基于加法式的高制动功率排气凸轮的应用研究

陈峙良 王晓辉 肖 刚

（广西玉柴机器股份有限公司 广西 南宁 530000）

引言

安全已然是汽车用户极为关心的问题，随着国家标准的逐渐完善和用户用车的理念转变，越来越多的柴油载货汽车安装辅助制动系统来提高安全性。我国交通部在1997 年就颁布了JT/T325《营运客车类型划分及等级评定》标准，自21 世纪初开始，在德国、法国、瑞士等国家的交通法规中，辅助制动系统已成为重载商用车的标配[1]。

目前，常见的发动机制动类型有排气蝶阀制动、泄气制动、压缩释放制动、高功率制动(HPD)等。相比于排气蝶阀制动和泄气制动，压缩释放制动因能提供更大的制动功率，在大功率柴油机中应用更多[2-4]。市场对压缩释放制动的选择，极大地促进了压缩释放制动技术的进一步发展和提升。2016 年，邓金金等以中国一汽某款柴油机为研究对象，除了进排气凸轮以外，增加了一个制动凸轮，显著提升了发动机的制动性能。缺点是：与传统发动机相比，应用专用凸轮轴后，除进气摇臂和排气摇臂外，每缸还需要增加一个制动摇臂，不仅增加了空间布置需求，还要考虑制动摇臂的偏载磨损[5]。

2018 年，张英等基于某款10L/12L 发动机配备WEVB 泄气式制动装置。为了满足客户对高制动功率的需求，本着改动最小、对车辆无影响的原则，对运动机构、制动油路和电控部分进行了改进设计，成功设计了一套制动功率更高的压缩释放系统。缺点是：为了保证制动时的小桃尖升程，新的制动凸轮基圆直径减少了[6]。

鉴于此，本文在某款柴油发动机上配备压缩释放铺助系统，制动油路和电控部分与张英等所述的原理大致相同，仅对运动机构的核心部件排气凸轮进行优化改进。此款发动机原结构是在排气凸轮主升程的外基圆上做“减法”，得到制动型线。整个凸轮变“瘦”，即基圆的直径变小，这对配气机构的弹簧裕度、接触应力、跃度jerk 值的可靠性带来严峻的挑战。

目前，与压缩释放制动功率相关的研究主要集中在专用制动凸轮轴[5]和制动系统开发[6-8]，尚没有排气凸轮配气相位对高制动功率影响研究等方面的公开报道。

内部废气再循环（internal Exhaust Gas Recirculation，iEGR）以往仅仅应用于降低油耗和排放，本文将其拓展应用到提升制动功率的范畴。为此，本文采用AVL-BOOST 软件预测发动机制动性能，将排气管UG 三维模型导入到Hypermesh 进行处理，然后再导回到BOOST 进行处理，获得真实的排气管模型。就某六缸柴油发动机，利用数值模拟与试验验证相结合的方法[9-10]，对发动机的工作过程进行计算。通过凸轮型线优化设计，以便在缸内最大爆发压力限制等条件下，获得最大的制动功率。

1 压缩释放制动原理

基于排气凸轮失动（Lost-Motion）的压缩释放制动如图1 所示。

图1 压缩释放制动示意图

在内基圆上做“加法”，设计出制动所需的增压凸起（BGR 段）型线、过渡型线和放气凸起（压缩-释放段）型线部分以及被间隙控制装置隐藏集成到排气摇臂的机构[7]，可降低可靠性风险，克服制动凸轮基圆直径减小的缺陷。

2 制动性能预测模型建立及验证

在某六缸柴油机上开展发动机工作过程计算和性能参数优化工作，发动机参数如表1 所示。

表1 试验发动机参数

本文旨在设计被间隙控制装置所隐藏的新型集成摇臂式压缩释放排气凸轮。压缩释放制动包含2个缓速机理：压缩释放制动机理和通过制动气再循环（BGR）机理。压缩释放制动机理是在压缩行程结束时排气门开启，使缸内压缩空气快速释放到排气歧管中，减少膨胀行程产生的正功；而通过制动气再循环（BGR）机理则是利用来自排气歧管的再循环废气来增加缸内充量，使压缩行程所做的负功变大。因此，本文热力学计算的主要目的是研究不同转速下排气凸轮（压缩-释放段）第1 次开启的角度及爆发压力对制动功率的影响、排气凸轮（BGR 段）第2 次开启的最大预升程及关闭角度对缸内最大爆发压力及制动功率的影响趋势，找出满足爆发压力限制等约束下的凸轮轴试验方案。发动机计算模型图2 所示。

图2 发动机计算模型

计算过程中，详细考虑了进排气系统的流动特性，将排气管UG 三维模型导入到Hypermesh 进行处理，如图3 所示。然后再导回到BOOST 进行处理。

图3 排气管网格划分三维计算模型

图4 为计算结果与试验倒拖功对比。

图4 显示，计算结果与试验的倒拖功拟合比较好，可以用于后续研究。

图4 计算结果与试验倒拖功对比

3 制动性能仿真计算结果

3.1 排气凸轮（压缩-释放段）的影响趋势

排气凸轮（压缩-释放段）的影响趋势指的是不同转速下，排气凸轮（压缩-释放段）第1 次开启的角度及爆发压力对制动功率的影响趋势。

压缩-释放段的最大预升程受活塞与气门最小的动态间隙限制，在仿真计算中，进行多组排气凸轮（压缩-释放段）第1 次开启的角度位置case 计算，如图5、图6 所示。

图5 中间转速下开启角及爆发压力对制动功率的影响趋势结果

图6 标定转速下开启角及爆发压力对制动功率的影响趋势结果

计算显示，该发动机为了能有更大转速区域的同时获得更高的制动功率，在压缩-释放段，开启角必须在665～675°CA 取值。

3.2 排气凸轮（BGR 段）的影响趋势

排气凸轮（BGR 段）的影响趋势指的是排气凸轮（BGR 段）第2 次开启的最大预升程及关闭角对缸内最大爆发压力及制动功率的影响趋势。

排气凸轮（BGR 段）开启段与进气侧即将关闭段有重叠。排气凸轮（BGR 段）第2 次开启的最大预升程及关闭角2 因素对缸内最大爆发压力及制动功率的影响趋势如图7 及图8 所示。

图7 2 因素对缸内最大爆发压力的影响趋势结果

图8 2 因素对制动功率的影响趋势结果

通过对比分析发现，相同关闭时刻，尽管最大预升程越大，爆发压力越高，但制动功率越小。主要原因是发动机转速低，如果最大预升程越大，缸内再循环废气反而越少。因此，在BGR 段，排气凸轮第2 次开启的最大预升程对制动功率的影响敏感度大于关闭时刻。

3.3 配气机构CAE 分析

制动模式下，采用AVL-EXCITE TD 搭建配气机构的单阀系分析模型如图9 所示。

图9 配气机构的单阀系分析模型

将由AVL-boost 软件计算的整个工作循环的缸内压力和排气道压力之间压力差的边界条件耦合加载在气门座上，进行运动学和动力学分析。

图10 为配气机构排气侧气门升程及弹簧裕度。

图10 配气机构排气侧气门升程及弹簧裕度

图10 中，主升程最小裕度为1.72，BGR 段最小裕度为2.38，压缩-释放段最小裕度为2.64，均满足AVL 经验推荐值不小于1.2 的要求。

图11 为配气机构排气凸轮与滚轮接触应力。

图11 配气机构排气凸轮与滚轮接触应力

图11 中，BGR 段最大接触应力为455 MPa，压缩-释放段最大接触应力为452 MPa，满足凸轮和滚轮接触应力小于1 250 MPa 的强度设计要求。

图12 为配气机构排气凸轮跃度。

图12 配气机构排气凸轮跃度

跃度jerk 为凸轮型线加速度的导数，是振动冲击强度的标志。计算结果显示，设计的排气凸轮最大跃度小于1 000 mm/rad3的AVL 推荐值。

图13 为配气机构排气门落座速度。

图13 排气门落座速度

图13 中，最大排气门落座速度为0.46 m/s，小于0.5 m/s 的AVL 推荐值，满足要求。

4 结论

1）对运动机构的核心部件排气凸轮进行了优化改进，在外基圆不变的情况下，通过在内基圆上对凸轮进行“加法”，可降低可靠性风险。

2）针对这款柴油发动机，为了能有更大转速区域的同时获得更高的制动功率，在压缩-释放段，开启角需在665～675°CA 取值。

3）这款柴油发动机排气升程在BGR 段，排气凸轮第二次开启时，尽管最大预升程越大，爆发压力越高，但制动功率越小。因此，排气凸轮第2 次开启的最大预升程对制动功率的影响敏感度大于关闭时刻。

4）后续可探索在排气侧的活塞端面增加让位坑，挖掘排气凸轮（压缩-释放段）第1 次开启的最大预升程对制动功率及爆发压力的影响潜力。