车辆与动力工程学院毕业设计说明书
2、环带断面
为了保证高热负荷活塞的环带有足够的壁厚?'使导热良好，不让热量过多地集中在最高一环，其平均值为?'?(1.5~2.0)t'。正确设计环槽断面和选择环与环槽的配合间隙，对于环和环槽工作的可靠性与耐久性十分重要。槽底圆角一般为0.2~0.5mm。活塞环岸锐边必须有适当的倒角，否则当岸部与缸壁压紧出现毛刺时，就可能把活塞环卡住，成为严重漏气和过热的原因，但倒角过大又使活塞环漏气增加。一般该倒角为(0.2~0.5)?45?。
3、环岸和环槽
环岸和环槽的设计应保持活塞、活塞环正常工作，降低机油消耗量，防止活塞环粘着卡死和异常磨损，气环槽下平面应与活塞轴线垂直，以保证环工作时下边与缸桶接触，减小向上窜机油的可能性。活塞环侧隙在不产生上述损伤的情况下愈小愈好，目前，第一环与环槽侧隙一般为0.05~0.1mm，二、三环适当小些，为0.03~0.07mm，油环则更小些，这有利于活塞环工作稳定和降低机油消耗量，侧隙确定油环槽中必须设有回油孔，并均匀地布置再主次推力面侧，回油孔对降低机油消耗量有重要意义，三道活塞环的开口间隙及侧隙如表3.1所示:
表3.1 活塞环的开口间隙及侧隙
活塞环 第一道环 第二道环 第三道环 开口间隙/mm 侧隙/mm 0.20~0.40 0.05~0.09 0.20~0.40 0.25~0.45 0.03~0.06 0.03~0.06
活塞环的背隙???比较大，以免环与槽底圆角干涉。一般气环???=0.5毫米，油环的???则更大些，如图3.1所示。
4、环岸的强度校核
在膨胀冲程开始时，在爆发压力作用下，第一道活塞环紧压在第一环岸上。由于节流作用，第一环岸上面的压力p1比下面压力p2大得多，不平衡力会在岸根产生很大的弯曲和剪切应力，当应力值超过铝合金在其工作温度下的强度极限或疲劳极限时，岸根有可能断裂，专门的试验表明，当活塞顶上作用着最高爆发压力pmax时，p1?0.9pmax，p2?0.2pmax，如图3.2所示。
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已知pmax=4.5MPa，则p1?0.9?4.5?4.05MPa，p2?0.2?4.5?0.9MPa，
图3.1 环与环槽的配合间隙及环槽结构 图3.2第一环岸的受力情况
环岸是一个厚c1、内外圆直径为D'、D的圆环形板，沿内圆柱面固定，要精确计算固定面的应力比较复杂，可以将其简化为一个简单的悬臂梁进行大致的计算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直径
D??0.9D?0.?91?00m，m环槽深t?为：
t??0.05D?0.05?100?50mm
于是作用在岸根的弯矩为
(p1?p2)?4(D2?D?2)t? ?0.0026pmaxD3 （3-1）
2而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于
12c1??0.9D?0.47c13D 6所以环岸根部危险断面上的弯曲应力
0.0026pmaxD3D2???0.055p()max2 c1 （3-2）0.47c1D1002?0.055?4.5?()?0.58N/cm2
6.5同理得剪切应力为：
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??0.37pmax接合成应力公式为：
D100?0.37?4.5??25.6 N/cm2 （3-3） c16.5 ????2?3?2?0.582?3?25.62?44.3 N/cm2 （3-4） 考虑到铝合金在高温下的强度下降以及环岸根部的应力集中，铝合金的许用应力[?]?40~50N/mm2，???[?]，校核合格。 §3.1.4 活塞裙部的设计
活塞裙部是指活塞头部最低一个环槽以下的那部分活塞。活塞沿气缸往复运动时，依靠裙部起导向作用，并承受由于连杆摆动所产生的侧压力N。所以裙部的设计要求，是保证活塞得到良好的导向，具有足够的实际承压面积，能形成足够厚的润滑油膜，既不因间隙过大发生敲缸，引起噪音和加速损伤，也不因间隙过小而导致活塞拉伤。
分析活塞在发动机中工作时裙部的变形情况。首先，活塞受到侧向力的作用。承受侧向力作用的裙部表面，一般只是在两个销孔之间的弧形表面。这样，裙部就有被压偏的倾向，使它在活塞销座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞顶上的爆发压力和惯性力的联合作用，使活塞顶在活塞销座的跨度内发生弯曲变形，使整个活塞在销座方向上的尺寸变大；再次，由于温度升高引起热膨胀，其中销座部分因壁厚较其它部分要厚，所以热膨胀比较严重。三种情况共同作用的结果都使活塞在工作时沿销座方向涨大，使裙部截面的形状变成为“椭圆”形，使得在椭圆形长轴方向上的两个端面与气缸间的间隙消失，以致造成拉毛现象。在这些因素中，机械变形影响一般来说并不严重，主要还是受热膨胀产生变形的影响比较大[11]。
因此，为了避免拉毛现象，在活塞裙部与气缸之间必须预先流出较大的间隙。当然间隙也不能留得过大，否则又会产生敲缸现象。解决这个问题的比较合理的方法应该使尽量减少从活塞头部流向裙部的热量，使裙部的膨胀减低至最小；活塞裙部形状应与活塞的温度分布、裙部壁厚的大小等相适应
[12]
。
本文采用托板式裙部，这样不仅可以减小活塞质量，而且裙部具有较大
的弹性，可使裙部与气缸套装配间隙减小很多，也不会卡死。
把活塞裙部的横断面设计成与裙部变形相适应的形状。在设计时把裙部
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横断截面制成长轴是在垂直与活塞销中心线方向上，短轴平行于销轴方向的椭圆形。常用的椭圆形状是按下列公式设计的：
???D?d (1?cos2?) （3-4）
4式中D、d分别为椭圆的长短轴，如图3.3所示。
缸径小于100mm的裙部开槽的活塞，椭圆度（?）的大小，一般为
??0.1~0.25mm。
图3.3 活塞销裙部的椭圆形状[9]
一、裙部的尺寸
活塞裙部是侧压力N的主要承担者。为保证活塞裙表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压q不应超过一定的数值。因此，在决定活塞裙部长度是应保持足够的承压面积，以减少比压和磨损。
在确定裙部长度时，首先根据裙部比压最大的允许值，决定需要的最小长度，然后按照结构上的要求加以适当修改。
裙部单位面积压力（裙部比压）按下式计算： q?式中：
Nmax—最大侧作用力，由动力计算求得，Nmax=5410.83N
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Nmax （3-5） DH2车辆与动力工程学院毕业设计说明书
D—活塞直径，mm；
H2—裙部高度，mm。 取H2?0.782D?78.2mm。 则 q?5410.83?0.69MPa
100?78.2一般发动机活塞裙部比压值约为0.5~1.5MPa，所以设计合适。 二、销孔的位置
活塞销与活塞裙轴线不相交，而是向承受膨胀侧压力的一面（称为主推力面，相对的一面称为次推力面）偏移了1~2mm，这是因为，如果活塞销中心布置，即销轴线与活塞轴线相交，则在活塞越过上止点，侧压力作用方向改变时，活塞从次推力面贴紧气缸壁的一面突然整个地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁的另一面，与气缸发生“拍击”，产生噪音，有损活塞耐久性。如果把活塞销偏心布置，则能使瞬时的过渡变成分布的过渡，并使过渡时刻先于达到最高燃烧压力的时刻，因此改善了发动机的工作平顺性。
§3.2 活塞销的设计
§3.2.1 活塞销的结构、材料
一、活塞销的结构和尺寸
活塞销的结构为一圆柱体，中空形式，可减少往复惯性质量，有效利用材料。活塞销与活塞销座和连杆小头衬套孔的连接配合，采用“全浮式”。活塞销的外直径d1?0.35D?35mm，活塞销的内直径d2?0.18d1?18mm活塞销长度l?(0.8~0.9)D，取l?0.8D ?80mm二、活塞销的材料
活塞销材料为低碳合金钢，表面渗碳处理，硬度高、耐磨、内部冲击韧性好。表面加工精度及粗糙度要求极高，高温下热稳定性好。 §3.2.2 活塞销强度和刚度计算
由运动学知，活塞销表面受到气体压力Pg和往复惯性力Pj的共同作用，总的作用力P??8126.478N，活塞销长度l?80mm，连杆小头高度l1?38mm，活塞销跨度lP?38mm。
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