下连杆及具有其的发动机的制作方法

本发明涉及汽车领域，具体而言，涉及一种下连杆及具有其的发动机。

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，以满足不同发动机负荷需求，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。

目前典型的改变发动机活塞上止点位置的结构为多连杆机构，其下连杆与曲轴的连杆颈相连接，但是在发动机在工作时，下连杆因为惯性力原因，受力最大，结构设计要求严格，且装配复杂。

技术实现要素：

有鉴于此，本发明旨在提出一种下连杆，以优化下连杆的装配工艺。

为达到上述目的，本发明的技术方案是这样实现的：

一种下连杆，所述下连杆上设置有与曲轴配合的中心孔，所述下连杆包括：上连杆部、控制连杆部，所述上连杆部与所述控制连杆部相连接，且至少一个连接点为转动连接点，所述转动连接点的转动轴线与所述中心孔的轴线平行。

根据本发明的一些实施例，在所述转动连接点处，所述上连杆部和所述控制连杆部通过铰接销实现转动连接。

进一步地，所述上连杆部和所述控制连杆部两者中的其中一个上设置有铰孔座，另一个上设置有连接臂，所述铰孔座和所述连接臂上设置有用于安装所述铰接销的铰接销孔。

可选地，所述连接臂包括两个沿所述铰接销轴线方向间隔设置的第一连接臂和第二连接臂，所述铰孔座夹设于所述第一连接臂和第二连接臂之间。

可选地，所述铰孔座为单个铰孔座。

可选地，所述铰孔座包括两个沿所述铰接销轴线方向间隔设置的第一铰孔座和第二铰孔座，于所述第一铰孔座和所述第二铰孔座上设置有所述铰接销孔。

根据本发明的一些实施例，所述上连杆部与所述控制连杆部之间形成有分型面，且所述上连杆部上设置有上中心半孔，所述控制连杆部上设置有下中心半孔，所述上中心半孔和所述下中心半孔合围成所述中心孔，所述分型面所在平面穿过所述中心孔的轴线设置。

进一步地，所述铰接销孔的轴线位于所述分型面所在平面内。

根据本发明的一些实施例，所述上连杆部上设置有上连杆销孔，所述控制连杆部上设置有控制连杆销孔，从所述下连杆的轴向看，所述分型面包括：靠近所述上连杆销孔的上段分型面以及靠近所述控制连杆销孔的下段分型面，所述铰接销位于所述上段分型面处。

根据本发明的一些实施例，所述上连杆部与所述控制连杆部的其中一个连接点为螺接连接点。

进一步地，所述上连杆部上设置有上连杆销孔，所述控制连杆部上设置有控制连杆销孔，所述上连杆部与所述控制连杆部之间合围成所述中心孔，所述转动连接点位于所述中心孔的靠近所述上连杆销孔的一侧，所述螺接连接点位于所述中心孔的靠近所述控制连杆销孔的一侧。

可选地，所述螺接连接点处设置有螺栓，所述螺栓的中心轴线与所述铰接销的中心轴线垂直。

根据本发明的一些实施例，所述连接臂上的铰接销孔和所述铰孔座上的铰接销孔两者中的一个与所述铰接销配合时为过盈配合，另一个与所述铰接销配合时为过渡配合或者间隙配合。

根据本发明的一些实施例，所述上连杆部与所述控制连杆部通过两个连接点相连接，且两个所述连接点均为转动连接点。

相对于现有技术，本发明所述的下连杆具有以下优势：

(1)本发明所述的下连杆，上连杆部与控制连杆部可绕转动连接点发生相对转动，从而简化了下连杆与曲轴的装配过程，降低了装配难度。

(2)本发明所述的下连杆，上连杆部与控制连杆部的至少一个连接点为转动连接点，且在转动连接点处，上连杆部和控制连杆部通过铰接销实现转动连接，由此有利于改善下连杆的受力。

本发明的另一个目的在于提出一种发动机，所述发动机包括：活塞，所述活塞适于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；上述的下连杆，所述下连杆套设在所述曲轴的连杆颈上；上连杆，所述上连杆连接在所述活塞与所述下连杆之间；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：控制连杆，所述控制连杆与所述下连杆铰接。

相对于现有技术，本发明所述的发动机具有以下优势：

(1)本发明所述的发动机，压缩比调节机构的零件数量较少，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的工作可靠性。

(2)本发明所述的发动机，采用上述下连杆之后，由于上连杆部与控制连杆部的至少一个连接点为转动连接点，由此方便了下连杆与曲轴的装配，并且可以改善下连杆的受力。

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、上连杆、下连杆、曲轴、压缩比调节机构的装配示意图；

图2是活塞、上连杆、下连杆、压缩比调节机构的装配示意图；

图3是上连杆、下连杆、曲轴、控制连杆、轴瓦的分解示意图；

图4是上连杆、下连杆、连杆颈、控制连杆、轴瓦的装配示意图；

图5是下轴瓦以及下轴瓦的余面高度示意图；

图6是上连杆、控制连杆、第一个实施例的下连杆的装配示意图；

图7是第一个实施例的下连杆的分解示意图；

图8是铰孔座、连接臂和铰接销的连接示意图；

图9是上连杆、控制连杆、第一个实施例的下连杆的受力分析示意图；

图10是上连杆部和控制连杆部两端使用连杆螺栓连接的受力分析示意图；

图11是上连杆、控制连杆、第二个实施例的下连杆的装配示意图；

图12是第三个实施例的下连杆的分解示意图；

图13是第四个实施例的下连杆的装配示意图；

图14是第四个实施例的下连杆的分解示意图；

图15是第五个实施例的下连杆的分解示意图；

图16是上连杆部和控制连杆部一端转动连接，另一端使用连杆螺栓连接的剖视图；

图17是第一个实施例的下连杆的投影区域示意图；

图18是投影区域与中心孔干涉的示意图；

图19是第一个实施例下连杆的上连杆部和控制连杆部分解示意图；

图20是第五个实施例下连杆的上连杆部和控制连杆部分解示意图；

图21是上连杆部和控制连杆部的相对转动角度示意图；

图22是凸台设置在上连杆部的俯视图；

图23是图22中m处的局部放大示意图；

图24是凸台设置在上连杆部的立体图；

图25是凸台设置在控制连杆部，且下轴瓦具有余面高度的示意图；

图26是图25中n处的局部放大示意图；

图27是下连杆与上轴瓦、下轴瓦的装配示意图；

图28是下连杆与上轴瓦、下轴瓦的分解示意图。

附图标记说明：

活塞1、上连杆2、曲轴4、主轴颈41、连杆颈42、压缩比调节机构7、控制连杆5、偏心轴6、驱动轴61、偏心轮62、活塞销a、连杆销b、轴瓦c、控制连杆销d、下连杆3、上连杆部31、上连杆销孔311、第一螺纹孔314、上中心半孔316、控制连杆部32、控制连杆销孔321、第二螺栓孔323、第二螺纹孔324、下中心半孔326、中心孔33、连杆螺栓35、凸台37、铰孔座凸台371、连接臂凸台372、加强筋38、分型面40、上段分型面401、下段分型面402、铰孔座51、第一铰孔座511、第二铰孔座512、连接臂52、第一连接臂521、第二连接臂522、铰接销53、铰接销孔54、上轴瓦81、下轴瓦82、余面高度91、投影区域q。

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28并结合实施例来详细说明本发明。

参照图1-图3所示，发动机可以包括：活塞1、上连杆2、下连杆3、曲轴4和压缩比调节机构7。

具体地，本发明实施例的下连杆3适于与发动机的曲轴4铰接相连，且活塞1可在发动机的气缸内运动，结合图1-图2所示，活塞1可在气缸的缸孔内沿图1-图2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。

下连杆3套设在其中一个连杆颈42上，具体而言，下连杆3上设置有中心孔33，连杆颈42位于中心孔33内，下连杆3与连杆颈42可相互转动。在一些实施例中，下连杆3与连杆颈42之间可以设置有连杆颈销或轴瓦c，以减小下连杆3和连杆颈42的磨损，延长发动机的零件使用寿命。

上连杆2连接在活塞1与下连杆3之间，也就是说，上连杆2的第一端与活塞1连接，上连杆2的第二端与下连杆3连接。具体而言，上连杆2的第一端与活塞1铰接，上连杆2的第二端与下连杆3铰接，由此使得上连杆2与活塞1之间可发生相互转动，上连杆2与下连杆3之间可发生相互转动，这样，当下连杆3绕其所套设的连杆颈42转动时，可带动上连杆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在气缸内的位置，令活塞1在上止点和下止点时相对气缸的位置得到改变，继而改变压缩比。如图1-图2所示，压缩比调节机构7可以包括：偏心轴6和控制连杆5，控制连杆5连接在下连杆3与偏心轴6之间，控制连杆5的第一端与下连杆3连接，且控制连杆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的动力可经控制连杆5传递至下连杆3，使下连杆3绕其所套设的连杆颈42转动。

具体而言，偏心轴6转动时，推动控制连杆5转动，控制连杆5推动下连杆3转动，下连杆3推动上连杆2转动，上连杆2又推动活塞1上下移动，由此可调节活塞1在气缸内的位置。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，可满足发动机不同负荷的需求，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”指的是图中的上端，“第二端”指的是图中的下端，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。

在具体实施例中，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。

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偏心地套设在驱动轴61上，且偏心轮62与驱动轴61相对固定。控制连杆5的第一端与下连杆3铰接，控制连杆5的第二端与驱动轴61通过偏心轮62铰接，由此使得控制连杆5与下连杆3可相互转动，控制连杆5与驱动轴61可相互转动。

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所述驱动轴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。

上连杆2的第一端与活塞1通过活塞销a铰接，上连杆2的第二端与下连杆3通过连杆销b铰接。

结合图1-图3所示，进一步地，控制连杆5的第一端与下连杆3通过控制连杆销d铰接，连杆销b和控制连杆销d设置在下连杆3所套设的连杆颈42的两侧。换言之，下连杆3上设置有上连杆销孔311和控制连杆销孔321，上连杆销孔311和控制连杆销孔321设置在下连杆3的中心孔33的两侧，优选地，上连杆销孔311和控制连杆销孔321的中心线的连线穿过中心孔33的中心线。连杆销b位于上连杆销孔311内，控制连杆销d位于控制连杆销孔321内。

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。

下面将参考图1-图28并结合实施例来详细说明本发明的下连杆3。

参照图2-图4、图6-图9、图11-图21、图27-图28所示，根据本发明实施例的下连杆3可以包括：上连杆部31、控制连杆部32，上连杆部31与控制连杆部32相连接，且至少一个连接点为转动连接点，上连杆部31与控制连杆部32可绕转动连接点发生相对转动，使得上连杆部31与控制连杆部32可旋转安装在曲轴4的连杆颈42上，也就是说，下连杆3采用绕其转动连接点旋转的方式实现与曲轴4的装配。

相比于传统的单纯使用多个螺栓连接上连杆部31与控制连杆部32的方式，本发明中的旋转安装方式可保证上连杆部31与控制连杆部32的至少一端在转动连接点处预先装配好，然后改变上连杆部31与控制连杆部32的张开角度，使上连杆部31与控制连杆部32再与连杆颈42配合，可以简化下连杆3与曲轴4的装配过程，降低装配难度。

转动连接点的转动轴线与中心孔33的轴线平行，这样，上连杆部31的转动轨迹与控制连杆部32的转动轨迹在同一平面内，当上连杆部31与控制连杆部32的一端在转动连接点时发生相对转动时，可改变上连杆部31与控制连杆部32的另一端的张开角度。

根据本发明实施例的下连杆3，上连杆部31与控制连杆部32可绕转动连接点发生相对转动，从而简化了下连杆3与曲轴4的装配过程，降低了装配难度。

参照图2-图4、图6-图9、图11-图18、图27-图28所示，在转动连接点处，上连杆部31和控制连杆部32通过铰接销53实现转动连接。换言之，铰接销53穿过上连杆部31和控制连杆部32，以实现上连杆部31与控制连杆部32的铰接相连。也就是说，铰接销53处为转动连接点处。

进一步地，参照图2-图4、图6-图7、图9、图11-图21、图27-图28所示，上连杆部31和控制连杆部32两者中的其中一个上设置有铰孔座51，另一个上设置有连接臂52，铰孔座51和连接臂52上设置有用于安装铰接销53的铰接销孔54，铰接销53穿过铰孔座51上的铰接销孔54和连接臂52上的铰接销孔54，以此实现上连杆部31与控制连杆部32在铰接销53处的铰接相连。铰接销53、铰孔座51和连接臂52组成铰接结构，铰接结构处形成上述的转动连接点。

例如在图11-图12、图15、图20-图21所示的实施例中，上连杆部31上设置有铰孔座51，控制连杆部32上设置有连接臂52。在图2-图4、图6-图7、图9、图13-图14、图16-图19、图27-图28所示的实施例中，控制连杆部32上设置有铰孔座51，上连杆部31上设置有连接臂52。

可选地，参照图7-图8、图12-图15、图19-图20所示，连接臂52包括第一连接臂521和第二连接臂522，且第一连接臂521和第二连接臂522沿铰接销53轴线方向间隔设置，铰孔座51夹设于第一连接臂521和第二连接臂522之间，铰接销53依次穿过第一连接臂521、铰孔座51和第二连接臂522。换言之，连接臂52为分叉结构，支撑铰孔座51的两端。铰孔座51为凸起结构，装配后铰孔座51位于连接臂52的内侧，支撑铰接销53的中间部位。铰接销53通过铰孔座51和连接臂52上的铰接销孔54将下连杆3的上连杆部31和控制连杆部32连接在一起，同时上连杆部31和控制连杆部32可绕铰接销53发生相对旋转，以改变上连杆部31和控制连杆部32的张开角度。

可选地，在图7-图8、图12、图19所示的实施例中，铰孔座51为单个铰孔座51。

可选地，在图13-图15、图20所示的实施例中，铰孔座51包括第一铰孔座511和第二铰孔座512，且第一铰孔座511和第二铰孔座512沿铰接销53轴线方向间隔设置，由此可以减薄铰孔座51的厚度，从而节省铰孔座51的材料，第一铰孔座511和第二铰孔座512上均设置有铰接销孔54。当铰孔座51夹设于第一连接臂521和第二连接臂522之间时，第一铰孔座511与第一连接臂521贴合，第二铰孔座512与第二连接臂522贴合，铰接销53依次穿过第一连接臂521、第一铰孔座511、第二铰孔座512、第二连接臂522上的铰接销孔54，从而将上连杆部31和控制连杆部32连接在一起。

在本发明的一些实施例中，参照图6、图9、图17所示，上连杆部31与控制连杆部32之间形成有分型面40，下连杆3在分型面40处分为两部分，上连杆部31朝向控制连杆部32的面、控制连杆部32朝向上连杆部31的面均为分型面40。

参照图7、图12、图14-图15、图19-图20所示，上连杆部31上设置有上中心半孔316，控制连杆部32上设置有下中心半孔326，上中心半孔316和下中心半孔326合围成中心孔33，中心孔33适于套设在曲轴4的连杆颈42上，曲轴4转动时，带动下连杆3运动。

分型面40所在平面穿过中心孔33的轴线设置，由此有利于保证上连杆部31与控制连杆部32的重量均衡，从而有利于提升下连杆3的动平衡性能，并且有利于简化上连杆部31与控制连杆部32的加工工艺。

铰孔座51主要起连接上连杆部31和控制连杆部32以及支撑铰接销53的作用，可以设置于下连杆3分型面40的任意一侧，铰孔座51设置于下连杆3分型面40的另一侧。

铰孔座51在下连杆3分型面40一侧的结构主要有两种。结构一，铰孔座51与上连杆销孔311均位于上连杆部31，如图11-图12、图15、图20-图21所示。上连杆部31为分叉结构，支撑连杆销b的两端，上连杆部31与铰孔座51形成y字形结构，其中，铰孔座51为y字型的底部，上连杆部31为y字型的顶部。该结构在受力时，铰孔座51与上连杆部31相接处易出现应力集中，两者连接过渡处应以大圆弧过渡。同时，在图11、图21的实施例中，为避让上连杆销孔311所连接的上连杆2的运动轨迹，铰孔座51与上连杆部31相接处设置有避让凹槽。结构二，铰孔座51与控制连杆销孔321均位于控制连杆部32，如图2-图4、图6-图7、图9、图13-图14、图16-图19、图27-图28所示。该结构不必在铰孔座51上设置避让凹槽，使铰孔座51在受力及刚度方面略优于结构一，并且由于不再设置避让凹槽，因此加工工艺也简单。

进一步地，参照图9、图11所示，铰接销孔54的轴线位于分型面40所在平面内，即铰接销53的轴线位于分型面40所在平面内，也就是说，分型面40所在平面穿过铰接销53的中心，由此可以避免下连杆3在装配过程中与曲轴4产生干涉，保证装配工作顺利进行。

可选地，铰接销孔54的轴线与中心孔33的轴线平行，当上连杆部31与控制连杆部32发生相对转动时，转动中心线即铰接销孔54的轴线，由此可保证上连杆部31的转动轨迹与控制连杆部32的转动轨迹在同一平面内。

在本发明的一些实施例中，参照图7、图12-图16、图19-图21、图27-图28所示，上连杆部31上设置有上连杆销孔311，控制连杆部32上设置有控制连杆销孔321，从下连杆3的轴向看，参照图11所示，分型面40包括：靠近上连杆销孔311的上段分型面401以及靠近控制连杆销孔321的下段分型面402，铰接销53位于上段分型面401处。

在本发明的一些实施例中，参照图3-图4、图7、图12-图16所示，上连杆部31与控制连杆部32的其中一个连接点为螺接连接点。

进一步地，参照图3-图4、图7、图13-图14、图16所示，上连杆部31上设置有上连杆销孔311，控制连杆部32上设置有控制连杆销孔321，上连杆部31与控制连杆部32之间合围成中心孔33，转动连接点位于中心孔33的靠近上连杆销孔311的一侧，螺接连接点位于中心孔33的靠近控制连杆销孔321的一侧。

若铰接销53的中心线与中心孔33的中心线之间的距离较小，则会使中心孔33靠近铰接销53侧的壁厚减薄，在受力时，减薄区产生的形变较大，导致下连杆3的失效风险增大。而铰接销53的中心线与中心孔33的中心线之间的距离变大，则会使下连杆3的结构整体变大，不利于下连杆3的整体装配。因此，铰接销53的中心线与中心孔33的中心线之间的距离位于39mm～45mm之间的范围内较为适宜。

可选地，螺接连接点处设置有连杆螺栓35，在将下连杆3与曲轴4的连杆颈42装配时，先将使用铰接销53将上连杆部31与控制连杆部32的一端铰接相连，然后转动上连杆部31和控制连杆部32中的至少一个，以使上连杆部31和控制连杆部32的张开角度增大，从而方便将上连杆部31和控制连杆部32设置在曲轴4的连杆颈42上，接着反方向转动上连杆部31和控制连杆部32，使上连杆部31与控制连杆部32的另一端接触，并在接触位置使用连杆螺栓35固定，由此完成下连杆3与曲轴4的装配。

可选地，连杆螺栓35的中心轴线与铰接销53的中心轴线垂直，由此方便对连杆螺栓35进行拧紧或旋松操作。

参照图12、图15所示，控制连杆部32上设置有第二螺栓孔323，上连杆部31上设置有第一螺纹孔314(图15中未示出)，连杆螺栓35穿设第二螺栓孔323后旋入第一螺纹孔314，以在螺接连接点处实现上连杆部31与控制连杆部32的螺接。

参照图3、图14所示，控制连杆部32上设置有第二螺纹孔324，上连杆部31上设置有第一螺栓孔(图3、图14中未示出)，连杆螺栓35穿设第一螺栓孔后旋入第二螺纹孔324，以在螺接连接点处实现上连杆部31与控制连杆部32的螺接。

下面参照图9-图10说明下连杆3的受力情况。

在图9-图10、图17中，fa、fa’是控制连杆5对下连杆3的力，fb、fb’是下连杆3所受的合力，fc、fc’是上连杆2对下连杆3的力，fx、fx’是剪切力、fy、fy’是压紧力。发动机工作时，气缸的爆发压力通过活塞1传递到上连杆2，上连杆2将力传递至下连杆3，此力为fc。fc会在下连杆3的分型面40产生分力，此力为剪切力fx。

图10为上连杆部31和控制连杆部32两端均使用连杆螺栓35连接的受力分析示意图，fx’作用在连杆螺栓35上，而连杆螺栓35的抗剪切能力比较弱，导致图10所示的左侧连杆螺栓35连接处易损坏。对于图10所示的下连杆3结构，为减小连杆螺栓35所受到的剪切力fx’，需保证在发动机最大爆发压力时刻附近时，上连杆2传递至下连杆3的力fc’的方向与下连杆3的分型面40基本垂直，此时，分型面40与上连杆销孔311、控制连杆销孔321之间连线的夹角θ’范围较小，不利于下连杆3结构及尺寸的调整。

图9是上连杆部31和控制连杆部32一端使用铰接销53、另一端使用连杆螺栓35连接的受力分析示意图，在发动机最大爆发压力时，下连杆3受到的力使其控制连杆部32张紧，上连杆部31压紧。而在惯性力最大时，下连杆3受到的力使其控制连杆部32压紧，上连杆部31张紧。由于最大爆发压力要远大于最大惯性力，因此，铰接销53靠近上连杆销孔311时其受力要优于铰接销53靠近控制连杆销孔321时的受力，故此处将铰接销53优先设计在靠近上连杆销孔311的位置，如图2-图4、图6-图7、图9、图11、图13-图14、图16-图19、图21、图27-图28所示。由于下连杆3采用了铰接销53，剪切力fx通过铰孔座51和连接臂52作用于铰接销53，最终由铰接销53克服剪切力fx，而铰接销53的抗剪切能力明显优于连杆螺栓35的抗剪切能力，因此改善了下连杆3的受力。

此外，气缸的爆发压力传递至下连杆3的力fc，使得下连杆3的上连杆部31压紧，若采用连杆螺栓35连接，当压紧力fy作用于连杆连杆螺栓35时，螺纹孔末端易以出现应力集中，导致螺纹失效。而采用铰接结构，压紧力fy通过连接臂52作用于铰接销53，连接臂52上的铰接销孔54将压紧力fy沿孔的边缘分散，使铰接销53受力较为均匀，避免了像连杆螺栓35连接那样出现应力集中的现象。

在图9中，铰接销53可以承受较大的剪切力，在发动机最大爆发压力时刻附近时，上连杆2传递至下连杆3的力fc的方向与下连杆3的分型面40可以不接近垂直，分型面40与上连杆销孔311、控制连杆销孔321之间连线的夹角θ范围比两端连杆螺栓35连接时的夹角θ’范围要大，此时夹角θ位于45°～65°之间。

此外，由于铰接销53自身无法对下连杆3施加预紧力，因此在下连杆3的另一端需要采用可施加预紧力的连接方式，上连杆部31与控制连杆部32另一端的连杆螺栓35连接方式即为可施加预紧力的连接方式。选用连杆螺栓35连接，还可以降低下连杆3整体尺寸、重量及加工难度。由于下连杆3上产生的剪切力主要由铰接销53克服，连杆螺栓35几乎不受剪切力，降低了连杆螺栓35的失效风险。同时连杆螺栓35可使用较小的规格，可使下连杆3的尺寸和重量减小，从而降低了下连杆3的往复惯性力。

也就是说，上连杆部31与控制连杆部32一端采用铰接结构之后，改善了另一端连杆螺栓35处的受力，因此可以适当降低连杆螺栓35的使用规格，以节省成本。

可选地，在图12、图15、图20所示的实施例中，铰接销53也可以设计在靠近控制连杆销孔321的位置。

为减小下连杆3轴向的受力变形，连接臂52上的铰接销孔54和铰孔座51上的铰接销孔54两者中的一个在与铰接销53配合时采用过盈配合。由于下连杆3的上连杆部31与控制连杆部32可绕铰接销53旋转，因此连接臂52上的铰接销孔54和铰孔座51上的铰接销孔54两者中的另一个与铰接销53的配合可以为过渡配合或者间隙配合，例如在本发明的一些实施例中，参照图8所示，铰接销53与铰孔座51的铰接销孔54之间为过盈配合，铰接销53与连接臂52的铰接销孔54之间为过渡配合或间隙配合。但为降低下连杆3在工作时由于铰接销53与铰接销孔54之间的间隙而产生的分离风险，推荐采用过渡配合。为进一步消除铰接销53与铰接销孔54之间的间隙，在下连杆3与曲轴4装配完后，可在铰接销53两侧施加压紧力，使其受力变形，增大径向尺寸。此时，可以是铰接销53与铰孔座51上的铰接销孔54采用过盈配合，铰接销53与连接臂52上的铰接销孔54采用过渡配合。

在本发明的一些未示出的实施例中，上连杆部31与控制连杆部32通过两个连接点相连接，且两个连接点均为转动连接点。在装配上连杆部31与控制连杆部32时，先在其中一个转动连接点处完成上连杆部31与控制连杆部32的铰接相连，然后调整上连杆部31与控制连杆部32的张开角度，再将上连杆部31与控制连杆部32安装在曲轴4上，最后在另一个转动连接点处完成上连杆部31与控制连杆部32的固定，实现下连杆3在曲轴4上的安装。

参照图17-图18所示，根据本发明的下连杆3可以包括：上连杆部31、控制连杆部32，上连杆部31与控制连杆部32连接处的至少一端通过铰接销53铰接相连，上连杆部31上设置有适于与上连杆2转动连接的上连杆销孔311，上连杆销孔311在沿活塞销a轴线和连杆销b轴线连线的延伸方向上形成投影区域q，在发动机处于最大爆发压力时，铰接销53位于投影区域q内。

图17也是发动机处于最大爆发压力时刻附近时下连杆3的受力示意图，具体而言，当铰接销53处于投影区域q时，发动机运转至最大爆发压力时刻附近，从上连杆2沿图17中箭头的方向作用在下连杆3的力为fc，将力fc沿下连杆3的分型面40方向分解，其两个分力为：沿分型面40方向的剪切力fx、垂直于分离面方向的压紧力fy。力fy使得下连杆3的上连杆部31压紧，在最大爆发压力时刻附近，力fc处于最大值附近，使得分力fy亦比较大，有效降低了因铰接销53与铰接销孔54之间的间隙导致轴瓦c分离的风险。铰接销53处于投影区域q时，下连杆3的分型面40与力fc最接近于垂直，即β近似等于90°，使得剪切力fx较小，同时剪切力fx主要由铰接销53承担，使得连杆螺栓35基本不受剪切力，减弱了对连杆螺栓35的受力要求。

根据本发明实施例的下连杆3，在发动机处于最大爆发压力时，铰接销53位于投影区域q内，由此可以改善下连杆3的受力。

在本发明的一些实施例中，结合图7、图17所示，控制连杆部32上设置有控制连杆销孔321，上连杆销孔311、控制连杆销孔321的中心连线与分型面40的夹角为θ，θ满足：45°≤θ≤65°。

在本发明的一些实施例中，结合图17-图18所示，投影区域q与中心孔33之间的区域设置加强筋38，以增加该区域的强度和刚度。

进一步地，如图18所示，投影区域q与中心孔33之间具有干涉区域，加强筋38至少部分地位于干涉区域与上连杆销孔311之间的投影区域q内。

具体地，干涉区域占中心孔33的最大占比不超过1％，以避免干涉区域过大而影响下连杆3的承力性能。

具体而言，参照图17所示，从上连杆2传递的力沿箭头方向通过上连杆销孔311作用于下连杆3，该力导致上连杆销孔311附近产生变形，为了提高上连杆销孔311附近的整体刚度，可将上连杆销孔311与中心孔33之间的距离缩短。由于上连杆销孔311与中心孔33之间的距离缩短，下连杆3的整体尺寸减小，使得发动机机构更加紧凑。同时下连杆3的重量亦会减小，下连杆3更加轻量化，降低了其所受惯性力。

上连杆销孔311与中心孔33之间距离的缩短，使得在发动机最高压缩比附近时，机构在运转过程中，连杆销b沿穿过活塞销a中心与连杆销b中心的直线投出的投影区域q与中心孔33区域会出现轻微干涉的情况，即投影区域q与中心孔33之间具有干涉区域，两者的最大干涉区域面积约占中心孔33区域面积的0.4％。在最高压缩比范围附近时，发动机的工况为低负荷，由于低负荷工况的最大爆发压力相比于高负荷工况的最大爆发压力要低很多，因此在该工况下，投影区域q与中心孔33区域之间的轻微干涉对中心孔33的受力变形影响，可通过提高下连杆3在干涉区域的结构强度来解决。该处结构刚度可通过调整加强筋38的位置，使加强筋38位置包含在投影区域q内来得到加强，该处结构刚度的加强可消除受力变形带来的负面影响。

在本发明的一些实施例中，上连杆部31与控制连杆部32的其中一个连接点为螺接连接点，螺接连接点位于投影区域q外。例如在图17中，铰接销53位于中心孔33的左侧，螺接连接点位于中心孔33的右侧。

在本发明的一些实施例中，上中心半孔316和下中心半孔326的内表面设置有耐磨涂层，由此可以提升上中心半孔316和下中心半孔326内表面的耐磨性能，这样，在将下连杆3与曲轴4的连杆颈42装配时，可以取消轴瓦c的设置，使耐磨涂层代替轴瓦c，从而减少零件数量，简化装配工序。

参照图19-图21所示，根据本发明的下连杆3可以包括：上连杆部31、控制连杆部32，上连杆部31与控制连杆部32连接处的至少一端转动连接，以使上连杆部31与控制连杆部32可绕转动连接点发生相对转动。

参照图21所示，上连杆部31与控制连杆部32发生相对转动的角度为α，α的角度范围为0°～170°，例如上连杆部31与控制连杆部32可绕铰接销53的张开角度α可达到160°～170°，通过调整上连杆部31与控制连杆部32的张开角度，方便了下连杆3在装配时放入缸孔中。

在本发明的一些实施例中，上连杆部31和控制连杆部32两者中的其中一个上设置有铰孔座51，另一个上设置有连接臂52，铰孔座51和连接臂52转动连接。

进一步地，铰孔座51至少为一个，且连接臂52至少为一个。

例如在一些未示出的实施例中，铰孔座51和连接臂52均为一个，铰孔座51和连接臂52彼此相邻设置。

在本发明的一些实施例中，上连杆部31与控制连杆部32的厚度相等，铰孔座51和连接臂52的厚度之和等于上连杆部31或控制连杆部32的厚度，由此有利于保证下连杆3的两部分重量均衡。

进一步地，上连杆部31上设置有上连杆销孔311，控制连杆部32上设置有控制连杆销孔321，在图11、图21的实施例中，铰孔座51还位于靠近上连杆销孔311的位置，因此，在铰孔座51上设置避让凹槽，且避让凹槽朝远离上连杆销孔311的方向凹陷，以避让上连杆销孔311所连接的上连杆2的运动轨迹。

进一步地，参照图9、图11所示，转动连接点的中心位于分型面40所在平面内，也就是说，分型面40所在平面穿过转动连接点的中心，由此可以避免下连杆3在装配过程中与曲轴4产生干涉。

参照图3-图4、图7、图12-图16所示，根据本发明的下连杆3可以包括：上连杆部31、控制连杆部32，上连杆部31与控制连杆部32相连接，且其中一个连接点为转动连接点，另一个连接点为可调连接点。

参照图22-图28所示，上连杆部31与控制连杆部32之间形成有分型面40，上连杆部31与控制连杆部32转动连接的一端在分型面40处设置有凸台37。

在转动连接点处，铰接销53穿过上连杆部31与控制连杆部32上的铰接销孔54，以此实现上连杆部31与控制连杆部32的转动相连。由于铰接销孔54与铰接销53之间存在间隙，使得发动机在运转时，轴瓦c分离的风险增大。通过在转动连接点处的分型面40处设置凸台37，并在可调连接点处施加调节力，可以降低轴瓦c分离的风险。具体来讲，由于杠杆原理，使得在可调连接点处施加较小的调节力时，凸台37即可产生较大的变形，这样，下连杆3便可以对轴瓦c施加较大的预紧力，从而降低了轴瓦c分离的风险。同时该预紧力也可防止因轴瓦c弹张力导致的下连杆3中心孔33的变形。

根据本发明的下连杆3，通过在转动连接点处的分型面40处设置凸台37，并在可调连接点处施加调节力，可以使凸台37产生较大的变形，下连杆3便可以对轴瓦c施加较大的预紧力，从而降低了轴瓦c分离的风险。

在本发明的一些实施例中，参照图3、图7、图12、图14-图15所示，上连杆部31上设置有上中心半孔316，控制连杆部32上设置有下中心半孔326，上中心半孔316和下中心半孔326合围成中心孔33，可调连接点为螺接连接点，螺接连接点和转动连接点分布在中心孔33的两侧分型面40处。螺接连接点处设置有连杆螺栓35，通过改变连杆螺栓35的拧紧程度，可以改变调节力的大小，从而改变下连杆3对轴瓦c施加的预紧力大小。

在本发明的一些实施例中，铰孔座51设置在分型面40的一端，凸台37设置在位于铰孔座51一侧的分型面40上，如图25所示，铰孔座51设置在控制连杆部32上，凸台37和铰孔座51均从控制连杆部32的分型面40延伸出，并向上连杆部31的分型面40伸展，在将上连杆部31和控制连杆部32装配后并拧紧可调连接点处的连杆螺栓35时，凸台37和上连杆部31的分型面40接触产生变形，以增大下连杆3对轴瓦c的预紧力。

在本发明的另一些实施例中，连接臂52设置在分型面40的一端，凸台37设置在位于连接臂52一侧的分型面40上，如图22-图24所示，连接臂52设置在上连杆部31上，凸台37和连接臂52均从上连杆部31的分型面40延伸出，并向控制连杆部32的分型面40伸展，在将上连杆部31和控制连杆部32装配后并拧紧可调连接点处的连杆螺栓35时，铰孔座凸台371和控制连杆部32的分型面40接触产生变形，以增大下连杆3对轴瓦c的预紧力。

在本发明的其它一些可选的实施例中，铰孔座51、连接臂52均从对应的分型面40延伸出，凸台37包括：铰孔座凸台371和连接臂凸台372，铰孔座凸台371从铰孔座51所在的分型面40上延伸出，连接臂凸台372从连接臂52所在的分型面40上延伸出，也就是说，铰孔座51、连接臂52所在的分型面40上均设置有凸台37，例如控制连杆部32的分型面40上设置有铰孔座51和铰孔座凸台371，上连杆部31的分型面40上设置有连接臂52和连接臂凸台372，在将上连杆部31和控制连杆部32装配后并拧紧可调连接点处的连杆螺栓35时，铰孔座凸台371和连接臂凸台372接触产生变形，以增大下连杆3对轴瓦c的预紧力。

在本发明的一些实施例中，如图27-图28所示，下连杆3还包括分别设置在上连杆部31和控制连杆部32内的轴瓦c，两个轴瓦c以相对扣合的方式安装在中心孔33内，且如图25-图26所示，凸台37的厚度不小于与其对应的轴瓦c的余面高度91，由此保证在调节可调连接点的调节力大小时，凸台37可以发生变形，从而对轴瓦c预紧。具体而言，设置在上连杆部31内的轴瓦c为上轴瓦81，设置在控制连杆部32内的轴瓦c为下轴瓦82，以控制连杆部32为例，控制连杆部32分型面40上的凸台37厚度不小于下轴瓦82的余面高度91。

在本发明的一些实施例中，凸台37为长条形凸台37，方便加工，且凸台37的长度方向平行于中心孔33的轴线。凸台37的数量至少为一条。

根据本发明另一方面实施例的发动机，包括上述实施例的下连杆3。相对于现有技术，本发明的发动机具有以下优势：

(1)本发明所述的发动机，采用上述下连杆3之后，由于上连杆部31与控制连杆部32的至少一个连接点为转动连接点，由此方便了下连杆3与曲轴4的装配，并且可以改善下连杆3的受力。

(2)本发明所述的发动机，通过在上连杆部31与控制连杆部32转动连接的一端的分型面40处设置凸台37，可以实现轴瓦c预紧，降低轴瓦c分离的风险。

参照图1-图5、图25-图28所示，上中心半孔316与连杆颈42之间设置有上轴瓦81，下中心半孔326与连杆颈42之间设置有下轴瓦82，上轴瓦81与下轴瓦82以相对扣合的方式安装在下连杆3的中心孔33内，且上连杆部31与控制连杆部32装配前，上轴瓦81和/或下轴瓦82的余面高度91大于0，也就是说，可以只是上轴瓦81的余面高度91大于0，也可以只是下轴瓦82的余面高度91大于0，还可以是上轴瓦81和下轴瓦82的余面高度91均大于0。下面为了描述方便，仅以上轴瓦81和下轴瓦82的余面高度91均大于0为例进行说明。

通过增加上轴瓦81与下轴瓦82的余面高度91，使得上轴瓦81与下轴瓦82装配预紧力增大，进而增大了上轴瓦81与下轴瓦82的贴合率，降低了上轴瓦81与下轴瓦82分离导致的失效风险。

根据本发明的发动机，通过将上轴瓦81与下轴瓦82的余面高度91设置为均大于0，可以增大上轴瓦81与下轴瓦82的装配预紧力，从而增大了上轴瓦81与下轴瓦82的贴合率，降低了上轴瓦81与下轴瓦82的分离风险。

在本发明的一些实施例中，上连杆部31上设置有上连杆销孔311，上连杆销孔311与上连杆2铰接，控制连杆部32上设置有控制连杆销孔321，控制连杆销孔321与控制连杆5铰接。

进一步地，上连杆部31与控制连杆部32具有两个连接点，以将上连杆部31与控制连杆部32固定，且两个连接点分居上连杆销孔311与控制连杆销孔321的连线两侧。

在图3-图4、图7、图12-图16所示的实施例中，其中一个连接点为转动连接点，另一个连接点为螺接连接点。

在一些未示出的实施例中，两个连接点均为转动连接点。

在另一些未示出的实施例中，两个连接点均为螺接连接点。

在本发明的一些实施例中，上轴瓦81和下轴瓦82的余面高度91均为60μm～100μm。

同时，轴瓦c预紧力的增大会导致上轴瓦81与下轴瓦82的受力变形增大，为减小上轴瓦81与下轴瓦82的变形量，轴瓦c的整体厚度应相应增大。在本发明的一些实施例中，上轴瓦81和下轴瓦82的厚度均为1.6mm～2mm。通过增加上轴瓦81与下轴瓦82的厚度，可以减小上轴瓦81与下轴瓦82的变形量。

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。