用于对动态运动的构件进行加速和制动的液压驱动装置的制作方法

本发明涉及一种液压驱动装置，用于对内燃机和其它活塞式发动机的换气控制装置中的动态运动的构件、尤其阀门进行加速和制动。

背景技术：

在内燃机上可变的阀门控制装置作为适合的器件是已知的，既通过转速改进扭矩特征曲线，也改进马达的总效率，并且降低有害物质排放。在文献中已知很多优化可行性。

现今已知大量的用于部分可变或完全可变的阀门控制装置的机械的、电气的、气动的和液压的构造可能性，但是阀门控制装置由于其较高的固有能耗或由于较高的技术耗费和由此相关的制造费用大多数情况下仅能逐点地实施。此外，在多个这种系统中不存在完全的可变性，例如打开时间点和打开持续时间或者打开持续时间和打开升程可以相互固定关联，这可能极大地限制改进内燃机或其它活塞式发动机的可能性。尤其液压系统可能由于其较高的能量密度被节省空间地安置(sae-1996-0581)并且因此当成功地实现较低的能耗和较低的系统耗费以及较高的可靠性时特别适合于在内燃机上的可变的阀门控制装置。

现今根据任务情况在内燃机上可以对可变的阀门控制装置分配如下的控制任务：

-通过进入阀和排出阀根据需要自由地、即无关地、也选择汽缸地设置打开时间点和关闭时间点、也就是所谓的控制时间。例如通过进入阀的打开持续时间可以控制空气量或混合量。

-即使在较低的马达转速下也快速地打开和关闭阀门，即在换气时实现较低的节流损失。

-不受到打开持续时间影响地控制或能改变打开升程，在进入阀中例如以新鲜气体量产生希望的紊流，在排出阀中例如升高马达制动作用，并且在进入阀和排出阀中例如使固有能耗或总能量消耗最小化。

-为了避免损失并且避免受到较热气体无计划穿流的损伤实现无关的且可靠的关闭，但是也为了避免换气阀相互碰撞或者与活塞发生碰撞。

-为了避免换气阀相互碰撞或者与活塞发生碰撞实现可靠的最大升程限制。

-在关闭过程中轻柔地安置阀门。

-例如为了产生涡流或者关闭汽缸而关闭各个阀门或阀组。

尤其用于在内燃机的工作腔室内的换气阀的液压的阀门驱动例如由德国文献1’940’177a很久就已知。当还通过弹簧机构设置阀门的关闭时，液压的阀门驱动作为用于凸轮轴控制地打开换气阀的替换而使用。借助弹簧件使换气阀复位在大多数情况下以螺栓压力弹簧的形式在现今也还是大多数应用的关闭方法，因为这保证了可靠的关闭。

该系统的目的是优化换气阀的控制时间并且更剧烈/更快速地打开和关闭阀门，其中，固有能耗的优化大多数情况下还是不明确的。在文献de1’940’177a中没有规定升程调节，但是考虑到，缓冲机械的升程限制装置上的硬碰撞以及在放置点在换气阀的阀座中由于通过节流截面挤出介质而造成的硬碰撞。

为了优化液压阀驱动装置的固有能耗，建议不同的“同步摆动系统”，其中使用了用于蓄能的弹簧件。文献de3836725a示出具有机械螺旋压力弹簧的解决方案。

通常，在这种系统中在两个弹簧之间夹紧的阀体同步地实施围绕中间位置的振动。在终端(保持)位置中存储有弹簧能形式的能量。它在产生运动时转变为动能，以便在另一个终端位置再次以弹簧能的形式暂时存储。

在终端位置中必须相应地开始运动构件的固定或拦阻。此外，这种同步的摆动系统是耗费的，因为待驱动的换气阀在开始之前必须置入相应的终端位置。此外，在马达运行时通过气压尤其在排出阀中会部分出现单侧较高的作用力，根据非同步的驱动力要求该作用力。与摩擦相关的能量损失必须通过拦阻装置又被加以补充。

在文献wo93/01399a1中示出，在具有如文献de1’940’177a的简单的单向作用的弹簧复位装置的系统上，可以将固有能耗最小化。在此，由液压驱动装置产生的动能在其为了关闭运动被再次利用之前，以单向复位的弹簧蓄能器的压缩功形式暂时存储。

因此，也可以将该原理称为“非对称摆动系统”。在文献wo93/01399a的建议中的缺点例如是，控制的液压阀的伺服运动中的一个分别在运动阶段实施，也就是在换气阀的驱动活塞以高速运动并且较大体积流流过液压阀时实施。为了在这种情况下不会产生的较高的节流损失，控制的阀门必须是非常快的。同样地，例如在换气阀运动的打开点中必须准确地且可靠地开关该控制的阀门，以便可以在整个质量上获取动能并且保持在弹簧中。这种要求却需要非常昂贵的、高速的控制阀门和耗费的控制电子器件。

在文献sae2007-24-008中描述了另外的这种非对称的摆动系统。通过较高的液压运行压力，可以与控制时间无关地调节打开升程。与文献wo93/01399a1相对地，该系统省掉了液压控制阀门在运动过程中的高速的开关过程。但是，控制阀门的伺服运动整体上必须同样精准地与换气阀的运动相结合。当换气阀在复位弹簧上输出换气阀的动能时，用于打开的流动路径必须端点准确地关闭。若控制阀截面关闭过早，则换气阀的运动有损失地被制动，若控制阀截面关闭得过晚，则换气阀已再次通过弹簧被回压，不会保持在希望的位置中，并且随后再次在有损失的情况下在返回运动中被制动。为了极为精确地、时间准确地控制液压控制阀的运动，对主滑动件施加先导阀的准确定义的体积流。先导阀例如通过特定的恒压系统被供给，以便提供用于控制主阀门的定义的体积流。先导体积流通过先导阀开口的封闭或堵塞被偏移，但是这种偏移对于主阀门的速度产生影响，并且由此对于与驱动活塞运动或换气阀运动的时间协调的质量产生影响。

文献us4009695a还示出借助旋转滑闸控制阀的液压阀门驱动装置的构造。滑闸轴持续地以凸轮轴转速(根据马达转速)在滑闸套筒内运行；在此在实施例中通过简单的、相对较慢的蜗轮蜗杆传动机构在角度相位中调节相位角，而借助旋转的滑闸轴自动地同步快速的过程。由此，马达在静态的运行点中完全也没有控制介入地运行；仅在更换运行点时显示调节。这种简单的调节机构可以原则上甚至并未设有控制电子器件。可惜在文献us4009695a中不能控制换气阀升程，并且不能看到液压供给能量的再生。

技术实现要素：

由此本发明所要解决的技术问题在于，提供用于对液压运动的构件进行加速和制动的液压驱动装置，其中，必须避免现有技术的前述的缺点。所述技术问题按照本发明通过根据权利要求1的液压驱动装置解决。清楚的是，本发明尤其可以应用于内燃机和其它活塞式发动机的换气阀控制装置。但是也根据使用的元件得知，按照本发明的驱动装置是完全普遍有利的，即便在其它的应用中也必须进行高动态质量运动。

如另外前述的“非对称的摆动系统”，在此所建议的发明同样通过简单的、单侧复位的蓄能器或弹簧件并且通过所述的能量转换器工作。在此，控制装置有利地设计为，使得控制阀的快速性、准确性和均匀性的分散对驱动装置的液压损失几乎没有影响，使得驱动装置可以相反由简单的和坚固的元件构成。因此提供用于换气阀或其它高液压运动的质量的真正全可变的液压驱动系统，该液压驱动系统使固有能耗保持最小化，然而可简单且可靠地构造。

本发明也很好地适用于对旋转滑闸阀门的控制，类似于us4009695a。在此保持获得换气阀的打开和关闭时间点的全可变性，升程控制通过压力等级是可行的，并且固有能耗根据能量再生被最小化。

本发明的有利的实施方式部分地如前是已知的，部分也在各从属权利要求中定义。

之前已知的以及在权利要求中所述的以及在以下实施例中描述的、按照本发明使用的元件在其尺寸、形状、材料选择和其技术方案方面没有特别的额外要求，从而在各个应用领域中已知的选择标准可以无限制地应用。

附图说明

由以下附图的说明获得本发明的技术方案的另外的细节、优点和特征，在附图中例如示出描述了按照本发明的装置。在附图中：

图1示出根据本发明的第一实施例的阀门装置，其具有两个二位二通阀、两个高压压力等级和具有主动开关的制动节流阀的第三二位二通阀；

图2示出根据本发明的第二实施例的阀门装置，其具有高压压力等级、二位三通阀和自动的液压时间可控的制动节流阀；

图3示出根据本发明的第三实施例的阀门装置，其具有二位四通阀、两个高压压力等级和自动的压力可控的制动节流阀；

图4示出换气阀移动相位与时间相关的示意图和液压控制阀的打开变化曲线；

图5示出相对于第一实施例的变形方案的部分图示；

图6示出相对于第一实施例的另外的变形方案的部分图示。

具体实施方式

在本发明的第一实施例中如图1所示，用于马达的换气阀20为了打开和关闭均借助液压驱动装置10运行，所述液压驱动装置具有工作缸22和驱动活塞23以及反作用于驱动活塞的力运动作用的弹簧25。

液压驱动装置10为了简化理解可以分为核心部分11和供给部分90。在供给部分中实现针对所建议的压力储罐的压力供给，以有利的方式优选通过可调节的泵91、92实现，所述泵91、92将供给流与体积流和压力需要相适配。所述调节在该实施例中通过压力传感器96和控制电子器件97实现。调节电子器件也控制主动的电气开关阀门46、56和66。该阀门在该实施例中设计为直接控制的、磁力操作的二位二通阀，其中，电气连接线路为了更好的视野而没有示出。供给单元也包含限压阀99，所述限压阀防止系统出现过压，并且同时如以下所述地保证换气升程不到达临界值。在该实施例中，选择轻微抬升的基础压力p0，出于该原因，来自收集罐98的较小的泵95将通过泄漏收集管路94从弹簧腔93输入的压力介质30的泄漏量重新返回到封闭系统中。基础压力储罐作为通常的、与环境通风的储罐的实施方式原则上也是可行的，但是稍微升高的压力具有不同的优点。例如不需要压力弹簧，以便使压力活塞与换气阀20相接触。由此获得固有的阀间隙补偿。

运动过程的相位和所属的阀门打开程度在图4中示出。

在相位0的静止状态中，换气阀关闭，所述第三阀门66打开，并且工作缸22在压力等级p0上与基础压力储罐40相连，具有具备表面积a的压力作用面24的驱动活塞23可运动地布置在工作缸22中。在静止状态(驱动装置或换气阀升程h＝0)中弹簧25的预应力ffv的大小设计为，使得换气阀相对于由乘积p0xa得到的打开力，但是也相对于另外的打开力，例如作用在换气阀20的阀头21上地通过在马达缸15中的低压或在换气阀16中的超压可靠地保持在封闭的静止位置或者可以可靠地在那里复位移动，即使例如阀杆密封件17或阀导装置19具有预期的摩擦力。

应注意的是，所述的作用的力分别根据运行点和应用(内燃机或活塞式发动机的类型、流入阀或流出阀)而发生变化，并且也可以更换力的方向。短时间地在换气阀的计划打开之前，关闭卸载的阀门66。

为了打开换气阀20(相位i)，此处来自第一压力储罐的液压压力在此通过第一二位二通阀46和第一止回阀47对驱动活塞23或其表面积a的压力作用面24施加压力p1。一旦液压压力p1xa超过了弹簧25的弹簧预应力ffv，则换气阀20开始打开。

清楚的是，在打开时产生的实际的力相应于所述的附加作用的力发生变化。在较少情况下，附加力以以下公式被忽略或者替代ffv地可以使用相应的替代力。同样地，在具体实施方式中根据在工作缸中的流动损失和波动过程产生有效的压力，所述有效的压力不准确地相应于压力p1。这也可以通过修正值被考虑。在实施例中，作为蓄能器使用的弹簧25设计具有较高的弹簧常数c，从而实现质量的快速运动。用于完全打开的时间大约相当于质量-弹簧振动器的振动的半个周期时间t1/2，由有效质量m构成，即该有效质量m由换气阀20、弹簧座圈、驱动活塞22、必要时阀桥的质量、弹簧25的质量份额和伴随振动的压力介质30和具有弹簧常数c的弹簧25构成，也就是：

较高的弹簧常数c使得弹簧力ff以增大的打开升程h显著地升高。一旦在驱动活塞23上的液压力p1xa通过弹簧力(和可能的附加力)被补偿(静态的平衡点)，则(静态地观察)结束运动，其中，所述系统出于已知的物理原因(在运动质量m中存储的动能)倾向于过摆(或者说大幅度摆动)，其可以实现两倍的静态升程。

对于静态升程hstat适用的是：

hstat(p1)＝(p1xa-ffv)/c(方程式2)

可以动态地实现两倍静态升程：

由hmax(p1)＝2xhmax(p1)(方程式3)

和

hmax(p1)＝2x(p1xa-ffv)/c(方程式4)

实现。

根据公式可容易地获知，通过压力p1的值和力ffv的大小可以控制希望的升程hmax。由此，甚至可以以两种形式进行升程控制。

为了例如避免换气阀与活塞或另外的阀门发生碰撞，最大希望的升程可以通过最大压力p1以已知且可靠的方式借助限压阀可靠地设定，在该实施例中规定借助限压阀99。

当相对于太大的升程保证相应稳定时，通过使用具有渐进式弹簧特性的弹簧25可以细化在较小升程范围内的升程控制，而对太大升程的防护相应地变得强有力。

技术人员还认识到，这种渐进式弹簧也非常好地实施为气动的弹簧。同样认识到，在气动弹簧情况下也通过设置其气动的预加压力以特别简单的方式可以设置预应力ffv。该气动的预加压力相应地被设置。清楚的是，当替代具有固定的弹簧常数c的线性弹簧使用渐进式弹簧时，方程式1至4必须适当地配合。

第一止回阀47阻止压力介质朝压力储罐的方向回流，即使二位二通阀还没有关闭，换气阀20在此通过第一止回阀47也保持在其打开的位置。由此，开始换气阀的保持相位(相位ii)。可观察到，仅一个基于压力介质的压缩本身的、换气阀的最小返回运动(关闭运行)(即使在较小的可压缩性情况下基本也由压力介质的压缩引起)。由此，马达的换气可以通过希望的升程继续完成。

预先意识到，在工作缸22和止回阀之间的流动路径上所有另外的流动支路或泄漏路径必须被禁止或者封闭，因为流动支路或泄漏路径会损坏保持功能。因为止回阀承担了阻止功能，所以二位二通阀46可以在相对较宽泛的时间范围内被关闭，而没有到达准确的关闭时间点。图4示出用于阀门开口49的三个示例性的阀门开口49的截面特征曲线：a1a、a1b和a1c，所有的情况在实施例中都是可行的。开关阀门46的流动截面的打开只需大致与换气阀运动一样快速地实施。在此不需要耗费的且昂贵的阀门原理。此外，止回阀47自动地负责，将运动质量的动能几乎完全转化为弹簧能并且也暂存在弹簧25中，这两者通过阀门46的主动的控制操作仅在较大耗费时可实现。

可以认识到，在该相位中在工作缸22中设定压力，该压力通常高于压力p1，作为过摆的和存储的弹簧能的结果。

由图1还可以看到，借助液压驱动装置的另外的部分实现的换气阀20的关闭过程、相位3。为此，打开第二二位二通阀56。技术人员意识到，该第二二位二通阀直到现在(在相位i和ii中)是关闭的(图4，特征曲线a2)。阀门56与具有压力p2的第二压力储罐42相连，压力p2通常低于压力p1，但是高于压力p0。当驱动活塞23实施关闭运动时(图4，抬升图示，相位iii)，在压力储罐42内开始液压流动。当工作缸22内的压力下降到压力p2时，通过第二止回阀57结束液压回流，该第二止回阀57显然在不同于第一止回阀的方向上布置并且阻止从压力储罐42到工作缸内的回流。由此，以类似于如在换气阀打开时的止回阀47的方式，使得换气阀保持在到达的位置，并且二位二通阀才随后并且在任意的时间点在下一个换气阀打开循环之前必须被关闭(图4，a2a、a2b)。首先，通过该自动机构能量最大化地利用余热。通过不再需要准确的关闭，也可以简单地构造阀门56并且极大地减少电子控制装置的耗费。控制阀门56也允许再次比较缓慢开关，由此在多数情况下在使用例如抑制涡流的磁力特殊材料的情况下可以省掉耗费的结构。

最后如所述地，因为截面不同时长的开放不受干扰，所以之后结束旋转滑闸技术的使用是非常合适的。

原则上，压力等级p2的大小设计成，使得换气阀准确地在该工作点关闭，也就是换气阀的阀座几乎以接近零的速度放置。但是这不是完全简单的并且尤其在内燃机的排出阀的情况下，该工作点也并非对于所有运行状况都是一样的。出于该原因，在图1所示的实施例中，压力p2设计成，通过第二二位二通阀56在压力储罐42中以在换气阀20的放置点之前的确定的间距结束回流的过程(图4，过渡相位iii-iv)。

由此在图1所示的实施例中，实现换气阀20的放置、即从停止点到阀座的关闭(相位v)的方式是，第三二位二通阀66通过连接管路68开放从工作缸22至基础压力储罐的流动路径。与之串联地是制动节流件67，借助该制动节流件可以控制放置过程的速度。用于可靠地关闭和放置换气阀的力由弹簧25的剩余能量获得，所述弹簧设计成，使得与弹簧预应力ffv相等的在放置点上的关闭力如前述所述地大于压力p0xa与另外的打开力的乘积。

第三二位二通阀66的开关时间点(图4、av3、开始相位v)确定了在阀座(相位iv)附近的保持相位的持续时间。在此，对于内燃机和另外的活塞式发动机常常不希望停滞；换气阀的关闭过程应顺利地进行。因为系统是振荡系统，所以相位iii的持续时间(换气阀的关闭运动的开始直至保持点)大约相当于根据方程式1的弹簧-质量振荡器的半个周期时间t1/2。

电子控制装置可以如此编程，使得二位二通阀66的开始打开的时间比二位二通阀56开始打开的时间晚t1/2。在此，技术人员在大多数情况下选择持续时间略微更长，以便可靠地实现最大的能量回收。

出于噪音和磨损原因，常常希望将换气阀特别轻柔地放置在阀座上。为此，根据图1的实施例可以配备有路径控制的制动装置，如在图5所示的部分图示。连接管路68必须为了该目的与另外的连接管路48和58分开地导引到工作缸22中，使得由此工作缸的过渡到连接管路68中的过渡截面61在驱动活塞23靠近位置h＝0时或者在换气阀20靠近阀座18时通过驱动活塞的控制边缘26一定程度地关闭，使得换气阀被强烈地制动并且轻柔地运行到阀座中。技术人员清楚的是，过渡截面可以适合地成型，例如成型有在工作缸的壁板中的沟槽形式的轮廓，或者在驱动活塞中的钻孔或凹槽。

在图6的部分图示中示出，如备选地可以实施为轻柔制动的。在此，连接管路68分成两个接口62和63，其中，第一接口62最迟靠近升程零，也即在将换气阀20放置在阀座18上前不久，通过驱动活塞23的控制边缘26被闭锁，使得压力介质仅还通过接口63和节流件64可以流动。其在此也可以安置在工作缸中。

最后，根据图1的实施例也可以有利地设计有旋转滑闸阀门。在此，二位二通阀46、56和66分别通过旋转滑闸阀门替换。通过调节相位角实现调整。因为在控制流动路径49和59过程中凭借按照本发明的止回阀47和57针对每个运动方向的自动的保持功能分别首要地仅取决于打开时间点，而关闭时间点仅允许处于相对较宽泛的调整范围，至少在一定程度上不重要的是，关闭时间点由于相位扭转一同变化。由此本发明也允许，通过相对内燃机的周期同步运行的旋转滑闸阀门构造全变化的且有能效的液压的换气阀驱动装置。

在根据图2的第二实施例中，仅通过高压储罐、即具有压力p1的压力储罐41工作。由此p2＝p1。该实施变形方案尤其在所有液压阀门和连接管路和活动元件(在工作缸22中的驱动活塞23和在具有阀杆密封件17的阀导装置19内的换气阀20)的摩擦优化的变形方案中有利地应用，因为在较低的能量损失下实现直至靠近阀座的回振。由此，构造耗费整体是较低的。

作为另外的简化方案使用二位三通阀84，其中，在这种情况下止回阀47和57布置在二位三通阀和压力储罐41之间。通过伺服致动器88的开启而开始换气阀的打开(相位i)，打开保持(相位ii)以已知的方式通过止回阀47实现，换气阀的关闭通过伺服致动器88的关闭而开始。最后，在靠近阀座的位置以已知的方式借助止回阀57实现第二保持相位。

在另外的实施方式中，第三阀门66设计为液压的时间可控的阀门86。在这种情况下通过伺服致动器88的掣子87一同操作。所述掣子设计成，使得在伺服致动器88通电时在二位三通阀出现明显运动之前首先封闭阀门82的阀门截面69，以便在截面49开放时不会产生从压力储罐41至基础压力储罐40的不必要的短接。这通过掣子和二位三通阀的阀件之间的间隙83实现。

对阀门82的时间控制如下地作用：

在关闭伺服致动器88时，也就是在开始换气阀的关闭相位时，通过将掣子回拉到二位三通阀附近也触发阀门82的复位。

但是，通过复位弹簧73的运动缓慢地进行，因为必须通过节流件72将压力介质挤压到阀门的压力作用面71上。在此平行于节流件72布置的止回阀74在该状态下闭锁。节流件、压力作用面和弹簧力彼此协调，使得在希望的时间延迟之后截面69才向着基础压力储罐打开。相对于弹簧-质量振荡器的半个周期时间的时间延迟再次选择得略微更大。由此，能够可靠地进行最佳的能量回收，这通过止回阀57的自动的保持功能确保。

当伺服致动器关闭时，二位三通阀84可控地通过其复位弹簧实现在其静止位置0中的快速运动。但是，平行开关的二位二通阀82缓慢地复位，因为二位二通阀的复位运动通过节流件72制动。通过止回阀74不会对打开运动制动。

在根据图3的第三实施例中，使用二位四通阀86。这适合于再次使用两个高压水平。此外，第三阀门66在压力可控的实施方式80中布置在工作缸和基础压力储罐之间的连接管路68中。阀门80的作用在于，在从相位iii过渡到相位iv时类似于从相位i过渡到相位ii时换气阀20回弹一点，也就是说，尝试再次打开，由此在工作缸22中产生低压。这打开了压力可控的阀门80并且通过集成在截面69中的节流件67建立与基础压力储罐的希望的连接。

附图标记列表

10液压驱动装置

11驱动装置的核心部分

15马达缸

16换气通道

17阀杆密封件

18阀座

19阀导装置

20换气阀

21换气阀的阀头

22工作缸

23驱动活塞

24驱动活塞23的压力作用面

25弹簧

26驱动活塞的控制边缘

30压力介质

40具有压力等级p0的基础压力储罐

41具有压力等级p1的第一压力储罐

42具有压力等级p2的第二压力储罐

46第一阀门

47第一止回阀

48第一连接管路

49第一阀门46的可控开口

56第二阀门

57第二止回阀

58第二连接管路

59第二阀门56的可控开口

61过渡到连接管路68中的工作缸22的过渡截面

62连接管路68在工作缸22上的第一接口

63连接管路68在工作缸22上的第二接口

64第二接口63中的节流件

66第三阀门

67节流件

68工作缸22的具有基础压力储罐40的连接管路

69第三阀门66的可控开口

70第三阀门66的关闭的中间位置

71第三阀门66的压力作用面

72第三阀门66的节流件

73用于将第三阀门66复位的弹簧

74止回阀

80第三阀门66作为压力可控的阀门的实施方式

82第三阀门66作为液压时间可控的阀门的实施方式

83掣子87和二位三通阀84的阀件之间的间隙

84二位三通阀

86二位四通阀

87伺服致动器的掣子

88共同的伺服致动器

90压力介质供给部分

91用于第一压力储罐的泵

92用于第二压力储罐的泵

93弹簧腔

94泄漏收集管路

95用于泄漏回输的泵

96压力传感器

97电子器件

98收集容器

99限压阀

a驱动活塞23的压力作用面24的表面积

p0基础压力储罐40的压力

p1第一压力储罐41的压力

p2第二压力储罐42的压力

注释：所有压力应相对于环境压力理解

h换气阀20或驱动活塞23的升程

hmax最大打开升程

hstat理论静态的打开升程

m运动构件的有效质量

(＝以下质量的总和，即：

-具有弹簧座圈、必要时阀桥等的换气阀

-驱动活塞23的质量

-弹簧25的质量份额

-随动的压力介质30的质量份额

-另外的随动的部分、如阀桥等)

ff弹簧25的根据弹簧弹性跳动的弹簧力

ffv弹簧25的预应力(在换气阀的关闭位置，h＝0)

c(用于线性特征曲线的)弹簧25的弹性常数

t时间

t1/2根据m和c的弹簧质量振荡的半个周期时间相位：

o静止相位

i换气阀的打开

ii在打开状态下的第一保持相位

iii换气阀的关闭

iv在阀座前的第二保持相位

v换气阀的最终的关闭

vi静止相位

a1a、a1b、a1c第一阀门的截面特征曲线变化a、b、c

a2a、a2b第二阀门的截面特征曲线变化

a3第三阀门的截面特征曲线