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活塞压缩高度的选取将直接影响发动机的总高度，以及气缸套、机体的尺寸和质量。尽量降低活塞压缩高度是现代发动机活塞设计的一个重要原则，压缩高度H1是由火力岸高度h1、环带高度h2和上裙尺寸h3构成的，即
H1=h1+h2+h3
为了降低压缩高度，应在保证强度的基础上尽量压缩环岸、环槽的高度及销孔的直径。
（1）第一环位置
根据活塞环的布置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓火力岸高度h1。为缩小H1，当然希望h1尽可能小，但h1过小会使第一环温度过高，导致活塞环弹性松弛、粘结等故障。因此火力岸高度的选取原则是：在满足第一环槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。一般汽油机h1?(0.06~0.12)D，D为活塞直径，该发动机的活塞标准直径D?80.985mm，确定火力岸高度为：
h1?0.09D?0.09?80.985?7.289mm
（2）环带高度
为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度b应尽可能小，这样活塞环惯性力也小，会减轻对环槽侧面冲击，有助于提高环槽耐久性。但b太小，使制环工艺困难。在小型高速内燃机上，一般气环高b?1.5~2.5mm，油环高b?2~5mm。
该发动机采用三道活塞环，第一和第二环称之为压缩环（气环），第三环称之为油环。取
b1?1.5mm，b2?1.75mm，b3?3mm。
环岸的高度c，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。当然，第二环岸负荷要比第一环岸小得多，温度也低，只有在第一环岸已破坏的情况下，它才可能被破坏。因此，环岸高度一般第一环最大，其它较小。实际发动机的统计表明，c1?(0.04~0.05)D，c2?(1~2)b1，汽油机接近下限。
则 c1?0.045D?3.64mm，
c2?1.5b1?1.5?2?3mm。
因此，环带高度h2?b1?c1?b2?c2?b3?1.5?3.64?1.75?3?3?12.89mm。
（3）上裙尺寸
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确定好活塞头部环的布置以后，压缩高度H1最后决定于活塞销轴线到最低环槽（油环槽）的距离h1。为了保证油环工作良好，环在槽中的轴向间隙是很小的，环槽如有较大变形就会使油环卡住而失效。所以在一般设计中，选取活塞上裙尺寸一般应使销座上方油环槽的位置处于销座外径上面，并且保证销座的强度不致因开槽而削弱，同时也不致因销座处材料分布不均引起变形，影响油环工作。
综上所述，可以决定活塞的压缩高度H1。对于汽油机H1?(0.35~0.6)D，所以
H1?0.4?D?0.4?80.985?32.394mm。
则 h3?H1?h1?h2?32.394?7.289?12.89?12.761mm。 3、活塞顶和环带断面 （1）活塞顶
活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。仅从活塞设计角度，为了减轻活塞组的热负荷和应力集中，希望采用受热面积最小、加工最简单的活塞顶形状，即平顶。大多数汽油机正是采用平顶活塞，由于EA113 5V 1.6L发动机为高压缩比??9.3，因而采用近似于平顶的活塞。实
~60.)D1，即际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，汽油机为??(0.0??(0.074?80.985)?5.993mm。活塞顶接受的热量，主要通过活塞环传出。专门的实验表明，
对无强制冷却的活塞来说，经活塞环传到气缸壁的热量占70～80%，经活塞本身传到气缸壁的占10～20%，而传给曲轴箱空气和机油的仅占10%左右。所以活塞顶厚度?应从中央到四周逐渐加大，而且过渡圆角r应足够大，使活塞顶吸收的热量能顺利地被导至第二、三环，以减轻第一环的热负荷，并降低了最高温度[9]。
)D，取0.076D为6.16mm，活活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取(0.05~0.1)D，取0.074D为5.993mm.为塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取r?(0.05~0.1了减少积炭和受热，活塞顶表面应光洁，在个别情况下甚至抛光。复杂形状的活塞顶要特别注意避免尖角，所有尖角均应仔细修圆，以免在高温下熔化。
（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
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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。
已知pmax=4.5MPa，则p1?0.9?4.5?4.05MPa，p2?0.2?4.5?0.9MPa，
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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[10] 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?0.9?80.985?72.89mm，环槽深t?为：
t??0.05D?0.05?80.985?4.05mm
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
30.0026pmaDD2x???0.055p()max2 c1 （3.2） 0.47c1D?0.055?4.5?(同理得剪切应力为：
??0.37pmax接合成应力公式为：
80.9852)?1.23 N/cm2 3.64D80.985?0.37?4.5??37.04 N/cm2 （3.3） c13.6422222 ?????3??1.23?3?37.04?38.64 N/mm （3.4）
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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
[?]?30~40N/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。
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