单缸四冲程柴油机课程设计说明书.doc

机械原理课程设计说明书设 计 题 目：单缸四冲程柴油机 院（系、部）：汽车学院 专 业：车辆工程 班 级：22010801 学 号：2201080125 设 计 者 ： 张鑫 指 导 教 师： 田 颖2010年 6月 15 日 机械原理课程设计目 录目录1、机构简介与设计数据 2（1）机构简介 2（2）设计数据 32、设计内容及方案分析 3（1）曲柄滑块机构的运动分析 4（2）齿轮机构的设计 6（3）凸轮机构的设计 83、设计体会 114、主要参考文献 11单缸四冲程柴油机1、 机构简介与设计数据（1）机构简介 柴油机（如附图1（a））是一种内燃机，他将燃料燃烧时所产生的热能转变成机械能往复式内燃机的主体机构为曲柄滑块机构，以气缸内的燃气压力推动活塞3经连杆2而使曲柄1旋转 本设计是四冲程内燃机，即以活塞在气缸内往复移动四次（对应曲柄两转）完成一个工作循环在一个工作循环中，气缸内的压力变化可由示功图（用示功器从气缸内测得，如附图1（b）所示），它表示汽缸容积（与活塞位移s成正比）与压力的变化关系，现将四个冲程压力变化做一简单介绍。

进气冲程：活塞下行，对应曲柄转角θ=0°→180°进气阀开，燃气开始进入汽缸，气缸内指示压力略低于1个大气压力，一般以1大气压力算，如示功图上的a → b 压缩冲程：活塞上行，曲柄转角θ=180°→ 360°此时进气完毕，进气阀关闭，已吸入的空气受到压缩，压力渐高，如示功图上的b→c 做功冲程：在压缩冲程终了时，被压缩的空气温度已超过柴油的自燃的温度，因此，在高压下射入的柴油立刻爆燃，气缸内的压力突然增至最高点，燃气压力推动活塞下行对外做功，曲柄转角θ=360°→540°随着燃气的膨胀，气缸容积增加，压力逐渐降低，如图上c→b 排气冲程：活塞上行，曲柄转角θ=540°→720°排气阀打开，废气被驱出，气缸内压力略高于1大气压，一般亦以1大气压计算，如图上的b→a 进排气阀的启闭是由凸轮机构控制的凸轮机构是通过曲柄轴O上的齿轮Z1和凸轮轴上的齿轮Z2来传动的由于一个工作循环中，曲柄转两转而进排气阀各启闭一次，所以齿轮的传动比i12=n1/n2=Z1/Z2 =2 由上可知，在组成一个工作循环的四个冲程中，活塞只有一个冲程是对外做功的，其余的三个冲程则需一次依靠机械的惯性带动。

（2）设计数据 设计数据表1设计内容曲柄滑块机构的运动分析曲柄滑块机构的动态经历分析及飞轮转动惯量的确定符号HλLAS2n1DkDG1G2G3Js1Js2Js3δ单位mmmmr/minmmNKg·m2数据120480150010020021020100.10.050.21/100齿轮机构的设计凸轮机构的设计Z1Z2mαhΦΦsΦ′[α][α]′mm°mm°2244520205010503075设计数据表2位置编号123456789101112曲柄位置（°）306090120150180210240270300330360气缸指示压力/(105N·m2)1111111116.519.535工作过程进 气压 缩12′1314151617181920212223243753904204504805105405706006306606907206025.59.5332.521.511111做 功排 气2、 设计内容及方案分析（1） 曲柄滑块机构的运动分析 已知：活塞冲程H，连杆与曲柄长度之比λ，曲柄每分钟转数n1 要求：设计曲柄滑块机构，绘制机构运动简图，做机构滑块的位移、速度和加速度运动线图。

曲柄位置图的做法如附图2所示，以滑块在上指点是所对应的曲柄位置为起始位置（即θ=0°），将曲柄圆周按转向分成12等分分得12个位置1→12，12′（θ=375°）为气缸指示压力达最大值时所对应的曲柄位置，13→24为曲柄第二转时对应的各位置 1）设曲柄长度为r，连杆长度为l，由已知条件：λ=l/r=4，H=（l+r）-（l-r）=2r=120mm可得r=60mm，l=240mm按此尺寸做得曲柄滑块机构的机构运动简图，如图1 2） O φ s B 12 12′ r l 11 1 A 10 2 9 3 8 4 7 5 附图2 曲柄位置图 6 由几何知识：sin∠OAB=rsinφl =sinφ4 故： cos∠OAB=1-(sinφ4)2 ∴ s=rcosφ+l cos∠OAB= rcosφ+l1-(sinφ4)2 V=dsdt=-ωrsinφ-ωlsin2φ321-(sinφ4)2 A= dVdt = ω2{rcosφ- sin22φ[1-sinφ42]3-64cos2ψ1-sinφ42322[1-sinφ42]·l}把各点的角度分别代入上式得：S1=S11=290.079mm S2=S10=264.3mmS3=S9=232.38mm S4=S8=204.31mmS5=S7=186.156mm S6=180mm S12=300mmV1=-V11=-5.741m/s V2=-V10=-9.207m/sV3=-V9=-9.425m/s V4=-V8=-7.117m/sV5=-V7=-3.684m/s V6=V12=0m/sa1=a11=1282.86m/s2 a2=a10=739.401 m/s2a3=a9=-1.598 m/s2 a4=a8=741.036 m/s2a5=a7=-1281.34 m/s2 a6=-1478.9 m/s2根据上面的数据描点画图分别得其位移、速度和加速度运动线图（分别如图2（a）、图2（b）和图2（c）所示）。

（2） 齿轮机构的设计 已知：齿轮齿数Z1，Z2，模数m，分度圆压力角α，齿轮为正常齿制，再闭式润滑油池中工作 要求：选择两轮变位系数，计算齿轮各部分尺寸，用2号图纸绘制齿轮传动的啮合图 1）传动类型的选择： 按照一对齿轮变位因数之和（x1+x2）的不同，齿轮传动可分为零传动、正传动和负传动 零传动就是变位因数之和为零零传动又可分为标准齿轮传动和高度变为齿轮传动高变位齿轮传动具有如下优点：①小齿轮正变位，齿根变厚，大齿轮负变位，齿根变薄，大小齿轮抗弯强度相近，可相对提高齿轮机构的承载能力;②大小齿轮磨损相近，改善了两齿轮的磨损情况 因为在柴油机中配气齿轮要求传动精确且处于高速运动中，为提高使用寿命高变位齿轮较为合适2）变位因数的选择：此次设计应用封闭图法，查表计算得x1=0.23 x2=-0.23, 数据查表得具体参考《齿轮设计与实用数据速查》第34页内容（ 张展 主编 机械工业出版社） 3）齿轮机构几何尺寸的计算： 齿轮m=5>1 且为正常齿制故ha*=1 ， c*=0.25 名称小齿轮大齿轮计算公式变位因数x0.23-0.23分度圆直径d110220d=mz法向齿距Pn14.76Pn=πm·cosα啮合角α′20°20°invα'=2x1+x2z1+z2tanα+invα中心距a(a′)165a'=cosαcosa'a节圆直径d′110220d'=cosαcosa'd中心距变动因数y0y=z1+z22(cosαcosa'-1)齿高变动因数σ0σ=x1+x2-y齿顶高ha6.153.85ha=(ha* +c*-σ)m齿根高hf5.17.4hf=(ha* +c*-x)m齿全高h11.2511.25h=ha+hf齿顶圆直径da122.3227.7da=d+2ha齿根圆直径df99.8205.2df=d-2hf重合度εa1.65εa=12π[z1tanαa1-tanα'+z2(tanαa2-tanα')]分度圆齿厚s7.85s=πm2+2xmtanα齿顶厚sa7.113.79Sa=srar-2ra(invαa-invα) 4)根据以上数据作出齿轮传动啮合图（如图3） （3） 凸轮机构的设计 已知：从动件冲程h，推程和回程的许用压力角[α] ,[α]′,推程运动角Φ，远休止角Φs，回程运动角Φ′，从动件的运动规律如(附图3)所示。

要求：按照许用压力角确定凸轮机构的基本尺寸，选取滚子半径，画出凸轮实际廓线并画在2号图纸上 d2sdφ2 。