单缸四冲程柴油机课程设计说明书68399

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：鑫指导教师:2010年6月15日目录1、机构简介与设计数据 TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"（1）机构简介 2（2）设计数据 3\o"CurrentDocument"2、设计容及方案分析 3・•••••••••••••••••••••••・••••••••••••••••••♦•••••••••••••••••••••••••♦••••••••••••••\o"CurrentDocument"（1）曲柄滑块机构的运动分析 4\o"CurrentDocument"（2）齿轮机构的设计 6\o"CurrentDocument"（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））是一种燃机，他将燃料燃烧时所产生的热能转变成机械能。往复式燃机的主体机构为曲柄滑块机构，以气缸的燃气压力推动活塞3经连杆2而使曲柄1旋转。本设计是四冲程燃机，即以活塞在气缸往复移动四次（对应曲柄两转）完成一个工作循环。在一个工作循环中，气缸的压力变化可由示功图（用示功器从气缸测得，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。=0°-180°。进气阀开，燃气开始进入汽缸，气缸指示压力略低于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。=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。=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9=540°-720°。排气阀打开，废气被驱出，气缸压力略高于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H入lAS2n1DkDG1G2G3Js1Js2Js38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Z1Z2mah①①s①/[a][a],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做功排气设计容及方案分析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。=0°）,将曲柄圆周按转向分成12等分分得12个位置1-12,12，（0=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「，连杆长度为1,由已知条件：入=1/r=4,H=(1+r)-(1-r)=2r=120mm可得r=60mm，l=240mm按此尺寸做得曲柄滑块机构的机2）构运动简图，如图12）构运动简图，如图1。由几何知识：sin/OAB==故：cos/OAB二, s=rcos：H+lcos/OAB-rcos壬+lV==-3rsin：][-把各点的角度分别代入上式得:

Si=Sii=290.079mmS2=S10Si=Sii=290.079mmS2=S10=264.3mmS=S=232.38mm3 9S=S=204.31mm4 8S=S=186.156mm5 7S6=180mm Si2=300mmVi=-Vii=-5.741m/sV3=-V9=-9.425m/sV5=-V7=-3.684m/sV2=-Vi0=-9.207m/sV4=-V8=-7.117m/sV6=Vi2=0m/sai=aii=1282.86m/s2a3=a9=-1.598m/s2a5=a7=-1281.34m/s2a2=ai0=739.401m/s2a4=a8=741.036m/s2a6=-1478.9m/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）。齿轮机构的设计已知：齿轮齿数Z1,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，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（x^x）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X：0.23xj-0.23,数据查表得具体参考《齿轮设计与实用数据速查》第34页容（展主编机械工业）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=nm,cosa啮合角a,20°20°中心距a（a,）165节圆直径d,110220中心距变动因数y0齿高变动因数00o=x1+x2-y齿顶高h6.153.85h=(h*+c*-。)m齿根高h f 5.17.4hf=(h*+c*-x)m齿全高h11.2511.25h=h+haf 齿顶圆直径d122.3227.7d=d+2ha a 齿根圆直径d f-99.8205.2df=d-2hf重合度1.65a分度圆齿厚s7.85齿顶厚s7.113.794）根据以上数据作出齿轮传动啮合图（如图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[a],[a]',推程运动角①，远休止角①s,回程运动角①'，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4 k k附图3从动件运动规律图1）运动规律的选择：根据从动件运动规律图（附图3）分析知位移s对转角Q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+q5+C252加速阶段0-25°S=2h52/50减速阶段25-50°S=h-2h（5j5）2/502以从动件开始上升的点为5=0°据此计算得5（单位：°）S(5)(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（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出基圆半径最小值，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=3|0P12l,从而有10Pl2l=VB2/31=ds/d5。由上图中的三角形△BCPj可知tana整理得基圆半径将S=S（b）和a=[a]代入得：r°N20mm在此我取r0=34mm滚子半径选取rr=4mm3）作出凸轮设计图根据以上数据作出凸轮的实际廓线及理论廓线（如图5）。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，机械设计存在以下一般性问题：机械设计的过程是一个复杂细致的工作过程，不可能有固定不变的程序，设计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、方案设计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，我们在设计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，许多细节在一开始不是很清楚，随着设计过程的深入，这些关系才逐渐清楚起来；机械设计过程是一个不断完善的过程，各个设