发动机滑动轴承结构设计（下）——来自吴工的分享

　　嫁接剪拥有大型国企和外企二十余年工作经验的资深内燃机设计工程师，擅长系统完整地介绍原理及设计经验。

　　考虑到轴承底孔在装配轴承时还会有所胀大，实际轴承间隙(直径间隙)的变动范围可按下式计算。

　　式中，以下标max和min表示最大尺寸和最小尺寸；t是轴瓦厚度，△D0则是轴承底孔直径的平均胀大量。即：

　　h max和hmin各是轴瓦的最大过盈度和最小过盈度,D1是计算系数,按图6-5取1- 镁合金轴承座

　　轴承间隙的大小对于轴承的承载能力或最小油膜厚度有较大的影响。轴承的承载能力与相对间隙ψ的平方成比例，减小间隙是提高承载能力的措施。但ψ值过小，润滑油流量减小，摩擦发热加剧，使润滑油温度上升，粘度下降，润滑油膜反而减薄。

　　设计时应通过计算机作流体动力性能计算。确定轴承的油膜厚度、最大油膜压力、润滑油流量、摩擦功率以及润滑油温升与相对间隙ψ的关系，选取合理的ψ值范围。相对间隙少值范围的确定还应考虑轴承材料的嵌藏性、轴承和轴颈的加工精度、表面形位误差、润滑油滤清精度，采用嵌藏性好的轴承材料、尺寸和形位精度高和刚度高的轴颈和轴承，润滑油滤清精度高都可以容许较小中值推荐值，见表6-1l。

　　另外铝合金机体在其使用温度范围内，由于热膨胀的关系，尺寸变化较大，从而间隙离散度大。因此，要作热膨胀量计算，定出的间隙既能避免低温起动抱瓦，又不使高温下热膨胀造成间隙偏大。

　　为保证曲轴及装配在曲轴上的各构件的轴向位置一定，并承受轴向力(如正时齿轮传动的轴向分力，离合器轴向推力等)，曲轴的各主轴颈中必须有一道是相对于主轴承座双向定位的，游臼C一般不超过0．2mm，其它各道主轴颈与对应的主轴承座之间则有较大的轴向空隙，以免因尺寸链公差和受热膨胀而发生运动障碍。

　　过去曾经用过两端翻边．并且端面上有减磨合金的主轴瓦来实行曲轴的定位与止推，因制造工艺复杂，这种翻边轴瓦应用越来越少，现在用的都是单独的止推片或止推环。其中，止推环只能用于第：一道主轴颈；而半圆环形的止推片则可用于任何一道主轴颈；四个止推片的结构应用最广泛。用两个止推片的结构只适用于轴向力较小的曲轴。止推片和止推环相对于主轴承座是不能转动的，可以用定位销或定位舌定位，见图6-6。为改善止推片(环)与主轴颈端面间的润滑，在止推片的工作面上铣出存油坑，上下两片的分界面附近也局部削薄，止推面削薄尺寸见表6-12。

　　一片轴瓦的周长大于πDo／2，按照D0ma来计算此大出量，就是轴瓦的过盈度ho。过盈度要在特定的检验量具中测量，见图6-7。该量具的端面名义上应正好通过直径为D0max的底孔的中心线，实际制造误差不大于Js3。这种检测量具的刚度很大，并用淬火钢制成，可得Domax不变。为使测量值准确，用挡块顶住轴瓦一端使之与量具端面齐平，另一端加力Po，使轴瓦产生一定的压缩变形ho，然后测量轴瓦口高出量具端面的距离h，“余面高度”。轴瓦的过盈度：

　　P0作用下的ho可以计算出来,计算时要将轴瓦的实际壁厚t折算成当量壁厚te,因为钢背材料合金材料的弹性模量不一样大。

　　k-折合系数（对巴氏合金瓦k=0.2，铝基合金k=0.3，铜基合金k=0.5）

　　由于轴瓦背面与量具内表面之间有摩擦力，轴瓦断面上的内应力由受力瓦口向另一瓦口逐渐减小，压缩压力和应变力也逐渐减小，通常近似地认为P0作用下的轴瓦平均压缩应力为δm=0.8б。

　　轴瓦在P0的作用下的平均压缩应变为εm=h0/(0.5πDo ) ，则根据 δm=Eεm的关系（E为钢背材料的弹性模量，可取E=2.1×105N/mm2），可得

　　余面高度hy有一个公差带（一般不大于0.04），实际轴承座孔直径D0也有一个公差带（一般为H6），因此轴瓦相对于实际轴承座孔的过盈度为：

　　但实际轴承座是有弹性的，压入轴瓦时D0会有所增大，使轴瓦的平均应力比刚性轴承座情况有所减小，可写为：

　　轴承设计时过盈度的选择，过盈度大小要兼顾两方面，一方面hmin不能小到使，确保轴瓦紧贴轴承座孔不转动和轴瓦散热较好，另一方面hmax不能大到δmax超过钢背材料的弹性极限（）。

　　式中△h-余面高度公差，mm（选取参考标准GB1151《内燃机主轴瓦及连杆技术条件》）。

　　2004年毕业于湖北汽车工业学院，毕业后曾在国内汽车企业从事汽车变速器研发、匹配、售后技术支持等工作。担任多个项目牵头人及拥有个人专利。