单缸四冲程柴油机课程设计说明
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 .............................................................................................................. 3 2、设计内容及
.................................................................................. 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.................................................................................................. 8
3、设计体会............................................................................................................ 11
4、主要参考文献 ................................................................................................ 11
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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
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。
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(2)设计数据
设计数据表1
设计内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 容
H LAS2 Dk D G1 G2 G3 Js1 Js2 Js3 符号 λ n1 δ
2mm mm r/min mm N 单位 Kg?m
120 4 80 1500 100 200 210 20 10 0.1 0.05 0.2 1/100 数据
齿轮机构的设计 凸轮机构的设计 Z1 Z2 h α Φ Φs Φ′ [α] [α]′ m
mm mm ? ?
22 44 5 20 20 50 10 50 30 75
设计数据表2
位置编号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 曲柄位置
30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 (?)
气缸指示压
521 1 1 1 1 1 1 1 1 6.5 19.5 35 力/(10N?m)
工作过程 进 气 压 缩 12′ 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 375 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 720 60 25.5 9.5 3 3 2.5 2 1.5 1 1 1 1 1
做 功 排 气
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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 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= = 故:
cos?OAB=
? s=rcos+l cos?OAB= rcos+l
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V==-ωrsin-
把各点的角度分别代入上式得,
S=S=290.079mm S=S=264.3mm 111210S=S=232.38mm S=S=204.31mm 3948
S=S=186.156mm S=180mm S=300mm 57612
V=-V=-5.741m/s V=-V=-9.207m/s 111210V=-V=-9.425m/s V=-V=-7.117m/s 3948V=-V=-3.684m/s V=V=0m/s 57612
2 2a=a=1282.86m/s a=a=739.401 m/s 111210
22a=a=-1.598 m/s a=a=741.036 m/s 3948
22a=a=-1281.34 m/s a=-1478.9 m/s 576
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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,x+x,的不同,齿轮传动可分为零传12
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,?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;?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=0.23 x=-0.23, 数据查12
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)
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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 小齿大齿轮 计算公式
轮
0.23 -0.23 变位因数x
110 220 d=mz 分度圆直径
d
14.76 Pn=πm?cosα 法向齿距Pn
20? 20? 啮合角α′
中心距
165 a(a′)
节圆直径
110 220 d′
中心距变动
0 因数y
0 ζ=x1+x2-y 齿高变动因
数ζ
6.15 3.85 h=(h*+c*-ζ)m 齿顶高haa a
5.1 7.4 h=(h*+c*-x)m 齿根高h fa f
11.25 11.25 h=h+h 齿全高h af
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122.3 227.7 d=d+2h 齿顶圆直径aa
d a
99.8 205.2 d=d-2h 齿根圆直径ff
d f
1.65 重合度ε a
分度圆齿厚
7.85
s
7.11 3.79 齿顶厚s a
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
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s ′
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=C+Cδ+Cδ 0122
加速阶段 0-25?
2 S=2hδ/δ 0
减速阶段 25-50?
22S=h-2h(δ-δ)/δ 00
以从动件开始上升的点为δ=0?
据此计算得
δ ,单位,?, S(δ) ,单位,mm,
0 0
10 1.6
20 6.4
25 10
30 13.6
40 18.4
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50 20
60 20
70 18.4
80 13.6
85 10
90 6.4
100 1.6
110 0
根据上表绘制出从动件上升位移
S= S(δ) 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 V=V=ω|OP|, P12B212
从而有 |OP| =V/ω=ds/dδ。 12B21
由上图中的三角形?BCP可知 12
tanα==
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整理得基圆半径
将S=S,δ,和α=[α]代入 得,
r?20mm 在此我取r=34mm 00
滚子半径选取r=4mm r
3)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,。
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
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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,各个设计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,指导获得满意的结果为止。
获得这份拥有是我们团队共同努力的结果。我们通过默契的配合,精细的分工,精诚的合作,不断的拼搏,共同完成了这一艰巨而又光荣的任务。
在这里,特别要感谢一下田老师。经过她的精心指导,我们多了几
分激情,少了几分麻烦,多了几分灵感,少了几分忧虑
4、 主要参考文献
《齿轮设计与实用数据速查》, 张展 主编 机械工业出版社,
《机械原理
》,第2版, ,张伟社 主编 西北工业大学出版社,
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