論文-活塞設計

1、BH135柴油機活塞的設計與分析技術中文摘要科技進步推動了內燃機行業(yè)的持續(xù)發(fā)展，發(fā)動機的強化指標逐漸提高，活塞及其組件所受的機械負荷與熱符合也越來越高，它們的設計是否合理，將直接關系到內燃機的可靠性、壽命、排放、經(jīng)濟性等。因此在已有條件下，通過真實有效地計算分析，得出有益的解決方案成為目前內燃機行業(yè)的首選課題。內燃機嚴酷的內部溫度環(huán)境和負荷條件使得傳統(tǒng)的設計實驗很難取得令人滿意的效果，為確保設計目標的實現(xiàn)、為了適應不斷增長的高壓環(huán)境和提高產(chǎn)品的強度和耐久性要求以及設計中的壽命要求，需要采用先進的設計和分析手段，科學的分析活塞的結構對活塞壽命以及工作的可靠性的影響，設計品質優(yōu)良的活塞，從而使內燃

2、機更好地工作。本文把計算機輔助工程建模仿真技術應用到活塞結構設計及校核的實例領域，通過三維建模和有限元分析方法，為活塞建立了合適的數(shù)字模型，從而預估產(chǎn)品的強度負荷及壽命水平等，提高其設計效率和科學性。本文還描述了柴油機活塞的設計方法和過程，并通過對BH135柴油機活塞的三維建模和有限元分析的實例應用體現(xiàn)出計算機輔助工程技術在產(chǎn)品設計初期的優(yōu)越性：即一方面建立一種基本的計算機分析模型，對其進行仿真模擬，從而指導產(chǎn)品設計；另一方面以此為虛擬分析平臺并提供一些規(guī)范化或經(jīng)驗性的建模參考，同時也為提高企業(yè)在技術上的自主開發(fā)及創(chuàng)新能力而奠定基礎。關鍵詞：內燃機；活塞設計；有限元分析；AbstractThe

3、 development of science technology forced the industry of internal-combustion engine to develop, the strength target of engine was gradually heightened, the mechanical and thermal load of piston and subassembly of piston was higher and higher. Whether their design were in reason, related to the reli

4、ability、natural life、let 、economy and so on. Therefore, with own conditions, through true and effective calculation and analysis, getting useful project becomes the most important task of the industry of internal-combustion engine. In severe environment of the internal thermal and mechanical load, t

5、he experiment is difficult to get approving effect. For the sake of realization of design target, adapting increasing high pressure, improving strength、wear and natural life of product, needing to adopt advanced design and analysis measure, analyzing construct of piston is good for piston reliabilit

6、y and natural life. Designing piston with excellent quality improves engine to work better. The simulation method of CAE will be applied to the design and check field of piston structures in this article. Through the numeric analysis and FEM, the strength and fatigue life level etc, are estimated fo

7、r the subassembly. The article describes the design method and process of diesel engine piston. The theory research and engineering application, show the superiority of CAE to product design: one is instructing the design through the computer analysis model; the other is to provide a modeling refere

8、nce to virtual platform, and to promote the self-exploitation ability for the enterprise.Key words: Internal-combustion engine; Piston design; Finite element analysis;目錄中文摘要英文摘要1 緒論2 設計要求3. 活塞的基本設計3 .1 活塞的選型3. 2 活塞的主要尺寸3.21 活塞的高度H3.22 壓縮高度H13.23 頂岸高度h3.24 活塞環(huán)的數(shù)目及排列3.25 環(huán)槽尺寸3.26 環(huán)岸高度3.27 活塞頂厚度3.28 裙部

9、長度H23.29 裙部厚度 3.10 活塞銷直徑d和銷座間隔B3.3 活塞頭部設計3.4 活塞的裙部設計3.5 活塞銷座的設計3.6 活塞與缸套的配合間隙3.7 活塞大體尺寸一 緒論汽車是現(xiàn)代化社會重要的交通運輸工具，是科學技術發(fā)展水平的標志。汽車已經(jīng)進入了現(xiàn)代的生活之中與人類的生活已經(jīng)密不可分，一方面它的高效率，高機動化等特點為人類帶來了極大的方便，提高了人們的生活水平，另一方面它的噪聲，污染等公害也降低了人們的生活質量。因此，人們對汽車提出了越來越高的要求。活塞作為發(fā)動機的重要運動件之一，它所處的工作條件相當嚴酷，即高溫、高負荷、高速運動、潤滑不良和冷卻困難等，使其成為發(fā)動機改進的重大障礙

10、之一。隨著發(fā)動機技術水平的提高，高速大負載發(fā)動機的研制和運用，使活塞處于一個更嚴酷的工作環(huán)境中，活塞就不可避免的成為發(fā)動機強化的首要障礙。發(fā)動機在運轉時，活塞工作在高負荷環(huán)境中。首先，活塞受氣體壓力、慣性力和側向力的作用，氣體壓力和慣性力的方向和大小都是變化的，這就引起了活塞內應力的極度不均勻，容易引起材料的疲勞破壞。其次，活塞在徑向和高度方向上的受熱不均勻，引起內部附加極大的熱應力，這也是活塞疲勞破壞的主要原因之一。此外，活塞的不同部位還承受著局部力的作用?；钊h(huán)岸作用著氣體壓力和活塞的慣性力，活塞在上止點搖擺使活塞上下邊緣遭到?jīng)_擊。而且由于活塞形狀復雜，各部分金屬分布不均勻，在不同的直徑方

11、向，活塞的剛度是不同的，在不同的剛度之間，軸線方向上，活塞的熱變形和熱應力是不同的，活塞的受力和內應力也是極度不均勻的。這就是活塞設計的重點和難點。早期單件研究中，為了計算簡便，柴油機活塞通常被簡化為對稱構件，因而采用12或14模型進行網(wǎng)格劃分和有限元分析，既可以節(jié)省計算時間，又可得到較為真實的研究成果。然而，對稱模型只適用于那些沒有冷卻油道的中小功率發(fā)動機活塞，對那些有冷卻腔等非對稱結構的活塞而言，14或12簡化模型是不適合的。為此，內燃機非對稱活塞的研究勢必要求利用整體三維實體模型進行有限元分析，但唯一不足的是所耗費的CPU時間太多。所以，對對稱結構的活塞完全可以用12或14模型來簡化計算

12、，即可節(jié)省CPU時間，又不影響計算精度；而對非對稱結構的活塞從保證計算精度出發(fā)不宜采用對稱模型?；钊M的熱傳導分析過程中，穩(wěn)態(tài)傳熱的方法因計算簡便得到了廣泛應用。在計算此類邊界條件時，通常采用第3類邊界條件進行計算。與穩(wěn)態(tài)方法相比，瞬態(tài)的熱傳導分析具有更高的可信度，也與實際情況更為貼近。在瞬態(tài)研究中，實際工況下的每循環(huán)中，由于活塞的運動，活塞的有限元計算網(wǎng)格是隨時間的變化自動生成新的有限元網(wǎng)格；而且對應每個邊界條件都得做一次有限元分析，這對計算機和軟件的要求都很高。故迄今為止此類研究在國內還是以簡化模型為基礎，通過相應的經(jīng)驗公式擬合使用穩(wěn)態(tài)傳熱來研究瞬態(tài)問題。在未來的活塞組部件研究中，三維非對

13、稱模型有限元分析將得到廣泛應用，缸內熱傳導將以整體耦合的方法為指導，而隨著社會的不斷進步，瞬態(tài)傳熱的研究將有助于活塞組設計的簡化。本設計是運用現(xiàn)代設計方法和設計理念，結合國內外先進的設計技術和設計經(jīng)驗，為重慶馬勒發(fā)動機有限公司開發(fā)設計的新型高速發(fā)動機活塞BH135進行三維建模和有限元分析，分析活塞和發(fā)動機整機工作狀態(tài)相耦合的傳力和傳熱特性。二 設計要求本次的發(fā)動機主要設計參數(shù)如下表：List of requirements for truck pistonNO.Name 名稱Data 數(shù)據(jù)1Cyl diameter 缸徑 mm902Stroke 沖程 mm1153Number of cylin

14、der 汽缸數(shù)44Rated power 額定功率 kW123005Max. torque 最大轉矩 Nm9106Speed at max. torque最大轉矩時的轉速1/min15007Design speed 設計轉速 1/min8Rated speed 額定轉速 1/min9Design peak pressure 最大爆發(fā)壓力 Mpa15.810Compression ratio 壓縮比17.511Number of valves/Cyl. 每缸氣閥數(shù)12Conrod length 連桿長度 mm21013Conrod width 連桿寬度 mm14Keyst. Angle of c

15、onrod 連桿錐度15Conrod guidance 連桿導向16Cyl. Block material 缸體材料17Cyl. Bushing 缸套類型18Cyl. Surf 缸壁涂層19Cyl.-distance 汽缸孔距 mm20Cyl. Block height 汽缸高度 mm21Honing structure 珩磨方式22Piston cooling 活塞冷卻內冷23Piston cooling oil flow活塞冷卻油流量1/min24Top land height 火力岸高度 mm25Compression height 壓縮高度 mm26Boss spacing 銷孔間距

16、mm27Groove cover 環(huán)槽表面處理28Shape of groove 1st 第一環(huán)槽形狀291st groove height 第一環(huán)槽高度 mm2.68302nd groove height第二環(huán)槽高度 mm2313rd groove height 第三環(huán)槽高度 mm332Bowlcover 燃燒室表面處理33Piston surface 活塞表面處理34Consur. of engine 發(fā)動機結構351st applic. 應用范圍一362nd applic. 應用范圍二37Combustion 燃料柴油38Air charge 進氣方式TCI39Engine coolin

17、g 發(fā)動機冷卻方式水冷40Intercooler 增壓氣體冷卻器空空41Injection 燃油噴射方式直噴42Injection pressure 噴射壓力 Mpa10011043Injection angle 噴射角度 degree142°44Number of spray holes 噴孔數(shù)545Total displacement總排量 dm37.2646Displacement/Cyl. 每缸排量 dm31.20947Spec.power output升功率 kW31.83348Stroke/conrod radio 沖程/連桿比49Mean piston speed 活塞

18、平均速度m/s50Mean eff.press at max. torq最大轉矩時的平均壓力 Mpa51Charge air pressure 進氣增壓52Charge air temp.before CAC增壓氣體冷卻前溫度 53In-/outlet oil temp.進/出油溫 95/10554In-/outlet water temp.進/出水溫 80/9055Support 銷座56Pin outer diameter 活塞銷外徑 mm57Pin inner diameter 活塞銷內徑 mm58Pin length活塞銷長度 mm59Pin support 活塞銷軸向定位方式60Pi

19、n boss 活塞銷孔形狀三. 活塞的選型活塞設計應從發(fā)動機的強化指標、使用要求和加工條件等方面綜合考慮，首先制定出技術上和經(jīng)濟上最合理的活塞結構方案，然后再進行技術設計?；钊x型要點如下：1 據(jù)單位活塞面積功率或平均有效壓力，選擇合適的活 塞結構，保證活塞能承受所規(guī)定的機械負荷和熱負荷。2 密度小以減輕活塞的重量和往復慣性力。3 導熱系數(shù)大，以降低活塞頂部的溫度，改善活塞的受熱情況。4 線膨脹系數(shù)小，以減小活塞的熱變形，從而是熱車不拉缸，冷 車不敲缸。5 在高溫 下能保持良好的機械性能。6 具有良好的減摩性能，以減小摩擦損失且具有足夠的熱穩(wěn)定性及耐磨性。7 易于鑄造或模壓，易于加工。8 具有

20、較好的耐腐蝕性。本設計要求的活塞是高速、內冷柴油機活塞，要求質量小，經(jīng)濟成本低，首選鋁合金活塞。整體鋁活塞的各處壁厚均較大(材料強度低)，但由于鋁合金的密度小，其質量比鑄鐵活塞輕，這對發(fā)動機的高速是有利的。同時由于鋁合金的導熱率高，對于水冷四沖程發(fā)動機可以在內壁噴油冷卻的情況下保持良好的溫度。但由于鋁合金的線膨脹系數(shù)大，可能會破壞配缸間隙和增加摩擦損。表3-1 鋁合金活塞材料主要性能對比密度（g/cm2）導熱率（W/m×）線膨脹系數(shù)×10-6/300下的抗拉強度（N/mm2）共晶鋁硅合金2.692.74104.6167.482021.560100過共晶鋁硅合金2.652.6

21、8117.2146.551719.56090鋁銅合金2.82.85138.17159.12324150260本活塞選用共晶鋁合金作為活塞材料，它的特點是在高溫時有良好的抗拉強度忽然屈服極限，并且在延伸率小，熱膨脹系數(shù)較低，是很好的活塞材料，本次設計選用的共晶鋁合金的主要性能參數(shù)如下表（表3-2）：機械性能溫度（）20150250350抗拉強度MPa24321110555屈服點MPa2231858647延伸率%<1129抗彎強度MPa110865037物理性能溫度（）20150250350彈性模量MPa84000790007500070000熱導性W/mk130136142146橫向收縮0

22、.32g/cm32.77熱膨脹率溫度（）2010020200203002040010-6mm/19.220.521.121.8表3-2 選用共晶鋁合金主要性能參數(shù)活塞的主要尺寸活塞的主要結構尺寸（圖3-1）可根據(jù)同類型發(fā)動機或統(tǒng)計數(shù)據(jù)選取。圖3-11 塞高度H 1）活塞高度取決于以下因素：（1） 對柴油機高度尺寸的要求（與柴油機用途有關）（2） 轉速n（3） 燃燒室形狀及尺寸（4） 活塞裙部承壓面積應在保證結構布置合理和所需的承壓面積條件下，盡量選擇較小的活塞高度。 2）數(shù)據(jù)范圍（表3-3、圖3-2） 表3-3 活塞高度H與缸徑D之比的范圍機型H/D說明一般范圍推薦值中小型高速1.01.31.

23、1左右轉速越高，H越小，以減輕質量，從而控制由于轉速升高而引起的慣性力增大高速大功率11.361.2左右中速機1.451.801.5左右要求活塞使用壽命長，H選得較大特殊用途0.740.80犧牲活塞使用壽命，選擇最小H,以滿足整機高度尺寸嚴格限制要求 圖3-2 高速柴油機活塞高度-n3000rpm -n3000rpm2. 壓縮高度H1 壓縮高度H1決定活塞銷的位置。H1取決于第一道活塞環(huán)至頂面的距離h、環(huán)帶高度H5（H5又決定于活塞環(huán)的數(shù)目及高度）及上裙高度H4。在保證氣環(huán)良好工作的條件下，宜縮短H1，以力求降低整機的高度尺寸。H1/D的一般范圍如圖3-3和表3-4所示。圖3-3 高速柴油機活

24、塞的壓縮高度-n3000rpm -n3000rpm表3-4 H1/D的一般范圍機型H1/D小型高速 D105mm D105mm高速大功率中速機0.80.53 頂岸高度h（即第一道活塞環(huán)槽到活塞頂?shù)木嚯x）1） h越小，第一道環(huán)本身的熱負荷也越高。應根據(jù)熱負荷及冷卻狀況確定h，使第一道活塞環(huán)的工作溫度不超過允許極限（約180220）。2） 在保證第一道環(huán)工作可靠的情況下，盡量縮小h，以力求降低活塞高度和重量。3） h/D的一般范圍如下（圖3-4）：高速柴油機鋁活塞0.140.20組合活塞 0.070.20 圖3-4 第一道環(huán)槽到活塞頂?shù)木嚯xh（高速柴油機）鋁活

25、塞 鋼頂鋁裙組合活塞4 活塞環(huán)的數(shù)目及排列1）活塞環(huán)數(shù)目一般為：高速機 氣環(huán)23道，油環(huán)12道；中速機 氣環(huán)34道，油環(huán)2道（少數(shù)用一道） 2）油環(huán)布置：采用一道油環(huán)時，油環(huán)裝在銷孔上方。5 環(huán)槽尺寸 環(huán)槽的軸向高度等于活塞環(huán)的軸向高度b。環(huán)槽底徑D取決于活塞環(huán)的背面間隙，背隙大小與活塞的熱膨脹有關，并對環(huán)的背壓有一定影響。D可按下式估算氣環(huán)槽 D=D-(2t+KD)+0.5(mm) (3-1)油環(huán)槽 D=D-(2t+KD)+1.5(mm) (3-2)式中 D活塞名義直徑； t 活塞環(huán)徑向厚度； K系數(shù)，鋁活塞K=0.006，鑄鐵活塞k=0.004 環(huán)槽底部的過度圓角一般為0.20.5mm.6

26、 環(huán)岸高度1） 環(huán)岸高度（第一道氣環(huán)下面的環(huán)岸）溫度較高，承受的氣體壓力最大，又容易受環(huán)的沖擊而斷裂。所以第一環(huán)岸高度h1一般比其余環(huán)岸高度要大一些。2） 必須保證環(huán)岸有足夠的機械強度，可按下列公式計算： (3-3) (3-4) (3-5)3) 環(huán)岸高度范圍（圖3-5、表3-5）圖3-5 高速柴油機鋁活塞的第一環(huán)岸高度h1三環(huán)以上活塞 三環(huán)活塞表3-5 環(huán)岸高度類別環(huán)岸高度與缸徑之比第一環(huán)岸h1/D其余環(huán)岸h2(h3) /D鋁活塞高速機高速大功率鋼頂組合活塞0.040.080.040.060.0250.0350.030.0450.030.040.020.037. 活塞頂厚是根據(jù)活塞頂部應力、剛

27、度及散熱要 求來決定的，小型高速柴油機的鋁活塞，如滿足頂部有足夠的傳熱截面，則頂部的機械強度一般也是足夠的。熱應力隨活塞頂厚度增加而增大，活塞頂厚度只要厚到能承受燃氣壓力即可。（的一般范圍如表3-6）表3-6 活塞頂厚度類別D備注鋁活塞小型高速高速大功率鋼頂組合活塞鑄鐵活塞0.00.020.040.060.08以0.070.12居多，采用薄頂可降低熱應力8 裙部長度H21） 選取H2應使裙部比壓在許可范圍之內，裙部比壓可按公式q1=NmaxDH2 (3-6)計算。2） H2D的一般范圍如下： 高速柴油機0.650.88中速柴油機 1.01.13） 上、下裙長應有恰當?shù)谋壤?/p>

28、，上裙長度H4過小，易產(chǎn)生尖峰負荷，造成活塞拉毛及擦傷。一般比例如下：H3=(0.60.75)H2（圖3-6）。圖3-6 下裙長度H3與裙部長度H2的比例鋁活塞 鋼頂鋁裙組合活塞9 裙部壁厚 鋁活塞裙部最小壁厚一般為(0.030.06)D（圖3-7）。薄壁裙部對減輕活塞重量有利，但又需保證裙部有足夠的剛性，則可設置加強筋。圖3-7 高速柴油機活塞裙部最小壁厚鋁活塞 鋼頂鋁裙組合活塞10 活塞銷直徑d銷座間隔B d和B的選擇主要是考慮活塞銷座的承載壓力及活塞銷的剛度問題，應滿足下列要求：1） 選擇d和B時應驗算銷座比壓和連桿小頭軸承比壓，使這兩項平均比壓均在允許范圍之內。2） 按公式（3-7）、

29、（3-8）校驗活塞銷的彎曲變形和橢圓變形，d的選擇應保證活塞銷的變形在許可范圍內。 （3-7） （3-8） 3） d的一般范圍見圖3-8及表3-7。中小型高速柴油機，一般dD0.4，若dD太大，則使活塞銷表面至活塞頂內表面的距離過小，給活塞連桿組設計帶來困難。強化柴油機趨向于用較大的活塞銷直徑，d0.4D；大缸徑柴油機dD值也較大。 銷座間隔B的一般范圍見圖3-9及表3-8。圖3-8 高速柴油機活塞銷直徑d-n3000rpm -n3000rpm表3-7 活塞銷直徑d機型dD高速機D100mmD100mm高速大功率中速機0.280.380.330.400.300.420.400.48 圖3-9

30、高速柴油機活塞銷座間隔B鋁活塞 鋼頂鋁裙組合活塞 、為階梯形銷座 銷座上端間隔距離 、銷座下段間隔距離活塞頭部設計 活塞頂形狀主要根據(jù)燃燒系統(tǒng)的切要求進行設計，而活塞的熱負荷也是選擇燃燒系統(tǒng)的重要依據(jù)之一。頭部截面形狀影響活塞的熱流及溫度分布。本設計鋁活塞頭部設計成導熱良好的“熱流型”（圖3-9），即根據(jù)活塞的熱流通路，采用大圓弧過渡，以增加從頂部到裙部的傳熱截面，從而將頭部熱流迅速傳出，使活塞頭部的溫度得到降低。溫度降低的同時也有利于消除應力集中，這樣，即可提高活塞的承載能力。 圖3-9活塞頭部承受較大載荷，常在氣門凹坑、燃燒室喉口邊緣、活塞頂內壁與銷座根部聯(lián)結處產(chǎn)生疲勞裂紋，因而從結構上解

31、決頭部裂紋的措施如下：1） 合理設計頭部形狀，降低活塞頂面機械應力；2） 避免加工尖角，采用較大的過渡圓角，消除應力集中；3） 降低活塞熱負荷，提高鋁合金疲勞極限；第一道活塞環(huán)的位置是確定活塞頭部結構的重要因素之一。為了減少活塞的高度及重量，希望第一道環(huán)能高一些，接近活塞頂，這樣會使第一道環(huán)的溫度過高。發(fā)動機容許的熱負荷很大程度上取決于第一道環(huán)的溫度，而實踐證明，第一道環(huán)磨損最大，它在環(huán)槽中被折斷、咬死的可能性最大。因此，發(fā)動機檢修活塞組的時間間隔，在很大程度上決定于第一道環(huán)的壽命。這說明，盡可能的提高第一道環(huán)的工作可靠性與壽命是有很大意義的。第一道環(huán)在活塞上的位置應該是這樣的：即當活塞處在上

32、止點時，第一道環(huán)的外表面應不超越冷卻水套之外，在有缸套的場合下，缸套突肩會影響第一環(huán)往上提高的程度。對于第一道環(huán)槽到活塞頂?shù)木嚯x可定為h=(0.140.2)D (3-9)。為了減小第一道環(huán)的溫度，可以采取以下措施：在活塞頂部進行硬模陽極氧化處理，可以提高活塞頂面耐熱性及硬度，并增加熱阻，使頂部降溫。提高活塞環(huán)槽的加工質量和正確選擇與環(huán)槽的側隙對于環(huán)槽和環(huán)的可靠性和耐久性十分重要。因為活塞環(huán)的可靠工作要以環(huán)的外圓表面與缸壁貼緊、環(huán)的上下兩面與環(huán)槽的相應平面貼緊為前提。環(huán)與環(huán)槽的間隙過大，會加劇環(huán)對環(huán)槽的沖擊。側隙過小，容易使環(huán)粘接環(huán)槽而失去密封作用。在高速發(fā)動機中，常把第一環(huán)側隙增大到0.10.

33、2mm。環(huán)槽磨損對活塞的使用性能影響極大，為了延長活塞的使用壽命，要特別注意提高第一道環(huán)槽的耐磨性，除注意環(huán)槽的加工質量、正確選擇活塞環(huán)與環(huán)槽的側隙，以減少環(huán)槽的沖擊磨損外，從結構上要注意提高第一道環(huán)的耐磨性，其措施如下：1）采用鑲環(huán)座（即耐磨鑲圈） 在第一道環(huán)槽處鑄入奧氏體環(huán)座，環(huán)座與活塞材料依靠互相擴散形成金屬分子結合，中間層系多種化合物，環(huán)槽壽命可得到較大提高。 2）環(huán)座截面形狀為梯形，使鋁合金冷卻時沿徑向收縮，以卡緊環(huán)座。在確定壓縮高度及各部尺寸分配時，首先定出第一環(huán)的位置，并對第一環(huán)岸按公式3-3、3-4、3-5進行強度校核。氣環(huán)的數(shù)目是根據(jù)發(fā)動機的燃氣壓力、轉速及發(fā)動機的模式?jīng)Q定的

34、。漏氣隨著燃氣壓力和汽缸的直徑的增大而增加，隨發(fā)動機轉速的提高而減少，從理論上講，當氣環(huán)和活塞以及氣缸壁緊密配合時，一道氣環(huán)就夠了。最近國外出現(xiàn)了一道氣環(huán)和一道油環(huán)的高速發(fā)動機，這是因為在高速高負荷下，減少環(huán)數(shù)和環(huán)高有重要意義。減少環(huán)數(shù)的主要優(yōu)點是：減少摩擦磨損，減少往復負荷，增加發(fā)動機的可靠性?？紤]到燃氣壓力單位增加、啟動時的密封性以及改善經(jīng)活塞環(huán)到氣缸壁的散熱條件，較多的發(fā)動機采用23環(huán)，本設計中采用3環(huán)，2道氣環(huán)，1道油環(huán)。（如圖3-10）圖3-10除了環(huán)的數(shù)目外，要減少環(huán)帶部分的高度就要從減小環(huán)槽和環(huán)岸的高度著手。從減小活塞與氣缸套的摩擦功出發(fā)，希望環(huán)高度小一些，也有利于減輕重量、縮短

35、磨合時間，同時對氣缸不平行度的適應性也較好。但這又使通過環(huán)的熱流強度增加，在加工和裝配中容易斷裂。環(huán)槽的高度取決于環(huán)的高度，而環(huán)岸高度的確定，應使作用在環(huán)上的壓力不致引起環(huán)岸的變形?？紤]到第一環(huán)岸比其它環(huán)岸的溫度高，受的沖擊壓力也大，容易在環(huán)岸根部產(chǎn)生裂紋，因此鋁活塞第一環(huán)岸較厚，一般取h1=(0.040.08)D (3-10)，其余環(huán)岸的厚度取為(0.030.045)D (3-11)?；钊共科渥饔檬菫榛钊跉飧變茸魍鶑瓦\動導向和承受側壓力。因此，長的裙部有利于減小單位面積壓力和減小磨損，也不容易引起活塞、缸套的拉傷。但是，從降低活塞高度的角度出發(fā)，又希望裙部盡量短。短的裙部不容易和連桿相撞

36、。車輛發(fā)動機活塞裙部長度一般取為H2=(0.40.8)D (3-12)。考慮裙部長度時，必須照顧到活塞銷孔對于活塞裙部的位置，合理分配上裙部與下裙部的長度，以防活塞工作時發(fā)生側斜，造成局部強烈磨損?；钊N孔在裙部的正確位置應使側壓力產(chǎn)生的載荷沿活塞全高均勻分布。若活塞對汽缸壁的側作用力為N，當活塞在做功沖程向下移動時，活塞遇到的摩擦阻力N(為摩擦系數(shù))所形成的力矩N*D/2，將使活塞沿順時針方向傾側。如果側壓力在氣缸壁上是均勻分布的，則氣缸壁對活塞的反作用力將通過活塞的中點，因此，活塞銷的中心線應安排在裙部的中點以上，才能形成一個與力矩N*D/2方向相反的力矩，使活塞不致沿順時針方向傾側。跟據(jù)

37、力矩平衡的條件，可求出活塞銷中心線與裙部中點間的距離Y：YN=N*D/2 (3-13)即Y=D/2如用同樣的方法分析壓縮沖程，則活塞銷中心線應在裙部中點以下，但因此時側壓力比做功沖程的時候小的多，可不予考慮。所以一般取H3=(0.60.7)H2 (3-14)?；钊ぷ鲿r，燃燒氣體壓力均布在活塞頂上，而活塞銷給予的支反力則作用在活塞頭部的銷座處，由此而產(chǎn)生的變形是裙部直徑沿活塞銷座軸線方向增大。側壓力的作用也使活塞裙部在同一方向上增大。此外，活塞銷座附近的金屬堆積，受熱后膨脹量大，致使裙部在受熱變形時，在沿活塞銷座軸線方向的直徑增量大于其他方向。所以，活塞工作時產(chǎn)生的機械變形和熱變形，使得其裙部

38、斷面變成長軸在活塞銷方向上的橢圓。鑒于上述情況，為了使活塞在正常工作溫度下與氣缸壁間保持有比較均勻的間隙以免在氣缸內卡死或引起局部磨損，必須先在冷態(tài)下把活塞加工成其裙部斷面為長軸垂直于活塞銷方向的橢圓形。為了減少銷座附近的熱變形量，有的活塞將銷座附近的裙部外表面制成下陷0.51.0mm。由于活塞沿軸線方向溫度分布和質量分布都不均勻。因此各個斷面的熱膨脹量是上大下小。鋁合金活塞的這種差異尤其顯著。為了使鋁合金活塞在工作狀態(tài)下接近一個圓柱形，就必須事先把活塞做成直徑上小下大的近似圓錐形。而在目前，拋物線形裙部或中凸型裙部的活塞得到很廣泛的應用。裙部做成中凸型的原因如下：發(fā)動機工作時，活塞每一橫截面

39、的徑向變形可看作是由兩部分組成。一部分是截面的自由膨脹，其直徑增量D=D（t-20） (3-15)式中 活塞材料的線膨脹系數(shù)D氣缸直徑20計算截面的工作溫度另一部分是熱應力引起的變形。這部分相對來說比較小，所以實際計算活塞的直徑的熱膨脹量時，可以忽略彈性變形。裙部實際的磨痕表明，僅在上、下邊緣有磨亮的標志，有時還出現(xiàn)擦傷。所以要想在工作狀態(tài)下得到直線形的活塞裙，則應制成中凸型，即在長度X處，把在冷狀態(tài)下具有直線形成線的活塞裙的直徑在增加2YT數(shù)值。甚至為了更好一些，在冷卻狀態(tài)下就把裙部作成某種形狀，使它在活塞受熱后仍保持中凸的形狀。中凸型裙部的活塞主要優(yōu)點是與氣缸套接觸的表面約增加了一倍，熱應

40、力約降低20%，而且使發(fā)動機噪音、機油消耗量有所降低。當活塞在汽缸內由于側壓力變向而發(fā)生橫向位移時，對于一般直線形的活塞裙部，不可避免的要發(fā)生活塞裙上、下邊緣與氣缸的接觸，這時，因大部分裙部表面不受側壓力，接觸部分的比壓就較大，同時活塞邊緣也不容易保持潤滑，容易造成擦傷，甚至拉缸。不受側壓力的裙部表面，還因為與缸壁間隔著一層機油或乳濁液，所以減少了傳出的熱量。但中凸形裙部的活塞則無此缺點，有利于減少裙部的磨損?；钊N座活塞銷座的應力分布取決于銷座與活塞銷兩者的變形是否互相適應，如果活塞銷剛度較大而銷座剛度較小，或者活塞銷剛度小而銷座剛度大，則兩者變形不能互相適應，結果引起銷座內孔上側邊緣等處產(chǎn)

41、生嚴重的應力集中，致使銷座裂開。因此，活塞銷座的設計應與活塞銷統(tǒng)一考慮，要求活塞銷有較高的剛度，減少活塞銷的彎曲變形，而活塞銷座能承受很高的壓力，又要具有一定的彈性，使之適應活塞銷的變形。一般來說銷座外圓直徑取d=(0.320.42)D (3-16)，內徑d0=(0.250.60)d (3-17)。本設計的活塞銷座采用了階梯形結構，它的優(yōu)點在于：1） 增加銷座及連桿小頭支承面的長度，從而降低銷座和小頭襯套的比壓。2） 支承面沿軸向長度有重疊，從而減小了活塞銷的彎曲變形。3） 縮短了銷座上部的間隔，從而降低銷座根部與頂?shù)走^渡圓角處的應力。 與直銷座比較，采用傾斜10°的斜面銷座后，各危險點的應力都有所下降，如銷座到活塞頂?shù)倪^渡圓角處，最大可降低43；冷卻油道邊緣應力減