流体动压润滑条件下滑动轴承的优化分析.doc

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1、 本科毕业设计 题 目 流体动压润滑条件下滑动 轴承的优化分析 专 业 汽车服务工程 作者姓名 李洋洋 学 号 2011206004 单 位 机械与汽车工程学院 指导教师 杜 娟 2015年5月 教务处编 原创性声明本人郑重声明：所提交的学位论文是本人在导师指导下，独立进行研究取得的成果。除文中已经引用的内容外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得聊城大学或其他教育机构的学位证书而使用过的材料。对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均在文中以明确的方式表明。本人承担本声明的相应责任。学位论文作者签名： 日期： 指 导 教 师 签 名: 日期： 摘要就当今的汽车而言，大约

2、有80%的机械部件的损坏来自于磨损。机械系统中摩擦能够得到相关的优化，更能够提高机械性能，延长其使用寿命。然而传统发动机滑动轴承用非定常流体设计，对于发动机滑动轴承耐磨性能并没有真正的进行定性分析，缺乏一定的说服力。 本文首先介绍了滑动轴承的相关知识，然后对流体动压润滑进行详细说明并建立了流体动压润滑的计算模型，然后以发动机主轴承为例，分析轴承在不同转速下的最小油膜厚度、润滑油温升，发现转速过高时，油膜厚度过小且温升过高，导致滑动轴承不能处于良好的润滑状态，分析该现象的原因并提出相关改进方案：增粗轴颈、加宽轴承。然后分别根据两种改进方案在不同转速下的最小油膜厚度、润滑油温升两个角度分析改进措施

3、的优劣性。关键词：流体动力润滑；转速；最小油膜厚度；温升AbstractIn terms of todays cars, and about 80% of the damage of the mechanical components from wear and tear. Mechanical friction in the system can get related optimization, more can improve the mechanical properties, extend its service life. However, the traditional engi

4、ne bearing design with unsteady flow for engine bearing wear resistance and no real qualitative analysis, the lack of certain powers of persuasion. This paper first introduces the sliding bearing of the related knowledge, and elaborate on the hydrodynamic pressure lubrication and the calculation of

5、hydrodynamic pressure lubrication model is established, and then to launch a main bearing as an example, analysis of the bearing under different rotational speed, the minimum oil film thickness, oil temperature rise, found at high speed, the temperature rise of the oil film thickness is too small an

6、d too high, lead to sliding bearing cant in good lubrication condition, analyses the reason of this phenomenon and put forward relevant improvement plan: enlargement of journal, widen the bearing. Then respectively according to the two kinds of improved scheme under different rotational speed, the m

7、inimum oil film thickness, oil temperature rise two Angle analysis of superiority and inferiority of some improvement measures. Keywords: hydrodynamic lubrication; Speed; Minimum oil film thickness; Temperature rise目录前言II1.轴承设计计算所涉及到的基础知识11.1 滑动轴承11.2牛顿粘性定律21.3.表面粗糙度31.3.1表面粗糙度定义31.3.2 表面粗糙度对零件的影响32

8、.流体动压润滑42.1流体动压润滑基本理论42.2流体动力润滑的基本方程52.2.1油层速度的分布52.2.2润滑油流量63.发动机滑动轴承的流体润滑设计83.1建立弹性流体动压润滑的计算模型8 3.1.1建立动压润滑模型8 3.1.2相关参数选择83.2动压润滑设计9 3.2.1油膜承载能力的计算9 3.2.2最小油膜厚度的计算10 3.2.3轴承热平衡计算114.发动机主轴承流体润滑计算与结果分析124.1流体润滑计算124.2流体润滑计算结果分析155.发动机主轴承耐磨性改进方案165.1增大轴颈直径16 5.1.1最小油膜厚度分析改进方案16 5.1.2润滑油温升分析改进方案175.2

9、增大轴承宽度17 5.2.1最小油膜厚度分析改进方案17 5.2.2润滑油温升分析改进方案18结论19参考文献20致谢21流体动压润滑条件下滑动轴承的耐磨性 优化分析前言滑动轴承是机械系统中常见的装置之一，也是生产过程中不可或缺的原件。提高滑动轴承的耐磨性，延长其使用寿命，无论是站在经济性还是安全性的角度上都有极其重要的意义。然而传统发动机滑动轴承用非定常流体设计，对于边界摩擦只是简单的经验试验结论并没有真正的进行定性分析，缺乏一定的说服力。近年来，人们成功的结合了雷诺兹润滑理论和赫兹接触理论，建立了弹性流体动力润滑理论，并且这一理论的应用已经能够处理各种润滑问题。本文就是站在这样一个角度上面

10、，以发动机主轴承为例，借用流体动压润滑的基本理论、基本方程，建立流体动压润滑模型，通过对不同参数的选择，计算轴承的最小油膜厚度、润滑油温升，找到影响轴承摩擦的影响因素，从而从理论上，提高滑动轴承的耐磨性，达到减小摩擦、延长寿命的目的。本篇论文由于是对滑动轴承的设计计算和相关性分析，其中就牵涉到滑动轴承的相关知识，滑动轴承承载能力的计算，重点就在于能够有效的建立滑动轴承的流体动压润滑模型，根据不同转速分析轴承的润滑状态，并提出相关改进方案，然后再对改进方案进行分析论证，说明方案对轴承耐磨性能的优劣性。1.轴承设计计算所涉及到的基础知识1.1 滑动轴承在实际的生产过程中，轴承可以根据摩擦性质的不同

11、包括滑动轴承和滚动轴承两大类。轴承无论是在机械还是在车辆，医疗等方面，都有其巨大的用途。因为滚动轴承的摩擦系数和气动阻力都较滑动轴承小，而且已经被标准化，所以在选择、润滑、日常维护都很便利，因此被普遍应用在一般的机械中。然而滑动轴承有不同于滚动轴承的工作场合，如在工作转速特高、特大冲击与振动，径向空间尺寸受到限制或者必须部分安装等场合。故滑动轴承在轧钢机，汽轮机，内燃机、铁路机车车辆、金属切削机床、航空发动机附件以及各种仪器中都有其广泛的应用。与滚动轴承相比, 滑动轴承的特点具有面接触、高承载、缓冲吸振、零件少、较小的径向尺寸、可分割等特点, 可以运用在下列情况:(1) 载荷较高，冲击较大的场

12、合，如果选择滚动轴承则会提高生产成本。(2) 具有很高的转速，转速高能够影响到轴承的磨损程度，从而影响轴承的使用寿命，高转速下滚动轴承的寿命相比滑动轴承较短。(3) 精度等级较高的场合。(4) 对于剖分有一定要求的场合，例如连轴瓦多选用滑动轴承。(5)径向尺寸较小的场合，例如在发动机的活塞销轴处。怎样设疑一款合适的滑动轴承，关键在于能否合理的解决以下若干问题:1) 轴承的形式和结构设计2) 轴瓦的结构和材料选择3) 轴承结构参数的选择4) 确定润滑剂的选择和供应5) 轴承的工作能力以及热平衡计算 1.2牛顿粘性定律牛顿流体：有一种流体，任何一点上面的剪切应力与其变形速率具有一定的线性关系，这种

13、流体就叫做牛顿流体。牛顿粘性定律：牛顿在1687年做了极为简单的剪切流动实验。他的实验很简单就是用粘性流体充满两个平行面板间的空间，平板间距为d，下板B保持静止，上板C在自己平面内保持速度为U的等速运动。由于流体随平板一起运动，所以在上板的流体速度也是U，在下板的流体速度是零。实验结果表明，作用在上板的剪应力与板的面积、板的运动速度成正比，与间距d成反比。由此得出： （式1.1）式中为剪应力；为剪切变形速率；为流体动力粘性系数（即粘度）。这就是牛顿粘性定律。牛顿流体和非牛顿流体的区别就在于是否符合这一定律。 1.3.表面粗糙度1.3.1表面粗糙度定义表面粗糙度是指零件表面上的极小的间距和微峰谷

14、之间的不平程度。表面粗糙度越小，零件的表面就会越光滑。表面粗糙度受与加工方法和其他一些因素有关，例如在机械过程中被加工表面留下痕迹的深浅、疏密、形状和纹理的差别就是因为加工方法和工件材料的不同，刀具与零件表面摩擦、切屑分离时表面层金属的塑性变形以及工艺系统中的高频振动等因素导致的。机械零件的配合性质、耐磨性、疲劳强度、接触刚度、振动和噪声等对零件的表面粗糙度有很大程度的影响，也在一定程度上影响着机械产品的使用寿命和可靠性。一般标注采用Ra。 1.3.2 表面粗糙度对零件的影响表面粗糙度对零件的机械性能的影响主要体现在下列几个方面：1) 影响零件耐磨性，零件的表面粗糙度增大，零件表面就越粗糙，在

15、配合表面之间的有效接触面积减小，导致压强变大，摩擦阻力增大，磨损加快，缩短寿命。2) 影响零件配合稳定性。就间隙配合而言，表面粗糙度大，就越容易易磨损，导致工作过程中间隙逐渐增大。3) 影响零件疲劳强度。零件的不平滑表面存在较大的波谷，受应力集中影响很明显，这在一定程度上减小了零件的疲劳强度。4) 影响耐腐蚀性。表面越粗糙，说明零件表面越是凹凸不平，导致腐蚀性气体或者液体透过凹面进入零件内部，造成腐蚀。5) 影响密封性。粗糙的两个表面之间无法正常严密地贴合，气体或液体通过接触面间的缝隙渗漏影响接触刚度。6) 影响测量精度。由于零件表面粗糙度的存在，会使得零件测量过程中精密度受到影响，尤其是在精

16、密测量时。 此外，表面粗糙度对零件的镀涂层、导热性和接触电阻、反射能力和辐射性能、液体和气体流动的阻力、导体表面电流的流通等都会有不同程度的影响。2.流体动压润滑2.1流体动压润滑基本理论 流体动力润滑理论的基本方程是用来对流体膜压力的分布用微分方程的形式进行描述。它是以粘性流体动力学的基本方程为基础，针对一些假设条件，进行简化而来的，所谓假设条件就是为了方便方程推导而进行的理论说明以及部分量的省略，包括：流体均为牛顿液体；流体的运动形式均为层流；忽略压力对流体粘度的影响、惯性力及重力的影响；认为流体不可压缩；流体膜中的压力沿膜厚方向是不变的。在发动机正常工作中，滑动轴承的润滑状态会随着运动参

17、数和承受载荷的变化而不断变化。在机械工程中进行动力润滑的相关运算时，可以视为稳态。我们图2.1流体动压润滑理论模型可以将接触线方向上任何一个接触点的润滑状态进行模拟，如图（2-1）所示，如果金属板A在X轴方向上的移动速度为V，金属板B则保持静止。再假设润滑油液在两平板间沿Z轴没有流动（即可视为该运动副在Z轴方向的尺寸为无限大）针对油液中的某个单元体开展探究，进行受力分析可知作用在此微单元体可知：左侧压力值为 右侧压力值为上面切应力值为 下侧压力值为 根据X轴方向上的平衡条件，我们可以得到下式 （式2.1）对该式进行整理，可以得到 （式2.2） 根据前面所讲到的牛顿粘性定律，对上述式子对y进行求

18、导，我们可以得到 （式2.3）该式表示了压力沿X轴方向的变化与速度沿Y轴方向的变化关系。结论1 流体压力沿X轴方向的一阶偏导数与速度沿Y轴方向上的二阶偏导数成线性关系。2.2流体动力润滑的基本方程在构建了流体动压润滑模型后我们就需要进一步的介绍流体动压润滑的理论的基本方程。流体动力润滑的基本方程主要包括有层速度的计算和润滑油的流量计算。 2.2.1油层速度的分布对上述公式进行分析我们不难得到下式 （式2.4）后对y进行积分可得 （式2.5） 对y进行积分可得 （式2.6）利用边界条件来选取常数公式中的两个常数C1和C2：当y=0时u=v ；当y=h（h为单元体处的油膜厚度）时，u=o。可以得到

19、 ; 代入公式（2-6）得到 （式2.7）由上述可知，油层的速度由两部分组成：式中前一部分表示速度呈线性分布，这就是直接由剪切流引起的；后一项表示速度呈抛物线分布，这就是有油流沿X轴方向上的变化所产生的压力流所引起的。如图2-2示 图2.2动力润滑的楔效应模型 结论2如果AB两个板的相对速度过小，则流体流动速度就会越小，流体动压润滑将不再形成，润滑效果下降，摩擦加剧。因此，为了保证轴承的良好润滑，必须确保金属接触面之间的相对速度足够大，和润滑油具有一定的粘度。2.2.2润滑油流量 如果在没有侧面泄露的情况下，润滑油在单位时间内流进任意界面单位宽度面积内的流量为 （式2.8）现在将公式（3-7）

20、、（3-8）联立并进行积分可以得到 （式2.9）设在处的油膜厚度为（即），在该截面处的流量为 （式2.10）当润滑油连续流动时，各个截面的流量相等，由此可以得到， （式2.11）进行整理可以得到， （式2.12）这就是一维雷诺方程，用于流体动力润滑滑动轴承的基本计算方程。结论3 根据雷诺方程我们可以看出油膜压力的变化与润滑油的粘度、油膜厚度及其变化、表面滑动速度有关。即：1) 润滑油的粘性越强，油膜厚度变化越大，或者两平板间的滑动速度越大，油膜的压力变化越明显。2) 在ab段，速度分布曲线为凹形，此时，油膜压力沿X轴方向逐渐增大。3) 在bc段，速度分布曲线为凸形，此时，油膜压力沿X轴方向逐渐

21、减小。4) 在a和c之间总会存在一点，油流速度变化规律固定，压力p处于最大值。由上可知，形成动力润滑的必要条件：1） 相对运动的两表面间必须形成楔形间隙。2） 两表面有一定的相对滑动速度，润滑油大口流进，小口流出。3） 润滑油须有一定的粘度，供油要充分。3.发动机滑动轴承的流体润滑设计 3.1建立弹性流体动压润滑的计算模型3.1.1建立动压润滑模型在发动机工作过程中，发动机轴承的润滑状态会受到接触点的几何位置、运动参数和承受载荷的变化等因素的影响。在工程上进行润滑计算时，近似地按照稳态工况来处理。把轴承沿接触线的任一接触点的润滑状况，用该点轴的润滑来模拟，如图3-1所示。发动机曲轴与主轴承、曲

22、柄销与连杆轴颈的润滑按接触点的曲率半径与表面速度确定的模拟条件为式中：R为轴半径，m； 图3.1动压润滑模型 为轴表面速度，ms；为轴的转动角速度，rmin。 3.1.2相关参数选择 滑动轴承设计计算的主要参数包括宽径比、轴承间隙、润滑油黏度等 。这些参数能够直接影响着轴承的承载和轴承的温升。 而且这些影响都不是线性的，不能够直接进行修正, 而是必须经过进一步验算才能作最后决定。 尽管如此, 了解这些参数对工作能力的影响关系也很重要。 1.宽径比 B/d 越大,承载能力就会越大,对轴的刚度及轴承的制造和安装精度都有很高的要求。但是宽径比过大,润滑油的端泄量就会变小，温升过高，降低了润滑油的粘度

23、, 导致承载量降低。然而宽径比过小就会导致温升过低，导致端泄量增大同样会造成承载能力降低。通常,轴的转速较高时,为了降低温升,会选择较小的宽径比, 但不宜小于 0.4,一般的液体动压轴承在 0.51范围内选取。 2.轴承相对间隙 相对间隙是滑动轴承设计计算中非常重要的参数,它能够直接影响承载能力、摩擦功耗以及温升等。值取得小,轴承的承载能力和旋转精度机会高,但是如果相对间隙过小，润滑油流量就会减小,温度会升高,油膜厚度减小,温升过大时可能导致胶合。值取得大,润滑油流量增加,温升降低。所以, 值必须取得恰当 . 3. 润滑油的黏度 在相同的条件下,如果增大润滑油的黏度,可以显著提高轴承的承载能力

24、,但同时增大了轴承的摩擦阻力和温升,而温度的升高使润滑油的黏度降低,反而承载能力降低。所以，润滑油黏度的选择原则是: 载荷大、速度低时,选用较大黏度的润滑油，当速度高、载荷小时,选用黏度较低的润滑油。 4.其它参数 半径间隙 直径间隙 偏心距 偏心率3.2动压润滑设计 3.2.1油膜承载能力的计算如图4-1所示，最小油膜厚度为 （式3.1） 对于径向滑动轴承，我们可以采用极坐标的形式进行描述计算。此处以轴颈中心O做极点，连心线做极轴，对应任意角的油膜厚度为h，在中利用余弦定理计算油膜厚度的大小。即 （式3.2）解得 （式3.3） 对上述式子进行处理，省略微量，取根式的正号，可以得到任意位置上面

25、的油膜厚度为 （式3.4） 最大压力处的油膜厚度为 （式3.5）此处为最大压力处的极角。 为了分析方便，认为润滑油沿轴向流动速度为零，假定轴承宽度为无限大。将前面得到的一维雷诺方程改写成极坐标形式的表达式。 （式3.6） 从油膜起始角到任意角进行积分就可以得到任意位置上的压力值 （式3.7）压力在外载荷方向上的分量为 （式3.8）对上述公式进行积分便可以得出轴承单位宽度上的油膜承载力，即 （式3.9）对于有限宽度轴承的油膜承载能力为 （式3.10） 为油膜的承载系数。 3.2.2最小油膜厚度的计算根据公式（3-1）可以看出，如果其他条件不变，越小，偏心率就会越大，轴承承载能力也就越大，但是，最

26、小油膜厚度是不能被无限缩小的，它的限定条件与轴的刚性，轴承与轴颈表面粗糙度以及几何形状误差等因素有关。轴承处于液体动压润滑的条件就是最小油膜厚度必须等于或者大于许用油膜厚度，即 （式3.11） （式3.12）式中：分别为轴颈和轴承孔表面粗糙度十点高度。 S安全系数，考虑几何误差和轴颈变形等。一般取值。 3.2.3轴承热平衡计算 当轴承运转时，部分摩擦功耗将向热量转变，升高润滑油的温度。如果润滑油的平均温度大于计算得出的温度的假定值，说明油膜的承载能力下降，使摩擦状态劣化。因此就需要温升进行计算，并将其限制在一定的温度范围内。轴承运转中的平衡状态是根据能量守恒定律得出的：单位时间内轴承的摩擦所产

27、生的热量Q等于相同时间内流动的润滑油所带走的热量与轴承自身导热量的和。 (式3.13) 轴承的热量是由摩擦损失功耗决定的，轴承中每一秒内所产生的热量Q为 (式3.14) 流出的油带走的热量 (式3.15)式中：q润滑油的流量，按润滑油流量系数求出，； C润滑油的比热容， ，在实际生产过程中除了润滑油带走的热量以外由于滑动轴承多为金属材料，自身具有较高的热传导能力，因此，有一部分热量会通过轴承金属表面散失掉，这一部分热量用表示。 （式3.16） 其中的为轴承的表面传热系数，大小与轴承结构的散热条件有关。 热平衡时，,即 （式3.17） 由该式子我们不难得出，在达到热平衡时润滑油的温升为 （式3.

28、18）式中，润滑油流量系数，可以根据轴承和偏心率由润滑油流量系数线图查出。该式只是求出了平均温度差，而在实际工作过程中，轴承上面的各个点的温度是不尽相同的。润滑油从入口进入到流出轴承，温度是逐渐变化的，因此在轴承的不同之处的油的粘度也是不同的。研究表明，计算轴承的承载能力，使用润滑油的粘度为平均温度时的粘度，润滑油的平均温度,而温升 ，因此润滑油平均温度根据进行计算，只要平均温度不高于75，就能够较好的保证轴承的承载能力。4.发动机主轴承流体润滑计算与结果分析4.1流体润滑计算 以汽车发动机主轴承为例，选择具体参数值，进行流体动压润滑的设计计算。具体参数取值如表4.1所示。表4.1 主轴承润滑

29、计算基本参数参数符号参数名称参数值参数单位F发动机工作载荷55000Nd轴颈直径45mmn转速40006500r/min润滑油密度865宽径比1轴颈表面粗糙度0.0008mm轴瓦表面粗糙度0.0016mm许用油膜厚度1.2 按照流体动压润滑基本理论，参照前一章建立的流体动压润滑的计算模型，将发动机转速从4000r/min到6500r/min以500r/min为一个梯度分别代入计算。以4500r/min为例，进行如下计算 1.选择宽径比为1 2.计算轴承宽度B 3.计算轴颈的圆周速度 4.计算轴承的工作压力p 5初估润滑油动力粘度 6.选取润滑油的密度，计算相应的运动粘度7. 选定平均油温,选择

30、粘度等级为15的润滑油。润滑油运动粘度。 8.则润滑油在时的动力粘度 9.计算相对间隙， 10,计算承载量系数 11.根据承载量系数和轴承的宽径比，利用插值法可以得到偏心率 12.计算油膜的最小厚度 13.计算轴承与轴颈间的摩擦系数 由于轴承的宽径比为1，所以可取随宽径比变化的系数，计算摩擦系数 14.根据宽径比和偏心率得润滑油流量系数。 15.计算温升，选取润滑油密度， 表面传热系数，则在不同的转速下汽车发动机最小油膜厚度与润滑油温升所得结果如表4.2、4.3所示。表4.2 不同转速下发动机最小油膜厚度转速（r/min）400045005000550060006500最小油膜厚（）4.336

31、2.5382.2741.7761.2380.988表4.3不同转速下发动机润滑油温升转速（r/min）400045005000550060006500润滑油温升（）36.02238.86644.29949.65759.67264.0224.2流体润滑计算结果分析 根据发动机主轴承在不同转速下的相关参数计算我们不难看出当发动机转速在40005500r/min范围内，发动机主轴承最小油膜厚度均大于1.2，满足流体动力润滑的形成条件。此时发动机润滑油温度适中，轴颈与轴瓦之间可以注满一层润滑油膜，发动机润滑状态良好。然而，随着转速的不断升高，特别是在转速高于6000r/min时，润滑油膜厚度小于1.2

32、，并且润滑油的温升较大，即润滑油处于高温状态。温度是影响润滑油粘度的主要因素，此时发动机处于高温状态，不能形成一层连续完整的润滑油膜，轴颈与轴瓦之间由于润滑油膜过薄甚至断裂，导致轴颈与轴瓦形成接触摩擦，使轴承磨损加剧，也就形成了常见的“烧瓦”现象。 主轴承之所以会出现这种情况有两个原因： （1）曲轴主轴颈弯曲刚度不够，在发动机高速运转时导致其弯曲倾斜较大，这最终引起轴承边缘油膜压力过大，油膜厚度过小，为了改善润滑效果就有必要对曲轴主轴承的弯曲刚度进行加强； （2）轴承的润滑膜厚度在工作过程中就可能润滑油灌注不从分，润滑油的填充率比较差，为了改善润滑效果就有必要减少端泄量、提高填充率。5.发动机

33、主轴承耐磨性改进方案上一章我们就讨论到由于转速升高导致发动机主轴承润滑状态降低，甚至出现烧瓦现象的原因，一个是由于轴颈刚度不足，另一个就是由于端泄量过大。针对两个原因，考虑到轴承设计的可靠性与经济性，现提出两种改进方案：（1）用增大轴颈直径来提高轴颈弯曲刚度；（2）用增大轴瓦宽度以减小端泄量，提高润滑油填充率。5.1增大轴颈直径在轴承设计参数中轴承直径d改为55mm，其他参数值保持不变，仍然按照发动机转速从4000r/min到6500r/min以500r/min为一个梯度分别代入计算，从最小油膜厚度和润滑油温升两个角度对改进方案的作用性能进行分析。 5.1.1最小油膜厚度分析改进方案发动机主轴

34、承在增大轴颈宽度后，最小油膜厚度的结果如表5.1所示。表5.1 改进后发动机主轴承各转速下的最小油膜厚度转速（r/min）400045005000550060006500最小油膜厚（）5.1763.4733.2851.9631.4701.367图5.1改进前后轴承最小油膜厚度根据图5.1可以看出，最小油膜厚度值在轴承改进前后的变化趋势基本相同，均是随着发动机转速的提高呈减小趋势，当转速高于6500r/min时，最小油膜厚度依然大于其许用值，这也说明发动机主轴承较为容易处于一个良好的润滑状态。所以，增大轴颈直径对于增大最小油膜厚度起到了一定的作用。5.1.2润滑油温升分析改进方案再发动机主轴承的

35、轴颈增大后，依据流体动压润滑理论，在各个转速条件下计算得到的润滑油温升结果如表5.2所示。表5.2 改进后发动机主轴承各转速下的润滑油温升转速（r/min）400045005000550060006500润滑油温（）36.35247.74844.37551.62756.97477.463图5.2改进前后发动机主轴承各转速下的润滑油温升根据图5.2可以看出，在改进轴承前后，发动机润滑油的温升并没有发生明显的变化，在发动机转速升高后对于润滑油的温度控制不能起到明显的作用。5.2增大轴承宽度增大轴瓦宽度是减小端泄量，从而增大润滑油填充率的有效措施，将轴承设计参数中的轴承宽度B改为55mm，分别计算在不同转速下发动机流体动压润滑条件下最小油膜厚度以及润滑油温升。5.2.1最小油膜厚度分析改进方案根据流体动压润滑理论，分别计算在不同