構，工作臺進給機構選擇凸輪機構。曲柄2轉動，再通過導桿機構使裝有刀具的滑塊6沿導路y-y作往復運動，以實現刀具的切削運動。

10、圖1 沖頭阻力曲線 圖2 機械系統示意圖圖3 插床執行機構運動簡圖三、 設計數據表1給出了部分執行機構設計計算所需的數據，僅供參考。表1 執行機構部分設計數據題 號12345678910桿機構參數插削次數/min50495052504847464945插刀行程H (mm)100115120125130135140136128112曲柄lO2A (mm)65707580856872768266行程速比系數K1.61.71.81.92.02.01.71.81.91.8導桿機構動態靜力分析最大切削力Fmax(N)850096001080090001010092008200980088009200力臂

11、d (mm)100105108110112115118120122125滑塊6質量m6 (kg)40506060506045556550導桿質量m4 (kg)20202220222426282622導桿4質心轉動慣量Js4 (kg ·m2)1.11.11.21.21.21.31.21.11.21.2注：滑塊質心在C點，導桿質心位于AO1范圍內，與擺動中心間的距離mm，其余構件的質量和轉動慣量忽略不計，不計摩擦。從電動機到曲柄軸傳動系統的等效轉動慣量(設曲柄為等效構件)為18kg·m2。凸輪機構設計參數從動件最大擺角max20°20°20°20&

12、#176;20°20°20°20°20°20°從動件桿長lO8D (mm)125135130122123124126128130132許用壓力角 40°38°42°45°43°44°41°40°42°45°推程運動角 60°70°65°60°70°75°65°60°72°74°遠休止角 10°10°10°10

13、°10°10°10°10°10°10°回程運動角 60°70°65°60°70°75°65°60°72°74°四、 設計任務1、 連桿機構的設計及運動分析已知：設計參數見表1。要求：1）根據給定的數據采用圖解法或解析法設計連桿機構，作機構運動簡圖，其中，連桿按下式確定，lBC=(0.50.6)lBO1；電動機軸與曲柄軸O2平行，導桿機構的最小傳動角不得小于60°。2）運動分析及加速度分析。(按給定位置作機構的速度和加

14、速度多邊形；)3）作滑塊的運動線圖（s-j，v-j，a-j畫在一個坐標系中）。2、 導桿機構的動態靜力分析。已知：滑塊所受工作阻力見圖1所示，結合連桿機構設計和運動分析所得的結果。要求：1）按給定位置確定機構各運動副中的反力；2）確定加于曲柄上的平衡力矩Mb，作出平衡力矩曲線。3、 飛輪設計已知：機器運轉的許用速度不均勻系數=0.03，力分析所得平衡力矩Mb ，驅動力矩Med為常數，飛輪安裝在曲柄軸O2上。要求：確定所需飛輪的轉動慣量JF。4、 凸輪機構設計已知：凸輪與曲柄共軸，設計數據見表1。擺動從動件8的升、回程運動規律均為等加速等減速運動。要求：1）按許用壓力角確定凸輪機構的基本尺寸（基圓半徑ro、機架lo2o8和滾子半徑rr）。2）繪制凸輪實際廓線。5、 電機選型設計若傳動系統方案采用圖2方案，則考慮零件傳動效率，根據計算的平衡力矩，確定電機型號（參見機械設計課程設計指導書附錄），無特殊需要，可選用Y系列三相交流異步電動機，要求：給定電機的額定功率和滿載轉速。6、 傳動裝置設計計算（參