第二章_柴油机的结构和主要部件46 船舶柴油机 第二章 柴油机的结构和主要部件 47 第二章 柴油机的结构和主要部件 柴油机的主要部件是指燃烧室部件（活塞、气缸、气缸盖）、曲柄连杆机构（十字头、连杆、曲轴和轴承）、机架、机座和贯穿螺栓等部件。这些部件构成柴油机的主体，它们工作的好坏不但直接影响柴油机的技术性能指标，而且还和安全航行紧密关联。统计表明，船用柴油机主要部件发生的故障占柴油机故障总数的90%左右，其...

  46 船舶柴油机 第二章 柴油机的结构和主要部件 47 第二章 柴油机的结构和主要部件 柴油机的主要部件是指燃烧室部件（活塞、气缸、气缸盖）、曲柄连杆机构（十字头、连杆、曲轴和轴承）、机架、机座和贯穿螺栓等部件。这些部件构成柴油机的主体，它们工作的好坏不但直接影响柴油机的技术性能指标，而且还和安全航行紧密关联。统计表明，船用柴油机主要部件发生的故障占柴油机故障总数的90%左右，其中燃烧室部件故障约占故障总数的50%。在柴油机故障中，由于管理人员的技术水平低，保养维修不良，违章操作，粗心大意和玩忽职守等问题导致的故障，占柴油机故障总数的80%以上。由此可见，轮机管理人员应进一步探索主要部件并提升工作责任心，这是降低柴油机故障发生率的重要一环。 第一节 柴油机的结构 一、柴油机的基本组成 船舶柴油机的结构是由许多机构和系统组成的。尽管各种柴油机的结构和系统、型号各异，但从工作原理和总体结构上则有很多共同之处。柴油机主要由以下机构和系统所组成： 1．主要固定件 柴油机的主要固定件由机座、机架、气缸和气缸盖等组成。对于中小型柴油机常将气缸体和机架做成一体称为机体，并由轻便的油底壳代替机座。这些构成了柴油机的骨架，支撑运动件及其辅助系统。 2．主要运动件 柴油机的主要运动件由活塞、连杆组件及曲轴组成，对于大型低速二冲程柴油机还有十字头组件。活塞与气缸及气缸盖构成燃烧室，保证柴油机工作过程的进行，同时通过连杆将活塞的往复运动变为曲轴的回转运动，使燃气推动活塞的动力通过曲轴以回转的方式向外输出。 3．配气机构及换气系统 配气机构由进排气阀、气阀传动机构、凸轮轴及凸轮轴传动机构组成。进排气系统由空气滤器、进排气管和消音器组成，对于增压柴油机还有增压器及空冷器。它们的作用是按照工作循环的需要，定时地向气缸内供应充足、清洁的新鲜空气，并将燃烧后的废气排出气缸。 4．燃油系统 燃油系统由燃油供应系统和燃油喷射系统组成。燃油供应系统是把符合使用上的要求的燃油畅通无阻地输送到喷油泵入口端。该系统通常由加装和测量、贮存、驳运、净化处理、供给5个基本环节组成。燃油喷射系统由喷油泵、喷油器和高压油管组成，其作用是定时、定量地向燃烧室内喷入雾化良好的燃油，保证燃烧过程的进行。 5．润滑系统 润滑系统的作用是将清洁的润滑油送至柴油机的各运动件摩擦表面，起到减磨、冷却、清洁、密封和防锈作用，保证柴油机的正常工作。对于大型低速二冲程柴油机通常由气缸注油系统和曲轴箱油系统两部分所组成，而对于中小型柴油机只有曲轴箱油系统，也称之为机油系统。 6．冷却系统 冷却系统由泵、冷却器和温控器等组成。船舶柴油机通常以淡水和滑油作为冷却剂在机内流动，将受热零部件所吸收的热传导出去，保证零部件有正常的工作时候的温度。而淡水和滑油本身被海水冷却。 7．起动及控制管理系统 起动系统是借助于外力带动曲轴回转，并使其达到一定的转速，实现柴油机的第一次着火燃烧，由静止转入工作状态。根据柴油机的不同，起动系统可分为两类：一类是借助于外力矩使曲轴转动起来，如人力手摇起动、电机起动和气马达起动等；另一类是借助于加在活塞上的外力推动活塞运动使曲轴旋转起来，如压缩空气起动。 柴油机的控制管理系统是为满足船舶机动操作的要求，设置的使起动、换向和调速装置各种装置联合动作的操纵机构。 二、柴油机的典型结构 船舶柴油机在结构上主要可分为十字头式柴油机和筒形活塞式柴油机。随着柴油机的发展，MAN-B&W公司生产的MC系列柴油机和Wärtsilä NSD公司生产的New Sulzer RTA系列柴油机已成为二冲程十字头式柴油机市场的主流产品，而Mitsubishi重工生产的UEC系列柴油机仅占不足8%的市场占有率。Wärtsilä，MAN-B&W，SEMT Pielstick，Mak等公司的产品则在四冲程中速柴油机市场占主导地位。下面以MAN-B&W MC/MC-C型柴油机和Wärtsilä L/R型柴油机为例介绍低速二冲程柴油机和中速四冲程柴油机的总体结构。 1．MAN-B&W公司的S/K/L-MC/MC-C型柴油机 封面图所示为MAN-B&W S60MC型大型低速船用柴油机的结构图。自1982年MC系列低速二冲程柴油机投入到正常的使用中以来，这一系列柴油机已成为最经常被选用的船用主机，占据了市场的最大份额。在20年的发展过程中，这一系列的柴油机仍在不断地改进和发展，S/K/L-MC/MC-C系列柴油机（包括早期MCE系列）所覆盖的功率范围能够完全满足很多类型船舶主推进动力装置的需要；而采用新技术、新材料研制的MC-C型柴油机就是近年内发展起来的广泛用于货船主机的一个新机型。 MC-C型柴油机首先是在大缸径机上实现的，这些发动机是为大型集装箱船而设计制造的，相对原型机其转速有所提高，如K90MC-C型柴油机的转速范围为104-89r/min，而L90MC-C型柴油机的转速范围为83-62r/min。依据市场需求，MAN-B&W公司又推出了中缸径的MC-C型柴油机（S46，S50，S60及S70MC-C）。S-MC-C系列柴油机的发展目标是，在提高功率输出的前提下改善可靠性，减轻重量，缩短柴油机长度，这就是“C”紧凑型的概念。一般来说，对相同尺寸的发动机其长度约缩短10%，而功率上升10%，重量下降10%，如：S50MC-C的气缸中心距从S50MC的890mm下降到850mm，6S50MC-C型机的长度比6S50MC的长度短700mm。 S-MC-C型机在结构上的最明显的特征是以双贯穿螺栓代替了传统的单贯穿螺栓，而且与传统的贯穿螺栓的不同之处还在于它不再一直插到机座底部，而是拧入到机座顶部的螺孔之中。机座在不增加宽度的情况下将地脚螺栓移到外侧，这样不仅简化焊接工艺并且有利于厂家的安装。在气缸体设计上，S-MC-C的显著特点是气缸体的高度减小，使柴油机重量变轻，加工制造和维护管理更便利。特别是将凸轮轴箱和气缸体做成一体，并取消了气缸体内的冷却水腔。 新型的S-MC-C柴油机所有的大型轴承普遍采用现代的薄壁轴瓦结构，轴承材料采取使用Sn40A1，这种轴承材料具备较低的温度敏感性和很强的抗疲劳能力，这大大地提高了主轴承的可靠性。如S50MC-C型柴油机的单缸功率为1,580kW/cyl（而S50MC型为1,430kW/cyl），行程缸径比（S/D）已达4.0，其最高燃烧压力达到15.0MPa，对曲轴刚度和轴承负荷影响很大。因此在曲轴设计上采用加大主轴颈和曲柄销直径的方法，并减少轴颈的长度。轴颈直径的增加和长度的缩短增强了曲轴的刚度，弥补了S/D值增大对刚度的影响，而轴颈直径的加大又可以增大轴承的承载面积，在相同的轴承负荷下缩短轴颈长度，当然这与采用新型轴承材料也有关系。轴颈的缩短使气缸中心距和整机长度变小，减轻了机器的重量，使机舱空间减小，从而增大用于营运的船舶容积。 S-MC-C型柴油机采用短连杆结构，其最大的目的是降低机器的高度，减轻机器重量，并能够大大减少振动和减少相关成本。而十字头销设计成格外的简单的直段轴形，省去了两个端销，直径也缩小了。这样既简化了工艺流程，又减轻了重量。 在活塞结构上采用了低置活塞环组；提高活塞顶岸高度。图2-1-1所示为MAN-B&W K98MC-C型大缸径柴油机的活塞组，其主要特征是采用了高火力岸和可控释压环技术。活塞从活塞顶到第一道活塞环的距离较长，且在活塞顶端车有空槽，用以隔热。由于活塞环位置的降低，活塞环处于温度较低的区域，离燃气区较远，使燃烧产物不易进入摩擦面，活塞环工作条件和润滑性能改善，活塞环组的工作性能提高，活塞的磨损非常大程度上减轻。高火力岸配以隔热槽能减轻高温燃气给活塞环造成的热负荷。 所谓的“可控释压环”，实际上为一全气密活塞环。此环不仅采用双S形活塞环搭口实现完全密封，而且在环外圆柱面上均匀布置六道释压小槽。“可控释压环”用作首道气密环，通过六道释压小槽的设计，能调节第一道活塞环的机械负荷，并均匀第二道环的热负荷。 活塞顶岸高度的提高也使气缸盖与气缸套结合面降低成为可能，这使得气缸盖与气缸套结合面以及气缸套的热负荷降低，使其工作条件改善。主要的热负荷由钢制的气缸盖承受。由于钢制的气缸盖的抗热负荷能力比铸铁缸套要大，这也使其可靠性提高。 2．Wärtsilä大功率中速柴油机 Wärtsilä大功率中速柴油机是以在燃烧技术上取得的最新成就为基础而设计制造的。它具有氮氧化物排放低、可靠性高、维护管理方便、运转费用低等优点。图2-1-2所示为Wärtsilä R64型大功率柴油机，其直列机缸数有6，7，8，9缸；V形机有12，16，18缸。单缸功率为2,010kW/cyl，转速范围为327.3-333.3r/min。 Wärtsilä 32型柴油机，单缸功率为450-460kW/cyl，转速范围为720-750r/min。Wärtsilä 32型柴油机在结构上有下列特点： Wärtsilä 32型柴油机的机体用球墨铸铁铸造。该机使用最新的铸造技术，将所有的油水管路设置在机体之内，外部简洁。柴油机采用弹性底座，确保柴油机的振动不会传到机外。 该机曲轴是整体锻造的并做全面的机加工，对曲柄直径和过渡圆角的最优化设计和对轴承负荷的精确计算，并且在每个曲柄臂上都装有平衡重，保证了曲轴在高的气缸压力下的可靠工作，并将轴承负荷控制在允许的范围以内。同时使柴油机的总体长度达到最小。主轴承采用倒挂式，通过选择最合适的轴承材料和对关键区域油槽的优化设计，保证了足够的油膜厚度，从而确保轴承的良好工作。 活塞是由铸钢的活塞头和铸铁活塞裙制造的组合式活塞，Wärtsilä 32型柴油机活塞的特点是在活塞的裙部设有润滑装置，这确保了活塞环和活塞裙的可靠润滑并使摩擦损失降低到最小。在活塞上仅装有两道压缩环和一道刮油环，第一道环设有特殊的耐磨层。这使得摩擦损失达到最小。 在Wärtsilä 32型柴油机气缸套的上部加高加厚，使之有足够的强度和刚度承受机械负荷和热负荷，并通过钻孔冷却，控制其温度及热负荷。在缸套内部上端设有一个防磨环，可以除去活塞头部的积炭，减少缸套的磨损和滑油的消耗。 连杆采用船用大端连杆，对于这种持续在高燃烧压力下工作的柴油机而言，这种连杆是最安全的。杆身与连杆大端的结合面正处于连杆大端轴承座的上方，可以方便地拆卸和维护。螺栓用液压工具同时上紧。 气缸盖采用四螺栓结构，通过内部结构设计使其具有最大的刚度，能保证阀和阀座的均匀接触及气缸套的圆度。进排气道在设计上通过计算流体力学的分析，使其的流动损失最小。 气缸盖上采用多管道元件代替了传统柴油机上单独元件的结构，能够实现空气进入气缸、废气排至排气系统、冷却水从气缸盖出口接头排出等多项功能。 增压系统可采用脉冲增压系统和单管脉冲增压系统并带有废气和空气旁通阀，从而确保废气侧和空气侧最小的流动损失。 冷却水系统分为两个系统，即高温水系统和低温水系统。气缸套和气缸盖及增压空气冷却器的高温部分等的温度由高温水系统控制，该系统出口温度保持在95℃左右，以保证燃用低质燃料油时柴油机工作良好；而低温系统则用于冷却增压空气冷却器的低温部分及滑油冷却器。对于船舶动力装置及系统，这种冷却方式能轻松的获得最大的热回收和总体效率。 第二节 燃烧室部件 燃烧室部件是柴油机中最重要的部件，包括活塞组件、气缸盖组件和气缸组件。当活塞处在上止点时，由气缸盖底面、气缸套内表面及活塞顶面共同组成的燃料与空气混合和燃烧的这一空间称燃烧室。燃烧室部件的相互配合状况如图2-2-1所示。 一、燃烧室部件承受的负荷及结构特点 1．机械负荷 机械负荷指柴油机部件承受气体压力、安装预紧力、惯性力等的强烈程度。燃烧室部件所承受的机械负荷，对气缸盖和气缸套来说主要是来自气体压力和安装预紧力，对活塞来说还有往复惯性力。 1）安装预紧力引起的机械负荷 包括气缸盖和气缸套安装预紧力。 气缸盖的安装应力：由图2-2-1可知，气缸盖固紧螺栓下部拧在气缸体上，当固紧螺栓拧紧时，气缸盖的密封凸台紧紧地压在气缸套的密封环带上，气缸盖的受力情况可简化为，分布在螺栓孔中心圆Dd上的预紧力Pd和分布在密封凸肩平均直径Df上的支反力Pd，如图2-2-2所示（这时图中的Pf为零）。如果把密封凸肩看成自由支承，两个圆周上的力都均匀分布，气缸盖为一个圆盘，则径向截面I-I上受到的弯矩Mu1为 （2-2-1） 式中：Pd——气缸盖的预紧力（支反力与它大小相等方向相反），由式 （λ=1.25～2为螺栓的固紧系数）确定； 、 ——分别为圆Dd、Df半个圆周的重心S3、S2到截面I-I的距离； 截面I-I上的安装应力为： 上表面受拉应力 （2-2-2） 下表面受压应力 （2-2-3） 式中：W1、W2 ——气缸盖上、下表面抗弯系数； I ——气缸盖径向截面对中性轴的惯性矩； l1、l2 ——气缸盖上、下表面到中性轴的距离。 上面计算是把气缸盖视为等厚度的圆盘；因此各个径向截面上的应力分布情况是相同的。但事实上，气缸盖各个径向截面并不是矩形，且质量的分布也不均匀、不对称，气缸盖上实际应力分布是很复杂的。 气缸套的安装应力：气缸套的安装应力主要存在于它的凸肩部位，这个部位的受力情况如图2-2-3所示。图中I-I截面为危险截面，作用在气缸套凸肩上的气缸盖螺栓预紧力为P。 式中，D1为密封带的平均直径。 由于预紧力和支反力不在一个面内，在截面I-I上产生拉伸、剪切和弯曲。在I-I截面上的内力和应力为： 法向力 拉应力 （2-2-4） 切向力 剪应力 （2-2-5） 弯矩 弯曲应力 （2-2-6） 式中：α——预紧力与截面I-I的夹角； H——截面I-I的高度； D1、D2、D0——密封环槽、支持面和I-I截面形心圆的直径。 从气缸盖及气缸套的安装应力公式能看出，安装应力与预紧力成正比。因此，安装气缸盖时不应过分紧固，否则会使气缸套、气缸盖发生损伤。另外，将缸套凸肩加高，可使缸套安装应力大大减小。 2）气体压力引起的负荷 （1）气缸盖 当柴油机工作时，气体压力p作用在气缸盖底面圆Df的圆面积上，气体压力的总和以Pf表示，这时气缸盖密封凸台上的支反力由Pd，下降为Pd-Pf。作用在截面I-I上的弯矩为 （2-2-7） 式中： ； ， 为圆Df的半圆面积的重心S1到截面I-I的距离。其它符号同式（2-2-1）。 柴油机工作时气缸盖上、下表面的机械应力为： 上表面受拉应力 （2-2-8） 下表面受压应力 EMBED Equation.3 （2-2-9） 由公式（2-2-7）、（2-2-8）、（2-2-9）能够正常的看到，气缸盖工作时的弯矩大于紧固时的弯矩；工作时的机械应力大于紧固时的安装应力。公式（2-2-8）和（2-2-9）中第二项即为柴油机在工作时，由气体压力而产生的机械应力。它随气体压力而脉动，因此它又称为脉动应力。这个应力的幅值与最高燃烧压力成正比。 （2）气缸套 如图2-2-4所示，气缸套内部承受最高燃烧压力pz的作用，根据材料力学厚壁圆筒的公式，在某一半径r上受到的应力为： 切向应力 （2-2-10） 径向应力 （2-2-11） 式中：r1、r2、r分别为气缸套的内圆半径、外圆半径和缸套壁内所求应力点的半径。 由式（2-2-10）和（2-2-11）能够获得： 内表面切向应力最大 外表面切向应力最小 内表面径向应力最大 外表面径向应力最小 切向应力为拉应力，径向应力为压应力，图2-2-4中示出了它们沿半径分布的情况。 （3）活塞 活塞顶在最高燃烧压力作用下和气缸盖一样产生很大的弯矩和弯曲应力。类似对气缸盖的处理方法对活塞顶板所受应力的进行估算，可得出下述结论： （2-2-12） 式中： ——活塞顶板上、下表面受到的弯曲应力，上表面为压应力，下表面为拉应力； R——活塞顶板的半径； ——活塞顶板的厚度； pz——最高爆发压力。 由上式可知，弯曲应力与活塞顶板半径的平方成正比，与顶板厚度的平方成反比，所以当柴油机尺寸增大时，即使最高爆发压力不变，机械应力却要随着尺寸的平方增大。虽然相应地增加顶板厚度可将应力维持在原有的水平上，但这又导致热应力增加（在热应力中

  ）。解决这一问题的较好方法是采用薄壁强背结构（见热疲劳部分）。 由式（2-2-8）至（2-2-12）可知，燃烧室部件中由气体压力而产生的机械应力都和最高爆发压力成正比，因此柴油机在运转中不要使燃烧压力过高，以免机械应力过大。 2．热负荷 热负荷是指柴油机的燃烧室部件承受温度、热流量及热应力的强烈程度。 1）热负荷的表示方法 热负荷可用单位时间内单位面积上的热流量——热流密度q来表示。 kJ/(m2·h) （2-2-13） 式中：Q——单缸每小时的散热量，kJ/h； F——单缸的散热面积，m2； ——单缸由冷却介质传出的热量占气缸中全部燃烧放热量的百分数； ——单缸有效功率，kW； ge——有效油耗率，g /(kW·h)； Hu——燃料的低发热值，kJ/kg。 若将式（2-2-13）中的F换为所要研究部件的散热面积（例如FP——活塞顶板面积），将υ换成所要研究部件传出的热量占气缸中全部燃烧放热量的百分数（例如υP—由活塞顶板传出的热量占气缸中全部燃烧放热量的百分数），则得出所研究部件（活塞）的热流密度qP。 用热流密度q评价热负荷有时不合适。例如，假设柴油机在循环喷油量与转速不变的情况下，由于海水滤器突然堵塞，冷却水温度上升，此时热流密度变小，但燃烧室壁的温度却提高，使材料的机械性能降低，部件的工作条件变差。因此，要准确表示受热部件的热负荷还需研究其它方法。利用受热部件中温度分布图，可以从这个方面准确地表示和评定热负荷。受热部件中的温度分布称为温度场。通常用等温曲线为一中速柴油机排气阀和阀座的温度场。 热负荷还可用热应力大小来表示，对燃烧室部件热应力的分析将在后面叙述。 在船舶上，轮机管理人员通常用柴油机的排气温度来判断热负荷的高低。它对于评定既定的柴油机来说是简单和实用的。因为在一般的情况下，当柴油机循环喷油量增加时，燃烧室部件的温度和排气温度都增加。通常柴油机说明书给出排气温度的最高值，作为限制热负荷大小的

  。 柴油机的强化度日趋提高导致柴油机热负荷和机械负荷随之提高，在运行管理中，我们应更加注意防止柴油机热负荷、机械负荷过高。防止机械负荷过高上面已讨论。热负荷过高对燃烧室部件所造成的危害是多方面的，这主要有：使材料的机械性能降低，承载能力变弱；使受热部件膨胀、变形，改变了原来正常工作间隙；使润滑表面的滑油迅速氧化变质、结焦、蒸发乃至被烧掉；使有些部件受热面被高温腐蚀、烧蚀；使受热部件承受的热应力过大，产生裂纹、热疲劳破坏等。保证运转中柴油机的热负荷在许用范围内，对柴油机安全、可靠、经济地运转是十分重要的。 2）热应力 由温差作用形成的应力称热应力。 活塞顶板的热应力：船用柴油机活塞多为冷却式，在冷却式活塞中，活塞顶板上表面受到高温燃气的加热，下表面受到低温冷却液的冷却。冷却式活塞的顶板既有轴向传热（热量沿轴向传给活塞冷却液），也有径向传热（热量沿径向经活塞环、气缸壁传给气缸冷却水），但冷却式活塞主要是轴向传热。现假定冷却式活塞只沿轴向传热，并且活塞顶板各处传热相同。根据传热学，活塞顶板上、下表面的温差为： （℃） （2-2-14） 式中：t1——活塞顶板上表面的温度，℃； t2——活塞顶板下表面的温度，℃； δ——活塞顶板的厚度，m； λ——活塞顶板材料的热传导系数，kJ/(m·h·℃)； q——活塞顶板的热流密度，kJ/(m2·h)。 活塞顶板上、下表面相对于平均温度的中性层产生膨胀和收缩。根据温差和线胀系数α（1/℃），上、下表面的热应变为： （2-2-15） 式中：ε1——活塞顶板上表面的热应变； ε2——活塞顶板下表面的热应变。 假设活塞顶板周边可以自由膨胀，不考虑受热后的弯曲变形，根据广义虎克定律，则活塞顶板上、下表面的热应力为： （2-2-16） 式中：σ1——活塞顶板上表面的热应力，N/m2； σ2——活塞顶板下表面的热应力，N/m2； μ——活塞材料的泊松比（横向变形系数， ）； E——活塞材料的弹性模数，N/m2。 活塞顶板上表面因为温度比顶板平均温度高，要受到顶板中层的约束，伸长受限而受压缩，因此活塞顶板上表面的热应力σ1为压应力。活塞顶板下表面因为温度比平均温度低，受到顶板中层的约束，而被拉伸，因此活塞顶板下表面的热应力σ2为拉应力。实际上活塞顶板的周边是受到活塞侧壁约束的，上表面的压应力要比公式求出的值大，而下表面的拉应力要比公式求出的值小。 公式（2-2-16）指出，热应力与热流密度、顶板厚度、材料的膨胀系数、材料的弹性系数成正比，而与材料热传导系数成反比。近代柴油机的增压度愈来愈高，热负荷愈来愈大。为了把热应力保持在原有的水平上，要最好能够降低顶板的厚度而采用薄壁结构。 气缸套的热应力：柴油机工作时气缸套内部受燃气加热，外部被水冷却，在缸套内外表面间造成温差Δt。当柴油机稳定工作时，温差是不变的。假设温度只沿缸套厚度方向变化，沿长度方向没有变化。当缸套内外表面半径之比r1/r2≥0.9时，可按薄壁筒计算，缸套内外表面的热应力为： 内表面切向应力： （2-2-17） 外表面切向应力： （2-2-18） 内、外表面径向应力： （2-2-19） 热应力公式（2-2-17）和（2-2-18）表明，缸壁的热应力与温差Δt成正比。缸套内表面因膨胀受到外表面的阻碍而产生压应力，缸套外表面因受到内表面的拉伸作用而产生拉应力。 气缸盖底板的热应力：气缸盖底板由于受到燃气的高温作用也会产生热应力。气缸盖底板上热应力的简化分析与活塞顶板上热应力的简化分析相同，不再赘述。 3）热疲劳 燃烧室部件在交变的热应力作用下出现的破坏现象称热疲劳。热疲劳对燃烧室部件的破坏是从出现裂纹开始的，逐渐发展使部件疲劳破裂。 热疲劳的产生和发展过程可用图2-2-6来说明。图（a）表示热量从壁的触火面A面流向水冷面B。图（b）表示温度分布，温度沿壁厚近似直线变化。图（c）表示应力的变化。A面产生压应力，B面产生拉应力。当壁面的温度足够高、应力足够大时，就会在运行期间产生较大的蠕变。尤其是在触火面，因温度高应力大时，在金属晶粒之间发生挤压，有些区域产生较大的塑性变形。蠕变情况如图（d）所示。上述的塑性变形使A面、B面应力缓和下来。当停车冷却后，由于触火面非塑性变形的区域要收缩，而触火面塑性变形的区域不能复原，致使壁面产生了残余拉应力。这种残余应力的分布情况如图（e）所示。它使触火面一侧受到拉伸，使冷却面一侧受到压缩。在正常的情况下，这种残余应力不会超过材料的强度极限，因此不会因静拉伸造成破坏。 由于起动—停车的多次重复，上述现象就多次出现，使壁面受到低频率的交变应力作用。由于在高温下材料强度降低，而低频应力在柴油机起动—全负荷运转—停车过程中数值变化很大，这样就使一些燃烧室零件在短期内出现了裂纹。柴油机在运转中如果有负荷的变化，也会使燃烧室受热部位受到低频应力的作用，只是此时的应力幅值比较小些。 热疲劳与柴油机的累计转数并无多大关系，主要根据机器的起动—运行—停车的循环次数。热疲劳产生的裂纹多数在触火面上形成和发展，以致造成损失破坏。因为这里受到较大的残余拉应力和较大的热应力与机械应力合成的压应力交变作用。另外，在触火面上还作用着高频热应力，虽然高频热应力仅涉及很薄的一层，但它会使触火面加速损坏。 柴油机在使用中因管理不当使燃烧室部件过热或局部过热，整机或个别缸超负荷运行，或进行频繁地起停，这均会加速热疲劳破坏的出现。因此，在管理中注意机器的冷却状况，不超负荷运行，最好能够降低起停柴油机的次数，这对提高燃烧室部件的可靠性，延长常规使用的寿命是非常有利的。 燃烧室部件上所承受的应力除上面已分析过的之外，在铸造件内还不可避免的存在着铸造应力，柴油机运转时活塞上还要受到因自身惯性力而引起的机械应力。在这些应力中，有高频的，也有低频的。因此，燃烧室部件承受的应力是按一定的关系叠加起来的综合应力。要使燃烧室部件工作可靠，一定要有合理的结构来保证。 3．燃烧室部件的结构特点 当代新型超长行程柴油机的强化程度已达到非常高的水平，燃烧室部件的机械负荷和热负荷也已接近其材料所允许的极限限度。从式2-2-12可知，为降低活塞顶板的机械应力，应增加活塞顶的厚度。从式2-2-16又知，活塞顶板厚度的增加又会导致热应力的增加。因此两者互相矛盾。这种互相矛盾在气缸盖和气缸套中也是如此。采用“薄壁强背”结构是兼顾机械应力和热应力的有效方法。所谓薄壁就是燃烧室部件的受热壁要薄，以减少热应力。而强背就是在薄壁的背面设置强有力的支承，以降低机械应力。在现有各种“薄壁强背”结构中，钻孔冷却是一种最理想的形式。因而，当代新型超长行程柴油机燃烧室大多采用钻孔冷却结构。图2-2-1可看到在气缸盖和气缸套上所钻出的冷却水孔的分布情况。由图可见，冷却水孔离触火面很近（最近处约20mm），这些水孔共同构成了一层热屏障，挡住了热流向外传递。也就是说，不论气缸套还是气缸盖，冷却水孔实际上将它们分为冷热两个部分，热流差不多可以被限制在燃烧室壁表面与冷却水孔道之间的狭窄区域。因此，热区很薄——薄壁，减少了热应力；冷区很厚——强背，减少了机械应力。由于钻孔冷却效果很好，所以已普遍应用在现代大型强载柴油机上。 二、活塞组 1．活塞组的工作条件和活塞本体的常用材料 1）活塞组的功用及工作条件 活塞组的主要功用是与气缸、气缸盖等组成封闭的燃烧室空间，承受气缸内气体的压力，并将其经连杆传给曲轴；在筒状活塞式柴油机中，还要承受连杆倾斜时所产生的侧推力，起往复运动的导向作用；在二冲程柴油机中，还要开启、关闭气口，控制换气。活塞组所处的工作条件极为恶劣，它是在高温、高压、往复运动、润滑不良以及冷却困难等情况下工作的。受到烧蚀和腐蚀的作用。 （1）活塞组受气缸内气体作用力P、往复惯性力Pj以及侧推力PH的周期性作用。 在近代增压柴油机中，气体作用力已大到相当可观的程度，并更带有冲击性。它们将使活塞组各部分受到相当大的交变机械应力。 （2）活塞组受到高温燃烧气体的周期加热，长时间在高温状态下工作，不仅使活塞材料的强度降低，同时，活塞组靠近燃烧室的部分也将产生热变形和很大的热应力。 （3）在气缸中，由于活塞往复运动、压力温度很高、燃气冲刷等原因，它和气缸之间不可能建立液体动力润滑。活塞组在气体力作用和润滑不良的条件下进行往复运动，使活塞组产生较大的摩擦损失和磨损。筒状活塞式柴油机中，周期性改变方向的侧推力也必将使活塞不断撞击气缸套，引起活塞变形和气缸套振动。在中、高速柴油机中，活塞具有较大的往复惯性力，使得柴油机的振动加剧。 活塞是柴油机的关键性部件之一，对柴油机的动力性、经济性和可靠性影响很大。因此，要求活塞强度高、刚度大、气密可靠、冷却效果好、摩擦损失小、耐磨损。摩擦副拥有非常良好的润滑、较小的磨损以及较少的润滑油消耗量。对中、高速柴油机活塞还要求重量轻。 2）活塞本体的常用材料 目前活塞本体（包括头部、裙部）常用的材料有合金铸铁、铝合金、球墨铸铁和耐热合金钢。 合金铸铁材料具备较高的机械强度、较小的热膨胀系数以及良好的耐磨和耐腐蚀和抗老化性能，价格低，工艺性好；但其缺点是重量大，吸热性和导热性比铝合金差。低速机活塞裙用它制造。铝合金材料密度小，铝合金活塞比铸铁的要轻30%～50%，因而能相应地减小活塞组的往复惯性力，因此中、高速柴油机的活塞广泛采用铝合金材料。但铝合金材料的热强度较差，热线胀系数较大。中、高速机活塞裙或整体活塞用它制造。 铸铁活塞与气缸套的热膨胀系数非常接近，因此，无论是在冷态或是在热态状态下，活塞与气缸套的配合间隙几乎保持相同的数量值；而铝合金活塞由于其热膨胀系数较大，与气缸套的冷态配合间隙要比铸铁的大一倍左右，这在冷车启动和低负荷运转时，将加剧活塞对气缸套的撞击。球墨铸铁和耐热合金钢具有更高的机械强度。在强载柴油机中，常用这样一种材料制成薄壁式的活塞结构，以增加其承受热负荷的综合能力。耐热合金钢一般用作组合式活塞的头部材料。球墨铸铁用作筒状组合式活塞裙部或整体的材料。 2．筒状活塞组 1）筒状活塞的结构 筒状活塞按其散热方式的不同分为两大类：冷却式和非冷却式。在非冷却式活塞中，活塞头所吸收的热量主要是通过活塞环向气缸套及其外侧的冷却水散出。因此，为使吸入的热量能畅通而均匀地流向各道活塞环，活塞头部的结构应该是便于散热的形式，即散热断面要大，散热路程要短，活塞顶厚度大并沿半径方向逐渐增大，顶部内腔环带的过渡圆弧半径较大，既有利于散热，又能使活塞顶有充足的强度和刚度。非冷却式活塞只能用于缸径较小，强载度较低的柴油机中。强载度较高的柴油机必须用冷却式活塞。 冷却式活塞所吸收的热量主要由冷却介质带走。筒状活塞的冷却介质是润滑油。 随着柴油机强载度慢慢地提高，冷却式活塞慢慢地发展，这过程中结构及形式的发展主要经历如下几种。 图2-2-7是蛇形管冷却式铝合金活塞，冷却油管通常是设置在尽量靠近活塞顶部和热流流向第一环槽的通道上，因而加强了对环槽部分的冷却。冷却活塞的润滑油是通过连杆、活塞销上的钻孔，以及活塞销座内的通道进入蛇形管内。由于冷却油在狭小的蛇形管内流速较低，不易形成紊流运动，使冷却效果受到一定的限制。 图2-2-8所示的环形冷却油腔活塞，由于冷却油并不充满环形冷却油腔，当活塞上下往复运动时，惯性作用使冷却油在油腔内上下振荡，提高冷却油与油腔壁的相对运动速度，提高冷却油的放热系数，从而获得较好的冷却效果。这种冷却方式称为振荡冷却。 在强载程度更高的柴油机中，由于活塞所受的热负荷和机械负荷都更大，而采用组合式活塞。活塞头因承受很高的热负荷和机械负荷并受到活塞环的磨擦，因此，活塞头部采用机械强度高的球墨铸铁或耐热合金钢材料，以达到较薄的活塞顶厚度，足够大的冷却腔容积，使得冷却液在腔室中产生更强烈振荡冲刷。加大散热表面积也加强对活塞顶的冷却作用。采用这种振荡冷却方式，可将活塞吸收热量的90% 以上沿轴向由冷却介质传出，从而有效地减小了活塞顶的温度梯度和热应力，提高了活塞承受热负荷的能力；同时，用较小跨距的内支撑来增加活塞顶的刚性，提高了承受机械负荷的能力。筒形活塞的活塞裙起导向作用，除承受气体力的作用外，还要承受较大的侧推力，承受与气缸的摩擦，所以应有足够的刚度并耐磨损。活塞裙部用铝合金或球墨铸铁材料。 图2-2-9所示为PC2-6大功率中速柴油机的活塞，它是当前组合式活塞的常见结构。活塞头部用耐热合金钢制造，活塞裙1则用铝合金制成，两者用柔性螺栓10连接起来。这里采用柔性螺栓连接可增大螺栓的弹性，避免活塞受热膨胀导致连接零件因塑性变形而松动，可增大螺栓的疲劳强度。浅盆形活塞顶与气缸盖的平底面相配合，形成一定形状的空间，以适应喷油器所喷出的油束，利于油、气混合和燃烧。活塞顶的壁较薄，并采用内支承的结构，构成了薄壁强背的活塞头。活塞采用滑油冷却，滑油从连杆、活塞销和活塞裙中的通道先送至环形冷却腔A，再由此流入中央冷却腔C，最后从冷却腔的中央孔泄至曲轴箱中。中央孔的位置和孔径控制了冷却腔中的油量，以保证振荡冷却的实现。 环带部分有活塞环槽，其内安装有活塞环。由于活塞环在环槽内不断运动而撞击环槽，尤其是燃用劣质燃油时，机械杂质及生成的硬质炭粒，将加速环槽的磨损。为此，在钢顶组合式活塞中，对环槽上下表明上进行镀铬、淬火或氮化等表面处理，以提高环槽的耐磨性。 活塞在工作状态下，其温度沿轴向分布也很不均匀，因而将产生不同程度的热变形。为了使活塞在工作时能与气缸套保持合适的配合间隙，活塞侧表面做成上小下大的形状。 活塞裙部的销座部分，由于壁厚极不均匀而产生不均匀的热变形，使裙部沿销座中心线方向增大。同样，活塞在气体压力以及侧推力作用下的变形更使其沿销座中心线方向变长，而与活塞销座中心线垂直方向的直径将要缩短，即发生了裙部“椭圆变形”，如图2-2-10所示。为了适应这种变形，防止发生过大的局部磨损，甚至拉缸事故，裙部常被做成反椭圆形（即短轴在活塞销中心线上）或将销座周围的裙部表面内凹一些。 活塞裙不是简单的圆柱体，我们测量活塞裙的磨损量时，必须参照以往的测量

  。 筒状活塞滑油的输送普遍采用：滑油由主轴承经曲轴中钻孔送至连杆大端，经过连杆中钻孔送至连杆小端，再经过活塞销和活塞销座中的孔道送至活塞头冷却空间。冷却后的滑油泄回曲轴箱。 2）活塞销 活塞销是活塞和连杆的连接件。它把活塞所承受的气体压力以及活塞组的往复运动惯性力传给连杆，这些力的大小和方向是周期性变化的，并带有冲击性质。活塞销在轴承中是作摆动运动，难以实现液体油膜润滑。因此，活塞销必须有足够的疲劳强度、刚度、表面硬度和抗冲击韧性。 活塞销的材料一般是用含碳量较低的优质碳钢或合金钢，经外表面渗碳、淬火处理，使活塞销表面有充足硬度，而内部仍有较高的韧性。也有用优质中碳钢经表面氮化处理的。 活塞销的结构一般为空的圆柱体结构。活塞销与销座、连杆小端的连接方式通常是：活塞销浮动于活塞销座和连杆小端衬套中。这种浮动式活塞销，大范围的应用于中、高速柴油机中，由于活塞销可以浮动，故活塞销表面磨损小而且均匀。但是，浮动式活塞销与销座以及连杆小端衬套的配合精度要求比较高。如果这两处配合间隙过大，会由于间隙的积累使冲击负荷增大，配合间隙过小又有几率发生咬死现象。 为防止浮动式活塞销轴向窜动而刮伤气缸套，在中、小型柴油机中常用图2-2-11 a）所示的弹簧锁环。在尺寸比较大的柴油机中，也有用图2-2-11 b）所示的方法限制活塞销的轴向窜动。即在活塞销两端各装一块软金属（如铝合金）的塞盖。 3）活塞环 活塞环按其功用可分为气环（密封环）和油环两种。气环的功用主要是密封气缸和散热。气环的密封作用，主要是靠气环本身的弹性而紧贴于气缸壁（一次密封），以及在气缸内气体压力的作用下而紧贴于气缸壁和环槽下平面（二次密封）实现的，见图2-2-12。第二次密封比第一次密封更重要。但没有可靠的第一次密封，就不能可靠地形成第二次密封。 多道气环还能形成一种曲径式密封，即当环与缸壁、环槽壁贴合不严密时，特别是当环悬浮在环槽中时，气体通过多道环形成的间隙的节流作用，可以大幅度减少漏气。为减少摩擦功损失，新型柴油机的发展是适当减少活塞环的数目。一般为保证密封的可靠性，高速柴油机常采用2～3道气环，中速柴油机用3～4道气环；新型十字头式低速柴油机用4～5道气环。 第一道活塞环直接受到高温度高压力燃气的作用，其它环由于燃气经环的搭口、气缸壁面和环槽处的漏泄，也受到燃气的不同程度的作用。通常气缸内气体经两道气环密封后，第二道环下方的气体压力已经下降到缸内气体压力的10%左右。因此，密封的最大的作用是靠上两道气环。活塞环在工作中被活塞带动相对于气缸套做往复运动。由于气体压力、活塞环往复运动的惯性力和气缸套间产生的摩擦力、活塞横向振动和气口挂碰等作用，使活塞环在环槽中产生十分复杂的运动。其中有：轴向运动、径向运动、回转运动、扭曲振动等。由于气缸套壁面失圆、有锥度，活塞环在本身弹力作用下还要产生张合的交变运动。活塞环在高温度高压力下工作，润滑条件较差，在环槽中的运动状态又十分复杂，使它与气缸套、活塞环槽之间产生严重的摩擦和磨损。活塞环因振动、与气口挂碰、弹性张合等作用有可能产生裂纹和折断。柴油机在运行中，还会因燃烧不良、滑油过多将活塞环粘着在环槽里，使活塞环失去密封作用，造成燃烧室窜气，使活塞环损坏。因此要求活塞环应有良好的密封性能，且要耐磨，特别是抗熔着磨损的性能要高；要有适当的弹性，足够的强度和耐热性。 活塞环材料常用显微镜组织细密的珠光体基体，在它上面均匀分布片状或微细粒状和球状石墨的灰铸铁或合金铸铁，也有用球墨铸铁的。其硬度应比气缸套硬一些。为改善初期磨合性能，可对其工作表明上进行渗硫、镀铜等表面处理。为提高气环的常规使用的寿命，可对其工作表明上进行多孔性镀铬、氮化（以提高耐磨性）、喷钼（以防粘着磨损）等表面处理。 气环的截面和切口形状应具有较高的密封性能；有利于磨合，有较强的抗熔着磨损能力和抗结胶能力；对润滑油拥有非常良好的控制调节作用。 气环的截面形状如图2-2-13所示。 矩形截面环（图a），形状简单、加工方便，应用最广泛。低速机均用矩形截面环。矩形环工作时候的温度200℃以上时，容易结焦、卡死。它与气缸壁接触面积较大，表面接触压力较低，尤其是当活塞因热变形或摇晃引起活塞不能与气缸套保持良好接触时，将影响密封效果。某些大功率柴油机为加快气环同气缸套的磨合，在矩形环上表面镶嵌青铜或其他容易磨合的材料。高、中速机气环的截面形状变化较多，除矩形截面环外，还有以下截面环： 锥面环（图b），具有较高的表面接触比压，不仅增强了密封作用，缩短磨合时间，而且下行时刮油效果良好，上行时由于锥面的“油楔”作用可在气缸壁上布成油膜。但是，当其外圆锥面受到气体压力作用时，其径向分力将使表面压力减小，易引起“压入”，降低密封作用。因此，锥面环不适宜作第一道气环，安装时有方向要求，不可装反。 内切正扭曲环（图c、d），由于断面形状不对称，工作时将发生盆状扭曲变形，使环的下棱边与气缸壁接触，具有锥面环的特点。安装时也有方向要求。外切正扭曲环（图e、f），同样也将发生盆状扭曲变形具有锥面环的特点，同时，由于其外圆面切割了集油槽，还可以有效的预防因刮下的润滑油积聚过多使油压升高而上窜，有利于减少润滑油的消耗量。安装时也有方向要求，见图2-2-14。当把它装在气缸内时，由于弯曲便在环的外圆产生拉应力，环的内圆产生压应力，如上图所示。因为内、外圆的内力不在一个平面上，如中图所示，使环产生扭曲变形，如下图所示。安装时应注意内切槽环切槽朝上，外切槽环切槽朝下，防止把滑油刮入燃烧室。 梯形环（图g）和单面楔形环（图h）在环槽内运动时，能改变同环槽的天地间隙，把环槽中的积碳和胶质挤压出去，避免发生卡环现象。此外，侧面间隙中的气体作用在气环斜面上的径向分力，能大大的提升气环的表面接触压力，增加密封效果。因此，梯形环常用于热负荷较高柴油机的第一道气环。这种环的制造挺麻烦。 桶面环（图i）的外圆面为凸弧面，与气缸壁呈圆弧接触，接触面积小，表面接触比压高，密封性好，易于磨合，同时也不会产生棱缘负荷而引起拉缸。桶面环上、下方均与气缸壁形成楔形，使润滑油易于进入摩擦表面，改善了活塞环的工作条件、磨损减少。常用作强化柴油机的第一道环。 开槽环（图j）的槽内可贮存滑油，有利于润滑和建立油膜。减少了外圆面与气缸壁的接触面积，提高了表面接触比压，有利于磨合。 气环的切口形状如图2-2-15所示。直切口加工方便。斜切口的倾斜角θ一般为30°或45°，在相同开口间隙Δ的前提下，能使切口漏气通道面积减少。搭接口的切口漏气通道面积最小，但其切口的加工挺麻烦。 穿过气环的漏气，大部分是发生在气环外圆面与气缸壁，以及气环端面与环槽平面之间的不严密处，而切口处的漏气量一般不大。因此，为保证气环的密封效果，应避免由于环槽温度过高使滑油结焦引起卡环现象，一般把180℃～230℃作为环槽的限制滑油结焦的极限温度；气环与环槽应保持合适的天地间隙，只要保证热膨胀后活塞环仍能自由活动即可；活塞环装入气缸后切口处仍应保留一定的间隙（称开口间隙），以便有热膨胀的余地，而且各道气环的天地间隙和开口间隙应随其工作时候的温度而异。为减少通过搭口的漏气，安装时活塞环搭口不要摆在上下一条直线上，应该错开并且相邻环的斜搭口方向要彼此相反。 在筒状活塞式柴油机中，做回转运动的曲柄销轴承把润滑油甩到气缸壁上。活塞和气缸套之间就是依靠这样飞溅来的油进行润滑的，因此称飞溅润滑。随着柴油机转速的增加，甩到气缸壁上的滑油量将飞速增加，这部分润滑油如不及时刮除，则会由于气环的“泵油作用”而窜入燃烧室内。气环的“泵油作用”是由活塞环在缸壁上的刮油作用和活塞环在环槽中的挤油作用引起的，如图2-2-16所示。当活塞开始下行时，气环在摩擦力和惯性力作用下靠紧在环槽上侧，气缸壁上的油被活塞环刮入环槽下侧的间隙进入环槽内。当活塞开始上行时，气环靠向环槽下侧，于是环槽内的滑油就通过环背间隙被挤到环的上方。如此周而复始，滑油就逐渐向上窜入燃烧室内。这不仅使润滑油的消耗量增加，并且还会严重地污染活塞、气缸、气阀和排气道，会造成滑油结焦而产生“卡环”等故障。因此，在筒状活塞上都需要在气环下面装设1道～2道油环，以便将气缸壁上多余的润滑油刮掉。 油环的结构如图2-2-17所示，图a为单刃油环，图b、c为双刃刮油环。油环的特点是：环与缸壁的接触面积小，以增加接触比压，提高刮油效果；环与槽的天地间隙小，以减小泵油作用；双刃刮油环还开有泄油孔，而在油环槽下面都开有泄油孔。 油环的工作原理如图d所示。刮油环在上下运动中将刮在环槽中的油经环与槽上的泄油孔排回曲轴箱。要注意，当安装的刮油环刮刃为锥状表面时，要把刮刃的尖端放在下方，如图a、c所示，以便油环下行时刮油，上行时让滑油从它的倾斜面上溜过起布油作用。如果装反了，它就会向上刮油，加强了气环的泵油作用，使大量的滑油窜入燃烧室中。 必须说明，油环的刮油作用只是刮下气缸壁上多余的润滑油，油环还应在气缸壁工作表面布上一层有一定厚度的油膜，以保证活塞环能在高温度高压力下沿气缸壁正常滑动。因此，油环一般是安置在滑油较多的活塞环带下部位置，每个活塞上油环的数目也只有1～2道。 3．十字头式柴油机活塞组 十字头式柴油机活塞由于尺寸较大，上下部分工作条件不同，为了合理使用材料和方便制造，它们均采用组合式结构。此外，由于十字头滑块承受侧推力，因而活塞裙一般都做得较短。只有老式弯流扫气柴油机，在活塞到达上死点时，需要用活塞裙部来挡住进、排气口，防止新鲜空气流失，才采用长裙活塞。 图2-2-18所示为MAN-B&W L-MC型十字头式柴油机的活塞组。活塞头5和活塞裙3分别用耐热合金钢和耐磨铸铁制成，然后用螺栓连接。活塞头采用薄壁强背的内支承结构。四道镀铬的活塞环槽，构成活塞环带。所有活塞环都是斜搭口，安装时两道环朝左、两道环朝右。活塞头的顶部环槽用于吊缸时安装起吊工具。活塞杆1用锻钢制造，上端用螺栓与活塞头相连，下端则与十字头相连。工作中活塞杆承受气体力和惯性力的作用，一般不受拉力只受压力，因而应有足够的抗住压力的强度。又因它的长度与直径比值较大，所以还要满足压杆稳定性的要求。活塞采用滑油冷却，热损失较少。活塞杆中心钻孔，并装有套管，形成冷却液的进出通道。活塞裙为超短型，裙部没有承磨环；但新机型增设了两道承磨环。 1）承磨环 十字头式活塞的承磨环是专为活塞与气缸的磨合而设置的。超短裙活塞可不装承磨环，短裙活塞装1～2道。在活塞裙上开设燕尾形的环槽，如图2-2-19所示。把截面如图a所示的青铜条分成3～4段敲进环槽中，然后再加工到工作尺寸，如图b所示。承磨环的直径比活塞裙部直径大。在磨合中，先是减磨金属与气缸磨合，待承磨环逐渐磨平后，磨合过的气缸再与活塞裙逐渐接触进行磨合。实践证明，如果在裙较长的活塞上不安装承磨环，活塞与气缸在磨合中就会拉缸。 承磨环在运行中虽已磨平，但不必更换。假如发现缸套有不正常的磨损和擦伤，则在对缸套进行修整的同时应换新承磨环。缸套、活塞换新时承磨环应予换新。从承磨环的磨损情况可分析活塞的对中情况。 2）活塞杆填料函 活塞杆填料函的作用是为避免扫气和气缸中漏下来的污物漏入曲轴箱，以免增压空气漏失和燃烧产物污染曲轴箱滑油、腐蚀曲轴和连杆等部件；同时也为避免曲轴箱中的滑油被活塞杆带到扫气室中。图2-2-20示出L-MC型柴油机活塞杆填料函的构造。填料函的壳体是两半式，两者用螺栓固紧，壳体底部用螺栓与法兰1紧固，法兰1用螺栓固定在气缸横隔板上。因此，在拆检活塞时，填料函要随活塞杆一起拆除，在活塞不拆除的情况下填料函也可从曲轴箱内拆下进行检修。壳体的外表面装有O型胶圈4，阻止气缸横隔板上的污物沿填料函装配孔落入曲轴箱。壳体内表面上开有七道环槽，其中顶上的三道槽中装设用以防止扫气空气沿活塞杆向下漏泄的密封环。这些密封环中最上一道是一个带斜刃的密封和刮油的组合环，它除了起密封扫气的作用外，同时还将在扫气室中溅到活塞杆上的油污刮下，以免进入其它的密封环。刮下的污物积聚在活塞下部空间的气缸横隔板上，其中的液态污物可由放泄管排出，排不掉的由人工定期清除。下面四道环槽中都装有刮油环，用以刮掉活塞杆上的滑油。其中上一道刮油环刮下的油较脏，由与壳体上孔A相连的通道引到机外。下三道刮油环刮下的油较干净，由填料箱壳体上的孔B流回曲轴箱。每一道刮油环及密封环都由三段环组成，外面用弹簧箍紧。 3）活塞的冷却 在十字头式活塞中，由于冷却液的循环量大，因而冷却液的输送需要由专门的机构来完成，这种专门的冷却液输送机构称为活塞冷却机构。 十字头式活塞均使用冷却介质（如淡水、滑油）对活塞顶内腔进行强制冷却。为保证大部分热量为轴向散热，活塞顶采用薄壁结构。同时为减小径向散热，保护第一道活塞环温度不至于太高，而使活塞顶部内腔环带的过渡圆角半径较小。冷却方式为振荡冷却（如上图2-2-18所示）。在活塞顶内腔中设置大容积的冷却空间，并利用进、出口位置不同，保证冷却腔中的冷却液只充满40%~60%，并以一定的循环速度流过。冷却液振荡速度（与活塞平均速度同量级）与冷却液循环流速叠加可产生较大的冷却液速度，加强了冷却液的扰动作用，来提升了对活塞顶的冷却效果。 新型十字头式柴油机（New Sulzer RTA）开始采用喷射—振荡冷却方式（如图2-2-21所示）。冷却油通过喷嘴直接喷射到活塞顶下部的冷却钻孔中，并且在排出冷却腔之前，在冷却腔内振荡，由于喷射和振荡的双重效果，确保了低的活塞表面温度并避免了表面的烧蚀。 活塞冷却液的输送方式是多种多样的。活塞冷却机构归纳起来可分为套管式和铰链式两种。对于水冷活塞，一般会用密封性较好的套管式冷却机构，但由于存在着油、水交叉污染的问题，管理工作量较大，水冷活塞目前已较少使用。铰链式冷却机构运动时，内部的容积不变，因而能避免冷却液压力大幅度波动甚至产生液击的现象。但其密封性不好，仅能用来输送滑油。现代新型柴油机通常利用套管式或铰链式输送机构将同时用于十字头润滑和活塞冷却的高压滑油送入十字头。 三、气缸 1．气缸的作用及工作条件 气缸由气缸套和气缸体组成。气缸套是燃烧室部件中的主体。柴油机的工作循环是在气缸套内的工作空间里进行，活塞在气缸套内部往复运动。在筒形活塞式柴油机中气缸套起导承作用，承受活塞的侧推力。二冲程柴油机的气缸套要开气口。有些老式弯流扫气十字头

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