陳峙良 王曉輝 肖 剛

（廣西玉柴機(jī)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(guān)心的問題，隨著國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的逐漸完善和用戶用車的理念轉(zhuǎn)變，越來(lái)越多的柴油載貨汽車安裝輔助制動(dòng)系統(tǒng)來(lái)提高安全性。我國(guó)交通部在1997 年就頒布了JT/T325《營(yíng)運(yùn)客車類型劃分及等級(jí)評(píng)定》標(biāo)準(zhǔn)，自21 世紀(jì)初開始，在德國(guó)、法國(guó)、瑞士等國(guó)家的交通法規(guī)中，輔助制動(dòng)系統(tǒng)已成為重載商用車的標(biāo)配[1]。

目前，常見的發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)類型有排氣蝶閥制動(dòng)、泄氣制動(dòng)、壓縮釋放制動(dòng)、高功率制動(dòng)(HPD)等。相比于排氣蝶閥制動(dòng)和泄氣制動(dòng)，壓縮釋放制動(dòng)因能提供更大的制動(dòng)功率，在大功率柴油機(jī)中應(yīng)用更多[2-4]。市場(chǎng)對(duì)壓縮釋放制動(dòng)的選擇，極大地促進(jìn)了壓縮釋放制動(dòng)技術(shù)的進(jìn)一步發(fā)展和提升。2016 年，鄧金金等以中國(guó)一汽某款柴油機(jī)為研究對(duì)象，除了進(jìn)排氣凸輪以外，增加了一個(gè)制動(dòng)凸輪，顯著提升了發(fā)動(dòng)機(jī)的制動(dòng)性能。缺點(diǎn)是：與傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)相比，應(yīng)用專用凸輪軸后，除進(jìn)氣搖臂和排氣搖臂外，每缸還需要增加一個(gè)制動(dòng)搖臂，不僅增加了空間布置需求，還要考慮制動(dòng)搖臂的偏載磨損[5]。

2018 年，張英等基于某款10L/12L 發(fā)動(dòng)機(jī)配備WEVB 泄氣式制動(dòng)裝置。為了滿足客戶對(duì)高制動(dòng)功率的需求，本著改動(dòng)最小、對(duì)車輛無(wú)影響的原則，對(duì)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)、制動(dòng)油路和電控部分進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)，成功設(shè)計(jì)了一套制動(dòng)功率更高的壓縮釋放系統(tǒng)。缺點(diǎn)是：為了保證制動(dòng)時(shí)的小桃尖升程，新的制動(dòng)凸輪基圓直徑減少了[6]。

鑒于此，本文在某款柴油發(fā)動(dòng)機(jī)上配備壓縮釋放鋪助系統(tǒng)，制動(dòng)油路和電控部分與張英等所述的原理大致相同，僅對(duì)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的核心部件排氣凸輪進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。此款發(fā)動(dòng)機(jī)原結(jié)構(gòu)是在排氣凸輪主升程的外基圓上做“減法”，得到制動(dòng)型線。整個(gè)凸輪變“瘦”，即基圓的直徑變小，這對(duì)配氣機(jī)構(gòu)的彈簧裕度、接觸應(yīng)力、躍度jerk 值的可靠性帶來(lái)嚴(yán)峻的挑戰(zhàn)。

目前，與壓縮釋放制動(dòng)功率相關(guān)的研究主要集中在專用制動(dòng)凸輪軸[5]和制動(dòng)系統(tǒng)開發(fā)[6-8]，尚沒有排氣凸輪配氣相位對(duì)高制動(dòng)功率影響研究等方面的公開報(bào)道。

內(nèi)部廢氣再循環(huán)（internal Exhaust Gas Recirculation，iEGR）以往僅僅應(yīng)用于降低油耗和排放，本文將其拓展應(yīng)用到提升制動(dòng)功率的范疇。為此，本文采用AVL-BOOST 軟件預(yù)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)性能，將排氣管UG 三維模型導(dǎo)入到Hypermesh 進(jìn)行處理，然后再導(dǎo)回到BOOST 進(jìn)行處理，獲得真實(shí)的排氣管模型。就某六缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，利用數(shù)值模擬與試驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方法[9-10]，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的工作過程進(jìn)行計(jì)算。通過凸輪型線優(yōu)化設(shè)計(jì)，以便在缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力限制等條件下，獲得最大的制動(dòng)功率。

1 壓縮釋放制動(dòng)原理

基于排氣凸輪失動(dòng)（Lost-Motion）的壓縮釋放制動(dòng)如圖1 所示。

圖1 壓縮釋放制動(dòng)示意圖

在內(nèi)基圓上做“加法”，設(shè)計(jì)出制動(dòng)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(jī)構(gòu)[7]，可降低可靠性風(fēng)險(xiǎn)，克服制動(dòng)凸輪基圓直徑減小的缺陷。

2 制動(dòng)性能預(yù)測(cè)模型建立及驗(yàn)證

在某六缸柴油機(jī)上開展發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程計(jì)算和性能參數(shù)優(yōu)化工作，發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)如表1 所示。

表1 試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)

本文旨在設(shè)計(jì)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(dòng)包含2個(gè)緩速機(jī)理：壓縮釋放制動(dòng)機(jī)理和通過制動(dòng)氣再循環(huán)（BGR）機(jī)理。壓縮釋放制動(dòng)機(jī)理是在壓縮行程結(jié)束時(shí)排氣門開啟，使缸內(nèi)壓縮空氣快速釋放到排氣歧管中，減少膨脹行程產(chǎn)生的正功；而通過制動(dòng)氣再循環(huán)（BGR）機(jī)理則是利用來(lái)自排氣歧管的再循環(huán)廢氣來(lái)增加缸內(nèi)充量，使壓縮行程所做的負(fù)功變大。因此，本文熱力學(xué)計(jì)算的主要目的是研究不同轉(zhuǎn)速下排氣凸輪（壓縮-釋放段）第1 次開啟的角度及爆發(fā)壓力對(duì)制動(dòng)功率的影響、排氣凸輪（BGR 段）第2 次開啟的最大預(yù)升程及關(guān)閉角度對(duì)缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力及制動(dòng)功率的影響趨勢(shì)，找出滿足爆發(fā)壓力限制等約束下的凸輪軸試驗(yàn)方案。發(fā)動(dòng)機(jī)計(jì)算模型圖2 所示。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)計(jì)算模型

計(jì)算過程中，詳細(xì)考慮了進(jìn)排氣系統(tǒng)的流動(dòng)特性，將排氣管UG 三維模型導(dǎo)入到Hypermesh 進(jìn)行處理，如圖3 所示。然后再導(dǎo)回到BOOST 進(jìn)行處理。

圖3 排氣管網(wǎng)格劃分三維計(jì)算模型

圖4 為計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)倒拖功對(duì)比。

圖4 顯示，計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)的倒拖功擬合比較好，可以用于后續(xù)研究。

圖4 計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)倒拖功對(duì)比

3 制動(dòng)性能仿真計(jì)算結(jié)果

3.1 排氣凸輪（壓縮-釋放段）的影響趨勢(shì)

排氣凸輪（壓縮-釋放段）的影響趨勢(shì)指的是不同轉(zhuǎn)速下，排氣凸輪（壓縮-釋放段）第1 次開啟的角度及爆發(fā)壓力對(duì)制動(dòng)功率的影響趨勢(shì)。

壓縮-釋放段的最大預(yù)升程受活塞與氣門最小的動(dòng)態(tài)間隙限制，在仿真計(jì)算中，進(jìn)行多組排氣凸輪（壓縮-釋放段）第1 次開啟的角度位置case 計(jì)算，如圖5、圖6 所示。

圖5 中間轉(zhuǎn)速下開啟角及爆發(fā)壓力對(duì)制動(dòng)功率的影響趨勢(shì)結(jié)果

圖6 標(biāo)定轉(zhuǎn)速下開啟角及爆發(fā)壓力對(duì)制動(dòng)功率的影響趨勢(shì)結(jié)果

計(jì)算顯示，該發(fā)動(dòng)機(jī)為了能有更大轉(zhuǎn)速區(qū)域的同時(shí)獲得更高的制動(dòng)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(shì)

排氣凸輪（BGR 段）的影響趨勢(shì)指的是排氣凸輪（BGR 段）第2 次開啟的最大預(yù)升程及關(guān)閉角對(duì)缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力及制動(dòng)功率的影響趨勢(shì)。

排氣凸輪（BGR 段）開啟段與進(jìn)氣側(cè)即將關(guān)閉段有重疊。排氣凸輪（BGR 段）第2 次開啟的最大預(yù)升程及關(guān)閉角2 因素對(duì)缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力及制動(dòng)功率的影響趨勢(shì)如圖7 及圖8 所示。

圖7 2 因素對(duì)缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力的影響趨勢(shì)結(jié)果

圖8 2 因素對(duì)制動(dòng)功率的影響趨勢(shì)結(jié)果

通過對(duì)比分析發(fā)現(xiàn)，相同關(guān)閉時(shí)刻，盡管最大預(yù)升程越大，爆發(fā)壓力越高，但制動(dòng)功率越小。主要原因是發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速低，如果最大預(yù)升程越大，缸內(nèi)再循環(huán)廢氣反而越少。因此，在BGR 段，排氣凸輪第2 次開啟的最大預(yù)升程對(duì)制動(dòng)功率的影響敏感度大于關(guān)閉時(shí)刻。

3.3 配氣機(jī)構(gòu)CAE 分析

制動(dòng)模式下，采用AVL-EXCITE TD 搭建配氣機(jī)構(gòu)的單閥系分析模型如圖9 所示。

圖9 配氣機(jī)構(gòu)的單閥系分析模型

將由AVL-boost 軟件計(jì)算的整個(gè)工作循環(huán)的缸內(nèi)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(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析。

圖10 為配氣機(jī)構(gòu)排氣側(cè)氣門升程及彈簧裕度。

圖10 配氣機(jī)構(gòu)排氣側(cè)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(jīng)驗(yàn)推薦值不小于1.2 的要求。

圖11 為配氣機(jī)構(gòu)排氣凸輪與滾輪接觸應(yīng)力。

圖11 配氣機(jī)構(gòu)排氣凸輪與滾輪接觸應(yīng)力

圖11 中，BGR 段最大接觸應(yīng)力為455 MPa，壓縮-釋放段最大接觸應(yīng)力為452 MPa，滿足凸輪和滾輪接觸應(yīng)力小于1 250 MPa 的強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

圖12 為配氣機(jī)構(gòu)排氣凸輪躍度。

圖12 配氣機(jī)構(gòu)排氣凸輪躍度

躍度jerk 為凸輪型線加速度的導(dǎo)數(shù)，是振動(dòng)沖擊強(qiáng)度的標(biāo)志。計(jì)算結(jié)果顯示，設(shè)計(jì)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(jī)構(gòu)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(jié)論

1）對(duì)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的核心部件排氣凸輪進(jìn)行了優(yōu)化改進(jìn)，在外基圓不變的情況下，通過在內(nèi)基圓上對(duì)凸輪進(jìn)行“加法”，可降低可靠性風(fēng)險(xiǎn)。

2）針對(duì)這款柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，為了能有更大轉(zhuǎn)速區(qū)域的同時(shí)獲得更高的制動(dòng)功率，在壓縮-釋放段，開啟角需在665～675°CA 取值。

3）這款柴油發(fā)動(dòng)機(jī)排氣升程在BGR 段，排氣凸輪第二次開啟時(shí)，盡管最大預(yù)升程越大，爆發(fā)壓力越高，但制動(dòng)功率越小。因此，排氣凸輪第2 次開啟的最大預(yù)升程對(duì)制動(dòng)功率的影響敏感度大于關(guān)閉時(shí)刻。

4）后續(xù)可探索在排氣側(cè)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(yù)升程對(duì)制動(dòng)功率及爆發(fā)壓力的影響潛力。