S195型柴油机缸盖优化设计

S195型柴油机缸盖优化设计目录1前言柴油机是大家都十分熟悉的产品，它在机械化生产过程中具有举足轻重的地位，柴油机广泛用于大、中、小型船舶的主、辅机，铁路机车发动机，各种吨位的载重车，大、中型客车，各种类型和用途的工程机械，大、中、小型发电机组的配套动力。随着工业化的发展,柴油机有着举足轻重的作用。柴油机是比较简单的能量转化设备，它依靠燃烧柴油做功，转化为机械能。柴油机以其功率大在大型机械设备中被广泛应用，相同规格的柴油机和汽油机，柴油机要比汽油机的功率大的多。S195型柴油机是六十年代末开发设计的老一代柴油机产品，随着社会发展的不断需要，要求也呈现多样化，老一代的S195型柴油机已经不能满足一些要求，而且和同类的其它一些产品相比还存在一些缺陷，主要体现在设计结构的不太合理，产品的成本较高，而且社会需求要求提高其功率，增加其使用范围。所以对S195型柴油机进行了一系列的改进，以适应社会的需要，使S195型柴油机能够更加广泛的使用。我们在指导老师的指导下对S195型柴油机进行了了解、分析，决定对S195型柴油机进行改进，针对S195型柴油机的使用功率小，且缸盖局部过热，产品成本高，提出改进，改进的主要方面是：a.增大柴油机的功率。b.改善缸盖水流冷却系统，不至于导致缸盖局部过热。c.节约产品的成本。针对S195型柴油机存在的问题，经过讨论与研究，做出了如下的解决方案：a.增大曲轴的偏心，使连杆的行程加大，进一步增大燃烧室的容积，提高柴油机的功率。b.重新设计柴油机的水流冷却系统，改善散热条件，不至于导致缸盖局部过热，从而是缸盖的寿命缩短。c.对S195型柴油机重新进行刚度校合，尽量减少不必要的材料，同时使用标准件，降低成本。主要设计改进的内容：在原有S195柴油机的基础上加长行程（加大），使功率在远S195的基础上增加5%，将原S195的行程105mm增加到110mm。我主要负责S195柴油机的活塞组和缸盖的设计计算。2．活塞组的设计及计算2.1活塞组的工作条件活塞组主要由活塞，活塞环等组成，它是活塞式内燃机中最独特同时也最重要的组件。活塞式内燃机能够很好的运行正是依靠着活塞组高效的工作。活塞顶部所受的压力通过活塞销座和活塞销传给连杆和曲轴。由于独特的结构形状是活塞销座与活塞销变形不协调，造成销座孔内侧负荷和应力集中，从而常成为活塞组损坏的发源地。活塞组的另一个重要作用是与气缸壁面一起构成活动的密封装置，保证燃烧室的良好密封。这一功能是通过装在活塞头部环槽中一系列带开口的弹性活塞环实现的。它一方面要保证漏气量少，另一方面有要是摩擦损失不太大，同时又要保证足够的耐久性，而且这要在很高的温度和极小的机油消耗量下实现。活塞环系统的成功可称为机械设计技术中的一个范例。活塞组还要承受曲柄连杆机构运转中由于连杆的往复运动摇摆造成的侧向力。最后由于活塞组运动时加减速很大，产生很大的惯性力，它是引起内燃机震动、受力件动负荷和轴承磨损的主要原因，所以它的质量要尽可能小，上述承压、密封、导向等任务均应在尽可能轻巧的结构下实现。2.2活塞组的结构形式和材料制造活塞常用的铝合金为共晶硅铝合金、过共晶硅铝合金和铝铜合金，其有关性能对比如表所示。为了便于比较，表2.1中也列出了铸铁的性能数据。应用最广的是硅质量分数为11%-13%的共晶铝硅合金(国外简称Lo-Ex合金),它具有满意的综合性能,而且工艺性良好,成本低。过共晶铝硅合金中的硅含量高与共晶点,合金中的初生晶体使耐热、耐磨性得到改善,线膨胀系数减小,但使铸造性能和切削性能变差。铝合金的活塞毛坯多数用金属模铸造,少数强化机型用模锻活塞。2.3活塞的传热和耐热设计当活塞无强制冷却时，有燃气传入活塞的热量的大部分经活塞环传给汽缸再传给冷却介质中，一部分经活塞内壁传给曲轴箱内油雾和空气，小部分经裙部传给汽缸。当活塞经机油强制冷却时，冷却油带走相当一部分热量，经环与裙部次序换出的热量相应减少。a.活塞顶要尽量减少活塞顶的受热表面积，因此平顶活塞是最佳选择。b.活塞的头部断面汽油机的活塞头部断面一般都是满足强度下尽量薄的，以求轻量化。柴油机铝合金活塞头部断面一般取决于传热的需要，相当厚实，从顶部到环带有较大的过渡圆角。c.火力岸高度活塞环对活塞头部的散热起很大的作用，尤其第一道环的热流量最大。所以应选择合适的火力岸高度。d.喷油冷却当柴油机活塞功率PFe.油腔冷却当柴油机活塞PF＞0.3kW/2.4活塞的传力设计和活塞销活塞顶所受的气压力通过活塞销座和活塞销传给连杆。由于结构上的限制，活塞销的直径d不可能超过活塞直径的40%。活塞销的承压面积还要在活塞销座与连杆小头之间合理分配，结果不论在活塞销座和活塞销之间，还是活塞销和连杆小头衬套之间，承压面积都有限，表面的比压是内燃机所有零件中最高的，加上活塞销与活塞销做或活塞销和连杆小头衬套之间相对运动速度很低，液体的润滑油膜不易形成。在这种情况下要保证可靠的液体润滑，配合副的工作间隙要尽可能小。为缓和前面提到的活塞销与活塞弯曲变形不协调引起的应力集中问题，要适当加大活塞销直径d，以提高弯曲刚度，减小弯曲变形。但是d的增大使活塞的高度增大质量增大。高速汽油机因活塞顶部最大压力负荷较小可用较小的d,以得到轻巧的结构。对气压力负荷很高的柴油机来说，往往采用比较大的活塞外径d,而且活塞顶出于改善导热出发又做的很厚，在力争压缩高度最小的前提下，销座外圆大多与活塞顶部实体相连接，销座的柔度很小。2.5活塞的导向设计活塞的导向作用是由裙部来完成。为获得良好的导向，裙部要有足够的长度H2，且与汽缸的配合间隙小，间隙随工况的变化也要小，这样才能减轻活塞从贴紧汽缸的一侧过度到另一侧对汽缸的拍击，另一方面，裙部的导向面又是摩擦面，应该既减磨又耐磨。活塞裙受连杆摆动所引起的侧向力作用，所以应有足够的承压面积。实际设计中活塞的压缩高度H1应取决于燃烧室设计和活塞的布置，而且一旦H1确定，活塞销以上的裙部长度也就确定。于是，活塞以下的裙部长度可根据滑块的润滑理论选择。如果活塞的侧向力的作用线与膨胀行程是滑块液体润滑油膜压力一致，则滑块就可以在某一个、很小角度下自动定位，即活塞能得到稳定的导向。活塞裙部只在垂直活塞销轴线的方向上承受侧向力，所以应保证此方向与汽缸间隙尽可能小，而在轴线方向上，间隙可以大一些，以免活塞受热膨胀后卡死在汽缸中，因此，活塞裙部的横断面外形都是椭圆形，另外，由于活塞的温度场明显的顶部高、裙部低的特征，现代活塞裙在轴向呈上小、下大的曲线形。在接近裙部下端处尺寸的收缩（形成桶形）是为了促使裙部表面润滑油膜的形成。2.6活塞的密封设计与活塞环活塞与活塞环一起防止汽缸内气体的泄漏同时把很大一部分活塞顶接受的热量传给汽缸壁。此外还设置了专门的油环，在活塞下行时把气缸壁多余的机油刮下来，以减少上窜机油量。一般要求通过环组的漏气量不超过吸入空气量的0.5%，机油消耗量不超过燃油消耗量的0.5%。a.活塞环的密封机理：活塞外周面以一定的弹力与汽缸壁紧密贴合，形成所谓第一道密封面，这样缸内气体气体不能通过环周与汽缸之间，便进入环与环槽之间的空间，一方面把环向环槽的侧面压紧，形成所谓的第二道密封面，同时作用在环背的气体压力又大大加强了第一道密封面。从密封机理可知，缩小环岸间隙ΔC对改善密封作用十分有效；第三道密封环同理。还可以推断，环端开口的形状——最简单的直角形状最为合理。b.活塞环的断面形状：根据活塞环的密封机理，形状简单、加工容易的矩形环完全可以满足要求。但是这种环的耐磨性能较差，实际密封性较差，所以目前只用于性能指标不高的机型中。实际应用中具体环的形状有桶面环、锥面环、梯形环、扭曲环。c.活塞环的尺寸参数：在保证密封的前提下，活塞环的数目应该尽可能少。因为减少环数可减少活塞的压缩高度，从而降低整体的高度，同时降低内燃机的摩擦损失活塞环的主要参数是环的径向厚度t、轴向高度b和环的自由状态开口端间距s0。减少环高b有利于缩短活塞高度、减少环的振动和减轻粘着磨损。但b太小容易丧失稳定性，同时抗磨粒磨损能力下降。中小型高速内燃机的活塞高度b大多在2-3mm之间，最小极限为1.5mm左右。d.油环设计油环的作用是把飞溅到汽缸壁上的多余润滑油刮下来，使之回到油底壳，以减少机油消耗，为了能在高速运动下能刮下机油，刮过以后留下的润滑油膜要尽可能的薄，要求油环的着壁压足够大。e.活塞环的材料活塞环是内燃机中磨损最快的零件。因此，选择适当的材料和表面处理工艺十分重要。常用的活塞环材料为合金铸铁，其合金元素组合有铬钼、铬钼铜、钨、铬钼钨、钨钛钒、硼钛钒等。未调质时E≈105MPa，σ＞450Mpa,硬度110HRB左右。活塞环材料应该有较好的热稳定性：将环放到直径等于汽缸径的环规中加热到350℃保温6h，空冷至室温弹力下降应不大于20%（合金铸铁环）和12%（球墨铸铁环），活塞环的表面通常用各种镀层和涂层，提高起耐磨性、耐蚀性或改善磨合性。最常用的耐磨层为镀铬喷钼。对于工作温度或压力较低的第二气环的非工作面，通常进行磷化、镀锡或氧化处理（生成Fe3O2．7活塞组的计算2.7.1活塞的验算已知:爆发时的工作压力Pz=68.9kg/cm2活塞顶部面积Fm=70.8a.由于气体压力的作用，活塞顶部受弯，弯曲力矩M弯M弯=1/3r1=1/33.65断面系数W为：W=1/3r1∴顶部弯曲应力δu=M=1110/1.84=604kg/cm2∵活塞有加强筋，∴许用应力[δ]u=700kg/cm2故δu<[δ]ub.验算x-x处的压缩应力δc活塞销上部最小断面为第一道油环处近似计算其断面积最大压力(2-4)挤压应力(2-5)而许用应力∴c.验算断面x-x处的拉伸应力δp，如图2-1所示：以最大惯性力进行校核，（2-6）拉伸应力（2-7）而许用应力∴d.验算活塞销孔最大比压力q1以合力进行验算（2-8）比压力（2-9）一般许用应力∴q1<[q1]，但已接近，故最好应将活塞销直径增大一些。e.验算活塞群部长度为L时的单位面积最大侧压力Kmax以最大法线方向作用力进行验算（2-10）而一般拖拉机用发动机的，现已超过∴S195气缸和活塞的磨损可能较大。2.7.2活塞环计算已知：活塞环材料HT28-48弹性系数许用应力安装环方法系数加工环方法系数第一环温度℃气缸壁温度℃a.计算环的径向厚度a其中:式中：随环的压力曲线不同的系数∴∴现图纸取故相接近。b.计算环在自由状态时的开口间隙A（2-11）其中：随环的压力曲线而不同的系数，取0.196比值d/a故=0.425∴开口间隙mm现图纸取A=0.15-0.35mm故相接近。c.应力计算⑴工作时应力δδ=（2-12）=2X1.74X14.88X12000/[3.14(3-0.196)X95X(25.7-1)]=30.1⑵加工时应力（2-13）⑶环装上活塞时的应力（2-13）其中β=A/a许用应力[δ]=40∴δ<[δ]d.环表面上平均单位面积压力py（2-14）=0.425X12000X4.25X100/[25.7(3-0.196)(25.7-1)3]=2.05一般汽车、拖拉机发动机故S195的平均压力值已达上限值。2.7.3活塞销计算已知：活塞销支点距离l=58mm活塞销采用浮式活塞销外径活塞销内径连杆小头长度a.计算销弯曲应力δ弯，如图2-2所示：（2-15）（2-16）∴而（碳钢为下限，合金钢为上限）∴δ弯〈[δ弯]b.计算剪切应力δcp（2-17）许用应力∴c.验算单位面积压力q⑴活塞销和连杆小头接触面间q1（2-18）⑵活塞销和活塞销座接触面间q2（2-19）现有发动机的：200-400：150-350故q1〈[q1]q2〈[q2]但已接近上限值3.柴油机缸盖设计计算气缸盖的工作条件比较苛刻，他要承受气体产生的高温高压的作用。在气缸盖上还要布置气门、气门座、进排气道、冷却水道等。气缸盖是内燃机零件中结构较为复杂的箱体零件,也是关键件,其精度要求高,加工工艺复杂,且加工质量的好坏直接影响发动机整机性能,因此,它成为各内燃机生产厂家的重点之一。设计气缸盖时要注意以下几点：a.气缸盖要有一定的刚度，且刚度分布均匀，以保证气缸盖与机体上端面之间的密封可靠。若气缸盖发生扭曲，气缸盖与机体的接合面之间就会产生缝隙，使高温高压气体泄露，甚至烧坏气缸垫。b.作好缸盖的冷却，防止气缸盖温度过高和温度分布不均所导致的热应力过大。c.布置好进排气道，进排气道的阻力要小，还要满足混合气形成过程对进气道提出的要求。d.气门机构及喷油器等部件的拆装要方便。为增加缸盖的刚度，用与气缸盖等高的筒形薄壁将气缸盖上的螺栓孔与壁连接起来。3．1配气系统参数的选择3．1．1凸轮参数的选择凸轮升程规律的选择。S195型柴油机为普通柴油机，为使配气系统能可靠的，平稳的工作和具有良好的充气性能，配气凸轮工作段升程规律采用高次多项式，过渡段采用余弦函数。原始参数的选择。a.凸轮最大升程h。与同类机型相比较，取h=7.6mmb.凸轮工作段作用半角ΦT作用半角ΦT根据配气相位决定，参考同类机型发动机，配气相位选择如表3-1所示：表3-1配气相位表气门状态配气相位进气门开（曲轴转角deg）上死点前17°进气门关（曲轴转角deg）下死点后43°排气门开（曲轴转角deg）下死点前43°排气门关（曲轴转角deg）上死点后17°因此，进气凸轮作用半角排气凸轮作用半角c.落座速度V0选取d.气门间隙取气门间隙为0.35mme.过渡段升程h0和过渡段角度Φ0取°f.凸轮基圆半径R0选取3．1．2计算配气机构往复运动部分的质量a.称重进气门g=0.1Kg排气门g=0.085Kg内外弹簧2g=0.07Kg气门夹及弹簧座g=0.038Kg摇臂g=0.19Kg推杆g=0.11Kg挺杆g=0.12Kgb．计算质量m（换算到推杆处的质量）c．排气门部分（3-1）式中Q摇臂旋转惯量计算出为0.0000142Kg.m.sec所以排气部分质量为：=0.0778Kg.sec/m进气部分的质量为：（3-2）=0.0812Kg.sec/m3．2机构系统中零件的强度校核3．2．1气门弹簧强度校核表3-2气门弹簧参数弹簧钢丝直径d（mm）弹簧中径d2（mm）旋绕数C=d2/d有效圈数n总圈数N自由长度H0（mm）安装长度H1（mm）最大气门升程长度H2（mm）气门外弹簧4.532.27.25.57.559.549.536.3气门内弹簧322.67.57952.54329.8a.弹簧刚度计算。外弹簧内弹簧b.弹簧予紧力P1和最大弹力P2计算。外弹簧：安装变形量最大变形量预紧力最大弹力P2=f2×P‘=23.2×2.2332=51.8kg内弹簧：安装变形量f1=H0-H1=52.5-43=9.5mm最大变形量f2=H0-H2=52.5-29.8=22.7mm预紧力P1=f1×P‘=9.5×1.0024=9.5228kg最大弹力P2=f2×P‘=22.7×1.0024=22.75kg内外弹簧合力：预紧力=22.332+9.5228=31.85kg最大弹力=51.81+22.75=74.56kgc.弹簧钢丝截面应力校核。弹簧应力K-曲度系数，（3-3）C-旋绕比外弹簧：K=[（4×7.2-1）/（4×7.2-4）]+（0.615/7.2）=1.2061=8×1.206×32.2×22.332/×4.53=24.23kg/mm22=8×1.206×32.2×51.81/×4.53=56.22kg/mm2内弹簧：K=[（4×7.5-1）/（4×7.5-4）]+（0.615/7.5）=1.1971=8×1.197×22.6×9.5228/×33=24.30kg/mm22=8×1.197×22.6×22.75/×33=58.04kg/mm2弹簧材料选用65Mn，并经喷丸处理，许用应力[]取65kg/mm2，所以内，外弹簧的最大工作应力都小于许用应力，认为安全。d.弹簧疲劳强度校核。疲劳强度安全系数用下式进行计算。（3-4）0—弹簧材料的脉动疲劳极限，取65kg/mm2。外弹簧：n=（65+0.75×24.23）/56.22=1.48内弹簧：n=（65+0.75×24.30）/58.04=1.434安全系数大于1.3，认为安全。e.共振校核。弹簧自振频率用下式计算。（3-5）d—弹簧钢丝直径D2—弹簧中径。外弹簧：发动机标定转速为2300转/分，凸轮轴转速为1150转/分。内弹簧：fn=215×105×3/7×22.62=18040.3c/minfn/1150=18040.3/1150=15.69＞10弹簧自振频率与凸轮轴标定转速之比应大于10，故本设计认为安全。3.2.2气门杆与气门导管孔的挤压应力校核挤压应力按下式计算。（3-6）Mvmax—气门受到的最大力矩。d--气门杆直径。9mm--气门导管长度。60mm由计算得知，最大力矩发生在凸轮轴转角36°时，Mvmax=586.3kg/mm，而最大载荷发生在36.75°时，Pvmax=181.3kg。V=0.1086kg/mm2气门杆与导管孔的许用应力为0.2kg/mm2。故本设计认为安全。摇臂与气门杆顶面接触应力校核。接触应力用下式计算：c=0.338（Pvmax×EM/R）1/3（3-7）Pvmax–摇臂与气门杆顶面的最大作用力，算得Pvmax=181.3kgEM–弹性模量，取2.1×104kg/mm2，R–摇臂头半径c=28.12kg/mm2许用接触应力为450kg/mm2，故设计认为安全。3.2.3摇臂衬套挤压应力校核R=PRmax/d×b（3-8）PRmax=（1+r）×Pvmax（3-9）r--摇臂比。1.53d--摇臂衬套直径。22mmb--摇臂衬套长度。20mmR=1.04kg/mm2许用应力为8kg/mm2，故设计安全。3.2.4推杆纵向弯曲稳定校核纵向弯曲稳定性安全系数按欧拉公式计算。n=（2×E×J）/Ptmax×l2（3-10）E--弹性模数，2.1×104kg/mm2J--推杆截面模数，J=d4/64d--推杆直径，8mmPtmax=r×Pvmax=1.53×181.3=277.4kg（3-11）l--推杆长度，216mmn=2×2.1×104××84/（277.4×2162×64）=3.21（3-12）安全系数在2～5范围内，故本设计安全。3.2.5凸轮挺杆接触应力校核接触应力用下式进行验算。c=0.418[（Ps×r×Ecp）/（×b）]1/2（3-13）Ps--气门弹簧力r--摇臂比1.53Ecp--凸轮和挺杆材料的平均弹性模量。EM=2E1×E2/（E1+E2）=2×21000×18000/（21000+18000）=19384.6kg/mm2--凸轮轮廓曲率半径b--凸轮宽度16mma.最小曲率半径接触时：进气凸轮作用角较小，曲率半径较小，故仅考虑进气凸轮的接触应力，由进气凸轮计算可得，最小曲率半径为6.4mm，此时凸轮升程为7.05mm，气门升程为10.79mm弹簧力：Ps=（8.5+10.79）×1.0024+（8.5+10.79）×2.233=43.67kgc=0.418[（Ps×r×Ecp）/（×b）]1/2=47.01kg/mm2b.顶圆接触时。进气凸轮的顶圆半径为6.4mm顶圆接触时，弹簧力达最大，由弹簧计算可知，Ps=44.6kgc=0.418[（Ps×r×Ecp）/（×b）]1/2=47.62kg/mm2（3-14）凸轮-挺柱的许用接触应力为72kg/mm2，故设计安全。3.2.6挺柱侧面比压验算比压按下式计算。t=6×Mtmax/d×l2+N/d×l（3-15）d–挺柱直径16mml--挺柱孔长度40mmMtmax--由凸轮，挺柱间作用力产生的力矩M1，及摩擦力产生的力矩M2组成。N–侧向压力。由计算得，Mtmax=2080.2kgmm，此时的N=11.79kgt=6×Mtmax/d×l2+N/d×l=0.506kg/mm2许用值为1kg/mm2，故设计安全。3.3出油阀的验算S195型柴油机经改进后转速仍为2000转/分，功率增大5%，由原来的180克/马力小时，变为195克/马力小时（考虑一定的安全系数）则，每循环所需的供油量为：==0.0444cm/循环考虑过负载及可能的损失情况，一般K=1.1-1.3，现取K=1.2，/循环在燃油中有漏油损失，（3-16）式中：为容积效率，柴油机的容积效率=0.8-0.9，所以取值为0.8。根据计算，考虑以上因素，所以每循环要求的供油量（即在12马力，2000转/分钟时要求的供油量），为其之和53.3+13.4=66.7mm/循环再考虑其它损失，如回油、高温下油管体积膨胀、燃油压缩等因素，再适量增加供油，即可达到要求。出油阀主要应验算其最小流通截面，必须大于高压油管中的流通断截面，以便在喷射燃油时减少其阻力。a.出油阀座面流通截面积的核算：（3-17）式中：出油阀升程，取=高压油管流通截面积为：（3-18）所以从{1}中，一般所以S195出油阀座面流通截面积已足够。b.出油阀圆环槽和铣槽的流通面积计算：、（3-19）（3-20）由计算可知，出油阀圆最小截面积在铣槽处，虽然嫌小了一些，但由前面计算知道：S195的高压油管内径取得太大，所以出油阀本身还是可以的。3.4喷油管喷孔尺寸确定：为了改进柴油机的燃油经济性与排放性能，必须重新选配喷油器，因为喷油器的结构和参数决定着喷雾的质量，影响着喷油规律喷油压力的变化，同时喷油油束与燃烧室形状和位置，对燃烧系统的性能也有很大的影响。因此，喷油器的选择和匹配是影响柴油机性能指标的关键因素之一。尽管采用高压喷射可以加速混合，改善燃烧，但由于制造精度高、成本高的原因，只能选用适当的喷油器，所以直喷柴油机的燃油-空气混合主要仍是利用空气运动能量的方式，增压和进气道的合理布置就能使燃油和空气很好的混合，组织适当的缸内空气运动对增压柴油机的混合气形成和燃烧过程有着重要的作用，主要表现在以下方面：a.使燃油喷雾在燃烧室内分布更为均匀，促进和加速油滴与空气的混合，增加燃油分子与氧分子的接触面积和碰撞几率；b.促进和加速油滴与热空气、热壁之间的热交换；c.加速已燃气体火焰与未然混合气的混合气的相互扩散和渗透，因而滞燃期短，加速扩散燃烧，减少后燃；由于提高了空气利用率，使过量空气系数可以降低；d.利用空气运动能量，可以降低对供有系统的要求。喷油器安装孔采用镶套结构，改善了鼻梁区的铸造工艺性，有利于鼻梁区的冷却。同时由于195柴油机仍采用二气门结构，所以喷油器只能倾斜布置，柴油机的喷油器与气缸中心线的夹角是15o。如图3-2所示:图3-2气缸盖缸套示意图1O性橡胶密封圈2喷油嘴套3气缸盖4冷却水腔每循环喷入汽缸内的燃油量为：（3-21）燃油经过喷游器喷口的平均流速为：（3-22）喷孔断面积为：（3-23）喷孔直径为：（3-24）S195因采用直喷式喷头，故为喷孔和喷头间的圆环形剖面面积。

4缸盖冷却对气缸盖高度为95mm与缸径之比为0.92~0.87，因此，对顶置气门式气缸盖来说，结构比较紧凑，气缸盖采用“横流式”设计，进排气道分置于气缸盖两侧，交替布置，有利于气缸盖的冷却，提高了气门座的寿命。在工作状态下，气缸盖承受着燃烧气体的高温高压作用，尤其是进排气门之间的鼻梁区，如果冷却不好，会出现裂纹的情况，对S195型柴油机的冷却采取了以下措施。4.1冷却水的流动方式冷却水的流动方式设计为混合流动，整个气缸盖底面有很多大小不等的进水孔，气缸盖前端采用全开放式，以减小水流的阻力，因此冷却水流从后向前保持左右平衡，形成稳定均匀的流动，水量的分配为33.6%进入进气道侧。在局部高温区采用喷水管来冷却高温区。4.2鼻梁区的冷却采用设置冷却喷水道的方法，直接对鼻梁区进行冷却，在结构上，对S195进行了改进，S195柴油机气缸盖的冷却水喷水道设置在排气道一侧，但对于增压柴油机来说，缸盖受到更高的热负荷和机械负荷作用，因此将冷却水喷水道设置在中部，使喷水管的喷水口直接对准进排气门之间的鼻梁区，以对鼻梁区进行更充分的冷却。