[0002] 本申请要求于2005年8月1日递交的No.11/194,243、2005年12月2日递交的No.11/292,879和2006年1月5日递交的No.11/325,986的美国
专利申请的优先权，这些申请的全部内容合并于此作为参考。
技术领域
[0003] 本
发明总体上涉及致动器以及用于控制该致动器的相关方法与系统，且特别是，涉及能以最小
能量消耗提供独立升程(或冲程或行程)和正时控制的致动器。
背景技术
[0004] 可以采用各种系统来有效控制
发动机气门的升程(或冲程或行程)和正时，来改善发动机的性能、燃油经济性、喷射和其他特性。根据控制的装置或致动器，这些系统可以分成机械的、电液的(electrohydraulic)和机电的(有时称为电磁)形式。根据控制的范围，可以分成可变
气门升程和正时、
可变气门正时和可变气门升程的形式。它们也可以分成有
凸轮(cam-based)或者间接作用以及无凸轮或者直接作用的形式。
[0005] 在有凸轮的系统的情况下，保持传统的发动机凸轮系统并且稍微
修改，以间接地控制气门正时和/或气门升程。在无凸轮系统中，传统的发动机凸轮系统用
直接驱动各发动机气门的电液或者机电致动器完全替换。尽管无凸轮系统提供更宽的可控性，例如
气缸和气门的停用(deactivation)，并且由此具有更好的燃油经济性，但是所有现有生产的可变气门系统都是有凸轮的。
[0006] 机电无凸轮系统的问题包括与软着落(soft-landing)、高电功率要求、能
力不足相关的困难，或者难于控制升程(或冲程)以及处理高的和/或变化的气缸空气压力的能力有限。电液无凸轮系统通常可以克服这样的问题，但是它确实存在自身的问题，例如在高发动机速度下的性能以及设计或者控制复杂，导致响应时间和流量之间的冲突。为了在6,000至7,000rpm下运行，致动器必须在2.5至3毫秒的时间内在8mm的范围上首先
加速然后减速发动机气门。发动机气门必须行进在约5米/秒的峰值速度。这些要求已经超过了传统电液技术的极限。
[0007] 克服这种性能限制的一个途径是，类似于
机电系统一样，在电液系统中加入一对相对的
弹簧(opposing springs)，其与系统的运动
质量一起来产生弹簧质量谐振或摆动系统。在静止状态下，该相对弹簧将发动机气门居中设置在该气门的端点
位置之间，即开启与关闭位置之间。为了保持发动机气门在一个端点位置上，系统必须具有一定的
锁定机构，来抵抗来自该对弹簧的净返回力，其在两个端点的任何一个上积累了
势能。当从一端点位置向另一端点位置行进时，发动机气门首先由弹簧返回力驱动并且加速，由弹簧存储的势能提供动力，直到在行程的中点，在此处其达到最大速度并且具有相应的
动能；然后其抵抗弹簧的返回力保持向前运动，由动能提供动力，直到另一端，在此处其速度下降为零，相应的动能转变为弹簧存储的势能。
[0008] 就其熟知的工作原理而言，弹簧质量系统本身在能量转换方面非常有效且很可靠。很多技术开发已经是去设计出有效的和可靠的锁定-释放机构，其可以将发动机气门保持在其开启和关闭位置，根据要求释放，增加附加能量来补偿摩擦和高度可变的发动机气缸空气压力，并且在其着落在另一端上之前阻息多余的能量。如上所讨论，存在着与机电或者电磁锁定-释放装置相关的困难。也已经有人在电液锁定-释放装置的开发方面进行了努力。
[0009] 归于戴姆勒克莱斯勒(DaimlerChrysler)的美国专利No.4,930,464所揭示的是一种电液致动器，其包括双杆油缸(double-ended rod cylinder)、一对相对的弹簧和旁路，所述相对的弹簧趋于将
活塞设置于油缸的中间，所述旁路在大部分冲程上短接两个油缸室，这样，液压油缸不浪费能量。当发动机气门在关闭位置时，旁路不起作用，活塞将油缸分成较大的开启侧室和较小的关闭侧室，并且当开启侧室和关闭侧室分别经受高压源和低压源时，发动机气门能够锁定，这是由于在活塞上产生与返回弹簧力相反的差压。当发动机气门处于开启位置时，活塞将油缸分成较大的关闭侧室和较小的开启侧室，并且通过较大的关闭侧室和较小的开启侧室分别经受高压源和低压源可以锁定发动机气门。
[0010] 无论在开启位置还是在关闭位置，通过简单地开启二通触发
阀(2-way trigger valve)来释放大室中的压力，由此消除活塞上的差压，触发弹簧质量系统的摆动动力，来解锁发动机气门。该二通阀必须在冲程结束前再次非常快速地关闭，从而大室压力可以快速升高到足够大以锁定活塞，并且因此发动机气门处于其新的端点位置。该构造也具有二通助力阀，以在开启冲程期间在阀杆的顶端面上引入额外的驱动力。
[0011] 前述系统具有几个潜在的问题。该二通触发阀必须在不超过3毫秒的非常短的周期内适时地开启和关闭。该二通助力阀由两个油缸室或者
发明人所称的冲程空间内的差压驱动，并且潜在地在助力阀与油缸室之间存在太多的时间延迟和液压瞬态波。在每个冲程结束附近，较大的气缸室必须通过由一限流器供给的
流体来回填，这要求限流器部件有相当大的开口尺寸。另一方面，在每个冲程的开始，该二通触发阀必须释放较大室的压力，该大室通过同一限流器与高压流体源连通。在关闭冲程期间，直到非常接近冲程的结束没有有效的方法来增加另外的液压能，如果存在太大的摩擦损耗，这就会是一个问题。同样，该发明没有办法来控制其升程。
[0012] 美国专利5,595,148、5,765,515、5,809,950、6,167,853、6,491,007和6,601,552号也已经归于戴姆勒克莱斯勒，这些专利揭示了对美国专利4,930,464号教导的改进。披露了各种液压弹簧装置的美国专利6,167,853的主旨是在开启冲程的开始增加另外的液压能，来克服发动机气缸的空气压力。液压弹簧的一个缺点是，一旦发动机气门运动开始则其压力迅速下降。
[0013] 在美国专利6,601,552号中，提供一种压力控制方法，以在气门升程的可变部分上在液压弹簧装置中保持恒定压力，然而，这要求换向阀在1毫秒的非常短的周期内在两个位置之间切换。此外，该系统包含两个
压缩弹簧：第一弹簧和第二弹簧，分别趋于将发动机气门组件驱动到关闭和开启位置。液压弹簧装置与第二压缩弹簧实体地
串联。在开启冲程很大部分期间，尽管存在气门的运动，其设计成试图保持液压弹簧中压力，并且因此提供另外的驱动力来克服发动机气缸的空气压力和其它
摩擦力，导致液压弹簧装置中的净流体体积的增加以及在第二压缩弹簧中的有效预负荷的增加，这是因为液压弹簧和压缩弹簧之间的力平衡所致。在随后的气门关闭冲程中，发动机气门可能不能被一直推动到完全关闭，这是由于来自第二压缩弹簧的更高的阻力所致。
[0014] 发明的所有同族专利申请共有的问题是对于每个开启或者关闭冲程必须有
控制阀的两个切换动作。另一个共同的问题是带有两个由液压弹簧分开的压缩弹簧的致动器的长度。当弹簧排列在同一轴线上时，如美国专利5,809,950号所揭示的，总高度会超常。在该同族专利申请的其它专利中，弹簧不排列在直
线轴上，而代替的是在液压弹簧处弯曲，但流体惯性、摩擦损耗以及瞬态液压波与延迟会变成严重问题。另一个共同的问题是，只通过摆动能量驱动关闭冲程，但实际摩擦损耗的存在对于正常运行会引起严重威胁。对于解锁或者释放机构来说，一些
实施例采用三通触发阀短暂地使油缸的小室
增压，以平衡活塞两个表面上的压力，并且将活塞上的差压力从适合于锁定的压力减小到零。触发阀还必须在非常短的时间周期内实现两个动作。
[0015] 美国专利5,248,123号揭示了另一种电液致动器，其包括双杆油缸、趋于将活塞居中设置在油缸中间的一对相对弹簧，以及在大部分冲程上短接两个油缸室的旁路，这样，液压油缸不浪费能量。与所引用的戴姆勒克莱斯勒的专利非常类似，其具有一直连接到高压供给的较大的液压油缸室。然而，与戴姆勒克莱斯勒不同的是，其采用五通二位阀来启动气门切换，并且每个冲程只要求一个阀动作。该阀具有五个外部液压管线：低压源管线、高压源管线、恒定高压输出管线和两个具有相反的且可切换的压力值的输出管线。恒定高压输出管线与油缸的较大的室连接。两个其它输出管线连接到油缸的两个端部，并且选择性地与油缸的较小的室连通。与戴姆勒克莱斯勒所揭示的非常类似的是，其在冲程的开始没有有效方法来增加液压能，以补偿发动机气缸空气压力和摩擦损耗。其也不能控制气门的升程。
[0016] 整个内容合并于此以作参考的美国共同在审专利申请No.11/194,243描述的致动器、用于控制这种致动器的相应方法和系统提供了使用最小能量消耗的独立升程和正时控制。在示例性实施例中，壳体中的致动油缸限定了纵向轴线且沿第一方向和第二方向具有第一端和第二端。在该油缸中的具有第一表面和第二表面的致动活塞可沿纵向轴线移动。第一致动弹簧和第二致动弹簧分别沿第一方向和第二方向
偏压致动活塞。第一流体空间由致动油缸的第一端和致动活塞的第一表面限定，且第二流体空间由致动油缸的第二端和致动活塞的第二表面限定。当致动活塞没有充分接近致动油缸的第一端或第二端中的任何一者时，流体旁路短接第一流体空间和第二流体空间。第一流动机构提供第一流体空间和第一端口之间的流体连通，且第二流动机构提供第二流体空间和第二端口之间的流体连通。例如，致动器可被连结到一杆子，以形成
内燃机内的可变气门致动器。
发明内容
[0017] 本发明提供了超过其它致动器和气门控制系统、以及控制致动器和/或发动机气门的方法的显著优点。除了固有的正时控制性能外，各种实施例可提供连续的气门升程或行程控制，增强了发动机燃油经济性、排放和整体功能性。
[0018] 根据本发明，提供一种致动器，包括：
[0019] 壳体，具有第一流体端口和第二流体端口；
[0020] 第一流体端口及第二流体端口同时分别与不同压力下的流体相通；
[0021] 行程
控制器，可滑动地设置在所述壳体内；
[0022] 分别在所述壳体和所述行程控制器内的第一部分油缸和第二部分油缸，限定了纵向轴线且分别具有沿第一方向和第二方向的油缸第一端部和第二端部；
[0023] 致动活塞，设置在所述第一部分油缸和所述第二部分油缸之间，具有第一表面和第二表面，可沿所述纵向轴线滑动；
[0024] 至少一个
活塞杆，连接到所述致动活塞的第一表面和第二表面中的一个；
[0025] 弹簧子系统，沿所述第一方向和所述第二方向施加力且把所述致动活塞推向中性位置，该中性位置被限定为净弹簧力为零的位置；
[0026] 第一流体空间，由所述油缸第一端部和所述致动活塞的第一表面限定；
[0027] 第二流体空间，由所述油缸第二端部和所述致动活塞的第二表面限定；
[0028] 流体旁路，其在所述致动活塞没有交叠所述第一部分油缸和所述第二部分油缸中的任一个时短接所述第一流体空间和所述第二流体空间；
[0029] 第一流动控制子系统，包括在所述第一流体空间和所述第一端口之间流体连通的一个或多个流动机构；
[0030] 第二流动控制子系统，包括在所述第二流体空间和所述第二端口之间流体连通的一个或多个流动机构；
[0031] 当所述致动活塞没有交叠所述第一部分油缸和所述第二部分油缸中的任一个，使得所述流体旁路开启时，所述第一流动控制子系统和所述第二流动控制子系统中的至少一个至少部分地关闭；和
[0032] 其中，当所述致动活塞交叠所述第一部分油缸和所述第二部分油缸中的至少一个、由此导致流体旁路变为关闭时，所述第一流动控制子系统和所述第二流动控制子系统的每一个至少部分地开启。
[0033] 根据本发明，致动器的动力关闭状态是在最小行程处的，从该处可直接执行容易的启动。最小行程还非常有利于实现有效的低
载荷运行。最小行程可以低到零，因此发动机气门可在动力关闭时关闭。即使具有连续的升程变化，本发明可以保持弹簧力力
中性点或零点在行程中心，由此通过摆动作用保持能量转换和恢复的有效配置。
[0034] 通过增加相当的液压力以在每个行程的开始时与弹簧的返回力一致，该系统可有助于克服发动机气缸气压和补偿摩擦损耗。本发明能把气门间隙控制合并到所有的备选优选实施例中。其还能通过一次而非两次致动换向阀的切换动作来触发和完成一个发动机气门行程。
[0035] 根据本发明的电液致动器的一个优选实施例包括：壳体，其具有第一端口和第二端口；行程控制器，其可滑动地设置在壳体内；分别在壳体和行程控制器内的第一部分油缸和第二部分油缸，限定了纵向轴线且分别具有沿第一方向的油缸第一端部和沿第二方向的油缸第二端；在第一部分油缸和第二部分油缸之间的、具有第一表面和第二表面的致动活塞，其可沿纵向轴线移动；第一致动弹簧和第二致动弹簧，分别沿第一方向和第二方向偏压致动活塞。
[0036] 致动器还包括：由油缸第一端部和活塞第一表面限定的第一流体空间；由油缸第二端部和活塞第二表面限定的第二流体空间；流体旁路，其在致动活塞没有交叠第一部分油缸和第二部分油缸中的任何一个时短接第一流体空间和第二流体空间。连接到活塞第一表面的是第一颈和第一活塞杆，且连接到活塞第二表面的是第二颈和
第二活塞杆。壳体包括第一孔，该第一孔沿第一方向靠近且与第一流体空间流体连通，而行程控制器包括第二孔，该第二孔沿第二方向靠近且与第二流体空间流体连通。壳体内的第一油腔与第一端口和第一孔流体连通，且行程控制器内的第二油腔与第二孔流体连通。第一沟槽是位于第二油腔和第二端口之间并与二者流体连通的一个或多个沉割槽，独立于行程控制器的纵向位置。
[0037] 分别横穿第一活塞杆和第二活塞杆的是第一杆通道和第二杆通道，所述两通道经由一个或多个纵向穿过第一和第二活塞杆、第一和第二颈以及致动活塞的中心通道、再经由一个或多个横穿致动活塞的活塞通道与流体旁路流体连通。第二辅助油腔是绕第一孔的、沿第一方向在第一油腔外侧的且与第二端口流体连通的一个或多个沉割槽，且第一辅助油腔是绕第二孔的、沿第二方向在第二油腔外侧的一个或多个沉割槽。第二沟槽是位于第一辅助油腔和第一端口之间且与二者流体连通的一个或多个沉割槽，此流体连通独立于行程控制器的纵向位置。
[0038] 第一流动机构包括第一颈、第一活塞杆、第一孔和第一油腔，由此控制第一流体空间和第一端口之间的流体连通。第二流动控制机构包括第二颈、第二活塞杆、第二孔和第二油腔，由此控制第二流体空间和第二端口之间的流体连通。第一辅助流动机构包括第二沟槽、第一辅助油腔、第二杆通道、中心通道、活塞通道和流体旁路，由此控制第一流体空间和第一端口之间的流体连通。第二辅助流动机构包括第二辅助油腔、第一杆通道、中心通道、活塞通道和流体旁路，由此控制第二流体空间和第二端口之间的流体连通。
[0039] 致动器还包括一个或多个
缓冲器，由此当活塞行进靠近油缸第一端部或第二端部时，致动活塞的速度被充分地衰减。发动机气门可操作地连接到第二活塞杆。
[0040] 第一孔的内部尺寸稍微比第一活塞杆的外部尺寸大，且充分大于第一颈的外部尺寸，且第一活塞杆阻塞第一孔和第一油腔之间的流体连通，且因此当致动活塞没有交叠第一部分油缸时关闭第一流动机构。第二孔的内部尺寸稍微比第二活塞杆的外部尺寸大，且充分大于第二颈的外部尺寸，第二活塞杆阻塞第二孔和第二油腔之间的流体连通，且因此当致动活塞没有交叠第二部分油缸时关闭第二流动机构。
[0041] 当第二杆通道至少部分地交叠第一辅助油腔时，第一辅助流动机构开启，这是在致动活塞交叠第二部分油缸时发生的；且当第一杆通道至少部分地交叠第二辅助油腔时，第二辅助流动机构开启，这是在致动活塞交叠第一部分油缸时发生的。
[0042] 当第二流体空间和第一流体空间分别处于高压流体和低压流体下且没有被流体旁路短接时，由于活塞上所造成的差压力相反于且大于来自第一致动弹簧和第二致动弹簧的返回力，致动活塞可被锁定在油缸第一端部，这样发动机气门处于关闭位置。同样，当第一流体空间和第二流体空间分别处于高压流体和低压流体下且没有被旁路装置短接时，致动活塞可被锁定到油缸第二端部，这样发动机气门处于开启位置。
[0043] 在开启或关闭位置，发动机气门通过切换致动换向阀来不锁定或松开，使得第一流体空间和第二流体空间内的压力值相互颠倒，而不是如同在
现有技术中那样让它们等同化，且因此在活塞上的差压力也颠倒，而不是如同现有技术那样仅减小到几乎为零。在切换前，致动活塞上的差压力是相反于且大于弹簧的回复力，以锁定发动机气门。在切换后，差压力基本上保持相同的
水平且颠倒其方向，以有助于弹簧回复力驱动发动机气门到其它位置，将额外的液压能量供应到系统内。
[0044] 根据本发明，除了来自致动弹簧的力和流体旁路和第二流体空间内的流体压力之外，行程控制器的位置和行程被行程弹簧和行程控制室内的压力控制。在备选实施例中，它们被例如一组
齿轮齿条或一组机械驱动销这样的机械装置直接控制。
[0045] 在上述的实施例中，第一辅助流动机构和第二辅助流动机构包括沿第一活塞杆和第二活塞杆的轴线且穿过致动活塞的通道。在备选实施例中，它们仅包括穿过行程控制器和壳体的通道。在另外的备选实施例中，仅有一个辅助流动机构。
[0046] 位于颈和活塞端部表面之间的第一轴肩和第二轴肩可被用于穿过第一孔和第二孔，以限制流体连通且由此建立缓冲效果。备选地，在发动机气门着落在气门座上以前，在被盖住的第一孔的第一方向端部处的流体收集设计被用于在第一活塞杆第一端部上提供相当的液压力。该附加的缓冲作用还可被切换成启用和不启用，或者被可取舍的端部流动控制机构连续地控制，导致在不同的发动机运转条件下所需的不同程度的发动机气门软着落。在另一优选实施例中，可以选择性地将高压供应到连接至活塞第一杆第一端部的第四端口，以提供沿第一方向的额外的驱动力。在另一优选实施例中，可以设计具有不同预载荷和/或弹簧系数的两个致动弹簧，以满足各种功能需要，例如在动力关闭状态下关闭的发动机气门或沿第二方向的偏压更多以抵抗发动机气缸气压力的净弹簧力。在又一备选优选实施例中，第一辅助流动机构和第二辅助流动机构用三通往复阀来实施，导致更紧凑的设计。
[0047] 在另一备选实施例中，通过分别延伸第一流动机构和第二流动机构中的任一个的开启范围，可以去掉第一辅助流动机构或第二辅助流动机构，导致更简单和更紧凑的设计。
[0048] 通过参考下面详细的说明和相关的
附图，本发明与其它目标和优点一起可被更好地理解。
附图说明
[0049] 图1是根据本发明的一个液压致动器和液压供给系统优选实施例的示意图；
[0050] 图2a是液压致动器的示意图，其中当致动活塞与第一部分油缸交叠时，第一流动机构和第二辅助流动机构被开启；
[0051] 图2b是液压致动器的示意图，其中当致动活塞与第二部分油缸交叠时，第二流动机构和第一辅助流动机构被开启；
[0052] 图3是液压致动器的一个优选实施例的示意图，其完成了初始化。该发动机气门处于关闭位置；
[0053] 图4是液压致动器的一个优选实施例的示意图，其具有最大行程且处于沿第二方向开启行程或行进的开始；
[0054] 图5是用于解释液压致动器的一个优选实施例的运行的表；
[0055] 图6是另一优选实施例的示意图，其使用辅助流动机构的另一种设计；
[0056] 图7是另一优选实施例的示意图，其使用辅助流动机构的又一种设计；
[0057] 图8详细描述了图7所示的优选实施例的行程控制器；
[0058] 图9是再一优选实施例的示意图，其使用辅助流动机构的再一种设计；
[0059] 图10是再一优选实施例的示意图，其使用一套齿
轮齿条驱动行程控制器；
[0060] 图11是再一优选实施例的示意图，其使用两个销来驱动行程控制器；
[0061] 图12是再一优选实施例的示意图，其具有另一缓冲机构且使用两个三通换向阀，代替一个四通
开关阀；
[0062] 图13a是本发明的不同备选实施例的图，包括端部换向阀；
[0063] 图13b是本发明的又一其他备选实施例的图，包括不同构造的端部换向阀；
[0064] 图14是本发明的又一其他备选实施例的图，包括端部缓冲阀、额外行程控制室、更紧凑的空间布置的第一沟槽和第二沟槽、和两个分离的弹簧座；
[0065] 图15是本发明的又一其他备选实施例的图，包括不同构造的额外行程控制室和第一活塞杆延长部；
[0066] 图16是本发明的又一其他备选实施例的图，包括：在第一致动弹簧和第二致动弹簧的空间布置上的变化，两弹簧基本上沿纵向轴线交叠，以减少致动器的长度；和在第一沟槽和第二沟槽的空间配置上的变化；
[0067] 图17a是本发明的又一其他备选实施例的图，包括在使用三通往复阀的辅助流动结构的设计中的另一变化，当致动活塞与第一部分油缸交叠时，第一流动机构和第二辅助流动机构处于开启状态；
[0068] 图17b是图17a所示的同一备选实施例的图，当致动活塞与第二部分油缸交叠时，第二流动机构和第一辅助流动机构处于开启状态；
[0069] 图18是本发明的又一其他备选实施例的图，包括仅一个辅助流动机构作为第二辅助流动机构；
[0070] 图19是本发明的不同备选实施例的图，包括仅一个辅助流动机构作为第一辅助流动机构；和
[0071] 图20是本发明的又一其它不同备选实施例的图，包括作用在第一活塞杆第一端的额外的压力和第二流动机构和活塞通道的设计上的变化。
具体实施方式
[0072] 现在参考图1，本发明的优选实施例提供了一种发动机气门控制系统，其使用活塞、旁路通道和一对致动弹簧装置。该系统包括发动机气门20、液压致动器30、高压液压源70、低压液压组件76和致动换向阀80。
[0073] 高压液压源70包括
液压泵71、高压控制阀73、高压
蓄能器74、高压供给管线75和油箱72。高压液压源70提供在高压P_H下的必要的液压流动。
液压泵71通过高压供给管线75使液压流体从油箱72流通到该系统的其余地方。高压P_H通过高压控制阀73进行控制。
高压蓄能器74有助于使压力和流动的
波动减少，并且根据总的系统容量或弹性、流动平衡和/或功能需要该高压蓄能器是可取舍的。液压泵71可以是变
排量的或者固定排量的，前者提供更好的能量有效性。高压控制阀73能根据功能需要和/或能量有效性来变化高压值。
[0074] 低压液压组件76包括低压蓄能器77、油箱72、低压控制阀78和低压管线79。低压液压组件76在背压或者低压P_L下容纳系统的回流。低压管线79使得所有回流通过低压控制阀78返回到油箱72。低压控制阀78是为了保证低压P_L的设计值或者最小值。低压P_L被提升到
大气压之上，以利于在没有气蚀现象和/或过于延迟的情况下回填。低压控制阀78可以仅为图1所示的弹簧加载的
单向阀，或者如果需要更多控制可以为电液阀。低压蓄能器77有助于使压力和流动的波动减少，并且根据总的系统容量或弹性、流动平衡和/或功能需要该低压蓄能器是可取舍的。
[0075] 致动换向阀80为二位
四通阀，其通过第一端口流体管线192和第二端口流体管线194供给液压致动器30。其为四通是因为其具有四个外部液压管线：低压P_L管线、高压P_H管线、第一端口流体管线192和第二端口流体管线194。其为二位是因为其具有两个稳定的控制位置，在图1中用左和右方
块或位置表示。其默认位置是由返回弹簧确保的右位置，且另一位置是被电磁
铁作用的左位置。在其默认或右位置，阀80把第二端口流体管线194和第一端口流体管线192分别与高压P_H与低压P_L管线连接。当阀80处于其左位置时，连接顺序被切换。
[0076] 发动机气门20包括发动机气门头22和发动机气门杆24。发动机气门20与液压致动器30机械连接并且作为负载由该液压致动器30通过发动机气门杆24沿着纵向轴线116驱动，所述发动机气门杆被可滑动地设置在发动机
气门导管120中。当发动机气门20完全关闭时，发动机气门头22与发动机气门座26
接触，不让空气进/出相应的发动机气缸。
[0077] 液压致动器30包括致动器壳体64，在该壳体中沿着纵轴线116并且从第一方向至第二方向(在附图中从顶部至底部)有第一孔68和第一部分油缸114、第一腔体142、第二腔体144、第三腔体146和第四腔体148，所述第一孔68被第二辅助油腔41和第一油腔40间断。行程控制器123可滑动地位于第一腔体142和第二腔体144内。在行程控制器123内，从第一方向到第二方向，有第二部分油缸115和第二孔106，所述第二孔106被第二油腔104和第一辅助油腔105间断。
[0078] 在壳体64和行程控制器123这些中空元件中可滑动地存在轴组件31，该轴组件31从第一方向到第二方向包括：第一活塞杆34、第一颈39、第一轴肩44、致动活塞46、第二轴肩50、第二颈53、第二活塞杆66和弹簧座60。轴组件31还包括：第一杆通道150，其在第一活塞杆34内且穿过该活塞杆34；第二杆通道152，其在第二活塞杆66内且穿过该活塞杆66；一个或多个活塞通道154，其在致动活塞46内且穿过该致动活塞46；和一个或多个中心通道156，其在轴组件内且沿着该轴组件，该中心通道156与第一通道150和第二杆通道152以及活塞通道154相互连接。
[0079] 第一流体空间84由油缸第一端部132和致动活塞第一表面92限定，而第二流体空间86由油缸第二端部134和致动活塞第二表面98限定。
[0080] 致动换向阀80通过第一端口56和第一流体管线192与第一油腔40相通，且通过为一个或多个沉割槽的第一沟槽、第二端口42和第二端口流体管线194与第二油腔104相通。为了简单图示的目的，第一端口56和第二端口42以及它们相关的流动通道在同一平面内被分开180度，但在其实物再现性上这不是必要的。例如，把它们基本上设置在壳体64的同一侧，以容易地与致动换向阀80相连，这在实物上更吸引人。第一沟槽108和第二沟槽109分别被用于保持第二油腔104和第二端口42之间及第一辅助油腔105和第一端口56之间的不中断的流体连通，而不管行程控制器123相对于致动器壳体64的纵向位置。沟槽108和109也有助于保持行程控制器123上的流体静力平衡。
[0081] 第一腔体142具有基本上比致动活塞46大的横截面，从而形成旁路48，该旁路48在致动活塞46没有纵向地交叠两个部分油缸114和115中的一个时提供第一流体空间84和第二流体空间86之间的液压短接。由于液压短接，流体可以以充分低的阻力在第一流体空间84和第二流体空间86之间流动，所述两空间因此处于基本上相同的压力。第一活塞杆34和第一孔68之间的径向间隙以及第二活塞杆66和第二孔106之间的径向间隙充分小且限制流体流动。
[0082] 多数设计细节被用于通过图2中详细描述的四个流动机构FM1、FM1S、FM2和FM2S来控制第一流体空间84和第一端口56之间的流体连通以及控制第二流体空间86和第二端口42之间的流体连通，为了说明的简单和清楚可见，图2类似于后面的几个附图不包括致动器30的所有部分。第一流动机构FM1和第一辅助流动机构FM1S一起作为第一流动控制子系统，控制第一流体空间84和第一端口56之间的流体连通。第一流动机构FM1穿过第一油腔40和第一孔68与第一颈39之间的环状空间，而第一辅助流动机构FM1S穿过第二沟槽109、第一辅助油腔105、第二杆通道152、中心通道156、活塞通道154和旁路通道48。由于设计，仅当致动活塞46纵向地交叠或穿入第一部分油缸114时，第一流动机构FM1被开启，第一活塞杆34至少部分地伸出第一油腔40，因此允许流动。由于设计，第一辅助流动机构FM1S仅在致动活塞46纵向地交叠或穿入第二部分油缸115时开启，第一辅助油腔
105和第二杆通道152彼此交叠，且致动活塞46不阻塞第一部分油缸114。
[0083] 第二流动机构FM2和第二辅助流动机构FM2S一起作为第二流动控制子系统，控制第二流体空间86和第二端口42之间的流体连通。第二流动机构FM2穿过第一沟槽108、第二油腔104、第二孔106和第二颈53之间的环状空间，而第二辅助流动机构FM2S穿过第二辅助油腔41、第一杆通道150、中心通道156、活塞通道154和旁路通道48。由于设计，第二流动机构FM2仅在致动活塞46纵向地交叠或穿入第二部分油缸115时开启，第二活塞杆66至少部分地伸出第二油腔104，因此允许流动。由于设计，第二辅助流动机构FM2S仅在致动活塞46纵向地交叠或穿入第一部分油缸时开启，第二辅助油腔41和第一杆通道150彼此交叠，且致动活塞46不阻塞第二部分油缸115。
[0084] 通过四个流动机构FM1、FM1S、FM2和FM2S，当没有通过旁路48的短接时，第一流体空间84和第二流体空间86保证分别与第一端口56和第二端口42流体连通。当旁路有效时，四个流动机构的每一个都被阻塞或关闭，且由此两个流体空间的每一个与其各自的端口断开，防止两个端口56和42之间的开放的流动和能量损失。这些控制在致动器30的整个设计行程范围内是有效的，即独立于行程控制器的位置。还可通过只是把两个流体空间中的一个从其对应的开口上阻塞而防止开放的流动，其示例为后面的图18、19和20中所示的一些优选实施例。
[0085] 第一颈39和第二颈53通常优选地具有圆形或圆柱形的形状。但当需要时，还可行的是，仅在部分周缘上其外部尺寸基本上小于对应的孔的内部尺寸(在图中未示出)。
[0086] 行程控制器123还包括在第二方向端的
法兰及相关的行程控制器第一表面121和第二表面122。在第二腔体144的内部且沿第一方向离开行程控制器第一表面121的是行程控制室125。行程控制室125内外的流体交换主要被穿过第三端口43的行程控制压力P_ST控制。行程控制室125和第二沟槽109之间还有一些内部流体
泄漏或交换。行程控制室125要有助于控制行程控制器123的位置，且由此控制发动机气门行程。
[0087] 行程控制器123相对于壳体64的纵向位置来自于以下的主要作用力之间的平衡：致动活塞46对油缸第二端部134在它们处于接触时的接触力、来自第二流体空间86的压力的在油缸第二端部134上的液压静压力、旁路第二边缘100上的液压静压力、来自行程控制室125内的压力的行程控制器第一表面121上的液压静压力、和来自行程弹簧63和第二致动弹簧58的在行程控制器第二表面122上的力。行程弹簧63的采用是可取舍的，取决于其余力的平衡和行程控制的要求，且如果致动弹簧58的预载荷足够则该行程弹簧可去掉。
[0088] 实际上，上述力中很多是动态的。致动活塞46对油缸第二端部134的接触力仅当它们接触时存在。油缸第二端部134上的液压静压力随第二流体空间86内的压力而变化，第二流体空间86内的所述压力主要在系统高压P_H和低压P_L之间交替，且还受瞬态缓
冲压力的影响。旁路第二边缘100上的液压静压力随旁路通道48内的压力变化，旁路通道48内的所述压力主要处于系统高压P_H和在发动机气门在开启和关闭位置之间切换时经历瞬态低压脉冲。来自第二致动弹簧58的在行程控制器第二表面122上的弹簧力随第二致动弹簧58的压缩程度变化，所述压缩程度又取决于行程控制器123和发动机气门20的相对位置。来自行程控制室125内的压力的液压静压力和来自行程弹簧63的在行程控制器第二表面122上的弹簧力独立于发动机气门的运动，且由此为行程控制器123的位置提供了的
稳定性。来自第二致动弹簧58的弹簧力也具有稳定的分量，即其预载荷。稳定性还可通过使第三端口43适当地限制流体流动而实现，因此缓冲由发动机气门开关导致的高频振动。第三端口43也被适当打开至足以适应行程控制的最小时间响应要求。端口43的限制性可被位于端口43和其流体供给源之间的另一限制装置替换，在此未示出，同时保持端口43自身适当地打开。
[0089] 当系统动力被关闭，如图1所示，液压静压力都为零，且因此当行程控制器位移Xst＝0，且发动机气门行程ST＝STmin+Xst＝STmin时行程控制器123被弹簧63和58推动一直到靠在第二腔体第一端部158上，其中STmin是最小行程且大约等于L2+L3，其中L2是图1所示的第二部分油缸115的深度或长度，且L3是当发动机气门被如图3所示完全关闭时致动活塞46和第一部分油缸114之间的交叠的长度。L3的值随发动机气门间隙的状态而变化，所述间隙被调节为在发动机的整个有用寿命内使得L1＞L3。如果行程控制器123被推回一直到靠在第二腔体的第二端160上，则行程控制器的位移Xst＝STmax-STmin，如图4所示，在图1中没有示出，发动机气门具有最大行程ST_max，即发动机气门行程ST＝STmin+Xst＝STmin+(STmax-Stmin)＝STmax。当动力被如图1所示关闭时，行程控制器第二表面122和第二腔体第二端部160之间的纵向距离等于最大行程和最小行程之间的差，即ST_max-ST_min。
[0090] 在该具体实施例中，最小行程STmin基本上不低于L2+L3，因为否则的话两个辅助流动机构都在最小行程下被开启，导致第一端口和第二端口之间通过辅助流动机构和旁路通道的直接开放流动。该状况在图17所示的实施例中不会出现，其中两个辅助流动机构同时开启在机械上是不可能的，在图18-20所示的实施例中，其每一个都仅包括一个辅助机构。因此，当需要时，最小行程可被设计为零，使得发动机气门在动力关闭时自动关闭。在几何上，行程控制器123被允许在弹簧力的作用下沿第一方向行进，直至发动机气门20关闭。
[0091] 对图1所示的优选实施例的行程的连续控制可通过比例压力控制子系统或阀(此处未示出)来改变行程控制压力P_ST而实现。一个比例压力控制阀可控制几个液压致动器，例如，发动机的所有进气致动器。还可通过主动改变高压P_H而同时使行程控制压力P_ST相对固定来改变行程，这是切实可行的，因为所需锁定压力随行程以及弹簧的预载荷而减小。如果需要，可控制P_ST和P_H两者，特别是在如果P_H由于其它原因不得不改变的情况下，例如为了节能而采用低行程的情况下。
[0092] 如果不需要行程的连续或比例控制功能，则图1所示的实施例仍然可以通过在两个值下设置P_ST而被有效地使用，所述两个值为：获得最小行程的低值和用于最大行程或正常完全开启行程的高值。如后面解释的，如果致动弹簧62和58是机械压缩弹簧，则最小行程位置对于致动器30的启动来说是必要的。为了简单起见，这两个值可简化为P_H和P_L，可使用三通阀来选择，此处未示出。
[0093] 第一部分油缸114和第二部分油缸115分别具有长度L_1和L_2。所需的是，致动活塞46不会撞击到油缸第一端部132，且在致动活塞第一表面92和油缸第一端132之间仍存在距离时，致动活塞46沿第一方向或发动机气门关闭方向的行进总是通过发动机气门头22和发动机气门座26的接触而停止，以适应由于机械
精度、磨损和
热膨胀导致的发动机气门间隙调节。当沿第二方向移动和开启发动机气门时，致动活塞46在其第二表面98撞击油缸第二端134时停止，如果设计适当的缓冲机构或
挤压油膜机构，这种撞击可以不必是金属对金属的接触。优选地，长度L_1和L_2的总和基本上小于气门行程ST或最大气门行程ST_max，以使液压能量损失最小化。
[0094] 第一轴肩44和第二轴肩50用于与第一孔68和第二孔106一起工作来作为缓冲器，以在轴组件31沿第一方向和第二方向的行进终点附近分别提供缓冲。当沿第一方向行进时，一旦致动活塞第一表面92超出旁路第一边缘94，则致动活塞46把液压流体从第一流体空间84推到第一油腔40。在行程结束前，第一轴肩44被推进第一孔68，因为第一轴肩44和第一孔68之间的窄径向间隙而导致流动限制，以及导致第一流体空间84内的和在致动活塞第一表面92上的升高的压力，这使得轴组件31减速。通过第二轴肩50和第二孔106之间的径向间隙导致的类似流动限制有助于缓冲轴组件31和发动机气门20沿第二方向的运动。在实物上，流动限制可被以不同于径向间隙的其它形式实现。例如，
槽口或槽(未示出)可被切进轴肩44和50中或切进第一孔68和第二孔106的壁中，以建立所需的限制流动开口，而轴肩和孔之间的间隙保持紧密。
[0095] 为防止流体不足或气蚀现象——即分别在发动机气门的开启和关闭运动的起始时在第一流体空间84和第二流体空间86内的、上述限制或缓冲机构的潜在的负面效应——可以在第一流体空间84和第二流体空间86中增加额外的空间或流体体积，这些空间或流体体积即使当致动活塞46分别处于沿第一方向和第二方向的最远位置时也仍然存在的、即没有被排掉的。例如，在第一孔68至第一流体空间84的开口处和第二孔106至第二流体空间86的开口处，这些额外的体积可以是较大的
倒角。它们还可以——但不限于——是油缸第一端部132和第二端部134以及致动活塞第一表面92和第二表面98上的较大的沟槽或沉割槽。这些额外的体积通常对于第二流体空间86来说更重要，因为当发动机气门处于开启位置、致动活塞第二表面98与油缸第二端部134接触时，其体积可接近于零。所增加的体积还可以有助于平衡两个流体空间84和86的每一个之中的——而非二者之间的——压力，这对于第二流体空间86来说又是更加需要的。如果需要，轴肩44和50的长度可被延伸，以在加入倒角时保持其有效缓冲功能。
[0096] 同心缠绕在发动机气门杆24和第二活塞杆66上的分别是第一致动弹簧62和第二致动弹簧58。第二致动弹簧58被行程控制器第二表面122和弹簧座60支承，而第一致动弹簧62被气缸头表面124和弹簧座60支承。弹簧座60还可被制造用于作为轴组件31和发动机气门20之间的、或更具体地或局部地作为第二活塞杆66和发动机气门杆24之间的机械连接。致动弹簧62和58总是处于压缩状态。优选地它们在主要几何、物理和材料参数方面相同，例如硬度、
节距和
钢丝直径、以及自由长度，因此它们的长度基本上相等，且当由两个相对弹簧的力导致的净弹簧力为零时弹簧62和58处于中性状态或位置时，弹簧座60位于行程控制器第二表面122和气缸头表面124之中间。
[0097] 轴组件31主要处于两个静态液压力和两个弹簧力之下。两个静态液压力是致动活塞第一表面92和第二表面98处的压力。两个弹簧力是两个致动弹簧62和58对弹簧座60的力。数学上，两个弹簧力可被结合为净弹簧力。
[0098] 发动机气门20通常处于发动机气门头22的第一表面128和第二表面130上的两个空气压力下。液压致动器30和发动机气门20也经受各种摩擦力、稳态流动力、瞬态流动力、接触力和
惯性力。通过由于流体流动或柏努利(Bernoulli)效应造成的静压力再分配而产生稳态流动力。通过流体质量加速导致瞬态流动力。当这些部件处于实物接触时，接触力位于发动机气门头22和气门座26之间以及致动活塞46和行程控制器123之间。
[0099] 由于较大量值的加速或因为快速正时，由于具有惯性的物体(这里不包括流体)加速导致惯性力，它们在发动机气门组件中非常重要。
[0100] 在图1中，存在3个
密封件87、88和89用于防止外部流体泄漏。如果需要，可增加密封件，以防止各端口、腔室、通道等之间的内部泄漏。如果需要，还可去掉密封件87、88和89，以减少相关摩擦力，可以利用公差控制来最小化外部泄漏，以及设计适当的导流装置以使不能防止的泄露返回到流体箱内。
[0101] 启动
[0102] 当动力关闭时，系统的状态基本上处于图1所示的状态。致动换向阀80在其默认或右位置。第二端口42和第一端口56分别连接到P_H和P_L管线。P_ST、P_H和P_L管线都处于零基准压力，因为泵71被关闭。在液压致动器30上没有净液压力，且在发动机气门20上没有空气力，因为发动机没有运转。
[0103] 忽略摩擦力和重力，行程控制器123被第二致动弹簧58和行程弹簧63沿第一方向一直推到靠在第二腔体第一端部158上。两个致动弹簧62和58被同等压缩，以保持力的平衡或处于中性位置。通过适当的纵向尺寸控制和设计，致动活塞46和旁路通道48的长度优选地基本上相等，且致动活塞46被沿第一方向稍微偏离地
定位。结果，致动活塞46稍微交叠第一部分油缸114且稍微错开第二部分油缸115，第一杆通道150稍微交叠第二辅助油腔41，第二杆通道152稍微错开第一辅助油腔105，第一活塞杆34稍微错开第一油腔40，且第二活塞杆66完全交叠第二油腔104。作为进一步的结果，第一流动机构FM1和第二辅助流动机构FM2S被稍微打开，同时第一辅助流动机构FM1S和第二流动机构FM2更加受限制。上述的错开、交叠、打开和限制的程度随气门间隙的增加而增加。发动机气门20具有小于L1的开口。
[0104] 发动机启动时，液压泵71首先被打开以增压液压线路。在车辆运转期间，液压泵71优选地被发动机直接驱动。还可使用辅助电动装置(未示出)来启动液压泵71，或可以增加电驱动辅助泵(也未示出)。
[0105] 在此时，行程控制压力P_ST被控制在其最小值，使得行程控制器123保持静止且与第二腔体第一端部158接触。致动换向阀80仍处于图1所示的默认或右位置，第一端口56和第二端口42被分别连接到低系统压力P_L和高系统压力P_H。第一流体空间84和第二流体空间86因此分别通过第一流动机构FM1和第二辅助流动机构FM2S而处于低系统压力P_L和高系统压力P_H，尽管它们的开启程度受到限制。
[0106] 两个流体空间84和86之间的压差足以沿第一方向驱动致动活塞46且增强第一流体机构FM1和第二辅助流体机构FM2S中的开启，这导致轴运动和压差之间的正反馈，直至启动完成，而同时该运动被发动机气门头22和座26之间的机械接触所停止，如图3所示。轴组件31和发动机气门20将处于该位置，因为活塞46上的差压力被设计为超过净弹簧返回力且把它们锁定于其位。
[0107] 图3所示的状态是发动机气门20的持续最长的稳定状态，对于典型的发动机运转来说其约占
热力学循环的3/4。对于循环的其余部分的大部分来说，发动机气门20行进到另一稳定状态(全开启状态)，保持在那里，且从该处返回。
[0108] 在上述沿第一方向的启动中，致动活塞46和旁路通道48长度基本相等，且致动活塞46纵向地定位在开始时沿第一方向稍微偏位。这是较好的启动条件。如果致动活塞46的纵向定位没有在开始时偏位，则初始压力和动能的建立可能不是那样快，但其仍能进行。如果致动活塞46的纵向定位在开始时沿第二方向稍微偏位，则在启动期间将有流动机构的切换，对于第一流体空间84来说是从第一辅助流动机构FM1S切换到第一流动机构FM1，对于第二流体空间86来说是从第二流动机构FM2切换到第二辅助流动机构FM2S。
[0109] 如果旁路通道48实质上比致动活塞46短，则在两个端口42和56之间将存在流体短接，因此将有大量的能量损失，这是由于致动活塞46同时交叠第一部分油缸114和第二部分油缸115时，因此两个杆通道150和152分别被同时连接到第二端口42和第一端口56。启动过程仍可进行，尽管不是有效地，只要所导致的压力损失不是太显著即可。这启动过程中发生的短接现象也可发生在短行程运转中。
[0110] 如果旁路通道48实质上比致动活塞46长，则若在开始或中性位置处启动会遇到问题，致动活塞46不与两个部分油缸114和115的任一个交叠，且第一流体空间84和第二流体空间86被旁路通道48短接，且处于基本上相同的压力下，结果没有用于启动的驱动力。如果在沿第一方向的启动的开始时致动活塞46交叠第二部分油缸115，然后与第二部分油缸115的交叠脱离，但还没有拥有足够的动能来跳越下一短接距离，则启动也可能遇到问题。同样，如果在沿第二方向的启动的开始时致动活塞46交叠第一部分油缸114，则启动会失败。
[0111] 如果需要，也可沿第二方向完成启动，或者如果致动换向阀80被转到左位置以分别将第一端口56和第二端口42连接到P_H和P_L管线，则发动机气门20在结束时开启。
[0112] 气门以最大行程开启和关闭
[0113] 图5是有助于解释液压致动器30的一般运作的表格。其用最大行程的例子进行说明。利用最大行程控制压力，行程控制器沿第二方向被一直推动，且允许图4所示的最大行程。从完全关闭位置启动，发动机气门开启Xev＝0，通过将致动换向阀80切换到右位置，分别将第一端口56和第二端口42连接到高压P_H和低压P_L，可开始开启行程或沿第二方向的行进。第一流体空间84和第二流体空间86分别通过第一流动机构FM1(如图2中限定)和第二辅助流动机构FM2S(如图2中限定)连接到第一端口56和第二端口42，且它们各自的压力置换极性连接到高压P_H和低压P_L，导致沿第二方向的液压力，其与净弹簧力一致沿第二方向释放且加速轴组件31和发动机气门20，开启发动机气门20。轴组件31和发动机气门20快速地达到一定的速度。本发明的非常重要的特征是克服了摩擦损耗和发动机气缸压力，净液压力是沿第二方向的且有助于发动机气门打开，这是由来自液压设计的额外能量贡献所产生的，其附加于锁定释放功能。当速度达到一定水平时，因为第一轴肩44和其它约束的缓冲，在第一流体空间84内可存在从P_H值的显著压力下降。因为有各种
流动阻力，第二流体空间86还可处于比P_L高的压力。
[0114] 一旦致动活塞46脱离或错开第一部分油缸114，如图2所限定的所有流动机构FM1、FM2、FM1S和FM2S被阻塞，且流体穿过旁路通道48从第二流体空间86转移到第一流体空间84，以适应活塞运动。由于较低的阻力，在两个流体空间84和86之间没有显著的压力差，而它们的绝对压力值可降低到P_H至P_L之间，这取决于总体泄漏状况。当发动机气门开启Xev位于大约L3和(ST-L2)之间时，旁路是有效的，在这期间基本上没有消耗显著的液压动力，且液压致动器30首先主要被致动弹簧62和58驱动且接着主要被它们减速。储存在作为一个整体的弹簧62和58内的势能首先被释放且连续加速液压致动器30和发动机气门20，直至穿过行程的半程点；之后，致动弹簧62和58作为整体开始抵抗沿第二方向的运动且把动能转化为势能。在行程的半程点处，发动机气门达到其最大速度。
[0115] 当发动机气门开启Xev位于(ST-L2)和ST之间时，一旦致动活塞46交叠或结合第二部分油缸115，则第一流体空间84和第二流体空间86分别通过第一辅助流动机构FM1S和第二流动机构FM2，重新建立它们与处于其各自压力值P_H和P_L下的第一端口56和第二端口42的流体连通，导致沿第二方向的净静态液压力。旁路通道48不再有效。净弹簧力仍然处于第一方向，随着行程而增加，且减慢轴组件31和发动机气门20。
[0116] 由于第二轴肩50穿入第二孔106更深，所导致的流动限制产生在第二流体空间86内的动态压力升高，导致沿第一方向的动态缓冲力，以减慢轴组件31和发动机气门20。缓冲力随着行程和行进速度而增加，且当行进停止时降到零。
[0117] 因此存在三个主要的力：沿第一方向的弹簧力、沿第二方向的静态液压力、和沿第一方向的动态缓冲力。弹簧力抵抗和减慢发动机气门的开启。特别是如果沿途存在过度的能量损失且在轴组件31和发动机气门20内没有足够的动能使它们一直行进至完全开启，静态液压力有助于发动机气门的开启。如果在致动活塞46撞击第二部分油缸115的油缸第二端部134之前它们行进的太快的话，缓冲力倾向于减慢轴组件31和发动机气门20。在全开启时，即发动机气门开启Xev等于行程ST，速度为零，缓冲力消失，且静态液压力被设计的足够大，以抵抗净弹簧力和其它较小的力来保持发动机气门20就位。
[0118] 油缸第一端部132和第二端部134的表面和致动活塞第一表面92和第二表面98不必是如图1所示的平面，且它们可具有一些锥度以改善
应力分布，以及可具有某种形状以有助于用于减少冲击的挤压油膜作用，和具有防止静摩擦力(stiction)的其它形状。还可在油缸第二端部134设计缓冲器，其方式是在开启行程结束时，至少在动态运行期间，致动活塞46不会金属对金属地撞击油缸第二端部134，因为没有足够的时间挤压出局部的聚集流体。
[0119] 关闭发动机气门实际上是上述开启过程的反过程。其在图5中的表的下半部中被描述。其通过将致动换向阀80转到其默认或右位置而被触发。
[0120] 在其它行程值下的气门开启和关闭
[0121] 在其它行程值下的开启和关闭过程通常与最大行程的过程相同。在较短的行程中，行进的较短部分被旁路
覆盖，且如果系统压力不改变的话，整个弹簧力水平和峰值行进速度降低。当行程被减少到最小行程STmin时，旁路阶段完全消失。
[0122] 备选结构
[0123] 图6描述了本发明的备选实施例。致动器30e不同于图1-4所示的致动器，主要在于辅助流动机构FM1S和FM2S的设计，二者不再构造在轴组件31e内部的深处。第一杆通道150e和第二杆通道152e变成两个环形沉割槽。行程控制器123e还包括：第一辅助油腔延伸部110，其可以是第二孔106内的环形沉割槽且沿第二方向外侧的第一辅助油腔105；第三沟槽111，其为沿第二方向在第二沟槽109外侧的的一个或多个沉割槽。第一辅助油腔延伸部110和第三沟槽111通过一个或多个沿径向方向的孔而流体连通。壳体64e还包括：第二辅助油腔延伸部112，其沿第二方向离开第二辅助油腔41有较短的距离；和流体连通通道E-E-E，其与第二辅助油腔延伸部112和旁路通道48流体直接相通，且通过第三沟槽111与第一辅助油腔延伸部110流体连通。独立于行程控制器123e的轴向位置，第三沟槽111具有纵向扩张部，足以保持E-E-E通道和第一辅助油腔延伸部110之间无中断的流体连通。
[0124] 由于上面的变化，图6所示的第一辅助流动机构FM1S和第二辅助流动机构FM2S不同于图2中所示的，而第一流动机构FM1和第二流动机构FM2保持基本相同的设计。如图6所示，第一辅助流动机构FM1S连通第一端口56和第一流体空间84，其穿过第二沟槽109、第一辅助油腔105、第二杆通道152e、第一辅助油腔延伸部110、E-E-E通道和旁路通道
48。第一辅助流动机构FM1S仅在致动活塞46纵向交叠或穿入第二部分油缸115时开启。
[0125] 第二辅助流动机构FM2S连通第二端口42和第二流体空间86，其穿过第二辅助油腔41、第一杆通道150e、第二辅助油腔延伸部112、E-E-E通道和旁路通道48。第二辅助流动机构FM2S仅在致动活塞46纵向地交叠或穿入第一部分油缸114时开启。
[0126] 第一辅助油腔延伸部110、第二辅助油腔延伸部112和第三沟槽111的增加是为了保持轴组件31e上径向方向的流体静力平衡，其还可使得行程控制器123e和壳体64e变长成为必要。
[0127] 图7描述了本发明的备选实施例，其中第三沟槽111f和其相关的特征被设置成平行于第一沟槽108f和第二沟槽109f或设置在第一沟槽108f和第二沟槽109f之间，以节省纵向空间。其行程控制器123f在图8中被详细示出。第一、第二和第三沟槽108f、109f和111f与前面的形式类似的是其为用于平衡侧向力的轴对称形式，而不同于前面的形式的是没有足够的空间来完全覆盖整个周边。除了第一辅助流动机构FM1S的空间布置形式以外，其流动机构FM1、FM2、FM1S和FM2S大致与图6所示的实施例中的相同。图7和8所使用的方案是绕周边平行地设置沟槽，如果必要，该方案还可用于图1中的实施例中的沟槽108和
109，以节约径向空间，如图14所示。
[0128] 现在参考图9，其为本发明的另一备选实施例的图。该备选实施例利用第一和第二辅助流动机构FM1S和FM2S的另一种设计，二者通过第一辅助通道136和第二辅助通道138分别被连接到旁路通道48。与图7和8中的设计相比较，其大大简化了设计，特别是对于第一辅助流动机构FM1S来说更是如此，且减少了内部泄漏。然而，其要求在行程控制器123h和旁路通道48内有一定的最小量的空间，以使第一辅助通道136具有足够的截面尺寸。为了给第一辅助通道136提供空间，独立于行程控制器123h的纵向位置，从行程控制器123h到壳体64h使第一沟槽108h和第二沟槽109h重新定位，基本上在相同的纵向位置，但是在那里它们仍可以保持第二油腔104h和第二端口42之间的流体连通以及第一辅助油腔105h和第一端口56之间的流体连通。沟槽的可取舍的重新定位可用于其他实施例，且还可用于第三沟槽111。
[0129] 现在参考图10，其为本发明的另一备选实施例的图。致动器30u不同于图1-4中的，主要在于行程控制器的纵向位置的控制，该形成控制器现在与纵向位置控制机构机械地结合，所述纵向位置控制机构例如为一组齿条126和齿轮127。齿条126被实体地连接到行程控制器123u，不再需要用壳体64u形成行程控制室。为了更好的力的平衡，可选择增加另一组齿条126和齿轮127，与图10所示的齿轮齿条相对或成180度。齿条126基本上平行于行程控制器123u或致动器30u的轴线，且其线性位移变成行程控制器123u沿第一或第二方向的线性位移。在发动机上，一个齿轮127或装有多个齿轮的一个轴——此处未示出——可被设计用来控制多个致动器齿条126，例如在
气缸组上的所有进气气门致动器或排气气门致动器。齿轮127可被任何旋转致动器致动，例如电液式
马达或步进马达。还可以使用其它机械装置从致动器30u的第一方向端部或第二方向端部来控制行程控制器123u的位置，所述其他机械装置例如是滑楔(sliding wedge)或凸轮。纵向位置控制机构可控制气缸组(cylinder bank)或气缸上的所有进气气门或排气气门的每个行程控制器123u。
[0130] 参考图11，其为本发明的另一备选实施例的图。在该实施例中，行程控制器123v经由一个或多个销140控制，其被纵向位置控制机构(图11中未示出)进一步驱动，所述纵向位置控制机构例如是凸轮或滑楔或电液控制的位置伺服系统。销140可被刚性地连接到或简单地机械接触行程控制器123v。如果是简单的机械接触，则行程控制器123v上的剩余轴向力的总和须沿第一方向，如果没有来自致动弹簧58的足够的预载荷，则可由可取舍的行程弹簧63来辅助。如果例如由于来自致动弹簧58的预加载太多而需要沿第二方向的额外的力，则室125v可被加压，类似于图1中的行程控制室125，且应考虑销140和孔141之间的额外的密封。否则，因为密封件89v的巧妙位置、或行程控制器123v和第二腔体144之间以及销140和孔141之间大的径向间隙、或这两种情况同存，室125v不会被加压。
[0131] 销140可滑动地穿过制造在壳体64v中的销孔141。销孔141不与第一端口56和第二端口42以及如图1所示的相关的流动通道干涉，且不是必须设置在与这些端口56和42以及通道相同的平面内。这就是为什么第一端口56和第二端口42和相关的通道没有在图11中示出，这并不排除它们因致动器30v的合适的功能而存在。
[0132] 如果空间允许且作为另一种选择，则销140可被设置——在图中未示出——以推动或机械地连接到旁路第二边缘100，而不是行程控制器第一表面121v，导致使用较短的销140和销孔141。
[0133] 对于上述公开的和暗示的所有行程控制机构，控制的速度应被适当地调节，使得在单一气门切换操作中的行程变化没有大到足够中断致动器的摆动运行。结合摩擦损失和克服发动机气缸气压的要求，例如，如果行程增加等于或超过距离L2，有可能会防止致动活塞46到达如图1所示的第二部分油缸115，导致锁定失效，因为在较短的行程的开始时储存在弹簧中的势能不足以经过中间转化为动能后再在后来将弹簧压缩到更长的距离，这甚至在第一部分油缸114内加入液压能量的情况下也是可能的。另一方面，在行程中大的行程减少会使缓冲机构在行程结束时的操作出现额外的能量，导致不必要的大的金属撞击、额外的应力和不寻常的噪音。
[0134] 参考图12，其为本发明的另一备选实施例的图。该实施例不同于图1，主要在于其沿第一方向的端部的结构。代替暴露于空气中，第一活塞杆第一端部35浸在封闭的第一孔68w内的流体中，该流体由压力为P_END的流体供应源通过第四端口45和第一端部沟槽67供应。第一端部沟槽被纵向定位，使得当发动机气门20接近其关闭行程的终点时，一些流体被收集在第一孔68w的端部且可以仅通过在第一孔68w的
侧壁上的一个或多个槽口69脱出，导致缓冲作用，以帮助发动机气门20实现其在发动机气门座26上的软着落或冲击。
该缓冲机构可补充或代替在发动机气门关闭运动中由第一轴肩44实现的缓冲功能，通常降速要求在发动机气门关闭运动时比气门开启运动时更重要。所述缓冲机构的细节——既槽口69和第一端部沟槽67——仅是出于说明的目的。缓冲功能还可以通过其它已知的方式实现，如用第一活塞杆34和靠近第一方向端部的第一孔68w之间的特定径向间隙设计代替槽口69。
[0135] 利用盖住的第一孔68w，第一活塞杆第一端部35还在开启和关闭行程的其余期间泵送流体，且经受沿第二方向的液压压力，其量值取决于P_END值。该液压压力有助于发动机气门20在开启行程中克服气缸气压；其在气门关闭期间阻止发动机气门20，而考虑到在关闭期间作用在发动机气门20上的更有利的气压，这阻力也就并不是太糟糕。适当地选择P_END值，流体的这种泵送作用在开启和关闭行程中对于平衡总体的力和能量的需求方面有额外的好处。理想地，P_END值应等于P_L值，以节省压力控制装置。还有，利用盖住的第一孔68w，可消除潜在的外部泄漏点。
[0136] 参考图13，其为本发明的另一备选实施例的图。该实施例包括端部换向阀82a或82b，二者可分别以图13a和13b中所示的两个不同方式设置。致动器的其余部分与图12中的相同，且因此省略其说明。在图13a中，当阀82a处于其左位置时端部换向阀82a用于将第四端口45连接到流体供应源P_END，或者当阀82a处于其右位置时将第四端口45连接到流体管线192。流体供应源P_END非常类似于图12中描述的且用于正常的气门动作，如在正常的燃烧循环中的开启和关闭。当第四端口45被连接到通常携带有压力值在P_H和P_L之间改变的流体的流体管线192时，第一活塞杆第一端部在气门开启行程的整个过程中经受高的液压力，且在关闭期间经受非常小的液压力。这增加了对气门开启的大的助力作用，这可被有效地用于使用在大
卡车中的压缩
制动和在空气混合动力(air hybrid)车辆中的高气缸气压气门的运行。在图13a中，端部换向阀82a仅用于从正常操作到所谓压缩制动操作以及相反过程的模式改变的切换。而每个发动机气门行程的快速切换则由图13a中未示出、供应流体管线192的致动换向阀来实现。
[0137] 在图13b中，端部换向阀82b被用于将第四端口45连接到压力P_E1下的流体或者连接到压力P_E2下的流体。压力P_E1和P_E2分别是较低和较高的压力。理想地，P_E1和P_E2分别等于P_L和P_H。在正常的气门开启和关闭操作过程中，端部换向阀82b处于其左位置，且致动器30w的运转类似于图12中的。在压缩制动或其它高气缸压力操作中，端部换向阀82b以与致动换向阀(此处未示出)相同的
频率切换，以保持在第一活塞杆上的助力作用力与致动活塞(此处未示出)上的推进作用力同步。在这种情况下，助力的程度可通过改变当端部换向阀82b处在其右位置的时间周期来调节。
[0138] 参考图14，其为本发明的另一备选实施例的图。该实施例包括端部流动控制机构，例如端部缓冲阀208或端部流动控制器212，以控制第一孔68w的端部和第四端口45之间的流体连通。端部缓冲阀208应分别通过处于其右或左位置而打开或关闭槽口69的缓冲作用。当端部缓冲阀208处于其右位置时，第一孔68w的端部和第四端口45之间的流体连通被关闭，且槽口69起到有效的缓冲器的作用。当端部缓冲阀208处于其左位置时，第一孔68w的端部和第四端口45之间的流体连通被打开，在第一孔68w的端部将没有充分的压力上升来提供缓冲功能。如果除了通过第一轴肩进行的缓冲以外，仅把槽口69用于提供额外缓冲，以在发动机
怠速或其它工况时实现超低着落速度，则这种槽口69缓冲功能的打开和关闭的选择是很有用的。另外，通过端部缓冲阀208的左位置的充分开放流动会解除这种额外的缓冲。
[0139] 端部流动控制器212具有比端部缓冲阀208更连续可变的特性。利用端部流动控制器212，可在第一孔68w的端部和第四端口45之间引入各种程度的旁路流动。端部流动控制器212可与槽口69一起工作或完全替代槽口69，实现各种程度的缓冲。其甚至可代替第一轴肩44的缓冲功能。
[0140] 槽口69仅是缓冲机构设计的一个例子。相同的缓冲功能可通过各种已知的设计实现。例如，可去掉在第一孔68w的侧壁上的槽口69而在第一活塞杆34的端部增加锥度或槽口。
[0141] 端部缓冲阀208和端部流动控制器212可被电动或液压装置驱动，在图14中未示出。例如，流动控制装置可通过压缩弹簧和处在流体控制压力下的表面之间的力的平衡而被简单地驱动，在图14中未示出。这种控制压力可以简单地是行程控制压力P_ST或系统高压P_H，其每一个在发动机怠速运行期间处于较低的值。
[0142] 作为设计的选择，还可行的是端部缓冲阀208或端部流动控制器212控制第一孔68w与第一端部沟槽67而非第四端口45之间的流体连通。
[0143] 图14中的实施例还包括额外的行程控制室222和相关的第五端口220。该额外行程控制室222提供更多的方式以控制行程控制器123x的位置。理想地，额外行程控制室222和其压力为P_ST2的流体源之间的流体连通应被限制为如同行程控制室125和其压力为P_ST的流体源之间的那样，以有助于缓冲在发动机气门开启和关闭动作期间行程控制器123x的过度的动态运动。这种限制可通过在第五端口220和压力为P_ST2的流体源之间设置限制性的第五端口220或某些其它孔口或限制装置而实现。
[0144] 额外行程控制室222和行程控制室125分别在沿第二方向和第一方向上更有效地限制行程控制器123x的动态运动，因为它们各自的对于由流体压缩导致的压力增加的能力。另一方面，针对由于气蚀现象造成的体积膨胀导致的压力下降，存在相对较小的回旋余地，这种压力下降通常是应避免的。如同P_ST流体源，P_ST2流体源不必是独立控制的流体源，而其可以是简单的已有的流体源，例如低压P_L供应源。
[0145] 图14中的实施例还包括第一弹簧座236和第二弹簧座234，和相关的第一锁部240和第二锁部238，二者为前面的实施例所示的弹簧座60的一种可能的变换。第二弹簧座234和第二锁部238被装配到活塞第二杆端部242，以有助于保持第二致动弹簧58，且第一弹簧座236和第一锁部240被装配到发动机气门杆端部244，以有助于保持第一致动弹簧
62。在最终装配后，活塞第二杆端部242和发动机气门杆端部244被直接地或通过一个或多个
垫片246保持实物接触，所述垫片用于补偿制造误差，其还可通过把垫片246设置在致动器壳体64x和气缸头248之间的接触面232处来补偿。
[0146] 图14所示的实施例还包括在第一腔体142的第一方向端部处的旁路沉割槽210。该旁路沉割槽210使得可以减少行程控制器123x的直径，且因此减少旁路第二边缘100的横截面面积和沿第二方向作用在行程控制器123x上的液压力，同时仍保持或实现旁路通道48x的合理大小的流动面积。该设计备选地提供了另一途径，以有助于实现行程控制器
123x上适当的力的平衡。行程控制器123x还包括针对用于第二油腔104x、第一沟槽108x、第一辅助油腔105x和第二沟槽109x的设计变化。第一沟槽108x和第二沟槽109x基本上沿纵向轴线116互相交叠以减少致动器的长度，且所述两沟槽绕周缘方向交错以避免彼此干涉。优选地，第一沟槽108x和第二沟槽109x的每一个都具有两个或多个子沟槽，其中的一个在图14中示出，所述子沟槽轴对称地绕周缘方向分布，用于流体力的平衡。第一沟槽
108x的子沟槽是互相连接的，用于通过第二油腔104x流体连通，且第二沟槽109x的子沟槽是互相连接的，用于通过第一辅助油腔105x流体连通。第二油腔104x和第一辅助油腔
105x优选地是绕第二孔106的整个周缘的沉割槽。
[0147] 由于绕周缘的沟槽108x和109x的不连续特性，如管状键250这样的某种机构被用于防止行程控制器123x绕周缘随意移动，和用于保持第一沟槽108x和第二端口42之间以及第二沟槽109x和第一端口56之间的正确对准和流体连通。在装配期间，管状键250可被推动穿过第二端口42并与壳体64x压配合，处在图14所示的位置，其一部分径向延伸进入第一沟槽108x的一个子沟槽中。该径向延伸有助于限制行程控制器123x的旋转。
[0148] 参考图15，其为本发明的另一备选实施例的图，该实施例还包括第一活塞杆延伸部214和一个或多个连接阻尼孔252。第一活塞杆延伸部214是可取舍的，且在必要或需要时用于减少第一活塞杆第一端部35x的表面积，且因此在发动机气门切换动作期间排移的流体体积。
[0149] 连接阻尼孔252用于提供到额外行程控制室222的流体连通，代替第五端口220，因此当两个独立行程控制流体源不是必要时，去掉P_ST2流体源。连接阻尼孔252足够小，与额外行程控制室222一起工作，以给行程控制器123x提供阻尼。同时，对于行程控制功能，还有来自两个控制室125和222的流体力，因为尽管它们处于相同的静压力P_ST下，但它们的横截面面积不同。
[0150] 参考图16，其为本发明的另一备选实施例的图。该实施例包括在第一致动弹簧62y和第二致动弹簧58y的空间配置上的变化，所述两弹簧基本上沿纵向轴线116彼此交叠，以减少致动器30y的长度。这种配置通过在较小的第一弹簧座236y上适当地延伸的钟形第二弹簧座234y提供。两个致动弹簧62y和58y在其实物形状上如图16所示不再相同，第二致动弹簧58y具有比第一致动弹簧62y大的尺寸。弹簧和弹簧座之间的实物差别可被容易地置换，如果愿意，使第二致动弹簧58y套在第一致动弹簧62y的内部，在图16中未示出。
[0151] 该实施例还包括在第一沟槽108y和第二沟槽109y的空间配置上的变化，所述两沟槽从行程控制器123y到壳体64y重新定位，同时不管行程控制器123y相对于致动器壳体64y的纵向位置，仍然保持它们的功能以分别保持第二油腔104y和第二端口42之间以及第一辅助油腔105y与第一端口56之间的流体连通。沟槽108y和109y还有助于保持行程控制器123y上的流体静力平衡。这种变化还可用于其它实施例。
[0152] 虽然通常优选的是使用相同的致动弹簧以具有对称摆动，还可能有其它要求和/或状况，更希望具有不对称摆动。例如，图16所示的实施例还示出了动力关闭状态下的让发动机气门完全关闭的一种选择。还可能希望的是，使致动弹簧62y和58y的力偏压发动机气门20到第二方向，以抵抗更偏向于第一方向的气缸的空气压力。这种偏压还可有助于降低发动机气门着落速度。
[0153] 数学上，来自第一致动弹簧62y和第二致动弹簧58y的各弹簧力F1和F2为[0154] F2＝[F2o+K2×(STmax-ST)/2]-K2×(Xev-ST/2)和
[0155] F1＝-[F1o+K1×(STmax-ST)/2]-K1×(Xev-ST/2)，
[0156] 其中，力在沿开启方向或第二方向驱动发动机气门20时是正的。当行程ST等于最大行程STmax时和当发动机气门位移Xev等于一半的行程ST/2时，力F1o和F2o分别是第一致动弹簧62y和第二致动弹簧58y的弹簧预载荷。K1和K2是各个弹簧系数。此处，弹簧62y和58y被认为是基本上线性的且因此具有恒定的弹簧系数。当更需要非线性弹簧时，类似的方法可被用于这种应用。还有，它们可被用于图16未示出的其它实施例。总的致动弹簧力F等于F1与F2的和，且因此
[0157] F＝[(F2o-F1o)+(K2-K1)×(STmax-ST)/2]-(K2+K1)×(Xev-ST/2)
[0158] 或
[0159] F＝Fo-K×(Xev-ST/2)，
[0160] Fo和K为总预载荷和弹簧系数，且
[0161] Fo＝(F2o-F1o)+(K2-K1)×(STmax-ST)/2和
[0162] K＝K2+K1
[0163] 总弹簧系数K的值主要根据所需的摆动系统的自然频率决定，这又是基于所需的发动机气门切换时间。
[0164] 例如，如果当动力关闭且当行程ST处于其最小行程STmin时，需要利用来自发动机气门座26的接触力Fmino完全关闭发动机气门20，同时在最大行程STmax下不对发动机气门20增加偏压，则可得到
[0165] F2o＝F1o，
[0166] K1＝(K+2×Fmino/STmax)/[2×(1-STmin/STmax)]，和
[0167] K2＝K-K1，
[0168] 其中，如果K＝100000N/m，STmin＝0.002m，STmax＝0.008m，且Fmino＝20N，则K1＝70000N/m且K2＝30000N/m，即，第一致动弹簧系数K1基本上高于第二致动弹簧系数K2。仅弹簧预载荷F1o和F2o的相对值被给出，且它们的绝对值考虑其它因素来决定，所述其他因素包括弹簧强度和长度、弹簧动态性能、以及保持活塞第二杆端部242和发动机气门杆端部244之间的连续接触的要求，这些对于下面的例子来说也是适用的。
[0169] 在另一例子中，如果分别在最小行程STmin和最大行程STmax需要将发动机气门20偏压到位置Xe_mino和Xe_maxo，则有
[0170] (F2o-F1o)＝K×(Xev_maxo-STmax/2)，
[0171] K1＝K×(Xev_maxo-Xev_mino)/(STmax-STmin))，和
[0172] K2＝K-K1。
[0173] 如果发动机气门20在最小行程STmin下即将关闭，则使Xe_mino＝0。如果偏压要抵抗气缸的空气压力，可使Xe_mino＞STmin/2和Xe_maxo＞STmax/2。例如，在STmin＝0.002m，STmax＝0.008m，K＝100000N/m，STmin/2＝0.001m，且STmax/2＝0.004m的情况下，使Xe_mino＝0.0015m和Xe_maxo＝0.0045m，则K1＝K2＝50000N/m且(F2o-F1o)＝50N，即第二致动弹簧预载荷F2o基本上高于第一致动弹簧预载荷F1o。
[0174] 类似地，可导出如果STmin＝0.002m，STmax＝0.008m，K＝100000N/m，STmin/2＝0.001m，且STmax/2＝0.004m，则致动弹簧须具有K1＝80000N/m，K2＝20000N/m和(F2o-F1o)＝50N，以在动力关闭时获得在最大行程下沿第二方向的50N的偏压力，且在最小行程下以30N的接触力关闭的发动机气门。
[0175] 在所有上面的讨论中，为了方便，第一致动弹簧62(或62y)和第二致动弹簧58(或58y)每个被认定或者图示为单个机械压缩弹簧。当为了强度、耐久性或装配需要时，第一致动弹簧62或62y和第二致动弹簧58或58y的任意一个或每一个都可包括两个或多个机械压缩弹簧的组合，例如同心嵌套的。弹簧子系统还可包括同时可受压和受拉的单个机械弹簧(未示出)。
[0176] 弹簧子系统可包括
气动弹簧(未示出)来代替机械弹簧，只要其能沿两个方向作用于致动活塞和趋于将致动活塞带到中性位置。利用气动弹簧，例如，通过在第一(气动)致动弹簧内保持低压和在第二(气动)致动弹簧内泵入高压力来将致动活塞偏压到第一部分油缸内和让发动机气门处于关闭位置，以初始化致动器。作为备选，通过泵入高压于第一(气动)致动弹簧，可将致动活塞偏压到第二部分油缸内和让发动机气门处于完全开启位置。
[0177] 参考图17a和17b，其为本发明的另一备选实施例的图。这些图，如同图2a和2b，为了便于图示和观看，并不包括致动器的所有零件。该实施例包括在辅助流动机构的设计上的另一种变化，使用三通往复阀260，其控制从第一端口56和第二端口42穿过旁路通道48x到第一流体空间84和第二流体空间86的流体连通。往复阀260包括往复阀阀芯261和往复阀第一孔274和第二孔276。往复阀阀芯261包括三个凸肩，三个凸肩中中间的一个
262能沿其轴线接合或交叠往复阀第一孔274和第二孔276，以分别阻塞从第一端口56和第二端口42到旁路通道48x的流体连通，如图17a和17b中所示。当致动活塞46没有接合在第一部分油缸114和第二部分油缸115内时，旁路通道48x进一步分别与第一流体空间84和第二流体空间86流体连通，如图17b和17a所示。
[0178] 往复阀阀芯261的纵向位置被来自位于往复阀阀芯261的纵向端部处的往复阀第一油腔264和第二油腔266的压力所控制。往复阀第一油腔264通过往复阀第一阻尼孔268与第一端口56流体连通，且其稳定状态的压力由此基本上等于第一端口56内的压力。在动态转变期间，由于在往复阀第一阻尼孔268的限制特性，两个压力值之间有延迟。在往复阀第二油腔266、第二端口42、和往复阀第二阻尼孔270之中存在类似的几何和物理关系。
[0179] 图17a和17b分别示出了两个稳定状态条件，其中第一端口56处于低压P_L和高压P_H，第二端口42处于高压P_H和低压P_L，致动活塞46完全接合在第一部分油缸114和第二部分油缸115内，往复阀阀芯261被沿第一方向和第二方向完全偏压，且往复阀中间凸肩262完全阻塞往复阀第一孔274和第二孔276，导致第一端口56和第一流体空间84之间通过第一流动机构FM1和第一辅助流动机构FM1S流体连通，以及第二端口42和第二流体空间86之间通过第二辅助流动机构FM2S和第二流动机构FM2流体连通。第一辅助流动机构FM1S经由非阻塞的往复阀第一孔274和旁路通道48x而被开启，如图17b所示；而第二辅助流动机构FM2S经由非阻塞的往复阀第二孔276和旁路通道48x而被开启，如图17a所示。
[0180] 在从图17a的状态转变到图17b的状态的过程中，轴组件31沿第二方向以与前面的解释相同或类似的方式行进，只要当致动活塞46被结合在第一部分油缸114和第二部分油缸115内时，第一辅助流动机构FM1S能分别被关闭和开启，且第二辅助流动机构FM2S能分别被开启和关闭。一旦致动换向阀80从右位置切换到左位置，至少起初时，第一端口56和往复阀第一油腔264经受其压力从低压P_L到高压P_H的快速上升，而至少起初时第二端口42和往复阀第二油腔266经受其压力从高压P_H到低压P_L的快速下降，导致作用在往复阀阀芯261上的净压力从第一方向到第二方向方向颠倒，且因此导致阀芯沿第二方向的运动。由于往复阀孔口268和270的限制特性，该运动导致使往复阀第一油腔264和第二油腔266内的压力值分别上升和下降的速度造成延迟，这可被用于实现所需的时序或阀芯位移随时间的变化，因此在致动活塞46脱离第一部分油缸114前，阀芯中间凸肩262基本上保持错开往复阀第二孔276，并在致动活塞46接合第二部分油缸115前，阀芯中间凸肩262基本上开始错开往复阀第一孔274。当致动活塞46没有接合在部分油缸114和115的任何一个中或处于旁路模式下时，往复阀阀芯261的位置不重要，加上致动器行进的大部分处于旁路模式，这为往复阀260的正时提供一些设计灵活性。为了减少能量损失，优选的是中间凸肩262不同时错开往复阀孔274和276。在最小发动机气门行程时，因为旁路时间期间较短或不存在，所以往复阀阀芯261和轴组件31的运动应大致同步化，由此往复阀
260的正时设计较多地取决于在最小发动机气门行程下的动态转变。
[0181] 对于从图17b所示状态到图17a所示状态的转变来说，动态特性是逆序的。图17a和17b中的设计细节仅作为示例。它们不排除其它变化。例如，往复阀260可不平行于轴组件31，且其运动部分可简单地为一球，而不是阀芯。当需要时，该运动部分可被至少一个弹簧偏压到默认或动力关闭位置。往复阀的切换可被一个或多个电
磁铁控制，而不是流体力，以实现更好的控制或更多的功能。
[0182] 相对于图12和13中的实施例，图17a和17b中的实施例不再需要第一辅助油腔105和第二辅助油腔41(见图12)，第一端部沟槽67(见图12)的功能被合并到加长的第一油腔40z中，且第四端口45(见图12、13a和13b)的功能通过第一端口56执行。由于去掉了第一辅助油腔105和第二辅助油腔41和第四端口45(见图12)，该实施例(图17)纵向上更紧凑。
[0183] 第一活塞杆第一端部35x处于第一端口56处的压力，其在开启行程期间处于高压P_H之下，图17中的这种配置——如同阀82a处于右位置的图13a中那样——特别适用于发动机排气气门的致动，以克服较高的发动机气缸压。
[0184] 参考图18，其为本发明的另一备选实施例的图。该实施例不包括第一辅助流动机构FM1S。其第一流动控制子系统仅包括第一流动机构FM1，由于纵向延伸的第一颈39使得所述第一流动机构FM1保持第一端口56和第一流体空间84之间充分开放的流体连通；此流体连通除了当第一轴肩44处于有效缓冲位置时的缓冲限制外，几乎独立于致动活塞46纵向位置。作为设计的备选例，第一流动机构FM1可包括一个或多个流体通道(在图18中未示出)，切割穿过壳体64且在第一流体空间84和第一端口56或第一油腔40之间，以代替第一孔68和第一颈39之间的环状空间。
[0185] 继续参考图18，第二流动控制子系统还包括第二流动机构FM2和第二辅助流动机构FM2S二者，当致动活塞46没有交叠第一部分油缸114和第二部分油缸115之一或致动器处于旁路模式时，所述两机构中的每一个都被中断流体连通。这防止第一端口56和第二端口42之间开放的流动，尽管第一流体空间84——由此加上旁路通道48以及第二流体空间86——与第一端口56处于流体连通状态。该实施例——其具有纵向延伸的第一流动机构FM1而没有第一辅助流动机构FM1S——简化和缩短了致动器30j的机械结构。
[0186] 就像一些前面的实施例，当第一活塞杆34沿第一方向越过第一端部沟槽67纵向交叠部分的第一孔68时，可利用第一孔68的封闭端、第一端部沟槽67和第一活塞杆34来提供附加的缓冲作用。杆34上的缓冲锥形部280提供不同程度的流动限制。在非怠速的发动机运行中，例如通过将端部缓冲阀切换到其左位置或开启位置且短接第一端部沟槽67和第一孔68的封闭端部，可以使用端部缓冲阀208来停止缓冲功能。图18所示的端部缓冲阀208是开关阀，且其可用图14所示的端部流动控制器212替换，以实现连续可变的控制。
[0187] 第一孔68的封闭端和第一端部沟槽67被压力为P_END的流体源通过第四端口45供应，其值或水平可根据某种功能需要来选择。例如，该供应源可被固定在低系统压力P_L，用于简单的缓冲功能。备选地，其可等于第一端口56处的压力，该压力在高系统压力P_H和低系统压力P_L之间交替。这建立了第一端口56和第四端口45之间的流动通道，在图18中未示出，或通过去掉外部第四端口45，直接建立第一端口56和第一端部沟槽67之间的流体通道。对于需要较大的开启力——例如用于发动机排气气门的情况来说是很需要的，其中在沿第二方向行进期间附加的致动力来自处于高系统压力下的第一活塞杆第一端35。为了简单，图18没有示出致动器30j的所有元件，例如致动弹簧，其为致动器的整体部件。
[0188] 图19描述了本发明的另一备选实施例。该实施例不包括第二辅助流动机构FM2S，且其第二流动控制子系统仅包括第二流动机构FM2，除了当第二轴肩50处于其有效缓冲位置时的缓冲限制外，几乎独立于致动活塞46的位置，所述第二流动机构FM2由于纵向延伸的第二颈53而保持第二端口42和第二流体空间86之间的流体连通充分打开。
[0189] 作为设计的备选，第二流动机构FM2可包括一个或多个流体通道(图19未示出)切割穿过行程控制器123且在第二流体空间86和第一沟槽108或第二油腔104之间，代替第二孔106和第二颈53之间的环状空间。第一流动控制子系统还包括第一流体机构FM1和第一辅助流动机构FM1S二者，当致动活塞46没有交叠第一部分油缸114和第二部分油缸115中的任何一个或者致动器处于旁路模式时，所述两机构中的每一个都被中断流体连通，如图19所示。这防止第一端口56和第二端口42之间开放的流动，尽管第二流体空间86——由此加上旁路通道48以及第一流体空间84——是与第二端口42流体连通的。该设计变化——其具有纵向延伸的第二流动机构FM2而没有第二辅助流动机构FM2S——简化和缩短了致动器30k的机械结构，特别是在致动器的第一方向端部。
[0190] 由于图18和19所示的实施例，如果需要，在第一活塞杆34和第二活塞杆66之间可存在相当的直径差，而不会在旁路模式中引起相当的液压锁定。这是由于分别通过在图18和19中的第一流体机构FM1和第二流体机构FM2的开放的流体连通而造成的。在图18中的实施例的情况中，如果第一活塞杆34基本上比第二活塞杆66小，则在致动活塞第一表面92上存在比致动活塞第二表面98上更大的有效受压面积，且因此即使在旁路模式中也存在沿第二方向或开启方向的净液压力。致动力中的纵向不对称在发动机排气气门中特别需要。几何不对称的程度和由此带来的功能的不对称的程度基于在气门开启时的气缸气压的值来预测，且如果需要和可行的话，这种不对称还可用在其它优选实施例。
[0191] 为了根据图20所示的实施例获得最大的开启力，第一油腔40m纵向延伸，同时第一活塞杆34m相对较短，因此第一活塞杆第一端部35m总是处于第一端口56中的压力，该压力在开启行程中或沿第二方向行进中为高系统压力P_H。利用这种不对称设计和来自流体或液压力的较大的影响，致动器损失一些其由完整的两弹簧-一个质量系统所表现出的摆动特性。然而，第一致动弹簧和第二致动弹簧还有助于能量转换和守恒，以及有助于减少在沿第二方向行进的开始时所需的峰值液压力，对于海运
船舶的二冲程
柴油发动机中的排气气门来说，所述峰值液压力会非常大。
[0192] 图20图示了另一设计变化，其没有使用用于第二流动机构FM2的第二颈。代替地，第二活塞杆66m的直径是连续的直到其与第二轴肩50或致动活塞第二表面98的连接部，绕第二孔106有增加的沉割槽282来提供无中断的流体连通。若没有颈，用于第一辅助流动机构FM1S的中心通道156可采用更大的直径且因此提供减小的流动阻力。这种变化对于致动活塞和活塞杆之间具有较大直径差的致动器来说更实用。类似的方案可用在图18中，以消除对于第一颈39的需要。图20的实施例还包括一个或多个活塞通道154m，带有用于第一辅助流动机构FM1S的、各自直接进入第一流体空间84的开口，而不是穿过旁路通道48。
[0193] 还是为了简单和强调变化，图19和20——如同图18那样——没有示出致动器30k和30m的所有元件。还有，第一致动弹簧和第二致动弹簧不必都在
外壳的第二方向侧。例如，一个或多个第二致动弹簧可连接到(在图19中未示出)第一活塞杆34，以沿第二方向推动所述杆和轴组件31k的其余部分。在需要和可行的话，这种弹簧配置可被用于其它优选实施例。
[0194] 图1、3、4、14和15中的致动换向阀80仅用于图示的目的，且不应被认为是唯一可用的阀的类型。例如，可被用二位三通阀80a和80b替换，其每一个可控制两个流体管线192和194中的一个，其与高压P_H管线和低压P_L管线的连接如图12和16所示。通常，三通阀比四通阀更容易制造。
[0195] 可以特意在两个致动换向阀80a和80b的动作之间引入时间延迟，用于特定功能。例如，在发动机气门开启操作期间，可通过延迟阀80a的切换来减少在行程开始时的液压能量输入，且因此保持第一流体空间84处于低压P_L稍长的时间，如果发动机气缸压力期望较低时会希望这样。还有，换向阀80可被两个而非一个电磁铁控制，有或没有返回弹簧。
[0196] 尽管在许多图示中，每个液压致动器或发动机气门有一个致动换向阀，这不是绝对的。由于许多现代的发动机中每个发动机气缸具有两个进气门和/或两个排气门，所以如果控制策略没有要求不对称开启，一个致动换向阀可同时控制在同一发动机气缸上的两个进气门或排气门。
[0197] 还有在许多图示和说明中，流体介质默认是液压或液体形式。在大多数情况中，在适当地按比例设计后相同的概念可用于气动致动器和系统。如此，本文使用的术语“流体”应该包括液体和也包括气体。还有在许多图示和说明中，液压致动器30的应用默认地用于发动机气门控制中，且其不限制于此。液压致动器30可被用于其它情况，如需要运动的快速和/或高效能的控制。
[0198] 尽管已经参照优选实施例对本发明进行了描述，但是本领域的技术人员应当认识到，可以对其进行形式和细节上的变化而不脱离本发明的精神和范围。同样，前面的详细描述应当看作是说明性的而不是限制性的，旨在由所附
权利要求限定本发明的范围，包括其所有的等同物。
