本发明涉及涡轮增压电控旁通阀设计。
背景技术：
随着法规的不断加严，对发动机的油耗、排放要求也越来越高。涡轮增压成为发动机普遍使用的技术路线。传统涡轮增压的旁通阀采用机械或者气动控制，其响应性差，控制精度低。最新的排放法规，发动机多数需要采用SCR尾气处理技术。而SCR需要在一定温度以上才开始工作。传统的旁通阀无法在冷启动低压条件下打开旁通阀，导致排放气体在涡轮增压模块温度降低，进一步减缓SCR的加热，加大冷启动排放达到的难度。为了满足更高的排放法规要求，降低油耗，改善发动机控制性能，涡轮增压的电控旁通阀（e-WGT）不断得到使用和推广。
为了避免执行器承受涡轮增压高温环境，目前市场多数旁通阀设计将执行器布置在远端，并通过连杆机构衔接。连杆机构不同部位承受不同的温度，由于热胀冷缩，加工精度，装配精度，系统自由度需求等，连杆机构往往有较大机械游隙。游隙的存在不但降低了系统的控制精度，而且在排气脉冲下震动抖动，加速机械磨损，产生不希望的噪音，对执行器产生冲击，大大降低系统的寿命可靠性。
目前部分专利对以上问题提出了一些解决方案，如专利US2017016390中有介绍使用弹簧的旁通阀连杆结构设计，其优点是部分消除了连杆结构的游隙，预拉（或预压）弹簧部分平衡旁通阀板压差力，减少执行器的介入频率和能耗。但其设计有其不足之处。复杂的结构产生了很多的连接部件和柔性关节。每个关节的增加不但增加了成本，而且其潜在磨损和失效降低了系统的精度和可靠性；而且其弹簧结构布置只能部分消除机械游隙，无法全部消除；其弹簧布置位置温度仍旧较高，存在高温疲劳和失效风险；过多的连杆关节大大增加了系统摩擦力，而且其线性驱动机构与非线性关节机构的结合，再加上使用过程中的机械磨损，其控制精度很难保证。而且以上弹簧机构实现的自锁功能，免除执行器的介入，但同时带来了安全隐患，当执行器失效，涡轮压力超压需要泄压时，阀由于自锁而无法打开，丧失了泄压保护功能。
还有专利US2016153352中，介绍了另一种涡轮增压旁通阀带弹簧传动机构，其机构的设计通过布置弹簧或簧片类机构，消除或部分消除机械游隙，从而减少部件震动噪音、磨损。不过其弹簧机构产生的偏压力同时将导致传动机构摩擦力增加，且弹簧力和摩擦力均为非线性，对于执行器的快速精确控制不利。
技术实现要素：
本发明的目的是为了解决目前涡轮增压旁通阀执行器连杆机构由于存在游隙而造成的系统磨损、震动噪音、可靠性寿命降低问题。为了便于说明，连杆机构为通用的四连杆机构，但发明也适用其他类别的连杆机构。
传统旁通阀传动机构包含有驱动执行器，所述执行器安装于执行器安装固定板，所述执行器安装固定板安装于涡轮壳。少数情况下，执行器也可以直接安装在涡轮增压壳体。所述执行器输出轴连接驱动侧摇臂，且与之相对固定，通常采用比如焊接、铆接等方式连接。所述驱动侧摇臂通过轴销（或轴承等）与连杆相连，所述连杆另一端通过轴销（或轴承等）与涡轮侧摇臂相连，所述涡轮侧摇臂与旁通阀转动轴连接固定，通常采用比如焊接、铆接等方式。所述旁通阀转动轴套装轴套，所述轴套固定于涡轮壳。所述旁通阀转轴另一端安装有旁通阀板。
所述连杆与两个摇臂柔性，释放自由度。为了避免过大摩擦力以及机械卡滞，其连接结构必然存在合理的游隙，且随着使用磨损而进一步增大。
本发明在以上传动结构中布置一个或多个弹簧，所述弹簧通常为扭簧。所述弹簧布置位置可以在执行器输出轴端，也可以在旁通阀转动轴端，也可以在连杆与两个摇臂相连关节位置。
从实际应用来说，一般布置在执行器输出轴端。原因是：所述旁通阀端温度极高，即使在阀的外侧，金属传热很容易导致弹簧达到几百摄氏度。在这样的温度条件下弹簧很容易蠕变，性能降低，甚至失效。而布置在连杆两端与摇臂相连关节位置，考虑设计需求扭矩，所述弹簧需要一定的线径、直径以及高度。在以上约束条件下，布置难度很大；同时，由于连杆和摇臂连接存在一定自由度，弹簧的存在将产生不希望的空间扭转力，从而导致额外摩擦力，甚至产生卡滞。
本发明优选布置在执行器输出轴一端，所述扭簧一端可以固定在执行器安装支架或执行器本身，形成可靠的固定支撑，且通过布置套装于执行器输出轴上的轴套，有效约束和定位扭簧，确保其稳定输出，避免潜在震动产生的弹簧移位或卡脚跳出固定位置失效。所述扭簧的另一端固定于执行器输出轴相连的驱动侧摇臂。安装前预紧扭簧，从而产生整体机构的预紧力。
所述扭簧产生的预紧力推动旁通阀至关闭位置，并形成持续稳定的关闭力。所述预紧力不仅在静态条件下消除以上机械游隙，且在动态工况下，各个运动机构之间维持的张紧力确保不形成间隙反转。
目前市场用于涡轮增压旁通阀电动控制的主流执行器路线包含有刷直流电机、步进电机等。其结构通常含有传动放大机构，比如齿轮组、涡轮蜗杆机构等，且这些机构多数都是塑料件。涡轮增压的工作环境决定了其环境温度很高，排气端存在压力脉冲，导致以上传动机构承受持续的高温和来回冲击载荷。容易造成执行器失效。
本发明设计结构，虽然以上类别执行器同样适用，但本发明优选无刷直驱力矩电机（其电机具体结构和特性参见专利CN104377843）。所述无刷直驱力矩电机结构包含电机定子，电机转子，以及连接定子和转子的轴承，消除了原来多数执行器的齿轮或蜗轮蜗杆传动放大机构，大大提高可靠性。
本发明的效果是：
在现有传统涡轮增压旁通阀结构基础上，通过在连杆结构中设计布置弹簧，使得执行器到旁通阀之间的传动机构形成有效的预紧力，从而消除之间的机械游隙，避免排气脉冲或零件游隙换向产生的震动噪音和机械磨损，改善了控制精度，大大增加系统的可靠性和寿命。
且此弹簧结构几乎不会额外增加系统摩擦力，也不会导致额外的系统卡滞风险。反而由于此弹簧产生的预紧力确保旁通阀持续稳定的推向关闭位置，在弹簧一定的设计条件下，可以大大减少执行器介入的频率，降低执行器输出扭矩和功率要求，降低功耗。从而可以实现执行器的小型化、轻量化，大大降低重量和成本。鉴于涡轮增压的高温工作环境，介入频率的降低和功耗的减少，可以大大减少执行器的散热，从而有效的保护执行器，提高执行器寿命和系统可靠性。
在执行器失电或者失效的情况下，弹簧仍能有效的保证旁通阀一定的闭合度。当增压器工作压力超过工作极限时，弹簧设计同时可以保证在此极限压差情况下打开，从而保证旁通阀的泄压和增压器发动机的安全保护。
此发明配合无刷直驱力矩电机的使用，取消传统执行器的机械传动放大机构，发挥了无刷直驱电机的高可靠性。
本发明另外的优点是，本发明可以沿用现有机械式或气动式涡轮增压旁通阀结构，通过非常小的改动，采用适配的执行器就可以实现以上特性。结构、工艺简单，成本低，对于大批量、价格敏感的汽车行业来说更具有经济价值。
附图说明
图1是本发明带预紧弹簧涡轮增压旁通阀结构透视图。
图2是本发明带预紧弹簧涡轮增压旁通阀部分结构透视图。
图3是本发明带预紧弹簧涡轮增压旁通阀不同角度结构透视图。
图4是本发明大扭矩弹簧设计阀板开启角度扭矩曲线。
图5是本发明中等扭矩弹簧设计阀板开启角度扭矩曲线。
图中标号说明：
1—无刷扭矩执行器；2—执行器安装固定板；3—弹簧；4—驱动侧摇臂；5—驱动侧轴销；6—连杆；7—涡轮侧摇臂；8—涡轮侧轴销；9—涡轮壳；10—执行器安装固定板固定螺栓；11—执行器固定螺栓12—轴套；13—旁通阀转动轴；14—旁通阀板。
具体实施方式
图1是本发明优选实施例带预紧弹簧涡轮增压旁通阀结构透视图。本实施方式如下：执行器安装固定板2通过多个螺栓10固定于涡轮壳9，无刷力矩执行器1通过多个螺栓11固定于执行器安装固定板2。执行器输出轴与驱动侧摇臂4固定连接。固定连接方式通常如焊接、铆接等。在驱动侧摇臂4与执行器安装固定板2之间安装有弹簧3。弹簧在安装前通过旋转产生预紧力。驱动侧摇臂4通过驱动侧轴销5与连杆6活动机构连接。其连接方式可以是普通的轴销，也可以是各类轴承轴套，以降低摩擦力。连杆6的另一端通过涡轮侧轴销8与涡轮侧摇臂7活动机构相连。
图2是本发明优选实施方式的带预紧弹簧涡轮增压旁通阀部分结构透视图。在执行器固定板2上设计有弹簧3的固定结构，通常为孔结构，对于通过冲压方式实现的执行器固定板而言，非常容易实现且不会增加成本。弹簧3的另一端固定在执行器驱动侧摇臂4上，通常在摇臂4开一小孔。驱动侧摇臂7与旁通阀驱动轴13固定连接，其固定方式一般如焊接、铆接等。旁通阀驱动轴13连接有旁通阀板14。
图3是本发明带预紧弹簧涡轮增压旁通阀不同角度透视图。
以上结构相对于一般常用涡轮增压旁通阀四连杆结构而言是常用的结构设计，本发明核心的区别在于弹簧3的设计和应用，以及无刷扭矩执行器1的应用。在执行器与旁通阀板之间的传动结构中存在多个活动机构：轴销5和轴销8位置摇臂和连杆的连接，旁通阀转动轴13与轴套12之间的旋转配合，旁通阀转动轴13与旁通阀板14之间连接。以上合理的间隙必须存在且无法过小，否则容易产生机械结构的卡滞甚至卡死。特别涡轮增压侧部件相对远端，存在明显的温度差。从而产生不同的热胀冷缩，导致尺寸变化量的差异。
针对旁通阀转动轴13与旁通阀板14之间连接，很多专利对此均提出不同的方案设计，确保机械自由度和柔性，但同时避免或减少可能的间隙以及磨损、噪音等。这不在本发明处理范围。本发明主要处理以上其他部分结构件之间的机械间隙，以及由此产生的精度、磨损、噪音、可靠性等问题。
本发明布置的弹簧3在整体机构安装前，通过预紧，使得安装后的传动机构产生预紧力，此预紧力最小必须能够克服连杆系统的整体摩擦力，从而带动整个连杆结构将旁通阀板关闭。此过程消除了连杆系统的整体游隙。在涡轮增压器实际工作过程中，旁通阀将持续承受旁通阀两侧的压差，此压差产生与弹簧相反的推力，推动阀板打开。
在具体实施方式中，弹簧3可以通过调节其预紧力的大小，以满足不同的工况需求。假设弹簧预紧力矩Ts ，整体系统摩擦力矩Tf（这里的摩擦力包含执行器内部轴转动摩擦力，四连杆轴销位置摩擦力，以及旁通阀转动轴与轴套之间摩擦力等所有传动系统摩擦力），弹簧预紧力矩Ts至少大于系统摩擦力矩Tf。
假设旁通阀板中心相对与旁通阀转动轴中心之间的力臂为L，旁通阀板两侧的压差为△P，旁通阀板面积S。那么作用于旁通阀板的压差力F=△P x S，以及相应的推动阀板开启力矩Tv=F x L=△P x S x L。当阀板为静态关闭状态，可以按以上方式计算。而实际在一定开度下，以及动态运动过程中，作用力计算将更加复杂。
旁通阀的压差存在一个控制极限，当压差超过一个临界值△Pmax，则需要开启阀板泄压，避免增压压力和进气压力持续升高，从而造成对发动机和涡轮增压器的损坏。从而相应的存在一个压差推动的开启力Fmax。以及推动阀板开启的力矩Tv max。鉴于系统泄压保护的要求，即使执行器失效无法工作，还需保证极限压力时泄压功能，弹簧预紧力矩Ts必须满足：Ts<Tf+ Tv max。在满足Tf < Ts < Tf+ Tv max前提下，弹簧预紧力矩Ts可以根据实际应用工况进行优化设计。
为便于表达理解，弹簧和摩擦力矩叠加，简称弹簧摩擦力矩Tsf，实际工作过程中，如果存在换向，也就意味着摩擦力的换向，此数值存在变化。但为了便于说明，这里忽略其差异和影响。对于执行器需求输出扭矩Tm，Tm= Tv- Tsf。
当Tv- Tsf< 0时，如需要维持阀板关闭，弹簧力足够大而不需要执行器工作输出。如需要部分开启，则执行器输出平衡相应差值扭矩，推动阀体打开。当Tv- Tsf> 0时，弹簧摩擦力矩不足以抵抗阀板压差力矩，其差值即为执行器需求输出扭矩值。
图4是本发明针对弹簧选型设计的其中一个示例。当旁通阀以关闭状态或小角度工作为主时，可以设计较高的弹簧预紧力矩，从而在大部分工况下不需要执行器工作介入。阀板在关闭位置时，弹簧摩擦力矩大于阀板压差力矩，此时无需执行器输出力矩就可以维持阀体的关闭。而阀板压差一旦超出最大压差力矩Tv max，阀板将被推开。在较大开启角度位置时，压差力F大幅降低，而弹簧摩擦力随着扭转反而部分增加。执行器需要输出较大力矩用于阀板打开或者维持其固定角度位置。
图5是本发明针对弹簧选型设计的另一个示例，当旁通阀以开启状态为主时，可以设计中等弹簧预紧力矩，在大部分工况下，执行器需要介入，但只需要对阀板压差力矩和弹簧摩擦力矩的差值进行补偿。从而大大降低了对执行器输出力矩或功率的要求， 从而可以实现执行器的小型化，大大降低成本、重量、空间等。
上面结合附图对本发明的优选实例进行了描述，但是本专利不限于上述具体实施方式，上述的具体实施方式仅仅是示意性的，不是限制性的。在本发明的基本结构范围内，可以对结构作出多种变更。