內燃机曲轴轴瓦的装配应力问题探讨

张乐山

（淅江显峰汽车配件有限公司，浙江温州325400）

内燃机曲轴轴瓦的装配，需凭借适当的过盈量产生必要的装配应力，使之与轴承座孔紧密贴合，牢固定位。以便将轴承负荷和摩擦产生的热量传递给轴承座。

假若装配应力不足，在曲轴髙速旋转及动载荷的作用下，瓦背与座孔表面之间就会产生周向高频微幅错动.产生“微动磨损”（Fritting），它有可能导致钢背断裂，或由于散热不良而使温度升高、最小油膜厚度减小和最高油膜压力增大，甚至因热膨胀而使润滑间隙完全消失，导致轴瓦粘咬而早期失效。

另一方面，如果装配应力过大，瓦背材料则会因屈服而产生塑性变形和弹性消失，同样会使轴瓦松动而导致破坏。

将装配应力控制在适当范围内，是确保轴瓦和发动机工作安全可靠性的重要条件。

要保证轴瓦具有必要的装配应力，一要靠正确的配合设计，二要靠配合件的良好制造精度。本文着重谈谈轴瓦设计中如何控制装配应力的合理取值范围问题。

由于导致瓦背和座孔表面之间发生周向错动的切向力τ值的确定比较复杂，一般采用最小周向应力σt.min的经验数值控制紧固程度，有关设计手册上给出了该经验数值的推荐值（见表1）。

表1 最小周向应力σt.min的推荐值 MPa

但是，笔者在实际工作中发现，上述推荐值的合理性值得商榷.现以下面几种机型连杆瓦（见图1～图4）为例作一分析。

1 几种轴瓦产生的微动磨损现象

筆者在多年轴瓦失效分析实际工作中，曾先后遇到多种机型连杆瓦的微动磨损现象，如图1～图4所示。

图1 因微动磨损而损坏的BJ型内燃机车240／260柴油机连杆瓦

图2 16V280A型柴油机连杆瓦微动磨损现象

图3 G32柴油机连杆瓦的微动磨损现象

图4 230连杆瓦的微动磨损现象

从图上照片可见，这几种轴瓦的瓦背上都存在不同程度的的微动磨损现象。其中，原BJ型内燃机车装用的240／260柴油机连杆瓦，曾数次造成瓦背断裂，从拆下的台架试验瓦背微动磨损部位局部放大图上（图1（a）），可见只有微动磨损才能形成的“冷焊疤”特征。

2 上述几种轴瓦的装配周向应力校核计算

为分析微动磨损产生的原因 ，根据表2所列参数对上述几种轴瓦装配应力进行了校核计算。

表2 4种机型连杆瓦的相关参数

2.1 轴瓦等效壁厚Seff

式中S2.eff为合金层等效壁厚；铝基合金，S2.eff＝S2／3，铜基合金，S2.eff＝S2／2。

计算结果见表3。

表3 等效壁厚计算结果 mm

2.2 轴瓦周长检验压缩量ν

式中f为检验方法系数；A法（单边加载法）f＝6.0；B法（双辺加载法）f＝6.7；A为上下轴瓦平均有效截面积，A＝S.eff×B，mm2。

计算结果见表4。

表4 压缩量ν计算结果 mm

2.3 轴瓦直径过盈量Δd

（1）周长检验模直径为座孔直径最大极限尺寸，即Dch＝DH，max

（2）周长检验模直径为座孔直径最小极限尺寸，即Dch＝DH，min

计算结果见表5。

表5 直径过盈Δd计算结果 mm

2 .4 周向压应力σt

式中的φ值与座孔材质及轴瓦类型（主轴瓦还是连杆瓦）有关，根据有效壁厚与轴瓦外径之比从设计手册中查取.结果见表6。

周向应力计算结果见表7。

从表6和表7可见，4种轴瓦Seff／d值都在薄壁轴瓦范围以內，它们的最小周向压应力均大于表1推荐值的下限，有两种甚至大于推荐值上限，为什么却会发生微动磨损呢？

表6 φ值

表7 周向压应力σt计算结果 MPa

亊实证明，表1中的σt，min传统推荐值偏小，不足以保证轴瓦的可靠定位。

3 径向压应力σr分析

我们知道，保证轴瓦可靠定位的力来源于径向压应力产生的摩擦力。为了分析发生微动磨损的原因，进一步按公式（9）、（10）对径向压应力σr进行计算.结果见表8。

表8 径向压应力计算结果 MPa

将表7和表8进行对比可见，周向应力与径向应力的大小排序多数并不对应.这一点并不难解释，从公式（9）、（10）可知，σr虽然与σt成正比，但却与轴瓦直径成反比（确切地说是与σt及轴瓦有效面积成正比 而与轴瓦投影面积成反比）.因此，周向应力大的径向应力并不一定大，最重要的不是控制最小周向应力，而是必须很好地控制最小径向应力，才能确保轴瓦的可靠定位。

究竟要有多大的σr才能满足定位要求，国内外至今并无统－定量规定。一般而言，轴瓦刚度越低，所需接触压力也会越大。在早期发动机中，一方面由于功率低，又加之多采用刚度较大的厚壁轴瓦，径向接触压力大于2MPa就可有效防止微动磨损，后来，随着发动机输出功率的不断提高和刚性较低的薄壁轴瓦的广泛应用，σr，min逐渐增加，根据对国外一些机型的计算，主轴瓦一般不小于6MPa，连杆瓦一般不小于7 MPa；随着发动机强化程度的进一步提高和轴瓦负荷的不断增大，不少机型甚至已提高到8MPa以上。从表8的计算数据可见，这4种机型连杆瓦的径向接触压力显然是偏小的，这正是产生微动磨损的根本原因。其中，16V280A和G32两种连杆瓦，后经笔者改进设计，分别将周长过盈公差由0.13～0.17和0.18～0.23加大到0.26～0.30和0.40～0.46，最小径向压力分别增加至7.20MPa和9.29MPa，经多台柴油机数年实际运用验证，过去普遍存在的微动磨损现象己彻底消失。

不言而喻，大幅度提高径向应力，必然导致周向应力的大幅增加，使之远远超出表1中的传统推荐值.如16V280A型和G32型连杆瓦的σt，就分别由108～158 MPa和137～178MPa提高到了177～227MPa和235～280MPa。国内轴瓦设计中之所以对σt取值偏小的现象比较普遍，主要是认为不能超出钢背材料的屈服极限。钢背材料为08钢，其屈服强度σs＝175MPa。上述4种连杆瓦的σt，max基本上就控制在这个范围。那么，16V280A及G32连杆瓦修改设计之后，已大大超过屈服极限，岂不是存在产生屈服的风险？但事实己经证明，这些轴瓦并未产生屈服。

为了进一步证明这一点，笔者又根据所搜集到的资料（见表9），对11种国内外比较知名的中速机轴瓦进行了装配应力计算。从表10中的计算结果可见，它们的最大周向压应力都远远大于传统推荐值；甚至有的最小周向压应力高出推荐值近一倍，但它们并未发生屈服，这进一步说明传统推荐值确实过低，不能满足当代发动机轴瓦可靠定位的要求。

为什么周向压应力远远超过08及10号钢屈服极限却并未发生屈服呢？据分析，一方面材料手册上给出的屈服极限是拉伸强度，而轴瓦的周向应力为压缩应力，对于08、10号之类软钢而言，其压缩强度与拉伸强度可能并不相等？另一方面，当代绝大多数发动机都采用由轧制材料制成的薄壁轴瓦，这些材料在冷复合轧制过程中的压下量一般都高达40﹪以上，从而使其机械性能显著提高。据国外柴油机手册推荐，由轧制双金属带材制造的轴瓦，其钢背许用应力［σt］达300～400MPa。表9中的周向应力显然未超过这一范围。

4 结束语

基于上述分析，发动机轴瓦装配过盈设计步骤和安装应力控制范围如下：

（1）确定径向压应力。建议对主轴瓦，其最小值σr，min≥6MPa，对连杆瓦σr，min≥7MPa；

表9 几种轴瓦的相关系参数

表10 11种中速柴油机用轴瓦的装配应力 MPa

（2）根据σr，min计算最小周向压应力σt，min；

（3）根据σt，min计算最小直径过盈量Δdmin；

（4）根据Δdmin和轴瓦周长检验压缩量ν计算周长检验高出度amin，并确定加工公差及amax；

（5）根据amax、ν及轴承座孔公差TDH，计算最大直径过盈Δdmax；

（6）根据Δdmax计算σt，max；

（7）校核和控制危险断面周向应力σt.W；

式中Aeff为上下瓦有效面积平均值；AW，eff为危险断面（非受力瓦油孔处轴向截面积），AW，eff＝Seff×B－（Ac＋Ak），这里，Ac与Ak分别为油槽及油孔横截面积。σt.W≤［σt］；［σt］＝300～400MPa。

［1］侯天理，何国炜编译.内燃机手册［M］.上海：上海交大出版社，1993.

［2］柴油机设计手册［M］.北京：中国农业出版社，1984.

［3］李柱国主编.内燃机滑动轴承［M］.上海：上海交大出版社，2003.

［4］张乐山.16V280A型柴油机连杆瓦的改进［J］.内燃机配件，2008，（1）：1－5.

［5］滕志斌，等.新编金属材料手册［M］.北京：金盾出版社，2007.