汽车发动机设计(上)
发布时间:2019-09-15 13:56

  极速快三官网汽车发动机设计(上)_城乡/园林规划_工程科技_专业资料。汽车发动机设计 1 第一章 总 论 第一节 发动机总体设计 一、主要设计指标和设计要求 结构空间 外形尺寸小,体积功率(Pe/V,KW/㎡)大,升体 积(V/Vh,㎡/L)小。 总质量

  汽车发动机设计 1 第一章 总 论 第一节 发动机总体设计 一、主要设计指标和设计要求 结构空间 外形尺寸小,体积功率(Pe/V,KW/㎡)大,升体 积(V/Vh,㎡/L)小。 总质量 总质量G、比质量(G/Pe,kg/kw)、升质量(G/Vh, kg/L)均小。 功率 有效功率Pe满足所装汽车适宜的最高车速要求,升功率 (Pe/Vh,kw/L)大。 环境保护 废气排放和噪声达到法规要求。 生产成本 生产能耗小,材料费用降低,结构设计适于组织经 济批量生产。 2 使用成本 可靠性、耐久性好,使用油耗低,保养费少,提高 汽车的有效利用程度。 二、发动机方案设计(概念设计) 发动机方案设计要抉择的内容有: ? 机种 汽油机和柴油机。 ? 冲程数 四冲程 二冲程 ? 冷却方式 水冷式发动机风冷式发动机 ?气缸数及其排列 3 ? 缸径、行程 汽油机适宜于较小缸径,例如70~90mm,超过100mm时容易 发生爆震。 柴油机适宜于较大缸径,例如100~150mm,缸径过小难于组 织直喷式燃烧,如采用涡流室热效率将降低。 汽车发动机采用短行程的优点是换气效率较好、曲轴主轴颈与 连杆轴颈的重叠度较大,适宜于高转速。长行程燃烧较完全, 因而向降低转速采用略大于1的行程缸径比(S/D)变。 ?系列化 ?主要指标 功率、扭矩、油耗、重量和外形尺寸. ?燃烧室 ?新技术的采用 三、发动机布置设计 4 第二节 发动机主要参数的选择 5 —、平均有效压力 平均有效压力Pe是标志发动机工作循环过程的有效性和制造完 善性的指标之一 对于自然吸气式四冲程发动机,有 对于增压四冲程发动机,有 6 提高的充气系数方法有: (1)采用合理的进气系统,减少进气阻力。 (2)采用合理的配气机构和配气定时(如气门顶置、大 的进气门直径、多气门布置、完善的凸轮外形、最佳 的气门重量角度等)。◆▼ (3)汽油机用多腔化油器、多个化油器或汽油喷射, 后者是发展方向。 (4)适当的进气预热。 提高热效率的方法; (1)汽油机提高压缩比。 (2)合理组织燃烧工作过程。 7 提高机械效率的方法有: (1)选择最佳的配合间隙、优质润滑油、◆●△▼●摩擦副材料和 减磨涂层。 (2)发动机保持最佳的热状况。 (3)合理设计活塞结构,精心安排活塞裙部尺寸,适当 减小轴承尺寸,减少活塞环数。 (4)从工艺上保证加工精度,改善表面质量。 (5)改善充量更换减小泵气损失,减小发动机运行必需 附件的功率损失。 8 对柴油机提高平均有效压力的最有效措施是采 用废气涡轮增压、增压一中冷,它还能兼收改善燃 料经济性和降低发动机噪声的效果。 平均有效压力的选择要有基础性试验研究依据,并 且应参考同类型发动机的实际数据。 二、活塞平均速度 Sn Vm= 30 9 活塞平均速度Vm对发动机的性能、工作可靠性和 使用寿命有很大影响。一般说来Vm增大会使发动机的功 率增高,但活塞组的热负荷和曲柄连杆机构的惯性负荷增 大,运动件摩擦副的磨损加剧,寿命下降。同时,由于进 排气流速增大,进排气阻力与气流速度的平方成正比例增 加,会使充气系数下降。所以,随着Vm的提高,就有必 要增大气门通路断面、增加气门个数、选用较好的材料、 较高的加工精度、采用特殊的表面处理、设计高热负荷下 工作可靠且结构轻巧的活塞组。 10 现代汽车发动机的S/D值一般在0.8~1.2之间, 高速汽油机S/D在0.8~l范围,高速柴油机考虑到有 利于混合气形成和燃烧,一般用稍大于1的S/D值。 平均有效压力和活塞平均速度都是表征活塞式 发动机强化程度的重要参数。两者乘积通常称为发动 机的强化指标。这两个主要参数应当慎重选择。 11 在D,Cm确定后,就可以合理选择S/D: 1)选择较小的S/D可以减小发动机的高度,宽度和重量。 2)小的 S/D可以减小 S,加大曲轴的连杆轴颈和主轴颈的重 叠度,提高曲轴的弯曲和扭转刚度,以及曲轴的疲劳强度。 3)当S/D减小时,发动机的转速可以增加,提高发动机的升 功率,但增加了运动件的惯性力和发动机的噪声。 4)S/D小,●柴油机为保证一定的压缩比以及燃烧室容积与压 缩容积之比,必须将活塞与气缸之间的间隙设计得更小,这 就增加了制造上的困难,如果间隙不能保证,将使发动机各 项性能指标难以达到。 5)风冷发动机应考虑散热片的布置,保证足够的散热面积, 一般风冷机S/D较大。 12 扭矩 Pe*Vh*i Me=318.31*_________ τ 汽油机:Me=K*ηv/α*ηi*ηm 柴油机:Me=K*ηi*ηm*⊿g 扭矩储备系数:μm=Memax/Men 转速适应系数:μn=nn/nMemax 总弹性系数: μ=μm*μn 13 燃油消耗率 g/kw.h 柴油机:215~260(直喷式) 240~270(分隔式) 汽油机::300~350 14 第三节 典型发动机的结构分析 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 第四节 活塞式发动机的发展 一、废气涡轮增压 柴油机用废气涡轮增压,一般可提高功率 30%~40%,增压中冷可提高到50%~70%,而成 本只增高8%~10%,重量只增加3%~5%。 34 35 36 相对自然吸气式发动机设计来说,增压发动 机的设计有其特殊性,下面分别就汽、柴油机增压 和中冷作一简述。 1.柴油机增压 柴油机增压后,机械负荷和热负荷都增大。 机械负荷一般以最高燃烧压力Pz的大小为标志。增 压时进气压力Pa、压缩压力Pa(始点)、Pc(终点)和 Pmax都随之提高。 热负荷一般以活塞温度和涡轮前废气温度为标 志。增压后,柴油机的进气温度提高,工作循环温 度升高,热负荷增大。热负荷过高,热应力加大可 引起燃烧室壁、气门座面和活塞表面产生裂纹;发 生活塞环结碳、零件间隙变化、润滑油高温结焦、 油耗增高等故障。 37 增压机热负荷的增加往往比机械负荷的影响 更为严重,因而是提高增压度的主要障碍。增压器 的最高比压一般可达3~3.5。四冲程增压柴油机Pe最 高可达3.2MPa左右,在车用发动机上实际达到的较 好水平是Pe=1.4~1.8MPa。 设计增压柴油机时应采取以下技术措施: 1)降低压缩比,加大过量空气系数 2)调整供油系统 3)调整配气相位 4)匹配好涡轮增压器和进排气系统 5)提高主要承载件的强度 38 2.汽油机增压 与柴油机增压相比,汽油机增压有许多不同点, 诸如:汽油机是点燃式,被压缩的是油气混合气,压缩 终点温度过高就会发生爆震,它使汽油机增压大受限制, 增压压力一般在135~155kPa范围;汽油机的压缩比小, 过量空气系数范围窄(0.85~1.05),增压时在变负荷变转 速工况下工作要求如此严格控制n的范围,燃料系统的 供油特性必须精心调整;汽油机吸入缸内的是油气混合 气,因而不能用较大的进排气门重叠角组织完善的扫气, 并利用进气降低热负荷;汽油机工作转速范围宽,对增 压器的性能及其与发动机的匹配要求更高。 39 汽油机增压除引起机械负荷、热负荷和NOn排 放增高之外,还有爆震点的工作转速下降、扭矩特性 和动态性能变差问题。 汽油机增压的技术措施: 1)爆震控制 (1)降低压缩比 (2)推迟点火 (3)进气中冷 2)增压器选用与匹配 40 汽油机要求和其匹配的涡轮增压器在较宽的流量 范围内具有较高效率,在低流量时仍可达到较高的压 缩比。其基本匹配点在部分负荷工况,这就需要放气 系统,使标定工况时增压压力得到限制,避免爆震。 施放排气方案较好,它可用较小型增压器,由于其惯 性较小,加速响应性较好。 3.增压中冷 中冷是一种很有效的措施,有试验例子表明, 增压空气每降低10℃,油耗率大约下降0.5%,而功率 可提高2%~4%。 41 汽车发动机增压中冷普遍采用空对空中间冷却 器,进气温度可冷却到60℃左右。若将冷却器与散热 器并列,用柴油机上的风扇抽吸冷却空气来冷却,则 有一个缺点, 在低负荷运转冷却器也以高效工作,引 起充气过冷和不完全燃烧冒白烟问题。为此,发展出 了紧凑的带空气涡轮风扇的中间冷却装置,其管道配 置也大为缩短(图1—25)。这种冷却系利用压气机出口 空气推动空气涡轮,推动能量与压气机出口压力和温 度相关,从而与柴油机的负荷相关。在低负荷时压比 上升是极小的,所以没有能量供给空气涡轮,因而风 扇不动,可以避免过冷冒白烟问题。 42 二、发动机的电子控制 43 1.汽油机电子控制 1)汽油喷射 A.单点喷射(SPl) 44 45 46 47 B.多点喷射(MPI) 48 49 50 51 52 53 54 55 2)电子点火 56 A.点火触发器 57 B.霍尔效应发生器 58 2.柴油机电子控制 高速柴油机应用电子技术有如下一些优点: a)提高燃料经济性 由于电子喷油泵控制自由度大、 柔性好、响应快,可在任何工况条件下选择最佳的喷油 量和喷油定时,从而可进一步提高燃料经济性 (约10%)。 b)提高动力性能 电子调速器可显著改善柴油机的扭 矩特性(见固1—40),可使常用转速范围的扭短有较大 提高,汽车的加速性得到改善。 c)调速特性最佳化,可使汽车的加速反应性和行驶稳 定性有所提高。 d)改善冷起动性能和排放。 e)降低怠速噪声和振动。 59 1)电子调速 60 61 62 63 2)喷油定时执行器 64 第二章 曲柄连杆机构受力分析 本章分析曲柄连杆机构的运动规律和作用在主要 零件上的力,作为分析计算强度、刚度、振动和磨损 问题的依据。 第一节 曲柄连杆机构运动学 一、中心曲柄连杆机构 1.活塞位移 65 66 2.活塞速度、最大活塞速度和平均活塞速度 67 Vmax和Vm是影响活塞和气缸磨损的重要指标。 3.活塞加速度、最大加速度 68 69 4.连杆的运动 70 二、偏心曲柄连杆机构 71 实用上的偏心曲柄连杆机构有图2—3所示三种。 图中a,活塞销中心向主推力边偏置是为了减轻活塞 对气缸壁的敲击,多用于汽油机。图中b,活塞销中 心向次推力边偏置,多用于柴油机。柴油机用中心曲 柄连杆机构可能发生这详的情况:次推力边顶环隙不 结碳,而主推力边严重结碳,导致活塞环粘着。若将 活塞销向次推力边偏置一个小距离,运行中可使主推 力边边活塞顶岸与缸壁问的间隙比燃烧开始时的值变 小,从而改善导热,减轻了主推力边的热负荷,使顶 环隙整个圆周上不结碳。图中c曲轴中心与气缸中心 线偏置的曲柄连杆偏置机构,上、下止点的曲柄转角 分别为: 72 73 第二节 曲柄连杆机构上的作用力 一、气体压力 74 二、惯性力 75 1.往复惯性力 2.旋转惯性力 76 77 78 三、作用在曲柄连杆机构上的力 79 80 四、发动机的扭矩 1.单缸扭矩 发动机的翻倒力矩M’ 81 2.多缸机扭矩、各主轴颈和曲柄销扭矩 知道了单缸扭短在一个循环的变化规律,考虑 各缸的着火间隔角将各缸扭矩作移相叠加就得多缸 扭矩。 82 3.发动机指示功率和平均指示压力 83 五、曲轴轴颈和轴承的负荷 1,曲柄销负荷矢量固 84 85 2.连杆轴承负荷矢量固 86 87 第三章 发动机的平衡 第一节 概 述 发动机在稳定工况运转时,如果传给支承的作用 力的大小和方向都不随时间而变化,则称它是平衡的。 平衡性差的发动机会在支承上振动,传给车架、 车身、有损于汽车的行驶乎顺性和乘座舒适性、加速 驾驶员疲劳,影响行车安全。此外,声频域(20Hz一 20kHz)内的机械振动还会辐射噪声;振动消耗能量, 降低发动机的总效率;振动还可能引起紧固连接件的 松动和过载,降低机件的耐久性。 88 研究发动机不平衡力和力矩体系对外界(支承)的 影响,称为外平衡。一般取内燃机在最大不平衡力和 力矩的作用下的最大位移与气缸直径之比作为内燃机 外不平衡性的判据,当该比值超过0.01时,就应采取 平衡措施,而轿车发动机则要求严格得多。 对外平衡了的发动机进行曲袖和机体内部所受 弯矩和剪力的分析与计算。如果这类负荷过大,也应 采取乎衡措施(例如加平衡块)加以消减,以求减小机 体的工作应力和轴承负荷。这种平衡分析称内平衡分 析,如果曲轴不承受内弯矩和剪力,则称它是内平衡。 89 90 第二节 平衡分析方法 发动机的平衡分析,实质上就是对由各缸往复 惯性力Pj和各曲拐旋转惯性力Kr构成的空间力系进 行合成,如果合成结果主矢量、主矩均为零,则发 动机的运动质量是平衡的。反之就不平衡,这时要 求出不平衡量随曲轴转角的变化规律,以便研究平 衡措施. 91 分析平衡时,均假定各缸的运动质量、运动件 的主要有关尺寸都相同,所得结果表示发动机的理论 平衡情况。实际上不可避免有制造误差。为了保证高 速发动机的实际平衡接近理想情况,必须对曲柄连杆 机构主要运动件的重量、尺寸规定严格的公差,必要 时分组装配。严格控制公差的主要项目有:活塞组重 量相等、各连杆组重量相等和重心位置相同、曲拐夹 角均匀、曲柄半径和连杆长度相等、曲轴动平衡、飞 轮静平衡等等。 92 一、 单列式发动机的平衡分析 1.旋转惯性力平衡分折 93 1)旋转惯性力合力计算 94 2)旋转惯性力合力矩计算 对于第i拐,旋转惯性力对0点的力矩为Mri=K· Zi, 其方向与惯性力相差π/2,用复数表示为: 则合力矩为: 95 以三拐曲轴为例作解折。三拐曲轴的曲拐夹角为120度。 取第三拐的中心0点为简化中心: 96 2.往复惯性力平衡分析 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 这是一个椭圆方程,即R矢端轨迹是一个椭圆。 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 多质量系统微分方程式 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 计算时需要判别相連两次计算的剩余扭矩之积的符 号,当符号为“十”时按计算步长继续往前搜索, 为“一”时用“二分法”缩短步长计算。 162 163 164 165 166 167 168 169 170 171 172 173 174 175 176 177 178 179 180 181 182 183 184 第六章 噪声控制技术 第一节 噪声基础知识 1.噪声的定义 一般说来,凡属对人听觉“不需要的声音”就是噪 声。 2.声压、声强和声功率 声压P 在有声波传播的声场中某点的田时压强与大 气压之差值(N/㎡)。 声强I 在垂直于声波传播方向的单位面积上,单位 时间内通过的声能(w/㎡) 声功率W 声源在单位时间内辐射出的总声能,它是 描述声源强弱的物理量(w)。 185 186 187 188 189 第二节 内燃机噪声及其控制 内燃机噪声的发生机制见图6—2,噪声分数如下: 190 191 一、进气噪声 其主要成因有二: (1)空气在进气管中的压力脉动造成低频噪声,其频率 成分 (2)空气以高速流经进气门造成的高频涡流噪声。 192 193 1、排气噪声 1)废气在排气管中的压力脉动 2)排气门流通截面处的宽带涡流噪声 194 三、风扇噪声 风扇本身的噪声由叶片旋转噪声和涡流噪声组成。 195 钢板冲压风扇的一般设计原则是: (1)依据风扇定则,综合考虑风量Q,◇•■★▼消耗功率和 噪声.合理选择风扇的参数. 从满足一定风量考虑,宜取较大的风扇直径; 从减少功率消耗考虑。宜取较低的转速。 (2)按降噪要求设计风扇叶片的要点; ? —定Q下选用较宽的风扇叶片。这样叮降低 ? 一定Q下选用较大的叶片安装角(40度~50度) (3)叶片数不大于6,叶片数从2到6,Q呈直线时,Q的增加率不大.而每增加 一片,噪声约增高1dB。 196 (3)合理布置冷却系统。 (4)采用翼型断面风扇。 197 198 四、燃烧噪声 燃烧噪声的发生机理是; (1) 气缸内压力剧变引起的动载荷,激发结构振 动辐射噪声 。 (2) 气体的冲击波引起高频振动。 199 200 201 202 203 控制齿轮噪声的措施是尽可能用较小的齿轮 间隙.装曲轴扭振减振器。对顶置凸轮轴式发动机, 采用齿形合成橡胶带驱动配气机构。 七、配气机构噪声 发动机低速下的噪声主要是气门开闭时,以及挺住 在凸轮鼻部附近产生的配气机构声。 发动机高速时的配气机构噪声是由于气门的不规 运动(气门飞脱和落座反跳)造成的。气门弹簧的 颤振也会发生簧圈之间的碰击高频噪声。 204 八、控制结构振动幅射噪声的措施 (1)提高结构刚度,减小外部声发射表面的振动。 205 206 207 208 209 210 211 212 213 214 215 第七章 曲轴设计 第一节 曲轴的工作条件和设计要求 一、曲轴的功用 曲轴的组成:曲柄,功率输出端,自由端,主轴颈,曲柄臂。 二、设计要求: 1、具有足够的疲劳强度。减少应力集中,加强薄弱环节。 2、具有足够的刚度。减少变形,以免恶化活塞连杆组及轴承 的工作条件。 3、轴颈具有良好的耐磨性。 4、曲柄排列合理。 5、材料选择适当,充分发挥材料的强度潜力。 216 217 第二节 曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计 218 219 11、主轴颈和曲柄销 轴颈应短而粗,以增加曲轴的刚度,提高曲 轴自振频率,缩短缸心距,但轴颈长度不能过短, 否则会使轴承的承载能力变差。 柴油机: 直 列 D2=(0.63~0.7)D L2=(38~0.48)D L1=(0.60~0.70)D2 V D1=(0.75~0.95)D L1=(0.30~0.50)D L1=(0.45~0.65)D1 型 D2=(0.63~0.70)D L2=(0.45~0.65)D L2=(0.8~0.9)D2 220 D1=(0.7~0.8)D L1=(0.35~0.50)D L1=(0.50~0.70)D1 汽油机: 直 D1=(0.65~0.75)D L1=(0.3~0.5)D L1=(0.4~0.7)D1 列 D2=(0.60~0.65)D L2=(0.35~0.45)D L2=(0.5~0.7)D2 V D1=(0.6~0.7)D L1=(0.25~0.35)D L1=(0.4~0.6)D1 型 D2=(0.55~0.62)D L2=(0.45`0.65)D L2=(0.8~1)D2 221 L不小于0.3D为宜。 L/D的设计趋势是减少。 1)、在缸心距一定时可相应地增加曲柄臂的宽度。 2)、主轴颈长度的适当减少,要减小轴颈变形所 造成轴承负荷的不均匀。 曲柄销直径小宜过大,否则旋转惯性力过大,同 时为保证拆装方便,连杆大头应能够从气缸中抽 出 222 12、曲柄臂 交变弯曲应力造成曲柄臂断裂是曲轴的主要 破坏型式。 柴油机: 直 列 h=(0.22~0.28)D V 型 h=(0.20~0.25)D b=(1.05~1.30)D b=(1.00~1.30)D 223 汽油机: 直 列 V 型 h=(0.18~0.22) D b=(0.75~1.20) h=(0.18~0.25)D D b=(0.75~1.00) D 增加曲柄臂的h和b均增大曲柄臂的强度,但增加厚 度的效果更明显。 多缸机具有等厚曲柄臂的曲轴各曲柄销圆角的应 力是不同的,因此,应设计成不等厚曲柄臂。 曲柄臂形状,椭圆为好。 224 13、曲轴圆角 主轴颈圆角,曲 柄销圆角。 图中r/d 从 0.04增加到0.06应力下 降50%。 沉割圆角,多圆 弧圆角。 225 一些细节设计: 1.平衡块 226 2.油道布置 227 228 3.曲轴的止推 4、轻量化设计 229 230 231 232 233 234 提高曲轴疲劳强度的方法 11、采用合理结构,减少应力集中。 1)、增大主轴颈和曲柄销重叠度A。 A=(D1+D2)/2-r=0.5(D1+D2-S) 增大A可显著提高曲轴的疲劳强度,曲柄臂越薄越 窄这种作用越明显。 R/h=0.26 b/d=1.6的曲柄,★▽…◇当A/d从-0.1增大至0.1,弯 曲疲劳强度提高10%。A/d从0.1增大至0.3,弯曲疲劳 强度提高23%。 235 2)、加大过渡圆角。 r=(0.05~0.08)D。 3)、轴颈减重孔。 曲轴轴颈具有适当尺寸和形状的减重孔,可以减 轻曲轴重量,减小旋转质量的离心力,同时还可 以改善圆角的应力的分布,提高曲轴强度。 4)、卸载槽: 曲柄销圆角内侧或主轴颈圆角外侧曲柄臂上开的 凹槽。曲柄销圆角卸载槽,主轴颈圆角卸载槽。 卸载槽尺寸由试验确定。 236 r应大于2mm。 12、采用表面强化处理方法,提高曲轴疲劳强度。 1)、圆角滚压。 圆角滚压是一种利用材料产生塑性变形的强化方法。 当滚压产生的应力超过材料的屈服极限时,便会产 生塑性变形,发生冷作硬化,这样将在表面层内形 成残余压应力,从而提高曲轴的疲劳强度。珠光体 球墨铸铁效果最明显。弯曲疲劳强度提高50~90%。 钢曲轴可提高20~70%。曲轴滚压后曲轴会变形,主 轴颈跳动会超差,如果冷校会降低疲劳强度。主轴 颈精磨,主轴颈沉割圆角,多圆角同时滚压。 237 2)、感应淬火: 使表面产生残余应力,硬度增加。 轴颈淬火,层深3~7mm,HRC55~63,提高 耐磨性。 轴颈圆角同时淬火,圆角产生30~60kg/cm2 的残余压应力,曲轴疲劳强度提高30~100%。圆 角淬火后曲轴产生变形。粗磨——淬火——精磨。 3)、喷丸处理: 圆角强化。 238 4)、氮化和软氮化: 提高曲轴耐磨性和疲劳强度的化学热处理方法。 氮化:指气体氮化。加热——通氨气——保 温——活性氮原子渗入,得到含氮组织。 软氮化:在Fe—N共析温度以下(530~570℃) 进行的碳氮共渗过程。 碳饱和——Fe3N核心——化合层——扩散层。 化合层:80% Fe3N+ Fe4N。20% Fe3N。 氮化层表面硬度高,提高耐磨性,扩散层中氮的 渗入阻止铁晶格的滑移,产生残余应力,因而能显著 提高曲轴的疲劳强度。 239 调质处理的零件氮化后疲劳强度提高显著。 盐浴氮化:碳钢提高60~80%。低碳钢提高 20~30%。球墨铸铁提高50~70%。 气体氮化使钢曲轴提高30~40%。 氮化的变形。氮化后不能磨削,为减少变形, 通常需进行中间退火,先去掉切削应力。 240 化合物层 厚 度 气体氮化 气体软氮 化 镀钛氮化 盐浴氮化 0.005 0.07~0.01 5 0.10 0.008~0.0 1 硬度HV ≤1000 550~700 1000~150 0 570~700 扩散层 厚度 氮化时 间 h ≮40 4~5 1~2 1.2~2 温 度 ℃ 0.1 0.1~0.3 中间 层:0.1~0.14 扩散层 1..5~2 500 570 600 570 0.4~0.8 241 五、材料: 碳素钢:45,50。合金钢:35CrMo,40Cr, 40CrMnB 钢,调质处理,索氏体,碳钢HB207~269,合 金钢HB241~352。表面淬火加回火,淬硬层 2~5mm,碳钢HRC55~63,合金钢HRC52,细 针状马氏体或马氏体—屈氏体。 242 球墨铸铁:QT70-2。 球墨铸铁,正火,HB240~300,▲★-●珠光体 85%,石墨球化3 级,石墨球径3 级, 允许≯2%磷共晶存在和渗碳体总量不大 于3%。表面淬硬+中温回火,层深 1.5~4.5mm,HRC45,屈氏体+回火马氏体。 243 第三节 曲轴有限元分析 244 245 246 247 248 第五节 曲轴的实验应力分析和疲劳强度试验 一、三维光弹性应力分析 应力一光性定律 249 250 251 二、疲劳强度试验 252 253 第八章 连杆组设计 第一节 连杆的结构设计 254 255 256 一、工作情况: 1、连杆力Pl引起的拉压疲劳载荷。 进气上止点为最大拉伸载荷。膨胀上止点为最大压缩 载荷。 2、连杆力矩引起的横向弯曲。 3、压入连杆衬套,拧紧螺栓,压紧轴瓦产生的静载荷。 257 二、设计要求: 1、结构简单,尺寸紧凑。 2、保证足够的刚度,强度,减轻重量。 3、L尽量短。 4、轴承工作可靠。 三、连杆长度:L λ=r/l 258 设计趋势:在保证连杆及相关机件在运动时不 与其它机件相碰的情况下,选择最小的连杆长度。 JB3764—84规定:汽油机:l±0.05, 柴油机:l±0.03。 2.连杆小头结构 小头轴承比压: q=pz/(d1B1) 青铜衬套:≤62Mpa 强化柴油机≤79Mpa 259 260 柴油机 d1= (0.35~0.38)D 汽油机 d1= (0.25~0.30)D B1=(0.95~1.05)d1 d=(1.1~1.25)d1 B1=(1.2~1.4)d1 d=(1.05~1.15)d1 261 1小头的变形和应力分布: 小头在最大惯性力作用下产生纵向伸长的椭圆变形, 在最高燃气压力作用下产生横向伸长的椭圆变形。 影响小头变形和应力分布的主要因素: 1)、小头的结构型式。 2)、小头的间隙。 间隙影响载荷分布状况,间隙过大,则小头 承受的载荷接近于集中载荷 。 3)、连杆衬套的压配过盈和工作时的热膨胀。 262 263 四、连杆杆身:典型结构,工字梁。 一五、连杆大头: 结构型式:平切口,斜切口。 柴油机 汽油机 D2=(0.63~0.70)D B2=(0.60~0.70)D Dm=(0.12~0.14)D D2=(0.55~0.65)D B2=(0.60~0.70)D dm=(0.10~0.12)D 264 柴油机 H3=(0.45~0.5)D2 H4=(0.35~0.5)D2 汽油机 H3=(0.35~0.4)D2 H3=(0.38~0.44)D2 斜切口:H3′=(0.20~0.25)D2 D2连杆轴颈尺寸。 连杆螺栓中心距应尽量靠边近轴瓦, 中心距C=(1.24~1.31)D2。螺栓外侧边厚不小于 (2~4)mm。 大头最大横向尺寸小于气缸直径。 265 大头设计中针对薄弱环节采取的加强措施: 1)、加强大头刚度,减小变形。H3,H4,C 。 2)、连杆盖上设计各种加强筋。加强筋到螺栓孔支承 面处要圆滑过渡。 3)、螺栓支承面或螺母支承面要圆弧过渡,避免加工 尖角。 可采用锻造圆角或圆弧沉割来减少应力集中,但 必需尽量提高圆弧沉割处的光洁度。 4)、斜切口连杆长叉口一侧变形较大,除采用大圆弧 过渡外,还可用单筋与杆身相连, 以提高大头刚度。 266 267 268 269 连杆材料及工艺 NJ20-85:45#,40Cr,35CrMo, JB3764-84 : 45# , 50# , 45Mn , 40Cr , 35CrMo , 42CrMo, 调质, HB217~293 。细晶粒索氏体,允许有 少量的断续网状分布的铁素体存在。 非调质钢:在碳素结构钢中加入微量的钒,钛,或 铌微合金化元素,通过控制轧制和冷却,使微合金 化元素的碳化物或氮化物弥散析出,起到晶粒细化 和析出强化的作用,从而,钢在热轧(锻)状态的 性能达到凋质钢的水平,可直接加工成零件。 270 二汽:35MnVN 。 一汽:40MnV 。 英国,美国,日本等。 JB3764-84:小头孔圆度,圆柱度,7级。小头衬 套圆度,圆柱度,7级。大头圆度,圆柱度,5级。 大小头轴线平行度,在连杆摆动平面内,7级,垂 直于连杆摆动平面内,6级。大头内侧面对大头轴 线级。连杆体与连杆盖接合面对大头 孔轴心线mm。连杆螺栓导孔 或螺孔轴心线级。支承螺栓 或螺母的平面对接合面的平行度9级。 271 连杆的关键工序的加工及精度 1、精镗大小头孔,采用带自动测量和补偿的专用连 杆大小头精镗床, IT6 , Ra0.6~0.8 ,二孔轴心线 、 大 小 头 孔 珩 磨 , 采 用 金 刚 镗 床 , ( T7140 , T7160)IT6,Ra0.4~0.8,扭曲度0.03~0.05,两孔平 行度0.02~0.04,孔与端面的垂直度0.02~0.03。▲●…△ 3、连杆体,盖连接螺栓孔的加工,采用专机打中心 孔,枪钻,枪铰及挤螺纹,螺纹精度 4H5H-L ,垂 直度0.02~0.03/100 272 4、上下平面加工,磨床MB7480。 5 、两孔中心距,同时珩磨,中心距靠夹具精度保 证,或用专机的主轴中心保证,0.03~0.04。 6、国外加工精度比国内高一级。 273 第二节 连杆有限元分析 274 275 第三节 连杆螺栓设计 一、连杆螺栓的工作负荷和预紧力 276 277 278 279 二、螺拴疲劳强度和防松性能的提离 用扭矩法间接控制预紧力。 二次拧紧法 检测螺栓伸长量 塑性域紧固法 该法的优越性由图8—16显而易见。将螺拴 紧固到屈服点,可使所需的预紧力受摩擦系数的 影响减小。屈服点的离散依从于螺栓强度的离散, 其值很小,所以可实现高精度的紧固。 280 281 282 283 三、提高连杆螺栓疲劳强度的措施: 11、减少螺栓承受的变动负荷。 1)、提高连杆大头的刚度。 2)、采用柔性螺栓,降低螺栓刚度。 2、尽量减少应力集中。 圆角处,螺纹根部,尾部,光洁度。 3、减少附加的弯曲应力。 结构对称,支承面平且与螺栓孔垂直。大头刚度。 284 14、螺纹载荷均匀分配,头几牙切成10O~15O的倒 角。 25、采用合理工艺。 冷墩成型工艺。滚压螺纹。 285 286 287 第九章 轴瓦设计 第一节 轴瓦的工作特点与要求 一、工作条件: 1、负荷重。 2、速度高。 3、温度高。 4、变形引起的边缘负荷大。 288 二、轴瓦材料 对轴瓦材料的要求: 1.疲劳强度足够高 2.抗咬合性、顺应性和嵌藏性好 3.耐蚀性好 4.与钢背结合牢固,结合强度高 289 290 表面涂层材料: 工作表面覆以软金属涂层,以进一步提高 表面性能。 涂层方法:电镀。 为防止镀层中的铟,铅等元素向合金层扩 散,在镀层与合金层之间需镀一层镍,称为镍栅 层。 Pb-10Sn , Pb-10Sn-2Cu , Pb-10Sn-3Cu , Pb-10In。 291 第二节 轴瓦结构设计与应力计算 一、直径、宽度与轴承间隙: 结构设计的基本参数:直径 D、宽度 B、径向 间隙⊿(轴向间隙⊿Z)。 1、直径和宽度: B/D0.4,窄轴承。 B/D=0.4~0.6 正常轴承。 B/D0.6,宽轴承。 292 B/D的确定: 1)、结构要求。 主轴承,普通平轴瓦 带翻边轴瓦或止推片的 0.3~0.6 首尾及中间主轴承 连杆大头 0.45~1.0 0.4~0.65 连杆小头 0.85~1.15 高强化发动机中,为增大曲轴刚度,一般尽可 能加大轴颈直径和曲柄臂的厚度,常采用窄轴承。 293 2)、润滑要求: 油膜承载能力与轴承宽度三次方成正比。为 形成足够厚度的油膜,希望选用尽可能大的 B/D 值, 但宽度过大,润滑油的流量减少,摩擦发热加剧, 润滑油的温度上升,粘度下降,油膜 厚度反而减薄。 B/D=0.4~0.6。 294 3)、材料要求: 比压Pmax: Pmax pmax= D*B Pmax ——作用在轴承上的最大负荷。 ≤[pmax] [pmax]——许用比压。 295 b)、工作表面线速度。 πDn V= 60 ≤Vmax n——轴颈转速。Vmax——许用线速度。 轴承间隙: 径向间隙 ⊿=D-d 。 相对间隙 ψ= ⊿/D (‰) 。 296 ψ的数值对轴承的润滑性能有极大的影响。 减小ψ值油膜承载能力提高,但ψ值过小,润滑油的 流量减少,摩擦发热加剧,使润滑油温度上升,粘 度下降,油膜厚度反而减薄。 确定实际使用的间隙时,应考虑: 1)、合理的公差范围。 轴颈和轴承孔精度愈高,间隙变动范围愈小。 在加工经济性合理的前提下,间隙公差带尽量限制 在最佳值附近的狭小范围内,保证轴承具有稳定的 承载能力。 297 2)、零件的位置精度与变形。 若轴承孔和轴颈的位置精度,以及机体、曲 轴的刚度能严格控制,则可按最佳的ψ值选择较小 的间隙,否则,应选用稍大的间隙值,以免卡死。 3)、润滑油的滤清程度。 若选用较小的轴承间隙,润滑油的滤清精度 必需相应提高。 4)、轴承材料的要求。 298 巴氏合金顺应性好,选用较小的ψ值,铜基合金顺 应性较差,应选用较大的ψ值。铝基合金顺应性较 好,但线膨胀系数大,为防止起动时发热卡死,应 选用较大的ψ值。 ψ(‰) 汽车发动机主轴颈,连杆 大头 柴油机主轴颈,连杆大头 巴氏合金 0.6~1.2 带镀层的铜铅合金,铅 青铜 铝基合金 铜基,铝基合金 0.75~1.0 0.80~1.5 连杆小头 0.2~0.5 止推轴承轴向间隙 0.1~0.3mm 。 299 二、结构细节设计: 1、壁厚、合金层、涂层厚度。 1)、壁厚: 轴 50 50~100 100 径 t/d 0.04~0.065 0.025~0.05 0.02~0.035 300 301 2)、合金层厚度: 减薄合金层厚度对提高合金层的疲劳强度效 果十分显著。 0.2~0.7mm。 3)、涂层厚度: 0.02~0.03mm。 302 2、瓦口削薄量: 轴瓦以很大的过盈量装配于座孔中,瓦口附近将产 生内缩趋势。 303 304 305 306 轴颈mm A mm B mm 30~80 80~150 0.013~0.025 0.015~0.035 6~8 8~12 150~200 0.030~0.050 25~30 307 3、自由弹势: 轴瓦安装后,轴瓦对口平面附近贴合面在压 力较低,为保证沿整个圆周具有比较均匀的贴切合 压力,在自由状态下对口平面间的开口尺寸比座孔 直径略为增大。此增大值为自由弹势⊿S。 缸径200mm以下柴油机轴瓦的⊿S 轴瓦尺寸 壁厚mm ≤3.5 3.5 平轴瓦 ⊿S mm 0.5~1.5 0.3~1.3 翻边轴瓦 ⊿S mm 0.2~1.2 0.1~0.6 308 4、定位措施: 轴瓦或轴套在座孔内的固定主要依靠过盈配合,定 位措施仅保证装配轴瓦时轴瓦位置的正确性。 薄壁轴瓦主要采用定位唇。斜切口主要采用销钉。 5、止推轴承 309 310 第三节 轴心轨迹计算CAE 311 312 313 314 315 第十章 活塞组设计 活塞组的工作条件: 1、机械负荷。 Pj,PG,PN, PZ高达14Mpa。 2、热负荷。 燃烧瞬时的温度高达1800~2600℃。 活塞顶的温度达350℃。 3、高速滑动,润滑不良。Cm高达13~15m/S。 活塞组的摩擦损失占全部摩擦损失的60%以上。 316 活塞组的设计基本要求: (1)选用300一400℃温度下仍有足够机械强度、耐磨、 比重小、热膨胀系数小、导热性好、具有良好减摩性 和工艺性的材料。高速内燃机通常用铝合金材料铸造 或锻造活塞。液压强造活塞组织细密,导热性较好; (2)设计合理的形状和壁厚,尽量减轻重星,缓和应 力集中,使散热良好,强度符合要求,并有控制裙部 膨胀的措施。对高强化机必要时采取冷却活塞的措施; (3)在不增加活塞组的摩擦损失的条件下,保证燃烧 室气密性好,审气、窜油星不超过规定要求,且能保 证滑动面上有足够的润滑油; 317 (4)设计合理的活塞裙部型线和配缸间隙.使在各种工 况下都能保持活塞与气缸的最佳配合.减轻活塞敲击 和缸套振动引起穴蚀的倾向。 318 第一节 活塞的设计 319 320 321 一、活塞头部的设计 活塞头部的设计要点: ?尽可能改善活塞项和第一环的工作条件; ?防止顶部热裂和环粘结; ?以及环措过度磨损。 322 提高活塞顶部和第一道环工作可靠性的一些措 施如下: (1)活塞顶部向环区的过渡设计“热流型”断面。 传入活塞顶的热量Q,约占燃料总发热量的2~4%。 散出的热量:活塞环占Q的70~80%。 活塞裙占Q的10~20%。 活塞内腔占Q的10%。 323 324 325 (3)当活塞温度过高时,用喷油冷却,甚至冷却油腔 顷油冷却。在标定功率工况,前者一般能使活塞项中 央和第一环槽区的高温下降20一30℃;后者用于增压 柴油机降低幅度可达30一40 ℃ 。汽车内燃机随着高 326 (4)对活塞顶作硬膜阳极氧化处理,形成高硬度的耐热 层,增大热阻,减少头部的吸热量。 327 (5)适当成小活塞头部与缸孔的间隙。 328 环槽设计: 环槽的高度决定于活塞环的轴向高度。 环槽的设计关键: a)、槽底圆弧,0.2~0.5mm。 b)、环岸倒角,0.2~0.5×45°。 c)、环槽侧隙: 汽油机:一环:0.05~0.10mm, 二、三环:0.03~0.07mm, 油环 更小。柴油机稍大。 329 d)、环槽背隙:气环:0.5mm。油环稍大。 e)、第一环槽下平面的平面度在全部圆周上不 大于0.007mm。 铸铁镶圈槽下平面和其它环槽下平面在全部圆 周上不大于0.010mm。 环槽平面母线对裙部轴线的垂直度,环槽呈蝶形,向 上倾斜不大于25:0.07。 环槽呈伞形,向下倾斜不大于25:0.03。梯形槽除外。 环槽平面对裙部轴线mm。 环槽底表面对裙部轴线 环岸外圆表面对裙部轴线解决活塞头部裂纹的措施: 从结构上解决头部裂纹的措施如下: 1 )、合理设计活塞头部形状,降低活塞头部的机 械应力,使顶面的应力状态在疲劳极限的范围以内。 2 )、避免加工尖角,采用较大的过渡圆弧,以消 除应力集中。 3 )、降低活塞热负荷,提高铝合金的疲劳极限, 使顶部的应力状态处在安全范围之内。 4)、在燃烧室喉口铸入镍合金护圈。 332 1提高活塞环槽耐磨性的措施: 1)、提高活塞环槽的加工质量。 2)、正确选择活塞环于环槽的侧隙,减少对环槽的 冲击磨损。 3)、镶耐磨圈。在第一环槽处(有时包括第二环槽) 铸入一个耐磨铸铁环座,环座于活塞材料依靠互相 扩散形成分子结合。 材料:镍铬奥氏体铸铁。 4)、环槽上下表面镀硬铬。 333 二、活塞裙部的设计 334 活塞裙部及其侧表面形状的设计: 活塞裙部及其侧表面形状设计的关键,在于 保证裙部有足够的贴切合面积和良好的润滑条件, 以及保证发动机在不同工况下都具有最小的活塞间 隙。 1、裙部椭圆: 活塞在气体压力和侧压力作用下的变形,以及活塞 温度场的不均匀而产生的热变形,均使活塞裙部沿 活塞销轴线方向变长,而气缸产生沿轴线方向缩短 的椭圆变形。 335 为了适应这种变形,需要采取一定的措施,以保证 活塞有足够的承压面积和防止活塞被拉毛或过渡磨 损。 1)、将裙部设计成椭圆。 2)、将销座附近的裙部外侧部位设计成凹陷状。 裙部椭圆的规律: 1)、单椭圆规律。 D-d e0= _______ 4 (1-cos2θ) 336 45O方向附近有擦伤痕迹。 337 2)、双椭圆规律。 D-d e0= _______ [(1-cos2θ)-K(1-cos4θ)] 4 K0 径向缩短量减少,椭圆变胖。 K0 径向缩短量增大,椭圆变瘦。 斯太尔6108Z K=+0.2 斯太尔ND71560 K=-0.0515 依维柯S8140.21 K=+0.11 依维柯S8140.27 K=-0.08 6110A K=0.10 160油冷 K=+0.10 338 3)、偏心—椭圆规律:销孔轴线O) 范围内设计偏心圆弧。 小型高速柴油机铝活塞: eθ=45=0.045~0.06mm。 椭圆度:0.3~0.5mm/100mm缸径。 椭圆度沿高度有变化和不变化两种。 339 活塞侧表面形状 : 1 )、利用温度沿侧表面的分布规律,形成侧表面 形状。 不同的温度分布规律,将形成不同的侧表面形状。 高性能汽车发动机活塞沿裙长的温度分布规律可以 假定为: T=T0e-mz 式中:T0为Z=0即裙部上端处的温度值。 活塞材料的线膨胀系数在裙部温度范围内变化很小, 可以认为是一定值,因而,△裙部的热膨胀将与各点 的温度成正比。根据上面的温度分布规律,在裙长 Z处的径向缩减量⊿Z为: 340 ⊿Z=⊿0e-mz ⊿0上端处的径向缩减量。 系数m需要通过试验求得。 2)、将流体动力润滑理论运用在裙部型线的设计 中。 如果沿活塞裙长方向温度分布呈超越函数分布,活 塞侧表面形状按此规律设计后,活塞在工作过程中 将转化成正圆柱,然而,活塞裙部及缸套两个正圆 柱面相对滑动却不是最为理想的,如果使活塞热膨 胀后的裙部不是一直线,而是一中部凸出的桶形曲 线,这样就可以在裙部与缸壁之间形成一楔形油膜, 由于高速运动而产生的流体动力效应,两壁之间的 油压增高,可使两壁面为油膜分开,实现流体动力 润滑效果,从而降低两壁面间的摩擦与磨损。 341 因此,冷态下的活塞裙部侧表面形状规律,不只是 决定于温度不均而导至的热膨胀量,同时也影响到 运用流体动力润滑的效果。应力争使活塞外形设计 成:即使热膨胀变型后,活塞外型与缸壁间形成一 恰当的油隙,以获得最佳的润滑作用和使活塞稳定 导向的条件,从而改善活塞的工作条件。 3、裙部镶钢片 342 343 14、配缸间隙。 ⊿0 ⊿⊥ 0.0014 0.0011 ⊿⊥:活塞裙底部间隙。 共晶铝硅合金: 0.006 过共晶铝硅合金: 0.0055 ⊿0 :活塞头部间隙。 344 345 发动机工作时活塞在气包内还发生微量横动, 气缸 孔可能因拧紧缸盖炽栓、冷却不均引起变形, 以致难以确定活塞型面。实践表明,用涂复合材料 的活塞作发动机试验来确定活塞型面是可取的。复 合材科由环氧树脂、铝粉和二硫化钼配制。铝用来 导热,△▪️▲□△二硫化钼起润滑作用,涂在尺寸稍小的试验 活塞上,配缸间隙接近零。作最大功率磨痕试验, 经几小时被保留下来的复合材料层型面,照顾加工 要求作必要的修正(磨痕试验得出的型面可能主、次 推力面不对称),就得最后型面。 346 第二节 活塞销和活塞销座 347 由于活塞销的弯曲变形与销座不协调,使销孔内侧 的上缘4处出现尖峰负荷产和应力集中,容易在该处 发生始裂纹,进而向上扩展导致活塞早期疲劳失效。 据此设计要领是: ?应使活塞销和销座的刚度相适应。 ?活塞销要有较高的刚度。 ?减小其弯曲变形和椭圆变形。 ?销座除能承受很高的压力外,要有一定的弹性, 使之适应活塞销的变形。 348 减小销座尖蜂负荷和应力集中的一些措施如下: (1)在销孔内端加工出微锥度段、出口圆角;销座铸 出适当的卸载凹穴A(图10—18)。销孔出口仅只例角也 有较好效果。 (2)减小销子的内径,提高其刚度;适当增加销与销 孔的配合间隙;在销孔小镶锻铝衬套。 349 350 351 第三节 活塞有限元分析 352 353 354 第五节 活塞环结构和参数选择 一、结构型式和参数选择 355 356 357 358 359 360 361 几种参数的选择如下 1.径向压力P0 环的弹力一般用环压向气缸壁的径向压力 P0(简称面压)来表示。 P0过小,初始密封状态不易建 立起来。过大,则增加摩擦损失和磨损,而且环的 工作压力也加大,在高温下容易丧失弹性甚至折断。 通常气环的比压在100一300kPa范围。转速高、缸径 小的发动机,面压应高些。转速越高,进入环背的 燃气压力越低,环因振动有脱离缸壁的趋势,它靠 提高面压来改善密封。 与气环相比,油环的面压应高些(300一400kPa, 甚至更高)。这是因为油环基本上没有环背压力帮助 密封,全靠自身弹力使油环紧压在缸壁上来实现刮 油功能。 362 此外,在高速内燃机上,■□油环是在有大量机油的缸 壁上作高速滑动,如果油环的径向压力不足,就会 发生“飘浮”,从而不容易刮油。 363 364 2.气环的结构尺寸 汽油机一般b=1.5—2.5mm, 轿车汽油机b小到1.0mm; 柴油机一般b=2.5—4mm。 365 366 活塞环的径向厚度t和自由开口间隙S0与径向压力 P。、活塞环最大工作应力 和安装应力 密切 相关,应结合活塞环的计算来选择。 367。 通常环的自由开口间隙与径向厚度之比为S0/t=3~4 二、活塞环的配组 368 活塞环配组时需作以下考虑。 (1)头道环的工作条件最严酷,而其工作好坏 又对活塞组窜气、窜油,以及下面各环的工作有很 大影响。因此,对头道环的断面形状、表面镀覆要 作认真考虑,在可能条件下力求强化。 (2)只用一个油环时.必须选用刮油能力强的 油环。 (3)四冲程机的二道环可薄些,为了辅助机油 控制,多采用扭曲环。 (4)二冲程汽油机因有扫气口,对活塞环工作 条件不利,两道环都可用相同断面。 369 三、活塞环的计算 1、环的径向厚度及自由开口间隙与壁面压力 的关系 对于均压环,有: 2.工作应力、安装应力与结构参数的关系 活塞环装入气缸的最大工作应力为: 370 且有 371 372 3.活塞环弹力的检验 373 4.活塞环自由形状计算 其计算目的是在选定的面压P0、环宽b、环厚t 及材料的条件下,计算出活塞环在装入气缸前的自 由形状,为毛坏铸造和机械加工制造靠模作参考。 活塞环的自由形状与其径向压力分布有一定关 系。按平衡条件. 活塞环的压力分布应成偶函数,可用三角余弦 级数来描述 374 375 376 利用式(10—25)和表10-6中的数据,就可按三 角级数压力分布来计算活塞环的自由形状,根据P2、 P3的选掸可得; 活塞环开口处的压力与平均压力之比值,可变化 P2、P3的绝对值,使之在较大范围内变化。 377 378 379 四、活塞环拉缸的防止 “拉缸”乃是两个金属表面之间由于没有油膜存在而产 生的一种局部金属熔接现象。 1)环、缸套的变形与环的压力分布 2)缸套的表面质量 3)环与活塞环槽的温度作用 环槽温度要限制在225℃以下。 倾斜度约为0.003-0.005mm/mm。 380 五、活塞环组磨擦损失的降低 381 382 383 密封性问题: 384 385 386 387