用于发动机的气体压力释放型制动系统和方法

本发明涉及一种用于发动机的排气式发动机制动系统和方法，更具 体地说，本发明涉及一种变更排气阀的运动使其在预先确足的时刻更加 迅速地打开从而进行发动机制动的系统和方法。本发明尤其适用于其 减速制动器是由排气阀凸轮或进气阀凸轮驱动的发动机。

在本扠术领域中，排气式发动机艰速制动器是为人所知的，一般 地，这种减速制动盎的设计思想是：暂时将内燃机转变成空气压缩机以 发出制动马力，该制动马力可能为发动机在做功工况下通常所发出的驱 动马力的很大部分

排气式发动机减速制动器的基本结构已在宼明斯（Cummins )的 美国专利3 2 2 0 3 9 2中公开。这种结构的减速制动器中采用了一个 液压系统，在该液压系统中，由进气阀、排气阀或赞油器的推秆或摇臂 驱动的主釭活塞的运动控制着工作缸活塞的运动，而工作缸活塞又在接 近上死点位置处使排气阀开启，从而发动机活塞在压缩冲程期间败的 功没有在膨服冲程即作功冲程期间收回，而是在发动机排气系统和冷却 系统中消耗掉了。

对于具有由发动机凸轮轴上的第三个凸轮驱动的喷油器的压燃式发 动机，已经发现，有必要由货油器推杆（或称为推管：'us htube )引 起秘气式减速制动器的运动以对气釭进行压缩冲程排气过程.喷油器推 秆是一个合乎要求的运动源，这不仅是因为它在活塞随着压缩冲程经过

上死点（T D C )之后的很短时间内就-达到其最大行程，而且也因为 喷油器推扞的有效行程在相当短的时间内（例如25~3 0度曲轴转 角）就芫成了。贷油器凸轮驱动式排气式减速器的进一步发展揭示了

需要对压缩排气过.程进行正时控制，这巳由在卡斯特（Custer) 的美国专利4 3 9 8 5 1 0中公开的正时机构芫成了。卡斯特的机构

自动地减小气阀组系机构中的空隙或"间隙”,使得赁油器推杆驱动 的主缸活塞的运动较快地传递给排气阀。当>1隙”接近零时，排气 阀的运动就接近由喷油器凸轮所限足的运动。虽然改变主缸活塞与工 作缸活塞的直径比（即“液压比”）可以增大或减小排气阀总行程， 但是出现运动所经过的时间是由主缸活塞的运动所确定的，而主缸活 塞的运动又是受喷油器凸轮的外形所限定的。

许多压燃式发动机所采用的燃油赁射系统不是由发动机凸轮轴来 驱动的，大多敍具有燃油贺射系统的火花点火式发动机不采用发动机 凸轮轴驱动的燃油贺射系统。这种通常称为双凸轮发动机以与上述三 凸轮发动机相区别的发动机采用一个远距离操作式进气阀或排气阀推 杆或凸轮来驱动排气式减速制动器u进气阀凸轮与排气阀凸轮产生的 阀运动是相似的但显著地不同于喷油器凸轮产生的运动。典型地，

进排气阿从其关闭位置运动到全开位置需要9 0!曲轴转角以上3此 外，徘气阀凸轮所产生的运动开始得太早，到达最大行程太晚，并且 其总行程对于最佳减速制动性能来说也太长。通过增大工作缸活塞间 凍和增大主缸活塞与工作缸活塞的液压比可以部分弥补上述这些不足 之处.而且，如在普来斯（Pric e )等的美国专利4 4 8 0 7 8 0 中公开的那怦，可以通过由合适的进气阀推杆驱动的一个第二主缸活 塞来增大排气阀打开的速率而相应地缩短阀打开的时间。尽管采用普

来斯等人的发明专利4 4 8 5 7 8 0可以使阀打开时间从大约9 0度 曲轴转角缩短到大约5 0厪曲轴转扃，该时间仍然高于喷油器凸轮驱 动的减速制动器所能达到的时间。结果，在本发明之前，当排气阀凸 轮驱动的减速制动器和喷油器凸轮驱动的减速制动器对于同一发动机 都处于最佳优化条件下相比较时，前者所发出的制动马力要大大地小 于后者所发出的制动马力。

因此，本发明的目的是要改进排气阀凸轮驱动的排气式减速制 动器的性能，使之能接近或者超过喷油器凸轮驱动的减速制动器的性

一般地.我们是通过控制排气阀正时和开启速率以达到最大制动 马力来解决这个难题的。在本发明的系统和方法中，由于排气阀打开 的速率与喷油器、排气阀或进气阀等的凸轮的外形无关，因此，可以 将凸轮设计得使其能最佳地起到其主要的功能。

更具体地说，本发明提供的一种排气式发动机制动系统泡含一台内 燃机，该内燃机有一>液压流体供给装置，进气阀，排气阀，分别作 用在能在第一和第二主缸中移动的第一和第二主缸活塞上的第一和第 二推杆，和液压驱动的工作缸活塞，所迷工作缸活塞由液压流体供给 装置供给液压流体，一旦液压流体供到所述工作缸活塞，与所述排气 阀相关联的工作缸活塞便打开所述排气爾，以进行一次压缩排气 过程，其特征在于s为了控制所述排气阀打开的时刻和速率以便本系 统在制动操纵工况下使制动马力最大，所述系统包含压力至，该压力 罜含有与所述工作缸活塞以液压流体相连通的驱动缸，所述驱动缸借 助于第一单向阀单方向:'也将液压流体从工作缸活塞处供到所述压力罜 中，工作缸活塞也与所述苐一和第二主缸以流体相连通，苐一和第二

推扞可使第一和第二主缸活塞分别在第一和第二主釭中移动，当第一

和第二主缸活塞在第一和第二主缸中朝着压力增加的方问移动时，第 —和第二主釭活塞经驱动缸有效地增大在制动操纵工况开始时经工作 缸活塞供到压力室中的液压流体的压力，第二单向阀包含一个控制单 向阀，该控制单向阀连在第二主缸和压力室之间，位于来自主魟的液 压流体路线上，并有一个使液压流体的压力上升到一预足值的打开f立 置相一个使液压流体的压力高于所述预足值的关闭位置，第三单向阀 包含一个触发单向阀，该触发单向阀与第一主缸活塞在同一直线上并 连在工作叙活塞和压力室之间，以使高压液压流体的脉冲从压力罜导 入工作缸活塞使得排气阀以预足的速率打开,进行压缩本汽(释放）过 程，所述触发单向阀有一个打开位置和一个关闭位置，一个绕过所述 触发单间阀而连在压力罜和第一主缸之间的旁路通道，在触发单向阀 处于其关闭位置时由第一主缸活塞引起其压力增高的压力1:中的液压 流体通过该旁路通道，以及用于打开触发单向阀的部件，该部件在某 预足时刻将触发单向阀移到其打开的位置以将来自驱动缸的高压液压 流体的脉冲触发给工作缸活塞。

可以设置触发单向阀在相对发动机活塞的上死点位置的任何要求 的位置处打开，以便将预定量的高压油迅速地输送给工作缸活塞，从 而在预足时刻迅速打开排气阀。液压流体供给装置自动地吸取新油以 补充泄漏的油，并且自动地限制压力里中的最大压力，以执行压缩冲 程排气功能。虽然本发明尤其适用于其主缸活塞是由排气阀凸轮和进 气阀凸轮驱动的双凸轮发动机，但它也可以应用于其主缸活塞可以是 由喷油器凸轴、排气阀凸轮或进气阀凸轮中的任何凸轮驱动的三凸轮 发动机.因此，虽然本发明主要是针对徘气阀（或进气阀）凸轮驱动

的减速制动器.，它也可以应用于喷油器凸轮驱动的减速制动器.

附图描述

从下列对发明及附图的描述中可更清楚地了解根据本发明的新颍 组合的进一步的优点。

mI是先有技术的排气式发动机减速制动器的示意图，这种减速 制动器可经过改造以适用本发明的原理和机构；

图I A是图1所示装置中一种替换电洛的局部的示意图；

图2 a是当一台由贺油器凸轮驱动的减速制动器处于减速制动运 行状态时，排气阀的典型运动图；

图2 B是当由远距离操作的进排气凸轮驱动的减速制动器处于减 逨制动运行状态时，排气阀的典型运动囝；

图3为一曲线图，表示在本发明的机构中，某些主缸活塞和排气 阀的运动以及在特定位置时的压力值相町于一个完整循环中发动机曲 轴转角的对应关系；

图4为根据本发明原理的排气式发动机减速制动器的示意图。其 中的控制开关置于“断开”;

图5为根据本发明原理排气式发动机减速制动器的示恿图，其中 的控制开关置于"接通”；

图6是根据本发明原理的排气式发动机减速制动器的示意图，表 示进气阀主缸活塞上行过程中（约4 6 0°曲轴转角）的主要情况； 图7是根据本发明原理的排气式发动机减速制动器的示意图，表 示排气同主缸活塞上行过程中（约6 8 0°曲轴转角）的主要情况； 图8是根据本发明原理的排气式发动机减速制动器示意图，表示 在压缩.排气过程初始阶段（约I 4°曲轴转角）的主要情况；

图9是根据本发明原理的排气式发动机减速制动器的示恿图，表 示在减速制动循环结束时（约1 4 0°曲轴转角）的主要情况；

图1 0是本发明的发动机减速制动器一种变型的局部示意图，其

中采用了改型的触发单向阀和控制单向阀；

图1 1 A是图I 0中所示改型的触发单向阀的剖视图，该阀处于 未动作位置；

图I 1 B是囹I 1 A中的触发单向阀处于动作位置时的剖视图；

图I2是图10所示的改型的控制单向阀更详细的剖视图.

为了使本发明与目前已公知的排气式发动机减速制动器更明显地 区分,先从分析图1入手。图I示意一种典型的排气式发动机减速制 动器，此减速制动器由为同一缸所用的赁油器推杆驱动，或者由力另 一缸所用的排气阀推杆驱动.减速制动器壳体I 0装在气缸盖I 2 上，其上载有为完成减速制动功能所需的机构。对于排气阀凸轮驱动 的减速制动器，典型的安排是一个売体I 0上载有用于三个发动机气 缸的机构，因而在六缸发动机中，需采用两个売体1 0。通道1 4把 一个二位置的三通电磁阀I 6与发动机的低压润滑油路（未画出）联 通。排油通道1 8把电磁阀I 6同发动机润滑油池（未画出）联通， 而通道2 0与控制阀罜2 2联通。当电磁阀1 6起动，即处于“接通” 位置时，低压润滑油经通道1 4和通道2 0流入控钶阀罜2 2。当电 磁阀I 6处于“断开”位置时，通道1 8与通道2 0连通，使油排回到 油池（未画出）中。一个二位置的控制周2 4可往友运动地安袈在控 制阀室2 2中，并由压缩弹簧2 6推向罜2 2的底部。控制阀2 4上 有一个轴向通孔2 8,该孔与一径向通孔3 0相交又，周向环槽3 2 同径向通孔3 0相连通.球形单向阀3 4由弹簧3 8压到位于轴向通

孔2 8 口上的阀座3 6jL当电磁阀1 6通电起动时，低压油克服弹 簧2 6的作用力将控制阀2 4抬起，并流过单向阀3 4 .通道4 0把 控制阀罜22同位于売体1 0中的工作缸4 2相连通，第二通道44

则将工作缸4 2与也是位于壳体1 0中的主缸4 6相连通。

—个工作缸活塞4 8在工作缸4 2中作往复运动。工作缸活塞 4 8被一弹簧5 0压到一个抒在売体I 0上的调整螺钉5 2上.一锁 紧螺母5 4把该调整螺钉5 2锁足在其调足位置。弹簧5 0的下端由 —托盘5 6支承，该托盘5 6由卡环5 8固足于工作缸4 2中。

主缸活塞6 0在主缸4 6中作往复运动，并受到一个片簧62所 施加的轻微向上偏压力的作用（见囝1 )。主缸活塞6 0的位置应对 准摇臂6 6上调整螺钉机构6 4。摇臂6 6由一推杆6 8操纵。如果 减速制动器是由货油器凸轮驱动，则摇臂6 6和推行0 8即为与工作 缸活塞4 8相关的气缸中货油器所用的摇臂和推杆。而如果减速制动 器是由诸如排气阀凸轮等机构驱动的，则摇臂6 6和推扞6 8就将是 与工作缸活塞4 8无关的气缸的排气阀所用的摇臂与推秆。

工作缸活塞4 8的下端可与排气阀压块7 0相接触，该压块7 0 裝在一根固足于发动机气缸盖I 2上的柱销72上，可沿其作往复 运动，并可与双排气阀7 6的阀杆7 4相接触。排气阀7 6被气阀弹 簧7 8推到关闭位置引线7 I表示排气阀7 6关闭时气阀压块7 0 所处的休止位置。在发动机的作功工况运行期间，排气阀摇臂8 0把 压块7 0向下压（如图1 ),进而压下排气阀阀忏7 4,使排气阀

76开启.

减速制动器的控制电路中有一条导线8 2,从电磁阀1 6的线圈 连接到一个三位开关8 4。该电路接下来串联有燃油泵开关3 6、离

合器开关88、手动或仪表板开关9 0、保险丝9 2、蓄电池9 4以 及地线9 6。开关8 6、8 8和9 0最好用一个接地的二级管9 8加 以保护。可以用一个电磁阀16来操纵装在同一减速制动器壳体10 上的几个控制阀2 4 „这样，驾驶员用一个开关8 4就可以使六缸发 动机的两个缸、四个缸或六个缸停止工作，如果采用的是三个凴体组 件的话（如图1所示）.而如果采用如图1 A所示的两个壳体组件 时，用开关8 4就可使六釭发动机的三个缸或六个缸停止工作.在图 1八所示的电路中，不需要单独没置手动开关9 0,因为此电路中三 位开关8 4的第三个位置即可作为手动.‘断开”开关。燃油泵开关

86和离合器开关8 8都是自动开关，它们可保证在铽速制动过程中 停止供油，以及每当离合器脱开时即关寸卓减速制动器。仪表扳开关

90使驾驶员能关闭盤个减速制动器系统。

在运行中，给电磁阀I 6通电，即可使低压油经过通道1 4和通 道2 0流入控制阀罜2 2 ,随后再经通道4 0和通道4 4流入工作缸 4 2和主缸4 6。控制阀2 4中的球形单向阀3 4阻止油经通道4 0 回流》—旦机构中注满了油，则由推忏6 8的运动引起的主缸活塞 6 0的向上运动（从图I上看）就使工作缸活塞4 8作相应的向下运 动。这种向下运动又使排气阀7 6开后。

图2 A所示为由赞油器凸轮驱动的减速制动器机构的情况。从圈 中可见，一号气缸赁油器推秆的运动基本上开始于上死点前3 0° , 即当一号气缸中的活塞接近芫成其压缩冲程的时候。由于在气阀组系 机构中通常安排有大0.457毫米的间隙(借调整螺钉52来买 现），工作缸活塞4 8的初始运动要越过这一间隙（图2 A中曲线

10 0表示该活塞的运动规律），因而排气阀大约在上死点前2 5°

开始开启，并在刚刚越过上死点的时刻达到最大开度.这样，在压缩 冲程中压缩空气所耗的功不能在随后的膨胀冲程得到'灰复.还可以看 到，由于采用了贺油器凸轮驱动的机构，工作缸活塞4 8行程的正时 和行程的范围都有产生较大的减速制动功率的效果。

图2 B示出了在发动机制动期间由远距离操作的排气阀推杆和排 气阀凸轮引起的典型排气阀运动情况.可以注意到，工作缸活塞行程 曲线10 2开始较早，结束较晚，行程较长，并且其上升率低于由货 油器凸轮引起的运动的上升率，所有这些对于减速制的驱动都是不利 的。而且，当采用远距离操作的排气网凸轮时，必须限制排气阀行程， 以避免在上死点处徘气阀和发动机活塞之间相碰。这可以通过增加气 阀组系的间隙来实现，例如将其间隙值从通常的0.457毫米增大到1.778毫米，

图2 B中所示。增大气阀组系间隙的好处在 于r排气阀开始打开的时刻较晚，例如大约在上死点前5 5° ,从而 在压缩排气过程开始前可以建立较高水平的气缸压力。但是，即 使排气阀凸轮的操纵达到最隹，其产生的制动马力要大大地小于赞油 器凸轮驱动的减速制动器的制动马力。当然，理想的情况是让气缸压 力达到最大，然后瞬时打开排气阀。本申请人所提供的装置接近这种 理想情况。

现在参照图3,该图3由曲线图示出了采用本申请人的方法和袈 置所得的结果。在图3中，纵坐标是压力或运动距离，横坐标是曲轴 转角位置:其中上死点I表示一号气缸中的活塞在压缩冲程后的上死点 位置，上死点I表示一号气缸中的活塞在排气冲程后的上死点位置4 曲线1 0 4表示由一号气缸的进气推扞驱动的主缸活塞的运动距离； .曲线1 0 6表示一号气缸的排气阀推杆的运动距离；曲线1 0 8表示

二号气缸的排气阀推杆的运动距离。曲线I10表示在由一号气缸的 进气阿推秆驱动的主缸活塞上方的压力变化；曲线1 I 2表示在由二 号气缸的排气阀推扞驱动的主缸活塞上方的压力变化；曲线114表 示一号气缸中的气缸压力变化；曲线I I 6表示压力罜的压力变化. 曲线I 1 8表示在由本发明的机构产生的发动机制动期间一号气缸的 徘气阀的运动距离：而曲线1 2 0表示在没冇本发明的机构的情况，

动机制动期间一号气缸的排气阀的运动距离。

现在参照示出了本发明的机构的图4~9并结合图1和2 3中所 示的排气阀凸轮驱动的减速制动器。所有图中相同的部件都釆用相 同的标号。图4表示当压缩雅气式减速制动系统关掉时，例如手 动开关9 0 ( 图 1 )或三位开关8 4 (图1 A )处于“关”位置，即 靳开位置时，本发明的机构的情况。图4~9中所示的机构与一号气 缸的排气阀相关联。可以理解，发动机的每个气缸都配置一个相似的 机构。对于一个具有正常发火顺序为1- 5-3- 6 — 2- 4的六紅 发动机来1各气缸之间可以有如下面的表I所示的关系：

当几个进气阀主缸活塞用于增高压力室中的压力时，以优先考虑制造容易又不显著影响性能为基础，可以采用表1中所示三种选择

方 案中的任一种方案。为了描述的筒单起见，以下就参照方案C加以描 述。二号气缸的排气阀推扞1 2 2驱动二号气缸的徘气阀摇臂I 2 4, 并通过调整螺钉机构1 2 6,驱动在位于减速制动器壳体I 0内形成 的主缸13 0中作往复运动的主缸活塞1 2 8。主缸活塞12 8由一 个薄片簧1 2 9的作用而压向上方（从图4〜9中看时）。相似地，

一号气缸的进气阀推杆1 3 2驱动一号气缸的进气阀摇臂1 3 4,并 通过调整螺钉机构I 3 6驱动在也是位于减速制动器的売体I 0内形 成的主缸1 4 0中作往复运动的主缸活塞I 3 8。主缸活塞1 3 8由

薄片簧1 3 9的作用压向上方（从图4~9中看时）.

在减速制动器壳体1 0中有一个压力室14 2。该压力室1 4 2 可以具有任何所要求的形状，只要其容积的大小足以在一合适的压力 下暂时吸收由进气阀主釭活塞的全行程和排气阀主缸活塞的部分行程 中所传递的能量，并使该能量足以克服在两个发动机循环之内的气缸 压力而将排气阀打开 压力罜的大小由工作液体（此处情况下为发动 机润滑油）的容积模量来确足，对于一台具有气缸排量约为2. 35 升/每气缸的发动机，本申请人发现约163.87立方厘米为压力室容积 足够操作三个气缸。因此，一台标准的六缸发动机可以便利地配置两 个减速制动器売体1 0,每个売体1 0都具有1 0立方英寸的压力罜

I4 2 .

对于压力罜1 4 2操作的每个发动机气缸，压力室：1 4 2都有一 个驱动缸14 4,在驱动缸14 4中，自由活塞1 4 6可以克服压缩 弹簧1 4 8的偏压而作往复运动.驱动缸I 4 4通过通道1 5 0与压 力罜1 4 2相通.通道1 5 2使驱动缸1 4 4与触发单向阀1 5 4之 间相连通，触发单向阀1 5 4控制着通过通道1 5 6的流动，而通道

15 6则与通道4 4相连。通道15 6与主缸1 3 0在一直线上，但 与之相隔开。穿过売体1 0中的一个磨合配合密封带（lap fit seal )的销轴1 5 8与主缸活塞1 2 8的端部相接触并轴向穿过通 道1 5 6.销轴1 5 8有足够的长度使之当主缸活塞1 2 8接近其在 主釭1 3 0中的行程上限时能克服弹簧1 6 2的偏压和通道1 5 2中 的压力而推动触发单向阀1 6 0U旁路通道1 6 4使主缸1 3 0和通 道1 5 2之间相通。

通道1 6 6使主缸1 4 0和控制单向阀室1 6 8相通，而控制单

向阀室1 6 8通过通道I 7 0与旁路通道1 6 4相连通。控制单向阀 活塞I 7 6在控制单向阀缸1 7 2中作往复运动，并且在压缩弹簧

17 8的作用下向上偏移（见图4〜9 )即偏何打开位置。控制单向 阀缸1 7 2通过管道I 8 0进行排油。控制单向阀I A 2位于控制单 向阀罜I 6 8内并借助于穿过売体10中的一个磨合配合密封带的杆

18 4与控制单向阀活塞1 7 6相连.

工作缸4 2通过单向阀1 8 6和通道1 8 8与压力室I 4 2相 通。单向阀1 8 6只允许从工作缸4 2到压力罜I 4 2的流动.

可以理解，象这些所示的与一号气缸的通道I 8 8和I 5 2相连 的机构是与二号气缸的通道I 8 8 ^和152 以及与三号气缸的通 道I 8 8 "和15 2 "相连的。另一个相同的机构用于操作四、五 和六号气缸。

本系统的工作情况将按顺序参照图4至图9进行说明。如已指出 的图4表示“断开”位置，此时其中的电磁阀1 6关闭，系统中的 油（不是压力罜中的油）排入发动机油池中。因此，在电磁阀16以 外不存在油压；控制阀2 4处于 w向下”位置（见图4 )即关闭 位;1;触发单向阀1 5 4通过销轴I 5 8保持打开状态；由于控制单 向阀活塞I 7 6处于其向上位置（见图4 ),因此控制单向阀1 8 2 是开着的，工作釭活塞4 8顶靠着限位件5 2,而主缸活塞12 8和

13 8脱离调整螺钉机构1 2 6和I 3 6.可以看到，制动机构与发 动机的运转部件不接触，因此发动机在驱动状态下完全不受减速制动 器机构的影响.

图5表示减速制动器转向货通”位置时机构的情况.在这种状态 下，电磁阀16打开，低压油从通道1 4流入通道2 0,然后再流入

控制阀罜2 2P由此使控制阀2 4升起，从而使周向环槽3 2对准通

道4 0。油然后流过球形单向阀3 4 ,经通道4 0和4 4流入工作缸 4 2,并且经过单向阀1 8 6和通道1 8 8进入压力室I 4 2。而

且，油经通道44和I 5 6,流过触发单向阀球1 6 0,经旁路通道

16 4和通道17 0,单向阀室1 6 8和通道I 6 6进入主缸1 3 0 和1 4 0 ,使主釭活塞1 2 8和I 3 8向下伸出（见图5 ),与调整

螺钉机构1 2 6和1 3 6相接触。可以理解，当低压油开始充入本系

统时，其压力还不足以引起工作缸活塞4 8或驱动缸自由活塞I 4 6

的任何运动.

现在参照图6,该图6示出了一号气缸的进气阀推杆1 3 2处于 向上运动的最高处时（约4 0 0° .曲轴转角；见图3)出现的情况。 随着进气阀推杆I 3 2向上运动（见图6 ),主缸活塞1 3 8被驱入 主缸1 4 0中，迫使油经通道1 6 6，流过控制单向阀1 8 2进入控 制单向阀室1 6 8.控制单向阀I 8 2保持在打开位置（见囹5 ), 直到控制单向阀罜1 6 8中的压力达到大约70.31公斤/厘米2，此

时，控制单向阀I 8 2关闭（见图6 ),并起着单向阀的作用。旁路 通道1 6 4和触发单向阀1 5 4中的油压保证使触发单向阀球1 6 0 落座并使油流过通道I 5 2进入驱动缸I 4 4,从而克服弹簧1 4 8 的偏压推动自由活塞14 6,由此迅速增加压力罜I 4 2中的油压.

现在参照图7,该图示出了二号气缸的排气阀推杆1 2 2在向上 运动的部分期间（见图7 ),在大约6 8 0°曲轴转角位置处出现的 情况。随着排气阿推杆1 2 2被向上驱动，该排气阀推杆1 2 2就向 上驱动主釭活塞1 2 8 (见图7 )并迫使油从主缸I 3 0流入旁路通 道1 6 4,通道152,触发单向阀I 5 4和驱动缸144。由此导

致的自由活塞1 4 6向上运动引起压力墓I 4 2中的压力进一步上

在主缸活塞I 2 8的行程中的某一预足位*置处，销轴1 5 8接触 到触发单向阀球1 6 0井使之离开球座.这种佾况例如可以在大约 6 9 5°曲轴转角位置处出现。当触发单向阀球I 6 0离座后，一定 容量的高压油将迅速地经通道156、 44(且也经通道40)输送 到工作缸4 2 (见图8 )。如果能量足能高，能够驱动工作缸活塞向 下运动（见图8),就会推动排气阀压块7 0,以在接近上死点I处 打开排气阀，由此产生压缩.徘气过程。在另一方面，如果减速制 动器才刚刚接通，压力罜1 4 2中的压力相当低，在触发单向阀球

16 0离座时从驱动缸1 4 4经通道1 5 2输送到工作缸4 2的油将 流过单向阀1 8 6和通道18 8,输送到压力里1 4 2中。在再次起 动一号气缸的进气阀推杆I 3 2时，这样输送的油以及泄漏的油将被 更换。这种更换开始于二号气缸的排气阀推秆1 2 2的返回运动和相 应的主缸活塞I 2 8向下运动期间，并在略前于3 6 0°曲轴转角位 置处结束.这后种情况示于图9中，在该图9示出了工作缸活塞4 2 位于顶住限位件5 2的停止位置，触发单向阀球1 6 0已落座，主缸 活塞I 2 8和I 3 8处于它们的最低位置即伸出最远的位置。

从图7和图8中将会注意到，控制单向阀1 8 2保持关闭状态，

主缸活塞1 3 8保持到向上位置，即使此时推秆1 8 2巳经缩回。控 制单向阀1 8 2和活塞I 7 6的面积与压缩弹簧1 7 8的弹簧刚度相 配合，因此，每当通道I 7 0和I 7 4中的压力上升到高于70.31公斤/厘米2时

控制单向阀I 8 2将关闭并且保持关闭状范，以起到 单向阀的作用，直到压力下降到大约28.12公斤/厘米2下。这种结构

将引入到系统中的油量限制在达到油压足以驱动工作缸活塞4 8向下

并由此打开排气阀的油量（包括泄漏的油），可能经工作缸活塞4 8 或主缸活塞1 2 8和1 3 8泄漏的油同用于润滑摇臂组件的油一起送

回到发动机油池中。可能经活塞I 7 6和杆1 8 4泄漏的油通过排油

管道1 8 0排入摇臂区域:，当系统关闭时^从系统的控制阀2 4上方

讲出的油经管道(来示til )返回到发动机油池中,，

可以理辦r在每个发动循环期间f压7J JE I 4 2中的压刀升高 屯’决于主缸活塞1 2 8和i 3 8的排量和压力罜1 4 2的容积,s更具 体地，压力罜1 4 2中的压力增量可由下面的公式确足：

其中：△P=压力罜中压力升高量(公斤/厘米2)

△V=由主缸活塞徘出的油的容积（厘米3）

V==系统的答积（压力室容积加上有关的通道的答积）（厘米3）

β =油的容积模量（对于发动机润滑油其值约为140616.2公斤/厘米2）

而且,压缩排气过程期间的压力降也取决于压汐至的容积，大容 积的压力罜需要在许多次发动机循环中才能达到其工作压力的水平， 但在工作期间将乎是恒定的压力水平。如上所迅申请人 已经发现，一个163.89立方/厘米的压力室足以操作一台I 2至1 4升六 缸发动机的三个气缸.在这种结构布置中，压力罜工作压力能够在两 个发动机循环之内达到。可以理解到申请人已经利用了系统中，

尤其是压力罜中的油的柔量（或柔曲性）来吸收和释放由主缸活塞输

送的能量.

参照图3,触发单向阀球I 6 0的离座使压缩冲程排气过程中的 排气阃刚好在上死点I前打开（曲线1 18),并由压力罜中的压力 (曲线I 1 6 )下降或排气同主缸活塞1 2 8前的压力（曲线112 ) 下降而得以证实。由于主缸活塞1 2 8的运动由二号气缸的排气阀凸 轮精确地确足，触发单向阀1 5 4的开启时刻由销轴1 5 8的长度来 确足。因此，逬行压缩排气过程的正时是芫全能被设计者控制 的。而且，排气闽打开的速率取决于从驱动缸I 4 4输送到工作缸活 塞4 8中的能量大小，而与喷油器、排气阀或进气阀凸轮的外形无 关，因此可将其设计成最佳地执行其主要的功能。无论怎样，由于排 气阀可以在任何要求的时刻极其迅速地打开，对于一足的发动机工 况，制动马力能够达到最大。

在袈备了一个常规的排气阀凸轮驱动的 域速制动器的一台六缸

14升发动机上做的试验中，当发动机转速为2 1 00转/分时发出 的制动马力为2 7 5马力。当改变该减速制动器以试验按本发明设计 思想的减速制动器时，在相同的发动机转速下，其制动马力增加了

10 0马力以上。

现在参照® 10，该图I 0示意地示出了触发和控制单向阀_ 的改型。在图I 0的部件在图4〜9中也示出了的范围内，将使用相 同的标号并且不再重复前面的说明.改进了的部件通过加上下标（a)

来表不。

触发单向阀机构包含一个在売体10内形成的腔19 0,该腔

I90的一端与主缸I 3 0相连通，另一端与通道1 5 2相连通.主

缸1 3 0有一个与通道4 4相连通的环形腔1 9 2,当主釭活塞128 位于其最上位置时，该环形腔1 9 2允许经过主缸活塞1 2 8的流动 (见图1 0 ). 一个管状阀元件1 9 4在其开口端有一凸缘I 9 6,

而在其相对的一端有一^1 9 8,该管状阀元件1 9 4由压缩弹簧 200压向腔19 0的底部。压缩弹簧2 0 0位于腔1 9 0的顶部和 管状阀元件I 9 4的凸缘I 9 6之间.活塞2 0 2可调节地装在连接 杆2 0 4的一端以在管状阀元件1 9 4中作往复运动.连接杆2 0 4 的另一端连接到主缸活塞1 2 8上，可以认识到，活塞2 0 2和管状 阀元件1 9 4起着一个阀的作用，每当主缸活塞1 2 8在向上方向运 动得足够远从而推起管状阀元件I 9 4使其克服压缩弹簧2 0 0偏压 和腔I 9 0内的压力而离开其阀座时，该阀就打开了。直到管状阀元 件1 94从其阀座上升起力止，主缸活塞1 2 8和活塞2 0 2的运动 将使液压流体从腔19 0经通道1 5 2泵入驱动釭14 4a。

在压力室14 2a中有一个与驱动缸144a同轴的起动缸 (firing cylinder ) 2 0 60 该起动缸 2 0 6 通过通道 2 0 8 排油。起动缸2 0 6中安装有在其中作往复运动的起动活塞2 1 0, 并由驱动销轴2 1 2使之与自由活塞I 4 6相隔开，驱动销轴2 1 2 穿过压力罜I 4 2 a壁内的一个磨合配合密封带，

位于売体10内的单向阀室214通过通道216与通道152 相通并且通过通道2 1 8与进气阀主缸1 4 0相通。单向阀2 2 0被 压向在单向阀室2 1 4上形成的一个阀座，井装在穿过売体中的一个 磨合配合密封带的导向销2 2 6上。导向销2 2 6的一端伸入与压力 罜1 4 2 a相通的通道2 2 8中.可以注意到，压力罜1 4 2 a中的 压力作用到单向阀2 2 0的每一侧，但作用面积不同。可以明显地看

到，通过通道2 1 6施加的压力作用到单向阈22 0的下面的区域， 而通过通道22 8施加的压力作用到导向销22 6的极小的上面区 域，如图10所示.还可以看到，当自由活塞1 4 6顶住与通道152

相连通的驱动缸1 4 4 a的一端时，通道1 5 2和2 1 6中的压力可 以大大地小于压力里142&中的压力。

图1 0中所示机构的工作情况基本上与图4〜9所示机构的工作 情况相同。当减速制动器处于“断开”位置时，单向阀2 2 0保持打 开的状态，直到压力室I 4 2 a中的压力超过通道1 5 2中的压力. 此外s由于控制阀2 4处于"向下”位置（如图9所示），通道40、 4 4、1 5 2和2 1 6中的压力将解除，而主缸活塞12 8将返回到 其最高位置，从而使管状阀元件1 9 4保持在打开的位置。

当电磁阀1 6通了电使减速制动器接通后，液压流体将在低压下 经通道4 0和4 4泵入到主缸13 0、腔1 9 (K通道1 5 2和 2 16、单向阀里2 1 4、通道2 1 8和主缸1 4 0.当主缸1 3 0 充满后，管状网元件1 9 4就落座.

在大约3 6 0°曲轴转角处，一号气缸逬气阀推杆开始驱动主缸 活塞1 3 8向上运动（如图1 ◦所示），以将压力施加到通道2 1 6 和15 2、腔1 9 0和自由活塞I 4 6上。当主缸活塞1 3 8的运动 引起的压力超过压力罜14 2a中的压力后，自由活塞I 4 6将问上 移动.当主釭活塞1 3 8在大约4 5 0°曲轴转肩处停止向上运动 后，单向阀2 2 0将保持关闭状态，从而维持腔1 9 0中的压力.

在大约6 3 0°曲轴转角处，二号气缸的排气阀推杆开始驱动主 缸活塞1 2 8向上运动（如图1 0所示），由此进一步提高了腔190 中的压力并进一步将自由活塞1 4 6朝向上的方向推逬.可入理解，

自由活塞1 4 6向上运动导致压力室1 4 2 a中的压力增大.

在某预定点处，例如可以在大约6 9 5°曲轴转角处，由主紅活 塞1 2 8驱动的活塞2 0 2将管状同元件I 9 4从其阀座上顶起，从 而使贮存在压力罜14 2a中的压力能量和自由活塞1 4 6下面的高 压流体经通道4 4迅速地输送到工作缸4 2中。如果流体压力高到足 以能克服发动机气虹E力和气阀弹胬7 8的偏压，工作缸活塞4 8将 驱动压块7 0向下顶住阀杆7 4以打开排气阀7 6.如果流体压力不 足以打开发动机排气柯，则将通过单向m I 8 6将液压流体栗入压力 M 1 4 2 a中。可以认识到，给压力罜I 4 2 a加入少量的液压流体 将导致在以后的循环期间，压力罜14 2a中的压力大大地上升。

考虑图I 0所示的机构将会发现，虽然管状阀元件1 9 4的升起 预示着气阀打开过程的开始，但是工作缸活塞向下运动的速率是由自 由活塞1 4 6问下运动的速率控制的„自由活塞1 4 6的运动速率正 比于作用在该活塞i 4 6上的方向向下的净作用力的大小.由于作用 在自由活塞1 4 6每侧的流体压力以及承受压力的面积基本上是相等 的，驱动自由活塞I 4 6向下运动所能获得的净作用力基本上等于压 缩弹簧I 4 8的弹性刚度值。尽管希望使弹簧I 4 8的弹性刚度达到 最大，但是装置中所存在的物理上的限制，从而限制了可以采用的弹 性刚度值.为了增大用于使自由活塞I46运动加快的向下方何的净 作用力，本申请人设置了一个起动活塞2 1 0和传动销轴2 1 2.将 会看到，问下作用在自由活塞1 4 6的附加作用力正比于起动活塞 2 1 0和传动销轴2 1 2的横截面积之间的差值

图11A和图11B示出了图10中示意地示出的触发单向阀的 详细结构，图1 I A表示该机构处于主虹活塞I 2 8的行程的开始阶

段，而图I 1 B表示该机构处于主缸活塞1 2 8的行程的结束时.连 接杆2 0 4可以通过销子2 3 0与主缸活塞I 2 8相连，并在靠近主 釭活塞I 2 8的上端设置一个台肩2 3 2。连接扞2 0 4的上端加工 有螺紋以安装可调整的活塞2 0 2。活塞2 0 2由定位螺饤2 3 4将 其固定在连接杆2 0 4上其调整好了的位置上.活塞2 0 2在管状阀 元件I 9 4中作往复运动，管状阀元件1 9 4由压缩弹簧2 00向下压住 (见图1 1 A和1 I B ),而压缩弹簧2 0 0则装在管状阀元件194 的凸缘1 9 6和以螺纹连接在腔I 9 0中的帽盖2 3 6之间。阀座 2 3 8也以螺紋连接到靠近主缸1 3 0扩大部分I 9 2处的腔1 9 0 中，通道4 4与主缸1 3 0的扩大部分1 9 2相通，而通道1 5 2与 位于帽盖2 3 6的底部和网座2 3 8的顶部之间的区域处的腔1 9 0 相通。

可以看到，压缩弹簧2 0 0通常将管状阀元件1 9 4压向阀座 2 3 8,从而使活塞2 0 2能够将液压流体泵过孔1 98、腔I 9 0 和通道1 5 2。当活塞2 0 2使管状同元件1 9 4升起而离开阀座

2 3 8时（这当活塞使凸肩1 9 8 a与管状阀元件I 9 4接合在一起 时就会发生）出现液压流体从通道1 5 2经腔1 9 0反向流入通道 4 4中。管状阀元件I 94打开的时刻可以相对于连接杆2 0 4通过 调整活塞2 0 2来控制.

图1 2更详细地示出了图1 0中示意地示出的优选单向阀部分， 该部分与进气阀主缸活塞I 3 8相选

通向压力罜1 4 2 a的通道2 2 8包含一个扩大的螺纹孔240,

该螺紋孔与通道2 1 8、主缸I 4 0和主缸活塞I 3 8相连通。一个 进一步扩大的螺纹孔2 4 2与孔2 4 0轴向相通，与通道2 1 6径向

相通，而通道2 1 6通过通道15 2 (图1 0 )与驱动缸I 4 4 a和 触发单向阀相连通.具有轴向孔2 4 6的衬套2 4 4以螺紋连接到孔

24 0中，导向销轴2 2 6和孔2 4 6之间为磨合配合.具有轴向孔

25 0的阀座2 4 8以螺紋连接到孔2 4 0中。最好是在导向销轴

22 6上设一个凸缘2 5 2,以限制它在朝普压力罜1 4 2 a方向上 的轴向行程，护阀帽盖2 5 4具有一轴向盲孔2 4 6和一轴向凸台

25 8,护阀帽盖2 5 4与更扩大的孔2 4 2螺紋连接。溢流通道

26 0在盲孔2 4 6的底部和护阀帽盖2 5 4的内表面之间相连通^

具有支承销轴2 6 4的单向阀2 6 2装在护阀帽盖2 5 4的孔

24 6内，使其在该孔中作往复运动。压缩弹簧2 6 6将阀2 6 2压 向阀座2 4 8 ,而在通道2 2 8中的压力罜压力使导向销轴2 2 6在 使单向阀2 6 2离开阀座2 4 8的方向上移动单向问2 6 2.进气阀 主缸活塞1 3 8的问上运动也趋向于移动单向阀2 6 2离开阀座

248.

每当进气阀主缸活塞1 3 8被向上驱动时（如图1 2所示）以及 主缸活塞传递的压力超过压力室压力时，液压流体就流过阀座2 4 8 的孔2 5 0,推动单向阀2 6 2并经过通道2 1 6流向驱动缸144a (囹1 0 )。在这些情况下，单向阀2 6 2起着一个普通单向阀的功

当主缸活塞I 3 8达到其全行程而开始其返回行程时，孔2 5 0 和通道2 1 8中的压力下降，而单向阀2 6 2克服作用在导向销轴

22 6端部上的压力室压力而保持在其同座2 4 81,可以注意到， 来自驱动缸I 4 4 a的压力作用在单向阀2 6 2上的面积大于暴辖在 压力罜压力下导向销轴2 2 6的横截面积.因此，趋于关闭单向阀

26 2的力将大于来自导向销轴2 2 6而趋于打开单向阀2 6 2的 力。例如，如果单向阀26 2和导向销轴2 2 6的横截面积比值为7 且压力室压力为246.1公斤/厘米2，那么 一当通道2 1 6和孔

24 2中的压力下降到35.15公斤/厘米2时，单向阀2 6 2就将 打开。在这一计算中，忽略了压缩弹簧2 6 6的力，因为它相当小。 可以理解到，当单向阀2 6 2打开后，液压流体可以流回到主缸140 中，以便为下一个工作循环作准备.

尽管到目前力止主要是针对于排气阀推杆驱动的减速制动器的改 进而进行描述的，可以认识到，这里慨况的原理同样也适用于喷油器 推扞驱动的减速制动器。但是，当应用于喷油器推杆驱动的减速制动 器时，其性能的提高并不显著： 因为赁油器凸轮的特性比排气阀凸轮 的特性更有利于头现减速制动目的.

在美国专利4 5 7 2 1 14和4592319中公开了可以在犮 动机的每个循环内在每个气缸中产生两次压缩排气过程，亦即曲 轴每转一转在每个气缸中产生一次压缩排气过程的方法和设备. 这里公开的本发明也可以与上述专利和专利申请中公开的发明结合起 来应用.考虑一台具有正常发火顿序1 ~ 5 — 3-6 - 2 - 4的六缸 犮动札一个能在每发动机循环内提供两次压缩排气过程的减速 制动系统可以按下面的表I逬行布置.

对于没有货油器凸轮或推杆的发动机，表B或表汉中的布置都是可

行的。

可以注意到，在表I和汉中没有要求囹4~9中所示的用于执行 主缸1 4 0和主釭活塞13 8的泵送作用的主缸和主缸活塞.为了满

足主缸和主缸活塞的泵送作用的要求，可以增大与之相关联的排气阀 和/或进气阀推杆的直径.这自然要引起推杆负荷的增加，并且要注 意所承受的负荷必须不超过这些部件的设计贞荷极限.

为了清楚和简单起见，上面是根据发火项序为I ~ 5 - 3 - 6 -2- 4的六缸发动机进行描述的.其它发火顺序以及具有不同气缸数

发动机也是会碰到的s本发明通过确定其运动在待制动气缸的压缩 排气过程期间出现的推杆或摇臂；通过确定其运动S待制动气缸绯气冲 程期间出现的第二推杆或摇臂（如果要求每犮动机循环内有两次压缩 排气过程的话）；和/或通过确定其运动可用于泵送作用的第三 推秆或摇臂（如果要求单独的泵送作用的话），而能够应用于上述发 动机中。然后可以将适当大小的主缸活塞配置给例如在图4~9中所 示的那样相互连接起来的每个确定的推杆和系统。