发动机及具有其的车辆的制作方法

本发明涉及汽车领域，具体而言，涉及一种发动机及具有其的车辆。

背景技术：

发动机的压缩比是指活塞运动到下止点时的气缸容积与活塞运动到上止点时的燃烧室容积之比。现有发动机大多数为固定压缩比发动机，燃油燃烧效率低、经济性差、排放高。随着可变压缩比技术的发展，发动机开始增加压缩比调节机构，通过改变活塞上止点位置等方式改变燃烧室容积，从而改变压缩比。

热效率理论表明，压缩比越高，热效率越高，油耗越低，然而，增加压缩比会导致爆震，考虑到抑制爆震，压缩比上限会受到限制，现有发动机大多数为固定压缩比发动机，无法实现高热效率与抑制爆震的平衡；此外，在现有的各类压缩比调节机构中，各零件间受力增加，相互间的磨损增加，并且为驱动压缩比调节机构需要消耗较大的能量。

技术实现要素：

有鉴于此，本发明旨在提出一种发动机，以减小偏心轴的受力，改善压缩比调节机构的零件磨损情况，并减小压缩比调节机构的驱动力矩。

为达到上述目的，本发明的技术方案是这样实现的：

一种发动机，包括：活塞，所述活塞可在所述发动机的气缸内运动；曲轴，所述曲轴的主轴颈可转动地设置在所述发动机的缸体上，所述曲轴的连杆颈与所述主轴颈的中心轴线错开；调节元件，所述调节元件套设在所述连杆颈上；连杆，所述连杆连接在所述活塞与所述调节元件之间，所述调节元件受到来自所述连杆的力为fa；压缩比调节机构，所述压缩比调节机构用于调节所述活塞在所述气缸内的位置，所述压缩比调节机构包括：偏心轴和控制杆，所述控制杆连接在所述调节元件与所述偏心轴之间，且所述控制杆与所述偏心轴偏心相连，以在所述偏心轴转动时，所述调节元件可绕其所套设的连杆颈转动，所述调节元件将力fa分配给所述曲轴和所述控制杆，所述调节元件施加给所述曲轴的力为fb，所述调节元件施加给所述控制杆的力为fc，所述连杆颈到所述连杆的距离为l6，所述连杆颈到所述控制杆的距离为l7，所述主轴颈和所述连杆颈的中心连线与所述活塞的运动轨迹之间的夹角为ca，当-40°≤ca≤120°时，l6/l7＝0.3～1.5，以使fb大于fc。

根据本发明的一些实施例，fb与l6/l7、fa成正相关，fc与l6/l7、fa成正相关。

根据本发明的一些实施例，fb与fa的关系为fb约等于(1+l6/l7)*fa，fc与fa的关系为fc约等于l6/l7*fa。

进一步地，当-40°≤ca≤120°时，l6/l7＝0.7～1。

更进一步地，当30°≤ca≤40°时，l6/l7＝0.7～0.8。

根据本发明的一些实施例，所述偏心轴包括：驱动轴和偏心轮，所述驱动轴可转动地设置在所述缸体上，所述偏心轮设置在所述驱动轴上，所述控制杆的第一端与所述调节元件铰接，所述控制杆的第二端与所述驱动轴通过所述偏心轮铰接。

进一步地，所述压缩比调节机构还包括：驱动装置，所述驱动装置与所述驱动轴相连且用于驱动所述驱动轴转动。

根据本发明的一些实施例，所述连杆的第一端与所述活塞通过活塞销铰接，所述连杆的第二端与所述调节元件通过连杆销铰接。

进一步地，所述控制杆的第一端与所述调节元件通过控制杆销铰接，所述连杆销和所述控制杆销设置在所述连杆颈的两侧。

相对于现有技术，本发明所述的发动机具有以下优势：

本发明所述的发动机，通过调整压缩比调节机构的布置结构或零件尺寸，改善压缩比调节机构的受力情况，使传递到偏心轴的力较小，减轻控制杆与偏心轴的磨损情况，减小二者之间的摩擦力，减小偏心轴的驱动力，同时使传递到曲轴的力足够大，不影响发动机的动力性能。

本发明的另一个目的在于提出一种车辆，包括上述的发动机。

相对于现有技术，本发明所述的车辆具有的优势与发动机具有的优势相同，这里不再赘述。

附图说明

构成本发明的一部分的附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1是活塞、连杆、调节元件、曲轴、压缩比调节机构的装配示意图；

图2是活塞、连杆、调节元件、曲轴、压缩比调节机构的机械原理示意图；

图3是活塞、连杆、调节元件、曲轴、压缩比调节机构的尺寸示意图；

图4是活塞受力示意图；

图5是活塞、连杆、调节元件、曲轴、压缩比调节机构的受力示意图。

附图标记说明：

活塞1、连杆2、调节元件3、曲轴4、主轴颈41、连杆颈42、曲柄43、压缩比调节机构7、控制杆5、偏心轴6、驱动轴61、偏心轮62、气缸8、活塞销a、连杆销b、连杆颈销c、控制杆销d。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本发明中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。

下面将参考图1-图5并结合实施例来详细说明本发明的发动机。

参照图1所示，根据本发明实施例的发动机包括：活塞1、连杆2、调节元件3、曲轴4和压缩比调节机构7。

活塞1可在发动机的气缸8内运动，结合图1、图4所示，活塞1可在气缸8的缸孔内沿图1的上下方向运动。

曲轴4的主轴颈41可转动地设置在发动机的缸体上，曲轴4的连杆颈42与主轴颈41的中心轴线错开。曲轴4的连杆颈42可以有多个。

调节元件3套设在其中一个连杆颈42上，具体而言，调节元件3上设置有曲轴孔，连杆颈42位于曲轴孔内，调节元件3与连杆颈42可相互转动。在一些实施例中，调节元件3与连杆颈42之间可以设置有连杆颈销c或轴瓦，以减小调节元件3和连杆颈42的磨损，延长发动机的零件使用寿命。

连杆2连接在活塞1与调节元件3之间，也就是说，连杆2的第一端与活塞1连接，连杆2的第二端与调节元件3连接。具体而言，连杆2的第一端与活塞1铰接，连杆2的第二端与调节元件3铰接，由此使得连杆2与活塞1之间可发生相互转动，连杆2与调节元件3之间可发生相互转动，这样，当调节元件3绕其所套设的连杆颈42转动时，可带动连杆2运动，进而带动活塞1上下运动。

压缩比调节机构7用于调节活塞1在气缸8内的位置，令活塞1在上止点或下止点时相对气缸8的位置得到改变，继而改变压缩比。如图1所示，压缩比调节机构7可以包括：偏心轴6和控制杆5，控制杆5连接在调节元件3与偏心轴6之间，控制杆5的第一端与调节元件3连接，且控制杆5的第二端与偏心轴6偏心相连，以在偏心轴6转动时，偏心轴6的动力可经控制杆5传递至调节元件3，使调节元件3绕其所套设的连杆颈42转动。

具体而言，偏心轴6转动时，推动控制杆5转动，控制杆5推动调节元件3转动，调节元件3推动连杆2转动，连杆2又推动活塞1上下移动，由此可调节活塞1在气缸8内的位置。活塞1上下移动，会改变燃烧室容积大小，从而改变压缩比。也就是说，压缩比调节机构7可起到改变发动机压缩比的作用。通过改变压缩比，可满足不同发动机的负荷需求，使发动机始终工作在最佳工作区，这样既提高了动力性降低了油耗，又减少了排放，很好地解决了动力性与经济性、排放性的矛盾，使发动机始终都工作在最佳油耗区。

需要说明的是，在本发明的描述中，零件的“第一端”指的是图1中的上端，“第二端”指的是图1中的下端，但是“第一端”、“第二端”、“上”、“下”等指示方位的词语只是为了描述方便，而不应视为对本发明的限制。

参照图1所示，偏心轴6可以包括：驱动轴61和偏心轮62，驱动轴61可转动地设置在缸体上，偏心轮62套设在驱动轴61上，且偏心轮62与驱动轴61相对固定。控制杆5的第一端与调节元件3铰接，控制杆5的第二端与驱动轴61通过偏心轮62铰接，由此使得控制杆5与调节元件3可相互转动，控制杆5与驱动轴61可相互转动。

参照图3所示，驱动轴61的中心轴线61a与主轴颈41的中心轴线4a之间的距离为l5，偏心轮62的中心62a与驱动轴61的中心轴线61a之间的距离为r2，即偏心轮62的偏心量为r2，控制杆5的第一端铰接中心到偏心轮62的中心62a的距离为l4，l5、r2、l4满足关系式：l5-r2＜l4＜l5+r2。

控制杆5在摆动过程中，会对曲轴4传递一个额外的四阶振动。如图3所示，控制杆5的第一端的运动轨迹为dc，dc与主轴颈41的中心轴线4a之间的距离为l。当l5-r2＜l4＜l5+r2时，可保证控制杆5的第一端的运动轨迹接近主轴颈41的中心轴线4a，即保证l较小，由此有利于减小控制杆5在摆动过程中产生的四阶振动。

在本发明实施例的发动机中，压缩比调节机构7的零件数量较少，便可以达到改变发动机压缩比的目的，由此有利于减少发动机的装配工序，且零件数量较少，有利于提高压缩比调节机构7的工作可靠性。

进一步地，压缩比调节机构7还可以包括：驱动装置，驱动装置与驱动轴61相连，且驱动装置用于驱动驱动轴61转动。具体而言，驱动装置为驱动轴61提供驱动力矩，使驱动轴61转动。

偏心轮62的中心62a与主轴颈41的中心轴线4a之间的距离为l46，l46与l4距离的差值的绝对值即为l，当l5-r2＜l4＜l5+r2时，l满足关系式：l＜1mm。

在驱动轴61转动地过程中，偏心轮62的中心62a与主轴颈41的中心轴线4a之间的距离不断变化，即l的长度不断变化。

当l不等于0时，即控制杆5的第一端的摆动轨迹dc不与主轴颈41的中心轴线4a重合时，控制杆5在摆动过程中形成的惯性力会在曲轴4的旋转方向上产生一个惯性扭矩，此惯性扭矩会使曲轴4产生一个额外的四阶振动，此四阶振动与曲轴4本身运转过程中产生的四阶振动相叠加，使得曲轴4振动变大，运转平稳性变差。l越小，控制杆5在摆动过程中产生的四阶振动越小，对曲轴4的振动影响越小，因此为降低曲轴4振动，l的绝对值应小于1。

进一步地，当l＝0时，控制杆5的第一端的运动轨迹为dc经过主轴颈41的中心轴线4a，控制杆5在摆动过程中产生的四阶振动消失。

具体而言，通过改变偏心轴6在缸体上的位置，可以改变l5的尺寸，通过合理设计偏心轮62的偏心量、控制杆5的长度，可以改变r2、l4的尺寸，以使l5、r2、l4满足关系式：l5-r2＜l4＜l5+r2，从而保证l＜1mm。也就是说，通过优化压缩比调节机构7中偏心轴6的布置位置与其它零件尺寸，可以使曲轴4的回转中心4a到控制杆5第一端的运动轨迹dc的距离l较小，即l＜1mm，从而减小控制杆5在摆动过程中产生的四阶振动，进而降低整个发动机的振动与噪声，优化整个发动机的nvh性能。

在低压缩比区域，相对于高压缩比区域，压缩比调节机构7的受力更大、运动速度更快、机构振动会更大。因此在低压缩比区域l的值应小于大压缩比区域l的值。在整个压缩比变化范围内，l存在一个为0的位置，此位置对应的压缩比与压缩比调节机构7最大受力对应的压缩比相同。

具体而言，当压缩比调节机构7将活塞1调节至第一极限位置时，发动机具有最小压缩比；当压缩比调节机构7将活塞1调节至第二极限位置时，发动机具有最大压缩比。

在活塞1从第一极限位置运动到第二极限位置的过程中，存在l＝0。也就是说，驱动轴61将活塞1调节到某一个压缩比值时，存在l46＝l4。

在一些可选的实施例中，当活塞1在第一极限位置时，l＝0。也就是说，在这个实施例中，驱动轴61将活塞1调节到最小压缩比时，存在l46＝l4。

当活塞1在第一极限位置时l46的长度小于当活塞1在第二极限位置时l46的长度。换言之，当驱动轴61将活塞1调节到最小压缩比时l46的长度小于当驱动轴61将活塞1调节到最大压缩比时l46的长度。

连杆2的第一端与活塞1通过活塞销a铰接，连杆2的第二端与调节元件3通过连杆销b铰接。

进一步地，控制杆5的第一端与调节元件3通过控制杆销d铰接，连杆销b和控制杆销d设置在调节元件3所套设的连杆颈42的两侧。换言之，调节元件3上设置有连杆销孔和控制杆销孔，连杆销孔和控制杆销孔设置在调节元件3的曲轴孔的两侧，优选地，连杆销孔和控制杆销孔的中心连线穿过曲轴孔的中心。

曲轴4设置在活塞1和偏心轴6之间，由此使得曲轴4更靠近活塞1，从而在燃油燃烧时，活塞1的动能可以迅速传递给曲轴4，减少动能损失。

参照图1-图2、图4所示，主轴颈41的中心轴线4a与活塞1的运动轨迹之间的距离为e，调节元件3所套设的连杆颈42与主轴颈41的中心轴线的距离为r1，且连杆颈42和主轴颈41的中心连线与活塞1的运动轨迹之间的夹角为ca，连杆2的第一端连接中心与连杆2的第二端连接中心之间的距离为l1，连杆2的第二端连接中心与连杆颈42的中心之间的距离为l2。

连杆2的第一端连接中心和连杆2的第二端连接中心之间的连线与连杆2的第二端连接中心和控制杆5的第一端连接中心之间的连线之间的夹角为β，当-40°≤ca≤120°时，l1、l2、r1、e、β、ca满足关系式：

需要说明的是，参照图2所示，以主轴颈41的中心为xoy坐标系(图中未标示)的o点，水平轴为x轴，竖直轴为y轴，当连杆颈42和主轴颈41的中心连线位于第一象限、第四象限时，ca＞0°；当连杆颈42和主轴颈41的中心连线位于第二象限、第三象限时，ca＜0°；当连杆颈42和主轴颈41的中心连线与y轴重合时，ca＝0°，第一象限、第二象限、第三象限、第四象限围绕主轴颈41的中心沿逆时针排序。

如图2、图4所示，活塞销a中心与连杆销b中心的距离为l1，连杆销b中心与连杆颈销c中心的距离为l2，活塞销a中心和连杆销b中心的连线与连杆销b中心和控制杆销d中心的连线之间的夹角为β，即连杆2与调节元件3之间的夹角为β，调节元件3所套设的连杆颈42与主轴颈41通过曲柄43相连，曲柄43的长度为r1。

如图2所示，连杆颈销c与控制杆销d的距离为l3，l3与l2可相等，也可不相等。

连杆2与活塞1的运动轨迹之间的夹角为a1，也就是说，连杆2的第一端铰接中心和连杆2的第二端铰接中心之间的连线与活塞1的运动轨迹之间的夹角为a1。

在发动机工作过程中，活塞1受到的向下的气缸爆发压力为f。活塞1由此力f推动向下移动，同时活塞1会将力f的一部分传递给气缸8的缸孔，此力为fx＝f*tana1。fx与a1成正相关关系，a1越大，fx越大。fx过大会导致活塞1与气缸8的缸孔过度磨损。

当角度ca在-40°～120°的范围时，缸内气体处于被压缩和燃烧的状态，气体的压力较高，活塞1受到的气缸爆发压力f较大。此时，l1、l2、r1、e、β、ca满足关系式：使得0°≤a1≤8°，即连杆2与活塞1的运动轨迹之间的夹角a1的范围为0°～8°，活塞1给气缸8缸孔的力fx始终较小。

通过改变压缩比调节机构7的零件尺寸，可以改变l1、l2、r1的取值，通过改变压缩比调节机构7的布置结构，可以改变e、β、ca的取值，从而使l1、l2、r1、e、β、ca满足关系式：保证0°≤a1≤8°。

根据本发明实施例的发动机，通过调整压缩比调节机构7的布置结构或零件尺寸，使得连杆2与活塞1运动轨迹的夹角a1始终较小，可减小活塞1对气缸8缸孔的侧向作用力，改善活塞1与缸孔间的磨损。

当30°≤ca≤40°时，l2、r1、e、β、ca满足关系式：l2*sin(β)-r1*sin(ca)+e≈0。此时，连杆2与活塞1的运动轨迹之间的夹角a1满足：0°≤a1≤0.5°，fx＝f*tana1≈0。

换言之，当角度ca在30°～40°的范围时，缸内气体处于压力最高状态，活塞1受到的力f处于最大值附近，此时l2、r1、e、β、ca应额外满足关系l2*sin(β)-r1*sin(ca)+e≈0。连杆2与活塞1的运动轨迹之间的夹角a1在0°～0.5°之间，活塞1给缸孔的力fx约等于0。

上述两点可使活塞1给气缸8缸孔的力fx小于一般发动机中活塞1与缸孔能承受的限制，减小活塞1给缸孔的侧向力，从而改善活塞1与缸孔间的磨损情况。

参照图1-图2、图5所示，在发动机工作过程中，活塞1受到的向下的气缸爆发压力为f，活塞1由此力f推动向下移动。活塞1在向下的运动过程中，通过连杆2将力传递给调节元件3。调节元件3受到来自连杆2的力为fa，调节元件3将力fa分配给曲轴4和控制杆5，调节元件3施加给曲轴4的力为fb，fb推动曲轴4进行旋转运动，并通过曲轴4转换为向外的动力输出，调节元件3施加给控制杆5的力为fc，控制杆5将此力fc传递给偏心轴6，并对偏心轴6的转动起阻碍作用。

在发动机工作过程中，希望曲轴4得到的驱动力fb足够大，发动机需要足够大的fb保证能输出足够的动力。并且希望偏心轴6得到的阻力fc足够小，如果fc过大，会导致控制杆5与偏心轴6间发生过度磨损。同时偏心轴6的驱动力矩与fc成正相关关系，fc变大，偏心轴6的驱动力矩也会变大，会导致偏心轴6的驱动装置体积、质量增加，消耗的能量增加。

连杆颈42到连杆2的距离为l6，连杆颈42到控制杆5的距离为l7，也就是说，连杆颈销c到活塞销a中心与连杆销b中心的连线的距离为l6，连杆颈销c到控制杆销d中心与驱动轴61中心的连线的距离为l7。

参照图2所示，主轴颈41和连杆颈42的中心连线与活塞1的运动轨迹之间的夹角为ca，当-40°≤ca≤120°时，l6/l7＝0.3～1.5，以使fb大于fc。

具体而言，当角度ca在-40°～120°的范围时，缸内气体处于被压缩和燃烧的状态，气体的压力较高，活塞1受到的气缸爆发压力f较大。连杆2给调节元件3的力fa较大，应保证l6/l7的范围为0.3～1.5，才能保证fb大于fc。例如l6/l7可以是0.5、0.9、1.2等。

上述条件可使调节元件3给控制杆5的力fc较小，减轻控制杆5与偏心轴6的磨损情况，驱动偏心轴6所需要消耗的能量越少。同时使曲轴4受到的力fb较大，不影响发动机的动力性能。调节元件3将连杆2提供的大部分力传递到曲轴4上，减小偏心轴6的受力。

fb与l6/l7、fa成正相关，fc与l6/l7、fa成正相关。

具体地，fb与fa的关系为fb约等于(1+l6/l7)*fa，fc与fa的关系为fc约等于l6/l7*fa。

通过改变连杆2的摆动角度，可以改变l6的大小，通过改变控制杆5的摆动角度，可以改变l7的大小，或者通过改变调节元件3与所套设的连杆颈42的相对转动角度或者改变调节元件3的尺寸，可以改变l6和l7的大小，从而改变fb和fc的大小，进而改善压缩比调节机构7的受力情况。

根据本发明实施例的发动机，通过调整压缩比调节机构7的布置结构或零件尺寸，改善压缩比调节机构7的受力情况，使传递到偏心轴6的力较小，减轻控制杆5与偏心轴6的磨损情况，减小二者之间的摩擦力，减小偏心轴6的驱动力，同时使传递到曲轴4的力足够大，不影响发动机的动力性能。

优选地，当-40°≤ca≤120°时，l6/l7＝0.7～1。

进一步地，当30°≤ca≤40°时，l6/l7＝0.7～0.8。

具体而言，当角度ca在30°～40°的范围时，缸内气体处于压力最高状态。活塞1受到的力f处于最大值附近，连杆2给调节元件3的力fa处于最大值附近，应额外对l6/l7的范围进行控制，保证l6/l7的范围为0.7～0.8。

上述条件可使调节元件3给控制杆5的力fc足够小，最大程度减轻控制杆5与偏心轴6的磨损情况，由此，驱动偏心轴6所需要消耗的能量越少。同时使曲轴4受到的力fb足够大，不影响发动机的动力性能。

根据本发明另一方面实施例的车辆，包括上述实施例的发动机。

以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。