CN1436936A

CN1436936A - 轴承装置

Info

Publication number: CN1436936A
Application number: CN03107507A
Authority: CN
Inventors: 北條敦雄; 乾博笃; 大须贺贵则; 小柳正志
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2002-02-06
Filing date: 2003-01-30
Publication date: 2003-08-20
Anticipated expiration: 2023-01-30
Also published as: ITTO20030054A1; CN100430615C; US20030179966A1; US6868810B2; KR20030067506A; KR100533652B1

Abstract

一种用于转动轴的轴承装置，通过考虑油膜最大压力的位置而确定滑动轴承分开面的位置，可以进一步限制对滑动轴承的伤害。该轴承装置包括一对用于转动地支承内燃机曲轴的滑动轴承以及用于将润滑油提供到曲轴和滑动轴承之间间隙内的油供应通道。每个滑动轴承由在分开面分开的半轴承组成，所述分开面位于基本上垂直于所述间隙内润滑油形成的油膜最大压力方向的平面内。轴承装置适用于包括具有倾斜汽缸轴线的汽缸的内燃机，在不依靠汽缸轴线倾角的情况下，其能够降低由曲轴振动引起的内燃机的振动和噪音，并限制对端部主轴承的磨损和伤害。

Description

轴承装置

本发明专利申请要求申请日为2002年2月6日申请号分别为No.2002-030129和2002-030128的日本专利申请的优先权，这两篇专利的内容被结合在本专利申请中。

技术领域

本发明涉及一种轴承装置(bearing device)，它包括一作为用于转动地支承转轴例如内燃机曲轴的滑动轴承的主轴承。更具体地说，本发明涉及一种用于内燃机的轴承装置，它包括多个用于转动地支承单缸或多缸内燃机的曲轴的主轴承。特别涉及一种轴承装置，其中用于支承曲轴两端的主轴承端部中的每个包括一滑动轴承。

背景技术

通常主轴承是一个用于转动地支承转轴例如内燃机曲轴的滑动轴承，提供到滑动轴承的高压润滑油充满曲轴和滑动轴承之间的径向间隙内，形成一层油膜，由于油膜的压力，曲轴在与滑动轴承浮动状态下转动。因此曲轴不与滑动轴承接触，减少曲轴与滑动轴承之间的摩擦。

如图6所示，当滑动轴承01包括两个在分开表面03而对分的半圆柱形轴承02、02组成时，上述充满润滑油的间隙04(在图6中，采用放大比例画出间隙04)被设定的在周向变化，在转动轴线06与内部接触滑动轴承01的内周表面的圆的中心轴线07彼此重合的情况下(下文称作“基本条件”)，从而在包含对分表面03的平面08处具有最大间隙04a，在与平面08垂直并包含曲轴05的转动轴线06的平面08处具有最小间隙04i。半轴承02、02的周向端部02a、02a；02b、02b在内周表面被切倒角，提供用于形成曲轴05和主轴承01之间附加间隙的碰撞空隙04c、04c。利用所述碰撞空隙04c、04c，通过径向向内突出，阻止在将滑动轴承01装配到发动机主体内时由于装配误差等所引起的半轴承02、02彼此邻接的周向端部02a、02a；02b、02b与曲轴05接触。

此外，当曲轴在曲轴和滑动轴承之间的间隙内充满润滑油条件下转动时，由于它的粘性，润滑油与曲轴一起转动，沿作用在曲轴上的负载方向，在曲轴和滑动轴承之间形成一楔形油膜。在油膜的楔形作用所产生的压力影响下，曲轴向上浮动，曲轴的转动轴线移动到一偏离移动距离的位置和一与负载方向偏离一定角度的转动方向上。通过对有关油墨内压力分布的雷诺方程进行求解，可以确定在滑动轴承上油膜内的压力分布。通常最大压力产生于从基本条件下负荷方向沿曲轴转动方向偏离的位置。

作为一种在被分成两个的滑动轴承上形成适当油膜的技术，通过公开号为平成5-31039的日本专利申请所介绍的轴承装置而变得公知。该轴承装置包括一用于转动地支承L类型多缸发动机曲轴的滑动轴承，该发动机包括曲轴箱内的一前汽缸和一后汽缸。包括一轴承箱和位于所述轴承箱内部的衬套的滑动轴承在一分离面被一分为二，所述分离面位于一与在侧视图上一基本上等分前汽缸和后汽缸的中心线相交角的直线基本上垂直的平面内，并被保持在沿通过滑动轴承的基本上水平分开线可被分成上和下部分的曲轴箱内。利用采用这种方式被设定的滑动轴承的分开面，爆炸载荷作用在远离滑动轴承分开部分的位置上，从而形成适合的油膜。

一种用于内燃机的轴承装置包括一构成由一对半轴承组成的滑动轴承的主轴承，这种轴承装置在公开号为平成7-139539的日本专利文献中被公开。

开号为平成7-139539的日本专利文献中所公开的轴承装置(在下文中被称作“轴承装置A”)包括一对用于转动地支承串联发动机的主轴的分开类型的滑动主轴承，所述串联发动机具有一汽缸该汽缸具有一相对于垂线倾斜一预定夹角的中心轴线(对应于缸轴线)。所述一对分开类型的滑动主轴承的配合表面(对应于分开面)位于与垂直线垂直的一个平面内，分开的滑动主轴承的偏心尺寸被设定为不大于0.004毫米，从而轴承内表面接近一个真实圆。此外该日本专利文献还介绍一种轴承装置，其中一对分开类型的滑动主轴承的配合表面(对应于分开面)位于与垂直线换句话说中央轴线垂直的一个平面内，串联发动机包括一个汽缸，该汽缸具有与垂线重合的中线(下文被称作“轴承装置B”)。

在由一对半轴承组成的滑动轴承内，油膜的最大压力作用位置取决于作用在曲轴上的负载大小、曲轴的转动速度、润滑油的粘度等。因此无论最大压力位置如何变化，为了遏制作用在出现在半轴承分开面附近的周向端位置的油膜压力，以便形成一适合的油膜并减少对滑动轴承的损害，最好沿滑动轴承内周面使油膜最大压力作用位置距分开面的距离尽可能地大。

此外由作用在活塞上的爆炸载荷和惯性力所引起的周期变化的负荷通过活塞和曲轴被施加在用于转动地支承内燃机曲轴的滑动轴承上。由负荷变化引起的曲轴振动通过曲轴和滑动轴承之间的油膜被传送到滑动轴承或主轴承以及充满曲轴和主轴承之间间隙的润滑油油膜，并进一步被传送到诸如保持滑动或主轴承的曲轴箱的发动机主体上，导致滑动或主轴承磨损。振动和噪音的生成以及滑动或主轴承的磨损极大地受通过混合气体在燃烧室内燃烧而周期性生成的爆炸载荷的影响，所述爆炸载荷是变化负荷的最大负荷，爆炸载荷的方向基本上与汽缸的汽缸轴线反方向重合。

有鉴于此，日本专利文献平成5-31039介绍了一种轴承装置。其中，根据前汽缸和后汽缸的分布，确定滑动轴承的分开面，并不考虑作用在曲轴上的负荷所产生的油膜最大压力的位置。此外在上述基本条件下，通过曲轴转动轴线的汽缸轴线极大地偏离曲轴和滑动轴承之间最小间隙所出现的方向，从而在汽缸轴线方向存在相对较大的间隙。因此受被施加在基本上与汽缸轴线相同方向上的最大负荷的影响，弯曲振动也就是轴颈部分即滑动轴承所支承的曲轴部分的振摆回转被扩大，更大的振动通过油膜振动滑动轴承，在现有技术中导致容易产生振动和噪音，容易出现滑动轴承磨损的现象。

另一方面，在日本专利文献平成7-139539中所介绍的轴承装置B中，在基本条件下，在通过曲轴转动轴线的汽缸轴线的方向上出现最小间隙，从而与日本专利文献平成5-31039中的轴承装置相比，由最大负荷所引起的曲轴振动被减少，因此降低了振动和噪音，遏制滑动轴承的磨损。然而轴承装置B具有这样的结构，其中包含主轴承的分开面的平面垂直于垂线，能够使用这种轴承装置的内燃机局限于汽缸轴线与垂直线重合的内燃机，因此不能考虑将轴承装置B应用在汽缸轴线与垂直线倾斜的内燃机中，例如由V型内燃机所代表的内燃机。因此对于汽缸轴线与垂直线倾斜的内燃机来说，推荐使用日本专利文献平成7-139539中所介绍的轴承装置。然而在这种轴承装置中，要求很高的机加工精度，用于设定主轴承的偏心率大小，从而引起制造成本高的问题。

此外，当汽缸轴线与垂直线之间夹角接近90°时，在通过曲轴转动轴线的汽缸轴线方向上，曲轴和主轴承之间的间隙被放大，导致容易产生振动和噪音，主轴承容易被磨损。此外，当最小负荷作用在主轴承分开面附近的碰撞空隙上时，在某些情况下，润滑油通过分开表面之间间隙流出，难以形成适合的油膜，在极端情况下，曲轴和主轴承彼此接触，担心出现主轴承被损坏的情况。

此外由于曲轴两端是自由端，在端部产生相当大的弯曲振动，因此为了减轻内燃机的振动和噪音，利用用于支承端部的轴颈(端部轴颈)的端部主轴承减少曲轴自由端的弯曲振动是非常有效的，此外由最大负荷引起的曲轴的端部轴颈的弯曲震动被减少，从而减少端部主轴承的振动。此外为了增强包括多个用于支承曲轴的主轴承的轴承装置的寿命，最好不仅遏制端部轴颈的弯曲振动，而且遏制端部主轴承的磨损，自由端的弯曲震动被传送到该端部主轴承。

发明内容

本发明考虑了上述问题。本发明的一个目的是提供一种适用于具有所有汽缸分布(布局)的内燃机的轴承装置，所述内燃机包括单缸内燃机、V型内燃机以及包括具有相对于铅垂线倾斜的汽缸轴线的汽缸的串联多缸内燃机，在不取决于汽缸轴线的倾斜角度和倾斜方向的前提下，由曲轴的弯曲振动导致的内燃机的振动和噪音被减少，限制端部主轴承的磨损和伤害，降低了成本。

此外，本发明的一个目的是降低V型内燃机的振动和噪音，限制对主轴承的磨损和伤害。本发明的另一个目的是减少元件数量并增强端部主轴承的组装性能。

本发明的一个目的是提供一种用于转动轴的轴承装置，其中通过考虑油膜最大压力位置，确定滑动轴承的分开面的位置，能够进一步降低滑动轴承的磨损。本发明的另一个目的是减少包括一曲轴的内燃机的振动和噪音，限制对滑动轴承的磨损和伤害，其中爆炸载荷(explosion load)作为变化负荷被作用在所述曲轴上。

本发明涉及一种轴承装置，其包括用于转动地支承接收变化负荷的转动轴的滑动轴承以及用于将润滑油提供到所述转动轴和所述滑动轴承之间径向间隙内的油供应通道。该滑动轴承包括在分开面被分开的半轴承，所述分开面位于基本上垂直于所述间隙内的润滑油所形成的油膜最大压力的方向的平面内。

采用这种方式能够保护从作用在分开面上的油膜最大压力的位置沿滑动轴承内周面相当长的距离。即使由于转动轴上的负荷以及转动轴的转动速度导致油膜最大压力的位置移动，也尽可能地阻止最大压力或最大压力附近的高压力作用在半轴承分开面附近的周向端部。

因此根据本发明，可以具有下述效果。由于滑动轴承由在分开面分开的半轴承组成，所述分开面位于基本上垂直于油膜最大压力方向的平面内，允许在转动轴和滑动轴承之间间隙内的润滑油形成油膜，能够保护从作用在分开面上的油膜最大压力的位置沿滑动轴承内周面相当长的距离。即使由于转动轴上的负荷以及转动轴的转动速度导致油膜最大压力的位置移动，也尽可能地阻止最大压力或最大压力附近的高压力作用在半轴承分开面附近的周向端部。因此阻止转动轴和滑动轴承之间间隙在最大压力方向变得过大。此外在某些情况下发生的构成油膜的润滑油通过出现碰撞空隙处的分开面之间间隙的外流可以被避免，可以在滑动轴承上形成适合的油膜，从而限制对滑动轴承的伤害，增大了滑动轴承的寿命。

本发明包括的转动轴是一个内燃机的曲轴，利用活塞在汽缸内往复运动驱动所述曲轴转动，在基本条件下，所述间隙的最小间隙被形成在所述最大压力的方向上。

利用这种方式，曲轴和滑动轴承之间最小间隙位于油膜的最大压力方向上。此外在曲轴转动期间，由于油膜压力的影响，曲轴移动到相对于汽缸轴线方向的转动方向一侧，变化负荷的方向接近最小间隙的位置，因此，进一步降低由滑动轴承支承的曲轴的轴颈部分的弯曲振动(振摆回转/whirling)。

因此根据本发明具有下述效果，被滑动轴承支承的转动轴是一个内燃机的曲轴，利用活塞在汽缸内往复运动驱动所述曲轴转动，在基本条件下，所述间隙的最小间隙被形成在所述最大压力的方向上。利用这种方式，最小间隙位于油膜的最大压力方向上。此外在曲轴转动期间，由于油膜压力的影响，曲轴移动到相对于汽缸轴线方向的转动方向一侧，变化负荷的方向接近最小间隙的位置，因此，进一步降低由滑动轴承支承的曲轴的轴颈部分的弯曲振动(振摆回转)。因此，由来自活塞的最大负荷用作在曲轴上引起的曲轴弯曲振动而导致的内燃机的振动和噪音被减少，由弯曲振动引起的对滑动轴承的磨损和伤害被限制，增强了滑动轴承的寿命。

根据本发明，所述内燃机是一种V型内燃机，其曲轴仅由一对所述滑动轴承支承。

通过这种方式，尽管汽缸轴线的倾角是不同的，曲轴仅由一对所述滑动轴承支承，可以降低滑动轴承上的弯曲振动。

因此根据本发明具有下述效果，由于V型内燃机的曲轴仅由一对所述滑动轴承支承，尽管在两个滑动轴承上油膜最大压力的方向不同，在所有支承曲轴的滑动轴承上的弯曲振动被降低。因此可以有效地降低内燃机的振动和噪音，限制所有滑动轴承的磨损和伤害，增强轴承装置的耐久性。

根据本发明，所述内燃机包括一在所述曲轴轴向可以被分成第一和第二壳体的曲轴箱，所述滑动轴承被分别压到所述第一和第二壳体内。

通过这种方式，被分别压到构成曲轴箱的第一和第二壳体内的滑动轴承通过被压到第一和第二壳体内而被固定。因此根据本发明，具有下述效果。换句话况内燃机包括在所述曲轴转动轴线方向可以被分成第一和第二壳体的曲轴箱，滑动轴承被分别压到第一和第二壳体内，从而滑动轴承被直接固定在第一和第二壳体内。因此不需要上述专利文献所介绍的符合现有技术轴承装置的支承壳体，从而减少了元件数量，而且用于将每个滑动轴承固定在曲轴上的步骤也被减少。此外确定油膜最大压力方向，每个滑动轴承的分开面位于基本上垂直于油膜最大压力方向的平面内，从而可容易地将其安装到曲轴箱内。

术语“基本条件”意味着这样的条件，即曲轴转动轴线与接触滑动轴承内周面的圆的中线(换句话说，滑动轴承的承载中线)彼此重合。此外术语“基本上垂直”包括准确垂直情况，术语“基本上重合”包括准确重合情况，术语“基本上相同”包括完全相同的情况。

本发明也涉及一种包括多个用于转动地支承曲轴的主轴承的内燃机的轴承装置，通过活塞在汽缸轴线相对于垂线倾斜的汽缸内往复运动，驱动曲轴。设置一对用于支承主轴承的曲轴两端的端部主轴承，每个主轴承包括一滑动轴承，该滑动轴承由一对在分开面分开的半轴承组成，所述每个端部主轴承的分开面位于一个基本上垂直于所述汽缸的汽缸轴线的平面，该汽缸邻近所述曲轴的轴向，所述曲轴和每个端部主轴承之间径向间隙的最小间隙被形成在通过基本条件下所述曲轴转动轴线的所述汽缸轴线方向上。

通过这种方式，在所有包括具有一相对于垂线(铅垂线)倾斜的汽缸轴线的汽缸的内燃机中，曲轴和端部主轴承之间最小间隙出现在汽缸轴线基本上与爆炸载荷重合的方向上，所述爆炸载荷是通过在汽缸内往复运动的活塞而作用在曲轴上的最大载荷，从而被端部主轴承所支承曲轴的端部主轴承的弯曲振动(振摆回转)以及包括一自由端的曲轴的每个端部的弯曲振动被减少，所述自由端是指从端部轴颈部分到曲轴末端这个范围。

因此根据本发明，具有下述效果。也就是在用于包括汽缸轴线相对于垂线倾斜的汽缸的内燃机的轴承装置中，每个端部主轴承也就是用于支承曲轴端部并且由包括由一对半轴承组成的滑动轴承的主轴承的分开面位于基本上垂直于邻近曲轴轴向的汽缸的汽缸轴线的平面内，曲轴和端部主轴承之间径向内的最小间隙被形成在通过基本条件下的曲轴转动轴线的汽缸轴线的方向上。用此方式，由于曲轴和端部主轴承之间最小间隙出现在基本上与作用在曲轴上的最大载荷即爆炸载荷重合的汽缸轴线的方向上，从而被端部主轴承所支承的曲轴的端部主轴承的弯曲振动(振摆回转)以及包括自由端的曲轴的每个端部的弯曲振动被减少，所述自由端是指从端部轴颈部分到曲轴末端这个范围。因此在具有所有汽缸分布的内燃机中，所述内燃机包括单缸内燃机、V型内燃机以及包括具有倾斜汽缸轴线的汽缸的串联内燃机，在不取决于汽缸轴线的倾斜角度和倾斜方向的前提下，由在曲轴端部产生的弯曲振动导致的内燃机的振动和噪音被减少，由来自活塞的并作用在曲轴上的最大负荷引起在曲轴端部产生弯曲振动，由从曲轴传送的弯曲振动引起的端部主轴承的磨损和伤害被限制，增强了包括多个用于支承曲轴的主轴承的轴承装置的寿命。此外不需要对端部主轴承进行严格的尺寸控制，可以获得成本低廉的轴承装置。

本发明涉及一种V型内燃机，其曲轴仅由两个上述主轴承支承，所述主轴承由所述一对端部主轴承组成。

采用这种方式，虽然汽缸轴线的倾角是不同的，曲轴仅由端部主轴承支承，可以限制所有主轴承的弯曲振动。

因此，本发明具有下述效果，也就是虽然汽缸轴线相对于垂线的倾角是不同的，利用仅由两个主动轴承支承的V型内燃机的曲轴，所述主轴承由所述一对端部主轴承组成，能够减少所有主轴承的弯曲振动。因此，可以减少内燃机的振动和噪音，可以减少所有主轴承的磨损和伤害，增强轴承装置的耐久性。采用这种方式，被分别压到构成曲轴箱的第一和第二壳体内的端部主轴承被直接固定在第一和第二壳体上。因此本发明具有下述结果，也就是由于内燃机包括在轴向被分成第一和第二壳体的曲轴箱，两个端部主轴承被直接固定在第一和第二壳体上，不需要上述的现有技术中所使用支承壳体，从而减少了元件数量，而且用于将曲轴箱固定在每个滑动轴承上的步骤也被减少，降低了内燃机的成本。此外无论汽缸轴线相对于垂线的倾角是多少，每个端部主轴承包括出现在基本上垂直于汽缸轴线的平面内的分开面，可以被轻易地固定在曲轴箱内。

在本说明书中，术语“垂线/铅垂线”意味着当转动轴线是水平时的一条垂直于曲轴转动轴线的直线。

通过下文详细地介绍，本发明的应用范围将变得很清楚。然而应该理解的是，所述详细的介绍和用于说明本发明最佳实施例的特殊实施例仅用于说明本发明，对于本领域技术人员来说，根据本说明书，在不脱离本发明的精神和范围内可以进行各种改进和变型。

通过下文结合附图所进行的介绍，本发明将变得更加清楚，所述附图仅用于说明本发明，并不限制本发明。

附图说明

图1显示了本发明的一个实施例，是一个部分断面图，显示了包含V型内燃机的汽缸轴线的平面，本发明的轴承装置被应用在该内燃机上；

图2是图1所示内燃机的一个局部断面图，其中显示了包含曲轴转动轴线的平面；

图3(A)和3(B)显示了曲轴和滑动轴承在基本条件下的断面图，其中图3(A)是一个沿图2中IIIA-IIIA线所做的断面图，图3(B)是一个沿图2中IIIB-IIIB线所做的断面图；

图4是一个显示图1所示轴承装置的滑动轴承的剖透视图；

图5是一个用于说明转动曲轴和滑动轴承之间所形成油膜的压力的视图；

图6是一个显示现有技术的断面图，显示了滑动轴承的与曲轴转动轴线垂直的平面，此时曲轴和滑动轴承处于基本条件下。

具体实施方式

下文将结合附图1～5介绍本发明的实施例。

在图1和图2中，显示了使用了符合本发明的轴承装置的内燃机E。内燃机E是一种被安装在车辆上的空气冷却类型的V型两缸内燃机，处于被水平放置的状态，从而曲轴5指向左-右方向。内燃机E包括汽缸盖1，前-后对第一和第二汽缸2₁、2₂被并排设置在转动轴线Lc也就是沿方向R转动的曲轴5的轴向方向上，所述方向R就是图1所示的逆时针方向，汽缸盖1被设置的与一对分别与第一和第二汽缸2₁、2₂上端相连的汽缸盖3、3成V形。曲轴箱4与汽缸体1下部相连，与汽缸体1的下部一起组成曲轴箱。

第一和第二汽缸2₁、2₂具有相对于垂直线Lv倾斜的汽缸轴线L₁、L₂，所述汽缸轴线L₁、L₂相对于垂直线Lv具有不同的倾角和不同的倾斜方向。

曲轴5和离合器以及一用于将曲轴5的能量传送到机动车驱动轮的变速箱被设置在曲轴箱4内。曲轴箱4包括沿轴向方向在基本上垂直于转动轴线Lc的平面Pc上的分开面Dc被分开的左-右对第一壳体4₁和第二壳体4₂。第一和第二汽缸2₁、2₂以及汽缸盖3、3构成V形汽缸侧体的前-后对。此外汽缸体1、汽缸盖3、3以及曲轴箱4构成发动机的主体。

曲轴5和离合器以及一用于将曲轴5的能量传送到机动车驱动轮的变速箱被设置在曲轴箱4内。曲轴箱4包括沿轴向方向在基本上垂直于转动轴线Lc的分开面Dc被分开的左-右对第一壳体4₁和第二壳体4₂。第一和第二汽缸2₁、2₂以及汽缸盖3、3构成V形汽缸侧体的前-后对。此外汽缸体1、汽缸盖3、3以及曲轴箱4构成发动机的主体。

通过第一和第二滑动或主轴承10₁、10₂，曲轴5被转动地支承在曲轴箱4内，它们是通过位于左和右端部分5a、5b上的轴颈部分5a1、5b1被固定在第一壳体4₁和第二壳体4₂上的主轴承的端部。在曲轴5上，邻近轴颈部分5a1的第一腹板5c1、邻近轴颈部分5b1的第二腹板5c2以及位于第一腹板5c1和第二腹板5c2之间的第三腹板5c3在上述轴向按照一定间距并排放置在轴颈部分5a1和5b1之间。曲轴销5d被设置在第一腹板5c1和第三腹板5c3之间，被连接到被装配在第一汽缸2₁内的活塞6上的连杆7与曲轴销5d相连，其中与被装配在第二汽缸2₂内的活塞6相连的连杆7相连的曲轴销5d被设置在第二腹板5c2和第三腹板5c3之间。

活塞6在形成在气缸2₁、2₂上的气缸孔内孔滑动，汽缸盖3、3配备有与每个气缸2₁、2₂上的气缸内孔的上端相通的燃烧室8。在燃烧压力的驱动下往复运动的每个活塞6通过连杆7驱动曲轴5转动，利用火花塞点燃混合气体，通过混合气体在燃烧室8内燃烧产生所述燃烧压力。

曲轴5的左端部分5a、5b包括轴颈部分5a1、轴颈部分5a1末端上的自由端部分5a2，将一AV发电机G放置在自由端部分5a2。另一方面，曲轴5的右端部分5a、5b包括轴颈部分5b1、轴颈部分5b1末端上的自由端部分5b2，一用于减少曲轴5的扭转振动的阻尼器T被设置在自由端部分5b2上。

参考图3(A)和3(B)，通过被压入分别形成在第一和第二壳体4₁、4₂上的轴承保持部位11₁、11₂的圆孔内而被固定的第一和第二滑动轴承10₁、10₂都是由普通金属制成的圆柱体形状，都由一对在分开面D1、D2在周向方向被分开的半圆柱形半轴承12、12组成。

参考图4，在半轴承12、12的内周面上，半环形油槽13在上述轴向方向上位于中央部位，并在分开面D1、D2上彼此相通，提供用于使半轴承12、12的外周表面和半环形油槽13相通的多个油孔14(在这个实施例中是3个)。轴承保持部位11₁、11₂配备有保持部分侧供油通道，它包括被设置在形成圆孔的壁面上的环形油槽15以及与该油槽15相通的油孔16。从被曲轴5的能量所驱动的油泵中排出的高压润滑油通过未示油路被提供到所述保持部分侧供油通道，润滑油流过保持部分侧供油通道和油孔14…，进入油槽13，然后被提供到轴颈部分5a1、5b1以及对应于其的第一和第二滑动轴承10₁、10₂之间的部分。

被提供到第一和第二滑动轴承10₁、10₂的高压润滑油充满轴颈部分5a1、5b1以及第一和第二滑动轴承10₁、10₂之间的间隙20，形成油膜。由于油膜的存在，曲轴5在与滑动轴承10₁、10₂浮动的状态下转动，因此避免曲轴5与滑动轴承10₁、10₂接触，减少曲轴5和滑动轴承10₁、10₂之间的磨损。因此用于将润滑油提供到间隙20内的供油通道包括由油槽13和油孔14…组成的轴承侧供油通道以及保持部分侧供油通道。因此轴承装置包括第一和第二滑动轴承10₁、10₂、轴承保持部位11₁、11₂和上述油路。

同时由作用在活塞上的爆炸载荷以及惯性力引起的周期性负荷变化通过曲轴5被施加在第一和第二滑动或主轴承10₁、10₂上。对于向滑动或主轴承10₁、10₂施加变化负荷的活塞6来说，最有影响的活塞是被安装在沿上述轴向方向位于滑动或主轴承10₁、10₂附近的汽缸内的活塞。此外变化负荷的最大负荷W是燃烧室8内混合气体燃烧时所产生的周期性爆炸载荷，爆炸载荷的方向基本上与汽缸2₁、2₂中每个的汽缸轴线K₁、K₂重合。

参考图5，它是一个用于说明当曲轴5在下述条件下转动时形成在转动曲轴5和每个滑动轴承10₁、10₂之间的油膜压力的视图，所述条件是指，曲轴5和每个滑动轴承10₁、10₂之间的间隙20充满润滑油，由于粘性的影响，润滑油与曲轴5一起转动，沿包括爆炸载荷的变化载荷的作用方向(在图5中，在曲轴5的下部)，在曲轴5和滑动轴承10₁、10₂之间形成楔形油膜。由于油膜的楔形作用所产生的压力p的影响，曲轴5浮动，曲轴5的转动轴线Lc移动到一偏离一定角度的位置，也就是沿转动方向R与基本条件下的变化负荷的方向之间存在偏心角φ，偏心距离是e。

如上所述，在滑动轴承10₁、10₂内，油膜最大压力通常产生在沿曲轴5的转动方向R与基本条件下变化负荷的方向偏离的位置。在这个实施例中，通过实际测量油膜压力，例如利用粘附在沿已经受压的滑动轴承10₁、10₂轴承保持部位11₁、11₂的圆孔附近的应变计，确定最大压力产生的位置。采用这种方式，最大压力P_MAX的位置，所述最大压力P_MAX就是内燃机E的所有负荷转动区域内换句话说内燃机E的所有操作区域内的最大压力以及所有负荷区域，当最大负荷W作用在曲轴5上时，可以确定所述最大压力的位置，考虑取决于润滑油种类和温度变化的润滑油的粘性，也可以确定最大压力P_MAX的方向。

图5显示了采用上述方式确定的油膜的最大压力P_MAX的位置，以及作用的方向A。以基本条件下的转动轴线Lc为中心，最大压力P_MAX从基本条件下的最大负荷W的方向沿转动方向转动了θ角。滑动轴承10₁、10₂的分开面D₁、D₂被设置在基本上垂直于每个滑动轴承10₁、10₂内最大压力P_MAX方向的并包含转动轴线Lc的平面P₁、P₂内。在图5中两个点划线显示曲轴5处于不转动时的位置。

滑动轴承10₁、10₂的分开面D₁、D₂位于包含转动轴线Lc的平面P₁、P₂内。所述平面P₁、P₂基本上分别垂直于在轴线方向上邻近主轴承10₁、10₂的汽缸2₁、2₂的汽缸轴线L₁、L₂。

更具体地说，如图3(A)和3(B)所示，在图3(A)和3(B)中，为了便于理解，用放大方式画间隙20，第一滑动或主轴承10₁的分开面D₁位于基本上垂直于最大压力P_MAX方向H₁的平面P₁内。所述最大压力P_MAX作用在从最大负荷W沿曲轴5的转动方向R转动了θ角的方向，最大负荷W具有基本上与第一汽缸2₁的汽缸轴线L₁(看图1)相同的方向，所述汽缸2₁是一个在上述轴向邻近主轴承10₁的汽缸。第二滑动轴承10₂的分开面D₂位于基本上垂直于最大压力P_MAX方向H₂的平面P₂内。所述最大压力P_MAX作用在从最大负荷W沿曲轴5的转动方向R转动了θ角的方向，最大负荷W具有基本上与第二汽缸2₂的汽缸轴线L₂(看图1)相同的方向，所述汽缸2₂是一个在轴向邻近主轴承10₂的汽缸。图3显示了在基本条件下也就是每个滑动轴承10₁、10₂的承载中线Lb与曲轴5的转动轴线Lc彼此重合时作用在曲轴5上的最大负荷。

此外，每个轴颈部分5a1、5b1与滑动轴承10₁、10₂之间的径向间隙20被设定为沿周向方向逐渐变化，所述轴颈部分5a1、5b1具有包括一圆柱形表面的外周表面，当每个滑动轴承10₁、10₂的一对半轴承12、12被分别压到轴承保持部位11₁、11₂上时，在基本条件下，间隙20变成包含分开面D₁、D₂的平面P₁、P₂上的最大间隙20a，变成与平面P₁、P₂垂直并通过曲轴5的转动轴线Lc(也就是承载中线/轴承中线Lb)的平面P₃、P₄上的最小间隙20i，所述基本条件下是指当每个滑动轴承10₁、10₂的一对半轴承12、12被分别压到轴承保持部位11₁、11₂上时，每个滑动轴承10₁、10₂的承载中线Lb与曲轴5的转动轴线Lc彼此重合。

因此在垂直于转动轴线Lc的平面内，每个滑动轴承10₁、10₂的内周表面的断面形状基本上是椭圆形。在处于基本条件下的第一和第二滑动轴承10₁、10₂中的每个轴承中，最小间隙20i被形成在最大压力P_MAX的方向H₁、H₂通过转动轴线Lc(也就是承载中线Lb)的方向，换句话说，在平面P₃、P₄上最大压力P_MAX的方向H₁、H₂上。此外，最小间隙20i被形成在汽缸轴线K₁、K₂通过转动轴线Lc(也就是承载中线Lb)的方向，换句话说，在平面P₃、P₄上汽缸轴线K₁、K₂的方向。

在一对半轴承12、12分开面D₁、D₂的附近的周端部12a、12a、12b、12b上，提供用于形成曲轴5和每个主滑动轴承10₁、10₂之间额外间隙的碰撞空隙12c、12c。利用这种布置，当第一和第二滑动轴承10₁、10₂被压入到轴承保持部位11₁、11₂上的圆孔内时，通过向内径向突出，阻止彼此相邻的周端部12a、12a、12b、12b由于装配误差等因素引起的与轴颈部分5a1、5b1接触。

在将曲轴5装配到曲轴箱4内时，将第一和第二滑动轴承10₁、10₂分别压到轴承保持部位11₁、11₂上，然后将曲轴5的端部5a、5b插入相应的第一和第二滑动轴承10₁、10₂内。

下文将介绍该实施例的作用和效果。

当内燃机E操纵时，使曲轴5转动，从油泵排出的润滑油通过保持部分侧油供给通道被提供到第一和第二滑动轴承10₁、10₂内，轴颈部分5a1、5b1和第一和第二滑动轴承10₁、10₂之间间隙20充满高压润滑油。因此利用间隙20内润滑油所形成的油膜支承轴颈部分5a1、5b1处于浮动状态。

然后在基本上与第一汽缸2₁也就是在轴向方向上邻近第一滑动轴承10₁的汽缸的汽缸轴线K₁相同方向上，最大负荷W也就是爆炸载荷作用在第一滑动轴承10₁上，同时在基本上与第二汽缸2₂、也就是在轴向方向上邻近第二滑动轴承10₂的汽缸的汽缸轴线K₂相同方向上，最大负荷W也就是爆炸载荷作用在第二滑动轴承10₂上。

滑动轴承10₁、10₂中每个由在位于基本上垂直于油膜最大压力P_MAX方向的平面P₁、P₂上的分开面D₁、D₂上分开的半轴承12、12组成，由曲轴5和第一和第二滑动轴承10₁、10₂之间间隙20内的润滑油形成所述油膜，因此能够被固定在从最大压力P_MAX用在分开面D₁、D₂的位置沿滑动轴承10₁、10₂内周面相当长的距离。因此即使受诸如作用在曲轴5上的负荷、曲轴5的转动方向和润滑油粘度的影响，最大压力P_MAX的位置移动，尽可能地禁止最大压力P_MAX或最大压力P_MAX附近高压力作用在一对半轴承12、12分开面D₁、D₂的附近的周端部12a、12a、12b、12b上。因此阻止在最大压力P_MAX的方向H₁、H₂内的间隙20变得过大，阻止润滑油通过出现在碰撞空隙12c、12c上的分开面D₁、D₂之间的间隙流出，阻止滑动轴承10₁、10₂被损坏，增强滑动轴承10₁、10₂的寿命。

由于对主轴承10₁、10₂不需要非常严格的尺寸控制，可以降低轴承装置的成本。众所周知，当承受最大负荷W的曲轴5转动时，在曲轴5下方形成楔形油膜，转动轴线Lc的位置从最大负荷W的方向改变到转动方向R(在图3(A)和3(B)中，在汽缸轴线方向K₁、K₂的右侧)。在此情况下，最大负荷W的方向位于最小间隙20i附近，从而与现有技术相比，降低了曲轴5的弯曲振动。

内燃机E的曲轴5仅被一对主轴承10₁、10₂转动地支承，从而尽管汽缸轴L₁、L₂相对于垂直线Lv的倾角和倾斜方向是不同的，在所有主轴承10₁、10₂上降低了弯曲振动，因此可以有效地减少内燃机E的振动和噪音。此外限制了对所有主轴承10₁、10₂的磨损和伤害，增强了轴承装置的寿命。

由于在基本条件下，曲轴5和每个轴承10₁、10₂之间的最小间隙20i被形成在最大压力P_MAX的方向H₁、H₂上，最小间隙20i在基本条件下的最大压力P_MAX的方向H₁、H₂上。此外，在曲轴5的转动期间，曲轴5在转动方向R上(图3(A)和3(B)，汽缸轴线K₁、K₂的右侧)相对于通过承载中线Lb的汽缸轴线K₁、K₂移动，最大负荷W的方向接近最小间隙20i的位置，从而进一步降低被滑动轴承10₁、10₂支承的曲轴5的轴颈部分5a1、5b1的弯曲振动。因此由最大负荷W导致曲轴5内所生成的弯曲振动所引起的内燃机E的振动和噪音被降低。通过活塞6将最大负荷W作用在曲轴5上。此外限制了由弯曲振动引起的对滑动轴承10₁、10₂的磨损和伤害，从而增强了轴承装置的寿命。

由于内燃机E的曲轴5仅被一对滑动轴承10₁、10₂转动地支承，从而尽管在两个滑动轴承10₁、10₂处油膜的最大压力P_MAX的方向H₁、H₂是不同的，支承曲轴5的所有的滑动轴承10₁、10₂转动弯曲振动被降低。因此可以有效地减少内燃机E的振动和噪音。此外限制了对所有主轴承10₁、10₂的磨损和伤害，增强了轴承装置的寿命。

此外由于曲轴5的两端5a、5b是自由端，在这些端部5a、5b产生相对较大的弯曲振动。因此通过两个滑动轴承10₁、10₂分别支承曲轴5的端部5a、5b以便降低内燃机E的振动和噪音，也有效地减少了曲轴5的自由端5a2、5b2的弯曲振动。此外最好限制由自由端5a2、5b2的弯曲振动引起的磨损，以便增强滑动轴承10₁、10₂的寿命。根据上述观点，由于每个滑动轴承10₁、10₂包括在位于基本上垂直于油膜最大压力P_MAX的方向H₁、H₂的平面P₁、P₂内的分开面D₁、D₂上分开的半轴承12、12，间隙20的最小间隙20i被形成在最大压力P_MAX的方向H₁、H₂上，减少了自由端5a2、5b2的弯曲振动。因此由自由端5a2、5b2的弯曲振动引起的内燃机E的振动和噪音被减少，限制了滑动轴承10₁、10₂的磨损，增强了滑动轴承10₁、10₂的寿命。

内燃机E包括在上述轴向被分成第一和第二壳体部分4₁、4₁的曲轴箱4，两个滑动轴承10₁、10₂分别压靠在第一和第二壳体部分4₁、4₁上，从而两个滑动轴承10₁、10₂被分别直接固定在第一和第二壳体部分4₁、4₁上。因此，不需要上述专利文献所介绍的符合现有技术的轴承装置的支承壳体，因此元件数量以及用于将每个滑动轴承10₁、10₂固定在曲轴箱4上的装配步骤被减少，降低了内燃机E的成本。此外无论油膜最大压力P_MAX出现在任何方向上，具有位于基本上垂直于油膜最大压力P_MAX的方向H₁、H₂的平面P₁、P₂内的分开面D₁、D₂的滑动轴承10₁、10₂可以被轻易地固定在曲轴箱4上，无论汽缸轴L₁、L₂相对于垂直线Lv的倾角和倾斜方向，位于基本上垂直于汽缸轴L₁、L₂的平面P₁、P₂内的分开面D₁、D₂可以被轻易地固定在曲轴箱4上。

对上述实施例的结构进行一些改进，下文介绍改进后的实施例。

在上述实施例中，被滑动轴承10₁、10₂支承的元件是内燃机的曲轴，滑动轴承10₁、10₂也可以支承内燃机之外装置的曲轴，或支承包括内燃机的装置内的曲轴之外的转动轴。

在上述实施例中，内燃机是一种V型两缸内燃机，内燃机也可以是一种单缸内燃机、V型两缸内燃机之外的多缸内燃机，例如串联两缸内燃机，不小于三缸的串联内燃机或V型内燃机。在单缸类型情况下，邻近两个滑动轴承的汽缸是相同的汽缸。在包括不少于两缸的多缸内燃机情况下，当用于支承端部滑动或主轴承之间曲轴的中间滑动轴承采用与端部滑动或主轴承相同方式由一对在分开面分开的半轴承组成时，分开面被设置在基本上垂直于最大压力P_MAX的方向的平面P₁、P₂内，通过来自中间活塞并作用在滑动轴承上的最大负荷产生所述最大压力P_MAX。

当曲轴箱4在上述实施例中的曲轴5的轴向上被分开时，曲轴箱可以在由包含转动轴线Lc并与轴承保持部位的圆孔相交的平面组成的分开面上被分开。在此情况下，由一对半轴承组成的滑动轴承被安装在曲轴的轴颈部分上，并被固定在圆柱形支承壳体内，所述支承壳体覆盖所述滑动轴承并可以被一分为二，滑动轴承和支承壳体被组装在其上的曲轴被固定在曲轴箱内。

代替上述实施例中的被设置在轴承保持部分上的油路，用于将润滑油供应到曲轴5和滑动轴承10₁、10₂之间的间隙20内的油供应通道可以由设置在曲轴5内部的油路组成。

以上已对本发明作了十分详细的描述，所以阅读和理解了本说明书后，对本领域技术人员来说，本发明的各种改变和修改将变得明显。所以一切如此改动和修正也包括在此发明中，因此它们在权利要求书的保护范围内。

Claims

1.一种轴承装置，它包括用于转动地支承接收变化负荷的转动轴的滑动轴承以及用于将润滑油提供到所述转动轴和所述滑动轴承之间径向间隙内的油供应通道，所述滑动轴承包括：

在分开面被分开的半轴承，所述分开面位于基本上垂直于所述间隙内的润滑油所形成的油膜最大压力的方向的平面内。

2.根据权利要求1所述轴承装置，其特征在于：所述转动轴是一个内燃机的曲轴，利用活塞在汽缸内往复运动驱动所述曲轴转动，在一基本条件下，所述间隙的最小间隙被形成在所述最大压力的方向上。

3.根据权利要求2所述轴承装置，其特征在于：所述内燃机是一种V型内燃机，所述曲轴仅由一对所述滑动轴承支承。

4.根据权利要求2所述轴承装置，其特征在于：所述内燃机包括一在所述曲轴轴向可以被分成第一和第二壳体的曲轴箱，所述滑动轴承被分别压到所述第一和第二壳体内。

5.根据权利要求3所述轴承装置，其特征在于：所述内燃机包括一在所述曲轴轴向可以被分成第一和第二壳体的曲轴箱，所述滑动轴承被分别压到所述第一和第二壳体内。

6.根据权利要求1所述轴承装置，其特征在于：所述滑动轴承的最大间隙位于包含所述滑动轴承分开面的平面内。

7.根据权利要求6所述轴承装置，其特征在于：所述滑动轴承的最小间隙位于与包含所述滑动轴承分开面的平面垂直的平面内。

8.根据权利要求1所述轴承装置，其特征在于：每个滑动轴承基本上是椭圆的。

9.用于内燃机的轴承装置包括：

多个用于转动地支承曲轴的主轴承，利用活塞在汽缸内往复运动驱动所述曲轴，所述汽缸的汽缸轴线与垂直线倾斜；

一对端部主轴承，用于支承曲轴的两个端部，每个主轴承包括一滑动轴承，该滑动轴承由一对在分开面分开的半轴承组成，所述每个端部主轴承的分开面位于一个基本上垂直于所述汽缸的汽缸轴线的平面内，该汽缸邻近所述曲轴的轴向，所述曲轴和每个端部主轴承之间径向间隙的最小间隙被形成在通过基本条件下所述曲轴的转动轴线的所述汽缸轴线上。

10.根据权利要求9所述轴承装置，其特征在于：所述内燃机是一种V型内燃机，所述曲轴仅由两个所述主轴承支承，所述主轴承由所述一对端部主轴承组成。

11.一种根据权利要求9所述轴承装置，其特征在于：所述内燃机包括一在所述轴向被分成第一和第二壳体的曲轴箱，所述两个端部主轴承被分别压到所述第一和第二壳体内。

12.根据权利要求10所述轴承装置，其特征在于：所述内燃机包括一在所述轴向可以被分成第一和第二壳体的曲轴箱，所述两个端部主轴承被分别压到所述第一和第二壳体内。

13.根据权利要求9所述轴承装置，其特征在于：所述滑动轴承的最大间隙位于包含所述滑动轴承分开面的平面内。

14.根据权利要求13所述轴承装置，其特征在于：所述滑动轴承的最小间隙位于与包含所述滑动轴承分开面的平面垂直的平面内。

15.根据权利要求9所述轴承装置，其特征在于：每个滑动轴承基本上是椭圆的。