某輕型柴油機輔助制動系統(tǒng)開發(fā)

周兆鵬，丁曉輝，王慧，李超，楊文釗,安學慧

1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061

0 引言

隨著交通運輸業(yè)和汽車工業(yè)的發(fā)展，人們的交通安全意識不斷增強，我國法規(guī)對汽車行駛安全性的要求越來越高，汽車制動性能及可靠性備受重視，越來越多的汽車配備了輔助制動技術。輔助制動的使用可減少行車制動的使用，減少剎車片的磨損，降低剎車片連續(xù)制動過熱的行車安全風險。目前市場中輔助制動技術主要有排氣制動、壓縮釋放式排氣制動、緩速器制動、減壓閥制動、液力緩速器等。文獻[1-7]對目前國內普遍使用的發(fā)動機制動技術原理、結構及應用等進行了研究分析，重型汽車載荷大，普遍使用壓縮釋放式、液力緩速器等方式；文獻[8]研究了排氣制動對增壓器軸向載荷的影響，與正常工況相比，增壓器在制動工況的軸向載荷顯著增大，且排氣背壓越高，增壓器軸向載荷越大；文獻[9]以某客車為例，采用減速度測定試驗方法來測試樣車的輔助制動性能，結果表明緩速器制動的制動效能優(yōu)于發(fā)動機制動和發(fā)動機排氣制動。

輕型柴油機主要配套輕型客車，制動功率不高，采用制動蝶閥即可達到制動功率需求。本文中采用仿真分析及試驗研究相結合的方法，主要針對蝶閥排氣制動系統(tǒng)的性能、可靠性等方面進行研究，對輔助制動系統(tǒng)開發(fā)過程中的各類問題提出改進建議，并對改進方案進行驗證，為今后輔助制動技術開發(fā)提供參考依據(jù)。

1 輔助制動系統(tǒng)開發(fā)目標

1.1 技術標準

文獻[10-11]對機動車制動系統(tǒng)的技術要求作了具體規(guī)定，文獻[11]中進一步對機動車制動系統(tǒng)的試驗方法進行了規(guī)定。

1)Ⅱ型試驗：車輛在僅使用輔助制動的情況下，能夠實現(xiàn)在坡度為6%的坡道上，以(30±5)km/h的穩(wěn)定車速下坡行駛。若通過測量汽車減速度方式來確定發(fā)動機單獨制動時的制動性能，要求測試的平均減速度≥0.5 mm/s2。

2)ⅡA型試驗：車輛在僅使用輔助制動的情況下，能夠實現(xiàn)在坡度為7%的坡道上，以(30±5)km/h的穩(wěn)定車速下坡行駛。若通過測量汽車減速度方式來確定發(fā)動機單獨制動時的制動性能，要求測試到的平均減速度≥0.6 mm/s2。

M3類長途客車和旅游客車及允許掛接O4類掛車的N3類車輛需進行ⅡA型試驗。

1.2 開發(fā)目標

本文中所研究輕型柴油機制動功率需求不高，因此采用蝶閥排氣輔助制動系統(tǒng)；柴油機的3種配套輕型客車均屬于M3類車輛，發(fā)動機輔助制動系統(tǒng)需滿足ⅡA型試驗的性能要求，即需保證車輛在僅使用輔助制動的情況下，能夠實現(xiàn)在坡度為7%的坡道上，以(30±5)km/h的穩(wěn)定車速下坡行駛。

2 仿真分析

2.1 發(fā)動機制動功率仿真計算

圖1 不同排氣背壓下發(fā)動機制動功率仿真曲線

對發(fā)動機制動功率進行仿真計算，預估缸壓等邊界條件，作為結構仿真計算的輸入?yún)?shù),確定不同排氣背壓下發(fā)動機制動功率隨發(fā)動機轉速的變化規(guī)律[12]，如圖1所示。

2.2 整車需求制動功率仿真計算

根據(jù)文獻[11]的要求，試驗車速為(30±5) km/h，對應發(fā)動機常用擋位為3擋，發(fā)動機3擋轉速較低，可能無法滿足制動功率要求，需同時計算2擋需求制動功率。整車需求制動功率仿真計算的主要技術參數(shù)如表1所示。

表1 3種配套車型主要技術參數(shù)

車型1～3整車需求制動功率與發(fā)動機制動功率仿真對比如圖2～4所示。

圖2 車型1整車需求與發(fā)動機制動功率仿真對比 圖3 車型2整車需求與發(fā)動機制動功率仿真對比

圖4 車型3整車需求與發(fā)動機制動功率仿真對比

由圖2～4可知:

1)3擋狀態(tài)下，車型1～3的發(fā)動機轉速較低，制動功率均小于整車需求制動功率，無法滿足要求。

2)2擋狀態(tài)下，車型1、2在排氣背壓分別大于190、260 kPa時，發(fā)動機制動功率可滿足整車制動需求；排氣背壓190～480 kPa時，車型3發(fā)動機制動功率均可滿足整車制動要求。

綜合3種車型整車需求制動功率與發(fā)動機制動功率的對比分析，確定輔助制動系統(tǒng)所需發(fā)動機排氣背壓為260 kPa，并進行后續(xù)仿真及試驗。

2.3 配氣機構可靠性計算

對配氣機構進行動力學計算，包括氣門升程、凸輪-搖臂接觸應力、凸輪-搖臂作用力等，計算結果如圖5～10所示。

圖5 進氣門升程 圖6 排氣門升程

圖7 排氣凸輪與搖臂接觸應力 圖8 進氣凸輪與搖臂接觸應力

圖9 排氣凸輪與搖臂相互作用力 圖10 排氣凸輪與搖臂相互作用力

由圖5～10可知，氣門與活塞無碰撞，凸輪與搖臂間無飛脫現(xiàn)象，凸輪與搖臂間的最大接觸應力滿足要求(小于1300 MPa)，最大搖臂載荷小于限值(1935 N)，搖臂強度滿足要求。

3 試驗驗證

3.1 制動性能試驗

在臺架上進行發(fā)動機制動功率摸底試驗[13]。通過調整排氣蝶閥開度，得到發(fā)動機在不同排氣背壓下的制動功率，綜合整車制動需求及可靠性，確定排氣背壓，試驗結果如圖11所示。

圖11 發(fā)動機制動功率與整車制動需求功率對比

由圖11可知，200 kPa排氣背壓制動功率線與車型1和車型2的需求制動功率線相交，且交點在30 km/h車速點附近；200 kPa排氣背壓制動功率線高于車型3的需求制動功率線，說明發(fā)動機排氣背壓大于200 kPa時，制動功率能夠滿足所有車型的需求，且有一定裕量。選用排氣背壓200 kPa進行后續(xù)試驗驗證，排氣背壓低于仿真計算背壓(260 kPa)時配氣機構可靠性不需重新評估。

3.2 排氣制動工況增壓器軸向力評估

根據(jù)制動性能試驗采集的數(shù)據(jù)，計算發(fā)動機在排氣制動穩(wěn)態(tài)工況下增壓器受到的軸向力，評估止推軸承承載能力。搭建的計算模型如圖12所示(圖中:p1～p4為壓氣機、渦輪機進出口等不同部位的氣體壓力，F(xiàn)1,C～F4,C為葉輪不同部位受到的氣體壓力，F(xiàn)1,T～F4,T為渦輪不同部位受到的氣體壓力，F(xiàn)T,ax為軸向合力，F(xiàn)TW為渦輪軸向力，F(xiàn)CW為葉輪軸向力)。

圖12 增壓器受力分析模型

圖13 增壓器受力計算曲線

計算結果如圖13所示。由圖13可知，在排氣制動穩(wěn)態(tài)工況下，壓氣機所受的氣體壓力很小，最大約為6.0 N；渦輪機受到的氣動力相對較大，最大約為53.0 N；轉軸所受總的合力指向壓端，最大約50.0 N，低于止推軸承使用限值130.0 N，無風險。

3.3 活塞頂隙的動態(tài)測量和評定試驗

制作特制活塞，進行活塞頂隙的動態(tài)測量和評定試驗，評估是否存在活塞碰撞氣門的風險。經過試驗，實際測量活塞與進氣門最小間隙為0.78 mm，活塞與排氣門最小間隙為2.35 mm，試驗結果見表2。滿足進氣門最小間隙0.60 mm，排氣門最小間隙2.20 mm設計要求，無碰撞風險。

表2 活塞頂隙動態(tài)測量試驗結果mm

3.4 配套整車制動性能試驗

將輕型發(fā)動機裝配到配套的車輛上進行相關制動試驗驗證，通過測量整車減速度來確定發(fā)動機單獨制動時的制動性能。試驗實測整車減速度為0.8 mm/s2，大于文獻[11]中ⅡA型試驗所要求的0.6 mm/s2，發(fā)動機單獨制動時的制動性能滿足要求。

3.5 整車耐久試驗

進行整車500 h制動可靠性考核，檢驗整車制動可靠性。試驗結束后對發(fā)動機進行拆檢，關鍵零部件拆檢狀況見圖14。由圖14可知，相關零部件未出現(xiàn)可靠性問題，整車順利通過可靠性耐久考核。

a)活塞拆檢情況 b)排氣門拆檢情況 圖14 關鍵零部件拆檢情況

4 結論

1)對國內外相關制動系統(tǒng)技術標準進行分析，輕型柴油發(fā)動機配備蝶閥排氣制動系統(tǒng)可滿足使用要求，輔助制動系統(tǒng)需滿足文獻[11]中ⅡA試驗要求。

2)對發(fā)動機制動功率和整車需求的制動功率進行仿真分析，確定排氣背壓260 kPa可滿足需求，以此為輸入進行配氣機構可靠性仿真評估，各項指標滿足要求。

3)進行500 h耐久試驗，驗證整車制動可靠性，試驗表明開發(fā)的輔助制動系統(tǒng)滿足性能及可靠性使用要求。