CN102317584A - 紧凑的电动凸轮相位器 - Google Patents

Abstract

一种电动凸轮相位器(ECP)，用于内燃机的凸轮轴，包括轴向通量电机(13)，其与正的差动轮系(12)轴向集成，其能够提供摩擦锁定。差动轮系(12)具有三个共轴相关部分，第一部分连接输入轴(11)，第二部分连接输出轴(14)，第三部分与电机(13)的转子(24)集成。第三部分是控制部分，在相位调整期间通过经由电机(13)在第二操作模式中施加阻力矩给控制部分或者在第三操作模式中施加驱动力矩给控制部分，控制部分差动轮系(12)能够利用控制部分从中性或“被锁”的操作模式解锁。

Description

紧凑的电动凸轮相位器

相关申请交叉参考

本申请涉及2008年11月11日的美国临时专利申请序列号NO.61/121,694，并且要求该临时申请的优先权，该临时申请在此引入作为参考。

技术领域

本发明总地涉及改变内燃机凸轮轴的旋转位置来改变可变阀定时的方法和装置，具体地说，涉及紧凑的电激励凸轮相位位置调整系统。

背景技术

凸轮轴相位位置调整系统，也称为凸轮相位器，用在内燃机中，以改变阀开启和关闭的定时，以便改善燃料消耗和排出气体质量。利用合适的凸轮相位器，有可能调节最大舒适性和/或最大扭矩、或最高发动机性能的阀定时。有许多种凸轮相位器，大多数是液压的。通常液压驱动凸轮相位器由液压移相器单元、调节阀、和控制电路组成。移相器单元必须具有低泄漏率和足够大的活塞或轮叶，以保证足够的刚度。调节阀必须在调节过程中保证高流率，并且要保证精确的调节以保持设定点角度。有些凸轮相位器需要单独的高压液流供应。这种系统相当复杂、昂贵，并且需要定期维护。

液压凸轮相位器的主要缺点是依靠发动机油压来供应所需的液流压力。发动机油压随着发动机速度和温度而改变。在裂化过程中，或在冷起动时，发动机油压经常不能充分供给液压驱动凸轮相位器动力。

因此，期望研制紧凑、高灵敏和低制造成本的凸轮轴移相器，其没有复杂的液压系统，电子控制简单且精度高。

发明内容

简而言之，本发明提供一种凸轮相位位置调整系统，更具体地说，提供一种用于内燃机的凸轮轴的电动凸轮相位器(ECP)。ECP包括轴向通量电机，其与正差动轮系轴向集成，并且其能够提供旋转部件之间的锁定。差动轮系具有三个共轴相关部分。第一部分连接输入轴，第二部分连接输出轴，第三部分与电机的转子集成。第三部分是控制部分，只有在相位调整期间通过经由电机对该控制部分施加力矩，才能利用该控制部分使差动轮系解锁。

本发明的电动凸轮相位器具有三种操作模式，每一种对应于唯一的电机操作。EPC第一操作模式是中性模式，其中电机关闭，既不消耗电力，也不产生任何电力。由于没有对控制部分施加驱动力矩，差动轮系部分地被锁定或“内部阻塞”，并且仅可以作为单元旋转。因此，输出轴沿相同方向以相同角速度随输入轴旋转，在输入轴和输出轴之间没有相移。

EPC第二操作模式是发电模式，其中电机将阻力矩施加到控制部分，使转子的转动减速。这样，电机将机械能转换成电能，作为发电机。阻力矩解锁差动轮系，让输出轴沿相同方向但以更快或更慢的角速度随输入轴旋转。在发电操作模式，输出轴的旋转相对输入轴的旋转存在连续的相位朝前或相位延迟。

ECP第三操作模式是运动模式，其中电机将驱动力矩施加到差动轮系，使转子加速。电机使电能成为供电方，并将电能转换成机械能，作为电机。驱动力矩解锁差动轮系，使输出轴沿相同方向但以更慢或更快的角速度随输入轴旋转。在运动模式中，存在输出轴相对输入轴的连续相位延迟或相位朝前。

结合附图阅读下面的说明书，本发明的上述特征和优点以及目前最佳的实施例将更加清楚。

附图说明

附图是说明书的一部分，其中：

图1是本公开内容的电动凸轮相位器的外部特征的透视图；

图2是图1的电动凸轮相位器的透视截面图；

图3是从图2轴向相反方向看的轴向通量电机的行星齿轮架组件和相关的转子的透视截面图；

图4是中心齿轮和行星齿轮组件的透视图；

图5是图1的电动凸轮相位器的分解图；

图6是从图5所示轴线方向的相反方向看，图1的电动凸轮相位器的分解图。

相应的附图标记表示附图的几个图形中相应的部件。应该理解，附图是用于解释本公开内容提出的构思，并没有按比例绘制。

在详细解释本发明的实施例之前，应该理解，本发明不限于下面说明书中所描述或附图所图示部件的结构和布置的细节的应用。

具体实施方式

下面详细的说明作为实例来解释本发明，而不是限制本发明。该说明使本领域的普通技术人员能够实施和利用本公开内容，并且描述本公开内容的多个实施例、改进、变型、选择和利用，包括目前被认为是本公开内容的最佳实施方式。

回来看图，特别是图1和图2，电动凸轮相位器整体用A表示，其包括链轮10、输入轴11、差动轮系12、邻接差动轮系12轴向设置的轴向通量电机13、和输出轴14。差动轮系12和轴向通量电机13容纳在壳体26内。

差动轮系12进一步包括与输入轴11连接的输入中心齿轮15、与输出轴14连接的输出中心齿轮16、第一组行星齿轮17、第二组行星齿轮18、和轮架19。第一和第二组行星齿轮17和18组装成共轴地设置在公用行星轮架19上的分隔的行星齿轮，或如图2和3所示每个集成为一体的行星齿轮，具有公用轮齿。输入中心齿轮15与第一组行星齿轮17啮合，输出中心齿轮16与第二组行星齿轮18啮合。第一组行星齿轮17中的各个行星齿轮与第二组行星齿轮18中相应的行星齿轮连接，因此，作为单元旋转。它们一起形成集成的行星齿轮。集成的行星齿轮各自通过滑动轴承或滚针轴承29由一组行星轴20支承在轮架19上。进而，轮架19通过滑动轴承21和滚动轴承22支承在输入轴11和输出轴22上。

轴向通量电机13由转子24和定子25组成。转子24具有安装在其环形表面上的一组交替布置的磁体24a，该转子24集成在行星轮架19的一个轴向端上，从而形成集成的转子和轮架，在图3中看得最清楚。当转子24旋转时，行星轮架19与转子24作为一个单元旋转。定子25安装到壳体26上，轴向邻接转子24。

输入轴11在一个轴向端连接链轮10，在另一轴向端连接输入中心齿轮15。输入轴11通过滚动轴承27支承在壳体26中。输出轴14在中间位置连接输出中心齿轮16，并且在其一个轴向端与凸轮轴(未示出)连接。输出轴14的一端通过滚动轴承28支承在壳体26内，另一端通过滑动轴承支承在输入轴11的孔中。

当两轴之间的相移是理想状态时，允许输入轴11相对输出轴14旋转。为了防止两轴之间过度的角位移，采用角位限定装置(未示出)，以在两个旋转方向提供机械阻挡。

差动轮系具有基本齿轮速比，定义为：

${\mathrm{SR}}_0=\frac{{\mathrm{\ω}}_{S2}-{\mathrm{\ω}}_C}{{\mathrm{\ω}}_{S1}-{\mathrm{\ω}}_C}---\left(1\right)$

其中ω_S1＝输入中心齿轮15的角速度；

ω_S2＝输出中心齿轮16的角速度；

ω_C＝轮架19的角速度。

在差动轮系中，基本齿轮速比由齿轮的齿数确定，公式如下：

其中N_S1＝输入中心齿轮15的齿数；

N_S2＝输出中心齿轮16的齿数；

N_P1＝第一组17中每个齿轮的齿数；

N_P2＝第二组18中每个齿轮的齿数。

输出轴14相对于输入轴11的相位移动角确定为：

$\mathrm{\Δ\θ}=(1-{\mathrm{SR}}_0)\underset{0}{\overset{t}{\∫}}({\mathrm{\ω}}_{S1}-{\mathrm{\ω}}_C)\mathrm{d\τ}---\left(3\right)$

图2和图4所示的差动轮系设计成这样的外形和内部几何结构：当行星轮架19没有施加外力矩时，保证完全的内部锁定。

为了解释该特征，参照图2和4，其中在的行星轴20和每个组17、18中的行星齿轮之间使用滑动轴承29。滑动轴承29在径向负载的作用下，对组17和18中的集成行星齿轮强加摩擦阻力矩，防止它们绕各自的旋转轴旋转。对于渐开线齿轮和具有接合齿形的许多其它类型的齿轮来说，朝外推组17和18中的行星齿轮的径向负载与传输的力矩量成正比。因此，摩擦阻力矩也与传输的力矩成比例。另一方面，输入中心齿轮15的输入力矩和输出中心齿轮16的输出力矩产生差动力矩，该差动力矩趋向于驱动和旋转集成行星齿轮组17和18。如果可利用的最大摩擦阻力矩大于差动驱动力矩，差动轮系12被摩擦锁定。为了获得这种条件，推荐下面的内部几何关系：

μ·(λ₁·tanα₁+λ₂·tanα₂)≥i₁·|1-SR₀|                 (4)

其中

$i_1=\frac{N_{P1}}{N_{S1}}$ ${\mathrm{\λ}}_1=\frac{r}{R_{S1}}$ ${\mathrm{\λ}}_2=\frac{r}{R_{S2}}$

N_P1＝第一组17中每个齿轮的齿数；

N_S1＝输入中心齿轮15的齿数；

r＝行星支撑轴承29的有效孔径；

R_S1＝输入中心齿轮15的节距圆半径；

R_S2＝输出中心齿轮16的节距圆半径；

α₁＝输入中心齿轮15和第一组17中的各个行星齿轮的啮合角；

α₂＝输出中心齿轮16和第二组18中的各个行星齿轮的啮合角；

μ＝行星支撑轴承29可获得的最大摩擦系数。

电动凸轮相位器A具有三种操作模式。第一种操作模式称为中性模式，其中电机13关闭，没有对行星轮架19施加力矩，因此，差动轮系12被摩擦锁定或“内部阻塞”。在这些情况下，差动轮系12只可以作为单元旋转。因此，输出轴14沿相同方向并且以相同角速度随输入轴11旋转。因此，ω_C＝ω_S1。由公式(3)我们可以看到Δθ＝0，输入轴11和输出轴12之间没有相位变化。

第二操作模式是发电模式，其中电机13对差动轮系12施加阻力矩，使转子24和轮架19的旋转减速，ω_C＜ω_S1。在这种情况下，电机13将机械能转换成电能，充当发电机。阻力矩解锁差动轮系12。因此，输出轴14沿相同方向但以更快或更慢的角速度随输入轴11旋转。由公式(3)我们可以看到，如果SR₀＞1，那么输出轴14相对输入轴11具有连续的相位超前，如果SR₀＜1，那么输出轴14相对输入轴11具有连续的相位延迟。

第三种操作模式是运动模式，其中电机13对差动轮系12施加驱动力矩，使转子24和轮架19的旋转加速，ω_C＞ω_S1。电机13从外接电源(未示出)获取电能，并将电能转换成机械能。在这种情况下，其充当电机。驱动力矩解锁差动轮系12。结果，输出轴14沿相同方向但以更慢或更快的角速度随着输入轴11旋转。从公式(3)我们可以看到，如果SR₀＞1，输出轴14相对输入轴11具有连续的相位延迟，如果SR₀＜1，输出轴14相对输入轴11具有连续的相位超前。

由于差动轮系与轴向通量电机13的轴向集成，本发明的优点之一是径向紧凑性。径向紧凑性对于凸轮轴的输入端和输出端之间的中心距小的发动机应用具有吸引力。本发明的另一优点是制造成本低。由于良好的部分操作是在差动轮系12内部阻塞并作为一个单元旋转的中性模式情况下进行，因此，行星齿轮组17和18、行星支承轴承29和转子支承轴承22、23是在间断使用的状态。因此，可以采用低成本的齿轮和轴承。同理，电机的成本，诸如开关式磁阻电机，可以降低整机的成本。

不脱离本发明的精神，用径向通量电机代替轴向通量电机13，对于本领域的普通技术人员来说是显而易见的。同样，电机可以是气动或液压操作型的。

不脱离本发明公开的范围，对上述结构可以作出各种变化，应该认为，上述说明书包含或附图图示的全部内容具有说明性的意义，而没有限制性的意义。

Claims (14)

1.一种内燃机，包括凸轮轴、用于凸轮轴的驱动器、和凸轮相移机构(A)，所述凸轮相移机构(A)位于所述驱动器和凸轮轴之间，用于控制凸轮轴和驱动器之间的相移角，所述凸轮相移机构(A)包括：

与驱动器连接的输入轴(11)；

与凸轮轴连接的输出轴(14)；

绕输入轴(11)和输出轴(14)共轴对齐的差动轮系(12)，该差动轮系(12)具有与输入轴(11)连接的输入中心齿轮(15)、与输出轴(14)连接的输出中心齿轮(16)、分别啮合输入中心齿轮(15)和输出中心齿轮(16)的第一和第二行星齿轮组(17，18)，所述行星齿轮组(17，18)相结合而以相同的角速度绕公共轴旋转，并且该差动轮系(12)具有带行星轴承(29)的行星轮架(19)，相结合的第一和第二行星齿轮组(17，18)分别在行星轴承上旋转；

锁定装置，将差动轮系(12)锁在被锁状态，防止行星齿轮组(17，18)相对行星轮架(19)旋转，使得中心齿轮(15，16)和行星轮架(19)作为单元旋转，并且输入轴(11)和输出轴(14)之间的相移角保持不变，从而使输出轴(14)能够以与输入轴(11)相同的角速度旋转，所述锁定装置由第一行星齿轮组(17)与行星轴承(29)之间和第二行星齿轮组(18)与行星轴承(29)之间的摩擦力产生的摩擦力矩构成；和

轴向通量电机(13)，轴向邻接并连接行星轮架(19)，该轴向通量电机(13)构成为将力矩施加到差动轮系(12)，用于克服锁定装置的摩擦力矩，使行星轮架(19)能够相对输入中心齿轮(15)和输出中心齿轮(16)至少之一旋转，以改变输入轴(11)和输出轴(14)之间的相移角，使得输出轴(14)相对输入轴(11)呈不同的角速度。

2.如权利要求1所述的凸轮相移机构，其中，所述相移角是差动轮系(12)的齿轮速比SR₀的函数。

3.如权利要求2所述的凸轮相移机构，其中，差动轮系的齿轮速比SR₀用下面的公式表示

${\mathrm{SR}}_0=\frac{{\mathrm{\ω}}_{S2}-{\mathrm{\ω}}_C}{{\mathrm{\ω}}_{S1}-{\mathrm{\ω}}_C}$

其中ω_S1＝输入中心齿轮(15)的角速度；

ω_S2＝输出中心齿轮(16)的角速度；

ω_C＝行星轮架(19)的角速度。

4.如权利要求3所述的凸轮相移机构，其中，所述相移角SR₀的变化用公式表示：

$\mathrm{\Δ\θ}=(1-{\mathrm{SR}}_0)\underset{0}{\overset{t}{\∫}}({\mathrm{\ω}}_{S1}-{\mathrm{\ω}}_C)\mathrm{d\τ}$

5.如权利要求2所述的凸轮相移机构，其中，所述齿轮速比用下面的公式表示：

${\mathrm{SR}}_0=\frac{N_{S1}\·N_{P2}}{N_{S2}\·N_{P1}}$

其中N_S1＝输入中心齿轮(15)的齿数；

N_S2＝输出中心齿轮(16)的齿数；

N_P1＝第一行星齿轮组(17)中每个齿轮的齿数；

N_P2＝第二行星齿轮组(18)中每个齿轮的齿数。

6.如权利要求1所述的凸轮相移机构，其中，所述差动轮系(12)的几何参数关系，以及第一行星齿轮组(17)与行星轴承(29)之间和第二行星齿轮组(18)和行星轴承(29)之间的摩擦系数用下面的公式表示：

μ·(λ₁·tanα₁+λ₂·tanα₂)≥i₁·|1-SR₀|

其中 $i_1=\frac{N_{P1}}{N_{S1}}$ ${\mathrm{\λ}}_1=\frac{r}{R_{S1}}$ ${\mathrm{\λ}}_2=\frac{r}{R_{S2}}$

N_P1＝第一行星齿轮组(17)中每个齿轮的齿数；

N_S1＝输入中心齿轮(15)的齿数；

r＝行星支撑轴承(29)的有效孔径；

R_S1＝输入中心齿轮(15)的节距圆半径；

R_S2＝输出中心齿轮(16)的节距圆半径；

α₁＝输入中心齿轮(15)和第一行星齿轮组(17)中行星齿轮的啮合角；

α₂＝输出中心齿轮(16)和第二行星齿轮组18中行星齿轮的啮合角；

μ＝行星支撑轴承(29)可获得的最大摩擦系数。

7.如权利要求6所述的凸轮相移机构，其中，通过轴向通量电机(13)施加到差动轮系(12)的力矩包括，克服第一行星齿轮组(17)的齿轮与行星轴承(29)之间和第二行星齿轮组(18)的齿轮与行星轴承(29)之间的摩擦力产生的力矩而解锁行星轮架(19)的阻力矩，以改变输出轴(14)相对输入轴(11)旋转的相移角。

8.如权利要求7所述的凸轮相移机构，其中，如果SR₀＞1，相移角出现连续的相位超前。

9.如权利要求7所述的凸轮相移机构，其中，如果SR₀＜1，相移角出现连续的相位延迟。

10.如权利要求6所述的凸轮相移机构，其中，通过电机(13)施加到差动轮系(12)的力矩包括，克服第一行星齿轮组(17)的齿轮与行星轴承(29)之间和第二行星齿轮组(18)的齿轮与行星轴承(29)之间的摩擦系数施加的力矩而解锁行星轮架(19)的驱动力矩，以改变输出轴(14)相对输入轴(11)旋转的相移角。

11.如权利要求10所述的凸轮相移机构，其中，如果SR₀＞1，相移角出现连续的相位延迟。

12.如权利要求10所述的凸轮相移机构，其中，如果SR₀＜1，相移角出现连续的相位超前。

13.如权利要求1所述的凸轮相移机构，还包括限制装置，该限制装置构成为防止输入轴(11)和输出轴(14)之间过度的角位移。

14.如权利要求1所述的凸轮相移机构，其中，第一和第二行星齿轮组(17，18)的齿轮相同地形成，并集成为一体的齿轮。

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