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值范围具有使运动部件。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。