机械原理课程设计单缸四冲程内燃机

机械原理课程设计说明书题目：单缸四冲程内燃机机构设计及其运动分析二级学院机械工程学院年级专业 13材料本科班学号学生姓名指导教师朱双霞教师职称教授目录第一部分绪论 (2)第二部分设计题目及主要技术参数说明 (3)设计题目及机构示意图 (3)机构简介 (3)设计数据 (4)第三部分设计内容及方案分析 (6)曲柄滑块机构设计及其运动分析 (6)设计曲柄滑块机构 (6)曲柄滑块机构的运动分析 (7)齿轮机构的设计 (11)齿轮传动类型的选择 (12)齿轮传动主要参数及几何尺寸的计算 (13)凸轮机构的设计 (13)从动件位移曲线的绘制 (14)凸轮机构基本尺寸的确定 (15)凸轮轮廓曲线的设计 (16)第四部分设计总结 (18)第五部分参考文献 (20)第六部分图纸 (21)第一部分绪论1.本课程设计主要内容是单缸四冲程内燃机机构设计及其运动分析，在设计计算中运用到了《机械原理》、《理论力学》、《机械制图》、《高等数学》等多门课程知识。

2. 内燃机是一种动力机械，它是通过使燃料在机器内部燃烧，并将其放出的热能直接转换为动力的热力发动机。

通常所说的内燃机是指活塞式内燃机。

活塞式内燃机以往复活塞式最为普遍。

活塞式内燃机将燃料和空气混合，在其气缸内燃烧，释放出的热能是气缸内产生高温高压的燃气。

燃气膨胀推动活塞做功。

再通过曲柄连杆机构或其他机构将机械功输出，驱动从动机械工作。

内燃机的工作循环由进气、压缩、燃烧和膨胀、排气等过程组成。

这些过程中只有膨胀过程是对外做功的过程。

其他过程都是为更好的实现做功过程而需要的过程。

四冲程是指在进气、压缩、膨胀和排气四个行程内完成一个工作循环，此间曲轴旋转两圈。

进气行程时，此时进气门开启，排气门关闭；压缩行程时，气缸、内气体受到压缩，压力增高，温度上升；膨胀行程是在压缩上止点前喷油或点火，使混合气燃烧，产生高温、高压，推动活塞下行并做功；排气行程时，活塞推挤气缸内废气经排气门排出。

此后再由进气行程开始，进行下一个工作循环。

第二部分课题题目及主要技术参数说明课题题目单缸四冲程内燃机机构设计及其运动分析图2-1内燃机机构简图机构简介内燃机是一种动力机械，它是通过使燃料在机器内部燃烧，并将其放出的热能直接转换为动力的热力发动机。

广义上的内燃机不仅包括往复活塞式内燃机、旋转活塞式发动机和自由活塞式发动机，也包括旋转叶轮式的燃气轮机、喷气式发动机等，但通常所说的内燃机是指活塞式内燃机。

活塞式内燃机以往复活塞式最为普遍。

活塞式内燃机将燃料和空气混合，在其气缸内燃烧，释放出的热能使气缸内产生高温高压的燃气。

燃气膨胀推动活塞作功，再通过曲柄连杆机构或其他机构将机械功输出，驱动从动机械工作。

内燃机的工作原理：内燃机是将液体材料燃烧时产生的热能变成机械能的装置。

往复式内燃机的主体机构为曲柄滑块机构，借气缸内的燃气压力推动活塞通过连杆而使曲柄做旋转运动。

单缸四冲程内燃机，活塞在气缸内往复移动四次，即进气、压缩、膨胀、排气四个过程。

完成一个工作循环，它对应着曲柄转两圈。

1.进气冲程：活塞由上死点向下移动，进气阀开，可燃气体进入缸。

由于进气系统有阻力，故进气行程终了时，气缸内压力低于大气压力。

2.压缩冲程：活塞由下死点向上移动，进气阀闭合，将缸内燃气体压缩，压力上升。

3.膨胀冲程：活塞在上死点附近，被压缩的气体被点燃，缸内压力骤增，气体压力推动活塞向下移动，即对外做功。

4.排气冲程:活塞由下死点向上移动。

由上可知，单缸四冲程内燃机在一个工作循环中，活塞只有一个冲程做功，即曲柄两转中，只有半转是因膨胀气体作用而被推动旋转，而其余的一转半中，借助机械的惯性来运转，因而曲柄所受驱动力是不均匀的，其速度波动也较大，所以一般在曲柄轴上装有飞轮。

设计数据1、曲柄滑快机构设计及其运动分析已知；活塞冲程H，按照行程速比系数K，偏心距e,,柄每分钟转数n1设计数据表2图2 曲柄位置图机构位置分配表3学生编号20 位置编号 5 92、齿轮机构设计已知：齿轮齿数Z1，Z2，模数m，分度圆压力角α，齿轮为正常齿制，在闭式润滑油池中工作。

?设计内容齿轮机构设计符号Z1 Z2 i m a a数据15 45 3 4 120 1203、凸轮机构设计已知：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′，从动件按余弦加速度运动规律运动。

设计数据表5设计内容凸轮机构的设计符号h(mm)ΦΦsΦ′[α][α]′数据255010503075第三部分设计内容及方案分析曲柄滑块机构设计及其运动分析已知：活塞冲程H，按照行程速比系数K，偏心距e,,柄每分钟转数n1设计数据表设计内容曲柄滑块机构的设计符号H(mm) e(mm) K1n(r/min)数据215 55 650 要求:确定曲柄滑块机构杆件尺寸，绘制机构运动简图；并在3号图纸上利用图解法作机构的两个瞬时位置的速度和加速度多边形，并作出滑块的运动方程和位移线图设计曲柄滑块机构以R,L表示曲柄、连杆的长度;e表示曲柄回转中心与滑块移动导路中线的距离，即偏距；H表示滑块的最大行程；K为行程速比系数；θ为极位夹角。

下图为过C1、C2、P三点所作的外接圆。

半径为r，其中C1、C2垂直C2P，∠C1 P C2=θ，C1、C2为滑块的两极限位置，A为圆上的一点，它至C1、C2的距离为偏距e，即A为曲柄的回中心。

图3-1设∠C2 C1A=β则β描述了曲柄回转中心A点的位置。

为了能够满足机构连续性条件，A点只能在右图所示的C2AP上选取，而不能在Pt(P、t为滑块处于两极限位置C1、C2时，导路的垂线与C1C2P圆周的交点)上选取。

由已知条件可以求出曲柄和连杆的长度：可得R=106mm,L=424mm,按此尺寸做得曲柄滑块的机构运动简图，如下图图3-2机构运动简图曲柄滑块机构的运动分析1、解析法分析滑块的运动位移分析：由上图可根据曲柄滑块简图及几何知由于,所以,故，则：位移s数据表S的位置弧度S/mmS0 0 53030S1S602S903S1204150S5S180 318 6210S7S2408270S9S30010330S11S360 530 12速度分析；加速度分析；2、图解法分析机构的二个瞬时位置利用图解法作机构的两个瞬时位置的速度和加速度多边形已知曲柄滑快机构的尺寸及2个位置，构件1的转速 n1 ，用图解法求连杆的角速度ω2及角加速度α2和滑块上C点的速度和加速度。

a曲柄位置；（1）曲柄位置为150°位置图取=5（mm/mm）l图3-3曲柄位置图=150。

（2）速度多边形图 由已知w 1=2πn=68rad/sV A =w 1R=68rad/⨯ =s取v μ=（m/s/mm ） 由 BA A B V V V += 方向 √ √ √ 大小 √速度多边形如下图图3-4 速度多边形图 由图可知==pb ·V B V μsab •=V BA V μ=s（3）加速度多边形图 加速度多边形如下图：图3-5加速度多边形图=(m/s) =(m/s)取a μ=（m/s 2/mm ）方向 √ √ 0 √ √ 大小 √ 0 √可知=⨯ = m/s 2b,曲柄位置为270°1）曲柄位置为270°位置图3-6曲柄位置图同理 l μ=5（mm/mm ），v μ=(m/s/mm)，a μ=(m/s 2/mm)（2）速度多边形图速度多边形如下图图3-7速度多边形图由图可知：=0 = V A =s（3）加速度多边形图加速度多边形如下图图3-8加速度多边形图方向 √ √ 0 √ √ 大小 √ 0 √= ⨯ = m/s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，在闭式润滑油池中工作。

?设计内容齿轮机构设计符号Z1 Z2 i m a a数据15 45 43.2.1 齿轮传动类型的选择由最小变位系数，其中z min=17则有；选择等变位齿轮传动则：x1=-x2x1+x2=0取x1= x2=x1+x2=0,且x1=-x2≠0。

此类齿轮传动称为等变位传动。

由于x1+x2=0,故α’=α, a’=a ,y=0,△y=0即其啮合角等于分度圆压力角，中心距等于标准中心距，节圆与分度圆重合，齿顶圆不需要降低。

对于等变位齿轮传动，为有利于强度的提高，小齿轮应采用正变位，大齿轮采用负变位，使大、小齿轮的强度趋于接近，从而使齿轮的承载能力提高。

3.2.2 齿轮传动主要参数及几何尺寸的计算已知：齿轮齿数Z1=15，Z2=45，模数m=4，分度圆压力角α=20。

，齿轮为正常齿制，在闭式润滑油池中工作齿轮m=4>1,且为正常齿制故h a*=1, c*=由等变位齿轮传动可知α’=α=20。

a’=a=120齿轮各部分尺寸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′，从动件按余弦加速度运动规律运动。

设计数据表设计内容凸轮机构的设计符号h(mm)ΦΦsΦ′[α][α]′数据255010503075从动件位移曲线的绘制从动件推杆的位移随凸轮转角δ变化的，分为四个过程分别是：推程、远休止、回程、近休止。

从动件按余弦加速度运动规律运动，则其推程时的位移方程为：则其回程时的位移方程为：以从动件开始上升的点位δ=0。

,s=0据此计算得。

δ10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 s 25 25 0 则从动件位移曲线图如下：其中h=25, δ0=50, δ01=10, δ’0=50, δ02=250δ（单位：。

）s(δ)（单位：mm）图3-9位移曲线图凸轮机构基本尺寸的确定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。

如右图所示，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v B的夹角为轮廓在B点的压力角，P点为凸轮与从动件的相对速度瞬心。

故从而有又由图中的三角形△BCP可得则基圆半径的计算公式：将S=S（δ）和α=[α]，δ=20。

，计算得出：r0≥?，取r0=35mm，滚子半径选取r r=5mm图3-10凸轮轮廓曲线的设计根据反转法建立直角坐标系。

（1）以r0为半径作基圆取B0为从动件初始位置，自B0起沿-w方向将基圆中心角分为δ0、δ01、δ’0、δ02对应四段圆弧，并将δ0、δ’0对应弧进行五等分。

在从动件位移曲线图上量取各相应的行程，以此为半径并分别以基圆上的1,2，……，10,11点为圆心作弧，令其与各等分点相交于B1,B2,……B10,B11点，用光滑曲线连接个点，所得封闭曲线便是凸理论轮廓曲线。

(2) 在凸理论轮廓曲线基础上，以滚子半径为偏移量作出其等距曲线，即为滚子从动件凸轮工作轮廓曲线。