汽车柴油机钢带组合油环的开发

反复研究实验证明:柴油机使用钢带组合油环是非常必要的。钢带组合油环,过去由于内衬簧凸缘和刮片内圆表面的磨损,使油耗恶化。现这种磨损可由增大内衬簧凸缘与刮片内圆表面的接触面积,或适当选择刮片内圆表面的镀层厚度来解决。文章提供了行车30万公里(使用寿命2000小时)的钢带组合油环所需要的接触面积和必需的镀层厚度。新开发的组合油环具有良好的控油性能,83年已用于丰田汽车发动机。     

油环组合径向厚度对切向弹力的影响

螺旋撑簧油环（以下简称油环）,是属于组合环。与其组合径向厚度有关的尺寸如图1所示。其中a12为组合径向厚度尺寸,a13为油环体上集油槽深加实体部位厚度的尺寸,d7为螺旋撑簧（以下简称撑簧）的外径尺寸。通常,a13标注在油环体的零件图上,d7标注在撑簧的零件图上,a12标注在油环的部件装配     

SUS—201钢质衬环热定形工艺探讨

1 前言 目前汽车及发动机制造技术不断发展,发动机的发展对活塞环的性能提出了越来越高的要求,尤其是在油耗和排放方面,由于人们节能降耗和环保意识的不断增强,发动机厂对活塞环的控油能力提出了越来越高的要求。为满足这方面的要求,钢带组合油环以其良好的控油能力在汽油机上得到了越来越广泛的应用,钢带组合油环制造技术因此也得到不断发展。在钢带组合油环中,由于刮片无弹力,刮片对汽缸的接触应力主要靠衬环提供,刮片与活塞环槽侧面     

节能环保型中小型汽油机活塞及活塞环

国内现有中小型汽油机活塞都采用三环结构,即用两道气环和一道油环(油环为三片钢带组合油环,或开槽的整体油环,或带螺旋撑簧的开槽整体油环),难以持久稳定地防止机油上窜,常有烧机油、冒蓝烟的现象,污染环境,增加磨损,降低发动机功率和寿命.     

活塞环的结构特点

多年来,油环结构在原理上没多大变化。无论是常规的螺旋撑簧铸铁油环,还是Hepoflex~(TM)的多元钢带油环,都是由成对的刮油边和弹性涨体组成的。螺旋撑簧油环具有强度高,寿命长的特点,几乎占据了中速重型柴油机的整个市场。而多元钢带油环由于制造成本低,它特有的轴向弹力,在高速发动机中更能发挥优势,被广泛应用于汽油机和轻型车用柴油机。     

组合环小摩擦结构

内燃机三件组合油环（又称三元钢带组合油环）通常有一个环状波形胀圈（又称复合衬环）。该胀圈有波形空间,它的轴向表面支撑着二个环形刮油环（又称平刮片）,使其平面贴在活塞的环槽内。在轴向设计上,胀圈径向表面以各种形式衔接刮油环,促使其外圆紧贴气缸壁。开动发动机,环的各零件彼此会有相对位移。本发明的主要目的就是要通过减少各零件间的接触面积来减少环间的相互摩擦,从而减少发动机总的磨损,提高发动机效率。 图1和图2即是三件组合油环,包括一个波形胀圈1和上下二个相同的刮油环2。胀圈沿着水平横向上下弯曲成波形,这就产生径向弹力。轴向园周空间上下交变形成波峰3,波峰表面紧贴刮油环2的表面;波峰3突起的轴向高度4,其径向外表面新月状凸肩5,紧贴刮油环径向内棱边。 显然,组合油环在往复运动活塞的环槽内作上下往复运动时,刮油环与胀圈径向会胀缩,从而使刮油环外棱与气缸壁保持刮擦接触。这种组合油环无论怎样胀缩,刮油环与波峰3总是线接触,这样零件间磨擦较小,使活塞在发动机往复运动时降低了磨损功。众所周知,减少摩损归终于零件间的流体润滑。 图3是一种变型胀圈1A,其波峰3A变为中间凹陷两边隆起6,使与刮油环径向线接触。这种结构基本上与第一种组合油环一样,但是刮油环一周的轴向     

活塞环的质量要求

1、适用范围 本标准适用于: 1.1铸铁或钢制整体环,如DIN70909和DIN24909第一版所规定的环及其所引出的活塞环标准(即 DIN70909和DIN24909以后编号的标准) 1.2铸铁和撑簧组成的组合环 1.3钢制的整体环和组合环,如钢带组合油环或钢制内撑油环 2、技术要求 2.1 外圆面镀层     

柴油机单刮油边螺旋撑簧油环的研究

柴油机螺旋撑簧油环采用单刮油边结构,并去除环体上的回油孔,从而有效地改善了环体的强度,使环体的轴向高度和径向厚度大幅度地降低.新设计的单刮油边螺旋撑簧油环在接触比压保持不变的前提下,明显地改善了对气缸壁的贴合性,且油环切向弹力下降40%～50%,从而降低了摩擦阻力.试验结果表明单刮油边螺旋撑簧油环可使柴油机保持较低的机油消耗率,并使燃油消耗率降低1.3%～3.2%.     

锥度环工艺探讨

锥度环是活塞环的一种结构形式,不但能提高密封效果,而且对减少油耗,也能起到一定的作用。 我厂生产的锥度环,主要与螺旋撑簧油环配套使用,年产量为80～100万片。由于锥度环接触面为一直线,在加工中,易产生漏光,出厂时,每片环都必须经过严格的漏光检验,因漏光的废品数达30～40％。     

改进柴油机螺旋撑簧油环性能的研究

根据活塞环／缸套快速磨损模拟试验结果,发现螺旋撑簧油环的磨损量较大。该油环磨损后随开口间隙的增大,其接触比压迅速降低,严重影响了其刮油能力。通过对油环结构的改进,在开口间隙增量为2mm时,改进后的油环接触比压比原环提高45．7％;通过快速模拟磨损试验发现铌铸铁油环耐磨性能比铬钼铜油环提高87．3％,并降低了油环的制造成本。装机使用说明,改进后的铌铸铁螺旋撑簧油环具有良好的使用性能。     

哈斯汀不锈钢衬簧的特征分析

1 前言 钢带组合油环,由于具有高贴合性,控油性能佳,安装使用方便等特点,已越来越为国内的汽车制造厂及汽车零部件供应商所认同和接受。特别是它的主要构件——衬簧,在高温状态下弹力稳定,回油性能好,摩擦功损耗小,使用寿命长,因而深受广大用户的青睐。安庆活塞环厂几年前从世界著名的活塞环制造公司——美国哈斯汀公司率先全套引进了一条最先进的钢带组合油环生产线,且从国外购买优质的不锈钢带用于生产,产品达到了与哈斯汀公司同等的质量标准,产品为一汽,天津夏利等汽车制造公司配套,笔者作为一名在哈斯汀生产线上从事技术工作的现场管理人员就不锈钢内衬簧的品质特征做简要的分析,并与国内普通的内衬簧相比较,从而使广大的活塞环用户更全面地了解哈斯汀波型衬簧。     

活塞环的质量检验——概念和测量方法

1、适用范围:本标准适用于: 1.1 铸铁或钢制整体环,如DIN34109和DIN70909所规定的环,以及其所引出的活塞环标准（即DIN34109和DIN70909以后编号的标准） 1.2 铸铁和撑簧组成的组合环 1.3 钢制的整体环和组合环,如钢带组合油环或钢制内撑油环。 2、有关的标准 D1N878千分表;DIN879机械式千分比较仪;DIN1924第一部份,砝码:商业用砝码和精密砝码1mg到50kg;DIN2275厚薄规;DIN4768第一部份 测量粗糙度R_e、R_z、R_（max）的电动测量仪,基础部分;DIN34109（目前尚为草案）机械制造用活塞环概述,一般要求;DIN50981（目     

德国标准——内燃机活塞环质量要求 本标准与ISO6621—5:1988相符

1 适用范围在ISO6621—5中,对通常图纸上不标注的质量特征下了定义,并作了部分规定.本标准适用于1 铸铁、碳化物铸铁,可锻铸铁或球墨铸铁整体环;2 由铸铁环和撑簧组成的组合环;3 钢制组合环和钢制整体环,即成型钢制油环或钢带组合油环;为补充ISO6621—2中规定的有关质量特征检测的接受极限,ISO6621—5适用于无定量检测方法和无需放大,仅用正常视力的肉眼(如有视觉缺陷,可用眼镜校至正常视力)进行的质量特征检验.这些特征(表面缺陷)是对环高、径向厚度和闭口间隙标准公差的补充.ISO6621—5中,未规定可接受的质量极限标准(AQL).最好由供需双方商定适当的标准.对此,应遵循ISO2859中所含的推荐标准.     

螺旋撑簧组合油环的计算

为了提高柴油机油环的刮油能力,降低润滑油的消耗量,目前国内外柴油机已广泛采用螺旋撑簧组合油环,并取得良好的效果。本文将根据力学中的曲梁理论和能量法提出一种计算方法,以作为组合油环基本结构设计的依据。使用本文推导的结果,可以从设计上通过调整螺旋的结构参数,使组合油环与气缸壁接触的单位压力达到预定的数值。经我们用这种方法对国产G300系列柴油机和引进的PC2-5柴油机组合油环验算的结果表明,其切向弹力的计算值与实际值是相当接近的。     

直径200毫米以内的组合油环结构、尺寸、材料和标志

第一节 概述 1、适用范围 本标准规定了用于二冲程和四冲程压燃往复式内燃机、直径为50毫米至200毫米和70毫米至200毫米的各种片状撑簧油环、螺旋簧油环的结构、尺寸、材料和标志。符合本标准第二部分要求的组合环,其环槽的设计应符合本标准第五部分的规定。 （注;本标准规定的尺寸适用于水冷和空冷发动机。）     

M型油环的开发

一、油环的现状和新产品开发 目前柴油机活塞环在气缸内的排列,一般是二片气环和一片油环,或三片气环和一片油环组成,其油环均为内撑油环,由铸铁本体及内撑螺旋弹簧组成(见图1)。 为降低能耗,要求发动机有低的燃油耗、润滑油耗和高安全性能。为增强市场竞争能力,要求降低发动机的制造成本。近几年来,对油环讲杆了以下改革:     

小型Wankel发动机工作状态下的摩擦损失功率

基于小型Wankel发动机的混合润滑情况,首先分别建立转子端面与端盖之间、径向密封片与气缸之间以及轴承的摩擦损失功率预测模型;然后利用倒拖法测试转子端面、径向密封片和轴承的摩擦损失功率,并验证上述模型的正确性;最后利用模型研究了工作状态下小型Wankel发动机的摩擦损失功率.结果表明:工作状态下,小型Wankel发动机的摩擦损失功率主要由转子端面、径向密封片和轴承的摩擦损失功率组成.其中转子端面引起的摩擦损失功率最大,占整机摩擦损失功率的60%左右,此比例随转速的上升变化不大.转子端面和径向密封片的摩擦损失功率主要是由微凸体相互接触引起的.     

螺旋撑簧油环环体的计算

本文用平面曲杆纯弯曲理讨推导了使用最为广泛的螺旋撑簧油环环体的应力计算,径向压力、切向弹力的计算公式,并附有电算程序,计算值与实测值误差小于5％。     

浅谈进一步提高Φ95、Φ135毫米内撑螺旋弹簧镀铬油环的弹性问题

在内燃机往复运动中,内撑螺旋弹簧镀铬油环（以下简称内撑油环）的弹簧的受力状态是很复杂的。 第一、油环装缸后,弹簧便一直受到来自缸体的反作用压力（φ135:6～9 kg;φ95:3.5～6 kg）,要求弹簧应长期保持相应弹力。 第二、随着活塞周期性的往复运动,弹簧也受到往复推力的作用。 第三、在正常情况下,油环最高温度可达150℃,如内燃机过载或冷却条件不足,则温度会更高。     

柴油机单缸停油主轴承润滑分析

针对柴油机标定工况和单缸停油工况,建立了工作过程的仿真模型,计算了缸内气体压力。基于Reynold方程、Greenwood/Tripp微凸体接触模型和多体动力学模型对主轴承的润滑状态进行分析。以某六缸柴油机为研究对象,以标定工况和50%功率、单缸停油工况为计算工况进行了试验。研究结果表明:第三缸停油最小油膜厚度比标定工况的大,其他缸停油最小油膜厚度均变小,最小值出现在第一缸停油第七主轴承。第一缸停油时,主轴承摩擦功率变小,功率的有效输出能力降低;第七主轴承下轴瓦靠近飞轮一侧的边缘发生微凸体接触。标定工况最小油膜厚度为2.07μm,第一缸停油最小油膜厚度为1.82μm,相差12.1%;标定工况最大油膜压力为52.5MPa,第一缸停油最大油膜压力为50.0MPa,相差4.8%。