壓縮釋放制動在重型柴油機上的應用研究

張英，鐘躍蘭，翟長輝

(1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司發動機研究院，山東 濰坊 261061)

我國山區多，行駛在山區的汽車經常要下大長坡，為了行車安全，需要持續制動；另外，行駛在人口密集的地區，紅綠燈多、路況復雜，為防交通事故，需要頻繁制動；隨著道路條件改善和發動機及車輛性能的提升，車輛速度也不斷提升，提高了對制動性能的要求?；谶@些情況，車輛增加了制動片的使用頻率和時長，摩擦片受熱加快磨損，摩擦制動性能因而降低，需要頻繁更換摩擦片，成本增加，維護成本高[1]。

重載車除必要的行車制動外，還需增設緩速器或其他輔助制動裝置。輔助制動裝置的引入，在提高制動性能的同時，減少了制動片的使用頻次和時長，從而提高了行車制動的安全性，顯著降低車輛維護成本。目前應用于重型商用車的輔助制動裝置有三種：液力緩速器、電渦流緩速器和發動機輔助制動，這三種制動方式各有特點。

液力緩速器是利用液體阻尼產生緩速作用的裝置，將汽車的動能轉化成液體的壓力，產生的制動力矩大，可以允許車輛以較高的速度下坡行駛，但在制動過程中，會在液體與定子間產生摩擦熱，所以需要從發動機引入冷卻液對阻尼液體進行冷卻。其缺點很明顯，體積大、可靠性低、成本高、響應慢等問題，是液力緩速器并未在國內市場普及的重要原因[2-7]。

電渦流緩速器是利用電磁感應原理，在定子和隨車輛傳動軸旋轉的轉子之間產生磁場，對車輛起到緩速的作用，將車輛行駛的動能轉化成轉子內的電阻發熱散發掉。電渦流緩速器同樣可以產生很高的制動力矩，電流控制，響應快是其顯著優點；但體積大、結構復雜、制作難度大也成為了電渦流緩速器普及的主要阻礙[3-4]。

發動機輔助制動裝置是一種用于柴油機的緩速器，它有助于車輛的減速和控制。發動機輔助制動應用歷史悠久，從排氣蝶閥制動到泄氣式制動，再到如今發展為普遍應用的壓縮釋放制動[4-6]。隨著結構的創新和技術的發展，發動機制動性能在逐步地提高。因其體積小，無需車輛改動，且隨著國家對重載車輛的載重限制和處罰度的加大，發動機輔助制動尤其是壓縮釋放制動，在市場競爭中脫穎而出，成為了牽引車等細分市場的標配。市場對壓縮釋放制動的選擇反向促進了壓縮釋放制動技術的進一步優化和提升，如可變截面增壓器配合壓縮釋放制動，專用凸輪制動，兩沖程制動等新技術的發展，使得制動功率更高、體積更小、可靠性更高[8]。

基于市場需求和法規要求，本研究開發了某款應用于10 L/12 L柴油機的壓縮釋放制動系統。

1 壓縮釋放制動系統的結構

發動機原機配備的是WEVB(濰柴排氣門制動裝置，weichai exhaust valve brake)，屬于泄氣式制動；隨著技術的發展，同時根據市場需求，為了進一步滿足客戶對高制動功率的需求，開發了壓縮釋放式輔助制動系統。

壓縮釋放式制動的原理見圖1。在壓縮沖程中，當活塞接近上止點時，排氣門打開，將發動機氣缸內儲存的壓縮氣體的能量釋放到排氣系統中，因此，膨脹沖程中便沒有能量回壓活塞[8-12]。

壓縮釋放制動系統的開發是在已有機型上進行的，為了確保配有制動器的發動機仍能滿足所有主機廠的要求，結構改動時不改變原有發動機邊界，即保持發動機的長寬高尺寸不變。主要設計改進的結構分為三部分：運動機構、制動油路和電控部分。

1.1 運動機構

運動機構是整個輔助制動器開發的核心部分，也是實現輔助制動最重要的部分，主要改動的零部件有凸輪軸、排氣門橋、排氣搖臂、EVB支架、活塞、排氣推桿等。

1) 凸輪軸

凸輪軸是配氣機構的驅動源，凸輪軸的型線直接影響發動機的制動功率。該系統的排氣凸輪型線見圖2。排氣凸輪增加一個制動用小桃尖，其作用是在制動功能啟動后，將壓縮氣體在壓縮上止點前釋放掉。為不影響發動機的正功，凸輪軸的排氣沖程不作任何改動，小桃尖的最大外徑不超出改進前的凸輪基圓外徑，同時，為保證制動時的小桃尖升程，新的制動凸輪的基圓直徑減小。如圖2所示，制動狀態時，氣門升程為淺色曲線；正功狀態時，理論上為深色曲線，但為了使凸輪到氣門的整條鏈始終保持接觸狀態，在排氣搖臂上增加了可壓縮的彈簧結構補償負行程，將負行程變為空行程[13-17]。

圖2 排氣凸輪型線

2) 排氣門橋

排氣門橋直接與氣門接觸，凸輪軸的行程通過搖臂和氣門橋傳遞給氣門，三者聯動，控制氣門的開關。排氣門橋見圖3，其核心件是兩個活塞，與搖臂接觸的是主活塞，與氣門接觸的是副活塞。

圖3 排氣門橋

3) 搖臂軸

搖臂軸見圖4，主要增加了兩個功能：

(1) 增加制動油通道；

(2) 配合凸輪軸，在制動和正功兩種狀態下均能正常工作。

圖4 搖臂軸

排氣搖臂的推桿側設有彈簧機構和滑銷結構，滑銷結構在排氣搖臂中上下移動，將彈簧壓縮，配合氣門橋，將凸輪軸的小桃尖行程傳遞或者不傳遞到氣門橋。

以上三個核心零部件在正功狀態和制動狀態的聯合工作過程如下：

正功時，制動油路中沒有油，氣門橋的主活塞和副活塞中未充油，排氣搖臂的彈簧機構和滑銷結構可上下移動，在凸輪軸至氣門的整條結構鏈上，在彈簧結構的補償作用下，凸輪軸的小桃尖無法產生氣門升程，直至排氣沖程開始。

制動時，制動油路中充滿低壓油，制動油經排氣搖臂進入排氣門橋，在低壓油的作用下，主活塞克服排氣搖臂推桿側的彈簧力有了升起動作，此時，彈簧的補充間隙為0，整條鏈變成了剛性鏈。當排氣凸輪旋轉出基圓時，便產生了升程，將主活塞中的低壓油壓入副活塞，在兩活塞之間單向閥的作用下，低壓油變成了高壓油，與副活塞接觸的排氣門被打開，從而實現壓縮釋放制動。此結構中，排氣凸輪的小桃尖只驅動一個排氣門動作。

4) EVB支架

為不影響排氣沖程的氣門升程，設了EVB(排氣門制動裝置)支架。排氣沖程時，排氣門橋在排氣凸輪的主升程作用下開始整體下移，氣門橋與EVB支架脫開，排氣門橋中的高壓油迅速釋放壓力，從副活塞頂部與EVB支架的小孔釋放掉(見圖5)。

圖5 EVB支架工作過程

5) 活塞

活塞的改進設計，是在制動氣門的對應位置增加了避閥坑，這是由壓縮釋放制動的原理所決定的。在壓縮上止點前，制動排氣門需要打開并釋放壓縮氣體，而此時活塞上移至最高位置，為避免兩者相碰，在活塞上增加避閥坑(見圖6)。

圖6 活塞避閥坑

6) 排氣推桿

為保證配氣正時準確，在原有氣門推桿基礎上增加彈簧座盤、彈簧以及彈簧支架，保證挺柱始終與凸輪面接觸，保證推桿的定位(見圖7)。同時壓比有所改變，主要是防止運動過程中氣門橋過度傾斜。排氣推桿的增加不會對氣門升程造成任何改變。

圖7 推桿

1.2 制動油路

制動油路的作用是為排氣門橋及時提供制動油，分布的主要部件有氣缸蓋、油管、EVB支架、搖臂軸、搖臂座、電磁閥等(見圖8)。

該發動機為直列6缸發動機，共采用了2個電磁閥，布置在2缸和5缸，每3個缸共用1個電磁閥，油路從中間缸引入，進入電磁閥，然后分配到所在缸和相鄰缸，用作制動油。具體油路走向見圖8，制動油從圖示淺色箭頭所示位置取油(即底部)，經搖臂座進入搖臂軸，然后進入電磁閥。淺色油道為電磁閥前的油道，深色油道為電磁閥后的油道。電磁閥開啟后，制動油通過與搖臂軸相連接的制動油管引出，經EVB支架、缸蓋、分配油管，連接至相連兩缸。所在缸的制動油則通過搖臂軸的油道直接進入排氣搖臂的制動油道，進而進入排氣門橋，驅動排氣門開啟壓縮釋放制動。

圖8 制動油路

1.3 電控部分

電控部分的功能是控制電磁閥開閉，主要包括電磁閥、線束、氣缸蓋罩等。線束從氣缸蓋罩下罩引入，連接至電磁閥，通過ECU控制電磁閥的開關。

2個電磁閥獨立控制，可以實現不同的制動功率。該輔助制動系統有兩個擋位，可以產生高、低兩擋制動功率，滿足不同坡度和制動距離使用。低擋位時1個電磁閥作用，3個缸起制動作用，滿足低制動功率需求；高擋位時2個電磁閥同時作用，6個缸均制動，滿足高制動功率需求。

2 裝配與試驗分析

2.1 氣門間隙調整

增加壓縮式輔助制動系統后，排氣凸輪的型線發生變化，主要是基圓的角度變化很大，而氣門間隙的調整需要在基圓位置完成。為確保間隙調整準確，避免氣門撞活塞的風險，發動機裝配過程中，氣門間隙調整需遵循以下流程(見圖9)。

第一步，確認氣門間隙調整時刻：轉動曲軸到一缸上止點處，繼續轉動至凸輪軸的基圓位置，松開大象腳螺栓(E-foot screw)，此時調整支架螺栓(Post screw)距離氣門橋的間隙。

第二步，設置氣門橋間隙：將排氣搖臂壓到推桿側，確保搖臂的球銷(ball pin)壓在推桿凹坑內，用塞規(feeler)測量大象腳和排氣制動橋的主活塞處的間隙，旋轉大象腳螺栓，使其與塞規接觸，輕輕移動塞規，當感覺到塞規有滯留感覺時將大象腳螺栓鎖緊(旋轉大象腳螺栓時不要用太大的力，避免壓到氣門彈簧，致使排氣門打開)，此時保持塞規移在原處，接下來還要調整支架螺栓(Post screw)間隙。

第三步，支架螺栓(Post screw)間隙調整：在支架螺栓(Post screw)和氣門橋之間插入塞規，旋轉支架螺栓(Post screw)，使其與塞規接觸，輕輕移動塞規，當感覺到塞規有滯留感覺時將支架螺栓(Post screw)鎖緊，并移走兩個塞規。

第四步，重復1—2—3步，旋轉曲軸轉角至基圓位置，遵循1—5—3—6—2—4次序調整其他缸的氣門間隙。

圖9 氣門間隙調整示意

2.2 發動機試驗

在試驗室進行試驗測試，并對柴油機常規參數及制動系統關鍵參數進行測量。圖10為動機氣門升程傳感器裝配示意，圖11為傳感器布置示意，該傳感器可準確測量氣門升程。測試中用到的試驗設備有電力測功機、燃燒分析儀、氣門升程測量傳感器、示波器，以及發動機用冷卻液、燃油、新鮮空氣的供給控制系統。

圖10 氣門升程傳感器裝配示意

圖11 傳感器布置示意

1) 氣門升程試驗

圖12示出氣門升程試驗結果。由圖12可以看出，氣門跟隨性很好。2 100 r/min氣門升程與缸內壓力的試驗結果見圖13，可見氣門升程與設計的凸輪軸型線吻合度很好，缸壓不超限，滿足設計要求。

圖12 氣門與氣門橋跟隨試驗

圖13 缸內壓力與氣門升程試驗結果

2) 發動機制動功率試驗

圖14示出該發動機制動功率的試驗結果對比分析。由圖14可見，在相同轉速下，采用壓縮釋放制動系統后，2 100 r/min時發動機制動功率為247 kW，在產品泄氣式制動結構的基礎上，制動功率提升了30%。圖15示出發動機排氣溫度的試驗結果分析。由圖15可以看出，2 300 r/min以下時，發動機制動狀態下排氣溫度低于300 ℃。制動狀態下，排氣并不會進入氣缸內，同時氣缸每循環都吸入新鮮空氣進行冷卻，因此在制動狀態下，排氣及缸內溫度并不高，能夠保證噴油器油頭的可靠性。

圖14 制動功率

圖15 發動機排氣溫度測試分析

3 結束語

針對某重型柴油機設計了發動機壓縮釋放輔助制動系統。方案設計階段立足于發動機本體改動最小，對車輛無影響，在此基礎上，對運動機構、制動油路和電控部分進行方案設計，結構設計巧妙、零部件改動小、可靠性高、可維護性好；試驗過程階段，對裝配和試驗各項性能和關鍵指標進行了充分驗證，氣門間隙調整方法準確，測試了缸壓、氣門升程、推桿力、排氣溫度、制動功率等關鍵參數，充分評估該方案的制動性能和可靠性。試驗結果表明：缸壓、推桿力滿足要求，整個配氣機構的摩擦副應力滿足材料限值；氣門升程與設計凸輪型線吻合性很好，氣門跟隨性好，各接觸副能良好貼合，達到制動功率的同時，系統可靠性高；排氣溫度低，壓縮釋放制動不存在排氣背壓高的問題，氣流順暢，在制動時缸內能維持很低的溫度，對噴油器、冷卻系統乃至整個發動機的相關零部件都沒有負面影響；制動功率高，該系統能夠平衡協調各項關鍵指標，摩擦副應力滿足要求、系統無飛脫風險。