排气式发动机制动系统和方法

兹登涅克S·美斯特里克, 雷蒙德N·昆内维尔

1988年5月18日

雅各布斯制造公司导出引文BiBTeX, EndNote, RefMan

排气 制动 发动机 系统

的范围内有可能进行各种改型或改进

中，排气式发动机减速制动器是为人所知的一般地，这种减速制动器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寇明斯(Cummins)的美国专利3220392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、排气阀或喷油器的推杆或摇臂驱动的主缸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做的功没有在膨胀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，有必要由喷油器推杆(或称为推管Pushtube)引起排气式减速制动器的运动以对气缸进行压缩冲程排气过程喷油器推杆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(TDC)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杆的有效行程在相当短的时间内(例如25～30度曲轴转角)就完成了喷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，这已由在卡斯特(Custer)的美国专利4398510中公开的正时机构完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”，使得喷油器推杆驱动的主缸活塞的运动较快地传递给排气阀当“间隙”接近零时，排气阀的运动就接近由喷油器凸轮所限定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喷射系统不是由发动机凸轮轴来驱动的，大多数具有燃油喷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喷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，进排气阀从其关闭位置运动到全开位置需要90度曲轴转角以上此外，排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隙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(Price)等的美国专利4480780中公开的那样，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4485780可以使阀打开时间从大约90度曲轴转角缩短到大约50度曲轴转角，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，需要解决的问题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能 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包含一台内燃机，该内燃机有一个液压流体供给装置，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，所述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阀，以进行一次压缩排气过程，其特征在于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，所述系统包含压力室，该压力室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地将液压流体从工作缸活塞处供到所述压力室中，工作缸活塞也与所述第一和第二主缸以流体相连通，第一和第二推杆可使第一和第二主缸活塞分别在第一和第二主缸中移动，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向移动时，第一和第二主缸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，位于来自主缸的液压流体路线上，并有一个使液压流体的压力上升到一预定值的打开位置和一个使液压流体的压力高于所述预定值的关闭位置，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缸活塞和压力室之间，以使高压液压流体的脉冲从压力室导入工作缸活塞使得排气阀以预定的速率打开，进行压缩排气(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向阀而连在压力室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室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，该部件在某预定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，从而在预定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室中的最大压力，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可以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轮、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排气阀(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颖组合的进一步的优点 图1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1A是图1所示装置中一种替换电路的局部的示意图; 图2A是当一台由喷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2B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速制动运行状态时，排气阀的典型运动图; 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对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意图，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460°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，表示排气阀主缸活塞上行过程中(约680°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14°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意图，表示在减速制动循环结束时(约140°曲轴转角)的主要情况; 图10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11A是图10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11B是图11A中的触发单向阀处于动作位置时的剖视图; 图12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1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喷油器推杆驱动，或者由为另一缸所用的排气阀推杆驱动减速制动器壳体10装在气缸盖12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，典型的安排是一个壳体10上载有用于三个发动机气缸的机构，因而在六缸发动机中，需采用两个壳体10通道14把一个二位置的三通电磁阀16与发动机的低压润滑油路(未画出)联通排油通道18把电磁阀16同发动机润滑油池(未画出)联通，而通道20与控制阀室22联通当电磁阀16起动，即处于“接通”位置时，低压润滑油经通道14和通道20流入控制阀室22当电磁阀16处于“断开”位置时，通道18与通道20连通，使油排回到油池(未画出)中一个二位置的控制阀24可往复运动地安装在控制阀室22中，并由压缩弹簧26推向室22的底部控制阀24上有一个轴向通孔28，该孔与一径向通孔30相交叉，周向环槽32同径向通孔30相连通球形单向阀34由弹簧38压到位于轴向通孔28口上的阀座36上当电磁阀16通电起动时，低压油克服弹簧26的作用力将控制阀24抬起，并流过单向阀34通道40把控制阀室22同位于壳体10中的工作缸42相连通，第二通道44则将工作缸42与也是位于壳体10中的主缸46相连通 一个工作缸活塞48在工作缸42中作往复运动工作缸活塞48被一弹簧50压到一个拧在壳体10上的调整螺钉52上一锁紧螺母54把该调整螺钉52锁定在其调定位置弹簧50的下端由一托盘56支承，该托盘56由卡环58固定于工作缸42中 主缸活塞60在主缸46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(见图1)主缸活塞60的位置应对准摇臂66上调整螺钉机构64摇臂66由一推杆68操纵如果减速制动器是由喷油器凸轮驱动，则摇臂66和推杆68即为与工作缸活塞48相关的气缸中喷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66和推杆68就将是与工作缸活塞48无关的气缸的排气阀所用的摇臂与推杆 工作缸活塞48的下端可与排气阀压块70相接触，该压块70装在一根固定于发动机气缸盖12上的柱销72上，可沿其作往复运动，并可与双排气阀76的阀杆74相接触排气阀76被气阀弹簧78推到关闭位置引线71表示排气阀76关闭时气阀压块70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80把压块70向下压(如图1)，进而压下排气阀阀杆74，使排气阀76开启 减速制动器的控制电路中有一条导线82，从电磁阀16的线圈连接到一个三位开关84该电路接下来串联有燃油泵开关86、离合器开关88、手动或仪表板开关90、保险丝92、蓄电池94以及地线96开关86、88和90最好用一个接地的二级管98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24这样，驾驶员用一个开关84就可以使六缸发动机的两个缸、四个缸或六个缸停止工作，如果采用的是三个壳体组件的话(如图1所示)而如果采用如图1A所示的两个壳体组件时，用开关84就可使六缸发动机的三个缸或六个缸停止工作在图1A所示的电路中，不需要单独设置手动开关90，因为此电路中三位开关84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88都是自动开关，它们可保证在减速制动过程中停止供油，以及每当离合器脱开时即关掉减速制动器仪表板开关90使驾驶员能关闭整个减速制动器系统 在运行中，给电磁阀16通电，即可使低压油经过通道14和通道20流入控制阀室22，随后再经通道40和通道44流入工作缸42和主缸46控制阀24中的球形单向阀34阻止油经通道40回流一旦机构中注满了油，则由推杆68的运动引起的主缸活塞60的向上运动(从图1上看)就使工作缸活塞48作相应的向下运动这种向下运动又使排气阀76开启 图2A所示为由喷油器凸轮驱动的减速制动器机构的情况从图中可见，一号气缸喷油器推杆的运动基本上开始于上死点前30°，即当一号气缸中的活塞接近完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约0.018英寸的间隙(借调整螺钉52来实现)，工作缸活塞48的初始运动要越过这一间隙(图2A中曲线100表示该活塞的运动规律)，因而排气阀大约在上死点前25°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恢复还可以看到，由于采用了喷油器凸轮驱动的机构，工作缸活塞48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2B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102开始较早，结束较晚，行程较长，并且其上升率低于由喷油器凸轮引起的运动的上升率所有这些对于减速制动器的驱动都是不利的而且，当采用远距离操作的排气阀凸轮时，必须限制排气阀行程，以避免在上死点处排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0.018英寸增大到0.070英寸，如图2B中所示增大气阀组系间隙的好处在于，排气阀开始打开的时刻较晚，例如大约在上死点前55°，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佳，其产生的制动马力要大大地小于喷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装置所得的结果在图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，上死点Ⅱ表示一号气缸中的活塞在排气冲程后的上死点位置曲线104表示由一号气缸的进气推杆驱动的主缸活塞的运动距离;曲线106表示一号气缸的排气阀推杆的运动距离;曲线108表示二号气缸的排气阀推杆的运动距离曲线110表示在由一号气缸的进气阀推杆驱动的主缸活塞上方的压力变化;曲线112表示在由二号气缸的排气阀推杆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116表示压力室的压力变化曲线118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排气阀的运动距离，而曲线120表示在没有本发明的机构的情况，发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2B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采用相同的标号图4表示当压缩排气式减速制动系统关掉时，例如手动开关90(图1)或三位开关84(图1A)处于“关”位置，即断开位置时，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的六缸发动机来说，各气缸之间可以有如下面的表Ⅰ所示的关系 表Ⅰ从动的工作 主动的主缸活塞缸活塞 排气推杆 进气推杆选择方案A B C1 2 3 2 12 3 1 3 23 1 2 1 34 6 5 6 45 4 6 4 56 5 4 5 6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Ⅰ中所示三种选择方案中的任一种方案为了描述的简单起见，以下就参照方案C加以描述二号气缸的排气阀推杆122驱动二号气缸的排气阀摇臂124，并通过调整螺钉机构126，驱动在位于减速制动器壳体10内形成的主缸130中作往复运动的主缸活塞128主缸活塞128由一个薄片簧129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132驱动一号气缸的进气阀摇臂134，并通过调整螺钉机构136驱动在也是位于减速制动器的壳体10内形成的主缸140中作往复运动的主缸活塞138主缸活塞138由薄片簧139的作用压向上方(从图4～9中看时) 在减速制动器壳体10中有一个压力室142该压力室142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缸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室的大小由工作液体(此处情况下为发动机润滑油)的容积模量来确定对于一台具有气缸排量约为2.35升/每气缸的发动机，本申请人发现约为10立方英寸的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壳体10，每个壳体10都具有10立方英寸的压力室142 对于压力室142操作的每个发动机气缸，压力室142都有一个驱动缸144，在驱动缸144中，自由活塞146可以克服压缩弹簧148的偏压而作往复运动驱动缸144通过通道150与压力室142相通通道152使驱动缸144与触发单向阀154之间相连通，触发单向阀154控制着通过通道156的流动，而通道156则与通道44相连通道156与主缸130在一直线上，但与之相隔开穿过壳体10中的一个磨合配合密封带(lap fit seal)的销轴158与主缸活塞128的端部相接触并轴向穿过通道156销轴158有足够的长度使之当主缸活塞128接近其在主缸130中的行程上限时能克服弹簧162的偏压和通道152中的压力而推动触发单向阀160旁路通道164使主缸130和通道152之间相通 通道166使主缸140和控制单向阀室168相通，而控制单向阀室168通过通道170与旁路通道164相连通控制单向阀活塞176在控制单向阀缸172中作往复运动，并且在压缩弹簧178的作用下向上偏移(见图4～9)即偏向打开位置控制单向阀缸172通过管道180进行排油控制单向阀182位于控制单向阀室168内并借助于穿过壳体10中的一个磨合配合密封带的杆184与控制单向阀活塞176相连 工作缸42通过单向阀186和通道188与压力室142相通单向阀186只允许从工作缸42到压力室142的流动 可以理解，象这些所示的与一号气缸的通道188和152相连的机构是与二号气缸的通道188′和152′以及与三号气缸的通道188″和152″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16关闭，系统中的油(不是压力室中的油)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24处于“向下”位置(见图4)即，关闭位置;触发单向阀154通过销轴158保持打开状态;由于控制单向阀活塞176处于其向上位置(见图4)，因此控制单向阀182是开着的，工作缸活塞48顶靠着限位件52，而主缸活塞128和138脱离调整螺钉机构126和136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“接通”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14流入通道20，然后再流入控制阀室22，由此使控制阀24升起，从而使周向环槽32对准通道40油然后流过球形单向阀34，经通道40和44流入工作缸42，并且经过单向阀186和通道188进入压力室142而且，油经通道44和156，流过触发单向阀球160，经旁路通道164和通道170，单向阀室168和通道166进入主缸130和140，使主缸活塞128和138向下伸出(见图5)，与调整螺钉机构126和136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48或驱动缸自由活塞146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132处于向上运动的最高处时(约400°曲轴转角;见图3)出现的情况随着进气阀推杆132向上运动(见图6)，主缸活塞138被驱入主缸140中，迫使油经通道166，流过控制单向阀182进入控制单向阀室168控制单向阀182保持在打开位置(见图5)，直到控制单向阀室168中的压力达到大约1000磅/英寸2此时，控制单向阀182关闭(见图6)，并起着单向阀的作用旁路通道164和触发单向阀154中的油压保证使触发单向阀球160落座并使油流过通道152进入驱动缸144，从而克服弹簧148的偏压推动自由活塞146，由此迅速增加压力室142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122在向上运动的部分期间(见图7)，在大约680°曲轴转角位置处出现的情况随着排气阀推杆122被向上驱动，该排气阀推杆122就向上驱动主缸活塞128(见图7)并迫使油从主缸130流入旁路通道164，通道152，触发单向阀154和驱动缸144由此导致的自由活塞146向上运动引起压力室142中的压力进一步上升 在主缸活塞128的行程中的某一预定位置处，销轴158接触到触发单向阀球160并使之离开球座这种情况例如可以在大约695°曲轴转角位置处出现当触发单向阀球160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42(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70，以在接近上死点Ⅰ处打开排气阀，由此产生压缩排气过程在另一方面，如果减速制动器才刚刚接通，压力室142中的压力相当低，在触发单向阀球160离座时从驱动缸144经通道152输送到工作缸42的油将流过单向阀186和通道188，输送到压力室142中在再次起动一号气缸的进气阀推杆132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杆122的返回运动和相应的主缸活塞128向下运动期间，并在略前于360°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42位于顶住限位件52的停止位置，触发单向阀球160已落座，主缸活塞128和138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182保持关闭状态，主缸活塞138保持到向上位置，即使此时推杆132已经缩回控制单向阀182和活塞176的面积与压缩弹簧178的弹簧刚度相配合，因此，每当通道170和174中的压力上升到高于1000磅/英寸2时，控制单向阀182将关闭并且保持关闭状态，以起到单向阀的作用，直到压力下降到大约400磅/英寸2以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48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48或主缸活塞128和138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176和杆184泄漏的油通过排油管道180排入摇臂区域当系统关闭时，从系统的控制阀24上方排出的油经管道(未示出)返回到发动机油池中 可以理解，在每个发动机循环期间，压力室142中的压力升高取决于主缸活塞128和138的排量和压力室142的容积更具体地，压力室142中的压力增量可由下面的公式确定△P＝ (△V)/(V) β其中△P＝压力室中压力升高量(磅/英寸2)△V＝由主缸活塞排出的油的容积(英寸3)V＝系统的容积(压力室容积加上有关的通道的容积)(英寸3)β＝油的容积模量(对于发动机润滑油其值约为200，000磅/英寸2)而且，压缩排气过程期间的压力降也取决于压力室的容积大容积的压力室需要在许多次发动机循环中才能达到其工作压力的水平，但在工作期间将维持一个几乎是恒定的压力水平如上所述，申请人已经发现，一个10立方英寸的压力室足以操作一台12至14升六缸发动机的三个气缸在这种结构布置中，压力室工作压力能够在两个发动机循环之内达到可以理解到，本申请人已经利用了系统中，尤其是压力室中的油的柔量(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160的离座使压缩冲程排气过程中的排气阀刚好在上死点Ⅰ前打开(曲线118)，并由压力室中的压力(曲线116)下降或排气阀主缸活塞128前的压力(曲线112)下降而得以证实由于主缸活塞128的运动由二号气缸的排气阀凸轮精确地确定，触发单向阀154的开启时刻由销轴158的长度来确定因此，进行压缩排气过程的正时是完全能被设计者控制的而且，排气阀打开的速率取决于从驱动缸144输送到工作缸活塞48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，对于一定的发动机工况，制动马力能够达到最大 在装备了一个常规的排气阀凸轮驱动的减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2100转/分时发出的制动马力为275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100马力以上 现在参照图10，该图10示意地示出了触发和控制单向阀机构的改型在图10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)来表示 触发单向阀机构包含一个在壳体10内形成的腔190，该腔190的一端与主缸130相连通，另一端与通道152相连通主缸130有一个与通道44相连通的环形腔192，当主缸活塞128位于其最上位置时，该环形腔192允许经过主缸活塞128的流动(见图10)一个管状阀元件194在其开口端有一凸缘196，而在其相对的一端有一孔198，该管状阀元件194由压缩弹簧200压向腔190的底部压缩弹簧200位于腔190的顶部和管状阀元件194的凸缘196之间活塞202可调节地装在连接杆204的一端以在管状阀元件194中作往复运动连接杆204的另一端连接到主缸活塞128上可以认识到，活塞202和管状阀元件194起着一个阀的作用，每当主缸活塞128在向上方向运动得足够远从而推起管状阀元件194使其克服压缩弹簧200偏压和腔190内的压力而离开其阀座时，该阀就打开了直到管状阀元件194从其阀座上升起为止，主缸活塞128和活塞202的运动将使液压流体从腔190经通道152泵入驱动缸144a 在压力室142a中有一个与驱动缸144a同轴的起动缸(firing cylinder)206该起动缸206通过通道208排油起动缸206中安装有在其中作往复运动的起动活塞210，并由驱动销轴212使之与自由活塞146相隔开，驱动销轴212穿过压力室142a壁内的一个磨合配合密封带 位于壳体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218与进气阀主缸140相通单向阀220被压向在单向阀室214上形成的一个阀座，并装在穿过壳体中的一个磨合配合密封带的导向销226上导向销226的一端伸入与压力室142a相通的通道228中可以注意到，压力室142a中的压力作用到单向阀220的每一侧，但作用面积不同可以明显地看到，通过通道216施加的压力作用到单向阀220的下面的区域，而通过通道228施加的压力作用到导向销226的极小的上面区域，如图10所示还可以看到，当自由活塞146顶住与通道152相连通的驱动缸144a的一端时，通道152和216中的压力可以大大地小于压力室142a中的压力 图10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220保持打开的状态，直到压力室142a中的压力超过通道152中的压力此外，由于控制阀24处于“向下”位置(如图9所示)，通道40、44、152和216中的压力将解除，而主缸活塞128将返回到其最高位置，从而使管状阀元件194保持在打开的位置 当电磁阀16通了电使减速制动器接通后，液压流体将在低压下经通道40和44泵入到主缸130、腔190、通道152和216、单向阀室214、通道218和主缸140当主缸130充满后，管状阀元件194就落座 在大约360°曲轴转角处，一号气缸进气阀推杆开始驱动主缸活塞138向上运动(如图10所示)，以将压力施加到通道216和152、腔190和自由活塞146上当主缸活塞138的运动引起的压力超过压力室142a中的压力后，自由活塞146将向上移动当主缸活塞138在大约450°曲轴转角处停止向上运动后，单向阀220将保持关闭状态，从而维持腔190中的压力 在大约630°曲轴转角处，二号气缸的排气阀推杆开始驱动主缸活塞128向上运动(如图10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146朝向上的方向推进可入理解，自由活塞146向上运动导致压力室142a中的压力增大 在某预定点处，例如可以在大约695°曲轴转角处，由主缸活塞128驱动的活塞202将管状阀元件194从其阀座上顶起，从而使贮存在压力室142a中的压力能量和自由活塞146下面的高压流体经通道44迅速地输送到工作缸42中如果流体压力高到足以能克服发动机气缸压力和气阀弹簧78的偏压，工作缸活塞48将驱动压块70向下顶住阀杆74以打开排气阀76如果流体压力不足以打开发动机排气阀，则将通过单向阀186将液压流体泵入压力室142a中可以认识到，给压力室142a加入少量的液压流体将导致在以后的循环期间，压力室142a中的压力大大地上升 考虑图10所示的机构将会发现，虽然管状阀元件194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146向下运动的速率控制的自由活塞146的运动速率正比于作用在该活塞146上的方向向下的净作用力的大小由于作用在自由活塞146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146向下运动所能获得的净作用力基本上等于压缩弹簧148的弹性刚度值尽管希望使弹簧148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146运动加快的向下方向的净作用力，本申请人设置了一个起动活塞210和传动销轴212将会看到，向下作用在自由活塞146的附加作用力正比于起动活塞210和传动销轴212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11A表示该机构处于主缸活塞128的行程的开始阶段，而图11B表示该机构处于主缸活塞128的行程的结束时连接杆204可以通过销子230与主缸活塞128相连，并在靠近主缸活塞128的上端设置一个台肩232连接杆204的上端加工有螺纹以安装可调整的活塞202活塞202由定位螺钉234将其固定在连接杆204上其调整好了的位置上活塞202在管状阀元件194中作往复运动，管状阀元件194由压缩弹簧200向下压住(见图11A和11B)，而压缩弹簧200则装在管状阀元件194的凸缘196和以螺纹连接在腔190中的帽盖236之间阀座238也以螺纹连接到靠近主缸130扩大部分192处的腔190中通道44与主缸130的扩大部分192相通，而通道152与位于帽盖236的底部和阀座238的顶部之间的区域处的腔190相通 可以看到，压缩弹簧200通常将管状阀元件194压向阀座238，从而使活塞202能够将液压流体泵过孔198、腔190和通道152当活塞202使管状阀元件194升起而离开阀座238时(这当活塞使凸肩198a与管状阀元件194接合在一起时就会发生)出现液压流体从通道152经腔190反向流入通道44中管状阀元件194打开的时刻可以相对于连接杆204通过调整活塞202来控制 图12更详细地示出了图10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138相连 通向压力室142a的通道228包含一个扩大的螺纹孔240，该螺纹孔与通道218、主缸140和主缸活塞138相连通一个进一步扩大的螺纹孔242与孔240轴向相通，与通道216径向相通，而通道216通过通道152(图10)与驱动缸144a和触发单向阀相连通具有轴向孔246的衬套244以螺纹连接到孔240中导向销轴226和孔246之间为磨合配合具有轴向孔250的阀座248以螺纹连接到孔240中最好是在导向销轴226上设一个凸缘252，以限制它在朝着压力室142a方向上的轴向行程护阀帽盖254具有一轴向盲孔246和一轴向凸台258，护阀帽盖254与更扩大的孔242螺纹连接溢流通道260在盲孔246的底部和护阀帽盖254的内表面之间相连通 具有支承销轴264的单向阀262装在护阀帽盖254的孔246内，使其在该孔中作往复运动压缩弹簧266将阀262压向阀座248，而在通道228中的压力室压力使导向销轴226在使单向阀262离开阀座248的方向上移动单向阀262进气阀主缸活塞138的向上运动也趋向于移动单向阀262离开阀座248 每当进气阀主缸活塞138被向上驱动时(如图12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248的孔250，推动单向阀262并经过通道216流向驱动缸144a(图10)在这些情况下，单向阀262起着一个普通单向阀的功能 当主缸活塞138达到其全行程而开始其返回行程时，孔250和通道218中的压力下降，而单向阀262克服作用在导向销轴226端部上的压力室压力而保持在其阀座248上可以注意到，来自驱动缸144a的压力作用在单向阀262上的面积大于暴露在压力室压力下导向销轴226的横截面积因此，趋于关闭单向阀262的力将大于来自导向销轴226而趋于打开单向阀262的力例如，如果单向阀262和导向销轴226的横截面积比值为7且压力室压力为3，500磅/英寸2，那么一当通道216和孔242中的压力下降到500磅/英寸2以下时，单向阀262就将打开在这一计算中，忽略了压缩弹簧266的力，因为它相当小可以理解到，当单向阀262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 尽管到目前为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杆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，因为喷油器凸轮的特性比排气阀凸轮的特性更有利于实现减速制动目的 在美国专利4572114和4592319中公开了可以在发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顺序1-5-3-6-2-4的六缸发动机，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Ⅱ进行布置 表Ⅱ制动气缸 第一次压缩排气 第二次压缩排气 泵送过程 过程1 喷油器＃1 排气阀＃5 进气阀＃15 喷油器＃5 排气阀＃3 进气阀＃53 喷油器＃3 排气阀＃6 进气阀＃36 喷油器＃6 排气阀＃2 进气阀＃62 喷油器＃2 排气阀＃4 进气阀＃24 喷油器＃4 排气阀＃1 进气阀＃4对于没有喷油器凸轮或推杆的发动机，表Ⅲ或表Ⅳ中的布置都是可行的 表Ⅲ制动气缸 第一次压缩排气过程 第二次压缩排气过程1 排气阀＃2 进气阀＃45 排气阀＃4 进气阀＃13 排气阀＃1 进气阀＃56 排气阀＃5 进气阀＃32 排气阀＃3 进气阀＃64 排气阀＃6 进气阀＃2表Ⅳ制动气缸 第一次压缩排气过程 第二次压缩排气过程1 进气阀＃3 排气阀＃55 进气阀＃6 排气阀＃33 进气阀＃2 排气阀＃66 进气阀＃4 排气阀＃22 进气阀＃1 排气阀＃44 进气阀＃5 排气阀＃1可以注意到，在表Ⅲ和Ⅳ中没有要求图4～9中所示的用于执行主缸140和主缸活塞138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负荷极限 为了清楚和简单起见，上面是根据发火顺序为1-5-3-6-2-4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的发动机也是会碰到的本发明通过确定其运动在待制动气缸的压缩冲程期间出现的推杆或摇臂;通过确定其运动在待制动气缸的排气冲程期间出现的第二推杆或摇臂(如果要求每发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杆或摇臂(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 在上面的描述中所使用的术语或说法只是用于描述的目的，而不是限定，使用这些术语和说法并不是要排除任何与所示或所描述的相当的特征、部分或部件，而且应该认识到，在本发明