CN109915224B - 用于接合凸轮的摇臂 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及用于接合凸轮的摇臂。公开了一种用于选择性地停闭内燃发动机的气缸的发动机气门的系统。该系统在发动机气门与旋转凸轮桃尖之间采用转换摇臂组件。本设计能够以每个气门使用单个凸轮桃尖工作。该摇臂组件首先采用在一端枢转地附接在第二臂上的第一臂。第一臂与气门接合，并且第二臂具有与凸轮桃尖接合的滚柱轴承。锁闩在锁定时致使第一和第二臂跟随凸轮表面一体移动。当解锁时，第二臂根据旋转凸轮表面跟随和移动，但第一臂不跟随且不操作气门，由此停闭气缸。

Description

用于接合凸轮的摇臂
本申请是申请日为2013年11月5日、发明名称为“用于内燃发动机中的气缸停闭的转换辊式指状随动件的开发”的发明专利申请No.201380069236.4的分案申请。
对相关申请的交叉引用
本申请要求2012年11月5日提交的、题为“DEVELOPMENT OF A SWITCHING ROLLERFINGER FOLLOWER FOR CYLINDER DEACTIVATION IN GASOLINE ENGINE APPLICATIONS(用于汽油发动机应用中的气缸停闭的转换辊式指状随动件的开发)”的美国临时专利申请系列号61/722,765(EATN-0111-P01)的权益。
本申请也是以下申请的部分延续：2012年6月25日提交的美国非临时专利系列号13/532,777；2011年3月18日提交的美国非临时专利系列号13/051,839；和2011年3月18日提交的美国专利申请13/051,848。
美国非临时专利申请13/532,777是2010年8月13日提交的申请No.12/856,266(现为专利No.8,215,275)的延续。
本申请也是以下美国非临时专利申请系列号的部分延续：13/868,249(EATN-0201-U01)；13/868,035(EATN-0201-U01-C01)；13/868,045(EATN-0202-U01)；13/868,054(EATN-0202-U01-C01)；13/868,061(EATN-0206-U01)；13/868,067(EATN-0209-U01)；和13/868,068(EATN-0210-U01)，这些申请全都在2013年4月22日提交。
本申请也是美国非临时专利申请系列号13/873,774(EATN-0207-U01)和13/873,797(EATN-0208-U01-C01)的部分延续，这两个申请均在2013年4月30日提交。
本申请也是以下国际PCT申请的部分延续：PCT/US2013/037667(EATN-0204-WO)和PCT/US2013/037665(EATN-0206-WO)，这两个申请均在2013年4月22日提交，以及在2013年4月30日提交的PCT/US2013/038896(EATN-0210-WO)。
美国非临时申请系列号13/868,249(EATN-0201-U01)、13/868,035(EATN-0201-U01-C01)、13/868,045(EATN-0202-U01)、13/868,054(EATN-0202-U01-C01)、13/868,061(EATN-0206-U01)、13/868,067(EATN-0209-U01)和13/868,068(EATN-0210-U01)全都要求以下美国临时专利申请系列号的权益：全都在2012年4月20日提交的61/636,277(EATN-0205-P01)、61/637,786(EATN-0206-P01)、61/640,709(EATN-0209-U01)、61/640,713(EATN-0210-U01)，以及在2013年3月1日提交的61,777,769(EATN-0202-P01)。
美国非临时申请系列号13/868,249(EATN-0201-U01)、13/868,035(EATN-0201-U01-C01)、13/868,045(EATN-0202-U01)、13/868,054(EATN-0202-U01-C01)、13/868,061(EATN-0206-U01)、13/868,067(EATN-0209-U01)和13/868,068(EATN-0210-U01)是以下美国专利申请系列号的部分延续：在2011年3月18日提交的13/051,839和在2011年3月1日提交的13/051,848。
美国非临时申请系列号13/873,774(EATN-0207-U01)、13,873,979(EATN-0208-U01)要求以下美国临时专利申请系列号的权益：全都在2012年4月20日提交的61/636,277(EATN-0205-P01)、61/637,786(EATN-0206-P01)、61/640,705(EATN-0207-U01)、61/640,707(EATN-0208-U01)、61/640,709(EATN-0209-U01)、61/640,713(EATN-0210-U01)，以及在2013年3月1日提交的61,777,769(EATN-0202-P01)。
美国非临时申请系列号13/873,774(EATN-0207-U01)；13,873,979(EATN-0208-U01)是以下美国专利申请系列号的部分延续申请：在2011年3月18日提交的13/051,839和在2011年3月1日提交的13/051,848。
技术领域
本申请涉及用于内燃发动机且更具体地用于更有效的新颖可变气门操作转换摇臂系统的摇臂设计。
背景技术
与增加的燃料消耗和温室气体排放、全世界的上升的能量成本和对更低的运行成本的需求有关的全球环境和经济担忧正在促进法律规章和消费者需求的转变。随着这些规章和需求变得更严格，必须开发和实施先进的发动机技术以实现期望益处。
图1B示出当今使用的若干气门机构布置结构。在I型(21)和II型(22)两种布置结构中，带有一个或多个气门操作桃尖30的凸轮轴位于发动机气门29上方(顶置凸轮)。在I型(21)气门机构中，顶置凸轮桃尖30经液压气门间隙调节器(HLA)812直接驱动气门。在II型(22)气门机构中，顶置凸轮桃尖30驱动摇臂25，且摇臂的第一端在HLA812上枢转，而第二端操作气门29。
在III型(23)中，摇臂28的第一端跨置在凸轮桃尖30上并位于其上方，而摇臂28的第二端操作气门29。随着凸轮桃尖30旋转，摇臂围绕固定的轴31枢转。HLA812可以在气门杆头29与摇臂28之间实施。
在V型(24)中，凸轮桃尖30使用推杆27间接驱动摇臂26的第一端。HLA812被显示为在凸轮桃尖30与推杆27之间实施。摇臂26的第二端操作气门29。随着凸轮桃尖30旋转，摇臂围绕固定的轴31枢转。
如图1A还示出的，预计作为整个市场的百分比示出的对汽车发动机中的II型(22)气门机构的行业预测为2019年生产的最普遍的构型。
引入了专注于II型(22)气门机构的技术——其通过减少摩擦损失、泵吸损失和热损失来提高汽油发动机的整体效率——以最佳地利用发动机内的燃料。这些可变气门操作(VVA)技术之中的一部分已经被引入并记载于文献中。
VVA装置可以是可变气门升程(VVL)系统、诸如在此通过引用全文并入的在2012年6月25日提交的美国专利申请No.13/532,777“单桃尖的停闭摇臂(Single LobeDeactivating Rocker Arm)”中描述的气缸停闭(CDA)系统、或其它气门操作系统。如所指出的，这些机构被开发成提高发动机的性能、燃料经济性和/或降低其排放。几类VVA摇臂组件包括位于外摇臂内的内摇臂，所述外摇臂和内摇臂使用扭力弹簧偏压在一起。锁闩在处于锁定位置时使内摇臂和外摇臂两者整体移动。当解锁时，允许摇臂彼此独立地移动。
转换摇臂允许通过在锁定状态与解锁状态之间交替来控制气门操作，其通常包括如上所述的内臂和外臂。在一些情形中，这些臂与不同的凸轮桃尖如低升程桃尖、高升程桃尖和无升程桃尖接合。需要用于以适合内燃发动机的运转的方式转换摇臂模式的机构。
用来改变II型汽油发动机的运转并提高其燃料经济性的VVA技术的一个示例为离散可变气门升程(DVVL)，有时也称为DVVL转换摇臂。DVVL通过使用发动机气门限制发动机气缸进气流量而工作，所述发动机气门利用离散气门升程状态与标准“部分油门”的关系。第二示例为气缸停闭(CDA)。可通过在部分负荷状态利用CDA以便选择负荷较高的燃烧气缸工作而关闭其它气缸来提高燃料经济性。
美国环境保护署(EPA)证实了在使用应用于各种乘用车发动机的DVVL时燃料经济性提高了4％。美国能源部发起的较早报告列举了DVVL将燃料经济性提高4.5％的益处。由于汽车大部分处于通常巡航运转期间的“部分油门”，所以在最大限度地减少这些油门损失时可以实现大幅的燃料经济性提高。针对CDA，研究表明，在考虑归因于停闭的气缸的次要损失之后，实现了在2％与14％之间的范围内的燃料经济效益。
目前，需要更有效地操作并与现有的摇臂设计相比具有增加的能力的VVA系统和装置。
发明内容
用于活塞式内燃发动机的先进的VVA系统结合了气门升程控制装置如CDA或DVVL转换摇臂、气门升程操作方法如使用加压发动机油的液压操作、软件和硬件控制系统以及促成技术。促成技术可包括感测和仪表化、OCV设计、DFHLA设计、扭力弹簧、特殊涂层、算法等。
在一个实施例中，描述了一种先进的离散可变气门升程(DVVL)系统，该先进的离散可变气门升程(DVVL)系统设计成在单个摇臂中提供两种离散气门升程状态。所提出的方案的实施例涉及上文描述且在图1B中示出的II型气门机构。本文提出的系统的实施例可应用于具有电-液压油控制阀、双馈式液压气门间隙(lash)调节器(DFHLA)和DVVL转换摇臂的乘用车发动机(在实施例中具有4个气缸)。本文中描述的DVVL转换摇臂实施例专注于转换辊式指状随动件(SRFF)摇臂系统的设计和开发上，所述摇臂系统在端部枢轴辊式指状从动件气门机构上实现双模式离散可变气门升程。该转换摇臂构型包括用于低升程事件的低摩擦滚柱轴承界面，并保持通常的液压气门间隙调节以维持自由的气门机构操作。
模式转换(即，从低升程到高升程，或反之)在一个凸轮转圈内完成，从而使驾驶者清楚。SRFF防止安装在现有的发动机设计方案中所需的顶部空间的明显变化。凸轮界面处的承载表面可包括用于低升程运转的滚柱轴承和用于高升程运转的涂有类钻碳的滑块垫。除其它方面外，本申请的教导能够在增加刚度的同时减小质量和惯性矩，以在低升程和高升程模式下实现期望的动态性能。
类钻碳涂层(DLC涂层)允许紧凑组件中更高的滑块垫界面应力。试验结果表明，该技术可靠且满足所有寿命要求，其中一些方面延长到使用寿命要求的6倍。筛查了替代材料和表面处理方法，且结果表明DLC涂层是最可行的替代方案。本申请解决了为了在DVVL转换摇臂的滑块垫上采用类钻碳(DLC)涂层而开发的技术。
系统验证试验结果揭示了该系统满足动态和耐久性要求。除其它方面外，本专利申请还解决了用于满足乘用车耐久性要求的SRFF设计的耐久性。针对高速、低速、转换和冷起动运转进行了大量耐久性试验。高发动机转速试验结果证实了7000发动机rpm之上的稳定气门机构动态性能。系统耐磨要求满足用于转换、滑动、滚动和扭力弹簧界面的寿命结束标准。评价磨损的一个重要尺度是监视气门间隙的变化。对磨损的寿命要求表明间隙变化在可接受的窗口内。机械方面在所有试验中都发挥可靠的表现，包括包含类钻碳(DLC)涂层的滑块垫界面。
利用灵活和紧凑的封装，该DVVL系统可以在多气缸发动机中实施。DVVL布置结构可以应用于活塞驱动式内燃发动机上的进气门或排气门的任意组合。促成技术包括OCV、DFHLA、DLC涂层。
在第二实施例中，描述了一种先进的单桃尖气缸停闭(CDA-1L)系统。该先进的气缸停闭(CDA-1L)系统设计成停闭一个或多个气缸。所提出的方案的实施例涉及上文描述且在图22中示出的II型气门机构。本文提出的系统的实施例可应用于具有电-液压油控制阀、双馈式液压间隙(lash)调节器(DFHLA)和CDA-1L转换摇臂的乘用车发动机(在实施例中具有多个气缸，例如2、6、8个)。本文中描述的CDA-1L转换摇臂实施例专注于转换辊式指状随动件(SRFF)摇臂系统的设计和开发上，所述摇臂系统针对端部枢轴辊式指状从动件气门机构实现升程/无升程操作。该转换摇臂构型包括用于气缸停闭事件的低摩擦滚柱轴承界面，并保持通常的液压气门间隙调节以维持自由的气门机构操作。
CDA-1L系统的模式转换在一个凸轮转圈内完成，从而使驾驶者清楚。SRFF防止安装在现有的发动机设计方案中所需的顶部空间的明显变化。除其它方面外，本申请的教导能够在增加刚度的同时减小质量和惯性矩，以在升程和无升程模式下实现期望的动态性能。
CDA-1L系统验证试验结果揭示了该系统满足动态和耐久性要求。除其它方面外，本专利申请还解决了满足乘用车耐久性要求所需的SRFF设计的耐久性。针对高速、低速、转换和冷起动运转进行了大量耐久性试验。高发动机转速试验结果证实了7000发动机rpm之上的稳定气门机构动态性能。系统耐磨要求满足用于转换、滚动和扭力弹簧界面的寿命结束标准。评价磨损的一个重要尺度是监视气门间隙的变化。对磨损的寿命要求表明间隙变化在可接受的窗口内。机械方面在所有试验中都发挥可靠的表现。
利用灵活和紧凑的封装，该CDA-1L系统可以在多气缸发动机中实施。促成技术包括OCV、DFHLA和特殊扭力弹簧设计。
描述了一种用于接合凸轮的摇臂，所述凸轮具有每个气门一个升程桃尖。该摇臂包括外臂、内臂、枢轴、升程桃尖接触轴承、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成用于安装枢轴的外枢轴孔口。内臂设置在第一和第二外侧臂之间，并具有第一内侧臂和第二内侧臂。第一和第二内侧臂具有接纳和保持枢轴的内枢轴孔口，以及用于安装轴承轴的内轴承轴孔口。
枢轴配合在内枢轴孔口和外枢轴孔口中。
轴承轴安装在内臂的轴承轴孔口中。
轴承轴弹簧固定在外臂上并与轴承轴偏压接触。升程桃尖接触轴承在第一和第二内侧臂之间安装在轴承轴上。
另一实施例可被描述为一种用于接合凸轮的摇臂，所述凸轮具有每个发动机气门的单个升程桃尖。该摇臂包括外臂、内臂、构造成能够将运动从凸轮的单个升程桃尖传递到摇臂的凸轮接触部件和至少一个偏压弹簧。
该摇臂还包括第一外侧臂和第二外侧臂。
内臂设置在第一和第二外侧臂之间，并具有第一内侧臂和第二内侧臂。
内臂通过枢轴固定在外臂上，所述枢轴构造成容许内臂绕枢轴相对于外臂的旋转运动。
凸轮接触部件设置在第一和第二内侧臂之间。
至少一个偏压弹簧固定在外臂上并与凸轮接触部件偏压接触。
另一实施例可被描述为一种用于接合具有单个升程桃尖的凸轮的停闭摇臂，该停闭摇臂具有第一端和第二端、外臂、内臂、枢轴、构造成将能够将运动从凸轮升程桃尖传递到摇臂的升程桃尖接触部件、构造成能够选择性地停闭摇臂的锁闩和至少一个偏压弹簧。
外臂具有第一外侧臂和第二外侧臂、构造成用于安装枢轴的外枢轴孔口、和轴槽，所述轴槽构造成接纳升程桃尖接触部件，从而容许升程桃尖接触部件的空动移动。
内臂设置在第一和第二外侧臂之间，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构造成用于安装枢轴的内枢轴孔口和构造成用于安装升程桃尖接触部件的内升程桃尖接触部件孔口。
枢轴安装在摇臂的第一端附近并且设置在内枢轴孔口和外枢轴孔口中。
锁闩设置在摇臂的第二端附近。
升程桃尖接触部件安装在内臂的升程桃尖接触部件孔口和外臂的轴槽中以及枢轴与锁闩之间。
偏压弹簧固定在外臂上并与升程桃尖接触部件偏压接触。
附图说明
将了解的是，附图所示的零部件的范围仅表示该范围的一个例子。本领域的普通技术人员将了解的是，单个元件可设计成多个元件，或多个元件可设计成单个元件。作为内部特征被示出的元件可实施为外部特征，反之亦然。
另外，在附图和以下的描述中，相同的零部件在所有的附图和描述中以相同的附图标记来表示。附图并未按比例绘制，某些部分的比例被放大以便显示。
图1A示出2012年和2019年的发动机类型的相对百分比。
图1B示出I型、II型、III型和V型气门机构的一般布置结构和市场规模。
图2示出进气门和排气门机构布置结构。
图3示出包括DVVL系统的主构件，所述DVVL系统包括液压操作。
图4示出使用三桃尖凸轮操作期间可以构造成的示例性转换摇臂的透视图。
图5是示出相对于针对示例性DVVL实施方案用于进气门和排气门两者的凸轮轴曲柄角度示出的气门升程状态的图。
图6是用于液压操作的DVVL摇臂组件的系统控制图。
图7示出摇臂油道和控制阀装置。
图8示出低升程(解锁)操作期间的液压操作系统和示例性DVVL转换摇臂系统的状态。
图9示出高升程(锁定)操作期间的液压操作系统和示例性DVVL转换摇臂系统的状态。
图10示出带有双馈式液压间隙调节器(DFHLA)的示例性转换摇臂组件的侧面剖视图。
图11是DFHLA的剖视图。
图12示出类钻碳涂层。
图13示出用于感测DFHLA球塞的位置或相对移动的仪器。
图14示出与气门杆结合用于测量相对于已知状态的气门移动的仪器。
图14A和14B示出使用三个绕组来测量气门杆移动的第一线性可变差动变压器的剖视图。
图14C和14D示出使用两个绕组来测量气门杆移动的第二线性可变差动变压器的剖视图。
图15示出示例性转换摇臂的另一透视图。
图16示出被设计成感测位置和/或移动的仪器。
图17是示出在高升程状态与低升程状态之间的过渡期间OCV操作电流、操作油压和气门升程状态之间的关系的曲线图。
图17A是示出锁闩过渡期间的OCV操作电流、操作油压和锁闩状态之间的关系的曲线图。
图17B是示出另一锁闩过渡期间的OCV操作电流、操作油压和锁闩状态之间的关系的曲线图。
图17C是示出用于高升程状态和低升程状态的气门升程轮廓和操作油压之间的关系的曲线图。
图18是用于DVVL系统的控制逻辑图。
图19示出示例性转换摇臂的分解图。
图20是针对DVVL摇臂组件的低升程和高升程两种操作示出油压条件和油控制阀(OCV)状态的图。
图21-22示出显示油温与锁闩响应时间之间的关系的曲线图。
图23是显示4缸发动机中示例性DVVL转换摇臂的可用转换窗口的时间图，其中操作油压由均控制两个气缸的OCV控制。
图24是DVVL转换摇臂的侧面剖视图，示出在从高升程转换到低升程之前的锁闩预加载。
图25是DVVL转换摇臂的侧面剖视图，示出在从低升程转换到高升程之前的锁闩预加载。
图25A是DVVL转换摇臂的侧面剖视图，示出在低升程与高升程之间转换时临界转变事件。
图26是显示4缸发动机中示例性DVVL转换摇臂的可用转换窗口和构成的机械转换时间的扩展时间图，其中操作油压由均控制两个气缸的OCV控制。
图27示出示例性转换摇臂的透视图。
图28示出示例性转换摇臂的自上至下的视图。
图29示出沿图28中的线29-29截取的截面图。
图30A-30B示出示例性扭力弹簧的剖视图。
图31示出外臂的底部透视图。
图32示出处于其锁定位置的锁定机构沿图28中的线32,33-32,33的截面图。
图33示出处于其解锁状态的锁定机构的截面图。
图34示出替代锁闩销设计。
图35A-35F示出用于定位销的若干保持装置。
图36示出示例性锁闩销设计。
图37示出替代锁定机构。
图38-40示出组装转换摇臂的示例性方法。
图41示出销的替代实施例。
图42示出销的替代实施例。
图43示出转换摇臂的各种间隙测量结果。
图44示出转换摇臂的示例性内臂的透视图。
图45示出转换摇臂的内臂的从下方看的透视图。
图46示出转换摇臂的示例性外臂的透视图。
图47示出示例性转换摇臂的锁闩组件的剖视图。
图48是转换摇臂的间隙与凸轮轴角的关系的曲线图。
图49示出示例性转换摇臂组件的侧面剖视图。
图50示出在处于负载状态下时具有识别出的最大挠度区域的外臂的透视图。
图51示出示例性转换摇臂和三桃尖凸轮的顶视图。
图52示出示例性转换摇臂的沿图51的线52-52的剖视图。
图53示出示例性转换摇臂的分解图，显示了影响示例性转换摇臂组件的惯性的主要构件。
图54示出用于优化示例性转换摇臂组件的惯性和刚度之间的关系的设计过程。
图55针对示例性转换摇臂组件的设计迭代示出惯性与刚性的关系的特征图。
图56示出显示示例性转换摇臂组件的应力、挠度、负荷和刚度与位置的关系的特征图。
图57示出针对示例性转换摇臂组件的范围显示惯性与刚性的关系的特征图。
图58示出多个DVVL转换摇臂组件的构件的刚性和惯性的离散值的可接受范围。
图59是包括DFHLA和气门的示例性转换摇臂组件的侧面剖视图。
图60示出针对示例性转换摇臂组件的构件显示刚性值的范围与位置的关系的特征图。
图61示出针对示例性转换摇臂组件的构件显示质量分布值的范围与位置的关系的特征图。
图62示出测量锁闩位移的试验台。
图63是用于测试转换摇臂组件的非点火试验台的图示。
图64是气门位移与凸轮轴角的关系的曲线图。
图65示出用于转换辊式指状随动件(SRFF)摇臂组件的耐久性的关键试验的层级。
图66示出对加速系统老化试验循环评估SRFF的试验协议。
图67是显示SRFF耐久性测试的相对测试时间的饼形图。
图68显示了在测试期间安装在SRFF上并监视SRFF的应变仪。
图69是在低升程模式下气门关闭速率的曲线图。
图70是气门下降高度分布。
图71显示了临界转变关于凸轮轴角的分布。
图72显示了在使用之前的新外臂的端部。
图73显示了外臂在使用之后的典型磨损。
图74示出在寿命结束试验时的平均扭力弹簧负载损失。
图75示出加速系统老化试验的总机械间隙变化。
图76示出呈现最低限度磨损的带DLC涂层的寿命结束的滑块垫。
图77是采用冠形的凸轮轴表面实施例。
图78示出安装在试验样板(test coupon)上的支承摇臂上的一对滑块垫。
图79A示出样板测试中的提前DLC涂层损失。
图79B显示了以0.2度的夹角在最大设计负荷测试的样板之一的典型示例。
图80是针对具有DLC涂层的试验样板的测试的应力水平与发动机寿命的关系的曲线图。
图81针对在涂覆有DLC涂层之前具有抛光和未抛光表面的滑块垫显示了发动机寿命的增加的曲线图。
图82是示出与测试同时发生的制造研磨和抛光过程的开发的流程图。
图83对三个不同的砂轮机显示了滑块垫角度控制结果。
图84针对三个不同的砂轮机示出表面光洁度测量结果。
图85示出了六个不同的固定装置在滑块垫研磨操作期间保持外臂的结果。
图86是在高升程模式下气门关闭速率的曲线图。
图87示出耐久性试验循环。
图88示出了示例性的CDA-1L布局的透视图。
图89A示出了具有锁闩机构和滚柱轴承的示例性的SRFF-1L系统的部分剖切的侧视立面图。
图89B示出了图89A的示例性的SRFF-1L系统的正视立面图。
图90是示出了排气门和进气门上的示例性的SRFF-1L摇臂组件的发动机布局。
图91示出了液压流体控制系统。
图92示出了呈现通常升程发动机气门操作的工作中的示例性的SRFF-1L系统。
图93A、93B和93C示出了呈现无升程发动机气门操作的工作中的示例性的SRFF-1L系统。
图94示出了示例性的转换窗口。
图95示出了凸轮轴定相对转换窗口的影响。
图96示出了针对SRFF-1L系统的一个实施例的锁闩响应时间。
图97是示出了针对示例性的SRFF-1L系统的在40摄氏度以上的转换窗口时间的曲线图。
图98是示出了用于示例性的SRFF-1L系统的考虑了凸轮轴定相和油温的转换窗口时间的曲线图。
图99示出了示例性的SRFF-1L摇臂组件。
图100示出了图99的示例性的SRFF-1L摇臂组件的分解图。
图101示出了包括DFHLA、气门杆和凸轮桃尖的示例性的SRFF-1L摇臂组件的侧视图。
图102示出了包括DFHLA、气门杆和凸轮桃尖的示例性的SRFF-1L摇臂组件的端视图。
图103示出了在压力损失的情况下的锁闩再接合特征。
图104示出了示例性的SRFF-1L系统的凸轮轴对齐。
图105示出了作用在采用液压间隙调节器的RFF上的力。
图106示出了针对处于“无升程”模式下的示例性的SRFF-1L系统的力平衡。
图107是示出了针对示例性的SRFF-1系统的油压要求的表。
图108示出了用于示例性的SRFF-1系统的机械间隙。
图109示出了针对三桃尖CDA系统与示例性的SRFF-1L系统的凸轮轴升程轮廓。
图110是针对多种摇臂设计的刚度与惯性矩的关系的图形表示。
图111示出了示例性的SRFF-1L系统的进气门的最终气门座关闭速率。
图112是示出了扭力弹簧试验总结的表。
图113是示出了“泵送(pump-up)”试验期间的位移和压力的曲线图。
图114示出了针对示例性的STFF-1L系统的在指定的测试时段的耐久性和间隙变化。
具体实施方式
文中所用的术语具有其通常含义，除非在本说明书中重新定义，否则这种情况下新定义将取代通常含义。
VVA系统实施例-VVA系统实施例代表共同产生VVA系统转换装置、操作方法、分析和控制系统以及促成技术的独特组合。VVA系统实施例可结合一种或多种促成技术。
I.离散可变气门升程(DVVL)系统实施例描述1.DVVL系统概述
下面描述利用双馈式液压间隙调节器(DFHLA)和油控制阀(OCV)的组合液压地操作的凸轮驱动的离散可变气门升程(DVVL)转换摇臂装置，就好像它将被安装在II型气门机构中的进气门上一样。在替代实施例中，该装置可以应用于活塞驱动式内燃发动机上的进气门或排气门的任意组合。
如图2所示，本实施例中的排气门机构包括固定的摇臂810、单桃尖凸轮轴811、标准液压间隙调节器(HLA)812和排气门813。如图2和3所示，进气门机构的构件包括三桃尖凸轮轴102、转换摇臂组件100、带上部流体端口506和下部流体端口512的双馈式液压间隙调节器(DFHLA)110、以及电液式螺线管油控制阀组件(OCV)820。OCV 820具有输入端口821以及分别地第一控制端口822和第二控制端口823。
参照图2，进气门和排气门机构共有特定的共同几何形状，包括气门813与HLA812的间距和气门112与DFHLA 110的间距。维持共同的几何形状允许在利用标准链条驱动系统的同时利用现有的或稍微修改的II型气缸盖空间来封装DVVL系统。进气门机构和排气门机构两者共有的图4所示的附加构件包括气门112、气门弹簧114和气门弹簧座116。进气门和排气门两者还共有气门锁片和气门杆密封件(未示出)。通过利用共有的构件维持共有的几何形状来最大限度地降低DVVL系统的实施成本。
图3所示的进气门机构元件协同工作以打开带有高升程凸轮轴桃尖104、106或低升程凸轮轴桃尖108的进气门112。高升程凸轮轴桃尖104、106被设计成提供与固定的进气门机构相当的性能，并由不发生升程的大致圆形部、可包括线性过渡部的升程部、和对应于最大升程的鼻状部组成。低升程凸轮轴桃尖108允许较低的气门升程和进气门提前关闭。低升程凸轮轴桃尖108也包括不发生升程的大致圆形部、作为升程过渡的大致直线部、和对应于最大升程的鼻状部。图5中的曲线图显示了气门升程818与曲柄角817的关系的图示。凸轮轴高升程轮廓814和固定的排气门升程轮廓815与低升程轮廓816形成对比。轮廓816所示的低升程事件在部分油门运转期间降低了进气事件的升程和持续时间两者以降低油门损失并实现燃料经济性的提高。这也称为进气门提前关闭或EIVC。当需要全功率运转时，DVVL系统返回高升程轮廓814，这与标准固定升程事件相似。从低升程过渡到高升程和从高升程过渡到低升程发生在一个凸轮轴转圈内。轮廓815所示的排气升程事件是固定的并以与低升程或高升程进气事件相同的方式操作。
用于控制DVVL转换的系统使用液压操作。供本申请的教导的实施例使用的液压控制和操作系统800的示意性图示在图6中示出。液压控制和操作系统800被设计成按控制逻辑的命令将液压流体输送到提供高升程状态与低升程状态之间的转换的机械锁闩组件。发动机控制单元825控制何时启动机械转换过程。所示的液压控制和操作系统800在四缸直列II型发动机中用在上述进气门机构上，不过技术人员将了解的是，控制和操作系统可应用于其它“型”和具有不同数量的气缸的发动机。
前文提到并用于本文描述的DVVL系统中的若干促成技术可与文中描述的其它DVVL系统构件相结合地使用，从而提供独特的组合，文中将描述一些组合：
2.DVVL系统促成技术
用于该系统中的若干技术用于不同应用中，它们在文中被描述为文中公开的DVVL系统的构件。这些构件包括：
2.1.油控制阀(OCV)和油控制阀组件
现在，参照图7-9，OCV是引导或不引导加压的液压流体以使摇臂100在高升程模式与低升程模式之间转换的控制装置。OCV启用和停用由控制装置信号866引起。一个或多个OCV可以被封装在单个模块中以形成组件。在一个实施例中，OCV组件820由两个封装在一起的螺线管型OCV组成。在本实施例中，控制装置向OCV组件820提供信号866，从而使OCV向油控制通道802、803提供高压(在实施例中，至少2bar的油压)或低压(在实施例中，0.2-0.4bar)油，从而使转换摇臂100处于低升程模式或高升程模式，如分别在图8和9中所示。以下章节中包含对该OCV组件820实施例的进一步描述。
2.2.双馈式液压间隙调节器(DFHLA)：
存在许多用于维持发动机中的间隙的液压间隙调节装置。要进行摇臂100(图4)的DVVL转换，需要传统间隙管理，但传统HLA装置不足以提供所需的用于转换的油流量要求，在运转期间承受由组件100施加的相关的侧面加载，并装配在有限的封装空间中。描述与转换摇臂100一起使用的紧凑的双馈式液压间隙调节器110(DFHLA)，其具有设计成以低消耗提供最佳的油流动压力的一组参数和几何形状以及设计成管理侧面加载的一组参数和几何形状。
如图10所示，球塞端部601配合在允许在任何方向上的旋转移动自由度的球窝502中。这允许球塞端部601在特定操作模式下——例如在从高升程转换到低升程和从低升程转换到高升程时——的侧面和可能地不对称的加载。与用于HLA装置的典型球塞端部相反，DFHLA 110球塞端部601由较厚的材料构成以阻止侧面加载，在图11中作为塞厚度510示出。
为球塞端部601选择的材料也可具有较高的容许运动应力负荷，例如铬钒合金。
DFHLA 110中的液压流路径被设计用于高流量和低压降以确保一致的液压转换和降低的泵送损失。DFHLA在发动机中安装在确定尺寸成靠在图11所示的外表面511上密封的圆柱形接纳座中。该圆柱形接纳座与第一油流动通道504组合而形成具有规定截面积的封闭流体路径。
如图11所示，该优选实施例包括四个油流动端口506(仅示出两个)，因为它们以等距隔开的方式布置在第一油流动通道504的基部周围。另外，两个第二油流动通道508以等距隔开的方式布置在球塞端部601周围，并经油端口506与第一油流动通道504流体连通。油流动端口506和第一油流动通道504确定尺寸成具有特定面积并隔开在DFHLA 110周围以确保从第一流动通道504到第三油流动通道509的均匀油流量和最小压降。第三油流动通道509针对来自多个第二油流动通道508的组合油流确定尺寸。
2.3.类钻碳涂层(DLCC)
现在描述能降低被处理的零部件之间的摩擦且同时提供必要的磨损和加载特性的类钻碳涂层(DLC)。存在类似的涂层材料和过程，无一足以满足在供VVA系统使用时遇到的许多要求。例如，1)具有足够的硬度，2)具有合适的承载能力，3)在运转环境中在化学上稳定，4)适用于温度不超过零部件退火温度的工艺中，5)满足发动机使用寿命要求，和6)与钢质界面上的钢材相比提供降低的摩擦。
现在描述满足上述要求的独特的DLC涂层方法。所选择的DLC涂层来源于氢化非晶碳或类似材料。DLC涂层由在图12中描述的若干层组成。
1.第一层为用作金属接纳表面700与下一层702之间的结合剂的铬粘附层701。
2.第二层702为对基底金属接纳表面700与DLC涂层之间的界面增加延展性的氮化铬。
3.第三层703为碳化铬和将DLC涂层结合至氮化铬层702的氢化非晶碳的组合。
4.第四层704由提供硬工作磨损界面的氢化非晶碳组成。
层701-704的组合厚度介于2微米与6微米之间。DLC涂层不能直接施加至金属接纳表面700。
为了满足耐久性要求并且为了使第一铬粘附层701与基底接纳表面700适当粘附，向基层接纳表面700机械地施加非常特定的表面光洁度。
2.4感测和测量
利用传感器收集的信息可用来验证转换模式，确定错误状态，或提供经分析并用于转换逻辑和配时的信息。下面描述可以使用的若干感测装置。
2.4.1双馈式液压间隙调节器(DFHLA)移动
可变气门操作(VVA)技术被设计成利用转换装置如DVVL转换摇臂或气缸停闭(CDA)摇臂在发动机运转期间改变气门升程轮廓。当采用这些装置时，气门升程状态是确认成功的转换操作或检测错误状态/故障的重要信息。
DFHLA既用来管理间隙，又用来供给用于采用诸如CDA或DVVL之类的转换摇臂组件的VVA系统中的转换的液压流体。如图10的剖视图中所示，用于DVVL摇臂组件100的通常间隙调节(在下面的章节中详细描述)使球塞601在高升程操作和低升程操作两者期间保持与内臂122接纳座接触。球塞601被设计成当符合在高升程状态与低升程状态之间变化时按需移动。与已知的运转状态相比对图13的移动514进行的测量可以确定锁闩位置状态。在一个实施例中，无触点开关513位于HLA外部主体与球塞圆柱形主体之间。第二示例可加入以允许测量通过特定移动514产生的磁场的变化的方式安装的霍尔效应传感器。
2.4.2气门杆移动
可变气门操作(VVA)技术被设计成利用转换装置如DVVL转换摇臂在发动机运转期间改变气门升程轮廓。气门升程状态是确认成功的转换操作或检测错误状态/故障的重要信息。气门杆位置和相对移动传感器可用于该功能。
监视VVA转换状态并判断是否存在转换故障的一个实施例在图14和14A中示出。根据本教导的一方面，线性可变差动变压器(LVDT)型的传感器可以将它机械地联接的气门872的直线运动变换为对应的电信号。LVDT线性位置传感器是现成的，它们可以测量小至百万分之几英寸到高达若干英寸的移动。
图14A示出安装在气门杆导管871中的典型LVDT的构件。LVDT内部结构由在一对相同地卷绕的二级绕线897、898之间的主绕线899组成。在实施例中，绕线897、898、899卷绕在形成在气门导管主体871中的凹进中空部中，所述凹进中空部以薄壁区段878、第一端壁895和第二端壁896为边界。在本实施例中，气门导管主体871是静止的。
现在，参照图14、14A和14B，该LVDT装置的移动元件是称为芯部873的由透磁材料构成的单独的管状衔铁。在实施例中，芯部783利用任何合适的方法和制造材料如铁组装在气门782中。
芯部873在主绕线899和二级盘圈897、898的内侧轴向地自由移动，并且它与正被测量位置的气门872机械地联接。孔内部的芯部873和气门导管871之间不存在物理接触。
在操作中，LVDT的主绕线899通过施加适当振幅和频率的交流电流(已知为主励磁)而通电。这样产生的磁通量通过芯部873与相邻的二级绕线897和898耦合。
如图14A所示，如果芯部873位于二级绕线897、898之间的中途，则相等的磁通量于是与各二级绕线耦合。在该基准中途芯部873位置(已知为零点)，差动电压输出基本上为零。
芯部873布置成使得它延伸经过绕线899的两端。如图14B所示，如果芯部873移动距离870以使它与绕线897比与绕线898更接近，则较多磁通量与绕线897耦合且较少磁通量与绕线898耦合，从而引起非零的差动电压。以此方式测量差动电压可以指示气门872的移动方向和位置两者。
在图14C和14D所示的第二实施例中，上述LVDT装置通过移除图14A中的第二线圈898而进行了修改。当线圈898被移除时，线圈897中感应的电压将相对于芯部873的端部位置874变化。在气门872的移动方向和时点已知的实施例中，仅需一个二级线圈897来测量移动的幅度。如上所述，气门的芯部873部分可以利用若干方法定位和制造。例如，端部位置874的焊接可以结合镍基非芯部材料和铁基芯部材料，直径的物理缩小可以用来定位端部位置874以改变特定位置的磁通量，或小块铁基材料可以插入并定位在端部位置874。
根据本发明将了解的是，一个示例中的LVDT传感器构件可以位于气门导管871的顶部附近以允许低于该点的散热。尽管这种位置可以高于用于气门杆制造的典型焊接点，但焊接部位可以如上所述移动。芯部873相对于二级绕线897的位置与感生了多大的电压成比例。
在运转的发动机中使用如上所述的LVDT传感器具有若干优点，包括1)无摩擦运转——在通常使用中，LVDT的芯部873与线圈组件之间不存在机械接触。无摩擦还延长了机械寿命。2)几乎无限的分辨率——由于LVDT在无摩擦结构中基于电磁耦合原理操作，所以它可以测量芯部位置的极小变化，仅受LVDT信号调整器中的噪音和输出显示器的分辨率限制。该特性还引起出色的再现性，3)环境稳健性——材料和用于组装LVDT的施工技术引起对各种环境条件稳健的坚固、耐用的传感器。绕线897、898、899的结合可接着用环氧树脂封装在气门导管主体871中，从而引起优良的防水防潮性能，以及吸收大的冲击载荷和高振动水平的能力。另外，线圈组件可以被密闭以抵抗油和腐蚀性环境。4)零点再现性——上述LVDT的零点的位置甚至在它的很宽操作温度范围内也非常稳定且可重复。5)快速的动态响应——在普通运转期间不存在摩擦允许LVDT对芯部位置的变化非常快速地响应。LVDT传感器的动态响应仅受由于芯部组件质量而引起的小惯性作用限制。在大部分情况下，LVDT感测系统的响应由信号调整器的特性决定。6)绝对输出——LVDT是与增量输出装置相对的绝对输出装置。这意味着，在功率损失的情况下，从LVDT发送的位置数据不会受损。当测量系统重新起动时，LVDT的输出值将与它在发生电源故障之前相同。
上述气门杆位置传感器采用LVDT型传感器来确定在发动机运转期间气门杆的位置。该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、可以跟踪气门杆的位置并且将监视位置反馈给ECU的电子、光学和机械传感器。
2.4.3零部件位置/移动
可变气门操作(VVA)技术被设计成利用转换装置如DVVL转换摇臂在发动机运转期间改变气门升程轮廓。转换状态的变化也可绝对地或在VVA组件中相对于彼此改变组件中的构件的位置。位置变化测量可以被设计和实施为监视VVA转换的状态，并可能地判定是否存在转换故障。
现在，参考图15-16，示例性DVVL转换摇臂组件100可以构造成具有测量相对移动、运动或距离的精确非接触式传感器828。
在一个实施例中，移动传感器828位于第一端101(图15)附近，以针对高升程模式和低升程模式评估外臂120相对于已知位置的移动。在本例中，移动传感器828包括卷绕在永久磁化的芯部周围的线，并定位和定向成通过测量随着铁质材料通过其已知磁场而产生的磁通量的变化来检测移动。例如，当磁性(铁质材料)的外臂拉杆875通过位置传感器828的永磁场时，通量密度被调整，从而在线圈中感应交流电压并产生与拉杆875的接近度成比例的电力输出。调制电压输入发动机控制单元(ECU)(在下面的章节中描述)，其中处理器采用逻辑和计算来启动摇臂组件100转换操作。在实施例中，电压输出可以是二元的，意味着电压信号的有或无指示高升程或低升程。
可见位置传感器828可定位成测量摇臂组件100中的其它零部件的移动。在第二实施例中，传感器828可位于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。
第三实施例可以将传感器828定位成直接评估DVVL摇臂组件100中的锁闩200位置。锁闩200和传感器828在它们处于锁定状态(高升程模式)时彼此接合和固定，并且针对解锁(低升程)操作移动分开。
也可利用感应式传感器检测移动。传感器877可以是以允许测量例如气门杆112是否移动的方式安装的霍尔效应传感器。
2.4.4压力特性
可变气门操作(VVA)技术被设计成利用转换装置如DVVL转换摇臂在发动机运转期间改变气门升程轮廓。由于锁定状态是可使ECU能够执行各种功能如调节燃料/空气混合物以增加行驶里程、减少污染或调节怠速和爆震的对ECU的重要输入，所以需要确认成功的转换操作或检测错误状态或故障的测量装置或系统来进行适当的控制。在一些情况下，需要转换状态报告和错误通知以符合规定。
在包括如图6所示的液压地操作的DVVL系统800的实施例中，转换状态的变化提供明显不同的液压转换流体压力指示。由于需要流体压力来产生启动转换的必要的液压刚度，并且由于液压流体通路被几何地限定有特定通道和腔室，所以产生可以用来可预测地确定锁定或解锁状态或转换故障的特征压力指示。可以描述测量压力并且将测定结果与已知和可接受的运转参数进行比较的若干实施例。压力测量结果可以通过检查在若干转换循环的流体压力而从宏观层面进行分析，或针对持续数毫秒的单个转换事件进行评估。
现在参考图6、7和17，示例性图示(图17)示出当转换摇臂100在高升程或低升程下操作并在高升程与低升程之间转换时气缸1的关于时间的气门升程高度变化882。液压转换系统的对应数据在相同的时间标尺上示出(图17)，包括利用压力传感器890测定的上通道802、803中的油压880和用来开闭OCV组件820中的电磁阀822、823的电流881。如可见的，这种从宏观层面的分析级别显示了在所有操作状态期间的OCV转换电流881、控制压力880和升程882之间的关联。例如，在时刻0.1，OCV被命令转换，如增大的电流881所示。当OCV转换时，增大的控制压力880引起高升程至低升程转换事件。随着对一个或多个完整的转换循环评估操作，可以评估包括OCV和通向摇臂组件100的加压流体输送系统的子系统的适当操作。可以使用其它独立的测量结果例如如上所述的气门杆移动来增强转换故障判断。如可见的，这些分析可以针对任何数量用来控制一个或多个气缸的进气门和/或排气门的OCV执行。
使用类似的方法，但利用在转换事件期间以毫秒级别测量和分析数据，提供了足够详细的控制压力信息(图17A、17B)，以在不直接测量气门升程或锁闩销移动的情况下独立地评估成功的转换事件或转换故障。在使用该方法的实施例中，通过将测定的压力瞬变与在测试期间开发并储存在ECU中用于分析的已知的操作状态压力瞬变进行比较来判断转换状态。图17A和17B示出用来在DVVL系统中产生用于转换摇臂的已知操作压力瞬变的示例性试验数据。
该试验系统包括如图3所示的四个转换摇臂组件100、OCV组件820(图3)、两个上部油控制通道802、803(图6-7)、以及用于控制控制通道802、803中的液压操作流体温度和压力的闭环系统。各控制通道提供处于经调节后的压力下的液压流体，以控制两个摇臂组件100。图17A示出有效的单次试运行，显示了OCV电磁阀通电以启动从高升程状态到低升程状态的转换时的数据。安装仪器以测量锁闩移动1003、控制通道802、803中的压力880、OCV电流881、液压流体供给源804中的压力1001(图6-7)以及锁闩间隙和凸轮间隙。可以将事件顺序描述如下：
·0ms-ECU接通电流881以使OCV电磁阀通电
·10ms-通向OCV螺线管的转换电流881足以将压力调节成如压力曲线880所示比控制通道802、803中高。
·10-13ms-当液压流体从供给源804(图6-7)流入上控制通道802、803中时供给压力曲线1001降低到通过OCV调节的压力之下。作为响应，压力880在控制通道802、803中快速上升。锁闩销移动如在锁闩销移动曲线1003中所示开始。
·13-15ms-供给压力曲线1001在流量稳定时返回稳定的未调节状态。控制通道802、803中的压力880上升到通过OCV调节的更高压力。
·15-20ms-控制通道802、803中的压力880上升/下降瞬变在加压液压流体将锁闩完全推回到位时产生(锁闩销移动曲线1002)，并且液压流量和压力稳定在OCV未调节的压力。压力尖峰1003是该瞬变的特征。
·在12ms和17ms，可以在压力曲线880中看到与锁闩位置1002的突然变化一致的明显不同的压力瞬变。
图17B示出有效的单次试运行，显示了OCV电磁阀断电以启动从低升程状态到高升程状态的转换时的数据。可以将事件顺序描述如下：
·0ms-ECU切断电流881转换以使OCV电磁阀断电。
·5ms-OCV螺线管移动得足够多以将经调节后、较低压力的液压流体导入控制通道802和803(压力曲线880)。
·5-7ms-控制通道802、803中的压力在OCV调低压力时如曲线880所示快速下降。
·7-12ms-与低压点1005一致，控制通道802、803中的较低压力启动如锁闩移动曲线1002所示的锁闩移动。压力曲线880瞬变在锁闩弹簧230(图19)压缩和移动与锁闩接合的空间中的液压流体时启动。
·12-15ms-压力曲线880所示的压力瞬变在锁闩销移动曲线1002所示的锁闩销移动完成时再次导入。
·15-30ms-控制通道802、803中的压力如压力曲线880所示稳定在OCV调节后的压力。
·如上所述，在7-10ms和13-20ms，可以在压力曲线880中看到与锁闩位置1002的突然变化一致的明显不同的压力瞬变。
如前文所述，并且在以下章节中，液压通道的固定几何构型、孔、间隙和腔室以及锁闩弹簧的刚度是与用于经调节后的液压流体压力的变化的液压响应和机械转换速度有关的变量。图17A和17B中的压力曲线880描述了在可接受的范围内操作的DVVL转换摇臂系统。在操作期间，特定的压力上升率或下降率(曲线斜率)是通过以上列举的事件的时刻表征的适当操作的特征。错误状态的示例包括：显示锁闩响应时间的恶化的压力事件的时间推移，事件发生率的变化(压力曲线斜率变化)，或压力事件的幅度的整体减小。例如，15-20ms周期中低于预期的压力上升表示锁闩尚未完全退回，从而潜在地引起临界转变。
以50psi的油压和70摄氏度的油温测量这些示例中的试验数据。一系列不同操作状态下的试验可以提供要由ECU用于转换诊断的特征曲线的数据库。
描述利用压力测量结果来诊断转换状态的另一实施例。如图3所示的DFHLA 110既用来管理间隙，又用来供给用于操作采用诸如CDA或DVVL之类的转换摇臂组件的VVA系统的液压流体。如图52的剖视图中所示，用于DVVL摇臂组件100的通常间隙调节致使球塞601在高升程操作和低升程操作两者期间保持与内臂组件622的接纳座接触。当在发动机中组装好时，DFHLA 110处于固定位置，而内摇臂组件622绕球顶端接触点611进行旋转移动。内臂组件622的旋转移动和球塞负荷615的大小在高升程状态与低升程状态之间的转换时变化。球塞601被设计成在负荷和移动变化时以补偿的方式移动。
用于球塞负荷615的补偿力在下控制通道805使下端部512与腔室905连通时由下控制通道805中的液压流体压力提供(图11)。如图6-7所示，处于未经调节的压力下的液压流体从发动机气缸盖被传送到下控制通道805中。
在实施例中，压力传感器被安置在给送DFHLA 110的间隙调节部的液压通道805中。压力传感器可以用来在从高升程状态过渡到低升程状态或从低升程状态过渡到高升程状态时监视给送间隙调节器的液压通道805中的瞬时压力变化。通过在从一种模式转换到另一种模式时监视压力指示，该系统能够检测可变气门操作系统何时在任何一个位置发生故障。在作为压力与以毫秒为单位的时间的关系示出的实施例中，压力指示曲线提供可以包括幅度、斜率和/或其它参数的特征形状。
例如，图17C显示了进气门升程轮廓曲线814、816与以毫秒为单位的关系的图示，该图示与液压通道压力曲线1005、1005与相同的时间标尺的关系的图示叠加。压力曲线1006和气门升程轮廓曲线816对应于低升程状态，而压力曲线1005和气门升程轮廓814对应于高升程状态。
在稳态运转期间，压力指示曲线1005、1006呈现周期性表现，其中在DFHLA补偿随着凸轮向下推动摇臂组件以压缩气门弹簧(图3)并提供气门升程时分配的交替的球塞负荷615、气门弹簧伸长以关闭气门时以及凸轮位于不发生升程的基圆上时产生明显不同的尖峰1007、1008。如图17C所示，瞬时压力尖峰1006、1007分别与低升程轮廓816和高升程轮廓814的尖峰对应。当液压系统压力稳定时，稳态压力指示曲线1005、1006恢复。
如前文所述，并且在以下章节中，DFHLA液压通道的固定几何构型、孔、间隙和腔室是与对于给定的液压流体压力和温度的液压响应和压力瞬变有关的变量。图17C中的压力指示曲线1005、1006描述了在可接受的范围内操作的DVVL转换摇臂系统。在操作期间，特定的压力上升率或下降率(曲线斜率)、压力峰值和峰值压力关于最大升程的时刻也可以是通过转换事件的时刻表征的适当操作的特征。错误状态的示例可包括压力事件的时间推移、事件的发生率的变化(压力曲线斜率变化)、突然的未预期压力瞬变或压力事件的幅度的整体下降。
一系列不同操作状态下的试验可以提供要由ECU用于转换诊断的特征曲线的数据库。可以基于系统构型和车辆要求使用一个或若干压力值。可以将监视的压力曲线与标准曲线进行比较以确定系统何时发生故障。
3.转换控制和逻辑
3.1.发动机实施方案
以受控压力向图4所示的DVVL转换摇臂100输送发动机油的DVVL液压流体系统在下面的章节中描述，因为它可以安装在四缸发动机中的II型气门机构中的进气门上。在替代实施例中，该液压流体输送系统可以应用于活塞驱动式内燃发动机上的进气门或排气门的任意组合。
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压力向DVVL转换摇臂100(图4)输送发动机油801。在该布置结构中，来自气缸盖801的未进行压力调节的发动机油进给到HLA下进给通道805中。如图3所示，该油始终与DFHLA的下进给入口512流体连通，在此DFHLA用来执行通常的液压间隙调节。来自气缸盖801的未进行压力调节的发动机油也供给到油控制阀组件入口821。如上所述，用于该DVVL实施例的OCV组件820包括调节来自公共入口821的油压的两个独立地操作的电磁阀。来自OCV组件820第一控制端口出口822的液压流体供给到第一上通道802，而来自第二控制端口823的液压流体供给到第二上通道803。第一OCV确定气缸1和气缸2的升程模式，而第二OCV确定气缸3和气缸4的升程模式。如图18所示和在下面的章节中所述，OCV组件820中的阀的操作由发动机控制单元825利用基于对特定的物理构型感测和存储的信息、转换窗口以及一组运转状态例如气缸的特定数量和特定油温的逻辑引导。来自上通道802、803的调压后的液压流体被引导到DFHLA上端口506，在此它经通道509传输到转换摇臂组件100。如图19所示，液压流体经由第一油通道144和第二油通道146经摇臂组件100传送到锁定销组件201，在此它用来启动高升程状态与低升程状态之间的转换。
上通道802、803中蓄积的扫除空气对维持液压刚度和最大限度地减小压力上升时间的变化而言很重要。压力上升时间直接影响转换操作期间的锁闩移动时间。图6所示的被动放气端口832、833被增加至上通道802、803中的高点以将蓄积的空气放出到位于气门盖下方的气缸盖空隙中。
3.2.1用于低升程模式的液压流体输送：
现在参考图8，DVVL系统被设计成在低升程模式下从怠速运转到3500rpm。摇臂组件100和3桃尖凸轮102的剖视图显示了低升程操作。图8和19所示的组件的主要构件包括内臂122、滚柱轴承128、外臂120、滑块垫130、132、锁闩200、锁闩弹簧230、枢轴118和空动扭力弹簧134、136。对于低升程操作，当OCV组件820中的电磁阀通电时，压力≥2.0bar的未调节的油经控制通道802、803和DFHLA 110供给到转换摇臂组件100。该压力使锁闩200退回，从而将内臂122和外臂120解锁，并允许它们独立地移动。高升程凸轮轴桃尖104、106(图3)保持与外臂120上的滑动截面垫130、132接触。外臂120绕枢轴118旋转并且不向气门112分配任何运动。这通常称为“空动”。由于低升程凸轮轮廓816(图5)被设计成用于气门提前关闭，所以转换摇臂100必须被设计成吸收来自高升程凸轮轴桃尖104、106(图4)的全部运动。来自空动扭力弹簧134、136(图15)的力确保外臂120保持与高升程桃尖104、106(图3)接触。低升程桃尖108(图3)与内臂122上的滚柱轴承128接触并且气门在每个低升程气门提前关闭轮廓816(图4)打开。
3.2.2用于高升程模式的液压流体输送
现在参考图9，DVVL系统被设计成在高升程模式下从怠速运转到7300rpm。转换摇臂100和3桃尖凸轮102的剖视图显示了高升程操作。图9和19所示的组件的主要构件包括内臂122、滚柱轴承128、外臂120、滑块垫130、132、锁闩200、锁闩弹簧230、枢轴118和空动扭力弹簧134、136。
OCV组件820中的电磁阀被断电以实现高升程操作。锁闩弹簧230使锁闩200伸出，从而锁紧内臂122和外臂120。锁紧的臂的功能与固定的摇臂相似。对称的高升程桃尖104、106(图3)与外臂120上的滑块垫130(未示出132)接触，从而使内臂122绕DFHLA 110球端601旋转并且在每个高升程轮廓814(图4)打开气门112(图4)。在此期间，压力从0.2bar调节到0.4bar的油经控制通道802、803供给到转换摇臂100。维持在0.2至0.4bar的油压保持油路充满但不使锁闩200退回。
在高升程模式下，DFHLA的双馈功能对于在最大发动机转速下确保气门机构的适当间隙补偿很重要。图9中的下通道805将气缸盖油压传送到DFHLA下端口512(图11)。DFHLA的下部被设计成作为通常液压间隙补偿机构工作。DFHLA110机构被设计成确保液压装置具有充分的压力以避免曝气并在所有发动机转速下都保持充满油。利用该系统维持液压刚度和适当的气门机构功能。
图20中的表归纳了在高升程模式和低升程模式下的压力状态。还示出了DFHLA通常间隙补偿功能与摇臂组件转换功能的液压分离。发动机在高升程模式(锁闩伸出并接合)下起动，因为这是默认模式。
3.3运转参数
操作DVVL系统的一个重要因素是从高升程模式到低升程模式的可靠控制。DVVL气门操作系统仅在预定的时间窗期间才可在各模式之间转换。如上所述，从高升程模式到低升程模式和从低升程模式到高升程模式的转换通过来自发动机控制单元(ECU)825的信号启动，所述ECU使用分析存储的信息例如用于特定物理构型的转换窗口、存储的运转状态和通过传感器收集的处理后的数据的逻辑。转换窗口持续时间由DVVL系统物理构型决定，包括气缸数量、由单个OCV控制的气缸的数量、气门升程持续时间、发动机转速以及液压控制和机械系统中固有的锁闩响应时间。
3.3.1收集的数据
实时传感器信息包括来自任何数量的传感器的输入，如在图6所示的示例性DVVL系统800中所示。传感器可包括：1)在一个实施例中利用上述线性可变差动变压器(LVDT)测定的气门杆移动829，2)利用霍尔效应传感器或运动检测器测定的运动/位置828和锁闩位置827，3)利用接近开关、霍尔效应传感器或其它传感器测定的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定。
在液压操作的VVA系统内中，油温影响用于诸如CDA和VVL之类的系统中的转换的液压系统的刚度。如果油过冷，则其粘度减慢转换事件，从而导致故障。该关系在图21-22中针对示例性DVVL转换摇臂系统示出。利用位于使用点附近而不是发动机油曲轴箱中的图6所示的传感器890获得的精确油温提供最精确的信息。在一个示例中，靠近油控制阀(OCV)监视的VVA系统中的油温必须大于或等于20℃，从而以要求的液压刚度启动低升程(解锁)运转。可以利用任何数量可商购的构件例如热电偶来进行测量。油控制阀在2010年4月15日公开的已公布的美国专利申请US2010/0089347和2010年1月28日公开的US2010/0018482中详细描述，两申请在此通过全文引用并入。
传感器信息作为实时运转参数(图18)发送到发动机控制单元(ECU)825。
3.3.2存储的信息
3.3.2.1转换窗口算法
机械转换窗口：
图4所示的三桃尖凸轮的各桃尖的形状包括不发生升程的基圆部605、607、609、用来在升程事件之前吸收机械间隙的过渡部和使气门112移动的升程部。对于安装在系统800(图6)中的示例性DVVL转换摇臂100而言，当防止其移动的锁闩上无负荷时高升程模式与低升程模式之间的转换仅可以在基圆操作期间发生。对该机构的进一步描述在下面的章节中提供。基圆部的无升程部863在图5中用曲线图示出。DVVL系统800在20℃及以上的油温下以高达3500发动机rpm在一个凸轮轴转圈内转换。时间窗口或预定油状态之外的转换可能引起临界转变事件，该临界转变事件是当气门致动器切换构件或发动机气门上的负荷高于该结构被设计成在转换时适应的负荷时发动机气门位置在发动机循环中的一个时点的转变。临界转变事件可引起气门机构和/或其它发动机零部件的损坏。转换窗口可以进一步定义为改变控制通道中的压力并使闩锁从伸出位置移动到退回位置和从退回位置移动到伸出位置所需的凸轮轴曲柄角的持续时间。
如上所述和图7所示，DVVL系统具有包含两个独立地控制的电磁阀的单个OCV组件820。第一阀控制第一上通道802压力并确定气缸1和气缸2的升程模式。第二阀控制第二上通道803压力并确定气缸3和4的升程模式。图23针对气缸点火次序为(2-1-3-4)的直列四缸发动机示出该OCV组件820(图3)构型的进气门正时(升程顺序)与曲轴角的关系。气缸二851、气缸一852、气缸三853和气缸四854的高升程进气门轮廓在图的顶部作为相对于曲柄角示出的升程示出。对应的气缸的气门升程持续时间在下部作为升程持续时间区域855、856、857和858相对于曲柄角示出。还示出了各个气缸的无升程基圆操作区域863。必须确定使锁闩在一个凸轮轴转圈内移动的预定的转换窗口，其中约定每个OCV都构造成同时控制两个气缸。
可以通过理解和改进锁闩移动来优化机械转换窗口。现在参考图24-25，转换摇臂组件100的机械构型提供了允许扩大有效转换窗口的两种截然不同的条件。称为高升程锁闩限制的第一条件在锁闩200通过为了打开气门112而施加的负荷锁紧到位时在高升程模式下发生。称为低升程锁闩限制的第二条件在外臂120阻止锁闩200在外臂120的下方伸出时在解锁的低升程模式下发生。将这些条件描述如下：
高升程锁闩限制：
图24示出锁闩200与外臂120接合的高升程事件。随着气门克服由气门弹簧114供给的力打开，锁闩200将该力从内臂122传递到外臂120。当弹簧114的力通过锁闩200传递时，锁闩200变成锁定在其伸出位置。在此状态下，通过在尝试从高升程模式转换到低升程模式的同时转换OCV而施加的液压压力不足以克服锁紧锁闩20的力，从而防止它退回。该状态通过允许在高升程事件之前施加压力和开始基圆部863(图23)使锁闩200卸载的操作而扩大了总转换窗口。当锁闩200上的力释放时，可以立即开始转换事件。
低升程锁闩限制：
图25示出锁闩200在低升程模式下退回的低升程操作。在该事件的升程部分，外臂120阻挡锁闩200，从而防止它伸出，即使OCV转换，并且液压流体压力降低以返回高升程锁定状态。该状态通过允许在高升程事件之前释放液压压力和到达基圆部863(图23)而扩大了总转换窗口。一旦到达基圆，锁闩弹簧230便可以使锁闩200伸出。通过允许在基圆之前释放压力来扩大总转换窗口。当凸轮轴旋转至基圆时，可以立即开始转换。
图26示出图23所示的相同信息，但也附加了在高升程状态与低升程状态之间的过渡期间完成机械转换过程的每个步骤所需的时间。这些步骤代表转换摇臂组件的设计中固有的机械转换的要素。如对图23所述，发动机的点火次序在顶部连同进气门轮廓851、852、853、854被示出，其与以气缸二为基准的曲柄角度数对应。锁闩200在进气凸轮桃尖位于基圆863(参照机械转换窗口)时必须移动。由于OCV组件820中的各电磁阀控制两个气缸，所以转换窗口必须配时成在位于它们各自的基圆上时适应两个气缸。气缸二在285度曲柄角返回基圆。锁闩移动在气缸二的下一个升程事件之前必须完成690度曲柄角。类似地，气缸一在465度返回基圆且必须以150度完成转换。如可见的，气缸一和气缸二的转换窗口略微不同。如可见的，第一OCV电触发器在气缸一进气门升程事件之前开始转换，而第二OCV电触发器在气缸四进气门升程事件之前开始转换。
执行最坏情况分析以在3500rpm的最大转换速度下定义图26中的转换事件。注意，发动机可在7300rpm的高得多的转速下运转；然而，模式转换不允许高于3500rpm。气缸二的总转换窗口为26毫秒，并被分解成两部分：7毫秒高升程/低升程锁闩限制时间861和19毫秒机械转换时间864。10毫秒机械响应时间862对于所有气缸而言都是一致的。15毫秒锁闩限制时间861对于气缸一而言较长，因为OCV转换在气缸一发生进气门升程事件的同时启动，并且锁闩被限制移动。
必须适应若干机械和液压限制以满足总转换窗口。首先，必须避免在下一个进气门升程事件开始之前未完成的转换导致的临界转变860。其次，实验数据表明，在20℃的最低允许发动机油温下移动锁闩的最大转换时间为10毫秒。如在图26中指出的，有19毫秒可用于基圆上的机械转换864。由于所有试验数据都表明转换机械响应862将发生在第一个10毫秒内，所以不需要全部19毫秒的机械转换时间864。机械和液压限制的组合限定了17毫秒的最坏情况转换时间，其包括锁闩限制时间861加锁闩机械响应时间862。
DVVL转换摇臂系统被设计成以一定余量来完成转换，其中余量为9毫秒。另外，9毫秒余量可允许以高于3500rpm的转速进行模式转换。气缸三和气缸四对应于与如图26所示具有不同定相的气缸一和气缸二相同的转换时间。在该分析中未考虑启动OCV组件中的电磁阀所需的电转换时间，不过ECU可以容易地进行标定以考虑该变量，因为从OCV通电到控制通道油压开始改变的时间保持可预测。
现在，参照图4和25A，如果凸轮轴旋转的正时和锁闩200移动与其中锁闩200仅部分地接合在外臂120上的一个边缘上的锁闩200的负荷一致，则可能发生临界转变。一旦高升程事件开始，锁闩200就可以滑动并与外臂120分离。此时，通过气门弹簧114的力加速的内臂122导致滚柱轴承128与低升程凸轮桃尖108之间的冲击。临界转变是非期望的，因为它形成摇臂组件100和气门移动的瞬时失控，以及对系统的冲击。DVVL转换摇臂被设计成满足临界转变发生的使用寿命要求(lifetime worth)。
3.3.2.2存储的运转参数
运转参数包括由ECU825(图18)用于基于在如后面的章节中描述的扩展测试期间收集的数据来转换逻辑控制的存储信息。可描述已知的运转参数的若干示例：在实施例中，1)需要20摄氏度的最低油温来从高升程状态转换到低升程状态，2)发动机油底壳中应该存在用于转换操作的大于2bar的最低油压，3)锁闩响应时间根据图21-22中示出的数据而随油温变化，4)如图17所示和前文所述，液压转换操作导致的可预测的压力变化如由压力传感器890所确定的发生在上通道802、803(图6)中，5)如图5所示和前文所述，可以预先确定并存储基于升程轮廓814、816的已知的气门移动与曲柄角(时间)的关系。
3.3控制逻辑
如上所述，DVVL转换在特定运转状态下可以仅在小的预定时间窗期间发生，并且在该时间窗之外转换DVVL系统可能引起临界转变事件，其可引起对气门机构和/或其它发动机零部件的损坏。由于诸如油压、温度、排放和负荷之类的发动机状态可快速变化，所以可以使用高速处理器来分析实时状态，将它们与表征作业系统的已知运转参数进行比较，使结果一致以确定何时转换，并发送转换信号。这些操作可以每秒执行几百次或几千次。在实施例中，该运算功能可以由专用处理器或由称为发动机控制单元(ECU)的已有的多功能汽车控制系统执行。典型的ECU具有用于模拟和数字数据的输入部、包括微处理器、可编程存储器和随机存取存储器的处理部、以及输出部，该输出部可包括继电器、开关和警示灯操作。
在一个实施例中，图6和18所示的发动机控制单元(ECU)825接受来自多个传感器的输入，例如气门杆移动829、运动/位置828、锁闩位置827、DFHLA移动826、油压830和油温890。诸如对于给定发动机转速而言的允许操作温度和压力之类的数据(图20)以及转换窗口(图26和在其它章节中描述)存储在存储器中。然后将实时收集的信息与存储信息进行比较并进行分析以提供ECU 825转换时间和控制的逻辑。
在对输入进行分析之后，控制信号由ECU 825输出到OCV 820以启动转换操作，该转换操作可配时成避免在满足诸如提高的燃料经济性和降低的排放之类的发动机性能目标的同时避免临界转换事件。如果有必要，ECU 825也可向操作者提供错误状态。
4.DVVL转换摇臂组件
4.1组件描述
公开了一种用于接合凸轮的由加压流体液压操作的转换摇臂。外臂和内臂构造成将运动转移到内燃发动机的气门。锁定机构包括锁闩、套筒和定向部件。套筒接合锁闩和内臂中的孔，并且还提供用于定向部件的开口，所述定向部件用于提供锁闩相对于套筒和内臂的正确定向。套筒、锁闩和内臂具有用来确定锁闩的最佳定向的参考标记。
示例性转换摇臂100可构造成在操作期间具有如图4的透视图所示的三桃尖凸轮102。替代地，类似的摇臂实施例可构造成利用其它凸轮设计如双桃尖凸轮工作。转换摇臂100构造成具有用于维持液压间隙调节的机构和用于向内臂122馈送液压转换流体的机构。在实施例中，双馈液压间隙调节器(DFHLA)110执行两种功能。气门112、弹簧114和弹簧座116也构造成具有该组件。凸轮102具有第一高升程桃尖104和第二高升程桃尖106以及低升程桃尖108。转换摇臂具有外臂120和内臂122，如图27所示。在操作期间，高升程桃尖104、106与外臂120接触，而低升程桃尖与内臂122接触。桃尖导致外臂120和内臂122的周期性向下移动。该向下运动由内臂122转移到气门112，由此打开该气门。摇臂100可在高升程模式与低升程模式之间转换。在高升程模式下，外臂120被锁定在内臂122上。在发动机运转期间，高升程桃尖周期性地向下推动外臂120。由于外臂120被锁定在内臂122上，所以高升程运动从外臂120转移到内臂122并进一步转移到气门112。当摇臂100处于其低升程模式时，外臂120未被锁定在内臂122上，因此外臂120所呈现的高升程移动不转移到内臂122。作为替代，低升程桃尖与内臂122接触并产生转移到气门112的低升程运动。当从内臂122解锁时，外臂120绕轴118枢转，但不将运动转移到气门112。
图27示出示例性转换摇臂100的透视图。转换摇臂100仅通过示例的方式示出，并且将了解的是，作为本发明的主题的转换摇臂100的构型并不限于在本文包含的附图中示出的转换摇臂100的构型。
如图27所示，转换摇臂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设置在第一外侧臂124与第二外侧臂126之间。内臂122和外臂120两者均安装在位于摇臂100的第一端101附近的枢轴118上，所述枢轴将内臂122固定在外臂120上，同时还允许相对于外臂120绕内臂122的枢轴118的旋转自由度。除所示的具有安装在外臂120和内臂122上的单独的枢轴118的实施例外，枢轴118可以是外臂120或内臂122的一部分。
图27所示的摇臂100具有构造成接合三桃尖凸轮的中央低升程桃尖的滚子128。外臂120的第一滑块垫130和第二滑块垫132构造成接合图4所示的第一高升程桃尖104和第二高升程桃尖106。第一扭力弹簧134和第二扭力弹簧136用于向上偏压由高升程桃尖104、106移位之后的外臂120。该摇臂设计提供了弹簧超转矩特征。
外臂的第一超程限制器140和第二超程限制器142防止扭力弹簧134、136的过度卷绕并限制弹簧134、136上的过大应力。当外臂120在低升程模式期间达到其最大旋转时，超程限制器140、142在第一油道144和第二油道146中与内臂122接触。此时，超程限制器140、142与通道144、146之间的干涉停止外臂120的任何进一步向下旋转。图28示出摇臂100的自上至下的视图。如图28所示，超程限制140、142从外臂120朝内臂122延伸成与内臂122的通道144、146重叠，从而确保限制器140、142与通道144、146之间的干涉。如表示沿线29-29截取的截面图的图29所示，限制器140的接触面143呈波形以与通道144的截面形状匹配。这有助于在限制器140、142与通道144、146接触时应用均匀的力分配。
当外臂120如上所述在低升程模式期间达到其最大旋转时，图15所示的锁闩止挡部90防止锁闩伸出和不正确地锁定。该特征可以按需配置成适合外臂120的形状。
图27示出摇臂组件100的从上方看的透视图，显示了根据本发明的教导的一个实施例的扭力弹簧134、136。图28是图27的摇臂组件100的平面图。该设计显示了具有均卷绕在保持轴118周围的扭力弹簧134、136的摇臂组件100。
转换摇臂组件100必须足够紧凑，以配合在有限的发动机空间中而不牺牲性能或耐久性。在一些实施例中，从确定尺寸成满足设计的转矩要求的圆形线卷绕而成的传统扭力弹簧太宽而无法配合在如图28所示的位于外臂120与内臂122之间的允许弹簧空间121中。
4.2扭力弹簧
描述利用由选定的结构材料制成的大体矩形线引起紧凑设计的扭力弹簧134、136设计和制造方法。
现在，参考图15、28、30A和30B，扭力弹簧134、136由形状大体为梯形的线397构成。该梯形被设计成允许线397变形成随着在卷绕过程中施力而变形成大体矩形。在扭力弹簧134、136被卷绕之后，得到的线的形状可以被描述为与具有大体矩形截面的第一线396相似。沿图28中的线8的剖面显示了在截面图中作为多个盘圈398、399示出的两个扭力弹簧实施例。在优选实施例中，线396具有矩形截面形状，具有在此被显示为竖边402、404的两个长边以及顶部401和底部403。该盘圈的边402和边404的平均长度与顶部401和底部403的平均长度之比可以是小于1的任意值。该比例产生比使用直径与盘圈398的顶部401和底部403的平均长度相等的圆形线卷绕的弹簧更多的沿盘圈弯曲轴线400的刚度。在替代实施例中，线的截面形状为具有较大顶部401和较小底部403的大致梯形。
在该构型中，随着盘圈被卷绕，各盘圈的长边402搁靠在前一个盘圈的长边402上，由此使扭力弹簧134、136稳定。该形状和布置结构将所有盘圈保持在直立位置，从而防止它们在压力下彼此交叉或偏角。
当摇臂组件100操作时，扭力弹簧134、136的大体矩形或梯形由于它们绕图30A、30B和图19所示的轴线400弯曲而产生高局部应力，特别是顶面401上的拉应力。
为了满足耐久性要求，一起使用技术和材料的组合。例如，扭力弹簧134、136可按照该设计由包含铬钒合金钢的材料制成以提高强度和耐久性。
扭力弹簧134、136可被加热并快速冷却以使弹簧回火。这降低了残留局部应力。
使用射弹冲击用于形成扭力弹簧134、136的线396、397的表面或“喷丸加工”用来将残留压缩应力置于线396、397的表面中。然后将线396、397卷绕在扭力弹簧134、136中。由于它们的喷丸加工，得到的扭力弹簧134、136现在可以接受比不使用喷丸加工制造的相同弹簧更大的拉应力。
4.3扭力弹簧座
转换摇臂组件100可以足够紧凑，从而以对周围结构最小的冲击配合在有限的发动机空间中。
描述为扭力弹簧座提供由相邻组件形成的保持特征的转换摇臂100。
现在参考图27、19、28和31，外臂120和内臂122的组件形成如图31所示的弹簧座119。该座包括用于图19的扭力弹簧134、136的端部的一体的保持特征119。
扭力弹簧134、136可以沿枢轴118的轴线自由移动。当组装完成时，内臂122上的第一突片405和第二突片406分别保持扭力弹簧134、136的内端409、410。外臂120上的第一超程限制器140和第二超程限制器142组装成防止旋转并分别保持第一扭力弹簧134和第二扭力弹簧136的外端407、408，不存在多余的限制或附加的材料和零部件。
4.4外臂
外臂120的设计针对在操作期间预期的特定负荷进行了优化，并且它的抗弯性能和由其它装置或从其它方向施加的转矩可能导致超规格挠曲。非操作负荷的示例可由操作或加工引起。在零部件中形成的夹紧特征或表面被设计成在研磨滑块垫的同时协助夹紧和保持过程，这是在它保持零部件静止而不变形时维持滑块垫之间的平行度所需的关键步骤。图15示出摇臂100的另一透视图。第一夹紧桃尖150从第一滑块垫130的下方突出。第二夹紧桃尖(未示出)类似地放置在第二滑块垫132的下方。在制造过程中，夹紧桃尖150在滑块垫130、132的研磨期间与夹具接合。向夹紧桃尖150施力，所述夹紧桃尖将外臂120限制在适当位置，就好像它作为摇臂组件100的零部件处于组装状态下一样。这些表面的研磨要求垫130、132保持相互平行并且外臂120不变形。在夹紧桃尖150处夹紧防止在其它夹紧布置结构下外臂120可能发生的变形。例如，在优选与外臂120成整体的夹紧桃尖150处夹紧有助于消除通过朝彼此挤压外侧臂124、126的夹紧而发生的任何机械应力。在另一示例中，夹紧桃尖150位于滑块垫130、132正下方的位置引起外臂120上由于与砂轮机的接触力而产生的基本上为零到最小转矩。在某些应用中，可能需要向外臂120中的其它部位施加压力以最大限度地减少变形。
4.5 DVVL组件操作
图19示出图27和15的转换摇臂100的分解图。参考图19和28，当组装好时，滚子128是滚针型组件129的一部分，所述滚针型组件可具有安装在滚子128与滚轴182之间的滚针180。滚轴182经由滚轴孔洞183、184安装在内臂122上。滚柱组件129用于将低升程凸轮108的旋转运动转移到内摇臂122，并且进而将运动转移到处于解锁状态的气门112。枢轴118经套环123安装在内臂122上并在摇臂100的第一端101经枢轴孔洞160、162安装在外臂120上。外臂120在解锁状态下相对于内臂122的孔洞旋转围绕枢轴118发生。此上下文中的空动移动意味着外臂120在解锁状态下相对于内臂122的运动。在解锁状态下该运动不会将凸轮102的第一高升程桃尖104和第二高升程桃尖106的旋转运动传递到气门112。
不同于滚子组件129和垫130、132的其它构型也允许将运动从凸轮102转移到摇臂100。例如，诸如垫130、1332之类的平滑非旋转面(未示出)可被置于内臂122上以接合低升程桃尖108，并且滚子组件可安装在摇臂100上以将运动从高升程桃尖104、106转移到摇臂100的外臂120。
现在，参考图4、19和12，如上所述，示例性转换摇臂100使用三桃尖凸轮102。
为了使设计紧凑，其中动态负荷尽可能与非转换式摇臂设计接近，使用滑块垫130、132作为在高升程模式操作期间与凸轮桃尖104、106接触的表面。滑块垫在操作期间产生比诸如滚柱轴承之类的其它设计大的摩擦，并且第一滑块垫表面130与第一高升程桃尖表面104之间的摩擦加第二滑块垫132与第二高升程桃尖106之间的摩擦形成发动机效率损失。
当摇臂组件100处于高升程模式时，气门打开事件的全部负荷施加至滑块垫130、132。当摇臂组件100处于低升程模式时，施加至滑块垫130、132的气门打开事件的负荷较小，但存在。示例性转换摇臂100的封装限制要求如通过与凸轮桃尖104、106接触的滑块垫边缘长度710、711所述的各滑块垫130、132的宽度比大部分已有的滑块界面设计窄。这引起比大部分已有的滑块垫界面设计高的零部件负荷和应力。该摩擦引起对凸轮桃尖104、106和滑块垫130、132的过大磨损，并且当与较高的负荷组合时可能引起提前的零部件故障。在示例性转换摇臂组件中，在外臂120上的滑块垫130、132上使用诸如类钻碳涂层之类的涂层。
类钻碳(DLC)涂层实现通过降低摩擦来操作示例性转换摇臂100，并且同时为滑块垫表面130、132提供必要的耐磨和负载特性。如可容易地看到的，DLC涂层的益处可应用于该组件或其它组件中的任何零部件表面，例如在图19中所述的外臂120上的枢轴表面160、162。
尽管存在类似的涂层材料和工艺，但它们都不足以满足以下DVVL摇臂组件要求：1)具有足够的硬度，2)具有合适的承载能力，3)在运转环境中在化学上稳定，4)适用于温度不超过外臂120的退火温度的工艺中，5)满足发动机使用寿命要求，和6)与钢界面上的钢材相比提供降低的摩擦。前文描述的DLC涂层方法满足上述要求，并且适用于滑块垫表面130、132，利用针对DLC涂层应用开发的砂轮材料和速度将所述滑块垫表面研磨至最终光洁度。滑块垫表面130、132还利用若干技术之一被抛光至特定表面粗糙度，例如蒸气珩磨或微粒喷砂。
4.5.1液压流体系统
用于摇臂组件100的液压锁闩必须制造成配合在紧凑的空间中，满足转换响应时间要求，并且最大限度地降低泵油损失。油以受控压力沿流体路径行进，并以提供启动锁闩销转换所需的力和速度的方式施加至受控的容积。液压管道需要特定间隙和尺寸，以使得系统具有正确的液压刚度和因而产生的转换响应时间。液压系统的设计必须与包括转换机构的其它元件例如偏压弹簧230协调。
在转换摇臂100中，油经一系列流体连接的腔室和通路传输到锁闩销机构201或任何其它液压启动的锁闩销机构。如上所述，液压传输系统始于DFHLA 110中的油流动端口506，在此处于受控压力下的油或另一种液压流体被导入。可以使用转换装置例如电磁阀来调制压力。在离开球塞端部610之后，油或其它加压流体从该单个位置经图10所示的具有确定尺寸成最大限度地减小油从球窝502流动时的压降的上述内臂的第一油道144和第二油道146被引导到图19中的锁闩销组件201。
用于将内臂122锁定在外臂120上的机构201——其在所示的实施例中位于摇臂100的第二端103附近——在图19中被显示为包括锁闩销200，该锁闩销在高升程模式下伸出，从而将内臂122固定在外臂120上。在低升程模式下，锁闩200退回到内臂122中，从而允许外臂120的空动移动。油压用来控制锁闩销200移动。
如图32所示，锁闩销组件的一个实施例显示了油道144、146(在图19中示出)经油孔280与腔室250流体连通。
油根据要求的操作模式在一定压力范围内被提供给油孔280和锁闩销组件201。
如在图33中可见的，在将加压油导入腔室250之后，锁闩200退回到孔240中，从而允许外臂120发生相对于内臂122的空动旋转。油可以在第一大体圆柱形表面205和表面241之间从腔室250传输到图32所示的第二腔室420。
一些油经在内臂122中钻出的孔209离开回到发动机。残油随着偏压弹簧230在它返回锁定的高升程状态时伸展而经液压路径被推回。可见可以为针对通常解锁操作被偏压的锁闩机构采用类似的流动路径。
锁闩销组件设计通过间隙、公差、孔尺寸、腔室尺寸、弹簧设计和控制油的流动的类似度量的组合来管理锁闩销响应时间。例如，锁闩销设计可包括诸如设计成具有活动液压区域以在给定压力范围内的公差内操作的双直径销、设计成限制泵油损失的封油凸肩或给油槽(chamfer oil in-feed)之类的特征结构。
现在参考图32-34，锁闩200包含在有限空间中提供多个功能的设计特征：
1.锁闩200采用第一大体圆柱形表面205和第二大体圆柱形表面206。第一大体圆柱形表面205具有比第二大体圆柱形表面206大的直径。当销200和套筒210在孔240中组装在一起时，腔室250在不采用任何附加零部件的情况下形成。如已指出的，该容积与油孔280流体连通。另外，加压表面422的面积以及传递的油压可以被控制成提供使销200移动、压缩偏压弹簧230和转换到低升程模式(解锁)所需的力。
2.第一大体圆柱形表面205与相邻的孔壁241之间的空间旨在最大限度地减少从腔室250流入第二腔室420的油量。第一大体圆柱形表面205与表面241之间的间隙必须被严密地控制成当油在第一大体圆柱形表面205与表面241之间从腔室250传输到第二腔室420时允许销200的移动自由度而不存在漏油和相关的泵油损失。
3.封装限制要求最大限度地减小沿销200的移动轴线的距离。在一些运转状态下，可用的封油凸肩424可能不足以控制在第一大体圆柱形表面205与表面241之间从腔室250传输到第二腔室420的油的流动。描述环形密封表面。随着锁闩200退回，锁闩200以其后表面203与孔壁208相遇。在一个优选实施例中，锁闩200的后表面203具有大体垂直于第一大体圆柱形孔壁241和第二大体圆柱形孔壁242且平行于孔壁208的平坦环形或密封表面207。平坦环形表面207形成抵靠孔壁208的密封，这减少了油从腔室250经由锁闩200的第一大体圆柱形表面205和第一大体圆柱形孔壁241形成的密封件泄漏。密封表面207的面积被确定尺寸成最大限度地减小图32所示的密封表面207和孔壁208之间的薄油膜造成的分离阻力，同时维持防止加压油在密封表面207和孔壁208与外孔209之间流动的密封。
4.在一个锁闩销200实施例中，给油表面426例如凹槽提供初始加压表面区域以允许更快的转换启动，并克服由加压表面422与套筒端部427之间的薄油膜导致的分离阻力。凹槽的尺寸和角度允许转换启动的容易性，而不会由于在通常操作期间遇到的油压变压而无计划启动。在第二锁闩销200实施例中，如图34所示呈放射状地布置的一系列齿形槽(castellation)428提供初始加压表面区域，其被确定尺寸成允许更快的转换启动，并克服由加压表面422与套筒端部427之间的薄油膜导致的分离阻力。
给油表面426也可以通过降低对加压表面422与套筒端部427之间的分离力的要求来降低转换所需的压力和泵油损失。这些关系可以作为对转换响应和泵吸损失的递增改进示出。
随着油流遍上述转换摇臂组件100液压系统，油压与油流体路径面积和长度之间的关系在很大程度上限定了液压系统的反应时间，这也直接影响转换响应时间。例如，如果处于高速率下的高压油进入大的空间，则其速率将突然减慢，从而减少其液压反应时间或降低其刚度。可以计算针对于转换摇臂组件100的操作的这些关系的范围。例如，可以将一种关系描述如下：处于2bar压力下的油供给到腔室250，其中通过加压表面区域分割的油压传递克服偏压弹簧230的弹力的力，并在10毫秒内从锁定操作转换到解锁操作。
可以从能够定义如下的系统设计变量计算泵油损失最低的引起可接受的液压刚度和响应时间的特征关系的范围：
·油道144、146的内径和从球窝502到孔280的长度
·孔280的直径和长度
·加压表面422的面积
·在所有操作状态下腔室250的容积
·在所有操作状态下第二腔室420的容积
·由第一大体圆柱形表面205与表面241之间的空间形成的截面积
·封油凸肩424的长度
·平坦环形表面207的面积
·孔209的直径
·由DFHLA 110供给的油压
·偏压弹簧230的刚度
·流动通道504、508、509的截面积和长度
·给油表面426的面积和数量
·齿形槽428的数量和截面积
可以针对一定范围的条件描述转换摇臂100中的上述液压装置的锁闩响应时间，例如：
油温：10℃至120℃
油类型：5w-20重量
这些条件产生影响锁闩响应时间的油粘度范围。
4.5.2锁闩销机构
摇臂组件100的锁闩销机构201提供了从高升程转换到低升程和从低升程转换到高升程的方式。锁闩销机构可以构造成通常处于解锁状态或锁定状态。可以描述若干优选的实施例。
在一个实施例中，位于摇臂100的第二端103附近的用于将内臂122锁定在外臂120上的机构201在图19中被显示为包括锁闩销200、套筒210、定向销220和锁闩弹簧230。机构201构造成在孔240内安装在内臂122的内侧。如下所述，在组装好的摇臂100中，锁闩200在高升程模式下伸出，从而将内臂122固定在外臂120上。在低升程模式下，锁闩200退回到内臂122中，从而允许外臂120的空动移动。如上所述的转换油压经第一油道144和第二油道146提供以控制锁闩200是被锁定还是解锁。插塞170插入通道孔172中以形成封闭第一油道144和第二油道146的压密密封并允许它们将油传送到锁定机构201。
图32示出处于其锁定状态的锁定机构201沿图28中的线32,33-32,33的截面图。锁闩200设置在孔240内。锁闩200具有偏压弹簧230插入其中的弹簧孔202。锁闩200具有后表面203和前表面204。锁闩200还采用第一大体圆柱形表面205和第二大体圆柱形表面206。第一大体圆柱形表面205具有比第二大体圆柱形表面206大的直径。弹簧孔202与表面205和206大体同心。
套筒210具有大体圆柱形内表面215和与第一大体圆柱形孔壁241接口的大体圆柱形外表面211。孔240具有第一大体圆柱形孔壁241和直径比第一大体圆柱形孔壁241大的第二大体圆柱形孔壁242。套筒210的大体圆柱形外表面211和锁闩200的第一大体圆柱形表面205接合第一大体圆柱形孔壁241而形成压密密封。另外，套筒210的大体圆柱形内表面215也与锁闩200的第二大体圆柱形表面206形成压密密封。在操作期间，这些密封允许在环绕锁闩200的第二大体圆柱形表面206的腔室250中形成油压。
图32所示的锁闩200的默认位置为锁定位置。弹簧230将锁闩200从孔240向外偏压到锁定位置。供给到腔室250的油压使锁闩200退回并使它移动到解锁位置。其它构型也是可能的，例如弹簧230偏压处于解锁位置的锁闩200，以及在孔壁208与后表面203之间施加油压使锁闩200从孔240向外伸出以锁定外臂120。
在锁定状态下，锁闩200使外臂120的锁闩表面214与臂接合面213接合。如图32所示，外臂120被阻碍向下移动并且将经锁闩200将运动转移到内臂122。定向特征结构212呈通道的形式，定向销221从外侧内臂122经第一销孔217然后经套筒210中的第二销孔218延伸到所述通道中。定向销221通常是实心和光滑的。定位器222将销221固定在适当位置。定向销221防止锁闩200在孔240内的过度旋转。
如上所述和在图33中可见的，在将加压油导入腔室250之后，锁闩200退回到孔240中，从而允许外臂120发生相对于内臂122的空动旋转。外臂120然后不再被锁闩200阻碍向下移动和进行空动移动。加压油经油孔280导入腔室250中，所述油孔与油道144、146流体连通。
图35A-35F示出用于定向销的若干保持装置。在图35A中，销221呈圆柱形，具有均匀厚度。如图35C所示的卡环910定位在位于套筒210中的凹部224中。销221插入环910中，从而使齿912变形并将销221固定在环910上。销221然后由于环910由内臂122封闭在凹部224内而被固定在适当位置。在图35B所示的另一实施例中，销221具有槽902，环910的齿912压入该槽中，从而将环910固定在销221上。在图35D所示的另一实施例中，销221具有槽904，图35E所示类型的E形夹914或如图35F所示的弓形夹914可插入所述槽中以相对于内臂122将销221固定在适当位置。在又一些实施例中，可适用于金属丝环代替冲孔环。在组装期间，将E形夹914放入凹部224中，此时将套筒210插入内臂122中，然后穿过夹910插入定向销221。
示例性锁闩200在图36中示出。锁闩200通常分为头部290和体部292。前表面204为突出的凸起弯曲表面。该表面形状朝外臂120延伸并使得锁闩200的臂接合面213与外臂120适当接合的几率提高。臂接合面213包括大体平坦的表面。臂接合面213从具有第二大体圆柱形表面206的第一边界285延伸到第二边界286，并从具有前表面的边界287延伸到具有表面232的边界233。臂接合面213的从表面232沿锁闩200的纵向轴线A的方向延伸得最多的部分大致等距地位于第一边界285与第二边界286之间。相反，臂接合面213的从表面232沿轴线方向A延伸得最少的部分大致位于第一边界285和第二边界286处。前表面204不必为凸起的弯曲表面，而是可为v形表面，或某种其它形状。该布置结构允许锁闩200在孔240内的更大范围的旋转，同时提高锁闩200的臂接合面213与外臂120适当接合的可能性。
替代性锁定机构201在图37中示出。呈中空杯形插塞形式的定向插塞1000通过延伸到定向特征212中而被压配合在套筒孔1002中并定向锁闩200，从而防止锁闩200相对于套筒210过度旋转。如下文进一步说明的，定位槽1004通过提供可用以使锁闩200在套筒210内旋转的特征结构来协助将锁闩200定向在套筒210内并最终定向在内臂122内。定位槽1004可用作用以使锁闩200旋转并且还用以测量其相对定向的特征结构。
参考图38-40，组装转换摇臂100的示例性方法如下：将定向插塞1000压配合在套筒孔1002中并且将锁闩200插入套筒210的大体圆柱形内表面215中。
然后使锁闩销200顺时针旋转，直至定向特征结构212到达插塞1000，此时定向特征结构212与插塞1000之间的干涉阻止进一步旋转。然后获得如图38所示的角度测量值A1，其对应于臂接合面213与定位成垂直于套筒孔1002的套筒基准面1010、1012之间的角度。定位槽1004还用作用于锁闩200的基准线，并且键槽1014也可用作位于套筒210上的基准。锁闩销200然后逆时针旋转，直至定向特征结构212到达插塞1000，从而防止进一步旋转。如在图39中可见，获得第二角度测量值A2，其对应于接合面213与套筒基准面1010、1012之间的角度。还允许逆时针旋转然后顺时针旋转以获得A1和A2。如图40所示，在插入内臂122后，套筒210和销子组件1200以在内臂基准面1020与套筒基准面1010、1012之间测得的角A旋转，从而使得臂接合面213相对于内臂122水平地定向，如内臂基准面1020所示。旋转量A应该选择成最大限度地提高锁闩200将接合外臂120的可能性。一个这样的示例是使子组件1200以如从内臂基准面1020测得的A2和A1之差的一半的角度旋转。在本发明的范围内，其它调节量A是可能的。
销1000的替代性实施例的轮廓在图41中示出。这里，销1000是空心的，部分地封闭内容积1050。该销具有大致圆柱形的第一壁1030和大致圆柱形的第二壁1040。大致圆柱形的第一壁1030具有比第二壁1040的直径D2大的直径D1。在图41所示的一个实施例中，凸缘1025用来限制销100向下移动通过套筒210中的销孔218。在图42所示的第二实施例中，压配合限制销1000向下移动通过套筒210中的销孔218。
4.6 DVVL组件间隙管理
描述管理图4所示的DVVL转换摇臂组件100中的三个或更多间隙值或设计间隙的方法。该方法可包括凸轮桃尖/摇臂接触面的制造公差的范围、磨损留量和设计轮廓。
DVVL组件间隙描述
图4所示的示例性摇臂组件100具有必须维持在组件中的一个或多个位置的一个或多个间隙值。图4所示的三桃尖凸轮102由三个凸轮桃尖——即第一高升程桃尖104、第二高升程桃尖106和低升程桃尖108——组成。凸轮桃尖104、106和108由分别包括被描述为大体圆形并与凸轮轴同心的基圆605、607、609的轮廓组成。
图4所示的转换摇臂组件100被设计成在两个位置具有小间隙(间隙)。图43所示的第一位置为锁闩间隙602，即锁闩垫表面214与臂接合面213之间的距离。锁闩间隙602确保锁闩200未加载并且当在高升程模式与低升程模式之间转换时可以自由移动。如图4、27、43和49所示，间隙的第二示例——即第一滑块垫130与第一高升程凸轮桃尖基圆605之间的距离——被图示为凸轮轴间隙610。凸轮轴间隙610在图49所示的滚子128在低升程操作期间与低升程凸轮基圆609接触时消除了滑块垫130、132与它们各自的高升程凸轮桃尖基圆605、607之间的接触和引申而言摩擦损失。
在低升程模式期间，凸轮轴间隙610还防止扭力弹簧134、136的弹力在基圆609操作期间传递到DFHLA 110。这允许DFHLA 110像其中DFHLA的间隙补偿部分从发动机油压力通道直接供给的具有通常液压间隙补偿的标准摇臂组件一样操作。如图47所示，该动作由转换摇臂组件100内的旋转止挡部621、623促进，所述旋转止挡部防止外臂120由于扭力弹簧134、136的弹力而旋转得足够多以与高升程桃尖104、106接触。
如图43和48所示，总机械间隙为凸轮轴间隙610与锁闩间隙602之和。该和影响阀运动。高升程凸轮轴轮廓包括用于补偿总机械间隙612的打开和关闭斜线661。总机械间隙612的最小变化对于贯穿发动机的寿命维持性能目标而言很重要。为了将间隙保持在特定范围内，总机械间隙612公差在制造中被严密地控制。由于构件磨损与总机械间隙的变化关联，所以贯穿机构的寿命允许低水平的构件磨损。扩展的耐久性表明分配的磨损留量和总机械间隙在寿命测试结束时保持在规定极限内。
参照图48所示的轮廓图，以毫米为单位的间隙位于竖直轴线上，而以度为单位的凸轮轴角布置在水平轴线上。气门升程轮廓660的线性部分661示出对于凸轮轴角的给定变化而言以毫米为单位的恒定距离变化，并且代表接触面之间的闭合速率恒定的区域。例如，在气门升程轮廓660的线性部分661期间，当摇臂组件100(图4)从低升程模式转换到高升程模式时，第一滑块垫130与第一高升程桃尖104(图43)之间的闭合距离代表恒定速率。利用该恒定速率区域降低了由于加速而引起的冲击负荷。
如图48所示，在恒定速率期间气门升程轮廓660的无升程部分661不发生气门升程。如果通过改进的系统设计、制造或组装方法减小或严密地控制总间隙，则气门升程轮廓的线性速率部分所需的时间量减少，从而提供发动机管理益处，例如允许气门提前打开或发动机的恒定气门操作。
现在，参照图43、47和48，用于各个零部件和子组件的设计和组装变化可以产生满足转换正时规格并降低上述转换区域所需的恒定数量的间隙值的矩阵。例如，一个锁闩销200自对齐实施例可包括工作时需要10微米的最小锁闩间隙602的特征结构。构造成不具有自对齐特征结构的改进的改型锁闩200可设计成需要5微米的锁闩间隙602。该设计变化将总间隙减小5微米，并且减少了气门升程轮廓660所需的无升程部分661。
对于使用其它与三桃尖凸轮102接触的方法的图4的转换摇臂组件100的任何设计变化而言，可以以类似的方式描述锁闩间隙602和图43所示的凸轮轴间隙610。在一个实施例中，使用类似于130的滑动垫代替滚子128(图15和27)。在第二实施例中，使用类似于128的滚子代替滑块垫130和滑块垫132。还存在具有滚子和滑块组合的其它实施例。
间隙管理、测试
如在下面的章节中所述，对预期的运转状态的范围测试和检验了用来管理间隙的设计和制造方法以模拟通常操作和代表更高应力状态的状态两者。
通过与磨损测量结合证明持续的性能(即，气门适当地打开和关闭)来评估DVVL转换摇臂的耐久性。通过量化DVVL转换摇臂上的材料、具体地DLC涂层的损耗以及系统中的机械间隙的相对量来评估磨损。如上所述，锁闩间隙602(图43)对于允许锁闩销在内臂与外臂之间移动以在发动机电子控制单元(ECU)命令时实现高升程和低升程两种运转而言是必要的。DVVL转换摇臂上由于任何原因而引起的间隙增大都减少了可用的无升程斜线661(图48)，从而引起气门机构的高加速度。相对于机械间隙的磨损的规格被设定成允许限制将零部件制造成在寿命结束时维持期望的动态性能。
例如，如图43所示，摇臂组件中的接触面之间的磨损将改变锁闩间隙602、凸轮轴间隙610和得到的总间隙。可以将影响这些相应值的磨损描述如下：1)滚子128(图15)与凸轮桃尖108(图4)之间的界面处的磨损减小了总间隙，2)滑块垫130、132(图15)与凸轮桃尖104、106(图4)之间的滑动界面增加了总间隙，和3)锁闩200与锁闩垫表面214之间的磨损增加了总间隙。由于轴承界面磨损减小总间隙且锁闩和滑块截面磨损增大总间隙，所以总磨损可引起贯穿摇臂组件的寿命的最低限度的净总间隙变化。
4.7 DVVL组件动态性能
传统摇臂的重量分布、刚度和惯性已针对指定的与在操作期间的动态稳定性、气门杆头负荷和气门弹簧压缩相关的操作速度和反作用力的范围进行了优化。图4所示的示例性转换摇臂100具有与传统摇臂相同的设计要求，其它限制由组件的增加的质量和转换功能施加。还必须考虑其它因素，包括由于模式转换错误和子组件功能要求而引起的冲击负荷。减小质量和惯性但未有效地解决维持结构刚度和抵抗关键区域内的应力所需的材料分布的设计会引起不符合规格或变得过度受压的零部件，这两种情况都是可能引起不良的转换性能和提前的零部件失效的条件。图4所示的DVVL摇臂组件100必须动态地稳定为在低升程模式下的3500rpm和在高升程模式下的7300rpm以满足性能要求。
参照图4、15、19和27，在低升程和高升程两种模式下评估DVVL摇臂组件100的刚度。在低升程模式下，内臂122传递力以打开气门112。内臂122的发动机封装容积限额和内臂122的功能参数不需要高度优化的结构，因为内臂刚度大于用于相同应用的固定式摇臂。在高升程模式下，外臂120与内臂122协作以传递用于打开气门112的力。有限元分析(FEA)技术表明，外臂120是最兼容的部件，如图50中在显示了最大竖向挠度区域670的示例性图示中所示。用于该零部件的质量分布和刚度优化集中在增加外臂120在滑块垫130、132与锁闩200之间的竖向剖面高度上。对外臂120的上部轮廓的设计限制基于外臂120与高升程桃尖104、106的扫掠轮廓线之间的间隙。对外臂120的下部轮廓的设计限制基于在低升程模式下与气门弹簧座116的间隙。在所述设计限制内优化材料分布减少了竖向挠度并且提高了刚度，在一个示例中，与初始设计相比提高了33％以上。
如图15和52所示，DVVL摇臂组件100被设计成随着它通过尽可能朝侧面101偏压组件的质量而绕DFHLA 110的球塞接触点611枢转时最大限度地减少惯性。这引起两个质量较大的构件——即枢轴118和扭力弹簧134、136——在侧面101位于DFHLA 110附近的大体布置。在枢轴118处于该位置的情况下，锁闩200位于DVVL摇臂组件100的端部103。
图55是将DVVL摇臂组件100在高升程模式下的刚度与其它标准摇臂进行比较的图。DVVL摇臂组件100具有比用于该应用的固定式摇臂低的刚度，然而，它的刚度处在用于目前制造的类似气门机构构型中的摇臂的已有范围内。DVVL摇臂组件100的惯性为固定式摇臂的惯性的大约两倍，然而，它的惯性仅略高于用于目前制造的类似气门机构构型中的摇臂的平均值。由多个DVVL摇臂组件100组成的进气门机构的总有效质量比固定式进气门机构大28％。这些刚度、质量和惯性值需要对各构件和子组件进行优化以在满足操作设计标准的同时确保最低惯性和最大刚度。
4.7.1 DVVL组件动力学性能详细描述
包括摇臂组件100的总惯性的主要构件在图53中示出。这些构件为内臂组件622、外臂120和扭力弹簧134、136。如上所述，内臂组件622的功能要求，例如，其液压流体传送路径和其锁闩销机构壳体，需要比用于相同应用的固定式摇臂更刚硬的结构。在以下描述中，将内臂组件622视为单个零部件。
参照图51-53，图51示出图4中的摇臂组件100的顶视图。图52是沿图51中的线52-52的剖视图，示出了摇臂组件100的负载接触点。旋转的三桃尖凸轮102向滚子128或根据操作模式向滑块垫130、132分配凸轮负荷616。球塞端部601和气门杆头613提供对向的力。
在低升程模式下，内臂组件622将凸轮负荷616传递到气门杆头613，(图4的)压缩弹簧114，并打开气门112。在高升程模式下，外臂120和内臂组件622被锁定在一起。这种情况下，外臂120将将凸轮负荷616传递到气门杆头613，压缩弹簧114，并打开气门121。
现在参考图4和52，摇臂组件100的总惯性由在它的主要构件绕球塞接触点611旋转时计算出的所述主要构件的惯性之和决定。在示例性摇臂组件100中，主要构件可定义为扭力弹簧134、136、内臂组件622和外臂120。当总惯性增加时，气门杆头613上的动态负荷增大，并且系统动态稳定性降低。为了最大限度地减小气门杆头负荷并且最大限度地提高动态稳定性，整个摇臂组件100的质量被朝球塞接触点611偏压。可以被偏压的质量受给定凸轮负荷616、气门杆头负荷614和球塞负荷615所需的摇臂组件100的要求刚度限制。
现在参照图4和52，摇臂组件100的刚度受内臂组件622和外臂120在它们处于高升程或低升程状态时的组合刚度决定。摇臂组件100上的任何给定位置的刚度值可以利用有限元分析(FEA)或其它分析方法来计算和显化，并在沿测量轴线618的刚度与位置的关系图中表征。以类似的方式，外臂120和内臂组件622的刚度可以利用有限元分析(FEA)或其它分析方法分别计算和显化。示例性图示106将这些分析的结果显示为一系列沿测量轴线618的刚度与位置特征关系图。作为上述附加图示，图50示出外臂120的最大挠度图。
现在参考图52和56，摇臂组件100上的任何给定位置的应力和挠度可以利用有限元分析(FEA)或其它分析方法来计算，并被表征为沿用于给定的凸轮负荷616、气门杆头负荷614和球塞负荷615的测量轴线618的应力和挠度与位置的关系图。以类似的方式，外臂120和内臂组件622的应力和挠度可以利用有限元分析(FEA)或其它分析方法分别计算和显化。图56中的示例性图示将这些分析的结果显示为一系列沿用于给定凸轮负荷616、气门杆头负荷614和球塞负荷615的测量轴线618的应力和挠度与位置的特征关系图。
4.7.2 DVVL组件动力学性能分析
对于应力和挠度分析，在如图52所示的负荷位置和大小方面描述负荷状况。例如，在处于高升程模式下的锁定的摇臂组件100中，凸轮负荷616施加至滑块垫130、132。凸轮负荷616与气门杆头负荷614和球塞负荷615对向。第一距离632为沿气门杆头负荷614与球塞负荷615之间的测量轴线618测得的距离。第二距离634为沿气门杆头负荷614与凸轮负荷616之间的测量轴线618测得的距离。负荷比为第二距离634除以第一距离632。为了进行动力学分析，为分析和可能的优化考虑多个值和运转状态。这些可包括三桃尖凸轮轴界面参数、扭力弹簧参数、总机械间隙、惯性、气门弹簧常数和DFHLA参数。
可以描述用于评估的设计参数：
Figure BDA0002009052930000531
Figure BDA0002009052930000541
现在参考图4、51、52、53和54，基于给定的一组设计参数来描述一般设计方法。
1.在步骤350中，沿测量轴线布置构件622、120、134和136以朝球塞接触点611偏压质量。例如，扭力弹簧134、136可位于球塞接触点的左方2mm处，并且内臂组件622中的枢轴118可位于右方5mm处。外臂120定位成如图53所示与枢轴118对齐。
2.在步骤351中，针对给定的构件布置计算摇臂组件100的总惯性。
3.在步骤352中，评估构件布置结构的功能。例如，确认扭力弹簧134、136可以在它们的指定位置提供所需的刚度以保持滑块垫130、132与凸轮102接触而不增加质量。在另一示例中，构件布置必须确定为配合在封装尺寸限制内。
4.在步骤353中，评估步骤351和步骤352的结果。如果不满足对在选定的发动机转速下的气门杆头负荷614和动态稳定性的最低要求，则重复构件的布置结构并再次在步骤351和352中执行分析。当满足对在选定的发动机转速下的气门杆头负荷614和动态稳定性的最低要求时，计算摇臂组件100的挠度和应力。
5.在步骤354中，计算应力和挠度。
6.在步骤356中，评估挠度和应力。如果不满足对挠度和应力的最低要求，则转入步骤355，并改良构件设计。当设计迭代完成时，返回步骤353并重新评估气门杆头负荷614和动态稳定性。当满足对在选定的发动机转速下的气门杆头负荷614和动态稳定性的最低要求时，在步骤354中计算挠度和应力。
7.参考图55，当满足应力、挠度和动态稳定性的条件时，结果为一种可行的设计357。可在刚度与惯性的关系的曲线图上为可行的设计构型示出分析结果。该曲线图提供如区域360所示的可接受的值的范围。图57示出三个离散的可接受的设计。引申而言，可接受的惯性/刚度区域360还界定各个主要构件120、622和扭力弹簧134、136的特性。
现在参考图4、52、55，如果主摇臂组件100的各构件——包括外臂120、内臂组件622和扭力弹簧134、136——集体满足惯性、应力和挠度的特定设计标准，则达到如上所述的成功设计。成功的设计产生用于各主要构件的独特特性数据。
为了说明，选择满足特定刚度/惯性标准的图57所示的三个工作的DVVL摇臂组件100。这些组件中的每一个都由三个主要构件组成：扭力弹簧134、136，外臂120，和内臂组件622。为了进行该分析，如在图58的示例性图示中所示，可以描述用于每个主要构件的可能的惯性值的范围：
·扭力弹簧组，设计#1，惯性＝A；扭力弹簧组，设计#2，惯性＝B；扭力弹簧组，设计#3，惯性＝C。
·在球塞末端(在图59中还用X表示)周围计算出的扭力弹簧组惯性范围由在值A、B和C中确定的范围界定。
·外臂，设计#1，惯性＝D；外臂，设计#2，惯性＝E；外臂，设计#3，惯性＝F。
·在球塞末端(在图59中还用X表示)周围计算出的外臂惯性范围由在值D、E和F中确定的范围界定。
·内臂组件，设计#1，惯性＝X；内臂组件，设计#2，惯性＝Y；内臂组件，设计#3，惯性＝Z。
·在球塞末端(在图59中还用X表示)周围计算出的内臂组件惯性范围由在值X、Y和Z中确定的范围界定。
该构件惯性值的范围又产生主要构件(扭力弹簧、外臂和内臂组件)的独特布置结构。例如，在该设计中，扭力弹簧将趋于与球塞末端611非常接近。
参考图57-61，对各个构件的惯性的计算与组件中的负荷要求紧密相关，因为对最大限度地降低惯性的期望要求优化零部件中的质量分布以管理关键区域内的应力。对于上述三种成功的设计中的每一种设计而言，可以描述刚度值和质量分布的范围。
·对于外臂120设计#1，可在A端开始并延续到B端示出质量分布与沿该零部件的距离的关系。同样，可以示出外臂120设计#2和外臂120设计#3的质量分布值。
·两根极端质量分布曲线之间的区域可以定义为该组件中的外臂120的特征值的范围。
·对于外臂120设计#1，可在A端开始并延续到B端示出刚度分布与沿该零部件的距离的关系。同样，可以示出外臂120设计#2和外臂120设计#3的刚度值。
·两根极端刚度分布轮廓之间的区域可以定义为该组件中的外臂120的特征值的范围。
外臂120的沿与其在操作期间的运动和定向有关的轴线的刚度和质量分布体现了特征值并且引申而言特征形状。
5设计检验
5.1锁闩响应
利用图62所示的锁闩响应试验台900验证示例性DVVL系统的锁闩响应时间，以确保摇臂组件在前文说明并在图26中示出的预定机械转换窗口内转换。对在从10℃至120℃的范围内的油温记录响应时间，以实现油粘度随温度变化。
锁闩响应试验台900利用包括OCV、DFHLA和DVVL转换摇臂100的制造用硬件。为了模拟发动机油状态，通过外部加热和冷却系统来控制油温。油压由外部泵供给并利用调节器控制。在位于OCV与DFHLA之间的控制通道中测量油温。利用位移传感器901测量锁闩移动。
利用多种制造用SRFF测量锁闩响应时间。利用制造用5w-20机油进行试验。在从低升程模式转换到高升程模式和从高升程模式转换到低升程模式时记录响应时间。
图21详细示出了从低升程模式转换到高升程模式时的锁闩响应时间。在20℃下测量出最大响应时间小于10毫秒。图22详细示出了从高升程模式转换到低升程模式时的机械响应时间。在20℃下测量出最大响应时间小于10毫秒。
转换研究的结果表明，锁闩的转换时间由于油粘度的变化而主要取决于油温。锁闩响应曲线的斜度类似于机油的粘度与温度关系。
转换响应结果表明，在最高3500发动机rpm下锁闩移动对于在一个凸轮轴转圈内进行模式转换而言足够快。响应时间开始随着温度下降到20℃以下而显著增加。在10℃以下的温度，在不降低3500rpm转换要求的情况下，不可能在一个凸轮轴转圈内完成转换。
SRFF被设计成在高发动机转速下对于如表1所示的高升程和低升程两种模式而言是可靠的。高升程模式可以在最高7300rpm下操作，其中“爆发”速度要求为7500rpm。爆发定义为短时间偏离为更高的发动机转速。SRFF在高升程模式下通常被锁定，以使得高升程模式不依赖于油温。低升程操作模式专注于最高3500rpm的部分负荷运转期间的燃料经济性，其中除7500rpm的爆发转速外，超速要求为5000rpm。如测试的那样，该系统能够在20℃或以上的油温下液压地解锁SRFF。在10℃以下进行测试以确保在20℃下运转。耐久性结果表明，该设计在发动机转速、升程模式和油温的全部操作范围内是可靠的。
Figure BDA0002009052930000571
Figure BDA0002009052930000581
表1
对II型气门机构完成了基于SRFF的DVVL系统的设计、开发和验证以实现进气门提前关闭。该DVVL系统通过在两种模式下操作而在不损害性能的情况下提高了燃料经济性。在低升程模式下通过提前关闭进气门而降低了泵吸循环损失，而在高升程模式下利用标准进气门轮廓而维持了性能。该系统保持了用于直列四缸汽油发动机中的共用II型进气门和排气门机构几何形状。利用共用的构件和标准链条驱动系统最大限度地降低了实施成本。以此方式利用基于II型SRFF的系统允许将该硬件应用于多个发动机系列。
安装在气门机构的进气门上的该DVVL系统满足在高升程和低升程两种模式下的模式转换和动态稳定性的关键性能目标。转换响应时间允许在20℃以上的油温和最高3500rpm的发动机转速下在一个凸轮转圈内进行模式转换。SRFF刚度和惯性的优化与合适的气门升程轮廓设计允许系统在低升程模式下动态地稳定为3500rpm，而在高升程模式下动态地稳定为7300rpm。在制造用硬件上完成的验证测试表明该DVVL系统超过了耐久性目标。利用加速系统老化试验来证明超过寿命目标的耐久性。
5.2耐久性
乘用车需要满足150,000英里的有效排放寿命要求。本研究设定了200,000英里的更严格的目标，以确保产品的可靠程度远远超过法定要求。
对寿命测试结束的气门机构要求转换为200,000英里目标。该里程目标必须变换为气门操作事件以定义气门机构耐久性要求。为了确定气门事件的数量，必须假设在车辆使用寿命中的平均车速和发动机转速。对于本例而言，针对乘用车应用选择每小时40英里的平均车速以及2200rpm的平均发动机转速。凸轮轴速度为发动机转速的一半且凸轮轴旋转一圈气门被操作一次，从而产生3.3亿个气门事件的试验要求。对运转的发动机和非运转的固定装置进行测试。代替运行5000小时发动机运转试验，大部分试验和报告结果集中在图63所示的非运转固定装置的使用上以进行满足3.3亿个气门事件所需的测试。将运转和非运转试验的结果进行比较，并且结果与有关的气门机构磨损机构很好地对应，从而提供非运转固定装置寿命测试的可信度。
5.2.1加速老化
在运行发动机试验之前需要进行加速试验以显示对多个发动机寿命的依从性。因此，在运转试验之前执行固定装置测试。更高速度试验被设计成加速气门机构磨损以使得它可以在更短的时间内完成。建立试验关联以使得相对于所产生的使用中的转速将平均发动机转速加倍引起时间为约十分之一且气门机构磨损几乎相等。结果，气门机构磨损严格遵循下式：
Figure BDA0002009052930000591
其中VEAccel为加速老化试验期间所需的气门事件，VEin-use为通常使用试验期间所需的气门事件，RPMavg-test为加速试验的平均发动机转速，而RPMavg-in use为使用试验的平均发动机转速。
开发了具有约5000rpm的平均发动机转速的专用高速耐久性试验循环。各循环在高升程模式下的高转速持续时间为约60分钟，接下来的在低升程模式下的较低转速持续时间为另约10分钟。使该循环重复430次以实现相当于在标准负荷水平下的3.3亿个事件的在加速磨损速度下的7200万个气门事件。包含滚针轴承和滚柱轴承的标准气门机构产品多年来已被成功地用于汽车行业。该试验循环针对于涂有DLC的滑块垫，其中在高升程模式下约97％的气门升程事件位于滑块垫上，从而如表2所示在低升程滚柱轴承上完成200万个循环。这些测试条件考虑了相当于430个加速试验循环的一次气门机构寿命。测试表明SRFF的耐久性可持续六次发动机使用寿命，其中磨损和间隙变化可忽略不计。
表2：耐久性试验、气门事件和目标
Figure BDA0002009052930000592
Figure BDA0002009052930000601
加速系统老化试验对于显示耐久性而言是关键的，同时还完成许多专用试验以显示在各种运转状态下的可靠性。
表2包括主耐久性试验以及各试验的目标。上文描述了加速系统老化试验，显示了约500小时或约430个试验循环。使转换试验运行约500小时以评估锁闩和扭力弹簧磨损。同样，在从外臂被部分地锁定苛刻地转变以使得外臂在高升程事件期间将跳过低升程模式期间还执行临界转变试验以进一步使零部件老化。进行临界转变试验以显示在不正确的车辆维护导致的极端条件的情况下的可靠性。该临界转变测试难以实现并且要求实验室中的精确油压控制以部分地锁定外臂。在使用中未预期该操作，因为油控制压力被控制在该窗口之外。进行多个怠速试验和冷起动操作以由于低油润滑而加速磨损。还在高转速下进行用过的油试验。最后，进行轴承和扭力弹簧试验以确保构件耐久性。所有试验都满足200,000英里的使用寿命要求，该要求安全地高于150,000英里的乘用车使用寿命要求。
进行具有特定油曝气水平的所有耐久性试验。大部分试验具有在对于乘用车应用而言常见的约15％与20％总气体含量(TGC)之间的范围内的油曝气水平。该含量随发动机转速变化并且从怠速到7500rpm的发动机转速将所述水平量化。还进行具有26％TGC的油曝气水平的过量油曝气试验。使用针对动态和转换性能试验测试满足要求的SRFF进行这些试验。动态性能试验的细节在结果章节中说明。进行油曝气水平和扩展水平试验以显示产品可靠性。
5.2.2耐久性试验装置
图63所示的耐久性试验台由具有外部发动机油温控制系统905的原型2.5L四缸发动机组成，所述发动机由电动机驱动。凸轮轴位置由通过曲轴驱动的Accu-coder802S外部编码器902监视。使用数字磁性速度传感器(型号Honeywell584)904测量曲轴的角速度。利用Kulite XTL压电式压力传感器监视控制通道和液压通道两者中的油压。
5.2.3耐久性试验装置控制
用于固定装置的控制系统构造成命令发动机转速、油温和气门升程状态并检验是否满足预期升程功能。通过利用非侵入式Bentley Nevada 3300XL近程探头906测量气门位移来评估气门机构的性能。近程探头在最大二分之一凸轮轴角度分辨率下测量气门升程。这提供了确认气门升程状态以及后处理用于关闭速率和反弹分析的数据所需的信息。试验设置包括在怠速下记录以表示SRFF的基线状态并用来确定图64所示的主轮廓908的气门位移曲线。
图17示出表示用于诊断气门关闭位移的一个转换循环的系统诊断窗口。控制系统命令OCV，从而引起如OCV电流曲线881所示的OCV衔铁的移动。油控制通道中在OCV下游的压力如压力曲线880所示升高；因而，操作锁闩销引起从高升程到低升程的状态切换。
图64示出气门关闭公差909与通过实验确定的主轮廓908的关系。标定所使用的近程探头906以测量最后2mm的升程，最终的1.2mm行程在图64中的竖直轴线上示出。在主轮廓908周围建立2.5"的凸轮轴角公差，以允许在高发动机转速下的气门机构压缩引起的升程变化，从而防止错误的故障记录。建立检测窗口以判定气门机构系统是否具有预期挠度。例如，比预期更急剧的气门关闭将引起更早的凸轮轴角闭合，从而由于非期望的过快速率而引起气门反弹。检测窗口和主轮廓周围的公差可以检测这些异常。
5.2.4耐久性试验计划
进行设计故障模式及后果分析(DFMEA)以确定SRFF故障模式。同样，在系统级和子系统级确定机制。该信息用来开发和评估SRFF在不同操作状态下的耐久性。将试验类型分为如图65所示的四类，包括：性能检验、子系统测试、极端极限测试和加速系统老化。
用于耐久性的关键试验的架构在图65中示出。性能检验测试根据应用要求检验SRFF的性能并且是耐久性检验中的第一步骤。子系统试验评估特定功能和在产品寿命周期的磨损界面。极端极限测试使SRFF经历严酷的使用以及操作极限。最后，加速老化试验是全面地评估SRFF的综合性试验。这些试验的成功论证了SRFF的耐久性。
性能检验
疲劳&刚度
对SRFF进行循环负荷试验以确保疲劳寿命以显著的设计余量超过应用负荷。气门机构性能在很大程度上取决于系统构件的刚度。测量摇臂刚度以验证设计并确保可接受的动态性能。
气门机构动态性能
气门机构动态性能试验描述和性能在结果章节中说明。该试验包括对SRFF进行应变测量以及测量气门关闭速率。
子系统测试
转换耐久性
转换耐久性试验通过使SRFF在锁定、解锁和回到锁定状态共计300万次来评估转换机构(图24和25)。该试验的主要目的是评估锁定机构。由于试验循环的50％在低升程下而获得与扭力弹簧有关的附加耐久性信息。
扭力弹簧耐久性和疲劳
扭力弹簧是转换辊式指状随动件的一体构件。扭力弹簧允许外臂在空动时操作，同时保持与高升程凸轮轴桃尖接触。执行扭力弹簧耐久性试验以评估扭力弹簧在操作负荷下的耐久性。使用安装在SRFF中的扭力弹簧进行扭力弹簧耐久性试验。扭力弹簧疲劳试验在提高的应力水平下评估扭力弹簧疲劳寿命。将成功定义为在寿命结束时小于15％的扭力弹簧负荷损失。
怠速耐久性
怠速耐久性试验模拟由于低油压和高油温导致的极限润滑状态。该试验用来评估滑块垫与轴承之间、气门杆头与气门头部和球窝与球塞之间的磨损。升程状态在高升程或低升程下贯穿试验保持恒定。在定期检查时测量总机械间隙，并且它是磨损的主要度量。
极端极限测试
超速
转换摇臂故障模式包括升程状态控制的损失。SRFF被设计成在低升程模式下以3500rpm的最大曲轴转速操作。SRFF包括在非预期故障的情况下对这些较高转速的设计保护，从而引起低升程模式。在5000rpm下执行低升程疲劳寿命试验。针对高升程和低升程两种状态在7500rpm下执行发动机爆发试验。
冷起动耐久性
冷起动耐久性试验从-30℃的初始温度评估DLC经受300个发动机起动循环的能力。通常，在这些温度下的寒冷气候发动机起动将包括发动机气缸加热器。选择该极端试验以显示可靠性并在机动化的发动机固定装置上重复300次。该试验测量DLC涂层耐受由于低温而引起的降低的润滑的能力。
临界转变耐久性
SRFF被设计成在锁闩销与外臂不接触时在凸轮轴的基圆上转换。在不正确的OCV正时或低于全部销行程的要求最低控制通道油压的情况下，销在下一个升程事件开始可能仍在移动。锁闩销的不正确的位置可能引起锁闩销与外臂之间的部分接合。在外臂与锁闩销之间的部分接合的情况下，外臂可能从锁闩销滑落，从而引起滚柱轴承与低升程凸轮轴桃尖之间的冲击。临界转变耐久性是形成量化可靠性并且在车辆的寿命中不预期的条件的滥用试验。临界转变试验使SRFF经受5000次临界转变事件。
加速轴承耐久性
加速轴承耐久性是用来评估完成了临界转变试验的轴承的寿命的寿命试验。该试验用来判定临界转换试验的后果是否会缩短滚柱轴承的寿命。以增大的径向负荷运行该试验以减少完成时间。同时测试新轴承以检验经受临界转变试验的轴承的性能和磨损。贯穿该试验进行振动测量并进行分析以检测轴承损伤的开始。
用过的油测试
使用具有20/19/16感光度的用过的油执行加速系统老化试验和怠速耐久性试验轮廓。在换油时从发动机取得该油。
加速系统老化
加速系统老化试验用来评估包括凸轮轴与SRFF之间的滑动界面、锁定机构和低升程轴承的摇臂的总体耐久性。在定期检查时测量机械间隙，并且它是磨损的主要度量。图66示出对加速系统老化试验循环试验循环评估SRFF的试验协议。机械间隙测量和FTIR测量允许分别检查SRFF和DLC涂层的总体健康程度。最后，对零部件进行拆卸处理以理解自试验开始起机械间隙的任何变化的来源。
图67是显示总小时数为约15,700的SRFF耐久性测试的相对测试时间的饼形图。加速系统老化试验由于加速系数和组合负荷而每试验小时在一次试验内向SRFF提供最多信息，从而分配37％的总测试时间。怠速耐久性(低转速、低升程和低转速、高升程)试验由于每次试验的持续时间长而占用总试验时间的29％。转换耐久性针对多次寿命测试并构成总试验时间的9％。临界转换耐久性和冷起动耐久性测试由于实现临界转变的难度和冷起动耐久性所需的热循环时间而需要大量时间。在进行这些模式所需的总时间方面对数据进行量化，而不仅仅是临界转变和冷起动时间本身。子系统的剩余部分和极端极限试验需要总试验时间的11％。
气门机构动态性能
气门机构动态性能表现决定了发动机的性能和耐久性。通过评估气门在它返回气门座时的关闭速率和反弹来确定动态性能。应变测量在关于凸轮轴角的发动机转速包络线上提供了与系统的负荷有关的信息。在均匀应力位置对内臂和外臂进行应变测量。图68示出安装在SRFF上的应变仪。外臂和内臂装有仪表以基于验证SRFF上的负荷量的目的测量应变。
进行气门机构动态性能试验以评估气门机构的性能。以名义和极限总机械间隙值执行该试验。提供了名义情形。执行从1000至7500rpm的转速扫描，从而在每个发动机转速记录30次气门事件。动态性能数据的后处理允许计算气门关闭速率和气门反弹。安装在SRFF的内臂和外臂上的应变仪指示在全部发动机转速下摇臂的充分负荷，以防止气门机构构件之间的分离或HLA的“泵送(pump-up)”。泵送在HLA补偿气门反弹或气门机构挠度从而使气门在凸轮轴基圆上保持打开时发生。示出了最低、最大和平均关闭速度以理解在发动机转速范围内的分布。高升程关闭速率在图67中呈现。高升程的关闭速率满足设计目标。值的跨度在安全保持在目标内的同时在最低转速与最高7500rpm之间相差约250mm/s。
图69示出低升程凸轮轴轮廓的关闭速率。通常操作最多发生3500rpm，其中关闭速率保持在200mm/s以下，该关闭速率安全地处在低升程的设计余量内。该系统被设计为在低升程模式下5000rpm的超速条件，其中最大关闭速率低于该极限。气门关闭速率设计目标满足高升程和低升程两种模式。
临界转变
通过如图27所示将锁闩销保持在与外臂接合的临界点来执行临界转变试验。锁闩部分地接合在外臂上，这提供了外臂与锁闩销分离而引起瞬间失去对摇臂的控制的机会。内臂的轴承被压靠在低升程凸轮轴桃尖上。以远超过为了显示SRFF的寿命可靠性而对车辆预期的临界转变的次数的数量测试SRFF。临界转变试验评估锁闩分离期间锁定机构的磨损以及轴承对在临界转变期间发生的冲击的耐久性。
利用与图63所示相似的电动机驱动的发动机执行临界转变试验。关于临界压力调整间隙调节器控制通道。发动机以恒定转速运转并且压力在临界压力左右变化以适应系统滞后。临界转变定义为大于1.0mm的气门下降。典型SRFF的气门下降高度分布在图70中示出。应该指出的是，在1.0mm以内发生超过1000次临界转变，它们被列表显示但未朝试验完成计数。图71展示了临界转变关于凸轮轴角的分布。最大积聚发生在紧接着超过峰值升程之后，其余部分大致均匀地分布。
贯穿该试验监视锁定机构和轴承的磨损。将外臂(图73)的典型磨损与新零部件(图72)进行比较。在完成所需的临界转变之后，检查摇臂是否正确操作并对试验作结论。所示的边缘磨损对锁定功能和总机械间隙没有明显影响，因为大部分锁闩主体表现出可忽略不计的磨损。
子系统
子系统试验评估特定功能和SRFF摇臂的磨损界面。转换可靠性评估在SRFF的预期寿命中锁定机构的功能和磨损。类似地，怠速耐久性使轴承和滑块垫经历最坏情形状态，包括低润滑和130℃的油温。通过使扭力弹簧经历约2500万次循环来完成扭力弹簧耐久性试验。贯穿该试验测量扭力弹簧负荷以测量劣化。通过在不超过15％的最大设计负荷损失的同时使试验扩展至1亿次循环来获得更多信心。图74显示了在试验开始和结束时外臂上的扭力弹簧负荷。在1亿次循环之后，存在大小为5％至10％的小负荷损失，其低于15％的可接受目标并且显示了外臂针对四次发动机寿命的充分加载。
加速系统老化
加速系统老化试验是用作对持续性能的评价的全面耐久性试验。该试验代表苛刻的终端用户的累积损伤。试验循环平均为约5000rpm的恒定转速和加速度轮廓。将每个循环的时间分解如下：28％稳定状态，15％低升程和在高升程与低升程之间循环，其余部分在加速状态下。测试结果表明，一次寿命的测试中的间隙变化占摇臂的可用磨损规格的21％。由8个SRFF组成的加速系统老化试验被扩展到超过标准寿命以确定SRFF的磨穿模式。一旦超过标准持续时间，便每在100次试验循环记录总机械间隙测量结果。
加速系统老化测量结果在图75中提供，图75表明磨损规格在3.6次寿命被超过。继续试验并且实现6次寿命无故障。将试验扩展为多次寿命显示一旦超过初始磨合时期机械间隙就发生线性变化。系统的动态表现由于增大的总机械间隙而恶化；不过，工作性能在6次发动机寿命保持完好无损。
5.2.5耐久性试验结果
执行在试验计划中说明的各试验并提供结果的归纳。示出了气门动态性能、临界转变耐久性、扭力弹簧耐久性和最终的加速系统老化试验的结果。
使SRFF经历加速老化试验以及专用功能试验以论证可靠性并在表3中归纳。
Figure BDA0002009052930000671
Figure BDA0002009052930000681
表3：耐久性总结
在总计为相当于200,000英里的发动机寿命要求——其提供了超过强制要求的150,000英里的很大余量——方面评估耐久性。该项目的目标是论证全部试验显示至少一次发动机寿命。主耐久性试验是呈现对至少6次发动机寿命或120万英里的耐久性的加速系统老化试验。还使用用过的油进行该试验，从而显示对一次发动机寿命的可靠性。关键操作模式是高升程与低升程之间的转换操作。转换耐久性试验呈现至少三次发动机寿命或600,000英里。同样，扭力弹簧对于至少四次发动机寿命或800,000英里而言是可靠的。其余对临界转变、超速、冷起动、轴承可靠性和怠速状态的试验显示了至少一次发动机寿命。DLC涂层对于所有条件而言都是可靠的，显示了磨损最低的磨光，如图76所示。结果，扩展地测试了SRFF，显示出远远超过200,000英里使用寿命的可靠性。
5.2.6耐久性试验结论
包括SRFF、DFHLA和OCV的DVVL系统被证实对于至少200,000英里——这是超过150,000英里强制执行的要求的安全余量——而言是可靠的。耐久性测试对至少6次发动机寿命或120万英里证实了加速系统老化。该SRFF还被证实为对于用过的油和曝气的油而言是可靠的。SRFF的转换功能被证实对于至少三次发动机寿命或600,000英里而言是可靠的。所有子系统试验表明SRFF的可靠性超过200,000英里的一次发动机寿命。
临界转变试验论证了对5000次事件或至少一次发动机寿命的可靠性。该条件发生在通常操作范围之外的油压状态并且随着外臂从锁闩滑落以使得SRFF过渡至内臂而导致恶劣事件。即使条件恶劣，SRFF也被证实为对该类条件可靠。在连续生产中发生该事件的可能性低。测试结果表明，SRFF在发生临界转变的情况下对该条件而言是可靠的。
该SRFF被证明对于最高发动机转速为7300rpm和爆发转速条件为7500rpm的乘用车应用而言是可靠的。运转的发动机试验与本文中描述的非运转的发动机试验相比具有一致的磨损图案。外臂滑块垫上的DLC涂层被证实为在所有运转状态下都是可靠的。结果，出于在部分负荷发动机运转时经由降低的泵吸损失提高燃料经济性的目的，该SRFF设计适合于四缸乘用车应用。该技术可以扩展到包括六缸发动机的其它应用。该SRFF被证实为在许多远超过汽车要求的情形中是可靠的。可以考虑另外开发柴油机应用以解决增加的发动机负荷、油污染和寿命要求。
5.3滑块垫/DLC涂层磨损
5.3.1磨损试验计划
本节描述了用来检验外臂滑块垫上的DLC涂层的耐磨性能和耐久性的试验计划。目标是建立设计规格与处理参数之间的关系以及各者如何影响滑块垫界面的耐久性。该滑动界面中的三个关键元件为：凸轮轴桃尖、滑块垫和气门机构负荷。各元件具有需要被包含在试验计划中以确定对DLC涂层的耐久性的影响的因素。对各构件的详细描述如下：
凸轮轴-高升程凸轮轴桃尖的宽度被指定为确保滑块垫在发动机运转期间保持处于凸轮轴桃尖内。这包括热生长或归咎于制造的尺寸变化的轴向位置变化。结果，滑块垫的全部宽度可以与凸轮轴桃尖接触而不存在凸轮轴桃尖偏离滑块垫的风险。与气门升程特性有关的桃尖(轮廓)的形状也已经在凸轮轴和SRFF的开发中确定。这产生需要相对于DLC涂层的耐久性进行理解的两个因素：第一个因素为桃尖材料，而第二个因素为凸轮轴桃尖的表面光洁度。该试验计划包括以桃尖上的不同表面状态测试铸铁和铸钢凸轮轴桃尖。第一表面状态包括通过研磨操作准备凸轮轴桃尖(研磨时(as-ground))。第二表面状态为在抛光操作之后提高桃尖的表面光洁度状态(抛光后)。
滑块垫-滑块垫轮廓针对对气门升程和气门机构动态性能的具体要求设计。图77是SRFF上的滑块垫与接触的高升程桃尖副之间的接触关系的图形表示。由于预期的制造变异，该接触面中存在角对齐关系，其在图77中以夸大的比例示出。冠状表面由于各种对齐状态而降低了滑块垫的边缘负荷的风险。然而，冠状表面增加了制造复杂性，因此对试验计划增加了冠状部对涂覆的界面性能的影响以确定其必要性。
图77示出按选择的方法的凸轮轴表面上的冠状部选项。将基于预期负荷和冠状部变化的赫兹应力计算用于该试验计划中的指导。两个垫之间的对齐公差(夹角)需要结合预期的冠状部变化来规定。该测试的期望输出为实际理解不同的滑块垫对齐程度如何影响DLC涂层。使用应力计算来提供0.2度的错位的目标值。这些计算仅用作基准点。该试验计划加入了用于滑块垫之间的夹角的三个值：<0.05度，0.2度，和0.4度。夹角低于0.05度的零部件被认为是平坦的，而夹角为0.4度的零部件代表计算出的基准点的双倍。
滑块垫上需要评估的第二因素为滑块垫在DLC涂层之前的表面光洁度。滑块垫的加工工序包括形成滑块垫的轮廓的研磨操作和准备用于DLC涂层的表面的抛光工序。各工序影响滑块垫在施加DLC涂层之前的最终表面光洁度。该试验计划结合了各工序的作用并且提供了用于建立工艺内研磨规格和在抛光工序之后的表面光洁度的最终规格的结果。该试验计划结合了研磨时和抛光之后的表面光洁度。
气门机构负荷-最后的要素是通过气门机构的操作加载滑块垫。计算提供了将气门机构负荷转换为应力水平的方式。凸轮轴桃尖和DLC涂层两者的耐久性基于各者在失效之前可以耐受的应力水平。凸轮轴桃尖材料应该被规定在800-1000MPa(运动接触应力)的范围内。该范围被认为是名义设计应力。为了加速测试，该试验计划中的应力水平被设定在900-1000MPa和1125-1250 MPa。这些值分别代表名义设计应力的上半部分和设计应力的125％。
该试验计划结合了六个因素以检验滑块垫上的DLC涂层的耐久性。(1)凸轮轴桃尖材料，(2)凸轮轴桃尖的形式，(3)凸轮轴桃尖的表面状态，(4)滑块垫与凸轮轴桃尖的角对齐，(5)滑块垫的表面光洁度，和(6)通过打开气门而施加至涂覆的滑块垫的应力。在本节中概述的元件和因素的归纳在表1中示出。
表1：试验计划元件和因素
Figure BDA0002009052930000711
5.3.2构件磨损试验结果
测试目标为确定各因素对滑块垫DLC涂层的耐久性的相对贡献。大部分试验构型包括所述试验计划中的最少两个因素。滑块垫752安装在位于图78所示的试验样板751上的支承摇臂753上。在两个应力水平下测试所有构型以允许各因素的相对比较。检查间隔在测试开始时在20-50小时的范围内并且随着观察结果所耗费的时间越长而将间隔提高到300-500小时。当样板呈现DLC涂层的损失或凸轮轴桃尖的表面中发生显著变化时暂停测试。在高于应用要求的应力水平进行测试，从而加快所述因素的效果。结果，所述的发动机寿命评估为保守估计并且用来论证所测试的因素的相对效果。在试验台上完成一次寿命的样品即满足要求。超过三次寿命而无DLC损失的样品被认为是优良的。将试验结果分离为两节以有利于说明。第一节说明了铸铁凸轮轴的结果，而第二节检查钢凸轮轴的结果。
铸铁凸轮轴的试验结果
第一试验利用铸铁凸轮轴桃尖并且比较滑块垫表面光洁度和两种角对齐构型。结果在下表2中示出。该表归纳了滑块垫夹角和使用铸铁凸轮轴测试的表面状态的组合。在最大设计和125％最大设计负荷状态测试各组合。所列的值代表各组合在测试期间实现的发动机寿命的次数。
表2：铸铁试验矩阵和结果
Figure BDA0002009052930000721
凸轮轴通过试验全部发生了引起试验终止的开裂。大多数在发动机寿命一半之前发生开裂。开裂在负荷较高的零部件上更严重，但也存在于最大设计负荷零部件上。分析揭示了两种负荷都超过凸轮轴的能力。铸铁凸轮轴桃尖通常用于具有包含类似的负荷水平的滚动元件的应用中；然而，在该滑动界面中，该材料不是合适的选择。
检查间隔足够频繁以研究表面光洁度对涂层耐久性的影响。具有研磨的表面光洁度的样板在测试中很早就遭受DLC涂层损失。图79A所示的样板示出在测试中提早发生DLC涂层损失的样品。
扫描电子显微镜(SEM)分析揭示了DLC涂层的断裂性质。DLC涂层下方的金属表面不会向涂层提供充分的支承。该涂层比它与其结合的金属硬得多；因此，如果基础金属显著变形，则DLC可能因此而断裂。在涂覆之前被抛光的样板在凸轮轴桃尖开始开裂之前表现较好。铸铁凸轮轴的最佳结果是在最大设计负荷下平坦、抛光后的样板的组合的0.75次寿命。
钢凸轮轴的试验结果
接下来的一组试验结合了钢桃尖凸轮轴。试验组合和结果的归纳在表3中列出。使用四种不同构型测试凸轮轴桃尖：(1)平坦桃尖在研磨时的表面光洁度，(2)冠状桃尖在研磨时的表面光洁度，(3)最低限度的冠状桃尖在抛光后，和(4)桃尖上的名义冠状部在抛光后。样板上的滑块垫在DLC涂层之前被抛光并且以三个角度测试：(1)平坦(小于0.05度的夹角)，(2)0.2度的夹角，和(3)0.4度的夹角。所有凸轮轴的负荷被设定为最大设计或最大设计水平的125％。
表3：钢凸轮轴试验矩阵和结果
Figure BDA0002009052930000731
结合了研磨时的平坦钢凸轮轴桃尖和0.4度夹角样板的试验样品在125％设计负荷水平下不超过一次寿命。在最大设计应力下测试的样品持续一次寿命，但对涂层的影响相同。0.2度和平坦的样品表现更好，但不超过两次寿命。
使用研磨、平坦的钢凸轮轴桃尖以及夹角为0.2度的样板和平坦样板进行该试验。在0.2度样品上观察涂层损失之前所需的时间为1.6次寿命。平坦样板运行的时间略长，实现了1.8次寿命。平坦样品上的DLC损失的图案不均匀，其中最大损失位于接触面的外侧。接触面外侧的涂层损失表示滑块垫所经受的应力在它的宽度上不均匀。该现象称为“边缘效应”。减小两个对齐的元件的边缘处的应力的解决方案是对其中一个元件增加冠状轮廓。利用SRFF的应用具有对凸轮轴增加的冠状轮廓。
接下来的一组试验结合了最低冠状值以及0.4度、0.2度和平坦的抛光滑块垫。该组试验论证了对凸轮轴增加冠部的积极结果。125％最大负荷的改进对于0.4度样品而言为0.75至1.3次寿命。对于相同负荷而言，平坦零部件呈现从1.8至2.2次寿命的较小改进。
最后一组试验包括全部三个角度的样板和以名义冠状值加工的抛光后的钢凸轮轴桃尖。这些结果中最明显的差异是凸轮轴冠部和滑块垫与凸轮轴桃尖的角对齐之间的交互。平坦样品和0.2度样品在两种负荷水平超过三次寿命。0.4度样品不超过两次寿命。图79B显示了以0.2度的夹角在最大设计负荷测试的试验板之一的典型示例。
这些结果论证以下内容：(1)凸轮轴冠状部的名义值有效地将高达0.2度的滑块垫角对齐减轻至平坦；(2)所述缓和在预期应用的最大设计负荷和125％最大设计负荷有效；和(3)抛光凸轮轴桃尖在与滑块垫抛光和凸轮轴桃尖冠状部相结合时有助于DLC涂层的耐久性。
各试验结果有助于更好地理解应力对DLC涂层的耐久性的影响。结果在图80中示出。
利用铸铁凸轮轴桃尖的早期试验在设计负荷下在滑动界面中不超过发动机寿命的一半。接下来的改进呈识别“边缘效应”的形式。对抛光后的凸轮轴桃尖增加冠状部以及对允许的角对齐的更好理解将涂层耐久性提高到超过三次寿命。结果为观察到的试验结果与在每一次估计的发动机寿命下该应用的最大设计应力之间的论证的设计余量。
表面光洁度对DLC耐久性的影响在从研磨时的涂覆样品到抛光时的涂覆样板的过渡中最为明显。研磨时和涂覆后测试的滑块垫如图81所示不超过三分之一次发动机寿命。滑块垫的表面光洁度的提高提供了涂层下方的基底的更大的承载能力和涂覆的滑块垫的提高的总体耐久性。
铸铁和钢凸轮轴的测试结果提供了：(1)滑块垫与凸轮轴的角对齐的规格，(2)角对齐规格与凸轮轴桃尖冠部规格兼容的明显证据，(3)DLC涂层在超过最大设计负荷下将在凸轮轴桃尖冠状部和滑块垫对齐的设计规格内保持完好无损，(4)在滑块垫的研磨之后需要抛光操作，(5)研磨操作的工艺内规格，(6)在涂覆之前滑块垫的表面光洁度的规格，和(7)对钢凸轮轴桃尖的抛光操作有助于滑块垫上的DLC涂层的耐久性。
5.4滑块垫制造方案
5.4.1滑块垫制造方案描述
外臂利用加工的铸件。从坯锭加工的原型零部件已建立在涂覆之前滑块垫的角偏差和表面光洁度的目标。制造研磨和抛光工艺的执行与测试同时发生，并且在图2中示出。试验结果提供外臂滑块垫的制造工艺的执行中的返回和指导。基于测试结果调节工艺中的参数并随后在试验固定装置上评估加工的新样品。
本节描述了滑块垫的制造过程从样板演化为SRFL的外臂。
执行制造研磨工艺的第一步骤是评估不同机器。在三台不同的砂轮机上进行试运行。每台机器都利用相同的陶瓷立方氮化硼(CBN)砂轮和修正器。选择CBN砂轮是因为它提供：(1)提高了零部件之间的一致性，(2)提高了要求紧密公差的应用中的精度，和(3)通过与氧化铝相比在修正循环之间产生更多碎片而提高了效率。每台机器利用相同的进给速度研磨一批样板，并在每次通过时去除相同的材料量。设置了固定装置，从而允许样板的顺次研磨。对样板进行试验，因为样品已经被抛光并在磨耗台上进行测试。该方法提供了通过保持诸如固定装置、砂轮和修整器等参数一致来评估砂轮机的公平方式。
在收集每一组样品之后进行测量。利用Leitz PMM 654坐标测量机(CMM)进行滑块垫的角测量。在Mahr LD 120表面光度仪上进行表面光洁度测量。图83示出对三个不同的研磨机显示了浮动块角度控制结果。线上方的结果为发生涂层性能的明显劣化的情况。目标区域表示测试了该夹角的零部件在寿命测试中未显示差异。砂轮机中的两台无法满足样板上的滑块垫的夹角目标。相比之下，第三台砂轮机效果良好。磨耗台的试验结果确认了滑动界面对高于该目标的夹角敏感。前一节中说明的砂轮机实验和试验的组合有助于制造设备的选择。
图84归纳了具有与图83所示相同的夹角数据的样板的表面光洁度测量。用于滑块垫的表面光洁度规格由于这些试验结果而建立。高于所示极限线的表面光洁度值具有降低的耐久性。
相同的两个砂轮机(A和B)也无法满足表面光洁度的目标。表面光洁度的目标基于在给定的一批零部件的抛光工艺中表面光洁度的净变化而建立。从研磨工艺开始就是离群体(outlier)的样板在抛光工艺之后保持离群体；因此，控制研磨操作时的表面光洁度对于在抛光之后能产生满足涂覆前的最终表面光洁度的滑块垫而言很重要。
从每台机器检查测量结果。砂轮机A和B两者在角测量中都具有呈每个垫形式的变化。结果意味着砂轮在它研磨滑块垫时竖直地移动。该类砂轮机的竖直砂轮移动与机器的总体刚度有关。机器刚度还可以影响被研磨的零部件的表面光洁度。按通过试验固定装置验证的规格研磨外臂的滑块垫要求在砂轮机C中确定的刚度。
将从研磨样板获得的经验应用于研磨SRFF的外臂的固定装置的开发。然而，外臂提供了明显不同的一组挑战。外臂被设计成在它被凸轮轴桃尖操作的方向上是坚硬的。外臂在滑块垫宽度的方向上没有那么坚硬。
研磨固定装置需要(1)在无偏压的情况下使各滑块垫减振，(2)刚性地支承各滑块垫以抵抗通过研磨施加的力，和(3)在大批量生产中可靠地重复该步骤。
外臂固定装置的开发从手动夹紧式块体开始。固定装置的各改型尝试从减振机构消除偏压并减少研磨面的偏差。图85示出通过在滑块垫研磨操作期间保持外臂的固定装置的设计演变获得的结果。
通过该试验计划完成的方案为表面光洁度参数设定关键SRFF外臂滑块垫规格的界限并在夹角方面形成公差。研究研磨操作表面光洁度对抛光之后得到的最终表面光洁度的影响并将其用来建立用于中间处理标准的规格。这些参数用来建立保证将在高产量生产中维持涂层性能的设备和零部件固定装置方案。
5.4.2滑块垫制造方案
结论
在包括DFHLA和OCV构件的DVVL系统中构造成的SRFF滑块垫上的DLC涂层被证实为可靠性和耐久性远超乘用车寿命要求。尽管DLC涂层已被用于多个行业中，但它在汽车气门机构市场的生产有限。工厂确定和量化在DLC涂覆之前的表面光洁度、DLC应力水平和制造滑块垫的工艺的影响。该技术被证实为适合并准备SRFF滑块垫的连续生产。
表面光洁度对于贯穿寿命试验维持滑块垫上的DLC涂层很关键。测试结果表明，当表面光洁度太粗糙时发生提前失效。本文强调了远超过对Ole的寿命测试要求的表面光洁度水平的体系。该方案维持氮化铬基层顶部上的DLC完好无损，以使得SRFF的基础金属不会与凸轮轴桃尖材料接触。
还确定和证实DLC滑块垫上的应力水平。测试强调了对滑块垫的边缘的角度控制的需求。证实了对凸轮轴桃尖增加的冠部对归咎于制造公差的边缘负荷效应增加了很大的可靠性。对角度控制设定的规格呈现了超过寿命耐久性要求的测试结果。
还发现凸轮轴桃尖材料是滑动界面中的一个重要因素。对基于SRFF的DVVL系统的封装要求需要能够承受高达1000 MPa的滑动接触应力的可靠解决方案。对于这些应力水平下的解决方案而言，需要高品质钢材以避免将影响滑动界面的寿命的凸轮轴桃尖开裂。发现具有钢凸轮轴材料、冠状化处理并抛光后的最终系统超过寿命耐久性要求。
说明了在大批量制造工艺中生产滑块垫和DLC的工艺。关键制造方案集中研磨设备选择以及砂轮机砂轮和为生产滑块垫研磨工艺保持SRFF外臂的固定装置上。所选择的制造工艺呈现了满足贯穿发动机的寿命确保耐用的滑动界面的规格的可靠性。
滑块垫上的DLC涂层被证实为超过与系统DVVL结果一致的寿命要求。外臂滑块垫上的DLC涂层被证实为在所有运转状态下都是可靠的。结果，出于在部分负荷发动机运转时经由降低的泵吸损失提高燃料经济性的目的，该SRFF设计适合于四缸乘用车应用。用于DVVL的涂有DLC的滑动界面被证实为耐用的并且使VVA技术能够用于各种发动机气门机构应用中。
II.单桃尖气缸停闭系统(CDA-1L)系统实施例描述
1.CDA-1L系统概述
CDA-1L(图88)是安装在活塞驱动的内燃发动机上的紧凑的凸轮驱动并利用双馈式液压间隙调节器(DFHLA)110和油控制阀(OCV)822操作的单桃尖气缸停闭(CDA-1L)转换摇臂1100。
现在，参考图11、88、99和100，CDA-1L布局包括四个主要构件：油控制阀(OCV)822、双馈式液压间隙调节器(DFHLA)、CDA-1L转换摇臂组件(也称为SRFF-1L)1100、单桃尖凸轮1320。默认构型处于通常升程(锁闭)位置，其中CDA-1L摇臂1100的内臂1108和外臂1102被锁定在一起，从而致使发动机气门打开并允许气缸工作，就好像在标准气门机构中一样。DFHLA 110具有两个油端口。下油端口512提供间隙补偿并被给送发动机油，与标准HLA相似。称为转换压力端口的上油端口506提供来自OCV 822的受控油压与SRFF-1L中的锁闩1202之间的管道。如已指出的，当锁闩被接合时，SRFF-1L 1110中的内臂1108和外臂1102就像标准摇臂一样一起工作以打开发动机气门。在无升程(未锁闭)位置，内臂1108和外臂1102可以独立地移动以实现气缸停闭。
如图88和99所示，一对空动扭力弹簧1124被加入以将内臂1108的位置偏压成使得它始终维持与凸轮轴桃尖1320的连续接触。空动扭力弹簧1124需要比使用多个桃尖的设计高的预置载荷，以有利于凸轮轴桃尖1320与内臂滚柱轴承1116之间的连续接触。
图89示出了SRFF-1L 1100中的内臂1108和外臂1102以及锁闩1202机构和滚柱轴承1116的详图。与具有多于一个的桃尖的构型相比，SRFF-1L 1100设计的功能维持相似的封装并且降低了凸轮轴1300的复杂性，例如，可以消除用于每个SRFF位置的单独的无升程桃尖。
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OCV 822、用于排气的两个SRFF-1L摇臂1100、用于进气的两个SRFF-1L摇臂、用于每个SRFF-1L 1100的一个DFHLA 110和驱动每个SRFF-1L 1100的单桃尖凸轮轴1300。另外，CDA 1400系统设计成使得SRFF-1L 1100和DFHLA 110对于进气和排气两者而言相同。该布局允许单个OCV 822同时转换气缸停闭所需的四个SRFF-1L摇臂1100组件中的每一个。最后，该系统从ECU 825到OCV822被电子地控制以在通常升程模式与无升程模式之间转换。
使用SRFF-1L 1100的用于一个排气门和一个进气门的发动机布局在图90中示出。SRFF-1L 1100的封装与标准气门机构相似。气缸盖需要修改以提供从下通道805到OCV 822的给油(图88、91)。此外，需要第二(上)油道802来将OCV 822和DFHLA 110的转换端口506连接。发动机气缸盖基础架构保持相同，以使得气门中心线、凸轮轴中心线和DFHLA 110中心线保持一致。由于这三条中心线相对于标准气门机构被维持，以及由于SRFF-1L 1100保持紧凑，所以与标准气门机构系统相比，气缸盖高度、长度和宽度保持几乎不变。
2.CDA-1L系统促成技术
用于该系统中的若干技术用于不同应用中，它们在文中被描述为文中公开的DVVL系统的构件。这些构件包括：
2.1.油控制阀(OCV)
如在前面的章节中所述，以及在图88、91、92和93中所示，油控制阀(OCV)822是引导或不引导加压后的液压流体以致使摇臂1100在通常升程模式与无升程模式之间转换的控制装置。PCV例如利用由ECU 825发送的控制信号被智能地控制。
2.2.双馈式液压间隙调节器(DFHLA)
存在许多用于维持发动机中的间隙的液压间隙调节装置。要进行摇臂100(图4)的DVVL转换，需要传统间隙管理，但传统HLA装置不足以提供所需的用于转换的油流量要求，在运转期间承受由组件100施加的相关的侧面加载，并装配在有限的封装空间中。描述与转换摇臂100一起使用的紧凑的双馈式液压间隙调节器110(DFHLA)，其具有设计成以低消耗提供最佳的油流动压力的一组参数和几何形状以及设计成管理侧面加载的一组参数和几何形状。
如图10所示，球塞端部601配合在允许在任何方向上的旋转移动自由度的球窝502中。这允许球塞端部601在特定操作模式下——例如在从高升程转换到低升程和从低升程转换到高升程时——的侧面和可能地不对称的加载。与用于HLA装置的典型球塞端部相反，DFHLA 110球塞端部601由较厚的材料构成以阻止侧面加载，在图11中作为塞厚度510示出。
为球塞端部601选择的材料也可具有较高的容许运动应力负荷，例如铬钒合金。
DFHLA 110中的液压流路径被设计用于高流量和低压降以确保一致的液压转换和降低的泵送损失。DFHLA在发动机中安装在确定尺寸成靠在图11所示的外表面511上密封的圆柱形接纳座中。该圆柱形接纳座与第一油流动通道504组合而形成具有规定截面积的封闭流体路径。
如图11所示，该优选实施例包括四个油流动端口506(仅示出两个)，因为它们以等距隔开的方式布置在第一油流动通道504的基部周围。另外，两个第二油流动通道508以等距隔开的方式布置在球塞端部601周围，并经油端口506与第一油流动通道504流体连通。油流动端口506和第一油流动通道504确定尺寸成具有特定面积并隔开在DFHLA 110周围以确保从第一流动通道504到第三油流动通道509的均匀油流量和最小压降。第三油流动通道509针对来自多个第二油流动通道508的组合油流确定尺寸。
2.3.感测和测量
利用传感器收集的信息可用来验证转换模式，确定错误状态，或提供经分析并用于转换逻辑和配时的信息。如可见的，前面有关于DVVL系统的章节中描述的感测和测量实施例也可应用于CDA-1L系统。因此，用于DVVL中的气门位置和/或运动感测和逻辑也可用于CDA系统中。类似地，用于确定摇臂的位置/运动的感测和逻辑以及用于DVVL系统的摇臂相对于彼此的相对位置/运动也可用于CDA系统中。
2.4.扭力弹簧设计和实施方案
提供比常规已有的摇臂设计更大的转矩而同时维持高可靠性的可靠扭力弹簧1124使得CDA-1L系统能够通过所有动态操作模式维持正确的操作。扭力弹簧1124的设计和制造在后面的章节中描述。
3.转换控制和逻辑
3.1.发动机实施方案
CDA-1L实施例可包括任何数量的气缸，例如直列4气缸和6气缸以及V形构型的6气缸和8气缸。
3.2.通向摇臂组件的液压流体输送系统
如图91所示，液压流体系统向CDA-1L转换摇臂1100输送处于受控压力下的发动机油。在该布置结构中，未进行压力调节的来自气缸盖801的发动机油经由下油道805给送到DFHLA 110中。该油始终与DFHLA 110的下端口512流体连通，在此它用来执行通常液压间隙调节。未进行压力调节的来自气缸盖801的发动机油还被供给到油控制阀822。在受控压力下供给的来自OCV 822的液压流体被供给到上油道802。OCV 822的转换针对包括用于给定的发动机气缸的CDA停闭系统1400的CDA-1L摇臂1100中的每一个确定升程模式。如下面的章节中所述，OCV阀822的操作由发动机控制单元825利用基于以下的逻辑引导：感测到并储存的针对特定物理构型的信息、转换窗口和工况集合，例如气缸的特定数量和特定油温。来自上通道802的调节压力后的液压流体被引导到DFHLA 110的上端口506，在此它传输到转换摇臂组件1100。液压流体经摇臂组件1100传送到锁闩销1202组件，在此它被用来启动通常升程状态与无升程状态之间的转换。
上通道802中蓄积的扫除空气对维持液压刚度和最大限度地减小压力上升时间的变化而言很重要。压力上升时间直接影响转换操作期间的锁闩移动时间。图91所示的被动放气端口832被增加至上通道802中的高点以将蓄积的空气放出到位于气门盖下方的气缸盖空隙中。
3.2.1.用于通常升程模式的液压流体输送
图92示出了处于不存在发送到OCV 822的电信号的默认位置的SRFF-1L 1100，并且还示出了实现通常升程模式下的操作的系统和构件：OCV 822、DFHLA 110、锁闩弹簧1204、锁闩1202、外臂1102、凸轮1320、滚柱轴承1116、内臂1108、气门垫1140和发动机气门112。下通道805中的未进行压力调节的发动机油与DFHLA 110的间隙补偿(下)端口512连通以实现标准间隙补偿。OCV 822调节通向上油道802的油压，上油道802然后在不存在ECU825电信号时在0.2至0.4bar下向上端口506供油。该压力值低于压缩锁闩弹簧1204以移动锁闩销1202所需的压力。该压力值用于保持油路充满油而不存在空气以实现所需的系统响应。凸轮1320的桃尖与滚柱轴承接触，从而使外臂1102绕DFHLA 110的球窝旋转以开闭气门。当锁闩1202被接合时，SRFF-1L与标准RFF摇臂组件相似地工作。
3.2.2.用于无升程模式的液压流体输送
图93A、93B和93C示出了气缸停闭期间(无升程模式)期间的SRFF-1L 1100的详图。发动机控制单元(ECU)825(图91)向OCV 822提供信号，以使得油压供给到锁闩1202，从而致使它如图93b所示缩回。使锁闩完全缩回所需的压力在2bar以上。该单桃尖CDA实施例中的较高扭力弹簧1124(图88、99)预置载荷使得凸轮轴桃尖1320能够保持与内臂1108的滚柱轴承1116接触，就好像这在空动中发生一样，并且发动机气门如图93c所示保持关闭。
3.3.运转参数
操作CDA系统1400的一个重要因素是通常升程模式到无升程模式之间的可靠控制。CDA气门操作系统1400仅在预定的时间窗期间才可在各模式之间转换。如上所述，从高升程模式到低升程模式和从低升程模式到高升程模式的转换通过来自发动机控制单元(ECU)825(图91)的信号启动，所述ECU使用分析存储的信息例如用于特定物理构型的转换窗口、存储的运转状态和通过传感器收集的处理后的数据的逻辑。转换窗口持续时间由CDA系统物理构型决定，包括气缸数量、由单个OCV控制的气缸的数量、气门升程持续时间、发动机转速以及液压控制和机械系统中固有的锁闩响应时间。
3.3.1.收集的数据
实时传感器信息包括来自任何数量的传感器的输入，如在图91所示的示例性CDA-1L系统1400中所示。如上所述，传感器可包括：1)在一个实施例中利用线性可变差动变压器(LVDT)测定的气门杆移动829，2)利用霍尔效应传感器或运动检测器测定的运动/位置828和锁闩位置827，3)利用接近开关、霍尔效应传感器或其它装置测定的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定。
在液压操作的VVA系统内中，油温影响用于诸如CDA和VVL之类的系统中的转换的液压系统的刚度。如果油过冷，则其粘度减慢转换事件，从而导致故障。该关系在图96中针对示例性CDA-1L转换摇臂1100系统1400示出。在一个实施例中利用位于使用点附近而不是发动机油曲轴箱中的图91所示的传感器890获得的精确油温提供精确信息。在一个示例中，靠近油控制阀(OCV)822监视的CDA系统1400中的油温必须大于或等于20℃，从而以要求的液压刚度启动无升程(解锁)运转。可以利用任何数量可商购的构件例如热电偶来进行测量。油控制阀在2010年4月15日公开的已公布的美国专利申请US2010/0089347和2010年1月28日公开的US2010/0018482中详细描述，两申请在此通过全文引用并入。
传感器信息作为实时运转参数发送到发动机控制单元(ECU)825。
3.4.存储的信息
3.4.1转换窗口算法
SRFF要求从通常升程状态到无升程(停闭)状态和反之的模式转换。要求转换在一个凸轮轴转圈内发生以确保正确的发动机运转。模式转换可以仅在SRFF位于凸轮1320的基圆1322(图101)上时发生。当锁闩1202(图93)被加载且移动受约束时，不会发生气门升程状态之间的转换。必须控制完全接合与部分接合之间的锁闩1202过渡时段以免锁闩1202滑动。与CDA系统1400(图91)中固有的电-机械锁闩响应时间结合的转换窗口决定模式转换的机会。
基于SRFF的CDA系统1400的预期功能参数与目前在产的V型转换辊式气门挺杆设计相似。通常升程与无升程之间的模式转换被设定为在基圆1322事件期间发生并与凸轮轴1300旋转位置同步。SRFF默认位置被设定为通常升程。对SRFF的油流量命令也与V型CDA生产系统相似。
将临界转换定义为当锁闩部分地接合、从而使气门部分地升起并突然回落到气门座时可能发生的非预期事件。当利用凸轮轴位置同步转换在油温、发动机转速的规定参数期间执行转换命令时，该条件的可能性不高。临界转换事件形成对DFHLA 110的冲击载荷，这会需要在前面的章节中所述的高强度DFHLA作为促成系统构件。
用于CDA系统1400的同步转换的基本原理在图94中示出。排气门轮廓1450和进气门轮廓1452是根据曲轴角标示的。将要求的转换窗口定义为以下操作所耗费的时间之和：1)OCV 822阀供给加压油，2)液压系统压力克服偏压弹簧1204并引起锁闩1202的机械移动，和3)从无升程到通常升程和反之的模式转换所需的锁闩1202的完整移动。在该排气门示例中，转换窗口持续时间1454从排气门一关闭就存在，直至排气门再次打开为止。锁闩1202在排气门升程事件期间保持受约束。在后面的章节中更详细地描述的可能引起临界转换1456的时间窗在图94中示出。用于进气门的转换窗口可以相对于进气门升程轮廓在相似方面进行描述。
锁闩预置载荷
CDA-1L摇臂1100转换机构设计成使得液压压力可以在锁闩间隙被吸收之后施加至锁闩1202，从而不引起功能的变化。该设计参数允许在进气门升程事件期间通过上油道802中的OCV 822来启用液压压力。一旦进气门升程轮廓1452返回基圆1322无负荷状态，锁闩便完成其向指定锁定或解锁模式的移动。该设计参数有助于使可用的转换窗口最大化。
液压响应时间与温度的关系
图96示出了锁闩1202响应时间对使用SAE 5W-30油的油温的依从性。锁闩1202响应时间反映了锁闩1202从通常升程(锁定)位置移动到无升程(解锁)位置和反之的持续时间。对于转换压力端口506中的20℃的油温和3bar油压，锁闩1202响应时间需要10毫秒。锁闩响应时间在压力条件相同、操作温度更高(例如40℃)的状态下缩短至5毫秒。液压响应时间用来确定转换窗口。
可变气门正时
现在，参考图94和95，一些凸轮轴驱动系统设计成具有比标准驱动系统大的定相权/相对于曲轴角的运动范围。该技术可称为可变气门正时，并且在确定容许的转换窗口持续时间1454时必须连同发动机转速一起考虑。
根据曲轴角对气门升程轮廓的标示在图95中示出，图95示出了可变气门正时对转换窗口持续时间1454的影响。排气门升程轮廓1450和进气门升程轮廓1452显示了不具有引起无转换窗口1455(还参看图94)的可变气门正时能力的典型循环。排气门升程轮廓1460和进气门升程轮廓1462显示了具有引起无转换窗口1464的可变气门正时能力的典型循环。该可变气门正时的示例引起无转换窗口1458的持续时间的增加。假设排气和进气凸轮轴之间的120度曲轴角持续时间的可变气门正时能力，持续时间转换1458在3500发动机rpm下为6毫秒。
图97是示出了计算和测定的温度和凸轮定相的影响引起的转换时间的变化的图示。该图示基于在从凸轮轴定相在最小重叠1468的420度曲轴角到凸轮轴定相在最大重叠1466的540度曲轴角的范围内的转换窗口。该图上示出的5毫秒的锁闩响应时间针对40-120℃的通常发动机运转温度。液压响应变化1470是从ECU 825转换信号启动到液压压力足以使锁闩1202移动之前测定的。基于使用OCV来控制液压油压力的对CDA系统1400的研究，最大变化为约10毫秒。该液压响应变化1470考虑了作用于OCV 822的电压、温度和发动机中的油压。具有最小重叠1468的定相位置提供了在3500发动机rpm下20毫秒的可用转换时间，并且总锁闩响应时间为15毫秒，这代表可用于转换的时间与锁闩1202响应时间之间的5毫秒裕度。
图98也是示出了计算和测定的温度和凸轮定相的影响引起的转换时间的变化的图示。该图示基于在从凸轮轴定相在最小重叠1468的420度曲轴角到凸轮轴定相在最大重叠1466的540度曲轴角的范围内的转换窗口。该图中示出的10毫秒的锁闩响应时间针对20℃的冷发动机运转温度。液压响应变化1470是从ECU 825转换信号启动到液压压力足以使锁闩1202移动之前测定的。基于使用OCV来控制液压油压力的对CDA系统1400的研究，最大变化为约10毫秒。该液压响应变化1470考虑了作用于OCV 822的电压、温度和发动机中的油压。具有最小重叠1468的定相位置提供了在3500发动机rpm下20毫秒的可用转换时间，并且总锁闩响应时间为20毫秒，这代表可用于转换的时间与锁闩1202响应时间之间的缩短的设计裕度。
3.4.2存储的运转参数
这些变量包括发动机构型参数，例如可变气门正时和根据运转温度预测的锁闩响应时间。
3.5.控制逻辑
如上所述，CDA转换在特定运转状态下可以仅在小的预定时间窗期间发生，并且在该时间窗之外转换CDA系统可能引起临界转变事件，其可引起对气门机构和/或其它发动机零部件的损坏。由于诸如油压、温度、排放和负荷之类的发动机状态可快速变化，所以可以使用高速处理器来分析实时状态，将它们与表征作业系统的已知运转参数进行比较，使结果一致以确定何时转换，并发送转换信号。这些操作可以每秒执行几百次或几千次。在实施例中，该运算功能可以由专用处理器或由称为发动机控制单元(ECU)的已有的多功能汽车控制系统执行。典型的ECU具有用于模拟和数字数据的输入部、包括微处理器、可编程存储器和随机存取存储器的处理部、以及输出部，该输出部可包括继电器、开关和警示灯操作。
在一个实施例中，图91所示的发动机控制单元(ECU)825接受来自多个传感器的输入，例如气门杆移动829、运动/位置828、锁闩位置827、DFHLA移动826、油压830和油温890。诸如对于给定发动机转速而言的允许操作温度和压力之类的数据以及转换窗口存储在存储器中。然后将实时收集的信息与存储信息进行比较并进行分析以提供ECU 825转换时间和控制的逻辑。
在对输入进行分析之后，控制信号由ECU 825传输到OCV 822以启动转换操作，该转换操作可配时成避免在满足诸如提高的燃料经济性和降低的排放之类的发动机性能目标的同时避免临界转换事件。如果有必要，ECU 825也可向操作者提醒错误状态。
4.CDA-1L摇臂组件
图99示出了示例性CDA-1L摇臂1100的透视图。CDA-1L摇臂1100仅通过示例的方式被示出，并且将了解的是，作为本申请的主题的CDA-1L摇臂1100的构型不限于本文包含的附图所示的CDA-1L摇臂1100的构型。
如图99和100所示，CDA-1L摇臂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设置在第一外侧臂1104与第二外侧臂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1102两者均安装在位于摇臂1100的第一端1101附近的枢轴1114上，所述枢轴将内臂1108固定在外臂1102上，同时在摇臂1100处于无升程状态时还允许绕枢轴1114枢转的旋转自由度。除所示的具有安装在外臂1102和内臂1108上的单独的枢轴1114的实施例外，枢轴1114可以与外臂1102或内臂1108一体形成。
CDA-1L摇臂1100具有包括滚柱1116的轴承1190，该轴承在第一内侧臂1110与第二内侧臂1112之间安装在轴承轴118上，该轴承轴在摇臂的通常操作期间用于将能量从旋转凸轮(未示出)传递到摇臂1100。将滚柱1116安装在轴承轴1118上允许轴承1190绕轴1118旋转，这用于减少旋转凸轮与滚柱1116的接触所产生的摩擦。如文中所述，滚柱1116可旋转地固定在内臂1108上，该内臂在某些条件下又可绕枢轴1114相对于外臂1102旋转。在图示的实施例中，轴承轴1118在内臂1108的轴承轴孔口1260中安装在内臂1108上并延伸穿过外臂1102的轴承轴槽1126。例如，当利用轴承轴118时，例如轴承轴118不延伸穿过轴承轴槽1126但仍安装在内臂1108的轴承轴孔口1260中时，其它构型是可能的。
当摇臂1100处于无升程状态时，内臂1108在凸轮(图101中的1324)的升起部分与轴承1190的滚柱1116相接触、由此将它下压时相对于外臂1102向下枢转。轴槽1126允许轴承轴1118以及因此内臂1108和轴承1190的向下移动。随着凸轮继续旋转，凸轮的升起部分旋转离开轴承1190的滚柱1116，从而允许轴承1190随着轴承轴1118被轴承轴扭力弹簧1124向上偏压而向上移动。所示的轴承轴弹簧1124是通过弹簧座1130固定在位于外臂1102上的底座1150上的扭力弹簧。扭力弹簧1124固定在摇臂1100的第二端1103附近并具有与轴承轴1118相接触的弹簧臂1127。随着轴承轴1118和弹簧臂1127向下移动，轴承轴1118沿弹簧臂1127滑动。具有固定在摇臂1100的第二端1103附近的扭力弹簧1124和位于摇臂的第一端1101附近的枢轴1114的构型在轴承轴1118位于枢轴1114与轴弹簧1124之间的情况下减轻了摇臂的第一端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附近与摇臂1100相接触，并且因此摇臂1100的第一端1101处减轻的质量减轻了气门机构(未示出)的总质量，由此减小了改变气门机构的速率所需的力。应当指出的是，可使用其它弹簧构型来偏压轴承轴1118，例如单个连续弹簧。
图100示出了图99的CDA-1L摇臂1100的分解图。图100中的分解图和图99中的组装图示出了可安装在轴承轴1118上的轴承1190，该轴承是包括与滚针1200结合的大致圆柱形滚柱1116的滚针轴承。轴承1190用于将凸轮的旋转运动传递到摇臂100，该摇臂又将运动传递到例如处于图101和102所示的构型中的气门杆350。如图99和100所示，轴承轴1118可安装在内臂1108的轴承轴孔口1260中。在这种构型中，外臂1102的轴槽1126接纳轴承轴1118并在摇臂1100处于无升程装填时允许轴承轴1118和扩展地内臂1108的空动移动。“空动”移动可视为摇臂1100的不将凸轮的旋转运动传递到气门的移动。在图示的实施例中，空动通过内臂1108绕枢轴1114相对于外臂1102的枢转运动来呈现。
不同于轴承1190的其它构型也容许将运动从凸轮传递到摇臂1100。例如，用于与凸轮升程桃尖(图101中的1320)接口的光滑、不旋转表面(未示出)可大致在轴承1190在图99中相对于内臂1108和摇臂1100被示出的位置安装在内臂1108上或与内臂1108一体形成。这种非旋转表面可包括形成在不旋转表面上的摩擦垫。在另一示例中，可有效地使用替代轴承例如具有多个同心滚柱的轴承作为轴承1190的替代物。
参考图99和100，象足(elephant foot)1140在第一内侧臂1110与第二内侧臂1112之间安装在枢轴1114上。枢轴1114安装在摇臂1100的第一端1101附近的内枢轴孔口1220和外枢轴孔口1230中。形成在内臂1108上的唇部1240防止象足1140绕枢轴1114旋转。象足1140如图102所示与气门杆1350的端部接合。在一个替代实施例中，可移除象足1140，并且可代之以在枢轴1114上设置将与气门杆1350的末端互补的接口面。
图101和102分别示出了与凸轮1300有关的摇臂1100的侧视图和正视图，所述凸轮具有包括基圆1322和升程部分1324的升程桃尖1320。滚柱1116被示出与升程桃尖1320相接触。双馈式液压间隙调节器(DFHLA)110在摇臂1100的第二端1103附近与摇臂1100接合，并向摇臂1102且特别是外摇臂1102施加向上的压力，同时减小气门间隙。气门杆1350在摇臂1100的第一端1101附近与象足1140接合。在通常升程状态下，摇臂1100定期向下推动气门杆1350，这用于打开对应的气门(未示出)。
4.1.扭力弹簧
如下面的章节中所述，处于无升程状态的摇臂1100可能承受间隙调节器110的过量泵送，不论是由于过大的油压、不稳定状态条件的开始还是其它原因。这会引起间隙调节器110的有效长度随着加压油充填其内部而增加。这种方案可例如在发动机冷起动期间发生，在不进行检查的情况下会耗费很长时间来自行解决并且可能引起永久发动机损坏。在这些情况下，锁闩1202在间隙调节器110已回到通常操作长度之前可能无法启动摇臂1100。在这种情形中，调节调节器110向外臂1102施加向上的压力，从而使外臂1102更靠近凸轮1300。
SRFF-1L上的空动扭力弹簧1124被设计成在无升程操作期间提供充分的力以保持滚柱轴承1116与凸轮轴升程桃尖1320相接触，从而在保留锁闩间隙的同时确保内臂子组件的受控加速和减速和内臂1108受控地返回锁定位置。泵送情形需要更强的扭力弹簧1124来补偿另外的泵送力。
用于扭力弹簧1124的矩形线截面用来减小封装空间，从而保持组件惯性矩低并提供充分的截面高度以维持操作负荷。在开发扭力弹簧1124的构件时使用了应力计算和FEA和在下面的章节中描述的试验验证。
描述利用由选定的结构材料制成的大体矩形线引起紧凑设计的扭力弹簧1124(图99)设计和制造方法。
现在，参考图30A、30B和99，扭力弹簧1124由形状大体为梯形的线397构成。该梯形被设计成允许线397变形成随着在卷绕过程中施力而变形成大体矩形。在扭力弹簧1124被卷绕之后，得到的线的形状可以被描述为与具有大体矩形截面的第一线396相似。图99显示了在截面图中作为多个盘圈398、399示出的两个扭力弹簧实施例。在优选实施例中，线396具有矩形截面形状，具有在此被显示为竖边402、404的两个长边以及顶部401和底部403。该盘圈的边402和边404的平均长度与顶部401和底部403的平均长度之比可以是小于1的任意值。该比例产生比使用直径与盘圈398的顶部401和底部403的平均长度相等的圆形线卷绕的弹簧更多的沿盘圈弯曲轴线400的刚度。在替代实施例中，线的截面形状为具有较大顶部401和较小底部403的大致梯形。
在该构型中，随着盘圈被卷绕，各盘圈的长边402搁靠在前一个盘圈的长边402上，由此使扭力弹簧1124稳定。该形状和布置结构将所有盘圈保持在直立位置，从而防止它们在压力下彼此交叉或偏角。
当摇臂组件1100操作时，扭力弹簧1124的大体矩形或梯形由于它们绕图30A和30所示的轴线400弯曲而产生高局部应力，特别是顶面401上的拉应力。为了满足耐久性要求，一起使用技术和材料的组合。例如，扭力弹簧可按照该设计由包含铬钒合金钢的材料制成以提高强度和耐久性。扭力弹簧可被加热并快速冷却以使弹簧回火。这降低了残留局部应力。使用射弹冲击用于形成扭力弹簧的线396、397的表面或“喷丸加工”用来将残留压缩应力置于线396、397的表面中。然后将线396、397卷绕在扭力弹簧中。由于它们的喷丸加工，得到的扭力弹簧现在可以接受比不使用喷丸加工制造的相同弹簧更大的拉应力。
4.2.扭力弹簧座
如图100所示，旋钮1262从轴承轴1118的端部延伸并形成弹簧臂1127位于其中的槽1264。在一个替代方案中，可连同包括诸如旋钮1262和用于安装弹簧臂1127的槽1264之类的特征结构的单独的弹簧安装销(未示出)一起使用中空轴承轴1118。
4.3.外臂组件
4.3.1.锁闩机构描述
用于选择性地停闭摇臂1100的机构——其在所示的实施例中位于摇臂1100的第二端1103附近——在图100中被示出为包括锁闩1202、锁闩弹簧1204、弹簧座1206和夹具1208。锁闩1202构造成安装在外臂1102的内部。锁闩弹簧1204布置在锁闩1202内并通过锁闩弹簧座1206和夹具1208固定到位。一旦安装好，锁闩弹簧1204便朝摇臂1100的第一端1101偏压锁闩1202，从而允许锁闩1202且特别是接合部1210与内臂1108接合，由此防止内臂1108相对于外臂1102移动。当锁闩1202这样与内臂接合时，摇臂1100处于通常升程状态，并且会将运动从凸轮传递到气门杆。
在组装好的摇臂1100中，锁闩1202在通常升程状态与无升程状态之间交替。摇臂1100可在例如经构造成容许向锁闩1202的表面施加油压的端口1212施加足以抵消锁闩弹簧1204的偏压力的油压时进入无升程状态。当施加油压时，锁闩1202被推向摇臂1100的第二端1103，由此从与内臂1108的接合抽出锁闩1202并允许内臂1108绕枢轴1114旋转。在通常升程和无升程两种状态下，定向夹具1214的直线部1250在平面1218处与锁闩1202接合。定向夹具1250安装在夹具孔口1216中，并由此维持直线部1250相对于摇臂1100的水平定向。这约束了平面1218的定向也是水平的，由此将锁闩1202定向在适合于与内臂1108恒定接合的方向上。
4.3.2锁闩销设计
如图93A、93B、93C所示，SRFF-1L摇臂1100的在无升程模式下操作的锁闩1202在外臂1202内缩回，而内臂1108跟随凸轮升程桃尖1320。在某些条件下，从无升程模式到通常升程模式的过渡会引起图103所示的状态，其中锁闩1202在内臂1108返回锁闩1202通常接合的位置之前伸出。
对SRFF增加再接合特征以防止内臂1108被阻挡并卡在锁闩1202下方的位置的状态。内臂倾斜表面1474和锁闩倾斜表面1472被优化成在内臂1108与锁闩倾斜表面1472接触时提供锁闩1202向缩回位置的平滑移动。该设计避免了转换压力端口506(图88)处的压力变化可能导致的锁闩机构的损坏。
4.4.系统封装
SRFF-1F设计专注于与标准生产布局相比最大限度地减少气门机构封装变化。重要的设计参数包括凸轮轴桃尖相对于SRFF滚柱轴承的相对布置，和钢凸轮轴与铝气缸盖之间的轴向对齐。钢和铝构件具有会使凸轮轴桃尖相对于SRFF-1F移位的不同热生长系数。
图104示出了单个凸轮轴桃尖相对于SRFF-1L 1100的外臂1102和轴承1116的正确和不良对齐两者。正确对齐显示了中心在滚柱轴承1116上的凸轮轴升程桃尖1320。单个凸轮轴桃尖1320和SRFF-1L 1110设计成避免滚柱轴承1116上的边缘加载1482并且避免了凸轮桃尖1320与外臂1102接触1480。多桃尖CDA构型中存在的凸轮轴无升程桃尖的消除放松了凸轮轴桃尖宽度和位置的紧制造公差和组装控制，从而使凸轮轴制造工艺与用在II型发动机上的标准凸轮轴相似。
4.5.CDA-1L锁闩机构液压操作
如上所述，泵送是用来描述HLA伸出超过其预期工作尺寸的状态的术语；由此防止气门在基圆事件期间返回其座。
下面的图105显示了标准杆气门机构系统和在凸轮轴基圆事件期间作用在辊式指状随动件组件(RFF)1496上的力。液压间隙调节器力1494是由间隙补偿端口1491中的油压产生的液压间隙调节器(HLA)1493力和HLA内部弹簧力的结合。凸轮反作用力1490位于凸轮轴1320与RFF轴承之间。反作用力1492位于RFF1496与气门112末端之间。力平衡必须为这样：气门弹簧力1492将防止气门112的非故意打开。如果由HLA力1494和凸轮反作用力1490产生的气门反作用力1492超过使气门112就位所需的就位力，则气门112在基圆操作期间将升起并保持打开，这是不想要的。标准固定臂系统的该描述不包括动态操作负荷。
SRFF-1L 1100是在另外考虑了系统处于无升程模式下时的泵送的情况下设计的。DFHLA 110在SRFF-1L 1100处于无升程模式时的泵送会形成内臂1108不返回锁闩1202可以与内臂1108再接合的位置的状态。
SRFF-1L 1100在SRFF-1L 1100处于通常升程模式时与标准RFF 1496(图105)相似地反应。在防止泵送的同时维持转换SRFF-1L 1100所需的锁闩间隙通过施加来自扭力弹簧1124的附加力以除使内臂1108返回其锁闩接合位置所需的已经存在的扭力外还克服HLA力1494来解决。
图106示出了在系统处于无升程模式时作用在SRFF-1L 1100上的力的平衡：间隙补偿器端口512(图88)处的油压加上柱塞弹簧力1498所产生的DFHLA力1499、凸轮反作用力1490和扭力弹簧力1495。弹簧1124产生的扭力1495经由轴承轴1118和弹簧臂1127变换为作用在内臂1108上的弹簧反作用力1500。
SRFF-1L摇臂组件1100中的扭力弹簧1124设计成在无升程模式期间提供足以保持滚柱轴承1116与凸轮轴升程桃尖1320相接触的力，以确保内臂1108的受控加速和减速以及使内臂1108在保留锁闩间隙1205的同时返回锁定位置。针对SRFF-1L 1100设计的扭力弹簧1124设计还考虑了当系统处于无升程模式时间隙补偿端口512处的油压的变化。油压调节可利用对弹簧尺寸确定的直接影响来降低对扭力弹簧1124的负荷要求。
图107示出了对间隙补偿压力端口512中的油压的要求。针对SRFF-1L的受限油压仅在系统处于无升程模式时要求。对在前面的章节中描述的同步转换的考虑限制了针对低于20℃的温度的无升程模式。
4.6.CDA-1L组件间隙管理
图108示出了SRFF-1L 1100的锁闩间隙1205。对于单桃尖CDA系统而言，总机械间隙1505减小为单锁闩间隙1205的值，与对于具有多于一个的桃尖的CDA设计而言的凸轮轴间隙1504和锁闩间隙1205之和相反。SRFF-1L 1100的锁闩间隙1205是锁闩1202与内臂1108之间的距离。
图109将设计用于三桃尖SRFF和单桃尖SRFF-1L的凸轮轴上的开放斜坡进行比较。
通过单桃尖SRFF-1L的设计消除了凸轮轴间隙。凸轮轴间隙1504的消除允许通过形成提升斜坡缩短1510来进一步优化凸轮轴升程轮廓，从而允许更长的升程事件。用于SRFF-1L的凸轮轴开放斜坡1506从使用多桃尖的类似设计所需的凸轮轴开放斜坡1506缩短多达36％。
此外，SRFF-1L上的机械间隙变化由于凸轮轴间隙和与它相关的特征(例如，凸轮轴无升程桃尖基圆半径的制造公差、桃尖磨损、要求的浮动块与浮动块和浮动块与滚柱轴承平行度)的消除而比类似的三桃尖设计提高39％。
4.7. CDA-1L组装动态性能
4.7.1.详细描述
SRFF-1L摇臂1100和系统1400(图91)设计成满足全部发动机运转范围的动态性能稳定性要求。针对SRFF设计分析SRFF刚度和惯性矩(MOI)。围绕枢轴1114(图99)测量SRFF-1L组件1100的MOI，所述枢轴1114是从与DFHLA 110相接触的SRFF座通过的旋转轴线。在凸轮1320与轴承1116之间的界面处测量刚度。图110显示了针对计算出的组件MOI标示的测定刚度。刚度与MOI之间的SRFF-1L关系还与用在目前在产的II型发动机上的标准RFF进行比较。
4.7.2.分析
执行若干设计和有限元分析(FEA)迭代以使刚度最大化并减小SRFF的DFHLA端部上的MOI。将质量密集构件放置在SRFF的DFHLA端部上以最大限度地减小MOI。扭力弹簧1124——SRFF组件中最重的构件之一——定位成邻近SRFF旋转轴线。锁定机构也位于DFHLA附近。SRFF的竖直截面高度增加以在使MOI最小化的同时使刚度最大化。
利用来自运动建模的负荷信息优化SRFF设计。用于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预测)、机械间隙、气门弹簧负荷和速率、DFHLA几何形状和柱塞弹簧以及气门升程轮廓。接下来，通过对CDA SRFF的气门优化刚度与有效质量的关系来改变系统以满足预测的动态目标。气门的有效质量代表MOI相对于SRFF的枢轴点之间的比率和气门与SRFF枢轴之间的平方距离。测试的动态性能在后面的章节中描述。
5.设计验证和试验
5.1.气门机构动态性能结果
气门机构的动态表现对于在满足发动机的耐久性和性能目标的同时控制噪音、振动和不平顺(NVH)而言很重要。气门机构动态性能部分地受SRFF构件的刚度和MOI影响。可以容易地计算SRFF的MOI并通过计算机辅助工程(CAE)技术来推定刚度。动态气门运动还受各种因素影响，因此进行试验以取得高速气门控制的把握。
将起转发动机试验台用于气门机构动态性能。在试验之前对气缸盖装配仪器。油被加热成代表实际的发动机状况。从怠速到7500rpm执行速度扫描，记录通过发动机转速确定的数据。通过评估气门关闭速率和气门反弹来确定动态性能。出于监视负荷的目的对SRFF-1L进行应变计量。为了一致，气门弹簧负荷对固定的系统保持恒定。
图111示出了得到的进气门的就位关闭速率。针对显示相对于发动机转速的最低、平均和最大速率的八个连续事件获得数据。目标速率被显示为行业中常见的用于就位速率的最大速度。目标就位速率维持在高达约7500发动机rpm，这说明了用于乘用车发动机应用的可接受的动态控制。
5.2.扭力弹簧验证
扭力弹簧尤其在高速运转期间是SRFF-1L设计的关键构件。对弹簧进行概念验证以验证可靠性。测试该弹簧设计的三个要素以证明概念。首先，以运转温度在高循环状态下记录负荷损失。弹簧负荷损失或松弛代表弹簧负荷从该试验开始到试验结束的减小。还通过应用最高应力水平并使部件承受高温来记录负荷损失。其次，在最坏情况负荷下测试耐久性和弹簧并循环以验证疲劳寿命，以及如上所述的负荷损失。最后，通过使用最低负荷弹簧并验证DFHLA在CDA模式下的所有工况期间不泵送来验证空动弹簧的功能。
使扭力弹簧在定向夹具试验中在发动机油环境中的发动机运转温度下循环。扭力弹簧以具有最高预置载荷状态的应用的完整行程循环以代表最坏情形应力。循环目标值被设定为2500万和5000万个循环。还对扭力弹簧进行热定形试验，其中它们被加载至最高应用应力并保持在140℃下50小时并且测量负荷损失。
图112归纳了循环试验和热定型试验两者的负荷损失。所有部件都以8％的最大负荷损失通过，而设计目标被设定为10％最大负荷损失。
该结果表示8％的最大负荷损失并且满足设计目标。许多试验显示了1％左右的最小负荷损失。所有试验都安全地处于负荷损失的设计准则内。
5.3.气缸停闭期间的泵送可靠性
扭力弹簧1124(图99)设计成在系统以无升程模式操作时防止HLA泵送以保留锁闩间隙1205(图108)。试验装置设计成在要求模式转换的油温和发动机转速状态的范围内承受间隙补偿压力端口处的发动机油压。
执行验证实验以证实扭力弹簧1124在要求状态下保留锁闩间隙1205的能力。使用用于测量气门和CDA SRFF运动、间隙补偿压力端口52(图88)和转换压力端口506(图88)处的油压和温度的仪器对起转发动机进行试验。
使用下限空动弹簧来模拟最坏条件。在代表最大转换速度的3500rpm下进行该试验。考虑58℃和130℃的两个运转温度。试验结果显示在比应用要求高25％的压力下的泵送。
图113示出了测定的最低泵送压力1540，其位于58℃下的排气侧。58℃和130℃下的进气和130℃下的排气的泵送压力比58℃下的排气侧的泵送压力高。SRFF处于转换模式下，具有处于通常升程模式下的事件和处于无升程模式下的事件。使用近程探头来检测气门运动，以验证在转换压力端口506处的对应压力下的SRFF模式状态。间隙补偿器端口512中的压力逐渐增大并且监视从无升程模式到通常升程模式的转换。记录系统停止转换的压力作为泵送压力1540。系统在油压维持在针对SRFF-1L设计的5bar以下时安全地避免了泵送压力。以特殊地获得的高极限转矩扭力弹簧进行概念测试，以模拟最坏情形疲劳设计裕度条件。对高负荷扭力弹簧进行的概念测试满足要求的设计目标。
5.4.转换耐久性期间的机械间隙的验证
机械间隙控制对于气门机构动态稳定性而言很重要，并且在发动机的寿命期间必须维持。认为锁闩加载和通常升程模式与无升程模式之间的转换试验适合于验证锁闩机构的磨损和性能。通过将锁闩从接合位置转换到分离位置、使SRFF在无升程模式下循环、使锁闩与内臂接合并使SRFF在通常升程模式下循环来测试转换耐久性。一个循环定义为分离然后再接合锁闩并在两种模式下操作SRFF。转换的耐久性目标为3,000,000个循环。3,000,000个循环代表一次发动机寿命的等值。一次发动机寿命定义为2000,000英里——其安全地高于150,000英里标准——的等值。以3500发动机rpm的最高转换速度目标测试部件以模拟转换期间的最坏情形动态负荷。
图114示出了机械间隙在试验期间的定期检查点的变化。对六气缸发动机夹具的一个气缸列进行该试验。由于每个气缸列有三个气缸且每个气缸有四个SRFF-1L，所以示出了12个轮廓。将0.020mm的机械间隙极限变化确定为设计磨损目标。所有SRFF-1L都显示在车辆寿命的等值下低于磨损目标的安全裕度。将该试验扩展到超过寿命目标的25％，此时部件接近最大间隙变化目标值。
气门机构动态性能、扭力弹簧负荷损失、泵送验证和机械间隙在相当的发动机寿命中全都满足SRFF-1L的预期目标。在关闭速率方面的气门机构动态性能安全地处于7200rpm的最大发动机转速极限和7500rpm的较高转速极限内。LMS负荷损失显示8％的最大损失，其安全地处于10％的设计目标内。执行泵送试验，其表明SRFF-1L设计在给定的5bar目标油压下正确地操作。最后，机械间隙变化在相当的发动机寿命中安全地处于设计目标内。SRFF-1L满足对汽油发动机乘用车应用中的气缸停闭的所有设计要求。
6.结论
气缸停闭是已被证实的提高乘用汽油车的燃料经济性的方法。已完成基于单桃尖SRFF的气缸停闭系统的设计、开发和验证，提供了通过减少泵送损失并使一部分发动机气缸以更高的燃烧效率工作来提高燃料经济性的能力。该系统通过维持发动机气门、凸轮轴和间隙调节器的相同中心线而保留了标准II型气门机构的基本架构。发动机气缸盖要求在气缸盖中增加OCV和油控制端口，以允许SRFF从通常升程模式到停闭模式的液压转换。该系统要求每个发动机气缸一个OCV，并且通常构造成具有以用于进气和排气的四个相同SRFF，以及每个SRFF一个DFHLA。
该SRFF-1L设计提供了降低系统复杂性和成本的解决方案。用于SRFF-1L设计的最重要的促成技术是对空动扭力弹簧的修改。LMS设计成在通常升程和无升程两种模式期间维持单桃尖凸轮轴与SRFF之间的连续接触。尽管该扭力弹簧要求稍多的封装空间，但总个系统通过三桃尖凸轮轴的消除而变得没有那么复杂。SRFF-1L的轴向堆积比三桃尖CDA设计少，这是因为不存在增加外臂滑块上的边缘加载的机会并与内臂发生干涉的外凸轮轴桃尖。SRFF-1L的摇臂刚度水平与标准生产的摇臂相当。
通过在直接位于DFHLA上的端部枢轴上放置更重的构件，也就是锁定机构和扭力弹簧，最大限度地减小了惯性矩。该特征通过使气门上的有效质量最小化而实现了更好的气门机构动态性能。该系统针对标准升程模式期间的7200rpm和用于气缸停闭模式的3500rpm的发动机转速设计和验证。还针对相当于200,000发动机英里数的至少一次发动机寿命验证了构件。
虽然本发明说明了本教导的各个方面，且同时已在一些细节中描述这些方面，但申请人并非意在将本申请的要求专利权的范围约束或以任何方式限制为这种细节。其它优点或改型对本领域的技术人员来说将是显而易见的。因此，本申请的教导在其更广义的方面并不限于所示和描述的特定细节和代表性装置。因此，在不脱离申请人的要求专利权的本申请的精神或范围的前提下，可以作出对这些细节的偏离。此外，上述方面是说明性的，并且没有单个特征或元件对于可以在本申请或后续申请中要求专利权的所有可能的组合来说是必不可少的。

Claims (15)

1.一种用于接合凸轮的摇臂，所述摇臂包括：
外臂，包括第一外侧臂和第二外侧臂；
内臂，包括至少一个内侧臂和构造成将运动从凸轮的升程桃尖传递到摇臂的凸轮接触部件，所述内臂设置在所述第一外侧臂和第二外侧臂之间；
将所述内臂固定在所述外臂上的枢轴，所述枢轴构造成容许所述内臂绕所述枢轴相对于所述外臂的枢转运动；和
设置在所述外臂与所述内臂之间的至少一个偏压弹簧，所述至少一个偏压弹簧与所述凸轮接触部件偏压联接；
其中，所述摇臂还包括锁闩，所述锁闩用于选择性地相对于所述外臂固定所述内臂，由此选择性地容许所述内臂绕所述枢轴相对于所述外臂的空动，
所述锁闩包括锁闩倾斜表面，所述内臂包括内臂倾斜表面，所述锁闩倾斜表面和所述内臂倾斜表面构造成使得所述锁闩倾斜表面和所述内臂倾斜表面的接触提供所述锁闩向缩回位置的平滑移动，
所述摇臂与液压间隙调节器流体联接，在所述液压间隙调节器处选择性供给的油压使所述锁闩工作以选择性地相对于所述外臂固定所述内臂，
所述液压间隙调节器包括双馈式液压间隙调节器。
2.根据权利要求1所述的摇臂，其中，所述摇臂还包括第一端和第二端，所述枢轴设置在所述第一端附近，所述锁闩设置在所述第二端附近，并且所述凸轮接触部件设置在所述枢轴与所述锁闩之间。
3.根据权利要求1所述的摇臂，其中，所述摇臂还包括第一端和第二端，所述枢轴设置在所述第一端附近，所述锁闩设置在所述第二端附近，并且所述凸轮接触部件的至少一部分设置在所述枢轴与所述锁闩之间。
4.根据权利要求1所述的摇臂，其中，所述至少一个偏压弹簧包括固定在所述外臂上的扭力弹簧，所述扭力弹簧具有与所述内臂偏压接触的弹簧臂。
5.根据权利要求1所述的摇臂，其中，所述凸轮接触部件包括安装在轴承轴上的轴承。
6.根据权利要求1所述的摇臂，其中，所述凸轮接触部件包括平滑的非旋转面。
7.根据权利要求1所述的摇臂，其中，所述凸轮接触部件包括滑块垫。
8.根据权利要求1所述的摇臂，其中，所述锁闩设置在所述摇臂的第一端附近，所述液压间隙调节器在所述摇臂的所述第一端附近的位置与所述摇臂流体联接。
9.一种用于接合凸轮的摇臂，所述摇臂包括：
外臂，包括第一外侧臂和第二外侧臂；
内臂，包括构造成将运动从凸轮的升程桃尖传递到摇臂的凸轮接触部件，所述内臂设置在所述第一外侧臂和第二外侧臂之间；
将所述内臂固定在所述外臂上的枢轴，所述枢轴构造成容许所述内臂绕所述枢轴相对于所述外臂的枢转运动；和
设置在所述外臂与所述内臂之间的至少一个偏压弹簧，所述至少一个偏压弹簧与所述内臂偏压联接；
其中，所述摇臂还包括锁闩，所述锁闩用于选择性地相对于所述外臂固定所述内臂，由此选择性地容许所述内臂绕所述枢轴相对于所述外臂的空动，
所述锁闩包括锁闩倾斜表面，所述内臂包括内臂倾斜表面，所述锁闩倾斜表面和所述内臂倾斜表面构造成使得所述锁闩倾斜表面和所述内臂倾斜表面的接触提供所述锁闩向缩回位置的平滑移动，
所述摇臂与液压间隙调节器流体联接，在所述液压间隙调节器处选择性供给的油压使所述锁闩工作以选择性地相对于所述外臂固定所述内臂，
所述液压间隙调节器包括双馈式液压间隙调节器。
10.根据权利要求9所述的摇臂，其中，所述锁闩设置在所述摇臂的第一端附近，所述液压间隙调节器在所述摇臂的所述第一端附近的位置与所述摇臂流体联接。
11.根据权利要求10所述的摇臂，其中，所述摇臂还包括安装在所述摇臂的第二端处的气门垫。
12.根据权利要求11所述的摇臂，其中，所述凸轮接触部件设置在所述第一端与所述第二端之间。
13.根据权利要求12所述的摇臂，其中，所述凸轮接触部件包括平滑的非旋转面。
14.根据权利要求12所述的摇臂，其中，所述凸轮接触部件包括滑块垫。
15.根据权利要求12所述的摇臂，其中，所述凸轮接触部件包括滚柱轴承。
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