本發(fā)明涉及一種用于曲軸主軸承的滑動軸承軸瓦。已知的此類滑動軸承軸瓦具有一個徑向的油孔和一個油槽，該油槽與所述油孔連通、在圓周方向上伸展并且在軸向方向上通常居中地引入到設置在滑動軸承軸瓦內側上的滑動面或滾動面中。油通過發(fā)動機機體中的管路系統(tǒng)在壓力作用下運輸?shù)角S主軸承，并且在該處通過油孔到達油槽中，在該油槽中，一方面為了潤滑和冷卻主軸承本身在圓周方向上分布，而另一方面，從該處出發(fā)通過曲軸中的連接孔輸送給連桿軸承。為了補償安裝公差并借此確保發(fā)動機機體中的輸油管的口與滑動軸承軸瓦中的油孔對準，在一些情況下，也將油孔構造成長孔。

背景技術：
曲軸主軸承由兩個半圓柱形的滑動軸承軸瓦組成，在大多數(shù)情況下只有其中的上軸瓦具有這種油槽。兩個滑動軸承軸瓦分別在其周向端部具有所謂的暴露部。這是在兩個滑動軸承軸瓦的周向端部之前的內側上的區(qū)域，在這些區(qū)域中，滑動面在徑向回縮幾微米，由此可以補償組成徑向軸承的兩個滑動軸承軸瓦可能的徑向配合不準確度。但是通過這種徑向的擴張可能導致從主軸承側向的(軸向的)排油增加。這是有害的，因為降低了所需的油壓并提高了需油量，這必須通過更大的油泵來補償。“在圓周方向”、“軸向”和“徑向”的說明在這里始終涉及軸承幾何結構。為了避免這一點，在這種類型的新的軸承軸瓦中，油槽通常在圓周方向上在暴露部之前終止。油槽在這種構型中通過切削加工，通常通過銑削，這樣插入到滑動軸承軸瓦中，即油槽在滑動軸承軸瓦的頂點具有最大深度并且在大多數(shù)情況下在圓周方向上直到端部為連續(xù)的。通常在已經(jīng)成形的軸承軸瓦上進行切削加工。其他已知的抑制軸向油流出的措施，例如為試圖縮小軸承間隙、用更深的加工凹槽替代將暴露部，或者硫化或插入彈性環(huán)以在軸向外圓周上密封軸承。在大量具有該內容的公開文本中，請參照例如DE102005009470A1，US6491438B1或者DE102005011372A1。所有上述措施基本上適于減小所需的油體積。但是所有這些措施，包括在端部之前逐漸終止的部分槽在內，導致加工費用提高并因此導致成本提高。

技術實現(xiàn)要素：
因此，本發(fā)明的任務在于，提供一種用于曲軸主軸承的滑動軸承軸瓦，其保證對曲軸主軸承和連桿軸承良好的供油，其中，側向的排油盡可能少，并且能夠低成本地制造該滑動軸承軸瓦。該任務通過一種滑動軸承軸瓦解決，所述滑動軸承軸瓦具有在圓周方向上在90°至170°的角度上延伸的、在滑動軸承軸瓦的兩個周向端部封閉的并且沿徑向貫穿滑動軸承軸瓦的縫隙，并且所述滑動軸承軸瓦在其內側具有一個此外不設油槽的滑動面，其中，所述縫隙朝其兩個周向端部中的至少一個以錐形區(qū)域的形式和/或朝所述滑動軸承軸瓦的頂點在軸向方向上逐漸變細。按照本發(fā)明的用于曲軸主軸承的滑動軸承軸瓦具有在圓周方向上在90°至170°的角度上延伸、在滑動軸承軸瓦的兩個周向端部封閉、并且徑向貫穿滑動軸承軸瓦的縫隙，并在其內側具有一個此外不設油槽的滑動面。所述縫隙在滑動軸承軸瓦的兩個周向端部封閉，這就是說，在任何一側都不延伸到滑動軸承軸瓦的接合面，通過這種方式減少不期望的通過接合面的排油。這種方案的優(yōu)點眾多。簡化了制造，因為所述縫隙可以例如在沖壓帶鋼時在一個工步中或者在軸承軸瓦成形時在復式拉深沖模中無需重新夾緊工件地引入?？梢允÷詥为毜那邢骷庸さ墓げ?，因此節(jié)省成本和時間。由于所述縫隙徑向貫穿整個軸承軸瓦延伸，與同樣寬度和長度的槽相比，縫隙提供了更大的用于貯油的體積。這種更大的油體積特別有利于用于汽車工業(yè)的現(xiàn)代內燃機的起動-停止應用。其直接在所需位置準備好，使得在發(fā)動機起動時到建立足夠的油壓不需要任何時間，并且提供更多的油量用于潤滑軸承。其中，正因為所述更大的油體積不會導致滑動軸承軸瓦的支承面份額的負載，按照本發(fā)明的方案是有利的。在運行中也證明縫隙是有利的，因為與同樣寬度的槽相比，其除了提供更大的油體積，也提供了更大的液流橫斷面。因此，與相似的槽相比，該縫隙對油的流體阻力較小。這是重要的，因為油孔為了供給曲軸中的連桿軸承在運行中相對于主軸承環(huán)繞，并且必須確保在縫隙或油槽的每個圓周位置上有足夠的油體積流。也可以確定從軸承殼體中的供油孔到滑動軸承軸瓦中的過渡中的節(jié)流作用較小。相對于(扁平)的油槽，縫隙的較大徑向尺寸(也可以說是深度)也為此做了貢獻，因為從輸油管的口基本上垂直流入軸承的油并不立即沖到軸上，因此不必急劇地轉向。最后借助按照本發(fā)明的滑動軸承軸瓦也可以實現(xiàn)重量減輕，這從降低燃油消耗的角度來看基本上是一個有利的特性。所述縫隙優(yōu)選在圓周方向上僅在130°至165°的角度上延伸。滑動軸承軸瓦在其內側上在其每個周向端部分別具有一個暴露部，在這種滑動軸承軸瓦中所述縫隙特別優(yōu)選在圓周方向上在兩個暴露部之前終止。以這種方式保證油在圓周方向上以盡可能大的角度范圍幾乎無阻礙地分布，但不能直接流入軸承軸瓦的周向端部之前暴露部區(qū)域中。借此，一方面保證了主軸承足夠的潤滑和冷卻，并且保證了在較大的角度范圍上無阻礙的油流通過曲軸中的連接孔到連桿軸承中。另一方面，由于軸向排油導致的油損失最小化，使得油流及油泵可以這樣確定尺寸，即只提供實際用于潤滑和冷卻目的所需的油量。有利的是，所述縫隙朝其兩個周向端部在軸向方向上逐漸變細。這種變細部(錐形區(qū)域)具有成形技術上的優(yōu)點，并且當縫隙在將板材成形為半圓柱形的軸承軸瓦之前就已經(jīng)存在的時候是優(yōu)選的。通過變細部實現(xiàn)由縫隙引起的切向方向上的剛度改變的均勻化。當軸承軸瓦如一般情況下常見的那樣由平的板材通過成形過程制成時，這是有利的，因為減小了由于縫隙減弱的軸承軸瓦發(fā)生不期望的變形的危險。此外，通過這種變細部可以這樣影響流入到曲軸的油孔中的油量，即從時間上來看，油量隨著油孔和縫隙之間的重合的開始而逐漸增加。這通常是有利的，因為斷斷續(xù)續(xù)的油流可以導致滑動軸承中的氣蝕損害或侵蝕損壞。所述變細部可以基本上設計為直線的形狀，拋物線或其他函數(shù)曲線的形狀，但是優(yōu)選設計為連續(xù)的。所述變細部特別優(yōu)選在滑動軸承軸瓦的各周向端部之前30度至60度的區(qū)域內開始。所述縫隙的周向端部同樣優(yōu)選是倒圓的。圓形的輪廓，例如具有在槽的周向端部之前的縫隙寬度的一半的半徑，減小了在沖壓工具上的工具磨損并且同樣確保變形時均勻的力分布。可選的或者附加的，有利的是，所述縫隙朝所述軸承軸瓦的頂點在軸向方向上逐漸變細。不考慮可能在縫隙端部的變細部，切口在圓周方向看首先具有一個較寬的區(qū)域(擴張部)，其中提供了更大的油體積，然后變細為一個較窄的區(qū)域(收縮部)，該區(qū)域雖然保證了足夠的油流，但不再提供這么大的油體積。當曲軸中的連接孔的口在其旋轉時掠過所述縫隙時，其首先與縫隙內的較大的貯油部連接，使得足夠多的油在短時間內可以流到連桿軸承。如果連桿軸承是以這種方式被供給的，如果在到頂點的途中提供了較少的油就足夠了?？p隙中的貯油部此時重新被填滿?？p隙形狀用這種方式一般可以適應于連桿軸承的需油量。因此，基本上不排除縫隙長度和/或縫隙寬度走向實現(xiàn)為關于軸承軸瓦的頂點是不對稱的。此外，對連桿軸承中的需油量的具體的適應在考慮到曲軸中的連接孔的口的位置的情況下進行。所述縫隙優(yōu)選占整個滑動面FG的面積份額FS為12％至28％，特別優(yōu)選為14％至25％。在這種比例中，由供油和滑動面的支承面份額得出的比例證明是最佳的。按照本發(fā)明的一種設計形式，所述縫隙通過一個或多個連接片跨接，其中，這些連接片總共具有的面積份額FSt不大于包含連接片在內的縫隙面積份額FS的20％，優(yōu)選不大于10％。將軸承軸瓦的一個基本上在軸向方向上延伸、將跨接縫隙的材料段稱為連接片，至少從俯視圖上來看，該連接片將縫隙分成兩半。即使縫隙通過所述一個或多個連接片分為兩個或多個部段，此后只談論一個縫隙?？p隙按照本發(fā)明所跨的角度從兩個外部部段的兩個外端部測量。這些縫隙部段與例如由US6491438B1中已知的兩個周向間隔的孔或長孔的結構的區(qū)別首先在于連接片的面積份額(或者長度)與包括連接片在內的整個縫隙的面積份額(或者長度)之間的比例。連接片在按照本發(fā)明的軸承軸瓦中的份額明顯低于在所有已知的軸承軸瓦中的份額。如果縫隙在將板材變形為軸承軸瓦之前就已經(jīng)引入其中，除了減小了在縫隙的端部區(qū)域的縫隙寬度之外，一個或多個這種連接片的結構也提高了滑動軸承軸瓦或者說板材特別是在將板材變形成軸承軸瓦時的穩(wěn)定性。因此，連接片首先設置在薄弱部位或者說在變形時承受特別高的負載的位置。因此，所述一個或多個連接片在很多情況下在變形后可以在其他工序中再除去。所述一個或多個連接片優(yōu)選在徑向方向上比滑動軸承軸瓦的材料厚度D(也就是厚度)更扁平。在這種情況下，所述一個或多個連接片并非在滑動軸承軸瓦的整個厚度上延伸，使得在連接片之前和之后的縫隙部段在連接片的區(qū)域內槽狀連接。這種槽狀的連接按照發(fā)明主題不應明確從“此外不設油槽的橫斷面”的概念中排除，只要連接片的面積份額FSt(并因此槽狀的連接的長度)按上述給出的程度小于整個縫隙的面積份額FS。優(yōu)選通過在沖裁縫隙段部后留下的連接片在沖壓過程中減小高度也就是說徑向減小的方式制造這種設計的連接片。所述一個或多個連接片優(yōu)選在與滑動面徑向對置的外側上與滑動軸承軸瓦的軸承背面齊平地終結。連接片的高度優(yōu)選減小到使得形成的槽狀連接的橫截面能夠實現(xiàn)軸承應用所要求的油流。所述縫隙具有最大寬度B，其中，最大寬度B與滑動軸承軸瓦的厚度或材料厚度D的比值為1.5至3.5。在該范圍內出現(xiàn)油的充分有利的流動特性。如上文所闡述的，縫隙的流動橫截面和油體積與相同寬度的槽相比較大。如果在一個槽中想要達到同樣的橫截面和體積必須將槽加寬。但是流體阻力卻不以橫截面積增加相同的程度減小，這要歸因于表面效應。因此，發(fā)明人已經(jīng)認識到，通過增加輸油管的深度來擴大橫截面是有利的，與之相反，不能任意增加寬度。這也是因為隨著槽寬度/縫隙寬度的增加，軸承軸瓦的支承面份額減小。由于通過結構形式規(guī)定了滑動軸承軸瓦的材料厚度D進而縫隙的深度，得出這樣的最大寬度為優(yōu)選的，該最大寬度小于或等于材料厚度D的3.5倍并且大于或等于材料厚度D的1.5倍。特別優(yōu)選的是，縫隙的寬度即使在收縮部的區(qū)域內也大于縫隙的材料厚度D或深度，為了通過這樣的收縮部不會在輸油管中產(chǎn)生太高的壓力損失。附圖說明以下借助實施例更詳細地闡述本發(fā)明的上述優(yōu)點和其他優(yōu)點及特征。圖中示出：圖1是按照本發(fā)明的滑動軸承軸瓦的一種實施例的透視圖；圖2是按照圖1的滑動軸承軸瓦的展開的俯視圖；圖3是滑動軸承軸瓦的第二實施例的展開；圖4是滑動軸承軸瓦的第三實施例的展開；圖5是滑動軸承軸瓦的第四實施例的展開；圖6A至6C是具有在三個位置中的按照本發(fā)明的徑向滑動軸承的曲軸裝置的徑向剖視圖；圖7是按照本發(fā)明的軸承的存油量與已知的槽軸承相比較的圖表；圖8是按照本發(fā)明的軸承的縫隙的高度與寬度的比例與已知軸承中的槽相比較的圖表；圖9是在按照本發(fā)明的軸承中的壓力損失與已知的槽軸承相比較的圖表。具體實施方式圖1和圖2示出了曲軸主軸承的按照本發(fā)明的上滑動軸承軸瓦的一個實施例，它具有在圓周方向上在角度α上延伸、在滑動軸承軸瓦的兩個周向端部封閉、并且徑向貫穿滑動軸承軸瓦的縫隙10。所述角度α優(yōu)選為90°至170°，特別優(yōu)選為130°至165°。所述滑動軸承軸瓦在其內側具有一個滑動面11，該滑動面在運行中與對應滑動件，也就是曲軸的軸頸相接觸。該滑動面11除了縫隙10之外沒有油槽。在本文中，“不設油槽的()”也理解為例如由于鉆孔的加工步驟而具有環(huán)繞的精細的加工凹槽的滑動面，這些加工凹槽從顯微鏡下觀察雖然可以具有輸送油的作用，但是不能用來在圓周方向上分配油。所述滑動軸承軸瓦在其每個周向端部還分別具有一個暴露部12?？梢钥闯鏊隹p隙10在圓周方向上在兩側都在暴露部12之前終止。在圖2中，該實施例作為展開示出。所述縫隙朝其兩個周向端部14在軸向方向上逐漸變細。由此分別形成一個錐形的區(qū)域13。這些錐形的區(qū)域或者變細部13在距離滑動軸承軸瓦的周向端部之前的一段距離處開始，該距離通過優(yōu)選在30度至60度的范圍內的角度β給出。此外，所述縫隙在其兩個周向端部上是倒圓的。所述兩個措施具有生產(chǎn)技術上的優(yōu)點，如上文已經(jīng)闡述過的。此外還示出了滑動軸承軸瓦10的厚度或材料厚度D。按照圖3的實施例是按照本發(fā)明的滑動軸承軸瓦的一種結構較簡單的實施形式。其中，縫隙10’與按照圖2的實施例不同，具有連續(xù)不變的寬度，其中，兩個周向端部14’在這里也是倒圓的，具體地說，具有等于半個縫隙寬度的半徑。按照圖3的實施例還具有一個連接片15，該連接片示例性地不設置在縫隙的中心。該連接片并非在滑動軸承軸瓦的整個厚度上(垂直于圖示平面)延伸，而是在沖裁縫隙10’之后在沖壓過程中減小橫截面或者更確切地說減小高度。因此，連接片15優(yōu)選設置在滑動軸承軸瓦的軸承背面的與滑動面徑向相對置的外側上。該連接片有利于在成形過程中和/或在使用中穩(wěn)定滑動軸承軸瓦。該連接片可以分別根據(jù)目的在成形后通過后續(xù)的工步除去。但是出于成本原因也可能有利的的，保留連接片。前提是，其在高度上減少，使得縫隙的橫截面在該位置能夠實現(xiàn)所需的油流。也可以設置多個間隔開的連接片代替一個連接片15，這些連接片將所述縫隙分為三個或更多部段。但重要的只是所述一個或多個連接片15總共具有的面積份額FSt不大于縫隙的面積份額FS的20％，優(yōu)選不大于10％，其中，所述縫隙10的面積份額FS包含所述一個或多個連接片的面積份額FSt。此外示出了縫隙10在縫隙最寬的位置測得的寬度B。由于上文所述的考慮，要與滑動軸承軸瓦的厚度D成一定比例地選擇該寬度。按照圖4的實施例具有縫隙10”，該縫隙朝著所述滑動軸承軸瓦的頂點在軸向方向上變細。由此在頂點的區(qū)域中形成縫隙10”的收縮部16。所述變細部或收縮部16優(yōu)選連續(xù)地實現(xiàn)，但是也可以在一側或另一側實現(xiàn)為階躍式的。此外，該變細部關于滑動軸承軸瓦的頂點對稱設置，但是也可以不對稱地設置，如按照圖5的第四實施例所示。這里示例性地設置總共四個另外的縫隙部段或擴張部17以及三個位于它們之間的收縮部16’?？p隙10”’此外在其兩個周向端部的區(qū)域中又具有變細部或錐形的區(qū)域13”。在實際中這樣設置擴張部17，使得在需要的地方提供貯油部和/或更大的流動橫截面。在滑動軸承軸瓦的圓周上的多個位置都可能是這種情況，如圖5的實施例所說明的。這些位置不是必須在圓周上均勻地或者關于頂點對稱地分布。但是為了相對于軸承軸瓦的裝配誤差提高可靠性，也可以優(yōu)選對稱的分布。正如上文中已經(jīng)闡述的，不僅是最大寬度B優(yōu)選小于或等于材料厚度D的3.5倍并且大于或等于材料厚度D的1.5倍，而且在收縮部16或16’的區(qū)域中的縫隙的寬度也大于材料厚度D或縫隙的深度，以便在這些位置也不會在輸油管中產(chǎn)生果高的壓力損失。借助圖6A至6C描述了按照本發(fā)明的滑動軸承軸瓦在曲軸裝置中如何作用。這些圖都示出了同一曲軸裝置的徑向剖面。確切的說，分別在兩個重疊的徑向剖面中示出曲軸20，也就是說，一個是在曲軸20的軸頸22的軸向高度上的剖面，一個是在曲軸20的曲柄銷38的高度上的剖面。與之相應的，在前景中可以看到圍繞軸頸22的曲軸主軸承24，在背景中可以看到帶有包圍曲柄銷38的連桿大頭50的連桿48。圖6A至6C以三個不同的角度位置示出了該曲軸20。此外，所述曲軸主軸承24由兩個滑動軸承軸瓦組成，即按照本發(fā)明的上滑動軸承軸瓦26和下滑動軸承軸瓦28，它們用其接合面52、54互相貼靠。下滑動軸承軸瓦28構成為不設槽和縫隙的平滑支承件。按照本發(fā)明的上滑動軸承軸瓦26在圓周方向上具有縫隙10””。連接孔44徑向伸展穿過軸頸22，該連接孔與縫隙10””連通。該孔傾斜于圖示平面伸展穿過曲軸的曲柄臂，在孔部段46中繼續(xù)穿過曲柄銷38，并使主軸承24與連桿大頭50的軸承流體連接，以便將油供應給后者。當然，曲軸中的其他孔布置也是可以設想并且已知的，這些孔裝置分別根據(jù)口的位置可以影響按照本發(fā)明的滑動軸承軸瓦中的縫隙的具體設計形式。所述曲軸主軸承24在圖6A至6C的圖示中是位置固定的，而在曲軸20旋轉時，收集孔44在順時針方向上旋轉。其中，連接孔44的口掠過上軸承軸瓦和下軸承軸瓦的滑動面。當連接孔44的口經(jīng)過上軸承軸瓦26中的縫隙10””時，連桿軸承與縫隙的油體積連接。在曲軸旋轉半圈后，連接孔44的口掠過下滑動軸承軸瓦28的平滑表面，圖6B與圖6C相比，不出現(xiàn)到連桿軸承的油流。如果像這里所示的實施例一樣，縫隙10””在上滑動軸承軸瓦的幾乎整個圓周上延伸，則在半循環(huán)上保證了到連桿軸承的近似連續(xù)的油流。在幾乎整個循環(huán)上的油流可以以簡單的方式通過以下方式產(chǎn)生，即連接孔44具有第二分支，該第二分支具有在軸頸的截面上與第一個口對置的第二個口，其相對于第一個口以正好180°的相位差掠過縫隙10””。根據(jù)圖7至9的圖表并聯(lián)系之后的表格說明了按照本發(fā)明的帶有縫隙的滑動軸承軸瓦相對于傳統(tǒng)的帶有槽的滑動軸承軸瓦(對比滑動軸承)在流體技術上的優(yōu)勢。假設每三個曲軸主軸承用于一個常見規(guī)格的乘用車發(fā)動機和載重車發(fā)動機。軸直徑指的是在曲軸主軸承中支承的軸頸。總壁厚D、軸承寬度、軸承體積和軸承導向面等概念指的是上滑動軸承軸瓦的尺寸。這些參數(shù)對于按照本發(fā)明的帶有縫隙的滑動軸承和帶有槽的對比滑動軸承來說是一樣的。對于槽寬度和縫隙寬度B以及在圓周方向上的延伸長度，也分別基于相同的值，其中，對于對比滑動軸承采用一個深度在兩側向端部減小的逐漸終止的槽。為此在兩側選擇常見的20mm的起點半徑。分別給出在兩個逐漸終止的端部段之間的最大槽深度T。按照本發(fā)明的滑動軸承軸瓦的縫隙深度當然通常相當于軸承軸瓦的各個總壁厚D。在體積的比較中已經(jīng)顯示出了按照本發(fā)明的滑動軸承軸瓦的優(yōu)點，其分別根據(jù)軸承大小提供了是對比軸承的1.6倍至2倍的油。如果對比提供的油量與兩種軸承類型的軸承尺寸的比值，則更清楚地得出有利于按照本發(fā)明的軸承的結果，也可以參照圖7中的圖表。該商值是特別有意義的，因為除了供油之外，重量減輕在現(xiàn)代發(fā)動機制造中也越來越重要?？偟膩碚f，考慮到特別是在起動－停止運行中足夠的供油，如果縫隙占整個滑動面FG的面積份額FS在12％和28％之間，特別優(yōu)選在14％和25％之間，證明是有利的。通過將采用的橫截面積在考慮橫截面形狀的情況下?lián)Q算成流動技術上等效的圓面積，液壓的(替代)直徑作為計算量，參見Dubbel，TaschenbuchfürdenMaschinenbau(機械制造袖珍手冊)，第19版，50頁，6.2.3段。這里已經(jīng)提及了縫隙或槽的深度與寬度的比例。油流量是對于所述軸承的各個應用條件的典型值，并且在軸承大小相同時對于對比軸承和按照本發(fā)明的軸承來說基于同樣的油流量。流速由給出的油流量和橫截面推導得出。這里也呈現(xiàn)出按照本發(fā)明的帶有縫隙的滑動軸承軸瓦的明顯優(yōu)點，其中的流速為對比軸承流速的0.5至0.7。這相應地影響到算出的雷諾數(shù)并進而影響流動狀態(tài)，其中又分別以相同的邊界條件為前提。所述邊界條件在轎車軸承中為0.7784kg/L的油密度和4.484e-09Ns/mm2的動態(tài)油粘度，而在載重汽車軸承中為0.7864kg/L的油密度和6.25e-09Ns/mm2的動態(tài)油粘度。可以清楚地看出，在軸承尺寸較小時，在按照本發(fā)明的軸承中在軸承尺寸較小時就已經(jīng)在縫隙中形成層狀的流動狀態(tài)，而在傳統(tǒng)的帶有槽的軸承中還是紊流狀的流動占主導地位，其又影響到管內摩擦系數(shù)，并進而最終影響到通過軸承軸瓦的輸油管中的壓力損失。其中，在紊流狀流動的情況下假定具有液壓平滑的橫截面，參見Dubbel，TaschenbuchfürdenMaschinenbau，第19版，49頁，6.2.2段。為了計算管摩擦系數(shù)，首先要求出系數(shù)phi，參見Dubbel，TaschenbuchfürdenMaschinenbau，第19版，50頁，6.2.3段。這里又提及了縫隙的寬度B與深度D的比例，該比例按照本發(fā)明應優(yōu)選為1.5至3.5之間的一個值，并且明顯與已知槽軸承的槽的深度T與寬度B的比例不同。為了說明這一點，在圖8中示出用于按照本發(fā)明的軸承的該比例，并將該比例與相應地尺寸相同的已知槽軸承的比例對比。在假設出現(xiàn)層流動(雷諾數(shù)<2300)和紊流流動(雷諾數(shù)<2300)的情況下，按照Dubbel，TaschenbuchfürdenMaschinenbau，第19版，48頁，6.2段的公式11a計算由管摩擦dp導致的壓力損失。在貫穿按照本發(fā)明滑動軸承軸瓦的槽的輸油管中的壓力損失分別根據(jù)軸承尺寸優(yōu)選小于3.55mbar并且在中等尺寸(軸直徑大于55mm)的軸承中優(yōu)選甚至小于2mbar，如也可以從圖9中看到的那樣。基于按照本發(fā)明的軸承軸瓦結構，壓力損失在軸承尺寸分別相同的情況下并且在相同邊界條件下可以相對于已知的槽軸承減小，在使用大型軸承時至少減小2.5倍，并且在使用中型至小型軸承時甚至減小7倍，如從表格中的值可以得到的。這特別是由于縫隙的深度D與寬度B的比例相較于槽的深度－寬度比例T/B的改進。附圖標記清單10’－10””縫隙11滑動面12暴露部13變細部，錐形段14，14’縫隙的周向端部15連接片16，16’和16”變細部，收縮部17，17’擴張部20曲軸22軸頸24曲軸主軸承26上滑動軸承軸瓦28下滑動軸承軸瓦38曲柄銷44連接孔46孔段48連桿50連桿大頭52，54接合面α縫隙長度的角度尺寸β變細部的起點和滑動軸承軸瓦端部之間的距離的角度尺寸B縫隙的寬度D滑動軸承軸瓦的材料厚度、厚度FS縫隙的面積份額FG滑動面總面積FSt連接片的面積份額