發動機二沖程減壓制動性能分析及優化

摘要： 基于一臺14.8 L六缸增壓柴油機，分析了分別采用CRB1.5和CRB2.0二沖程制動氣門型線的制動性能。結果表明：采用CRB2.0氣門型線且不帶排氣回流（BGR）相位時的制動功率最大。基于DoE方法，分別對CRB1.5和CRB2.0氣門型線進行優化，結果表明不同發動機轉速下存在最優氣門型線，使得制動功率達到最大值。在高轉速下，CRB1.5氣門型線優化后的制動功率更大，在1 600，1 800，2 100 r/min工況下的制動功率分別達到378，476，581 kW，優化率分別為48.9%，61.0%和65.3%。CRB2.0氣門型線優化后在3個轉速下的制動功率分別達到402，469，528 kW，優化率分別為34.7%，30.6%和23.2%。

關鍵詞： 二沖程制動；氣門型線；性能優化；試驗設計；發動機緩速器

DOI： 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.06.002

中圖分類號： TK424.43" 文獻標志碼： B" 文章編號： 1001-２２２２（２０24）０6-００08-０9

隨著我國經濟的快速增長，物流運輸業也在繁榮發展，2022年全年貨物運輸總額達到515億 t，其中公路運輸總額為371.2億 t，占比達到72.1%，占據了貨物運輸總額的大部分［1］。我國山區總面積達到663.3萬 km2，占陸地面積的2/3［2］，由于山形和海拔等因素，山區道路具有迂回曲折、縱坡度大的特點，車輛在山區道路中不可避免地會出現連續長下坡路段。重型商用車使用的行車制動器大多為鼓式制動器，其通過制動摩擦片的摩擦產生制動力矩。然而，在長下坡路段行車制動器長時間持續工作導致制動鼓溫度升高，從而發生熱失效。近年來，由于重型商用車在長下坡路段長時間使用行車制動器，導致制動系統失靈的安全事故頻發［3］。

現有的提高重型商用車制動性能的方法是安裝輔助制動器，在長下坡路段使用輔助制動器能取代85%的制動工作［4］，且能延長主制動器的壽命。減壓制動是發動機輔助制動方式中實現消耗外部能量（制動功率）最大的方式。M. DRUZHININA等［5］開發了一種用于重載貨車上的摩擦制動器與減壓制動的協調控制方案，其目的是盡可能減少摩擦制動器的使用，并且通過試驗驗證，該協調方案能有效降低摩擦制動器的磨損。G. BAILEY等［6］對帶有柴油機顆粒捕集器和選擇性催化還原器的發動機的減壓制動噪聲進行了研究，通過對發動機和整車進行試驗，發現同時使用顆粒捕集器和選擇性催化還原器可以吸收發動機減壓制動模式所產生的噪聲。C. SUCIU等［7］對帶有減壓制動系統的發動機的溫度、壓力以及噪聲進行研究，并利用此參數制成圖表用以評價發動機減壓制動性能。

發動機減壓制動包括四沖程制動和二沖程制動，研究發現，二沖程制動具有比四沖程制動功率更大的優勢。N. FUCHS等［8］開發的制動系統可以在四沖程柴油機上實現二沖程制動，且相比于四沖程制動，二沖程制動的制動平均功率增加了104%，在發動機低轉速時制動功率甚至可以增加200%。劉歷海等［9］的研究表明：對于低壓縮比發動機，采用二沖程制動時的制動功率比采用四沖程時提高了69.6%～80.5%。此外，D. FERREIRA等［10］的研究表明：搭載了二沖程制動裝置的貨車能以更高的可控速度下坡行駛，從而提高運營效率。

針對發動機制動性能的影響因素，不少學者做過相關研究。M. A. ISRAEL等［11］開發了一個計算機模型，用以分析環境溫度、壓力和濕度對減壓制動性能的影響。結果表明：隨著環境溫度的升高，制動功率降低，在一定范圍內，制動功率以0.45 kW/℃的速率變化；環境壓力增大，制動功率提高，在一定范圍內，制動功率以2.28 kW/kPa的速率變化；制動功率對環境濕度的敏感度遠小于對環境溫度和壓力的敏感度。D. FERREIRA等［10］、P. JIA等［12］和T. HOWELL等［13］的研究結果表明：二沖程制動性能的關鍵影響因素是氣門型線和增壓器匹配。王丹婷［14］、G. JIA等［15］通過建立發動機一維模型進行研究，結果表明：發動機轉速越高，制動功率越大；排氣門開啟最高升程越大，制動功率越大；但達到最優值后，隨著最高升程的增大，制動功率減小；當發動機轉速一定時，存在最佳氣門型線使得制動功率達到最大。N. SAGGAM等［16］的研究表明：優化排氣再循環相位可以增加發動機的制動功率，且排氣再循環的開啟時刻越靠近下止點時，排氣背壓的脈動作用對制動功率的影響越大，從而使得制動功率增加。此外，制動功率也隨著排氣再循環的氣門最高升程的增加而增加。

本研究首先利用GT-Power軟件建立發動機一維模型并進行驗證，之后對兩種發動機二沖程減壓制動氣門型線的制動性能進行仿真，并且探究采用CRB2.0氣門型線時BGR（brake gas recirculation，BGR）相位對制動功率的影響。最后通過試驗設計（design of experiment，DoE）對兩種氣門型線進行優化，以獲得最優的制動性能。

1 模型建立和標定

研究對象為某直列六缸渦輪增壓柴油機，排量為14.8 L，該發動機相關參數如表1所示。建立GT-Power一維仿真模型，由于本研究中發動機輔助制動工況下沒有燃料噴射過程，因此模型中省略噴油器等燃油噴射系統。

對發動機進行倒拖試驗，采用發動機常規運行時的氣門型線（見圖1）。進氣門開啟角為324°～584°，最高升程為16.1 mm；排氣門開啟角為91°～409°，最高升程為15 mm。分別測得發動機在轉速為1 200～1 800 r/min下的缸內最高燃燒壓力和平均摩擦有效壓力（Pmm），

P_m=P_mmV_sni30τ。（1）

式中：Vs為單個氣缸工作容積；n為發動機轉速；i為氣缸數；τ為沖程數；Pm為常規氣門型線下的制動功率。

仿真計算與試驗驗證結果如圖2和圖3所示，最高缸壓相對誤差最大值為4.77%，倒拖機械損失功率相對誤差最大值為4.90%，證明所搭建的發動機一維模型符合精度要求。

2 CRB2.0和CRB1.5制動性能對比

對某企業原設計的CRB1.5和CRB2.0兩種實現二沖程制動的氣門型線進行分析，氣門型線分別如圖4和圖5所示。圖4所示的氣門型線在活塞第一次下行過程中進氣門開啟，新鮮工質從進氣門進入，之后活塞上行氣門關閉，活塞壓縮缸內工質，在活塞到達上止點之前排氣門開啟，第一次釋放缸內壓縮工質，此排氣門相位命名為1st CRB（the first compression release braking）相位。在之后的活塞下行階段，排氣門持續保持開啟，排氣道內工質回流入氣缸中，此排氣門相位稱為BGR相位。之后在活塞下行階段氣門關閉，第二次壓縮缸內工質，在到達上止點附近排氣門第二次開啟并釋放缸內壓縮工質，此排氣門相位命名為2nd CRB（the second compression release braking）相位。采用此氣門型線時，進氣門只開啟一次，通過排氣門開啟兩次來實現二沖程減壓制動。根據現有的減壓制動的氣門型線定義方式［17］，將此種氣門型線定義為CRB1.5。

圖5所示的氣門型線在一個正常發動機循環內，進氣門和排氣門實現兩次完全相同的開啟過程。在兩次活塞下行階段均開啟進氣門，后續壓縮的缸內工質均來自從進氣門進入的新鮮工質。在兩次上止點之前開啟排氣門，釋放缸內壓縮工質，從而實現兩次壓縮、釋放的過程。將兩次排氣門開啟釋放缸內壓縮工質的氣門相位分別命名為1st CRB相位和2nd CRB相位，此二沖程制動的氣門型線命名為CRB2.0。

仿真計算得到氣門型線分別為CRB1.5和CRB2.0時不同發動機轉速下的制動功率，如圖6所示。采用CRB1.5氣門型線時的制動功率在1 600，1 800，2 100 r/min轉速下分別為253.8，295.7，351.5 kW，采用CRB2.0氣門型線時的制動功率在3個轉速下分別為298.5，359.1，426.7 kW，采用CRB2.0氣門型線時的制動功率在不同發動機轉速下均大于原設計的CRB1.5氣門型線。

對比2 100 r/min工況下，分別采用CRB1.5型線和CRB2.0氣門型線時發動機缸內工質的變化情況，如圖7所示。相比于采用CRB1.5氣門型線時，當采用CRB2.0氣門型線時，由于進氣門在-37°～224°開啟，在活塞下行階段有更多的新鮮工質進入氣缸，并且在兩次進氣門開啟階段，缸內的工質增加量相同，且均大于CRB1.5氣門型線中BGR階段的缸內工質增加量。說明在活塞下行階段，進氣門開啟從進氣門進入的新鮮工質的量大于排氣門開啟BGR階段從排氣門回流的工質增量。因此，采用兩次進氣門開啟型線的效果好于進氣門開啟一次時的制動效果。在曲軸轉角90°～200°范圍內，采用CRB2.0型線的缸內工質質量增量明顯大于采用CRB1.5型線。一方面是因為采用CRB2.0型線時在這個階段的進氣道壓力大于采用CRB1.5型線時

這個階段的排氣道壓力；另一方面是因為進氣道進入的新鮮工質溫度低于排氣道內回流工質的溫度。

此外，采用CRB2.0氣門型線時進氣門第一次開啟時的缸內工質增量大于采用CRB1.5氣門型線。提取采用兩種不同氣門型線時的1缸進氣道壓力進行對比，如圖8所示。在370°～585°范圍內，采用CRB2.0氣門型線時的進氣道壓力大于采用CRB1.5氣門型線。因此，采用CRB2.0氣門型線時，在進氣門第一次開啟階段缸內工質質量的增量更大，在第一次活塞上行壓縮階段，缸內工質對活塞做負功更多，制動功率更大。

對比采用CRB1.5和CRB2.0氣門型線時不同發動機轉速下的增壓器轉速，如圖9所示。相同發動機轉速條件下，采用CRB2.0氣門型線時的增壓器轉速高于采用CRB1.5氣門型線，這是因為采用CRB2.0氣門型線時，兩次進氣階段有更多的工質進入氣缸，通過多活塞上行壓縮工質，大部分高溫高壓工質從排氣門排出，引起排氣道內壓力波動增大，再通過排氣歧管和排氣總管最終與增壓器渦輪機入口相連，使得增壓器轉速增大。從進氣管進入的新鮮工質通過壓氣機葉輪的壓縮進入到進氣歧管，增壓器轉速增大導致進入進氣歧管的新鮮工質的量增加，進而致使進氣道內的壓力增大。

3 BGR相位對CRB2.0制動功率的影響

在上述針對CRB2.0氣門型線的計算中，在活塞下行階段只開啟了進氣門，缸內工質從進氣門進入。為了探究在活塞下行階段同時開啟進氣門和排氣門對制動性能的影響，分別計算在兩次活塞下行階段排氣門分別帶BGR相位和不帶BGR相位以及不同BGR最高升程下的制動功率，所采用的氣門型線如圖10所示。

排氣門不帶BGR相位和排氣門帶不同最高升程的BGR相位時的制動功率對比如圖11所示。排氣門兩次開啟不帶BGR相位時的制動功率遠大于排氣門帶BGR相位時的制動功率，并且隨著BGR相位最高升程的增加，制動功率降低，但總體上BGR相位最高升程的變化對制動功率的影響不大。

圖12示出2 100 r/min轉速下BGR相位改變對缸內工質質量的影響。當排氣門不帶BGR相位時，在進氣門開啟階段缸內工質質量增量遠大于排氣門帶BGR相位時的缸內工質質量增量。BGR相位開啟的最高升程越大，在進氣門和排氣門共同開啟階段的缸內工質質量增量越小。在活塞上行壓縮階段，缸內工質質量的最大值和制動功率呈相關關系。

發動機2 100 r/min時1缸進氣道壓力波動情況如圖13所示。當排氣門不帶BGR相位時，進氣道內的壓力明顯大于排氣門帶BGR相位時的進氣道壓力。這是因為當排氣門不帶BGR相位時，缸內工質全部由進氣門進入氣缸，工質溫度低，進入氣缸的工質質量大。因此在活塞上止點開啟氣門時，更多缸內工質從進氣門和排氣門排出，在進氣道和排氣道內能產生更大的壓力波動，排氣道內的壓力波通過排氣歧管傳遞至增壓器渦輪機入口，導致增壓器轉速更大、進氣道內有更大的壓力，進一步使得在進氣門開啟階段有更多的新鮮工質進入氣缸。

4 氣門型線優化

在發動機1 600，1 800，2 100 r/min轉速下，分別對CRB1.5和CEB2.0氣門型線進行優化，使得制動功率達到最大。本研究采用最優拉丁超立方（optimal latin hypercube design，Opt LHD）設計方法進行抽樣，選擇進氣門和排氣門相關的相位特征參數作為優化因子，再根據所選定的抽樣方法確定各因子的水平和試驗次數，之后對選定的因子進行主成分分析，驗證DoE方案的有效性。最后，利用MATLAB編寫相關程序，自動生成相應的DoE方案的進排氣門型線，將生成的氣門型線輸入到GT-Power中計算得到不同優化方案下的制動功率。

4.1 氣門型線特征參數的計算

首先利用Isight軟件對CRB1.5和CRB2.0氣門型線中的相位特征參數進行優化。對于CRB1.5型線，包括進氣門開啟時刻、持續時間和最高升程。排氣門2nd CRB開啟的最高升程很小，能優化的空間小，因此排氣門優化選擇1st CRB開啟時刻、2nd CRB開啟時刻和持續時間、BGR相位的關閉時刻和最高升程。對于CRB2.0型線，包括進氣門開啟時刻、持續時間和最高升程。由于排氣門開啟的最高升程很小，能優化的空間小，因此排氣門氣門特征優化因子選擇開啟時刻和持續時間。

對于CRB1.5氣門型線，優化的初始型線采用企業原設計的氣門型線（見圖4）。采用優化的拉丁超立方抽樣方法，一共設置500組優化方案，DoE所涉及的數學模型如式（2）所示。

Max［f（x1，x2，x3，x4，x5，x6，a，b）］294≤x1≤354564≤x2≤604294≤x3≤354370≤x4≤410673≤x5≤693197≤x6≤2576≤a≤162≤b≤5.5。（2）

式中：f為制動功率；x1為進氣門開啟時刻；x2為進氣門關閉時刻；x3為排氣門2nd CRB相位開啟時刻；x4為排氣門2nd CRB相位關閉時刻；x5為排氣門1st CRB相位開啟時刻；x6為排氣門1st CRB相位關閉時刻；a為進氣門開啟最高升程；b為排氣門1st CRB相位最高升程。

之后，對規劃好的500組氣門型線的8個特征參數進行計算。

對于CRB2.0氣門型線，優化的初始型線采用進氣門開啟兩次，排氣門相位包含兩次CRB相位的氣門型線，如圖5所示。由于在發動機一個循環內，采用了兩次完全相同的氣門開啟方式，因此在后續優化過程中設置兩次進氣門開啟最高升程相同，進氣門兩次開啟時刻相差360°，兩次關閉時刻也相差360°，排氣門的設置同理。

采用優化的拉丁超立方抽樣方法，一共設置400組優化方案，DoE所涉及的數學模型見式（3）。

Max［f（x1，x2，x3，x4，x5，x6，x7，x8，a）］294≤x1≤354564≤x2≤604294≤x3≤354370≤x4≤410x5=x1+360x6=x2-360x7=x3+360x8=x4-3606≤a≤16。（3）

式中：f為制動功率；x1為進氣門第一次開啟時刻；x2為進氣門第一次關閉時刻；x3為排氣門1st CRB相位開啟時刻；x4為排氣門1st CRB相位關閉時刻；x5為進氣門第二次開啟時刻；x6為進氣門第二次關閉時刻；x7為排氣門2nd CRB相位開啟時刻；x8為排氣門2nd CRB相位關閉時刻；a為進氣門開啟最高升程。

對規劃好的400組氣門型線的9個特征參數進行計算。

4.2 特征參數的主成分分析

在完成對氣門相位特征參數計算后，需要基于這幾個參數進行主成分分析，確保DoE方案的有效性。主成分累計貢獻率越大，表明選取的數據包含越多的原始信息，通常以累計貢獻率超過90%為所選取數據包含所有原始信息的標準［18］。本研究通過MATLAB編寫程序實現上述過程。對于CRB1.5氣門型線，計算得到的各主成分的貢獻率及前n個主成分（n=1～8）的累計貢獻率如圖14所示，結果顯示：僅在8個參數都選擇的情況下，累計貢獻率才超過90%，因此DoE方案設計有效。對于CRB2.0氣門型線，由于x1和x5、x2和x6、x3和x7、x4和x8均相差360°，因此只對x1，x2，x3，x4和a這5個自變量進行主成分分析，通過計算得到的各主成分的貢獻率及前n個主成分（n=1～5）的累計貢獻率如圖15所示。結果顯示：僅在5個參數都選擇的情況下，累計貢獻率才超過90%，因此DoE設計方案有效。

確定優化因子及優化范圍之后，對進氣門型線和排氣門型線進行參數化處理。為了方便后續程序編寫，將進氣門和排氣門開啟階段的氣門升程和曲軸轉角的關系簡化為三角函數，CRB1.5和CRB2.0氣門型線的進排氣門氣門升程與曲軸轉角的函數關系分別如表2和表3所示。

4.3 DoE仿真結果

將得到的進排氣門型線輸入到GT-Power中，得到CRB1.5和CRB2.0分別在1 600，1 800，2 100 r/min工況下的最佳制動功率和對應的氣門型線。CRB1.5氣門型線優化前后的制動功率對比如圖16所示。優化前后，高轉速下的制動功率始終高于低轉速下的制動功率，優化后，不同轉速下的制動功率均得到明顯提升，制動功率優化率達到40%以上，在高轉速下優化率超過了60%。

優化前后的CRB1.5氣門型線對比如圖17所示。在發動機轉速為1 600 r/min和1 800 r/min工況下，優化后所采用的氣門型線相同。不同轉速下優化后的氣門型線在排氣門2nd CRB相位階段，排氣門的開啟時刻均早于進氣門的開啟時刻；在排氣門1st CRB相位階段，排氣門開啟時刻均晚于原來設計的氣門型線，且優化后的進氣門開啟相位和排氣門BGR相位的最高升程均有所降低，有利于減小氣門運行過程中的沖擊載荷。

CRB2.0氣門型線優化前后的制動功率對比如圖18所示。不同轉速下，通過優化氣門型線，制動功率均有不同程度的提高，轉速越高，制動功率的優化率越低。在高轉速下，采用優化后的CRB2.0氣門型線的制動功率低于采用優化后的CRB1.5氣門型線，但在較低轉速下，采用CRB2.0氣門型線則更有優勢。

優化前后的CRB2.0氣門型線對比如圖19所示。在不同轉速下均存在一條使得制動功率達到最

大的氣門型線，與原氣門型線相比，優化后的氣門型線在進氣門開啟相位的最高升程更低。優化后的氣門型線在壓縮上止點開啟氣門的時刻晚于原設計的氣門型線，這是為了更加充分利用壓縮沖程工質對活塞做負功。最終優化前后的制動功率及氣門相位特征對比如表4和表5所示。

5 結論

a） 對比CRB1.5氣門型線和CRB2.0氣門型線的制動性能，采用CRB2.0氣門型線的制動功率更高，在活塞上行階段通過開啟進氣門進入的缸內工質質量大于通過排氣門開啟BGR階段回流入缸內的工質質量；

b） CRB2.0氣門型線排氣門帶BGR相位對制動功率有較大影響，在活塞下行進氣門開啟階段，排氣門同時開啟反而會影響進氣門進入的新鮮工質進入量，從而導致制動功率降低；

c） 在不同發動機轉速下存在一條最優氣門型線；

d） 高轉速下，CRB1.5氣門型線優化后的制動功率更大，而低轉速下CRB2.0氣門型線更有優勢。

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Analysis and Optimization of Two-Stroke Compression Release Engine Brake Performance

TIAN Feng1，NI Jimin1，2，OU Cheng1，3，OUYANG Yuru1，HUANG Rong1，LIU Yong1

（1.School of Automotive Studies，Tongji University，Shanghai 201804，China;2.School of Mechanical and Electrical Engineering，Wenzhou University，Wenzhou 325035，China;3.Schaeffler Trading Co.，Ltd.，Shanghai 201804，China）

Abstract： Based on a 14.8 L six-cylinder supercharged diesel engine， the braking performances of CRB1.5 and CRB2.0 two-stroke brake valve profiles were analyzed， and it was found that the braking power was maximum when CRB2.0 valve profiles were used without brake gas recirculation （BGR） phase. Based on DoE method， the CRB1.5 and CRB2.0 valve profiles were optimized respectively. The results show that there is an optimal valve profile at different engine speeds to be able to maximize the braking power， and the optimized CRB1.5 valve profile has greater braking power at high speed. At 1 600 r/min， 1 800 r/min and 2 100 r/min， the braking power reaches 378 kW， 476 kW and 581 kW respectively， and the optimization rates were 48.9%， 61.0% and 65.3% respectively. After the optimization of CRB2.0 valve profile， the braking power reaches 402 kW， 469 kW and 528 kW respectively at the three speeds， and the optimization rates were 34.7%， 30.6% and 23.2% respectively.

Key" words： two-stroke braking;valve profile;performance optimization;test design；engine retarder

［編輯： 潘麗麗］

作者簡介：田峰（2001—），男，碩士，主要研究方向為車用發動機節能與排放控制；798350445@qq.com。

通訊作者：倪計民（1963—），男，博士，主要研究方向為發動機節能與排放控制技術；nijimin@tongji.edu.cn。