龔金科，顏 勝，余明果，李 靖，左青松，王 紅

(湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙 410082)

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2015113

發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)性能仿真研究*

龔金科，顏 勝，余明果，李 靖，左青松，王 紅

(湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙 410082)

通過(guò)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)工作過(guò)程的分析，建立了發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)計(jì)算模型，根據(jù)輔助制動(dòng)相關(guān)參數(shù)(包括排氣門開度、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和排氣背壓等)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)輔助制動(dòng)進(jìn)行了單因素和多因素條件下的仿真研究。結(jié)果表明：當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一定時(shí)，有一個(gè)與最大制動(dòng)轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)的最佳排氣門開度值，它隨轉(zhuǎn)速的升高而加大; 缸內(nèi)最大壓力隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高和排氣門開度的減小而增高；制動(dòng)轉(zhuǎn)矩隨著轉(zhuǎn)速的上升和排氣背壓的增高而增大。

發(fā)動(dòng)機(jī)；泄氣制動(dòng)；制動(dòng)轉(zhuǎn)矩；排氣背壓

前言

發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)是發(fā)動(dòng)機(jī)輔助制動(dòng)的一種，它具有噪聲低，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)危害小，設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，適應(yīng)性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)。目前，國(guó)外對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)的研究已經(jīng)比較成熟，產(chǎn)品已經(jīng)系列化，而國(guó)內(nèi)對(duì)泄氣式輔助制動(dòng)的研究、生產(chǎn)和應(yīng)用還處于起步階段[1-2]。

國(guó)內(nèi)外對(duì)泄氣式輔助制動(dòng)的研究主要是通過(guò)數(shù)學(xué)軟件進(jìn)行模擬計(jì)算，但多以單因素條件下的仿真分析為主，本文中同時(shí)考慮了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、排氣門開度和排氣背壓下的發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)性能，且使用了一種新的發(fā)動(dòng)機(jī)性能仿真軟件對(duì)泄氣式輔助制動(dòng)工作過(guò)程進(jìn)行仿真分析，并利用臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性，對(duì)今后發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)技術(shù)的研究和應(yīng)用提供參考依據(jù)[3-5]。

1 發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)工作過(guò)程

發(fā)動(dòng)機(jī)的正常工作過(guò)程由4個(gè)沖程組成：吸氣、壓縮、膨脹和排氣沖程。4個(gè)沖程中，只有膨脹沖程對(duì)外做功，輸出功率。如圖1所示，在泄氣式輔助制動(dòng)整個(gè)過(guò)程中，排氣門始終保持一定的開度，在吸氣和膨脹沖程，氣體從排氣管吸入到氣缸內(nèi)，在壓縮和排氣沖程，氣體又從氣缸排出到排氣管內(nèi)，這樣既減少了缸內(nèi)氣體在膨脹沖程時(shí)對(duì)活塞作功，也增加了節(jié)流損失，從而增加了發(fā)動(dòng)機(jī)的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩[6-7]。

2 發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)性能數(shù)學(xué)模型

首先建立發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)工作過(guò)程的數(shù)學(xué)模型，取發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸為開放的熱力系統(tǒng)[8-10]，通過(guò)氣門和氣缸周壁與外界進(jìn)行物質(zhì)和能量的交換。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)使用輔助制動(dòng)時(shí)，根據(jù)熱力學(xué)第一定律，有以下基本方程：

能量守恒方程為

(1)

式中：U為氣體內(nèi)能，J；W為系統(tǒng)所作的有效功，J；Qi為通過(guò)系統(tǒng)邊界如氣缸壁面等交換的能量，J；h為比焓，J/kg；m為氣體質(zhì)量，kg；hjdmj為質(zhì)量dmj進(jìn)入或帶出系統(tǒng)的能量，J；i為通過(guò)系統(tǒng)邊界如氣缸壁面等交換的能量的數(shù)量；j為進(jìn)入或帶出系統(tǒng)的能量的數(shù)量。

質(zhì)量守恒方程為

(2)

氣體狀態(tài)方程為

pV=mRt

(3)

式中：p為缸內(nèi)氣體的壓力，Pa；V為氣缸的容積，m3；R為氣體常數(shù)，J/(kg·K)；t為缸內(nèi)氣體的溫度，K。

對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)工作的各個(gè)過(guò)程，能量守恒可具體表示為

進(jìn)氣和氣門疊開過(guò)程：

(4)

壓縮、膨脹、排氣過(guò)程：

(5)

式中：φ為發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)角，°CA；cv為工質(zhì)定容比熱，J/(kg·K)；mE為流入系統(tǒng)的質(zhì)量，kg；hA為流出系統(tǒng)的比焓，J/kg；mA為流出系統(tǒng)的質(zhì)量，kg；mS為通過(guò)活塞環(huán)間隙流出氣缸的質(zhì)量，kg；hE為進(jìn)氣門前的比焓，J/kg；hs為活塞環(huán)間隙處工質(zhì)的比焓，J/kg；u為缸內(nèi)氣體的比內(nèi)能，J/kg。

質(zhì)量守恒方程可具體表示為

(6)

外部約束方程如下：

氣缸的瞬時(shí)容積為

(7)

氣缸的容積隨著曲軸轉(zhuǎn)角變化率為

(8)

式中：Vh為氣缸的工作容積，m3；ε為壓縮比；λ為曲柄連桿比。

單位曲軸轉(zhuǎn)角的換熱量可表示為

(9)

式中：ω為發(fā)動(dòng)機(jī)角速度，ω=πn/30，n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；αg為瞬時(shí)平均換熱系數(shù)；A為換熱面積，m3；tw為壁面的平均溫度,K；k=1為氣缸蓋；k=2為活塞；k=3為氣缸套。

由以上基本方程和約束方程聯(lián)立，即可建立發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)工作的數(shù)學(xué)模型，由此可以求出氣缸內(nèi)工質(zhì)的溫度和壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)工作時(shí)單缸循環(huán)的指示功為

W=∮pdV

(10)

此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的指示功率和制動(dòng)轉(zhuǎn)矩為

(11)

(12)

式中：I為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)目；W為發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣制動(dòng)時(shí)單缸每循環(huán)指示功，J。

3 發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)性能仿真分析

3.1 發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)性能計(jì)算流程

仿真計(jì)算模擬流程如圖2所示。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)輔助制動(dòng)工作過(guò)程進(jìn)行仿真分析時(shí)，首先建立發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣制動(dòng)模型，然后設(shè)置模型參數(shù)和輸出參數(shù)，進(jìn)行仿真，最后對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行分析[8-13]，并將仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，確定最優(yōu)制動(dòng)方案。具體研究方案為：(1)固定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，分析不同排氣門開度情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩與排氣門開度的關(guān)系；(2)確定排氣門最佳開度后，予以固定，得出發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速的關(guān)系；(3)固定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和排氣門開度，得到發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩與排氣背壓的關(guān)系。

3.2 發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)性能仿真結(jié)果分析

應(yīng)用數(shù)值模擬的方法，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣制動(dòng)工作過(guò)程進(jìn)行模擬研究。定量分析相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)和運(yùn)行參數(shù)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣制動(dòng)能力的影響，求取最佳值，實(shí)現(xiàn)工作參數(shù)的優(yōu)化。

圖3為發(fā)動(dòng)機(jī)2 100r/min時(shí)，在不同排氣門開度下，發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)p-φ?qǐng)D。可以看出，當(dāng)排氣門的開度越大時(shí)，缸內(nèi)最大壓力越小，發(fā)動(dòng)機(jī)排氣門開度在1.2和0.6mm下，缸內(nèi)最大壓力相差最高達(dá)到1.51MPa。由于排氣門開度不同，缸內(nèi)空氣在壓縮過(guò)程中的泄漏速度不同，當(dāng)排氣門開度為1.2mm時(shí)，壓縮過(guò)程中功率消耗較少，制動(dòng)轉(zhuǎn)矩較??；當(dāng)排氣門開度為0.6mm時(shí)，氣缸內(nèi)最大壓力值增加，增加了在壓縮過(guò)程中的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩，但在膨脹沖程中，缸內(nèi)氣體對(duì)活塞的做功也增加了，當(dāng)氣門開度為0時(shí)，即極限狀態(tài)下，發(fā)動(dòng)機(jī)倒拖，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩很小，因此，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一定的情況下，有一對(duì)應(yīng)的最佳排氣門開度值。

圖4為發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣制動(dòng)排氣門的開度為0.8mm時(shí)，不同轉(zhuǎn)速下缸內(nèi)p-φ?qǐng)D?？梢钥闯?，當(dāng)泄氣制動(dòng)時(shí)，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，缸內(nèi)壓力增大。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在2 100和1 300r/min下，缸內(nèi)最大壓力相差最高達(dá)到1.43MPa。缸內(nèi)壓力最大值的時(shí)刻比壓縮上止點(diǎn)稍微早些。在排氣過(guò)程中，高轉(zhuǎn)速下的空氣節(jié)流較大，因此高轉(zhuǎn)速下的缸內(nèi)空氣壓力高于低轉(zhuǎn)速下的壓力。在進(jìn)氣過(guò)程中，由于排氣門始終開啟，因此在進(jìn)氣過(guò)程中由于活塞下行，缸內(nèi)壓力降低，空氣通過(guò)進(jìn)氣管流入氣缸的同時(shí)，在排氣管處也有空氣倒流入氣缸，增加了進(jìn)氣量，進(jìn)氣過(guò)程缸內(nèi)空氣壓力較高，且低轉(zhuǎn)速下的缸內(nèi)壓力高于高轉(zhuǎn)速下的缸內(nèi)壓力。

圖5為發(fā)動(dòng)機(jī)排氣門開度不同時(shí)，不同轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩圖。可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一定時(shí)，制動(dòng)轉(zhuǎn)矩隨著排氣門開度的增加先增加后減小，當(dāng)轉(zhuǎn)速為2 100r/min時(shí)，最佳排氣門開度約為0.8mm；當(dāng)轉(zhuǎn)速為1 600r/min時(shí)，最佳排氣門開度約為0.7mm；當(dāng)轉(zhuǎn)速為1 200r/min時(shí)，最佳排氣門開度約為0.5mm，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速越高時(shí)，對(duì)應(yīng)的最佳排氣門開度越大。圖6為不同排氣門開度發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩，從該圖也可以看出，在低轉(zhuǎn)速下，最大制動(dòng)轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)的氣門開度較??；在高轉(zhuǎn)速下，最大制動(dòng)轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)的氣門開度較大。

圖7為發(fā)動(dòng)機(jī)排量分別為6.5、7.8和9.8L，排氣門開度為0.7mm時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩圖，可以看出：發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩隨著轉(zhuǎn)速的升高和排量的加大而增大，且發(fā)動(dòng)機(jī)排量越大，制動(dòng)轉(zhuǎn)矩隨著轉(zhuǎn)速的升高而增加得越快。

圖8為不同排氣門開度下排氣背壓隨轉(zhuǎn)速而變化的曲線；而圖9則是不同轉(zhuǎn)速下排氣背壓隨排氣門開度而變化的曲線。由圖可見，固定排氣門開度時(shí)，排氣背壓隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而增大；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一定時(shí)，排氣背壓值隨著排氣門開度的加大而減小。

圖10為發(fā)動(dòng)機(jī)不同排氣背壓下的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩圖?？梢钥闯觯喊l(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩隨著排氣背壓的增大而增大。這是由于排氣背壓升高，增大了排氣過(guò)程的泵氣損失，從而增加發(fā)動(dòng)機(jī)的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩。然而，當(dāng)排氣背壓達(dá)到一定程度時(shí)，可能會(huì)出現(xiàn)排氣門反跳的情況，造成排氣門和排氣機(jī)構(gòu)的損壞。

3.3 發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)性能仿真模型實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

實(shí)驗(yàn)裝置示意圖見圖11。通過(guò)壓電式壓力傳感器將缸內(nèi)壓力等非電量信號(hào)轉(zhuǎn)化為電量信號(hào)，通過(guò)信號(hào)放大器將電量信號(hào)放大，同時(shí)通過(guò)儀器采集到曲軸上止點(diǎn)的脈沖信號(hào)，將這些信號(hào)經(jīng)過(guò)A/D轉(zhuǎn)換器，模擬信號(hào)轉(zhuǎn)化為數(shù)字信號(hào)，送入計(jì)算機(jī)進(jìn)行數(shù)據(jù)的處理與輸出，實(shí)驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)的主要參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)

圖12為排氣門最佳開度的仿真(只有1 000～1 450r/min的數(shù)據(jù))值與實(shí)驗(yàn)值的對(duì)比?？梢钥闯觯喊l(fā)動(dòng)機(jī)獲得最大制動(dòng)轉(zhuǎn)矩時(shí)的排氣門最佳開度值隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而增加；圖13為排氣門開度為0.7mm時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩仿真值與實(shí)驗(yàn)值的對(duì)比?？梢钥闯龇抡娼Y(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)基本相符；其相對(duì)誤差僅為3.8%，表明該泄氣式輔助制動(dòng)模型具有較高的精度和準(zhǔn)確性，為發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣式輔助制動(dòng)的研究應(yīng)用提供了參考依據(jù)。

4 結(jié)論

建立發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣輔助制動(dòng)計(jì)算模型，根據(jù)泄氣制動(dòng)相關(guān)參數(shù)(包括排氣門開度、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和排氣背壓等)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)泄氣制動(dòng)性能進(jìn)行仿真研究，結(jié)果表明：

(1) 發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)壓力與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和排氣門開度有關(guān)，排氣門的開度越大時(shí)，缸內(nèi)最大壓力值越??；轉(zhuǎn)速越高時(shí)，缸內(nèi)最大壓力值越大。在不同排氣門開度下或不同轉(zhuǎn)速時(shí)，缸內(nèi)最大壓力相差最高可達(dá)十幾個(gè)大氣壓。

(2) 隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化，最大制動(dòng)轉(zhuǎn)矩有一對(duì)應(yīng)的最佳排氣門開度，它隨轉(zhuǎn)速的升高而加大。對(duì)于本文中研究的發(fā)動(dòng)機(jī)，在額定轉(zhuǎn)速2 100r/min時(shí)，對(duì)應(yīng)的最佳排氣門開度為0.8mm。

(3) 制動(dòng)轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速的上升和排氣背壓的增高而增大。仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)較為接近，表明該仿真方法合理，計(jì)算結(jié)果可信。

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A Simulation Research on the Performance of Bleeding-type Engine-assisted Braking

Gong Jinke, Yan Sheng, Yu Mingguo, Li Jing, Zuo Qingsong & Wang Hong

HunanUniversity,StateKeyLaboratoryofAdvancedDesignandManufacturingforVehicleBody,Changsha410082

Through an analysis on the working process of bleeding-type engine-assisted braking, a calculation model for engine braking is set up, and based on related parameters of engine braking, including the opening of exhaust valve, engine speed and exhaust back pressure, numerical simulations are conducted on engine braking under both univariate and multivariate conditions. The results show that corresponding to maximum braking torque for a certain engine speed, there is a best opening of exhaust valve exhaust valve, which increases with the rise of engine speed. In-cylinder pressure peak rises with the increase of engine speed and the decrease of exhaust valve opening, and the braking torque increases with the rises of engine speed and exhaust back pressure.

engine; bleeding braking; braking torque; exhaust back pressure

*國(guó)家863項(xiàng)目子項(xiàng)(2008AA11A116)和汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室自主課題(61075002)資助。

原稿收到日期為2012年11月19日，修改稿收到日期為2013年3月1日。