引言：為了使發(fā)動(dòng)機(jī)具有良好的燃油經(jīng)濟(jì)性，減小氣缸的內(nèi)徑并延長沖程至關(guān)重要。然而，對(duì)于帶有連桿的現(xiàn)有發(fā)動(dòng)機(jī)來說，這是非常困難的一件事情。在新的連載系列“動(dòng)力總成機(jī)構(gòu)”第1部分中，我們將為大家解說沒有連桿的省油發(fā)動(dòng)機(jī)。

連桿可以將活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)改變?yōu)榍男D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，所以在往返式發(fā)動(dòng)機(jī)中它是不可或缺的存在，然而，如果想要改善發(fā)動(dòng)機(jī)的油耗效率，連桿的存在卻是一個(gè)困擾，所以新的一個(gè)研發(fā)方向朝著沒有連桿的發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)展。

其中一個(gè)典型的研發(fā)實(shí)例是Z MECHANISM TECHNOLOGY公司開發(fā)的被稱為“XY分離曲柄機(jī)構(gòu)”的技術(shù)。將活塞的往返運(yùn)動(dòng)分離成往返方向（X）以及與（X）垂直的（Y）方向，從而將往返運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換成旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。沿著這個(gè)研發(fā)方向，目前加壓力3kN，轉(zhuǎn)速為800rpm的往返式滑動(dòng)摩擦試驗(yàn)機(jī)型已經(jīng)進(jìn)入實(shí)用化階段（圖1）。在制造的壓縮機(jī)中，完成了出口壓力3MPa條件下200小時(shí)的耐久性測(cè)試（圖2）。

圖1由無連桿機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)的往返式滑動(dòng)摩擦試驗(yàn)機(jī)型

活塞的往返運(yùn)動(dòng)被分成往返運(yùn)動(dòng)方向（X）和垂直方向（Y）并被轉(zhuǎn)換成旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。

圖2試制的壓縮機(jī)

中間是XY分離曲軸，右側(cè)是低壓活塞，左側(cè)是高壓活塞。

研發(fā)人員制造了三款發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)機(jī)型。前兩款試驗(yàn)機(jī)型基于市面上一款排量50cc的汽油發(fā)動(dòng)機(jī)制成，將單缸和水平對(duì)置的發(fā)動(dòng)機(jī)各自進(jìn)行了100小時(shí)的運(yùn)行試驗(yàn)（圖3）。單缸最高轉(zhuǎn)速為7000轉(zhuǎn)/分鐘，水平對(duì)置轉(zhuǎn)速為10000轉(zhuǎn)/分鐘。之后還試制了基于排量為320cc柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的兩缸直列發(fā)動(dòng)機(jī)（該公司稱為U型），三款試驗(yàn)機(jī)型都去掉了連桿。

圖3使用市售排量50cc汽油發(fā)動(dòng)機(jī)的零件試制的單缸發(fā)動(dòng)機(jī)模型，最大轉(zhuǎn)速為7000rpm。

連桿有三大劣勢(shì)

連桿有三個(gè)主要缺點(diǎn)，而且都是因?yàn)檫B桿傾斜而造成的。

第一個(gè)缺點(diǎn)是不能增加沖程/內(nèi)徑比（SB比）。未來，為了使發(fā)動(dòng)機(jī)具有良好的燃油經(jīng)濟(jì)性，有必要提高SB比率。但是，連桿的傾斜度決定了SB比值的上限。如果單純地增加SB比率，則傾斜的連桿會(huì)碰到氣缸的下端。

此時(shí)如果延長連桿，會(huì)解決這一問題，然而發(fā)動(dòng)機(jī)的脊柱則需要變得更高。根據(jù)日產(chǎn)的試算，如果SB比為1.07的條件下，從曲軸到上止點(diǎn)的活塞上表面的距離為215mm [圖4的（a）]。如果將SB比率提高到2，則該距離將增加到527mm [圖4（b）]。這一高度將無法收納進(jìn)引擎室內(nèi)。

圖4連桿和缸體下端之間的干涉

（a）當(dāng)SB比為1.07時(shí)，連桿不干涉的高度為215mm。（b）當(dāng)SB比例增加時(shí)，高度需增加到527mm。（根據(jù)日產(chǎn)汽車資料創(chuàng)建）。

第二個(gè)缺點(diǎn)是二次振動(dòng)。活塞銷的高度是曲柄銷高度和連桿高度之和（圖5）。曲柄銷的高度每轉(zhuǎn)一次上下一次。這是主要的振動(dòng)。連桿在上止點(diǎn)和下止點(diǎn)位置時(shí)直立，在其他地方時(shí)則傾斜。也就是說，它每轉(zhuǎn)直立兩次，傾斜兩次。所以連桿的高度每次旋轉(zhuǎn)增加兩次并減少兩次。這是二次振動(dòng)。曲柄/連桿系統(tǒng)的振動(dòng)是主要振動(dòng)和次要振動(dòng)的總和。

注1）在實(shí)踐中，還存在3次以上的高階振動(dòng)，但是一般設(shè)計(jì)中連桿長度（曲柄銷中心與活塞銷中心的距離）都大于沖程的1.7倍以上，所以3次以上振動(dòng)很小基本可以忽略。

圖5曲柄/連桿機(jī)構(gòu)

活塞銷的高度是曲柄銷高度和連桿高度之和。

第三個(gè)缺點(diǎn)是連桿的橫向力。被爆發(fā)力推下的活塞向下推動(dòng)連桿轉(zhuǎn)動(dòng)它。由于連桿傾斜，反作用力和爆發(fā)力的合力作用在活塞上，并推動(dòng)到缸壁（圖6），產(chǎn)生錘擊聲，還會(huì)產(chǎn)生摩擦阻力。

圖6活塞和連桿

橫向力是由爆發(fā)力和連桿推力的反作用力產(chǎn)生的。

XY兩個(gè)滑塊共同承擔(dān)角色

在Z MECHANISM TECHNOLOGY公司開發(fā)的新機(jī)構(gòu)中，活塞向下推動(dòng)直立的活塞桿而不是推動(dòng)連桿（圖7）。圖為水平軸方向，所以正確來說應(yīng)該是橫向推動(dòng)，但在解釋原理時(shí)垂直軸更容易理解，所以解釋為向下推動(dòng)?；钊麠U下方有一個(gè)稱為組合器的構(gòu)件。組合器由帶X軸滑塊的引擎塊支撐。此外還用Y軸滑塊支撐曲柄連接板，曲柄銷通過其中的孔旋轉(zhuǎn)。

注2）如果取消曲柄連接板和Y軸滑塊并將軸承連接到曲柄銷上，則變成了蘇格蘭軛型機(jī)構(gòu)。

圖7 XY分離曲柄機(jī)構(gòu)，此圖中，活塞在水平軸上移動(dòng)。

為了使原理更容易理解，圖7中的組合器是L形的。事實(shí)上，研究人員考慮的是將它設(shè)置成能將連接板包圍的類似框架一樣的形狀。注3）整體而言，包括活塞桿在內(nèi)，其形狀類似于連桿大端的一個(gè)矩形孔，并在水平方向上變寬（圖8）。

如果僅考慮發(fā)動(dòng)機(jī)的爆發(fā)力，活塞桿只會(huì)推動(dòng)組合器，但因?yàn)榇嬖趹T性，活塞桿還可能會(huì)拉動(dòng)組合器。注4）盡管可以設(shè)計(jì)Y軸滑塊的橫截面形狀使之承受拉力，但是要被推動(dòng)的區(qū)域會(huì)減小。另外，由于希望在磨削加工滑塊時(shí)為了避免磨石的形狀過于復(fù)雜，所以僅僅在上下兩方各放置了一個(gè)推動(dòng)滑塊從上下兩方夾住曲柄連接板（圖8中為左右兩方）。

注3）由于Z MECHANISMTECHNOLOGY公司試制了汽缸軸水平的發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)機(jī)，所以將上述形狀稱為“門形狀”。在對(duì)原理的解釋中，氣缸軸處于垂直方向更容易理解，因此稱它是“框架形狀”。

注4）計(jì)算施加于連桿的應(yīng)力時(shí)，在寬負(fù)載范圍內(nèi)慣性力的旋轉(zhuǎn)速度大于爆發(fā)力。連桿在全速加速時(shí)很少斷裂，但是在發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)時(shí)容易斷裂。

圖8 組合器呈框架型而不是L形，圖為水平相對(duì)2氣缸型。

曲柄連接板被分成兩部分（圖9）。其中一個(gè)原因是組裝的簡(jiǎn)易性。為了避免曲柄采用懸臂式，或組裝成曲柄等等特殊設(shè)計(jì)，就像常規(guī)的大端部分割成連接桿側(cè)與蓋側(cè)一樣分割成兩塊，分別從兩側(cè)夾持。注5）。圖9為壓縮機(jī)部件。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)部件來說，與連桿大端部一樣需要安裝軸承金屬。

注5）在滑動(dòng)軸承中，將軸承分成兩部分，從兩側(cè)夾緊。其中，不屬于發(fā)動(dòng)機(jī)缸體，連桿等主要部件，而是覆蓋側(cè)的部分稱為蓋。

圖9分成2部分的曲柄連接板

左右通過Y軸滑塊的滑架側(cè)，中間通過曲柄銷。分開的部分設(shè)置了約0.2mm的間隙。

另一個(gè)原因是曲柄連接板本身的變形[圖10（a）]。連接板由于活塞的推動(dòng)而變形，并在遠(yuǎn)離壓制位置的地方擰緊銷[圖10（b）]，這樣會(huì)增加阻力，嚴(yán)重的時(shí)候還會(huì)起火。而分成2部分的話，則僅有推動(dòng)側(cè)變形。相對(duì)于連桿長度為桿銷直徑，連桿帽的跨距則很長相當(dāng)于組合器部分的沖程+連接板寬度+間隙的長度（圖11）注6）。而跨距越長，偏轉(zhuǎn)則越大，所以這個(gè)位置必須制造牢固。

注6）因此，組合器比連桿的大端部還要大，需要從底部插入。這一點(diǎn)從常規(guī)的設(shè)計(jì)理念“組裝時(shí)活塞從頂部插入，所以大端部應(yīng)該穿過氣缸“的常識(shí)來看這是不符合常識(shí)的，但不打破常識(shí)就無法進(jìn)步，所以采取了從底部插入。

圖10曲柄連接板的變形

（A）分割后對(duì)側(cè)難以受到力的影響。（B）如果不分割，則整體變形，并且擰緊銷。分割后，左連接板的右側(cè)咬入銷內(nèi)，圖示上的變形量擴(kuò)大了1000倍以上，實(shí)際上最大變形量也不超過5/1000mm。

圖11框架型組合器，連桿的大端部設(shè)置成矩形形狀。

但是，組合器所需的剛度不如連桿那么高。連桿被拉動(dòng)時(shí)，拉動(dòng)銷的入孔由正圓形變形為橢圓形，與蓋帽側(cè)的連接部位收緊曲柄銷。在這種情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)容易起火，因此通過增加剛度來防止發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒。而組合器只需要在連接板上方和下方打開間隙就行，因此允許一定程度的變形。此外，為了使滑塊的導(dǎo)軌側(cè)即使變形也不產(chǎn)生表面壓力的偏倚，需要采取例如將滑架側(cè)的接觸面加工成曲面等等的應(yīng)對(duì)措施。注7）

注7）滑塊結(jié)合了導(dǎo)軌和托架。短托架沿著長導(dǎo)軌進(jìn)行往返運(yùn)動(dòng)。

提高SB比率

通過上述結(jié)構(gòu)，活塞桿做直線運(yùn)動(dòng)，諸如圖4所示的問題被解決，SB比率得到提升。其結(jié)果是，燃燒時(shí)間短，從燃燒室表面的熱損失變小，燃料消耗得到改善。

連桿傾斜造成的SB比上限雖然不存在了，但是并不代表就可以無限地提升比例，依然存在發(fā)動(dòng)機(jī)的本質(zhì)上限。如果比較對(duì)準(zhǔn)氣缸布置，SB比大率越大，寬度越寬，高度越高，與此同時(shí)也就變成了短發(fā)動(dòng)機(jī)。注8）所以SB比率只能是在車內(nèi)空間布局成立的范圍內(nèi)提高。此外即使變短了也不必?fù)?dān)心曲軸的設(shè)計(jì)會(huì)很痛苦。串聯(lián)的場(chǎng)合，發(fā)動(dòng)機(jī)的長度由孔徑與之間的壁厚決定。由此曲軸側(cè)，具體來說軸頸寬度，銷寬度，腹板寬度都沒有設(shè)計(jì)界限。利用余量可以縮短曲軸。

即使小幅增加也很重要，因?yàn)闃I(yè)界就曾出現(xiàn)因?yàn)榧?xì)微的SB比率差異引發(fā)了行業(yè)重組的實(shí)例。當(dāng)三菱汽車著手開發(fā)微型車“ eK wagon”的時(shí)候，與其競(jìng)爭(zhēng)的大發(fā)工業(yè)正生產(chǎn)內(nèi)徑63mm（SB比為1.12），鈴木、本田生產(chǎn)內(nèi)徑64mm（SB比為1.07）的發(fā)動(dòng)機(jī)。三菱不得不設(shè)計(jì)內(nèi)徑65.4mm（SB比1.0）的模塊來提高燃料效率（圖12）。最終生產(chǎn)設(shè)備無法攤銷而導(dǎo)致了重組。雖然假設(shè)在試圖克服淺表技術(shù)的SB比結(jié)果的基本性能的障礙，注9燃料消耗模擬所發(fā)生）。此外，本田隨后開發(fā)的內(nèi)徑60mm（SB比率1.29）的發(fā)動(dòng)機(jī)則進(jìn)一步甩開了其他對(duì)手。

注9）三菱汽車在2016年4月發(fā)表承認(rèn)其提交給國土交通省的燃油經(jīng)濟(jì)性測(cè)試數(shù)據(jù)比實(shí)際數(shù)據(jù)值高，存在非法操作。

圖12三菱汽車的“3B20”發(fā)動(dòng)機(jī)，引發(fā)問題的“eK wagon“發(fā)動(dòng)機(jī)以此模塊為基礎(chǔ)

沒有橫向推動(dòng)力，不產(chǎn)生碰觸

XY分離曲柄可以降低摩擦阻力。首先消除活塞的側(cè)向力。由于活塞通過X軸滑塊定位，因此只有活塞環(huán)碰到氣缸。在發(fā)動(dòng)機(jī)研究中，研究人員使用玻璃制氣缸并觀察燃燒。通常，由于活塞與玻璃摩擦，使用壽命短，成本高。然而使用XY分離曲柄后，玻璃壽命延長而且成本也下降（圖13）。甚至有實(shí)際使用10年的效果事例。

圖13：利用使用XY分離曲柄的設(shè)備進(jìn)行的發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒測(cè)試，

由于與玻璃滾筒的摩擦減少，使用壽命變長。

盡管活塞的橫向力失去了，但分支X軸滑塊的側(cè)向力仍然存在。活塞銷的功能由Y軸的滑塊代替。問題在于該橫向力大于還是小于摩擦損失。Z MECHANISM公司計(jì)劃在聯(lián)合研究中測(cè)量摩擦損失。雖然用手轉(zhuǎn)動(dòng)這樣的低轉(zhuǎn)速情況下已經(jīng)完成了確認(rèn)，但是慣性力非常重要所以由必要再去驗(yàn)證高轉(zhuǎn)速下的損失。

摩擦損失的主要原因是Y軸滑塊。爆發(fā)力和慣性力被同時(shí)接受，所以垂直阻力很大。然而，

針對(duì)這一情況活塞銷由于存在尺寸、質(zhì)量的限制因此表面壓力非常大，出現(xiàn)難以給油等，對(duì)于軸承來說絕不是優(yōu)良的方式。與此相比，有可能減少損失。剩下的則取決于未來的開發(fā)研究。進(jìn)一步改善橫截面形狀，間隙設(shè)置，金屬材質(zhì)、潤滑油的提供方法等等，還有很大的成長空間。

與此相比，X軸滑塊的負(fù)擔(dān)很小。當(dāng)爆發(fā)力，慣性力的作用點(diǎn)遠(yuǎn)離銷的正面時(shí)，生成使組合器旋轉(zhuǎn)的間隙時(shí)刻，而X軸滑塊的垂直應(yīng)力只是對(duì)應(yīng)該時(shí)刻的力。普通的發(fā)動(dòng)機(jī)使用汽缸和活塞的組合作為直線運(yùn)動(dòng)導(dǎo)向裝置。這種組合不能泄露燃燒氣體，也不能讓潤滑油泄露到燃燒室側(cè)等，因此同樣存在局限性，所以如果作為單獨(dú)的直線運(yùn)動(dòng)方案來說并不是最佳方案，

與此相比，摩擦損失應(yīng)該可以變小。

不需要平衡軸

XY分離曲柄沒有傾斜的連桿。由于活塞與曲柄銷做完全一樣的上下移動(dòng)，因此活塞與曲軸運(yùn)動(dòng)之間的關(guān)系變成簡(jiǎn)單的正弦曲線。這意味著沒有二次振動(dòng)。

廣泛使用的直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的最大弱點(diǎn)是存在二次振動(dòng)。為了解決這一問題，有研究嘗試通過以發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的兩倍轉(zhuǎn)動(dòng)平衡軸來減少二次振動(dòng)。然而，最近，這一研究方向有撤退的趨勢(shì)，僅限于大型的4缸發(fā)動(dòng)機(jī)。如果安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)下側(cè)，發(fā)動(dòng)機(jī)就會(huì)增高。如果單獨(dú)安裝在左側(cè)和右側(cè)，發(fā)動(dòng)機(jī)的寬度會(huì)變寬。成本效益評(píng)估下來較貴。但如果是XY分離曲柄，無需增加額外的零件，就可以消除連接平衡軸的二次振動(dòng)。