单缸四冲程柴油机设计及静力分析.docx

题目二 单缸四冲程柴油机设计一、机构简介及有关数据1、机构简介柴油机如图2-1所示，其中a)为机构简图，它将燃料（柴油）燃烧时所产生的热能转变为机械能。往复式内燃机的主体机构为曲柄滑块机构，借气缸内的燃气压力推动活塞3，再通过连杆2使曲柄1作旋转运动。往复式内燃机有两冲程和四冲程两种，本课程设计的是四冲程内燃机，即以活塞在气缸内往复移动四次（对应曲柄转两转）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通过示功图（或称容压曲线）如图2-1 b)看出，它表示气缸容积（与活塞位移s成正比）与压力的变化关系。 a) 机构简图 b) 示功图图1 单缸四冲程柴油机的机构简图和示功图四冲程内燃机的工作原理如下：进气冲程：活塞由上止点向下移动，对应曲柄转角。进气阀开，空气开始进入气缸，此时气缸内指示压力略低于1大气压力，一般以1大气压力计算，如示功图上的。压缩冲程：活塞由下止点向上移动，对应曲柄转角。此时进气完毕，进气阀闭，已吸入的空气受到压缩，压力渐升高，如示功图上的。膨胀（工作）冲程：在压缩冲程终了时，被压缩的空气的温度已超过柴油自燃的温度，因此，在高压下射入的柴油立刻爆炸燃烧，气缸内压力突增至最高点，此时燃气压力推动活塞由上向下移动对外作功（故又可称工作冲程），曲柄转角，随着燃气的膨胀，活塞下行，气缸容积增加，压力逐渐降低，如示功图上的。排气冲程：活塞由下向上移动，曲柄转角。排气阀开，废气经排气阀门被驱除，此时气缸内压力略高于1大气压力，一般亦以1大气压力计算，如示功图上的。示功图中的即表四个冲程气缸内的压力变化情况。进、排气阀的启闭是由凸轮机构来控制的，图2-1 a）中剖面有进、排气阀各一只（图示只画了进气凸轮）。凸轮机构是通过曲柄轴o上的齿轮z1和凸轮轴o1的齿轮z2来传动的，由于一个工作循环中，曲柄转将转两转而进、排气阀则仅各启闭一次，所以齿轮的传动比。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（膨胀冲程）是对外作功的，而其余的三个冲程则需依靠机械的惯性来带动。因此，曲柄所受的驱动力是不均匀的，所以其速度波动也较大；为了减少速度波动，曲柄轴上装有飞轮（图2-1中未示出）。为了使驱动力较均匀和增加内燃机的功率，内燃机常做成多缸的，如两缸、四缸和六缸等。2、题目数据 表1 原始数据容内号符据数曲柄滑块机构的运动分析曲柄滑块机构的动态静力分析及飞轮转动惯量确定mmr/minmmkgkgms212080412008018019210.030.0060.020.01凸轮机构的设计齿轮机构的设计mm度 mm度3020501050302244520图2 凸轮机构从动件加速度图表2 示功图数据表工作过程进 气压 缩位置编号123456789101112曲柄位置（度）300600900120015001800210024002700300033003600气缸指示压力1111111116.519.535膨 胀排 气13141516171819202122232437503900420045004800510054005700600063006600690072006025.59.5332.521.511111二、完成论文作业的具体要求:1、机构选型、机构运动简图的绘制已知：活塞冲程h、连杆和曲柄之长度比、曲柄每分钟转数。要求：根据该机械的工作原理和工作要求，进行机构的选型设计，对各方案进行特点、性能分析，择优选一；对优选方案绘制机构运动简图。1)、设计方案一：1、2都是摇杆，当1转动时带动进气阀（排气阀）使得柴油机能吸气或者排气。2转动带动3推动活塞运动实现预期功能。 图3 方案一结构图 该方案机构简单，但是1杆不是直线运动，存在摩擦会使机械效率降低。且输出传动装置，摩擦较大都会影响机械效率。故不合适 2)、设计方案二： 图4 方案二结构图图中1是凸轮，2是传动轮，3是连杆，4是活塞，5是固定在传动轮上的摇杆。运动和方案设计一相似，在方案一上改进，减小摩擦，但是凸轮和传动轮之间是独立分开的，不方便实现活塞运动四次凸轮运动一次。所以不是很合理。 3)、设计方案三图5 方案三结构图凸轮固定在一个齿轮上，曲柄固定在传动轮上。两个齿轮啮合。这样的好处能够很方便的实现了活塞运动四次，进气阀和排气阀个运动一次的要求。运动可靠。能很好的符合设计的要求，故是合理的。在次设计方案中，该机构有5个活动构件，包括推杆、凸轮、曲柄、连杆、滑动活塞共有3*5=15个自由度，其中运动低副有6个，包括2滑动副，4转动副；2高副。则机构的自由度f=3n-(2pl+ph)=1，符合机构的设计要求。图6 机构运动简图2、 曲柄滑块机构的运动分析 图7 曲柄位置图已知：曲柄的每分钟转数n1，曲柄滑块机构上各构件的尺寸。要求：应用计算机辅助计算程序计算该机构中机构上各连接点的位移、速度、加速度，并绘制出滑块的速度线图和加速度线图以及运动线图。注意：在计算位移、速度、加速度时一定要计算出第点（在此点为气缸指示压力达最大值）。已知曲柄滑块的部分运动数据如下内容曲柄滑块机构符号hlas2n1单位mmmmr/min数据1208041200设曲柄的长度为r，连杆的长度为l，根据表格有h=（r+l）-（l-r）=120mm，=l/r=4，得出l=240mm，r=60mm。并可由此做出滑块机构。图8曲柄滑块简图1） 位移分析：由上图可根据曲柄滑块简图及几何知识有：sin0ba/r=sin/l。由于=4，所以sinoba=sin/4。故 ， （1）根据图7，基于excel软件得出： 表3 位移s数据表s的位置弧度s/mms000300s1300.523599290.0791s2601.047198264.3075s3901.570796232.379s41202.094395204.3075s51502.617994186.1561s61803.141593180s72103.665191186.1561s82404.18879204.3075s92704.712389232.379s103005.235988264.3075s113305.759587290.0791s123606.283185300 图9 位移s变化图2）速度分析根据 （2）利用excel软件，将各点的数据带进入计算得表4 速度v数据表s的位置弧度s/mmv/mpss0003000s1300.523599290.07912.947249s2601.047198264.30755.693638s3901.570796232.3797.539822s41202.094395204.30757.365717s51502.617994186.15614.592573s61803.1415931800s72103.665191186.1561-4.59257s82404.18879204.3075-7.36572s92704.712389232.379-7.53982s103005.235988264.3075-5.69364s113305.759587290.0791-2.94725s123606.2831853000 图10 速度v变化图3）加速度分析 （3）表5 加速度a数据表s的位置弧度s/mmv/mpsa/mps2s0003000947.482s1300.523599290.07912.947249820.6338s2601.047198264.30755.693638473.6549s3901.570796232.3797.5398225.8e-14s41202.094395204.30757.365717-473.827s51502.617994186.15614.592573-820.453s61803.1415931800-947.482s72103.665191186.1561-4.59257-820.453s82404.18879204.3075-7.36572-473.827s92704.712389232.379-7.53982-1.7e-13s103005.235988264.3075-5.69364473.6549s113305.759587290.0791-2.94725820.6338s123606.2831853000947.482 图11 加速度a变化图3、 齿轮机构的设计1) 参数设计根据柴油机机构的运动方式，可以确定两啮合齿轮传动为高变位齿轮传动。高变位齿轮传动的特点是，小齿轮正变位，齿根变厚；大齿轮负变位。齿根变薄。这样的好处有：1、可以使大小齿轮的抗弯程度相近，相对的提高了整个机构的承载能力。2、两齿轮相近，改善了磨损情况。延长了在高速运动的情况下的齿轮的使用寿命。齿轮机构的设计 mm度2244520取 齿顶高系数： ，齿根高系数： 表6 齿轮设计数据表题名公式计算结果(mm)中心距165实中心距170啮合角0.422rad分配变位系数；x=-0.2941=-1.582x=1.104中心距变动系数1.000传动比： 2.000齿顶高变动系数： 0.104分度圆直径 ； =110;=220基圆直径；=103.373=206.746齿顶高=4.809=9.671齿根高；=5.921=1.059齿顶圆直径；=119.618=239.341齿根圆直径；=98.159=217.882节圆直径；=113.333=226.667重合度；1.403齿距15.700节圆齿距16.176基圆齿距14.754齿顶圆齿厚=4.000=1.267基圆齿厚=9.141=14.003分度圆齿厚；=8.090=11.627展角=0.02705rad=0.02705rad2) 齿轮啮合图的绘制齿轮啮合图是将齿轮各部分尺寸按一定的比例尺画出轮齿啮合关系的一种图形。它可直观地表达一对齿轮的啮合特性和啮合参数，并可借助图形作某些必要的分析。渐开线的画法渐开线齿廓按渐开线的形成原理绘制，如图12所示。以小齿轮廓线为例，其步骤如下:1)按表6所列公式计算出各圆直径db、d、d、df及da，画出各相应的圆。 图12 基本渐开线图 2)连心线与节圆的交点为节点p。过p点作基圆之切线，与基圆相切于n1，则即为理论啮合线的一段，也是渐开线发生线的一段。3)将线段分成若干等分: 、 4)根据渐开线的特性n1 o，因弧长不易测量，可按下式计算n1 o所对应的弦长 按此弦长在基圆上取o点。5)将基圆上的弧长n1o分成同样等分得基圆上的对应分点1、2、3。6)过点1、2、3作基圆的切线，并在这些切线上分别截切线段，使得、 。得1、2、3诸点。光滑连接0、1、2、3各个点的曲线即为节圆以下部分的渐开线。7)将基圆上的分点向左延伸，作出5、6、7，取，可得节圆以下渐开线各点5、6直至画到齿顶圆为止。8)当dfdb时，在渐开线与齿根圆之间直接画出过渡圆角。啮合图的绘制步骤1)选取比例尺l(mm/mm)，使齿全高在图样上有30-5omm的高度为宜。定出齿轮中心01 、02分别以01、02为圆心作出基圆、分度圆、节圆、齿根圆、齿顶圆。2)画出工作齿廓的基圆内公切线，它与连心线的交点为节点p，又是两节圆的切点，内公切线与过p点的节圆切线间夹角为啮合角t。，应与按式(4-1)或式(4-2)计算之值相符。3)过节点p分别画出两齿轮在顶圆与根圆之间的齿廓曲线。4)按已算得的齿厚和齿距p计算对应弦长和。； （4）按和在分度圆上截取弦长得a、c点，则弧ab=s,弧ac=p （见图13）5)取ab中点d,连01、d两点为轮齿的对称线。用描图纸描下对称线右半齿形以为模板画出对称的左半部分齿廓及其他相邻的3至4个齿廓。另一齿轮的作法相同。6)作出齿廓工作段。b1、b2为起始与终止啮合点，以01为圆心为半径作圆弧交齿轮1齿廓于b1点，则从b1点到齿顶圆一段齿廓为齿廓工作段。同理可作出齿轮2的齿廓工作段。 图13 齿轮啮合图4、 凸轮机构设计1）运动规律的选择凸轮机构的设计mm度205010503075图14 凸轮机构从动件加速度图根据从动件运动规律图(附图3)分析知位移s对转角的二阶导数为常数且周期变换所以确定为二次多项式运动规律。 公式：s=c0+c1+c22 （5）加速阶段 0-25 s=2h2/0减速阶段 25-50 s=h-2h(0-)2/02 以从动件开始上升的点为=0据此计算得表7 凸轮从动件上升位移 变化 （单位：）s() （单位：mm）00101.6206.425103013.64018.4502060207018.48013.68510906.41001.61100根据上表绘制出从动件上升位移s= s() 的变化曲线如下： 图15 从动件上升位移s= s() 的变化曲线 2）基圆半径计算图解法：根据许用压力角计算出基圆半径最小值，凸轮形状选为偏距为零且对称，从动件的盘型机构位于推程的某位置上，法线nn与从动件速度vb2的夹角为轮廓在b点的压力角，p12 为凸轮与从动件的相对速度瞬心。故 vp12=vb2=|op12|，从而有 |op12| =vb2/1=ds/d。三角形bcp12可知 整理得，基圆半径 r0=dsdtan-s 将s=s（）和=代入 得： （6）将s= s（），=，取=25。计算得出29.69。在此取 =33，滚子半径为5。根据以上数据做出凸轮的理论廓线和实际廓线。解析法(滚子半径取 5 mm)凸轮理论轮廓曲线的计算:滚子中心处于b点的直角坐标 （7）其中e=0，=33mm，=33mm（1）推程： （8） （2）远休： （9） (3)回程： (10) (4)近休止： (11)实际轮廓曲线的计算:(1)推程： (12)(2)远休： (3)回程：(13)(4)近休止时即时 (14)4、导杆机构的动态静力分析已知：各构件的重量g、绕重心的转动惯量js、活塞直径dh，示功图数据见表2以及运动分析计算中的已知条件和计算结果。要求：确定各运动副中反作用力及曲柄上所需的平衡力矩my。平面机构动态静力分析法,是把作用在机构每一构件上的所有外力,包括惯性力、重力和生产阻力(或驱动力),合并为作用在每一构件上的合成外力和合成力矩m,然后将合力外力f和运动副反力分解为沿选定的直角坐标系的两坐标轴的分量并列出每一构件件三个动态静力平衡式.如图2所示,在此机构中共有四个低副,每个低副中的反力都有两个未知要素(即反力的方向和大小),此外还有一个平衡力的朱知要素，但由于构件3和4组成移动副,其反力垂直于导路xx,即r43x,且反力的着力点通过b点,故反力对b点的力臂为0。因此该机构共有八个力的未知要素待定,三个活动构件可列出八个力的平衡方程式,故知此机构所有力的未知要索都是可解的。其次,由于运动副的反力rij表示构件i作用构件j上的反力,而rij=- rji,因此对构件进行受力分析时,各个运动副的反力,统一写成rij形式(即反力rji用-rij表示)。另外,为计算方便,避免正负号的差错,对左手系建立的直角坐标系,力矩规定顺时针为正,逆时针为负。先假设所有分力和力矩均为正值,当把实