排氣制動對配氣機構的影響

歐陽憲林，詹圣藍，趙江

(江鈴汽車股份有限公司，江西 南昌 330052)

0 前言

載貨汽車的載質量越來越大，對載貨汽車剎車系統的要求越來越嚴苛。為提高剎車系統的性能，載貨汽車一般都配有排氣制動系統。排氣制動系統的工作原理是在車輛減速時，發動機停止噴油，通過關閉排氣管內蝶閥，利用發動機泵氣效應為車輛提供制動力，使車輛減速。

由于發動機排氣制動時排氣總管背壓及排氣管壓力急劇升高，對發動機配氣機構，尤其是排氣門機構會產生嚴重影響。配氣機構的設計與排氣制動系統的應用必須相互匹配，否則配氣機構會發生故障，嚴重時可能造成配氣機構損壞，導致發動機報廢。

本文采用動力學計算方法建立配氣機構計算模型，對比計算在排氣制動系統開啟與關閉的工況下，柴油發動機排氣制動對配氣機構的影響，總結其影響規律，并提出改進方案。

1 故障現象

某4缸柴油發動機被應用于輕型客車及載貨汽車2種車型。其中，載貨汽車在制動過程中，經常出現排氣門與活塞頂部發生干涉的“打頂”故障，如圖1所示，而輕型客車在開發試驗中未出現該故障。在排查故障的過程中發現，輕型客車未裝配的排氣制動系統，而載貨汽車標配排氣制動系統。因此，可能是載貨汽車裝配了排氣制動系統導致排氣門“打頂”。

圖1 排氣門與活塞頂部發生干涉實樣

在排氣制動系統中，通過在排氣管內增加蝶閥來控制排氣管內壓力，如圖2所示。當汽車發出指令需要排氣制動系統工作時，發動機停止供油，此時發動機成為空氣壓縮機，通過排氣管內蝶閥的關閉，提高發動機排氣阻力，從而提升汽車的制動力[1]。

圖2 排氣管內蝶閥示意圖

由于發動機排氣制動時提高了排氣管內壓力，排氣門受力狀態惡化。擬通過建立排氣門機構動力學模型，對比分析排氣制動系統開啟和關閉時，排氣門機構動力學性能的差異，以了解排氣制動對配氣機構的影響，并提出改進措施。本文以4缸柴油發動機為研究對象，發動機排量為2.48 L，功率為110 kW。

2 故障診斷

2.1 試驗測試

由于懷疑排氣制動系統為排氣門“打頂”的主要原因，因此采用試驗測試方法進行驗證。排氣門“打頂”是指排氣制動系統開啟時，凸輪搖臂飛脫，排氣門落座不及時，與活塞發生干涉，因此決定對排氣制動系統啟動時的搖臂受力情況進行測試。

發動機工作時，搖臂在氣缸蓋罩內且搖臂為運動件，采用測試搖臂應變的方法對搖臂受力進行測試分析。搖臂工作時，承受搖臂支撐力及排氣門作用力，搖臂產生彎曲變形，變形最大位置為搖臂與凸輪軸接觸的位置，因此在該位置布置應變貼片，如圖3所示。

圖3 搖臂上布置的應變貼片

搖臂彎曲變形時，搖臂軸位置近似于彎曲變形。為提高測試靈敏度，采用惠斯通全橋應變測試方法。根據惠斯通電橋電壓關系，應變貼片布置原則為對邊相加、鄰邊相減，同一側應變貼片應變的大小相同、方向相反，應布置在相鄰位置[2]，如圖4所示。

圖4 搖臂應變測試電路

2.2 試驗結果

搖臂應變測試結果如圖5所示，該測試對象為電壓，通過換算將電壓轉化為搖臂受力。搖臂受力分為排氣門有升程段及排氣門無升程段(即凸輪基圓部分)2個部分。雖然搖臂應變測試的電壓很小，但是在排氣門無升程段，即搖臂不受力時，測試壓力依然大于零，主要原因為測試時存在干擾電壓。由于完全消除干擾電壓比較困難，因此將排氣門無升程段搖臂受力作為基準，若排氣門有升程段的搖臂受力與排氣門無升程段的搖臂受力接近，則認為此時搖臂受力為零，反之則認為搖臂受力不為零。

圖5 搖臂應變測試結果

由圖5(a)可知，排氣制動系統關閉時，相比排氣門無升程段，排氣門有升程段的搖臂最小實測受力增大約400 N，說明此時搖臂受力良好。由圖5(b)可知，排氣門有升程段搖臂最小實測受力與排氣門無升程段搖臂實測受力接近，說明此時搖臂受力接近于零，凸輪搖臂有飛脫趨勢。

2.3 動力學計算

配氣機構振動力學模型為多質量系統振動模型，由質量點及連接質量點的剛度及阻尼構成[3-4]，如圖6所示。

圖6 配氣機構動力學模型

根據牛頓第二定理建立配氣機構強迫振動方程如下：

(1)

式中：F為作用在系統上的廣義外力；X為廣義矩陣坐標矢量；M為質量矩陣，包括排氣門、排氣門彈簧、搖臂及凸輪軸等的質量；K為剛度矩陣，包括各零部件的剛度，由于配氣機構各零部件形狀復雜，剛度由有限元方法計算可得；C為阻尼矩陣，包括各零部件的摩擦阻尼，摩擦阻尼為經驗值。

排氣門機構激勵主要包括內燃機工作時氣缸壓力、進排氣道壓力，以及各運動部件慣性力。多質量系統的計算量大，使用矩陣方程解法(系統矩陣法、傳遞矩陣法)能使計算簡化，大規模計算則借助計算機完成。

2.4 排氣門載荷差異

排氣門工作時，主要載荷為排氣門作用力、發動機缸內壓力及排氣管內壓力，且發動機缸內壓力、排氣管內壓力與排氣門作用力方向相反。排氣門工作時，發動機缸內壓力及排氣管內壓力均急劇變化，對排氣門工作狀態產生較大影響。通過分析發動機缸內壓縮過程，對發動機缸內壓力與排氣管內壓力進行詳細對比。

在1個發動機循環內，發動機缸內壓力與排氣管內壓力對比如圖7所示。由圖7可知，排氣管內壓力相對發動機缸內壓力波動較小。發動機壓縮上止點為曲軸轉角0°，此時發動機缸內壓力很大。凸輪軸轉角為90°～180°時，排氣門開啟[5]，排氣制動系統關閉，排氣管內壓力低于發動機缸內壓力，氣體壓力通過排氣門作用，使搖臂壓緊凸輪軸，配氣機構工作正常，不會造成凸輪搖臂飛脫。當排氣制動系統開啟時，排氣管內壓力明顯增高，在進氣行程后期曲軸轉角200°～300°附近，排氣管內壓力明顯高于發動機缸內壓力，壓差造成排氣門向脫離凸輪的方向運動，當壓差繼續升高，整個配氣機構飛脫的可能性增大。

圖7 發動機缸內壓力及排氣管內壓力對比

3 計算結果

3.1 排氣制動系統關閉

排氣制動系統關閉時，對配氣機構進行動力學計算，分析排氣門升程及凸輪搖臂接觸力，結果如圖8、圖9所示(排氣門工作角度為凸輪軸轉角90°～180°)。由圖8和圖9可知，當排氣門有升程時，即排氣門開啟時，凸輪搖臂最小接觸力大于零，說明搖臂與凸輪接觸，配氣機構工作正常。

圖8 排氣門升程

圖9 凸輪搖臂接觸力

3.2 排氣制動系統開啟

排氣制動系統開啟時，凸輪搖臂接觸力的計算結果如圖10所示。由圖8和圖10可知，當排氣門有升程時，即排氣門開啟時，凸輪搖臂最小接觸力為零，此時凸輪搖臂發生飛脫，搖臂處于自由狀態，如果此時車輛或者發動機振動過大，則搖臂可能脫離搖臂支撐，處于不可控狀態，造成配氣機構工作異常，繼而產生排氣門“打頂”等故障。

圖10 凸輪搖臂接觸力

凸輪搖臂接觸力隨發動機轉速的變化趨勢如圖11所示。由圖11可知，發動機高轉速時，凸輪搖臂接觸力隨發動機轉速增加而降低，發動機最高轉速為4 100 r/min左右，在發動機轉速達到最大時，凸輪搖臂接觸力降低至零，此時搖臂飛脫。

圖11 凸輪搖臂接觸力隨發動機轉速的變化

4 優化方案

針對排氣制動系統開啟時，凸輪搖臂產生飛脫的情況，分析原因為排氣門彈簧不能克服排氣管內增大的壓力，導致凸輪與搖臂接觸力為零。通過增大排氣門作用力可以解決該問題：彈簧作用力由200 N提升至300 N后，發動機轉速為4 100 r/min時凸輪搖臂接觸力大于零，搖臂接觸良好，如圖12所示。

圖12 優化后凸輪搖臂接觸力

優化后凸輪搖臂接觸力隨發動機轉速的變化趨勢如圖13所示。通過提高排氣門作用力，凸輪搖臂最小接觸力在發動機工作轉速范圍內大于零，配氣機構接觸良好，未產生飛脫。

圖13 優化后凸輪搖臂接觸力隨發動機轉速的變化

5 結語

通過試驗測試，對比測試排氣制動系統開啟與關閉工況下的搖臂應變及受力，得到排氣制動系統開啟時，配氣機構產生飛脫趨勢，驗證了裝配排氣制動系統為排氣門“打頂”的主要原因。

通過動力學仿真計算，搖臂受力在排氣制動系統開啟時降為零，這與試驗測試結論一致。通過研究凸輪搖臂接觸力的變化趨勢，預測隨著發動機轉速升高，凸輪搖臂接觸力降低；當發動機達到最高轉速時，凸輪搖臂接觸力降為零，凸輪與搖臂產生飛脫，進而發生排氣門“打頂”。

結合仿真分析，提出增大排氣門作用力，合理設計排氣門作用力的優化方案，解決排氣制動系統工作時，搖臂飛脫及排氣門“打頂”問題。在采用該優化方案后，消除了發動機排氣門“打頂”故障。