CN104153906A - 用于可变气门致动摇臂组件的气缸盖装置 - Google Patents

用于可变气门致动摇臂组件的气缸盖装置 Download PDF

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Abstract

一种用于直列四缸或八缸发动机的新颖的气缸盖装置，每个气缸盖都具有两个端部气缸和两个中间气缸。该装置容许用于安装较宽摇臂组件的额外空间，该摇臂组件用于可变升程气门(VVL)、停缸(CDA)和这些现有气缸盖设计中的其它类型的可变气门致动(VVA)。在第一实施例中，未使用邻近两个端部气缸的常规设计的凸轮塔。使用了至少一个端部支承件，它可以是用于各端部的凸轮轴上的外侧轴承。然后可以安装该较宽的摇臂组件。在另一实施例中，消除了邻近内部两个气缸的凸轮塔，将具有支承轴承的单个凸轮轴支承件安装在内部气缸之间以便为凸轮轴提供支承。然后可将该较宽摇臂组件安装在至少一个中间气缸上。该系统还包括在切换摇臂组件中运行闩锁的新颖的油液控制阀。

Description

用于可变气门致动摇臂组件的气缸盖装置
相关申请的交叉引用
本申请要求以下美国临时申请的权益：2013年4月16日提交的61/812,707(EATN-0111-P01)、2013年12月23日提交的、名称为“CylinderHead Arrangement for Variable Valve Actuation Rocker ArmAssemblies”的61/920,297(EATN-0110-P01)和2013年4月12日提交的、名称为“Cylinder Head Arrangement for Variable Valve Actuation RockerArm Assemblies”的61/811,662(EATN-0109-P01)。本申请还是以下美国专利申请和以下国际专利申请的部分延续申请(“CIP”)：2013年9月16日提交的、名称为“Valvetrain Oil Control System and Oil ControlValve”的美国专利申请14/028,337(EATN-0001-U01-C01-C01)、2014年2月24日提交的美国专利申请14/188,339(EATN-0212-U01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,068(EATN-0210-U01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,067(EATN-0209-U01)、2013年4月30日提交的美国专利申请13/873,797(EATN-0208-U01)、2013年4月30日提交的美国专利申请13/873,774(EATN-0207-U01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,061(EATN-0206-U01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,054(EATN-0202-U01-C01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,045(EATN-0202-U01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,035(EATN-0201-U01-C01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,025(EATN-0201-U01)、2014年3月3日提交的国际专利申请PCT/US2014/019870(EATN-0213-WO)、2013年11月5日提交的国际专利申请PCT/US2013/068503(EATN-0211-WO)、2013年4月30日提交的国际专利申请PCT/US2013/038896(EATN-0210-WO)、2013年4月22日提交的国际专利申请PCT/US2013/037665(EATN-0206-WO)以及2013年4月22日提交的国际专利申请PCT/US2013/037667(EATN-0204-WO)。
2014年3月3日提交的国际专利申请PCT/US2014/019870(EATN-0213-WO)要求于2013年3月1日提交的61/771,721(EATN-0106-P01)、2013年3月1日提交的61/771,716(EATN-0105-P01)、和2013年3月1日提交的61/771,769(EATN-0202-P01)的权益。美国专利申请14/188,339(EATN-0212-U01)要求2013年2月22日提交的美国临时专利申请61/768,214(EATN-0100-P01)的权益，并且是要求2012年11月5日提交的61/722,765(EATN-0211-P01)的权益的国际专利申请PCT/US2013/068503(EATN-0211-WO)的CIP，还是以下美国专利申请和国际专利申请的部分延续申请：2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,068(EATN-0210-U01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,067(EATN-0209-U01)、2013年4月30日提交的美国专利申请13/873,797(EATN-0208-U01)、2013年4月30日提交的美国专利申请13/873,774(EATN-0207-U01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,061(EATN-0206-U01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,054(EATN-0202-U01-C01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,045(EATN-0202-U01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,035(EATN-0201-U01-C01)、2013年4月22日提交的美国专利申请13/868,025(EATN-0201-U01)、2013年11月5日提交的国际专利申请PCT/US2013/068503(EATN-0211-WO)、2013年4月30日提交的国际专利申请PCT/US2013/038896(EATN-0210-WO)、2013年4月22日提交的国际专利申请PCT/US2013/037665(EATN-0206-WO)和2013年4月22日提交的国际专利申请PCT/US2013/037667(EATN-0204-WO)。
美国专利申请14/028,337(EATN-0001-U01-C01-C01)是2012年11月6日提交的13/669,501(EATN-0001-U01-C01)(现在是美国专利8,534,182)的延续，后者是2009年7月22日提交的12/507,153(EATN-0001-U01)(现在是美国专利8,327,750)的延续。2013年4月22日提交的13/868,068(EATN-0210-U01)、2013年4月22日提交的13/868,067(EATN-0209-U01)、2013年4月30日提交的13/873,797(EATN-0208-U01)、2013年4月30日提交的13/873,774(EATN-0207-U01)、2013年4月22日提交的13/868,061(EATN-0206-U01)、2013年4月22日提交的13/868,054(EATN-0202-U01-C01)、2013年4月22日提交的13/868,045(EATN-0202-U01)、2013年4月22日提交的13/868,035(EATN-0201-U01-C01)、2013年4月22日提交的13/868,025(EATN-0201-U01)这些美国专利申请以及2013年4月30日提交的PCT/US2013/038896(EATN-0210-WO)、2013年4月22日提交的PCT/US2013/037665(EATN-0206-WO)和2013年4月22日提交的PCT/US2013/037667(EATN-0204-WO)这些国际专利申请要求以下美国临时专利申请和美国非临时专利申请的权益：2012年4月30日提交的美国临时专利申请61/640,713(EATN-0210-P01)、2012年4月30日提交的美国临时专利申请61/640,709(EATN-0209-P01)、2012年4月24日提交的美国临时专利申请61/637,786(EATN-0206-P01)、2012年4月20日提交的美国临时专利申请61/636,277(EATN-0205-P01)、2012年3月1日提交的美国临时专利申请61/771,769(EATN-0202-P01)、皆于2011年3月18日提交的美国非临时专利申请13/051,839和13/051,848。申请13/051,839和13/051,848都要求2010年3月19日提交的美国临时申请61/315,464的权益。
申请13/873,774(EATN-0207-U01)、13/873,797(EATN-0208-U01)要求皆于2012年4月30日提交的61/640,705(EATN-0207-P01)和61/640,707(EATN-0208-P01)的权益。这些申请以引用方式全部纳入本文。
技术领域
本申请涉及用于内燃发动机的新颖的可变气门致动系统，更具体地涉及具有相容的发动机气缸盖装置(布置结构)的新颖的可变气门致动系统。
背景技术
有关汽油消耗增长和温室气体排放的全球环境和经济焦点、全球范围的能源成本上升和较低运行成本的需求正在使立法规定和消费需求产生改变。随着这些规定和需求变得越来越迫切，必须要发展先进的发动机技术并且实现所需的优点。
图1B描述了现在使用的一些气门机构装置。在型号I(21)和型号II(22)两种装置中，带有一个或多个阀致动凸角30的凸轮轴位于发动机气门29之上(上凸轮)。在型号I(21)气门机构中，上凸轮凸角30通过液压间隙调节器(HLA)812直接驱动气门。在型号II(22)气门机构中，上凸轮凸角30驱动摇臂25，并且摇臂第一端在HLA812上枢转，同时第二端致动气门29。
在型号III(23)中，摇臂28的第一端骑在并且位于凸轮凸角30之上，同时摇臂28的第二端致动气门29。当凸轮凸角30转动时，摇臂围绕固定轴31枢转。HLA812可以安置在气门29顶端和摇臂28之间。
在型号V(24)中，凸轮凸角30利用推杆27直接驱动摇臂26的第一端。示出的HLA812安置在凸轮凸角30和推杆27之间。摇臂26的第二端致动气门29。当凸轮凸角30旋转时，摇臂围绕固定轴31枢转。
还如图1A所示，汽车发动机中型号II(22)气门机构的工业预测-显示为整个市场的百分比-预示截至2019年制造的最普遍的构造。
技术重点在型号II(22)气门机构，其通过减少摩擦、泵送来提高汽油发动机的整体效率，热损失被引入以最佳使用发动机内的燃油。这些可变气门驱动(VVA)技术中的一些已经被引入并且有文件证明。
VVA装置可以是可变气门升程(VVL)系统、停缸(CDA)系统，如2012年7月25日提交的美国专利申请NO.13/532777“Single LobeDeactivating Rocker Arm”中描述的-该文献整体在此纳入引用，还可以是其他气门致动系统。正如所指，改进这些机构以提高性能、燃油经济性和/或减少发动机排放。一些型号的VVA摇臂组件包括在外摇臂之内的内摇臂，它们通过扭力弹簧被一起偏压。闩锁当在卡锁位置时使内外摇臂两者以一个单元移动。当在未卡锁位置时，摇臂可以相互独立地移动。
切换摇臂可以通过在卡锁和未卡锁状态之间切换来控制气门致动，如上所述，通常包括内臂和外臂。在某些情况中，这些臂接触不同的凸轮凸角，例如低升程凸角、高升程凸角和无升程凸角。机构需要以适合内燃机运行的方式切换摇臂模式。
摇臂通过凸轮轴驱动以致动通常安装在气缸盖上的气缸吸气或排气气门。
设有从气缸盖伸出的机构、例如凸轮塔，以确保和支承凸轮轴为上凸轮设计。还有火花塞管从每个气缸的顶部向上伸出穿过盖以容纳火花塞。可以设有从气缸盖伸出并支承气门机构的元件的其它结构。
如上所述，一些实施方式的VVA切换摇臂组件包括在摇臂内的摇臂，它们通过任意侧的弹簧被一起偏压。由于内/外臂设计通常在中心使用滚轮以接触凸轮凸角，有利的是保持滚轮与凸轮凸角同样的宽度。因此，滚轮任意一端的结构给摇臂组件增加了宽度导致其比起初的非VVA摇臂更宽，并且太宽而不能适合特定的气缸盖设计。
例如，一些型号II发动机缸盖使用具有靠近盖中心线的液压间隙调节器(HLA)的凸轮塔以及阻碍宽VVA切换摇臂组件的一端的火花塞管。
许多发动机部件被制造者设计为与特定的气缸盖配合工作，使得气缸盖很难变化，由于变化可能影响一些内部相关组件，可能增加成本或导致装配间隙问题。在某些情况下，VVA切换系统不装配在由现有气缸盖设计限定的空间中。
型号II燃油发动机中用于改变运行并提高燃油经济性的VVA技术的一个例子是离散可变气门升程(DVVL)，有时也称作DVVL切换摇臂。DVVL通过使用离散可变气门升程状态与标准“部分节流”对比的发动机气门来限制发动气缸进气流工作。第二个例子是停缸(CDA)。在部分负荷条件下通过使用CDA可提高燃油经济性，以在高负荷下运行选择的燃烧气缸同时关闭其他气缸。
美国环境保护署(EPA)显示当DVVL应用于各种轿车发动机时燃油经济性提高4％。由美国能源机构发起的更早的一项报告指出，DVVL的益处是提高了4.5％的燃油经济性。由于在正常巡航运行中汽车大部分的寿命消耗在“部分节流”，当这些节流损失最小化时可以认作大大提高燃油经济性。对于CDA，研究显示燃油经济性增加，在考虑到由于关闭气缸导致局部阻力之后，平均在2和14％之间。当前，需要适合特定气缸盖设计的VVA摇臂用于增加性能，经济性和/或降低排放。
切换摇臂已经用于改变发动机的运转和性能。例如，可以使用提供可变气门致动(VVA)-例如可变气门升程(VVL)和停缸(CDA)-的特定摇臂。美国临时专利申请61/636,277(EATN-0205-P01，待审)详细描述了VVL切换摇臂的结构和功能，并且读者针对整个描述参考这个文件。已经对改善发动机的性能、燃料经济和/或降低排放进行了研发。一些类型的VVA摇臂组件包括位于外摇臂内的内摇臂，它们通过扭力弹簧偏压在一起。当闩锁处于锁定位置时引起内摇臂和外摇臂两者作为一体单元移动。解锁时，允许摇臂相互独立地移动。内摇臂的闩锁紧靠在外摇臂的闩锁座上(或者，闩锁可以在外摇臂上)。
过去认为，为了利用圆的摇臂闩锁，需要组件中的外摇臂的配合面具有经研磨的弯曲的配合面。这种配合面可以称为闩锁座。
所述闩锁座需要具有与闩锁半径非常严格匹配的半径。略微过小的闩锁座引起卡紧和延迟的释放。还导致在闩锁接合过程中闩锁撞击闩锁座的角部。较大的闩锁座或较小的闩锁座会引起不期望的磨损。
由于公差，将需要借助研磨来进行处理。这会要求更精确且昂贵的制造工艺。另外，不应当限制闩锁适当地延伸和收缩。
另一闩锁设计包含形成多个闩锁，测量每个闩锁，并通过闩锁宽度对它们进行分类。从各式各样的闩锁中选择适合的、具有特定的架高度的闩锁，其中可变化的架高度形成适合的间隙。这是耗时的，且需要大量部件。
如上所述，至少一些VVA摇臂组件比常规的摇臂宽。增加的宽度往往会干扰火花塞管、凸轮塔和气缸盖的其它结构。在不做出修改的情况下，VVA摇臂组件不能适配现有的气缸盖设计，因而不能使用。可能需要对气缸盖设计做出改变，以容纳VVA摇臂组件。然而，对气缸盖做出的较大改变可能对由其它制造商制造的、与气缸盖配合的部件产生影响。因此，提供具有可允许使用VVA摇臂组件的小的修改的气缸盖将是有益的。
当前，需要可以容纳VVA系统并且同时仍与气缸盖相配合的其它装备相容的气缸盖装置。
发明内容
用于活塞型内燃机的先进的VVA系统结合了气门升程控制装置-例如CDA或DVVL切换摇臂、气门升程致动方法-例如使用加压发动机油液(润滑油)的液压致动、软件和硬件控制系统以及使能技术。使能技术可以包括传感检测和设置仪表、OCV设计、DFHLA设计、扭力弹簧、专门的涂层、算法、物理布置等。对气缸盖组件进行新颖的修改以满足VVA系统的空间要求。
在一实施例中，公开了一种摇臂组件，该摇臂组件包括多个摇臂和连接在一起的附加结构-它们具有引起机械间隙的制造公差，还包括带有闩锁销和闩锁座的闩锁，该闩锁座适于接纳和固定闩锁销。该闩锁座包括具有与闩锁销的形状互补的形状的凹部，所述凹部具有选择成与机械间隙的至少一部分互补的深度，以形成预先确定的间隙。
在多个实施例中，公开了一种经济的切换摇臂组件，该组件即使在与具有比现有设计更大的公差的部件构造在一起时也能提供预先确定的间隙。以比现有技术设计更大的公差制造出来的摇臂组件的第一摇臂具有第一端部和第二端部。还具有以比现有技术设计更大的公差制造出来的第二摇臂，该第一摇臂具有与第一摇臂的第一端部枢转地连接的第一端部，位于第一摇臂上的滚子轴承适于骑放在凸轮上并致动第一摇臂。该摇臂组件具有闩锁，该闩锁具有位于第一和第二摇臂中的一个的第二端部上的闩锁销，位于另一摇臂的第二端部上的闩锁座，闩锁运行以在锁定时引起摇臂相对于彼此固定，并在解锁时容许相互独立地枢转。闩锁座具有凹部，该凹部的形状用于接纳闩锁销，该凹部的尺寸与因增加的制造公差形成的增加间隙的至少一部分互补，并且形成预先确定的间隙。
在一个实施方式中，公开了一种改进的摇臂组件，它具有阻碍侧(被阻碍的一侧)和无阻碍侧(不被阻碍的一侧)，并且包括具有第一端的外结构、装配在该外结构中的内摇臂结构，该内结构也具有第一端。该改进的摇臂组件具有轴，该轴枢转连接内结构的第一端到外结构，以使内结构可以在外结构内围绕该轴旋转。至少一个扭力弹簧在该轴的一侧上，并相对于外结构旋转偏压该内结构。外结构当在阻碍侧上从第二端向第一端延伸时朝向无阻碍侧偏移而产生第一偏移部分，以便在阻碍侧提供附加的间隙。这种设计使改进的摇臂能在具有阻碍的发动机缸盖的阻碍侧装配入该发动机缸盖中。
在一个实施方式中，公开了一种改进的摇臂组件，它具有阻碍侧和无阻碍侧，并且包括具有第一端的外结构、装配在该外结构中的内摇臂结构，该内结构也具有第一端。一轴使内结构的第一端枢转地连接到外结构，这样内结构可以在外结构内围绕该轴旋转。至少一个扭力弹簧安装在该轴的无阻碍侧，该扭力弹簧相对于外结构旋转偏压该内结构。当阻碍侧上的外结构从第二端朝向第一端延伸时，该外结构朝向无阻碍侧偏移而产生第一偏移部分。该第一偏移部分在阻碍侧上提供附加的间隙。
在一个实施方式中，公开了一种改进的摇臂组件，它具有阻碍侧和无阻碍侧。该改进的摇臂组件包括具有带偏移部分的第一端的外结构，装配在外结构中的内摇臂结构。该内结构也具有第一端。轴使内结构的第一端枢转连接到外结构，以使内结构可以在外结构内围绕该轴旋转。该改进的摇臂组件在该轴的一侧上具有至少一个扭力弹簧，以便相对于外结构旋转地偏压内结构。当在阻碍侧上外结构从第二端朝向第一端延伸时，该外结构朝向无阻碍侧平滑地弯曲。这产生第一偏移部分，该第一偏移部分在阻碍侧上提供附加的间隙。这使得该实施方式可以在阻碍侧装配到具有阻碍的发动机缸盖中。
在一个实施方式中，公开了一种改进的离散可变气门升程(DVVL)系统。该改进的离散可变气门升程(DVVL)系统设计为在单个摇臂中提供两个离散的气门升程状态。所提出的方法的实施方式涉及上面描述并在图1B中示出的型号II气门机构。在此提出的系统的实施方式可以应用到轿车发动机(在实施例中具有四个气缸)中，该发动机具有电动液压式油液控制阀、双供给液压间隙调节器(DFHLA)和DVVL切换摇臂。在此描述的DVVL切换摇臂实施例聚焦于切换滚柱指轮随动器(SRFF)摇臂系统的设计和改进，它使得在端部枢轴滚柱指轮随动器气门机构上能进行双模式离散可变气门升程。这种切换摇臂构型包括用于低升程事件的低摩擦滚柱轴承界面，并对免维护气门机构操作保持正常的液压间隙调整。
模式切换(即，从低到高升程或反之)在一个凸轮旋转(转动一圈)内完成，使得驾驶者更明确。SRFF防止现有发动机设计中安装所需顶板的较大改变。凸轮界面的承载表面可以包括用于低升程操作的滚柱轴承和用于高升程操作的类金刚石碳涂层滑块(滑垫)。本申请的教导可以减少质量和惯性矩，同时增大刚度以完成在低和高升程模式中所需的动力性能。
类金刚石碳涂层(DLC涂层)允许紧凑包装中的较高滑块界面应力。测试结果显示，该技术是稳健的并且满足所有寿命需要，在一些方面延长到六倍的使用寿命需求。筛选了替代性的材料和表面处理方法，结果显示DLC涂层是最可行。本申请提出的技术进步在于在DVVL切换摇臂的滑块上使用类金刚石碳(DLC)涂层。
系统验证测试结果显示，该系统满足动力和耐久性需求。本专利申请还致力于SRFF设计的耐久性，以用于满足轿车耐久性需求。对高速、低速、切换和冷起动操作进行了大量的耐久性测试。高发动机速度测试结果显示在发动机7000rpm以上有稳定的气门机构动态。系统耐磨性需求满足用于切换、滑动、滚动和扭力弹簧界面的寿命终止标准。用于评估磨损的一个重要计量法是监视气门间隙中的变化。耐磨性需要的寿命显示间隙变化在可接受窗口内。机械方面在包括含有类金刚石碳(DLC)涂层的滑块界面的所有测试上表现出稳健的性能。
由于柔性且紧凑的包装，这种DVVL系统可以实施在多气缸发动机中。DVVL布置可以应用于活塞驱动式内燃机上的任何进气或排气气门的组合。使能技术包括OCV、DFHLA、DLC涂层。在某些情况下，需要与DVVL切换摇臂相结合的新颖的气缸盖组件和装置，以便满足空间和成本要求。例如，凸轮塔和凸轮轴支承轴承可被省略、移动或添加，以用于某些具有有限空间的气缸，尤其是在直列四气缸和八气缸发动机中。
在第二实施方式中，描述了一种改进的单凸角停缸(cylinderdeactivation)(CDA)系统。该改进的单凸角停缸CDA系统设计为停止一个或多个气缸。在此提出的实施例涉及上述并在图22中示出的型号II气门。在此提出的系统的实施方式可以应用到轿车发动机(在实施方式中具有2的倍数个气缸，例如2、4、6、8个)中，该发动机具有电动液压式油液控制阀、双供给液压间隙调节器(DFHLA)和CDA摇臂组件。在此描述的CDA摇臂组件实施例聚焦于切换滚柱指轮随动器(SRFF)摇臂系统的设计和改进，该系统使得针对端部滚柱指轮随动器气门能进行升程/无升程操作。这种切换摇臂构型包括用于停缸事件的低摩擦滚柱轴承界面，并对免维护气门机构操作保持正常液压间隙调整。
用于CDA系统的模式切换在一个凸轮旋转内完成，以便对驾驶者更透明。SRFF防止现有发动机设计中安装所需顶板的较大改变。本申请的教导可以减少质量和惯性矩，同时增加刚度以便在升程或无升程模式中实现所需的动力性能。
CDA系统验证测试结果显示，该系统满足动力和耐久性需求。本专利申请还致力于满足轿车耐久性需求所需的SRFF设计的耐久性需求。对高速、低速、切换和冷起动操作进行大量耐久性测试。高发动机速度测试结果显示在发动机7000rpm以上有稳定的气门机构动力。系统耐磨性需求满足用于切换、滚动和扭力弹簧界面的寿命终止标准。用于评估磨损的一个重要计量法是监视气门间隙的变化。耐磨性需要的寿命显示，间隙变化在可接受窗口内。机械方面在全部测试上表现出稳健的性能。
通过柔性且紧凑的包装，这种CDA系统可以实施在多气缸发动机中。使能技术包括OCV、DFHLA和专门的扭力弹簧设计。在某些情况下，需要与CDA切换摇臂相结合的新颖的气缸盖组件和装置，以便满足空间和成本要求。例如，凸轮塔和凸轮轴支承轴承可被省略、移动或添加，以用于某些具有有限空间的气缸，尤其是在直列四缸和八缸发动机中。
摇臂被描述为用于接合针对每个气门具有一个升程凸角的凸轮。该摇臂包括外臂、内臂、枢转轴、接触轴承的升程凸角、轴承轴和至少一个轴承轴弹簧。外臂具有第一和第二外侧臂以及构造为安装枢转轴的外枢转轴孔。内臂位于第一和第二外侧臂之间，并且第一内侧臂和第二内侧臂。第一和第二内侧臂具有用以容纳和保持枢转轴的内枢转轴孔以及用于安装轴承轴的内轴承轴通孔。
枢转轴装配在内枢转轴孔和外枢转轴孔中。
轴承轴安装在内臂的轴承轴孔中。
轴承轴弹簧固定到外臂并且与轴承轴偏压接触。升程凸角接触安装到第一和第二内侧臂之间的轴承轴上的轴承。
另一个实施方式可以描述为用于接触每个发动机气门具有单升程凸角的凸轮的摇臂。该摇臂包括外臂、内臂、构造成可以从凸轮的单个升程凸角传送移动到摇臂的凸轮接触组件以及至少一个偏压弹簧。
摇臂还包括第一外侧臂和第二外侧臂。
内臂置于第一和第二外侧臂之间，并具有第一内侧臂和第二内侧臂。
内臂通过构造为允许内臂相对于外臂围绕枢转轴进行旋转运动的枢转轴固定到外臂。
凸轮接触组件置于第一和第二内侧臂之间。
至少一个偏压弹簧固定到外臂并且偏压接触凸轮接触组件。
另一个实施方式可以描述为用于接触具有单升程凸角的凸轮的停止摇臂。该停止摇臂包括第一端和第二端、外臂、内臂、枢转轴、构造为可以从凸轮的升程凸角传送移动到摇臂的升程凸角接触组件、构造为可以选择性停止摇臂的闩锁以及至少一个偏压弹簧。
外臂包括第一外侧臂和第二外侧臂、用于安装枢转轴的外枢转轴孔、用于接纳升程凸角接触组件的轴槽，以允许升程凸角接触元件的空转运行。
内臂置于第一个第二外侧臂之间，并具有第一内侧臂和第二内侧臂。第一内侧臂和第二内侧臂具有用于安装枢转轴的内枢转轴孔以及用于安装升程凸角接触元件的内升程凸角接触元件孔。
枢转轴邻近摇臂的第一端安装并且置于内枢转轴孔和外枢转轴孔中。
闩锁设置成邻近摇臂的第二端。
升程凸角接触元件安装在内臂的升程凸角接触元件孔和外臂的轴槽中，并处于枢转轴和闩锁之间。
偏压弹簧固定到外臂并且偏压接触升程凸角接触元件。
附图说明
可以理解，图中所示元件的范围仅代表范围中的一个例子。本领域技术人员可以理解的是单个元件可以设计为多个元件或多个元件可以设计为单个元件。表示为内部特征的元件可以实现为外部特征，反之亦然。
此外，在以下的附图和说明书中，整个附图和说明书分别使用相同的附图标记表示相似的部件。相应地，附图可能没有依比例绘制并且某些部件的比例为了方便描述而被放大。
图1A示出2012年和2019年发动机型号的相关百分比。
图1B示出型号I、型号II、型号III和型号V气门机构的一般装置和市售尺寸。
图2示出进气和排气气门系布置。
图3示出包括DVVL系统的主要部件，包括液压致动器。
图4示出在运行中可以设置具有三个凸角凸轮的示例性切换摇臂的透视图。
图5是表示针对用于示例DVVL实施例的进气和排气气门的凸轮轴曲轴温度的气门升程状态图表。
图6是用于液压致动DVVL摇臂组件的系统控制图表。
图7示出摇臂油道和控制阀布置。
图8示出用于示例DVVL切换摇臂系统在低升程(未卡锁)操作期间的液压致动系统和条件。
图9示出用于示例DVVL切换摇臂系统在高升程(卡锁)操作期间的液压致动系统和条件。
图10示出具有双液压间隙调节器(DFHLA)的示例切换摇臂组件的侧截面图。
图11是DFHLA的截面图。
图12示出类金刚石碳涂层。
图13示出用于感应DFHLA球柱塞的位置或相对运动的仪器。
图14示出与气门杆结合使用以测量气门相对于已知状态移动的仪器。
图14A和14B示出使用三个线圈以测量气门杆运动的第一线性可变差动变换器的剖面图。
图14C和14D示出使用两个线圈以测量气门杆运动的第二线性可变差动变换器的剖面图。
图15示出示例切换摇臂的另一个透视图。
图16示出设计为感应位置和/或运动的仪器。
图17是描述在高升程和低升程状态间的过渡期间，OCV致动电流、致动油压和气门升程状态之间的关系的曲线图。
图17A是描述在闩锁转换期间，OCV致动电流、致动油压和闩锁状态之间的关系的曲线图。
图17B是描述在另一个闩锁转换期间，OCV致动电流、致动油压和闩锁状态之间的关系的曲线图。
图17C是描述气门升程曲线和用于高升程和低升程状态的致动油压之间的关系的曲线图。
图18是DVVL系统的控制逻辑图。
图19示出示例切换摇臂的分解视图。
图20是描述用于DVVL摇臂组件的低升程和高升程操作的油压条件和油液控制阀(OCV)状态的图表。
图21-22示出表示油温和闩锁响应时间之间关系的曲线图。
图23是用于示例DVVL切换摇臂的已有的可变切换窗口的时间图，在4气缸发动机中，通过两个OCV的每个控制两个气缸致动油压控制。
图24是描述在从高升程到低升程切换之前的闩锁预加载的DVVL切换摇臂的侧截面图。
图25是描述在从低升程到高升程切换之前的闩锁预加载的DVVL切换摇臂的侧截面图。
图25A是描述当在低升程和高升程之间切换时临界档位的DVVL切换摇臂的侧截面图。
图26是用于示例DVVL切换摇臂的可变切换窗口和构成机构切换时间的扩大时间图，在4气缸发动机中，通过两个OCV各自控制两个气缸的致动油压控制。
图27示出示例切换摇臂的透视图。
图28示出示例切换摇臂的顶视图。
图29示出从图28中的线29-29截取的截面图。
图30A-30B示出示例扭力弹簧的截面图。
图31示出外臂的底视图。
图32示出闩锁机构在卡锁状态沿着图28中线32，33-32，33的截面图。
图33示出闩锁机构在未卡锁状态的截面图。
图34示出替代性闩锁销设计。
图35A-35F示出用于定位销的数个阻挡装置。
图36示出示例闩锁销设计。
图37示出替代性闩锁机构。
图38-40示出组装切换摇臂的示例方法。
图41示出销的替代实施方式。
图42示出销的替代实施方式。
图43示出切换摇臂的各种间隙测量结果。
图44示出切换摇臂的示例内臂的透视图。
图45示出切换摇臂的内臂从下方看去的透视图。
图46示出切换摇臂的示例外臂的透视图。
图47示出示例切换摇臂的闩锁组件的截面图。
图48是切换摇臂的间隙-凸轮轴角度的曲线图。
图49示出示例切换摇臂组件的侧截面图。
图50示出在负载条件下具有最大偏斜确定区域的外臂的透视图。
图51示出示例切换摇臂和三凸角凸轮的顶视图。
图52示出示例切换摇臂沿着图51的线52-52的截面图。
图53示出示例切换摇臂的分解视图，显示示例切换摇臂组件的影响惯性的主要部件。
图54示出优化示例切换摇臂组件的惯性和刚性之间关系的设计流程。
图55示出用于示例切换摇臂组件设计迭代的惯性与刚性的特征曲线。
图56示出表示示例切换摇臂组件的压力、偏差、负载和刚度相对于位置的特征曲线。
图57示出表示一些示例切换摇臂组件的刚度相对于惯性的特征曲线。
图58示出多DVVL切换摇臂组件的组成部件的刚度和惯性的离散值的可接受范围。
图59是包括DFHLA和气门的示例切换摇臂组件的侧截面图。
图60示出表示示例切换摇臂组件的组成部件的一些刚度值相对于位置的特征曲线。
图61示出示例切换摇臂组件的组成部件的一些质量分布相对于位置的特征曲线。
图62示出用于测量闩锁位移的测试台。
图63是用于测试切换摇臂组件的非点火测试台的视图。
图64是气门位移相对于凸轮轴角度的曲线。
图65示出用于测试切换滚柱指轮随动器(SRFF)摇臂组件的耐久性的关键测试的层级。
图66表示在评估SRFF中经过加速老化系统测试周期的测试协议。
图67是表示SRFF耐久性测试的相关测试时间的饼状图。
图68表示在测试期间连接并监测SRFF的应变计。
图69是低升程模式的气门关闭速率的曲线。
图70是气门下落高度分布。
图71显示临界档位相对于凸轮轴角度的分布。
图72表示使用前的新外臂的一端。
图73示出使用后的外臂的典型磨损。
图74示出寿命终止测试中平均扭力弹簧负载损耗。
图75示出加速老化系统测试的总机械间隙变化。
图76示出具有DLC涂层的滑块的寿命终止，具有最小磨损。
图77是采用冠形的凸轮轴表面实施例。
图78示出连接到试样上的支撑摇臂上的一对滑块。
图79A示出DLC涂层在试样测试中的早期损耗。
图79B表示在具有0.2度坡口角度的最大设计下测试的一个试样的典型示例。
图80是具有DLC涂层测试试样的测试压力水平相对于发动机寿命的曲线。
图81是表示在覆盖DLC涂层之前具有抛光或未抛光表面的滑块在增加发动机寿命中的曲线。
图82是描述与测试同时进行的产品磨削和抛光工艺进展的流程图。
图83表示滑块角度控制相对于三种不同磨具的结果。
图84示出对于三种不同磨具的表面光洁度测量。
图85示出在滑块磨削操作期间六个不同夹具保持外臂的结果。
图86是高升程模式气门关闭速率的曲线。
图87示出耐久性测试阶段。
图88示出示例CDA设计的透视图。
图89A示出具有闩锁机构和滚柱轴承的示例SRFF系统的部分截面侧正视图。
图89B示出图89A的示例SRFF系统的前视图。
图90是表示示例SRFF摇臂组件在排气或进气气门的发动机设计。
图91示出液压流体控制系统。
图92示出运行中的示例SRFF系统，表现出正常升程发动机气门操作。
图93A、93B和93C示出运行中的示例SRFF系统，表现出无升程发动机气门操作。
图94示出示例切换窗口。
图95示出凸轮轴调相在切换窗口的作用。
图96示出用于SRFF-1系统实施例的闩锁响应时间。
图97是示出用于示例SRFF-1系统的在40摄氏度以上的切换窗口时间的曲线。
图98是表示用于示例SRFF-1系统的考虑到凸轮轴调相和油温的切换窗口时间的曲线。
图99示出示例SRFF摇臂组件。
图100示出图99的示例SRFF摇臂组件的分解视图。
图101示出包括DFHLA、气门杆和凸轮凸角的示例SRFF摇臂组件的侧视图。
图102示出包括DFHLA、气门杆和凸轮凸角的示例SRFF摇臂组件的端视图。
图103表示在压力损失情况下的闩锁再接合特征。
图104表示示例SRFF系统的凸轮轴对齐。
图105表示施加在使用液压间隙调整器的RFF上的力。
图106表示在无升程模式中示例SRFF系统的力平衡。
图107是表示示例SRFF-1系统的油压需求的图表。
图108表示示例SRFF-1系统的机械间隙。
图109表示用于三凸角CDA系统以及用于示例SRFF系统的凸轮轴升降型线。
图110是表示多摇臂设计的刚度相对于惯性矩的曲线图。
图111示出示例SRFF系统的进气气门的产生的底部关闭速度。
图112是表示扭力弹簧测试总结的图表。
图113是表示泵送测试期间位移和压力的曲线。
图114表示示例SRFF系统经过特定测试阶段的耐久性和间隙变化。
图115是为了清晰移除了部件的现有技术气缸盖的透视图。
图116是图115的气缸盖的正视截面图。
图117是现有技术的可变气门升程(VVL)摇臂组件的透视图。
图118是根据本发明教导的一个方面的、提供可变气门升程的左(改进)摇臂组件的透视图。
图119是图118的改进摇臂组件的顶视平面图。
图120是图118-119的改进的摇臂组件400的侧视图。
图121是图118-120的改进的摇臂组件从其铰链(第一)端观察的端视图。
图122是图118-121的改进的摇臂组件从其闩锁(第二)端观察的端视图。
图123是从示出第一和第二偏移区域的外结构上方看去的平面图。
图124是图123的外结构的从下方看去的平面图。
图125是根据本发明教导的一个方面的外结构的侧视图。
图126是根据本发明教导的一方面的内结构的顶端的视图。
图127是图126的内结构的底端的视图。
图128是图126-127的内结构从顶端看去的视图。
图129是图126-128的内结构从底端看去的视图。
图130是图126-129的内结构从铰链(第一)端观察的端视图。
图131是图126-130的内结构从闩锁(第二)端观察的端视图。
图132是图118-122的改进的摇臂组件被安装在气缸盖中所呈现的透视图。
图133是从另一个视点的、图118-122的改进摇臂组件400的透视图，其显示被安装在气缸盖中。
图134示出已部分组装的切换摇臂和外臂配合面的底部。
图135示出图1中的摇臂组件，其中示出就在销被压入到配合面中以前处于闩锁凹部中的碳化物销。
图136示出用于在配合面中形成凹部的固定装置。
图137示出用于将销压入到配合面中的按压步骤。
图138示出仅外臂的一部分，图示了闩锁座中的凹部。
图139是常规四缸直列发动机的平面图，为了清楚已将其气门盖移除。
图140是根据本发明教导的一个实施例的经修改的四缸发动机的实施例的平面图。
图141是图140中示出的实施例的气缸盖的立面截面图。
图142是图140中示出的实施例的气缸盖的立面截面图。
图143是另一常规四缸直列发动机的气缸盖的平面图。
图144是从切换滚子指状从动件停缸(CDA)摇臂组件下方看的侧视立面图和平面图。
图145是图143的气缸盖的平面图，其中CDA摇臂组件已安装在两个端部气缸上。
图146是图143的气缸盖的平面图，其中CDA摇臂组件已安装在两个中间气缸上。
具体实施方式
在此使用的词语具有它们常规和普通的含义，除非在本说明书中重新定义，如此在新定义将会取代普通的含义。
可以理解，在此使用的措辞和术语目的是说明而不应该认定为限制。涉及单复数形式不是为了限制本公开的系统或方法、它们的组成、行为或元件。此处使用的“包含”、“包括”、“具有”、“含有”及它们的变形意思是包括之后列出的事物或等同物以及其他事物。涉及“或”可以理解为包括在内，从而任何使用“或”描述的词组可以理解为单个、多于一个和所有描述词组。任何涉及前和后、左和右、上和下、高和低是为了方便描述，而不是限制本系统或方法或它们组成为任何一个位置或特定方向。术语“冲压”、“压印”、“压痕”是同义的。另外，“碳化物销”和“碳化物杆”也是同义的。
如在不同附图中所述，为了描述的目的结构或部分的一些尺寸相对于其他结构或部分放大，从而，提供描述本发明主题的一般结构。此外，本发明主题的各个方面参考在其他结构、部分上成型的结构或部分描述，或者两者同时。正如本领域技术人员能够理解的，涉及结构形成在另一个结构或部分“之上”或“上”理解为可以涉及另外的构件或部分。在此描述的涉及结构或部分形成在另一个结构或部分“上”而没有中间结构或部分描述为“直接”到构件或部分上。类似的，可以理解，当元件涉及“连接”、“附装”、“耦接(联接)”到另一个元件时，它可直接连接、附装、耦接到另一个元件，或存在中间元件。相反，当元件涉及“直接连接”、“直接附装”、“直接耦接”到另一个元件时，不存在中间元件。
此外，在此使用的相对术语例如“上”、“之上”、“上部”、“顶部”、“下”、“下部”用以描述附图所示的一个结构或部分与另一个结构或部分的关系。可以理解，相对术语例如“上”、“之上”、“上部”、“顶部”、“下”、“下部”目的是除了图中所指的方向之外包括装置的不同方向。例如，如果图中的装置旋转，描述为在其他结构或部分“之上”的结构或部分将会改变方向为在其他结构或部分“之下”。类似的，如果图中的装置沿着轴旋转，描述为在其他结构或部分“之上”的结构或部分将会改变方向为或其他结构或部分“相邻”或“左侧”。全文相似的附图标记涉及相似的元件。
VVA系统实施方式：VVA系统实施方式表示切换装置、致动方法、分析和控制系统以及共同生成VVA系统的使能技术的独特组合。VVA系统实施方式可以包括一种或多种使能技术。
I.离散可变气门升程(DVVL)系统实施方式的说明
1.DVVL系统概述
下面将描述凸轮驱动的、离散可变气门升程(DVVL)的切换摇臂装置，该切换摇臂装置被使用双供给液压间隙调节器(DFHLA)和油压控制阀(OCV)的组合液压致动，它将被安装在型号II气门机构中的进气气门上。在可替代实施方式中，这种布置可以应用于活塞驱动式内燃机上的任何进气或排气气门的组合。
如图2所示，本实施方式中的排气气门机构包括固定摇臂810、单凸角凸轮轴811、标准液压间隙调整器(HLA)812和排气气门813。如图2和图3中所示，进气气门机构的部件包括三凸角凸轮轴102、切换摇臂组件100、具有上流体口506和下流体口512的双供给液压间隙调节器(DFHLA)100以及电液螺线管油压控制阀组件(OCV)820。OCV820具有入口821以及第一控制口822和第二控制口823。
参考图2，进气和排气气门机构共有某些几何形状，包括与HLA812间隔开的气门813和与DFHLA110间隔开的气门112。保持共同的几何形状使DVVL系统能与现有的或稍稍改进的型号II气缸盖空间一起组装，同时使用标准链条驱动系统。如图4所示，进气和排气气门机构两者共有的另外的部件包括气门112、气门弹簧114、气门弹簧保持器116。气门键和气门杆密封件(未示出)对于进气和排气也是共有的。通过保持共同几何形状、使用共同部件使得DVVL系统的实施成本最小化。
图3所示进气气门机构元件一起工作以开启具有高升程凸轮轴凸角104、106或低升程凸轮轴凸角108的进气气门112。高升程凸轮轴凸角104、106设计为提供相当于固定进气气门机构的性能，并且包括没有升程产生的大致圆形部分、可包括线性升程过度部分的升程部分以及对应于最大升程的突出部分。低升程凸轮轴凸角108允许较低气门升程和早期进气气门关闭。低升程凸轮轴凸角108也包括没有升程产生的大致圆形部分、作为升程过渡的大致线性部分和对应于最大升程的突出部分。图5中的图片示出气门升程818相对于曲轴转角817的曲线。凸轮轴高升程曲线814和固定排气气门升程曲线815与低升程曲线816形成对比。由曲线816表示的低升程事件在部分节流操作期间降低进气事件的升程和持续时间，以便减少节流损耗并实现燃油经济性的改进。这也称为早期进气气门关闭，或EIVC。当需要全动力运行时，DVVL系统变回高升程曲线814，其与标准固定升程事件相似。从低升程到高升程的转变和反向转变在一个凸轮轴转动周期内产生。由曲线815表示的排气升程事件被固定并以低升程或高升程进气事件相同的方式运行。
用于控制DVVL切换的系统使用液压致动。在图6中示出了本申请教导的实施方式使用的液压控制和致动系统800。液压控制和致动系统800设计为由控制逻辑指挥，输送液压流体到机械闩锁组件，该机械闩锁组件为高升程状态和低升程状态之间提供切换。当机械切换过程初始化时由发动机控制单元825控制。所示液压控制和致动系统800用于前文所述进气气门机构上的四气缸直列II型发动机中，然而本领域技术人员可以清楚的是，控制和致动系统可以应用于其他“型号”的发动机和不同数量的气缸。
前文提及的用于在此描述的DVVL系统中的一些使能技术可以和在此描述的DVVL系统部件组合使用，从而打破唯一的组合，其中的一些将在此描述：
2.DVVL系统使能技术
用于该系统中的一些技术以不同的应用具有多种用途，它们在此被描述为在此公开的DVVL系统的部件。这些包括：
2.1油压控制阀(OCV)和油压控制阀组件
现在参见图7-9，OCV是一种控制装置，它引导或不引导加压液压流体以引发摇臂100在高升程模式和低升程模式之间切换。OVC的致动和停止(使之不活动)通过控制装置信号866引发。一个或多个OVC可以包装在一个模块中以形成组件。在一个实施方式中，OVC组件820包括包装在一起的两个螺线管型OVC。在这个实施方式中，控制装置提供信号866到OVC组件820，引发该组件提供高压(在实施方式中，至少2巴的油压)或低压(在实施方式中，0.2-0.4巴)油至油压控制通道(廊道)802、803，以使切换摇臂100处于低升程或高升程模式，分别如图8和9所示。这种OCV组件820实施方式的进一步描述包含在以下段落中。
2.2双供给液压间隙调节器(DFHLA)
一些液压间隙调节装置的存在是为了保持发动机中的间隙。对于DVVL切换摇臂100(图4)，需要传统的间隙管理，但传统HLA装置不足以为切换提供必须的油流需求、经受在运行期间由组件100施加的相关侧面负载以及装配到受限制的包装空间。描述了一种与切换摇臂100一起使用的紧凑双供给液压间隙调节器(DFHLA)，它具有用以提供低消耗的优化油流压力的一系列参数和形状以及用以管理侧面负载的一系列参数和形状。
如图10所示，球柱塞端601装配在球座502中，该球座在所有方向上允许自由旋转。在某些运行模式中这允许球柱塞端601的侧面和可能的不对称负载，例如当从高升程到低升程切换时或反之亦然。与用于HLA装置的典型球端柱塞相比，DFHLA110球柱塞端601由更薄的材料构建以经受侧面负载，图11中示出柱塞厚度510。
为球柱塞端601选择的材料还可以具有更高许用动力应力负载，例如铬钒合金。
DFHLA110中的液压流动路径设计为高流动和低压降，以确保恒定液压切换和减小的泵送损耗。如图11中所示，DFHLA安装在发动机中的尺寸设计成密封外表面511的圆柱容纳座中。圆柱容纳座结合第一油流通道504以形成具有特定截面区域的闭合流体路径。
如图11中所示，优选实施方式包括四个油流口506(只示出两个)，它们以等间距方式围绕第一油流通道504的基部布置。此外，两个第二油流通道508以等间距方式围绕球柱塞端601布置，并且通过油流口506流体连通第一油流通道504。油流口506和第一油流通道504的尺寸设计成具有特定区域(面积)，并且围绕DFHLA110的体部隔开，以确保从第一油流通道504到第三油流通道509的均匀油液流动并且使压降最小化。第三油流通道509的尺寸设计成联合从多个第二油流通道508来的油流。
2.3类金刚石碳涂层(DLCC)
描述一种类金刚石碳涂层(DLCC)涂覆，该涂覆可以降低已处理部分之间的摩擦，并且同时提供必要的耐磨和负载特性。已知类似的涂覆材料和方法，当与VVA系统一起使用时它们都不足以满足一些需求。例如，1)足够的硬度，2)具有适合的负荷承载能力，3)在运行环境中化学稳定，4)应用于温度不超过部件退火温度的工艺中，5)满足发动机寿命需求，和6)相比于钢界面上的钢提供降低的摩擦。
描述一种满足上述需求的独特的DLC涂层工艺。选择的DLC涂层来自含氢非晶碳或类似材料。DLC涂层包括图12所示的数个层。
1.第一层是铬附着层701，它作为金属接收表面700和下一层702之间的结合剂。
2.第二层702是氮化铬，它为基体金属接收表面700和DLC涂层之间的界面增加了延展性。
3.第三层703是碳化铬和含氢非晶碳的组合，它使DLC涂层结合到氮化铬层702。
4.第四层704包括含氢非晶碳，它提供硬质功能磨损界面。
层701-704的组合厚度在2-6微米之间。DLC涂层不能直接施加到金属接收表面700。为了满足耐久性需求并且为了第一铬附着层701适当附着到金属接收表面700，向基体接收表面700机械地施加非常专门的表面精整(抛光)。
2.4感应和测量
可使用利用传感器进行的信息采集来核实切换模式、识别错误条件或提供所分析并用于切换逻辑和正时的信息。以下描述可被使用的一些传感装置。
2.4.1双供给液压间隙调节器(DFHLA)移动
可变气门致动(VVA)技术设计为在发动机运行期间使用切换装置例如DVVL切换摇臂或停缸(CDA)摇臂改变气门升程曲线。当使用这些装置时，气门升程的状态是确认成功的切换操作或检测错误条件/故障的重要信息。
使用DFHLA在采用切换摇臂组件例如DCA或DVVL的VVA系统中管理间隙和为切换供给液压流液体。如图10的截面图所示，对DVVL摇臂组件100的常规间隙调整(详细说明在以下段落中)使得球柱塞601在高升程以及低升程操作期间保持与内臂122容纳座接触。球柱塞601设计为当负载在高升程状态和低升程状态之间变化时根据需要移动。图13中与已知运行状态对比的移动的测量结果514可以确定间隙位置状态。在一个实施方式中，非接触开关513位于HLA外体部和球柱塞圆柱体部之间。第二示例可以包括霍尔效应传感器，该霍尔效应传感器安装成允许测量由某些移动514产生的磁场变化。
2.4.2气门杆移动
可变气门致动(VVA)技术设计为在发动机运行期间使用切换装置例如DVVL切换摇臂改变气门升程曲线。气门升程的状态是确认成功的切换操作或检测错误条件/故障的重要信息。为了此功能可使用气门杆位置和相对移动传感器。
图14、14A中示出监测VVA切换的状态以及确定是否出现切换故障的一个实施方式。根据本发明教导的一个方面，线性可变差动变换器(LVDT)型转换器可以将它所机械耦接的气门872的直线运动转换为对应电信号。LVDT线性位置传感器容易获得，它可以测量小到百万分之几英寸到几英寸的移动。
图14A示出安装在气门杆引导件871中的典型LVDT的部件。LVDT内部结构包括初级线圈(绕组)899，该初级线圈处于一对相同缠绕的二级线圈897、898之间。在实施方式中，线圈897、898、899缠绕在形成于气门引导件体部871中的中空凹陷中，该中空凹陷由薄壁段878、第一端壁895和第二端壁896界定。在这个实施方式中，气门引导件体部871是位置固定的。
现在参见图14、14A和14B，该LVDT装置的活动元件是独立的可透磁材料的管状衔铁，也称为芯体873。在实施方式中，芯体873使用任何适当的方法和加工材料例如铁制造成气门872杆。
芯体873在初级线圈899和二级线圈897、898内部轴向自由移动，并且机械地耦接到气门872，该气门的位置被测量。芯体873和气门引导件871在孔内没有物理接触。
在操作中，LVDT的初级线圈899被施加适当幅度和频率的交变电流来供能，已知为初级激励。由此产生的磁通量通过芯体873耦合到相邻的二级线圈897和898。
如图14A中所示，如果芯体873位于二级线圈897、898之间的中途，则相等的磁通量耦合到每个二级线圈，使各线圈897、898中感生的电压相等。在该基准中途芯体873位置-它称为零点，差值电压输出基本是零。
芯体873布置成延伸经过线圈899的两端。如图14B所示，如果芯体873移动距离870以便与线圈898相比更靠近线圈897，则更多磁通量耦合到线圈897并且更少磁通量耦合到线圈898，从而导致不为零的差值电压。以这种方式测量差值电压可以指示气门872的移动方向和位置。
在图14C和14D所示的第二实施方式中，上述LVDT装置通过去除第二线圈898(图14A)而修改。当线圈898去除后，线圈897中感应的电压将会相对于芯体873的端部位置874改变。在其中已知气门872的移动方向和时机的实施方式中，仅需要一个二级线圈897来测量移动量。如上所述，气门的芯体873部分可以使用多种方法制作和定位。例如，端部位置874的焊接可以将镍基非芯体材料接合到铁基芯体材料，使用直径的物理减小来定位端部位置874以改变特定位置的磁通量，或可以插入铁基材料的坯件并将其定位在端部位置874。
可以理解，按照公开内容，LVDT传感器部件在一个实例中可以靠近气门引导件871顶部定位，以允许温度耗散在该点之下。而这个位置可以高于用于气门杆制作的典型焊接点，焊缝可以移动或如上所述。芯体873相对于二级线圈897的位置与感生多少电压成比例。
LVDT传感器的在发动机运行中上述使用具有一些优点，包括1)无摩擦运行-在正常使用中，LVDT的芯体873和线圈组件之间没有机械接触。无摩擦还导致更长的机械寿命。2)接近无限的分辨率-由于LVDT以电磁耦合原理在无摩擦结构中运行，因此可以测量芯体位置的极小变化，仅受限于LVDT信号调节器中的噪音和输出显示的分辨率。该特征还导致显著的可重复性。3)环境稳健性-用于组装LVDT的材料和构造技术产生稳健、耐用的传感器，该传感器适于不同的环境条件。线圈897、898、899接合后可以用环氧树脂封装入气门引导件体部871中，产生较好的防潮和防湿性，同样可以进行较大振动载荷和高振动水平。此外，该线圈组件可以密封以防油和防腐蚀环境。4)零点可重复性-前文所述，LVDT的零点的位置是非常稳定和可重复的，即使在它的非常宽的操作温度范围内。5)快的动态响应-常规运行期间摩擦的消失允许LVDT非常快的响应以改变芯体位置。LVDT传感器的动态响应仅受限于由芯体组件质量导致的较小惯性效应。在多数情况下，LVDT传感系统的响应由信号调节器的特征决定。6)绝对输出-LVDT是绝对输出装置，而不是增量输出装置。这意味着在能量的损失的情况下，从LVDT输出的位置数据不会丢失。当测量系统重启时，LVDT的输出值会和在发生电源断电之前一样。
上述气门杆位置传感器使用LVDT型转换器以确定气门杆在发动机运行期间的位置。传感器可以是任何已知的传感器技术，包括霍尔效应传感器、可以追踪气门杆位置和将监视位置报道到ECU的电子、光学和机械传感器。
2.4.3部件位置/移动
可变气门致动(VVA)技术设计为在发动机运行期间使用切换装置例如DVVL切换摇臂改变气门升程曲线。切换状态的变化还可改变VVA组件中组成部件的位置，所述位置为在组件中的绝对位置或彼此相对的位置。可以设计和实现位置变化测量以监视VVA切换的状态，并可能地确定是否存在切换故障。
现在参考图15-16，示例DVVL切换摇臂组件100可以构造为具有用于测量相对移动、动作或距离的精密非接触传感器828。
在一个实施方式中，移动传感器828靠近第一端101(图15)，以便针对高升程或低升程模式评估外臂120相对于已知位置的移动。在这个实施例中，移动传感器828包括围绕永磁芯体的线圈，并且定位和定向成通过测量当铁材料经过其已知磁场时磁通量的变化来检测移动。例如，当磁性(铁材料)的外臂系杆875经过位置传感器828的永磁场时，磁通量密度被调整，包括线圈中的感生AC电压和与对系杆875的接近成比例的电输出。调整电压被输入到发动机控制单元(ECU)(以下段落中描述)，其中处理器使用逻辑和计算起动摇臂组件10切换操作。在实施方式中，电压输出可以是二进制的，即电压信号的不存在或存在指示高升程或低升程。
可以看到，位置传感器828可以安放成测量摇臂组件100中其他部件的移动。在第二实施方式中，传感器828可以置于DVVL摇臂组件100(图15)的第二端103以评估内臂122相对于外臂120的位置。
第三实施方式可以放置传感器828以直接评估DVVL摇臂组件100中闩锁200的位置。闩锁200和传感器828可以在处于卡锁状态(高升程模式)时相对于彼此接合和固定，并在未卡锁(低升程)操作时分开。
也可使用感应传感器来检测移动。传感器877可以是霍尔效应传感器，该传感器安装成允许测量移动或不移动，例如气门杆112的移动或不移动。
2.4.4压力特征
可变气门致动(VVA)技术设计为在发动机运行期间使用切换装置例如DVVL切换摇臂改变气门升程曲线。由于闩锁状态是ECU的重要输入-该ECU可以使它执行不同的功能例如调节燃油/空气混合以增加耗油里程、减少污染或调节怠速和爆振，所以为了正确控制需要用于确认成功的切换操作或检测错误状况或故障的测量装置或系统。在一些情况中，为了遵守法规，需要切换状态报告和错误通知。
在包括液压致动DVVL系统800的实施方式中-如图6中所示，切换状态的改变提供有区别的液压切换流体压力特征。由于需要流体压力以产生起动切换的必要液压刚度，并且由于液压流体路径由具体通道和腔室几何地限定，所以产生可以用于可预期地确定卡锁或未卡锁状态或切换故障的特征压力特征。可描述一些测量压力并将测量结果与已知且可接受的运行参数相比较的实施例。可以通过检查数个切换周期上的流体压力或评估持续数毫秒的单个切换事件而在宏观层面分析压力测量结果。
现在参照图6、7和17，示例图表(图17)示出当切换摇臂100以高升程或低升程运行并在高升程和低升程之间切换时，气缸一随时间的气门升程高度变化882。用于液压切换系统的对应数据示为相同时间比例(图17)，包括使用压力变换器890测量的上通道802、803中的油压880，和用于打开和关闭OVC组件820中螺线管阀(电磁阀)822、823的电流881。可以看到，这种宏观层面的分析层面清楚地示出OCV切换电流881、控制压力880和升程882之间在所有状态运行期间的相互关系。例如，在时间0.1，OCV被指令切换，如增大的电流881所示。当OCV切换时，增大的控制压力880导致高升程向低升程切换事件。当在一个或多个完整的切换周期上评估操作时，包括OCV和针对摇臂组件100的加压流体输送系统的子系统的适当操作可被评估。可使用其它独立测量结果例如上述气门杆移动来增强切换故障的确定。可以看到，这些分析可以针对任何数量的用于控制一个或多个气缸的进气和/或排气气门的OCV来执行。
使用类似方法，但使用在切换期间在微秒级上测量和分析的数据，可提供足够的详细控制压力信息(图17A、17B)以独立评估成功的切换或切换故障，而不必直接测量气门升程或闩锁销移动，在使用该方法的实施例中，通过比较测量压力瞬态和在测试期间发展的已知运行状态压力瞬态来确定切换状态，并且存入ECU以用于分析。图17A和17B示出用于产生在DVVL系统中用于切换摇臂的已知运行压力瞬态的示例测试数据。
测试系统包括四个如图3中所示的切换摇臂组件100、OCV组件820(图3)、两个上油压控制通道802、803(图6-7)和用以控制控制通道802、803中液压致动流体的温度和压力的闭合回路系统。每个控制通道以规则的压力提供液压流体以控制两个摇臂组件100。图17A示出当OCV螺线管阀通电以起动从高升程到低升程状态的切换时的有效单一测试运行显示数据。安装测量仪器以测量闩锁移动1003、控制通道802、803中的压力880、OCV电流881、液压流体供给804(图6-7)中的压力1001和闩锁间隙及凸轮间隙。事件的顺序如下所述：
·0ms-ECU开启电流881切换以向OCV螺线管阀通电。
·10ms-如压力曲线880所示，到OCV螺线管的切换电流881足以将控制通道中的压力调节变高。
·10-13ms-随着液压流体从供给804(图6-7)流入上控制通道802、803，供给压力曲线1001减小到由OCV调节的压力以下。作为响应，压力880在控制通道802、803中快速增加。如闩锁销移动曲线1003所示，闩锁销开始移动。
·13-15ms-当流体稳定时供给压力曲线1001回到稳定未调节状态。控制通道802、803中的压力880增大到通过OCV调节的更高压力。
·15-20ms-当加压液压流体推动闩锁完全回位(闩锁销移动曲线1002)时，在控制通道802、803中产生压力880增大/减小瞬态，并且在OCV未调节压力下液压流和压力稳定。压力尖峰1003是这种瞬态的特征。
·在12ms和17ms的特定压力瞬态可以参见压力曲线880，该压力曲线与闩锁位置1002的突然变化重合。
图17B示出当OCV螺线管阀失电以起动从低升程到高升程状态切换时的有效单一测试运行显示数据。事件的顺序如下所述：
·0ms-ECU关闭电流881以使OCV螺线管阀失电。
·5ms-OCV螺线管移动足够远以引起已调节的较低压力，液压流体进入控制通道802、803中(压力曲线880)。
·5-7ms-当OCV调节为更低的压力时，压力通道802、803中的压力如曲线880所示快速减小。
·7-12ms-当与低压力点1005重合时，压力通道802、803中较低的压力起动闩锁移动，如闩锁移动曲线1002所示。当闩锁弹簧230(图19)压缩并且移动闩锁接合空间内的液压流体时压力曲线880瞬态被起动。
·12-15ms-当由闩锁销移动曲线1002示出的闩锁销移动完成时，重新引入如压力曲线880中所示的压力瞬态。
·15-30ms-控制通道802、803中的压力稳定在OCV调节压力下，如压力曲线880所示。
·如上所述，在7-10ms和13-20ms特定压力瞬态可以从压力曲线880中看出，这与闩锁位置1002的突然变化一致。
如前文及以下段落中所述，液压通道、孔、间隙和腔室的固定几何形状构型以及闩锁弹簧的刚度是可变的，这与用于改变所调节的液压流压力的液压响应和机械切换速度相关。图17A和17B中的压力曲线880描述了一种在可接受范围内运行的DVVL切换摇臂系统。在运行中，压力增大或减小的特定速率(曲线斜率)是以上述事件的时间为特征的适当运行特征。错误状况的例子包括：压力事件的时间位移示出闩锁响应时间的缓慢恶化，事件发生速率的变化(压力曲线斜率变化)，或压力事件幅度的整个减小。例如，在15-20ms时段中低于预期压力增加表示闩锁没有完全缩回，可能导致危急的转变。
这些实施例中的测试数据以50psi的油压和70摄氏度的油温测量。不同运行环境中的一系列测试可以提供特征曲线的数据库，以便被ECU用于切换诊断。
下面描述使用压力测量结果来诊断切换状态的附加实施例。如图3所示的DFHLA110用于既管理间隙又供给液压流体，该液压流体用于致动使用切换摇臂组件例如CDA或DVVL的VVA系统。如图52的截面图所示，用于DVVL摇臂组件100的常规间隙调整使得球柱塞601在高升程和低升程运行期间保持与内臂组件622的容纳座接触。当完全组装在发动机中时，DFHLA110处在固定位置，同时内摇臂组件622存在围绕球头接触点611的旋转运动。当在高升程和低升程状态之间切换时，内摇臂组件622的旋转运动和球柱塞负载615在大小上变化。球柱塞601设计为当负载和移动变化时补偿移动。
当下控制通道805连通下口512和腔室905(图11)时，由该下控制通道中的液压流体压力提供用于球柱塞负载615的补偿力。如图6-7中所示，处于未调节压力的液压流体从发动机气缸盖通入下控制通道805中。
在实施方式中，压力转换器置于液压通道805中，该液压通道供给DFHLA110的间隙调整器部件。压力转换器可以用于监视液压通道805中的瞬态压力变化，该液压通道当从高升程状态向低升程状态转变或从低升程状态向高升程状态转变时供给间隙调整器。通过当从一种模式切换到另一种模式时监视压力特征，可以当可变气门致动系统在任何一个位置发生故障时检测该系统。压力特征曲线-在实施例中图示为压力相对于毫秒的时间-提供包括幅度、斜率和/或其他参数的特性形状。
例如，图17C示出进气气门升程型线曲线814、816相对于毫秒的时间的图表，加上液压通道压力曲线1005、1005相对于相同时间比例的图表。压力曲线1006和气门升程型线曲线816对应于低升程状态，并且压力曲线1005和气门升程型线曲线814对应于高升程状态。
在稳定状态操作期间，压力特征曲线1005、1006存在周期性特点，具有当DFHLA补偿交替球柱塞负载615时导致的独特峰值1007、1008，所述交替球柱塞负载是当凸轮向下推动摇臂组件以压缩气门弹簧(图3)并且随着气门弹簧延伸以关闭气门而提供气门升程时以及当凸轮在没有升程产生的基圆上时形成的。如图17C所示，瞬态压力峰值1006、1007分别对应于低升程和高升程型线816、814的顶点。当液压系统压力稳定时，恢复稳态压力特征曲线1005、1006。
如前文和以下段落中所述，DFHLA液压通道、孔、间隙和腔室的固定几何形状构型是可变的，这与用于给定液压流体压力和温度的液压响应和压力瞬态相关。图17C中的压力特征曲线1005、1006描述了一种在可接受范围内运行的DVVL切换摇臂系统。在操作中，压力增大或减小的某些速率(曲线斜率)、顶点压力值和顶点压力相对于最大升程的时间同样是以切换事件的时间为特征的适当操作的特征。错误状况的例子可以包括压力事件的时间位移，事件发生比率的变化(压力曲线斜率变化)，突然的不期望的压力瞬态或压力事件幅度的整个减小。
不同运行环境中的一系列测试可以提供由ECU用于切换诊断的特征曲线的数据库。基于系统构型和车辆指令可以使用压力的一个或几个值。所监视的压力轨迹可以与标准轨迹相比较以确定何时系统出现故障。
3.切换控制和逻辑
3.1发动机实施
下面描述DVVL液压流体系统，该系统以受控的压力输送发动机油液到图4所示的DVVL切换摇臂100，该系统可安装在四气缸发动机中型号II气门机构中的进气气门上。在替代性实施方式中，该液压流体输送系统可以应用于活塞驱动内燃机上进气或排气气门的任何组合。
3.2通向摇臂组件的液压流体输送系统
参考图3、6和7，液压流体系统以受控的压力向DVVL切换摇臂100(图4)输送发动机油液。在该布置中，来自气缸盖801的非压力调节发动机油液供给入HLA下供给通道805。如图3所示，该油液总是与DFHLA的下供给入口512流体连通，在该处它用于执行正常的液压间隙调整。从气缸盖801而来的非压力调节发动机油液还供给到油压控制阀组件入口821。如前所述，用于该DVVL实施方式的OCV组件820包括两个独立致动的螺线管阀，该螺线管阀调节来自共同入口821的油压。从OCV组件820第一控制出口822而来的液压流体供给到第一上通道802，从第二控制口823而来的液压流体供给到第二上通道803。第一OCV针对气缸一和二确定升程模式，第二OCV针对气缸三和四确定升程模式。如图18中所示和以下段落中描述的，OCV组件820中的气门的致动由发动机控制单元825指引，该单元使用这样的逻辑，该逻辑基于针对特别物理构型、切换窗口和操作条件组所检测和存储的信息，例如一定数量的气缸和特定的油温。从上通道802、803而来的经压力调节的液压流体被引入DFHLA上口506，在该处通过通道509被传递到切换摇臂组件100。如图19中所示，液压流体通过第一油液通道144连通切换摇臂组件100，并通过第二油液通道146连通闩锁销组件201，在该处被用于起动高升程和低升程状态之间的切换。
清除上通道802、803中积累的空气对在压力上升时段保持液压刚度和最小化振动是很重要的。压力上升时间直接影响切换操作期间的闩锁移动时间。图6中所示的被动式放气口832、833添加到上通道802、803中的高点，以将积累的空气排放入气门盖下方的气缸盖空气空间。
3.2.1用于低升程模式的液压流体输送
现在参见图8，DVVL系统设计为在低升程模式中从怠速运行到3500rpm。摇臂组件100和三凸角凸轮102的截面图显示低升程运行。图8和19中示出的组件的主要部件包括内臂122、滚柱轴承128、外臂120、滑块130、132、闩锁200、闩锁弹簧230、枢转轴118和空转扭力弹簧(lostmotion torsion spring)134、136。对于低升程运行，当OCV组件820中的螺线管阀通电时，≥2.0巴的未调节油压经过控制通道802、803和DFHLA110供给到切换摇臂组件100。该压力导致闩锁200缩回，解锁内臂122和外臂120，并且允许它们独立移动。高升程凸轮轴凸角104、106(图3)保持接触外臂120上的滑块130、132。这通常称作空转。由于低升程凸轮型线816(图5)用于早期气门关闭，切换摇臂组件100必须设计成吸收从高升程凸轮轴凸角104、106(图3)而来的所有动作。从空转扭力弹簧134、136(图15)而来的力确保外臂120与高升程凸角104、106(图3)保持接触。低升程凸角108(图3)接触内臂122上的滚柱轴承128，在每个低升程早期气门关闭型线816(图5)气门被打开。
3.2.2用于高升程模式的液压流体输送
参照图9，DVVL系统设计为在高升程模式中从怠速至7300rpm运行。摇臂组件100和三凸角凸轮102的截面图显示高升程运行。组件的主要部件示出在图9和19中，包括内臂122、滚柱轴承128、外臂120、滑块130、132、闩锁200、闩锁弹簧230、枢转轴118和空转扭力弹簧134、136。
OCV组件820中的螺线管阀失电以能够高升程运行。闩锁弹簧230使闩锁200伸出，锁闭内臂122和外臂120。被锁闭的臂类似固定摇臂起作用。对称的高升程凸角104、106(图3)接触外臂120上的滑块130(132没有示出)，使内臂122围绕DFHLA100球端601旋转，并在每个高升程型线814(图5)打开气门112(图4)。在这段时间内，从0.2-0.4巴的已调节油压被经过控制通道802、803供给到切换摇臂100。维持在0.2-0.4巴的油压保持油液通道充满但不使闩锁200缩回。
在高升程模式中，DFHLA的双供给功能对确保气门机构在最大发动机速度下的适当间隙补偿是重要的。图9中的下通道805使气缸盖油压连通到下DFHLA口512(图11)。DFHLA的下部部分设计作为正常液压间隙补偿机构。DFHLA110机构设计为确保液压具有足够压力，以避免充气并保持在所有发动机速度下充满油液。在该系统中保持液压刚度和适当的气门功能。
图20的表格概述了高升程和低升程模式中的压力状态。还示出了从摇臂组件切换功能到DFHLA正常间隙补偿功能的液压分离。在高升程模式(闩锁伸出并接合)中发动机被起动，由于这是默认模式。
3.3运行参数
运行DVVL系统中的一个重要因素是从高升程模式向低升程模式切换的可靠控制。DVVL气门致动系统仅可以在预定窗口的时间内在模式之间切换。如上所述，从高升程模式向低升程模式切换和相反操作由来自使用逻辑的发动机控制单元(ECU)825(图18)的信号起动，该逻辑分析存储的信息，例如用于特定物理构型的切换窗口、存储运行条件和由传感器收集的处理数据。切换窗口时长通过DVVL系统物理构型确定，包括气缸数量、由单个OCV控制的气缸数量、气缸升程时长、发动机转速和液压控制及机械系统中固有的闩锁响应时间。
3.3.1收集的数据
实时传感器信息包括来自任何数量传感器的输入，如图6所示的示例DVVL系统800。传感器可以包括1)气门杆位移829，它如上文所述的在一个实施方式中使用线性可变差动变换器(LVDT)测量，2)使用霍尔效应传感器或运动检测器的动作/位置828和闩锁位置827，3)使用接近开关、霍尔效应传感器或其他装置的DFHLA位移826，4)油压830，5)油温890。凸轮轴旋转位置和速度可以直接收集或从发动机转速传感器推断。
在液压致动的VVA系统中，油温影响用于在系统中切换的液压系统的刚度，例如CDA和VVL。如果油温过冷，它的粘度减慢切换时间，导致故障。这种关系在图21-22中针对示例DVVL切换摇臂系统示出。准确的油温提供最准确的信息，该油温取自图6中所示的传感器890，该传感器靠近使用点而不是发动机油液曲轴箱。在一个实施例中，VVA系统中的在油压控制阀(OCV)附近监视的油温必须大于或等于20摄氏度，以便以需要的液压刚度起动低升程(未卡锁)操作。测量结果可以取自任何数量的市场上可买到的部件，例如热电偶。油压控制阀在2010年4月15日公开的美国专利申请US2010/0089347和2010年1月28日公开的US2010/0018482中被进一步描述，这两个文献在此整体纳入参考。
传感器信息被送到发动机控制单元(ECU)825以作为实时运行参数(图18)。
3.3.2储存的信息
3.3.2.1切换窗口算法
机械切换窗口：
图4中所示三凸角凸轮的每个凸角的形状包括没有升程产生的基圆部分605、607、609，用于在升程事件之前产生机械间隙的过渡部分，和使气门112移动的升程部分。对于安装在系统800(图6)中的示例DVVL切换摇臂100，当闩锁上没有阻止其运动的负载时，高升程和低升程之间的切换可以仅发生在基圆运行期间。在以下段落中对该机构进一步描述。基圆运行的无升程部分863在图5中图示出。DVVL系统800在油温为20℃及以上以3500发动机rpm以内的速度在单次凸轮轴转动中切换。在正时窗口或预定油液条件之外的切换可能导致危急的转换事件，该事件为当气门致动器切换部件或发动机气门上的负载高于结构设计的切换承受能力时，在发动机周期的某点时发动机气门位置的转变。危急的转换事件可能导致气门机构和/或其他发动机部件的损坏。切换窗口可以进一步定义为改变在控制通道中的压力和从伸出到缩回位置移动闩锁和相反操作时所需的凸轮轴曲柄角的持续时间。
如前所述和图7所示，DVVL系统具有单个OCV组件820，该组件包括两个独立控制的螺线管阀。第一阀控制第一上通道802压力和为气缸一和二确定升程模式。第二阀控制第二上通道803压力和为气缸三和四确定升程模式。图23相对于用于气缸起动顺序为(2-1-3-4)的直列四气缸发动机的凸轮轴角示出用于这种OCV组件820(图3)构型的进气气门正时(升程顺序)。气缸二851、气缸一852、气缸三853和气缸四854的高升程进气气门型线在图示顶部示出为升程与曲柄角度的比。对应气缸的气门升程时间绘制在下部中作为升程时间区域855、856、867和858升程与曲柄角度的比。还示出用于个体气缸的无升程基圆运行区域863。前述切换窗口必须确定为在一个凸轮轴转动中移动闩锁，其中每个OCV构造为一次控制两个气缸。
机械切换窗口可以通过熟悉和改进闩锁移动被优化。参照图24-25，切换摇臂组件100的机械构型提供两个允许增大有效切换窗口的不同状况。称为高升程闩锁限制的第一状况当通过为打开气门112而施加的载荷将闩锁200锁闭就位时在高升程模式中发生。称为低升程闩锁限制的第二状况当外臂120阻止闩锁200延伸到外臂120以下时在未卡锁低升程模式中发生。这些状况描述如下：
高升程闩锁限制：
图24示出其中闩锁200接合外臂120的高升程事件。当气门克服由气门弹簧114施加的力而打开时，闩锁200将力从内臂122传递到外臂120。当弹簧114力通过闩锁传递时，闩锁200变为锁闭在伸出位置。在这种情况下，当试图从高升程模式切换到低升程模式时，由切换OCV施加的液压压力不足以克服锁闭闩锁200的力，从而防止该闩锁缩回。这种情况通过在高升程事件结束和卸载闩锁200的基圆863(图23)操作开始之前允许施加压力来扩大总的切换窗口。当力在闩锁200上释放时，切换事件可以立即开始。
低升程闩锁限制：
图25示出其中闩锁200缩回到低升程模式中的低升程操作。在事件的升程部分中，外臂120阻止闩锁200，防止其伸出，即使OCV切换，液压流体压力降低以回到高升程卡锁状态。这种状况通过在高升程事件结束和基圆863(图23)操作开始之前允许释放压力来扩大总的切换窗口。一旦到达基圆，闩锁弹簧230可以使闩锁200延伸。通过在基圆之前释放压力来增加总的切换窗口。当凸轮轴旋转到基圆时，切换可以立即开始。
图26描述与图23所示相同的信息，但还叠加了在低升程和高升程状态间转换期间机械切换过程完成每个步骤需要的时间。这些步骤代表切换摇臂组件中固有的机械切换的元件。如图23所示，发动机的起动顺序显示在上部并对应于参照气缸二沿着进气气门型线851、852、853、854的曲柄角度。在进气凸轮凸角处于基圆863上时闩锁200必须被移动(被称为机械切换窗口)。由于OCV组件820中每个螺线管阀控制两个气缸，切换窗口必须定时以在它们的基圆上时接受两个气缸。气缸二在285度曲柄角回到基圆。闩锁在气缸二的下一个升程之前通过690曲柄角度必须完成移动。相似的，气缸一在465度回到基圆并且必须通过150度完成切换。可以看到，气缸一和二的切换窗口略微不同。可以看到，第一OCV电触发器在气缸一进气升程事件之前起动切换，第二OCV电触发器在气缸四进气升程事件之前起动。
进行最坏情况分析以定义在图26中最大切换速度为3500rpm的切换时间。注意发动机可以在更高的7300rpm速度下运行，然而，在3500rpm以上不允许模式切换。气缸二的总切换窗口为26毫秒，并且分为两部分：7毫秒高升程/低升程闩锁限制时间861，和19毫秒机械切换时间864。10毫秒机械响应时间862对所有气缸是一致的。15毫秒闩锁限制时间861对气缸一来说太长，因为在气缸一的进气升程事件时OCV切换被起动，并且闩锁被限制移动。
一些机械和液压制约因素必须适合以满足总切换窗口。首先，必须避免由在下一个进气升程事件开始之前未完成的切换引起的临界转变860。其次，试验数据显示，在最低限度发动机油温20℃下移动闩锁的最大切换时间为10毫秒。如图26所示，有19毫秒可用于基圆上的机械切换864。由于所有测试数据都显示切换机械响应862会在前10毫秒中发生，不需要全部19毫秒的机械切换时间864。机械和液压制约因素的组合定义了17毫秒的最坏情况切换时间，它包括闩锁限制时间861加上闩锁机械响应时间862。
DVVL切换摇臂系统设计为具有裕度以便在9毫秒裕度完成切换。此外，9毫秒裕度可以允许高于3500rpm的速度下的模式切换。气缸三和四对应于气缸一和二的相同切换时间，不同的是图26所示的阶段。由于从OCV通电到控制通道油压开始改变的时间保持可预测，尽管ECU可以容易地校准以考虑此变量，但致动OCV组件中螺线管阀所需的电切换时间不计入这次分析。
如图4和25A，如果凸轮轴旋转和闩锁200移动正时与在一个边缘加载闩锁200-其中它仅部分接合在外臂120上-的正时一致，则可能产生临界转换。一旦高升程事件开始，闩锁200可以滑动并且与外臂120脱离接合。当这样发生时，由气门弹簧114的力加速的内臂122导致在滚柱轴承128和低升程凸轮凸角108之间的冲击。临界转换是不被期望的，因为它会导致摇臂组件100和气门运动的瞬间失控以及对系统的冲击。DDVL切换摇臂设计成满足值得发生临界切换的寿命。
3.3.2.2存储的运行参数
运行参数包括存储的信息，该信息被ECU825(图18)用于切换逻辑控制，并基于以下段落描述的扩展测试期间收集的数据。描述已知运行数据的一些例子：在实施例中，1)从高升程状态向低升程状态切换需要20摄氏度的最小油温，2)大于2巴的最小油压应该存在于发动机底壳以用于切换操作，3)闩锁响应切换时间根据图21-22绘制数据随油温变化，4)如图17所示和前文所述，由液压切换操作导致的可预计压力变化发生在上通道802、803(图6)中并由压力传感器890确定，5)如图5所示和前文所述，相对于曲柄角度(时间)并基于升程型线814、816的已知气门移动可以被预设并存储。
3.3控制逻辑
如上所示，DVVL切换可以仅发生在一定运行条件下的小预定窗口时间期间，在正时窗口之外切换DVVL系统可能导致临界转换事件，该事件可导致气门机构和/或其他发动机部件损坏。由于发动机状况例如油压、温度、排放和负载可能快速变化，可使用高速处理器来分析实时状况，将它们和已知运行参数比较来表征工作系统，根据结果以确定何时切换，并且发送切换信号。这些操作可以每秒进行数百或数千次。在实施方式中，这种计算功能可以由专用处理器或由称为发动机控制单元(ECU)的现有的多功能汽车控制系统进行。典型ECU具有用于模拟和数字数据的输入段，包括微处理器、可编程存储器和随机存储器的处理段，以及可能包括继电器、开关和警示灯致动的输出段。
在一个实施方式中，图6和18中所示的发动机控制单元(ECU)825从多个传感器接收输入，例如气门杆位移829、动作/位置828、闩锁位置827、DFHLA移动826、油压830和油温890。诸如对给定发动机速度允许的运行温度和压力(图20)和切换窗口(图26并且在其他段中所述)的数据存储在存储器中。实时收集的信息随后与存储的信息对比并且分析以便为ECU825切换正时和控制提供逻辑。
在输入被分析以后，控制信号通过ECU825输出到OCV820以初始化切换操作，这可以定时以避免临界转换同时满足发动机性能目标，例如提高燃油经济性和降低排放。如果需要，ECU825还提醒驾驶员错误状况。
4.DVVL切换摇臂组件
4.1组件说明
公开了一种切换摇臂，它由加压流体液压地致动并用于接合凸轮。外臂和内臂配置为传输动作到内燃机的气门。闩锁机构包括闩锁、套管和定向构件。套管接合闩锁和内臂中的孔，并且还为定向构件提供开口，该定向构件用于为闩锁相对于套管和内臂提供正确的定向。套管、闩锁和内臂具有用于确定闩锁的最佳定向的参考标记。
示例切换摇臂100可以在运行期间构造成与如图4所示的三凸角凸轮10一起。可替代的，相似摇臂实施方式可以构造为与诸如两凸角凸轮的其他凸轮设计一起工作。切换摇臂100与用于保持液压间隙调整的机构和用于供给液压切换流体到内臂122的机构一起构造。在实施方式中，双供给液压间隙调节器(DFHLA)110执行两种功能。气门112、弹簧114和弹簧保持器116也同样与组件一起配置。凸轮102具有第一和第二高升程凸角104、106和低升程凸角108。切换摇臂具有外臂120和内臂122，如图27所示。在运行期间，高升程凸角104、106接触外臂120，而低升程凸角接触内臂122。凸角导致外臂120和内臂122的周期性向下运动。向下的动作通过内臂122传递到气门112，从而打开气门。摇臂100在高升程模式和低升程模式之间可切换。在高升程模式，外臂120卡锁到内臂122。在发动机运行期间，高升程凸角周期性地向下推动外臂120。由于外臂120卡锁到内臂122，高升程动作从外臂120传送到内臂122并且进一步到气门112。当摇臂100在其低升程模式中时，外臂120未卡锁到内臂122，因此由外臂120呈现的高升程运动未传递到内臂122。取而代之，低升程凸角接触外臂120并且产生传递到气门112的低升程动作。当从内臂122解锁时，外臂120围绕轴118枢转，但是不传递动作到气门112。
图27示出示例切换摇臂100的透视图。切换摇臂100仅以示例方式给出，可以理解，本公开主题的切换摇臂100的构型不限于在此图中所示的切换摇臂100的构型。
如图27中所示，切换摇臂100包括具有第一外侧臂124和第二外侧臂126的外臂120。内臂122置于第一外侧臂124和第二外侧臂126之间。内臂122和外臂120都安装在枢转轴118上，该枢转轴邻近摇臂100的第一端101，它将内臂122固定到外臂120，同时还允许内臂122相对于外臂120围绕枢转轴118的旋转自由度。除了具有安装到外臂120和内臂122上的独立枢转轴118的所示实施方式外，枢转轴118可以是外臂120或内臂122的一部分。
图27中所示摇臂100具有滚柱轴承128，该滚柱轴承构造为接合三凸角凸轮的中心低升程凸角。外臂120的第一和第二滑块130、132构造为接合图4所示第一和第二高升程凸角104、106。第一和第二扭力弹簧134、136功能为在被高升程凸角104、106移位后向上偏压外臂120。该摇臂设计提供弹簧过大扭矩特征。
外臂的第一和第二超程限制器140、142防止扭力弹簧134、136的过度卷绕，并限制弹簧134、136上的过度应力。当低升程模式中外臂120达到其最大旋转时，超程限制器140、142在第一和第二油道144、146上接触内臂122。在该点，超程限制器140、142和油道144、146之间的干涉阻止外臂120的任何进一步向下旋转。图28表示摇臂100的顶视图。如图28所示，超程限制器140、142从外臂120向内壁122伸出以与内壁122的油道144、146重叠，由此确保超程限制器140、142和油道144、146之间的干涉。如图29所示，该图示出沿线29-29截取的截面图，限制器140的接触表面143的轮廓设计成匹配油道144的截面形状。这在限制器140、142与油道144、146接触时有助于力的平均分布。
当外臂120如上所述在低升程模式中到达其最大旋转，在图15中示出的闩锁停止件90防止闩锁伸出以及不正确的锁闭。此特征可以构造为根据需要、适合于外臂120的形状。
图27示出从摇臂组件100上方看去的透视图，其中示出根据本申请教导的一个实施方式的扭力弹簧134、136。图28是图27的摇臂组件100的平面视图。这种设计示出了具有扭力弹簧134、136的摇臂组件100，扭力弹簧134、136各自围绕轴118卷绕。
切换摇臂组件100必须足够紧凑以装配在有限的发动机空间中而不牺牲性能或耐久性。由其尺寸满足该设计的力矩需求的圆形金属丝卷绕的传统扭力弹簧在一些实施方式中太宽而不能装配在外臂120和内壁122之间允许的弹簧空间121内，如图28所示。
4.2扭力弹簧
现在描述扭力弹簧134、136的设计和制造工艺，它形成具有由选择的结构材料制成的大致矩形的金属丝的紧凑设计。
现在参照图15、28、30A和30B，扭力弹簧134、136由大致梯形的金属丝397构造。该梯形形状设计为当卷绕加工期间施加力时允许金属丝397变形为大致矩形形状。扭力弹簧134、136被卷绕之后，生成金属丝的形状可以描述为类似于具有大致矩形截面的第一金属丝396。图28中沿着线8的截面示出两个扭力弹簧134、136实施方式，在截面中描述为多个线圈398、399。在优选实施方式中，金属丝396具有矩形截面形状，它具有两个伸长侧，在此表示为竖直侧402、404和底部403。线卷的竖直侧402和竖直侧403的平均长度与顶部401和底部403的平均长度比值可以是小于1的任何值。这种比率沿着线卷弯曲轴线400比由直径等于线卷398的顶部401和底部403平均长度的圆形金属丝卷绕的弹簧线圈产生更大刚度。在替代性实施方式中，截面金属丝形状为具有较大上部401和较小底部403的大致梯形的形状。
在这种构型中，当线卷被卷绕时，每个线卷的伸长侧402抵靠前一个线卷的伸长侧402，从而使扭力弹簧134、136保持稳定。上述形状和设置保持所有线卷在竖直位置，防止它们在压力下时相互越过或形成角度。
当摇臂组件100运行时，大致矩形或梯形的扭力弹簧134、136-当它们如图30A、30B和图19所示围绕轴400弯曲时-产生高的部件应力，特别是在上部表面401的拉伸应力。
为满足耐久性要求，材料和技术的组合一起被应用。例如，扭力弹簧134、136可以由包括铬钒合金钢的材料制成，采用这种设计以改善强度和耐久性。
扭力弹簧134、136可被加热并快速冷却以回火所述弹簧。这降低了剩余应力。
用弹射体冲击制造扭力弹簧134、136所用的金属丝396、397的表面，或“喷丸加工(shot peening)”以将残余压缩应力加入金属丝396、397的表面。金属丝396、397随后卷绕成扭力弹簧134、136。由于它们被喷丸加工，制造出的扭力弹簧134、136可以比由未进行喷丸处理的同样弹簧承受更大的拉伸应力。
4.3扭力弹簧座
切换摇臂组件100可以足够紧凑以便对周围结构有最小影响地装配在有限的发动机空间内。
切换摇臂100提供扭力弹簧座，该扭力弹簧座具有由所述相邻组件形成的保持特征。
参照图27、19、28和31，如图31所示，外臂120和内臂122的组件形成弹簧座119。该座包括对图19中的扭力弹簧134、136的端部的整体保持特征119。
扭力弹簧134、136可以沿着枢转轴118的轴线自由移动。当完全组装时，内臂122上的第一和第二凸耳405、406分别保持扭力弹簧134、136的内端409、410。外臂120上的第一和第二超程限制器140、142组装为防止旋转并且分别保持扭力弹簧134、136的外端407、408，而没有过度的约束或增加材料和部件。
4.4外臂
外臂120的设计针对运行期间预期的特定载荷优化，而且它对由其他装置施加或来自其他方向的力矩和弯曲的抵抗可能导致它偏差出其规格。非运行载荷的示例可以是由处理或机加工导致。夹紧特征或表面构建到部件中，设计为在磨削滑块时辅助夹紧和保持工艺，当滑块保持部件固定没有变形时需要关键的步骤以保持滑块之间平行。图15示出另一个摇臂100的透视图。第一夹紧凸耳150从第一滑块130的下面凸出。类似地，第二夹紧凸耳(未示出)位于第二滑块132的下面。在制造过程中，在磨削滑块130、132期间通过夹具接合夹紧凸耳150。作用力施加到夹紧凸耳150，该力将外臂120限制在适当位置，就像作为摇臂组件100的一部分的组装状态。磨削这些表面需要滑块130、132保持相互平行并且外臂120不变形。在夹紧凸耳150处的夹紧防止在其他夹紧设置之下时可能发生在外臂120的变形。例如，在夹紧凸耳150处夹紧，优选整体夹紧到外臂120，有助于消除在夹紧时互相挤压外端臂124、126产生的任何机械压力。在另一个实施例中，夹紧凸耳150的位置直接在滑块130、132之下，导致在外臂120上由研磨机接触力产生的力矩几乎为零至最小力矩。在某些应用中，可能需要在外臂120中的其它部分施加压力，以便最小化变形。
4.5DVVL组件运行
图19示出图27和15的切换摇臂100的分解图。参照图19和28，当组装时，滚柱轴承128是针滚式组件129的一部分，针滚式组件129可以具有安装在滚柱轴承128和滚轴182之间的针180。滚轴182通过滚轴通孔183、184安装到内臂122。滚柱组件129用于传送低升程凸轮108的旋转动作到内摇臂122，并且继而传送动作到未卡锁状态的气门112。枢转轴118在摇臂100的第一端101处通过轴环123安装到内臂122并通过枢转轴通孔160、162安装到外臂120。外臂120相对于内臂122在未卡锁状态的空转旋转围绕枢转轴118产生。在这种情况下空转运动表示外臂120相对于内臂122在未卡锁状态的运动。在未卡锁状态中这种动作不向气门112传递凸轮102的第一和第二高升程凸角104、106的旋转动作。
除滚柱组件129和滑块130、132以外的其他构型也允许从凸轮102传送动作到摇臂100。例如，光滑不旋转表面(未示出)如滑块130、132可以放在内臂122上以接合低升程凸角108，滚柱组件可以安装到摇臂100以从高升程凸角104、106传送动作到摇臂100的外臂120。
现在参照图4、19和12，如上所述，示例的切换摇臂100使用三凸角凸轮102。
为使设计紧凑，使动态负载尽可能靠近无切换摇臂设计，高升程模式运行期间滑块130、132用作表面以接触凸轮凸角104、106。滑块在运行期间产生的摩擦比其它设计例如滚柱轴承多，第一滑块表面130和第一高升程凸角104之间的摩擦，加上第二滑块132和第二高升程凸角106之间的摩擦，造成发动机效率损失。
当摇臂组件100在高升程模式中，气门打开事件的全负载施加到滑块130、132。当摇臂组件100在低升程模式中，气门打开事件施加到滑块130、132的负载很小，但存在。示例切换摇臂100的包装约束要求每个滑块130、132的如通过滑块边缘长度710、711与凸轮凸角104、106接触描述的宽度比大多数现有滑块界面设计更窄。这导致比大多数滑块界面设计更高的部件负载和压力。摩擦导致对凸轮凸角104、106和滑块130、132的过度磨损，当结合更高的负载时可能导致部件过早失效。在示例的切换摇臂组件中，例如类金刚石涂层的涂层用在外臂120上的滑块130、312上。
类金刚石涂层(DLC)使示例的切换摇臂100的运行降低摩擦，并且同时为滑块表面130、132提供必须的磨损和负载特征。可以容易地看出，DLC涂层的优点可以应用于此组件或其他组件的任何部件表面，例如图19所示外臂120上的枢转轴表面160、162。
虽然存在相似的涂层材料和工艺，但它们都不足以满足以下DVVL摇臂组件的需求：1)足够的硬度，2)具有合适的负荷承载能力，3)在运行环境中化学稳定，4)适合于其中温度不超过外臂120的退火温度的工艺，5)满足发动机寿命需求，和6)与钢界面上的钢相比提供减小的摩擦。之前所述的DLC涂层工艺满足以上所列需求，并且应用到滑块表面130、132，所述滑块表面使用为DLC涂层应用研发的磨轮材料和速度将滑块表面130、132研磨到最终精度。滑块表面130、132同样被抛光到特定的表面粗糙度，使用几种技术中的一种，例如蒸汽珩磨或微粒喷砂。
4.5.1液压流体系统
用于摇臂组件100的液压闩锁必须构建为装配到紧凑空间中，满足切换响应时间需求和最小化油泵送损耗。油液在受控的压力下沿着流体路径被引导，并且以提供起动闩锁销切换所需力和速度的方式应用受控的体积。液压通道需要特定的间隙和尺寸，以使系统具有合适的液压刚度和产生的切换响应时间。液压系统的设计必须与包括切换机构例如偏压弹簧230的其他元件协作。
在切换摇臂100中，油液输送经过一系列流体连通腔室并且到达闩锁销组件201，或任何其他液压致动闩锁销机构。如上所述，液压传动系统从DFHLA110中的油流口506开始，在该口油液或其他液压流体以受控的压力被引入。可使用切换装置例如螺线管阀调节压力。在离开球柱塞端部601后，油或其它加压流体被从该单一位置引导经过上述内臂的第一油液通道144和第二油液通道146，该内臂具有当油液从球座502流过时尺寸为最小化压力下降的孔-如图10所示，到达图19中的闩锁销组件201。
图19中示出用于将内臂122卡锁到外臂120的闩锁销组件201，在所述实施方式中该闩锁销组件201靠近摇臂组件100的第二端103，该闩锁销组件201示出为包括在高升程模式中伸出并将内臂122固定到外臂120的闩锁销200。在低升程模式中，闩锁200缩回到内臂122中，允许外臂120的空转运动。油压用于控制闩锁销200的移动。
如图32所示，闩锁销组件的一个实施方式显示，油液通道144、146(图19所示)与腔室250通过油液开口280流体连通。
视运行模式的需要而定，油液被以一定范围的压力供给到油液开口280和闩锁销组件201。
如图33可以看出，一旦加压油液被引入到腔室250中，闩锁200缩回到孔240中，允许外臂120相对于内臂122进行空转旋转。油液可以在第一整体圆柱表面205和表面241之间传输，从第一腔室250到第二腔室420，如图32所示。
一些油液通过孔209排出回到发动机，进入内臂122。当偏压弹簧回到卡锁的高升程状态时，随着该偏压弹簧230的伸展，剩余油液通过液压路径被推回。可以明白，相似的流动路径可以用于偏压正常未卡锁运行的卡锁机构。
通过间隙、公差、孔尺寸、腔室尺寸、弹簧设计和控制油流的相似标准的组合，闩锁销组件设计管理闩锁销响应时间。例如，闩锁销设计可以包括一些特征，如具有主动液压区域以在给定压力范围内的公差内运行的双直径销、设计为限制油泵损耗的密封面、或进油倒角。
现在参照图32-34，闩锁200包括在有限空间中提供多种功能的设计特征：
1、闩锁200使用第一大致圆柱表面205和第二大致圆柱表面206。第一大致圆柱表面205具有的直径比第二大致圆柱表面206的直径大。当销200和套管210在孔240中组装在一起，在不使用任何附加部件的情况下形成腔室250。注意的是，这个空间与油液开口280流体连通。另外，加压表面422的区域-结合所传递的油压-可被控制以提供必须的力，以便使销200移动、压缩偏压弹簧230并且切换到低升程模式(未卡锁)。
2、第一大致圆柱表面205和相邻孔壁241之间的空间用于使从腔室250流入第二腔室420的油液量最小化。当油液在第一大致圆柱表面205和表面241之间从腔室250向第二腔室420输送时，第一大致圆柱表面205和表面241之间的间隙必须被接近地控制以允许销200自由移动，而没有油液泄露和相关油液泵送损耗。
3、包装限制要求沿着销200的移动轴线的距离最小化。在一些运行环境中，现有的油液密封面424可能不足以控制在第一大致圆柱表面205和表面241之间从腔室250向第二腔室420输送的油液的流量。一种环形密封表面被描述。当闩锁200缩回时，它在它的后表面203触碰孔壁208。在一个优选实施方式中，闩锁200的后表面203具有平环形或密封表面207，该表面大致垂直于第一和第二大致圆柱形孔壁241、242并且平行于孔壁208。平环形表面207抵靠孔壁208形成密封，这减少了通过密封从腔室250的油液泄漏，该密封由闩锁200的第一大致圆柱形表面205和第一大致圆柱形孔壁241形成。密封表面207的区域尺寸设计为使由图32所示密封表面207和孔壁208之间的油膜导致的分离阻力最小，同时保持密封以防止加压油液在密封表面207和孔壁208之间流动并流出孔209。
4、在一个闩锁销200的实施方式中，进油表面426，例如倒角部，提供初始加压表面区域，以允许加快切换起动和克服由加压表面422和套管端427之间的油膜导致的分离阻力。倒角部的尺寸和角度使切换容易起动，而不会由于正常运行期间发生的油压变化意外起动。在第二个闩锁销200的实施方式中，一系列城堡状部分428-如图34所示径向设置-提供初始加压表面区域，其尺寸设计为允许加快切换起动和克服由加压表面422和套管端427之间的油膜导致的分离阻力。
进油表面426还可以通过降低对加压表面422和套管端427之间分开作用力的需求来减小切换所需的压力和泵送损耗。这些关系可以表示为对切换响应和泵送损耗的增量改进。
当油液流过先前所述的切换摇臂组件100液压系统时，油压和油流路径区域(面积)和长度之间的关系大大限制了液压系统的反应时间，这还直接影响了切换响应时间。例如，如果高压油液以高速度进入较大空间，其速度立刻降低，从而减小其液压反应时间或强度。这些特别用于操作切换摇臂组件100的关系的范围是可以计算的。一种关系例如可以描述如下：2巴压力的油液供给到腔室250，在该腔室处油压-被加压表面区域来除-传递一个力，该力克服偏压弹簧230力，并且在10毫秒内起动从卡锁到未卡锁操作的切换。
导致适合的液压强度和响应时间-其中最小化的泵送损耗可以从系统设计变量计算-的特征关系的范围可以限定如下：
·油液通道144、146的内径和从球座502到孔280的长度
·孔280直径和长度
·加压表面422的面积
·腔室250在所有运行状态中的体积
·第二腔室420在所有运行状态中的体积
·由第一大致圆柱形表面205和表面241间的空间产生的截面面积
·密封面424的长度
·平环形表面207的面积
·孔209的直径
·由DFHLA110供给的油压
·偏压弹簧230的刚度
·流动通道504、508、509的截面面积和长度
·进油表面426的面积和数量
·城堡状部分428的数量和截面面积。
前文所述切换摇臂100中液压装置的闩锁响应时间被描述为用于一定范围的条件，例如：
油温：10℃到120℃
油液类型：5w-20weight
这些条件导致影响闩锁响应时间的一定范围的油液粘度。
4.5.2闩锁销机构
摇臂组件100的闩锁销组件201提供从高升程到低升程和反之的机械切换方式。闩锁销机构可以设置为通常处于未卡锁或卡锁状态。可以描述一些优选实施方式。
在一个实施方式中，用于将内臂122卡锁到外臂120-可在摇臂100的第二端103附近看到-的闩锁销组件201在图19中示出，它包括闩锁销200、套管210、定位销220和闩锁弹簧230。闩锁销组件201设置为在孔240中安装在内臂122的内侧。如下所述，在已组装的摇臂100中，闩锁200在高升程模式伸出，以便将内臂122固定到外臂120。在低升程模式，闩锁200缩回到内臂122中，允许外臂120的空转运动。如前文所述，通过第一和第二油液通道144、146提供切换油压，以控制闩锁200是否卡锁。塞170插入通道孔172中，以形成靠近第一和第二油液通道144、146的紧压密封并且允许它们流过油液到卡锁机构201。
图32示出沿着图28中的线32、33-32、33的处于卡锁状态的闩锁销组件201的截面图。闩锁200置于孔240内。闩锁200具有弹簧孔202，其中插入偏压弹簧230。闩锁200具有后表面203和前表面204。闩锁200还具有第一大致圆柱形表面205和第二大致圆柱形表面206。第一大致圆柱形表面205具有比第二大致圆柱形表面206大的直径。弹簧孔202与表面205、206大致同心。
套管210具有一个与第一大致圆柱形孔壁241交界的大致圆柱形的外表面211和一个大致圆柱形内表面215。孔240具有第一大致圆柱形孔壁241和直径比第一大致圆柱形孔壁241大的第二大致圆柱形孔壁242。套管210的大致圆柱形外表面211和闩锁200的第一大致圆柱形表面205接合第一大致圆柱形孔壁241以形成紧压密封。此外，套管210的大致圆柱形内表面215还与闩锁200的第二大致圆柱形表面206形成紧压密封。在运行中，这些密封使油压在腔室250中形成，该腔室围绕闩锁200的第二大致圆柱形表面206。
闩锁200的默认位置-在图32中示出-是卡锁位置。弹簧230从孔240向外偏压闩锁200到卡锁位置中。施加到腔室250的油压使闩锁200缩回并且使之移动到未卡锁位置。其他构型也是可能的，例如弹簧230在未卡锁位置中偏压闩锁200，孔壁208和后表面203之间油压的施加导致闩锁200从孔240向外伸出到卡锁外臂120。
在卡锁状态，闩锁200使外臂120的卡锁表面214接合臂接合表面213。如图32所示，外臂120被阻止向下移动并且通过闩锁200传动动作到内臂122。定向特征部212采用通道的形式，定位销221通过第一销开口217并且随后通过套管210中第二销开口218在外侧从内壁122伸入该通道。定位销221通常是实心和平滑的。保持器222使销221固定就位。定位销221防止闩锁200在孔240内过度旋转。
如前文所述，并参见图33，一旦引入加压油液到腔室250中，闩锁200就缩回到孔240中，允许外臂120相对于内臂122进行空转旋转。外臂120随后不再被闩锁200阻止向下移动，并且具有空转运动。加压油液通过油液开口280引入到腔室250，该油液开口与油液通道144、146流体连通。
图35A-35F示出用于定位销221的一些保持装置。在图35A中，销221是具有均匀厚度的圆柱形。如图35C所示的推紧环910设置在位于套管210上的凹陷224中。销221插入环910中，导致齿912变形并固定销221到环910。然后由于环910被内臂122封闭在凹陷224中，销22被固定就位。在另一实施例中，如图35B所示，销221具有槽902，环910的齿912压入该槽内以将环910固定至销221。在图35D所示的另一实施方式中，销221具有槽904，如图35E所示的E形夹子914或如图35F所示的弓形E形夹子914可以插入该槽中，以便相对于内臂122将销221固定就位。在另一个实施方式中，金属丝圈可以用于代替冲压环。在组装期间，E形夹子914置于凹陷224中，并处于套管210插入到内臂122的点处，随后定位销221穿过夹子910插入。
图36中示出示例的闩锁200。闩锁200大致分为头部部分290和体部部分292。前表面204是伸出凸形曲面。这种表面形状朝向外臂120延伸并且增加闩锁200的臂接合表面213与外臂120适当接合的机会。臂接合表面213包括大致平坦的表面。臂接合表面213从具有第二大致圆柱形表面206的第一边界285延伸到第二边界286并且从具有前表面的边界287延伸到具有表面232的边界233。臂接合表面213的在闩锁200的纵轴A的方向上从表面232延伸最远的部分基本等距的位于第一边界285和第二边界286之间。相反，臂接合表面213的在闩锁200的纵轴A的方向上从表面232延伸最近的部分基本位于第一边界285和第二边界286处。前表面204不必是凸形曲面，而可以是V形表面，或某些其他形状。该设置允许闩锁200在孔240内更大的旋转，同时提高闩锁200的臂接合表面213和外臂120的适当接合的可能性。
替代形式的闩锁销组件201示出在图37中。中空杯形塞形式的定位塞(定向塞)1000压配合入套管孔1002中，并且通过伸入定位特征部212中来定位闩锁200，以防止闩锁200相对于套管210过度旋转。如以下进一步讨论的，通过提供使闩锁200可以在套管200内转动的特征部，调整槽(对齐槽)1004有助于闩锁200定位在套管210内并且最终定位在内臂122内。调整槽1004可以作为一种特征部，利用该特征部使闩锁200旋转，并且还测量它的相对方向。
参照图38-40，组装切换摇臂100的示例方法如下：使定位塞1000压配合入套管孔1002中，并将闩锁插入套管210的大致圆柱形内表面215。
闩锁销210随后顺时针旋转直到定位特征部212到达塞1000，在该点特征部212和塞1000之间的干涉防止进一步旋转。然后测量角度A1，如图38所示，它对应于臂接合表面213和套筒基准1010、1012之间的角度，该套筒基准垂直于套管孔1002对齐。调整槽1004还可以作为闩锁200的基准线，键槽1014还可以作为位于套管210上的参照。闩锁销200随后逆时针旋转直到定位特征部212到达塞1000，从而防止进一步旋转。图39中可见，测量第二角度A2，它对应于臂接合表面213和套管基准1010、1012之间的角度。为了得到A1和A2，逆时针并随后顺指针旋转也是允许的。如图40所示，一旦插入到内臂122中，套管210和销子组件1200旋转一在内臂基准1020和套管基准1010、1012之间测量的角度A，从而导致臂接合表面213相对于内臂122水平定向，如内臂基准1020所示。旋转的量A应当选定为使得闩锁200接合外臂120的可能性最大化。一个这样的实施例是当从内臂基准1020测量时，以A2和A1之差的一半角度旋转子组件1200。在本公开的范围内调整A的其他量也是可能的。
销1000的替代实施方式的剖面在图41中示出。在此，销1000是中空的，部分包围内部体积1050。销具有基本圆柱形的第一壁1030和基本圆柱形的第二壁1040。基本圆柱形的第一壁1030具有直径D1，该直径D1大于第二壁1040的直径D2。在图41所示的一个实施方式中，边缘1025用于限制销1000向下移动通过套管210中销开口218。在图42所示第二实施方式中，压配合限制销1000向下移动通过套管210中销开口218。
如上所述的闩锁实施例利用平坦的配合面在切换操作期间接合或脱离接合，因此提供了可预测的接触区域，该区域具有针对配合部件的相对低的接触应力。正如上述，这种销设计要求额外的部件和特征，以在操作期间确保适当的取向，这增加了摇臂组件制造和组装过程的复杂性和成本。
另一闩锁实施例结合了圆的或其它非平面的(非平坦的)闩锁销，所述闩锁销消除了对提供销取向的需求。过去认为，为了利用圆的或非平面的摇臂闩锁，配合面会要求昂贵的高公差“磨削”的弯曲配合面，或半径非常接近闩锁销半径的闩锁座。略微过小的座可能引起粘连、延迟释放，并可能导致撞击闩锁座的角部。过大的闩锁座容许过多的横向(侧向)移动。如下所述，可以利用冲压工艺来生产不要求磨削的圆的或非平面的闩锁实施例。
在示出的示例中，对于具有非平面的闩锁架的真正地圆的闩锁，消除了在闩锁所处的摇臂中定向该闩锁的需要。通过消除定向闩锁的需求，可以消除组装部件和风险。
所述方法还可降低或消除这样的需求，即，对闩锁、内臂和外臂进行归类以满足针对给定摇臂组件的间隙要求。这通过能在组装过程结束时对闩锁间隙进行调节来实现。
下面将描述用于制造利用了圆的或非平面的闩锁实施例的摇臂组件的方法。如已指出的，所述方法通过冲压工艺来改变配合面。
本发明采用非平面的闩锁，例如具有圆形截面的闩锁，该圆形横截面与已经从平面截面改变而来的闩锁座结合。本发明包括可以实现匹配闩锁要求的弯曲配合面的设计，并且不需要磨削过程。所述方法通过冲压工艺改变所述配合面。通过使用具有非平面的闩锁架的真正地圆的闩锁，消除了在闩锁所位于的摇臂中定向该闩锁的需要。通过消除定向闩锁的需求，可以消除组件中的部件以及组装风险。
所述方法将可以减少或消除将闩锁归类的需求以及将内臂和外臂归类的需求。这由能够在组装过程结束时对闩锁间隙进行调节来实现。
本说明书在此解释了具有正常地解锁闩锁位置的VVL摇臂组件。所述方法也可以用于停缸摇臂组件，以及其它切换摇臂组件。摇臂组件部分地与安装好的滚子轴承组装在一起。此时尚未安装闩锁。
如图134和图135所示，已经熔模铸造了外臂120的第二端103，并且已经将闩锁座214冲压平整。
接下来，外臂将以3-点设置在固定装置上，使得其被支承在臂下面、直接位于臂两侧上的枢转孔之下。所述外臂随后将通过旋转定位件而位于闩锁配合面的中部，给出3-点设置。所述外臂因此将通过旋转角夹固件而直接位于这些点上方，从而不会使部件变形。
现在将对枢转孔进行机加工。接下来，将对所述外臂进行热处理。现在将对枢转孔进行磨光。
枢转孔在这之后被磨好。部件安装在固定装置上，其中销穿过外臂120的枢转孔和位于固定装置上的基准孔。外臂120还将抵靠在直接位于经冲压的闩锁垫表面之下的旋转角柱上，再次给出3点位置并消除部件变形。同时将在所述固定装置上将止动杆机加工至适合的高度并与枢转孔轴线平行。现在，外臂将位于枢转孔和止动杆上，用以完成滑动件垫上最终的磨削。现在将组装两个臂。将弹簧安装在内臂弹簧柱上，然后组装两个臂，安装枢转销。
图134示出从其第二端部103看的、部分组装好的切换摇臂组件100。该图示出底侧向上，使得可以看到下部的横臂439。内臂组件622(也在图44和图45中示出)向下悬置。这示出闩锁孔240(该闩锁孔也在图19、33中示出)。
外臂120的端部103还示出闩锁止挡90(图15示出闩锁止挡15的另一视图)。正如上述指出的，机加工闩锁座的现有技术方法仅在外臂120上进行，并且独立于其它部件而不是作为组件地测量。由于外臂120独立地进行机加工，因此在测量期间不考虑与其它部件的连接。在本发明的方法和设备中，交互地处理和测量已组装或部分地组装的切换摇臂组件100。因此，对来自于组件的闩锁进行测量，而不是测量源于单个部件的闩锁。图135示出具有闩锁杆199的切换摇臂组件的透视图，其中闩锁杆199插入闩锁孔240并从该孔伸出。闩锁杆199由比制成闩锁座214的材料硬的材料制成。切换摇臂组件100处于锁定位置，在该位置闩锁销(此处，闩锁杆199)伸出并紧靠在闩锁座214上。
图136示出指向切换摇臂组件100的完整制造的制造固定装置310。具体地，它将用于在形成图134、135的闩锁座214中的压痕或凹部时保持切换摇臂组件100。
现在将切换摇臂组件100放置在图136中示出的固定装置上，该固定装置具有用于模拟球柱塞的柱和用于模拟气门顶端的柱。该实施例中示出的制造固定装置310是三点安装件。该固定装置具有支承架311，该支承架的尺寸和形状设计成在切换摇臂组件安装到制造固定装置310上时支承闩锁销或类似形状的结构。设有用于支承切换摇臂组件的第一端部(图15的101)的气门杆柱315，和用于支承切换摇臂组件的第二端部(图15的103)的气门杆柱313。
内臂将抵靠在球柱塞柱315上并且由气门顶端柱从一侧导引至另一侧。闩锁杆199具有紧滑动压入到闩锁孔240中并然后滑动到内臂122中的尺寸。闩锁杆199将从内臂122伸出(例如，伸出约10mm)。闩锁杆199将因而抵靠在位于制造固定装置310上的平面的碳化物支承架311上。此时，摇臂组件100由球柱塞315和坐设在支承架311上的闩锁杆199支承，如图137中所示。
摇臂组件100在两侧被球柱塞柱315和气门顶端柱313控制。现在，通过直接位于闩锁表面上方并且在外臂120顶部的压力机317向外臂120施加负载(该压力机可以是液压的、旋拧的或其它形式的受控动力压力机)。该负载将一直增加直到达到正确的闩锁间隙。外臂120的闩锁座214现在在表面中具有精确冲压的凹部，该凹部与闩锁销(图8、9中的200)正好匹配。
图138是处理后的外臂120的未组装视图，示出闩锁座214。通过形成所述凹部，闩锁销(图8、9中的200)不再具有点接触，闩锁座214将具有足够低以操作而不失效的接触应力水平。由于闩锁座与几乎完全组装好的切换摇臂组件100一起形成，所以应理解，切换摇臂组件100只需要使闩锁销插入以完成组装过程。此后在闩锁座214中形成压痕。图137中的外臂的未组装视图仅提供用于示出制造在闩锁座214中的压痕。
以下是执行所述方法的步骤的示例。
1、将配合面磨成平面的闩锁座214。
2、通过外臂120将负载施加到闩锁杆199(其优选是碳化物销)上，该闩锁杆模拟闩锁销，该闩锁销定位在内摇臂122的闩锁孔240中，以在闩锁座214中冲压、切割或形成压痕(碳化物销/杆也可以由适合于冲压/切割工艺的任何材料制成)。
3、这需要制造用固定装置310将组件保持在一压力下。
4、增加负载直到在闩锁座214中形成用于期望间隙的期望的变形或弦深度。
5、以每个增量负载测量穿过外臂120的痕迹，并记录和保存痕迹数据。
6、应当以每个负载在最内部边缘和中间垫区域取得所述痕迹。
7、将内臂122与标准圆形的闩锁组件200重新组装。
8、对凸轮间隙和间隙进行测量用以校验组件是否满足规定。
4.6DVVL组件间隙管理
描述一种管理图4所示的DVVL切换摇臂组件100的三个或多个间隙值或设计空隙的方法。该方法可以包括一定范围制造公差、磨损公差和凸轮凸角/摇臂接触表面的设计轮廓。
DVVL组件间隙说明
图4所示的示例摇臂组件100具有一个或多个间隙值，这些必须在组件中的一个或多个位置处被保持。图4所示的三凸角凸轮102包括三个凸轮凸角、第一高升程凸角104、第二高升程凸角106和低升程凸角108。凸轮凸角104、106、108具有分别包含基圆605、607、609的型线，所述基圆示出为大致圆形并且与凸轮轴同心。
图4所示的切换摇臂100设计为在两个位置具有小间隙。第一位置-示出在图43中-是闩锁间隙602，它是闩锁垫表面214和臂接合表面213之间的距离。闩锁间隙602保证闩锁200不受载荷并且当在高升程和低升程模式之间切换时可以自由移动。如图4、27、43和49所示，间隙的第二示例是第一滑块130和第一高升程凸轮凸角基圆605之间的距离，它表示为凸轮轴间隙610。当在低升程运行期间如图49所示的滚柱轴承128接触低升程凸轮基圆609时，凸轮轴间隙610消除滑块130、132和它们各自的高升程凸轮凸角基圆605、607之间接触以及相关摩擦损耗。
在低升程模式中，在基圆609运行期间凸轮轴间隙610还防止扭力弹簧134、136的力传送到DFHLA110。这允许DFHLA110像具有正常液压间隙补偿的标准摇臂组件一样运行，其中DFHLA的间隙补偿部分是直接从发动机油压通道提供的。如图47所示，这种动作被切换摇臂组件100内的旋转止挡件621、623所促进，所述止挡件防止外臂120由于扭力弹簧134、136的力接触高升程凸角104、106而旋转地足够远。
如图43和48所示，总机械间隙是凸轮轴间隙610和闩锁间隙602之和。该和影响气门动作。高升程凸轮轴型线包括打开和关闭坡面661以补偿总机械间隙612。总机械间隙612中的最小变动在整个发动机寿命中对保持性能目标是重要的。在特定范围保持间隙，在生产中严格控制总机械间隙612的误差。由于部件磨损涉及总机械间隙的变化，在整个机构的寿命中允许低程度的部件磨损。大量的耐久性表明通过所分配的磨损余量和总机械间隙直至测试结束仍然在特定的极限内。
参照图48所示图表，以毫米计的间隙在纵轴，以度计的凸轮轴角设置在横轴。气门升程型线660的线性部分661示出相对于给定凸轮轴角变化的以毫米计的距离的恒定变化，并示出其中接触表面间的闭合速度恒定的区域。例如，在气门升程型线曲线660的线性部分661，当摇臂组件100(图4)从低升程模式向高升程模式切换时，第一滑块130和第一高升程凸角104(图43)之间的闭合距离代表恒定速度。使用恒定速度区域减少了由于加速的冲击载荷。
如图48所示，在恒定速度期间在气门升程型线曲线660的无升程部分661中没有气门升程发生。如果通过改进系统设计、制造或组装工艺来减少或严格控制总间隙，则气门升程型线的线性速度部分的时间需求量降低，这提供了发动机管理优势，例如允许气门更早地打开或发动机之间一致的气门操作。
如图43、47和48，个体部件或子组件的设计和组装变化可以产生间隙值矩阵，这些值满足切换正时规范并降低前文所述需要的恒定速度切换区域。例如，一个闩锁销200自动对准实施方式可以包括需要10微米的最小化闩锁间隙602以便起作用的特征部。构造为无自动对准特征部的改进的闩锁200可以设计为需要5微米的闩锁间隙602。这种设计变化减少了5微米的总间隙，并且减少气门升程型线660需要的无升程661部分。
图43中所示的闩锁间隙602和凸轮轴间隙610可以以针对图4中使用其他方式接触三凸角凸轮102的切换摇臂组件100的任何设计变化相似的方式被描述。在一个实施方式中，使用类似130的滑块替代滚柱轴承128(图15和27)。在第二实施方式中，类似于128的滚柱用于替代滑块130和滑块132。还有其他实施方式具有滚柱和滑块的组合。
间隙管理，测试
如以下段落描述的，用于管理间隙的设计和制造方法针对期望运行环境的一定范围被测试和验证，以模拟正常运行和代表高应力环境的运行。
DVVL切换摇臂的耐久性通过持续性能(例如气门适当的打开和关闭)结合磨损测试来评估。磨损通过量化DVVL切换摇臂上的材料特别是DLC涂层的损失以及系统中机械间隙的相对量来评估。如以上所述，闩锁间隙602(图43)必需以允许闩锁销在内外臂之间移动，以便能在由发动机电子控制单元(ECU)命令时使高和低升程运行。DVVL切换摇臂上出于任何原因的间隙的增大都会减少有效无升程坡面661(图48)，导致气门机构高的加速度。相对于机械间隙的磨损规范设定为允许限制构造部件以在寿命后期保持所需动态性能。
例如，如图43所示，摇臂组件中接触表面之间的磨损会改变闩锁间隙602、凸轮轴间隙610及产生的总间隙。影响这些各个值的磨损可以如下描述：1)滚柱轴承128(图15)和凸轮凸角108(图4)之间的界面磨损降低总间隙，2)滑块130、132(图15)和凸轮凸角104、106(图4)之间滑动界面的磨损增大总间隙，3)闩锁200和闩锁垫表面214之间的磨损增加总间隙。由于轴承界面磨损减小总间隙而闩锁和滑块的界面磨损增大总间隙，故在摇臂组件的整个寿命中全部磨损导致最小化的净总间隙变化。
4.7DVVL组件动态
传统摇臂的惯性、重量分布和刚度已被优化，以用于涉及运行期间的动态稳定性、气门杆头加载和气门弹簧压缩的特定范围的运行速度和作用力。图4所示的示例切换摇臂100具有与传统摇臂相同的设计要求，其中由组件的增加的质量和切换功能施加了附加限制。其他因素也必须考虑，包括由于模式切换错误导致的冲击载荷和子组件功能性要求。减少质量和惯性但不能有效地进行保持结构刚度和抵抗关键区域中应力所需材料分配的设计导致部件偏离规范或变得过应力，这两者都是导致较差切换性能和过早部件失效的状况。图4所示的DVVL摇臂组件100必须在低升程模式稳定在3500rpm并在高升程模式中稳定在7300rpm以满足性能要求。
如图4、15、19和27，DVVL摇臂组件100强度在低升程和高升程模式中均被评估。在低升程模式，内臂122传送力以开启气门112。内臂112的发动机包装空间余量和功能参数不需要高优化的结构，因为内臂刚度大于相同应用中的固定摇臂的刚度。在高升程模式，外臂120与内臂122一起工作以传递作用力来开启气门112。有限元分析(FEA)技术显示，外臂120是最顺从的部件，如图50中以示例图中示出垂直偏差670的最大区域。对这个部件的质量分布和刚度优化集中在增加滑块130、132和闩锁200之间外臂120的垂直段高度上。外臂120的上型线的设计限制是基于外臂120和高升程凸角104、106的扫描型线之间的间隙。外臂120的下型线的设计限制基于低升程模式中到气门弹簧保持器116的间隙。在所述设计内优化材料分布约束条件减少垂直偏差和增加刚度，在一个实施例中，大于初始设计的33％。
如图15和52所示，DVVL摇臂组件100设计为，当它围绕DFHLA110的球柱塞接触点611枢转时通过尽可能朝向侧部101偏压组件的质量来使惯性最小化。这导致设置有两个较大质量的组件，枢转轴118和扭力弹簧134、136位于DFHLA110的侧部101附近。通过处于该位置的枢转轴118，闩锁200位于DVVL摇臂组件100的末端103。
图55是比较高升程模式中DVVL摇臂组件100刚度和其他标准摇臂的图表。对于本申请DVVL摇臂组件100具有比固定摇臂低的刚度；然而，它的刚度在现今生产的相似气门机构构型中使用的摇臂的现有范围内。DVVL摇臂组件100的惯性大约是固定摇臂的惯性的两倍，然而，它的惯性仅稍高于现今生产的相似气门机构设置中使用的摇臂的中值。进气气门机构的全部有效质量-包括多DVVL摇臂组件100-比固定进气气门机构大28％。这些刚度、质量和惯性值需要优化每个部件和子组件以确保最小化惯性和最大刚度，同时满足运行设计标准。
4.7.1DVVL组件动态详述
摇臂组件100的包括总惯性的主要部件在图53中示出。它们是内臂组件622、外臂120和扭力弹簧134、136。正如所指，内臂组件622的功能需求，例如它的液压流体传递路径和它的闩锁销机构壳，对于相同的应用需要比固定摇臂更硬的结构。在以下描述中，内臂组件622被认为是单个部件。
参照图51-53，图51示出图4中摇臂组件100的俯视图。图52是沿着图51中线52-52的截面图，示出摇臂组件100的负载接触点。转动的三凸角凸轮102分配凸轮负载616到滚柱轴承128或-视运行模式而定-到滑块130、132。球柱塞端601和气门杆头613提供相反的力。
在低升程模式中，内臂组件622传递凸轮负载616到气门杆头613，挤压弹簧114(图4)，并且开启气门112。在高升程模式，外臂120和内臂组件622卡锁在一起。在这种情况中，外臂120传递凸轮负载616到气门杆头613，挤压弹簧114，并且开启气门112。
现在参考图4和52，摇臂100的总惯性由它的主要部件的惯性之和确定，并当它们围绕球柱塞接触点611旋转时计算。在示例的摇臂组件100中，主要部件可以限定为扭力弹簧134、136、内臂组件622和外臂120。当总惯性增加时，气门杆头613上的动态负载增加，系统动态稳定性下降。为了最小化气门杆头负载和最大化动态稳定性，所有摇臂组件100的质量被朝向球柱塞接触点611偏压。可被偏压质量的量由摇臂组件100需要对给定凸轮负载616、气门杆头614和球柱塞负载615的所需强度限定。
现在见图4和52，当它们在高升程或低升程状态时，摇臂组件100的刚度由内臂组件622和外臂120的组合刚度决定。对摇臂组件100上任何给定部位的刚度值可以使用有限元分析(FEA)或其他分析方法计算和形象化，其特征在于刚度相对于沿着测量轴618的位置的图表。以相似的方式，外臂120和内臂组件622的刚度可以使用有限元分析(FEA)或其他分析方法分别计算和形象化。示例描述106示出了刚度相对于沿着测量轴618的位置的一系列特征图表的这些分析的结果。正如之前另外的描述，图50示出外臂120的最大偏斜的图表。
现在参照图52和56，对摇臂组件100上任何给区域的压力和偏差可以使用有限元分析(FEA)或其他分析方法计算，并且特征是针对给定凸轮负载616、气门杆头614和球柱塞负载615的压力和偏差相对于沿着测量轴618的位置的图表。以类似的方式，外臂120和内臂组件622的压力和偏差可以使用有限元分析(FEA)或其他分析方法分别计算。图56中示例性描述示出了针对给定凸轮负载616、气门杆头614和球柱塞负载615的压力和偏差相对于沿着测量轴618的位置的一系列特征图表分析结果。
4.7.2DVVL组件动态分析
对于压力和偏差分析，就图52中所示的负载位置和量值来描述负载情况。例如，在高升程模式中的卡锁摇臂组件100中，凸轮负载616施加到滑块130、132。凸轮负载616由气门杆头负载614和球柱塞负载615反作用。第一距离632是沿着测量轴618在气门杆头负载614和球柱塞负载615之间测量的距离。第二距离634是沿着测量轴618在气门杆头负载614和凸轮轴负载616之间测量的距离。负载比例是第二距离634除以第一距离632。为了动态分析，考虑多个值和运行条件用于分析和可能的优化。这些可包括三凸角凸轮轴界面参数、扭力弹簧参数、总机械间隙、惯性、气门弹簧参数和DFHLA参数。
用于评估的设计参数可以描述为：
现在参照图4、51、52、53和54，基于给定的设计参数组，描述一般设计方法。
1、在步骤一350中，沿着测量轴布置部件622、120、134和136，以朝向球柱塞接触点611偏压质量。例如，扭力弹簧134、136可位于球柱塞接触点左侧2mm处，内臂组件622中枢转轴118可位于右侧5mm处。外臂120可以与枢转轴118对齐放置，如图53所示。
2、在步骤351中，对于给定的部件布置，对摇臂组件100计算总惯性。
3、在步骤352中，评估部件布置的功能性。例如，确认扭力弹簧134、136可以在其特定位置提供所需刚度以保持滑块130、132接触凸轮102，而不增加质量。在另一个实施例中，部件布置必须被确定以在包装尺寸限制之内装配。
4、在步骤353中，评估步骤351和352的结果。如果气门杆头负载614和动态稳定性在所选发动机速度下的最小需求没有被满足，重新在步骤351和352中在部件布置上迭代并进行分析。当气门杆头负载614和动态稳定性在所选发动机速度下的最小需求被满足，对摇臂组件100计算偏差和应力。
5、在步骤354中，计算应力和偏差。
6、在步骤356中，评估偏差和应力。如果偏差和应力的最小需求没有被满足，则进行到步骤355，并且改进部件设计。当设计迭代完成，回到步骤353并且重新评估气门杆头负载614和动态稳定性。当气门杆头负载614和动态稳定性在所选发动机速度下的最小需求被满足，在步骤354中计算偏差和应力。
7、参照图55，当应力、偏差和动态稳定性的条件被满足，结果是一个可能的设计357。分析结果可以在刚度相对于惯性的曲线图中图示可能的设计设置。这个图示提供如区域360所指的一定范围的可接受值。图57显示三个独立的可接受设计。引申开来，可接受的惯性/刚度区域360还限制个体主要部件120、622和扭力弹簧134、136的特征。
现在参照图4、52、55，如上所述，如果摇臂组件100的每个主要部件-包括外臂120、内臂组件622和扭力弹簧134、136全部满足针对惯性、压力和偏差的特定设计标准，则成功的设计被实现。成功的设计为每个主要组件产生独特的特征数据。
为了描述，选择三个功能性的DVVL摇臂组件100，它们在图57中示出并且满足一定的刚度/惯性标准。这些组件每个都包括三个主要部件：扭力弹簧134、136，外臂120和内臂组件622。为了此分析，如图58的示例描述，对每个主要部件的可能惯性值的范围的可以描述为：
·扭力弹簧组，设计一，惯性＝A；扭力弹簧组，设计二，惯性＝B；扭力弹簧组，设计三，惯性＝C。
·围绕球端塞顶(在图59中同样以X指示)计算的扭力弹簧组惯性范围由值A、B和C定义的范围限制。
·外臂，设计一，惯性＝D；外臂，设计二，惯性＝E；外臂，设计三，惯性＝F。
·围绕球端塞顶(在图59中同样以X指示)计算的外臂惯性范围由值D、E和F定义的范围限制。
·内臂组件，设计一，惯性＝X；内臂组件，设计二，惯性＝Y；内臂组件，设计三，惯性＝Z。
·围绕球端塞顶(在图59中同样以X指示)计算的内臂组件惯性范围由值X、Y和Z定义的范围限制。
该部件惯性值的范围则产生主要部件(扭力弹簧、内臂组件和外臂)的独特布置。例如，在该设计中，扭力弹簧倾向于非常靠近球端塞顶611。
参照图57-61，对于个体部件的惯性计算与组件中的负载要求紧密关联，因为使惯性最小化的期望需要部件中的质量分布最优化，以管理关键区域中的应力。对于上述三个成功设计中的每个，用于刚度和质量分布的值的范围可以描述如下：
·对于外臂120设计一，质量分布可以相对于沿着部件从端A到端B的距离绘制。以相同的方式，外臂120设计二和外臂120设计三的质量分布值也可以图示。
·在这个组件中两个极端质量分布曲线之间的区域可以定义为外臂120的特征值的范围。
·对于外臂120设计一，刚度分布可以相对于沿着部件的距离从端A到端B的距离绘制。以相同的方式，外臂120设计二和外臂120设计三的刚度值也可以图示。
·在这个组件中两个极端刚度分布曲线之间的区域可以定义为外臂120的特征值的范围。
外臂120的沿着轴且与运行期间它的动作和定向相关的刚度和质量分布描述特征值，并且引申开来说描述特征形状。
5.设计验证
5.1闩锁响应
示例DVVL系统的闩锁响应时间使用图62中所示的闩锁响应测试台900验证，以确保摇臂组件在图26中所述的前述规定的机械切换窗口内切换。对于范围从10℃至120℃以影响油液粘度变化的油温记录响应时间。
闩锁响应测试台900利用生产专用硬件，包括OCV、DFHLA和DVVL切换摇臂100。为了模拟发动机油液条件，油温通过外部加热或冷却系统控制。油压由外部泵供给并且使用调节器控制。油温在OCV和DFHLA之间的控制通道内测量。闩锁移动使用位移传感器901测量。
闩锁响应时间使用多种生产专用SRFF测量。测试使用5w-20的机油进行。当从低升程模式到高升程模式和从高升程模式到低升程模式切换时响应时间被记录。
图21详述了当从低升程模式切换到高升程模式时的闩锁响应时间。在20℃的最大响应时间测量为少于10毫秒。图22详述了当从高升程模式切换到低升程模式时的机械响应时间。在20℃的最大响应时间测量为少于10毫秒。
来自切换研究的结论显示，闩锁的切换时间是油温的主要功能，由于油液粘度的变化。闩锁响应曲线的斜率类似机油的粘度对温度关系。
切换响应结论显示，闩锁移动对在3500发动机rpm以内的一个凸轮轴旋转模式切换足够的快。当温度降至20℃以下时响应时间开始显著增加。在温度为10℃和以下，不降低3500rpm切换要求而在一个凸轮轴旋转中进行切换是不可能的。
SRFF设计为在高发动机速度下对于表1中所示的高和低升程模式都是稳健的。高升程模式可以在7300rpm以内运行，并具有7500rpm的“破裂”速度要求。破裂定义为对更高发动机速度的短冲程。在高升程模式中SRFF被正常卡锁，从而高升程模式不依靠油温。低升程运行模式聚焦于部件负载运行在3500rpm以内期间的燃油经济性，其中除了7500rpm“破裂”速度外还具有超过5000rpm的速度需求。如测试，对于油温在200℃或以上系统可以液压解锁SRFF。降低到10℃进行测试以确保运行在20℃。耐久性结果显示，设计对于整个运行范围的发动机速度、升程模式和油温都是稳健的。
表1
用以实现提前关闭进气气门并基于DVVL系统的SRFF设计、改进和验证针对型号II气门机构完成。这个DVVL系统通过以两个模式运行来改进燃油经济性而不损害性能。在低升程模式中，通过提前关闭进气气门减少泵循环损失，同时通过使用标准进气气门型线在高升程模式中保持性能。该系统保存常规型号II进气和排气气门机构的几何形状，以用于使用在直列四缸汽油发动机中。通过使用常规组件和标准链条驱动系统实施成本被最小化。以这种方式使用型号II的SRFF基系统允许对多种发动机系列应用这种硬件。
这种DVVL系统-它安装在进气气门机构上-在高升程和低升程模式中都满足用于模式切换和动态稳定性的关键性能目标。切换响应时间在一个凸轮旋转内在20℃以上的油温以及3500rpm以内的发动机速度下允许模式切换。SRFF刚度和惯性的优化，结合适当气门升程型线设计允许系统在低升程模式动态稳定至3500rpm并在高升程模式动态稳定至7300rpm。在生产专用硬件上完成的验证测试显示DVVL系统超出耐久性目标。加速系统老化测试用以证明耐久性超过目标寿命。
5.2耐久性
轿车需要满足150000英里的排放使用寿命要求。这个研究设定更加严格的200000英里的目标以确保产品超过法定要求地稳健。
气门机构对寿命测试末端的要求为200000英里目标。这个英里数目标必须转换为气门致动以定义气门机构耐久性要求。为了确定气门事件的数量，必须假定平均车辆速度和平均发动机速度超过车辆寿命。对于这个实施例，可以为轿车选用每小时40英里的平均车辆速度和2200rpm的平均发动机速度。凸轮轴速度在一半的发动机速度下运行并且气门每圈凸轮轴旋转被致动一次，导致测试要求3.3亿气门事件。测试构建在起动发动机和非起动装置上。不是运行5000小时起动发动机测试，而是大多测试和报告结果集中在图63中所示非起动装置上以进行必须满足3.3亿次气门事件的测试。将起动和非起动测试的结果相比，结果很好地对应于气门机构磨损结果，为非起动装置寿命测试提供了可信度。
5.2.1加速老化
在运行发动机测试之前，需要进行加速测试以显示对多发动机寿命的遵从。因此，装置测试在起动测试之前进行。更高的速度测试设计为加速气门机构磨损从而它可以在较少的时间内完成。建立测试的关联，从而相对于使用速度倍增平均发动机速度在大约四分之一的时间内产生结果并基本与气门机构磨损值相等。因此，气门机构磨损严格遵从以下方程：
VE Accel ~ VE in - use ( RPM avg - test RPM avg - inuse ) 2
其中，VEAccel是加速老化测试期间要求的气门事件，VEin-use是正常使用测试中要求的气门事件，RPMavg-test是用于加速测试的平均发动机速度，RPMavg-inuse是用于使用测试的平均发动机速度。
开发一个有专利权的高速耐久性测试循环，该循环具有约5000rpm的平均发动机速度。每个循环具有约60分钟的高升程模式中的高速阶段，接着约另外10分钟的低升程模式中的低速阶段。这个循环重复430次以在加速的磨损率下完成7200万次气门事件，这等于标准负载水平的3.3亿次事件。包括针和滚轮轴承的标准气门机构产品已经成功使用在汽车产业多年。该测试循环聚焦于DLC涂层滑块，其中高升程模式中约97％的气门升程事件在滑块上，剩下200万次循环在低升程滚柱轴承上，如表2所示。这些测试条件考虑一个与430个加速测试循环相等的气门机构寿命。测试显示，忽略磨损和间隙变化，SRFF经过六个发动机有效寿命是耐用的。
表2：耐久性测试，气门事件和目标
加速系统老化测试是显示耐久性的关键，同时还可以完成一些特殊功能的测试以显示各种运行状态的稳健性。
表2包括与每个测试的目的相结合的主要的耐久性测试。上述加速系统老化测试显示约500小时或约430个测试循环。运行切换测试大约500小时以评估闩锁和扭力弹簧磨损。同样的，还进行临界转换测试以从部分卡锁的外臂的粗糙的和滥用的切换中进一步老化部件，从而其可以在高升程事件期间滑动到低升程模式。进行临界转换测试构以显示在由不适当的车辆维护导致的极端条件下的稳健性。该临界转换测试在测试试验中很难达到并且要求精确油压控制以部分卡锁外臂。该操作不期望使用因为油压控制在窗口以外控制。多个空转测试结合冷起动操作进行以由于低油液润滑加速磨损。使用的油液测试同样在高速下进行。最终，轴承和扭力弹簧测试以确保部件耐久性。所有测试满足200000英里的发动机有效寿命要求，这在安全方面高于150000英里轿车有效寿命要求。
以特定充油等级执行所有耐久性测试。对轿车应用普遍的，大多数测试具有的充油等级范围在大约15％-20％总气体含量(TGC)之间。该含量随着发动机速度变化，并且该等级量化为从空转到7500rpm发动机速度。还进行过量充油测试，其具有26％TGC的充油等级。这些测试以SRFF执行，它们满足动态和切换性能的测试。动态性能测试的详细描述在结论段落进行说明。执行充油等级和扩充等级以显示产品稳健性。
5.2.2耐久性测试装置
图63所示的耐久性测试台包括具有额外发动机油温控制系统905的由电动机驱动的原型2.5L四缸发动机。凸轮轴位置通过由凸轮轴驱动的精确编码器802S外部的编码器902监测。凸轮轴的角速度使用数字式磁电式转速传感器(型号Honeywell584)904测量。控制通道和液压通道中的油压使用Kulite XTL压电压力传感器监测。
5.2.3耐久性测试装置控制
夹具的控制系统设置为控制发动机速度、油温和气门升程状态以及验证预期升程功能已实现。气门机构的性能通过使用非侵入式BentleyNevada3300XL接近探针906测量气门位移来评估。接近探针以1.5倍凸轮轴角度分辨率测量2mm以内的气门升程。这为关闭速度和跳动分析提供必要信息以确认气门升程状态和数据的后处理。建立的测试包括气门位移追踪，该追踪在空转速度下被记录以表示SRFF的基准条件并且用于确定图64中所示主型线908。
图17示出系统诊断窗口，它表示用于诊断气门关闭位移的一个切换循环。OCV由导致OCV电枢移动的控制系统控制，该移动如通过OCV电流轨迹881所示。在油液控制通道中OCV下游的压力增加，如压力曲线880所示；因此，致动闩锁销导致从高升程到低升程的状态变化。
图64示出气门关闭公差909与试验确定的主型线908的关系。所使用的接近探针906被校准以测量升程的最后2mm，其中图64中的纵轴上示出升程的最后1.2mm。2.5”的凸轮轴角公差围绕主型线908确立以允许升程中的来自高发动机速度下的气门机构压缩的变化，以防止记录错的故障。建立检测窗口以决定气门机构系统是否具有预期偏差。例如，比预期气门关闭更剧烈会导致更早的凸轮轴角度关闭，从而导致由于不期望的过快速度的气门弹跳。围绕主型线的检测窗口和公差可以检测这些异常现象。
5.2.4耐久性测试计划
执行设计失效模式和影响分析，以确定SRFF失效模式。相似地，以系统和子系统的等级确定机构。该信息用于改进和评估SRFF对不同运行条件的耐久性。如图65所示，测试类型分为四个类别，包括：性能验证，子系统测试，极限测试和加速系统老化。
对耐久性的关键测试层级在图65中示出。性能验证测试显示SRFF对应用要求的性能，并且是耐久性验证中的第一步。子系统测试评估产品寿命循环期间特定的功能和磨损界面。极限测试使SRFF经受苛刻的用户和运行极限。最后，加速老化测试是全面评估SRFF的综合测试。这些测试的成功证明了SRFF的耐久性。
性能验证
-疲劳&刚度
SRFF经过循环载荷测试以通过较大的设计余量确保疲劳寿命超过应用载荷。气门机构性能很大程度上依靠系统部件的刚度。测量摇臂的刚度以检验设计并确保可接受的动态性能。
-气门机构动态
气门机构动态测试的说明和性能在结论段描述。测试涉及与测量气门关闭速度相结合的应变度量SRFF。
子系统测试
-切换耐久性
切换耐久性测试通过使得SRFF在卡锁、未卡锁和回到卡锁状态之间循环总计300万次(图24和25)来评估切换机构。测试的主要目的是评估卡锁机构。在考虑扭力弹簧时获得其他的耐久性信息，由于测试循环的50％在低升程。
-扭力弹簧耐久性和疲劳
扭力弹簧是切换滚柱指轮从动器的整体部件。扭力弹簧允许外臂在空转下运行，同时保持接触高升程凸轮轴凸角。执行扭力弹簧耐久性测试以便评估操作负载下的扭力弹簧的耐久性。扭力弹簧耐久性测试用安装在SRFF中的扭力弹簧进行。扭力弹簧疲劳测试评估高应力水平下扭力弹簧的疲劳寿命。在寿命末端扭力弹簧负载损耗少于15％时定义为成功。
-空转速度耐久性
空转速度耐久性模拟由低油压和高油温导致的极限润滑条件。测试用于评估滑块和轴承、气门杆头到气门托盘和座到球柱塞的磨损。升程状态在整个测试过程中保持恒定于高或低升程中。以定期检查间隔测量总机械间隙，并且它是磨损的首要估量。
极限测试
-超速
切换摇臂失效模式包括失去升程状态控制。SRFF设计为在低升程模式中以3500rpm的最大凸轮轴速度运行。在导致低升程状态的不期望的失效的情况下，SRFF包括对那些更高速度的设计保护。低升程疲劳寿命测试在5000rpm下进行。发动机破裂测试对高升程状态和低升程状态在7500rpm下进行。
-冷起动耐久性
冷起动耐久性测试评估DLC的经受从-30℃的初始温度起的300次发动机起动循环的能力。通常，在这些温度下起动的寒冷气候发动机包括发动机缸加热器。选择该极端测试以显示稳健性并且在机动化发动机夹具上重复300次。该测试测量DLC涂层经受由低温导致的降低的润滑的能力。
-临界转换耐久性
SRFF设计为在凸轮轴的基圆上切换而闩锁销不接触外臂。在不适当的OCV正时或低于全闩锁销行程所需的最小控制通道油压的事件下，闩锁销可能在下个升程的开始仍然移动。闩锁销的不适当部位可能导致闩锁销和外臂的部分接合。在闩锁销和外臂的部分接合事件中，外臂可能滑落闩锁销导致滚柱轴承和低升程凸轮凸角之间产生冲击。临界转换耐久性是不良使用测试，其创造条件以量化稳健性并且在车辆的使用期限中是不期望的。临界转换测试使SRFF经受5000次临界转换事件。
-加速的轴承持久性
加速轴承持久性是用于评估完成临界转换测试的轴承寿命的寿命测试。该测试用于确定临界转换测试的效果是否缩短滚柱轴承的寿命。测试在增加的径向负载下运行以减少完成的时间。新轴承被同时地测试以显示测试轴承经受临界转换测试的性能和磨损。在整个过程进行振动测量并将其分析以检测轴承损坏的开端。
-使用的油液测试
加速的系统老化测试和空转速度耐久性测试型线使用具有20/19/16ISO等级的油液进行。该油液在换油周期取自发动机。
加速的系统老化
加速的系统老化测试用于评估摇臂组件的整体耐久性，包括凸轮轴和SRFF之间的滑动界面、卡锁机构和低升程轴承。以定期检查间隔来测量机械间隙，并且主要测量磨损。图66示出在加速的系统老化测试循环上评估SRFF的测试方案。机械间隙测量和FTIR测量允许进行SRFF和DLC涂层各自的整体健全的研究。最终，部件被拆卸以力图理解在机械间隙从测试开始时任何改变的源头。
图67是表示对SRFF耐久性测试的相关测试时间的饼图，测试包括总的大约15700小时。加速系统老化测试提供每个测试小时最多的信息，由于一个测试中加速因素和到SRFF的组合负载导致总测试时间的37％的分配。由于每个测试的长的持续时间，空转速度耐久性(低速、低升程和低速、高升程)测试占总测试时间的29％。切换耐久性针对多个寿命进行测试并且占用9％的总测试时间。由于很难达到临界转换和冷起动耐久性所需的热循环时间，临界转换和冷起动耐久性测试需要大量时间。数据的量化根据进行这些模式需要的总时间而不仅是临界转换和冷起动时间本身。剩余的子系统和极限测试需要11％的总测试时间。
气门机构动态
气门机构动态行为决定发动机的性能和耐久性。动态性能通过评估关闭速度和当气门回到气门座时的气门反弹确定。应变计提供关于系统负载相对于凸轮轴角度在发动机速度包络线上的信息。应变计在均匀压力的部位应用到内臂和外臂。图68示出附装到SRFF的应变计。外臂和内臂被装备仪表以测量应变，从而校验SRFF上的负载量。
进行气门机构动态测试以评估气门机构的性能能力。测试在正常和极限机械间隙值下进行。正常情况为，进行1000-7500rpm的速度扫描，每个发动机速度记录30次气门切换事件。动态数据后处理允许计算气门关闭速度和气门反弹。SRFF的内外臂上所附装的应变计指示，在所有发动机速度下摇臂的负载足以防止气门机构部件或HLA的“泵取”之间的分离。当HLA补偿气门反弹或气门机构偏差以导致气门在凸轮轴基圆上保持打开时，该泵取发生。最小、最大和平均关闭速度被示出以理解整个发动机速度范围的分配。高升程关闭速度示出在图67中。高升程的关闭速度满足设计目标。值的范围在7500rpm下在最小和最大之间以大约250mm/s变化，同时安全保持在目标之内。
图69示出低升程凸轮轴型线的关闭速度。正常运行在3500rpm以内发生，其中关闭速度保持在200mm/s以下，对于低升程它安全地处在设计余量内。在低升程模式系统设计为5000rpm的超速条件，其中最大关闭速度低于极限。气门关闭速度设计目标满足高升程模式和低升程模式二者。
临界转换
临界转换测试通过将闩锁销保持在与图27所示外臂接合的临界点进行。闩锁部分地接合外臂，这示出外臂从闩锁销脱开以导致外臂控制的瞬间损失的时机。内臂的轴承冲击低升程凸轮轴凸角。SRFF被测试一定数量，该数量远远超过临界转换的数量，所述临界转换在车辆中是期望的以显示SRFF稳健性的使用寿命。临界转换测试评估卡锁机构在闩锁解除期间的磨损以及从临界切换中产生影响的轴承耐久性。
临界转换测试使用类似于图63所示机动化的发动机进行。间隙调整器控制通道调整临界压力。发动机在恒定速度下运行并且压力围绕临界压力变化以配合系统的滞后现象。临界转换定义为大于1.0mm的气门下降。典型的SRFF气门下降高度分布在图70中示出。需要注意的是，超过1000次临界转换以低于1.0mm发生，这列表显示但不计入测试完成。图71显示临界转换相对于凸轮轴角度的分布。超过最高升程最大累计立即产生，其余的基本均匀分布。
卡锁机构和轴承在整个测试被监视磨损。外臂的典型磨损(图73)与新部件(图72)比较。一旦所需临界转换完成，检查摇臂正确的运行并且测试结束。所示边缘磨损对卡锁功能没有显著影响，并且总机械间隙如大多数闩锁架显示可以忽略的磨损。
子系统
子系统测试评估SRFF摇臂的特定功能和磨损界面。切换耐久性评估卡锁机构在整个SRFF的期望寿命上的功能和磨损。相似地，空转速度耐久性使轴承和滑块经受包括低润滑和130℃油温的最差情况的条件。扭力弹簧耐久性测试通过使扭力弹簧经受大约2500万次循环完成。在整个测试中扭力弹簧负载被测量以测量退化。进一步的一致性通过延伸测试到1亿次循环而不超出15％的最大设计负载损耗获得。图74示出了在测试开始和结束时的外臂上的扭力弹簧负载。在1亿次循环后，存在大约5％-10％的很少的负载损耗，其低于15％的可接受目标并且示出了外臂到四个发动机寿命的足够负载。
加速的系统老化
加速的系统老化测试是作为持续性能基准的全面的耐久性测试。测试代表极端终端用户的累加损坏。测试循环平均大约5000rpm，并具有恒定速度和加速型线。每个循环的时间结束如下：28％稳定状态，15％低升程和高、低升程之间循环，其余在加速条件下。测试的结果显示，在一个生命周期的测试中间隙变化占摇臂的磨损规格的21％。加速的系统老化测试包括8个SRFF，扩展经过标准寿命以确定SRFF的磨损模式。一旦经过标准持续阶段，每100次测试循环记录总机械间隙测量。
加速的系统老化测量的结果在图75中显示，显示磨损规格超出3.6倍寿命。测试继续并且完成六次使用期限而没有失效。扩展测试到多个寿命示出经过初始损坏时期后机械间隙的线性变化。系统的动态性能由于增加的总机械间隙而退化，然而，在六次发动机寿命中功能性能仍然完整。
5.2.5耐久性测试结果
进行测试计划中所讨论的每个测试并且给出结果概要。气门机构动态、临界转换耐久性、扭力弹簧耐久性和最终加速系统老化测试的结果被示出。
结合特殊功能测试SRFF经受加速老化测试以证明稳健性并且概示于表3中。
表3：耐久性概述
耐久性按照发动机寿命总计等于200000英里评估，其提供超过所需150000英里要求的富裕余量。项目的目的是证明所有测试显示至少一个发动机寿命。主要耐久性测试是加速的系统老化测试，它展现至少六个发动机寿命或120万英里的耐久性。该测试还连同使用的油液一起进行，并示出一个发动机寿命的稳健性。关键运行模式是在高、低升程之间切换运行。切换耐久性测试表现出至少三倍发动机寿命或60万英里。同样地，扭力弹簧对于至少四倍发动机寿命或80万英里是稳健的。其他测试显示针对临界转换、超速、冷起动、轴承稳健性和空转条件的至少一个发动机寿命。DLC涂层对于所有条件是稳健的，其示出抛光的最小磨损，如图76所示。结果，大量测试显示SRFF稳健性良好，超出200000英里使用寿命。
5.2.6耐久性测试结论
包括SRFF、DFHLA和OCV的DVVL系统在至少20000英里显示出稳健性，200000英里超出150000英里要求的安全余量。耐久性测试显示对至少六倍发动机寿命或120万英里的加速系统老化。该SRFF对使用油液以及加气油同样显示是稳健的。SRFF的切换功能对至少3倍发动机寿命或600000英里显示是稳健的。所有子系统测试显示SRFF稳健地超出200000英里的一个发动机寿命。
临界转换测试显示出对5000个事件或至少一个发动机寿命的稳健性。该条件产生在正常运行范围以外的油压条件下，并且引发如外臂滑落闩锁的苛刻事件从而SRFF转到内臂。即使条件是苛刻的，SRFF对这样类型的条件显示是稳健的。这种事件不可能发生在批量产品中。测试结果显示SRFF对这些条件在临界转换产生的情况下是稳健的。
SRFF对发动机速度达到7300rpm和爆裂速度条件到7500rpm的轿车应用证明是稳健的。点火发动机测试与本章所述不点火发动机测试具有一致的磨损情况。外臂滑块上的DLC涂层经过整个运行条件显示是稳健的。因此，SRFF设计适合四气缸轿车应用，目的是通过在部分负载发动机运行下减少发动机泵送损耗提高燃油经济性。该技术可以延伸到包括六气缸发动机的其他应用。SRFF在远超出汽车要求的一些情况下显示是稳健的。柴油发动机应用可以考虑另外的改进以处理增加的发动机负载、油液污染和发动机寿命要求。
5.3滑块/DLC涂层磨损
5.3.1磨损测试计划
本部分描述用于研究磨损特征和外臂滑块上DLC涂层的耐久性的测试计划。目标是建立设计规范和工艺参数之间的关系和各自如何影响滑块界面的耐久性。该滑块界面中的三个关键因素是：凸轮轴凸角、滑块和气门机构负载。每个元件具有需要包括在测试计划中的因素以确定对DLC涂层耐久性的影响。每个组件的详细说明如下：
凸轮轴-规定高升程凸轮轴凸角的宽度以保证在发动机运行期间滑块保持在凸轮轴凸角内。这包括由热增长导致的轴向位置变化或由于制造的尺寸改变。结果是，滑块的全部宽度可以接触凸轮轴凸角而没有凸轮轴凸角变得偏离滑块的风险。适合气门升程特征的凸角的形状(型线)也建立在凸轮轴和SRFF的改进中。这使得需要考虑关于DLC涂层耐久性的两个因素：第一个是凸角材料，第二个是凸轮轴凸角的表面光洁度。测试计划包括在凸角上以不同的表面条件测试铸铁和钢凸轮轴凸角。第一个包括通过磨削操作(研磨)制备的凸轮轴凸角。第二个是在抛光操作后提高凸角的表面光洁度条件(抛光)。
滑块-滑块型线设计为对气门升程和气门机构动态的特定要求。图77是SRFF上滑块和接触的高升程凸角对之间的接触关系的图示。由于期望制造的改变，在这个接触表面中存在角度对齐关系，其以放大的比例表示在图77中。考虑到各种对齐条件，冠状表面减少边缘加载滑块的风险。然而，冠状表面增加了制造的复杂性，因此冠状表面对涂层界面性能的影响被添加到测试计划中以确定其必要性。
图77显示凸轮轴表面上的冠以作为选定方法。基于期望负载和冠改变的赫兹应力计算用于在测试计划中的指导。两个块(包括角度)之间对齐的公差需要结合到期望冠的改变规定。测试的所需输出是实际理解如何改变影响DLC涂层的滑块对齐角度。应力计算被用于提供0.2度未对准的目标值。这些计算仅作为参考点。测试计划采纳三个值，这些值包括滑块之间的角度：＜0.05度、0.2度、0.4度。角度在0.05度以下的部件认为是平的并且0.4度的部件代表计算参考点的两倍。
需要评估的滑块上的第二个因素是滑块在DLC涂层之前的表面光洁度。滑块的工艺步骤包括形成滑块型线的磨削操作和为DLC涂层形成表面的抛光步骤。每个步骤影响在应用DLC涂层之前的滑块的最终表面光洁度。测试计划引入每个步骤的贡献并且提供结果以建立用于磨削的工艺规范和抛光步骤之后的表面光洁度的最终规范。测试计划采用如磨削和抛光后的表面光洁度。
气门机构负载-最后一个因素是通过气门机构运行的滑块的负载。计算提供了一种转换气门机构负载到应力等级的方式。凸轮轴凸角和DLC涂层的耐久性基于每个在失效前经受的应力等级。凸轮轴凸角材料应该规定在800-100MPa(运动接触应力)的范围内。该范围考虑到标准设计压力。为了加速测试，测试计划中的应力等级设定在900-1000MPa和1125-1250MPa。这些值分别表示上半部分的标准设计应力和125％的标准设计应力。
测试计划包括六个因素以证明滑块上DLC涂层的耐久性：(1)凸轮轴凸角材料，(2)凸轮轴凸角的形状，(3)凸轮轴凸角的表面条件，(4)滑块与凸轮轴凸角的角对准，(5)滑块的表面光洁度及(6)通过打开气门施加到涂层滑块上的应力。本部分中强调的元件和因素的概况示出在表1中。
表1：测试计划元件和因素
5.3.2部件磨损测试结果
测试的目标是确定每个因素对滑块DLC涂层的耐久性的相对贡献。测试构型的主要部分包括测试计划中的两个因素的最小化。图78所示滑块752连接到测试试样751上的摇臂支架753。所有构型都在两个应力等级下测试以允许每个因素的相关对比。在测试的开始检测间隔的范围为20-50小时并且在需要长时间观察结果时增加到300-500小时间隔。当试样存在DLC涂层损耗或在凸轮轴凸角表面有显著变化时暂停测试。在压力等级高于应用要求的加速因素的影响下进行测试。结果是，所述发动机寿命评估是保守估计并且用于证明测试因素的相关作用。样品在测试台上完成一次寿命被描述为足够的。样品超出三次寿命而没有DLC损耗认为是完美的。测试结果分为两部分以便于讨论。第一部分讨论铸铁凸轮轴的结果，第二检查来自钢凸轮轴的结果。
铸铁凸轮轴的测试结果
第一个测试使用铸铁凸轮轴凸角并且对比滑块表面光洁度和两个角对准构型。结果显示在下面的表2中。这个表概述了使用铸铁凸轮轴测试的包括结合角度和表面条件的滑块的组合。每个组合在最大设计和125％最大设计负载条件下测试。列出的值表示测试期间每个组合达到的发动机寿命数量。
表2：铸铁测试列表和结果
测试的凸轮轴都出现层裂(剥落)，这导致测试终止。大多数在一半发动机寿命之前形成层裂。层裂在更高负载部件上以及存在最大设计负载部件上更严重。分析显示两种负载超出凸轮轴的能力。铸铁凸轮轴凸角经常和包括相似负载水平的滚柱元件一起使用在应用中；然而，在该滑动界面，所述材料不是适合的选择。
足够频繁的检查间隔以研究表面光洁度对涂层的耐久性的作用。磨削表面光洁度的试样在测试中非常早的经受DLC涂层损耗。图79A示出的试样描述了在测试中早期DLC涂层损耗的典型样品。
扫描电子显微镜(SEM)分析显示DLC涂层的破裂性质。DLC涂层以下的金属表面不能够为涂层提供足够的支撑。涂层明显比其结合的金属更硬。因此，如果基体金属显著变形，DLC可能的结果是破裂。在涂层之前被抛光的试样性能良好直到凸轮轴凸角开始层裂。在最大设计负载下对于平直、抛光的铸铁凸轮轴进行试样最好的结果是0.75倍寿命。
钢凸轮轴的测试结果
下一组测试采用钢凸角凸轮轴。测试组合的概况和结果列在表3中。凸轮轴凸角以四种不同的构型被测试：(1)表面光洁度为磨削且具有平的凸角，(2)表面光洁度为磨削且具有冠状凸角，(3)抛光且具有最小冠状凸角和(4)抛光且具有标称冠状凸角。试样上的滑块在DLC涂层之前抛光且在三个角度测试：(1)平的(夹角小于0.05度)，(2)0.2度的夹角和(3)0.4度的夹角。所有凸轮轴的负载设定为最大设计或125％的最大设计水平。
图3：钢凸轮轴测试列表和结果
集合有磨削的平的钢凸轮轴凸角的测试样品和0.4度夹角试样在125％设计负载水平没有超过一个寿命。在最大设计压力下的样品测试持续一个寿命但是在涂层上存在相同作用。0.2度和平的试样性能更好但是不超过两倍寿命。
该测试然后进行磨削、平的钢凸轮轴凸角和包括角度和平直试样的0.2度试样。在观察0.2度样品上涂层损耗之前的时间要求是1.6倍寿命。平的试样运行时间稍长达到1.8倍寿命。在平的样品上DLC损耗的模式是在接触面的外侧上具有不均匀的最大损耗。在接触面外侧上涂层的损耗表明通过滑块施加的应力在其宽度上是不均匀的。这种现象公知为“边缘作用”。降低两个对齐元件边缘上应力的解决方案是在其中一个元件上增加冠状外形。使用SRFF的应用中在凸轮轴上添加冠状外形。
下一组测试采用冠形的最小值结合0.4、0.2度并且平的抛光滑块。该设定证实增加冠形到凸轮轴的积极作用。在125％最大负载中0.4度样品从0.75提高到1.3倍寿命。对于相同负载的平的部件存在从1.8提高到2.2倍寿命较小改进。
最后的测试组包括所有三个角度的试样和加工有标准冠形值的抛光钢凸轮轴凸角。在这些结果中最显著的差别是凸轮轴冠和滑块到凸轮轴凸角的角对准之间的相互作用。平的和0.2度样品在两个负载水平下超过三倍寿命。0.4度样品没有超过两倍寿命。图79B示出了具有0.2度夹角在最大设计负载下测试的一个试样的典型示例。
这些结果证实如下：(1)凸轮冠的标准值在减少滑块角对准达到0.2度到平的时是有效的；(2)在将应用的最大设计负载和125％最大设计负载下是稳定的，(3)当结合滑块抛光和凸轮轴凸角冠时，抛光凸轮轴凸角对DLC涂层的耐久性做出贡献。
每个测试结果有助于更好地理解应力对DLC涂层的耐久性上影响。结果图示在图80中。
使用铸铁凸轮轴凸角的早期测试在设计负载下的滑动界面中没有超出一半的发动机寿命。下一个改进产生在识别“边缘作用”的形式。增加冠形到抛光凸轮轴凸角，具有更好理解的可接受的角对准，提高涂层耐久性超过三倍寿命。结果是证明在观察到的测试结果和在每个预估的发动机寿命中使用的最大设计应力之间的设计余量。
表面光洁度对DLC涂层耐久性的影响最多报告在在从磨削涂层样品到抛光涂层样品的过渡中。如图81所示，滑块磨削涂层测试不超过三分之一发动机寿命。滑块的表面光洁度的改进提供了在涂层以下的基板的更好的负载承受能力并且提高了涂层滑块的整个耐久性。
从铸铁和钢凸轮轴测试而来的结果提供以下：(1)滑块到凸轮轴的角对准的规范，(2)明显证据是角对准规范与凸轮轴凸角冠规范一致，(3)超出最大设计负载时在为凸轮轴凸角冠和滑块对准设计的规范内DLC涂层保持完整，(4)在滑块磨削之后需要抛光操作，(5)用于磨削操作的工艺规范，(6)涂层之前滑块的表面光洁度的规范和(7)钢凸轮轴凸角的抛光操作对滑块上DLC涂层的耐久性做出贡献。
5.4滑块制造改进
5.4.1滑块制造改进说明
外臂使用机加工铸件。从铸坯原料机加工的原型部件针对滑块的角度改变和涂层之前的表面光洁度具有既定的目标。产品磨削和抛光工艺的改进对测试同时产生，并且在图82中描述。测试结果对外臂滑块的制造工艺的改进提供反馈和引导。工艺中的参数基于测试的结果调整并且新的机加工样品随后在测试夹具上评估。
本段描述滑块从试样到SRFL外臂的制造工艺进程。
第一步开发产品磨削工艺以评估不同的机器。试验运行建立在三个不同磨削机器上。每个机器使用相同的陶瓷立方氮化硼(CBN)磨轮和砂轮。选用CBN磨轮是因为其可供(1)提高部件到部件的一致性，(2)在要求轻微误差的应用中提高准确性和(3)相比于氧化铝通过在砂轮循环之间产生更多碎片提高效率。每个机器使用相同进给速率磨削一组试样并且每经过一次移除相同量的材料。设置夹具允许试验连续的磨削。在试样上进行试验，因为样品已经抛光并且在穿钻机上测试。该方法通过保持像夹具、磨轮和砂轮恒定的参数提供公平的方式以评估研磨机。
在每组样品收集之后进行测量。滑块的角测量使用Leitz PPM654坐标测量仪(CMM)获得。表面光洁度测量在Mahr LD120表面光度仪上进行。图83示出滑块角度控制相对于研磨机设备的结果。线以上的结果是值得注意的产生涂层性能退化之处。目标区域显示测试该夹角的部件在寿命测试中没有差异。对于用于在试样上滑块的夹角的两个研磨机没有满足目标。通过对比第三个表现非常好。由穿钻机而来的测试结果确认滑动界面对在该目标以上的夹角是敏感的。结合在前段讨论的研磨机试验和测试有助于制造设备的选择。
图84概述当夹角数据如图83中所示时相同试样的表面光洁度的测量结果。用于滑块的表面光洁度的规范以这些测试的结果建立。在限制线以上的表面光洁度值显示降低耐久性。
相同的两个研磨机(A和B)也没有满足表面光洁度目标。表面光洁度的目标是基于给定类型的部件在抛光工艺中表面光洁度的净变化而制定的。从磨削工艺作为异常值开始的试样，在抛光工艺之后仍然是异常值。因此，在磨削操作中控制表面光洁度是很重要的，以能够在抛光之后在涂层之前生产满足最终表面光洁度的滑块。
对每个机器回顾测量。在角度测量中研磨机A和B以每个垫的形式都具有变化。结果暗示当其磨削滑块时磨轮竖直移动。在这种类型研磨机中竖直磨轮移动涉及机器的整个刚度。机器刚度也可以影响磨削部件的表面光洁度。磨削外臂的滑块至由测试夹具要求的研磨机C识别的刚度确认的规范。
该经验学习到了磨削试样使用改进的夹具磨削SRFF的外臂。然而，外臂具有明显不同的挑战。外臂设计为在其被凸轮轴凸角致动的方向上是刚性的。外臂在滑块宽度方向上没有这种刚性。
磨削夹具需要(1)控制每个滑块而不偏压，(2)刚性支撑每个滑块以抵抗由磨削施加的力和(3)在大批量生产中可靠地重复该过程。
外臂夹具的改进从手动夹紧块开始。夹具的每次修正试图从阻尼机构移除偏压并且降低磨削表面的变化。图85描述了夹具设计改进的结果，其在滑块磨削操作期间保持外臂。
通过测试计划组的改进为关键SRFF外臂滑块规范的表面光洁度参数和在夹角中形成公差设定边界。研究磨削操作表面光洁度对产生抛光之后最终表面光洁度的影响并且用于对中间工艺标准制定规范。这些参数用于构建设备和部件夹具改进以保证在较高产量时确保涂层性能。
5.4.2滑块制造改进
结论
SRFF滑块上的DLC涂层构造在包括DFHLA和OCV部件的DVVL系统中，它显示了超出轿车寿命要求的良好的稳健性和耐久性。尽管DLC涂层已经用于多种产业，但对汽车气门机构市场的产品是有限的。该工作识别和量化在DLC涂层应用之前表面精加工的作用、DLC的应力水平和滑块的制造过程。该技术显示对SRFF滑块的连续制造是合适的和满意的。
在整个寿命测试中表面光洁度对保持DLC涂层在滑块上是关键的。测试结果显示当表面光洁度太粗糙时产生早期失效。本文强调远超出寿命测试要求表面光洁度水平的状况。该方法在铬镍基层的上部保持DLC完整，从而SRFF基体金属不会暴露接触凸轮轴凸角材料。
DLC滑块上的应力水平同样被识别和证明。测试强调对滑块边缘角度控制的需要。示出由于制造公差增加到凸轮轴凸角的冠形给边缘负载效果增加大量的稳健性。设定用于角度控制的规范显示在超出寿命耐久性要求测试结果中。
在滑动界面还发现凸轮轴凸角的材料是重要的因素。对基于DVVL系统SRFF的包装要求需要稳健性能够应对达到1000MPa的滑动接触应力。应对这些应力等级，需要高质量的钢材料以避免危害滑动界面寿命的凸轮轴凸角裂开。发现具有钢凸轮轴材料、冠形和抛光的最终系统超出寿命耐久性要求。
在大量制造工艺中生产滑块和DLC的工艺被描述。关键的制造改进集中在磨削设备选择和磨削轮及用于制造滑块磨削工艺的保持SRFF外臂的夹具。选择的制造工艺选择显示稳健性以满足发动机寿命的保证耐久性滑动界面的规范。
滑块上的DLC涂层显示出超出寿命要求，其与系统DVVL的结果相符合。外臂滑块上的DLC涂层经过运行条件显示出稳健性。结果是，SRFF设计适合四缸轿车应用，目的是通过在部分负载发动机运行下降低发动机泵取损耗提高燃油经济性。DVVL的DLC涂层滑动界面显示出耐久性并使VVA技术用在不同发动机气门应用中。
II.单凸角停缸(CDA)系统实施方式说明
1.CDA系统简介
图88示出紧凑的凸轮驱动式单凸角停缸(CDA)切换摇臂1100，它安装在活塞驱动式内燃机上并且结合双供给液压间隙调节器(DFHLA)110和油液控制阀(OCV)822被致动。
参照图11、88、89和100，CDA布置包括四个主要部件：油液控制阀(OCV)822、双供给液压间隙调节器(DFHLA)、CDA切换摇臂组件(还称作SRFF)1100、单凸角凸轮1320。默认构型是正常升程(卡锁)位置，在该位置，CDA摇臂组件1100的内臂1108和外臂1102卡锁在一起的，导致发动机气门打开并允许气缸作为标准气门机构运行。DFHLA110具有两个油液口。下油液口512提供间隙补偿，并且与标准HLA类似地供给发动机油液。上油液口506称为切换压力口，它在来自OCV822的受控油压和SRFF中的闩锁1202之间提供通道。正如所指，当闩锁接合时，SRFF1100中内臂1108和外臂1102像标准摇臂一样一起运行以打开发动机气门。在无升程(未卡锁)位置，内臂1108和外臂1102可以独立移动以使气缸停缸。
如图88和99所示，包括一对空转扭力弹簧1124以偏压内臂1108的位置，从而该内臂一直保持持续接触凸轮轴凸角1320。空转扭力弹簧1124要求比使用多个凸角的设计更高的预负载以促进凸轮轴凸角1320和内臂滚柱轴承1116之间的持续接触。
图89示出在SRFF1100中内臂1108和外臂1102沿着闩锁1202机构和滚柱轴承1116的细节图。SRFF1100设计的功能保持相似包装，且相比于具有多于一个凸角的构型降低了凸轮轴1300的复杂性，例如，用于每个SRFF位置的分离无升程凸角可以被除去。
如图91所示，用于一个发动机气缸的完整CDA系统1400包括一个OCV822，两个SRFF摇臂1100以用于排气，两个SRFF摇臂1100以用于进气，用于每个SRFF1110的一个DFHLA110以及驱动每个SRFF1100的单凸角凸轮轴1300。此外，CDA1400系统设计成使SRFF1100和DFHLA110对于进气和排气是相同的。这种布置允许单个OCV822同时切换停缸所需的四个SRFF摇臂组件1100中的每个。最后，系统被从ECU825电动控制，以便OCV822在正常升程模式和无升程模式之间切换。
针对一个排气和一个进气气门使用SRFF1100的发动机布置显示图90中。SRFF1100的包装类似于标准气门机构的包装。气缸盖需要改动以提供油液从下通道805向OCV822的供给(图88、91)。此外，第二(上)油液通道802需要连接OCV822和DFHLA110的切换口506。基本发动机缸盖架构保持相同，从而气门中心线、凸轮轴中心线和DRHLA110中心线保持恒定。由于这三个中心线相对于标准气门机构被保持，并且由于SRFF1110保持紧凑，气缸盖高度、长度和宽度相比于标准气门机构系统几乎没有改变。
2.CDA系统使能技术
在该系统中使用的一些技术具有用于不同应用中的多种应用，它们在此描述为此处公开的DVVL系统的部件。它们包括：
2.1油液控制阀(OCV)
如前面的部分中描述的，并且如图88、91、92和93所示，油液控制阀(OCV)822是引导或不引导加压液压流体以引发摇臂100在正常升程模式和无升程模式之间切换的控制装置。OCV被智能控制，例如使用由ECU825发送的控制信号。
2.2双供给液压间隙调整器(DFHLA)
存在许多用于维持发动机中间隙的液压间隙调节装置。对于DVVL切换摇臂100(图4)，需要传统间隙控制，但传统HLA装置不足以为切换提供所需的油液需求，它需要经受运行期间由组件100施加的相关侧面负载并适合受限制的包装空间。描述了一种和切换摇臂100一起使用的紧凑的双供给液压间隙调节器110(DFHLA)，它具有一组用于以低消耗提供优化油流压力的参数和形状，以及一组用于管理侧面负载的参数和形状。
如图10所示，球柱塞端601装配在球座502中，以允许所有方向的自由旋转。这允许某些操作模式中的球柱塞端601的侧面和可能不对称的负载，例如当从高升程向低升程切换时或反之。与用于HLA装置的典型球端柱塞相反，DFHLA110球柱塞端601使用更薄的材料构建以抵抗侧面负载，在图11中示出了柱塞厚度510。
为球柱塞端601选择的材料还可以具有更高的容许动力应力负载，例如铬钒合金。
DFHLA110中液压流动路径设计为用于高压流动和低压下降，以确保恒定液压切换和降低泵送损耗。DFHLA安装在发动机内的尺寸设计成相对于外表面511密封的圆柱容纳座内，如图11中所示。圆柱容纳座与第一油流通道504结合以形成具有特定截面区域的闭合流体路径。
如图11中所示，优选实施方式包括四个油流口506(只示出两个)，它们以等间距方式围绕第一油流通道504的基底布置。此外，两个第二油流通道508以等间距方式围绕球柱塞端601布置，并且通过油液口506流体连通第一油流通道504。油液口506和第一油流通道504与特定区域尺寸配合而且围绕DFHLA110体部隔开，以确保从第一油流通道504到第三油流通道509油液均匀流动并且压降最小。第三油流通道509的尺寸设计为联合从多个第二油流通道508的油流。
2.3检测和测量
使用传感器采集的信息可以用于校验切换模式、识别错误条件或提供信息分析和用于切换逻辑和正时。可以看出，前面描述的适合DVVL系统的检测和测量实施方式还可以应用到CDA-1L系统。因此，DVVL中使用的气门位置和/或运动检测和逻辑也可以用在CDA系统中。相似地，用于DVVL系统的、用在摇臂的位置/动作或摇臂相对于彼此的相对位置/动作的确定中的检测和逻辑也可以用于CDA系统中。
2.4扭力弹簧设计和实施
稳健的扭力弹簧1124设计提供比常规已知摇臂设计更大的力矩，同时保持高的可靠性，该设计使CDA系统能贯穿所有动态运行模式保持恰当的运行。扭力弹簧1124的设计和制造在后面的段落中描述。
3.切换控制和逻辑
3.1发动机实施
CDA实施方式可以包括任何数量的气缸，例如4个和6个直列气缸以及6个或8个V型气缸。
3.2至摇臂组件的液压流体输送系统
如图91所示，液压流体系统以受控的压力输送发动机油液到CDA切换摇臂1100。在这个布置中，从气缸盖801来的无压力调节的发动机油液通过下油液通道805供给入DFHLA110。该油液总是与DFHLA110的下口512流体连通，在该处用于进行常规液压间隙调整。从气缸盖801来的无压力调节的发动机油液还供给到油控制阀822。来自OCV822并在受控的压力下被供给的液压流体供给到上油液通道802。OCV822的切换确定每个CDA组件摇臂1100组件的升程模式，该组件包括用于给定发动机气缸的CDA停缸系统1400。如以下段落所述，OCV阀822的致动通过发动机控制单元825使用基于对特别物理构型、切换窗口和系列操作条件检测和存储的信息-例如一定数量的气缸和特定油温-的逻辑进行。从上通道802来的压力调节液压流体被引入DFHLA110上口506，在该处它被传递到切换摇臂组件1100。液压流体经过摇臂组件1100连通到闩锁销1202组件，在该处该流体被用于起动正常升程和无升程状态之间的切换。
在上通道802中清除积累空气对在压力上升时段保持液压刚度和最小化振动是重要的。压力上升时段直接影响切换操作期间的闩锁移动时间。图91中所示的被动抽气口832被添加到上通道802中的高点，以将积累的空气排放入气门盖下方的气缸盖空气空间中。
3.2.1用于正常升程模式的液压流体输送
图92示出SRFF1100的其中没有电信号到OCV822的默认位置，还示出在正常升程模式中使能运行的下列系统和部件的截面：OCV822，DFHLA110，闩锁弹簧1204，闩锁1202，外臂1102，凸轮1302，滚柱轴承1116，内臂1108，气门垫1140和发动机气门112。下通道805中的未调节的发动机油压流体连通DFHLA110的间隙补偿(下)口512以便能进行标准间隙补偿。OCV822调节到上油液通道802的油压，该上油液通道随后当没有ECU825电信号时以0.2-0.4巴供给油液到上口506。该压力值低于需要挤压闩锁弹簧1204以移动闩锁销1202的压力。该压力值用于保持油液回路充满油液并且没有空气，以便实现所需的系统响应。凸轮1320凸角接触滚柱轴承，使外臂1102围绕DFHLA110球座旋转以打开和关闭气门。当闩锁1202被接合时，SRFF功能类似于标准RFF摇臂组件。
3.2.2用于无升程模式的液压流体输送
图93A、B和C示出SRFF1100在停缸(无升程模式)期间的细节图。发动机控制单元(ECU)825(图91)提供信号到OCV822从而油压供给到闩锁1202引发其缩回，如图93B所示。需要完全缩回闩锁的压力是2巴或更高。该单凸角CDA实施方式中较高的扭力弹簧1124(图88、99)预加载使凸轮轴凸角1320能当其发生在空动中时保持接触内臂1108滚柱轴承1116，并且如图93C所示发动机气门保持关闭。
3.3运行参数
运行CDA系统1400(图91)的一个重要因素是正常升程模式和无升程模式之前切换的可靠控制。CDA气门致动系统1400仅可以在预定时间窗口内在模式之间被切换。如上所述，从高升程模式切换到低升程模式和相反操作通过来自使用逻辑的发动机控制单元(ECU)825(图91)的信号起动，该逻辑分析所存储的信息，例如用于特定物理构型的切换窗口，存储的运行条件和由传感器收集的处理数据。切换窗口时长通过CDA系统物理构型确定，该物理构型包括气缸数量、由单个OCV控制的气缸数量、气门升程时长、发动机转速和液压控制及机械系统中固有的闩锁响应时间。
3.3.1收集数据
实时传感器信息包括从任何数量的传感器的输入，例如图91所示的示例CDA系统1400。如前所述，传感器可以包括1)气门杆位移829，在一个实施方式中使用线性可变差动变换器(LVDT)测量，2)使用霍尔效应传感器或运动检测器的动作/位置828和闩锁位置827，3)使用接近开关、霍尔效应传感器或其他装置的DFHLA移动826，4)油压830和5)油温890。凸轮轴旋转位置和速度可直接收集或从发动机转速传感器推导。
在液压致动的VVA系统中，油温影响用于在诸如CDA和VVL的系统中切换的液压系统的刚度。如果油液过冷，它的粘度减慢切换时间，导致故障。该温度关系在图96中描述用于示例CDA系统切换摇臂11001400。准确的油温提供准确的信息，该油温在一个实施方式中采用图91所示的传感器890获得，该传感器位于使用点附近而非位于发动机油液曲轴箱。在一个实施例中，CDA系统1400中的油温在油压控制阀(OCV)822附近被监视，该油温必须大于或等于20摄氏度以便以需要的液压刚度起动无升程(未卡锁)操作。测量可以采用任何数量的商业上可获得的部件，例如热电偶。油液控制阀在2010年4月15日公开的美国专利申请US2010/008937和2010年1月28日公开的US2010/0018482中进一步描述，这两篇文献在此整体引入作为参考。
传感器信息作为实时运行参数输入发动机控制单元(ECU)825。
3.4存储的信息
3.4.1切换窗口算法
SRFF要求从正常升程到无升程(停缸)状态以及反之的模式切换。切换要求发生在少于一个凸轮轴转动期间以确保适当的发动机运行。模式切换可以仅发生在当SRFF处于凸轮1320的基圆1322(图101)上时。气门升程状态之间切换不能发生在当闩锁1202(图93)被加载和移动被限制时。闩锁1202在完全和部分接合之间的过渡时期必须被控制以防止闩锁1202滑动。与CDA系统1400(图91)中固有的机电闩锁响应时间结合的切换窗口识别模式切换的时机。
基于CDA系统1400的SRFF的预期功能参数类同于现今生产的V型切换滚柱升降器。正常升程和无升程之间的模式切换设定为发生在基圆1322事件期间并且与凸轮轴1300旋转位置同步。SRFF默认位置设定为正常升程。根据SRFF控制的油流也类似于V型CDA产品系统。
临界转换定义为可能当闩锁部分接合时发生的未预期的事件，其导致气门部分地提升或急剧下降回到气门座。当切换指令在前述油温、发动机速度的参数和凸轮轴位置同步切换期间被执行时，这种情况是不太可能的。临界转换事件对DFHLA110造成冲击负载，其可能要求高强度的DFHLA-如前面部分描述的-以作为使能系统部件。
用于CDA系统1400的基本的同步切换描述在图94中。排气气门型线1450和进气气门型线1452绘制为凸轮轴角的函数。所需切换窗口限定为下列操作需要的时间之和：1)OCV822阀门供给加压油液，2)液压系统压力克服偏压弹簧1204并且引发闩锁1202机械移动，和3)从无升程到正常升程和反之的模式转换需要的闩锁1202完全移动。在该排气实施例中，切换窗口时期1454一旦排气关闭就存在，直到排气开始再次打开。闩锁1202在排气升程事件期间保持被限制。可导致在以下段落中详细描述的临界转换1456的正时窗口标示在图94中。用于进气的切换窗口可以以相似的方式相对于进气升程型线描述。
闩锁预加载
CDA摇臂组件1100切换机构设计成在闩锁间隙被吸收以后可以向闩锁1202施加液压压力，导致功能没有变化。该设计参数允许液压压力在进气气门升程事件期间通过OCV822在上油液通道822中起动。一旦进气气门升程型线1452回到基圆1322无负载条件，闩锁就完成其运动到特定卡锁或未卡锁模式。该设计参数帮助最大化可变切换窗口。
相对于温度的液压响应时间
图96示出闩锁1202响应时间对使用SAE5W-30油液的油温的依赖性。闩锁1202响应时间反映闩锁1202从正常升程(卡锁)移动到无升程(未卡锁)位置或反之的持续时间。在切换压力口506中在20℃油温和3巴油压下闩锁1202响应时间要求十毫秒。在相同压力条件和更高运行温度例如40℃下，闩锁响应时间减到5毫秒。液压响应时间用于确定切换窗口。
可变气门正时
参照图94和95，一些凸轮轴驱动系统设计为相对于凸轮轴角比标准的驱动系统具有更大的相位权限/动作范围。该技术可称为可变气门正时，并当确定允许切换窗口持续时间1454时必须与发动机速度一起考虑。
气门升程型线随凸轮轴角变化的图表示出在图95中，描述了可变气门正时对切换窗口持续时间1454的影响。排气气门升程型线1450和进气气门升程型线1452显示不具有导致无切换窗口1455的可变气门正时能力的典型循环(还参见图94)，排气气门升程型线1460和进气气门升程型线1462显示具有导致无切换窗口1464的可变气门正时能力的典型循环。该可变气门正时的实施例导致无切换窗口1458持续时间增加。假设120度曲轴角的可变气门正时能力在排气和进气凸轮轴之间持续，则在3500rpm发动机速度下时间持续转换1458是6毫秒。
图97是显示计算和测量由于温度和凸轮相的影响切换时间变动的图表。该图表基于范围从具有最小重叠1468凸轮轴相的420度曲轴角到具有最大重叠1466的凸轮轴相的540度曲轴角的切换窗口。对于40℃-120℃的正常发动机运行温度，5毫秒的闩锁响应时间显示在该图表上。从ECU825切换信号起动直到液压压力足以引发闩锁1202移动来测量液压响应变动1470。基于使用OCV控制液压油压的CDA系统1400研究，最大变化大约10毫秒。该液压响应变化1470考虑到发动机中的油压、温度和到OCV822的电压。具有最小重叠1468的相位位置在3500rpm发动机速度下提供20毫秒的可用切换时间，总闩锁响应时间是15毫秒，表示切换可用时间和闩锁1202响应时间之间5毫秒的余量。
图98同样图示计算的和测量的由于温度和凸轮相的影响的切换时间变化。图示基于范围从具有最小重叠1468凸轮轴相的420度曲轴角到具有最大重叠1466凸轮轴相的540度曲轴角的切换窗口。对于20℃的冷发动机运行温度，10毫秒的闩锁响应时间显示在该图示上。液压响应变化1470从ECU825切换信号起动直到液压压力足够引发闩锁1202移动进行测量。基于使用OCV控制液压油压的CDA系统1400研究，最大变化大约10毫秒。该液压响应变化1470考虑到发动机中的油压、温度和到OCV822的电压。具有最小重叠1468的相位在3500rpm发动机速度下提供20毫秒的可用切换时间，总闩锁响应时间是20毫秒，这表示切换可用时间和闩锁1202响应时间之间减少的设计余量。
3.4.2存储的运行参数
这些变量包括发动机配置参数，例如随运行温度变化的预计闩锁响应时间和可变气门正时。
3.5控制逻辑
如上所示，CDA切换仅发生在一定运行条件下的小预定窗口时间期间，并且在正时窗口之外切换CDA系统可能导致临界转换事件，这可对气门机构和/或其他发动机部件导致损坏。由于发动机状态例如油压、温度、排放和负载可能重复变化，可使用高速处理器分析实时状况，将它们与表征工作系统的已知运行参数相比较，调和结果以确定何时切换，并且发送切换信号。这些操作可以每秒执行数百次或数千次。在实施方式中，这种计算功能可以由专用处理器或者由称为发动机控制单元(ECU)的已有多用途汽车控制系统进行。典型ECU具有用于模拟和数字数据的输入段、包括微处理器的处理段、可编程存储器、随机存取存储器以及输出段，该输出段可能包括继电器、开关和警灯致动。
在一个实施方式中，图91中所示的发动机控制单元(ECU)825从多个传感器接收输入，例如气门杆位移829、动作/位置828、闩锁位置827、DFHLA移动826、油压830和油温890。诸如对给定发动机速度允许的运行温度和压力、切换窗口的数据存储在存储器中。实时收集的信息随后与存储的信息对比并且被分析以便为ECU825切换正时和控制提供逻辑。
在输入被分析以后，控制信号通过ECU825传输到OCV822以初始化切换操作，该操作可定时以避免临界转换事件同时满足发动机性能目标，例如提高燃油经济性和降低排放。如果需要，ECU825还提醒驾驶员错误状况。
4.CDA摇臂组件
图99示出示例CDA摇臂组件1100的透视图。CDA摇臂组件1100仅以示例的方式给出，可以理解，本申请主题的CDA摇臂组件1100的构型不限制于包含在图中所示的CDA摇臂组件1100的构型。
如图99和100所示，CDA摇臂组件1100包括具有第一外侧臂1104和第二外侧臂1106的外臂1102。内臂1108置于第一外侧臂1104和第二外侧臂1106之间。内臂1108具有第一内侧臂1110和第二内侧臂1112。内臂1108和外臂1102两者都安装到邻近摇臂1100的第一端1101的枢转轴1114，该枢转轴将内臂1108固定到外臂1102同时还当摇臂1110在无升程状态时允许围绕该枢转轴1114枢转的自由旋转角度。除了所示出的具有安装到外臂1102和内臂1108的单独枢转轴1114的实施方式以外，枢转轴1114还可以一体形成到内臂1102或外臂1108。
CDA摇臂组件1100具有轴承1190，该轴承包括在第一内侧臂1110和第二内侧臂1112之间安装在轴承轴1118上的滚柱1116，在摇臂正常运行期间，该滚柱用于从旋转的凸轮(未示出)输送能量到摇臂1110。在轴承轴1118上安装滚柱1116允许轴承1190围绕轴1118旋转，该轴118用于降低由旋转的凸轮和滚柱1116的接触产生的摩擦。如此处所述，滚柱1116旋转固定到内臂1108，该内臂则可以在一定条件下相对于外臂1102围绕枢转轴1114旋转。在所述实施方式中，轴承轴1118在内臂1108的轴承轴孔1260中安装到内臂1108并且延伸穿过外臂1102的轴承轴槽1126。当使用轴承轴1118时其他构型也是可能的，例如轴承轴1118不延伸穿过轴承轴槽1126而是仍然安装在内臂1108的轴承轴孔1260中。
当摇臂1110处于无升程状态时，当凸轮的升程部分(图101中1324)开始接触轴承1190的滚柱1116时，内臂1108相对于外臂1102向下枢转，从而向下挤压外臂。轴槽1126允许轴承轴1118以及因此内臂1108和轴承1190向下移动。随着凸轮继续旋转，凸轮的升程部分转离轴承1190的滚柱1116，从而由于轴承轴1118被轴承轴扭力弹簧1124向上偏压而允许轴承1190向上移动。所示出的轴承轴弹簧1124是通过弹簧保持器1130固定到位于外臂1102上的支座1150的扭力弹簧。扭力弹簧1124邻近摇臂1100的第二端1103固定并具有与轴承轴1118接触的弹簧臂1127。当轴承轴1118和弹簧臂1127向下移动时，轴承轴1118沿着弹簧臂1127滑动。摇臂1100的具有邻近摇臂1100的第二端1103固定的扭力弹簧、邻近摇臂的第一端1101的枢转轴1114并且轴承轴1118位于枢转轴1114和轴弹簧1124之间的构型减少了摇臂的第一端1101附近的质量。
如图101和102所示，气门杆1350也在摇臂1100的第一端1101附近接触该摇臂1100，因此摇臂1100的第一端1101处减少的质量减少了整个气门机构(未示出)的质量，从而减少了改变气门机构的速度必需的力。应当注意，其他弹簧构型可用于偏压轴承轴1118，例如单个连续弹簧。
图100示出图99中CDA摇臂组件1100的分解视图。图100的分解视图和图99的组装视图示出轴承1190、包括与针1200结合的大致圆柱形滚柱1116的针滚式轴承，该轴承可安装到轴承轴1118上。轴承1190用于传递凸轮的旋转动作到摇臂100，继而传递动作到气门杆1350，例如在图101和102所示构型中。如图99和100所示，轴承轴1118可以安装在内臂1108的轴承轴孔1260中。在这种构型中，外臂1102的轴槽1126容纳轴承轴1118并允许轴承轴1118进行空转运动且当摇臂1100在无升程状态时通过延伸内臂1108。“空转”运动可以认为是摇臂的不传递凸轮的旋转运动到气门的运动。在所述实施方式中，空转由内臂1108相对于外臂1102围绕枢转轴1114的枢转运动体现。
除了轴承1190的其他设置也允许从凸轮传输动作到摇臂1100。例如，具有凸轮轴凸角(图101中1320)的界面的平的无旋转表面(未示出)可以在相对内臂1108和摇臂1100靠近图99所示轴承1190的区域安装在或一体成型到内臂1108。这种无旋转表面可以包括形成在无旋转表面上的摩擦垫。在另一个实施例中，替代性的轴承，例如具有多个同心辊的轴承，可以用于有效替代轴承1190。
参照图99和100，象足在第一和第二内侧臂1110、1112之间安装在枢转轴1114上。枢转轴1114靠近摇臂1100的第一端1101安装到内枢转轴孔1220和外枢转轴孔1230中。形成在内壁1108上的唇部1240防止象足1140围绕枢转轴1114旋转。象足1140接合气门杆1350的端部，如图102所示。在可替代实施方式中，可以去除象足1140，取而代之地，与气门杆1350的末端互补的界面表面可以置于枢转轴1114上。
图101和102分别示出摇臂1100相对于凸轮1300的侧视图和前视图，该凸轮具有升程凸角1320，该升程凸角具有基圆1322和升程部分1324。滚柱1116示出为接触升程凸角1320。双供给液压间隙调整器(DFHLA)110在摇臂的第二端1103附近接触该摇臂1100，并且施加向上的压力到摇臂1100、特别是外摇臂1102，同时减小气门间隙。气门杆1350临近摇臂1100的第一端1101接触象足1140。在正常升程状态中，摇臂1100周期性向下推动气门杆1350，这用于打开对应气门(未示出)。
4.1扭力弹簧
如下文所述，摇臂1100在无升程状态会经受间隙调整器110的过度的泵取，这是由于过度的油压、非稳态条件的开始或其它原因。当加压油液充满其内部时，这可以导致间隙调整器110的有效长度的增加。这种情况可能发生例如在发动机冷起动期间，如果未经检查则需要花费大量时间来自身解决，并且甚至可以导致永久的发动机损坏。在这种情况下，闩锁1202不能致动摇臂1100直到间隙调整器110回到正常运行长度。在这种情况中，间隙调整器施加向上压力给外臂1102，使外臂1102靠近凸轮1300。
SRFF上的空动扭力弹簧1124设计为提供足够的力以在无升程运行期间保持滚柱轴承1116接触凸轮轴升程凸角1320，由此确保内臂子组件的受控的加速和减速以及内臂1108到卡锁位置的受控的返回，同时保留闩锁间隙。泵取情况要求更强的扭力弹簧1124以补偿来自泵取的附加力。
扭力弹簧1124的矩形金属丝截面用于减小包装空间，保持组件的低惯性矩和提供足够截面高度以支撑运行负载。下面描述的应力计算和FEA、测试验证用于发展扭力弹簧1124部件。
扭力弹簧1124(图99)的设计和制造工艺被描述，该工艺形成具有由选定的结构材料制成的大致矩形金属丝的紧凑设计。
参照图30A、30B和99，扭力弹簧1124由大致梯形形状的金属丝397构造。该梯形形状设计为当卷绕加工期间施加力时允许金属丝397变形为大致矩形。扭力弹簧1124被卷绕之后，所形成的金属丝的形状可以描述为类似于具有大致矩形截面的第一金属丝396。图99示出两个扭力弹簧实施方式，其被示出为截面是多线圈398、399。在优选实施方式中，金属丝396具有矩形截面形状，它具有两个伸长侧-在此表示为竖直侧402、404、顶部401和底部403。线卷的侧部402、404的平均长度与顶部401和底部403的比值可以是小于1的任何值。该比值使得沿着线卷弯曲轴线400的刚度大于由具有与线卷398的顶部401和底部403的平均长度相等的直径的圆形金属丝卷绕的弹簧线圈刚度大。在替代性实施方式中，截面金属丝形状具有大致梯形的形状，它具有较大的上部401和较小的底部403。
在这种构型中，当线卷被卷绕时，每个线卷的伸长侧402抵靠前一个线卷的伸长侧402，从而使扭力弹簧1124保持稳定。形状和布置保持所有线卷在竖直位置，防止它们在压力下时相互越过或对齐。
当摇臂组件1100运行时，大致矩形或梯形的扭力弹簧1124-当它们围绕图30A和30B所示的轴线400弯曲时-产生高的部分压力，特别是上部表面401上的张应力。为了满足耐久性要求，材料和技术的组合一起被应用。例如，扭力弹簧可以由包括铬钒合金钢的材料制成，与该设计制一起提高强度和耐久性。扭力弹簧可被加热和快速冷却以回火弹簧。这降低了剩余部分应力。用弹射体冲击用于形成扭力弹簧的金属丝396、397的表面，或使用“喷丸加工”以处理金属丝396、397的表面中的残余应力。金属丝396、397随后卷绕成扭力弹簧134、136。由于被喷丸加工，所形成的扭力弹簧可以比未进行喷丸处理的同样弹簧承受更大的张应力。
4.2扭力弹簧座
如图100所示，旋钮1262从轴承轴1118的端部伸出并且形成槽1264，弹簧臂1127座放在该槽1264中。在一个替代方案中，可以使用中空轴承轴1118以及分离的弹簧安装销(未示出)，该弹簧安装销包括例如用于安装弹簧臂1127的、诸如旋钮1262和槽1264的特征部。
4.3外臂组件
4.3.1闩锁机构描述
图100中示出用于选择性地停止摇臂1100的机构，该机构在所示实施方式中在摇臂1100的第二端1103附近可见，该机构被示出为包括闩锁1202、闩锁弹簧1204、弹簧保持器1206和夹子1208。闩锁1202构造为安装在外臂1102内部。闩锁弹簧1204置于闩锁1202内并且通过闩锁弹簧保持器1206和夹子1208固定就位。一旦安装，闩锁弹簧1204就朝向摇臂1100的第一端1101偏压闩锁1202，从而允许闩锁1202、特别是接触部分1210接合内臂1108，由此防止内臂1108相对于外臂1102移动。当闩锁1202以这种方式接合内臂时，摇臂1100处于正常升程状态，并将会从凸轮传递动作到气门杆。
在已组装的摇臂1100中，闩锁1202在正常升程和无升程状态之间交替。当例如通过口1212施加足以抵消闩锁弹簧1204的偏压力的油压时，摇臂1100可进入无升程状态，该口1212构造为允许油压施加到闩锁1202的表面。当施加油压时，朝向摇臂1100的第二端1103推动闩锁1202，由此使与内臂1108接合的闩锁1202收回并允许内臂围绕枢转轴1114旋转。在正常升程和无升程状态二者中，定向夹1214的直线部分1250在平坦表面1218处接合闩锁1202。定向夹1250安装在夹孔1216中，因此相对于摇臂1100保持直线部分1250的水平定向。这将平坦表面1218的定向也限制为水平的，从而沿适当方向定向闩锁1202以恒定地接合内臂1108。
4.3.2闩锁销设计
如图93A、B、C所示，SRFF摇臂1100的闩锁1202在无升程模式中缩回到外臂1202中，同时内臂1108随动凸轮轴升程凸角1320。在一定条件下，从无升程模式到正常升程模式的过渡可导致图103中所示的情况，闩锁1202在内臂1108回到闩锁1202正常接合的位置之前伸出。
再接合特征部添加到SRFF以防止其中内臂1108被阻挡并困在闩锁1202以下的位置的情况。优化内臂坡面1474和闩锁坡面1472以当内臂1108接触闩锁坡面1472时提供向缩回位置的平缓闩锁1202移动。该设计避免可能由切换压力口506(图88)处的压力变化导致的闩锁机构损坏。
如在涉及DVVL摇臂组件和操作的先前段落中描述的，可以应用多个闩锁实施例以容许闩锁机构在操作条件期间的可靠操作，包括具有圆的或其它非平面的形状的闩锁。
4.4系统包装
SRFF设计集中在相比于标准产品布局最小化气门机构包装变化。重要的设计参数包括凸轮凸角相对于SRFF滚珠轴承的相对位移和钢凸轮轴与铝气缸盖之间的轴向对齐。钢和铝部件具有不同的热膨胀系数，所述热膨胀可以相对于SRFF转换凸轮轴凸角。
图104显示单凸轮轴凸角相对于SRFF1100外臂1102和轴承1116的适当对齐和不良对齐。适当对齐显示凸轮轴升程凸角1320在滚柱轴承1116的中间。单凸轮轴凸角1320和SRFF1100设计为避免滚柱轴承1116上的边缘负载1428并避免凸轮轴凸角1320接触1480外臂1102。在多凸角CDA构型中去除凸轮轴无升程凸角降低了对紧密制造公差、凸轮轴凸角宽度和位置组装控制的要求，使凸轮轴制造工艺类似于用在型号II发动机上的标准凸轮轴的工艺。
4.5CDA闩锁机构液压操作
如前所述，泵取是用于描述这种状况的术语，在该状况中，HLA超过其预期工作的尺寸，从而在基圆事件期间防止气门回到它的座。
图105的下方示出标准气门系统和凸轮轴基圆事件期间施加在滚指随动器组件(RFF)1496上的力。液压间隙调节器力1494是由间隙补偿口1491中油压产生的液压间隙调整器(HLA)1493力和HLA内弹簧力的结合。凸轮反作用力1490在凸轮轴1320和RFF轴承之间。反作用力1492在RFF1496和气门112杆头之间。必须平衡作用力以便气门弹簧力1492防止气门112的无意打开。如果由HLA力1492产生的气门反作用力1492和凸轮反作用力1490超过需要落座气门112的落座力，那么在基圆运行期间气门112将抬升并且保持打开，这是不期望的。标准固定臂系统的描述不包括动态运行负载。
设计SRFF1100还另外考虑到当系统在无升程模式中时的泵取。当SRFF1100在无升程模式中时DFHLA110的泵取可以造成其中内臂1108不能回到闩锁1202可以重新接合内臂1108的位置的情况。
当SRFF1100在正常升程模式中时，SRFF1100类似于标准RFF1496(图105)反作用。保持所需闩锁间隙以切换SRFF1100同时防止泵取，除了需要使内臂1108返回到其卡锁接合位置的扭转力外，还通过从扭力弹簧1124施加额外力以克服HLA作用力1494解决。
图106显示当系统在无升程模式中时施加在SRFF1100上的力平衡：由间隙补偿口512(图88)处的油压产生并加上柱塞弹簧力1498的DFHLA力1499，凸轮反作用力1490和扭力弹簧力1495。由弹簧1124产生的扭力1495通过轴承轴1118和弹簧臂1127转换为作用在内臂1108上的弹簧反作用力1500。
SRFF摇臂组件1100中的扭力弹簧1124设计为提供足够的力，以在无升程模式期间保持滚柱轴承1116接触凸轮轴升程凸角1320，由此确保控制内臂1108子组件的加速和减速和使内臂1108返回卡锁位置，同时保留闩锁间隙1205。当系统在无升程模式中时用于SRFF1100设计的扭力弹簧1124设计还考虑到间隙补偿口512处的油压变化。油压调节可以降低扭力弹簧1124的负载要求，这直接作用在弹簧尺寸上。
图107表示在间隙补偿压力口512中油压的要求。仅当系统在无升程模式中时要求对SRFF限制油压。考虑到如前文所述的同步切换，对低于20℃的温度限制无升程模式。
4.6CDA组件间隙管理
图108示出SRFF1100的闩锁间隙1205。对于单凸角CDA系统，总机械间隙1505降低到单闩锁间隙1205值，这与对于具有一个以上凸角的CDA设计的凸轮轴间隙1504和闩锁间隙1205之和相反。对SRFF1100的闩锁间隙1205是闩锁1202和内臂1108之间的距离。
图109比较了设计用于三凸角SRFF和单凸角SRFF的凸轮轴上的打开斜坡(opening ramp)。
通过用于单凸角SRFF的设计消除了凸轮轴间隙。凸轮轴间隙1504的消除允许进一步优化凸轮轴升程型线，该优化通过使升程斜坡减少1510并因此允许更长的升程事件进行。SRFF的凸轮轴打开斜坡1506相对于使用多凸角的相似设计所需的凸轮轴打开斜坡1506减少高达36％。
此外，SRFF上的机械间隙变化比类似三凸角设计提高39％，这是由于凸轮轴间隙和相关特征的消除，相关特征例如为凸轮轴无升程凸角基圆半径的制造公差，滑块到滑块和滑块到滚柱轴承平行度所需的凸角脱出。
4.7CDA组件动态
4.7.1详述
SRFF摇臂1100和系统1400(图91)设计为满足整个发动机运行范围的动态稳定性要求。SRFF刚度和惯性矩(MOI)被分析用于SRFF设计。SRFF组件1100的MOI围绕穿过与DFHLA110接触的SRFF座的旋转轴的枢转轴1114(图99)测量。在凸轮1320和轴承116之间的界面处测量刚度。图110示出测量的刚度相对于计算的组件MOI的曲线。SRFF的刚度和MOI之间的关系和用于当前生产的类型II发动机的标准RFF的进行对比。
4.7.2分析
执行数次设计和有限元分析(FEA)迭代，以在SRFF的DFHLA端最大化强度和减少MOI。质量加强部件置于SRFF的DFHLA端上以最小化MOI。扭力弹簧1124-SRFF组件中最重的部件之一-靠近SRFF旋转轴定位。卡锁机构也靠近DFHLA定位。增加SRFF的竖直部分高度以增大强度同时减小MOI。
SRFF设计使用从动态模型而来的负载信息优化。分析的关键输入参数包括气门机构布局、SRFF元件的质量、惯性矩、刚度(通过FEA预估)、机械间隙、气门弹簧负载和速度、DFHLA形状和柱塞弹簧以及气门升程型线。接下来，通过相对于CDA SRFF的气门上的有效质量优化刚度来改变系统以满足预定动态目标。气门上的有效质量表示MOI相对于SRFF的枢转点和气门与SRFF之间距离平方的比值。所测试的动态性能在以下段落中描述。
5.设计验证和测试
5.1气门机构动态结果
气门机构的动态性能在控制振动噪声(Noise Vibration andHarshness，NVH)同时满足发动机耐久性和性能目标方面是重要的。气门机构动态部分地由SRFF部件的刚度和MOI影响。SRFF的MOI已经被计算，并且刚度通过电脑辅助工程(CAE)技术估计。动态气门动作还由多个因素影响，所以进行测试以在高速气门控制中获得保障。
监控发动机测试设备被用于气门机构动力学。气缸盖在测试之前装备。油液加热到代表实际发动机条件。从空转速度到7500rpm进行扫描速度，记录数据定义为发动机速度。动态性能通过评估气门关闭速度和气门回弹确定。SRFF应变接触目的是监控负载。气门弹簧负载保持恒定以使固定系统一致。
图111描述进气气门的作为结果的落座关闭速度。需要用于八个连续事件以显示相对于发动机速度的最小、平均和最大的速度的数据。目标速度显示为产业中普遍的落座速度的最大速度。目标落座速度保持高达大约7500发动机rpm，其示出了对轿车发动机应用的可接受的动态控制。
5.2扭力弹簧验证
扭力弹簧是SRFF设计的关键部件，特别是在高速运行期间。在弹簧上进行概念验证以验证稳健性。弹簧设计的三个元件被测试用于检验概念。首先，在运行温度的高循环的条件下记录负载损耗。弹簧负载损耗，或松弛，表示从测试开始到测试结束时弹簧负载的下降。负载损耗还通过施加最高压力等级和使部件经受高温记录(证明)。第二，在最差情况和循环下测试耐久性和弹簧验证疲劳寿命，以及所述负载损耗。最后，通过使用最低负载弹簧以及验证在CDA模式中在所有运行条件期间DFHLA的不泵取来验证空转弹簧的功能。
在发动机油液环境中基于目标夹具测试使扭力弹簧在发动机运行温度下循环。扭力弹簧以完整行程在最高预负载条件下的应用循环以表示最差情况的应力。循环目标值设定为2500万次和5000万次循环。扭力弹簧还经受热设定测试，在该测试中它们被加载到最高应用应力、在140℃下保持50小时并且测量负载损耗。
图112概述循环测试和热设定测试的负载损耗。所有部件经过8％最大负载损耗，同时设计目标设定在10％最大负载损耗。
结果显示8％的最大负载损耗并且满足设计目标。许多测试显示出最小负载损耗接近1％。对负载损耗所有测试在设计指导方针内是安全的。
5.3停缸期间的泵取稳健性
扭力弹簧1124(图99)设计为防止HLA泵取以当系统在无升程模式期间运行时保留闩锁间隙1205(图108)。测试装置设计为将间隙补偿压力口处的发动机油压维持在模式切换要求的油温和发动机速度条件范围上。
进行验证试验以证明扭力弹簧1124在所需条件下保持闩锁间隙1205(图108)的能力。测试在受监视的发动机上进行，具有用于测量间隙补偿压力口512(图88)和切换压力口506(图88)处的气门和CDA SRFF动作、油压和温度的仪器。
下限空转弹簧用于模拟最差情况。该测试在表示最大切换速度的3500rpm下执行。两个运行温度考虑为58℃和130℃。测试结果显示，在压力比应用要求高25％时泵取。
图113显示在58℃下在排气侧测得的最低泵取压力1540。用于58℃和130℃下进气和130℃下排气的泵取压力高于58℃下排气侧的泵取压力。SRFF在切换模式，具有正常升程事件和无升程模式事件。对凸角的接近用于检测气门动作，以便验证在切换压力口506在对应压力下的SRFF模式状态。间隙补偿口512中的压力逐渐增加，并且监测从无升程状态向正常升程状态的切换。系统结束切换时的压力被记录为泵取压力1540。对SRFF设计，当油压保持在5巴或低于5巴时系统安全地避免泵取油压。概念测试在特别地高限制的力矩扭力弹簧下进行以模拟最差情况的疲劳设计余量条件。在高负载扭力弹簧上进行的概念测试满足所需设计目标。
5.4切换耐久性期间机械间隙的验证
机械间隙控制对气门机构动态稳定性是重要的并且在整个发动机的使用期限中被保持。具有闩锁负载和在正常升程模式和无升程模式之间切换的测试被认为合适于验证闩锁机构的磨损和性能。切换耐久性通过从接合到不接合位置切换闩锁、在无升程模式中循环SRFF、使闩锁接合内臂和使SRFF在正常升程中循环来测试。一个循环定义为脱开并且随后重新接合闩锁并且在两种模式中运行SRFF。切换的耐久性目标是300万次循环。300万次循环表示等于一个发动机寿命。一个发动机寿命定义为等于可靠的在15万英里标准以上的20万英里。部件在3500发动机rpm的最高切换速度目标被测试以模拟切换期间最差情况动态负载。
图114示出在测试期间周期性检查点的机械间隙的变化。该测试建立在一组六气缸发动机夹具上。每组三个气缸并且每个气缸对应四个SRFF，共示出12条型线。0.020mm的机械间隙变化确立为设计磨损目标。所有的SRFF显示在同等车辆寿命下低于磨损目标的安全间隙磨损余量。该测试在部件接近最大间隙变化目标值的时间延伸到超过寿命目标的25％。
对于SRFF，同等发动机寿命上的气门机构动态、扭力弹簧负载损耗、泵取验证和机械间隙都满足预期目标。气门机构动态-就关闭速度而言-可靠地位于7200rpm的最大发动机速度下的极限和高于7500rpm的速度极限内。LMS负载损耗显示8％的负载损耗，它可靠的在10％的设计目标以内。进行泵取测试显示，SRFF设计在5巴的给定目标油压下正确地运行。最后，同等发动机升程上的机械间隙变化可靠地处在设计目标以内。SRFF满足汽油轿车应用上用于停缸的所有设计要求。
6.结论
停缸被证明是对轿车汽油车辆提高燃油经济性的方法。完成基于停缸系统的单凸角SRFF的设计、改进和变化，提供了通过减少泵送损耗和在更高燃烧效率下运行部分发动机气缸提高燃油经济性的能力。系统通过对发动机气门、凸轮轴和间隙调整器保持相同的中心线来保护标准型号II气门机构的基本架构。发动机气缸盖需要在气缸盖中增加OCV和油液控制口，以允许SRFF从正常升程模式液压切换到停缸模式。系统需要每个发动机气缸对应一个OCV，并且通常构造成具有四个相同的SRFF用于进气和排气，其中每个SRFF对应一个DFHLA。
SRFF设计提供了降低系统复杂性和成本的解决方法。SRFF设计的最重要的使能技术是对空转扭力弹簧的修改。LMS设计为在正常升程模式和无升程模式二者期间维持单凸角凸轮轴和SRFF之间的持续接触。尽管该扭力弹簧要求稍微多的包装空间，但整个系统通过消除三凸角凸轮轴变得更简单。SRFF的轴向累积从三凸角CDA设计减少，由于没有在外臂滑块上和与内臂的界面上增加边缘附负载时机的外凸轮轴凸角。SRFF的摇臂刚度水平类似于标准生产摇臂。
惯性矩通过将较重的部件在直接落座在DFHLA上的枢转端来最小化，所述较重的部件即闩锁机构和扭力弹簧。该特征通过最小化气门上的有效质量得到更好的气门机构动态。系统设计和验证针对标准升程模式期间的7200rpm的发动机速度和停缸模式期间的3500rpm的发动机速度进行。部件还被针对至少等于20万发动机英里的至少一个发动机寿命验证。
虽然本公开描述了本发明的不同方面，并且虽然这些方面在某些细节被描述，这不是为了约束应用或以任何方式限制本申请要求教导的范围为这样的细节。其他优点和改进对本领域技术人员是显而易见的。因此，本申请的教导，在其广义的方面，不限制于特定细节和所示以及所述实施例。因此，可以从这样的细节做出不脱离本发明的申请人要求教导精神和范围之内的改变。此外，前述方面是说明性的，没有单个特征或元件对于此处和后附的权利要求的所有可能的组合是必要的。
III.VVA发动机和气缸盖布置
1.切换摇臂组件
1.1说明-一般发动机结构
图115和116描述了常规型号II的具有排气凸轮的双顶置凸轮轴内燃机的部分发动机缸盖组件。为了清晰起见，排气凸轮摇臂、气门和部分进气气门凸轮轴被移除。这里需要注意的是，本发明等同应用于具有类似装置和结构的其他发动机设计。
多个凸轮塔10向上伸出，并具有从气缸盖向上伸出的凸轮塔底33部分。凸轮塔底33的上侧具有半圆形凹陷。
凸轮塔帽11螺栓连接到凸轮塔底13。凸轮塔帽11具有朝下的相似半圆形凹陷，从而当凸轮塔帽11螺栓连接到凸轮塔底13时，凹陷生成容纳凸轮轴的圆形凸轮凹陷321。凸轮凹陷321尺寸和结构设计为固定进气和排气凸轮轴但是允许它们自由旋转。
火花塞管20在本发明中位于凸轮塔10之间并平行于穿过气缸盖中心的中心线19。火花塞管20向下延伸穿过气缸盖进入每个发动机气缸顶部中，并且设计为容纳火花塞。
1.2VVA切换摇臂布置
1.2.1对称布置
示出在图115和116中的这个发动机缸盖组件具有足够的空间以容纳如前所述且对称的可变气门升程(VVL)摇臂组件100。
VVL摇臂组件100用于本说明书的其他部分。然而，可以理解，本发明的这些方面可以用于安装在气缸盖中并在摇臂组件的一端具有小间隙的其他不同的摇臂组件。
该VVT摇臂组件100通过对每个气缸具有三个凸角的凸轮轴驱动。在图115和116中移除了凸轮轴，但保留中间凸轮凸角324和外凸轮凸角326。在本发明的这个方面，所示摇臂组件100具有向内端101(或第一端101)和向外端103(或第二端103)。术语“向内”涉及向内朝向中心线19的方向，“向外”涉及向外远离中心线19的方向。
如图116所示，可以看出，VVL摇臂组件100向内端101由液压间隙调整器340支撑。向外端103抵靠在气门杆350上。
当中间凸轮凸角342旋转并且向下压到VVL摇臂组件100上时，其导致VVL摇臂组件100的向外端103向下推动气门杆350而打开连接到气门杆350的提升阀。当内闩锁通过提向其供高压油液运行时，VVL摇臂组件100引发气门根据外凸轮凸角326的形状提升。这结合图117在以下进一步描述。
1.2.2不对称布置
在图117中，扭力弹簧135、137和弹簧支柱141、143使VVL摇臂组件100与标准摇臂组件相比在第一端更宽。VVL摇臂组件100(和CDA摇臂)的设计比标准摇臂宽并且可以仅装配在某些气缸盖中。图115和116所示的气缸盖中有足够空隙，然而，在某些发动机缸盖中，没有来自其他结构例如凸轮塔或火花塞管的足够空隙，该DVVL摇臂100不能使用。
如上所示，重新设计/修改气缸盖、凸轮驱动器和齿轮机构是非常耗费成本的。同样，许多不同的制造可能使设备基于气缸盖标准设计，使其很难修改或改动气缸盖。
因此，本发明可以实施在特别设计以配合具有小间隙气缸盖的VVA摇臂组件中。
在许多气缸盖设计中，已确定仅在摇臂的一侧缺乏空间。通常，空间的缺乏可能出现在摇臂靠近火花塞管20一侧的向内端101。因此，以重新设计形式包装VVL摇臂组件100是可行的，从而阻碍侧的宽度不会宽于标准摇臂的宽度。
结果是产生修改的摇臂组件，以用于在摇臂组件的右侧或摇臂组件的左侧具有阻碍的气缸盖上。在左侧摇臂组件中，大多数功能元件从右侧移到左侧。同样，右侧形成为具有减小的宽度。
相似地，右侧摇臂组件设计为当在左侧具有阻碍时使用。相似地，结构从左侧移到右侧，并且左侧形成为在左侧上产生增加间隙以补偿阻碍。共同地，它们称为改进的摇臂组件。
根据本发明的一个方面的新颖的改进摇臂组件400结合图118-122说明。
图118是根据本发明的一个方面的、展示可变气门升程的左侧改进摇臂组件400的透视图。
图119是图110的改进摇臂组件400的俯视图。
图120是图118-119的改进摇臂组件400的侧视图。
图121是图118-120的改进摇臂组件从其铰链(第一)端看的端视图。
图122是图118-121的改进摇臂组件从其闩锁(第二)端看的端视图。
在此所示为描述目的的改进摇臂组件400是可变气门升程(VVL)摇臂组件。然而，停缸(CDA)摇臂组件或其他摇臂组件-它们在第一端408使用扭力弹簧或否则具有加宽的第一(或铰接)端408-都落入本发明的范围内。
该摇臂组件的运行方式非常相似于如图117所示的摇臂组件以及如上所述的VVL Rocker Application-它在此全部通过参考引入。改进的摇臂组件400使用装配在外结构420内的内结构410。然而，该改进的摇臂组件用在靠近摇臂组件具有较少间隙的气缸盖上。改进摇臂组件400除在此公开的功能方面外还包括一些装饰方面。
内结构410可以具有穿过其第一端408的轴凹部413。外结构420也可以具有穿过其第一端408的轴凹部433。当滚柱轴凹部413、433与外结构420内的内结构410对齐时，轴434可以穿过轴凹部413、433固定，以允许内结构410相对于外结构420围绕轴434枢转。
阻碍侧405上的外结构420-当其从第二端409朝向第一端408延伸时-可以朝向无阻碍侧407偏移，产生第一偏移部分428。该偏移可以是可在第一端408处产生较小宽度的弯曲或成角度侧臂。相比于标准VVL或CDA摇臂组件，该第一偏移部分428可以在阻碍侧405上提供额外间隙。这可以允许改进的摇臂组件400装配入气缸盖并与之一起起作用，该气缸盖具有狭窄阻碍区域，例如图132、133的阻碍区域600。
无阻碍侧407上的外结构420-当其从第二端409朝向第一端408延伸-可以向外远离改进摇臂组件400偏移，产生第二偏移部分429。相比于标准VVL或CDA摇臂组件，该第二偏移部分429可以在无阻碍侧407上提供额外的间隙，以允许接合第二扭力弹簧437。这可以允许改进摇臂组件400施加适当量的力以相对于外结构420偏压内结构410。在本发明的替代方面中，单个更大扭力弹簧可以用于取代此处所示的两个或多个扭力弹簧。
改进摇臂组件400使用具有闩锁销510的闩锁组件500，闩锁销510可以保持内结构410和外结构420在一起从而它们像一个摇臂移动。闩锁组件500可以通过油液控制阀(未示出)致动，油液控制阀可以通过在液压间隙调整器340上枢转的杯448提供增大的油压。这结合图126、127进一步说明。
由于在无阻碍侧407上有两个(或多个)扭力弹簧435、437(或单个较大扭力弹簧)并且在阻碍侧405没有扭力弹簧，摇臂组件的内结构410和外结构420上有扭曲作用力。因此围绕轴434的游隙量可以被调整以保证改进摇臂组件400适当地起作用。
当使用两个扭力弹簧435、437时，扭力弹簧435被认为是右侧弹簧并且沿扭力弹簧437的相反方向卷绕。这些不同弹簧无效一些弹簧力。
如果仅使用单个扭力弹簧，当设计内和外结构410、420时需要考虑额外的扭转力。
对于双扭力弹簧和单扭力弹簧设计，内和外结构410、420的相对强度可以被调整以降低弯曲，以保证适当性能。此外，每个结构沿着它们长度的重量分布可以构造为提供适当强度和结构，同时最小化在发动运行所需速度下需要枢转改进摇臂组件400的惯性力。所述内和外结构410、420包括许多与此处公开的功能性方面不同的装饰性方面。
图122显示当闩锁销在伸出位置时容纳和保持该闩锁销501的闩锁销座485。闩锁销501和闩锁销座485可以保持装配在外结构420中的内结构410。即使闩锁销所示为圆形，它也可以具有对应平坦座的平坦端。闩锁销501和闩锁销座485可以具有允许它们适合在一起的任何互补形状。
图123是显示第一和第二偏移区域428、429的外结构的从上部看的俯视图。这里可以看出与图117的摇臂组件的外结构的不同。靠近第一端408的第一外侧臂421可以偏斜到左侧以容纳摇臂组件400第一端右侧上的阻碍。相似的，第二外侧臂422也可以偏斜到左侧以容纳摇臂组件400第一端右侧上的阻碍，当它们从第二端409向第一端408延伸时，保持第一和第二外侧臂大致彼此相同的距离。这可以产生偏移(抵消)区域428和429。
图124是图123的外结构的从下部看的平面图，它也显示了第一和第二偏移区域428、429。这也示出了下横臂439。由于改进摇臂组件400的不对称设计，下横臂439可以被示为增加强度以中和作用力和帮助防止可能另外产生的弯曲。
结合上图122说明的闩锁销座485从这个视图也可见。
图125是根据本发明的一方面的外结构420的侧视图。第一外侧臂421和第一偏移部分428在该视图中可见。
图126是根据本发明的一方面的内结构410的顶端的透视图。
图127是图126的内结构410的底端的透视图。轴凹部413示出为可以容纳轴434并且可以枢转连接内结构410到外结构420。在图126和127中，滚珠轴孔483和484可以容纳滚柱轴(未示出)以保持滚柱415。在图127中，杯448可以容纳图116的液压间隙调整器340。液压间隙调整器(图116的340)具有从油液控制阀(未示出)而来的油流。杯448可以连接到提供油液到通道444和446的内通路。油液通道可以通过内通路连接到闩锁组件500。通过油液控制阀提供的大于阈值压力的油压可以导致闩锁组件500切换。闩锁销(图120-122的501)可以在缩回位置设置为其正常位置(具有低油压)。当大于阈值的油压被供给到闩锁时，它可以切换伸出闩锁销(图120-122的501)。这是“正常未卡锁”设置。
可替代的，在低油压下，闩锁销可以正常在伸出位置。当油压增加到阈值以上时，闩锁销可以缩回。这是“正常卡锁”设计。
图128是图126-127的内结构从顶端看的视图。
图129是图126-128的内结构从底侧看的视图。
在图129中，显示了气门杆座417。气门杆座417挤压发动机气门杆，从而当改进摇臂组件400枢转时致动气门。
图130是图126-129的内结构410从铰链(第一)端看的端视图。
图131是图126-130的内结构410从闩锁(第二)端看的端视图。
在图128-131中显示弹簧支柱447。一个或更多的第一扭力弹簧435、437装配在弹簧支柱447上并可通过该弹簧支柱保持就位。也可使用单个较大扭力弹簧，以用于替代第一和第二扭力弹簧435、437。
图132是图118-122的改进摇臂组件400在安装到气缸盖中时呈现的透视图。
如图115和116，为清楚起见移除了部件。最明显地是，对每个发动机气门具有三个凸角的凸轮轴的轴部分已被移除。示出中间凸轮凸角324和一个外凸轮凸角326。由于一个侧凸角未显示，第二滑块426是可见的。如在以上VVL摇臂应用所述的，第二滑块可以骑在外凸轮凸角326上。
凸轮轴通过并穿过凸轮塔10固定。在此可以清楚看到，火花塞管20在阻碍区域600会干扰标准CDA或VVL摇臂组件。改进摇臂组件400的第一偏移部分428在阻碍区域600靠近火花塞管20。由于其减小的宽度，现在能装配在该盖上并且发挥功能而不碰撞火花塞管20。
图133是图118-122的改进摇臂组件400的另一个视角的透视图，这是它安装在气缸盖中时呈现的透视图。
这显示了如图120的相同结构，但是从上部并且靠近气缸盖中心线的视点看的，观察改进摇臂组件400的无阻碍侧407。中间凸轮凸角324压下滚柱415。
第一偏移部分428示出为在火花塞管20附近靠近阻碍区域600，以提供所需间隙。
第二偏移部分429也被显示为扭力弹簧435、437提供额外的空间。
2.气缸盖装置和组件
2.1.气缸盖装置，总括
如在前述部分中描述的，许多发动机具有包含来自多个制造商的构件的设计。因此，期望设计VVA技术用以在预先限定的气缸盖空间内工作，例如，先前描述的CDA和VVL切换摇臂，通过偏移设计修改所述切换摇臂以避免气缸盖障碍。在一些情况中，不可能或不希望改变已证实的切换摇臂设计，以使其可以用在发动机组件中。在这类情况中，对特定的气缸盖组件做出有限的修改可能是理想的。
2.2针对切换摇臂修改的气缸盖装置
描述一种气缸盖装置，它使凸轮轴支承件定位在为较宽的摇臂组件-例如不要求使用凸轮轴承载架的切换摇臂组件-提供额外空间的位置处。凸轮轴承载架的使用通常显著增加组件的成本。
应理解，本发明的教导能应用至多种发动机中，例如具有四个邻近的直列气缸的直列四缸发动机、6-缸发动机的3-气缸盖或其它发动机设计。本发明还将应用到具有两组四直列缸的顶置(架空)凸轮V8发动机。本发明还将应用至多种切换摇臂组件。
图139是常规的直列四缸发动机的气缸盖组件41的平面图，该发动机的每个气缸具有2个进气门和2个排气门，其中已将气门盖移除。将描述直列四气缸发动机；然而，这将也应用至V8发动机的4气缸部分对本领域普通技术人员而言是显而易见的。
将直列四缸发动机的每个气缸从在左边的气缸一直至在右边的气缸四编号。气缸一和气缸四是外侧或端部的气缸，而气缸二和三被认为是中间气缸。图139示出作为左端气缸的气缸一，而气缸四是右端气缸，气缸二被称为左侧中间气缸，气缸三被称为右侧中间气缸。这种表述将是有用的，因为其也将覆盖V8发动机以及直列四缸发动机。
用于参考，图139的顶部被认为发动机的前面，而该图的底部为发动机的后面。
以附图标记21表示从气缸的前面至后面穿过气缸一的线。凸轮塔10定位在线21上或靠近线21、并且靠近发动机的后面，用以固定进气凸轮轴36，该进气凸轮轴也以进气摇臂51下方的虚线示出。凸轮塔10应用使所述凸轮塔稳定并容许凸轮塔在运转期间转动的凸轮轴承和凸轮塔盖11。
类似地，另一凸轮塔10位于线21上或线21附近、并且靠近发动机的前面，用于将排气凸轮40固定在排气摇臂61下方。
以附图标记23表示从气缸的前面至后面穿过气缸二的线。凸轮塔10定位在线23上或靠近线23、并且靠近发动机的后面，用以固定进气凸轮30。类似地，另一凸轮塔10定位在线23上或靠近线23、并且靠近发动机的前面，用以固定排气凸轮40。
还有位于发动机的后面和前面附近、在分别穿过气缸三和四的线25和27上的其它的凸轮塔10，分别用于固定进气凸轮30和排气凸轮40。还有位于排气凸轮轴的左侧和右侧上的端部支承件33和34，以及位于进气凸轮轴的左侧上的端部支承件35。在该实施例中，进气凸轮轴的右侧没有端部支承件。
在该设计中，凸轮塔10之间的可用空间一般大约是77mm。VVA切换摇臂组件通常具有近似29mm的宽度。两个并排的VVA切换摇臂组件在安装时不会在所述空间中与凸轮塔适配。因此，这种典型的直列四缸发动机不能容纳这些VVA切换摇臂组件。
类似地，具有顶置凸轮的V8发动机应当具有两个与如图139中示出的那些相似的气缸盖。在V8发动机中使用较宽的摇臂或摇臂组件引起相同的问题。
一种解决方案是在离开VVA摇臂组件的方向上、向外移动气缸之间的凸轮塔10。这个解决方案使得难以到达气缸盖螺栓，因为气缸盖螺栓也在气缸之间。容许自由地接近尽可能多的气缸盖螺栓是有益的，因为通常要在具有凸轮和摇臂组件的一体件就位时移除气缸盖。
另一解决方案是增加包含了全部凸轮轴支承轴承的并且在将气缸盖栓固到发动机缸体上以后组装的凸轮轴承载架。但是这个解决方案已经显示出成本较高并且增加了额外的密封连接件，该密封连接件可以是贯穿发动机寿命的泄漏通道。
根据本申请的教导，容许将更宽的摇臂用在小型发动机中的多个气缸上，而不需要使用完整的凸轮轴装置。在第一实施例中，这在不需要任何额外的凸轮轴支承件的情况下就可以完成。
在第二实施例中，利用简单的凸轮轴支承件容纳更宽的摇臂，该凸轮轴支承件也可以用作具有必要的油液控制通道孔的油液控制阀(OCV)安装表面。OCV是与VVA摇臂结合使用的ON/OFF液压阀，其使VVA能够运行。
已经确定，支承件之间的凸轮轴跨距可以延伸超过77mm而不会引起过度弯曲、振动或磨损。
通过修改凸轮轴支承塔的安放，制造出介于塔之间的更大的未受支承的跨距。保持空间增加到合理的量，典型地高达129mm而不产生上述指出的明显负面影响。
较大的跨距形成了用于摇臂组件的额外的空间，并且现在可以容纳更宽的VVA摇臂组件。
还应理解，本文中示出和描述的实施例是示例性的而非限制性的。本发明设计可以应用需要额外空间的凸轮轴附近的多种其它部件。
VVA摇臂组件可以是VVL SRFF或CDA SRFF摇臂组件130，其可以统称为可变气门致动切换滚动指轮从动件(“VVA SRFF”)。
图139示出与如上所述的VVL SRFF100相似的VVA SRFF300(后面还将示出停缸单凸角(“CDA”)1100的示例)。VVA SRFF300包括内摇臂(图15的122)，该内摇臂安装在外摇臂(图15的120)内部并且枢转地连接至该外摇臂。内摇臂122和外摇臂(图15的120)枢转地与位于VVA SRFF300的后端部103的枢转轴118连接在一起。
扭力弹簧134和136转动地相对于外摇臂124偏压内摇臂122。
滑块131和132各自安放在凸轮表面上。滚子129安放在与滑块131、132所安放的凸轮不同的凸轮上。VVL SRFF设计成切换闩锁201的闩锁销200以在低气门升程和高气门升程之间变化，从而改变发动机的性能。
滑块131、132、枢转轴118和弹簧134、136给VVA SRFF300增加了额外的宽度，并且因此要求在气缸盖上的额外空隙。
描述了在以上列出的“CDA SRFF应用”中的CDA SRFF。其也比常规的摇臂组件宽，并且将获益于本发明。
图140是根据本发明的教导的一个实施例的气缸盖设计的平面图。
所述实施例涉及将VVA SRFF300安装在外侧或端部气缸一和四上。图140示出了由剖面阴影线标示的、将会设置常规气缸盖设计的凸轮塔10的区域301，但是为存在于该实施例中。此处可以看到现有技术进气摇臂51和排气摇臂61比VVA SRFF摇臂130更窄。
排气凸轮轴40的延伸超出左侧端部气缸(气缸一)的部分通过端部支承件13固定在其左端部处。排气凸轮轴40延伸超出左侧端部气缸(气缸一)的部分通过左侧中部气缸(气缸二)的凸轮塔10支承在其右侧上。
类似地，排气凸轮轴40的延伸超出右侧端部气缸(气缸四)的部分通过右侧中间气缸(气缸三)的凸轮塔10固定在其左侧端部。排气凸轮轴40延伸超出右侧端部气缸(气缸四)的部分通过端部支承件15支承在其右侧上。排气凸轮轴超过右侧端部气缸(气缸四)的未被支承的跨距约为126mm。这是不会影响发动机运转的、可接受的未被支承跨距。
由于气缸四附近不存在用于进气凸轮轴30的端部支承件，所以外侧轴承303邻近右侧端部气缸(气缸四)附装在发动机的后部。在一些情况中，进气凸轮轴36应当伸出，或者应当附接另一部件以使进气凸轮轴36伸出而能被附接的外侧轴承支承。
如果空间允许，还可以具有安装在发动机壳体内部的轴承。
这种设计使凸轮塔10和轴承支承件之间的空间从未受支承长度的77mm到未受支承长度的约126mm增加了约64％，使发动机具有90mm的邻近气缸中心之间的空间或气缸孔空间，以及13mm宽的凸轮塔(典型地针对1.5-2.0L排量的发动机)。每个VVA SRFF300现在可以如图140所示地安装。
图141是图140中所示实施例的气缸盖的立面剖面图。
此处，VVA SRFF130被示出为当安装在发动机中并在发动机中运行时的样子。VVA SRFF130的端部101围绕液压间隙调整件100枢转。另一端部103克服气门弹簧90的阻力而致动发动机进气门70或发动机排气门80的气门杆。
图142示出根据本申请的教导的另一实施例的经改变的四缸发动机实施例的平面图。在该实施例中，摇臂组件用于替换在中间气缸(气缸二和三)上。
在常规气缸盖设计中，凸轮塔(图139中的10)典型地设置在气缸中的每一个之上。在常规气缸盖上的凸轮塔将定位的位置由图142中的区域140标示。
凸轮轴件307安装在中间气缸二和三之间。这个凸轮轴支承件307设计成能被移除以容许在发动机组装期间接近气缸盖螺栓。凸轮轴支承件307可以可选地包括安装结构，以固定油液控制阀(OCV)和油液通道，以将OCV连接至摇臂组件。OCV和油液通道用于提供油压，以引起摇臂组件从一个模式切换至第二模式。
该凸轮轴支承件307包括凸轮轴轴承。凸轮轴支承件307可以预先进行机加工，然后在凸轮轴孔完工之前安装在气缸盖中，这样气缸盖就为组装做好了准备。组装时，移除凸轮轴支承件307，将气缸盖紧固至气缸体，并重新安装凸轮支承件307。然后，安装VVA SRFF300和凸轮轴30、40。
在本发明中，使凸轮支承件之间的空间从未受支承长度的77mm到未受支承长度的约122mm增加了约58％，使发动机具有90mm的邻近气缸中心之间的空间或气缸孔空间，以及13mm宽的凸轮塔(典型地针对1.5-2.0L排量的发动机)。这使得凸轮轴之间的未受支承长度将是邻近气缸的中心之间的空间-一般被称为“孔空间”或“气缸孔空间”-的140％。因此，为通常的发动机配备具有预定硬度的通常凸轮轴，孔空间的高达140％的未受支承长度都可以是所使用的适合的长度。随着跨距变得比孔空间的140％更大，凸轮轴的弯曲效果开始增加。可以使用更长的未受支承跨距，而提供增加的凸轮弯曲度。因此，设想到补偿所述跨距+/-10mm。上述设置在替换了并非全部的气缸摇臂的情况中运行最佳。
图143是另一常规四缸直列发动机的另一气缸盖43的平面图。未示出任何附接至气缸盖43的气门机构部件。气缸盖43附接至具有贯穿气缸盖螺栓凹部32的气缸盖螺栓的气缸体。具有定中在每个气缸上方的四个火花塞管20。在该实施例中，针对每个气缸具有两个进气门导引件38和两个排气门导引件39。凸轮轴(此处未示出)将安置在半圆形的凸轮轴承32中。这些凸轮轴承安装在凸轮塔10上。凸轮塔盖(未示出)具有半圆形形状并用于栓固在凸轮塔10的顶部，环绕并绕着其圆周固定。凸轮轴的左端部将借助端部支承件33和端部支承件35安置并固定。
HLA凹部37与进气门导引件凹部38和排气门导引件凹部39成直线地设置。这些凹部接纳并固定液压间隙调整件(HLA)。
在图143中，凸轮塔10的宽度由宽度“A”标示。另外，邻近的HLA凹部37、进气门凹部38和排气门凹部39之间的宽度由宽度“B”标示。
图144示出仅需要单个凸轮凸角(CDA)1100的切换停缸摇臂组件的立视图和从其下方看的平面图。此处，可以看到滚子轴承1116、扭力弹簧134、136。图144中示出典型尺寸。例如，CDA的长度是50cm。接纳HLA顶端的杯状部1148与驱动气门杆的气门衬垫1140之间是31.14cm。
图145是图143的气缸盖的平面图，其中CDA摇臂组件1100安装在气缸一和四二者的端部上。在移除凸轮轴的情况下，可以更清楚地看到CDA摇臂组件比常规的摇臂组件更宽。邻近气缸一和气缸四的凸轮塔必须移除用以容纳更宽的CDA。因为在端部气缸上的凸轮塔已经移除，所以凸轮轴应当通过端部支承件35、如已示出的为进气凸轮轴而增加的外侧轴承303和用于排气凸轮轴的轴承33和34而支承在其端部。这应用了类似的半圆形的轴承-凸轮紧靠在该轴承上，以及栓固凸轮塔以将凸轮轴固定在其间的半圆形凸轮塔盖。
图146是图143的气缸盖的平面图，其中CDA摇臂组件1100安装在两个中间气缸二和三二者上。在这种情况中，不存在用于中间气缸二和三的凸轮塔10，以容许安装在两个中间气缸上的CDA的额外的宽度。凸轮轴然后必须通过凸轮轴支承件而支承在发动机的中心，该支承件安装在两个中间气缸之间。这固定了凸轮轴，使得其可以正常运行。
虽然本公开描述了本发明的不同方面，并且虽然这些方面在某些细节被描述，这不是为了约束应用或以任何方式限制本申请要求教导的范围为这样的细节。其他优点和改进对本领域技术人员是显而易见的。因此，本申请的教导，在其广义的方面，不限制于特定细节和所示以及所述实施例。因此，可以从这样的细节做出不脱离本发明的申请人要求教导精神和范围之内的改变。此外，前述方面是说明性的，没有单个特征或元件对于此处和后附的权利要求的所有可能的组合是必要的。

Claims (47)

1.一种气缸盖组件，该气缸盖组件与具有四个相邻气缸的发动机相配，所述发动机具有位于最左部的左端部气缸、位于最右部的右端部气缸以及从左至右被称为左中间气缸和右中间气缸的两个中间气缸，所述气缸盖组件包括：
在这些气缸上经过的至少一个顶置的凸轮轴；
用于支承所述凸轮轴的第一端部的、在所述发动机的最左部上的端部支承件；
用于支承所述凸轮轴的第二端部的、在所述发动机的最右部上的端部支承件；
在至少一个中间气缸上方的凸轮塔，该凸轮塔用于支承所述凸轮轴；
其中，在每个端部气缸上延伸的凸轮轴的部分仅由所述端部支承件和中间气缸的凸轮塔支承，由此提供用于将尺寸过大的摇臂组件安装在左端部气缸和右端部气缸上的额外空隙。
2.根据权利要求1所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是停缸(CDA)摇臂组件。
3.根据权利要求1所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是可变气门升程(VVL)摇臂组件。
4.根据权利要求1所述的气缸盖组件，其特征在于，每个端部气缸上方的未受支承的跨度小于相邻气缸的中心之间的气缸孔间隔的140％。
5.根据权利要求1所述的气缸盖组件，其特征在于，对于其中相邻气缸的中心之间的距离为约90mm的发动机而言，气缸上方的最大未受支承的跨度具有122mm(+/-10mm)的最佳长度。
6.一种气缸盖组件，该气缸盖组件与具有四个相邻气缸的发动机相配，所述发动机具有位于最左部的左端部气缸、位于最右部的右端部气缸以及从左至右被称为左中间气缸和右中间气缸的两个中间气缸，所述气缸盖组件包括：
在左端部气缸上经过的至少一个顶置的凸轮轴；
在所述发动机的最左部上的端部支承件，该端部支承件用于支承所述凸轮轴的第一端部；
在左中间气缸上方的凸轮塔，该凸轮塔用于支承所述凸轮轴；
其中，在左端部气缸上延伸的凸轮轴的部分仅由左端部支承件和左中间气缸的凸轮塔支承，借此提供用于将尺寸过大的摇臂组件安装在左端部气缸上的额外空隙。
7.根据权利要求6所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是停缸(CDA)摇臂组件。
8.根据权利要求6所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是可变气门升程(VVL)摇臂组件。
9.根据权利要求6所述的气缸盖组件，其特征在于，每个端部气缸上方的未受支承的跨度小于相邻气缸的中心之间的距离的140％。
10.根据权利要求6所述的气缸盖组件，其特征在于，对于其中相邻气缸的中心之间的距离为约90mm的发动机而言，这些气缸上方的最大未受支承的跨度具有小于122mm(+/-10mm)的长度。
11.一种气缸盖组件，该气缸盖组件与具有四个相邻气缸的发动机相配，所述发动机具有位于最左部的左端部气缸、位于最右部的右端部气缸以及从左至右被称为左中间气缸和右中间气缸的两个中间气缸，所述气缸盖组件包括：
在这些气缸上经过的至少一个顶置的凸轮轴；
在所述发动机的最右部上的端部支承件，该端部支承件用于支承所述凸轮轴；
在右中间气缸上方的凸轮塔，该凸轮塔用于支承所述凸轮轴；
其中，在右端部气缸上延伸的凸轮轴的部分仅由右中间气缸的凸轮塔和右端部支承件支承，借此提供用于将尺寸过大的摇臂组件安装在右端部气缸上的额外空隙。
12.根据权利要求11所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是停缸(CDA)摇臂组件。
13.根据权利要求11所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是可变气门升程(VVL)摇臂组件。
14.根据权利要求11所述的气缸盖组件，其特征在于，每个端部气缸上方的未受支承的跨度小于相邻气缸的中心之间的距离的140％。
15.根据权利要求11所述的气缸盖组件，其特征在于，对于其中相邻气缸的中心之间的距离为约90mm的发动机而言，这些气缸上方的最大未受支承的跨度具有122mm(+/-10mm)的最佳长度。
16.一种气缸盖组件，该气缸盖组件与具有四个相邻气缸的发动机相配，所述发动机具有位于最左部的左端部气缸、位于最右部的右端部气缸以及从左至右被称为左中间气缸和右中间气缸的两个中间气缸，所述气缸盖组件包括：
在这些气缸上经过的至少一个顶置的凸轮轴；
用于支承所述凸轮轴的、在左端部气缸上方的凸轮塔；
用于支承所述凸轮轴的、在右端部气缸上方的凸轮塔；
安装在中间气缸之间以用于支承凸轮轴的凸轮轴支承件；
其中，在左中间气缸和右中间气缸上延伸的凸轮轴的部分仅由相邻端部气缸的凸轮塔和所述凸轮轴支承件支承，借此提供用于将尺寸过大的摇臂组件安装在这些中间气缸上的额外空隙。
17.根据权利要求16所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是停缸(CDA)摇臂组件。
18.根据权利要求16所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是可变气门升程(VVL)摇臂组件。
19.根据权利要求16所述的气缸盖组件，其特征在于，每个端部气缸上方的跨度小于相邻气缸的中心之间的气缸孔间隔的140％。
20.根据权利要求16所述的气缸盖组件，其特征在于，对于其中相邻气缸的中心之间的距离为约90mm的发动机而言，这些气缸上方的最大未受支承的跨度具有122mm(+/-10mm)的最佳长度。
21.根据权利要求16所述的气缸盖组件，其特征在于，所述气缸盖组件还包括用于油液控制阀(OCV)的安装表面。
22.一种气缸盖组件，该气缸盖组件与具有四个相邻气缸的发动机目配，所述发动机具有位于最左部的左端部气缸、位于最右部的右端部气缸以及从左至右被称为左中间气缸和右中间气缸的两个中间气缸，所述气缸盖组件包括：
在这些气缸上方经过的至少一个顶置的凸轮轴；
在左端部气缸上方的凸轮塔，该凸轮塔用于支承所述凸轮轴；
安装在中间气缸之间以用于支承所述凸轮轴的凸轮轴支承件；
其中，在左中间气缸上方延伸的凸轮轴的部分仅由左端部气缸的凸轮塔和所述凸轮轴支承件支承，借此提供用于将尺寸过大的摇臂组件安装在左中间气缸上的额外空隙。
23.根据权利要求22所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是停缸(CDA)摇臂组件。
24.根据权利要求22所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是可变气门升程(VVL)摇臂组件。
25.根据权利要求22所述的气缸盖组件，其特征在于，每个端部气缸上方的跨度小于相邻气缸的中心之间的气缸孔间隔的140％。
26.根据权利要求22所述的气缸盖组件，其特征在于，对于其中相邻气缸的中心之间的距离为约90mm的发动机而言，这些气缸上方的最大未受支承的跨度具有122mm(+/-10mm)的最佳长度。
27.根据权利要求22所述的气缸盖组件，其特征在于，所述气缸盖组件还包括用于油液控制阀(OCV)的安装表面。
28.一种气缸盖组件，该气缸盖组件与具有四个相邻气缸的发动机相配，所述发动机具有位于最左部的左端部气缸、位于最右部的右端部气缸以及从左至右被称为左中间气缸和右中间气缸的两个中间气缸，所述气缸盖组件包括：
在这些气缸上经过的至少一个顶置的凸轮轴；
在右端部气缸上方的凸轮塔，该凸轮塔用于支承所述凸轮轴；
安装在中间气缸之间以用于支承所述凸轮轴的凸轮轴支承件；
其中，在右中间气缸上延伸的凸轮轴的部分仅由右端部气缸的凸轮塔和所述凸轮轴支承件支承，借此提供用于将尺寸过大的摇臂组件安装在右中间气缸上的额外空隙。
29.根据权利要求28所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是停缸(CDA)摇臂组件。
30.根据权利要求28所述的气缸盖组件，其特征在于，所述尺寸过大的摇臂组件是可变气门升程(VVL)摇臂组件。
31.根据权利要求28所述的气缸盖组件，其特征在于，每个端部气缸上方的跨度小于相邻气缸的中心之间的气缸孔间隔的140％。
32.根据权利要求28所述的气缸盖组件，其特征在于，对于其中相邻气缸的中心之间的距离为约90mm的发动机而言，这些气缸上方的最大未受支承的跨度具有122mm(+/-10mm)的最佳长度。
33.根据权利要求28所述的气缸盖组件，其特征在于，所述气缸盖组件还包括用于油液控制阀(OCV)的安装表面。
34.一种油液控制系统，它能提供足以在可变气门致动系统中运行闩锁销的快速压力变化，所述油液控制系统包括：
供应处于压力P1的油液的油液供应通道；
适于接收来自所述油液供应通道的油液流的第一腔室；
具有处于可变压力P2下的油液的控制通道；
流体地联接至所述控制通道的第二腔室；
第三腔室；
控制所述第一腔室和第二腔室之间的油液流的提升气门；
介于所述第二腔室和第三腔室之间的膜，该膜直接联接至所述提升气门，以便控制该提升气门，从而调节从第一腔室到第二腔室的油液流；
其中，当该膜的邻近第三腔室的一侧上的力超过该膜的邻近第二腔室的一侧上的力时，通过所述提升气门的流增大；
流体地连接所述第一腔室和第三腔室的旁路；
连接至该旁路的螺线管阀，该螺线管阀选择性地允许或阻止通过所述旁路的流；
其中，当螺线管阀初始允许通过所述旁路至所述第三腔室的流时，在所述第三腔室中形成较高的压力，使得所述提升气门打开得更宽，引起进入所述第二腔室和控制通道中的附加流，引起所述第二腔室和所述控制通道中的快速压力增大，在控制通道压力P2中形成瞬时压力峰值，该压力峰值显著高于使可变气门致动摇臂组件的闩锁销脱离接合所要求的压力(“PDIS”)；和
其中，当所述螺线管阀允许通过所述旁路的流所持续的时间段比初始时间段长时，所述油液控制系统在所述控制通道中达到第一平衡压力，该第一平衡压力高于使可变气门致动摇臂组件的闩锁销脱离接合所要求的压力(“PDIS”)。
35.根据权利要求34所述的油液控制系统，其特征在于，所述油液控制系统还包括处于第三腔室中的弹簧，该弹簧用于朝向所述第二腔室偏压所述膜，使得所述提升气门在休止状态下处于部分地打开位置。
36.根据权利要求34所述的油液控制系统，其特征在于，当所述螺线管阀初始起作用以阻止通过所述旁路的流时，所述控制通道内部的压力P2迅速下降至使可变气门致动摇臂组件的闩锁销接合所要求的压力(“PENG”)。
37.根据权利要求34所述的油液控制系统，其特征在于，当所述螺线管阀起作用以阻止通过所述旁路的流所持续的时间比初始时间段长时，形成所述控制通道内部的第二平衡压力，该第二平衡压力低于使可变气门致动摇臂组件的闩锁销接合所要求的压力(“PENG”)。
38.根据权利要求34所述的油液控制系统，其特征在于，所述瞬时压力峰值具有充分的陡坡，以在预定的时间段内完全起动所述可变气门致动摇臂组件的闩锁销。
39.根据权利要求34所述的油液控制系统，其特征在于，所述瞬时压力峰值足够高，以提供在预定的时间段内完全起动所述可变气门致动摇臂组件的闩锁销所要求的压力。
40.根据权利要求38所述的油液控制系统，其特征在于，所述预定的时间段是用于气门起动的时间窗。
41.根据权利要求39所述的油液控制系统，其特征在于，所述预定的时间段是用于气门起动的时间窗。
42.根据权利要求34所述的油液控制系统，其特征在于，所述瞬时压力峰值具有大于两倍PDIS的高度。
43.根据权利要求37所述的油液控制系统，其特征在于，所述第二平衡压力在为发动机部件提供润滑所需的最小压力以上。
44.一种油液控制系统，它能够提供快速压力变化，该油液控制系统包括：
用于调节到达控制通道的油液流的提升气门；
偏压弹簧；
用于控制该提升气门的膜，该膜根据施加到该膜的两侧上的力移动；
其中，所施加的力是因油液压力导致的力以及由所述偏压弹簧提供的机械力；
用于为从所述膜的一侧至所述膜的第二侧的油液流提供路线的旁路；
螺线管阀，该螺线管阀用于控制通过所述旁路的油液流，使得控制通道压力P2在初始瞬时时间段期间从休止压力水平增大至瞬时压力峰值。
45.根据权利要求44所述的油液控制系统，其特征在于，当所述旁路在所述初始瞬时时间段之后打开时所述膜上的力达到平衡状态，所述控制通道压力P2引起比使可变气门致动摇臂组件的闩锁销脱离接合所要求的压力(“PDIS”)大的第一平衡压力。
46.根据权利要求44所述的油液控制系统，其特征在于，当螺线管阀初始起作用以阻止通过所述旁路的流时，该控制通道内部的压力P2迅速下降至一显著低于使可变气门致动摇臂组件的闩锁销接合所要求的压力(“PENG”)的压力。
47.根据权利要求44所述的油液控制系统，其特征在于，当螺线管阀起作用以阻止通过所述旁路的流所持续的时间比初始时间段长时，形成所述控制通道内部的第二平衡压力，该第二平衡压力低于使可变气门致动摇臂组件的闩锁销接合所要求的压力(“PENG”)。
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