单缸四冲程柴油机课程设计说明书

《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）：机械工程学院专业：材料成型及控制工程班级：01班学号：1003040124设计者：解志强指导教师：王靖2012年12月20日湖南科技大学机械原理课程设计（论文）1目录第1章设计要求………………………………………………(2)1.1设计任务……………………………………………(2)1.2设计思路……………………………………………(2)1.3机构简介……………………………………………(3)1.4设计数据……………………………………………(4)第2章连杆机构设计和运动分析………………………(5)2.1连杆机构的设计要求………………………………(5)2.2杆件尺寸确定………………………………………(5)2.2杆件运动的分析与计算……………………………(5)2.3图解法作杆件的运动分析…………………………(7)第3章齿轮机构传动设计…………………………………(8)3.1齿轮机构的设计要求………………………………(8)3.2齿轮参数的计算……………………………………(8)第4章凸轮机构设计………………………………………(11)4.1凸轮机构的设计要求………………………………(11)4.2运动规律的选择……………………………………(11)4.3基圆半径的计算……………………………………(12)4.4凸轮设计图…………………………………………(13)课程设计小结……………………………………………………(14)参考文献…………………………………………………………(14)湖南科技大学机械原理课程设计（论文）2第1章设计要求1.1设计任务设计一个四冲程内燃机。机器的功能与设计要求：该机器的功能是把化学能转化成机械能。须完成的动作为：活塞的吸气，压缩，做功，排气4个过程，进，排气门的开关与关闭、燃料喷射。1.2设计思路设计四冲程内燃机的关键点在于活塞的吸气，压缩，做功，排气以及气门的开闭几个动作的完成。而怎样将这个几个动作完成并按照运动循环图结合起来这是我们完成这次课程设计所需要解决的问题。所以，我将从这些方面入手，依据这些需要来选择机构。1.3机构简介柴油机（如附图1（a））是一种内燃机，它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湖南科技大学机械原理课程设计（论文）3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。（a）机构简图（b）示功图图1-1柴油机机构简图及示功图湖南科技大学机械原理课程设计（论文）41.4设计数据表1-1设计数据表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HλlAS2n1DhDG1G2G3Js1Js2Js3δ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表1-2示功图数据表位置编号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做功排气湖南科技大学机械原理课程设计（论文）5第2章连杆机构的运动分析2.1连杆机构的设计要求已知：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。2.2杆件尺寸的确定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I，由已知条件：λ=I/r=4，H=（I+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。SOB1212′rI111A1029384756图2-1曲柄滑块机构运动简图图2-2曲柄位置图2.2杆件运动的分析与计算由几何知识：sin∠OBA==湖南科技大学机械原理课程设计（论文）6得：cos∠OBA=(2-1)∴s=rcos+Icos∠OBA=rcos+I(2-2)V==-ωrsin-(2-3)I*4sin1324sin12cos644sin1322sinrcos-dtdVA222222(2-4)把各点的角度分别代入上式（2-2）（2-3）（2-4）得：S1=S11=290.079mmS2=S10=264.307mmS3=S9=232.379mmS4=S8=204.307mmS5=S7=186.156mmS6=180.000S12=300.000mmV1=-V11=-5.741m/sV2=-V10=-9.207m/sV3=-V9=-9.425m/sV4=-V8=-7.117m/sV5=-V7=-3.684m/sV6=V12=0m/sa1=a11=1282.86m/s2a2=a10=739.401m/s2a3=a9=-1.598m/s2a4=a8=741.036m/s2a5=a7=-1281.34m/s2a6=-1478.9m/s2湖南科技大学机械原理课程设计（论文）72.3图解法作杆件的运动分析对点1做速度分析，即30o，如下图所示，向量ab表示vab，向量pb表示vb，向量ap则表示OA杆做圆周运动的速度va。图2-3点1的速度分析图有：vb=va+vab方向：B→O⊥OA⊥AB大小：？r2？湖南科技大学机械原理课程设计（论文）8第3章齿轮机构的设计3.1齿轮机构的设计要求已知：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。3.2齿轮参数的计算1)齿轮基本参数：注：下面单位为mm模数：m=5压力角：20齿数：1z=222z=44齿顶高系数：0.1ah齿根高系数：25.0c传动比：12/zzi（3-1）齿顶高变动系数：yxx21（3-2）分度圆直径：11mzd22mzd（3-3）基圆直径：cos11mzdb（3-4）cos22mzdb（3-5）齿顶高：)(11xhmhaa（3-6）)(22xhmhaa（3-7）湖南科技大学机械原理课程设计（论文）9齿根高：)(11xchmhaf（3-8）)(22xchmhaf（3-9）齿顶圆直径：1112aahdd（3-10）2222aahdd（3-11）齿根圆直径：1112ffhdd（3-12）2222ffhdd（3-13）2)实际中心距a的确定：2)(21zzma（3-14）a=（a/5+1）5（3-15）3)啮合角：)cos(2)()cos(21zzm（3-16）invzzxxinv)/()(tan22121（3-17）4)分配变位系数21xx、；17sin22minahz（3-18）min1minmin1/)(zzzhxa；min2minmin2/)(zzzhxa（3-19）tan2))((2121zzinvinvxx（3-20）5)中心距变动系数y=(aa)/m（3-21）6)重合度：)]tan(tan)tan(tan[212211aazz（3-22）)/(cos1111abadd)/(cos2212abadd（3-23）一般情况应保证2.17)齿顶圆齿厚：)(2111111invinvrrrssaaaa（3-24）湖南科技大学机械原理课程设计（论文）10)(2222222invinvrrrssaaaa（3-25）一般取25.0as8)分度圆齿厚：tan22111mxms（3-26）tan22122mxms（3-27）表3-1齿轮参数的主要计算结果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°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εa1.65分度圆齿厚s7.85齿顶圆齿厚Sa7.113.79湖南科技大学机械原理课程设计（论文）11第4章凸轮机构的设计4.1凸轮机构的设计要求已知：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s′图4-1从动件运动规律图4.2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φ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=2210CCC（4-1）加速阶段：0-25°S=2hδ2/δ0(4-2)湖南科技大学机械原理课程设计（论文）12减速阶段：25-50°S=h-2h(δ0-δ)2/δ02（4-3）以从动件开始上升的点为δ=0°表4-1凸轮S（）计算结果δ（单位：°）S(δ)（单位：mm）00101.6206.425103013.64018.4502060207018.48013.68510906.41001.611004.3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