排气制动对配气机构的影响

欧阳宪林，詹圣蓝，赵江

(江铃汽车股份有限公司，江西 南昌 330052)

0 前言

载货汽车的载质量越来越大，对载货汽车刹车系统的要求越来越严苛。为提高刹车系统的性能，载货汽车一般都配有排气制动系统。排气制动系统的工作原理是在车辆减速时，发动机停止喷油，通过关闭排气管内蝶阀，利用发动机泵气效应为车辆提供制动力，使车辆减速。

由于发动机排气制动时排气总管背压及排气管压力急剧升高，对发动机配气机构，尤其是排气门机构会产生严重影响。配气机构的设计与排气制动系统的应用必须相互匹配，否则配气机构会发生故障，严重时可能造成配气机构损坏，导致发动机报废。

本文采用动力学计算方法建立配气机构计算模型，对比计算在排气制动系统开启与关闭的工况下，柴油发动机排气制动对配气机构的影响，总结其影响规律，并提出改进方案。

1 故障现象

某4缸柴油发动机被应用于轻型客车及载货汽车2种车型。其中，载货汽车在制动过程中，经常出现排气门与活塞顶部发生干涉的“打顶”故障，如图1所示，而轻型客车在开发试验中未出现该故障。在排查故障的过程中发现，轻型客车未装配的排气制动系统，而载货汽车标配排气制动系统。因此，可能是载货汽车装配了排气制动系统导致排气门“打顶”。

图1 排气门与活塞顶部发生干涉实样

在排气制动系统中，通过在排气管内增加蝶阀来控制排气管内压力，如图2所示。当汽车发出指令需要排气制动系统工作时，发动机停止供油，此时发动机成为空气压缩机，通过排气管内蝶阀的关闭，提高发动机排气阻力，从而提升汽车的制动力[1]。

图2 排气管内蝶阀示意图

由于发动机排气制动时提高了排气管内压力，排气门受力状态恶化。拟通过建立排气门机构动力学模型，对比分析排气制动系统开启和关闭时，排气门机构动力学性能的差异，以了解排气制动对配气机构的影响，并提出改进措施。本文以4缸柴油发动机为研究对象，发动机排量为2.48 L，功率为110 kW。

2 故障诊断

2.1 试验测试

由于怀疑排气制动系统为排气门“打顶”的主要原因，因此采用试验测试方法进行验证。排气门“打顶”是指排气制动系统开启时，凸轮摇臂飞脱，排气门落座不及时，与活塞发生干涉，因此决定对排气制动系统启动时的摇臂受力情况进行测试。

发动机工作时，摇臂在气缸盖罩内且摇臂为运动件，采用测试摇臂应变的方法对摇臂受力进行测试分析。摇臂工作时，承受摇臂支撑力及排气门作用力，摇臂产生弯曲变形，变形最大位置为摇臂与凸轮轴接触的位置，因此在该位置布置应变贴片，如图3所示。

图3 摇臂上布置的应变贴片

摇臂弯曲变形时，摇臂轴位置近似于弯曲变形。为提高测试灵敏度，采用惠斯通全桥应变测试方法。根据惠斯通电桥电压关系，应变贴片布置原则为对边相加、邻边相减，同一侧应变贴片应变的大小相同、方向相反，应布置在相邻位置[2]，如图4所示。

图4 摇臂应变测试电路

2.2 试验结果

摇臂应变测试结果如图5所示，该测试对象为电压，通过换算将电压转化为摇臂受力。摇臂受力分为排气门有升程段及排气门无升程段(即凸轮基圆部分)2个部分。虽然摇臂应变测试的电压很小，但是在排气门无升程段，即摇臂不受力时，测试压力依然大于零，主要原因为测试时存在干扰电压。由于完全消除干扰电压比较困难，因此将排气门无升程段摇臂受力作为基准，若排气门有升程段的摇臂受力与排气门无升程段的摇臂受力接近，则认为此时摇臂受力为零，反之则认为摇臂受力不为零。

图5 摇臂应变测试结果

由图5(a)可知，排气制动系统关闭时，相比排气门无升程段，排气门有升程段的摇臂最小实测受力增大约400 N，说明此时摇臂受力良好。由图5(b)可知，排气门有升程段摇臂最小实测受力与排气门无升程段摇臂实测受力接近，说明此时摇臂受力接近于零，凸轮摇臂有飞脱趋势。

2.3 动力学计算

配气机构振动力学模型为多质量系统振动模型，由质量点及连接质量点的刚度及阻尼构成[3-4]，如图6所示。

图6 配气机构动力学模型

根据牛顿第二定理建立配气机构强迫振动方程如下：

(1)

式中：F为作用在系统上的广义外力；X为广义矩阵坐标矢量；M为质量矩阵，包括排气门、排气门弹簧、摇臂及凸轮轴等的质量；K为刚度矩阵，包括各零部件的刚度，由于配气机构各零部件形状复杂，刚度由有限元方法计算可得；C为阻尼矩阵，包括各零部件的摩擦阻尼，摩擦阻尼为经验值。

排气门机构激励主要包括内燃机工作时气缸压力、进排气道压力，以及各运动部件惯性力。多质量系统的计算量大，使用矩阵方程解法(系统矩阵法、传递矩阵法)能使计算简化，大规模计算则借助计算机完成。

2.4 排气门载荷差异

排气门工作时，主要载荷为排气门作用力、发动机缸内压力及排气管内压力，且发动机缸内压力、排气管内压力与排气门作用力方向相反。排气门工作时，发动机缸内压力及排气管内压力均急剧变化，对排气门工作状态产生较大影响。通过分析发动机缸内压缩过程，对发动机缸内压力与排气管内压力进行详细对比。

在1个发动机循环内，发动机缸内压力与排气管内压力对比如图7所示。由图7可知，排气管内压力相对发动机缸内压力波动较小。发动机压缩上止点为曲轴转角0°，此时发动机缸内压力很大。凸轮轴转角为90°～180°时，排气门开启[5]，排气制动系统关闭，排气管内压力低于发动机缸内压力，气体压力通过排气门作用，使摇臂压紧凸轮轴，配气机构工作正常，不会造成凸轮摇臂飞脱。当排气制动系统开启时，排气管内压力明显增高，在进气行程后期曲轴转角200°～300°附近，排气管内压力明显高于发动机缸内压力，压差造成排气门向脱离凸轮的方向运动，当压差继续升高，整个配气机构飞脱的可能性增大。

图7 发动机缸内压力及排气管内压力对比

3 计算结果

3.1 排气制动系统关闭

排气制动系统关闭时，对配气机构进行动力学计算，分析排气门升程及凸轮摇臂接触力，结果如图8、图9所示(排气门工作角度为凸轮轴转角90°～180°)。由图8和图9可知，当排气门有升程时，即排气门开启时，凸轮摇臂最小接触力大于零，说明摇臂与凸轮接触，配气机构工作正常。

图8 排气门升程

图9 凸轮摇臂接触力

3.2 排气制动系统开启

排气制动系统开启时，凸轮摇臂接触力的计算结果如图10所示。由图8和图10可知，当排气门有升程时，即排气门开启时，凸轮摇臂最小接触力为零，此时凸轮摇臂发生飞脱，摇臂处于自由状态，如果此时车辆或者发动机振动过大，则摇臂可能脱离摇臂支撑，处于不可控状态，造成配气机构工作异常，继而产生排气门“打顶”等故障。

图10 凸轮摇臂接触力

凸轮摇臂接触力随发动机转速的变化趋势如图11所示。由图11可知，发动机高转速时，凸轮摇臂接触力随发动机转速增加而降低，发动机最高转速为4 100 r/min左右，在发动机转速达到最大时，凸轮摇臂接触力降低至零，此时摇臂飞脱。

图11 凸轮摇臂接触力随发动机转速的变化

4 优化方案

针对排气制动系统开启时，凸轮摇臂产生飞脱的情况，分析原因为排气门弹簧不能克服排气管内增大的压力，导致凸轮与摇臂接触力为零。通过增大排气门作用力可以解决该问题：弹簧作用力由200 N提升至300 N后，发动机转速为4 100 r/min时凸轮摇臂接触力大于零，摇臂接触良好，如图12所示。

图12 优化后凸轮摇臂接触力

优化后凸轮摇臂接触力随发动机转速的变化趋势如图13所示。通过提高排气门作用力，凸轮摇臂最小接触力在发动机工作转速范围内大于零，配气机构接触良好，未产生飞脱。

图13 优化后凸轮摇臂接触力随发动机转速的变化

5 结语

通过试验测试，对比测试排气制动系统开启与关闭工况下的摇臂应变及受力，得到排气制动系统开启时，配气机构产生飞脱趋势，验证了装配排气制动系统为排气门“打顶”的主要原因。

通过动力学仿真计算，摇臂受力在排气制动系统开启时降为零，这与试验测试结论一致。通过研究凸轮摇臂接触力的变化趋势，预测随着发动机转速升高，凸轮摇臂接触力降低；当发动机达到最高转速时，凸轮摇臂接触力降为零，凸轮与摇臂产生飞脱，进而发生排气门“打顶”。

结合仿真分析，提出增大排气门作用力，合理设计排气门作用力的优化方案，解决排气制动系统工作时，摇臂飞脱及排气门“打顶”问题。在采用该优化方案后，消除了发动机排气门“打顶”故障。