目录
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1、机构简介与设计数据 (2)
（1）机构简介 (2)
（2）设计数据 (3)
2、设计容及方案分析 (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)
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））是一种燃机，他将燃料燃烧时所产生的热能转变成机械能。往复式燃机的主体机构为曲柄滑块机构，以气缸的燃气压力推动活塞3经连杆2而使曲柄1旋转。
本设计是四冲程燃机，即以活塞在气缸往复移动四次（对应曲柄两转）完成一个工作循环。在一个工作循环中，气缸的压力变化可由示功图（用示功器从气缸测得，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。
（2）设计数据
2、设计容及方案分析
（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
V==-ωrsin- 把各点的角度分别代入上式得：
S1=S11=290.079mm S2=S10=264.3mm
S3=S9=232.38mm S4=S8=204.31mm
S5=S7=186.156mm S6=180mm S12=300mm
V1=-V11=-5.741m/s V2=-V10=-9.207m/s
V3=-V9=-9.425m/s V4=-V8=-7.117m/s
V5=-V7=-3.684m/s V6=V12=0m/s
a1=a11=1282.86m/s2 a2=a10=739.401 m/s2
a3=a9=-1.598 m/s2 a4=a8=741.036 m/s2
a5=a7=-1281.34 m/s2 a6=-1478.9 m/s2
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
1+x
2
）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：①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;②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
1=0.23 x
2
=-0.23, 数据查
表得具体参考《齿轮设计与实用数据速查》第34页容（展主编机械工业）
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
齿高变
动因数
σ
0 σ=x1+x2-y
齿顶高
h
a
6.15 3.85 h a=(h a*+c*-σ)m
齿根高
h
f
5.1 7.4 h f=(h a*+c*-x)m
齿全高h 11.25 11.25 h=h a+h f
齿顶圆
直径d
a
122.3 227.7 d a=d+2h a
齿根圆
直径d
f
99.8 205.2 d f=d-2h f
重合度
1.65
ε
a
分度圆齿厚s 7.85
齿顶厚s
7.11 3.79
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
s ′
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°
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 P12=V B2=ω|OP12|，
从而有|OP12| =V B2/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r r=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，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》（展主编机械工业）
《机械原理教程》（第2版）（伟社主编西北工业大学）