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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
伴隨著社會經濟的發(fā)展，人類生活水平的提高，我們對生活質量也提出了越來越高的要求。但是事實總是事與愿違，綜觀歷史，我們周圍的生活環(huán)境是越來越惡化——全球氣溫變暖，酸雨不斷致使植被死亡等，都在一步一步的威脅著我們人類的生存。據統(tǒng)計，90%以上的污染來自汽車的廢氣排放。所以要改善我們的生活環(huán)境，其首要的任務就是降低、限制汽車的廢氣排放，低污染、低油耗、大功率、大扭矩的發(fā)動機也就是我們的追求目標。而配氣機構嚴重的影響著發(fā)動機的燃燒特性和排放特性。本文就配氣機構的改進發(fā)展情況加以論述和展開說明。
1.1發(fā)動機配氣機構的可變技術
可變技術(Variable Technology) 是指隨著使用工況及要求的變化,或者為了解決矛盾及避免內燃機不正常工作現(xiàn)象的出現(xiàn),使相關系統(tǒng)的結構或參數作相應的變化,從而使內燃機在各種工況下,綜合性能指標能大幅度地提高,而且避免不正常燃燒及超負荷現(xiàn)象的產生?？勺兗夹g涉及范圍較廣,如可變壓縮比、可變進氣系統(tǒng)、可變配氣定時、可變噴油系統(tǒng)、可變增壓系統(tǒng)等 。在解決較大轉速范圍內動力性和經濟性的矛盾方面,可變技術顯示出獨特的優(yōu)勢。近代電子技術的發(fā)展,促成了可變技術的迅速推廣,使可變技術在車用內燃機上的應用和影響日漸突出。
1.1.1可變進氣系統(tǒng)
傳統(tǒng)的進氣歧管長度不可變，只能在一定的轉速范圍內有較好的充氣效率，具有良好的性能； 在運行過程中無法進行調節(jié)，其動力性在某些工況下必然要受到限制，使內燃機在兩種極端的工況下性能下降，影響發(fā)動機的經濟性和排放性。長期以來人們發(fā)現(xiàn)進氣管的長度變化影響內燃機的充氣效率。進氣管較短時，在高速運行有較好的充氣效果；進氣管較長時，在低速運行有較好的充氣效果。如圖1.1。使用可變長度的進氣管，可使內燃機在較寬的轉速范圍內都有叫好的充氣效果。圖1.2所示的是一個進氣管長度可變的進氣控制系統(tǒng)，在內燃機低速運轉時，進氣控制閥關閉，管道變長，提高了進氣流速，加強了慣性進氣的作用，從而提高了充氣效率。在內燃機高速運轉時，進氣控制閥打開，管道變短降低了進氣阻力，從而提高了充氣效率。圖1.3所示的為進氣管長度無級變化的進氣系統(tǒng)示意圖，這種系統(tǒng)可以利用動態(tài)效應充氣，在內燃機的所有轉速范 圍內都能達到最佳的效果。這種進氣管長度可變系統(tǒng)的
結構簡單、費用不大、可靠性高，比較適用于汽車、拖拉機、摩托車等的發(fā)動機上。
圖1.1 四缸汽油機進氣管長度對充氣系數的影響隨轉速的變化關系
圖1.2 可變進氣管長度控制系統(tǒng)
圖1.3 長度無級可變進氣系統(tǒng)示意圖
1.1.2 可變配氣相位
傳統(tǒng)內燃機配氣相位在內燃機運轉過程中是固定不變的,不能同時兼顧各種轉速的要求,也就很難達到真正的最佳配氣相位。而采用可變配氣相位則可以在內燃機整個工作范圍內,提供合適的氣門開啟、關閉時刻或升程,從而改善內燃機進、排氣性能,較好地滿足高轉速和低轉速,大負荷和小負荷時的動力性、經濟性以及廢氣排放的要求。綜上所述,可變配氣相位改善內燃機性能,主要體現(xiàn)在以下幾個方面：
1) 能兼顧高速及低速不同工況,提高內燃機的動力性和經濟性;
2) 改善內冉機怠速及低速時的性能及穩(wěn)定性;
3) 降低內燃機的排放。
目前有兩類可變配氣相位機構,一類為可變配氣相位,這類方法能提高中、低速轉矩,改善低速穩(wěn)定性,但由于最大氣門升程保持不變,所以對燃油經濟性改善不大,在此不作詳細論述。另一類為在低速和高速時應用不同的凸輪來同時調節(jié)配氣正時和氣門升程,并對高速凸輪和低速凸輪及工況轉換點同時進行優(yōu)化,使內燃機在整個轉速范圍內獲得良好的性能。由于可變配氣相位技術的優(yōu)越性,在美國已有800多項專利產品。可變配氣相位(VVT) 典型代表為日本本田車用公司的VTEC系統(tǒng)。VTEC系統(tǒng)結構及工作原理如圖4。其配氣凸輪軸上布置了高、低速兩種凸輪,采用特殊設計的搖臂,能夠 根據內燃機轉速高低自動切換凸輪,使搖臂分別被高速或低速凸輪驅動,從而實現(xiàn)了配氣正時和氣門升程同時調節(jié)的目的。凸輪軸上中間為高速凸輪,與中間搖臂相對應,左右各有一個低速凸輪,分別位于第1和第2搖臂位置。3個搖臂內裝有液壓活塞A、B和限制活塞。其工作過程為: 轉速低于6000r/ min 時,液壓活塞不移動,中間搖臂在高速凸輪驅動下,壓下空動彈簧,而第1和第2搖臂則在2個低速凸輪作用下驅動2個氣門;轉速高于6000 r/ min時,在壓力油作用下,液壓活塞A和B移動,中間搖臂與左右搖臂鎖在一起在高速凸輪的作用下驅動氣門,低速凸輪隨凸輪軸空轉。
圖1.4 日本本田公司可變配氣相位、升程（VETC）機構工作原理圖
1-液壓活塞B；2-液壓活塞A；3-凸輪軸；4-高速凸輪；5-低速凸輪；
6-限制活塞；7-第2搖臂；8-中間搖臂；9-第1搖臂
1.1.3可變進氣渦流強度
傳統(tǒng)的柴油機進氣渦流強度取決于柴油機的轉速。對于一個恒定的柴油機進氣道而言,隨柴油機轉速的升高進氣渦流增強,反之渦流強度減弱。進氣道的設計一般只能保證在某一轉速范圍內的渦流強度使柴油機性能最佳,而轉速改變時,進氣渦流就會過強或過弱,不利于柴油機正常工作。圖5 為副氣道控制進氣渦流強度結構示意圖。副氣道以一定角度與主氣道相連,形成與主氣道反向的進氣渦流,通過改變副氣道的進氣量可以很好地改變整個進氣渦流強度。該種控制方法結構簡單,渦流強度的改變不會惡化流量系數,因而得到了廣泛的應用。
圖1.5 副氣道控制進氣渦流強度結構圖
1-主氣道；2-汽缸蓋；4-控制閥；5-控制閥行程傳感器；6-電磁閥；7-副氣道
總之，可變技術的應用可使內燃機的各項性能在整個使用工況變化范圍內得到優(yōu)化。如果說,活塞式內燃機經過百余年的研究與發(fā)展,在技術上已達到相當高的水平,那么,可變技術就是使其性能進一步取得重大突破的途徑之一。因而,可變技術的發(fā)展前景十分誘人?？勺兗夹g的廣泛應用需解決兩個關鍵問題:其一是研制出可改變參數的結構;其二是確保這種結構在工作過程中的可靠性。近代電子技術的發(fā)展,使改變結構參數的調控過程更易實施,有些可變技術已在轎車上使用并取得了較好的效果,我國應加大在此方面的投入,優(yōu)化內燃機設計,使可變技術在內燃機上獲得普遍應用,進一步提高內燃機的綜合性能。
1.2發(fā)動機氣門驅動機構的發(fā)展
1.2.1凸輪軸氣門驅動機構
絕大多數活塞式內燃機是采用傳統(tǒng)的機械驅動凸輪結構來驅動進排氣門的，其氣
門的升程、配氣定時一般是基于某一狹小工況范圍發(fā)動機性能的局部優(yōu)化而確定，在工作過程中是固定不變的，是一種折中選擇，氣門運動規(guī)律完全由凸輪的型線確定的。這種氣門驅動機構難于滿足發(fā)動機動力性、經濟性和環(huán)保性能不斷提高的要求，尤其是車用發(fā)動機，由于其工作范圍非常寬，要求配氣相位可變、氣門升程可調。但由于它簡單、可靠、相對來說不昂貴，至今仍廣泛的使用。
1.2.2凸輪軸可變氣門驅動機構
凸輪軸可變氣門驅動機構是在傳統(tǒng)氣門驅動機構的基礎上改進的，有兩種實現(xiàn)形式：一種是凸輪軸和凸輪可變系統(tǒng)；另一種是氣門-挺桿可變系統(tǒng)，工作時凸輪軸和凸輪不變動，氣門、挺桿、搖臂或拉桿靠機械力或液力作用而改變，從而改變配氣相位和氣門升程。
凸輪軸調相機構是通過正時帶輪與凸輪軸內軸之間設置一環(huán)型柱塞，柱塞和凸輪軸內軸以直鍵或花鍵傳動，電控單元通過液壓或電子控制柱塞，使柱塞帶動凸輪軸相對于曲軸轉動一個角度，從而改變配氣定時。如圖1.6所示為帶有Valvetronic的可變氣門系統(tǒng)，它保留了傳統(tǒng)的凸輪軸，增加了一根偏心軸、滾軸和頂桿機構，電控單元根據油門信號控制步進電機，步進電機改變偏心凸輪的偏移量，經中間搖臂間接地改變進氣門動作。Valvetronic可任意控制進氣門升程，取代了節(jié)氣門的功能，從而將泵氣損失減至最低。Valvetronic有利于提高冷車時的運轉性能、降低排放，并使運轉更加平穩(wěn)。
圖1.6 傳統(tǒng)進氣機構與Valvetronic機構的比較
1.2.3無凸輪軸驅動配氣機構
無凸輪電液驅動配氣機構在所有工況下都能連續(xù)、獨立地控制氣門運動,使發(fā)動機獲得低排放、低能耗、高扭矩和高功率輸出等優(yōu)點。
無凸輪配氣機構就是取消發(fā)動機配氣機構中的凸輪軸以及從動件,而以電液、電磁、電氣或者其他方式驅動氣門。相對于傳統(tǒng)的機械式配氣機構來說,電液驅動配氣機
構的優(yōu)點可以概括為:降低了能耗、增加了扭矩、提高了輸出功率和怠速穩(wěn)定性、減少了磨損和沖擊噪聲、可以簡化發(fā)動機結構,降低了發(fā)動機的加工成本和重量、實現(xiàn)了發(fā)動機的制動性能等等。
1.2.4電液驅動配氣機構
無凸輪電液驅動配氣機構就是取消凸輪軸和彈簧,利用一種壓縮流體的彈性特征對氣門的開啟和閉合起加速和減速的作用,為氣門定時、氣門升程和速度提供了連續(xù)的可變控制。加速時流體的勢能轉化為氣門的動能;減速時氣門的動能又轉化為流體的勢能,在整個過程中能量損失很少。
Daimler - Benz公司研究員Letsche研制的電液氣門驅動機構如圖1.7所示。該系統(tǒng)通過加速踏板位置、發(fā)動機轉速等數據,精確計算出氣門開啟時刻和持續(xù)時間。使用電磁閥控制液壓系統(tǒng)就可使發(fā)動機氣門動作。氣門在其起始(全閉) 和終了(全開) 位置之間振動,開啟力來自氣門開啟彈簧,關閉力來自氣門關閉彈簧。這項技術既可節(jié)省10%以上燃油,獲得更好的發(fā)動機工作特性,有效地降低排放,又可實現(xiàn)新的發(fā)動機制動技術。
圖1.7 Benz的電液氣門驅動系統(tǒng)
Ford公司的Schechter和Levin研究的電液氣門驅動工作原理如圖1.8所示 。液壓活塞與氣門相連,活塞上端的液壓腔與高、低壓源連通,下端的液壓腔則只能連通高壓源。通過兩個電磁閥的適時開、閉可實現(xiàn)氣門的開啟和關閉。他們在該系統(tǒng)上進行的單個氣門實驗得出:該電液氣門驅動系統(tǒng)可達到相當于發(fā)動機轉速在8000r/ min下的響應速度。
但是，內燃機無凸輪電液氣門驅動現(xiàn)仍然處于實驗室研究階段,還有許多問題等待解決,例如響應速度不夠高、氣門落座沖擊、能耗過大和系統(tǒng)復雜等等,有待進一步探索。而且無凸輪電液氣門驅動的大部分試驗結論僅僅限制在四缸機上。
圖1.8 Ford的電液氣門機構驅動原理
1.2.5電磁氣門驅動機構
隨著電控技術在汽車上的廣泛應用,電磁氣門驅動系統(tǒng)已成為頗受重視的前沿課題之一。電磁氣門驅動發(fā)動機相對于傳統(tǒng)的凸輪軸驅動發(fā)動機在結構、性能、燃油經濟性和排放方面都具有潛在的優(yōu)勢。
如圖1.9所示是采用雙彈簧、雙線圈的電磁氣門驅動機構。發(fā)動機不工作時,兩線圈均不通電。銜鐵4及氣門1在彈簧7 的作用下,處于半開半閉的中間狀態(tài)。發(fā)動機在起動的初始時刻對該裝置進行初始化。控制系統(tǒng)根據曲軸轉角判定各氣門應打開或關閉,使關門線圈5或開門線圈2通電,電磁力克服彈簧力將氣門1關閉或開啟。若系統(tǒng)判定氣門應開啟,則開門線圈2通電,銜鐵4與開門鐵芯3間的電磁力克服彈簧力,使氣門1向下運動直至最大開啟位置。為保持氣門的開啟狀態(tài),開門線圈2必須繼續(xù)維持較小的電流使電磁力等于或大于彈簧力. 需要關閉氣門時,開門線圈2斷電,銜鐵4和氣門1在彈簧7 的作用下向上運動.在無阻尼的理想情況下,氣門可達到完全關閉的位置(即落座) ,在氣門落座的一瞬間,關門線圈5開始通電,銜鐵4與關門鐵芯6間的電磁力與彈簧力平衡或大于彈簧力,使氣門1保持在關閉狀態(tài).需要開啟時,關門線圈5斷電,銜鐵4和氣門1在彈簧7作用下向下運動. 如此循環(huán)往復. 因該系統(tǒng)存在空氣阻力和摩擦力的阻尼作用. 氣門1在彈簧7作用下從最大開啟位置向上運動時不可能到達關閉位置.因此在氣門1 接近關閉位置時,關門線圈5就需提前開始通電,使電磁力幫助氣門1快速運動至關閉位置。氣門1從關閉位置向開啟位置運動時情況相同。
圖1.9 電磁氣門驅動機構原理圖
1-氣門 ；2-開門線圈；3-開門鐵芯；4-銜鐵；5-關門線圈；6-關門鐵芯；7-彈簧；8-氣門導管
1.2.6電氣氣門驅動機構
電氣氣門驅動和電液氣門驅動的工作原理相似，只不過所用的介質為空氣。與電液相比，空氣的粘度低、運動慣性小，有利于提高電氣氣門的響應速度；但空氣的可壓縮性更高，更難精確控制，會削弱采用它作為介質帶來的好處。同電液氣門驅動一樣，電氣氣門驅動也有氣門落座沖擊大、能耗大、響應速度不夠及結構復雜等問題。因此，空氣作為傳動介質的優(yōu)越性并不明顯。所以尋找合適的傳動介質是提高此類氣門驅動機構性能的關鍵。
1.2.7其他的氣門驅動機構
近年來研究無凸輪軸氣門驅動機構還包括電機—凸輪驅動、旋轉驅動器—搖臂驅動和電機驅動等等。
如圖所示是P.Fitsos 等人提出了用旋轉驅動器—搖臂驅動氣門的方法,旋轉驅動器工作原理類似于計算機中驅動讀寫磁頭的驅動裝置,能夠快速運動,準確定位。但目前只對此驅動方式進行了仿真計算。
圖1.10 電機-凸輪氣門驅動機構示意圖
R. P. Henry 等人提出了電機—凸輪驅動氣門的方案如圖10所示。電機軸、凸輪、凸輪從動件總成及氣門在同一軸線上。電機及凸輪轉動時, 凸輪從動件及氣門作往復運動;控制電機的瞬時轉速和旋轉方向,即可改變氣門正時和升程。樣機試驗表明,在相當于發(fā)動機轉速2500 r/ min以上時能量消耗很大, 并且氣門落座速度隨轉速增加而增大, 在2500r/min時達0.30m/s。
電機直接控制凸輪的可變氣門驅動機構中，每一氣門都由一套永磁無刷直流電機通過凸輪驅動，并通過增加或減少電機的角速度、改變電機的旋轉方向來改變氣門的開啟和關閉相位和升程。該系統(tǒng)的轉速靈活性范圍很大。
這些驅動氣門的方式都有氣門落座沖擊、響應速度、能量消耗和機構復雜等問題。對旋轉電氣氣門驅動和旋轉驅動器—搖臂氣門驅動的研究遠不如對電磁、電液氣門驅動的研究那樣深入。還有人進行了以旋轉氣門代替往復運動的菌形氣門的嘗試 ,但可靠密封和潤滑的老問題依然沒有解決。
1.3本課題的意義和主要工作內容
以上所有分析表明：可變配氣系統(tǒng)在國內外己經進行過大量的研究，伴隨著微電腦技術的飛速發(fā)展及其在發(fā)動機上的應用?？勺兣錃庀到y(tǒng)也開始由結構簡單的、調節(jié)范圍有限的、機械式的可變配氣系統(tǒng)，向精確的、多自由度的、全柔性控制的、智能型電子控制可變配氣系統(tǒng)發(fā)展。在前期工作中，基于東安465發(fā)動機，在保留氣門彈簧的基礎上，己設計出可變配氣驅動機構，但由于其結構簡單，落座沖擊大，液體泄露等原因，整體結構需要進行改進。
本課題就是在前期工作的基礎上，完成做了以下一些工作：
1.電控液壓驅動可變配氣系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)設計；
2.電控液壓驅動可變配氣系統(tǒng)的執(zhí)行機構設計；
3.電控液壓驅動可變配氣系統(tǒng)的電磁閥的選型。
第2章 確定系統(tǒng)方案、擬定液壓原理圖
在不改變氣缸蓋結構的基礎上，設計一種電控液壓驅動氣門執(zhí)行機構，將該執(zhí)行機構安裝在4102BG發(fā)動機氣缸蓋上，代替原來的凸輪軸配氣機構。這套機構初步能夠實現(xiàn)氣門正時、氣門升程連續(xù)變化的目的，同時還能在一定的程度上緩解柱塞對執(zhí)行機構的沖擊。
2.1電控液壓驅動可變配氣系統(tǒng)的構成
電控液壓驅動可變配氣系統(tǒng)原理如圖2．1所示。該系統(tǒng)主要包括液壓系統(tǒng)部分、氣門驅動部分、電子控制部分，各部分的組成及功能簡單介紹如下：
圖2．1電控液壓驅動可變配氣系統(tǒng)原理示意圖
1.液壓系統(tǒng)部分：由油箱、濾油器、溢流閥、液壓泵、電動機、壓力表、壓力表開關以及蓄能器等元件組成。主要任務是為系統(tǒng)提供驅動氣門運動的能量。
2.氣門驅動部分：包括可變配氣系統(tǒng)執(zhí)行機構、執(zhí)行機構支撐架、兩位兩通高速開關電磁閥和氣門彈簧組件組成。其中可變配氣系統(tǒng)執(zhí)行機構由兩個兩位兩通高速開關電磁閥控制液壓油路，依靠往復運動的柱塞驅動氣門來回運動。氣門回位靠氣門彈簧復位。主要任務是完成液壓能與氣門動能及氣門彈簧勢能三者之間的能量轉換。
3.電子控制部分：電子控制部分主要是對液壓及氣門驅動部分進行控制，可選用兩種控制方法：l：PLC控制；2：DSP控制。(本文主要研究液壓系統(tǒng)，電控部分不作詳細說明)
2.2電控液壓驅動可變配氣系統(tǒng)的工作原理
如圖2．2所示，該系統(tǒng)的工作過程主要分以下幾階段：
1、氣門開啟過程：首先電動機帶動液壓泵轉動，經網式濾油器過濾后，將油箱中的油液吸入液壓泵內。油液在液壓泵內經增壓后，通過單向閥送入蓄能器。蓄能器穩(wěn)定油液的壓力，并將油液以恒定的壓力送到高壓電磁閥。當高壓開關電磁閥接收驅動信號打開，使執(zhí)行機構液壓缸與高壓油源連通，液壓油進入執(zhí)行機構液壓缸，液壓缸內壓力迅速升高，液壓油推動柱塞向下運動。柱塞克服氣門彈簧阻力推動氣門逐漸打開。當氣門達到最大升程時，高壓電磁閥停止接收驅動信號，立即處于關閉狀態(tài)，執(zhí)行機構液壓缸內液壓油油量保持不變，油壓恒定，柱塞位置被油壓鎖定，氣門保持最大升程位置。
2、氣門定位過程：此時高壓電磁閥和低壓電磁閥都處于關閉階段。由于液壓缸內壓力保持等于氣門彈簧阻力，氣門保持全開狀態(tài)。
3、氣門關閉過程：氣門保持全開一段時間后，此時低壓電磁閥打開，低壓電磁閥連通液壓缸與低壓油箱。液壓油回流到油箱，氣門逐漸恢復到關閉狀態(tài)。在氣門關閉過程中，由于柱塞回位過程中，柱塞頭部的回流口為可變節(jié)流式，柱塞越往上回位，回流面積較小，節(jié)流作用就越強，這樣降低了落座速度，減小氣門落座沖擊。
4、壓力保持過程：電動機帶動齒輪泵轉動，向蓄能器供油，使蓄能器壓力保持設定的壓力值。當蓄能器內液壓油的壓力大于設定壓力時，溢流閥打開，蓄能器向油箱回油，直到蓄能器內液壓油的壓力等于設定壓力時為止。設定壓力通過溢流閥上的開關調節(jié)，其數值顯示在壓力表上。
2.3擬定液壓原理圖
圖2.2 液壓原理圖
1-液壓泵；2-單向閥；3-油濾器；4-壓力表；5-溢流閥；6-蓄能器；7-減壓閥；8-二位二通常閉高速電磁閥；9-二位二通常閉高速電磁閥；10-執(zhí)行機構
2.4本章小結
本章以設計整體方案為目標，按照在不改變氣缸蓋結構的基礎上，設計一種電控液壓驅動氣門執(zhí)行機構，將該執(zhí)行機構安裝在4102BG發(fā)動機氣缸蓋上，代替原來的凸輪軸配氣機構。這套機構初步能夠實現(xiàn)氣門正時、氣門升程連續(xù)變化的目的，同時還能在一定的程度上緩解柱塞對執(zhí)行機構的沖擊。
第3章 液壓系統(tǒng)的設計計算
3.1液壓系統(tǒng)額定壓力的選取
額定壓力：是指液壓系統(tǒng)的最高工作壓力，單位：MPa
(3.1)
P-----液壓系統(tǒng)的最高工作壓力，Mpa
-----液壓系統(tǒng)總的壓力損失
-----液壓系統(tǒng)的安全裕度
-----柱塞頭部直徑，mm
-----柱塞中部直徑，mm
-----氣阻尼隔板直徑，mm
L-----氣門位移 mm
K-----氣門彈簧強度 N/min
-----氣門彈簧力 N
-----摩擦力 N
-----氣門內外彈簧預緊力，N
-----行機構液壓腔最大液壓阻力，N
-----空氣阻尼力，N
進氣門開啟時，因為氣門上下兩面壓差很小，缸壓力大小可以忽略。
(3.2)
(3.3)
(3.4)
3.2液壓系統(tǒng)額定流量的選取
額定流量：是指液壓系統(tǒng)的工作流量Q，單位：L／min。
（3.5）
Q-----壓系統(tǒng)額定流量，L／min
t-----門開啟動作完成時間，ms
-----壓系統(tǒng)總的流量損失系數
精確的計算出t值是選取額定流量值的關鍵，也就是氣門開啟動作完成時間T計算。
從式(3-5)中可以發(fā)現(xiàn)，只有氣門開啟動作完成時間t是未知數，所以精確的計算出t值是選取額定流量值的關鍵，也就是氣門開啟動作完成時間的計算。
t= （3.6）
如圖3.1所示的是可變配氣系統(tǒng)工作特性原理圖，高壓電磁閥打開，氣門在一段延遲時間后開始打開。氣門打開到最大升程并持續(xù)一段時間；當低壓電磁閥打開，氣門在一段延遲時間后開始關閉。氣門勻速關閉直到完全關閉氣門。
圖3.1 可變配氣系統(tǒng)工作特性原理圖
氣門開啟延遲與氣門開啟動作完成時間一起構成開啟響應時間：
（3.7）
氣門關閉延遲與氣門關閉動作完成時間一起構成關閉響應時間：
（3.8）
氣門關啟延遲與氣門開啟保持時間一起構成氣門全開持續(xù)期：
（3.9）
可計算出其中氣門開啟持續(xù)期：
（3.10）
估計氣門開啟需要的時間：
（3.11）
3.3液壓系統(tǒng)設計參數
為了方便計算，將液壓系統(tǒng)計算所需要一些參數進行匯總。如表3．1所示：
表3-1 液壓系統(tǒng)計算參數
再又上述公式可計算出：P=8.88MPa
Q=9L/min
3.4液壓元件的選擇與計算
3.4.1液壓泵的選擇
首先根據設計要求和系統(tǒng)工況確定泵的類型，然后根據液壓泵的最大供油量和系統(tǒng)工作壓力來選擇液壓泵的規(guī)格。
1. 液壓泵的最高供油壓力
（3.12）
式中：—執(zhí)行元件的最高工作壓力；
—進油路上總的壓力損失。
如系統(tǒng)在執(zhí)行元件停止運動時才出現(xiàn)最高工作壓力，則；否則，須計算出油液流過進油路上的控制、調節(jié)元件和管道的各項壓力損失，初算時可憑經驗進行估計，對簡單系統(tǒng)取MPa，對復雜系統(tǒng)取MPa。
2. 確定液壓泵的最大供油量
液壓泵的最大供油量為
（3.13）
式中：k—系統(tǒng)的泄漏修正系數(The Correction Coefficient of System Leakage)，一般取k=1.1~1.3，大流量取小值，小流量取大值；—同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。
如果液壓泵的供油量是按工進工況選取時，其供油量應考慮溢流閥的最小流量。
3. 選擇液壓泵的規(guī)格型號
液壓泵的規(guī)格型號按計算值在產品樣本選取，為了使液壓泵工作安全可靠，液壓泵應有一定的壓力儲備量，通常泵的額定壓力可比工作壓力高25%—60%。泵的額定流量則宜與相當，不要超過太多，以免造成過大的功率損失。
由已知條件和上訴公式可選取高壓齒輪泵型號：CB一306。
齒輪泵各種參數：額定壓力16MPa，轉數1440r／min，供油量6．3ml／r，這種齒輪泵滿足試驗需要前提下，價格低廉，且對液壓油的品質要求不高。
3.4.2選擇驅動液壓泵的電動機
驅動液壓泵的電動機根據驅動功率和泵的轉速來選擇。
在整個工作循環(huán)中，泵的壓力和流量在較多時間內皆達到最大工作值時，驅動泵的電動機功率(Power)為
（3.14）
式中：—液壓泵的總效率，數值可見產品樣本。
限壓式變量葉片泵的驅動功率，可按泵的實際壓力流量特性曲線拐點處的功率來計算。
在工作循環(huán)中，泵的壓力和流量變化較大時，可分別計算出工作循環(huán)中各個階段所需的驅動功率，然后求其均方根值即可。
在選擇電動機時，應將求得的功率值與各工作階段的最大功率值比較，若最大功率符合電動機短時超載25%的范圍，則按平均功率選擇電動機；否則應按最大功率選擇電動機。
選取電動機型號：2．2kW普通電機。
電動機參數：功率為2．2kW，轉速1420r／min。
3.4.3液壓閥的選擇
1、高速電磁閥的選取
高速電磁閥是可變配氣系統(tǒng)中的一個關鍵部件，它的動作時間決定著整個系統(tǒng)動作的快慢，電磁閥的流通面積決定了其在一定壓差下的流量，從而決定了氣門的開啟速度和關閉速度。設計中選用貴州紅林機械廠與美國BKM合作開發(fā)的HSV系列高速開關式電磁閥。
這種產品結構緊湊、體積小、重量輕、響應快速、可靠性高。當線圈通電時，銜鐵5產生的電磁力通過閥桿2使球閥1打開，液壓油通過控制口輸出：當線圈斷電時，球閥l在供油口和控制口壓差的作用下．使供油球閥落座，則供油口與控制口斷開。
由上述已知條件可以確定選額定流量為4-9L/min的高速電磁閥
2、溢流閥的選取
溢流閥是一種壓力控制閥，常用于節(jié)流調速系統(tǒng)中，它和流量控制閥
配合使用，調節(jié)進入系統(tǒng)的流量，并保持系統(tǒng)的壓力基本恒定。用于過載保護的溢流閥一般稱為安全閥。本液壓系統(tǒng)設計中需要的是保持系統(tǒng)壓力穩(wěn)定，所以也就被稱為定壓閥，平時閥芯在彈簧力的作用下壓在閥座上，閥呈關閉狀態(tài)，因而閥芯不起作用。壓力油通過入口作用于錐形閥芯上，當油壓對閥芯的作用力大于彈簧所調整的壓力時，錐形閥芯被打開，高壓油便經溢流口排回油箱使得系統(tǒng)中的壓力不再升高，保持恒定壓力。擰動調壓螺釘，可以改變控制壓力，直動式溢流閥是靠液壓力和彈簧力直接平衡，控制溢流口啟閉及其開口大小來進行工作的。這種閥的主要缺點是閥門開口量有變化時候，彈簧力變化比較大，油壓也相應的產生較大的波動，所以控制壓力的精確度就會降低。由于系統(tǒng)的工作壓力要求為4一1OMPa范圍內，所以，溢流閥只在低壓時使用。
選取型號：YF型板式系列先導式溢流閥。基本參數為：最大壓力1OMPa、最小壓力0．5MPa、卸荷壓力0．2MPa。
3.4.4油箱的選擇
由于電動機帶動齒輪泵頻繁啟動，工作油液溫度會升高很快。液壓系統(tǒng)工作時，工作油液溫度不能超過50度，這就要求工作油液有充分的冷卻時間。一般來說，油箱容積為齒輪泵每分鐘供油量的5至10倍選取油箱體積為48L：長×寬×高=300×300×400mm。
3.4.5蓄能器的選取
蓄能器容積和液壓缸容積、氣門每分鐘啟閉次數有如下關系：
（3.15）
蓄能器容積和壓力脈動、工作油液溫度有直接關系。蓄能器容積越大，壓力脈動越?。恍钅芷魅莘e越大，電動機運行時間越少，工作油液溫度越低。
選取蓄能器參數：容積為1L。
3.4.6管道尺寸的確定
1. 管道內徑計算
（4）
????式中? Q——通過管道內的流量（m3/s）；
???????? υ——管內允許流速（m/s），見表。
計算出內徑d后，按標準系列選取相應的管子。
2.管道壁厚δ的計算
（5）
表4-1 允許流速推薦值
管道
推薦流速/（m/s）
液壓泵吸油管道
0.5～1.5，一般常取1以下
液壓系統(tǒng)壓油管道
3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值
液壓系統(tǒng)回油管道
1.5～2.6
式中 p——管道內最高工作壓力（Pa）；
??? ?????d——管道內徑（m）；
——材料的抗拉強度
選取油管和管接頭：外徑6mm紫銅管和配套型號的卡套式鋼管管接頭。
3．5本章小結
本章以液壓系統(tǒng)的設計為目標，按照液壓式可變配氣系統(tǒng)的構成設計液壓系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)部分：由油箱、濾油器、溢流閥、液壓泵、電動機、壓力表、壓力表開關以及蓄能器等元件組成。確定了液壓系統(tǒng)的主要參數，主要任務是為系統(tǒng)提供驅動氣門運動的能量。
第4章 氣門驅動機構設計
液壓驅動可變配氣系統(tǒng)執(zhí)行機構的全剖設計方案如圖4.1所示：
圖4.1配氣系統(tǒng)執(zhí)行機構
執(zhí)行機構液壓缸的主要作用是給柱塞提供驅動能量，使得柱塞可以克服氣門彈簧阻力，控制氣門的運動，同時也對柱塞的運動起導向作用。液壓缸體積要盡量小，這樣可以降低氣門開啟延遲時間及整個執(zhí)行機構的體積。
可變配氣驅動機構有三個腔：上面是柱塞液壓控制腔；中間是液壓緩沖腔；下面是空氣阻尼腔。柱塞液壓控制腔由可變配氣驅動機構上端蓋與柱塞組成。柱塞液壓緩沖腔是可變配氣驅動機構上端蓋、底殼與柱塞組成。
柱塞與套筒研磨配合，同時其上應開啟油道，與高、低壓電磁閥分別連接。下端與柱塞限位體相連，使得柱塞只能在執(zhí)行機構中以定升程來回運行，控制氣門啟閉。主要難點在于液壓缸的密封及同軸度的保證。液壓缸通過原機缸蓋上的缸頭蓋上的螺栓固定。
液壓缸直接與柱塞大端外徑配合，為了保證大直徑活塞的開啟速度，同時為了確保液壓缸與柱塞配合面不漏油，采用研磨配合。
4.1上端蓋的結構設計
上端蓋與底殼組成了可變配氣系統(tǒng)機構外殼體，上端蓋的上部側面左右兩個側面各有一個口，左邊口為進油口，右邊口為一個出油口。進油口與進油管路相連接，出油口與回油管路相連接。
圖4.2 上端蓋
4.2下底蓋得設計
底殼的內腔構成了空氣緩沖腔。同時為了連接方便，把底殼加工成外螺紋，上端蓋加工成內螺紋，底殼和上端蓋通過螺紋連接，便于安裝與拆卸，同時也減少了零件數和省去了安裝空間。
圖4.3下底蓋
4.3柱塞的結構設計
為了避免柱塞在行程兩端與殼體發(fā)生機械碰撞，產生沖擊，影響設備工作精度，以至于損壞零件，為此本設計中設置許多緩沖裝置。緩沖裝置的原理是利用柱塞在行程終端時，在柱塞和殼體之間封住一部分油液，強迫它從小孔或很窄的縫隙中擠出，以產生很大的回油阻力使柱塞受到制動而減慢速度，避免柱塞與殼體相碰撞，以達到緩沖的目的。
柱塞的設計既要保證柱塞的開啟速度，又要盡量減小氣門到達最大升程位置時和落座的沖擊力。在柱塞上設置節(jié)流緩沖裝置，其原理如圖4.4所示。常見的緩沖裝置一般有三種：固定節(jié)流式緩沖裝置、可調節(jié)流緩沖裝置和可變節(jié)流槽式緩沖裝置。柱塞的結構設計綜合了上面三種常見的緩沖裝置其中的兩種：固定節(jié)流式緩沖裝置和可變節(jié)流槽式緩沖裝置。這樣能既能保證氣門的開啟速度和降低柱塞在落座時對殼體的沖擊。
柱塞的下端加工了一個外螺紋，可變配氣執(zhí)行機構空氣阻尼隔板通過用一個與柱塞下端的外螺紋相配合的螺帽壓緊在柱塞軸上。使的空氣阻尼隔板與柱塞形成一體。能夠保證柱塞與空氣阻尼隔板一起運動，空氣阻尼隔板外圈的O型圈對外殼產生的阻尼力能夠影響到氣門升程曲線。
圖4.4 柱塞落座圖
4.4柱塞套筒的結構設計
電控可變配氣系統(tǒng)執(zhí)行機構需要一套研磨配合的偶件，即柱塞頭部與套筒偶件。
基于柱塞和套筒之間配合既要滿足相互運動摩擦小，又有滿足一定的壓力下密封的要求，參照發(fā)動機的噴油器針閥偶件結構形式，擬在執(zhí)行機構上采取類似的結構，同時還能保證同心度的要求。
同時套筒設有限位線，當柱塞下降的時候，套筒的限位線限制柱塞下降，這樣氣門就能保持最大升程不變。
圖4.3套筒
4.5本章小結
本章以氣門正時及其靈活性為目標，按照電控液壓驅動可變配氣系統(tǒng)構成、設計氣門驅動系統(tǒng)。確定了執(zhí)行機構的主要參數。執(zhí)行機構液壓缸的主要作用是給柱塞提供驅動能量，使得柱塞可以克服氣門彈簧阻力，控制氣門的運動，同時也對柱塞的運動起導向作用。
第5章 溢流閥的結構設計
5.1溢流閥的結構和工作原理
溢流閥的基本功用是：當系統(tǒng)的壓力達到或超過溢流閥的調定壓力時，系統(tǒng)的油液通過閥口溢出一些，以維持系統(tǒng)壓力近于恒定，防止系統(tǒng)壓力過載，保障泵、閥和系統(tǒng)的安全，此時的溢流閥常稱為安全閥或限壓閥。
溢流閥的根據結構可分為直動型和先導型兩種。
5.1.1直動型溢流閥
圖5-1 直動型溢流閥結構簡圖
（a）錐閥式 (b)球閥式 (c)滑閥式 (d)溢流閥的基本符號
1-調壓螺栓；2-彈簧；3-閥芯；4-閥體（含閥座）
錐閥式和球閥式又叫座閥式溢流閥，特點是動作靈敏，密封性能好，配合沒有泄漏間隙，但導向性差，沖擊性較強，閥座閥芯易損壞?；y式由于閥口有一段密封搭合量，穩(wěn)定性較好，不易產生自激振動，但動作反應較慢。
下面以錐閥式DBD直動型溢流閥為例說時其工作原理：
圖5-2 錐閥式DBD直動型溢流閥（插裝式）
（a）結構圖（b）局部放大圖（c）簡化符號（d）詳細符號
1-偏流盤；2-錐閥；3-阻尼活塞；4-調節(jié)桿；5-調壓彈簧；6-閥套；7-閥座
（1）工作原理: 設彈簧預緊力為Ft,活塞底部面積為A則：
當PA < Ft時,閥口關閉。
當PA = Ft時,閥口即將打開,此時,PA = F = K X0,
P =PK(開啟壓力)=KX0/A
當PA > Ft時,閥口打開,P→T,穩(wěn)壓溢流或安全保護。
錐閥開啟后,由[1]得錐閥的力平衡方程為：
PA＝K(+)+G F+Fs –Fj
即： P= [K(+)+G F+Fs –Fj]/A (5.1)
式中 ： K、分別為彈簧剛度和預壓縮量（m）;G為閥芯自重（水平時不考慮）:F為閥芯與閥套間的摩擦力（N）；Fs為穩(wěn)態(tài)液動力（N）；Fj為射流力(N)。
此處 ∵Fs=0, Fj=KX(N)
∴P=( K+G F)/A (5.2)
（2） 調壓原理：調節(jié)調壓螺帽改變彈簧預壓縮量,便可調節(jié)溢流閥調整壓力。
（3） 特點：從式（5-2）可知這種閥的進口壓力P不受流量變化的影響,被控力P變化很小,定壓精度高。但由于Ft直接與PA平衡,若 P較高,Q較大時,K就相應地較大,不但手調困難,且Ft略有變化,p變化較大,所以一般用于低壓小流量場合。
5.1.2先導式溢流閥
先導閥 -直動式錐閥，硬彈簧。
（1）組成 : 帶有導向圓錐面的錐閥（二級同心式）和軟彈簧
主閥 滑閥和軟彈簧
帶有多節(jié)導向圓錐面的錐閥（三級同心式）和軟彈簧
圖5-3 YF型三節(jié)同心先導溢流閥（板式）
1-閥體；2-主閥座；3-主閥芯；4-閥蓋（先導閥體）；5-先導閥座 ；6-先導閥錐式閥芯；7-調壓彈簧；8-調節(jié)桿；9-調壓螺栓；10-手輪；11-主閥彈簧
先導型溢流閥的先導閥是一個小規(guī)格的錐閥式直動溢流閥，其彈簧用于調定主閥部分的溢流壓力。主閥的彈簧不起調壓作用，僅是為了克服摩擦力使主閥芯及時回位而設置。
(2) 工作原理：設Ac為先導閥閥座孔面積（m）,Fx、Kx為先導閥彈簧預緊力、剛度,Ft、G、Ff、Ky為主閥彈簧預緊力、自重、摩擦力。
當P2Ac < Fx時,導閥關閉,主閥也關閉。
當P2A c> Fx時,導閥打開,主閥兩端產生壓差:△p
當 △p < Ft+G+F時,主閥關閉。
△p > Ft+G+F時,主閥打開穩(wěn)壓溢流或安全保護。
由[1]得主閥芯和導閥的力平衡方程分別為：
由上兩式可得溢流閥進口壓力為：
（Pa） (5.3)
調壓原理：調節(jié)調壓螺帽,改變硬彈簧力,即可改變壓力。
特點: ∵ 溢流閥穩(wěn)定工作時,主閥閥芯上部壓力小于下部壓力。
∴ 即使下部壓力較大,因有上部壓力,彈簧可做得較軟,流量變化引起閥心位置變化時,彈簧力的變化量較小,壓力變化小。
又∵ 調壓彈簧調好后,上部壓力為常數。
∴ 壓力隨流量變化較小,克服了直動式溢流閥的缺點。
還∵ 先導閥的溢流量僅為主閥額定流量的1%左右
∴ 先導閥閥座孔的面積AC、開口量x、調壓彈簧剛度KX都不必很大
∴ 先導型溢流閥廣泛用于高壓、大流量場合。
5.2溢流閥的主要性能
5.2.1靜態(tài)特性：
(1) 壓力調節(jié)范圍
定義：調壓彈簧在規(guī)定范圍內調節(jié)時，系統(tǒng)壓力平穩(wěn)（壓力無突跳及遲滯現(xiàn)象）上升或下降最大和最小調定壓力差值。
（2）啟閉特性
定義：溢流閥從開啟到閉合全過程的被控壓力p與通過溢流閥的溢流量q之間的關系。 一般用溢流閥處于額定流量、額定壓力Ps時，開始溢流的開啟壓力Pk和停止溢流的閉合壓力P分別與Ps的百分比來表示。
開啟壓力比： =(Pk/Ps)100%
閉合壓力比： =( P/Ps)100%
兩者越大及越接近,溢流閥的啟閉特性越好。一般規(guī)定：開啟壓力比應不小于90%，閉合壓力比應不小于85%，其靜態(tài)特性較好。
(3) 卸荷壓力：當溢流閥作卸荷閥用時，額定流量下進、出油口的壓力差稱為卸荷壓力。
(4) 最大允許流量和最小穩(wěn)定流量：溢流閥在最大允許流量（即額定流量）下工作時應無噪聲。
5.2.2動態(tài)特性
（1）壓力超調量：最大峰值壓力與調定壓力的差值。
（2）響應時間：指從起始穩(wěn)定壓力與最終穩(wěn)態(tài)壓力之差的10%上升到90%的時間。
(即圖3-4中A、B兩點的間的時間間隔)
（3）過渡過程時間：指從調定壓力到最終穩(wěn)態(tài)壓力的時間。(即圖5-4中B點到C點間的時間間隔)
（4）升壓時間：指溢流閥自卸荷壓力上升至穩(wěn)定調定壓力所需時間。（即圖5-5的△t1）
（5）卸荷時間：指卸荷信號發(fā)出后由穩(wěn)態(tài)壓力狀態(tài)到卸荷壓力狀態(tài)所需的時間。(即圖5-5中的△t2)
圖5-4流量階躍變化時溢流閥的進口壓力響應特性
圖5-5溢流閥升壓與卸荷特性
5.2.3先導型溢流閥的靜態(tài)特性分析：
以本次設計中繪制ＹＦ型溢流閥為例：具體尺寸見相關裝配圖及零件圖。
圖5-6先導型溢流閥示意圖
（1）開啟過程：
設額定排放壓力pn=16MPa，開啟壓力pk=14MPa，先導閥彈簧剛度為Kx=４2Ｎ／mm、預壓縮量為X0=５mm，主閥彈簧剛度Ｋy＝20N/mm、預壓縮量y0=40mm額定流量qn=120L/min，主閥芯與閥孔間的摩擦力為Ff，上、下腔的液壓力分別為p2和p1，
而其上下有效作用面積分別為A2和A1
A2==1055 mm2； A1==1016 mm2
=1.04 (符合在1.03~1.05 之間的條件)
主閥芯自重為：
G=mg=0.18×9.8=1.764N，
先導閥孔座面積為：
Ac==14.85 mm2
穩(wěn)態(tài)時的主閥開度y=0.4mm，則：
a.當液壓系統(tǒng)壓力p1低于先導閥的開啟壓力pk時，先導閥保持關閉。根據[1]此時主閥芯受力條件為
A1 p1< A2 p1+Kyy0+G+Ff (5.4)
式中KX、Ky分別為先導閥彈簧和主閥彈簧的剛度（N/m）；X0、y0分別為先導閥彈簧和主閥彈簧的預壓縮量（m）。
此時閥口仍關閉。
b.當系統(tǒng)壓力上升到先導閥的開啟壓力時，先導閥處于即將開啟但未開啟的狀態(tài)，主閥芯受力關系仍為式（5-4）
c.當系統(tǒng)壓力升高超過先導閥開啟壓力時，先導閥打開，液壓油經由阻尼孔流向先導閥再流回油箱。此時主閥芯上下兩腔將產生壓力差，但尚未到達足以抬升主閥芯的程度，根據主閥芯的受力方程為：
A1 p1q< A2 p2q+Kyy0+G+Ff （5.5）
d.當系統(tǒng)壓力上升到主閥開啟壓力時，通過阻尼孔的流量增大，產生的壓力差使主閥芯處于平衡狀態(tài)：根據有力平衡方程：
A1 p1n = A2 p2n + Kyy0+G+Ff （5.6）
e.當系統(tǒng)壓力高于主閥開啟壓力時，主閥開啟，根據[1]其受力為
= A2 p2+Ky（y0+y）+G+Ff （5.7)
式中，y 為主閥口的開度（m）；為液體入射角，近似等于維閥半維角=38.5（0）；
D1=16為主閥座孔直徑（m）; 根據主閥口流量系數C1=0.77～０.8(取０.8)為。
f.當系統(tǒng)壓力升到調定壓力時，閥內通過額定流量，根據此時主閥芯受力方程為：= A2 p2n+Ky（y0+y）+G+Ff （5.8）
到此，溢流閥開啟完成。
(2)閉合過程：
其過程與開啟過程相反，但各關鍵點相似，不同的是由于摩擦力方向改變，造成閥口的關閉壓力比相應的開啟壓力要小。
(3)靜態(tài)特性關系式
先導型溢流閥在穩(wěn)態(tài)溢流條件下，滿足下列關系式：
a. 根據[1]，主閥口出流方程式為
?。╩3/s） (5.9)
式中，p1為受控壓力（Ｐa），油液密度=900（kg/m3）,其他參數意義同前。
b.主閥芯受力平衡方程式：
A2 p2＝Ky（y0+y）＋+GFf?。ǎ危?（5.10）
式中，F(xiàn)f開啟時取正號，閉合時取負號；其余參數意義同前。
c.通過主閥芯阻尼孔的流量方程式：
阻尼孔結構為細長孔，根據[3]其流量
q= (m3/s) (5.11)
式中阻尼孔截面積A0==0.785（m2）; 根據[3]阻尼孔的流量系數C’=0.82。
d.先導閥口出流方程式根據[1]有：
q= (m3/s) (5.12)
式中，根據[3]先導閥流量系數C2=0.77，先導閥閥座孔直徑d=4 (mm);x為先導閥閥口的軸向開度（m）；先導閥芯的半錐角=20（0）。
e.先導閥芯受力平衡方程式根據[1]有：
Ac p2＝Kx（x0+x）＋?。ǎ危? （5.13）
式中，各參數意義同前。
(4)溢流閥內泄漏量：
根據按偏心環(huán)狀縫隙的流量公式來計算：
q= (cm3/s) (5.14)
式中，主閥芯直徑 D=4（cm）
主閥芯直徑Ｄ與閥體間的單邊配合間隙 △r=0.005（cm）
公稱壓力 Pg=16Mpa=16/0.09807≈163.15（kgf/cm2）
油液動力粘度
（kgf.s/cm2）
主閥芯與閥體的配合長度 Ｌ=1.5（cm）
Ｌ處均壓槽數 Z=7
均壓槽寬 B=0.05（cm）
則： q==1.76×10-3 (cm3/s)
5.3溢流閥的基本應用
（1） 穩(wěn)壓溢流回路：溢流閥和定量泵、節(jié)流閥并聯(lián)，閥口常開。（如圖5-7所示）
在采用定量泵的液壓系統(tǒng)中，溢流閥與節(jié)流元件及負載并聯(lián)，泵的供油量大于節(jié)流閥通道的需求量，此時，溢流閥作定壓閥使用，閥口常開，使多余的油液回油箱，以保持節(jié)流閥進口的系統(tǒng)壓力基本為恒定值。
（2） 安全限壓回路：溢流閥和變量泵組合，正常工作時閥口關閉,過載時打開壓力油經閥口回油箱，油壓不再升高,起安全保護作用,故又稱安全閥。（如圖5-8所示）
圖5-7穩(wěn)壓溢流回路 圖5-8 安全限壓回路
（3）遠程調壓回路：將先導式溢流閥的遠程控制口K接遠程調壓閥進油口，并 p遠程 < p主調（如圖5-9所示）
（4）系統(tǒng)卸荷回路：溢流閥和二位二通閥組合（先導式）（如圖5-10所示）將先導式溢流閥的遙控口K通過二位二通電磁換向閥直接與油箱連接，當換向閥的P、O口處于聯(lián)通狀態(tài)時，系統(tǒng)卸荷
（5）多級調壓回路（如圖5-11所示）
（6）形成背壓
圖5-9遠程調壓回路 圖5-10系統(tǒng)卸荷回路
圖5-11多級調壓回路
5.4本章小結
本章以液壓系統(tǒng)溢流閥的設計為目標。溢流閥的基本功用是：當系統(tǒng)的壓力達到或超過溢流閥的調定壓力時，系統(tǒng)的油液通過閥口溢出一些，以維持系統(tǒng)壓力近于恒定，防止系統(tǒng)壓力過載，保障泵、閥和系統(tǒng)的安全，此時的溢流閥常稱為安全閥或限壓閥。溢流閥的根據結構可分為直動型和先導型兩種。通過對溢流閥的設計從而完善整個液壓系統(tǒng)的設計。
結 論
本文設計了一種以液壓為驅動力的可變配氣系統(tǒng)，
通過對液壓驅動可變配氣系統(tǒng)的性能進行研究，表明該系統(tǒng)能夠對氣門正時、氣門開啟持續(xù)期進行實時控制，并且系統(tǒng)具有良好的穩(wěn)定性和可靠性，基本達到預期的目的。
到論文完成為止，作者認為對電控液壓驅動可變配氣系統(tǒng)的研究還有一些工作需要繼續(xù)進行：
1.本文只對單個氣門進行了分析，更進一步的工作要進行多氣門實機試驗，并向發(fā)動機全可變配氣發(fā)展；
2.可變配氣系統(tǒng)執(zhí)行機構可以進一步完善，并且可將雙電磁閥控制改造成單電磁閥控制；
3.氣門升程控制試驗沒有完成，希望后來者能夠完成該試驗；
4.對電控可變配氣系統(tǒng)多氣門的控制策略進行深入研究。
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