基于加法式的高制動功率排氣凸輪的應用研究

陳峙良 王曉輝 肖 剛

（廣西玉柴機器股份有限公司 廣西 南寧 530000）

引言

安全已然是汽車用戶極為關心的問題，隨著國家標準的逐漸完善和用戶用車的理念轉變，越來越多的柴油載貨汽車安裝輔助制動系統來提高安全性。我國交通部在1997 年就頒布了JT/T325《營運客車類型劃分及等級評定》標準，自21 世紀初開始，在德國、法國、瑞士等國家的交通法規中，輔助制動系統已成為重載商用車的標配[1]。

目前，常見的發動機制動類型有排氣蝶閥制動、泄氣制動、壓縮釋放制動、高功率制動(HPD)等。相比于排氣蝶閥制動和泄氣制動，壓縮釋放制動因能提供更大的制動功率，在大功率柴油機中應用更多[2-4]。市場對壓縮釋放制動的選擇，極大地促進了壓縮釋放制動技術的進一步發展和提升。2016 年，鄧金金等以中國一汽某款柴油機為研究對象，除了進排氣凸輪以外，增加了一個制動凸輪，顯著提升了發動機的制動性能。缺點是：與傳統發動機相比，應用專用凸輪軸后，除進氣搖臂和排氣搖臂外，每缸還需要增加一個制動搖臂，不僅增加了空間布置需求，還要考慮制動搖臂的偏載磨損[5]。

2018 年，張英等基于某款10L/12L 發動機配備WEVB 泄氣式制動裝置。為了滿足客戶對高制動功率的需求，本著改動最小、對車輛無影響的原則，對運動機構、制動油路和電控部分進行了改進設計，成功設計了一套制動功率更高的壓縮釋放系統。缺點是：為了保證制動時的小桃尖升程，新的制動凸輪基圓直徑減少了[6]。

鑒于此，本文在某款柴油發動機上配備壓縮釋放鋪助系統，制動油路和電控部分與張英等所述的原理大致相同，僅對運動機構的核心部件排氣凸輪進行優化改進。此款發動機原結構是在排氣凸輪主升程的外基圓上做“減法”，得到制動型線。整個凸輪變“瘦”，即基圓的直徑變小，這對配氣機構的彈簧裕度、接觸應力、躍度jerk 值的可靠性帶來嚴峻的挑戰。

目前，與壓縮釋放制動功率相關的研究主要集中在專用制動凸輪軸[5]和制動系統開發[6-8]，尚沒有排氣凸輪配氣相位對高制動功率影響研究等方面的公開報道。

內部廢氣再循環（internal Exhaust Gas Recirculation，iEGR）以往僅僅應用于降低油耗和排放，本文將其拓展應用到提升制動功率的范疇。為此，本文采用AVL-BOOST 軟件預測發動機制動性能，將排氣管UG 三維模型導入到Hypermesh 進行處理，然后再導回到BOOST 進行處理，獲得真實的排氣管模型。就某六缸柴油發動機，利用數值模擬與試驗驗證相結合的方法[9-10]，對發動機的工作過程進行計算。通過凸輪型線優化設計，以便在缸內最大爆發壓力限制等條件下，獲得最大的制動功率。

1 壓縮釋放制動原理

基于排氣凸輪失動（Lost-Motion）的壓縮釋放制動如圖1 所示。

圖1 壓縮釋放制動示意圖

在內基圓上做“加法”，設計出制動所需的增壓凸起（BGR 段）型線、過渡型線和放氣凸起（壓縮-釋放段）型線部分以及被間隙控制裝置隱藏集成到排氣搖臂的機構[7]，可降低可靠性風險，克服制動凸輪基圓直徑減小的缺陷。

2 制動性能預測模型建立及驗證

在某六缸柴油機上開展發動機工作過程計算和性能參數優化工作，發動機參數如表1 所示。

表1 試驗發動機參數

本文旨在設計被間隙控制裝置所隱藏的新型集成搖臂式壓縮釋放排氣凸輪。壓縮釋放制動包含2個緩速機理：壓縮釋放制動機理和通過制動氣再循環（BGR）機理。壓縮釋放制動機理是在壓縮行程結束時排氣門開啟，使缸內壓縮空氣快速釋放到排氣歧管中，減少膨脹行程產生的正功；而通過制動氣再循環（BGR）機理則是利用來自排氣歧管的再循環廢氣來增加缸內充量，使壓縮行程所做的負功變大。因此，本文熱力學計算的主要目的是研究不同轉速下排氣凸輪（壓縮-釋放段）第1 次開啟的角度及爆發壓力對制動功率的影響、排氣凸輪（BGR 段）第2 次開啟的最大預升程及關閉角度對缸內最大爆發壓力及制動功率的影響趨勢，找出滿足爆發壓力限制等約束下的凸輪軸試驗方案。發動機計算模型圖2 所示。

圖2 發動機計算模型

計算過程中，詳細考慮了進排氣系統的流動特性，將排氣管UG 三維模型導入到Hypermesh 進行處理，如圖3 所示。然后再導回到BOOST 進行處理。

圖3 排氣管網格劃分三維計算模型

圖4 為計算結果與試驗倒拖功對比。

圖4 顯示，計算結果與試驗的倒拖功擬合比較好，可以用于后續研究。

圖4 計算結果與試驗倒拖功對比

3 制動性能仿真計算結果

3.1 排氣凸輪（壓縮-釋放段）的影響趨勢

排氣凸輪（壓縮-釋放段）的影響趨勢指的是不同轉速下，排氣凸輪（壓縮-釋放段）第1 次開啟的角度及爆發壓力對制動功率的影響趨勢。

壓縮-釋放段的最大預升程受活塞與氣門最小的動態間隙限制，在仿真計算中，進行多組排氣凸輪（壓縮-釋放段）第1 次開啟的角度位置case 計算，如圖5、圖6 所示。

圖5 中間轉速下開啟角及爆發壓力對制動功率的影響趨勢結果

圖6 標定轉速下開啟角及爆發壓力對制動功率的影響趨勢結果

計算顯示，該發動機為了能有更大轉速區域的同時獲得更高的制動功率，在壓縮-釋放段，開啟角必須在665～675°CA 取值。

3.2 排氣凸輪（BGR 段）的影響趨勢

排氣凸輪（BGR 段）的影響趨勢指的是排氣凸輪（BGR 段）第2 次開啟的最大預升程及關閉角對缸內最大爆發壓力及制動功率的影響趨勢。

排氣凸輪（BGR 段）開啟段與進氣側即將關閉段有重疊。排氣凸輪（BGR 段）第2 次開啟的最大預升程及關閉角2 因素對缸內最大爆發壓力及制動功率的影響趨勢如圖7 及圖8 所示。

圖7 2 因素對缸內最大爆發壓力的影響趨勢結果

圖8 2 因素對制動功率的影響趨勢結果

通過對比分析發現，相同關閉時刻，盡管最大預升程越大，爆發壓力越高，但制動功率越小。主要原因是發動機轉速低，如果最大預升程越大，缸內再循環廢氣反而越少。因此，在BGR 段，排氣凸輪第2 次開啟的最大預升程對制動功率的影響敏感度大于關閉時刻。

3.3 配氣機構CAE 分析

制動模式下，采用AVL-EXCITE TD 搭建配氣機構的單閥系分析模型如圖9 所示。

圖9 配氣機構的單閥系分析模型

將由AVL-boost 軟件計算的整個工作循環的缸內壓力和排氣道壓力之間壓力差的邊界條件耦合加載在氣門座上，進行運動學和動力學分析。

圖10 為配氣機構排氣側氣門升程及彈簧裕度。

圖10 配氣機構排氣側氣門升程及彈簧裕度

圖10 中，主升程最小裕度為1.72，BGR 段最小裕度為2.38，壓縮-釋放段最小裕度為2.64，均滿足AVL 經驗推薦值不小于1.2 的要求。

圖11 為配氣機構排氣凸輪與滾輪接觸應力。

圖11 配氣機構排氣凸輪與滾輪接觸應力

圖11 中，BGR 段最大接觸應力為455 MPa，壓縮-釋放段最大接觸應力為452 MPa，滿足凸輪和滾輪接觸應力小于1 250 MPa 的強度設計要求。

圖12 為配氣機構排氣凸輪躍度。

圖12 配氣機構排氣凸輪躍度

躍度jerk 為凸輪型線加速度的導數，是振動沖擊強度的標志。計算結果顯示，設計的排氣凸輪最大躍度小于1 000 mm/rad3的AVL 推薦值。

圖13 為配氣機構排氣門落座速度。

圖13 排氣門落座速度

圖13 中，最大排氣門落座速度為0.46 m/s，小于0.5 m/s 的AVL 推薦值，滿足要求。

4 結論

1）對運動機構的核心部件排氣凸輪進行了優化改進，在外基圓不變的情況下，通過在內基圓上對凸輪進行“加法”，可降低可靠性風險。

2）針對這款柴油發動機，為了能有更大轉速區域的同時獲得更高的制動功率，在壓縮-釋放段，開啟角需在665～675°CA 取值。

3）這款柴油發動機排氣升程在BGR 段，排氣凸輪第二次開啟時，盡管最大預升程越大，爆發壓力越高，但制動功率越小。因此，排氣凸輪第2 次開啟的最大預升程對制動功率的影響敏感度大于關閉時刻。

4）后續可探索在排氣側的活塞端面增加讓位坑，挖掘排氣凸輪（壓縮-釋放段）第1 次開啟的最大預升程對制動功率及爆發壓力的影響潛力。