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发动机高效节能与结构大精简（下集） |
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作者： |
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轿车<轻量化>与<1L 车>（大众研制百公里仅耗油1 升的汽车）的面世，展示了轿车清洁节能的发展。而不满足续驶里程的追求，有人尝试轿车在水上和空中的行驶，则出自摆脱困境和更加便捷的需求。但无论何种展示，轿车留给发动机的空间、重量会更小，却要求发动机有更高的升功率、热效率，及对各种燃料的适应性与极低的排放。实际上，这些要求因节约资源、保护环境，已经刻不容缓，问题关键是居高不下的成本与费用，并且结构的日趋复杂，已令当今技术频频面对产品返修的状况。为此，作为实现发动机要求的一个途径，本文继上期《发动机高效节能与结构大精简》原理、实验说明之后，需从原理结构上进一步说明。而<1L 车>，如果不是内燃机的极限，则意味着节能数量级的跨越，与理想清洁动力源的实现。
图 1 全序发动机
1. 发动机热效率的潜力
发动机追求的扭矩（=PN×AO，即A、O 两点承担<反扭矩>的力PN ，见图2）来自活塞侧向力PN，扭矩的代价首先是工作条件差的<活塞气缸副>的摩擦损失，而曲柄连杆机构产生的<往复惯性力>则加剧了这一损失，使其成为发动机内耗（1/4 功率耗于自身运转）的根源之一。 内耗是得而复失的动力（Nm），其份额突显于发动机低负荷工况，成为汽车节能的瓶颈。全序发动机二冲程<新机制>换气效果优于四冲程，使汽油机升功率和扭矩提高一倍以上（与增压相比，增加了扭矩均匀性、降低了机械负荷和成本）的同时，首先挽回的是70-80%以上的内耗（见上期P1 第二、三段及P6 第一、二段），不仅额外增加有效功率（Ne）达18%以上，为提高发动机热效率（ηe）发掘了<低端潜力>；并且解决了发动机<低负荷燃油经济性差>的问题，为汽车节能节省资金和资源。
曲柄连杆机构的运动副，<活塞气缸副>和三个A、B、O<回转副>都是最简单可靠、至今无可替代的运动副。因此继上期解决内耗问题之后，<活塞气缸副>的节能挖潜，已接近内耗挖潜、提高发动机机械效率ηm 的极限，而更具潜力和难度的是，提高发动机的指示效率ηi。但只有充分提高了ηm ，ηi 的提高才更有意义（ηe =ηiηm）。
从微观层面解决二冲程换气问题（见上期P1 末段至P3 第四段）之中：①废气动能的充分利用，使<自由排气>直接过渡到<真空吸气>，换气的泵气损失由废气动能支付，成为解决内耗问题的环节之一。而<消除节流损失>可以不必取消节流意义在于，合理组织不同工况的燃烧，有利于稀燃的发展。并且，“节流”实质是<量调节>，不局限于节气门的办法。②<分层稀燃>更适合气体燃料。新气的<天然分层>（机理见上期P4）形成稳定的着火浓区，使<分层稀燃>无须兼顾<油气混合>与<分层稳定>，新气的时间空间可以专一用于<油气混合>，提高其微观均匀性（与之相比，<缸内直喷分层>存在，喷油及时点火导致一些高温点NOX的增加；以及燃油品质与喷油器寿命等问题），有利于稳定燃烧、扩大稀燃界限；避免怠速、起动使用浓混合气；对解决汽油机的循环波动、各缸工作不均匀（见上期P4 末段至P5 第一段）、不完全燃烧或缺火等，动力经济性的影响，及产生的CO、HC 排放，有重要作用。另外，适当的浓区在中，具有促进着火的先导作用，可以改善燃烧效率。③充沛的升功率（更小的发动机体积、重量）、稳定的着火浓区、油气混合的微观均匀性，是<分层稀燃>的同一基础。而<消除节流损失>可以不必取消“节流”，则使得以保持其<最佳空燃比>（α=52），并重新回到负荷的<量调节>，既避免了高负荷的爆震与低负荷α 过稀使燃烧过分推迟或中断，又可使过多变数的删繁就简，保持<高的燃烧效率>和<不产生NOX 的温度>（≦1100℃），并将这一精髓植入<分层稀燃>（权且称为<植入式稀燃>），即由火花塞点火控制燃烧起点，以浓区燃烧增温升压，引发全局燃烧。由此，压缩比可以适当降低，使发动机工作趋于平顺，减轻机械负荷。④“节流”导致增加缸内残余废气，根据<新机制>换气特点（见上期P1 末段至P3 第三段），废气粒子被科氏力强烈约束在排气窗口一侧，极少参与对（反向科氏力约束的）新气的稀释，从而也减少一个变数。而在压缩冲程科氏力等惯性力的作用下，使残余废气分布于活塞顶，及其周围缝隙，减少了HC、CO 的淬熄生成；加之无排气冲程活塞对缸壁HC 淬熄层剥离的原因，以及曲轴箱换气（见上期P5 第二段）解决了曲轴箱窜气导致的HC 排放；和上述“②”的原因，因此<新机制>的HC、CO 排放，有别于传统汽油机。⑤实际上，“节流”是针对活塞进气冲程固定的吸气容积；或二冲程扫气泵固有的吸气容积（如图1 实验样机），吸气量的限制。如果，二冲程扫气泵不是由发动机机械带动，而是“电控扫气泵”，则汽油机进气量的调控，即<量调节>就不需要节气门。但对<新机制>而言，由于自由排气造成缸内的真空（见上期P2 第一、二段），形成<以真空吸气为主的进气阶段>，为此，从高速、高负荷向中、低负荷或怠速过渡时，“节流”意味着“电控扫气泵”的制动减速过程（应回收能量、向蓄电池充电；或短时节气门辅助）。而低负荷因进气量的减少，将需要缸内残余废气量的相应补充，以满足<植入式稀燃>的压缩压力和温度要求。为此，可在排气一侧设置适当的“节流”控制单元（也有利于废气动能的利用）。⑥总之，废气动能的利用（见上期P2 第一段、P5 第四段）和稀燃，将成为<新机制>ηi 的<高端潜力>，加之上述ηe 的<低端潜力>，汽油机的ηe 有望超过45%，达到更高的热效率和极低的排放。
2. 支持<新机制>的机构源于曲柄连杆机构的演化
<新机制>的“代价”在于<结构精简>，而<结构精简>关键是继承传统发动机的优点，除了其（改革模式层出不穷的百年）高寿的必然性因素外，凝聚着无数劳动、智慧和财富的内燃机研究，是改革、继承与发展的源泉。
上期通过图2、图4 曲柄连杆机构的演化，使得：①传统理想圆柱形活塞的往复运动变成行星运动，与转子发动机的三角活塞一样，公转加自转（并且可以无需内齿轮导向而更简单可靠），实现由活塞[11]、[12]（对照图3、图5）直接推动曲轴[31]旋转。从而消除了往复惯性力；大幅减小了发动机的体积、重量。②气缸的灵活转动，解除了活塞的侧向约束，使发动机的<反扭矩>改由B、O 两点，即工作条件优良的滚动轴承来承担（即，曲轴轴承[29][30]为B 点轴承；气缸轴承[32a]为O 点轴承）
③以<气缸旋转>取代飞轮；两对双顶活塞[11]、[12]（的重心分别位于其自转中心，即曲柄销轴心At和Au）的重量差，取代曲轴平衡重，实现运转的平衡。从而，去掉以尺寸、重量发挥作用的零件，为发动机<轻量化>扫除一个障碍。④气缸具有鼓风叶片形的散热片[56]（见图7），借助<气缸旋转>实现风冷散热，省掉风扇、水箱、水泵等复杂的冷却装置，减少能耗和成本的同时，节省汽车的有限空间，并进一步减轻了汽车自重（详见上期P3 末段、P4 一、二、三段）。⑤作为唯一能够避开曲线滑动的<旋转活塞>（即本文所述的双顶活塞[11]、[12]），拥有最短的摩擦路径---直线；最短的密封阵线---圆，与最简单可靠的密封环（可靠在于，哪怕环对缸壁的<紧贴>行将消失，仍可由气缸压力自建环对缸壁的<压紧>。而成为传统发动机高寿的原因之一），并且“圆”和“直线”决定了气缸具有最小的面容比和最少的散热损失。总之<旋转活塞>所以能继承<传统活塞气缸副>，乃是得益于气缸的旋转。而气缸的旋转，由于滚动轴承[32a]的支承，摩擦损失最小（见上期P5 第五段）。另外，不论转速有多高，传统发动机活塞在上、下止点的速度是零；而全序发动机两个双顶活塞的重心（即自转中心；分别位于曲柄销轴心At、Au）各自围绕曲轴旋转中心B，作旋转运动（公转）；活塞的往复运动仅仅是相对于旋转气缸的，其绝对运动是行星运动。而且，通过减轻双顶活塞的质量，可最大限度地减小曲柄销轴承[36t]、[36u]的负荷。⑥更主要的是，<气缸旋转>产生了发动机工作<新机制>，使<自由排气>直接过渡到<真空吸气>（其间，有可观的动能从热能中转化出来，引发废气动能的再利用），省去了<强制排气与吸气>两个作负功的冲程，和一整套气门机构。换气由传统<冲程气门式>改为<粒子有序化>（见上期P1 末段至P3 第四段），实现<排气彻底、进气充分、换气能耗由废气动能支付>，使发动机由<复杂结构、两转作功一次>高成本的耗能做法，改为<简单结构、一转作功一次>低成本的节能做法，既简化了结构、减小了体积、成本，又解决了内耗问题，使发动机升功率和扭矩提高一倍以上，而无需动用增压的办法。
图7
3.支持<新机制>的<往复活塞转缸机构>
考虑到传统曲柄连杆机构，实际结构中存在的加工误差、运动间隙、活塞摆动及活塞销到曲轴的弹性变形（以下简称变形）和必要的动力分析等，图2、图4 的几何推演需要落实到实际结构。
3.1 图2<令OB 为固定构件>一对气缸、一对活塞的情况（图中仅以旋转的、并始终通过O 点的活塞中心线ZG，代表气缸的旋转；Z、G 分别代表双顶活塞的两个活塞顶），当机构运转到A、O 两点重合时，活塞可以不作往复运动（相对气缸而言。实际活塞是作行星运动，即以A 为中心的自转；和以B 为中心的公转），曲柄AB 滞留OB 线上，此时气缸连同活塞一起，以O 点为中心可以灵活转动，从而造成机构运动脱节。A、O 重合的位置即称<脱节点>。在实际结构中，由于活塞气缸之间存在运动间隙，可以使气缸在<脱节点>不转，而活塞能移动<一小段距离ΔS>（大约AB=16mm，ΔS=2mm），实际是A点在以B 为中心的圆周上的<一小段圆弧>，因与活塞行走的直线近似，可以导致机构卡死、错位。并且，在ΔS 以外，机构已经不能正常运转。
3.2 由于曲柄转角α 与气缸转角β 的关系是α=2β（中心角上的内接角），从而可以推知曲柄夹角∠AtBAu= 180°，图4 两对气缸、两对活塞的情况，两对气缸的夹角应是90°。显然，两对活塞的<脱节点>被相互抵消，因而图4 的机构可以灵活运转并被应用到上期所述图1 的实验样机（简称1 号样机）上，而称为<往复活塞转缸机构>，即支持<新机制>的机构。α=2β 还说明机构的传动关系，即通过活塞的传动，曲轴与气缸的旋转具有2:1 的传动比。显然，在两对气缸、两对活塞的<往复活塞转缸机构>上设置2:1的内齿轮传动，将属于<机构重叠>（详述于后）。 <往复活塞转缸机构>曲轴的曲柄半径r(=AB)虽然不大，但因气缸、曲轴同向旋转，力臂的衰减慢，α=180°时，力臂达到最大值r（同时有气缸力臂的最大值2r）；活塞行程S=4r,曲轴转360°完成一个行程；气缸旋转体每转（β=360°）爆发4 次、即4 个气缸各作功一次；加之每次作功不再有进、排气冲程的动力负担，“飞轮”质量可以相应减小，但因兼任飞轮的气缸是铝合金铸造，故质量原本就不足，尚需在气缸旋转体结构的完善中予以解决，例如<起动发电—发动机一体化>中，加装电机转子的永久磁铁（见上期P6 第五段）。此外，因曲柄销在活塞销孔里的相对转速，比曲轴转速降低一半，从而有利于降低活塞销孔轴承[36t][36u]的摩擦损失。
3.3 图3、图5 可见，前、后轴承座[23a]、[23b]就是实际结构中的<固定构件OB>，并且实现了滚动轴承化，O 点轴承[32a]支承着气缸[13]的旋转；B 点轴承[29][30]支承着曲轴[31]的旋转，使发动机转动极为灵活，降低了摩擦损失（同样的作用，还有曲柄销与活塞销孔构成的对开式滚动轴承[36t]、[36u]）。特别是，轴承[29]、[30]之间的跨度，保证了曲轴[31]具有必要的<抗弯刚度>（实际借助了机壳[1]的刚性），因而在1 号样机运转中（压缩比ε=8），怠速可以在200 转/分稳定运转，发动机加速非常灵敏，仅1/2 油门开度，转速即达4000 转/分。但是，只能限于空转，加载后转速即开始下滑（直至停车）；卸载后转速回升。说明，曲轴只具备抗弯刚度是不够的，加载后曲轴的扭转变形显现出来，影响了机构运动的几何关系，导致干涉制动现象，成为结构需要改进的关键。
3.4 气缸的灵活转动不等于消除了活塞侧向力，首先是气缸取代飞轮，就存在交替改变方向的活塞侧向力。对图4<往复活塞转缸机构>的受力分析（条件：构件均视为刚体，排除变形因素），可以先放在图2<令OB 为固定构件>一对气缸、一对活塞的图中。 燃气压力P 由活塞顶Z，沿气缸中心线ZG 作用在曲柄销中心A（图中A1位置），产生垂直于曲柄A1B（=r，即曲柄半径）的切向分力Psinβ，对曲轴旋转中心B 形成扭矩MB=rPsinβ推动<曲轴旋转>（式中也可将rsinβ 直接看做P 的力臂产生MB）。而<气缸旋转>的扭矩MO则是针对气缸旋转中心O；由垂直于力臂A1O的切向分力Ptanβ 产生。力臂A1O=2rcosβ，故MO=2rPcosβtanβ=2rPsinβ。受力分析在发动机转速恒定，不存在气缸的飞轮作用；以及不从气缸输出动力时，可以认为没有活塞侧向力。然而，当气缸转到A、O 重合（β=90°即所述<脱节点>）时，无论如何，都不存在活塞侧向力。此时活塞行程走了1/2，虽然P已有所下降，但力臂却达到最大值，MB=rP；MO=2rP 而且相对于气缸转角β，活塞行程最大，是P 作功效率最高的点；可以说，在A 经过O 的前、后，是<作功效率最高的区段>；也是<活塞侧向力可以忽略的区段>，这是机构的一个进步。需要理解的是，A、O重合时，力臂应是零（切向分力Ptanβ=∞），却变成2r，其原因在于力P 虽作用在，处于O 点的A 点上（比如图4 活塞U 的曲柄销中心Au与O 重合时），却通过支点B；由互成180°角的曲柄AuBAt的杠杆作用，传递到另一对活塞（T）的曲柄销中心（图4 的At点），由活塞T 产生侧向力，推动气缸旋转，故其力臂反而是A0O=2r。这就体现了两对气缸的互补作用，可以由“杠杆作用”直接从MB=rPsinβ 推导出MO =2rPsinβ。不仅A、O 重合时MO的力臂达到最大值2r，而且在O 前、后的力臂是接近于2r 的；加之A0前、后一段，活塞T 的行程走得很小，消耗的摩擦功少，故不失为<作功效率最高的区段>。这“区段”可以包括A 经过O 的前、后和A0前、后的20 几度，大约各为45°的范围。总之，在发动机的<反扭矩>改由B、O 两点，即工作条件优良的滚动轴承来承担之后，对<活塞气缸副>的节能挖潜，是大有成效的，即使从气缸输出动力，依然具有节能意义。气缸旋转体传递动力，不仅体现在飞轮作用上（因无进、排气冲程，飞轮质量已减小）；还有废气动能的利用（见上期P5 第四段）；<起动发电-发动机一体化>（见上期P6 第五段），特别是汽车采用电驱动，发动机只发电、不输出动力的情况，能耗更低，此时动力输出端（包括图5 小齿轮[33]）可以取消；如能实现“电控扫气泵”，则发动机占用空间更小更紧凑。
3.5 机构演化使曲柄连杆机构运动链，由<开放式>AB、OB 的尺寸相对可有较大变化空间，变成<封闭式>AB=OB，使得在实际结构中只能采取AB=OB 的误差，比活塞气缸的<间隙>误差至少小一个数量级的办法，确保机构灵活转动。这样做首先可以确定精度。相比之下，AB、OB 绝对相等不是关键，其实际意义在于活塞气缸的<间隙>，除了满足滑动配合的要求，还需容纳曲轴曲拐段（在图5 两轴承[30]之间），必然存在的<弯曲变形><扭转变形>的影响。即，如果是0.06mm 的<间隙>，则只允许活塞产生小于0.03mm的径向位移（轴向位移和角位移无影响）。可见，曲轴自身的刚性，主要是曲拐段<刚度>的重要。<刚度>与<间隙>的主、辅作用缺一不可。对照传统曲轴足够的曲柄断面，看图5的情况，显然1 号样机曲轴曲拐段的<刚度>，即使在发动机空转情况下，也未必达到要求（其<间隙>=0.06mm，因活塞、气缸材质都是铝合金，暖机后<间隙>不会变小）。解决办法除按原有结构思路发挥潜力外，新办法是从更为关键的轴颈直径与重叠度入手，即加大曲柄销At 、Au 的直径；取消滚动轴承[36t][36u]的“对开式”（详见上期P7）及其定位螺栓[41t]和[41u]；使活塞销孔[39t][39u]扩大，其底线是，活塞杆[11g][12g]所剩连结处的断面（位于[40]）面积，分别等于被取消的螺栓[41t]、[41u]的截面积（设计上可多留一些）。由此，增大曲拐段轴颈直径的同时；轴颈之间（At 与Au、Au 与B）获得可观的重叠度Ctu、Cub，将以更高的倍数增大曲拐段的刚度，尤其与曲柄合并，作用更大，从而实现抵御<扭转变形>的刚度。
图5a 是按新办法改进后的情况，至于结构的安装问题，应的轴颈，然后把滚子（d=4~5mm）一一塞入活塞销孔与曲柄销之间形成的滚道中，但最好将保持架分为3 段，连同滚子一并塞入滚道（为操作顺利，板可适当加温），最后装上挡圈[39td]和[39ud]。和1 号样机相同，安装的操作空间在曲轴箱[32c] （见图7）与气缸孔间；安装顺序是先T 后U，T 的活 塞杆在中间，是一块板[11g]和两个挡圈[39td]；两边各一块板[12g]，是U 的活塞杆，每块板只在外侧有挡圈[39ud]；内侧依靠曲柄销端凸起的小挡边。需要说明的是，板不直接与活塞连接，而是有事先紧固在活塞[11t]、[12u]上（或双金属浇铸在活塞上）的钢质过渡件[11gt][12gu]与板连接，目的在于：①钢质过渡件用以增加活塞顶的强度，承担燃气爆发压力。②板与过渡件之间的定位、紧固，同样需在曲轴箱内操作，但如能在正式安装前，完成活塞销孔与气缸旋转中心O 达到<同心>的调节、或精加工，则可以避开<气缸中心线必须通过O 点>的严格要求。但两对气缸相互垂直；及At、B、Au 三点一线（简称<气缸垂直与三点一线>）的要求不能免。连同另一对<同心>，轴承座[23a][23b]上（见图5a）曲柄销与气缸轴承[32a]之间的<同心>，共为<往复活塞转缸机构>的三个基本要求，是AB=OB 的具体体现。同时发生在AB、OB 重合（即<脱节点>）的两对<同心>已在视频（见文后）中演示，不仅使模型制作极为简便，其原理延伸，对全序发动机研制、装配有参考作用。而所述<同心>实际是空间两轴线重合，其“调节”的基准O 不能单一看成轴承孔[32b]（见图7），可以选用散热片凸台平面[55]和凸缘圆周[57]（是和[32b]在一次装夹内，加工完成的），是更为可靠的测量基准；“三点一线”也是指空间三条轴线的关系，等等。③板与过渡件的结构形式可以减轻活塞组的重量，从而减小活塞销孔轴承[36t][36u]的离心力负荷。而板上打孔去重的办法，除了加强曲轴箱前、后空间的联通，有益于左右进气窗口的气流对称，更主要是使活塞组的重心位于曲柄销轴心；以及两对活塞相对于曲轴主轴B 的运转平衡。
总之，曲拐段轴颈的直径与重叠度的加大，不仅为发动机灵活运转，而且为稀燃所需较高的压缩比（ε），提供了曲轴刚度的保障；滚动轴承[36t][36u]由“对开式”改为整体板式套装的结构，使工艺大为简化，发动机造价更低，而结构更简单可靠。另外，轴颈间足够的重叠度，可以方便地在B-B 轴线上实现，一孔贯通曲轴上全部所有轴承的微量<强制定点润滑>（见后面“5.冷却与润滑”）。
需要指出，上述改进是在原有1 号样机，人为设置的<紧凑尺寸组合>上进行的，因此在发动机开发与优化设计中，空间应是宽裕的。
3.6 环槽里的间隙，决定了活塞环的运动区别于活塞的运动。与传统发动机活塞环惯性力的影响不同，在旋转气缸里，活塞环的惯性力是科氏力K（参考上期P1 末段），其方向（随活塞的往复，交替改变）在活塞侧向，使半个活塞环对缸壁的<压紧>力，被K加强的同时，另一半则被K 削弱；由于环上各点的K 在环平面的分力是平行走向；而活塞环的环背气压力（还有环的弹力）则是周圈的径向力，因此，“加强”（顺）、“削弱”（逆）突显在两侧半环的“拱顶”一带（顶点分别称顺点、逆点），而过渡地段K 的影响则是渐趋于（分界点的）零。从而，不像传统发动机（老式）活塞环惯性力造成整支活塞环“离座”浮起等现象；使环自身的弹力难以抵御惯性力的干扰。在使用老式活塞环（轴向高度b=2.4mm，径向厚度t=3.3 mm）的1 号样机转速达2000 r/min（气缸转速）时，活塞行程中点，K 在顺、逆两点的最大值，已经接近或超过活塞环对缸壁的<压紧>力；但样机转速达到4000 r/min 时，扫气泵输出端压力（可以代表曲轴箱压力；上期P2 末段至P3 首行）仍看不出活塞环漏气的迹象。一方面的原因，首先，老式活塞环不等于一定出问题，对于整支活塞环，K 在逆点一带小范围、短时间不足以对密封造成破坏；而在活塞环对气缸的相对速度为零，即K=O 的上、下止点附近，环对缸壁的<压紧>与<紧贴>都不受影响；加之<新机制>取消了进、排气两个冲程，避免了环背气压力的长时间缺失，因而活塞环基本处于<压紧>状态。但是，另一方面，考虑到1 号样机的试验毕竟有限，因此抵御K 对密封干扰的预案和深入研究、试验等都是必要的。为此，现有初步办法是：①传统发动机上已经生效的办法，即，减小环高b 以<减小环的质量>达到减小惯性力的目的；增大环厚t 以<增加环的弹力>；增加环侧间隙（ΔC）以<增加环背气压力>；<改善刮油效果>以减少环浮起（浮起另有气压力因素）等办法中，可以借鉴或选择。②在传统发动机上已提出的气环改用油环胀紧的办法，即依靠衬簧从环槽底面发力（即支撑力），增大环对缸壁的<紧贴>力；而使环厚t 无需增大，反可适度减小，以<减小环的质量>；特别是由<无支撑力>（即环自身弹力）改为<支撑力>，有利于抵御惯性力对密封的干扰；并延长活塞环的使用寿命。这种办法因曲轴箱换气取消油环，可以使<支撑力>适度增强，而原有活塞环总摩擦损失不会增加，反倒可以借助<支撑力>使活塞在气缸里“归中”，维持活塞周圈与全长均有<间隙>（甚至设计上可适当增加间隙值），这是双顶活塞的优势。尽管活塞依然频繁接触气缸，但会减轻活塞的摩擦，为减摩新技术的使用创造条件。另外，最好设法将衬簧与环槽底面相粘结（但不影响胀紧力），令衬簧的质量归属于活塞，使衬簧的运动基本属于活塞的行星运动，减少科氏惯性力K 的影响。③总之，以<减小环的质量>、增加环对缸壁<紧贴>力与<压紧>力为主；确保K 在发动机转速范围内，不影响密封为目的；依照传统发动机活塞环<简单可靠>的原则，全序发动机的活塞环“改进”，应该不会走得更远；更不至于使用轻质材料、及对K 采取反制等办法。
4．<内齿轮转缸机构>
图11 是1:2 的内齿轮传动，以大、小两个圆（直径2:1）内切，分别代表内齿轮和小齿轮的分度圆。则有，内齿轮转过β 角（如β=30°）；小齿轮转过α 角（则α=），α=2β 的关系，与图2、图4 机构演化情况相同，只是无需<双顶活塞>ZG 沿气缸旳往复运动，来带动气缸、曲轴的旋转。换言之，图11 把通过O 点的直线看作是一对旋转气缸（例如图3 的[13t]或是[13u]）的中心线，则β 就是气缸转角；如果把A 点看作为曲柄销中心、B 点为曲轴旋转中心，则α 就是曲柄转角。可见，<没有活塞气缸副参与>的图11<内齿轮转缸机构>也能完成曲柄销中心A 点在气缸中心线上的往复运动，即A0、A1、A2 经O（A3）点至A6 转360°完成一个冲程（气缸转了180°），周而复始，和在1 号样机一样。图11 也可以视为气缸、曲轴旋转的相位图。
图11
<内齿轮转缸机构>用于图2 一对气缸、一对活塞的情况，可以消除3.1 所述机构运动在<脱节点>一带的传动问题。但因齿侧间隙对齿轮传动精度的影响，在另一运动区段，上、下止点一带活塞气缸副的传动精度可能相对较高，而取代内齿轮传动，使机构运动处于半重叠状态。为避免<机构重叠>，在图4 两对气缸、两对活塞的情况，加大活塞气缸的<间隙>；提高内齿轮传动精度、消除齿侧间隙的影响，令<活塞气缸副>退出机构传动，实行活塞只推动曲轴旋转；与气缸之间的作用力改由工作条件优良、富含滚动摩擦的内齿轮传动来承担（内齿轮啮合的重迭系数大，具有负荷能力大、运转平稳、噪音小等优点），从而把活塞气缸的摩擦局限于活塞环（如上所述，借用活塞环衬簧的胀力维持活塞在气缸里的<间隙>位置），最大限度地减少摩擦。为此，机构实际由曲轴一体的（位于曲拐段前、后的）两段小齿轮，分别与曲轴箱前、后的两个内齿轮（以其外圈法兰、螺钉和定位销，紧固安装在曲轴箱两端）啮合实现，从而实现动力由曲拐两端<并联输出>，使发动机具有从曲轴或气缸输出动力（后者是发电），更加节能而灵活的两种承载方式。但是这一切的前提是内齿轮的传动精度。一旦轮齿磨损、侧隙加大，一线之隔的<机构重叠>在所难免，<内齿轮转缸机构>对<活塞气缸副>的节能挖潜也随即告终。实际在三角活塞转子发动机上，只强调内齿轮的导向作用，避免或减少额外的负荷。鉴于<内齿轮转缸机构>存在往复活塞对气缸、曲轴更高的相位精度要求，即使不对齿轮副提出承载要求，因活塞推力并非恒定；发动机载荷、转速经常改变；加上气缸的飞轮作用等产生的惯性力矩，加大了齿轮副上的应力与磨损，轮齿间的线接触，远不能与<活塞气缸副>的面接触相比，因而齿轮副能否作为发动机机构的运动副，有待齿轮技术的支持。
由于<往复活塞转缸机构>改善了<活塞气缸副>的工作条件，而更突出了机构简单可靠的优点；摩擦的大幅减轻，使<活塞气缸副>所剩节能潜力的挖掘，可以留待减摩技术的发展。
5．冷却与润滑
在发动机的热平衡中，内耗因摩擦热，大部分被计入<传递给冷却介质的热量>。由于<新机制>的结构精简，摩擦副大幅削减；并且除<活塞气缸副>外，已全部滚动轴承化；摩擦损失最大的<活塞气缸副>也有了根本改变。更主要的是发动机的热效率，稀燃与HCCI 燃烧具有低的燃烧温度；和较多份额的热能转化成动力，从而降低了发动机的热负荷。加之<新机制>有可观的废气动能从热能中转化出来，也会减少废气余热对发动机的影响。为此，水冷加油冷的传统冷却方式，可以有所改观，而采用简单的风冷。上期P4 第四段所述，新气的<天然分层>因惯性力的支持，而趋于<缸内非均质化>。为避免汽油凝聚现象发生，要求新气在缸外达到最均质化的预混合；扫气泵前尽可能好的汽油雾化；进入气缸前尽可能充分蒸发混合。而汽油<充分蒸发混合>的条件是：①尽可能稀的空燃比（α）；②必要的时间、空间；③气流扰动与适当的加温。其中，条件①决定了稀燃是全序发动机（实际是汽油机）的必由之路；而条件②、③经由扫气泵和曲轴箱换气过程得以较好解决（详见上期P4 末段），即便少量残存汽油雾滴进入气缸，也会以很高的加速度冲向（与相邻气缸）排气高温区相连的缸壁，被加热气化。而润滑油的引入是根据发动机负荷与转速，由计量泵控制，或雾化随新气进入扫气泵、曲轴箱。其中，汽油的挥发可加强新气对曲轴箱机件（轴承、活塞、曲轴、缸壁等）的冷却；润滑油的雾滴附着在机件表面起润滑作用。这种传统的<微量润滑>，随着润滑技术（和机件表面处理技术）的发展，润滑油对汽油的比例已经很小，且可参与燃烧、并起到减少污染的作用。曾被多数厂家放弃；曾采用二冲程发动机在燃油中掺入2-2.5%（容积比）机油的办法，润滑三角活塞与密封件的转子发动机，今已步入氢燃料汽车的行列。此外，抗摩剂、减摩涂层、乃至无需润滑剂运转的纳米涂层等新技术的不断产生与发展，终会推动发动机技术的突破与进展。但是，作为全序发动机的实验、设计、开发，则是立足于改善发动机的工作条件；并希望从简易办法入手，以最少的时间和代价，达到全序发动机验证的目的。进而通过试验开发，最终采用燃油与润滑油相互分离；计量泵排量微小、有输油管的<强制定点润滑>（即所谓的CCI 润滑）。这种二冲程发动机分离润滑方式，润滑油利用率高、用量少而纯净，故润滑效果好，而且避免了对汽油雾化蒸发的影响。由于润滑点相对集中，不像传统曲轴到连杆大、小端与活塞、缸壁那样大的空间跨度，从而实施难度小，效果会更好。
6.补充说明
6.1 图5a 后轴承座[23b]的后视图如图12 所示，其中：①三根螺栓[35]用于内座[21b]与外座[22b]的定位、紧固，这三根螺栓呈正三角形分布，两根在上，以确保内座[21b]承担曲轴轴承[30]所受，来自气缸活塞的燃气爆发力，并刚好重叠于曲轴轴承[29]、[30]的两侧，形成立体交叉的分层布局，避免了安装的干涉。与此同时，形成充足流通截面的8 个进气孔道[37]（即上期P4 末段第二行所称“总进气道”）贯穿后轴承座，与曲轴箱相通。曲轴主轴颈B-B 及所述三根螺栓、8 个进气孔道，均限制在气缸轴承[32a]的内滚道以内，从而充分利用了空间。如此“掏空”的轴承座，因为都是适当布局的圆孔，故不影响机械强度；工艺也简单。②为避免处于活塞下止点的气缸进气道[16a]（见上期P3 图6）道口被遮盖，图5a 前、后轴承座的内座[21a]、[21b]的虚线以外部分；处于进气过程、道口经过的座体弧段，需切掉。③后轴承座轴承[29]的轴承孔留有一段空位[24]是扫气泵的安装定位止口；前轴承座法兰面上的凸沿[34]用于发动机动力输出轴的轴承座安装定位。
继上期P4 第三段所述，前、后轴承座分别安装在机壳[1]（见图3）的前后端中央（前端是机壳的端盖），在这两个轴承座周围的机壳上， 各布有六个扇形进风口[23j]，并且扇形进风口之间的过桥断面[23g]呈导流叶片形（见图13 圆周剖面展开），以尽可能减少对进风口面积的占用；确保至关重要的强度和刚性。这强度和刚性是从图5a 曲轴轴承[29]、[30]的跨度产生的作用，一直延续到图1 机壳端面延伸的加强筋和散热片（在机壳端盖上）。
1 号样机的该<间隙>是0.06mm（活塞、气缸都是铝合金，气缸表面多孔镀铬，因而<间隙>在暖机后不会变小），在空转试车中效果良好，但还不等于完全容纳了曲轴<弯曲变形>的影响，加之尚未加入的曲轴<扭转变形>，显然，这种活塞气缸的常规<间隙>，难以实现机构运转的保障，而成为需要改进的原因之三。⑥最根本的保障还是曲轴自身的刚性，它决定着1 号样机的机构模式能否成立（只要<曲轴气缸之间>不传递或少传递动力，例如，铝气缸不足以作为飞轮的部分了惯量，可用离合器作补充）以及活塞气缸的<间隙>和压缩比的提高。
<内齿轮转缸机构>意义在于：①机构实际由曲轴一体的（曲拐前、后，B-B 轴线上的）两段小齿轮，分别于气缸曲轴箱前、后的两个内齿轮（以其外圈法兰、螺钉和定位销，紧固安装在曲轴箱两端）啮合实现的（详见本文图5a）。从而保证了曲轴[31]具有一定的<抗弯刚度>（实际借助了气缸[13]的刚性）；并实现了发动机动力，由曲拐两端<并联输出>，确保了曲轴的承载能力看，成为发动机输出动力的双重保障，同时解决了传统的曲轴扭振问题，省掉了抗扭振结构，减少了内耗。②<活塞气缸副>退出机构传动，意味着加大活塞气缸的<间隙>。活塞只推动曲轴旋转，与气缸之间的作用力改由工作条件优良、富含滚动摩擦的<内齿轮传动>来承担（内齿轮啮合的重迭系数大，具有负荷能力大、运转平稳、噪音小、寿命长凳优点）。活塞环的质量很轻（详述于后），依靠薄片波状衬簧，从活塞环槽底面发力，保持环与缸壁贴紧。这种衬簧胀力大，能维持活塞在气缸里的<间隙>位置，减轻与缸壁的接触（接触限于排气窗口一侧，且活塞裙部有一定弹性，旨在维持活塞对排气窗口的滑阀作用。从上期P2 末段可知，曲轴箱与外界的压差很小）。由此，把活塞气缸的摩擦局限于活塞环，最大限度地减少了摩擦。成为发动机输出动力的保障之三。③在发动机动力的<并联输出>中，输出端的内齿轮是<主动轮>，它把曲轴箱从后端内齿轮、曲轴一体的小齿轮传来的扭力，传给前端（即输出端）曲轴一体的小齿轮。可见，后端的<主动轮>是曲轴一体的小齿轮。传力时，前、后两对齿轮啮合的<齿侧间隙>，会分别按想要那个的方向闭合。但是，如果在发动机安装时（内齿轮外圈法兰的螺钉和定位销紧固时）就把相应的<齿侧间隙>靠上、闭合掉。“靠”的方向是，前端内齿轮与曲轴转向相同；后端内齿轮则相反。这样做的必要时消除<齿侧间隙>对既定活塞气缸<间隙>的干扰。如果考虑摩擦因素导致<齿侧间隙>加大（当然，轮齿表面需作耐磨处理），则“靠”应有适当的过盈，实际是对曲轴的<扭转预应力安装>，有益于气缸的飞轮作用。④曲轴一体的小齿轮位置靠近轴承[30],其参数与曲轴输出端小齿轮[33]相同，因齿轮的齿顶高超出B-B 轴径，因而安装轴承[30]时，需要先套上轴承的保持架，然后用润滑脂将轴承的全部滚子就位。最后和轴一起插入位于轴承座上轴承[30]的轴承圈。除非滚子数与齿轮的齿数相同，否则保持架需特制，或内径相应加大，或两半对开的结构。⑤内齿轮传动实现的功率输出，由于功率不经过<活塞气缸副>传递，因而有利于采用气缸输出动力的办法，即全序发动机的<起动发电-发动机一体化>，当发动机只发电、不输出动力，在汽车采用电驱动的情况下（见上期P6 第四段），机械损失最小，其功率输出轴（详见于第7 页）以及曲轴前端的小齿轮[33](见图5)都可以取消。加之电控扫气泵的实现，发动机占用的空间可以最小。只是上述消除<齿侧间隙>影响的办法可能需要改变。
看来，如能把曲轴箱前、后的内齿轮传动也纳入所述的CCI 润滑，问题会简单的多。但是由于齿轮有功率的传输，尽管只是发动机功率的1/2，也存在不可小视的散热问题。相应的办法是：①内齿轮外圈法兰随气缸旋转的风冷散热，即由曲轴箱导热分流一部分热量；②只要在恰当的位置开设进出气孔，内齿轮、小齿轮和轴承座体三者即可组成“内齿轮泵”，使一部分新气流经“内齿轮泵”起散热作用；③完备必要的密封后，变成内齿轮油泵与机外冷却油箱，进行机油循环，则是最终可靠办法。前两个办法只能用在短时间旳简易实验。此外，与齿轮[33]啮合的主轴内齿轮（详见第七页图）同样采用此办法，即可共用同一个冷却油箱。
发动机高效节能与结构大精简（上集）
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(6/22/2011) |
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