单缸四冲程内燃机机构设计及其运动分析报告

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
年级专业机械制造及其自动化
学号
学生姓名
指导教师
教师职称
目录
第一部分绪论 (1)
第二部分课题题目及主要技术参数说明 (2)
2.1 课题题目 (2)
2.2 机构简介 (2)
2.3设计数据 (3)
第三部分设计内容及方案分析 (5)
3.1曲柄滑块机构设计及其运动分析 (5)
3.1.1设计曲柄滑块机构 (5)
3.1.2曲柄滑块机构的运动分析 (7)
3.2 齿轮机构的设计 (11)
3.2.1 齿轮传动类型的选择 (11)
3.2.2 齿轮传动主要参数及几何尺寸的计算 (12)
3.3 凸轮机构的设计 (13)
3.3.1 从动件位移曲线的绘制 (13)
3.3.2 凸轮机构基本尺寸的确定 (14)
3.3.2 凸轮轮廓曲线的设计 (15)
第四部分设计总结 (17)
第五部分参考文献 (18)
第一部分绪论
内燃机具有体积小、质量小、便于移动、热效率高、起动性能好的特点。

但是内燃机一般使用石油燃料，同时排出的废气中含有害气体的成分较高。

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。

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，在其汽缸内燃烧，释放出的热能使汽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。

它是将液体或气体燃料与空气混合后，直接输入汽缸内部的高压燃烧室燃烧爆发产生动力。

这也是将热能转化为机械能的一种热机。

第二部分课题题目及主要技术参数说明
2.1 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
2.2 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，在其汽缸内燃烧，释放出的热能使汽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。

常见的有柴油机和汽油机，通过将内能转化为机械能，是通过做功改变内能。

内燃机的工作原理：
让燃料在机器内燃烧产生热量向外界传输机械能。

四冲程汽油机是由进气、压缩、作功和排气完成一个工作循环的。

吸气冲程：活塞下行形成气缸内压力小于于大气压的差，这个压力差俗称真空度，由于真空度的存在使机器外的空气进如气缸。

当活塞下行到最后位置进气阀门关闭吸气冲程完成。

在机器运转中由于速度的关系在吸气冲程完成时气缸内的气压是大于大气压的，在设计上设置了一个进气门关闭的延迟时间就是为了提高进气量。

压缩冲程：吸气冲程完成后活塞上行压缩空气达到一定温度使燃料燃烧，此时有两种情况，一种是外界给于点火，另一种是压缩到一定时候使其自燃.
做功冲程：压缩后燃烧的空气使活塞下行从而将热能转换成机械能，这种是通过连杆活塞组和曲轴实现的，在高温高压的燃气的作用下推动活塞下行通过连杆使曲周做圆周运动，这个圆周运动就是人们所需要的机械能，其能量同过于曲轴连接的设备输出，其中一部份转换成势能储存在与曲轴相连的飞轮中，这个势能以飞轮惯性旋转的形式释放为内燃机的吸气，压缩，排气这三个冲程提供能量。

排气冲程：在飞轮惯性的驱动下活塞上行将燃烧后的废气从打开的排气阀门中排出，当活塞行至上终点位置时整个内燃机的工做循环完成，在飞轮惯性的作用下将开始新的一轮工作循环
2.3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2-1
设计内容曲柄滑块机构的设计
符号H（mm）e（mm）K n1（r/min）符号215 55 1.05 650
设计数据表2 -2
位置编号 2 8
曲柄位置（º）60º240º
-
图2 曲柄位置图
学生编号33 位置编号 2 8
2、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 α'
数据15 45 3 4 120 120
3、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。

设计内容凸轮机构的设计
符号h（mm）ΦΦs Φ' [α] [α]'
数据25 50 10 50 30 75
第三部分 设计内容及方案分析
3.1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
表3-1设计数据表
设计内容 曲柄滑块机构的设计 符号 H （mm ） e （mm ） K n 1（r/min ） 符号
215
55
1.05
650
3.1.1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为极为夹角。

左图为过C1，C2，P 三点所作的外接圆。

半径为r ，其中C1，C2垂直C2P,∠C1PC2=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。

曲柄回转中心A 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 图 3-1 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:
()39.41
1180=+-=
K K θ
○
1
○
2
由○
1○2得： θsin e 2
2
H
R L =- ○3
)
(2)(2)
)((2)()(222222
22cos R L H R L R L R L H R L R L --+-+--++=
=
θ○
4 由○
3○4得： mm 106sin 4sin e 2-cos e 22==
+θ
θ
θ H H H R
mm 407sin 4sin e 2cos e 22=++=
θ
θ
H H H L
可得R=106mm ，L=407mm 。

按此比例作出曲柄滑块机构的运动简图如图3-2所示。

图3-2机构运动简图
θθβsin sin 22r 2sin H
R L H
R
L R L -=-=
-=
R
L +=
e
sin β
3.1.2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
L
e -sin sin ϕR ECB =
∠
故()2
2
e -s in 1cos L R ECB ϕ-
=
∠
=()L
R L 2
2e -sin ϕ-
则()22
e -sin cos cos cos ϕϕϕR L R ECB L R S -+=∠+=
位移s 数据表3-2
S 的位置
ϕ
弧度ϕ S/mm S 0 0 0 509.2667 S 1 30 0.523599 498.7938 S 2 60 1.047198 458.3330 S 3 90 1.570796 403.7920 S 4 120 2.094395 352.3330 S 5 150 2.617994 315.1964 S 6 180 3.141593 297.2667 S 7 210 3.665191 300.6105 S 8 240 4.18879 326.6039 S 9 270 4.712389 373.8021 S 10 300 5.235988 432.6039 S 11 330 5.759587 484.2079 S 12
360
6.283185
509.2667
速度分析：
()222e -sin 2cos e 2-2sin -sin -dt ds ϕϕωϕωϕωR L R R R V -==
加速度分析：
()()()[]2
3222222222e -sin 4cos e 2-2sin R e -sin sin e 2cos 2--cos -dt dv a ϕϕωϕωϕϕωϕωϕωR L R R L R R R --+== 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 已知曲柄滑块机构的尺寸及2个位置，构件1的转速n1，用图解法求连杆的角速度w2及角加速度α2滑块上C 点的速度和加速度。

a 曲柄位置：
（1）曲柄位置为60°位置图 取μl = 5（mm/mm ）
图3-3
曲柄位置图 ϕ=150°
（2）速度多边形图 v μ=0.2(m/s)/mm
已知 68rad/s =2ππ=W 11
s R W V B /m 2.71
== CB B V V V +=c 方向 √ √ √
大小 ？ √ ？
图由
图
3-4
可
知
3-4 速度多边形
s m bc V s
pc V v CB /4.3/m 6.6c v =⋅=⋅==μμ
（3）加速度多边形 a μ=10()
mm s m 2
/
t CB
n CB t B n B c n CB B CB
a a a a a s m L a s R L
v +++=======/4.28/m 490a s
/rad 354.8222
21n 2ωωω
图3-5加速度多边形 方向 √ √ √ √
大小 ？ √ 0 √ ?
由图3-5可知：
2
22.2
/398.1034/421''/235''.s rad t
a a s m c n a s m c p a t CB a t CB a c ======μμ
b.曲柄位置
（4）曲柄位置为240°的位置图取 μl = 5（mm/mm ）
图3-6曲柄位置图
（2）速度多边形 v μ=0.2(m/s)/mm
CB B V V V +=C
大小 ？ √ ？ 方向 √ √ ？
图3-7速度多边形
由图3-7可知：
s
m bc V s
m pc V V CB C /8.3/98.4===⋅=μμ
（3）加速度多边形 a μ=10()
mm s m 2
/
CB
n CB
t B
n
B
c n CB CB
a a a a a s
m L a L
V ++
+=
====/48.35s
/rad 337.9222ωω
图3-8加速度多边形 方向：√ √ 0 √ ？
大小：√ √ √ √
由图3-8可知：
3.2 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，在闭式润滑油中工作。

设计数据表3-3
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
120
3.2.1 齿轮传动类型的选择 由最小变位系数，X min =min
min Z Z Z ）（-h a *
，其中Z min =17则有：
X 1≥
1715
17-=0.118 X 2≥17
45
17-=-1.647
选择等变位齿轮传动则： X 1=-X 2
2
22.2
/66.1093/445''/360''.s rad t
a a s m c n a s m c p a t
CB a t CB a c ======μμ
X1+X2=0
取X1=0.118 X2=-0.118
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:
a’= a ，α’=α , y=0,Δy=0
即其啮合角等于分度圆压力角中心距等于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*=0.25
由等变位齿轮传动可知α’=α=20。

a=a=120
齿轮各部分尺寸表3-4
名称小齿轮Z
1大齿轮Z
2
计算公式
模数m 4
压力角α20
分度圆直径d 60 180 d=mz 节圆直径d’60 180 d'=d=mz 啮合角α’20 a'=a
齿顶高h
a 4.472 3.528 h
a
=（h
a
*+x）
齿根高h
f 4.528 5.472 h
f
=（h
a
*+c*-x）
齿顶圆直径d
a 68.944 187.056 d
a
=d+2h
a
齿根圆直径d
f 50.944 169.056 d
f
=d-2h
f
中心距a 120 a'=a=m（z
1+z
2
）/2
中心距变动系数y 0 y=0 齿顶高降低系数Δy 0 Δy=0
基圆直径d
b 56.382 169.145 d
b
=d cosα
齿距p 12.56 P=πm
基圆齿距p
b 11.81 P
b
=p cosα
齿厚s 6.62 5.94 S=（π/2+2xtanα）m
）
齿槽宽e 5.94 6.62 e=（π/2-2xtanα）m
顶隙c 1 c=c *m
传动比i 3 I 12=ω1/ω2=z 2/z 1=d 2’/d 1’
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’，从动件按余弦加速度运动规律运动。

设计数据表3-5
设计内容 凸轮机构的设计 符号 H （mm ） φ φs Φ’ [α]
[α]’ 数据
25
50
10 50
30
75
3.3.1 从动件位移曲线的绘制
从动件推杆的位移随凸轮转角δ的变化而变化，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：
S=2
]cos -h[1δ0πδ 其回程时的位移方程为： S=
2
]cos h[1δ0
'πδ
以从动件开始上升的点位δ=0º，s=0 据此计算得
δ（单位：º）s （δ）（单位：mm ） δ 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 s
2.4 8.6 16.4 22.6 25
25 22.6 16.4 8.6 2.4 0
则从动件位移曲线图如下：
其中h=25，δ0=50，δ01=10，δ0’=50，δ02=250
δ（单位：º）s （δ）（单位：mm ）
图3-9
3.3.2 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
动件的盘形机构位于推程的某
位置，上法线n—n与从动件速
度V B 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 V P = V = W OP
图3-10
从而有 OP =
1
w v
=d δds
又由图中的三角形ΔBCP 可得 tan α=S S OP +0=s r0d δ
d s
+ 则基圆半径的计算公式：
s
r tan 0d ds -=
α
δ
将s=是（δ）o
15,=δdt ds 和α=[α] 代入上式
计算得出：r 0 ≥66.4mm ，取r 0=80mm ，滚子半径选取r r =10mm 。

3.3.2 凸轮轮廓曲线的设计 根据反转法建立直角坐标系。

(1)以r 0为半径作基圆取从动件初始位置，自B0起沿-w 方向将基圆中心角分为δ0，δ01，δ0’，δ02对应四段圆弧，并将δ0，δ0’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，用光滑曲线连接各点，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。

凸轮轮廓曲线如下：
第四部分设计总结
机械原理课程设计已经结束，经过一周的奋战我们的课程设计终于完成了，课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我们今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．
说实话，课程设计真的有点累．需要靠自己的毅力，坚持和一个团队的合作。

然而，当我们一着手整理自己的设计成果，漫漫回味这一周的付出与努力，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消．因为我们的课程设计只有一周余的时间，所以时间上非常紧，容不得我们有丝毫懈怠，除了在寝室休息食堂吃饭其他时间都是在做课程设计。

这个过程中我们团队在网上收集资料，选定方向，提出初步的方案，经过几次不断地反复修改和讨论，我们确定了设计的方向。

这个阶段我们分工明确，有条不紊，我想这是我最充实的几天，经过概念设计后我们对方案都认为有深刻的了解，可是真正落实到细节，我们低估了它的困难性，在设计时遇到大量的专业知识问题，除了向老师咨询外，还需要自己去重新查阅资料，而且很多资料都需要花大量的时间去阅读，思考，最终把所有知识结合，慢慢完善设计中出现的问题，最终达到满意为止。

只有自己亲手设计东西才知道这其中的缘由，所以也真正认识到学好机械原理的重要性。

虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”的感悟．通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致．也让我体会到了合作与双赢的快乐。

我的心得也就这么多了，总之，不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。

最后终于做完了有种如释重负的感觉。

此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了！
第五部分参考文献
[1] 孙恒，陈作模，葛文杰机械原理[M].第八版，北京：高等教育出版社，2013.
[2] 王湘江，何哲明机械原理课程设计指导书[S] 第一版，中南大学出版社
[3] 哈尔滨工业大学理论力学教研室，理论力学第七版，北京：高等教育出版社
[4] 同济大学数学系，高等数学.第六版，北京：高等教育出版社2007
[5] 刘鸿文，材料力学，第五版，北京：高等教育出版社
[6] 田凌，冯涓机械制图第三版，清华大学出版社
[7] 吴宗泽，罗胜国，机械设计课程设计手册.第三版.北京：高等教育出版社，2005.
[8] 张展,齿轮设计与实用数据速查，机械工业出版社.
[9]杨惠英，王玉坤.机械制图.第三版，清华大学出版社.
[10]余桂英，郭纪林.AutoCAD2008基础教程.大连：大连理工大学
出版社，2008.
[11]姜琪.机械运动方案及机构设计.北京：高等教育出版社.。