某重型車輛柴油發(fā)動機制動系統(tǒng)開發(fā)

鄧金金 趙天安 夏增海 董顏 張毅

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春 130011）

某重型車輛柴油發(fā)動機制動系統(tǒng)開發(fā)

鄧金金 趙天安 夏增海 董顏 張毅

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春 130011）

介紹了某重型車輛柴油發(fā)動機制動系統(tǒng)的開發(fā)過程。搭建該發(fā)動機制動系統(tǒng)仿真模型，確定制動凸輪型線；通過有限元分析方法保證零部件可靠性；使用軟件仿真預(yù)測發(fā)動機制動性能；專項功能試驗表明排氣門動態(tài)氣門升程滿足要求；制動性能試驗表明其滿足開發(fā)目標(biāo)要求；制動耐久試驗表明其在專用凸輪制動工作過程中滿足可靠性需求；整車道路試驗表明腳踩制動踏板次數(shù)減少75%，比第1代發(fā)動機制動系統(tǒng)減少15%。

1 前言

發(fā)動機制動系統(tǒng)是整車輔助制動的一種，采用發(fā)動機制動后可以避免頻繁使用行車制動系統(tǒng)，提升行駛安全性[1]，大幅降低交通事故，同時減少保養(yǎng)和更換剎車片的次數(shù)，降低整車運營成本，提高能源利用率。

發(fā)動機制動系統(tǒng)在北美及歐洲的應(yīng)用非常普遍，已經(jīng)逐漸成為一種標(biāo)準(zhǔn)配置。據(jù)統(tǒng)計[2]，目前在北美、歐洲市場上10～12 L發(fā)動機約80%采用發(fā)動機制動裝置，12 L以上發(fā)動機幾乎都配有發(fā)動機制動裝置，例如Cummins ISM11、MAN D20等。

在我國，隨著車輛載重及車速的提高，對輔助制動功率的需求也越來越高[3]，傳統(tǒng)的行車制動已經(jīng)不能滿足用戶的使用需求，因此發(fā)動機制動裝置在國內(nèi)重型車輛上得到廣泛應(yīng)用，例如濰柴WP12、東風(fēng)dCi11、上柴P11C等。

中國一汽通過自主創(chuàng)新，在國內(nèi)率先推出專用制動凸輪發(fā)動機制動技術(shù)，打破國外公司技術(shù)壟斷，目前該技術(shù)已經(jīng)在CA6DM3發(fā)動機上投產(chǎn)，應(yīng)用在解放J6、JH6、J7等整車上。

2 第1代發(fā)動機制動系統(tǒng)

發(fā)動機制動可分為泄氣式制動和壓縮式制動[4]，壓縮式制動是目前發(fā)動機制動的主要方向。壓縮式發(fā)動機制動分為臨缸排氣凸輪、同缸噴油凸輪、排氣凸輪失動（Lost-Motion）及專用制動凸輪等方式。

應(yīng)用于重型車輛的中國一汽CA6DM3柴油機第1代發(fā)動機制動技術(shù)采用壓縮制動中的排氣凸輪Lost-Motion方式，通過將間隙控制裝置集成在排氣搖臂中實現(xiàn)制動功能。在排氣凸輪上除主升程外還有兩個額外的小升程，只有當(dāng)發(fā)動機制動起作用時排氣門升程曲線上才會產(chǎn)生兩個小的升程，而發(fā)動機正常工作時升程曲線上則無反映。其制動時的氣門升程曲線見圖1。發(fā)動機制動功率見圖2。可知，隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速增加，制動功率增加，在確保發(fā)動機可靠性的同時為獲得最佳制動性能，第1代發(fā)動機制動系統(tǒng)推薦使用轉(zhuǎn)速為1 800～2 200 r/min。該發(fā)動機用于匹配49 t的車輛，根據(jù)GB 12676《商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術(shù)要求及試驗方法》法規(guī)要求，滿足Ⅱ型和ⅡA型兩種試驗的制動功率為大于198.7 kW、大于243.7 kW。

圖1 發(fā)動機制動時排氣門升程

圖2 第1代發(fā)動機制動功率

由圖2知，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 900 r/min時，制動功率為209 kW，滿足Ⅱ型試驗要求。根據(jù)用戶駕駛習(xí)慣，對不同轉(zhuǎn)速區(qū)使用發(fā)動機制動系統(tǒng)的用戶進行統(tǒng)計，見圖3。為滿足Ⅱ型試驗要求同時確保發(fā)動機的可靠性，發(fā)動機制動的使用轉(zhuǎn)速為1 900～2 200 r/min，僅23%用戶在該轉(zhuǎn)速區(qū)間使用制動系統(tǒng)。第1代發(fā)動機制動技術(shù)不能滿足大多數(shù)用戶的需求，因引需開發(fā)新的發(fā)動機制動系統(tǒng)。

圖3 不同轉(zhuǎn)速區(qū)使用發(fā)動機制動系統(tǒng)用戶比例

3 專用制動凸輪發(fā)動機制動技術(shù)開發(fā)

以中國一汽CA6DM3柴油機為研究對象，開發(fā)FCB（第2代）發(fā)動機制動系統(tǒng)，提升發(fā)動機制動性能。

專用制動凸輪發(fā)動機制動是指凸輪軸上除了進排氣凸輪外增加了一個制動凸輪，結(jié)構(gòu)如圖4所示。專用制動凸輪的制動型線不需與排氣凸輪型線折中設(shè)計，型線最優(yōu)，因此專用制動凸輪的制動功率大于排氣凸輪Lost-Motion制動功率。

圖4 專用制動凸輪技術(shù)

在制動凸輪上設(shè)計兩個小升程[5]，只有當(dāng)發(fā)動機制動起作用時，該兩個小升程才會影響排氣門工作，其制動時的氣門升程曲線見圖5。第1個小升程曲線為制動氣體回流曲線（Braking Gas Recirculation，BGR），其作用是在進氣沖程接近下止點時將排氣門再次開啟，排氣道中的高壓氣體經(jīng)開啟的排氣門再次進入氣缸內(nèi)，增加壓縮沖程中缸內(nèi)氣體質(zhì)量，從而增加了制動功率。根據(jù)不同的BGR型線的設(shè)計，增加BGR功能后，發(fā)動機制動功率大約提升10%。第2個小升程曲線為壓縮釋放曲線（Compression Release，CR），其作用是在發(fā)動機制動起作用時，在活塞壓縮沖程接近上止點時再次開啟排氣門，將缸內(nèi)的壓縮氣體快速排出，以避免高壓氣體在膨脹做功沖程再次對活塞做功而減小制動功率。

圖6為專用制動凸輪發(fā)動機制動裝置示意。該制動裝置主要由進氣搖臂、排氣搖臂、制動搖臂、氣門橋、電磁閥等零部件組成，間隙控制裝置集成于制動搖臂中，實現(xiàn)制動功能。

發(fā)動機正常工作時，制動搖臂上間隙控制裝置和氣門橋上滑銷之間存在一定的間隙，制動凸輪小升程不起作用。當(dāng)需要發(fā)動機制動工作時，電磁閥開啟，機油進入制動搖臂，驅(qū)動間隙控制裝置向下運動，補償間隙控制裝置和滑銷之間間隙，在制動凸輪小升程的作用下，間隙控制裝置推動滑銷，開啟排氣門，實現(xiàn)制動功能。取消發(fā)動機制動時，電磁閥關(guān)閉，在回位彈簧的作用下，間隙控制裝置和滑銷之間恢復(fù)預(yù)留的間隙，制動凸輪小升程不再起作用。

圖6 專用制動凸輪發(fā)動機制動裝置示意

4 CAE分析

4.1 運動學(xué)和動力學(xué)計算

配氣機構(gòu)的計算包括確定凸輪型線的運動學(xué)計算與配氣機構(gòu)的動力學(xué)計算[6]。計算采用AVL的Excite Timing Drive軟件，搭建配氣機構(gòu)單閥系統(tǒng)模型。

圖7～圖10為配氣機構(gòu)運動學(xué)及動力學(xué)分析結(jié)果。

圖7 進氣門運動學(xué)計算結(jié)果

圖8 進氣門動力學(xué)計算結(jié)果

4.2 有限元分析

與傳統(tǒng)發(fā)動機相比，應(yīng)用FCB后除進氣搖臂和排氣搖臂外需要每缸增加一個制動搖臂。為滿足布置空間需求，制動搖臂相對氣門橋中心位置設(shè)計出一定的偏心，導(dǎo)致?lián)u臂工作偏載，存在偏磨風(fēng)險。采用有限元計算搖臂與搖臂軸間接觸壓力，預(yù)測搖臂偏磨情況，計算結(jié)果見圖11。

圖9 排氣門運動學(xué)計算結(jié)果

圖10 排氣門動力學(xué)計算結(jié)果

圖11 制動搖臂與搖臂軸間接觸壓力

由圖11可知，雖然設(shè)計有一定偏心，但制動搖臂受力均勻，偏載現(xiàn)象不明顯，不會對可靠性造成影響。

隨著專用凸輪發(fā)動機制動技術(shù)的應(yīng)用，配氣機構(gòu)承載的負(fù)荷大幅度增加，需要進行有限元分析以預(yù)測配氣機構(gòu)零部件的剛度及應(yīng)力。制動搖臂的有限元計算結(jié)果見圖12。可知，制動搖臂最小疲勞安全系數(shù)為2，滿足強度設(shè)計要求。

圖12 制動搖臂疲勞安全系數(shù)

4.3 制動性能分析

發(fā)動機制動性能預(yù)測應(yīng)用GT-Power軟件[7]，GTPower可根據(jù)不同的制動氣門升程曲線預(yù)測發(fā)動機制動時氣缸內(nèi)的壓力以及排氣背壓等參數(shù)，同時可準(zhǔn)確預(yù)測發(fā)動機制動性能，圖13為制動性能預(yù)測值。可知，1 900 r/min時，發(fā)動機制動功率為263.22 kW，滿足法規(guī)要求。

圖13 制動性能預(yù)測結(jié)果

5 試驗驗證

5.1 功能試驗

對該制動結(jié)構(gòu)進行專項功能試驗，主要驗證專用凸輪形式的發(fā)動機制動是否滿足配氣機構(gòu)的動力學(xué)和運動學(xué)要求。

5.1.1 靜態(tài)氣門升程測量結(jié)果

靜態(tài)氣門升程測量結(jié)果與設(shè)計升程的對比如圖14所示。可知，測量升程與設(shè)計升程基本一致，靜態(tài)氣門升程合格。

圖14 靜態(tài)氣門升程測量結(jié)果與設(shè)計對比曲線

5.1.2 動態(tài)氣門升程測量結(jié)果

發(fā)動機制動時，制動凸輪通過制動搖臂驅(qū)動其中一個排氣門來進行制動，試驗中分別在制動排氣門、非制動排氣門各安裝一個電渦流傳感器來測量制動過程中氣門的動態(tài)升程。排氣門氣門升程動態(tài)測量結(jié)果與靜態(tài)測量的對比曲線如圖15所示。可知，在發(fā)動機不同轉(zhuǎn)速下，制動排氣門、非制動排氣門氣門升程與靜態(tài)測量值基本一致，氣門沒有發(fā)生反跳。

5.2 性能試驗

對該制動結(jié)構(gòu)進行制動性能試驗，檢驗制動功率是否滿足開發(fā)目標(biāo)。圖16為制動性能試驗結(jié)果與性能仿真模擬結(jié)果對比。可知，制動性能仿真模擬結(jié)果與試驗結(jié)果基本吻合，發(fā)動機在1 900 r/min時制動功率為265.3 kW，滿足開發(fā)目標(biāo)。

圖15 排氣門動態(tài)氣門升程與靜態(tài)測量結(jié)果對比

圖16 制動性能試驗結(jié)果與性能仿真模擬結(jié)果對比

圖17為第1代與第2代發(fā)動機制動功率對比。可知，在制動性能上第2代比第1代明顯提升，1 900 r/min時制動功率提升26.8%。

圖17 第1代與第2代發(fā)動機制動功率對比

5.3 耐久試驗

對該制動結(jié)構(gòu)進行1 200 h制動耐久試驗，考核發(fā)動機在專用凸輪制動工作過程中對配氣機構(gòu)的影響情況，評定其可靠性。制動耐久試驗前后發(fā)動機制動功率對比見圖18。試驗前后，發(fā)動機制動功率值基本一致，制動器功能及結(jié)構(gòu)耐久性符合要求。

圖18 耐久前后制動功率曲線對比

對制動系統(tǒng)相關(guān)零件進行測量，測量結(jié)果見表2。可知，制動耐久試驗重點考核的幾個摩擦副磨損量輕微，在正常范圍內(nèi)。

表2 1 200h耐久試驗后相關(guān)考核零件磨損值 mm

耐久試驗后，進排氣凸輪磨損正常，支撐軸頸基本無磨損；進排氣搖臂接觸均勻，無異常磨損；搖臂軸肉眼可見輕微磨亮，無手感，測量磨損量正常；制動搖臂制動活塞球頭磨損無異常。對制動搖臂內(nèi)部制動機構(gòu)拆檢，內(nèi)部零件完整無破損、無變形，制動搖臂內(nèi)部鉸鏈機構(gòu)各工作表面磨損正常，無拉傷、脫落等現(xiàn)象。

5.4 道路試驗

在云南保山山區(qū)對兩臺樣車進行道路試驗，試驗路段為保山境內(nèi)G312線西邑鄉(xiāng)至昌寧縣環(huán)城北路，試驗路段經(jīng)過兩座山峰，第1座山峰落差780 m，平均坡度5%，第2座山峰落差990 m，平均坡度4.5%，全長55km。

試驗工況分為僅使用行車制動、使用第1代發(fā)動機制動及使用第2代發(fā)動機制動3種。使用第2代發(fā)動機制動后腳踩制動踏板次數(shù)減少75%，比使用第1代發(fā)動機制動減少15%（見圖19）。

圖19 腳踩行車制動次數(shù)

6 結(jié)束語

以中國一汽CA6DM3柴油機為研究對象，開發(fā)第2代發(fā)動機制動系統(tǒng)。搭建制動系統(tǒng)仿真模型，確定凸輪型線；進行有限元分析以保證零部件可靠性；使用GTPower軟件仿真模擬得到發(fā)動機制動性能結(jié)果。性能試驗結(jié)果表明，發(fā)動機性能仿真模擬結(jié)果與試驗結(jié)果吻合較好。制動耐久試驗期間各項性能指標(biāo)良好，柴油機制動功率值達(dá)到設(shè)計目標(biāo)，試驗結(jié)束柴油機拆檢，零件狀態(tài)良好，運動件磨損輕微，通過制動耐久試驗考核。道路試驗結(jié)果表明，使用第2代發(fā)動機制動后腳踩制動踏板次數(shù)減少75%，比使用第1代發(fā)動機制動減少15%。

1 Gabriel Roberts.Safety,Total Cost of Ownership and Regu?lation are Driving the Adoption Engine Brakes on Medium and Heavy Duty Commercial Vehicles in India.SAE,2013-11-27.

2 趙天安，王鵬程，楊剛，等.中重型柴油發(fā)動機制動開發(fā).見：中國汽車工程學(xué)會編.中國汽車工程學(xué)會年會論文集.北京：機械工業(yè)出版社，2010.

3 李安，楊立慧.商用車輔助制動系統(tǒng)應(yīng)用介紹.商用汽車，2015（4）：50～52.

4 Peirong Jia,Qianfan(Harry)Xin.Compression-Release En?gine Brake Modeling and Braking Performance Simulation.SAE,2012-09-24.

5 Thomas Howell，Bruce Swanbon，Justin Baltrucki，et al.Ve?hicle Demonstration of 2 Stroke Engine Brake in a Heavy Duty Truck.SAE,2016-09-27.

6 李恒賓.柴油機配氣機構(gòu)動力學(xué)分析.現(xiàn)代制造工程，2014（1）：68～72.

7 Narayana Reddy J,Ramkumar D V,Yogesh G Bolar,et al.Theoretical and Experimental Evaluation of Engine Brake Performance of Heavy Duty Diesel Engine.SAE,2013-11-27.

（責(zé)任編輯 晨 曦）

修改稿收到日期為2017年3月29日。

Development of Diesel Engine Braking System for A Heavy Duty Vehicle

Deng Jinjin,Zhao Tian′an,Xia Zenghai,Dong Yan,Zhang Yi
（China FAW Corporation Limited R&D Center,Changchun 130011）

This paper introduces the development process of the diesel engine braking system for a heavy duty vehicle.Engine brake system simulation model is built,and braking cam profile is finalized;Reliability of key components is ensured through FEA;Software simulation is used to predict the engine braking performance;function-specific test indicates that dynamic exhaust valve lift meets requirement;Braking performance test indicates that it meets the requirements of the development objectives;Braking durability test verifies that the it meets the reliability requirements during dedicated cam braking;vehicle road test shows that,the use of the engine braking system reduces the number of service brake by 75%,15%less than the first generation of engine braking system.

Heavy duty vehicle,Diesel engine,Braking system,Development

重型車輛 柴油機 制動系統(tǒng) 開發(fā)

U464.134+.3

A

1000-3703（2017）04-0011-05