發動機泄氣制動數值模擬及其性能優化研究*

龔金科， 潘海杰，余明果，江 杰，田應華

(湖南大學 汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，湖南 長沙 410082)

為限制車速，車輛往往要頻繁使用制動器，造成制動鼓和制動片過熱，從而使制動效能降低，甚至會造成制動能力完全消失.所以，在現代商用車特別是大型商用車上增加輔助制動裝置已成為趨勢甚至成為硬性規定[1-3].泄氣制動作為一種重要的輔助制動系統，在國外已有較多應用，大大增加了行車安全性.國內對泄氣制動的研究、生產和應用還處于起步階段[4-7].

國內外對泄氣制動研究主要是通過數學軟件對泄氣制動的模型編寫程序進行模擬計算，且多為對缸內壓力及流場的分析，對泄氣制動性能缺乏系統的研究[8-11].本文運用動態網格技術對泄氣制動工作過程進行了三維瞬態數值模擬，這比傳統的數值計算更精確，不但顯示了活塞壓力的變化情況，而且得出了各狀態下平均制動功率的大小.通過模擬計算直觀系統地對泄氣制動性能進行了研究，為開發性能優良的泄氣式輔助制動器提供參考依據.

1 發動機泄氣制動過程

泄氣制動原理：通過在發動機配氣系統中加裝一套控制機構，使排氣門在發動機泄氣制動過程中始終保持一定的開度，氣體充量在壓縮和膨脹沖程時通過排氣門從氣缸排出，減少了缸內充量在膨脹沖程中對活塞的做功，從而增加了發動機的制動功率[11].圖1為發動機泄氣制動工作示意圖.

圖1 泄氣式輔助制動工作過程示意圖

2 發動機泄氣式輔助制動數學模型

在泄氣制動過程中，缸內停止供油，不發生燃燒現象，缸內工質成分在一整個循環內基本保持不變.取氣缸為開放的熱力系統，系統通過氣門及氣缸壁與外界進行物質與能量交換，當處于泄氣制動時，根據熱力學第一定律，有以下基本方程[12]．

質量守恒方程(連續性方程)．單位時間內流通微元體中質量的增加，等于同一時間間隔內流入該微元體的凈質量：

(1)

在泄氣制動過程中，質量守恒方程可表示為：

(2)

式中mA為從進氣門流進氣缸的質量；mE為通過排氣門流出氣缸的質量；mS為通過活塞環間隙竄入曲軸箱內的質量.

能量守恒方程：

(3)

式中U為系統內氣體內能；W為系統的有效功；Qi為通過系統邊界交換的能量；h為比焓；m為系統氣體質量；hjdmj為進入或帶出系統的能量.

在泄氣制動過程中缸內系統與外界不斷發生物質與能量交換，能量守恒方程可具體表示如下[11]．

進氣及氣門疊開階段；壓縮、膨脹及排氣階段：

(4)

(5)

式中φ為曲軸轉角；cv為工質定容比熱；mE，mA分別為流入、流出系統的質量；mS為通過活塞環間隙流出氣缸的質量；hE為進氣門前的比焓；hS為活塞環間隙工質的比焓；u為缸內氣體的比內能.

泄氣制動時外部約束方程如下[11]．

氣缸瞬時容積為：

(6)

氣缸容積隨著曲軸轉角變化率為：

(7)

式中Vh為氣缸的工作容積，m3；ε為壓縮比；λ為曲柄連桿比.

單位曲軸轉角的換熱量為[11]：

(8)

式中ω為發動機角速度，ω=6n,n為轉速；αg為瞬時平均換熱系數；A為換熱面積；T為氣缸內工質瞬時溫度；Tw為壁面的平均溫度；i=1為氣缸蓋，i=2為活塞,i=3為氣缸套.

補充方程[12](理想氣體):

p=ρRT

(9)

由上述基本方程和約束方程聯立，可建立發動機泄氣制動工作的數學模型，由此可以求出氣缸內工質壓力隨曲軸轉角變化的規律.發動機泄氣制動工作時單缸循環的指示功為：

W=∮pdV=∮FdS

(10)

3 三維模型數值模擬計算

3.1 三維數值模擬的流程

三維數值模擬的主要流程如圖2所示.

圖2 三維數值模擬流程圖

根據實物建立三維模型，對模型進行網格劃分，設置有關參數后進行三維數值模擬計算，用origin軟件進行數據處理，分析模擬結果，然后對參數進行優化，最后進行實驗驗證，制定最佳方案.

3.2 泄氣制動三維模型建立及動態網格劃分

首先，根據某發動機的參數建立了氣缸簡化模型.在網格劃分中，應用動態網格技術對氣門和活塞的運動規律進行設置和定義，采用四面體網格作為過渡性網格，進排氣道部分采用四面體網格劃分，并對氣門座及氣閥附近區域網格進行加密；燃燒室采用穩定性好和精度較高的六面體網格劃分，此區域為動網格區.網格劃分如圖3所示.

圖3 氣缸與氣道部分的網格

圖4為轉速為2 100 r/min、背壓為0.3 MPa、開度為0.7 mm、曲軸轉角為270°時活塞受力云圖.

3.3 泄氣制動性能評價方法

本文通過模擬得到一個循環中各曲軸轉角下活塞瞬時壓力的大小，由活塞瞬時受力隨活塞位移的變化關系得到活塞平均制動功率，比較各狀態下活塞消耗功率大小可以反映出制動性能的好壞.圖5為轉速為2 100 r/min、背壓為0.3 MPa、開度為0.7 mm時活塞受力隨活塞位移變化關系圖.圖中F1為壓縮、膨脹過程中活塞做功大小(此過程做負功)，F2為進氣、排氣過程中活塞做功大小(此過程做負功).因此，一個循環中活塞做功大小為F1與F2的面積和.

曲軸轉角n/(°)

4 發動機泄氣制動模擬結果分析

應用三維數值模擬對發動機泄氣制動工作過程進行模擬研究，定量分析相關參數對活塞受力及制動性能的影響，最終實現制動性能的優化．

4.1 泄氣制動過程活塞壓力研究

圖6為轉速為2 100 r/min、背壓為0.3 MPa時，不同排氣門開度下活塞受力的比較.

曲軸轉角n/(°)

從圖6可以看出：開度越大，活塞受力峰值越小.開度越大，壓力達到峰值時泄漏的氣體越多，缸內氣壓越低，活塞受力峰值越低.在不同開度下，活塞受力相差很大，開度在0.5 mm與1.0 mm時活塞壓力分別為53 786.25 N和37 068.69 N，受力相差達16 717.56 N.另外，壓力峰值出現在壓縮上止點前，并且隨著開度的增加，缸內壓力峰值位置逐漸遠離壓縮上止點，因為開度越大，泄漏的氣體越多，在壓縮上止點較遠時發動機進排氣效果達到平衡.

圖7為背壓為0.3 MPa、開度為0.7 mm時，不同轉速下活塞受力的比較.從圖7可以看出：轉速越高，活塞壓力峰值越大.轉速越高，壓力達到峰值所用的時間越短，泄漏的氣體越少，缸內氣壓越高，活塞壓力峰值越大.在不同轉速下，活塞受力值相差很大，轉速在1 800 r/min與2 300 r/min時活塞壓力分別為40 325.64 N和51 932.03 N，受力相差12 123.5 N.并且隨著轉速的升高，相應缸內最大壓力位置越靠近壓縮上止點，這是因為轉速越高，單位曲軸轉角所經歷的時間越短，從缸內溢出的空氣越少，壓力平衡出現得越晚.

曲軸轉角n/(°)

圖8為轉速為2 100 r/min、開度為0.7 mm時，不同背壓下活塞受力的比較.從圖8可以看出：背壓越大，活塞壓力峰值越大.背壓越大，壓力達到峰值時排出的氣體越少，缸內氣壓越大，活塞所受壓力峰值越大.背壓在0.15 MPa與0.4 MPa時的活塞壓力分別為36 653.23 N和53 257.56 N,受力相差16 604.33 N，并且隨著背壓的增大，缸內最大壓力位置越接近壓縮上止點，因為背壓越大，排氣越困難，排氣阻力大，壓力平衡出現得越晚.

曲軸轉角n/(°)

4.2 各因素對泄氣制動性能的影響分析

在研究轉速、開度、背壓對泄氣制動性能的影響時，本文選取了如下參數點：轉速分別為1 800 r/min，1 900 r/min，2 000 r/min，2 100 r/min，2 200 r/min和2 300 r/min；開度分別為0.5 mm，0.6 mm，0.7 mm，0.8 mm，0.9 mm和1.0 mm；背壓分別為0.15 MPa，0.2 MPa，0.25 MPa，0.3 MPa，0.35 MPa和0.4 MPa.

圖9為排氣門開度0.7 mm時，不同發動機轉速在不同排氣背壓下的制動功率.從圖9可以看出：背壓越大，發動機制動性能越好.背壓增大，壓縮氣體越困難，活塞上行阻力越大，由活塞運動產生的制動功率越大.然而排氣背壓達到一定程度時，會引起排氣門的反跳，造成排氣門和排氣機構的損壞，它限制了平均背壓的數值.

排氣背壓p/MPa

圖10為排氣門開度0.7 mm時，不同排氣背壓在不同發動機轉速下的活塞制動功率.從圖10可以看出：當背壓與開度一定時，轉速越高，制動性能越好.轉速增加時，氣缸壓力峰值大，壓縮過程充量對活塞做功多，并且單位時間內的工作循環次數增多，因此制動功率越大.

發動機轉速n/(r·min-1)

圖11為不同轉速在不同排氣門開度下的制動功率．從圖11可以看出：轉速一定時，制動功率隨開度的增加先增加后減少.

排氣門開度/mm

圖12為排氣背壓為0.3 MPa時，不同開度在不同轉速下的制動功率.從圖12可以看出：對于每一個轉速，存在一個對應的開度使得制動功率最佳.通過數值模擬的方法可以找到各個轉速下的最佳開度.對于本文模擬的發動機：背壓為0.3 MPa、轉速為1 800 r/min時，最佳開度為0.6 mm；轉速為1 900 r/min和2 000 r/min時，最佳開度為0.7 mm；轉速為2 100 r/min時，最佳開度為0.8 mm；轉速為2 200 r/min和2 300 r/min時最佳開度為0.9 mm.分析趨勢可知：轉速高，對應的最佳開度越大.轉速高，氣缸壓力峰值大，但排氣時間短，留在氣缸的充量多，膨脹過程對活塞做功多；轉速低則反之.開度大，排氣徹底，但峰值低，消耗功小；開度小則反之.

發動機轉速n/(r·min-1)

5 泄氣制動性能優化

對于本文研究的發動機，排氣門開度為1.0 mm時，壓縮過程功率消耗較少，制動功率較?。划旈_度為0.5 mm時，活塞最大受力值增加，增加了壓縮過程中的制動功率，在膨脹沖程中，缸內氣體對活塞做功也增加了；當開度為0 mm時，發動機處于倒拖的極限狀態，此時發動機的制動功率很小，因此，對于每一個轉速，都存在一個對應的最佳開度使得制動功率最大.表1為不同轉速在最大、最小及對應的最佳開度下的制動功率.從表1可以看出，在各轉速下開度從最大值或最小值逐漸調為最佳值時，不同程度的增加了制動功率.

表1 不同轉速在最大、最小、最佳開度時的制動功率

6 實驗驗證

圖13為實驗裝置示意圖.發動機制動能力試驗中，采用電力測功機拖動發動機，在各個狀態參數下運轉，測量不同工況下的拖動功率，并通過壓電式壓力傳感器將缸內壓力等非電量信號轉化為電量信號，通過信號放大器將電量信號放大，同時通過儀器采集曲軸上止點的脈沖信號，將這些信號經過A/D轉換器，將模擬信號轉化為數字信號，送入計算機進行數據處理并輸出數據.制動臺架實驗如圖14所示，試驗發動機的主要參數如表2所示.

圖13 發動機制動過程測量系統

圖14 發動機泄氣制動臺架

表2 發動機主要參數

圖15為轉速2 100 r/min、背壓0.3 MPa、開度0.7 mm時活塞受力的實驗值與模擬值的比較.從圖15可以看出：雖然模擬結果和實驗結果之間存在一定誤差，但是兩者的變化趨勢基本一致，說明在選取計算模型和設定邊界條件時基本反映了泄氣制動系統的實際工作情況.

曲軸轉角n/(°)

表3為排氣背壓為0.3 MPa時，各轉速對應的最佳排氣門開度的模擬值與實驗值的比較.從表3可以看出：除轉速為2 000 r/min外，其他轉速下模擬找到的最佳開度值與實驗找到的最佳開度值相同.

表3 各轉速下最佳開度模擬值與實驗值對比

圖16為背壓為0.3 MPa、開度為0.7 mm時不同轉速下單缸制動功率的模擬值與實驗測得的指示功率的比較.從圖16可以看出：數值模擬結果與實驗結果誤差十分微小.最大誤差為5.2%，最小誤差僅為4.1%，說明瞬態數值模擬具有較高的精確性.

發動機轉速n/(r·min-1)

7 結 論

對泄氣制動過程進行三維數值模擬計算，比傳統的數值計算更加精確，分析結果表明：

1)活塞受力受發動機轉速、排氣門開度及排氣背壓的影響.轉速越高，活塞受力峰值越大；背壓越大，活塞受力峰值越大；開度越大，活塞受力峰值越小.活塞受力峰值出現在壓縮上止點前，并且隨轉速的升高、背壓的增大、開度的降低越靠近上止點.

2)轉速越高，泄氣制動性能越好；背壓越大，制動性能越好，然而背壓太大，會引起排氣門反跳，它限制了平均排氣背壓的數值；對于每一個轉速，都有一個對應的最佳排氣門開度，使得制動性能最佳.并且轉速越高，對應的最佳排氣門開度越大.由本文的方法可以找到最佳排氣門開度.

3)對于本文研究的發動機，當排氣門開度優化到最佳開度時，不同程度地提高了泄氣制動性能.實驗結果顯示，實驗值與模擬值誤差很小，表明模擬計算方法合理，結果可信.

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