机械原理课程设计说明书单缸柴油机主体机构.docx

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机械原理课程设计说明书单缸柴油机主体机构

机械原理

课程设计说明书

设计题目：

单缸柴油机主体机构

院（系、部）：

工程学院

专业：

农业机械化及其自动化

班级：

121

学号：

设计者：

指导教师：

2014年6月9日

目录

目录

1、机构简介与设计数据

（1）机构简介

（2）设计数据

2、设计内容及方案分析

（1）齿轮机构的设计

（2）凸轮机构的设计

3、设计体会

4、主要参考文献

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。

附图1（a）

附图1（b）

（2）设计数据

设计数据表1

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

H

λ

LAS2

n1

Dk

D

G1

G2

G3

Js1

Js2

Js3

δ

单位

mm

mm

r/min

mm

N

Kg·m2

数据

120

4

80

3000

100

200

210

20

10

0.1

0.05

0.2

1/100

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

气缸指示压力/（105N·m2）

1

1

1

1

1

1

1

1

1

6.5

19.5

35

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

2、设计内容及方案分析

（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（x1+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x1=0.23x2=-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=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x

0.23

-0.23

分度圆直径d

110

220

d=mz

法向齿距Pn

14.76

Pn=πm·cosα

啮合角α′

20°

20°

中心距a（a′）

165

节圆直径d′

110

220

中心距变动因数y

0

齿高变动因数σ

0

σ=x1+x2-y

齿顶高ha

6.15

3.85

ha=（ha*+c*-σ）m

齿根高hf

5.1

7.4

hf=（ha*+c*-x）m

齿全高h

11.25

11.25

h=ha+hf

齿顶圆直径da

122.3

227.7

da=d+2ha

齿根圆直径df

99.8

205.2

df=d-2hf

重合度εa

1.65

分度圆齿厚s

7.85

齿顶厚sa

7.11

3.79

4）根据以上数据作出齿轮传动啮合图（如图1）

图1

（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

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=C0+C1δ+C2δ2

加速阶段0-25°

S=2hδ2/δ0

减速阶段25-50°

S=h-2h（δ0-δ）2/δ02

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

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2）

图2

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=ω|OP12|，

从而有|OP12|=VB2/ω1=ds/dδ。

由上图中的三角形△BCP12可知

tanα==

整理得基圆半径

将S=S（δ）和α=[α]代入得：

r0≥20mm在此我取r0=34mm

滚子半径选取rr=4mm

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3）。

图3

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。

总而言之，这次的设计让我成长了许多！

4、主要参考文献

《机械原理课程设计指导书》（戴娟主编机械工业出版社）

《机械原理教程》（第2版）（张伟社主编西北工业大学出版社）

《齿轮设计与实用数据速查》（张展主编机械工业出版社）

《汽车拖拉机学第一册》（许绮川主编中国农业出版社）