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图3.3 活塞销裙部的椭圆形状
1、裙部的尺寸
[9]
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?Nmax （3.5） DH2式中：Nmax—最大侧作用力，由动力计算求得，Nmax=2410.83N
D—活塞直径，mm；
H2—裙部高度，mm。
取H2?0.46D?0.46?84.985?37.253mm。 则 q?2410.83?0.799MPa
80.985?37.253一般发动机活塞裙部比压值约为0.5~1.5MPa，所以设计合适。
2、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
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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[13]。
3.2 活塞销的设计
3.2.1 活塞销的结构、材料
1、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?(0.25~0.3)D，取
d1?0.271D?22mm，活塞销的内直径d2?(0.65~0.75)d1，取d2?0.7d1?15.393mm活塞
销长度l?(0.8~0.9)D，取l?0.8D?64.788mm
2、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?64.788mm，连杆小头高度l1?26.388mm，活塞销跨度lP?29.4mm。
1、最大弯曲应力计算 活塞销中央截面的弯矩为
M?P?(l?2lP?1.5l1) （3.6） 1243空心销的抗弯断面系数为W?0.1(1??)d1， 其中
??d215.393??0.6997 d122所以弯曲应力为
??MW
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即
??P?(l?2lP?1.5l1)1.2d(1??)314 （3.7）
?2、最大剪切应力计算
8126.478?(64.788?2?29.4?1.5?26.388)?71.55MPa 341.2?22?(1?0.6997)最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间的截面上。横断截面的最大剪切应力发生在中性层上[14]，其值按下式计算：
?max?0.85P?(1????2)d(1??)214 （3.8）
0.85?8126.478(1?0.6997?0.69972)?41.09MPa ?222(1?0.69974)已知许用弯曲应力[?]?230~500MPa；许用剪切应力[?]?120~220MPa，那么校核合格。
3.3 活塞销座
3.3.1 活塞销座结构设计
活塞销座用以支承活塞，并由此传递功率。销座应当有足够的强度和适当的刚度，使销座能够适应活塞销的变形，避免销座产生应力集中而导致疲劳断裂；同时要有足够的承压表面和较高的耐磨性。
活塞销座的内径d0?22mm，活塞销座外径d一般等于内径的1.4~1.6倍，取
d?1.5d0?33mm，
活塞销的弯曲跨度越小，销的弯曲变形就越小，销—销座系统的工作越可靠，所以，一般设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为4~5mm，但当制造精度有保证时，两边共2~3mm就足够了，取间隙为3mm。
3.3.2 验算比压力
销座比压力为：
q?P?8126.478?23.3MPa?[q] （3.9） ?2d0(l?lP)2?22?(64.788?29.4)一般[q]?40~60MPa。
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3.4 活塞环设计及计算
3.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计
该发动机采用三道活塞环，第一和第二环为气环，第三环为油环。
第一道活塞环为桶形扭曲环，材料为球墨铸铁，表面镀铬。桶形环与缸筒为圆弧接触，对活塞摆动适应性好，并容易形成楔形润滑油膜。
第二道活塞环为鼻形环，材料为铸铁，鼻形环可防止泵油现象，活塞向上运动时润滑效果好。 第三道是油环，是钢带组成环，重量轻，比压高，刮油能力强。
活塞环的主要尺寸为环的高度b、环的径向厚度t。气环b?1.5~3mm，油环b?3~5mm，取b1?1.5mm，b2?1.75mm，b3?3mm。活塞环的径向厚度t，一般推荐值为：当缸径D为
50~100mm时，t/D?0.45~0.6，取t?0.5D?4.05mm。
3.4.2 活塞环强度校核
活塞环在工作时，因剪应力和轴向力影响较小，所以只计算弯矩。活塞环的平均半径与径向厚度之比r0/t一般都大于5，所以可按直杆弯曲正应力公式计算[9]。
1、工作状态下的弯曲应力 活塞断面的最大弯矩为：
Mmax?由此可得最大弯曲应力?max为：
p0bD(D?t) （3.10） 4p0bD(D?t)Mmax2 ?max? （3.11） ?Wbt26对于断面均压环其开口间隙S0与活塞环平均接触压力p0之间有如下关系：
p0?0.141E4S0tDD(?1)3tt （3.12）
将式（3.12）带入（3.11）并整理得：
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?max?0.424ES0tD(?1)2tMPa （3.13）
5式中：E—材料的弹性模量，对合金铸铁E?1.2?10MPa；
S0—活塞环的开口间隙，S0?0.2~0.5mm，取为S0?0.3mm；
D—气缸直径，mm；
t—活塞环径向厚度，mm
0.354.05则 ?max?0.424?1.2?10?10.44MPa 80.985(?1)24.05活塞环工作时的许用弯曲应力为200~450MPa，则校核合格。
2、套装应力
活塞环往活塞上套装时，要把切口扳得比自由状态的间隙还大，对于均压环，此时的正对切口处的最大套装弯曲应力为：
1S0?3.93?t （3.14） ???maxEDm(?1)2t式中：m—与套装方法有关的系数，根据套装方法的不同，其值为1~2，一般取m?1.57，
1?则
??max10.3)?3.93?4.05?49.22MPa ??1.2?10580.9851.57(?1)24.05(1?因环的套装时在常温下进行的，承受的应力时间甚短，所以套装应力的许用值大于工作应力的许用值10~30%，所以校核合格。
3.5 本章小结
在活塞的设计过程中，分别确定了活塞、活塞销、活塞销座和活塞环的主要的结构参数，分析了其工作条件，总结了设计要求，选择合适的材料，并分别进行了相关的强度和刚度校核，使其符合实际要求。
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