重型柴油機壓縮釋放式缸內制動氣門升程優化

王任信，王菁，吳繼閩，凌健

1.廣西玉柴機器股份有限公司 技術研究院, 廣西 南寧 530000；2.中汽研汽車檢驗中心(天津)有限公司，天津 300000

0 引言

近年來，車輛安全越來越受到重視，文獻[1]明確要求，大型商用車必須安裝輔助制動系統。液力緩速器是應用于汽車上比較成熟的輔助制動裝置，但液力緩速器工作時間較長時，由于溫升的影響，制動效果大幅降低，嚴重時甚至降到冷態時工作能力的30%左右[2-4]。為保證車輛安全運行，必須配合柴油機輔助制動使用。在實際使用中，中重型車輛利用柴油機的牽阻作用，可減少腳踩剎車使用頻率，避免制動器摩擦片過熱導致的制動力下降甚至失去制動力[5]。

發動機制動系統的發展經歷了3個階段。1) 排氣蝶閥制動系統。可認為是第1代發動機制動系統，結構簡單，在渦后排氣管加裝1個排氣蝶閥，通過蝶閥增加排氣阻力，實現制動功能，制動效率低，僅為20%～30%。2) 泄氣式缸內制動系統。該系統需配合排氣蝶閥共同工作，在氣門機構處加裝電磁閥，通過氣動或液壓控制排氣門固定開啟1個小升程，使壓縮空氣在壓縮過程中從排氣門泄漏出去，減少能量輸出，使發動機減速[6]，該技術在國五發動機上得到廣泛應用，制動效率可提升到50%～60%[7]。3)壓縮釋放式缸內制動系統，即第3代發動機制動技術。在壓縮接近終了時開啟排氣門，快速釋放缸內高壓氣體，缸壓降低后迅速關閉排氣門，使氣缸在膨脹階段進行抽真空的動作，直至排氣門正常開啟，該系統的制動系統效率進一步提升，可達80%～90%，在當前的國六產品中得到批量應用。

當前重型牽引車趨向于使用小后橋速比，要求較大的輔助制動力矩，因此使用液力緩速器搭配缸內制動可滿足車輛在低、中、高全工況下的輔助制動需求[8]。本文中對某重型柴油機的壓縮釋放式缸內制動系統進行研究，通過試驗設計(design of experiment,DoE)優化該制動氣門的升程曲線，顯著提升發動機的制動功率。

1 模型建立

1.1 柴油機基本參數

滿載總質量為49 t的牽引車，配備重型6缸柴油機，采用氧化催化器-顆粒捕集器-選擇性催化還原后處理技術，滿足國六b排放標準，該柴油機的基本技術參數如表1所示。

表1 柴油機基本技術參數

該柴油機的缸內制動機構采用壓縮釋放式制動機構，柴油機為4氣門布置，制動系統僅對其中1個排氣門進行控制，該氣門稱為制動氣門。

柴油機正常工作時，制動氣門按照常規的排氣門升程曲線運動，當柴油機進入制動工況，制動機構激活，制動機構對制動氣門施加2段制動氣門開啟過程，制動氣門升程曲線如圖1所示，圖中曲軸轉角為0°對應壓縮上止點。

圖1 原機制動氣門有效升程曲線

由圖1可知：相對于原排氣門升程，制動氣門升程額外增加了壓縮釋放和排氣再循環制動過程對應的2段小氣門升程。

壓縮釋放制動過程對應的氣門升程發生在壓縮沖程末期和膨脹沖程初期，此時缸內壓力較高，開啟排氣門有利于卸壓，使缸內氣體無法在膨脹沖程做功[9]，因此壓縮釋放制動氣門開啟是制動機構能夠實現制動的根本原因；排氣再循環制動過程發生在進氣沖程末期和壓縮過程初期，利用排氣管內較高的壓力，將廢氣倒流入氣缸，用于增加氣缸進氣量，從而增加壓縮功，該升程能夠提升制動機構20%以上的制動功率[10]。本文中分別對壓縮釋放和排氣再循環2段制動氣門升程曲線進行優化。

1.2 制動性能預測模型

基于柴油機基本信息建立的柴油機一維熱力學計算模型如圖2所示，其中，進、排氣管路基于零部件UG模型的內流道表面詳細尺寸進行一維離散，增壓器模型使用某公司提供的增壓器map數據作為輸入，摩擦平均有效壓力(friction mean effective pressure，FMEP) 根據Chen-Flynn模型[11]計算得到。由于無燃燒，氣缸內壁面的溫度設置為90～105 ℃。

圖2 柴油機一維熱力學模型

分別采用倒拖試驗和制動試驗的試驗數據標定一維熱力學模型[12-13]，模型計算與試驗結果對比如圖3所示。

a) 倒拖功率 b) 制動功率

由圖3可知：1) 倒拖功率主要受摩擦影響，通過Chen-Flynn的 FMEP模型參數標定能夠得到吻合程度極高的倒拖功率，最大誤差發生在900 r/min時，為3.0%；2)制動模式下運行時，制動機構激活，通過模型計算的制動功率與試驗實測結果基本吻合，最大誤差位于轉速為1300 r/min時，相對誤差為7.4%，標定點誤差僅為0.8%。

綜上所述，模型經過倒拖工況和制動工況標定后，模型精度滿足要求。

2 壓縮釋放段制動氣門運動邊界計算

制動系統工作時，壓縮釋放制動氣門在壓縮上止點附近開啟，此時活塞與氣門間隙較小。若壓縮釋放制動氣門開啟升程過大，可能會導致制動氣門與活塞運動產生干涉[14]。進行壓縮釋放制動氣門升程曲線優化時，必須先進行活塞與缸蓋之間余隙高度的尺寸鏈計算，獲取壓縮釋放制動氣門安全運行區域。

根據尺寸鏈分析的步驟，首先繪出活塞、曲柄連桿機構、氣缸套及氣缸蓋的裝配示意圖，運動件裝配示意如圖4所示。

圖4 運動件裝配示意圖

圖4中，由于各運動件(軸承座、軸瓦和軸體)均存在配合間隙，相關零部件上、下公差均需參與尺寸鏈計算。圖4中各尺寸標識的說明如表2所示。

表2 運動件裝配示意圖中的尺寸說明 mm

采用回路法計算，尺寸鏈的計算式為：

(1)

由于運動副各尺寸均存在上、下偏差，因此計算封閉環極限尺寸時，分別計算余隙高度的最大值及最小值。

余隙高度的最大值

(2)

式中：Ai_max為增環部分各個尺寸的最大值，mm;Bi_min為減環部分各個尺寸的最小值，mm。

余隙高度的最小值

(3)

式中：Ai_min為增環部分各尺寸的最小值，mm；Bi_max為減環部分各尺寸的最大值，mm。

通過極值法計算得到余隙高度的最大值和最小值，平均后可作為余隙高度期望值。余隙高度與活塞運動曲線疊加得到活塞頂面至缸蓋下表面的距離隨曲軸轉角變化的曲線，該曲線為氣門運動邊界的主要組成。在實際計算中，為獲取壓縮釋放制動氣門升程的安全運行區域，還需考慮以下2個方面：1)制動氣門下沉量及活塞上表面制動氣門讓位坑深度，這2個尺寸增加了制動氣門與活塞之間的距離；2)為提升產品可靠性，還應考慮安全裕度，即活塞與制動氣門的理論間隙不能小于安全裕度，本文中設置安全裕度為活塞行程的1%，即1.65 mm。最終獲取壓縮釋放段制動氣門的安全運行區域，如圖5所示。

圖5 制動氣門安全運行區域

由圖5可知：上邊界曲線為壓縮釋放段制動氣門運動上邊界；在上止點處，制動氣門最大升程為2.83 mm。為保證最終設計方案滿足基本的尺寸鏈校核，氣門升程隨曲軸轉角變化的曲線應完全分布在陰影區內，超出則有打頂的風險。

3 壓縮釋放制動氣門升程優化

3.1 優化方案

采用多項式組合式算法設計不同包角下的升程曲線[15-17]，最大氣門升程曲線隨包角的變化曲線如圖6所示。由圖6可知：包角隨著氣門最大升程的增加而增加，這是因為在設計氣門升程曲線時，為保證氣門機構能滿足強度校核的要求，通常需保持氣門的最大正、負加速度與原機基本一致。若氣門的正加速度過大，凸輪的接觸應力會增加；若氣門的負加速度過大，氣門機構存在飛脫的風險。因此，如果增大氣門最大升程，必須相應地增大氣門包角。

圖6 最大氣門升程隨包角的變化曲線

大部分情況下，氣道中氣體的流通系數隨氣門開啟升程的增大而增加。包角相同時，氣門開啟升程越大，相同壓差下氣體的流通能力越強。因此，優化制動升程時，采用該包角允許的最大升程，僅對開啟角和包角(氣門開啟持續期)進行優化。為了防止壓縮釋放制動升程與活塞運動干涉，方案設計時，應根據制動氣門運動上邊界對設計方案進行約束。

進行壓縮釋放制動氣門升程優化時，對該升程規律的開啟角與包角2個變量進行雙變量全因子DoE設計，開啟角的變化范圍為-120° ～-10°，包角的變化范圍為85°～133°，最終得到156組氣門升程設計參數組合。對每組氣門升程設計參數均采用圖5中的制動氣門運動上邊界校核。當某個組合存在氣門與活塞干涉風險時，需降低該組合相應的氣門升程，最終得到不同開啟角和包角下最大氣門升程的分布，如圖7所示。

圖7 不同開啟角和包角下最大氣門升程分布

由圖7可知：1) 隨著包角增大，最大氣門升程增加；當制動氣門最高升程小于2.8 mm時，由于該升程小于設計邊界的最小值(2.83 mm)，在所有開啟角下均不需降低氣門升程；2) 當最大氣門升程大于2.9 mm時，開啟角為-50°附近，需要降低制動氣門最高升程，保證制動升程與活塞運動存在合理的安全間隙；3) 隨著升程增大，氣門最大升程受氣門運動上邊界限制的范圍也增大。

3.2 結果分析

依次將所有設計好的氣門升程規律曲線輸入柴油機一維熱力學模型，分別在發動機轉速為1100、1500、1900 r/min 3個工況下進行計算，包角和開啟角對制動功率的影響如圖8所示。

圖8 不同轉速下包角和開啟角對制動功率的影響

由圖8可知：1) 壓縮釋放制動升程的開啟角對發動機制動功率的影響較顯著，隨著轉速的增加，最佳開啟角略有提前，轉速為1100 r/min時，開啟角為-22°，轉速為1900 r/min時開啟角提前到-32°；2) 壓縮釋放制動升程的包角對制動功率的影響不顯著，中低轉速時，采用小包角有利于提升發動機制動功率。

綜合考慮，本文中將壓縮釋放制動氣門升程的開啟角設置為-32°，包角設置為101°。壓縮釋放制動升程優化前、后制動功率對比如圖9所示。

圖9 壓縮釋放制動升程優化前、后制動功率對比

由圖9可知：優化后，標定轉速時制動功率改善幅度不大；轉速為1100～1500 r/min時，制動功率改善幅度較大；轉速為1300 r/min時制動功率增幅最大，制動功率增加20%。

4 排氣再循環制動氣門升程優化

4.1 優化方案

進氣行程下止點時，排氣再循環制動氣門開啟，將壓力高于氣缸的排氣道氣體引入氣缸，增加氣缸內氣體質量。由于此時活塞位于下止點，不存在與制動氣門的干涉。因此，排氣再循環制動氣門升程優化方案的設計將不受設計邊界的約束。

對排氣再循環制動升程的開啟角與包角進行雙變量全因子試驗設計，開啟角的變化范圍為-240° ～-180°，包角的變化范圍為85°～133°，最終得到208組氣門升程參數組合。

4.2 結果分析

將設計好的排氣再循環制動氣門升程參數組合輸入柴油機一維熱力學模型，分別計算轉速為1100、1500、1900 r/min 3個工況下的氣缸循環進氣量及制動功率。由于排氣再循環制動升程的目的是增加氣缸循環進氣量，因此選擇第1缸的每循環進氣量受開啟角和包角的影響進行分析，結果如圖10所示。

圖10 不同轉速時每循環進氣量受開啟角和包角的影響

由圖10知：1) 排氣再循環段制動升程的包角和開啟角對每循環進氣量影響顯著；包角增大，該包角對應的最佳氣門開啟角需提前；建議不同包角下的排氣再循環段制動氣門最大升程對應曲軸轉角為-160°～170°，可使氣缸的進氣流量相對較佳；2) 由于排氣道壓力隨轉速的升高而增加，轉速提升將會有更大的曲軸轉角區域能利用排氣道與氣缸之間的壓差增加氣缸進氣，因此最佳的包角由1100 r/min工況的85°增加到1900 r/min工況的125°。

制動功率是制動機構最關鍵的指標，不同發動機轉速下開啟角和包角對制動功率的影響如圖11所示。由圖11可知：排氣再循環升程開啟角和包角不同，制動功率的變化趨勢與循環進氣量的趨勢基本相同。這是因為壓縮過程的負功隨循環進氣量的增加而增加。

圖11 不同轉速時制動功率受開啟角和包角的影響

綜合考慮轉速為1100 ～1900 r/min時的制動功率，排氣再循環段制動氣門升程最佳設計參數為：開啟角為-220°，包角為105°，最終的制動氣門優化方案如圖12所示。

圖12 最終優化方案制動氣門開啟規律

將圖12所示的最終優化方案，代入柴油機一維熱力學模型中，得到的制動功率和氣缸循環進氣量的計算結果如圖13所示。

由圖13可知：在最終優化方案下，制動功率及進氣流量均得到顯著提升，與原方案相比，標定點制動功率增加14.4%，每循環進氣量增加9.4%。

a) 制動功率 b) 每循環進氣量

5 結論

1) 壓縮釋放段制動氣門開啟角對制動功率的影響較顯著。通過該區域的制動升程優化，標定轉速制動功率改善幅度較小，但轉速為1100～1500 r/min時的制動功率改善幅度較大，最大增幅為20%。

2)排氣再循環段制動氣門開啟角與包角對循環進氣量均有顯著影響，建議不同包角下排氣再循環段制動氣門最大升程對應的曲軸轉角為-160°～170°附近，可使氣缸的進氣流量相對較佳。最佳包角隨轉速的增加而增加，最佳包角由1100 r/min工況的85°增加到1900 r/min工況的125°。

3)采用優化后的氣門升程曲線，制動功及進氣流量均得到顯著提升，標定工況制動功率增加14.4%，進氣流量增加9.4%。