单缸四冲程柴油机课程设计说明书Word文件下载.docx
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课程设计小结……………………………………………………（14）
参考文献…………………………………………………………（14）
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
=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
1.4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
H
λ
D
G1
G2
G3
Js1
Js2
Js3
δ
单位
mm
r/min
N
Kg·
m2
数据
120
4
80
1500
100
200
210
20
10
0.1
0.05
0.2
1/100
齿轮机构的设计
凸轮机构的设计
Z1
Z2
m
α
h
Φ
Φs
Φ′
[α]
[α]′
°
22
44
5
50
30
75
表1-2示功图数据表
位置编号
1
2
3
6
7
8
9
11
12
曲柄位置（°
）
60
90
150
180
240
270
300
330
360
气缸指示压力/（105N·
m2）
6.5
19.5
35
工作过程
进气
压缩
12′
13
14
15
16
17
18
19
21
23
375
390
420
450
480
510
540
570
600
630
660
690
720
25.5
9.5
2.5
1.5
做功
排气
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。
S
O
B1212′
rI111
A102
93
84
75
6
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=
=
得：
cos∠OBA=
（2-1）
∴s=rcos
+Icos∠OBA=rcos
+I
（2-2）
V=
=-ωrsin
-
（2-3）
（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=264.307mm
S3=S9=232.379mmS4=S8=204.307mm
S5=S7=186.156mmS6=180.000S12=300.000mm
V1=-V11=-5.741m/sV2=-V10=-9.207m/s
V3=-V9=-9.425m/sV4=-V8=-7.117m/s
V5=-V7=-3.684m/sV6=V12=0m/s
a1=a11=1282.86m/s2a2=a10=739.401m/s2
a3=a9=-1.598m/s2a4=a8=741.036m/s2
a5=a7=-1281.34m/s2a6=-1478.9m/s2
2.3图解法作杆件的运动分析
对点1做速度分析，即
，如下图所示，向量
表示
，向量
则表示OA杆做圆周运动的速度
图2-3点1的速度分析图
有：
=
+
方向：
B→O⊥OA⊥AB
大小：
？
第3章
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：
齿数：
=22
=44
齿顶高系数：
齿根高系数：
传动比：
（3-1）
齿顶高变动系数：
（3-2）
分度圆直径：
（3-3）
基圆直径：
（3-4）
（3-5）
齿顶高：
（3-6）
（3-7）
齿根高：
（3-8）
（3-9）
齿顶圆直径：
（3-10）
（3-11）
齿根圆直径：
（3-12）
（3-13）
2）实际中心距
的确定：
（3-14）
=（a/5+1）
5（3-15）
3）啮合角
：
（3-16）
（3-17）
4）分配变位系数
；
（3-18）
（3-19）
（3-20）
5）中心距变动系数y=（
）/m（3-21）
6）重合度：
（3-22）
（3-23）
一般情况应保证
7）齿顶圆齿厚：
（3-24）
（3-25）
一般取
8）分度圆齿厚：
（3-26）
（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°
中心距a（a′）
165
节圆直径d′
中心距变动因数y
齿高变动因数σ
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
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
齿顶圆齿厚Sa
7.11
3.79
第4章
4.1凸轮机构
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