CN102667096A - 液压涡轮加速器装置 - Google Patents

Abstract

一种液压驱动装置帮助提高涡轮增压器叶轮/涡轮轴组件的加速度，并且提供了用于在较低发动机速度下驱动压缩机叶轮的辅助装置，其中废气不能单独产生出足够的轴速度以形成显著的进气增压。液压回路包括双排量马达，该马达提供了用于加速的高转矩，还有转变成用于高速工作的单个马达。在废气驱动涡轮功能允许超出液压系统所能实现的压缩机速度时，滑动离合器使得液压驱动装置能够脱开。液压回路与用于保存能量的动力转向回路和支持性的部件例如管路和储存器结合。在可选实施方案中，没有任何涡轮增压器，并且液压驱动装置单独提供了强制进气装置。

Description

液压涡轮加速器装置

相关专利申请

本申请要求在2009年12月8日提交的发明名称为“液压涡轮加速器装置”的US临时专利申请No.61/283697的优先权。

技术领域

很多车辆发动机（尤其是柴油机）都使用了用于提高进气密度来增加每单位发动机排量的动力的方法。大多数这种系统是涡轮增压的柴油机，较小的市场份额由增压的汽油动力系占据。涡轮增压器具有效率上的优势，因为从废气能量中获得动力来驱动空气压缩机，这对于附属装置的皮带载荷是优选的，但是也面临着响应的问题，这限制了车辆的加速能力。另外，在使用涡轮器的情况下，造成了增加排气压力和温度提高，导致排气系统更重，该排气系统连同涡轮增压器自身的热质量一起，容易产生排放问题，原因是延迟了催化转换器的起燃。

涡轮增压器也有一些局限性，例如在较低的发动机速度下由于有限的排气速度导致的可得到的增压水平以及更有效的系统设计。通过例如“启动器/低速涡轮”以及可变的叶片/可变的喷嘴几何形状的方法可以提高涡轮增加器技术来克服这些困难，但是这些较小的改进带来了更多的限制和热质量，这加剧了前述的排放问题。

近年来，随着对节能的重新重视，非常关注使用涡轮增压器以允许在小型车辆中使用小型发动机，由此提高燃油效率。这些小型化的努力主要涉及汽油发动机，其中较大的工作转速范围使这些问题比在柴油发动机中更加突出。

背景技术

离心压缩机是工业领域熟知的一种压缩空气源，用于将空气强制导入内燃机。它们结构简单并且高效，使它们在这些应用中成为理想的空气泵。一般来说，它们由通常称之为涡轮增压的废气涡轮驱动。已知为“涡轮迟滞”的这些涡轮的缓慢加速一直以来是涡轮设备的一个问题，因为尽管能够在非常高的速度输出大动力的涡轮设备相对于正排量设备是低转矩输出设备，“涡轮迟滞”始终都是涡轮设备的一个问题，尽管能够在非常高的速度输出大动力的涡轮设备相对于正排量设备是低转矩输出设备，例如齿轮、摆线、叶片或者活塞式液压马达。

一些专利涉及到涡轮型液压装置，以加速涡轮旋转组件。例如：

R.Kobayashi的US5,113,658描述了一种液压助力涡轮增压器系统，用于给内燃机提供增压空气。该系统包括至少一个涡轮增压器，其具有液压助力涡轮用于由加压的液压流体驱动，以在需要补充增压空气时在所选择的发动机工作状态下补充驱动涡轮增压器。液压流体流由电子液压控制阀根据主控制器的控制信号调整，其中控制信号和相应的控制阀工作可以是与发动机速度和载荷无关的。另外，通过两段式喷嘴给液压助力涡轮提供液压流体，选择阀与流体相连以根据发动机增压空气的需要而穿过一个或者两个喷嘴段。

E.Kumm的US4,083,188描述了一种用于增压一个低压缩的柴油发动机的系统。该系统包括：连接的涡轮和压缩机元件，以及具有与涡轮和压缩机元件机械连接的第一马达/泵单元和通过输出传送装置与发动机机械连接的第二马达/泵单元的液压系统。液压系统也包括多个阀、蓄压器、储槽以及连接这些元件和马达/泵单元的管道。第一马达/泵单元是体积可变型，并且通过促动器响应于发动机的入口和排气歧管中的流体压力来控制。第二马达/泵单元是定排量设备，它可以在发动机启动阶段中由来自蓄压器的流体压力驱动，以及被发动机驱动以提供液压来给蓄压器再次增压，并帮助增压器的工作控制。在发动机工作的预定阶段，增压器的工作也部分受到阀机构响应马达/泵单元产生的流体压力的控制。

G.Wolf的US3,389,554描述了一种增压活塞式内燃机，其具有至少一个废气驱动的涡轮压缩机，用于给发动机提供燃烧空气。涡轮压缩机设有辅助驱动装置，用于向其提供额外的动力，辅助驱动装置包括直接连接至涡轮压缩机的液压排量马达单元，以及通过适当的液压管道连接至液压马达单元以及连接至液压流体的储槽的动力驱动泵单元。通向液压马达单元的液压管道通过空气管道连接至空气源。空气管道设有常闭的压力促动阀，压力促动阀在该阀的压力响应促动机构的压力达到预定值时打开。当压力促动阀被打开时，空气或者空气与液压油流的混合物流经马达单元。

S.Timoney的US3,869,866中描述了用于内燃机的废气涡轮增压器的驱动和控制，其中涡轮增压器主要由来自发动机的废气驱动，并包括辅助的液压涡轮，它也与涡轮增压器驱动连接，并接收来自定排量泵的加压流体，以在发动机的一定工作条件下驱动涡轮。泵通过离合器部件连接至发动机的旋转输出轴，该离合器部件响应于发动机的预定工作特征与泵选择性地连接和分开。这种工作特征选自发动机的以下特征至少一种：发动机速度、油压、空气歧管压力、以及燃料速度。在一个实施方案中，在通过直接响应于发动机轴速度的传感单元或者转速计测量发动机达到预定的工作速度后，通过感测流体从泵中排出时的压力（该压力对应于预定的发动机速度），离合器分离。在另一个实施方案中，离合器控制也响应于发动机的用于响应低于选择的预定最小值的载荷条件（例如当发动机燃料依赖速度低于在特定速度最大转矩所需速度的80%）而自动分离离合器的工作特征之一。

A.Braun的美国专利US3,927,530描述了一种增压内燃机，其具有用于向发动机提供燃烧空气的废气驱动涡轮增压器以及辅助的动力部件，用于在偶尔的和其它通常有缺陷的燃烧空气条件下向压缩机额外供应驱动力，以提供所需量的燃烧空气来进行正常燃烧。动力部件包括与涡轮增压器机械连接的液压助力马达，以及通过流体流动通道与马达连接并且与发动机的驱动轴永久连接的液压泵。泵通过选择阀连接至发动机曲轴箱的储槽中的油，或者在储槽中的油面以上的蒸汽腔，或者大气。选择阀可以由响应于例如歧管空气压力、发动机速度等的一个或者多个这种发动机条件的传感器手动控制或者自动控制。阀也可以具有泄放通道，当泵正在泵送蒸汽或者空气来确保泵（如果需要，还有液压马达）适当的润滑时，泄放通道连接至油贮存器。

E.Dyne等人的US7,490,594B2描述了一种将机械增压器、涡轮增压器以及涡轮混合的特征结合在一个系统中，利用液压或者机械式无级变速器以驱动涡轮增压器至一个特定速度或者入口歧管压力，然后保持理想的速度，并将其保持在发动机状态下的正确增压。机械增压器的优点在于，主要是在低速下高转矩，涡轮增压器的优点在于，通常仅对在高速下出现高马力，这二者的优点融合在一起。一旦废气能量开始提供比其用于驱动进气压缩机更多的功的时候，该装置回收多余的能量，并利用其给曲柄增加转矩。结果，该装置从单个系统提供了低速和高转矩的好处，以及在更高马力下的高速增值或者更好的燃料经济性。

这些已知的液压涡轮比同等的气体驱动涡轮产生更多的转矩，因为油的密度大约比空气大1000倍，但是在产生角加速时还是相对不足的。正排量液压装置产生与所施加的压力成比例的转矩，而基本与旋转速度或者时间变量无关。

离心压缩机也用于在带驱动结构中的某些小体积OEM应用以及维修应用。它们在发动机速度的上部范围形成非常有效的结构，但是高速推进器的惯性（通过它们增速变速箱至传动皮带轮而反映出来）在发动机速度快速变化时，在皮带上产生过高的载荷。它们也有一些缺点，旋转推进器产生的压力或者增压是速度平方的函数。因此，这是对皮带轮速比（pulley ration）的一种折衷，在该皮带轮速比在较低的发动机转速范围内产生有意义的增压，而不会在较高的发动机转速下消耗大量的动力。

US7,490,594B2教导一种精细机构，其中液压马达用于提供或者吸收来自涡轮增压器轴的动力。固定排量液压马达连接至活塞的可变泵/马达和旋转斜盘设计，后者又连接至发动机，从而可以有效地在任一方向上转移能量。假设该机构将涡轮增压器轴永久地连接至液压驱动装置，在涡轮增压器加速之后但在没有适当的动力有效地传送回到发动机之前，在工作区域有大量的动力损失。另外活塞旋转斜盘液压设备是昂贵的，会限制这种系统的市场吸引力。

Buschur的US5,561,978以及相关专利不涉及内燃机的强制进气领域，但是教导使用两个固定排量马达驱动公共输出轴，从而制造拟可变排量马达。

Adeff的US5,076,060教导一种用于液压助力涡轮的控制机构，它允许驱动器选择启动液压的运动模式。在随后适当使用加速器，在一定时间之后使液压不工作，以减少动力损耗。

Bucher的US4,729,225教导了一种涡轮增压器能量回收系统，其中连接至涡轮增压器轴的可变马达/泵用于通过电机供能的泵产生的液压流来加速涡轮增压器轴，或者从涡轮增压器轴回收能量并转动固定排量马达来驱动附加负载。

Kumm的US4,083,188教导了一种连接至与发动机流体连通地连接的泵的液压马达/泵的涡轮增压器，以保持在发动机入口和排气歧管之间的所需压力差。采用蓄压器来允许加压的流体转动与发动机连接的泵，因此限定了一个可替代的发动机启动设备。

上述参考的专利代表现有技术。目前，车辆制造商正在使内燃机（Otto和Diesel循环型）小型化，以满足燃油的经济性和排放规定。通常通过涡轮增压实现的强制吸气正在整个地面交通工业（客车和货车）变得更加普遍，以保持甚至是提高当前整体车辆性能水平。受排放问题和减少延迟策略驱动的成本使得这种涡轮系统由于经济原因而不能用于低端标配车辆。

市场上的液压硬件对于车辆来说通常过于昂贵和庞大。涡轮系统通常干扰了传动系的排放。配备有涡轮的排气系统的较高的热质量和限制带来了昂贵的附件，以防止催化剂转化器的起燃失败。减少“涡轮迟滞”的解决方案例如顺序的和可变的设计增加了成本和复杂性，同时加剧了这些排放问题。增压器提供了“离线”转矩驱动器要求。传统的皮带驱动增压器提供最好的“排量的替代品”，可是却昂贵和笨重的，并且即使在不需要的时候也消耗动力泵送空气。

因此本发明的一个主要目的是重新调整现有的车辆散热器风扇技术来提供一种节约成本并容易实施的强制吸气技术方案，其适用于低端标配车辆，同时改善燃料经济性和车辆性能。本发明提供了在“实用（no frills）”车辆散热器风扇市场中有竞争力的设计。

发明内容

本发明的一个目的是提供用于快速加速涡轮增压器的旋转组件的方法，从而减少了在驾驶员感受到的节气门踩下和发动机动力增大响应之间的延迟。

本发明的又一个目的是限定一种方法，通过该手段可以在发动机速度的较低范围实现有意义的泵抽作用“增压”，在此范围，仅有涡轮驱动压缩机的工作速度不足以形成明显的压力差来增加发动机吸气。

本发明的另一个目的是限定一种方法，其中离心压缩机可以单独由液压部件以在所有工作速度范围内都具响应性和有效性的方式提供动力。

本发明的再一个目的是限定一种方法，通过这种方法，利用集成在动力转向助力回路中以减少硬件和提高整体系统效率的液压系统可以实现这些目标。

本发明最后一个目的是限定一种方法，通过这种方法，可以实现加压回行，以避免在高输出流条件下的泵中的气穴。

本发明的这些和其他特征及优点通过阅读以下说明书以及附图即可清楚，说明书连同附图详细描述了本发明的优选和替换实施方案。

附图说明

现在将结合附图通过示例描述本发明，其中：

图1是车辆方面上的电路和涡轮机构的整体视图；

图2是马达、变速箱和涡轮接口的细节视图；

图3是显示了本发明的加速特性的测试数据图；

图4a是利用齿轮外壳作为储槽的实施方案；

图4b显示了在车辆中测试的工作设计；

图4c限定了将液压系统与进气系统隔开的可用密封；

图5a是在系统中使用的改进泵的图；

图5b是图5a中的泵的增压喷嘴的视图；

图5c是可替换的泵结构；

图6a显示了车辆中的系统的响应时间；

图6b显示了利用预先节气门促动的响应时间的改进。

尽管附图显示了本发明的几个实施方案，但是附图不是按照比例绘制的，并且一些特征被放大以显示和解释本发明。此处的示例显示了本发明的几种形式的实施方案。这些示例不能被认为是对本发明的限制。

具体实施方式

本申请人将本发明称为HydraCharger^TM或强制进气系统，这重新发展了现有的车辆散热器风扇驱动技术。该强制进气系统是成本有效的并且方便地适于各种车辆应用。该系统采用电子方式控制、液压驱动并且远程地安装以便易于包装。与车辆发动机和排气装置的独立降低了车辆成本水平并且避免出现负面的排放问题。

本发明提供对电子指令的增压响应。强制进气系统的可变正排量液压驱动装置根据来自相关的电子控制模块（ECM）的指令事实上瞬时地输送全部转矩。这将可靠、有效并且低成本的离心压缩机在小于300ms的时间内加速至形成增压所需的速度。在低节气门指令下，发动机通过未被驱动的压缩机叶轮返回到自然吸气模式。

本发明可以采用在车辆辅助驱动装置上的单独电源来实施。但是，与传统的液压转向系统的结合例如结合在车辆风扇驱动装置上更加节约成本，并且对于电动转向和涡轮组合而言是更好的整体替换方案。

本发明打算应用于各种机动车辆用途，并且将在本文中进行说明。但是要理解的是，本发明也可以成功地应用在许多其他用途中。因此，这里的权利要求不应该被认为局限于下面所述本发明优选实施方案的具体细节。

参照图1，该图显示出实现本发明的增压驱动装置/加速器回路10的功能示意图。增压驱动装置/加速器回路10基本上结合在马达和歧管液压组件12内。该马达和歧管液压组件12通过给旁通阀18馈送信号的输入线路16从电子控制模块（ECM）14接收PWM输入控制信号，从而对在马达和歧管液压组件12内的压缩机进行速度控制。ECM14典型地为主车辆的控制器（未示出）的一部分，或者可以为增压驱动装置/加速器回路10的专用部分。

ECM14具有许多动力和控制信号反馈部件，包括来自主车辆节气门（踏板）位置传感器22的馈线20、来自主车辆制动状况传感器26的馈线24和来自主车辆离合器状况传感器30的馈线28。通过这样构成，PWM输入信号包括与车辆驾驶员速度/（减）加速指令相关的、以及与驾驶员在调节车辆节气门之前立即致动制动器和/或离合器控制来改变速度/（减）加速的打算的信息预期相关的信息，从而能够实现系统控制的“运动模式”和单独的“经济模式”。

旁通阀18通过管路32从系统供给泵34接收加压液压流体。该旁通阀18具有第一出口，用于通过管路38将液压流体供给转向流量和压力控制回路36。转向流量和压力控制回路36具有通过管路41与泵34的入口相联的第一液压流体出口。转向流量和压力控制回路36具有通过管路42与主车辆的液压动力转向阀40的入口相连的第二液压流体出口。转向阀40具有通过管路46与油冷却器44的入口相连的出口。油冷却器44具有通过管路50与储槽48相接的出口。储槽48与泵34装配在一起以用作储存器/缓冲器，并且使得液压流体返回到泵34。

旁通阀18具有第二出口，用于以并联的方式通过管路54将液压流体供给第一或主液压马达52的入口以及通过由串联的第一管路58、第二马达控制回路60和第二管路62将液压流体供给辅助液压马达56的入口。两个液压马达52和56的出口通过管路64共同供给至转向流量和压力控制回路36的入口。液压马达可以为多种类型，例如正排量式、可变排量式或定排量式。

由此这样构成，回路10采用了共同部件以限定用于共同主车辆的动力转向液压控制回路和强制进气系统液压控制回路。

液压马达52和56具有共同或整体的输出驱动轴66，用来给速度提高或增速器机构68提供驱动输出，而该增速器机构具有用来驱动涡轮增压器72的旋转组件70的输出驱动轴69。旋转组件70包括连接在共同涡轮增压器轴78的相对两端部上的涡轮74和压缩机叶轮76。共同涡轮增压器轴78由一对轴颈轴承和在中央壳体内的相关推力轴承单元可转动地支撑。涡轮和压缩机叶轮76和74分别设置在按照传统方式安装在中央壳体84上的涡轮和压缩机壳体内。涡轮壳体80包括发动机废气入口86和发动机废气出口88。同样，压缩机壳体82包括发动机进气口90和发动机出气口92。这些口86、88、90和92按照已知方式与主车辆内燃机的排气和进气系统流体连通。

除了在这里所述之外，在本发明中使用的离心压缩机72基本上类似于在现有技术中提到和在此结合的已知设计。因此，出于简明的原因在此没有记载详细描述的其结构特征。

参照图2，速度提高机构68包括封闭壳体96，封闭壳体96形成容纳增速齿轮组99（优选为斜齿轮型）的基本密封腔室98，该齿轮组包括安装并且被承载为在输出驱动轴66的悬臂端上转动的输入齿轮100。输入齿轮与设置在中间齿轮轴106上且与第二中间齿轮104共同转动的第一中间齿轮102滚动接合。第二中间齿轮104与安装并且承载为在输出驱动轴69的悬臂端上转动的输出齿轮108滚动接合。中间齿轮轴106的相对端部通过滚子轴承110由壳体96的内表面特征部支撑。同样，输出驱动轴69通过高速滚子轴承112和密封件114由壳体96的内表面特征部支撑。

所示的齿轮组99用来仅仅说明速度提高机构68的功能概念。如对于本领域普通技术人员而言显而易见的是，可以将附加的齿轮对加入到齿轮组99以形成所期望的增速比，即对于输出驱动轴66的每次转动的输出轴69的转数。速度提高机构68将由两个液压马达52和56作用的输出驱动轴66的受控可变转速（较慢的）乘以固定的比率以得到输出驱动轴69的相对较高速度（涡轮速度）。

速度提高机构68的输出驱动轴69与共同涡轮轴78同轴设置，并且通过擒纵机构116例如超越滑动离合器与共同涡轮轴78可拆卸连接。擒纵机构116包括被承载为与输出驱动轴69转动的联轴器，该联轴器限定了与涡轮增压器轴78的相邻外表面并置的接合面。在输出驱动轴69的瞬时转速超过涡轮增压器轴78的瞬时转速时，两根轴69和78有效接合以便进行共同转动。在输出驱动轴69的瞬时转速小于涡轮增压器轴78的瞬时转速时，两根轴69和78被有效地释放，并且以相互独立的速度自由转动。因此，液压组件12用来在发动机速度范围的低速端处“增加”至涡轮增压器旋转组件70的转速。

图1的实施方案包括：

（a）改进的动力转向泵可以为流体源，这不包括任何阀功能或者将具有在18-22gpm范围内的典型结构的流量控制阀组。泵安全阀（如果有）则可以设置在1900-2500psi的范围内。典型的动力转向流量和安全设定值分别大约为2-4gpm和1100-1600psi。在典型的转向泵中，流量控制装置限制了输出，并且多余的输出返回到泵的入口。因此，为正常值的许多倍的流量设定值没有指示泵排量的成比例增大，而是指示给泵入口的旁通流量减少。油将流向马达和歧管液压组件。

（b）在液压组件处，油首先流经回路的上部，这是增压驱动装置。通过限制与马达并联的阀门组件成比例地控制增压驱动装置的速度。除了并联旁通的限制之外，还存在另一个与两个马达组件中的用来驱动输出轴的第二个马达组件串联的另一个限制。第二马达控制阀的限制确定了第二马达的转矩贡献和在泵和压缩机驱动装置之间的排量比。还有卸压机构（这在图1中未示出），其限制了马达和液压系统能够工作的最大压力。这样，用来驱动泵的转矩可以受到限制，以便防止在辅助驱动装置的皮带和轴承上出现过大的载荷和磨损。随着压力在串联回路中在第一载荷上降低，则在该范围内的压力水平通常用于动力转向系统用途。

（c）无论流体是否已经通过旁通或者两个马达中的任一个，都假设它进入到串联回路的更低载荷，这是动力转向载荷。在液压组件的这个更低阶段中的阀机构目前将流量控制和卸压设定值设定在如在上面段落b中所规定的用于转向系统要求的通常水平。

（d）当压力从转向供应压力水平下降到返回或容器压力时，超过通常转向系统所需的2-4gpm的多余流量通过附加的低压返回管路返回。

（e）该回路结构在传统动力转向回路上总共需要两根附加的线路，为泵至液压组件线路和在段落f中所提到的返回线路。

（f）由于回路可控制相当多的动力，所以油冷却器现在需要扩大。

（g）现在应该注意并且理解的是，串联回路驱动和转向系统布置使得转向系统具有与在典型回路中相同的输入端和输出端。泵现在形成了这两个组合的压降。在增压器驱动装置正在高压下工作时，其轴密封件和轴承实际上必须实际上通过在图1中未示出的细节通向容器压力。

该结构的关键之处在于，双马达布置能够有效地改变压缩机驱动速度与发动机速度的比值，这使得能够更实用地使用离心压缩机，该压缩机通常比定排量设计例如在带式驱动涡轮增压装置用途中所通常使用的Roots and Lyscolm螺杆设计更廉价、更可靠并且更有效。离心压缩机的这种应用如下实现。

对于示例性实施例而言，假设定排量泵为3个单位排量，并且主液压驱动马达为1个单位排量，而且最后辅助或转矩提高马达为2个单位排量，则组合如下。在更低的发动机速度下，最终只是局限于主马达的每次泵转动一圈为3个单位的流量将导致最大马达驱动速度为3/1或3X泵速度。在更高的发动机速度下，辅助马达将与主马达并联使用，从而导致3/（2+1）的马达速度与泵的比值或1X马达速度。这在速度范围上具有恒定的压缩机速度的发动机的理想增压要求是至关重要的，但是由于发动机的空气质量流量要求与速度成正比，所以压缩机所需的动力也与发动机速度成比例增大。因此在更高的发动机速度下，压缩机具有3个单位的马达排量，因此提供了在这些发动机速度上使得在马达上所需的压力大体均衡的转矩。这基本上提供了在发动机速度增大时在不工作的曲柄和压缩机皮带轮之间改变在离心式压缩机上的皮带轮比率的等同设计。

与控制策略相组合的双排量马达和并联旁通回路布置还提供了载荷加速的优点。直到输出轴的速度超过由泵流量能够支持的速度，两个马达即使在最后稳定速度导致转动更小马达的所有泵流量的情况下也能够提供转矩。

图3显示出上述特性。该曲线图显示出在1780rpm和3015rpm发动机速度下的压缩机驱动装置响应。在3015rpm状态下的上升速率非常灵敏，并且表示在泵流量足以在稳态状态下使用两个马达时的响应。在1780rpm测试状态下的上升速率初始是类似的，但是稍微低于更高流量情况，并且表示来自两个马达的转矩贡献。在压缩机速度上升时，它超过由给予并联的两个马达的流量所能够支持的速度。在阀门切换以将流量引导至主马达时，加速暂时延迟，由于在目前转矩只是由一个马达贡献，因此加速度减小。与所严格期望的为发动机速度比的59%相比，最终速度是为发动机3015rpm情况的85%。与理想情况的差异可以归因为在测试时使用的主马达和辅助马达之间的硬件效率差异。

虽然上面描述了在稳定发动机速度下系统的响应，但是在使得发动机速度迅速增大情况下的车辆加速状态中，所描述的功能可以较不明显，但是有助于性能。

通过分析确认，所述概念的加速性能考虑了其每转一次总排量为0.60立方英寸（CIR）的液压马达，这为0.35CIR马达和0.25CIR辅助马达的总和。在2000psi的压力差下，该马达在理论上可以产生：

T=（压力）*（排量）/（24л）=15.9英寸-lbs转矩。

实际上，在85%机械效率下，这可以产生出13.5ft-lbs或18.3N-m。

假设典型车辆涡轮增压器旋转组的惯性为3.0E-5Kg-m²，则1:20的增速齿轮比产生Ie=（GR）²*I=0.012kg-m²。

或者，加速度为：Ang-Accel（弧度）=转矩/惯性。

或者加速度=18.3/0.012=1525弧度/秒²。

因此，100,000rpm的速度可以在<0.40秒的时间内实现，这正好在延迟的范围或人类感知范围上。

从上面的考虑事项中，现在可以推断出，理想的液压离心涡轮增压器驱动装置可以由无级可变泵或马达构成。例如，如果可变排量马达与定排量泵连接，则针对双排量驱动装置所述的加速优点现在可以是连续可变机构，这对于最大转矩而言采用较大马达排量开始，并且为了增大速度采用更小的马达排量。另外，优选的是能够提高泵排量以在更低的发动机速度下产生出更大的流量，以提高对于马达可用的液压动力。在压缩机驱动装置空转例如处于稳态道路状况时，优选的是让泵排量的大小减小以降低附加泵负载。

总之，除了在马达和泵的成本方面的经济限制之外，在这种液压驱动装置上的逻辑工作限制将是限定最大流量的线路的最大系统压力限额和大小。例如如果限制条件为3000psi压力和20gpm流量，则泵的尺寸将设定为在最低所需的发动机速度下提供20gpm，并且马达其排量将足够大以产生出加速的最高使用转矩。在发动机速度增大时，泵的排量将减小以保持20gpm流量。同样，马达其排量将减小以给压缩机提供更高的速度，直到在最大空气质量流量和压力比下，排量与压缩机的稳态转矩要求相匹配。这种可变泵和马达系统将完全利用了20gpm流量和3000psi系统能力，以加速压缩机并且在最高可能速率下传递动力。但是，这个完全优化的系统除了非常昂贵之外还产生出控制问题。

现在参见图2描述了液压马达和涡轮增压器轴的建议界面。构成齿轮箱腔室的壳体将马达与压缩机壳体邻接。将采用精度控制界面来使得输出轴和离合器壳体与涡轮轴在压缩机端部上的延伸部分对准。由这些马达产生出的转矩在两级中上升，每个大约为1:4.5。更小齿轮的包装和接触比的限制使之将需要两个阶段。优选的是，将采用斜齿轮来降噪。在马达输出轴通向压缩机进气罩的进入位置处，将采用密封件，这将提高在压缩机进气或齿轮箱的加压中在真空下对轴压力的密封。超越滑动离合器将输出轴/离合器壳体连接至压缩机轴延伸部上。滑动离合器将转矩从马达传递给压缩机轴，但是将在涡轮使得压缩机叶轮比由液压马达提供的速度更快旋转时超越或滑动。因此在驾驶员踩下节气门时，在发动机控制器中的控制算法将限制在液压回路中的旁通，从而迫使马达和涡轮增压器轴迅速加速。在涡轮速度超过马达输出轴的速度时，可以通过从发动机控制器到液压回路旁通阀的随后指令使得液压件不起作用。

作为另外的实施方案，压缩机的涡轮部分可以去除，并且系统可以只是在液压动力下工作。这样，涡轮和相关的排气系统变型的费用将不存在。在任何情况下，在这里所述的装置可以消除随后涡轮增压器装置的需求以及可能对于昂贵可变叶片和可变几何形状涡轮的需求。

参照图4A，图2的速度提高机构68被修改为速度提高机构68’，以便提高封闭壳体96’的整体尺寸，从而扩大了腔室98’的体积，并且由此提供了体积来在齿轮组99’下面保持其中具有液压流体的储槽的体积。返回的液压流体通过位于齿轮组99’上方的入口120并且从液压马达52’围绕着其输出驱动轴66’进入储槽118。如所示一样，进入腔室98’的液压油将分散成液滴122，这完全包围着齿轮组99’并且润滑/冷却其相对部件。出口124使得能够从储槽118抽取液压流体以在液压组件12内循环流动。可以通过由可拆卸盖125密封封闭的填充开口123将补充液压流体加入到储槽118中（或从中去除）。

在图4A中所示的改进实施方案中，显示出增速机构外罩或齿轮箱可以用来用作液压系统储槽的装置。这将不仅便于消除现有的储槽，而且还允许齿轮啮合位置的流动润滑，且不会出现浸没齿轮的风阻损失。通过使得轴承泄漏流直接进入到储槽中，从而还可以允许去除液压马达组件轴密封件。另外，可以理解的是，如果期望避免使用通常的发动机油作为轴承润滑剂，则从转向系统的返回流可以流经涡轮增压器轴承壳体。

图4B为用在测试车辆中的工程图的概览，其中将2段式齿轮机构126容纳在包括系统储槽130的外罩128内。液压驱动马达132给设置在由外罩128限定的腔室136内的齿轮组134提供输入驱动。台阶式输出驱动轴136由通过外罩128的部件承载的高速滚子轴承138支撑，并且从中向外延伸到由离心压缩机144的壳体142形成的泵送腔室140中。压缩机叶轮146被支撑为与输出驱动轴136一起转动，并且在工作中通过入口148将空气抽入，将它压缩，并且通过出口150将压缩空气排出。

与输出驱动轴136同心设置的密封组件152包括由通过颈部区域158相互连接成一体的两个轴向间隔开的平行凸缘154和156形成的基底构件153。凸缘154形成外罩组件128的一部分，并且为齿轮组轴承138提供坚固安装座。凸缘156形成离心压缩机壳体144的一部分，并且限定了泵送腔室140的一部分。台阶式通孔160轴向延伸穿过基底构件153，从而提供了将外罩128的腔室135和压缩机壳体142的泵送腔室140相互连接的通道。大致形成在颈部区域158中部的通气通道162从通孔160径向向外延伸至颈部区域158的外圆周面164。这提供了从通孔160的轴向中部位置开始的通气口。将分室的组合密封件166装配在与输出驱动轴136同心的通孔160内。

如在图4C中最清楚地看出的一样，组合密封件166包括设置在通孔160的通向液压腔室135和通气孔162的部分的中间位置处的第一密封部分和设置在通孔160的通向压缩机泵送腔室140和通气孔162的部分的中间位置处的第二密封部分170。密封部分168和170通过组合密封件166的颈部区域172轴向间隔开，这与通气道162轴向对准。围绕着颈部区域172在圆周上布置有多个轴承通气孔173（显示出一个）。第一密封部分168相应地通过由颈部区域178轴向间隔开的内部和外部凸缘部分174和176形成。第二密封部分170相应地通过由颈部区域186轴向间隔开的内部和外部凸缘182和184形成。组合密封件168通过轴向压配（如所示一样向左）成与通孔160的至少一个面向右的台阶180邻接而固定设置在通孔160内。

参照图4C，将对用来将液压系统与发动机进气系统隔离的密封件166的细节进行说明。假设通常优选的是，在节气门和发动机之间设置压缩机以改善驾驶性，则密封件的压缩机侧在发动机不工作时为真空并且在促动涡轮增压器驱动装置时全增压。还存在一些加压作用，这在由受热膨胀时在液压储槽中出现。假设液压系统和发动机进气系统的这些变化的压力梯度和通常为负面的结果混合，则需要使得这两个系统在一定程度隔离开。因此，提供了青铜密封件，与在轴承和壳体之间的大约为0.200mm的较大间隙相比，青铜密封件与高速压缩机轴的直径间隙非常小，大约为0.015mm。在与轴承/压缩机壳体的界面处，设有两个多边形密封件，以使得密封件能够在壳体内微小运动以更好地与轴对准，同时仍然在周边处保持油/空气紧密密封。在青铜轴承的中部处，设有几个通气孔，这些通气孔使得轴孔与在两个密封件之间的腔室连通。设有从该腔室穿过壳体通向大气的通气孔。通过将通向大气的通气孔设计成比由轴和轴承的直径间隙产生的区域大的多，从而可以在轴的中央部分处引入接近大气的压力。这样，能够防止这两个系统在彼此上产生压力或真空。

参照图5A，该图显示出液压泵流量调节系统187。液压泵188将液压流体排放到限定有出口192的导流腔室或通道190。将返回的液压流体从两个来源送给泵188，储存器回流线路194通过开口198通到入口混合歧管196中，并且系统回流管线200将液压流体供给到流量调节腔室202中，从而通过流量限制孔或增压喷嘴204供给入口混合歧管196。孔204的尺寸和形状如图5B中所示地设定以限制流量并且提供文丘里效应。

参照图5C，该图显示出由改进的车辆动力转向泵构成的可选的液压流体泵流量调节系统206。液压泵208将液压流体排放到限定出口212的导流腔室或通道210中。返回液压流体从两个源供给泵208，储存器回流线路214通过开口218进入到入口混合歧管216中，并且系统回流线路220将液压流体送入到流量调节腔室222中，从而通过流量限制孔或增压喷嘴224供给入口混合歧管216。孔224的尺寸和形状设定成限制流量并且提供文丘里效应。流量调节腔室222延伸(向左)越过孔224以限定盲端部分226。盲端部分226包含有可滑动设置在其中的调节活塞228。压缩弹簧230同时沿着一个方向压靠在腔室222的端壁232上，并且沿着相反的方向压靠在活塞228的面向右的端壁234上。在腔室222内的液压流体的压力将主动地使得压缩弹簧230的作用偏置。活塞228其尺寸设定为部分重叠孔224，从而根据在腔室222中的瞬时液压流体压力来产生出可变几何形状的孔。

用于涡轮增压器驱动装置的液压流体由如图5A-C所示的液压泵所提供。叶轮泵由于其内在的流动噪音、良好效率、低成本和相对较小的包装尺寸是优选的实施方案。该泵由发动机的辅助驱动装置采用皮带驱动，并且必须在大约为900至9000RPM的速度工作。具有对于该用途所需的流量能力的叶轮泵通常将在这些转速下形成气穴。为了避免出现这个问题，本发明的优选方面如图5A所示的将流体导入到该泵中。要指出的是，从两个源将油引导进泵中。来自储存器的流量通常大约为2GPM。这是来自通过冷却器和储存器的转向齿条的流量。泵所需的剩余流量通过系统回流线路进入。这是涡轮增压器马达所采用的流量，但是不会穿过转向齿条。要指出的是，通过加入在泵上的新口将该流量引导进泵中。该流量通过可以通过入口配件的转动轴向设置的卷轴（SPOOL）。该运动调节了增压喷嘴的尺寸(面积)，由此产生出导入到旋转转子/叶轮的入口中的高速油射流。该高速射流使得泵的入口压力升高，并且防止在所有工作速度下出现气穴。

图5B显示出增压喷嘴的更详细视图。通过许多试验看出，通过“十字形”喷嘴获得了最佳的结果。该设计用最小的背压产生出最高的增压，并且使得泵能够在超过9000RPM的速度下工作而不会形成气穴。

如图5C所示一样，具有可选装置给泵入口提供增压。在该实施方案中，转向系统没有使用的返回流被引导到通常为典型车辆转向泵结构的泵的出口。从旋转泵送机构到卷轴孔的正常通道此时堵塞，并且在背盖上或在任何方便的地方形成新的泵出口。通常将限定在转向泵结构中的流量控制的弹簧和卷轴此时形成弹簧加载机构，其包括增压几何形状。发现这个结构比几何形状固定的增压喷嘴工作更好，并且需要对车辆转向泵的改变更少。

从车辆系统方面看，可以通过从制动器或离合器踏板提供信号来根据节气门促动来促动系统，从而降低液压涡轮增压器驱动响应时间。车辆强制进气系统的非常重要的方面在于根据节气门指令提供立即增压，假设液压涡轮增压器驱动装置消耗能量，则优选地不论什么时候都保持在安静模式中。因此，在发动机怠速期间保持在安静模式中之后，通过根据通过离合器或制动器踏板的松开而获得的信号而不用等待节气门指令来促动液压阀，从而该系统可以获得非常关键的300-500ms领先启动。在图6A和6b中显示出的系统测试数据显示出从节气门促动到16psia发动机进气压力的时间减小，该进气压力根据大气压力为1.5-2.0psig。在图6B中没有显示出给系统的信号，因为在28.5秒的图表启动时间之前改变了状态，并且现在没有画出。还应该指出的是，与图3相比，在限定了在等同稳态提高压力情况下相对于离心压缩机速度的响应时间的情况下，在图6A和6B中的数据代表了实际测试车辆数据，其中进气系统的体积在可测量压力升高之前必须加压。

可以看出，响应时间与在节气门指令之前促动该系统的情况相比短195ms。该功能可以为在驾驶员将车辆从燃料经济模式切换为性能模式时促动的其中一个参数。

下面的文献被认为提供了在这里所述的本发明的更全面内容以及制造和使用本发明的方式。因此，下面列出的每篇文献由此结合在该说明书中作为参考：

J.Buschur的名称为“车辆液压系统和方法”的US5,535,845。

J.Buschur的名称为“液压马达系统”的US5,561,978。

J.Buschur的名称为“车辆液压系统和方法”的US5,669,461。

J.Buschur的名称为“液压马达系统”的US5,687,568。

M.Mientus的名称为“带有液压促动的恒温控制的车辆液压发动机冷却系统”的US5,778,693。

J.Buschur等人的名称为“控制多个车辆元件之间的流体流的设备和方法”的US5,881,630。

J.Buschur等人的名称为“给车辆附属装置提供动力的流体控制系统”的US5,946,911。

K.Machesney等人的名称为“车辆中的液压驱动风扇和动力转向系统”的US5,960,628。

J.G.Lewis的名称为“车辆液压元件支撑和冷却系统”的US5,960,748。

J.Buschur的名称为“车辆液压系统和方法”的US6,016,657。

J.Buschur等人的名称为“车辆的液压驱动风扇系统”的US6,021,641。

J.Buschur等人的名称为“车辆的液压驱动风扇系统”的US6,158,216。

J.G.Lewis的名称为“车辆液压元件支撑和冷却系统”的US6,308,665。

J.Buschur等人的名称为“液压马达系统”的US6,612,822B2。

J.Buschur等人的名称为“双排量马达控制”的US6,629,411B2。

Grabowski等人的名称为“氢燃料混合动力传动系和车辆”的US7,608,011B2。

Van Dyne等人的名称为“涡轮增压器”的US7,490,594B2。

Blaylock等人的名称为“带有可调节喉管的涡轮增压器”的US7,481,056B2。

Johnson的名称为“公路车辆的流体力学驱动设备”的US7,111,704B2。

Kapich的名称为“废气动力回收系统”的US6,502,398B2。

Matthews的名称为“液压驱动的废气再循环系统”的US6,412,278B1。

C.Liang的名称为“用于内燃机的压力波增压的液压驱动”的US5,724,949。

D.Kapich的名称为“极高速的液压涡轮驱动装置”的US5,346,364。以及

J.Buschur的名称为“带有废气能量回收的涡轮增压内燃机”的US4,729,225。

可以理解，本发明已经参考了提供前述的特征和优点的特定实施方案及变型进行了描述，本领域技术人员可以了解这些实施方案是可以进一步改进的。

另外，可以考虑许多可替换的、普通的廉价材料用于构成基础的组成元件。因此这些不是对本发明的限制。

本发明已经按照示例性的方式进行了描述，可以理解所使用的术语用于描述而不是限制。

很明显，本发明根据上述的教导可以做出很多改进和改变。因此，可以理解，在所附权利要求的范围内，其中附图标记仅是用于方便说明的，而不是为了限制本发明，本发明由权利要求来限定，对权利要求的理解应当依据专利法的原则，包括等同原则，本发明可以实施而无需具体的描述。

Claims (25)

1.一种用于对车辆内燃机的进气压力进行增压的强制进气系统，所述系统包括：

用来压缩发动机的进气的离心压缩机；

液压泵；

正排量液压马达，所述正排量液压马达包括输出驱动轴，所述输出驱动轴通过增速机构驱动地接合所述离心压缩机，所述增速机构能够工作用来以超过所述输出驱动轴的转速的一转速驱动所述离心压缩机的转子轴；以及

液压控制回路，所述液压控制回路能够工作以根据车辆驾驶员指令来驱动所述正排量液压马达，所述正排量液压马达机械地驱动所述离心压缩机的部件。

2.如权利要求1所述的强制进气系统，其中所述液压泵包括定排量泵，并且所述液压马达包括可变排量液压马达。

3.如权利要求1所述的强制进气系统，其中所述液压泵包括可变排量液压泵，并且所述液压马达包括定排量液压马达。

4.如权利要求1所述的强制进气系统，其中所述液压泵包括可变排量液压泵，并且所述液压马达包括可变排量液压马达。

5.如权利要求1所述的强制进气系统，其中所述离心压缩机包括涡轮增压器系统的一部分，该涡轮增压器系统包括被承载为在共同转子轴上转动的涡轮和压缩机叶轮，所述涡轮由来自所述内燃机的废气驱动以使所述压缩机叶轮转动以压缩发动机的进气。

6.如权利要求5所述的强制进气系统，还包括离合器机构，用于将位于增速器的任一端上的所述输出驱动轴与所述压缩机和涡轮转子轴相互连接，所述离合器机构能够工作用来在所述离合器输出端的瞬时转速超过所述压缩机和涡轮转子的转速时进行驱动接合，但是允许所述涡轮能够使所述压缩机以超过所述离合驱动机构的速度的速度自由地工作。

7.如权利要求1所述的强制进气系统，还包括第二正排量马达，该第二正排量马达与所述输出驱动轴驱动地联接，并且与所述正排量液压马达和所述液压泵处于回路中。

8.如权利要求2所述的强制进气系统，其中所述液压泵能够工作以给所述液压控制回路和主车辆动力转向系统选择地提供液压流。

9.如权利要求1所述的强制进气系统，其中所述正排量液压马达包括多个定排量装置。

10.如权利要求1所述的强制进气系统，其中所述液压泵能够工作用来给所述液压控制回路和主车辆动力转向系统选择地提供液压流。

11.如权利要求5所述的强制进气系统，其中用于使所述液压泵和正排量液压马达工作的液压流体被泵送以向所述压缩机和涡轮轴的轴承提供润滑。

12.如权利要求1所述的强制进气系统，其中用来使所述液压泵和正排量液压马达工作的液压流体被泵送以向所述增速器的可动机构提供润滑。

13.如权利要求1所述的强制进气系统，其中所述增速器由斜齿轮组构成。

14.如权利要求1所述的强制进气系统，其中在包括液压系统储槽的腔室中装有增速机构。

15.如权利要求14所述的强制进气系统，其中所述增速机构中的一部分封装在所述液压系统储槽中的工作流体上方。

16.如权利要求15所述的强制进气系统，其中流向所述液压系统储槽的返回流体以用来润滑所述增速器的可动机构的方式行进。

17.如权利要求14所述的强制进气系统，其中包括所述增速器的输出端和所述离心压缩机的轴的所述输出驱动轴具有通向或暴露于大气的中央区域。

18.一种能够工作用来对内燃机的进气压力进行增压的强制进气系统，该强制进气系统包括控制系统，该控制系统包括来自主车辆离合器和/或制动踏板位置传感器的输入，以在主车辆节气门促动之前改变工作状态。

19.如权利要求18所述的强制进气系统，包括用于建立控制的“运动模式”和控制的“经济模式”的车辆驾驶员输入设定值，该设定值确定了所述控制系统对离合器或制动踏板信号的响应。

20.一种用来对车辆内燃机的进气压力进行增压的强制进气系统，所述系统包括：

正排量空气压缩机，其由旋转输入轴驱动以对发动机的进气进行压缩；

液压泵；

正排量液压马达，其包括与所述旋转输入轴驱动联接的输出驱动轴；以及

液压控制回路，其能够工作用来根据车辆驾驶员指令来驱动所述正排量液压马达，所述正排量液压马达机械地驱动所述压缩机的部件。

21.如权利要求20所述的强制进气系统，其中所述液压泵能够工作用来选择地给所述液压控制回路和主车辆动力转向系统提供液压流。

22.如权利要求20所述的强制进气系统，其中所述正排量空气压缩机与废气驱动的涡轮增压器协同工作。

23.如权利要求20所述的强制进气系统，其中在所述强制进气系统内的液压流体用来润滑在所述正排量空气压缩机中的轴承。

24.如权利要求22所述的强制进气系统，其中在所述强制进气系统内的液压流体用来润滑在所述涡轮增压器中的轴承。

25.如权利要求22所述的强制进气系统，还包括设置在所述正排量液压马达和所述正排量空气压缩机之间的系统液压流体储槽。

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