張樂山

（淅江顯峰汽車配件有限公司，浙江溫州325400）

內(nèi)燃機曲軸軸瓦的裝配，需憑借適當?shù)倪^盈量產(chǎn)生必要的裝配應(yīng)力，使之與軸承座孔緊密貼合，牢固定位。以便將軸承負荷和摩擦產(chǎn)生的熱量傳遞給軸承座。

假若裝配應(yīng)力不足，在曲軸髙速旋轉(zhuǎn)及動載荷的作用下，瓦背與座孔表面之間就會產(chǎn)生周向高頻微幅錯動.產(chǎn)生“微動磨損”（Fritting），它有可能導(dǎo)致鋼背斷裂，或由于散熱不良而使溫度升高、最小油膜厚度減小和最高油膜壓力增大，甚至因熱膨脹而使?jié)櫥g隙完全消失，導(dǎo)致軸瓦粘咬而早期失效。

另一方面，如果裝配應(yīng)力過大，瓦背材料則會因屈服而產(chǎn)生塑性變形和彈性消失，同樣會使軸瓦松動而導(dǎo)致破壞。

將裝配應(yīng)力控制在適當范圍內(nèi)，是確保軸瓦和發(fā)動機工作安全可靠性的重要條件。

要保證軸瓦具有必要的裝配應(yīng)力，一要靠正確的配合設(shè)計，二要靠配合件的良好制造精度。本文著重談?wù)勢S瓦設(shè)計中如何控制裝配應(yīng)力的合理取值范圍問題。

由于導(dǎo)致瓦背和座孔表面之間發(fā)生周向錯動的切向力τ值的確定比較復(fù)雜，一般采用最小周向應(yīng)力σt.min的經(jīng)驗數(shù)值控制緊固程度，有關(guān)設(shè)計手冊上給出了該經(jīng)驗數(shù)值的推薦值（見表1）。

表1 最小周向應(yīng)力σt.min的推薦值 MPa

但是，筆者在實際工作中發(fā)現(xiàn)，上述推薦值的合理性值得商榷.現(xiàn)以下面幾種機型連桿瓦（見圖1～圖4）為例作一分析。

1 幾種軸瓦產(chǎn)生的微動磨損現(xiàn)象

筆者在多年軸瓦失效分析實際工作中，曾先后遇到多種機型連桿瓦的微動磨損現(xiàn)象，如圖1～圖4所示。

圖1 因微動磨損而損壞的BJ型內(nèi)燃機車240／260柴油機連桿瓦

圖2 16V280A型柴油機連桿瓦微動磨損現(xiàn)象

圖3 G32柴油機連桿瓦的微動磨損現(xiàn)象

圖4 230連桿瓦的微動磨損現(xiàn)象

從圖上照片可見，這幾種軸瓦的瓦背上都存在不同程度的的微動磨損現(xiàn)象。其中，原BJ型內(nèi)燃機車裝用的240／260柴油機連桿瓦，曾數(shù)次造成瓦背斷裂，從拆下的臺架試驗瓦背微動磨損部位局部放大圖上（圖1（a）），可見只有微動磨損才能形成的“冷焊疤”特征。

2 上述幾種軸瓦的裝配周向應(yīng)力校核計算

為分析微動磨損產(chǎn)生的原因 ，根據(jù)表2所列參數(shù)對上述幾種軸瓦裝配應(yīng)力進行了校核計算。

表2 4種機型連桿瓦的相關(guān)參數(shù)

2.1 軸瓦等效壁厚Seff

式中S2.eff為合金層等效壁厚；鋁基合金，S2.eff＝S2／3，銅基合金，S2.eff＝S2／2。

計算結(jié)果見表3。

表3 等效壁厚計算結(jié)果 mm

2.2 軸瓦周長檢驗壓縮量ν

式中f為檢驗方法系數(shù)；A法（單邊加載法）f＝6.0；B法（雙辺加載法）f＝6.7；A為上下軸瓦平均有效截面積，A＝S.eff×B，mm2。

計算結(jié)果見表4。

表4 壓縮量ν計算結(jié)果 mm

2.3 軸瓦直徑過盈量Δd

（1）周長檢驗?zāi)Ｖ睆綖樽字睆阶畲髽O限尺寸，即Dch＝DH，max

（2）周長檢驗?zāi)Ｖ睆綖樽字睆阶钚O限尺寸，即Dch＝DH，min

計算結(jié)果見表5。

表5 直徑過盈Δd計算結(jié)果 mm

2 .4 周向壓應(yīng)力σt

式中的φ值與座孔材質(zhì)及軸瓦類型（主軸瓦還是連桿瓦）有關(guān)，根據(jù)有效壁厚與軸瓦外徑之比從設(shè)計手冊中查取.結(jié)果見表6。

周向應(yīng)力計算結(jié)果見表7。

從表6和表7可見，4種軸瓦Seff／d值都在薄壁軸瓦范圍以內(nèi)，它們的最小周向壓應(yīng)力均大于表1推薦值的下限，有兩種甚至大于推薦值上限，為什么卻會發(fā)生微動磨損呢？

表6 φ值

表7 周向壓應(yīng)力σt計算結(jié)果 MPa

亊實證明，表1中的σt，min傳統(tǒng)推薦值偏小，不足以保證軸瓦的可靠定位。

3 徑向壓應(yīng)力σr分析

我們知道，保證軸瓦可靠定位的力來源于徑向壓應(yīng)力產(chǎn)生的摩擦力。為了分析發(fā)生微動磨損的原因，進一步按公式（9）、（10）對徑向壓應(yīng)力σr進行計算.結(jié)果見表8。

表8 徑向壓應(yīng)力計算結(jié)果 MPa

將表7和表8進行對比可見，周向應(yīng)力與徑向應(yīng)力的大小排序多數(shù)并不對應(yīng).這一點并不難解釋，從公式（9）、（10）可知，σr雖然與σt成正比，但卻與軸瓦直徑成反比（確切地說是與σt及軸瓦有效面積成正比 而與軸瓦投影面積成反比）.因此，周向應(yīng)力大的徑向應(yīng)力并不一定大，最重要的不是控制最小周向應(yīng)力，而是必須很好地控制最小徑向應(yīng)力，才能確保軸瓦的可靠定位。

究竟要有多大的σr才能滿足定位要求，國內(nèi)外至今并無統(tǒng)－定量規(guī)定。一般而言，軸瓦剛度越低，所需接觸壓力也會越大。在早期發(fā)動機中，一方面由于功率低，又加之多采用剛度較大的厚壁軸瓦，徑向接觸壓力大于2MPa就可有效防止微動磨損，后來，隨著發(fā)動機輸出功率的不斷提高和剛性較低的薄壁軸瓦的廣泛應(yīng)用，σr，min逐漸增加，根據(jù)對國外一些機型的計算，主軸瓦一般不小于6MPa，連桿瓦一般不小于7 MPa；隨著發(fā)動機強化程度的進一步提高和軸瓦負荷的不斷增大，不少機型甚至已提高到8MPa以上。從表8的計算數(shù)據(jù)可見，這4種機型連桿瓦的徑向接觸壓力顯然是偏小的，這正是產(chǎn)生微動磨損的根本原因。其中，16V280A和G32兩種連桿瓦，后經(jīng)筆者改進設(shè)計，分別將周長過盈公差由0.13～0.17和0.18～0.23加大到0.26～0.30和0.40～0.46，最小徑向壓力分別增加至7.20MPa和9.29MPa，經(jīng)多臺柴油機數(shù)年實際運用驗證，過去普遍存在的微動磨損現(xiàn)象己徹底消失。

不言而喻，大幅度提高徑向應(yīng)力，必然導(dǎo)致周向應(yīng)力的大幅增加，使之遠遠超出表1中的傳統(tǒng)推薦值.如16V280A型和G32型連桿瓦的σt，就分別由108～158 MPa和137～178MPa提高到了177～227MPa和235～280MPa。國內(nèi)軸瓦設(shè)計中之所以對σt取值偏小的現(xiàn)象比較普遍，主要是認為不能超出鋼背材料的屈服極限。鋼背材料為08鋼，其屈服強度σs＝175MPa。上述4種連桿瓦的σt，max基本上就控制在這個范圍。那么，16V280A及G32連桿瓦修改設(shè)計之后，已大大超過屈服極限，豈不是存在產(chǎn)生屈服的風(fēng)險？但事實己經(jīng)證明，這些軸瓦并未產(chǎn)生屈服。

為了進一步證明這一點，筆者又根據(jù)所搜集到的資料（見表9），對11種國內(nèi)外比較知名的中速機軸瓦進行了裝配應(yīng)力計算。從表10中的計算結(jié)果可見，它們的最大周向壓應(yīng)力都遠遠大于傳統(tǒng)推薦值；甚至有的最小周向壓應(yīng)力高出推薦值近一倍，但它們并未發(fā)生屈服，這進一步說明傳統(tǒng)推薦值確實過低，不能滿足當代發(fā)動機軸瓦可靠定位的要求。

為什么周向壓應(yīng)力遠遠超過08及10號鋼屈服極限卻并未發(fā)生屈服呢？據(jù)分析，一方面材料手冊上給出的屈服極限是拉伸強度，而軸瓦的周向應(yīng)力為壓縮應(yīng)力，對于08、10號之類軟鋼而言，其壓縮強度與拉伸強度可能并不相等？另一方面，當代絕大多數(shù)發(fā)動機都采用由軋制材料制成的薄壁軸瓦，這些材料在冷復(fù)合軋制過程中的壓下量一般都高達40﹪以上，從而使其機械性能顯著提高。據(jù)國外柴油機手冊推薦，由軋制雙金屬帶材制造的軸瓦，其鋼背許用應(yīng)力［σt］達300～400MPa。表9中的周向應(yīng)力顯然未超過這一范圍。

4 結(jié)束語

基于上述分析，發(fā)動機軸瓦裝配過盈設(shè)計步驟和安裝應(yīng)力控制范圍如下：

（1）確定徑向壓應(yīng)力。建議對主軸瓦，其最小值σr，min≥6MPa，對連桿瓦σr，min≥7MPa；

表9 幾種軸瓦的相關(guān)系參數(shù)

表10 11種中速柴油機用軸瓦的裝配應(yīng)力 MPa

（2）根據(jù)σr，min計算最小周向壓應(yīng)力σt，min；

（3）根據(jù)σt，min計算最小直徑過盈量Δdmin；

（4）根據(jù)Δdmin和軸瓦周長檢驗壓縮量ν計算周長檢驗高出度amin，并確定加工公差及amax；

（5）根據(jù)amax、ν及軸承座孔公差TDH，計算最大直徑過盈Δdmax；

（6）根據(jù)Δdmax計算σt，max；

（7）校核和控制危險斷面周向應(yīng)力σt.W；

式中Aeff為上下瓦有效面積平均值；AW，eff為危險斷面（非受力瓦油孔處軸向截面積），AW，eff＝Seff×B－（Ac＋Ak），這里，Ac與Ak分別為油槽及油孔橫截面積。σt.W≤［σt］；［σt］＝300～400MPa。

［1］侯天理，何國煒編譯.內(nèi)燃機手冊［M］.上海：上海交大出版社，1993.

［2］柴油機設(shè)計手冊［M］.北京：中國農(nóng)業(yè)出版社，1984.

［3］李柱國主編.內(nèi)燃機滑動軸承［M］.上海：上海交大出版社，2003.

［4］張樂山.16V280A型柴油機連桿瓦的改進［J］.內(nèi)燃機配件，2008，（1）：1－5.

［5］滕志斌，等.新編金屬材料手冊［M］.北京：金盾出版社，2007.