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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
4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
(p1?p2)?(D?D?2)2t?3（3.1） ?0.002p6maDx
230.0026pmaDD2x???0.055p(max)2 c1 （3.2）0.47c1D?0.055?4.5?(80.9852)?1.23 N/cm2 3.64同理得剪切应力为： ??0.37pmax接合成应力公式为：
D80.985?0.37?4.5??37.04 N/cm2 （3.3） c13.64精品文档 精品文档
????2?3?2?1.232?3?37.042?38.64 N/mm2 （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
[?]?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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图3.3 活塞销裙部的椭圆形状
[9]
1、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?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，相精品文档 精品文档
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[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） 12空心销的抗弯断面系数为W?0.1(1??4)d13， 其中 ??d215.393??0.6997 d122所以弯曲应力为 ??MW 精品文档 精品文档
即 ??P?(l?2lP?1.5l1)1.2d(1??)314 （3.7）
?8126.478?(64.788?2?29.4?1.5?26.388)?71.55MPa 341.2?22?(1?0.6997)2、最大剪切应力计算
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??[q] （3.9） ?23.3MPa2d0(l?lP)2?22?(64.788?29.4)一般[q]?40~60MPa。
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