单缸四冲程柴油机课程设计说明书

1、机械原理时间：2021.03.01创作：欧阳语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

2、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1 180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aTb。压缩冲程：活塞上行，曲柄转角0=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bTc。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

3、外做功，曲柄转角6=3606-540随着燃气的膨胀，气缸容积增加，压力逐渐降低，如图上cTb。排气冲程：活塞上行，曲柄转角6=540-720排气阀打开，废气被驱岀，气缸内压 力略高于1大气压，一般亦以2大气压计算，如图上的bTa。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0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il2=n1/n2=ZVZ2 =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)设计数据设讣数据表1设计内容曲柄滑块机构的运

4、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左符号HXLAS2nlDkDG1G2G3JslJs2Js38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Z1Z2mah(D(Ds(D/ammomm02244520205010503075设计数据表2位置编号123456789101112曲柄位置()306090120150180210240270300330360气缸指示压 力/(105Nm2)1111111116.519.535工作过程进气压缩121131415161718192021222

5、3243753904204504805105405706006306606907206025.59.5332.521.511111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入，曲柄每分钟转数nl。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9=0),将曲柄圆周按转向分成12等分分得12个位置112, 12 (6=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。2)设曲柄长度为r,连杆长度

6、为I,由已知条件：X=l/r=4t 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,2)如图losinZ OAB=附图2由几何知识故cosZ OAB=s 二 rcos 螫+1cosZ OAB= rcosdsv= dt二 corsin 蜜把各点的角度分別代入上式得:Sl=Sll=290.079mmS2=S10=264.3mmS3=S9=232.38mmS4=S8=204.31mmS6=180mmS12=300mmV2=-V10=-9.207m/s V4=-V8=-7.117m/s V6=V12=0m/s a2=al0=739

7、.401 m/s2S5=S7=186.156mmVl=-Vll=-5.741m/sV3=-V9=-9.425m/sV5=-V7=-3.684m/sal=all=1282.86m/s2a3=a9=-1.598 m/s2 a4=a8=741.036 m/s2 a5=a7=-1281.34 m/s2a6=-1478.9 m/s2根拯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Zl, Z2,模数m,分度圆压力角a,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，il算齿轮各部分尺寸，用2号

8、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（xl+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髙 度变为齿轮传动。高变位齿轮传动具有如下优点：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，可相对提髙齿轮机构的承载 能力;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髙速运动中，为提高使用寿命髙变位齿轮较 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xl=0.23 x2=-0.23,数据査表得 具体参考&齿轮设计与实用数据速

9、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=5l且为正常齿制故ha*=l ,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=nm-cosa啮合 角&2020。 2Cxl + x2)亠.inva = tana + invazl+ z2中心 距嗣）165节圆 直径d，110220中心 距变 动因 数y0齿高 变动 因数O0a=xl+x2-y齿顶 髙ha6.153.85ha=(ha*+c*-a)m齿根 高hf5.17.4hf=(ha*+c*-x)m齿全 高h11.2511.25

10、h=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wa1.65分度圆齿厚S7.85齿顶厚sa7.113.794）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乩町,推程运动角，远休止角（Ds, 回程运动角，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d2sd(p2附图3从动件运动规律图1）运动规律的选择:根据从动件运动规芈图（附图3）分析知位移s对转角4）的二阶导数为常数且周期变

11、换，所厂确宦为二次多项式运动规律。公式:S=C0+C18+C252加速阶段0-25S=2h8/60减速阶段25-50S=h-2h（60-6）602以从动件开始上升的点为8=0 据此讣算得8 （单位：。）S(8)(单位：mm)00101.6206.425103013.64018.4502060207018.48013.68510906.41001.61100根拯上表绘制出从动件上升位移S= S(5)的变化曲线(如图4)2)基圆半径计算根据许用压力角计算岀基圆半径最小值，凸轮形状选为偏距为零且对 称。如下图所示，从动件的盘型机构位于推程的某位置上，法线n-n与 从动件速度VB2的夹角为轮娜在B点的

12、压力角，P12为凸轮与从动件的 相对速度瞬心。故 VP12=VB2=u)|OP12|,从而有 |0P12| =VBu)l=ds/d8o由上图中的三角形 BCP12可知tana=rO + 整理得基圆半径将S=S (8 )和a=a代入得： r020mm 在此我取 r0=34mm滚子半径选取rr=4mm3)作出凸轮设计图根拯以上数拯作出凸轮的实际解线及理论酬线(如图5)。3、 设计体会经过几天不断的努力，身体有些疲惫，但看到劳动后的硕果，心中又有几分喜悦。总而言之，感触良多，收获颇丰。通过认真思考和总结，机械设汁存在以下一般性问题：机械设汁的过程是一个复 杂细致的工作过程，不可能有固龙不变的程序，设汁过程须视具体情况而定，大致可 以分为三个主要阶段：产品规划阶段、方案设汁阶段和技术设计阶段。值得注意的是: 机械设计过程是一个从抽象概念到具体产品的演化过程，我们在设汁过程中不断丰富 和完善产品的设计信息，直到完成整个产品设计：设计过程是一个逐步求精和细化的 过程，设计初期，我们对设计对象的结构关系和参数表达往往是模糊的，许多细巧在 一开始不是很淸楚，随着设计过程的深入，这些关系才逐渐淸楚起来；机械设汁过程 是一个不断完善的过程，各个设汁阶段并非简单的安顺序进行，为了改进设计结果， 经常需要在各步骤之间反复、交叉进行，指导获得满