带式输送机中单级闭式直齿圆柱齿轮减速器怎么选材

仅供参考

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。

（2） 原始数据：滚筒圆周力F=17KN；带速V=14m/s；

滚筒直径D=220mm。

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=096×0992×097×099×095

=086

(2)电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=1700×14/1000×086

=276KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×14/π×220

=1215r/min

根据2表22中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×1215=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由2表81查出有三种适用的电动机型号、如下表

方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比

KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮

1 Y132s-6 3 1000 960 79 3 263

2 Y100l2-4 3 1500 1420 1168 3 389

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

Y100l2-4。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩22。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/1215=1168

2、分配各级传动比

（1） 取i带=3

（2） ∵i总=i齿×i 带π

∴i齿=i总/i带=1168/3=389

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=47333(r/min)

nII=nI/i齿=47333/389=12167(r/min)

滚筒nw=nII=47333/389=12167(r/min)

2、 计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=276×096=264KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=264×099×097=253KW

3、 计算各轴转矩

Td=955Pd/nm=9550×276/1420=1856Nm

TI=955p2入/n1 =9550x264/47333=5326Nm

TII =955p2入/n2=9550x253/12167=19858Nm

五、传动零件的设计计算

1、 皮带轮传动的设计计算

（1） 选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：kA=12 P=276KW

PC=KAP=12×276=33KW

据PC=33KW和n1=47333r/min

由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带

（2） 确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-002)=27930 mm

由课本[1]P190表10-9，取dd2=280

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=706m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3） 确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+314(95+280)+(280-95)2/4×450

=16058mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-16058)/2

=497mm

(4) 验算小带轮包角

α1=1800-5730 ×(dd2-dd1)/a

=1800-5730×(280-95)/497

=158670>1200（适用）

（5） 确定带的根数

单根V带传递的额定功率据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=14KW

i≠1时单根V带的额定功率增量据带型及i查[1]表10-2得 △P1=017KW

查[1]表10-3，得Kα=094；查[1]表10-4得 KL=099

Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=33/[(14+017) ×094×099]

=226 (取3根)

(6) 计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=01kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[（25/Kα）-1]+qV2=500x33/[3x706(25/094-1)]+010x7062 =1343kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×1343sin(15867o/2)

=7919N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下：传动比i齿=389

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=778取z2=78

由课本表6-12取φd=11

(3)转矩T1

T1=955×106×P1/n1=955×106×261/47333=52660Nmm

(4)载荷系数k : 取k=12

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算

N1=60×47333×10×300×18=136x109

N2=N/i=136x109 /389=34×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=105

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=10

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x105/1=525Mpa

故得：

d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=4904mm

模数：m=d1/Z1=4904/20=245mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=25

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

σ bb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=25×20mm=50mm

d2=mZ2=25×78mm=195mm

齿宽：b=φdd1=11×50mm=55mm

取b2=55mm b1=60mm

(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=435,YFS2=395

(8)许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=7186pa< [σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=7261Mpa< [σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=1225mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=314×47333×50/60×1000=123m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(253/12167)1/3mm=3244mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=955×106P/n=955×106×253/12167=198582 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表94可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm

(4)选择轴承型号由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm

(5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

(6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm

②求转矩：已知T2=19858Nm

③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×19858/195=203N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Fttanα=203×tan200=0741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=074/2=037N

FAZ=FBZ=Ft/2=203/2=101N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=037×96÷2=1776Nm

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=101×96÷2=4848Nm

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17762+48482)1/2=5163Nm

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=955×（P2/n2）×106=19858Nm

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=02，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51632+(02×19858)2]1/2=6513Nm

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=6513/01d33=6513x1000/01×453

=714MPa< [σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(264/47333)1/3mm=2092mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=955×106P/n=955×106×264/47333=53265 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定

，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，

4 确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=50mm

②求转矩：已知T=5326Nm

③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×5326/50=213N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Fttanα=213×036379=076N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=076/2=038N

FAZ=FBZ=Ft/2=213/2=1065N

(2) 截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=038×100/2=19Nm

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1065×100/2=525Nm

(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+5252）1/2

=5583Nm

(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=04

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55832+(04×5326)2]1/2

=5974Nm

(6)校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（01d3）=5974x1000/(01×303)

=2212Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初选的轴承的型号为: 6209,

查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=315KN, 基本静载荷CO=205KN,

查[2]表101可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=12167(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=063FR 则FS1=FS2=063FR1=063x1083=682N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N =063

FA2/FR2=682N/1038N =063

根据课本P265表（14-14）得e=068

FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=15

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=15×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 15×(1×1083+0)=1624N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1624N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X12167=998953h>48000h

∴预期寿命足够

二主动轴上的轴承:

(1)由初选的轴承的型号为:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,

基本额定动载荷C=195KN,基本静载荷CO=1115KN,

查[2]表101可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=47333(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=063FR 则FS1=FS2=063FR1=063x1129=7118N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=7118N FA2=FS2=7118N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=7118N/7118N =063

FA2/FR2=7118N/7118N =063

根据课本P265表（14-14）得e=068

FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=15

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=15×(1×1129+0)=16935N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=15×(1×1129+0)= 16935N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=16935N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/16935)3/60X47333=53713h>48000h

∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6

高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79

轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79

2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79

b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm

圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=79432N

挤压强度： =5693<125~150MPa=[σp]

因此挤压强度足够

剪切强度： =3660<120MPa=[ ]

因此剪切强度足够

键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~

1、减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×15

油面指示器

选用游标尺M12

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×15

根据《机械设计基础课程设计》表53选择适当型号：

起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235

箱体的主要尺寸：

：

(1)箱座壁厚z=0025a+1=0025×1225+1= 40625 取z=8

(2)箱盖壁厚z1=002a+1=002×1225+1= 345

取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=15z1=15×8=12

(4)箱座凸缘厚度b=15z=15×8=12

(5)箱座底凸缘厚度b2=25z=25×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0036a+12=

0036×1225+12=1641(取18)

(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)

(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 075df =075×18= 135 (取14)

(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(05-06)df =055× 18=99 (取10)

(10)连接螺栓d2的间距L=150-200

(11)轴承端盖螺钉直d3=(04-05)df=04×18=72(取8)

(12)检查孔盖螺钉d4=(03-04)df=03×18=54 (取6)

(13)定位销直径d=(07-08)d2=08×10=8

(14)dfd1d2至外箱壁距离C1

(15) Dfd2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）

(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞96 mm

(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径

(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2

九、润滑与密封

1齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。

2滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。

4密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB8941-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结

课程设计体会

课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；

[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

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比较普遍的是发动机磨损过大，当发动机行驶里程数比较多，气缸和活塞环磨损严重机油就会从气缸和活塞环的缝隙窜到燃烧室里被烧掉，如果是气缸和活塞环的问题就只能大修发动机来解决了。为了增加动力，发动机汽缸壁有网状格，目的增加机油存储，达到高度润滑，这也是相反网状储油格密封性稍弱，加大了机油的需求量，导致部分机油流失到燃烧室。如果燃烧掉排气活塞上行干摩擦会立刻拉缸。

当然还有一种情况就是废气系统上的废气阀出了问题，导致机油被进气歧管内的负压吸进的发动机内燃烧，也会导致我们发动机烧机油那其实对于发动机烧机油想要预防的话，手段其实还是比较少的，因为这主要是橡胶老化和零部件损坏所产生的，这些一般和零部件的质量还是有非常大的关系，最有效的预防手段我觉得还是定期更换机油，让机油能够充足的保护橡胶老化。

这些积碳会沉积在发动机活塞的凹槽内，时间久了会活塞环卡死做功不畅，这样机油无法正常回流，单次做功的每次消耗一点，积少成多导致机油消耗的增加，也就是我们常说的烧机油。另外，机油粘度过低或过高都会造成发动机润滑不良，使活塞环和气缸壁的磨损增加，密封性能下降，这样就会烧机油。当我们选择了高品质机油增加润滑。

网纹烧机油随着发动机缸壁的磨损网文应该变浅、机油消耗应该降低，为什么机油消耗越来越大？这些说网纹烧机油的如何解释。减轻发动机在工作时的磨损就可有效缓解烧机油的问题。那可能就是烧机油了，还有一个办法就是机油尺，如果机油液位明显低于下线，那基本上可以确定烧机油了。

超级离子乳化剂

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2、超级自动溶解功能，能自动溶解石油、石油附产品、润滑油、机械油、矿物油、离合油、齿轮油、刹车油、机油、油墨、脱模油、压缩机油，冷冻机油，真空泵油、内燃机油、柴油机油、汽油机油、船舶用油、轴承油、导轨油、液压油、液力传动油、金属加工油、电器绝缘油、电动工具油、热传导油、防锈油、汽轮机油、精油、淬火油、拉伸油、燃料油、其他场合用油等无机油类。整个溶解过程是自动完成，不需要大型设备。这种自动溶解功能是目前国际上没有一种溶剂能完成的，具有国际领先水平。

3、超级自动渗透功能，自动穿透物质坚韧外层，直接渗透到核心。这种自动渗透功能是目前国际上没有一种渗透剂能完成的，具有国际领先水平。

4、超级自动分散功能，自动对难于溶解于液体的无机和有机的固体颗粒进行分散，同时又能防止固体颗粒的沉降和凝聚，达到悬浮液所需的目的。

5、超级自动除垢功能，自动对污垢、泥垢、油垢、茶垢、酸雨垢、汗垢等垢体进行瓦解、溶垢、剥离，快速清除垢体，这种自动除垢功能是目前国际上没有一种除垢剂能完成的，具有国际领先水平。

6、超级自动破胶功能，自动对胶粘剂进行粘性结构破坏，达到胶粘性失效，完成粘性物体清除。这种自动破胶功能是目前国际上没有一种脱胶剂能完成的，具有国际领先水平。

7、超级自动除腊功能，自动对各种腊质进行分子结构分解，达到腊质失效，完成除腊。这种自动除腊功能是目前国际上没有一种除腊剂能完成的，具有国际领先水平。

8、超级自动脱脂功能，自动对各种脂肪、油脂的脂粒结构进行皂化、分解，达到脂粒脱脂。这种自动脱脂功能是目前国际上没有一种脱脂剂能完成的，具有国际领先水平。

9、超级自动除油功能，自动对各种食用油、植物油、矿物油、精油、机械油、石油、无机油和有机油类，进行分解、溶解、皂化、脱离，达到快速除油目的。这种自动除油功能是目前国际上没有一种除油剂能完成的，具有国际领先水平。

10、超级自动清洗功能，自动对各种工业污渍、民用污渍、生活污渍、重油污渍、环境污渍进行瓦解、分化、脱离、溶解、抗污垢再沉淀，达到快速去污的目的。这种自动清洗功能是目前国际上没有一种清洗剂能完成的，具有国际领先水平。

11、超级自动去污功能，自动对各种汗渍、重油污、生活污渍进行瓦解、分化、脱离、抗污垢再沉淀，达到快速去污的目的。这种自动去污功能是目前国际上没有一种清洗剂能完成的，具有国际领先水平。

1、粉剂配方：去污粉核心母料+硅酸钠=去污粉

2、水剂配方：去污粉核心母料+水+防腐剂+色素+香精=去污剂

去污粉核心母料，是成都恒丰宏业洗涤剂厂最新研发的生产高效强力去污粉的核心母料，有下列特点：

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雅诗兰黛粉底液自08年上市以来，已经成为广受欢迎的经典。凭借强大的长时间遮瑕控油能力，再加上它的防油防汗，赢得了油皮肤妈妈的称号。相比油皮肤的DW控油粉底液，雅诗兰黛还推出了干皮肤的新品DW裸色保湿粉底液。需求旺盛，自然会出现很多假货。分享一些实用的辨别真假的方法。

一、雅诗兰黛DW从包装盒、粉底液瓶、印刷、粉底液本身就能辨别真伪。一般正品包装盒为深蓝色，logo转折的地方与盒盖分离，金色部分的反光为哑光，瓶身字体清晰。最重要的是产品本身具有良好的流动性。如何辨别真假DW粉底液，从包装盒上，可以看到盒子底部的条形码。打印的是正品条码，粘贴的条码一定是假货。正品盒子是深蓝色，假盒子是黑色或灰色。包装箱上的标志必须在转弯处与箱盖分离。假货的LOGO标签和盒盖是连在一起的，一定要小心。

二、雅诗兰黛正品的很多黄金部分都要注意。金色虽然突出，但是反光是哑光反光，假货会呈现出很廉价的反光，很亮。看一下瓶身。瓶盖和它的LOGO一样，都是哑光金。假瓶盖的金色会很鲜艳明显。瓶盖打开后，正品瓶盖的白色螺旋里没有齿轮。假瓶盖有明显的齿轮。瓶身字体印刷，字体非常清晰，印刷油墨在瓶身有凹凸感。这种凹凸感均匀分布在字体上，假印出来的字体会很粗很模糊，要么没有凹凸感，要么不均匀。DW的质地很流畅，很容易推开。为了达到DW的遮瑕能力，假货会做的很厚，流动性差，基本推不掉，浮粉也很严重。

三、雅诗兰黛的DW好用吗，雅诗兰黛DW被誉为油妈，号称是能长时间控油不出油的粉底液。除此之外，它还具有强大的遮瑕功能，可以真正遮盖斑点和痘印，而且不需要额外涂抹任何遮瑕膏。其控油能力也是有目共睹的。可以化妆6小时以上，妆感不会花。最重要的是性价比也很高，300%左右。

1机油外部渗漏

机油渗漏有许多原因，包括：机油管路，放油口，机油盘衬垫，气门室罩衬垫，机油泵衬垫，燃油泵衬垫，正时链条罩盖密封和凸轮轴密封处。以上可能渗漏因素均不可忽视，因为即使小的渗漏也会导致大量的机油消耗。例如，每6秒漏一滴，意味着每百公里消耗056升机油。最好的检漏方法是在发动机底部放块浅色的布，启动发动机后查看。通过布上的油滴位置可以判断渗漏部位。

2 前后油封故障

前后主轴承油封损坏肯定会导致机油渗漏。这种情况只有发动机带负荷运行时才能发现。主轴承油封磨损后必须更换，因为如同机油外渗漏一样，会导致很高的渗漏量。

3 主轴承磨损或故障

磨损或有故障的主轴承会甩起过量的机油，并被甩至缸壁。随着轴承磨损的增加，会甩起更多机油。例如，如果轴承设计间隙004毫米能提供正常润滑和冷却功能的话，若轴承间隙能够保持，则甩出的油量是正常的，且轴承也不会损坏。 当间隙增大到008毫米时，甩出的油量会是正常量的五倍。如果间隙增加到016毫米时，甩出的油量会是正常量的25倍。若主轴承甩出过多机油，气缸上也会溅上更多，使活塞和活塞环无法有效控油。这会导致烧机油或活塞和活塞环上产生积碳。通常，若机油在主轴承上流失过多，连杆轴承就会缺油，导致在某些低速情况下，飞溅到缸壁上的油量不足，导致活塞环和活塞磨损，无法在发动机高速运转时控油。所以主轴承磨损的后果就是机油消耗高。

4 连杆轴承磨损或损坏

连杆轴承间隙对机油的影响与主轴承类似。此外，机油更直接地甩到缸壁上。磨损或损坏的连杆轴承导致甩到缸壁上的机油过多，导致设计用来控制正常机油量的活塞和活塞环无法有效控制过多的机油，从而使多余的机油进入到燃烧室被烧掉，即机油消耗高。

5 凸轮轴轴承磨损或损坏

凸轮轴轴承通常是压力润滑的，如果间隙过大，过量的机油会漏失。漏失的机油会浸泡气门导管和气门杆处，造成机油消耗增加。

6 曲轴轴颈磨损

磨损的曲轴轴颈会对机油的影响与轴承磨损相同。当其磨损失圆时，它们与圆形的轴承间的间隙会不均匀。失圆的曲轴轴颈与轴承间的间隙大小在旋转运动中变化，会甩出更多的机油。失圆的轴承需要重新研磨，并使用更小尺寸的轴承与其配对。

7 缸套磨成锥形或失圆

对于磨成轻微锥度及失圆（圆柱度及同心度下降）的缸套，机油的消耗可由活塞和活塞环控制。然而，随着缸套锥度及失圆程度的不断增加，对机油消耗的控制变得越来越困难。这是由许多因素综合在一起导致的结果。随着活塞与缸套的间隙增大，将导致活塞运行时的摆动；这种瞬时的倾斜摆动，将导致在活塞的一侧滞留过量的机油，同样的情况也出现在活塞环上。这样，随着活塞不断地往复摇摆运动，就会有一些机油窜入燃烧室。曲轴每转动一圈，活塞完成一上一下两个冲程。当发动机以3000rpm（大约60英里/小时）运转时，在变形的缸套中运行的活塞环将承受6000次/分钟的尺寸及形状的变化。结果，在高速运行情况下，活塞环可能无法及时调整自身与缸套的配合间隙（尤其是当运行到缸套磨损部位时，造成配合间隙过大）。因此，只要有上述情况发生，就将导致发动机的机油消耗量过高。

8 缸套变形

与7中提到的由于磨损造成的缸套失圆情况不同，还有其它一些原因，如受热不均或缸盖螺栓紧度不均等因素，都可能导致缸套的扭曲变形，造成活塞环无法与缸套表面形成适当的配合接触，刮油功能降低；结果导致局部残留过多的机油，最终窜入燃烧室被烧掉，造成机油消耗量升高。

9 “PCV” 曲轴箱正压通风阀或管阻塞

PVC（曲轴箱正压通风）的主要作用是将由发动机燃烧室窜入曲轴箱的混合气再循环利用，降低其中未燃烧的烃类物质的含量。窜入的混合气是空气，燃油及燃烧废气的混合物，在作功行程中，由于高压，经活塞/活塞环与缸套间的间隙窜入曲轴箱。PVC系统通常有一条管路由曲轴箱通向化油器或进气歧管。发动机进气歧管中进气时产生的真空度将混合窜气由曲轴箱吸出，进入燃烧室，再次循环利用。PVC（曲轴箱正压通风）阀可能会被油泥，漆膜或混合窜气中的其它杂质堵塞。这将导致机油变质，生成过量的沉积物，结果导致活塞环（油环）阻塞，机油消耗增高，活塞环过早磨损；曲轴箱压力增高，导致曲轴密封圈失效，机油渗出，使发动机工况恶化。

10 珩磨磨料磨损

如果缸套经过珩磨或抛光处理，必须严格按要求进行清理，以防残留的金属碎屑或磨料损伤活塞环槽表面。清理方法如下：珩磨后，必须用刷子蘸肥皂水对缸套进行彻底清洗，然后立即涂油；或用10#润滑油清洗缸壁并仔细擦干净。重复上述过程，直到所有异物都被除去。无论用哪一种方法，最后均要求进行检验：用一块白布擦拭缸套表面，如果白布经擦拭后依然干净，就表明缸套已经清洗干净。

注意：不能用汽油或煤油清洗经过珩磨的缸壁。因为它们无法去除附着在缸壁上的磨料，而且会将其带入珩磨纹微孔中。所以，没有经过正常清洗的缸套可能会引起过早磨损，活塞环失效，最终导致机油消耗量升高。

11 活塞环槽磨损

活塞环槽的端面平整与否，活塞环与活塞环槽之间的间隙正确与否，是活塞环能否起到良好密封作用的重要因素。通常，汽车发动机活塞环槽旁隙不能超过0002”-0004”。当活塞上下移动时，活塞环必需恰当地嵌在活塞环槽中。如果活塞环槽变形，将导致活塞环无法正常工作，机油会窜入燃烧室。磨损的活塞环槽将导致旁隙增大，致使过量的机油窜入燃烧室。而反过来，过大的旁隙又会导致活塞环撞击活塞环槽，导致活塞环槽进一步磨损，如果情况得不到改善，甚至会造成活塞环岸的断裂。

12 活塞环岸破损或碎裂

活塞环岸的破损或碎裂，导致活塞环无法正常嵌固在活塞环槽中，造成过量的机油窜入燃烧室。此外，还将导致缸套，活塞及活塞环的彻底损坏。所以要密切关注，一旦有此迹象，必须立即更换。

13 气门杆或导管磨损

如果气门杆和导管发生磨损，进气时产生的真空吸力会将气门杆和导管间的油及油蒸气吸入进气歧管，最终进入燃烧室烧掉。如果这种情况得不到改善，那么当发动机更换了新的活塞环后，由于进气真空吸力增大，机油消耗也将随之增加；当发动机大修时，原先附着在气门杆和导管表面上的油泥等沉积物被清除后，间隙将进一步增大，机油的泄漏损耗也会变得更加明显。对于气门顶置式的发动机，无论是排气门还是进气门，都有可能发生机油流失的现象。对于气门导管间隙过大而引起的高机油消耗问题，可以通过不断修整气门杆加以改善。有时新的气门也需要如此修整。采用先进的整体紧固式气门油封（Bonded Valve Seal）可以有 效防止机油的泄漏损耗。

14 连杆弯曲变形

弯曲变形的连杆将导致活塞无法沿缸套直线运行，影响活塞环发挥正常的密封功能，导致机油消耗增加。此外，弯曲变形的连杆还将导致连杆轴承与活塞销间的配合间隙发生变化，造成连杆轴承过早磨损，使更多的机油被甩到气缸壁上。

15 活塞销磨损或位置不当

如果活塞销磨损或装配不当，在压力下流向活塞销的机油，将被甩到气缸壁上，而活塞环无法将多余的机油刮除。这不仅导致直接的机油过度损耗，而且形成的积碳还会堵塞油路，导致活塞环卡死。

16 活塞销装配过紧

如果活塞销两端装配过紧，在发动机反复的冷热交替的工作环境下，活塞无法进行相应的正常膨胀和收缩，导致活塞变形，进而造成缸壁的刮伤，不可避免地导致下窜气和机油过度损耗。

17 油路阻塞

发动机在恶劣的工况下经过长期运行，产生的积碳及外界异物极易阻塞活塞和活塞环中的油路。此时，机油无法按正常途径返回曲轴箱，而是滞留在某些诸如气门导管等部位，导致机油消耗增加。如果连杆中或其它部位的油路阻塞，将导致发动机润滑不良，磨损加剧，机油消耗增加。为避免上述情况发生，应按照第28项所述进行预防。当然，不用为此预留旁隙。

18 主轴承盖螺栓或连杆螺栓扭矩不平衡

如果主轴承盖螺栓或连杆螺栓扭矩不平衡，将导致轴承失圆变形，降低轴承使用寿命，使过量的机油从轴承被甩出，其对机油消耗量的影响如第3，4项中所述。在安装轴承盖螺栓时，必须使用扭矩扳手，严格按制造商的要求扭矩拧紧。如果连杆螺栓扭矩不平衡，将导致连杆变形，其后果如第14项中所述。

19 缸盖螺栓扭矩不平衡缸盖螺栓扭矩不平衡所产生的应力将导致气缸严重变形，并带来如第7，8项中所述的窜油情况。在安装缸盖螺栓时，必须使用扭矩扳手，严格按制造商的要求扭矩及顺序拧紧。

20 尘污的冷却系统

水套和散热器内的锈蚀颗粒、水垢、沉积物或其他产物，以及水管路的腐蚀，都回使冷却系统的冷却效率受到负面影响。因此而造成的气缸变形，会直接引起机油损失，原因如第#7项和第#8项。冷却系统的缺陷，引起发动机过热，某些气缸可能发生局部的过热区域，进而引发气缸、活塞和活塞环的擦伤和粘着，导致油耗升高。过热的发动机和油底壳整体油温，同样会引起油耗上升。

21 脏油

不按换油周期换油，机油过滤器维护不当都会使机油变脏，使得机油堵塞活塞、活塞环处油隙，导致如原因#17所述的油耗上升。脏油还会引起轴承、气缸、活塞、活塞环的磨损加剧。这些磨损的部件，如同前面对应的各条中的具体解释，会导致油耗的上升。特别注意：脏油本身比干净油的消耗也要高。

22 油底壳中的油量太多

由于油尺插入错误，未能座到底，导致测得油位比实际油位低，因此而补加新油，使得油位过高。如果高至压力润滑发动机的连杆底端触及油面，或飞溅润滑发动机的油环浸入油池过深，会导致过量机油甩至气缸壁，进入燃烧室。

23 所配活塞环不适合发动机类型或工作类型

如果选配了尺寸不合适的活塞环（如, 0020” 加大的活塞环用在了0040”加大的气缸中) ，由于二者配合不当，无法将气缸上部的油刮回，会立即造成窜油现象。同样的，活塞环底和环槽的间隙同样加大，进一步增加机油消耗，原因如#26中所述。不同类型的发动机，不同的工作条件，需要各种不同的特别设计制造的活塞环组。每一类活塞环组，为某一特定用途而制，如果用在了错误的地方，就无法控制该发动机的机油消耗。使用正确的活塞环组是非常重要的。

24 发动机高真空度

现代发动机的转速、气阀重叠角和压缩特性的提高，使得发动机的真空度增加。某些新型发动机减速时，吸气真空度高达25英寸（635mm)汞柱高度（旧的发动机设计= 508mm 汞柱高度）。高的真空度需要开发新的油环，对活塞环槽的两侧（上面和下面）进行有效密封，避免在高真空和减速时机油从油环两侧和背面泄漏。此原因常常是冒蓝烟或油耗高的一个主要原因，因此，需要时，使用具备侧端面密封能力的油环就很重要。

25 正时齿轮或链条磨损

正时齿轮或链条的磨损会引起气阀和曲轴的正时不同步。由于轮齿或链条磨损产生的过量侧隙，使得发动机的调节无法实现：前一圈的正时和下一圈可能就不一样。当气阀和活塞的运动不同步时，会造成过大的机油消耗。原因是燃烧室内的过度真空会将大量的机油抽入，烧掉。

26 活塞环安装时，圆周端面间隙太小

安装新活塞环时，必须注意，在气缸的最小直径处，活塞环仍然留有足够的圆周端面间隙，以补偿热膨胀。通常车辆发动机铸铁环需要的间隙为0003-0005英寸/英寸孔径。由于直接承受燃烧室过来的燃烧气，活塞环的升温速度和工作温度都比气缸都要高。气缸壁由于水套的作用，温度较低。这意味着活塞环膨胀更多，因此必须有一个间隙来补偿 – 即圆周端面间隙 – 否则，发动机工作中，活塞环的端面就会和气缸壁干涉，冲击，进而引起擦伤、粘着磨损，导致油耗上升。如果发动机继续运转，尤其是负荷较重时，粘着磨损会更严重。活塞环端面被向内压向活塞环槽，环和气缸壁的间隙加大，燃烧室高温高压燃烧气沿此通道直接烧损气缸壁上的润滑油，窜气进入油底，极大地增加了机油消耗。严重的干涉甚至会引起活塞环的断裂，产生的后果如#27中所述。过大的活塞环圆周端面间隙同样会造成机油消耗增加。

27 磨损或断裂的活塞环

如果活塞环断裂或过度磨损，造成压应力和间隙无法保持，就会在吸气冲程时将过量的机油吸入燃烧室，做功冲程时燃烧气沿活塞下窜。二者均回引起活塞、气缸壁、活塞环处机油的燃烧、炭化。断裂的活塞环的破坏性更强，带有尖口的断下的片断很可能切入活塞环槽的侧面，引起环岸的破坏和活塞的彻底损坏。发动机大修时，磨损的活塞环应立即更换，而不是重新使用。新型活塞环带有快速定位面，可以立即控制机油的消耗。用过的活塞环，即使只有轻微磨损，由于表面已抛光，无法适当定位，同样会导致过量机油消耗。

28 活塞环粘环

显而易见，粘环的活塞环是无法控制机油的。因此，应尽量避免这种情况的发生。首先，活塞环的安装应保证正确的活塞环侧隙，这样，发动机工作时，活塞环在运转温度下在环槽中仍然是可以活动的。此外，确保活塞环安装时发动机各部件的清洁，无尘土颗粒，否则，可能造成活塞环粘滞。第三，选用性能优良的油品，降低积碳、油泥、漆膜的生成。第四，应定期换油、清理机油过滤器。第五，避免发动机过热。

29 气阀正时滞后

滞后的气阀正时，使得吸气冲程开始后的进气阀闭合时间过长，气缸内的真空度上升，增加机油从活塞和环，缸套间隙吸入气缸上部燃烧室烧掉的几率。

30 机油压力过高

不正确的机油压力设定，安全释压阀的故障，均会造成机油压力过高。结果是发动机被过量的机油浸润，产生如同轴承磨损一样的结果。

31 机油粘度

所用机油粘度过稀，可能引起机油消耗高。请参阅车辆维护保养手册，根据驾驶条件和环境温度选择合适的机油粘度。

32 活塞设计

某些最新的发动机为了满足排放要求，采用了新的活塞环的设计。有时，这种设计会在启动时发生轻度的“敲击”。有时会因此增加机油消耗。

33 内垫圈/进风口破裂

新的发动机设计中，经常采用各种由金属和其他材料构成的复合材料，由于不同材料热胀冷缩程度的差异，长时间运行后，填料和密封中会产生热应力疲劳或破裂，也导致油耗水平上升。

34 提前点火爆震

多数新型发动机装有爆震传感器，来调整正时系统以降低排放，提高发动机的动力和性能。提前点火爆震，是由于燃烧过程中，燃油的提前点火而导致的。提前点火导致积聚在活塞上的压力的急剧升高，破坏活塞环的正常运动，致使活塞环顶侧和底侧的密封失效，最终造成通过活塞环的窜气和油耗增加。由于进气流量传感器故障和节气门位置传感器故障也会导致同样的问题。

35 用户自行进行的提升发动机性能的改装和所用零配件

在库存或在用发动机上加装提升发动机性能/动力的改装部件，增加了发动机产生油耗高这一问题的可能。

36 发动机lugging

Lugging是指在应该使用高速（更大功率/扭矩）的情况下却让发动机在低转速运行，这会导致活塞承受更大的压力，并且能导致机油消耗增加 。

37 超速运行操作不当

在不适合超速运行的情况下使发动机超速运行，与此相关的多种不同原因，均会导致发动机油耗上升。这些情况包括市区交通中的爬行和频繁启停，也可参考原因36。

38 涡轮增压器密封泄漏

涡轮增压器的密封泄漏，将会将机油吸入燃烧室，在那里烧掉并形成积碳，妨碍发动机正常的工作，并进一步导致了更多的机油消耗。

39 进气阻力高

过高的进气系统阻力，会增加发动机内的真空度，并能增大机油消耗，如第24项所述。空气过滤器严重堵塞就是这种情况的一个例子。

40 燃油稀释

如果没有完全燃烧的燃油进入润滑系统，机油会变稀而且更易挥发，这都将导致更高的机油消耗。过量的燃油可能由于燃油喷嘴泄漏、有问题的燃油泵、进气阻力高或者过多的怠速运转，进入润滑系统并与机油混合。

1机油外部渗漏

机油渗漏有许多原因，包括：机油管路，放油口，机油盘衬垫，气门室罩衬垫，机油泵衬垫，燃油泵衬垫，正时链条罩盖密封和凸轮轴密封处。以上可能渗漏因素均不可忽视，因为即使小的渗漏也会导致大量的机油消耗。例如，每6秒漏一滴，意味着每百公里消耗056升机油。最好的检漏方法是在发动机底部放块浅色的布，启动发动机后查看。通过布上的油滴位置可以判断渗漏部位。

2 前后油封故障

前后主轴承油封损坏肯定会导致机油渗漏。这种情况只有发动机带负荷运行时才能发现。主轴承油封磨损后必须更换，因为如同机油外渗漏一样，会导致很高的渗漏量。

3 主轴承磨损或故障

磨损或有故障的主轴承会甩起过量的机油，并被甩至缸壁。随着轴承磨损的增加，会甩起更多机油。例如，如果轴承设计间隙004毫米能提供正常润滑和冷却功能的话，若轴承间隙能够保持，则甩出的油量是正常的，且轴承也不会损坏。 当间隙增大到008毫米时，甩出的油量会是正常量的五倍。如果间隙增加到016毫米时，甩出的油量会是正常量的25倍。若主轴承甩出过多机油，气缸上也会溅上更多，使活塞和活塞环无法有效控油。这会导致烧机油或活塞和活塞环上产生积碳。通常，若机油在主轴承上流失过多，连杆轴承就会缺油，导致在某些低速情况下，飞溅到缸壁上的油量不足，导致活塞环和活塞磨损，无法在发动机高速运转时控油。所以主轴承磨损的后果就是机油消耗高。

4 连杆轴承磨损或损坏

连杆轴承间隙对机油的影响与主轴承类似。此外，机油更直接地甩到缸壁上。磨损或损坏的连杆轴承导致甩到缸壁上的机油过多，导致设计用来控制正常机油量的活塞和活塞环无法有效控制过多的机油，从而使多余的机油进入到燃烧室被烧掉，即机油消耗高。

5 凸轮轴轴承磨损或损坏

凸轮轴轴承通常是压力润滑的，如果间隙过大，过量的机油会漏失。漏失的机油会浸泡气门导管和气门杆处，造成机油消耗增加。

6 曲轴轴颈磨损

磨损的曲轴轴颈会对机油的影响与轴承磨损相同。当其磨损失圆时，它们与圆形的轴承间的间隙会不均匀。失圆的曲轴轴颈与轴承间的间隙大小在旋转运动中变化，会甩出更多的机油。失圆的轴承需要重新研磨，并使用更小尺寸的轴承与其配对。

7 缸套磨成锥形或失圆

对于磨成轻微锥度及失圆（圆柱度及同心度下降）的缸套，机油的消耗可由活塞和活塞环控制。然而，随着缸套锥度及失圆程度的不断增加，对机油消耗的控制变得越来越困难。这是由许多因素综合在一起导致的结果。随着活塞与缸套的间隙增大，将导致活塞运行时的摆动；这种瞬时的倾斜摆动，将导致在活塞的一侧滞留过量的机油，同样的情况也出现在活塞环上。这样，随着活塞不断地往复摇摆运动，就会有一些机油窜入燃烧室。曲轴每转动一圈，活塞完成一上一下两个冲程。当发动机以3000rpm（大约60英里/小时）运转时，在变形的缸套中运行的活塞环将承受6000次/分钟的尺寸及形状的变化。结果，在高速运行情况下，活塞环可能无法及时调整自身与缸套的配合间隙（尤其是当运行到缸套磨损部位时，造成配合间隙过大）。因此，只要有上述情况发生，就将导致发动机的机油消耗量过高。

8 缸套变形

与7中提到的由于磨损造成的缸套失圆情况不同，还有其它一些原因，如受热不均或缸盖螺栓紧度不均等因素，都可能导致缸套的扭曲变形，造成活塞环无法与缸套表面形成适当的配合接触，刮油功能降低；结果导致局部残留过多的机油，最终窜入燃烧室被烧掉，造成机油消耗量升高。

9 “PCV” 曲轴箱正压通风阀或管阻塞

PVC（曲轴箱正压通风）的主要作用是将由发动机燃烧室窜入曲轴箱的混合气再循环利用，降低其中未燃烧的烃类物质的含量。窜入的混合气是空气，燃油及燃烧废气的混合物，在作功行程中，由于高压，经活塞/活塞环与缸套间的间隙窜入曲轴箱。PVC系统通常有一条管路由曲轴箱通向化油器或进气歧管。发动机进气歧管中进气时产生的真空度将混合窜气由曲轴箱吸出，进入燃烧室，再次循环利用。PVC（曲轴箱正压通风）阀可能会被油泥，漆膜或混合窜气中的其它杂质堵塞。这将导致机油变质，生成过量的沉积物，结果导致活塞环（油环）阻塞，机油消耗增高，活塞环过早磨损；曲轴箱压力增高，导致曲轴密封圈失效，机油渗出，使发动机工况恶化。

10 珩磨磨料磨损

如果缸套经过珩磨或抛光处理，必须严格按要求进行清理，以防残留的金属碎屑或磨料损伤活塞环槽表面。清理方法如下：珩磨后，必须用刷子蘸肥皂水对缸套进行彻底清洗，然后立即涂油；或用10#润滑油清洗缸壁并仔细擦干净。重复上述过程，直到所有异物都被除去。无论用哪一种方法，最后均要求进行检验：用一块白布擦拭缸套表面，如果白布经擦拭后依然干净，就表明缸套已经清洗干净。

注意：不能用汽油或煤油清洗经过珩磨的缸壁。因为它们无法去除附着在缸壁上的磨料，而且会将其带入珩磨纹微孔中。所以，没有经过正常清洗的缸套可能会引起过早磨损，活塞环失效，最终导致机油消耗量升高。

11 活塞环槽磨损

活塞环槽的端面平整与否，活塞环与活塞环槽之间的间隙正确与否，是活塞环能否起到良好密封作用的重要因素。通常，汽车发动机活塞环槽旁隙不能超过0002”-0004”。当活塞上下移动时，活塞环必需恰当地嵌在活塞环槽中。如果活塞环槽变形，将导致活塞环无法正常工作，机油会窜入燃烧室。磨损的活塞环槽将导致旁隙增大，致使过量的机油窜入燃烧室。而反过来，过大的旁隙又会导致活塞环撞击活塞环槽，导致活塞环槽进一步磨损，如果情况得不到改善，甚至会造成活塞环岸的断裂。

12 活塞环岸破损或碎裂

活塞环岸的破损或碎裂，导致活塞环无法正常嵌固在活塞环槽中，造成过量的机油窜入燃烧室。此外，还将导致缸套，活塞及活塞环的彻底损坏。所以要密切关注，一旦有此迹象，必须立即更换。

13 气门杆或导管磨损

如果气门杆和导管发生磨损，进气时产生的真空吸力会将气门杆和导管间的油及油蒸气吸入进气歧管，最终进入燃烧室烧掉。如果这种情况得不到改善，那么当发动机更换了新的活塞环后，由于进气真空吸力增大，机油消耗也将随之增加；当发动机大修时，原先附着在气门杆和导管表面上的油泥等沉积物被清除后，间隙将进一步增大，机油的泄漏损耗也会变得更加明显。对于气门顶置式的发动机，无论是排气门还是进气门，都有可能发生机油流失的现象。对于气门导管间隙过大而引起的高机油消耗问题，可以通过不断修整气门杆加以改善。有时新的气门也需要如此修整。采用先进的整体紧固式气门油封（Bonded Valve Seal）可以有 效防止机油的泄漏损耗。

14 连杆弯曲变形

弯曲变形的连杆将导致活塞无法沿缸套直线运行，影响活塞环发挥正常的密封功能，导致机油消耗增加。此外，弯曲变形的连杆还将导致连杆轴承与活塞销间的配合间隙发生变化，造成连杆轴承过早磨损，使更多的机油被甩到气缸壁上。

15 活塞销磨损或位置不当

如果活塞销磨损或装配不当，在压力下流向活塞销的机油，将被甩到气缸壁上，而活塞环无法将多余的机油刮除。这不仅导致直接的机油过度损耗，而且形成的积碳还会堵塞油路，导致活塞环卡死。

16 活塞销装配过紧

如果活塞销两端装配过紧，在发动机反复的冷热交替的工作环境下，活塞无法进行相应的正常膨胀和收缩，导致活塞变形，进而造成缸壁的刮伤，不可避免地导致下窜气和机油过度损耗。

17 油路阻塞

发动机在恶劣的工况下经过长期运行，产生的积碳及外界异物极易阻塞活塞和活塞环中的油路。此时，机油无法按正常途径返回曲轴箱，而是滞留在某些诸如气门导管等部位，导致机油消耗增加。如果连杆中或其它部位的油路阻塞，将导致发动机润滑不良，磨损加剧，机油消耗增加。为避免上述情况发生，应按照第28项所述进行预防。当然，不用为此预留旁隙。

18 主轴承盖螺栓或连杆螺栓扭矩不平衡

如果主轴承盖螺栓或连杆螺栓扭矩不平衡，将导致轴承失圆变形，降低轴承使用寿命，使过量的机油从轴承被甩出，其对机油消耗量的影响如第3，4项中所述。在安装轴承盖螺栓时，必须使用扭矩扳手，严格按制造商的要求扭矩拧紧。如果连杆螺栓扭矩不平衡，将导致连杆变形，其后果如第14项中所述。

19 缸盖螺栓扭矩不平衡缸盖螺栓扭矩不平衡所产生的应力将导致气缸严重变形，并带来如第7，8项中所述的窜油情况。在安装缸盖螺栓时，必须使用扭矩扳手，严格按制造商的要求扭矩及顺序拧紧。

20 尘污的冷却系统

水套和散热器内的锈蚀颗粒、水垢、沉积物或其他产物，以及水管路的腐蚀，都回使冷却系统的冷却效率受到负面影响。因此而造成的气缸变形，会直接引起机油损失，原因如第#7项和第#8项。冷却系统的缺陷，引起发动机过热，某些气缸可能发生局部的过热区域，进而引发气缸、活塞和活塞环的擦伤和粘着，导致油耗升高。过热的发动机和油底壳整体油温，同样会引起油耗上升。

21 脏油

不按换油周期换油，机油过滤器维护不当都会使机油变脏，使得机油堵塞活塞、活塞环处油隙，导致如原因#17所述的油耗上升。脏油还会引起轴承、气缸、活塞、活塞环的磨损加剧。这些磨损的部件，如同前面对应的各条中的具体解释，会导致油耗的上升。特别注意：脏油本身比干净油的消耗也要高。

22 油底壳中的油量太多

由于油尺插入错误，未能座到底，导致测得油位比实际油位低，因此而补加新油，使得油位过高。如果高至压力润滑发动机的连杆底端触及油面，或飞溅润滑发动机的油环浸入油池过深，会导致过量机油甩至气缸壁，进入燃烧室。

23 所配活塞环不适合发动机类型或工作类型

如果选配了尺寸不合适的活塞环（如, 0020” 加大的活塞环用在了0040”加大的气缸中) ，由于二者配合不当，无法将气缸上部的油刮回，会立即造成窜油现象。同样的，活塞环底和环槽的间隙同样加大，进一步增加机油消耗，原因如#26中所述。不同类型的发动机，不同的工作条件，需要各种不同的特别设计制造的活塞环组。每一类活塞环组，为某一特定用途而制，如果用在了错误的地方，就无法控制该发动机的机油消耗。使用正确的活塞环组是非常重要的。

24 发动机高真空度

现代发动机的转速、气阀重叠角和压缩特性的提高，使得发动机的真空度增加。某些新型发动机减速时，吸气真空度高达25英寸（635mm)汞柱高度（旧的发动机设计= 508mm 汞柱高度）。高的真空度需要开发新的油环，对活塞环槽的两侧（上面和下面）进行有效密封，避免在高真空和减速时机油从油环两侧和背面泄漏。此原因常常是冒蓝烟或油耗高的一个主要原因，因此，需要时，使用具备侧端面密封能力的油环就很重要。

25 正时齿轮或链条磨损

正时齿轮或链条的磨损会引起气阀和曲轴的正时不同步。由于轮齿或链条磨损产生的过量侧隙，使得发动机的调节无法实现：前一圈的正时和下一圈可能就不一样。当气阀和活塞的运动不同步时，会造成过大的机油消耗。原因是燃烧室内的过度真空会将大量的机油抽入，烧掉。

26 活塞环安装时，圆周端面间隙太小

安装新活塞环时，必须注意，在气缸的最小直径处，活塞环仍然留有足够的圆周端面间隙，以补偿热膨胀。通常车辆发动机铸铁环需要的间隙为0003-0005英寸/英寸孔径。由于直接承受燃烧室过来的燃烧气，活塞环的升温速度和工作温度都比气缸都要高。气缸壁由于水套的作用，温度较低。这意味着活塞环膨胀更多，因此必须有一个间隙来补偿 – 即圆周端面间隙 – 否则，发动机工作中，活塞环的端面就会和气缸壁干涉，冲击，进而引起擦伤、粘着磨损，导致油耗上升。如果发动机继续运转，尤其是负荷较重时，粘着磨损会更严重。活塞环端面被向内压向活塞环槽，环和气缸壁的间隙加大，燃烧室高温高压燃烧气沿此通道直接烧损气缸壁上的润滑油，窜气进入油底，极大地增加了机油消耗。严重的干涉甚至会引起活塞环的断裂，产生的后果如#27中所述。过大的活塞环圆周端面间隙同样会造成机油消耗增加。

27 磨损或断裂的活塞环

如果活塞环断裂或过度磨损，造成压应力和间隙无法保持，就会在吸气冲程时将过量的机油吸入燃烧室，做功冲程时燃烧气沿活塞下窜。二者均回引起活塞、气缸壁、活塞环处机油的燃烧、炭化。断裂的活塞环的破坏性更强，带有尖口的断下的片断很可能切入活塞环槽的侧面，引起环岸的破坏和活塞的彻底损坏。发动机大修时，磨损的活塞环应立即更换，而不是重新使用。新型活塞环带有快速定位面，可以立即控制机油的消耗。用过的活塞环，即使只有轻微磨损，由于表面已抛光，无法适当定位，同样会导致过量机油消耗。

28 活塞环粘环

显而易见，粘环的活塞环是无法控制机油的。因此，应尽量避免这种情况的发生。首先，活塞环的安装应保证正确的活塞环侧隙，这样，发动机工作时，活塞环在运转温度下在环槽中仍然是可以活动的。此外，确保活塞环安装时发动机各部件的清洁，无尘土颗粒，否则，可能造成活塞环粘滞。第三，选用性能优良的油品，降低积碳、油泥、漆膜的生成。第四，应定期换油、清理机油过滤器。第五，避免发动机过热。

29 气阀正时滞后

滞后的气阀正时，使得吸气冲程开始后的进气阀闭合时间过长，气缸内的真空度上升，增加机油从活塞和环，缸套间隙吸入气缸上部燃烧室烧掉的几率。

30 机油压力过高

不正确的机油压力设定，安全释压阀的故障，均会造成机油压力过高。结果是发动机被过量的机油浸润，产生如同轴承磨损一样的结果。

31 机油粘度

所用机油粘度过稀，可能引起机油消耗高。请参阅车辆维护保养手册，根据驾驶条件和环境温度选择合适的机油粘度。

32 活塞设计

某些最新的发动机为了满足排放要求，采用了新的活塞环的设计。有时，这种设计会在启动时发生轻度的“敲击”。有时会因此增加机油消耗。

33 内垫圈/进风口破裂

新的发动机设计中，经常采用各种由金属和其他材料构成的复合材料，由于不同材料热胀冷缩程度的差异，长时间运行后，填料和密封中会产生热应力疲劳或破裂，也导致油耗水平上升。

34 提前点火爆震

多数新型发动机装有爆震传感器，来调整正时系统以降低排放，提高发动机的动力和性能。提前点火爆震，是由于燃烧过程中，燃油的提前点火而导致的。提前点火导致积聚在活塞上的压力的急剧升高，破坏活塞环的正常运动，致使活塞环顶侧和底侧的密封失效，最终造成通过活塞环的窜气和油耗增加。由于进气流量传感器故障和节气门位置传感器故障也会导致同样的问题。

35 用户自行进行的提升发动机性能的改装和所用零配件

在库存或在用发动机上加装提升发动机性能/动力的改装部件，增加了发动机产生油耗高这一问题的可能。

36 发动机lugging

Lugging是指在应该使用高速（更大功率/扭矩）的情况下却让发动机在低转速运行，这会导致活塞承受更大的压力，并且能导致机油消耗增加 。

37 超速运行操作不当

在不适合超速运行的情况下使发动机超速运行，与此相关的多种不同原因，均会导致发动机油耗上升。这些情况包括市区交通中的爬行和频繁启停，也可参考原因36。

38 涡轮增压器密封泄漏

涡轮增压器的密封泄漏，将会将机油吸入燃烧室，在那里烧掉并形成积碳，妨碍发动机正常的工作，并进一步导致了更多的机油消耗。

39 进气阻力高

过高的进气系统阻力，会增加发动机内的真空度，并能增大机油消耗，如第24项所述。空气过滤器严重堵塞就是这种情况的一个例子。

40 燃油稀释

如果没有完全燃烧的燃油进入润滑系统，机油会变稀而且更易挥发，这都将导致更高的机油消耗。过量的燃油可能由于燃油喷嘴泄漏、有问题的燃油泵、进气阻力高或者过多的怠速运转，进入润滑系统并与机油混合。

短时间空挡踩油门，对车基本没影响，不伤车；但是，如果长时间踩油门，则会是一种毁车行为。从机械原理上讲，空挡踩油门，虽然挡位是空的，但发动机的动力通过离合器会带动变速箱的输入轴会一直处于工作（转动）状态。

这时候踩油门，变速箱除了输出轴和每个档的同步器不转动外，输入轴、中间轴和轴上的常啮齿轮都会随着发动机的转速变化而变化，长时间空挡加油门或长距离空挡滑行，对变速箱是有害的，容易造成输入轴轴承、同步齿轮和同步器的磨损、烧蚀、变速箱异响等问题。

如果长时间空挡踩油门，会造成严重的燃烧不充分，而这部分燃烧不充分的油气如果在气缸外点燃，则有可能引发车辆自燃。同时，燃烧不充分更容易产生积碳，并堵塞三元催化器，进而造成三元催化器异常高温，高温可能导致线路自燃，后果比较严重。

扩展资料：

一般的发动机怠速1000转，起步后到1500转。速度不超过15就换2档，以后升档基本都在2000转，直到最高档。要是高速发动机转速可以再增加500。平时的正常行驶中任何档位下的转速一般都不要低于1500，或者超过2500，在超出了这个范围时，就要及时进行相关的地降、升档了。

所以一般开车转速在3000转左右就够了。发动机转速越高，单位时间内做功越多，所以功率越大但是转速越高，使整个循环速度加快，燃油没有足够时间完全燃烧就排出去了。所以油耗会呈数倍增加。所以不是转速越高越好。转速主要看时速和档位来定。

维持在3000左右就够了，此时发动机劲最大。另外要避免低档高速和高档低速，这都是对发动机有害的。

-油门

-发动机转速