CN110088433A - 具有可调节的非圆形驱动元件的同步传动装置 - Google Patents

Abstract

提供了一种同步传动器，在该同步传动器中，非圆形转子产生用以抵消从动转子上的波动负载扭矩的波动校正扭矩。非圆形转子的相对于从动转子的角度取向可以变化，从而使波动校正扭矩的相对于驱动转子的相位角度改变。该布置结构可以应用于具有可变气门正时(VVT)系统的内燃发动机，其中，由于由通过凸轮轴对进气门和/或排气门的致动所产生的力，凸轮转子上呈现的波动负载扭矩的相对于曲轴的相位角度变化。波动校正扭矩的相对于曲轴的相位角度也变化以保持与波动负载扭矩的相位关系，并因而在VVT系统的操作期间保持由非圆形转子提供的减小的凸轮扭转振动和跨度张力。

Description

具有可调节的非圆形驱动元件的同步传动装置

相关申请的交叉引用

本申请要求于2016年12月19日提交的美国临时专利申请No.62/436,889的优先权和权益，该美国临时专利申请的全部内容并入本文。

技术领域

本发明的主题涉及同步传动装置，并且更具体地涉及减少内燃发动机的正时传动器中的机械振动。

背景技术

在典型的内燃发动机中，由燃烧燃料产生的能量用于使曲轴旋转。曲轴旋转力或扭矩通过通常被称为正时传动器的同步环形传动装置传递至一个或更多个凸轮轴，该同步环形传动装置包括：齿形转子，齿形转子连接至曲轴和凸轮轴；以及长形传动结构比如链或齿形带，长形传动结构用以将曲轴转子互与凸轮轴转子互连并且使曲轴转子和凸轮轴转子彼此大致同步旋转。凸轮轴包括选择性地打开和关闭进气门和排气门的凸轮。进气门允许空气(以及在一些发动机中，允许燃料)进入并填充发动机的燃烧室。(在一些发动机中，燃料通过燃料喷射气门而不是进气门直接喷射到燃烧室中。)然后空气燃料混合物燃烧以产生用以使曲轴旋转的动力。燃烧以后，当排气门由相应的凸轮打开时，排气通过排气门从燃烧室排出。

进气门和排气门以及打开和关闭这些进气门和排气门的凸轮轴产生特别强烈的机械振动源。凸轮轴的扭矩在凸轮轴选择性地打开和关闭相应的进气门或排气门时波动。进气门和排气门由气门弹簧沿关闭方向持续迫压。当气门克服弹簧的力打开时，与凸轮轴旋转方向相反的扭矩作用在凸轮轴上。另一方面，当气门关闭时，沿凸轮轴的旋转方向的扭矩作用在凸轮轴上。该扭矩使驱动凸轮轴和相应的凸轮轴转子所需的平均扭矩或标称扭矩波动，并导致被称为扭转振动或正时误差的类型的振动——凸轮轴相对于曲轴的角位置的变化。发生这种情况是因为：链或带不是完全刚性的而是具有足够的弹性以使凸轮轴转子能够超过或低于其理想的同步位置。当气门扭矩的波动频率接近正时传动器的固有频率时，会发生系统共振。在共振中，凸轮轴扭转振动和链或带的跨度张力波动位于其最大值处。这些影响会减少链或带的使用寿命并且浪费能量。

许多现有技术公开内容、比如JP H01-95538、DE 19812939、JP 62-192077试图通过将非圆形、例如椭圆形或卵形的转子引入到正时传动器中来减小正时传动器跨度张力。该现有技术将非圆形转子定位成试图平衡张力，即，当跨度张力是周期地高时(在安装非圆形转子之前)，非圆形转子的偏心距和角位置假定成减小跨度张力，并且当跨度张力是周期地高时(在安装非圆形转子之前)，非圆形转子的偏心距和角位置假定成增加跨度张力。

试图平衡张力的现有技术解决方案不起作用，并且实际上使问题变得更糟。

这可以从基本原则理解。一般而言，当振动系统由具有接近系统的固有频率的频率的振荡力激励时，振动系统中发生共振。例如，当系统由振荡的外力震动时，弹簧的端部处的质量块将振荡。当震动以等于系统的固有频率的频率发生时，质量块的响应运动将与振动力在相位上相差90度，并致使质量块运动的振幅增加至最大值。

类似的情况发生在如由图1A的简单物理模型所描述的汽车正时传动器中。振动部件是具有半径R的凸轮轴转子，该凸轮轴转子具有特定的惯性矩J。长形传动结构的跨度在系统中提供弹性k和阻尼D。波动气门扭矩T(t)＝T_V*sin(ωt)是作用在凸轮轴转子上的外部施加的引起凸轮扭转振动的振荡力。系统方程为

这种共振系统表现为如图1B的频域图中所示。

图1B的上图4示出了响应或系统输出比如跨度张力或凸轮扭转振动的振幅。该响应对于接近固有频率的发动机速度而言是最高的。

图1B的下图6示出了系统响应或输出比如跨度张力或凸轮扭转振动相对于振荡气门扭矩的相位角。如将看到的，相位角在操作速度范围内明显变化并接近共振，响应、即凸轮扭转振动(能够以正时误差度测量)或跨度张力(能够以牛顿测量)与波动气门扭矩在相位上相差90度。图1C示出了在与正时传动器的固有频率对应的发动机速度处，波动气门扭矩8a与跨度张力8b之间的时域随时间变化的对应关系绘图8。

共振现象引起跨度张力和凸轮扭转振动的大小和相位明显波动，从而导致这些参数随发动机速度显著变化，如图1D的时域模拟9中所示，图1D绘制了在对于特定4缸双顶置凸轮(DOHC)发动机的不同的发动机速度处对于曲轴转子的一次旋转(以度为单位)的张紧侧链张力(以牛顿为单位)。如将看到的，在每个发动机速度处，链张力随着一个完整的旋转周期地变化。在该特定示例中，最大张力(约1300N)——和共振——发生在约3000rmp的发动机速度处。还应指出的是，峰值张力的角位置随发动机速度变化，即周期张力曲线的相位随发动机速度变化。

寻求平衡正时传动器中的张力的现有技术是在不合适的时间和不正确的力的情况下进行的。如图1C中所示，当张力8b处于最大值处时，波动气门扭矩8a位于零处。相反，当波动气门扭矩8a是零时，张力8b处于最大值处。试图平衡作为共振系统的输出的张力并不能解决作为共振系统的输入的波动气门扭矩。实际上，该问题会加剧。如图1E中所示，例如，当波动气门扭矩T(t)在与旋转方向(顺时针)相反的方向(逆时针)上处于最大值T_V处时，张力均衡的概念将使非圆形转子在该瞬时处定向成如所示的那样，因为该取向似乎减轻了张力。然而，张力和扭矩不同相，因此解决张力并不能解决扭矩。相反，以这种方式对非圆形转子进行定向引入了如图1E中示意性示出的附加的波动扭矩，因为非圆形转子在一侧(左侧)上拉动或拉伸长形传动结构以产生边际张力F_L(与安装圆形转子的情况相比)，并且在另一侧(右侧)上释放长形传动结构或使长形传动结构松弛以产生边际张力F_R(与安装圆形转子的情况相比)。边际张力产生增强波动气门扭矩T(t)的附加的波动扭矩Tc，致使系统的输入激励增加。最终结果是共振定时传动器的输出比如跨度张力波动和凸轮扭转振动也增加。

在标题为“具有非圆形驱动元件的同步传动装置”的US7232391——该专利的全部内容并入本文——中，Litens汽车的Gajewski意识到的是，通过进气门和排气门的打开和关闭引起的凸轮扭转振动和跨度张力波动(凸轮扭转振动和跨度张力波动作为扭矩波动的来源，扭矩波动引起凸轮轴受到速度波动的影响，速度波动又引起角位置波动/扭转振动)的“最佳解决方法”是通过使用非圆形转子引入作用在凸轮轴上的另一扭矩而在源头处攻克原因，该非圆形转子在旋转的同时通过在每个曲轴旋转中拉动并释放长形传动结构n次来引入跨度长度的波动(n与非圆形转子的特定形状及其在正时传动器中的位置相关)，使得在长形传动结构的张紧侧被拉动时，长形传动结构的松侧被释放，并且在长形传动结构的松侧被拉动时，长形传动结构的张紧侧被释放。长形传动结构的拉动和释放在凸轮轴处产生新的附加的波动扭矩以平衡或抵消波动气门扭矩。继续前面的示例，如图1F中所示，当波动气门扭矩T(t)在与旋转方向(顺时针)相反的方向(逆时针)上处于最大值T_V处时，Litens教导使非圆形转子如所示的在该瞬时处定向成在一侧(右侧)上拉动或拉伸长形传动结构以产生边际张力F_R并且在另一侧(左侧)上释放长形传动结构或使长形传动结构松弛以产生边际张力F_L。尽管这是违背直觉的，因为这似乎会增加带张力，但Litens的解决方案是基于正确的动态推理。边际张力产生校正波动扭矩T_C，校正波动扭矩T_C抵消波动气门扭矩T(t)或对抗波动气门扭矩T(t)起作用，从而减小系统输入激励，其中，最终结果是共振传动器的输出比如跨度张力和凸轮扭转振动减小。简而言之，Litens的解决方案起作用是因为该解决方案攻克问题的源头。

Litens还通过意识到在汽车正时传动器中由非圆形转子产生的主导力来自通过拉伸并释放长形传动结构引起的跨度长度的波动而对现有技术做出了贡献；力受胡克定律支配。由其他物理效应、比如力矩臂的变化产生的力可以忽略不计，并且主要基于这样的效应的实施方案导致在汽车正时传动器中的无意义的偏心距。

Litens意识到的是，非圆形链轮可以应用于抵消同步系统中的任何扭转振动源，因为该解决方案可以应用于抵消联接至旋转负载组件的任何从动转子，该旋转负载组件在被驱动旋转时呈现周期性波动负载扭矩。例如，正时传动器还可以驱动引起机械振动的其他部件、比如燃料喷射泵。燃料泵可以将泵转子的旋转转换成用以使活塞往复运动的往复运动。活塞的往复运动将燃料从燃料箱引入到泵的加压室中。然后，活塞对燃料加压，并将燃料供给至燃料喷射气门。燃料喷射泵在泵转子上施加反作用力。在燃料喷射泵的吸入冲程期间的反作用力的大小不同于在燃料喷射泵的压缩冲程期间的大小。换句话说，反作用力的大小是波动的。因此，燃料喷射泵的致动还会在泵转子处引起波动的反作用扭矩，从而导致正时传动系统中的另一扭转振动源。

此外，Litens公开了共振系统输入激励可以源自多个来源。例如，在正时传动器对进气凸轮轴和排气凸轮轴中的每一者进行传动的DOHC发动机中，由两个凸轮轴产生的波动气门扭矩的串联呈现可以由非圆形转子抵消的波动负载扭矩。同样，在存在燃料泵的发动机中，波动燃料泵扭矩和波动气门扭矩的组合呈现可以由非圆形转子抵消的波动负载扭矩。

因此，Litens提出了一种减少同步传动装置中的扭转振动的装置和方法，该同步传动装置具有：连续回路长形传动结构，该长形传动结构具有多个接合部段(比如带齿或链节)；以及多个转子，所述多个转子至少包括第一转子和第二转子，其中，第一转子具有用于接合长形传动结构的接合部段的多个齿，并且第二转子具有用于接合长形传动结构的接合部段的多个齿；其中，长形传动结构围绕第一转子和第二转子接合，第一转子设置成驱动长形传动结构，并且第二转子设置成由长形驱动结构驱动；并且其中，旋转负载组件联接至第二转子以使得该旋转负载组件在被驱动旋转时呈现周期性波动负载扭矩。转子中的一个转子具有非圆形轮廓，该非圆形轮廓具有与缩进部分交替的至少两个突出部分，其中，非圆形轮廓的突出部分和缩进部分相对于第二转子的角位置的角位置以及非圆形轮廓的偏心距的大小使得非圆形轮廓向第二转子施加相反的波动校正扭矩，该波动校正扭矩减小或大致抵消旋转负载组件的波动负载扭矩。

发明内容

已经作为技术上市并广泛部署在扭转主动发动机上的Litens解决方案以减小正时传动跨度张力和凸轮扭转振动而闻名，从而增加正时传动带和链的使用寿命。本公开通过引入这样的装置和方法来改进迄今已知的技术：该装置和方法可以更精确地调整由非圆形转子产生的波动校正扭矩，以抵消在给定发动机速度处其相位变化的波动负载扭矩，例如可能出现在可变气门机构(VVT)发动机中的波动负载扭矩。

总体而言，本发明提供了用于改变由同步传动装置中的非圆形转子产生的波动校正扭矩的相对于驱动转子比如曲轴的相位角度的装置和方法。

根据本发明的一个方面，提供了一种用于内燃发动机的校正系统，该内燃发动机具有：曲轴，该曲轴由燃烧能量驱动；凸轮轴，该凸轮轴致动一个或更多个燃烧气门；以及可变气门正时(VVT)系统，该可变气门正时(VVT)系统用于控制通过凸轮轴对所述一个或更多个气门的致动相对于曲轴的正时。校正系统包括：凸轮转子，该凸轮转子能够与凸轮轴操作性地连接；以及同步环形传动装置，同步环形传动装置包括与曲轴和非圆形转子接合的连续回路长形传动结构。凸轮转子具有与长形传动结构接合的外周边缘。该外周边缘具有非圆形轮廓，该非圆形轮廓包括与多个缩进转子部分交替的多个突出转子部分。突出转子部分和缩进转子部分的相对于曲轴的角度位置是能够调节的，并且致动器在发动机的操作期间调节突出转子部分和缩进转子部分的相对于曲轴的角度位置的角度位置。

根据本发明的这个方面，致动器优选地将突出转子部分和缩进转子部分的角度位置调节成是相对于凸轮轴固定的。凸轮轴在被驱动旋转时由于所述一个或更多个气门的致动而在凸轮转子上呈现周期性波动负载扭矩。非圆形轮廓的偏心距的大小以及突出转子部分和缩进转子部分的角度位置使得非圆形轮廓使长形传动结构的部分周期性地伸长和收缩，以对凸轮转子施加大致抵消波动负载扭矩的相反的波动校正扭矩。通过保持突出转子部分和缩进转子部分的角度位置是相对于凸轮轴固定的，波动校正扭矩的相位是相对于波动负载扭矩固定的。

至少在VVT系统设定成标称凸轮正时并且发动机速度与同步环形传动装置经历共振时的速度对应时，波动校正扭矩可以抵消波动负载扭矩。

VVT系统将波动负载扭矩的相位角度相对于曲轴的角度位置改变，并且致动器可以将波动校正扭矩的相位角度相对于曲轴的角度位置进行相同程度地改变。

凸轮轴在被驱动旋转时由于所述一个或更多个气门的致动而在非圆形转子上呈现周期性波动负载扭矩。非圆形轮廓的偏心距的大小以及突出转子部分和缩进转子部分的角度位置可以使得：与由凸轮轴在凸轮转子为圆形的情况下所经历的正时误差相比，非圆形轮廓显著减小了凸轮轴正时误差。

至少在VVT系统设定成标称凸轮正时并且发动机速度与同步环形传动装置经历共振时的速度对应时，凸轮轴正时误差可以减少。

用于VVT系统的致动器还可以用作用于校正系统的致动器。

根据本发明的另一方面，提供了一种用于发动机的校正系统，该发动机具有曲轴、用于致动发动机用的多个气门的凸轮轴，并且该发动机包括用于控制通过凸轮轴对气门的致动的正时的可变气门正时系统。该系统包括扭矩校正转子，该扭矩校正转子由曲轴驱动并能够与凸轮轴操作性地连接，其中，扭矩校正转子具有外周边缘，该外周边缘具有平均转子直径并具有与径向延伸不超过平均直径的多个缩进转子部分交替的径向延伸超过平均直径的多个突出转子部分，其中，扭矩校正转子能够在外周边缘处与在曲轴与凸轮轴之间传递扭矩的同步环形传动结构接合，其中，突出转子部分和缩进转子部分具有能够相对于曲轴调节的角度位置。致动器操作性地连接至扭矩校正转子，该致动器能够在发动机的操作期间调节突出转子部分和缩进转子部分的相对于曲轴的角度位置。

根据本发明的这个方面，突出转子部分和缩进转子部分的角度位置可以相对于凸轮轴固定。突出转子部分和缩进转子部分可以在对凸轮轴的相对于曲轴的角度位置的调节期间相对于凸轮轴保持在固定的角度位置。

扭矩校正转子可以包括：外构件，该外构件具有挠性的齿圈，其中，齿圈限定能够与同步长形传动结构接合的外周边缘；以及毂，该毂具有外周边缘，该外周边缘具有平均毂直径并具有与径向延伸不超过平均毂直径的多个缩进毂部分交替的径向延伸超过平均毂直径的多个突出毂部分，其中，毂的外周边缘在径向上支承齿圈，使得突出毂部分和缩进毂部分的角度位置至少部分地确定突出转子部分和缩进转子部分的角度位置。毂和外构件彼此能够以可释放的方式旋转地锁定，其中，致动器驱动毂和外构件相对于彼此的旋转运动，以调节突出毂部分和缩进毂部分相对于外构件的角度位置。

齿圈可以具有圆周并且具有围绕圆周恒定的径向厚度。替代性地，齿圈可以具有圆周和围绕圆周变化的径向厚度，使得突出转子部分的偏心距和缩进转子部分的偏心距取决于毂的角度位置和齿圈的角度位置两者。

致动器可以是包括旋转活塞和气缸的组合的液压致动器，其中，毂连接至活塞和气缸中的一者，并且外构件连接至活塞和气缸中的另一者。替代性地，致动器可以是包括经由齿轮系驱动毂的电动马达的电动致动器。

齿圈可以包括安装至在径向上挠性的链支承构件的倒齿链。毂可以经由多个滚子在径向上支承齿圈。滚子中的每个滚子可以支承在毂上的滚子凹穴中，并从滚子凹穴沿径向突出以支承齿圈。

扭矩校正转子可以包括套筒，该套筒沿径向设置在毂与齿圈之间并能够相对于毂和齿圈独立移动，其中，套筒具有圆周和围绕圆周变化的径向厚度，使得突出转子部分的偏心距和缩进转子部分的偏心距取决于毂的角度位置和套筒的角度位置两者。

校正系统还可以包括第一中间转子和第二中间转子，第二中间转子能够以可释放的方式旋转地锁定至第一中间转子，其中，环形传动装置包括在扭矩校正转子与第一中间转子之间延伸的第一同步连续回路长形传动结构，并且其中，可变气门正时系统还包括在第二中间转子与曲轴上的曲轴转子之间延伸的第二同步连续回路长形传动结构。

突出转子部分和缩进转子部分的角度位置还可以基于由燃烧气门施加至凸轮轴的波动负载扭矩的相位角度。

根据本发明的另一方面，提供了一种用于发动机的扭矩校正系统，该发动机具有负载和用于施加动力来克服负载的负载输入轴。扭矩校正系统包括：扭矩校正转子，扭矩校正转子由曲轴驱动并能够与负载输入轴操作性地连接，其中，扭矩校正转子具有外周边缘，该外周边缘具有平均直径并具有与径向延伸不超过平均直径的多个缩进转子部分交替的径向延伸超过平均直径的多个突出转子部分，其中，扭矩校正转子在外周边缘处与同步连续回路长形传动结构接合以在曲轴与负载输入件之间传递扭矩，其中，突出转子部分和缩进转子部分具有能够相对于曲轴调节的角度位置；以及致动器，该致动器操作性地连接至扭矩校正转子，其中，致动器能够致动以在发动机的操作期间调节突出转子部分和缩进转子部分的相对于曲轴的角度位置。

根据本发明的另一方面，提供了一种用于发动机的扭矩校正系统，该发动机包括曲轴、用于致动发动机用的多个气门的凸轮轴，并且该发动机包括用于控制通过凸轮轴对气门的致动的正时的可变气门正时系统，其中，气门在发动机的操作期间在凸轮轴上施加波动负载扭矩，扭矩校正系统包括：扭矩校正转子，扭矩校正转子由曲轴驱动并能够与凸轮轴操作性地连接，该扭矩校正转子具有外周边缘，该外周边缘与同步连续回路长形传动结构接合以在曲轴与凸轮轴之间传递扭矩，其中，扭矩校正转子的外周边缘具有非圆形轮廓，该非圆形轮廓使长形传动结构对凸轮轴施加具有变化大小的波动校正扭矩，该波动校正扭矩至少部分地消除波动负载扭矩；以及致动器，该致动器能够致动以使非圆形轮廓移动，进而使波动校正扭矩的相对于曲轴的相位角度偏移。

致动器可以使波动校正扭矩的相位角度偏移以匹配波动负载扭矩的相位角度，使得波动校正扭矩在发动机速度的至少一范围内的波动负载扭矩的所有相位角度处大致抵消波动负载扭矩。

根据本发明的另一方面，提供了一种同步传动装置。该装置包括：连续回路长形传动结构，该连续回路长形传动结构具有多个接合部段；多个转子，所述多个转子至少包括第一转子和第二转子，第一转子具有用于与长形传动结构的接合部段接合的多个齿，并且第二转子具有用于与长形传动结构的接合部段接合的多个齿；长形传动结构围绕第一转子和第二转子接合，第一转子设置成驱动长形传动结构，并且第二转子设置成由长形传动结构驱动；旋转负载组件，该旋转负载组件联接至第二转子，该旋转负载组件使得在被驱动旋转时呈现周期性波动负载扭矩。转子中的一个转子具有非圆形轮廓，该非圆形轮廓具有与缩进部分交替的至少两个突出部分，其中，非圆形轮廓的突出部分和缩进部分的相对于呈现在第二转子上的周期性波动负载扭矩的角度位置的角度位置以及非圆形轮廓的偏心距的大小使具有非圆形轮廓的转子能够向第二转子施加相反的波动校正扭矩，该波动校正扭矩减小或基本上抵消旋转负载组件的波动负载扭矩。旋转负载组件产生波动负载扭矩，该波动负载扭矩的相位角度可以相对于第一转子偏移，并且该装置包括这样的器件：该器件用于使波动校正扭矩的相位角度偏移以保持波动负载扭矩的减小或大致消除。

根据本发明的另一方面，提供了一种操作用于内燃发动机的同步环形传动装置的方法，该内燃发动机具有曲轴和带可变气门正时装置的凸轮轴，其中，波动负载扭矩由多个燃烧气门施加在凸轮轴上。该方法包括：a)操作发动机；b)在发动机操作的同时，在凸轮轴上施加校正扭矩以大致消除负载扭矩；c)在发动机操作的同时，改变凸轮轴与曲轴之间的正时，从而改变对于负载扭矩的相位角度；以及d)在发动机操作的同时，改变校正扭矩的相位角度以保持负载扭矩的大致消除。

根据本发明的另一方面，提供了一种操作用于内燃发动机的同步环形传动装置的方法，该内燃发动机具有曲轴和带可变气门正时(VVT)装置的凸轮轴，其中，波动负载扭矩由至少一个燃烧气门施加在凸轮轴上，该方法包括：(a)操作发动机；(b)在发动机于VVT处于标称正时位置的情况下操作的同时，在凸轮轴上施加波动校正扭矩以大致抵消波动负载扭矩；(c)在发动机操作的同时，改变凸轮轴与曲轴之间的正时，从而改变波动负载扭矩相对于曲轴的相位角度；以及(d)结合(c)，改变波动校正扭矩相对于曲轴的相位角度，以保持显著抵消波动负载扭矩。

在该方法中，波动校正扭矩可以由同步环形传动装置产生，该同步环形传动装置包括长形传动结构和与长形传动结构接合的转子。所述转子具有非圆形轮廓，该非圆形轮廓具有与缩进部分交替的至少两个突出部分，使得非圆形轮廓使长形传动结构的部分周期性地伸长和收缩，以产生所述波动校正扭矩。非圆形轮廓具有限定在突出部分中的长半径，并且非圆形转子的角度取向可以使得：(I)在发动机处于标称VVT位置时，(ii)发动机以受到共振的速度操作，以及(iii)波动负载扭矩在与同步传动装置的旋转方向相反的方向上处于最大值，所述长半径中的一个长半径沿着长形传动结构的围绕非圆形转子的卷绕部定位在从长形传动结构的张紧侧的切点之后开始至达到卷绕部长度的一半的位置的角度范围中。非圆形转子优选地是凸轮转子，并且长半径优选地以从张紧侧的切点开始沿着所述转子的卷绕部的角度θ加上/减去与四个凸轮齿对应的角度范围定位，其中，θ是根据sin(n*θ)＝1所求的低于90度的解，其中，n是突起的数目，n是2、3、4、5或6。

根据本发明的另一方面，提供了一种操作用于内燃发动机的同步环形传动装置的方法，该内燃发动机具有曲轴和带可变气门正时(VVT)装置的凸轮轴，其中，波动负载扭矩由至少一个燃烧气门施加在凸轮轴上，该方法包括：(a)操作发动机；(b)在发动机于VVT处于标称正时位置的情况下操作的同时，利用相对于曲轴的角度位置处于标称角度取向的具有与缩进部分交替的至少两个突出部分的非圆形凸轮轴转子，以与由相比较的圆形凸轮轴转子所经历的凸轮轴正时误差相比显著减少凸轮轴正时误差；(c)在发动机操作的同时，改变凸轮轴与曲轴之间的正时；以及(d)结合(c)，改变非圆形凸轮轴转子相对于曲轴的角度位置的角度取向以保持减小的凸轮轴正时误差。

附图文字

为了更好地理解在本文中描述的各个实施方式，并且为了更清楚地示出所述实施方式如何实施，现在将仅通过示例的方式参照附图，在附图中：

图1A是正时传动器的数学模型的示意图；

图1B是共振系统的大小和相位响应的频域绘图；

图1C是正时传动器负载扭矩和跨度张力随时间的时域绘图；

图1D是对于特定4缸DOHC发动机在各个发动机处的张紧侧链张力随曲柄角度的绘图；

图1E和图1F是图示了具有非圆形驱动转子的正时传动器中的力的示意图；

图2是根据现有技术的发动机的立体图；

图2A是包括在图1中所示的发动机中的可变气门正时(VVT)系统的分解图；

图2B是图2A中所示的VVT系统处于提前位置的截面图；

图2C是图2A中所示的VVT系统处于延迟位置的截面图；

图3A是示出了施加在图2中所示的发动机的凸轮轴转子中的一个凸轮轴转子处的周期性进气门扭矩在多个不同的发动机速度处的曲线图；

图3B是示出了施加在图2中所示的发动机的凸轮轴转子中的一个凸轮轴转子处的周期性排气门扭矩在多个不同的发动机转速处的曲线图；

图3C是仅示出了图3A中所示的周期性进气门扭矩的波动分量在多个不同的发动机速度处的曲线图；

图3D是对于图2中所示的发动机的正时传动器的周期性波动负载扭矩的曲线图，该周期性波动负载扭矩是波动进气门扭矩和波动排气门扭矩的串联；

图3E是示出了在图3A中所示的周期性进气门扭矩的频谱分量在多个不同的发动机速度处的曲线图；

图3F是作为对于图2中所示的发动机的正时传动器的曲轴谐波的函数的凸轮轴正时误差随发动机的操作速度范围的曲线图；

图3G是图2中所示的发动机的正时传动器中的跨度张力包络(envelop)曲线图；

图3H是图2中所示的发动机的正时传动器中的曲轴激励的曲线图；

图3I是图示了通过由图2中所示的发动机的正时传动器中的非圆形曲轴转子产生的波动校正扭矩的施加而消除图3D的二阶的波动负载扭矩的曲线图；

图3J是图示了当图2中所示的VVT系统被致动时发生的波动进气门扭矩的相移的曲线图；

图3K至图3M是图示了当二阶波动负载扭矩相对于曲轴已经相移了逐渐增大的量而波动校正扭矩没有被同样相移时的最终净扭矩的曲线图；

图3N是图示了对于卵形的非圆形转子的偏心距的大小的有效范围如何随着二阶负载扭矩与二阶校正扭矩之间的相位角度的差的增加而减小的曲线图；

图3P是图示了二阶负载扭矩与二阶校正扭矩之间的相位角度的有效范围如何随着其大小变化而减小的曲线图；

图4是根据本公开的实施方式的发动机的立体图；

图5A和图5B是用于图4中所示的发动机的扭矩校正转子的立体分解图；

图5C、图5D和图5E是示出了对于图5A和图5B中所示的扭矩校正转子的致动器的不同位置的截面前视图；

图6A是图5A和图5B中所示的扭矩校正转子的前视图，其中，内毂处于第一角度位置；

图6B是图6A中所示的扭矩校正转子的截面侧视图；

图6C是图5A和图5B中所示的扭矩校正转子的前视图，其中，内毂处于第二角度位置；

图6D是图6C中所示的扭矩校正转子的截面侧视图；

图6E是图5A和图5B中所示的扭矩校正转子的另一前视图，其中，内毂处于第一角度位置；

图7A和图7B是示出了使用图5A和图5B中所示的扭矩校正转子的二阶负载扭矩的和校正扭矩的相应的相移的曲线图；

图8是图5A和图5B中所示的扭矩校正转子的立体剖面图，图示了了穿过扭矩校正转子的扭矩路径；

图9A是图4中所示的扭矩校正转子的立体分解图，但是采用电动马达而不是图5A中所示的液压致动器来致动；

图9B是图9A中所示的扭矩校正转子的立体剖面图，图示了穿过扭矩校正转子的扭矩路径；

图10A和图10B是图5A至图9B中所示的扭矩校正转子的变型的立体图，其中，在毂与外构件之间设置有滚子；

图11A是具有作为扭矩校正转子的外构件的一部分的不同厚度的附加套筒的图9A中所示的扭矩校正转子的立体分解图；

图11B是图11A中所示的扭矩校正转子的截面图；

图11C和图11D是图11A和图11B的扭矩校正转子处于两个不同的位置的视图；

图12A是图5A至图11D中所示的扭矩校正转子的视图，但是具有能够相对于毂和外构件独立移动的可选套筒；

图12B是用于图12A中所示的可选套筒的致动器的视图；

图13A是替代性的扭矩校正转子的视图，其中，齿圈由链支承件上的倒齿链提供，并且齿圈安装在非圆形毂上；

图13B是图13A中所示的扭矩校正转子的视图；

图13C是来自图13A中所示的倒齿链的链节的放大视图；

图14A和图14B是替代性实施方式的扭矩校正转子的立体图；

图15A是用于测试传动结构的刚度系数的第一方法的示意图；

图15B是图示了如何从张力与位移绘图得出刚度系数的曲线图；

图15C是用于测试传动结构的刚度系数的第二方法的示意图；

图16是图示了圆形转子与非圆形转子之间的弧长上的差异的示意图；

图17A是用于测量由非圆形转子产生的校正扭矩的大小的试验台的示意图；以及

图17B是校正扭矩的大小作为非圆形转子的偏心距的大小的函数的曲线图，该曲线图可以从图17A中所示的试验台得出。

具体实施方式

图2示出了内燃发动机10的简化表示(其中，未示出发动机缸体和气缸盖以免遮挡其中容纳的部件)。发动机10包括多个气缸，所述多个气缸中的一个气缸以附图标记12表示。每个气缸均具有在其中往复运动的活塞14。气缸的在活塞的前面的部分是以16示出的燃烧室。在每个燃烧室16中，执行重复的循环，在该重复的循环中，吸入燃料和空气，燃烧燃料和空气的混合物，并且排出燃烧产物。这些燃烧循环产生驱动活塞14的往复运动的动力。每个活塞14通过连接杆20操作性地连接至曲轴18。因此，活塞14的往复运动导致曲轴18的旋转运动。虽然图2中所示的发动机10是四冲程、四缸发动机，但是应当理解的是，发动机10可以替代性地具有任何其他数目的气缸。

对每个气缸提供气门以控制空气至燃烧室的进气和燃烧产物从燃烧室的排出。进气门22控制空气的进气，而排气门24控制燃烧产物的排出。虽然图2中所示的发动机10每个气缸具有四个气门(两个进气门22和两个排气门24)，但是应当理解的是，发动机10可以具有任何其他适合数目的进气门22和排气门24。

发动机10包括用于以适当的顺序致动气门的至少一个凸轮轴26。在所示的示例中，提供两个凸轮轴26，即，定位成用于经由凸轮23致动进气门22的进气凸轮轴26a和定位成用于经由凸轮25致动排气门24的排气凸轮轴26b。

提供同步环形传动装置、比如正时(timing)传动器28以利用来自曲轴18的动力来驱动凸轮轴26并且以大致保持对于每个气缸12的气门22和24的打开和关闭与对于该气缸12的每个相关联的活塞14的位置之间的选定正时，使得气门22和24在相关联的活塞14的运动中于期望点处打开和关闭。

正时传动器28在曲轴18与凸轮轴26之间传递力，并且正时传动器28包括连续回路长形传动结构30，长形传动结构30接合曲轴转子32以及凸轮轴26中的每个凸轮轴上的凸轮轴转子34。长形传动结构30具有用于接合转子中的互补接合部段以大致保持各部件之间的选定正时的多个接合部段。长形传动结构30可以是具有作为接合部段的带齿的正时带31(图2中所示)，在这种情况下，曲轴转子32和凸轮轴转子34可以是具有作为互补接合部段的齿的滑轮。替代性地，长形传动结构30可以是具有作为接合部段的链节的正时链，在这种情况下，曲轴转子32和凸轮轴转子34可以是具有作为互补接合部段的齿的链轮。

在图2中的曲轴旋转方向为顺时针的情况下，长形传动结构30的右侧30R(“张紧侧”)将具有比长形传动结构30的左侧30L(“松弛”侧)高的张力。

气门22和24的特定致动正时可以改变以修改发动机10的操作特性。例如，在较低RPM处，通过使气门22和24的操作相对于与曲轴18的标称正时关系提前，发动机10可以具有改进的动力。相比之下，在较高RPM处，通过使气门22和24的操作相对于与曲轴18的标称正时关系延迟，发动机10可以具有改进的动力。

发动机10可以包括用以调节通过凸轮轴26对气门22和24的致动的正时的可变气门正时(VVT)系统36。在图2A的分解图中更清楚地示出了VVT系统36的示例。图2A中的示例性VVT系统36是液压致动的VVT系统，然而应当理解的是，可以替代性地使用其他类型的VVT系统，比如电致动的VVT系统(电致动的VVT系统是经由电动马达而不是加压液压流体致动的)。图2A中所示的液压致动VVT系统36结合到凸轮轴转子34中的每个凸轮轴转子中，并且液压致动VVT系统36包括曲轴相关联的构件38和凸轮轴相关联的构件40。曲轴相关联的构件38由中空旋转构件41a、盖41b和端板41c形成，中空旋转构件41a限定有多个致动室43，中空旋转构件41a、盖41b和端板41c全部都密封地连接在一起(例如经由紧固件42)。曲轴相关联的构件38具有齿44，齿44与正时带齿啮合以保持相对于曲轴18的预定正时。

凸轮轴相关联的构件40是旋转活塞46，旋转活塞46包括位于相应的致动室43中的活塞凸角48。凸轮轴相关联的构件40例如通过多个紧固件(未示出)固定地连接至相关联的凸轮轴26。

另外参照图2B和图2C，通过在旋转活塞凸角48中的每个旋转活塞凸角的一侧或另一侧上引入高压液压流体，并且通过在旋转活塞凸角48中的每个旋转活塞凸角的相反侧上排放液压流体(至贮存器)，可以调节凸轮轴相关联的构件40的相对于曲轴相关联的构件38的旋转位置。例如，在图2B中所示的视图中，液压流体已经被引入到位于旋转活塞凸角48的第一侧上的第一室部分43a中，并且从位于旋转活塞凸角48的第二侧上的第二室部分43b排放，从而将凸轮轴26驱动成相对于曲轴18处于提前正时位置。在图2B中所示的视图中，室43b实质上具有零容积，因为大致所有的液压流体已经从室43b排放。相比之下，在图2C中所示的视图中，液压流体已经被引入到旋转活塞凸角48的第二侧上的第二室部分43b中，并且从位于旋转活塞凸角48的第二侧上的第一室部分43a排放，从而将凸轮轴26驱动成相对于曲轴18处于延迟正时位置。在图2C中所示的视图中，室43a实质上具有零容积，因为大致所有的液压流体已经从室43a排放。

在一些液压致动的VVT系统中，还通过使用旋转活塞46上的锁定销为凸轮轴提供中间位置或标称位置，该锁定销可以轴向延伸到曲轴相关联的构件38上的孔中以及从该孔缩回。

如上所述，在发动机10的操作期间，进气凸轮轴26a和排气凸轮轴26b以及进气门22和排气门24对凸轮转子34施加周期性气门扭矩。当周期性气门扭矩的频率接近正时传动器28的固有频率时，正时传动器28将共振，进而导致长形传动结构30的跨度中的较大的张力波动，并且凸轮轴26a、26b将相对于曲轴经历高扭转振动。

图3A示出了在不同的发动机操作速度处周期性气门扭矩49I在曲轴旋转周期内的示例。该示例是从制造商提供的2升、4缸、DOHC直喷式燃气发动机的模拟数据中得出的。周期性气门扭矩49I是由进气凸轮轴26a产生的扭矩。图3B示出了由排气凸轮轴26b产生的周期性气门扭矩49E。气门扭矩491和49E相似，尽管相对于曲轴在相位或正时上有一定程度的偏移。周期性气门扭矩491和49E示出为处于中间VVT位置或标称VVT位置；例如，凸轮轴相关联的构件40可以参照图2B和图2C中所示的提前位置和延迟位置处于中间位置，在这种情况下，相应的凸轮轴相对于曲轴既不提前也不延迟。标称周期性气门扭矩49具有平均扭矩水平(在该示例中约2Nm)，该平均扭矩水平是克服旋转元件的摩擦阻力所必需的扭矩。本领域技术人员将理解的是，是类似于电信号的交流分量的波动分量引起了共振。图3C示出了标称周期性波动进气门扭矩49I’，其中，平均分量被从信号去除。标称周期性波动排气门扭矩49E’看起来相似。

(对于那些没有必要技术背景的人而言，这可以通过考虑简单的共振系统、比如连接至弹簧的质量块来直观地理解。如果按压在质量块上的力是恒定的，则质量块将移位至固定的位置，并且不可能共振。然而，如果按压在质量块上的力正弦振荡，则质量块的移位将会同样地振荡，在这种情况下，系统会共振。在按压在质量块上的力由叠加有正弦振荡力的恒定力构成的情况下，因为这是线性系统，所以质量块将移位至平均位置并围绕平均位置正弦振荡。)

图3D示出了标称周期性波动负载扭矩50，其是标称周期性波动进气门扭矩49I’和标称周期性波动排气门扭矩49E的串联。如果该扭矩50由非圆形曲轴转子抵消，则凸轮扭转振动和跨度张力波动可以减小。曲线50a表示在特定发动机以1000RPM操作时的标称周期性波动负载扭矩；曲线50b表示在特定发动机以2000RPM操作时的标称周期性波动负载扭矩；曲线50c表示在特定发动机以3000RPM操作时的标称周期性波动负载扭矩；曲线50d表示在特定发动机以4000RPM操作时的标称周期性波动负载扭矩；并且曲线50e表示在特定发动机以5000RPM操作时的标称周期性波动负载扭矩。

由于气门弹簧的惯性效应，标称周期性波动负载扭矩的振幅可以根据发动机速度一定程度地变化。

图3E示出了对于相应的发动机速度的标称周期性波动进气门扭矩49I的谐波；标称周期性波动排气门扭矩49E的谐波是相同的。(对于那些没有必要技术背景的人而言，应该理解的是，每个周期信号Sig(t)构成包括与信号的周期T对应的基频处的正弦波和基频整数倍处的正弦波的简单正弦波的总和。这是从公认的傅立叶定理得知的，傅立叶定理在数学上指出，其中，a_i和b_i是常数。图3E示出了标称周期性波动气门扭矩的频谱分量与作为曲轴旋转频率的参照频率的关系，但是其他参照频率也可以用于这种绘图。曲轴旋转频率限定为一阶，其中，高阶是曲轴频率的倍数。因此，例如，如果曲轴以1000RPM旋转，第二阶是2000RPM，并且如果曲轴以3000RPM旋转，第二阶是6000RPM。)

标称波动气门扭矩的二阶分量(以及因此标称周期性波动负载扭矩)明显具有最大的大小——最大的能量——并且因此该频谱分量负责正时传动器中由进气门和排气门引起的扭转振动中的大部分扭转振动。(这有直观的意义，因为在主题发动机10中，凸轮轴必须在曲轴每转一圈致动进气门和排气门两次。)

图3F示出了在曲轴转子32是圆形的情况下对于主题发动机10中的进气凸轮轴的扭转振动的频谱分析；对于排气凸轮轴的扭转振动大致相似。该分析示出了凸轮轴扭转振动是由曲轴以及进气周期性气门扭矩和排气周期性气门扭矩的影响引起的。出现在附图标记56处的最高扭转振动由在曲轴频率为约4000RPM时的二阶频谱分量产生。

图3G示出了在曲轴转子32是圆形的情况下用于主题发动机的正时带31的张紧侧30R和松弛侧30L中的由曲线58和60表示的最大张力和最小张力。曲线58和60示出了由包括由曲轴转子引起的激励的所有振动源产生的张力。曲线59和61示出了用于主题发动机的正时带31的张紧侧30R和松弛侧30L中的由标称周期性波动负载扭矩50引起的最大张力和最小张力。如可以看到的，由于出现在约4000RPM处的共振，张力主要由于波动负载扭矩而显著波动。正时传动器28上的曲轴转子的激励——该激励的光谱分量在图3H中单独示出——不是共振发生的较高发动机速度处的跨度张力的重要因素。(指出的是，图3H中的刻度是以曲轴转子中的速度变化产生的绝对度来测量的)。图3F中的刻度是以相对于曲轴的相对度数或正时误差来测量的。凸轮轴转子相对于曲轴转子的相对运动是大部分跨度张力波动的原因。

图3I示出了相对于曲轴的标称二阶负载扭矩64。相对较高的带张力波动和凸轮扭转振动可以通过使用前述技术有利地降低以抵消标称二阶负载扭矩。图3I示出了在曲轴转子32是非圆形时产生的波动(二阶)校正扭矩66、以及净激励扭矩68，净激励扭矩68是扭矩64和66的总和。图3I示出了最佳的抵消作用(counteraction)，其中，非圆形转子具有角度取向和偏心距大小，使得非圆形轮廓施加导致净激励扭矩68为零的相反的波动(二阶)校正扭矩。

(如在US7232391中所讨论的，并且如下面进一步讨论的，如果角度取向不是最佳的并且/或者偏心距的大小不是最佳的，也可以有实际的益处。)

在主题发动机10中，VVT系统36通过相对于曲轴18提前或延迟每个凸轮轴26来改变凸轮轴26与曲轴18之间的相位关系。结果是波动进气门扭矩和波动排气门扭矩(以及因此组合的波动负载扭矩)相对于曲轴18提前或延迟。例如，图3J中的曲线70表示相对于曲轴18处于标称位置的气门扭矩，而曲线72示出了在凸轮轴26相对于曲轴18偏移六十度时该气门扭矩的角度位置。

图3K至图3M图示了在采用VVT系统36调节凸轮轴26相对于曲轴18的相位角度或正时时(其中，进气凸轮和排气凸轮被调节了相同的角度)波动校正扭矩66与二阶负载扭矩64之间的相互作用。二阶负载扭矩64的相对于曲轴转子的相位角度改变，但是波动校正扭矩的相对于曲轴转子的相位是固定的。在图3K中，二阶负载扭矩64已经相对于曲轴18和波动校正扭矩66延迟了较小的量。因此，最终的净激励扭矩68不再大致为零。在图3L中，二阶负载扭矩64相对于曲轴18进一步延迟，从而导致图3J中的净激励扭矩68与图3K中的净扭矩68相比具有更大的峰值振幅或大小。图3M图示了凸轮轴正时相对于曲轴18进一步相移的情况，其中，结果是净激励扭矩68的大小逐渐增加。

本领域技术人员将会理解的是，在共振系统中，正弦输入激励的峰值振幅对应于由于振动而损失的能量，因此对于非圆形转子的利用仍然有一些益处，因为净激励扭矩的大小低于二阶负载扭矩的大小，但是该益处侵蚀(erode)凸轮轴相位角度或偏离标称值的正时偏移越大。在实践中，考虑到内燃发动机固有的噪声以及典型测试和测量设备的精度，一般而言，在与正时传动器的固有频率对应的发动机速度处，净激励扭矩的大小应该至多是二阶负载扭矩大小的75％至85％，以获得减小扭转振动和改进跨度张力特性的实际益处。

如果(a)波动负载扭矩的大小相对于(b)校正扭矩的大小改变，也会出现相似的效果，原因在于净激励扭矩的大小随着(a)与(b)之间的差的增加而升高。这种情况进一步加剧，原因在于净激励扭矩的大小随着(a)和(b)的相位和大小两者的差的增加而增加。这些限制可以通过正弦曲线的图形或数学求和从而导致比如图3N和图3P中所示的曲线而看出。这些绘图示出了下述基本原理：即相位差异越大，可允许的大小差异越小，并且——反之亦然——大小差异越大，可允许的相位差异越小。

基于迄今为止的观察，在典型的商业VVT发动机中，随着凸轮轴相位角度或正时相对于曲轴发生偏移，二阶气门扭矩的大小似乎没有显著差异。由于气门惯性，二阶气门扭矩的大小在目的(interest)发动机转速处似乎也没有显著差异。例如，如图3A中可见，在目的发动机速度处，这些大小通常在约10％至30％的范围中变化。

因此，可以看到的是，在正时传动器中施加波动校正扭矩是有益的，但是在凸轮轴配备有VVT系统的发动机中，一些益处会丧失。此外，汽车发动机设计者继续追求更高的能量效率，从而导致尺寸减小的强制感应发动机。这些发动机在扭转上更主动，并且可能会对VVT系统提出更高的要求，所述要求包括如由最新一代电动VVT系统提供的增加的凸轮定相(phasing)。这种发动机可以实现更大的益处，所述益处包括提高燃料效率和降低排放，这是通过更精确地调整由非圆形转子产生的波动校正扭矩以抵抗正时传动器中的引起不希望的振动的波动负载扭矩实现的。

图4是根据本公开的实施方式的改进的发动机100的立体图。发动机100与发动机10的相似之处在于，发动机100包括：凸轮轴(例如凸轮轴26中的一个或两个凸轮轴)，该凸轮轴用于致动多个气门(例如，气门22和/或气门24中的任一者)；以及可变气门正时系统，可变气门正时系统用于控制通过凸轮轴26对气门22和/或气门24的致动的正时。然而，发动机100包括用于调节由非圆形转子产生的波动校正扭矩相对于曲轴18的角度位置或相位角度的装置。在发动机100中，以102示出的曲轴转子可以根据应用的需要是非圆形或圆形。

用于引入相位可调的波动校正扭矩的装置可以由扭矩校正系统104提供，扭矩校正系统104在图5A和图5B中的分解图中示出。参照图4、图5A和图5B，扭矩校正系统104包括扭矩校正转子106，扭矩校正转子106操作地连接至凸轮轴26。每个扭矩校正转子106包括致动器114，致动器114形成扭矩校正系统104的一部分。扭矩校正转子106由曲轴转子102通过连续回路长形传动结构30驱动。在图示的示例中，扭矩校正系统104包括两个扭矩校正转子106a、106b，但是其他实施方式可以具有更多或更少的扭矩校正转子。例如，SOHC发动机构型仅具有供单个扭矩校正转子106安装的单个凸轮轴。DOHC发动机构型可以在所述两个凸轮轴中的一个凸轮轴上采用单个扭矩校正转子106。

如图6A的高度放大的非比例示意图中可以看到，扭矩校正转子106具有呈非圆形轮廓的外周齿边缘108，外周齿边缘108包括与多个缩进转子部分112交替的多个突出转子部分110。点划线111示出了相应的参照圆，该参照圆构造成具有与扭矩校正转子106的沿着外周齿边缘108的总周长C对应的半径RRavg(即，RRavg＝C/2π)。(转子106的周长C和参照圆111的周长应该等于曲轴转子102的周长的整数倍，以保持同步正时。)突出部分110径向延伸超过参照圆111，并且缩进部分112径向延伸不超过参照圆111。在该特定示例中，扭矩校正转子106成形为“圆方形”的形状，在这种情况下，具有以长半径RRmax为特征的四个突出部分110和以短半径RRmin为特征的四个缩进部分112。

突出转子部分110和缩进转子部分112(图6A)的相对于曲轴18的角度位置是能够共同调节的。(因此，当曲轴处于特定旋转位置时，扭矩校正转子106可以定向成使得扭矩校正转子106的给定半径RRmax处于第一旋转位置或第二旋转位置。)在图5A和图5B中所示的实施方式中，这种可调节性是借助于扭矩校正转子106来提供的，扭矩校正转子106包括带齿的外构件116、和内毂118，带齿的外构件116和内毂118彼此能够以可释放的方式旋转地锁定。带齿的外构件116结合有齿圈120，齿圈120是挠性的并且限定扭矩校正转子106的外周齿边缘108，如上所述，外周齿边缘108接合长形传动结构30。如图6E中的毂的单独视图看到的，毂118具有呈非圆形轮廓的外周边缘122，该外周边缘122包括与多个(在该示例中为四个)缩进毂部分126交替的多个(在该示例中为四个)突出毂部分124。点画线125示出了相应的参照圆，该参照圆构造成具有与毂118的沿着外周边缘122的总周长C对应的半径RHavg(即，RHavg＝C/2π)。突出部分124径向延伸超过参照圆125，并且缩进部分126径向延伸不超过参照圆125。在该特定示例中，毂118成形状为“圆方形”的形状，在这种情况下，具有以长半径RHmax为特征的四个突出部分124和以短半径RHmin为特征的四个缩进部分126。从前面将看到的是，毂118将其非圆形形状施用在带齿的外构件116上，其中，毂118的外周边缘122径向支承齿圈120。还应当理解的是，由于齿圈120的径向厚度TR(图6A)是均匀的，因此扭矩校正转子106的偏心距由毂118的偏心距控制。

如图5A和图5B中所示，如所示的齿圈120具有近端部128，近端部128连接至外构件116的大致圆形基部部分130，并且齿圈120还包括作为自由端部的远端部132。齿圈120的径向厚度TR可以相对较小以便齿圈120根据需要挠曲，从而围绕毂118的外周边缘122的非圆形形状紧密配合。

图6A和图6B示出了毂118处于第一角度位置且支承齿圈120。在图6A中所示的视图中，突出毂部分124和缩进毂部分126相对于长形传动结构30上的标记130定位在第一选定角度位置处(即，处于第一选定相位角度)。当长形传动结构30旋转地锁定至曲轴转子102并且曲轴转子102又旋转地锁定至曲轴18时，突出毂部分124和缩进毂部分126因此在图6A中相对于曲轴18定位在第一选定角度位置处(即，处于选定相位角度)。

图6C和图6D示出了毂118处于第二角度位置且支承齿圈120。在图6C中所示的视图中，突出毂部分124和缩进毂部分126相对于长形传动结构30上的标记130定位在第二选定角度位置处(即，处于第二选定相位角度)，并且因此相对于曲轴18定位在第二选定角度位置。通过比较图6A和图6C所示的视图可以看到，突出毂部分124和缩进毂部分126具有相对于曲轴18可调节的相位角度(β)。因为突出毂部分124和缩进毂部分126至少部分地确定突出转子部分110和缩进转子部分112的位置，所以突出转子部分110和缩进转子部分112也可以说具有相对于曲轴18可调节的相位角度。

在比较图6B和图6D时，将会看到的是，齿圈120根据需要径向地顺应(conform)成围绕毂118的外周边缘122紧密配合。

在图6A至图6D中所示的实施方式中，齿圈120的厚度围绕齿圈120的圆周是恒定的。因此，毂118的角度位置仅确定突出转子部分110和缩进转子部分112相对于曲轴的位置。在下面进一步讨论的其他实施方式中，齿圈120的厚度可以沿着齿圈120的圆周变化，并且因此，毂118的角度位置可以仅部分地确定突出转子部分和缩进转子部分相对于曲轴的角度位置。相反，可以看到的是，突出转子部分和缩进转子部分的角度位置以及转子的偏心距取决于毂的角度位置和齿圈的角度位置两者。在下面进一步讨论的其他实施方式中，可以在齿圈与毂之间设置单独的套筒，该单独的套筒能够独立于毂和齿圈移动，并且该单独套筒具有变化的厚度。因此，毂的角度位置仅部分地确定突出转子部分和缩进突出转子部分相对于曲轴的角度位置。相反，将看到的是，突出转子部分和缩进突出转子的角度位置以及转子的偏心距取决于毂的角度位置和套筒的角度位置、(以及在齿圈也具有变化厚度的实施方式中，齿圈的角度位置)。

更具体地参照图5A和图5B，致动器114用于驱动毂118和带齿的外构件116相对于彼此的旋转运动。致动器114可以结合到扭矩校正转子106中的每个扭矩校正转子中，并且致动器114包括外构件相关联的致动器构件139(致动器构件139形成曲轴相关联的构件138的一部分)和毂相关联的致动器构件，在所示实施方式中，毂相关联的致动器构件是凸轮轴相关联的构件140。外构件相关联的致动器构件139包括中空旋转构件141a、盖141b和端板141c，中空旋转构件141a限定有多个致动室143，致动室143、盖141b和端板141c都密封地连接在一起(例如经由紧固件142)。因为致动器构件139连接至带齿的外构件116，所以在所示实施方式中，致动器构件139保持相对于同步长形传动结构30(图4)的正时(即，保持致动器构件139的相位角度)，同步长形传动结构30又保持相对于曲轴18的正时(即，保持同步长形传动结构30的相位角度)。

毂/凸轮相关联的致动器构件140是旋转活塞146，旋转活塞146包括位于相应的致动室143中的旋转活塞凸角148。旋转活塞146例如可以通过可以类似于紧固件142的以149示出的机械紧固件(图8)连接至毂118。在图5A和图5B中所示的实施方式中，旋转活塞146还连接至相关联的凸轮轴26，例如通过将旋转活塞146连接至毂118的前述机械紧固件连接至相关联的凸轮轴26，但是也可以替代性地使凸轮轴26不连接至旋转活塞146。

参照图5C和图5D，通过在旋转活塞凸角148中的每个旋转活塞凸角148的一侧或另一侧上引入高压液压流体，并且通过在旋转活塞凸角148中的每个旋转活塞凸角的相反侧上排放液压流体(至贮存器)，可以调节毂/凸轮相关联的致动器构件140的相对于外构件相关联的致动器构件139的旋转位置。例如，在图5C中所示的视图中，液压流体已经被引入到位于旋转活塞凸角148的第一侧上的第一室部分143a中，并且从位于旋转活塞凸角148的第二侧上的第二室部分143b排放，从而将毂118相对于带齿的外构件116驱动至第一选定角度位置，这由于毂118的角度位置与突出转子部分110和缩进转子部分112的相位角度之间的上述关系而将突出转子部分110和缩进转子部分112(图6A至图6D)相对于曲轴18(图4)驱动至第一选定相位角度。在图5C中所示的视图中，室部分143b实质上具有零容积，因为大致所有的液压流体已经从室部分143b排放。

当处于图5C中所示的位置时，旋转活塞凸角148上的液压差将毂相关联的致动器构件140(以及因此毂118)锁定至外构件116并相对于外构件116处于第一选定角度位置。

相比之下，在图5D中所示的视图中，液压流体已经被引入到旋转活塞148的第二侧上的第二室部分143b中，并且从位于旋转活塞148的第二侧上的第一室部分143a排放，从而将毂118相对于外构件116驱动至至第二选定角度位置，这由于毂118的角度位置与突出转子部分110和缩进转子部分112的相位角度之间的上述关系而还将突出转子部分110和缩进转子部分112(图6A至图6D)相对于曲轴18(图4)驱动至第二选定相位角度。在图5D中所示的视图中，室143a实质上具有零容积，因为大致所有的液压流体已经从室143a排放。

当处于图5D中所示的位置时，旋转活塞凸角148上的液压差将毂相关联的致动器构件140(以及因此毂118)锁定至带齿的外构件116并相对于带齿的外构件116处于第二选定角度位置。

另外，在图5A至图5E中所示的实施方式中，在旋转活塞凸角148中的一个旋转活塞凸角中设置可选的锁定销150。锁定销150可以通过任何适合的销移动器151比如小液压油缸(ram)、螺线管或任何其他合适的装置轴向伸延或缩回。当锁定销150伸延时，锁定销150可以接合带齿的外构件116中的锁定凹口152(图5B)，从而将毂相关联的致动器构件140(以及因此毂118)机械锁定至带齿的外构件116并相对于带齿的外构件116处于第三选定角度位置(图5E)，该第三选定角度位置位于图5C和图5D中所示的第一角度位置与第二角度位置中间(并且该第三选定角度位置通常是凸轮轴标称角度位置)。

在图5A至图5E中所示的实施方式中，旋转活塞146与凸轮轴26的连接意味着：毂/凸轮相关联的致动器构件140相对于带齿的外构件116至第一选定角度位置的移动还将凸轮轴26(图4)相对于曲轴18驱动至第一(例如，提前)正时位置(即，相位角度)，毂/凸轮相关联的致动器构件140相对于带齿的外构件116至第二选定角度位置的移动还将凸轮轴26(图4)相对于曲轴18驱动至第二(例如，延迟)正时位置(即，相位角度)，并且毂/凸轮相关联的致动器构件140相对于带齿的外构件116至第三选定角度位置的移动还将凸轮轴26(图4)相对于曲轴18驱动至第三(例如，中间)正时位置(即，相位角度)。因此，致动器114还是用于发动机100的VVT系统，并且致动器114还可以被称为VVT系统114。有利地，需要相对较少的附加部件来为发动机100提供超越已经存在的用于提供VVT能力的扭矩校正系统的扭矩校正系统104。

液压流体可以通过凸轮轴26并通过适合的阀、比如通过滑阀(spoolvalve)(未示出)被引入到室部分143a和143b(以及液压油缸)中，这在用于控制液压VVT系统的操作的领域中是众所周知的。

在图5A至图5E中所示的实施方式中，可以看到的是，毂118连接至凸轮轴26。因此，突出毂部分124和缩进毂部分126的角度位置以及因而突出转子部分110和缩进转子部分112的角度位置是相对于凸轮轴26固定的。可以看到的是，这对于图5C至图5E中所示的角度位置中的每个角度位置而言仍然是正确的。因此，即使在对凸轮轴26相对于曲轴18的角度位置的调节期间，突出转子部分110和缩进转子部分112也相对于凸轮轴26保持在固定的角度位置。因此，波动校正扭矩的相位角度——波动校正扭矩的相对于曲轴18的相位角度由突出转子部分110和缩进转子部分112的角度位置确定——总是由致动器114偏移成匹配相应的波动气门扭矩的相位角度，并且实际上可以在对于至少一个发动机速度并且最有可能在相当大的速度范围内波动气门扭矩的相对于曲轴的所有相位角度处减小或大致完全消除波动气门扭矩。这在图7A和图7B中图示。在图7A中所示的位置中，二阶气门扭矩以160示出。凸轮轴26的相位角度(以及因此突出转子部分110和缩进转子部分112的相位角度)可以如图5C中所示。如可以看到的，以162示出的波动校正扭矩大致消除二阶波动气门扭矩，从而导致净扭矩164大致为零。

当致动器114将旋转活塞140驱动至图5D中所示的第二位置时，凸轮轴26随着旋转活塞140移动，并且因此气门扭矩160的相位角度偏移至图7B中所示的位置，其中，图7B中的相位角度相对于图7A中所示的相位角度延迟。然而，因为毂118随着凸轮轴26移动，所以图7B中的波动校正扭矩的相位角度也相对于图7A中的波动校正扭矩的相位角度延迟，并且因此波动校正扭矩162持续大致消除波动气门扭矩160。

图8示出了扭矩路径168的从曲轴18(图4)延伸至凸轮轴26的一部分。曲轴18使连续回路长形传动结构30旋转，从而引起张紧侧跨度与松弛侧跨度之间的张力差。长形传动结构30又通过长形传动结构30上的齿(以154处示出)与带齿的外构件116上的齿109的接合而在带齿的外构件116上施加扭矩。扭矩通过带齿的外构件116传递并传递到基于外构件的致动器构件139中，并且从外构件相关联的致动器构件139传递到毂相关联的致动器构件140中(因为致动器构件139和致动器构件140通过液压压力或者通过锁定销150而被锁定在一起)。扭矩然后被传递到凸轮轴26中。

在图5A和图5B中所示的实施方式中，致动器114是液压致动器，然而也可以替代性地使用其他类型的致动器、比如包括电动马达的致动器。

图9A示出了扭矩校正转子104，但是具有以170示出的电动动力致动器。电动致动器170包括具有输出轴172的电动马达171，输出轴172可以利用任何适合的齿轮系比如借助于摆线驱动器174而操作性地连接至毂118。在图9A中所示的实施方式中，摆线驱动器174包括偏置毂176、轴承178、具有第一齿轮齿182和偏置驱动销183的摆线盘180。第一齿轮齿182与环形齿轮186上的第二齿轮齿184啮合，环形齿轮186形成在扭矩校正转子106的毂118中。偏置驱动销183接合设置在基盘188上的偏置驱动孔187，基盘188连接至带齿的外构件116(例如，经由机械紧固件190)。

偏置毂176例如通过压配合安装至马达输出轴172。轴承178安装到偏置毂176上。摆线盘180安装在轴承178上。摆线盘180的偏置驱动销183松驰地定位在偏置驱动孔187中，这在摆线驱动器领域是公知的。在马达171的操作期间，偏置毂176围绕马达输出轴172的轴线绕动(orbit)。被约束至较小的圆形轨道的摆线盘180被致使以较小的圆形绕动。摆线盘180的这种运动将环形齿轮186沿特定的旋转方向驱动较小的量，这又驱动毂118以围绕其自身轴线旋转较小的量。毂118支承在扭矩校正转子的毂轴承190上，毂轴承190本身安装至相对于发动机100的固定表面(例如，以192示出)。毂118借助于机械紧固件194以旋转的方式连接至凸轮轴26。

由于偏置驱动销183与偏置驱动孔187的接合，摆线驱动器174将毂118和带齿的外构件116沿彼此相反的方向迫压。因为带齿的外构件116由于带齿的外构件116在旋转方面成一体地(rotationally)固定至长形传动结构30(图4)而不能相对于曲轴18旋转，所以旋转驱动力仅传递至毂118以沿与旋转方向相反的方向驱动毂118。

一旦马达172停止旋转毂118，毂118和外构件116就彼此旋转地锁定。

图9B是图示了穿过扭矩校正转子106的扭矩流动路径196的剖面立体图。扭矩从长形传动结构30(图9B中未示出)流动到带齿的外构件116中，通过偏置驱动孔187流动到摆线盘180上的偏置驱动销183中，通过摆线盘180上的第一齿轮齿182流动至毂118的环形齿轮186上的第二齿轮齿184，并从毂118流动到凸轮轴26中。

图9B还示出了如上所述的从马达171至毂118的扭矩流动路径198。马达171驱动马达输出轴172，马达输出轴172将扭矩施加至偏置毂176，偏置毂176又将扭矩施加至摆线盘180，摆线盘180经由偏置驱动销183在偏置驱动孔187中的接合而将扭矩沿一个方向施加至外构件116，并且摆线盘180经由第一齿轮齿182与第二齿轮齿184的接合将扭矩沿相反的方向施加至毂118。

与使用液压致动器相比，使用如图9A和图9B中所示的电动马达和摆线驱动器具有许多益处。更具体地，电动马达和摆线驱动器能够基本不受限制地用于达到凸轮轴26和毂118的相对于外构件116和曲轴18的任何相位角度。相比之下，图5A至图5E中所示的液压致动器在设置锁定销150的情况下可以用于达到两个位置或三个位置，并且仅能够在相对有限的角度范围内操作，尽管该范围可能对于许多应用而言是充足的。

除了使用摆线驱动器174之外，图9A至图9B中的毂118和外构件116的操作可以类似于图5A至图8中所示的实施方式中的对应部件。

图10A和图10B是图示了可以设置的可选特征的立体图，其中，毂118经由多个滚子200径向支承带齿的外构件116的齿圈120。如在滚子被移除的图10B中的毂118的单独视图中最佳看到的，毂118具有限定有单个凹穴202的分段的非圆形外周122’。滚子200坐置在这些凹穴202中。滚子200从凹穴202在径向上突出一定量(图10A)。滚子200减少了在毂118与外构件116之间的相对运动期间的摩擦量。虽然滚子200被示出为大致筒形，但是应当理解的是，滚子200可以替代性地具有任何其他适合的形状比如球形形状(即，滚珠)。在另一替代性方案中，滚子200可以安装在齿圈120中，但是将理解的是，需要保持齿圈120的足够的挠性。在没有设置滚子的实施方式中，摩擦减小涂层可以施加至齿圈120的内侧和毂118的外周108。在替代性方案中，可以在这些表面之间设置润滑剂比如油脂，条件是在带齿的外构件116与毂118之间提供挠性密封件以阻止润滑剂流出。

图11A是另一实施方式的扭矩校正转子106的立体分解图，其中，在外构件116的齿圈120上(固定地)设置具有沿着其圆周变化的径向厚度RTSL(参见图11C和图11D)的套筒300，使得齿圈120的径向厚度RT沿着齿圈120的圆周变化。

图11B是图11A的扭矩校正转子106的截面侧视图。

图11C是扭矩校正转子106的视图，其中，毂118相对于齿圈120具有第一相位角度(如分别从毂118和齿圈120上示出的标记302和304可以看到)。在图11C中所示的角度位置中，扭矩校正转子106具有不同的突出转子部分110和不同的缩进转子部分112。然而，当毂118相对于齿圈120旋转选定量时，齿圈120的厚度变化结合突出毂部分124的偏心距和缩进毂部分126的偏心距的差异可以为扭矩校正转子106提供不同的偏心距，即使在大致去除突出转子部分110和缩进转子部分112的情况下也是如此。换句话说，通过改变齿圈120的径向厚度并设置具有突出毂部分124和缩进毂部分126的毂118，可以获得具有基于毂118(以及因此凸轮轴26)相对于曲轴18的相位角度而变化的长直径和短直径的扭矩校正转子。因此，波动校正扭矩的振幅可以基于凸轮轴26相对于曲轴18的相位角度而变化。

这在由凸轮轴26引起的波动气门扭矩根据发动机速度而变化的情况下是有意义的。例如，图3B示出了二阶波动气门扭矩的大小随着发动机速度略微变化的情况。在针对不同的发动机速度优选地改变凸轮轴正时的这种情况下(例如，出于性能或燃料经济性的原因)，毂118的伴随凸轮轴26相移的运动可以导致扭矩校正转子106的偏心距的大小的变化，并因此导致由此产生的波动校正扭矩的大小的变化。因此，扭矩校正转子106可以例如在发动机处于一个发动机速度时移动至图11C中所示的位置以提供第一大小的波动校正扭矩，并且可以在发动机处于另一发动机速度时移动至图11D中所示的位置以提供第二大小的波动校正扭矩。

图12A是扭矩校正转子106的示例，在扭矩校正转子106中具有：齿圈120，齿圈120是外构件116的一部分并且齿圈120具有围绕其圆周变化的径向厚度RT；毂118，如在其他实施方式中，毂118具有多个突出毂部分124和多个缩进毂部分126；以及能够在毂118与齿圈120之间独立移动的附加套筒400。套筒400具有围绕其圆周变化的径向厚度RTS。因此，在保持毂118以及因此凸轮轴26(图4)的相对于曲轴18的相位角度恒定的同时，可以调节长半径和短半径上的偏心距的大小。这例如在期望将凸轮轴26在不同发动机速度处保持在相同位置但是波动气门扭矩的大小在发动机速度之间变化的情况下是有意义的。在这种情况下，套筒400可以旋转以引起由扭矩校正转子106施加的波动校正扭矩的大小的变化而不改变扭矩校正转子106相对于曲轴18的相位角度。

为了控制毂118、外构件116和套筒400的运动，可以提供如图12B中所示的三构件式致动器114。在所示的实施方式中，三构件式致动器114是三构件式液压致动器，并且三构件式致动器114包括具有第一旋转活塞凸角412的第一旋转活塞410，第一旋转活塞410能够在第二旋转活塞414的内部移动，第二旋转活塞414限定用于第一旋转活塞凸角412的第一室416，并且第二旋转活塞414具有位于第二旋转活塞414上的第二旋转活塞凸角418，并且第二旋转活塞414又能够在壳体元件420的内部移动，壳体元件420限定用于第二旋转活塞凸角418的第二室422。第一旋转活塞410可以连接至凸轮轴26和毂118，第二旋转活塞414可以连接至套筒400，并且壳体元件420可以连接至带齿的外构件116。通过根据需要将液压压力引入到第一室416和第二室422的一部分中，毂118、套筒400和带齿的外构件116的位置都可以彼此独立地移动。

图13A是替代性扭矩校正转子106的视图，其中，齿圈120由倒齿链500提供，倒齿链500经由多个销502安装至倒齿链支承环506(倒齿链支承环506又从可以与其他图中所示的基部部分130类似的基部部分延伸)的径向开槽孔504(图13B)。扭矩校正转子106还包括与上述关于图5A至图12中所示的实施方式描述的毂118类似的毂118。

图13B是图13A中所示的齿圈120的视图，但是没有倒齿链500以便更清楚地示出径向开槽孔504。径向开槽孔504可以足够宽以允许销502在开槽孔504中径向向内或向外移动时根据需要沿周向方向调节销502自己。替代性地，链500的链节(链节中的一个链节在图13C中示出)中的每个链节(以508示出)本身可以具有周向开槽孔510，以允许在销502径向移入和移出时沿周向方向进行自调节，并且因而改变销502的彼此周向接近度。

在图13B中所示的视图中，将指出的是，毂118的外周边缘122遮蔽了开槽孔504中的一些开槽孔，并且因此从图13B中的图像可以看到的是，一些孔504没有开槽。然而，这仅是因为突出毂部分124遮蔽了任何附近的开槽孔504，并且在相应的开槽孔504的径向向外端部处支承任何附近的销502。

本发明的齿链500的齿以512示出，并且齿链500的齿构造成接合作为正时链的同步长形传动结构30。

除了使用倒齿链500之外，齿圈120可以以与图5A至图12中所示的实施方式中使用的齿圈120非常相同的方式操作。

参照示出了替代性扭矩校正转子106(扭矩校正转子106可选地设置为在每个凸轮轴上的转子)的图14A和图14B。在图14中所示的实施方式中，扭矩校正转子106具有固定的形状，而不是具有由能够相对于彼此移动的毂和外构件形成的形状。在图14A和图14B中所示的实施方式中，扭矩校正转子106固定地连接至凸轮轴26，并且扭矩校正转子106具有外周边缘108，外周边缘108具有位于外周边缘108上的齿109，齿109定位成与同步长形传动结构30接合以在曲轴18与凸轮轴26之间传递扭矩。

在图14A和图14B中所示的实施方式中，尽管事实在于扭矩校正转子106具有固定的形状，但是扭矩校正转子106的以110示出的突出转子部分和扭矩校正转子106的以112示出的缩进转子部分相对于曲轴18仍是能够调节的。在所示的实施方式中，设置第一中间转子600和第二中间转子602。第一中间转子600与长形传动结构30接合，并因此第一中间转子600相对于扭矩校正转子106和凸轮轴26具有固定的相位角度。在所示的实施方式中，同步环形传动装置包括第一长形传动结构604a和第二长形传动结构604b，第二长形传动结构604b将曲轴18与第二中间转子602操作性地连接。

致动器114设置在第一中间转子600与第二中间转子602之间。致动器114可以类似于图5A和图5B中所示的液压致动器，或者替代性地，致动器114可以类似于图9A和图9B中所示的致动器。致动器114操作性地连接至扭矩校正转子106，并且能够致动以在发动机100的操作期间调节突出转子部分110和缩进转子部分112相对于曲轴18的角度位置。在所示的实施方式中，致动器114在第一中间转子600与第二中间转子602之间作用，并且将第一中间转子600相对于第二中间转子602驱动，因而使扭矩校正转子106和凸轮轴26相对于曲轴18的相位角度偏移。致动器114可以包括第一转子相关联的致动器构件，该致动器构件可以是旋转活塞146，旋转活塞146具有位于旋转活塞146上的旋转活塞凸角148，旋转活塞凸角148能够在壳体141的室143中移动。壳体141可以连接至第一中间转子600，并且旋转活塞146可以连接至第二中间转子602。

本领域技术人员将意识到的是，还有更多可能的替代性实施方案和改型，并且上面示例仅是一个或更多个实施方案的说明。例如，虽然上面讨论的实施方式已经示出固定至活塞146的毂118，但是在替代性实施方式中，毂可以固定至旋转活塞/气缸组合的气缸。另外，虽然电动致动器已经示出摆线驱动器174，但是任何其他齿轮系比如行星齿轮组可以用来将马达171连接至毂118或外构件116，以用于实现毂118与外构件116之间的相对运动。

已经描述了扭矩校正系统104的各种实施方式，讨论现在将集中在对于图4至图6E的实施方式中所示的非圆形转子106的角度取向和偏心距的大小的确定上。本领域技术人员应该从US7232391全部理解这些确定背后的原理。

在该特定示例中，目标是减少来自凸轮轴26a、26b中的每个凸轮轴的波动气门扭矩。每个扭矩校正转子106a和106b将是非圆形的以抵消相应的波动进气门扭矩或波动排气门扭矩，并且曲轴转子102将是圆形的，因为在该示例中，从曲轴转子产生的波动校正扭矩是多余的。(当然，在其他实施方案中，曲轴转子可以是非圆形的以抵消其他振动源比如燃料泵扭矩波动，或者曲轴转子102可以是非圆形的以与由非圆形转子106产生的任何校正扭矩的结合产生较小波动校正扭矩。)讨论将集中在一个扭矩转子106b上，应当理解的是，另一扭矩转子106a可以被类似地考虑。

首先，非圆形转子106b必须具有恰当的形状。由于非圆形轮廓施用在凸轮轴转子上，并且由于在该四缸发动机示例中，凸轮轴在凸轮轴转子每转一圈施加四次脉动(对于四个进气门或排气门中的每一者有一次脉动)，因此非圆形转子106b应该具有“圆方形”的形状。(在三缸发动机中，非圆形凸轮轴转子应该具有三角形形状，并且在两缸发动机中，非圆形凸轮轴转子应该具有卵形形状)。

至少有两种获得非圆形轮廓的有效的偏心距大小和/或角度取向的方法，一种是通过计算或运算，并且另一种是通过迭代。当然，这两种方法可以结合起来。

计算方法需要数字目标。对于非圆形轮廓的偏心距的大小与由非圆形轮廓产生的波动校正扭矩的大小相关，该波动校正扭矩的大小应该与要抵消的(通常标称的)波动气门扭矩的大小相关。有许多用以获得波动气门扭矩的方法，此处按成本的顺序呈现。首先，发动机设计者(原始设备制造商或其分包商)将通常会借助于模拟程序设计发动机及其气门机构。该程序将通常产生气门扭矩，该气门扭矩可以由正时传动器设计者使用在正时传动器模拟中并且/或者作为用于非圆形转子设计的起点。第二，可以测量构造的发动机中的气门扭矩。一种简单的方法是：将长形传动结构从发动机移除，并用计量扭矩扳手手动转动凸轮轴来测量气门扭矩。由于波动气门扭矩的大部分是由气门弹簧的强度决定的，因此这种方法在发动机以速度操作时将产生合理的气门扭矩估计。第三，构造的发动机可以构造成使发动机的曲轴由电动马达驱动，并且扭矩传感器可以安装在凸轮轴处以测量波动气门扭矩。该方法动态测量波动气门扭矩，并因此也将捕获气门弹簧惯性的影响。第四，如果可以将构造的发动机安装在允许发动机被精确控制的测力计上，则可以在凸轮轴处安装扭矩传感器以测量点燃的发动机上的波动气门扭矩。这是一个相对昂贵的提议，并且根据申请人的经验，由燃烧产生的压力对气门扭矩没有实质性影响，因为气门具有较小的横截面面积并且在接近大气压力时通常打开。

一旦捕获到原始气门扭矩，就可以进行频率分析以提取其频谱分量。由此，选择阶和波动校正扭矩的大小。所考虑的特定示例将基于图3B和图3C中所示的数据。在这种情况下，选择二阶，观察到的是，12Nm(0-pk)的校正扭矩大小可以很好地抵消共振时且在1000RPM至5000RPM的最常用的发动机速度范围内的(标称)二阶波动气门扭矩。

接下来，考虑长形传动结构的根据胡克定律的周期性伸长和收缩的振幅ΔL，该振幅ΔL取决于校正扭矩大小T_v、施加有波动负载扭矩的转子(在该示例中，为凸轮转子)的半径r以及环形传动结构的刚度系数k。刚度系数可以从公式k＝dF/dL获得，其中，dF是使正时传动结构中的链或带的长度dL增加所需的力。

刚度系数k可以由独立的来源提供，或者可以针对特定的环形传动结构进行测量。一种获得刚度系数k的方法是在与主题正时传动器的布局相同的测试模型布局上测试并测量主题链或带。当链或带受到所施加的力时，刚度计算作为链或带张力与位移之比。例如，图15A示出了示例正时传动器布局700的测试设置702，测试设置702包括曲轴转子702、凸轮轴转子704、惰轮706、张紧器708、水泵转子710，上述各项都通过带712互连。在测试设置中，带712安装有其典型的预载力，或者在操作期间的平均张力，例如350N。为了测量张紧侧跨度(右侧，由于方向或旋转方向是顺时针)，带712可以锁定到凸轮转子704上，从而防止旋转。可控力F用于将带712拉伸预期量、例如±0.5mm，使得可以记录位移/张力滞后曲线，比如图15B所示的曲线720。出于计算的目的，k的值可以通过确定滞后曲线的斜率724获得。如果需要，可以使用类似的程序来确定对于松弛侧的k，这将产生类似的值。这两个结果可以被平均以确定刚度，或者这两个结果可以用于对张紧侧和松弛侧的ΔL的单独计算。滞后曲线720本身可以用于正时传动器用的模拟软件，该模拟软件通过在模拟正时传动器动力学(dynamics)时考虑非常小的状态变化而起作用。

如图15C中所示，获得滞后曲线和k值的更简单的方法是仅拉伸/释放预张紧带或链的直部段，该直部段具有与张紧侧或松弛侧跨度大致相同的、但是没有沿着中间转子的卷绕长度的长度L。例如，在图15A的示例布局700中，表示张紧侧的长度L是跨度长度S1+S2减去卷绕长度C1。然而，重要的是要指出，带或链应该安装成使得带或链的接合结构比如齿与用于测试中的滑轮或链轮的相应的接合结构相啮合，否则该协议不会捕获操作中出现的齿挠曲的影响。

在所考虑的特定示例中，对于张紧侧和松弛侧的刚度系数k给定为600N/mm，并且凸轮转子的标称半径或参照半径为50mm。因此，ΔL＝T_V/(rk)＝12Nm/(50mm*600N/mm)＝0.4mm。

为了确定对于非圆形转子106b的偏心距的大小，可以利用迭代计算方法，如图16的放大的非比例示意图中看到的。此处，计算机辅助设计(CAD)程序(例如，由DassaultSystèmes的Solidworks^TM)可以用于布局正时传动器。对于凸轮转子的表示标称凸轮转子半径(例如，50mm)的参照圆由点画线111’示出。带31’布局成在张紧侧31R上的切点750和松弛侧31L上的切点752处与参照圆111’连接。(圆形轮廓可以参照沿着转子齿的外周或中间位置、比如齿冠与齿谷之间的中间位置。带将使用相应的参照进行布局。)以108’示出的“圆方形”非圆形轮廓具有长半径RRmax。(非圆形轮廓应该使用与圆形轮廓相同的参照方案、例如，沿着转子齿的外周或中间位置、比如齿冠与齿谷之间的中间位置布局。)CAD操作者可以迭代地调节长半径的大小和角度位置以实现期望的ΔL，该ΔL由带31’的伸长和相应的收缩提供，该伸长和相应的收缩分别体现为与圆形轮廓上的卷绕相比长形传动结构在非圆形轮廓上的更大和更小的卷绕。继续本示例，沿着非圆形轮廓108’从点A至点B的弧长减去沿着圆形轮廓111’从点A至点B的弧长需要0.2mm的伸长，其中，点A是带张紧侧31R的切点，并且点B是转子卷绕部角度的平分点或中点。同样，沿着非圆形轮廓108’从点B至点C的弧长减去沿着圆形轮廓111’从点B至点C的弧长需要0.2mm的收缩，其中，点C是带松弛侧31L的切点。指出的是，实际上，切点的位置和卷绕部角度的大小将与圆形轮廓111’和非圆形轮廓108’的布局有关地稍微改变；例如，在图16中所示的示意图中，松弛侧切点从点752变成点754(并且，尽管实际上没有图示，但是张紧侧切点750的位置也将稍微改变。)一旦长半径RRmax及其角度位置θ被确定，内毂118可以构造和安装成使得：当波动气门扭矩在与旋转方向相反的方向上达到其最大值时，内毂118的长半径(RHmax)沿着卷绕部以与张紧侧切点成角度θ定位。

作为对图形确定的替代方案，对于偏心距的大小的适当近似值由e_d＝n*ΔL或给出，其中，e_d是非圆形轮廓与相应的参照圆之间的直径差；e_r是非圆形轮廓与相应的参照圆之间的径向差；并且n是突起的数目。在所考虑的“圆方形”的非圆形轮廓的特定示例中，n＝4，所以e_d＝4*0.4mm＝1.6mm，e_r＝0.8mm。(对于卵形非圆形轮廓n＝2，对于三角形非圆形轮廓n＝3。)通过sin(n*θ)＝1的解给出角度位置θ的良好近似值，该角度位置θ用于当波动气门扭矩在与旋转方向相反的方向上处于其最大值时对内毂118的长半径进行定向，其中，θ是从沿着带或链的沿着转子的卷绕部的张紧侧切点开始的角度，并且n是突起的数目。在“方形”非圆形轮廓的示例中，n＝4，所以θ是22.5度。(对于卵形非圆形轮廓n＝2，导致θ＝45度，对于三角形非圆形轮廓n＝3，导致θ＝30度)。由于张紧侧与松弛侧之间的刚度差异(近似假设刚度相等)和卷绕部角度差异(近似假设卷绕部角度为180度)，理想的角度取向可能与由近似值sin(n*θ)＝1提供的角度取向一定程度地偏离，然而这种近似值适用于大多数应用。

校正扭矩的大小可以附加地或替代性地以实验的方式确定。图17A示出了用于另一示例的模拟正时驱动布局的测试台800。电动马达810驱动非圆形曲柄转子802并设定模拟驱动的速度。电动马达812也连接至每个凸轮转子804以在每个凸轮转子上施加由双向弯曲箭头816示意性表示的波动扭矩。每个马达812可以被控制以调节相应的波动扭矩816的大小和相位。由箭头820示意性表示的位置传感器围绕曲柄转子802安装，以用作对于由马达812产生的波动扭矩816的相位的启动参照。如果需要，位置传感器820可以从长形传动结构830的张紧侧的切点开始并沿着非圆形转子的卷绕部以预定角度X安装，其中，X是当波动负载扭矩沿与方向或旋转方向相反的方向处于最大值时非圆形曲柄转子802的长半径的理论上的最佳角度位置。对于卵形曲柄转子，X可以是45度(从张紧侧跨度S1和松弛侧跨度S3的平分线832的135度)。由箭头824示意性表示的位置传感器安装在围绕凸轮转子804的预定位置处以测量凸轮扭转振动。

通过试验台800作出了以下观察结果：(a)当曲柄转子802是圆形的并且没有波动扭矩816施加至凸轮转子804时，位置传感器824没有检测到凸轮扭转振动；(b)当曲柄转子802是圆形的并且正弦波动扭矩816被施加至凸轮转子804时，位置传感器824检测到以特定驱动速度共振的凸轮扭转振动；以及(c)当曲柄转子802具有非圆形(例如，卵形)轮廓并且没有波动扭矩816施加至凸轮转子816时，位置传感器824检测到以与(b)中所述相同的驱动速度共振的凸轮扭转振动。清楚地，观察结果示出了非圆形曲柄转子802向系统施加输入激励。为了确定由非圆形转子产生的校正扭矩的大小，所施加的波动扭矩804的大小可以由操作者调节，直到没有(或非常小))扭转振动被检测到为止。在这种情况下，所施加的波动负载扭矩816的总和(或者在仅利用一个电动马达812的情况下的所施加的波动负载扭矩)平衡了由非圆形转子802产生的波动校正扭矩，从而使波动校正扭矩的大小能够被测量到。

如果在凸轮轴转子804处采用非圆形轮廓，则驱动曲轴转子802的马达810将需要产生施加的波动扭矩，以测量由非圆形凸轮轴转子产生的校正扭矩的大小。

从前面应该理解的是，可以测量具有不同的偏心距的各种非圆形轮廓的校正扭矩的大小，并生成比如图17B中以附图标记840示出的将偏心距与由此产生的校正扭矩的大小相关联的表格或曲线图。由于该方法提供了校正扭矩大小的直接测量，因此没有必要估计刚度系数k。

在用于确定非圆形转子106的偏心距的大小和角度取向的计算方法的替代方案中，本领域技术人员可以应用迭代技术来阻止(deter)这些参数以优化正时驱动器的响应。迭代方法试图尝试不同的偏心距大小和角度取向的非圆形转子，并记录(noting)正时驱动器响应。迭代方法可以在物理上或通过模拟来实践；例如，能够从CONTECS工程服务GmbH商购获得的Simdrive^TM平台被编程为模拟具有非圆形转子的正时驱动器动力学。鉴于智能链轮技术已经应用于各种汽车发动机上的各种转子，迭代方法可以通过上述计算考虑或基于经验得知。基于这种经验，基于带的正时传动器中的非圆形转子的偏心距的径向大小通常具有从约0.2mm至约2.0mm的范围，其中，大多数卵形曲轴应用落入到约0.3mm至约0.7mm的偏心距的径向大小中，大多数三角形凸轮轴应用落入到约0.6mm至约1.2mm的偏心距的径向大小中，并且大多数“方形圆”凸轮轴应用落入到约0.6mm至约1.5mm的偏心距的径向大小中。类似地，基于链的正时传动器中的非圆形转子的偏心距的径向大小通常具有从约0.1mm至约1.4mm的范围，其中，大多数卵形曲轴应用落入到约0.2mm至约0.5mm的偏心距的径向大小中，大多数三角形凸轮轴应用落入到约0.4mm至约1.0mm的偏心距的径向大小中，并且大多数“方形圆”凸轮轴应用落入到约0.3mm至约0.8mm的偏心距的径向大小中。当波动负载扭矩在与旋转方向相反的方向上处于最大值时非圆形转子的就非圆形转子的长半径的定位而言的角度取向(为了简洁，被称为“角度取向”)通常可以沿着非圆形转子的卷绕部处于从刚好在长形传动结构的张紧侧的切点之后开始至达到卷绕部角度的一半的位置的角度范围(例如图16中的近似角度A-B)内。在非圆形轮廓构造为卵形曲柄转子的大多数应用中，当波动负载扭矩在与旋转方向相反的方向上处于最大值时非圆形转子的就非圆形转子的长半径的定位而言的角度取向已经设定成沿着卷绕部在长形传动结构的张紧侧的切点之后的45度加上或减去两(2)个曲柄转子齿。在非圆形轮廓构造为三角形凸轮转子的大多数应用中，当波动负载扭矩在与旋转方向相反的方向上处于最大值时非圆形转子的就非圆形转子的长半径的定位而言的角度取向已经设定成沿着卷绕部在长形传动结构的张紧侧的切点之后的33度加上或减去四(4)个凸轮转子齿。在非圆形轮廓构造为“方形”凸轮转子的大多数应用中，当波动负载扭矩在与旋转方向相反的方向上处于最大值时非圆形转子的就非圆形转子的长半径的定位而言的角度取向已经设定成沿着卷绕部在长形传动结构的张紧侧的切点之后的22.5度加上或减去四(4)个凸轮转子齿。实际目标是减小凸轮轴扭转振动并减小峰值跨度张力。当这些响应参数在出现共振的发动机速度处减小时，非圆形转子必然产生波动校正扭矩，因为输入激励的降低使共振系统中响应的大小降低。因此，本领域技术人员可以通过在上述偏心距和角度取向的范围内和/或在需要的情况下在这些范围之外迭代来优化正时驱动器响应参数。

本领域技术人员将理解的是，在保持在所附权利要求的范围内的同时，可以对本文描述的装置和方法做出各种改型。

Claims (20)

1.一种用于内燃发动机的校正系统，所述发动机具有：曲轴，所述曲轴由燃烧能量驱动；凸轮轴，所述凸轮轴致动一个或更多个燃烧气门；以及可变气门正时(VVT)系统，所述可变气门正时(VVT)系统用于控制通过所述凸轮轴对所述一个或更多个气门的致动相对于所述曲轴的正时，所述校正系统包括：

凸轮转子，所述凸轮转子能够与所述凸轮轴操作性地连接；

同步环形传动装置，所述同步环形传动装置包括与所述曲轴和非圆形转子接合的连续回路长形传动结构；

其中，所述凸轮转子具有接合所述长形传动结构的外周边缘，所述外周边缘具有非圆形轮廓，所述非圆形轮廓包括与缩进转子部分交替的多个突出转子部分，其中，所述突出转子部分和所述缩进转子部分的相对于所述曲轴的角度位置是能够调节的；以及

致动器，所述致动器在所述发动机的操作期间调节所述突出转子部分和所述缩进转子部分的相对于所述曲轴的所述角度位置。

2.根据权利要求1所述的校正系统，其中，所述致动器将所述突出转子部分和所述缩进转子部分的所述角度位置调节成是相对于所述凸轮轴固定的。

3.根据权利要求2所述的校正系统，其中：

所述凸轮轴在被驱动旋转时由于所述一个或更多个气门的致动而在所述凸轮转子上呈现周期性波动负载扭矩；

所述非圆形轮廓的偏心距的大小以及所述突出转子部分和所述缩进转子部分的所述角度位置使得所述非圆形轮廓使所述长形传动结构的部分周期性地伸长和收缩，以对所述凸轮转子施加大致抵消所述波动负载扭矩的相反的波动校正扭矩。

4.根据权利要求3所述的校正系统，其中，在所述VVT系统设定成标称凸轮正时并且所述发动机速度与所述同步环形传动装置经历共振时的速度对应时，所述波动校正扭矩抵消所述波动负载扭矩。

5.根据权利要求3或权利要求4所述的校正系统，其中，所述VVT系统改变所述波动负载扭矩的相对于所述曲轴的所述角度位置的相位角度，并且所述致动器将所述波动校正扭矩的相对于所述曲轴的所述角度位置的相位角度进行相同程度地改变。

6.根据权利要求2所述的校正系统，其中，

所述凸轮轴在被驱动旋转时由于所述一个或更多个气门的致动而在所述非圆形转子上呈现周期性波动负载扭矩；

所述非圆形轮廓的所述偏心距的大小以及所述突出转子部分和所述缩进转子部分的所述角度位置使得：与由所述凸轮轴在所述凸轮转子为圆形的情况下所经历的正时误差相比，所述非圆形轮廓显著减小了凸轮轴正时误差。

7.根据权利要求6所述的校正系统，其中，在所述VVT系统设定成标称凸轮正时并且所述发动机速度与所述同步环形传动装置经历共振时的速度对应时，所述凸轮轴正时误差减小。

8.根据前述权利要求中的任一项所述的校正系统，其中，所述致动器还设定用于所述VVT系统的正时。

9.根据权利要求1至8中的任一项所述的校正系统，其中，所述凸轮转子包括：

外构件，所述外构件具有至少部分是挠性的齿圈，其中，所述齿圈限定所述凸轮转子的外周边缘；

毂，所述毂具有带有与多个缩进毂部分交替的多个突出毂部分的外周边缘，其中，所述毂的外周边缘径向支承所述齿圈，使得所述突出毂部分和所述缩进毂部分的所述角度位置至少部分地确定所述突出转子部分和所述缩进转子部分的所述角度位置；

其中，所述毂和所述外构件能够彼此以可释放的方式旋转地锁定，其中，所述致动器驱动所述毂和所述外构件相对于彼此的旋转运动，以调节所述突出毂部分和所述缩进毂部分的相对于所述外构件的所述角度位置。

10.根据权利要求9所述的校正系统，其中，所述齿圈具有圆周并且具有围绕所述圆周恒定的径向厚度。

11.根据权利要求9所述的扭矩校正系统，其中，所述齿圈具有圆周并且具有围绕所述圆周变化的径向厚度，使得所述突出转子部分的偏心距和所述缩进转子部分的偏心距取决于所述毂的所述角度位置和所述齿圈的所述角度位置两者。

12.根据权利要求9至11中的任一项所述的校正系统，其中，所述致动器是包括旋转活塞和气缸的组合的液压致动器，其中，所述毂连接至所述活塞和所述气缸中的一者，并且所述外构件连接至所述活塞和所述气缸中的另一者。

13.根据权利要求9至11中的任一项所述的校正系统，其中，所述致动器是包括经由齿轮系驱动所述毂的电动马达的电动致动器。

14.根据权利要求9至13中的任一项所述的校正系统，其中，所述齿圈包括安装至在径向上挠性的链支承构件的倒齿链。

15.根据权利要求9至13中的任一项所述的校正系统，其中，所述毂经由多个滚子在径向上支承所述齿圈。

16.一种操作用于内燃发动机的同步环形传动装置的方法，所述内燃发动机具有曲轴和带可变气门正时(VVT)装置的凸轮轴，其中，波动负载扭矩由至少一个燃烧气门施加在所述凸轮轴上，所述方法包括：

(a)操作所述发动机；

(b)在所述发动机于所述VVT处于标称正时位置的情况下操作的同时，在所述凸轮轴上施加波动校正扭矩以大致抵消所述波动负载扭矩；

(c)在所述发动机操作的同时，改变所述凸轮轴与所述曲轴之间的正时，从而改变所述波动负载扭矩的相对于所述曲轴的相位角度；以及

(d)结合(c)，改变所述波动校正扭矩的相对于所述曲轴的相位角度，以保持显著抵消所述波动负载扭矩。

17.根据权利要求16所述的方法，其中，所述波动校正扭矩由所述同步环形传动装置产生，所述同步环形传动装置包括长形传动结构和与所述长形传动结构接合的转子，其中，所述转子具有非圆形轮廓，所述非圆形轮廓具有与缩进部分交替的至少两个突出部分，使得所述非圆形轮廓使所述长形传动结构的部分周期性地伸长和收缩，以产生所述波动校正扭矩。

18.根据权利要求17所述的方法，其中，所述非圆形轮廓具有限定在所述突出部分中的长半径，并且非圆形转子的角度取向使得：当所述发动机处于所述标称VVT位置并且所述发动机以受到共振的速度操作并且所述波动负载扭矩在与所述同步传动装置的旋转方向相反的方向上处于最大值时，所述长半径中的一个长半径沿着所述长形传动结构的围绕所述非圆形转子的卷绕部定位在从所述长形传动结构的张紧侧的切点之后开始至达到所述卷绕部的长度的一半的位置的角度范围中。

19.根据权利要求18所述的方法，其中，所述非圆形转子是凸轮转子，并且所述长半径以从所述张紧侧的切点开始沿着所述转子的卷绕部的角度θ加上/减去与四个凸轮齿对应的角度范围定位，其中，θ是根据sin(n*θ)＝1所求的低于90度的解，其中，n是突起的数目，n是2、3、4、5或6。

20.一种操作用于内燃发动机的同步环形传动装置的方法，所述内燃发动机具有曲轴和带可变气门正时(VVT)装置的凸轮轴，其中，波动负载扭矩由至少一个燃烧气门施加在所述凸轮轴上，所述方法包括：

(a)操作所述发动机；

(b)在所述发动机于所述VVT处于标称正时位置的情况下操作的同时，利用相对于所述曲轴的所述角度位置处于标称角度取向的具有与缩进部分交替的至少两个突出部分的非圆形凸轮轴转子，以与由相比较的圆形凸轮轴转子所经历的凸轮轴正时误差相比显著减少凸轮轴正时误差。

(c)在所述发动机操作的同时，改变所述凸轮轴与所述曲轴之间的正时；以及

(d)结合(c)，改变所述非圆形凸轮轴转子的相对于所述曲轴的所述角度位置的角度取向，以保持减小的凸轮轴正时误差。