专利名称：用于均分循环发动机的阀间隙调节系统的制作方法
技术领域：
本发明整体上涉及阀间隙调节系统和用于内燃机的阀的阀致动系统。更具体地， 本发明涉及用于均分循环发动机的阀的阀间隙调节系统。
背景技术：
为了清楚起见，在本申请中所使用的术语“传统发动机”表示这样的内燃机其中公知的奥托循环的所有四个冲程(即，进气冲程、压缩冲程、膨胀冲程和排气冲程)包括在发动机的每一个活塞/气缸组合中。每一个冲程需要曲柄轴旋转半圈(180度曲柄角(CA))， 而在传统的发动机的每一个气缸中完成整个奥托循环则需要曲柄轴旋转整整两圈(720度 CA)。此外，为了清楚起见，应用到现有技术中所公开的发动机和本申请中所涉及的术语“均分循环发动机”定义如下均分循环发动机包括曲柄轴，所述曲柄轴可绕着曲柄轴轴线旋转；压缩活塞，所述压缩活塞可滑动地容纳在压缩气缸内并且操作性地连接到曲柄轴，使得压缩活塞在曲柄轴的一个旋转期间往复通过进气冲程和压缩冲程；膨胀(动力)活塞，所述膨胀活塞可滑动地容纳在膨胀气缸内并且操作性地连接到曲柄轴，使得膨胀活塞在曲柄轴的一个旋转期间往复通过膨胀冲程和排气冲程；和使压缩气缸和膨胀气缸相互连接的跨接通道，所述跨接通道包括在其间限定压力室的跨接压缩(XovrC)阀和跨接膨胀(XovrE)阀。2003 年 4 月 8 日授予 Carmelo J. Scuderi 的美国专利 6，543，225 (Scuderi 的专利)和2005年10月11日授予David P. Branyon等人的美国专利申请6，952，923 (Branyon 的专利)每一个都包括对均分循环发动机和类似类型发动机的广泛论述。此外，Scuderi的专利和Branyon的专利公开现有型式发动机的细节，本发明则包括对所述现有型式发动机的进一步发展。通过引用，将kuderi的专利和Branyon的专利全文并入本文中。参照图1，类似于kuderi的专利和Branyon的专利描述的所述类型的现有技术的均分循环发动机整体由数字10示出。均分循环发动机10由一个压缩气缸12和一个膨胀气缸14的组合来代替传统的发动机两个相邻气缸。奥托循环的四个冲程在两个气缸12 和14上被“均分”，使得压缩气缸12包含进气冲程和压缩冲程，而膨胀气缸14包含膨胀冲程和排气冲程。因此，一旦每一个曲柄轴16旋转一周(360度CA)时，在这两个气缸12、14 内完成奥托循环。在进气冲程期间，吸入空气通过向内开口(向内开口到气缸)的升程型进气阀18 被吸入到压缩气缸12中。在压缩冲程期间，压缩活塞20给空气装料增压并驱动空气装料穿过跨接通道22，所述跨接通道22用作膨胀气缸14的进气通道。由于在压缩汽缸20内的非常高的体积压缩比(例如，20比1，30比1，40比1，或更大)，在跨接通道入口处的向外开口的(远离气缸向外开口 )的提升式跨接压缩(XovrC) 阀M用于控制从压缩气缸12进入到跨接通道22中的流量。由于在膨胀汽缸14内的非常高的体积压缩比(例如，20比1，30比1，40比1，或更大)，在跨接通道22的出口处的向外开口的提升式跨接膨胀(XovrE)阀沈控制从跨接通道22进入到膨胀气缸14中的流量。 XovrC阀M和XovrE阀沈的致动率和相位被定时以在奥托循环的所有四个冲程期间保持跨接通道22中的压力处于高的最小压力(通常为20巴或更高)。燃料喷射器28在跨接通道22的与XovrE阀沈开口相对应的出口端处将燃料喷射到加压空气中。燃料-空气装料在膨胀活塞30抵达其上死点位置之后很快就完全进入膨胀气缸14。当活塞30开始从其上死点位置下降，并且同时XovrE阀沈仍然打开时，火花塞32点火以开始燃烧(通常，在膨胀活塞30的上死点之后的10度与20度CA之间)。 XovrE阀沈之后在得到的燃烧作用可进入跨接通道22之前关闭。燃烧作用在动力冲程中向下驱动膨胀活塞30。在排气冲程期间，废气通过向内开口的提升式排气阀34被从膨胀气缸14抽取出。利用均分循环发动机概念，压缩气缸和膨胀气缸的发动机几何参数(即，内径、冲程、连杆长度、压缩比等)基本上彼此相独立。例如，在膨胀活塞30的上死点(TDC)发生在压缩活塞20的TDC之前的情况下，压缩气缸12和膨胀气缸14的曲柄行程36、38分别可以具有不同的半径并且相位可以彼此不同。这种独立性能够使均分循环发动机比典型的四冲程发动机潜在地实现更高的效率水平和更大的扭矩。跨接阀MJ6的致动机构(未显示)可以是凸轮驱动的或没有凸轮。通常，凸轮驱动的机构包括机械地联结至曲柄轴的凸轮轴。凸轮被安装至凸轮轴，且具有轮廓表面，所述轮廓表面控制阀打开事件[即在阀致动期间发生的事件]的阀升程轮廓。凸轮驱动的致动机构是有效的、快速的，且可以是变量阀致动系统的一部分，但是通常具有有限的适应性。为了此处的目的，阀打开事件定义为，在阀升程期间发生的相对于曲柄轴的旋转， 阀升程从离开其阀座的初始打开至返回至其阀座的关闭。另外为了此处的目的，阀打开事件的速率[即阀致动速率]是在给定的发动机循环中发生的阀打开事件所需要的持续时间。重要的是，注意到阀打开事件通常仅是发动机操作循环的总持续时间的一部分，例如对于传统的发动机循环是720CA度和对于均分循环发动机是360CA度。另外，通常，已知无凸轮的致动系统，其包括具有一个或更多的机械、液压、气动和 /或电学部件等的组合的系统。无凸轮系统在操作期间允许更大的适应性，包括但不限于改变阀升程的高度和持续时间和/或在选择的时间停用阀的能力。参考图2，显示了用于均分循环发动机中的跨接阀的示例性的现有技术的阀升程轮廓40。可以潜在地将阀升程轮廓40应用至图1中的跨接阀M、26中的任一个或两个。 仅为了讨论的目的，阀M和沈在下文将表示具有相同的阀升程轮廓40。不论阀M和沈是否是用无凸轮系统激励或者用凸轮驱动，在阀MJ6抵靠它们的阀座接近它们的关闭位置时，需要控制阀升程轮廓40以避免损坏碰撞。因此，轮廓40的一部分-在此处称作为“着陆”斜坡-可以被控制以在阀2436接近它们的阀座时迅速使阀M、26的速度减速。在最大的减速开始时(在轮廓40的下降侧上)的阀升程在此处被定义为着陆斜坡高度44。着陆斜坡持续时间46在此处定义为从运动阀的最大减速开始处至阀座上的着陆点的持续时间。在阀接触阀座时的阀24或沈的速度在此处称作为回位速度。为此目的，“起飞”斜坡45不像着陆斜坡42那样关键，且可以设定成足以实现最大升程 48的任何值。在凸轮驱动的致动系统中，通过凸轮的轮廓产生着陆斜坡。因此，着陆斜坡的持续时间与发动机的速度成比例，而其相对于曲柄轴旋转的持续时间(即CA度)通常被固定。 在无凸轮的致动系统中，通常，通过阀回位控制装置或系统主动地控制着陆斜坡。对于在膨胀活塞到达其上死点位置之后的才点燃它们的装料的均分循环发动机 (诸如在Scuderi和Branyon的专利中)，跨接阀M、26的动力致动是非常苛刻的。这是因为发动机10的跨接阀M和沈必须在相对于传统的发动机而言的非常短的曲柄轴旋转的周期内(通常在约30至60度CA的范围内)实现充分的升程以完全转移燃料-空气装料， 其通常致动所述阀至少180度CA的期间。这意味着跨接阀M、26的致动必须比传统的发动机的阀快约4至6倍。更快的致动要求的结果是，均分循环发动机10的XovrC和XovrE阀24、沈与传统的发动机中的阀相比，具有严格限制的最大升程(图2中的标记48)。典型地，与传统的发动机中的阀的约10-12mm升程相比，这些跨接阀M、26的最大升程48在2至3毫米的量级上。因此，XovrC和XovrE的阀M、26的着陆斜坡42的高度44和持续时间46需要被最小化以考虑缩短的最大升程和更快的致动速率。有问题的是，跨接阀M和沈的着陆斜坡42的高度44是受限制的，使得控制斜坡高度的参数的不可避免的变化现在是关键的，而在关于传统的发动机的较大的升程轮廓的斜坡高度作用通常是较不显著的。这些参数变化可以包括但不限于1)在发动机的操作温度变化时由于阀致动机构中的金属阀杆和其它金属部件的热膨胀造成的尺寸变化；2)在阀的操作寿命期间阀和阀座的正常磨损；3)制造和装配公差；和4)阀系中的任何部件中的液压流体(例如油)的压缩性(和产生的偏转)上的变化(主要由通风引起的)。参考图3，示出了传统的发动机的传统的凸轮驱动的阀系50的示例性实施例。为了此处的目的，内燃机的阀系定义为阀系元件的系统，其用于控制阀的致动。阀系元件通常包括致动元件和它们的相关支撑元件的组合。另外为此目的，任何阀系元件的主要运动定义为在阀系的元件被理想化以具有无限的刚度时元件将基本上经受的运动。致动元件(例如凸轮、推杆、弹簧、摇杆臂、阀等)用于在阀的每次阀打开事件期间直接将主要的致动运动赋予发动机的阀(即致动这些阀)。因此，在阀系中的单独的致动元件的主要运动必须以与致动元件致动的那些阀的阀打开事件大致相同的致动速率操作。支撑元件(例如轴、基座等)用于固定地安装和引导致动元件至发动机且通常不会具有主要的运动，尽管它们影响阀系系统的整体刚度。然而，如果阀系中的支撑元件有主要运动的话，则阀系中的支撑元件的主要运动以比阀的阀打开事件的速率慢的速率操作。应当注意，支撑元件可能经受主要由阀系中的致动元件的高频移动引起的一些高频振动，其在操作期间施加力至支撑元件。高频振动是因为阀系的致动和支撑元件具有有限刚度导致的结果，并且不是主要运动的一部分。然而，仅由这一振动单独引起的位移将具有明显小于阀系中的致动元件的主要运动的量级的量级，通常小一个数量级或更小。阀系50致动具有阀头M和阀杆56的向内打开的提升阀52。位于阀杆56的远端的是阀尖端58，其临靠推杆60。弹簧62在阀52处于其关闭位置时固定地保持阀头M成抵靠阀座64。凸轮66旋转以克服推杆60起作用，使得弹簧62下陷且提升阀头M离开其阀座64。在这一示例性的实施例中，阀52、弹簧62、推杆60以及凸轮66是致动元件。尽管未示出相关的支撑元件，但是本领域技术人员将认识到它们将是需要的。凸轮66包括通常称作为基圆68的圆柱形部分，其没有赋予任何线性运动给阀52。凸轮66还包括升程(或偏心)部分70，其赋予线性运动给阀52。凸轮的偏心部分70的轮廓控制所述阀52的升程轮廓。由于热膨胀造成的上述的尺寸变化的作用通过包括预设的游隙空间(或游隙)72而被弥补。为此目的，术语“阀间隙，，或“间隙，，在阀被完全落位时被定义为阀系内存在的总的游隙。阀间隙等于阀系的所有单独的阀系元件(即致动元件和支撑元件)之间的所有单独的游隙的总的贡献。在这一特定的实施例中，游隙72是凸轮66的基圆68和推杆60之间的距离。另外注意到，在这一特定的实施例中，在阀52完全落位于阀座64和凸轮66上时，游隙72基本上等于阀系的阀间隙，即存在于阀的远端尖端58之间的所有游隙的总的贡献。为了补偿在向内打开的阀52上的热效应，当发动机是冷着的时候游隙72设定在其最大容差处。在发动机变热时，阀杆56将在长度上膨胀且减小游隙72，但是将不会临靠凸轮的基圆68 (即将不会使游隙72减小至零)。因此，由于游隙72减小，当阀52是打开着的时候，阀52进一步延伸到汽缸(未显示)中。然而，注意到，即使在游隙72被减小时，当阀52关闭时阀52保持落位抵靠其阀座。然而，如上文所述，跨接阀(诸如均分循环发动机10中的阀M、26)具有升程轮廓，所述升程轮廓与传统的引擎相比具有更加小的着陆斜坡高度。不论阀是向内打开的或向外打开的，都是正确的，只要阀致动的持续时间[即阀打开事件]相对于传统发动机上的阀的致动持续时间是短的，例如具有约3ms的致动持续时间和180度的曲柄角或更小的阀。 在这样的快速的致动、凸轮驱动、向内打开的阀的情形中，阀的远端尖端必须接合凸轮的着陆斜坡，以便具有受控制的着陆和安全就位速度，这样的向内打开的跨接阀的任何固定的阀间隙必定需要设定成成比例地小。有问题的是，由于热膨胀效应引起的设定阀间隙的变化可能实际上大于这样的阀所需要的斜坡高度。这意味着，如果阀间隙设定成足够大以抵消热膨胀，那么这些向内打开的跨接阀的尖端可能完全错过着陆斜坡，这将导致阀重复地碰撞它们的阀座，而过早地损坏阀。另外地，如果阀间隙设定成足够小以保证在所有操作温度下与着陆斜坡的接合，那么阀的尖端可能充分地膨胀而临靠凸轮的基圆，这导致甚至阀应当处于它们的关闭位置时迫使向内打开的跨接阀打开。另外，大的间隙设定将产生更短的阀升程持续时间，小的间隙设定将产生延长的阀升程持续时间。在任一情形中，阀打开事件的变化的范围可能比期望的更大。期望抑制阀打开事件的范围到可管理的水平。参考图4，示出了具有自动调节阀间隙的传统的发动机凸轮驱动的阀系73的示例性实施例。阀系73致动向内打开的提升阀74。阀系73包括作为阀系致动元件的凸轮76、枢转杠杆臂78和弹簧80，它们在每一循环中致动阀74。通过增添间隙调节器组件解决了上述的热膨胀效应和其它的参数的问题。对于间隙调节器组件，已经使用主动阀控制装置 (诸如液压间隙调节器(HLA)82)。液压间隙调节器(HLA)82还用作与杠杆臂78相关的支撑元件。如在本领域中已知的，当阀系中的阀间隙变化时，HLA 82通过液压调节杠杆臂78 的位置来补偿且使得阀间隙为零(在这一特定的实施例中，阀间隙将是在凸轮76和杠杆臂 78之间的任何游隙，以及在杠杆臂78和阀74的杆的远端尖端之间的任何游隙)。因为杠杆臂78是阀系73的致动元件中的一个(即，是在每一循环中直接致动向内打开的阀74且用于直接赋予主要致动运动至阀74的元件)，所以在充足的刚度所需要的杠杆臂的最小质量(施加至杠杆臂上的点的力与由所述力引起的所述点的偏转的比例) 和高速操作可允许的最大质量之间具有不可避免的折中。也就是，如果杠杆臂78的质量太小，那么其无法在无过渡弯曲和/或变形的情况下致动阀74。另外，如果杠杆臂78的质量太大，那么它将太重而不能以其最大的操作速度致动所述阀74。对于任何特定的阀系致动元件，如果充分的刚度所需要的最小质量超过最大的操作速度可允许的最大质量，那么无法在阀系中使用所述元件。通常，在传统的发动机中，刚度和速度的要求不是那么苛刻，因此在阀系73中可以不排除使用杠杆臂78。然而，如上文所述，跨接阀MJ6必须比传统的发动机的阀致动快约4至6倍，这意味着阀系系统的致动元件必须在相对于传统发动机的极高且快速地变化的加速度水平下操作。这些操作条件将严格地限制在阀系73中的杠杆臂78的最大质量。另外，跨接阀MJ6与传统的发动机相比必须克服跨接通道22中的非常高的压力而打开(例如20巴或更高)，其加剧了阀系系统上的刚度要求。另外，弯曲是诸如杠杆臂 78的元件的问题，这是因为在一个方向上的致动力集中在元件的中央部分中(即凸轮76接合杠杆臂78处)，所有相对的作用力集中在杠杆臂的末端部分上(即HLA82和阀74的尖端接合杠杆臂78的相对末端处)。此外，该弯曲问题将随着杠杆臂78的长度的增加将成比例地增加。因此，如果现有技术图4中示出的发动机经受在均分循环发动机10中遇到的较高的压力和严格的致动速度，那么阀系73中的杠杆臂78的刚度和质量将必须明显增加，因此限制了阀系73的整体致动速度。一般情况下还有，现有技术的HLA(诸如HLA 82)，由于包含在其中的油的压缩性， 通常是减小阀系刚度的主要贡献因素之一，其反过来限制了阀系可以安全地操作的最大发动机操作速度。因此，连接至杠杆臂78的现有技术的HLA 82(如在阀系73中显示的)可能无法与均分循环发动机10 —起实施，因为在均分循环发动机中阀需要更加快速地致动， HLA 82必须比传统的发动机中的HLA更加坚硬。因此，需要用于均分循环发动机的凸轮驱动的阀的阀间隙调节系统，其可以(a) 满足安全地致动阀所需要的高的速度和刚度要求；和(b)自动地补偿例如引起间隙变化的致动部件的热膨胀、阀磨损以及制造公差等不可避免的因素。
发明内容
一种阀致动系统(150)包括用于致动阀(132/134)的阀系(152)，阀系(152)包括致动元件(161，162，132/134)和阀间隙(178，180)；和用于调节阀间隙(178，180)的阀间隙调节系统(160)；其中所述阀系(152)和所述阀间隙调节系统(160)不共有任何公共的致动元件。
图1是与本发明的发动机相关的现有技术的均分循环发动机的示意横截面视图；图2示出用于均分循环发动机中的跨接阀的示例性的现有技术的阀升程轮廓；图3示出传统的发动机的现有技术的凸轮驱动的阀系；图4是现有技术的液压阀间隙调节系统的示意横截面视图，其使用指状的杠杆枢轴元件；图5示出安装在均分循环发动机上的本发明的阀间隙调节系统的示例性的实施例；图6、7和8分别示出了本发明的阀间隙调节系统和阀系的示例性实施例的侧视图、透视图和分解视图；图9示出了阀间隙调节系统的一些关键部件的分解视图；图10是仅阀系的摇杆、和阀间隙调节系统和阀系的摇杆轴的透视图；图11是阀间隙调节系统的摇杆轴和摇杆轴杠杆的顶部视图；图12和13示出了阀间隙调节系统的摇杆臂的运动；和图14是图13的中心部分14-14的放大视图。
具体实施例方式参考图5，数字100通常表示根据本发明的均分循环发动机的示例性实施例的示意性表示。发动机100包括如图所示地以顺时针方向围绕曲柄轴轴线104旋转的曲柄轴 102。曲柄轴102包括分别连接至连接杆110、112的相邻的在角度上移位的引导和跟随曲柄行程106、108。发动机100还包括限定了一对相邻的气缸的气缸体114，尤其是在气缸与曲柄轴 102相对的一端处由气缸头120封闭的压缩气缸116和膨胀气缸118。压缩活塞122容纳在压缩气缸116中且连接至连接杆112，用于使活塞122在上死点(TDC)和下死点(BDC)的位置之间往复运动。膨胀活塞1 容纳在膨胀气缸118中且连接至连接杆110，以进行类似的TDC/BDC往复运动。气缸116、118和活塞122、124的直径以及活塞122、124的冲程以及它们的排量不需要是相同的。气缸头120提供了让气体流入气缸116和118、流出气缸116和118以及在气缸 116和118之间的装置。气缸头120包括进气口 126，在进气冲程期间穿过进气口 1 通过向内打开的提升式进气阀1 将进气吸入到压缩气缸116。在压缩冲程期间，压缩活塞122 对空气装料增压，且驱动空气通过跨接(Xovr)通道130，其用作膨胀气缸118的进气通道。由于压缩气缸116内的非常高的压缩比(例如，20比1，30比1，40比1，或更大)， 在跨接通道进口处的向外打开的提升式跨接压缩(XovrC)阀132用于控制从压缩气缸116 至跨接通道130的流量。由于膨胀气缸118内的非常高的压缩比(例如，20比1，30比1， 40比1，或更大)，在跨接通道130的出口处的向外打开的提升式跨接膨胀(XovrE)阀134 控制从跨接通道130至膨胀气缸118的流量。跨接压缩阀132、跨接膨胀阀134以及跨接通道130限定了压力腔136，在发动机100的一个循环(曲柄旋转)中的膨胀活塞124的膨胀冲程期间跨接膨胀(XovrE)阀134的关闭与在发动机的接下来的循环(曲柄旋转)中的压缩活塞122的压缩冲程期间跨接压缩(XovrC)阀132的打开之间的加压的气体(典型地 20或更大)，被储存在压力腔136中。燃料注射器138响应于XovrE阀134的打开将燃料注射到在跨接通道130的出口端处的加压空气中。在膨胀活塞IM到达其上死点位置之后，燃料-空气装料立即进入到膨胀气缸118中。在活塞IM开始从其上死点位置下降而XovrE阀134仍然打开时，火花塞140点火以开始燃烧(通常在膨胀活塞124的上死点之后10至20度CA之间)。之后在最终的燃料事件可以进入跨接通道130之前，关闭XovrE阀134。燃烧事件在动力冲程中向下驱动膨胀活塞124。在排气冲程期间通过向内打开的提升式排气阀142将废气从膨胀气缸118泵出。用于进口阀128和排气阀142的致动机构(未显示)可以是任何适合的凸轮驱动的或无凸轮的系统。跨接压缩阀和跨接膨胀阀132、134还可以以任何适合的方式致动。然而，根据本发明，优选地跨接阀132和134由凸轮驱动的致动系统150致动。致动系统150 包括阀系152，其包括用于直接地赋予主要致动运动给阀132、134的所需要的致动元件，以及与阀系152远程安装的分立的阀间隙调节系统160。更具体地，阀间隙调节系统160不包括与阀系152共有的致动元件，间隙调节系统160也没有任何元件用于直接赋予阀132和 134的主要致动运动。参考图6、7和8，分别示出了用于跨接阀132和134的凸轮驱动致动系统150的示例性实施例的侧视图、透视图和分解视图。参考图6和7，每一跨接阀132、134的阀系152包括用作致动元件的凸轮161、摇杆162和跨接阀132/134。如图8所示，每一阀132/134包括阀头164和从阀头垂直地延伸的阀杆166。筒夹保持器168设置在杆166的远端尖端169处，且用筒夹170和夹子172 牢固地固定到其上。参考图8，摇杆162包括在一端的叉状摇杆垫174，其横跨阀杆166且接合筒夹保持器169的下侧。另外，摇杆162还包括在相对端处的实心的摇杆垫176，其滑动地接触阀系152的凸轮161。另外地，摇杆162包括通过其延伸的摇杆轴钻孔177(参见下文详细讨论)。摇杆162的叉状摇杆垫174接触向外打开的提升式阀132/134的筒夹保持器168， 使得由凸轮161的致动引起的摇杆垫176的向下方向(图6、12和13中的方向A)的运动转换成摇杆垫174的向上的运动(图6、12和13中的方向B)，所述运动打开阀132/134。在没有被摇杆162驱动时，气体弹簧(未显示)作用到阀132/134上以保持阀132/134关闭。如图6所示，阀系152中的阀间隙包括但不限于在摇杆162和凸轮161之间、和阀 132,134的筒夹保持器168和摇杆162之间的任何游隙。具体地，游隙178是筒夹保持器 168和摇杆垫174之间的游隙。另外地，游隙180是凸轮161和摇杆垫176之间的游隙。在这一实施例中，元件游隙178和180基本上包括阀系152的阀间隙。如本文下面说明的，阀间隙调节系统160调节游隙178和180至大致零的游隙，因此调节阀系152的阀间隙大致至零。在本发明中，阀间隙调节系统160的元件被相对于阀系152远程地安装，以便增加阀间隙调节系统的刚度，如在下文进一步地说明的。更具体地，阀间隙调节系统160没有元件同时也是阀系152的致动元件，阀间隙调节系统160没有元件被配置成直接赋予主要致动运动至阀132和134。结果，如果有主要运动的话，阀间隙调节系统160的单独的元件的主要运动以比阀132和134的致动速率慢的速率操作。如图8和9所示，阀间隙调节系统 160包括可旋转地支撑阀系152的摇杆162的摇杆轴组件200、摇杆轴杠杆300、可旋转地包含摇杆轴组件200的底座组件400和间隙调节器组件600。在这一示例性的实施例中，液压间隙调节器(HLA)组件用作间隙调节器组件600。注意到，HLA组件针对于这一示例性实施例。本领域技术人员将认识到，可以使用其它间隙调节组件，例如气动、机械或电学间隙调节组件等。重要的是注意到，阀间隙调节系统160的摇杆轴组件200和底座组件400也是阀系152的支撑元件。也就是，底座组件400和摇杆轴组件200都为摇杆162提供了支撑，且影响了阀系152的整体刚度。然而，底座组件400和摇杆轴组件200不需要以与阀系152 的致动元件相同的致动速率或相对振幅循环。如在图10中最佳地看到的，阀间隙调节系统160仅在摇杆162处接合阀系152。 也就是，摇杆162在相对静止的摇杆轴组件200上枢转。注意到，摇杆162是阀系152的元件，且不是阀间隙调节系统160的元件，而摇杆轴组件200既是阀间隙调节系统160的元件也是阀系152的支撑元件。因此，摇杆轴组件200不是直接赋予主要致动运动给作为致动元件的阀132和134，而是作用到相对静止的轴上，摇杆152在所述静止的轴上枢转以致动阀 132 和 134。如图8和9中最佳地看到的，底座组件400包括底座402，其刚性地固定至发动机体(未显示)，例如用螺栓404或其它类似的紧固件。底座组件400还包括底座垫片406， 具有预定的厚度以精确地沿着垂直的方向(阀132、134的行进方向)相对于阀系152定位底座402。采用实心销408和空心销410精确地沿着水平的方向相对于阀系152对准底座 402。底座402在其中加工了前壁412和后壁414，在所述壁之间限定槽416。底座槽 416被制定尺寸以在其中接受摇杆162。前壁412和后壁414包括分别在其中形成的前钻孔418和后钻孔420。前和后钻孔418和420围绕固定的轴线422是同心的，如在图9中最佳显示的那样。前和后钻孔418、420被制定尺寸以接受摇杆轴组件200，如下文详细地描述的。 摇杆轴组件200包括摇杆轴202和偏心的摇杆轴帽204，其通过销207和螺栓320 被牢固地固定至摇杆轴202。摇杆轴202包括底座轴承部分206，其被制定尺寸以滑动配合到前钻孔418中，使得底座轴承部分206与固定的轴线422同心。摇杆轴202还包括摇杆轴承部分208，其被制定尺寸以容纳在摇杆钻孔177中，使得摇杆162在摇杆轴承部分208 上旋转和枢转。在摇杆162被安装到摇杆轴承部分208上且摇杆162插入到在底座402中形成的槽416中以及摇杆轴202的底座轴承部分206被前钻孔418捕获时，摇杆162围绕槽416内的摇杆轴承部分208旋转。如图9所示，摇杆轴承部分208与底座轴承部分206 偏心，使得摇杆轴承部分208的中心线(可移动的摇杆轴线210)与固定的轴线422偏移约 2mm。因为摇杆162在摇杆轴承部分208上旋转，所以在它致动阀132、134时摇杆162围绕这一可移动的摇杆轴线210旋转。 偏心帽204包括外部轴承表面212，起被制定尺寸以滑动配合到底座402的后壁414的后钻孔420中，使得外部轴承表面212与固定的轴线422同心。偏心帽204另外包括偏心的内部轴承表面214，其接受和捕获摇杆轴承部分208。内部轴承表面214与可移动的摇杆轴线210同心。因为摇杆轴承部分208与底座轴承部分206和外部轴承表面212偏心，所以底座轴承部分206围绕固定的轴线422的旋转使得摇杆轴承部分208相对于底座轴承部分206 和外部轴承表面212偏心地移动。也就是，底座轴承部分206围绕固定的轴线422的旋转 (在图14中最佳看到的)使摇杆轴承部分208的中心(可移动的摇杆轴线210)围绕固定的轴线422弧形地移动，如关于图12、13和14在下文更详细地描述的。因为摇杆162在摇杆轴承部分208上旋转，所以摇杆轴承部分208的中心210的这一移动调整摇杆垫176相对于凸轮161的位置以及摇杆垫174相对于筒夹保持器168的位置，由此控制游隙180、178， 并且因此控制阀系152的阀间隙。通过摇杆轴杠杆300控制摇杆轴组件200的旋转角度，其由螺钉320或其它的类似紧固件刚性地连接至摇杆轴杠杆300。如在图11中最佳显示的，螺钉320与可移动的摇杆轴线210对准。如图8和9所示，摇杆轴杠杆300连接至液压间隙调节器(HLA)组件 600，使得通过液压间隙调节器(HLA)组件600的垂直偏转来控制摇杆轴杠杆300的旋转位置。HLA组件600包括设置在液压间隙调节器620 (HLA620)的上端上的连接帽610。连接帽610包括从基底606垂直地延伸的销608。基底606还包括上表面607和大致球形的下套筒609。销608包含在摇杆轴杠杆300的游隙槽310内。下套筒609配合到大致球形的尖端的柱塞630中，使得帽610在柱塞630上自由旋转。帽610的上表面607平齐地临靠摇杆轴杠杆300的下表面，使得帽610在杠杆300和HLA柱塞630之间被捕获。注意到，使用销608主要为了易于装配，而不需要捕获帽610。可选地安装夹子611以进一步帮助装配。加压的液压流体(未显示)被供给至HLA 620以使柱塞630延伸，这使连接帽610升高，由此使摇杆轴杠杆300旋转。液压间隙调节器(HLA)组件600的末端640被安装至气缸头(未显示)，这是公知的。对于液压间隙调节器620，可以使F-56318-37 指状杠杆枢转元件或任何其它的类似的枢转元件。如上文所述，在这一示例性的实施例中， 液压间隙调节器(HLA)组件被用作间隙调节器组件600。应当注意，HLA组件针对于这一示例性的实施例。本领域的技术人员将认识到，可以使用其它的间隙调节组件，例如气动、机械或电学间隙调节组件等。因为摇杆162是阀系152的一部分，所以它必须被制成非常坚硬。另外，因为摇杆 162经受传动系的高频致动运动，所以其质量必须被最小化。因此，如图10所示，摇杆162 由钢或硬性材料加工而成且包括加强肋。摇杆162的结构可以通过执行公知的有限元分析计算来确定。如在图9中最佳显示的，摇杆轴组件200包括连接至底座轴承部分206的阳型连接部分216，其装配到在摇杆轴杠杆300中形成的阴型连接部分中，使得摇杆轴杠杆300和摇杆轴组件200 —起围绕固定的轴线422旋转。因此，柱塞630沿着轴线612的平移运动使得摇杆轴组件200旋转。摇杆轴组件200的这一旋转使得摇杆162位移，如上文所述，摇杆162连接至摇杆轴组件200中的摇杆轴承部分208。摇杆轴组件200的阳型连接部分216的形状和方向以及摇杆轴杠杆300的阴型连接部分的对应的形状和方向确定了摇杆轴杠杆300相对于摇杆轴组件200的方向。
如在图12、13和14中显示的，进给到HLA 620中的加压的液压流体使得柱塞630 从相对于HLA 620完全缩回的位置朝向完全延伸的位置向外延伸。这导致了摇杆轴杠杆 300的旋转，其使得摇杆轴承部分208的可移动摇杆轴线210围绕固定的轴线422弧形移动(如在图13和14中由方向箭头220显示地)。如最佳在图14所看到的，这一弧形移动 220具有垂直和水平方向成分。这导致了摇杆162的摇杆垫176朝向凸轮161的位移和摇杆垫174朝向筒夹保持器168的位移，由此使得游隙180和178大致减小至零，如图13所示。因此，大致包括游隙180和178的阀间隙也被大致减小至零。上述的实施例描述了阀间隙调节系统160，其将间隙大致减小至零，其中在凸轮 161和摇杆162的垫176之间有接触，该接触引起摩擦拖曳。在凸轮161和垫176之间的这种接触将消耗来自发动机的能量。因此，可能期望包括减小摩擦机构(未显示)以减小摩擦拖曳或限制间隙至某一非零的最小值，以便防止凸轮161和摇杆162的垫176之间的接触。一种这样的机构可能是通过轴承安装至凸轮轴上的不转盘，该轴承保持摇杆垫 176远离凸轮161的基圆。可替代地，用于摇杆162的固定的停止件或支撑物可以刚性地安装至气缸头120，以将摇杆垫176与凸轮161的基圆分开。在不转盘和固定的停止件的情况下，可期望的是它们具有大致等于凸轮161的膨胀系数的膨胀系数，以考虑热膨胀效应。可替代地，可以添加辊至摇杆垫176以减小摇杆162和凸轮161之间的摩擦拖曳。为此目的，将参考和应用下述定义1) HLA组件600的刚度(K600)(通过摇杆轴杠杆300)施加至HLA柱塞630的力 (F600)与直接由所述力的施加引起的柱塞630(在施加的力的方向上)的偏转(D600)的比；和2)摇杆轴组件200的刚度(K200)通过摇杆162施加至摇杆轴组件200的力 (F200)与直接由所述力的施加引起的摇杆轴组件200(在施加的力的方向上)的偏转 (D200)的比。摇杆轴组件200的刚度(即K200)可以被分割成下述的两个主要分量(A)弯曲分量(K200B)，主要由摇杆轴组件200的各个部件的变形造成的偏转 (D200B)引起，但是主要是由于摇杆轴承部分208的弯曲造成的；和(B)旋转分量(K200R)，主要由HLA组件600的偏转造成的摇杆轴组件200的旋转产生的偏转(D200R)引起。此外，K200R和K200B之间的适合的关系是如下1/K200 = 1/K200R+1/K200B。弯曲分量Κ200Β主要由摇杆轴承部分208的直径和前和后钻孔418和420之间的距离控制。旋转分量K200R主要由摇杆轴杠杆300的长度和可移动轴线210和固定的轴线 422之间的距离控制。期望设计旋转分量K200R，使得它大于或等于弯曲分量Κ200Β。摇杆轴杠杆300的长度和中心线612、可移动轴线210和固定的轴线422之间的相对距离产生了有利的杠杆比(即大于1，优选地大于3，且更优选地大于5)。具体地，在这一示例性的实施例中，这一杠杆比(LR)定义为通过摇杆轴杠杆300施加至HLA 600的力(F600)的作用线和固定的轴线422之间的最短距离(1)与通过摇杆162施加至摇杆轴组件200的力(F200)的作用线与固定的轴线422之间的最短距离(2)之间的比。随着杠杆比增加到1以上，其减小了从摇杆162到HLA组件600上的力(通过摇杆轴杠杆300施加的)，其根据下述方程相对于HLA组件刚度K600以大约杠杆比的平方增加旋转分量刚度K200R 1)K600 = F600/D6002)K200 = F200/D2003)K200R = F200/D200R4)K200B = F200/D200B5) 1/K200 = 1/K200R+1/K200B6)D200 = D200R+D200B7)D600 = F600/K6008)F600 = F200/LR9)D600 = F200/(K600*LR)10)D200R = D600/LR11)D200R = F200/(K600*LR*LR)12)K200R = K600*LR*LR如果使用约为10比1的优选的杠杆比(LR)，那么HLA组件600的柱塞630所经受的力(F600)仅是约由摇杆轴组件200经受的力(F200)的十分之一(1/10)(如在方程8 中描述的)。同时，在柱塞630的轴线612的大致方向上的偏转(D600)(由于10比1的杠杆比)是大约由此而产生的摇杆轴组件200的轴线612的大致方向上的偏转(D200R)的10 倍(如在方程10中描述的)。总的结果是与HLA组件600的刚度(K600)相比，杠杆比(LR)产生了摇杆轴组件 200的整体刚度(K200)在旋转分量(K200R)上的有效增加(如在方程12中所描述的)，所述增加大致等于杠杆比的平方。刚度k200R与刚度K600的关系大约是方程12的关系，而不是精确地是方程12的关系的原因之一是摩擦。为此目的，术语“大约”，在它应用至所述杠杆比的所述平方时，应当表示在所述被平方的杠杆比的值的25% (或更有选地在10% ) 内。也就是，如果使用大约10比1的杠杆比(优选的杠杆比)，那么旋转分量刚度K200R是 HLA组件刚度K600的大约100倍。更具体地，旋转分量K200R的刚度优选地等于或大于75 倍的HLA组件刚度K600。更优选地，旋转分量K200R的刚度等于或大于90倍的HLA组件刚度 K600。如上文所述，HLA组件600距离阀系152远程地定位，其包括作为致动元件的凸轮 161、摇杆162和跨接阀132/134。因此，摇杆轴杠杆300的主要运动和HLA组件600的主要运动将不会经受由阀系152的致动元件经受的高频运动(比传统的发动机的阀快大约4 至6倍)。也就是，摇杆轴杠杆300和HLA组件600的主要运动(例如补偿由于较慢的现象 (例如热膨胀、磨损、HLA油泄漏等)造成的阀间隙的变化的运动)将处于比阀系152的致动元件的主要运动低得多的频率。因此，摇杆轴杠杆300的质量将不受阀系152的高频运动要求的限制。因此，摇杆轴杠杆300可以制成非常硬且体积大的。另外，摇杆轴杠杆300 的杠杆比可以做成是非常大得，即3或更大的杠杆比，优选地5或更大的杠杆比，且最优选地是7或更大的杠杆比。应当注意，摇杆轴杠杆300和HLA组件600将遭受由阀系的高频移动引起的某种高频的振动。然而，由这一振动引起的位移得幅度将明显小于阀系中的部件的位移的幅度，典型地小一数量级。摇杆轴杠杆300和HLA组件600在它们的间隙调节功能上的主要运动得频率将实质上小于阀系152的致动元件的致动运动的频率。虽然此处描述的阀间隙调节系统160与均分循环发动机的向外打开的阀一起操作，但是它可以应用至任何阀的操作。更优选地，它可以应用至快速作用阀，具有大约:3ms 的致动持续时间和180度的曲柄角或更小。虽然通过参考特定的实施例描述了本发明，但是应当理解可以在所描述的创造性的概念的精神和范围内进行诸多变化。例如，此处描述的阀间隙调节系统不限于凸轮驱动的系统。因此，意图是本发明不限于所述的实施例，但是它具有由下述的权利要求的语言限定的全部范围。
权利要求
1.一种阀致动系统，包括用于致动阀的阀系，所述阀系包括阀间隙；和用于调节所述间隙的间隙调节器组件，所述间隙调节器组件远离所述阀系安装。
2.一种阀间隙调节系统，用于调节阀系的间隙，所述阀间隙调节系统包括 间隙调节器组件，用于调节所述间隙，所述间隙调节器组件远离所述阀系安装。
3.一种阀致动系统，包括用于致动阀的阀系，所述阀系包括阀间隙； 间隙调节器组件，可操作以改变所述间隙；和杠杆，连接至所述间隙调节器组件，其中所述杠杆是可操作的以减小由所述间隙调节器组件所经受的力。
4.一种阀间隙调节系统，包括间隙调节器组件，可操作以改变阀系的间隙；和杠杆，连接至所述间隙调节器组件，其中所述杠杆是可操作的以减小由所述间隙调节器组件所经受的力。
5.一种阀致动系统，包括阀系，用于致动阀，所述阀系包括阀间隙；和阀间隙调节系统，用于调节所述阀系的间隙，所述阀间隙调节系统包括远离所述阀系安装的元件。
6.一种用于调节阀系的间隙的阀间隙调节系统，所述阀间隙调节系统包括 远离所述阀系安装的元件。
7.一种阀致动系统，包括用于致动阀的阀系，所述阀系包括阀间隙；和阀间隙调节系统，用于调节所述阀系的间隙，所述阀间隙调节系统包括远离所述阀系安装的元件，以便增大所述阀间隙调节系统的刚度。
8.一种用于调节阀系的间隙的阀间隙调节系统，所述阀间隙调节系统包括 远离所述阀系安装的元件，以便增大所述阀间隙调节系统的刚度。
9.一种阀致动系统，包括阀系，用于致动阀，所述阀系包括阀间隙；阀间隙调节系统，用于调节所述阀系的间隙，其中所述阀间隙调节系统包括远离所述阀系安装的杠杆。
10.一种阀间隙调节系统，用于调节阀系的间隙，所述阀间隙调节系统包括 远离所述阀系安装的杠杆。
11.一种阀致动系统，包括用于致动阀的阀系，所述阀系包括阀间隙和摇杆； 阀间隙调节系统，用于调节所述阀系的间隙，所述阀间隙调节系统包括 摇杆轴组件，包括可操作以可旋转地支撑所述摇杆的摇杆轴； 摇杆轴杠杆，固定至所述摇杆轴，使得摇杆轴的旋转位置是可操作的以由摇杆轴杠杆的旋转位置确定；和间隙调节器组件，其是可操作的以施加力到摇杆轴杠杆上，以便于调节摇杆轴杠杆的旋转位置，由此控制摇杆轴的旋转位置和使摇杆位移，而改变所述间隙。
12.一种阀间隙调节系统，用于调节包括摇杆的阀系的间隙，所述阀间隙调节系统包括摇杆轴组件，包括可操作以旋转地支撑摇杆的摇杆轴；摇杆轴杠杆，固定至摇杆轴，使得摇杆轴的旋转位置是可操作的以由摇杆轴杠杆的旋转位置确定；和间隙调节器组件，其是可操作的以施加力到摇杆轴杠杆上，以便调节摇杆轴杠杆的旋转位置，由此控制摇杆轴的旋转位置且使摇杆位移，而改变所述间隙。
13.根据权利要求11所述的阀致动系统，是可操作的使得由所述间隙调节器组件经受的力显著地小于由摇杆经受的力。
14.根据权利要求12所述的阀间隙调节系统，是可操作的使得由间隙调节器组件经受的力显著地小于由摇杆经受的力。
15.根据权利要求11所述的阀致动系统，其中所述摇杆轴包括与固定的轴线同心的底座轴承部分以及摇杆在其上旋转的摇杆轴承部分，所述摇杆轴承部分与可移动的摇杆轴线是同心的，其中所述可移动的摇杆轴线从所述固定的轴线偏置，由此使得摇杆轴承部分的可移动的摇杆轴线相对于底座轴承部分的所述固定的轴线移动。
16.根据权利要求12所述的阀间隙调节系统，其中所述摇杆轴包括与固定的轴线同心的底座轴承部分以及摇杆在其上旋转的摇杆轴承部分，所述摇杆轴承部分与可移动的摇杆轴线是同心的，其中所述可移动的摇杆轴线从固定的轴线偏置，由此使得摇杆轴承部分的可移动的摇杆轴线相对于底座轴承部分的所述固定的轴线移动。
17.根据权利要求15所述的阀致动系统，还包括底座框架，摇杆轴被插入到底座框架中，其中所述底座框架包括可旋转地支撑底座轴承部分的前钻孔和接受摇杆的槽。
18.根据权利要求16所述的阀间隙调节系统，还包括底座框架，摇杆轴被插入到底座框架中，其中所述底座框架包括可旋转地支撑底座轴承部分的前钻孔和接受摇杆的槽。
19.根据权利要求17所述的阀致动系统，还包括底座垫片，所述底座垫片沿着垂直的方向相对于所述阀系定位所述底座。
20.根据权利要求18所述的阀间隙调节系统，还包括底座垫片，所述底座垫片沿着垂直的方向相对于所述阀系定位所述底座。
21.根据权利要求15所述的阀致动系统，其中杠杆比定义为由所述摇杆轴杠杆施加至间隙调节器组件的力的作用线与固定的轴线之间的最短距离(1)与由摇杆施加至摇杆轴组件的力的作用线与固定的轴线之间的最短距离O)的比，所述杠杆比为大约10 1，由此减小在间隙调节器组件上的来自摇杆的力，并且提高间隙调节器组件的有效刚度。
22.根据权利要求16所述的阀间隙调节系统，其中杠杆比定义为由所述摇杆轴杠杆施加至间隙调节器组件的力的作用线与固定的轴线之间的最短距离(1)与由摇杆施加至摇杆轴组件的力的作用线与固定的轴线之间的最短距离(2)的比，所述杠杆比为大约10 1， 由此减小在间隙调节器组件上的来自摇杆的力，并且提高间隙调节器组件的有效刚度。
23.根据权利要求17所述的阀致动系统，还包括包括外部轴承表面的偏心帽，所述外部轴承表面被制定尺寸以滑动配合到底座框架的后壁的后钻孔中使得外部轴承表面与固定的轴线同心，和包括包括偏心内部轴承表面的偏心帽，所述偏心内部轴承表面接受摇杆轴承部分。
24.根据权利要求18所述的阀间隙调节系统，还包括包括外部轴承表面的偏心帽，所述外部轴承表面被制定尺寸以滑动配合到底座框架的后壁的后钻孔中使得外部轴承表面与固定的轴线同心，和包括包括偏心内部轴承表面的偏心帽，所述偏心内部轴承表面接受摇杆轴承部分。
25.根据权利要求1所述的阀致动系统，还包括设置在间隙调节器组件的上端上的摇杆轴推杆，其中所述摇杆轴推杆包含在形成在摇杆轴杠杆中的游隙槽中，其中侧面游隙设置在摇杆轴推杆与所述槽的边缘之间的槽中，由此使得间隙调节器组件保持竖直且使侧面力最小化。
26.根据权利要求2所述的阀间隙调节系统，还包括设置在间隙调节器组件的上端上的摇杆轴推杆，其中所述摇杆轴推杆包含在形成在摇杆轴杠杆中的游隙槽中，其中侧面游隙设置在摇杆轴推杆与所述槽的边缘之间的槽中，由此使得间隙调节器组件保持竖直且使侧面力最小化。
27.根据权利要求11所述的阀致动系统，其中所述阀间隙调节系统仅在摇杆处接合阀系。
28.根据权利要求12所述的阀间隙调节系统，其中所述阀间隙调节系统仅在摇杆处接合阀系。
29.根据权利要求11所述的阀致动系统，其中所述摇杆的质量被选择成使得所述阀致动系统能够使摇杆经受高频致动运动。
30.根据权利要求12所述的阀间隙调节系统，其中所述摇杆的质量被选择成使得所述阀致动系统能够使摇杆经受高频致动运动。
31.根据权利要求11所述的阀致动系统，其中所述摇杆基本由钢制成。
32.根据权利要求12所述的阀间隙调节系统，其中所述摇杆基本由钢制成。
33.根据权利要求11所述的阀致动系统，其中所述摇杆包括加强肋。
34.根据权利要求12所述的阀间隙调节系统，其中所述摇杆包括加强肋。
35.一种阀致动系统，包括用于致动阀的阀系，所述阀系包括致动元件和阀间隙；和阀间隙调节系统，用于调节阀间隙；其中所述阀系和所述阀间隙调节系统不共有任何公共的致动元件。
36.一种阀间隙调节系统，用于调节阀系的阀间隙，所述阀系用于致动阀，所述阀间隙调节系统包括间隙调节器组件，用于调节阀间隙，其中所述阀系和所述阀间隙调节系统不共有任何公共的致动元件。
37.根据权利要求35所述的阀致动系统，其中所述阀间隙调节系统包括摇杆轴组件，能够围绕固定的轴线旋转且可操作地连接至阀系，所述摇杆轴组件包括摇杆轴承部分，所述摇杆轴承部分提供从固定的轴线偏置的可移动轴线；间隙调节器组件，可操作以改变所述阀间隙，所述间隙调节器组件能够沿着中心线轴线延伸；和摇杆轴杠杆，可操作地连接在间隙调节器组件和摇杆轴组件之间，以提供杠杆比。
38.根据权利要求36所述的阀间隙调节系统，还包括摇杆轴组件，能够围绕固定的轴线旋转且可操作地连接至阀系，所述摇杆轴组件包括摇杆轴承部分，所述摇杆轴承部分提供从固定的轴线偏置的可移动轴线；间隙调节器组件，可操作以改变所述阀间隙，所述间隙调节器组件能够沿着中心线轴线延伸；和摇杆轴杠杆，可操作地连接在间隙调节器组件和摇杆轴组件之间，以提供杠杆比。
39.根据权利要求37所述的阀致动系统，其中所述杠杆比等于或大于3。
40.根据权利要求38所述的阀间隙调节系统，其中所述杠杆比等于或大于3。
41.根据权利要求37所述的阀致动系统，其中所述杠杆比等于或大于5。
42.根据权利要求38所述的阀间隙调节系统，其中所述杠杆比等于或大于5。
43.根据权利要求37所述的阀致动系统，其中所述杠杆比等于或大于7。
44.根据权利要求38所述的阀间隙调节系统，其中所述杠杆比等于或大于7。
45.根据权利要求37所述的阀致动系统，其中所述摇杆轴组件具有刚度，所述刚度包括至少由摇杆轴承部分的变形造成的偏转引起的弯曲分量；和至少由摇杆轴组件的旋转造成的偏转引起的旋转分量。
46.根据权利要求38所述的阀间隙调节系统，其中所述摇杆轴组件具有刚度，所述刚度包括至少由摇杆轴承部分的变形造成的偏转引起的弯曲分量；和至少由摇杆轴组件的旋转造成的偏转引起的旋转分量。
47.根据权利要求45所述的阀致动系统，其中所述旋转分量大于或等于弯曲分量。
48.根据权利要求46所述的阀间隙调节系统，其中所述旋转分量大于或等于弯曲分量。
49.根据权利要求45所述的阀致动系统，其中所述间隙调节组件具有刚度，所述刚度在旋转分量的刚度乘以杠杆比的平方的大约25%内。
50.根据权利要求46所述的阀间隙调节系统，其中所述间隙调节组件具有刚度，所述刚度在旋转分量的刚度乘以杠杆比的平方的大约25%内。
51.根据权利要求45所述的阀致动系统，其中所述间隙调节组件具有刚度，所述刚度在旋转分量的刚度乘以杠杆比的平方的大约10%内。
52.根据权利要求46所述的阀间隙调节系统，其中所述间隙调节系统具有刚度，所述刚度在旋转分量的刚度乘以杠杆比的平方的大约10%内。
53.根据权利要求37所述的阀致动系统，其中所述摇杆轴组件是阀系的支撑元件。
54.根据权利要求38所述的阀间隙调节系统，其中所述摇杆轴组件是阀系的支撑元件。
55.一种阀致动系统，包括用于致动阀的阀系，所述阀系包括致动元件和阀间隙；和阀间隙调节系统，用于调节阀间隙；其中阀间隙调节系统的元件没有配置成直接赋予主要致动运动到所述阀。
56.一种阀间隙调节系统，用于调节使阀致动的阀系的阀间隙，所述阀间隙调节系统包括间隙调节组件，用于调节阀间隙；其中阀间隙调节系统没有元件被配置成直接赋予主要致动运动至所述阀。
57.一种阀致动系统，包括用于致动阀的阀系，所述阀系具有阀间隙；阀间隙调节系统，用于调节阀系的阀间隙，其中所述阀间隙调节系统包括杠杆，其中所述杠杆配置成使得所述杠杆不会直接赋予主要致动运动至阀。
58.一种阀间隙调节系统，用于调节使阀致动的阀系的阀间隙，所述阀间隙调节系统包括杠杆，其中所述杠杆配置成使得所述杠杆不会直接赋予主要致动运动至阀。
59.根据权利要求37所述的阀致动系统，其中所述杠杆比定义为由摇杆轴杠杆施加至间隙调节器组件的力的作用线与固定的轴线之间的最短距离(1)与由可旋转地支撑在摇杆轴组件上的摇杆施加至摇杆轴组件的力的作用线与固定的轴线之间的最短距离O)的比。
60.根据权利要求38所述的阀间隙调节系统，其中所述杠杆比定义为由摇杆轴杠杆施加至间隙调节器组件的力的作用线与固定的轴线之间的最短距离(1)与由可旋转地支撑在摇杆轴组件上的摇杆施加至摇杆轴组件的力的作用线与固定的轴线之间的最短距离(2) 的比。
61.根据权利要求59所述的阀致动系统，其中所述摇杆可操作地支撑在摇杆轴组件的摇杆轴承部分上，且能够围绕可移动轴线旋转，使得在间隙调节器组件延伸时，由此引起的可移动轴线的运动使摇杆移位而减小阀间隙。
62.根据权利要求60所述的阀间隙调节系统，其中所述摇杆可操作地支撑在摇杆轴组件的摇杆轴承部分上，且能够围绕可移动轴线旋转，使得在间隙调节器组件延伸时，由此引起的可移动轴线的运动使摇杆移位而减小阀间隙。
全文摘要
本发明提供了一种阀致动系统，包括用于使阀致动的阀系，所述阀系包括致动元件和阀间隙，和用于调节阀间隙的阀间隙调节系统，其中阀系和阀间隙调节系统不共有任何公共的致动元件。
文档编号F01L1/20GK102292524SQ201080004920
公开日2011年12月21日 申请日期2010年1月20日 优先权日2009年1月22日
发明者伊万·吉尔伯特, 克莱夫·莱西, 安东尼·珀金斯, 里卡尔多·梅尔多莱西 申请人:史古德利集团有限责任公司