歐陽(yáng)憲林，詹圣藍(lán)，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(zhì)量越來(lái)越大，對(duì)載貨汽車剎車系統(tǒng)的要求越來(lái)越嚴(yán)苛。為提高剎車系統(tǒng)的性能，載貨汽車一般都配有排氣制動(dòng)系統(tǒng)。排氣制動(dòng)系統(tǒng)的工作原理是在車輛減速時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)停止噴油，通過(guò)關(guān)閉排氣管內(nèi)蝶閥，利用發(fā)動(dòng)機(jī)泵氣效應(yīng)為車輛提供制動(dòng)力，使車輛減速。

由于發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)時(shí)排氣總管背壓及排氣管壓力急劇升高，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)配氣機(jī)構(gòu)，尤其是排氣門(mén)機(jī)構(gòu)會(huì)產(chǎn)生嚴(yán)重影響。配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與排氣制動(dòng)系統(tǒng)的應(yīng)用必須相互匹配，否則配氣機(jī)構(gòu)會(huì)發(fā)生故障，嚴(yán)重時(shí)可能造成配氣機(jī)構(gòu)損壞，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)報(bào)廢。

本文采用動(dòng)力學(xué)計(jì)算方法建立配氣機(jī)構(gòu)計(jì)算模型，對(duì)比計(jì)算在排氣制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)啟與關(guān)閉的工況下，柴油發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)對(duì)配氣機(jī)構(gòu)的影響，總結(jié)其影響規(guī)律，并提出改進(jìn)方案。

1 故障現(xiàn)象

某4缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)被應(yīng)用于輕型客車及載貨汽車2種車型。其中，載貨汽車在制動(dòng)過(guò)程中，經(jīng)常出現(xiàn)排氣門(mén)與活塞頂部發(fā)生干涉的“打頂”故障，如圖1所示，而輕型客車在開(kāi)發(fā)試驗(yàn)中未出現(xiàn)該故障。在排查故障的過(guò)程中發(fā)現(xiàn)，輕型客車未裝配的排氣制動(dòng)系統(tǒng)，而載貨汽車標(biāo)配排氣制動(dòng)系統(tǒng)。因此，可能是載貨汽車裝配了排氣制動(dòng)系統(tǒng)導(dǎo)致排氣門(mén)“打頂”。

圖1 排氣門(mén)與活塞頂部發(fā)生干涉實(shí)樣

在排氣制動(dòng)系統(tǒng)中，通過(guò)在排氣管內(nèi)增加蝶閥來(lái)控制排氣管內(nèi)壓力，如圖2所示。當(dāng)汽車發(fā)出指令需要排氣制動(dòng)系統(tǒng)工作時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)停止供油，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)成為空氣壓縮機(jī)，通過(guò)排氣管內(nèi)蝶閥的關(guān)閉，提高發(fā)動(dòng)機(jī)排氣阻力，從而提升汽車的制動(dòng)力[1]。

圖2 排氣管內(nèi)蝶閥示意圖

由于發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)時(shí)提高了排氣管內(nèi)壓力，排氣門(mén)受力狀態(tài)惡化。擬通過(guò)建立排氣門(mén)機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)比分析排氣制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)啟和關(guān)閉時(shí)，排氣門(mén)機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)性能的差異，以了解排氣制動(dòng)對(duì)配氣機(jī)構(gòu)的影響，并提出改進(jìn)措施。本文以4缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)為研究對(duì)象，發(fā)動(dòng)機(jī)排量為2.48 L，功率為110 kW。

2 故障診斷

2.1 試驗(yàn)測(cè)試

由于懷疑排氣制動(dòng)系統(tǒng)為排氣門(mén)“打頂”的主要原因，因此采用試驗(yàn)測(cè)試方法進(jìn)行驗(yàn)證。排氣門(mén)“打頂”是指排氣制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)啟時(shí)，凸輪搖臂飛脫，排氣門(mén)落座不及時(shí)，與活塞發(fā)生干涉，因此決定對(duì)排氣制動(dòng)系統(tǒng)啟動(dòng)時(shí)的搖臂受力情況進(jìn)行測(cè)試。

發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，搖臂在氣缸蓋罩內(nèi)且搖臂為運(yùn)動(dòng)件，采用測(cè)試搖臂應(yīng)變的方法對(duì)搖臂受力進(jìn)行測(cè)試分析。搖臂工作時(shí)，承受搖臂支撐力及排氣門(mén)作用力，搖臂產(chǎn)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(yīng)變貼片，如圖3所示。

圖3 搖臂上布置的應(yīng)變貼片

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

圖4 搖臂應(yīng)變測(cè)試電路

2.2 試驗(yàn)結(jié)果

搖臂應(yīng)變測(cè)試結(jié)果如圖5所示，該測(cè)試對(duì)象為電壓，通過(guò)換算將電壓轉(zhuǎn)化為搖臂受力。搖臂受力分為排氣門(mén)有升程段及排氣門(mén)無(wú)升程段(即凸輪基圓部分)2個(gè)部分。雖然搖臂應(yīng)變測(cè)試的電壓很小，但是在排氣門(mén)無(wú)升程段，即搖臂不受力時(shí)，測(cè)試壓力依然大于零，主要原因?yàn)闇y(cè)試時(shí)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(mén)無(wú)升程段搖臂受力作為基準(zhǔn)，若排氣門(mén)有升程段的搖臂受力與排氣門(mén)無(wú)升程段的搖臂受力接近，則認(rèn)為此時(shí)搖臂受力為零，反之則認(rèn)為搖臂受力不為零。

圖5 搖臂應(yīng)變測(cè)試結(jié)果

由圖5(a)可知，排氣制動(dòng)系統(tǒng)關(guān)閉時(shí)，相比排氣門(mén)無(wú)升程段，排氣門(mén)有升程段的搖臂最小實(shí)測(cè)受力增大約400 N，說(shuō)明此時(shí)搖臂受力良好。由圖5(b)可知，排氣門(mén)有升程段搖臂最小實(shí)測(cè)受力與排氣門(mén)無(wú)升程段搖臂實(shí)測(cè)受力接近，說(shuō)明此時(shí)搖臂受力接近于零，凸輪搖臂有飛脫趨勢(shì)。

2.3 動(dòng)力學(xué)計(jì)算

配氣機(jī)構(gòu)振動(dòng)力學(xué)模型為多質(zhì)量系統(tǒng)振動(dòng)模型，由質(zhì)量點(diǎn)及連接質(zhì)量點(diǎn)的剛度及阻尼構(gòu)成[3-4]，如圖6所示。

圖6 配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型

根據(jù)牛頓第二定理建立配氣機(jī)構(gòu)強(qiáng)迫振動(dòng)方程如下：

(1)

式中：F為作用在系統(tǒng)上的廣義外力；X為廣義矩陣坐標(biāo)矢量；M為質(zhì)量矩陣，包括排氣門(mén)、排氣門(mén)彈簧、搖臂及凸輪軸等的質(zhì)量；K為剛度矩陣，包括各零部件的剛度，由于配氣機(jī)構(gòu)各零部件形狀復(fù)雜，剛度由有限元方法計(jì)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(jīng)驗(yàn)值。

排氣門(mén)機(jī)構(gòu)激勵(lì)主要包括內(nèi)燃機(jī)工作時(shí)氣缸壓力、進(jìn)排氣道壓力，以及各運(yùn)動(dòng)部件慣性力。多質(zhì)量系統(tǒng)的計(jì)算量大，使用矩陣方程解法(系統(tǒng)矩陣法、傳遞矩陣法)能使計(jì)算簡(jiǎn)化，大規(guī)模計(jì)算則借助計(jì)算機(jī)完成。

2.4 排氣門(mén)載荷差異

排氣門(mén)工作時(shí)，主要載荷為排氣門(mén)作用力、發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力及排氣管內(nèi)壓力，且發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力、排氣管內(nèi)壓力與排氣門(mén)作用力方向相反。排氣門(mén)工作時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力及排氣管內(nèi)壓力均急劇變化，對(duì)排氣門(mén)工作狀態(tài)產(chǎn)生較大影響。通過(guò)分析發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓縮過(guò)程，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力與排氣管內(nèi)壓力進(jìn)行詳細(xì)對(duì)比。

在1個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)循環(huán)內(nèi)，發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力與排氣管內(nèi)壓力對(duì)比如圖7所示。由圖7可知，排氣管內(nèi)壓力相對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力波動(dòng)較小。發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮上止點(diǎn)為曲軸轉(zhuǎn)角0°，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力很大。凸輪軸轉(zhuǎn)角為90°～180°時(shí)，排氣門(mén)開(kāi)啟[5]，排氣制動(dòng)系統(tǒng)關(guān)閉，排氣管內(nèi)壓力低于發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力，氣體壓力通過(guò)排氣門(mén)作用，使搖臂壓緊凸輪軸，配氣機(jī)構(gòu)工作正常，不會(huì)造成凸輪搖臂飛脫。當(dāng)排氣制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)啟時(shí)，排氣管內(nèi)壓力明顯增高，在進(jìn)氣行程后期曲軸轉(zhuǎn)角200°～300°附近，排氣管內(nèi)壓力明顯高于發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力，壓差造成排氣門(mén)向脫離凸輪的方向運(yùn)動(dòng)，當(dāng)壓差繼續(xù)升高，整個(gè)配氣機(jī)構(gòu)飛脫的可能性增大。

圖7 發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力及排氣管內(nèi)壓力對(duì)比

3 計(jì)算結(jié)果

3.1 排氣制動(dòng)系統(tǒng)關(guān)閉

排氣制動(dòng)系統(tǒng)關(guān)閉時(shí)，對(duì)配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)計(jì)算，分析排氣門(mén)升程及凸輪搖臂接觸力，結(jié)果如圖8、圖9所示(排氣門(mén)工作角度為凸輪軸轉(zhuǎn)角90°～180°)。由圖8和圖9可知，當(dāng)排氣門(mén)有升程時(shí)，即排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)，凸輪搖臂最小接觸力大于零，說(shuō)明搖臂與凸輪接觸，配氣機(jī)構(gòu)工作正常。

圖8 排氣門(mén)升程

圖9 凸輪搖臂接觸力

3.2 排氣制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)啟

排氣制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)啟時(shí)，凸輪搖臂接觸力的計(jì)算結(jié)果如圖10所示。由圖8和圖10可知，當(dāng)排氣門(mén)有升程時(shí)，即排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)，凸輪搖臂最小接觸力為零，此時(shí)凸輪搖臂發(fā)生飛脫，搖臂處于自由狀態(tài)，如果此時(shí)車輛或者發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)過(guò)大，則搖臂可能脫離搖臂支撐，處于不可控狀態(tài)，造成配氣機(jī)構(gòu)工作異常，繼而產(chǎn)生排氣門(mén)“打頂”等故障。

圖10 凸輪搖臂接觸力

凸輪搖臂接觸力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化趨勢(shì)如圖11所示。由圖11可知，發(fā)動(dòng)機(jī)高轉(zhuǎn)速時(shí)，凸輪搖臂接觸力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速增加而降低，發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速為4 100 r/min左右，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到最大時(shí)，凸輪搖臂接觸力降低至零，此時(shí)搖臂飛脫。

圖11 凸輪搖臂接觸力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化

4 優(yōu)化方案

針對(duì)排氣制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)啟時(shí)，凸輪搖臂產(chǎn)生飛脫的情況，分析原因?yàn)榕艢忾T(mén)彈簧不能克服排氣管內(nèi)增大的壓力，導(dǎo)致凸輪與搖臂接觸力為零。通過(guò)增大排氣門(mén)作用力可以解決該問(wèn)題：彈簧作用力由200 N提升至300 N后，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為4 100 r/min時(shí)凸輪搖臂接觸力大于零，搖臂接觸良好，如圖12所示。

圖12 優(yōu)化后凸輪搖臂接觸力

優(yōu)化后凸輪搖臂接觸力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化趨勢(shì)如圖13所示。通過(guò)提高排氣門(mén)作用力，凸輪搖臂最小接觸力在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)大于零，配氣機(jī)構(gòu)接觸良好，未產(chǎn)生飛脫。

圖13 優(yōu)化后凸輪搖臂接觸力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化

5 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試，對(duì)比測(cè)試排氣制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)啟與關(guān)閉工況下的搖臂應(yīng)變及受力，得到排氣制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)啟時(shí)，配氣機(jī)構(gòu)產(chǎn)生飛脫趨勢(shì)，驗(yàn)證了裝配排氣制動(dòng)系統(tǒng)為排氣門(mén)“打頂”的主要原因。

通過(guò)動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算，搖臂受力在排氣制動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)啟時(shí)降為零，這與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)論一致。通過(guò)研究凸輪搖臂接觸力的變化趨勢(shì)，預(yù)測(cè)隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升高，凸輪搖臂接觸力降低；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)達(dá)到最高轉(zhuǎn)速時(shí)，凸輪搖臂接觸力降為零，凸輪與搖臂產(chǎn)生飛脫，進(jìn)而發(fā)生排氣門(mén)“打頂”。

結(jié)合仿真分析，提出增大排氣門(mén)作用力，合理設(shè)計(jì)排氣門(mén)作用力的優(yōu)化方案，解決排氣制動(dòng)系統(tǒng)工作時(shí)，搖臂飛脫及排氣門(mén)“打頂”問(wèn)題。在采用該優(yōu)化方案后，消除了發(fā)動(dòng)機(jī)排氣門(mén)“打頂”故障。