活塞组设计(共18页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上第四章 活塞组设计 活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件。活塞组是工作条件最差的零件。是内燃机的易损件。41 活塞组的工和情况与设计要求 在内燃机中，活塞组是工作强度最大的组件之一。其工况为 1、承受很大的机械负荷 在内燃机工作中，活塞组承受的机械负荷包括气体压力、惯性力及由此产生的侧压力。 内燃机：汽油机，柴油机，增压柴油机。 由于内燃机n不断提高，活塞的往复运动速度也日益增大，特别是专用内燃机活塞平均速度达913m/s。由于很大，活塞的往复运动中会产生很大的惯性力。 上述的机械负荷不仅数值很大，而且还带有很大的冲击性。在内燃机的速燃期，其压力升

2、高率可达。这对曲柄连杆机构，具有很大的冲击作用。 由于机械负荷的作用，活塞各部值产生了各种不同的应力；活塞顶部有动态弯曲应力；销座承受抗压及弯曲；环岸承受弯曲及剪切应力。此外，在环槽及裙部还有较大的磨损。 2、活塞受很高的热负荷 在内燃机工作过程中，活塞顶直接与燃气接触，燃气最高温度一般达到2000左右。除来自燃气的热量外，活塞还接受一部分摩擦生成的热。活塞向气缸壁的散热条件非常不利，因气缸壁很热，还有一层机油把活塞与缸壁隔开，这便使活塞的工作温度达到很高的程度。 活塞上的温度分布：上高下低、活塞顶随半径降低，温度升高，在中心，温度最高。 活塞温度的增高，使其材料机械强度降低，抗弹性变形和抗塑

3、性变形的能力降低；由于受热不均匀，还会引起活塞的变形并产生很大的热应力。这在柴油机机中尤为严重。因为燃料的喷注使燃烧室容积中的温度分布不均匀，而直接受到燃烧火焰作用的地方就容易引起局部过热。局部过热往往使活塞顶烧坏。铝合金活塞温度超过200时，强度便急剧下降，如果超过380400，则工作可靠性就不能保证。 除了强度因素外，活塞环的润滑条件也是限制活塞热负荷增长的因素。一般当第一环区的温度低于200C时，即使在连续运转的情况下，也不曾发现机油炭化；超过200C后，则温度每增加10C，炭化的趋势就成倍增加。超过240C或250C时，即使转速时间很短，也会发现大量积炭或甚至第一环被粘结，粘结了的活塞

4、将不能紧紧地密封气缸，而且由于缺少润滑导致磨损增加。经研究指出，第一环槽温度不应高于225C。 活塞的热负荷取决与结构、材料及使用因素。影响活塞温度分布最主要的结构因素有：活塞直径、活塞顶厚度及环带部分的壁厚。最主要的因素有：活塞单位面积输出功率与用机油冷却时的机油温度。此外，还有许多影响活塞工作温度的因素，例如：燃烧室设计、燃烧效率、气门开启重迭度、喷油（或点火）定时、过量空气系数、气缸盖和气缸体的冷却等。 3、强烈的磨损 内燃机在工作中所产生的侧压力是较大的，特别是短连杆内燃机的侧压力更大。随着活塞在气缸中高速往复运动，在活塞组与气缸内表面之间产生了强烈的磨损。此处润滑条件差，磨损情况比较

5、严重。 由于活塞组长期高机械负荷、高热负荷和强烈磨损的情况下工作，常见故障是：第一环岸断裂，严重时甚至整圈脱落；环槽、销座、机裙部分磨损；销座内侧上部出现裂纹，以及燃烧空边缘处被烧蚀。 根据活塞组的工作情况，在进行活塞组设计时就尽量满足以下几方面的要求： （1）在保证足够强度与刚度的条约下具有最小的重量； （2）具有良好的密封性； （3）受热少又便于散热； （4）最小的磨损；上述要求是相互制约的，必须根据具体设计对象妥善地处理。42 活塞结构设计一、基本结构和类型 活塞的基本结构，根据所起作用不同，可分成以下几个部分： （1）活塞头部 包括活塞顶，顶岸（火力岸）及活塞环带。活塞顶与气缸盖、气缸

6、壁组成燃烧室，承受气体压力，接受高温气体的作用。活塞环带又称密封部，是销座以上安装活塞环的部位，其作用是保证工作容积的密封性。安装活塞的沟槽，环槽下支承环的部分称为环岸。 （2）活塞裙部 环带以下的部分，起导向作用力。 （3）活塞销座 位于裙部中央上方，销座中安装活塞销。活塞通过销座将气体作用力及惯性力经由活塞传递给连杆。 活塞的主要尺寸如下： 1活塞高度H H与环岸高度、环带的高度及裙部分的高度有关。上述这些数决定后，H也就确定了。总的原则是尽可能选择较小的H值，这样可以减小往复运动质量，并降低内燃机的高度。 2压缩高度H1 H1确定了活塞销的位置，H1与顶岸的高、环带高度及上裙部高度有关。

7、在保证气环的工作条件下，尽量减小H1值，这样可使内燃机的高度降低.压缩高度在制造时保证很高的精度,这是由于压缩高度的精度对压缩比有直接的影响。 3顶岸高度h1 h1确定第一环的位置，由于第一环最靠近燃烧室，热负荷很高，h1值应保证。第一环工作温度不超过允许极限（180220）的条件下尽可能小些。 4环带的高度h2 环带高度h2取决于环数、环高及环岸高度。环岸高度主要根据机械强度确定。第一环岸由于气体压力较大而工作温度也高，其高度往往可稍大于其它环岸。 活塞的主要尺寸的一般范围：名称符号相对结构参数值柴油机汽油机活塞高度压缩高度裙部高度顶岸高度上裙部高下裙部高销孔直径第一环岸高其它环岸高销座间距

8、离HH1H2h1h3h4dC1B0.81.3D0.50.8D0.40.8D0.10.2D0.30.4 H20.60.7 H20.30.38D0.040.08D0.0250.045D0.350.42D0.91.1D0.450.6D0.060.08D0.650.8 H20.250.30D0.030.04D0.0250.03D0.350.40D 根据不同的使用范围和强度程度的不同，内燃机结构型式很多。1从材料上分有铝合金活塞、铸铁活塞（铸铁和环墨铸铁）和组合活塞（铜顶铝裙或铸铁顶铝裙）；2从结构上分有整体活塞和组合活塞；3从冷却方式分有不冷却活塞、喷油冷却活塞和具有内冷油腔的活塞；4从压缩比是否可变

9、分有不变压缩比和可变压缩比活塞。二、活塞材料与成型工艺 根据活塞工作情况。活塞的材料应满足下列要求： (1)材料密度小，以减小活塞的往复惯性力； (2)导热系数大，以降低活塞顶的温度； (3)线膨胀系数小，以减小活塞的变形； (4)在高温下材料能保持足够的强度； (5)具有良好的减摩性、耐磨性和耐腐蚀性； (6)工艺性好。 要找出一种完全满足上述要求的材料是困难的，实际上只能根据内燃机的用途，选用能满足最主要要求的材料。 常用的活塞材料有两大类：铸铁和铝合金。 铸铁的机械机性能，耐磨性，工艺性以及经济性都相当不错，但它密度大，导热性差。 铝合金密度小（约为铸铁的1/3），导热系数大（为铸铁23

10、倍），摩擦系数低。这些优点可使内燃机转速增高，活塞温度降低，活塞与气缸壁之间的摩擦损失小。 铝合金又分为铝铜合金、铝硅合金两种。 铝铜合金（Y合金）的热强度，延伸率、导热率较好、锻造性好。缺点：线膨胀系数大、耐磨性差、密度稍大（被铝硅取代）。 铝硅合金（LOEx合金）根据含硅量的不同分为亚共晶（含Si 815%）、共晶（含Si 1113%）、过共晶（含Si 1626%）三种。随含硅量的增加，铝合金的高温强度、密度、导热率及线膨胀系数均下降。而硬度，耐磨性下升。 成型工艺： 铝合金活塞可分成铸造和锻造两类，另一种较新的成形方法是挤压铸造，这种成形方法兼有铸和锻的特点。三、活塞头部 活塞头部包括顶

11、部与环带部两部分。 活塞顶的形状，对于四冲程内燃机主要取决于燃烧室形式；对于二冲程内燃机则要考虑换气的需要。为了改善活塞的散热状况，过去曾利用活塞下面加筋的方法，并认为加筋可以提高活塞顶的刚度。实践证明筋条对顶部温度的降低作用不大，而在锻压时筋条根部容易主生裂纹，由于应力集中还会主生疲劳裂纹。因此，目前活塞顶的内部大多数不加筋条，而作成光滑的内顶。 活塞顶的厚度是根据强度、刚度及散热条件来确定的。由于值越大，顶部热应力也越大，因此在满足强度要求的条件下，尽量使值取得小些。对于直径较小的活塞若能满足散热要求，一般也能满足强度要求。活塞顶厚度随活塞材料不同而有较大的差别。铝活塞的值：汽油机为（0.

12、060.10）D,柴油机为(0.10.2)D。铸铁活塞的值约为（0.060.08）D。D为气缸直径。 对于带有燃烧室的活塞顶部，由于其温度最大值发生在燃烧室的边缘，常在燃烧室边缘处主生疲劳裂纹。因此在某些高热负荷的柴油机上，在燃烧室边缘处采用耐热钢。 据测定，对于非增压柴油机来说，活塞组吸入的热量约占供入内燃机总热量的24%，这部分热量的散发主要通过环带部（约占6075%）和裙部（约占据030%），仅有很少部分（约占510%）通过环带活塞内腔由飞溅的机油带走。由环带部吸入的热量大多数是由第一环传出的，这使第一环槽的热负荷过高，强度降低，并使机油炭化，造成积炭，使槽严重磨损。 为了使第一环槽能正

13、常地工作而不至过早地损坏，除了适当地选择顶岸高度外，还可以采取如下一些措施： (1)保证活塞在上止点时，第一环的位置处于冷却水中 (2)将第一道环安排在活塞顶厚度以下。 (3)在第一环槽开隔热槽。 (4)减小顶岸与缸套之间的间隔隙。 (5)在铝合金活塞环槽处加镶块。 (6)在活塞顶部采用等离子喷镀陶瓷。 (7)在活塞顶部进行硬模阳极氧化处理。 活塞环带的高度h2取决于气环的数目以及各环槽和环岸的宽度。活塞环数取决于密封的要求，一般汽油机采用两道气环：柴油机为三道气环、一道油环；转速低的柴油机采用34道气环、12道油环。 提高活塞环槽加工质量和正确选择与环槽的侧隙对于环槽和环的可靠性及耐久性十分

14、重要。环与环槽的侧隙过大，会加剧环对环槽的冲击。侧隙过小使环易于粘结在环槽中而失去密封作用。在热负荷和机械负荷都很高的柴油机中，为了保证活塞环有较高的抗粘结性，常把第一环侧隙增大到0.10.2mm。其余环的侧隙约为0.040.13mm。四、活塞销座 活塞销座承受周期变化的气体作用力和活塞销座以上部分的往复惯性力的作用。转动角度小，润滑条件差。 为减少销孔内侧的应力集中，所以在设计时活塞销应有较大的刚度。可采取的措施： (1)在销座与顶部连接处设置加强筋； (2)将销孔内缘加工成圆角或倒棱； (3)将销孔中心相对销座向下偏心34mm。五、活塞裙部 活塞裙部起导向作用，裙部将侧作用力传给气缸壁。裙

15、部是在侧压力作用下在气缸中高速滑动，因此磨损比较严重。在 裙部的横断面通常作成椭圆形，六、活塞与气缸壁之间的间隙 活塞与气缸壁的间隙大小影响机油的消耗量、噪声、漏气量、活塞与气缸套的磨损以及活塞的冷却。七、活塞的冷却与组合活塞 常用的冷却方式大致可分成两大类：自由喷射冷却和具有内冷油腔的强制冷却。振荡冷却可认为居于二者之间。自由喷射冷却是比较简单的。它对冷却活塞顶很有效果，而对环带的冷却较差。 振荡冷却是介于自由喷射冷却与内冷却油腔之间的一种冷却方式。八、可变压缩比活塞 为了限制最高气体压力，有时采用可变压缩比的活塞来保证零件的可靠工作。这种活塞是由内、外两层组成，通过其间的液压变化使二者上、

16、下相对移动，从而能在内燃机运转中随负荷大小自动改变压缩比。43 活塞计算 活塞计算一般只计算第一环岸的湿度，裙部及销座的单位压力。活塞顶，尤其是形状复杂的活塞项，其强度计算困难，通常以经验设计为主，而不进行计算。一、第一环岸： 第一环岸，主要计算是最大气体爆发压力时的剪切与弯曲强度。 受力分析：当活塞顶受到最大气体压力时，通过第一道环作用在第一环岸的气体压力取，环岸下面的气体压力可取，一般情况下，可取环槽深，则（为环槽底的直径）。此时环岸根部所受弯矩M为。 其抗弯断面系数 （C1为环岸厚度） 环岸根部弯曲应力 环岸根部剪切应力为 根据第三强度理论，其合应力为： 该合成应力不应超过许用应力。许用

17、应力的大小与活塞材料有关，一般范围是，铝合金3040mPa，铸铁6080mPa，钢100150mPa。二、活塞裙部比压 活塞裙部比压q对活塞和气缸的寿命有很大影响，一般按下式进行计算，即 ：最大侧压力，由动力计算求得。近似取812%，单位mPa。 H2：活塞裙部高度 一般由内燃机活塞裙部比压的值约为0.51.5mPa。强化内燃机、锻铝活塞裙部q值可达2mPa。三、活塞销座比压q1 活塞销座比压力q1按下式计算，即: ：活塞与活塞环最大往复惯性力（MN） ：最大气体作用力MN ：销座与销接触面长度 ：销座承压面积 q1的许用值：一般内燃机1535mPa，强化一般内燃机4060mPa。44 活塞销

18、一、结构与尺寸 活塞销上作用着很大的气体作用力和往复惯性力，这些载荷的大小及方向都是周期性变化，并带有冲击性，而且活塞销与销座之间摆角度小，难以得到完全的液体润滑，这使它磨损较大。 活塞销设计时应尽量满足如下的要求： （1）保证足够的强度与刚度的条件下具有最小的重量。 （2）外表面耐磨，而内部冲击韧性好。 （3）足够的承压面积。 活塞销的基本尺寸是：外径d，内径d0，长。 活塞销的外径d，是根据气压和刚度来确定的。一般d愈大，销座承压面也愈大，但d值大就增加了活塞的高度和重量，也加大了连杆小头的尺寸。而且，当d超过一定限度以后，由于销座长度缩短反而使承压面减小。活塞销内径d0，根据允许的弯曲度

19、、椭圆度来确定。目前一般取活塞外径d=(0.280.4)D，内、外径之比=d0/d=0.450.70；活塞销长度一般取为=(0.820.88)D。二、材料与强化工艺 活塞销的材料应具有足够的机械强度，外表面要硬，使之耐磨，内部要韧，以抗冲击。 一般活塞材料为20、15CrA或20Mn2钢；在强化内燃机上，可用高级合金钢，如12CrNi3A、18CrMnTi及20SiMnVB等。 活塞销外表面应渗碳淬火或表面感应淬火。壁厚小于或等于5mm时，淬火深度约为0.81.2mm；壁厚大于5mm时，淬火深度约为1.01.7mm。渗碳淬火层中的残余奥氏体必须彻底消除，以免在内燃机运转一段时间后，残余奥氏体逐

20、步转变为马氏体，从而引起活塞销的胀大及裙部变形。 为了提高活塞销的疲劳强度，充分发挥材料的强度潜力，可采用冷挤压成形法，双面渗碳，氰化或氮化。冷挤压的活塞其机械强度可提高25%，且省工、省料。当内孔表面未淬硬时，经试验发现活塞销首先在内孔中损坏。如采用双面渗碳，既能简化工艺，提高效率，又可大大提高疲劳强度。活塞销的疲劳试验表明，用双面渗碳能使强度提高1520%；双面氮化可提高3540%。三、活塞销与销座的配合 目前大多数内燃机都采用浮式活塞销。并对销与销座的配合精度要求较高。销与销座有一定的工作间隙，对于铝合金活塞，此工作间隙为（0.00030.0005）d。对于铸铁活塞，工作间隙大致与冷态配

21、合间隙相等。铝活塞在常温下销与销座的配合间隙为（1.21.6）10-4d。四、活塞销的计算 1、活塞销表面比压 活塞销工作表面所受单位压力对润滑情况有影响，应加以验算。对浮式活塞而言，连杆小头部分的活塞销表面单位压力为： b1：连杆小头长度 活塞销座表面单位压力为： B：两销座间距离 ：活塞的最大往复惯性力（MN） k：考虑活塞销质量的系数，k0.680.81 对于现代汽车用内燃机q2的许用值为2060 MPa,军用车辆内燃机可高达6090 MPa，q1的许用值为1550 MPa。 2、活塞销的弯曲应力 沿活塞销长度方向的负荷分布，与活塞销及销座的刚度之比有关，也和活塞销与连杆小头衬套的间隙及

22、活塞销与销座的间隙有关。试验表明：在销座部分、销表面受的压力大致成三角形规律分布；在销与连杆小头接触部分，压力分布可认为相当于均匀负荷。这时活塞销中央部分所受的弯矩最大为： 弯曲应力为： ， 因则 一般内燃机活塞弯曲应力的许用值为100250mPa；军用内燃机为230500 MPa。 3、活塞销的剪切力 最大剪应力max作用在销座和连杆小头之间的截面上，发生在中性轴所在的直径上。 Q：切力，单位：MN ：活塞销半圆截面对直径的静面矩，单位m3 ：横截面惯性矩，单位m4 ：最大应力点所在截面的宽度，单位m 代入整理后得： 活塞销最大剪应力许用值，汽、拖内燃机为60250mPa。 4、活塞销最大变

23、形与变形后的应力 由于的作用，活塞销压扁失圆，铅垂直径下降，水平直径上升。当直径增大量比连杆小头轴承的最小间隙还小时，轴承就有被咬死的可能。所以应对活塞销失圆时的最大变形进行计算。活塞销的最大变形发生在水平直径受力最大的部位。利用能量法和莫尔积分，可求出活塞销直径的增大量为： ：活塞销的平均半径，单位为m J：惯性矩，单位m4 E：活塞销材料的单位模数，对于钢材E2.02.3105mPa 简化后： 实际应用时，再乘修正系数 则： 现代内燃机活塞销的最大变形量不应超过0.020.05mm。 活塞销变形后，销的横截面上产生弯曲应力，最大的应力是在中央断面上。该断面上下1、2、3、4点的正应力值较大

24、，一般情况下，受拉的1、4点，以内表面4点处拉应力最大，其值为: (MPa) 受压的2、3点，以内表面2点处压力最大，其值为: (MPa) 现代内燃机活塞销变形后的最大应力不应超过300350MPa。45 活塞环 活塞环是内燃机关键零件之一，其工作好坏直接影响发动机性能。一、活塞环的工作情况与设计要求 根据所起的作用的不同，活塞环可以分成两类：一类是气环，它主要是密封气体，并传导热量；另一类是油环，它主要是控制机油。 内燃机工作时，活塞环受到气体压力的作用，同时也受到惯性力和摩擦力的作用。 内燃机工作时，1气体压力、惯性力及摩擦力的作用下，导制环轴向振动；2 由于气缸内表面的失圆或锥度，使环在

25、作轴向运动时，在径向也产生频繁的收缩或扩张，导致环的径向震动；3由于上述两个方向的震动，使环产生绕气缸中心线的回转运动；4由于环槽积碳或活塞偏斜等原因，使环在环槽中受到扭曲。 活塞环设计时，应尽量满足以下要求：具有足够的强度；应有一定的弹力：必须有很好的耐磨、耐蚀性、良好的热稳定性及足够的抗结焦能力。使环在高负荷、高转速的条件下，得到最长的工作寿命，保证内燃机能最大限度地达到高指标。二、密封机理 活塞环起密封作用的基本原理是其从自由状态收缩到工作状态时产生了弹力，此弹力使环压向气缸工作面，形成了第一密封面。当内燃机工作时，高压气体窜入活塞与气缸之间的间隙，由于第一密封面的存在，高压气体只能进入

26、环与环槽的侧隙和环的背面。 侧隙处的高压气体将环压向环槽的下端面，形成了第二密封面。三、活塞环的结构 活塞环的结构主要是指它的切口与断面的形式。 1、切口形式 活塞环的切口基本上有三种形式：直切口、斜切口和塔切口。 2、气环的断面形式 矩形环，锥形环，扭曲环，桶形环 3、油环的设计思想，为了保证油环的密封作用，并控制机油的消耗，在油环的设计上应从两个方面来解决；一是提高油环对缸壁的接触应力，加强刮油能力；二是提高油环的回油能力。四、活塞环的主要尺寸 活塞环的主要尺寸是环的高度b，环的径向厚度。 目前的趋势是减少环数和减小环的高度。减小活塞环高度可减少摩擦损失；可使环适应气缸的不均匀磨损和变形，

27、避免表面接触应力集中，提高耐熔着磨损的能力，减少往复运动质量；提高环的密封性能等。而且，窄的环也有利磨合。 活塞环的径向厚度大与活塞环对气缸壁的接触压力有关。随着径向厚度的增大，活塞环对气缸壁的接触压力使增大。但是厚度过大，应力也大，当环往活塞上安装时就容易折断；而且对气缸壁的横向变形的适应性也低。 现代内燃机其活塞环的高度约为：气环b=23mm，油环b=25mm。活塞环的径向厚度t，一般推荐的数值为：缸径D为50100mm时，取D/t=2224，缸径D为100200mm时，取D/t=2428。五、活塞环的材料、表面处理及成形方法 1、活塞环材料 对活塞环所用材料的要求是： （1）应具有足够的

28、机械强度，并热稳定性好； （2）应具有良好的耐磨性； （3）应具有良好的磨合性及减摩性。 常用活塞环材料 （1）铸铁。以优质的珠光体或奥氏体和珠光体为基本结构。质量要求较高的活塞环，为了提高铸铁的机械性能及热稳定性，在铸铁中还加入适量的镍、铬、钨、钼等元素。 球墨铸铁弹性模数高，抗弯强度大，尤其是合金化后，性能更好，可用于高速强化内燃机。球墨铸铁中石墨含量，形状和分布状况如果比较合适，其耐磨性很好的，既使出现了局部熔着磨损的现象，也可由于石墨的润滑及吸油性而不致扩大。球墨铸铁活塞环对铸造技术要求高，否则达不到合适的组织状态。 可锻铸铁机械强度虽不如钢和球墨铸铁，但以灰铸铁高得多，这对防止环的折

29、断是有利的。由于所含石墨数量少，这便它耐熔着磨损方面性能不如灰铸铁。 （2）钢。钢具有较高的机械强度，其主要缺点是耐熔着磨损的性能差，热稳定性也比较差。一般弹簧钢、不锈钢、氮化钢都可以作活塞环材料。如65Mn弹簧带钢可用于制造气环。它的热稳定性尚可，强度也高，可保证第一道环在强烈的冲击载荷和冷却不良的条件下，仍不致折断。采用钢环时，其外圆表面采用松孔镀铬以减少磨损。 2、表面处理： 为改善活塞环的工作性能，环应进行表面处理。 （1）以延长环的使用寿命，提高耐磨性为目的，可采用镀铬、喷钼等。 （2）以提高耐蚀性和改善环的初期磨合性为目的，可采用镀锡、磷化等。 表面处理方法： （1）镀铬。由于铬的

30、硬度高（HV9001000），熔点高（1170），其抗磨料磨损及熔着磨损的性能好。但镀铬必须注意：铬层对于机油的附着性差，对润滑条件比较敏感。因此要求对镀层外表面进行松孔，即在镀铬表面造成沟纹或多孔性组织，以储存少量机油，有利于提高耐磨性。一般镀铬层厚度为0.080.15mm，松孔层约为0.040.06mm。 （2）喷钼：钼比铬有更高的熔点（2640）及相当的硬度，有高的热稳定性。由于喷钼层是多孔的，所以喷钼环比镀铬环具有更高的耐磨性，特别是抗熔着磨损方面比镀铬环优越得多。钼层厚度为0.10.3mm，对强化内燃机可取上限。 （3）镀锡。锡的质地软、有良好减摩性，能改善环的初期磨合性能。并具有防

31、锈、防蚀作用。锡层厚度为0.020.01mm。 （4）磷化。在铸铁环表面生成0.0010.003mm的磷酸盐薄膜。此薄膜柔软并能存油，可改善磨合性和抗拉缸性。 活塞环的制造是比较复杂的，主要与其成形的方法有关，一般常用的成形法有： （1）单体浇铸，活塞环浇铸成自由状态形状，此时仅留有最小可能的加工余量。然后将此非圆形毛坯切断，使切口处具有自由状态所需的间隙，然后闭合切口，再加工到成品尺寸。此法生产率较高，适用于大批生产。 （2）靠模加工，首先将毛坯外圆按自由状态的形状进行靠模加工，之后接自由状态间隙切口，再将活塞环合拢，按工作状态尺寸对内、外表面及侧表面进行加工。靠模加工可以减少活塞环毛坯加工

32、中的残余应力。 （3）热固定法，活塞环粗加工成圆形后，用薄刀片切口，并且相当于自由状态下那样大小的间隙隔片将切口分开，或把环套在一定形状的心轴上使切口分开。心轴形状相当于自由状态的理论形状。之后，将活塞环进行热固定，湿度为600650左右，时间约一小时，这样处理的结果，活塞环的弹力消失，处于松弛状态。然后将缩小到工作状态，磨成规定尺寸。六、活塞环的接触压力与自由状态形状 1、活塞环的自由状态 活塞环在未装入气缸时的形状称为自由形状，如果环装入气缸后，沿整个工作表面对气缸壁的压力是均匀的，则称这样的环为均压环，否则就称为非均压环。 均压环：环装入气缸后，沿整个工作表面对气缸壁的压力是均匀的。 环

33、或低点环：切口处压力较小，切口附近压力特别大。 梨形环或高点环：切口处压力最高，压力分布成梨形。 高点环切口附近的接触压力最高，环的抗径向振动能力最强，寿命也最长。为了避免活塞环在某些点上与气缸内表面接触，切口处的压力与环的平均压力之比不应太高。一般取，考虑到加工误差，可取。 如图在切口处的压力最高，压力呈梨形，通常称为梨形环或高点环；在切口处压力较小，适应于二冲程内燃机和拆卸后发现切口附近压力特别大的情况，并称为苹果环或低点环。 活塞环自由状态形状与环周压力分布状况有关。 等压环从自由状态变到工作状态，其中线的曲率半径与自由状态下半径和工作时所受到的弯矩之间存在着如下的关系，即 式中 E材料

34、的弹性模数，对合金铸铁E=1.2105MPa I环断面惯性矩，I=bt3/12 当环从自由状态变成工作状态时，环上各点都产生了位移，仅有环的切口对面处不产生任何方向的移动。为此可将整个环看成是在A-A处固定的两个半环。 取任意断面B-B设它与断面A-A的夹角为，再在断面B-B与切口之间取任一单元环段，距断面A-A的夹角为，则其上的作用力为： 对断面B-B产生的单元力矩为： 式中 从到这一段上的所有单元环段作用力对断面B-B的总弯矩为： 因为，由此可得活塞环自由状态下中线上任一点的曲率半径，其计算式为： 时 时 可见，自由状态下环的曲率半径，在处最小，在处最大。 将一系列的值代入，可求得相应各点

35、的曲率半径值，由这些值便可画出自由状态下活塞环的形状。 2、自由状态下的开口间隙 自由状态下的活塞环在受到由外向内的径向均布压力时，将闭合为工作状态下的圆形。所以，当圆形的活塞环受到从内向外的径向均布压力P0时，环也将变形成自由状态的形状。环在自由状态下的开口间隙为S0。 以矩形环为例，分析开间隙S0与均布压力之间的关系。由于对称，取半环分析之。取半圆环上一微段，它在P0作用下，由变形为。的这一变形引起一切口处点C在x轴方向上的相反位移假设为ds，则由点下至点C所有各微段引起C点位移总和，应等于半圆环在切口的总位移，即 微段的长度。 当微段由变成时，段偏转角，若令和是微段变形前、后的中心角，则

36、由图可有 由于A点偏移角，使切口处C点移至点，其位移量为： 以代表C点位移在x轴上的投影，从和的相似关系可得： 式： 将上面代入，则得 于是整个活塞环两端的位移，或自由状态下活塞环的切口间隙S0为： 再以代入，得： 上式也可改写为 上式的矩形断面均压环开口间隙与平均压力的关系。 非均压环的自由状态与均压环不同，需进行专门计算。 由上可知，在缸么与材料已定的条件下，自由状态形状与开口间隙S0只与弹力分布、环的径向厚度有关，与环高无关。七、活塞环的强度计算 活塞环工作时，强度计算，因剪力与轴向力影响较小，则只计算弯矩。活塞环的平均半径径向厚度之比一般都大于5，所以可按直杆弯曲正应力公式进行计算。 活塞环的弯曲应力按两种状况进行计算 1、工作状态下的弯曲应力 当时，得为： （MNm） 由此可行最大弯曲应力为 将代入并整理得 活塞环工作时许用弯曲应力为200450mPa。 2、套装应力： 将活塞环往活塞上套装时，切口扳得比S0还大，则正对切口处的最大套装弯曲应力得。 m：与套装方法有关的系数，其值为12。一般取m1.57 以上看出，环高b对平均接触压力、工作弯曲应力以及套装应力，均没有影响，对它们有影响的是。由此，在选择时，应同时兼顾到值的大小。因环的套装是在常温下进行的，承受此应力的时间甚短，所以套装应力的许用值大于工作应力的许用值1030%。专心-专注-专业