崔靖晨，魏 磊，郝彩紅，董鵬博

(1. 大連理工大學(xué) 能源與動力學(xué)院，遼寧 大連 116024；2. 濰柴動力股份有限公司 未來技術(shù)研究院，山東 濰坊 261061)

隨著節(jié)能減排法規(guī)不斷加嚴(yán)，整車低摩擦、低空氣阻力和發(fā)動機(jī)小排量等措施導(dǎo)致車輛自身制動能力不斷降低．與此同時，市場對車輛運(yùn)輸能力(載重量和運(yùn)輸速度)的需求卻在不斷提高，這就要求車輛制動系統(tǒng)具備更強(qiáng)的制動能力[1-3]．重載車輛主制動系統(tǒng)存在容易因長時間工作發(fā)生過熱，磨損加劇，制動功率快速降低甚至完全失效等問題[4-6]．為了提升重載車輛的制動安全性，中國《機(jī)動車運(yùn)行安全技術(shù)條件》(GB7258—2017)強(qiáng)制要求超過9 m 的客車、超過1.2×103kg 的卡車及超過3.5×103kg 危險品運(yùn)輸車等車輛，必須配備輔助制動裝置．較為常見的裝置為作用在傳動系統(tǒng)上的輔助制動裝置，如液力緩速器等．然而這類裝置雖然具有高的短時制動功率，但其長時間工作時仍容易出現(xiàn)因過熱而導(dǎo)致制動功率快速降低的風(fēng)險[7-9]．發(fā)動機(jī)輔助制動因其具有長時間工作卻不過熱的優(yōu)勢而受到廣泛關(guān)注．目前已被廣泛使用的排氣制動、泄漏制動和四沖程減壓制動均存在制動功率低、缸內(nèi)壓力高、零部件壽命和可靠性有待進(jìn)一步提升等問題[3,10-12]．對此，發(fā)動機(jī)二沖程制動概念被提出并正在推廣，在一個工作循環(huán)(360°CA)內(nèi)，完成進(jìn)氣-壓縮-排氣-抽真空4 個工作過程，將發(fā)動機(jī)變?yōu)橐粋€二沖程往復(fù)運(yùn)動的壓氣機(jī)，可同時實現(xiàn)發(fā)動機(jī)制動功率和零部件可靠性的大幅提升，其研究已成為行業(yè)熱點[1,13]．發(fā)動機(jī)二沖程制動不僅需要一套能實現(xiàn)發(fā)動機(jī)四沖程驅(qū)動和二沖程制動模式的可變氣門驅(qū)動裝置，而且需要基于所采用的氣門驅(qū)動裝置深入研究發(fā)動機(jī)制動特性和氣門驅(qū)動裝置運(yùn)行特性的耦合關(guān)系，目前這方面的報告鮮見報道．

針對上述問題，筆者自主開發(fā)了一套變模式氣門驅(qū)動裝置，并采用聯(lián)合仿真方法，以濰柴WP12 柴油機(jī)為依托開展變模式氣門驅(qū)動裝置動態(tài)氣門運(yùn)行特性及動態(tài)氣門升程下的發(fā)動機(jī)二沖程制動性能的耦合研究，深入揭示基于機(jī)械-液壓裝置的發(fā)動機(jī)二沖程制動的耦合運(yùn)行機(jī)制．這將完善本領(lǐng)域的理論體系，并指導(dǎo)工程設(shè)計，為進(jìn)一步提高車輛制動安全性和零部件可靠性提供依據(jù)．

1 變模式氣門驅(qū)動裝置結(jié)構(gòu)與工作原理

圖1 為針對濰柴WP12 柴油機(jī)開發(fā)的變模式氣門驅(qū)動裝置．它包括進(jìn)氣驅(qū)動、進(jìn)氣制動、排氣制動和排氣驅(qū)動4 條傳動鏈，每條傳動鏈均由相應(yīng)的凸輪-挺杯-推桿-搖臂-氣門橋/傳動塊-氣門組件組成．驅(qū)動傳動鏈上設(shè)置驅(qū)動挺杯，制動傳動鏈上設(shè)置制動挺杯，每個制動挺杯配套一個相應(yīng)的滑閥．驅(qū)動挺杯和制動挺杯均具有有效和失效兩種狀態(tài)．通過兩位三通閥控制各挺杯的狀態(tài)即可實現(xiàn)發(fā)動機(jī)四沖程驅(qū)動、停缸和二沖程制動3 種模式．在需要進(jìn)行發(fā)動機(jī)二沖程制動時，兩位三通閥通電，驅(qū)動挺杯的鎖定銷被高壓油完全推到驅(qū)動活塞內(nèi)，驅(qū)動挺杯外殼的運(yùn)動無法傳遞給驅(qū)動活塞，驅(qū)動傳動鏈不起作用，即進(jìn)/排氣驅(qū)動凸輪無法驅(qū)動進(jìn)/排氣門；與此同時，制動滑閥控制油道與高壓源相連通，高壓油克服復(fù)位彈簧力，推動閥芯向上運(yùn)行，使得滑閥控制油道內(nèi)的高壓油可以通過單向閥進(jìn)入制動油腔，隨著制動油腔內(nèi)充入高壓油，制動柱塞的運(yùn)動將通過高壓油傳遞給制動活塞，制動挺杯處于有效狀態(tài)，其傳動鏈起作用，進(jìn)/排氣制動凸輪通過制動柱塞-制動油腔內(nèi)的機(jī)油-制動活塞-推桿-搖臂-氣門傳動塊驅(qū)動相應(yīng)的進(jìn)/排氣門運(yùn)動．發(fā)動機(jī)制動時，缸內(nèi)壓力大且變化劇烈，這導(dǎo)致在上止點附近開啟排氣門時，排氣門需要受到相應(yīng)的大且變化劇烈的氣體力的作用，排氣制動傳動鏈相關(guān)零部件容易發(fā)生斷裂等問題．基于此，該裝置的制動傳動鏈中采用機(jī)械-液壓傳動方式，利用機(jī)油的可壓縮性來實現(xiàn)對制動傳動鏈相關(guān)零部件的液壓緩沖作用，但是這也導(dǎo)致氣門運(yùn)行與缸內(nèi)壓力之間出現(xiàn)了強(qiáng)耦合作用關(guān)系．因此，需要對該裝置的動態(tài)氣門運(yùn)行特性和發(fā)動機(jī)二沖程制動性能的耦合特性進(jìn)行詳細(xì)研究．

2 發(fā)動機(jī)及氣門驅(qū)動裝置聯(lián)合仿真模型

采用聯(lián)合仿真的方法，研究基于變模式氣門驅(qū)動裝置的動態(tài)氣門運(yùn)行特性與發(fā)動機(jī)二沖程制動性能的耦合作用，圖2 為聯(lián)合仿真模型．在GT-Power 中搭建WP12 6 缸發(fā)動機(jī)模型，表1 為發(fā)動機(jī)技術(shù)參數(shù)，傳熱模型采用WoschniGT 模型．表2 為發(fā)動機(jī)模型離散長度設(shè)置．圖3 為發(fā)動機(jī)驅(qū)動模式的模擬和試驗結(jié)果．缸內(nèi)壓力的模擬與試驗結(jié)果在燃燒上止點附近略有差異，最大誤差不超過1.5%，在其他階段誤差非常?。蝗加拖穆?BSFC)、驅(qū)動功率和進(jìn)氣流量的最大誤差均低于3%，驗證了模型的準(zhǔn)確性．二沖程制動模式下發(fā)動機(jī)性能模擬不涉及燃油噴射和燃燒，環(huán)境壓力為0.101 MPa，溫度為25 ℃．

表1 發(fā)動機(jī)技術(shù)參數(shù)Tab.1 Engine specifications

表2 發(fā)動機(jī)模型離散長度Tab.2 Discrete length setting of engine model mm

圖2 發(fā)動機(jī)和氣門驅(qū)動裝置聯(lián)合仿真模型Fig.2 Combined simulation model of engine and valve actuation system

圖3 驅(qū)動模式下發(fā)動機(jī)模擬和試驗結(jié)果Fig.3 Simulation and test results of engine in the drive mode

在GT-Suite 中搭建變模式氣門驅(qū)動裝置的進(jìn)/排氣制動傳動鏈的機(jī)械-液壓模型，表3 為該裝置關(guān)鍵參數(shù)．表4 為發(fā)動機(jī)機(jī)油參數(shù)．氣門驅(qū)動裝置模型采用發(fā)動機(jī)模型計算得到的缸內(nèi)壓力和進(jìn)/排氣道壓力來計算作用在進(jìn)/排氣門上的氣體力，進(jìn)而獲得進(jìn)/排氣門升程；發(fā)動機(jī)模型采用氣門驅(qū)動裝置模型計算得到的進(jìn)/排氣門升程來計算發(fā)動機(jī)缸內(nèi)工作過程，進(jìn)而獲得新的缸內(nèi)壓力和進(jìn)/排氣道壓力；通過在兩個模型間進(jìn)行進(jìn)/排氣門升程、缸內(nèi)壓力和進(jìn)/排氣道壓力的實時傳遞，研究變模式氣門驅(qū)動裝置動態(tài)氣門運(yùn)行特性及動態(tài)氣門升程下的發(fā)動機(jī)二沖程制動性能．

表3 變模式氣門驅(qū)動裝置關(guān)鍵參數(shù)Tab.3 Parameters of variable mode valve actuation system

表4 CF-4 15W40機(jī)油參數(shù)Tab.4 Oil parameters of CF-4 15W40

3 結(jié)果與分析

3.1 動態(tài)運(yùn)行特性分析

圖4 為采用進(jìn)/排氣門升程不隨缸內(nèi)壓力變化的情況下優(yōu)化獲得的二沖程制動進(jìn)/排氣凸輪型線．首先采用該凸輪型線，進(jìn)行制動模式下變模式氣門驅(qū)動裝置運(yùn)行特性和發(fā)動機(jī)工作過程聯(lián)合仿真．

圖4 二沖程制動進(jìn)/排氣凸輪升程曲線Fig.4 Intake/exhaust cam lift curve for two-stroke brake mode

圖5 為發(fā)動機(jī)制動模式標(biāo)定轉(zhuǎn)速(1 900 r/min)下進(jìn)/排氣制動凸輪升程、進(jìn)/排氣門升程、速度和加速度、缸內(nèi)壓力、進(jìn)/排氣道壓力和進(jìn)/排氣制動油腔機(jī)油壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況．由圖5a 可見，缸內(nèi)壓力對排氣階段(上止點附近打開排氣門進(jìn)行排氣)的動態(tài)排氣門運(yùn)行具有極大的影響．按照氣門運(yùn)行階段可分為氣門開啟延遲階段和氣門運(yùn)行階段.

圖5 制動模式下動態(tài)進(jìn)/排氣門及發(fā)動機(jī)運(yùn)行情況Fig.5 Dynamic intake/exhaust valve and cylinder operating curves in the brake mode

3.1.1 氣門開啟延遲階段

排氣階段的凸輪型線開啟正時為 70° CA BTDC，此時進(jìn)/排氣門完全關(guān)閉，活塞上行，缸內(nèi)氣體被壓縮，缸內(nèi)壓力逐漸增加，作用在排氣門上的氣體力逐漸增加．對于采用機(jī)械-液壓傳動方式的制動傳動鏈而言，氣門實時升程由氣體力、液壓力和制動傳動鏈相關(guān)零部件的慣性力和氣門彈簧力等共同決定．其中，氣體力和液壓力為

式中：F氣為氣動力；p 為缸內(nèi)壓力；S 為氣門盤面積；p氣為氣道壓力；S1為氣門桿面積；F1為配氣室壓力；F液為液壓力；p1為制動油腔機(jī)油壓力；S2為制動活塞面積．

制動柱塞實時升程和速度(由制動凸輪決定)以及制動活塞實時升程和速度(決定氣門實時升程和速度)等因素決定制動油腔機(jī)油壓力．在70° CA BTDC到50° CA BTDC 范圍內(nèi)，排氣制動凸輪處于開啟緩沖段，排氣制動凸輪推動排氣制動柱塞上行，排氣制動油腔內(nèi)的機(jī)油被壓縮，機(jī)油壓力增加，通過排氣制動活塞、推桿、搖臂和氣門傳動塊傳遞給氣門的力也相應(yīng)地增加，但是在此階段內(nèi)，該力小于作用在排氣門上的氣體力和氣門彈簧力等阻力之和，排氣門無法開啟，直至50° CA BTDC，該力克服各類阻力之和，排氣門開啟．

3.1.2 氣門運(yùn)行階段

在50° CA BTDC 以后，排氣門開啟，缸內(nèi)氣體被排出，由于缸內(nèi)壓力、排氣道壓力以及排氣門實時升程共同決定排氣流量，排氣流量和發(fā)動機(jī)活塞運(yùn)行速度等共同決定缸內(nèi)壓力，在50° CA BTDC 到10° CA BTDC 范圍內(nèi)，活塞上行壓縮缸內(nèi)氣體占主導(dǎo)，在此階段內(nèi)，缸內(nèi)壓力繼續(xù)增加，直到10° CA BTDC 缸內(nèi)壓力達(dá)到最大值(4.1 MPa)，之后缸內(nèi)壓力開始降低，尤其是上止點后，隨著活塞的下行，缸內(nèi)壓力快速降低．進(jìn)一步，由于缸內(nèi)壓力和排氣道壓力決定氣體力，氣體力和液壓力等決定排氣門實時升程，制動凸輪和氣門運(yùn)行決定液壓力，因此，氣門運(yùn)行與缸內(nèi)壓力等存在強(qiáng)耦合關(guān)系．具體表現(xiàn)為：(1)氣門快速開啟階段．在50° CA BTDC 到21° CA BTDC 范圍內(nèi)，缸內(nèi)壓力相對較低，排氣制動凸輪處于快速開啟段，排氣制動油腔內(nèi)的機(jī)油壓力快速增加，排氣門升程快速增加；(2)氣門動態(tài)平衡階段．在21° CA BTDC 到6° CA BTDC 范圍內(nèi)，由于缸內(nèi)壓力處于最大值附近，排氣制動凸輪逐漸達(dá)到最大升程附近，排氣制動油腔機(jī)油壓力逐漸升高，氣門升程達(dá)到動態(tài)平衡狀態(tài)，氣門升程增加較小且存在較大波動；(3)氣門液壓反彈階段．在6° CA BTDC 到 13° CA ATDC 范圍內(nèi)，雖然排氣制動凸輪逐漸進(jìn)入到關(guān)閉階段，但是氣門升程不降反增，這是由于在此階段內(nèi)缸內(nèi)大部分被壓縮氣體已經(jīng)通過排氣門排出，缸內(nèi)壓力迅速降低，排氣門受到的氣體力快速降低，制動模塊的柱塞腔體內(nèi)機(jī)油壓力得以降低，但是氣體力、液壓力和制動傳動鏈相關(guān)零部件的慣性力的變化不同步，這些因素綜合影響導(dǎo)致排氣門升程出現(xiàn)不降反增的現(xiàn)象，這是機(jī)械-液壓機(jī)構(gòu)固有特性在氣體力快速降低時的體現(xiàn)；(4)氣門快速關(guān)閉階段．在13° CA ATDC 時的動態(tài)氣門升程達(dá)到最大值1.96 mm；之后隨著排氣制動柱塞繼續(xù)下行，排氣柱塞腔體內(nèi)機(jī)油壓力快速降低，氣門快速關(guān)閉．

在排氣階段動態(tài)排氣門升程對于凸輪型線的跟隨性較差，排氣門最大升程發(fā)生了非常大程度的降低，即排氣門動態(tài)升程損失程度大．此外，在發(fā)動機(jī)高速段內(nèi)，排氣階段的排氣門關(guān)閉過程還存在氣門反跳的問題，這一方面是由于排氣門在上止點后關(guān)閉后非常短的曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)需要再次開啟，來實現(xiàn)通過排氣門進(jìn)行進(jìn)氣，故排氣制動凸輪在上止點后無法設(shè)置足夠長的氣門落座緩沖段；另一方面由于氣門液壓反彈階段的氣門最大升程增加，氣門關(guān)閉速度增加．

由圖5 可見，在進(jìn)氣階段內(nèi)，進(jìn)/排氣門運(yùn)行同樣存在氣門開啟延遲階段、快速開啟、動態(tài)平衡和快速關(guān)閉等階段．由于下止點附近缸內(nèi)壓力較低，氣門液壓反彈非常不明顯．此外，由于上止點后進(jìn)/排氣門在較長曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)保持完全關(guān)閉，因而可以通過設(shè)置足夠長的氣門落座緩沖段來避免氣門反跳的發(fā)生．在進(jìn)氣階段內(nèi)，動態(tài)進(jìn)/排氣門升程對于凸輪型線的跟隨性較好，動態(tài)排氣門升程開啟正時為 71° CA ATDC，關(guān)閉正時為18° CA ABDC，最大氣門升程為5.17 mm；動態(tài)進(jìn)氣門開啟正時為30° CA ATDC，關(guān)閉正時為65° CA ABDC，最大升程為6.48 mm．

綜上所述，在氣體力和液壓力等作用下，氣門運(yùn)行明顯表現(xiàn)出動態(tài)特性，氣門升程、速度和加速度曲線明顯出現(xiàn)波動，這都是由于制動傳動鏈采用機(jī)械-液壓傳動方式導(dǎo)致的動態(tài)運(yùn)行特性．

圖6 為發(fā)動機(jī)不同轉(zhuǎn)速下進(jìn)/排氣門升程和缸內(nèi)壓力曲線．由圖6a 和圖6c 可見，不同轉(zhuǎn)速的排氣階段排氣門升程曲線和缸內(nèi)壓力曲線均有明顯的差別，在一定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)(2 300 r/min 以下)，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速越高，排氣階段排氣門動態(tài)升程損失程度越大，最大缸內(nèi)壓力越高；當(dāng)高于該轉(zhuǎn)速段后，排氣階段排氣門升程曲線和缸內(nèi)壓力曲線變化程度逐漸減?。纱丝梢姡變?nèi)壓力對排氣階段氣門升程具有極大的影響．這是由于制動模塊采用機(jī)械-液壓傳動方式，在一定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速越高，排氣階段的缸內(nèi)壓力越大，排氣制動傳動鏈?zhǔn)芰υ酱螅簤河蛪嚎s量越大，排氣階段的排氣門升程越小，其氣門升程時面值也越小，這進(jìn)一步導(dǎo)致缸內(nèi)氣體越發(fā)難以從氣缸內(nèi)排出，缸內(nèi)壓力增加，再次進(jìn)一步導(dǎo)致氣門升程降低．而當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速增加到一定程度后，繼續(xù)增加轉(zhuǎn)速，由于制動模塊的液壓力和缸內(nèi)氣體對氣門的作用力等達(dá)到平衡，導(dǎo)致了動態(tài)氣門升程的損失與缸內(nèi)壓力的提高基本到達(dá)穩(wěn)定，二者隨轉(zhuǎn)速的變化程度逐漸減?。蓤D6a 和圖6b 可見，由于進(jìn)氣階段的缸內(nèi)壓力較小，進(jìn)/排氣門受到的氣體力較小，不同發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速下，進(jìn)氣階段的動態(tài)進(jìn)/排氣門升程變化不大，主要是最大氣門升程略有小幅度的波動．

圖6 不同發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速下動態(tài)進(jìn)/排氣門升程及缸內(nèi)壓力Fig.6 Dynamic intake/exhaust valve lift and cylinder pressure curve under different speeds

3.2 過渡升程的影響

由于排氣階段氣門開啟持續(xù)期較小，難以通過減小氣門落座速度的方法來避免氣門反跳．對此，提出了排氣制動凸輪型線采用過渡升程的方案見圖7．圖8 為采用優(yōu)化后排氣制動凸輪型線得到的不同發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速下的動態(tài)排氣門升程．過渡升程確保了排氣門在過渡階段始終保持較小的氣門升程；隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，制動模塊油腔內(nèi)的壓力波動增加，過渡階段的氣門升程波動越大；但是全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，過渡階段的最小氣門升程均大于零，即實現(xiàn)了氣門不落座．發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 600、1 900 和2 600 r/min 時，過渡階段的最小氣門升程分別為 0.44、0.32 和0.08 mm．

圖7 優(yōu)化后的二沖程制動凸輪升程曲線Fig.7 Optimized cam lift curve for two-stroke brake mode

圖8 優(yōu)化后排氣門升程曲線Fig.8 Optimized exhaust valve lift curve

由于制動傳動鏈采用機(jī)械-液壓傳動方式，不同轉(zhuǎn)速下的上止點附近排氣門升程明顯不同．表5 為不同轉(zhuǎn)速下上止點處的排氣門實際升程值．考慮到發(fā)動機(jī)制造公差和熱形變等因素，為避免活塞和氣門發(fā)生碰撞，確定上止點時排氣門最大允許開啟的升程值．當(dāng)該值為1.5 mm 時，制動模式應(yīng)在高于1 900r/min 的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)運(yùn)行；當(dāng)該值為2.0 mm 時，制動模式應(yīng)在不低于1 700 r/min 的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)運(yùn)行．

表5 不同轉(zhuǎn)速下排氣門在上止點處的升程Tab.5 Exhaust valve lift at TDC under different speeds

圖9 為優(yōu)化前、后的二沖程制動性能對比．與無過渡升程相比，當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速低于2 100 r/min 時，有過渡升程對應(yīng)的制動功率略有降低；當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速高于2 100 r/min 時，其制動功率增加；全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，最大缸內(nèi)壓力均降低．

圖9 二沖程制動性能對比Fig.9 Performance comparison of two-stroke brakes

轉(zhuǎn)速分別為1 900、2 200 和2 400 r/min 時，優(yōu)化后的制動功率分別為298.26、345.03 和355.80 kW，除1 900 r/min 時降低2.09%外，轉(zhuǎn)速為2 200 r/min 和2 400 r/min 時制動功率分別提升了0.72%和5.75%；相應(yīng)地，制動過程中最大缸內(nèi)壓力分別為3.793、5.794 和5.307 MPa，分別降低了7.44%、5.71%和5.25%．通過設(shè)置過渡升程，不僅消除了氣門反跳問題，還提高了制動安全性和零部件可靠性．

3.3 制動特性對比

圖10 為多種發(fā)動機(jī)制動的性能對比．圖10a 為理想四沖程制動模式的進(jìn)/排氣門升程曲線．傳統(tǒng)倒拖模式下，進(jìn)/排氣門按照四沖程驅(qū)動模式的進(jìn)/排氣門升程曲線運(yùn)行，即相對于圖10a，排氣門不在進(jìn)氣和壓縮階段開啟．由圖10b 和圖10c 可見，傳統(tǒng)倒拖制動主要來源于摩擦功和泵氣功，其制動功率最低，但是由于其存在完整的壓縮但不泄氣的階段，因而在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)其最大缸內(nèi)壓力始終較高．理想四沖程制動進(jìn)/排氣門除了按照四沖程驅(qū)動模式的進(jìn)/排氣門升程曲線運(yùn)行外，排氣門在進(jìn)氣階段開啟來增加進(jìn)氣量，在壓縮上止點附近開啟來將缸內(nèi)被壓縮的高壓氣體排出，其制動功主要來源于摩擦功、每720° CA內(nèi)一次的泵氣功和一次的壓氣功，其制動功率明顯高于傳統(tǒng)倒拖制動，在高速下的最大缸內(nèi)壓力略高于傳統(tǒng)倒拖制動．二沖程制動功主要來源于摩擦功和每360° CA 內(nèi)一次的壓氣功，較理想四沖程制動而言，在各轉(zhuǎn)速下，其制動功率均明顯增加，最大缸內(nèi)壓力均明顯降低，這主要是由于二沖程制動頻率是四沖程制動頻率的二倍．另外，隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，二沖程制動功率的增加幅度先增加后降低，而最大缸內(nèi)壓力的降低幅度則逐漸降低，這是由于二沖程制動采用動態(tài)氣門升程曲線，其氣門升程曲線與缸內(nèi)壓力之間的耦合作用導(dǎo)致隨轉(zhuǎn)速的增加，氣門開啟時面值降低，排氣階段的排氣量受限，最大缸內(nèi)壓力快速增加，缸內(nèi)氣體做功量先增加后降低，進(jìn)而制動功率呈現(xiàn)先增加后略有降低的趨勢；作為對比的其他兩種制動方案均采用理想氣門升程曲線，其氣門升程曲線與缸內(nèi)壓力之間不存在耦合作用，即氣門升程曲線不變，因而其制動功率和最大缸內(nèi)壓力隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的增加均呈增加的趨勢．

圖10 各類發(fā)動機(jī)制動性能對比Fig.10 Performance comparison of engine brakes

理想四沖程制動是目前市場上制動功率最高的發(fā)動機(jī)制動，較理想四沖程制動而言，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速分別為1 600、1 900 和2 400 r/min 下，實際二沖程制動功率分別提高了35.94%、45.61%和27.54%，最大缸內(nèi)壓力分別降低了45.42%、27.20%和7.35%．這充分說明了二沖程制動在提高車輛制動安全性、提高制動裝置可靠性和壽命等方面的優(yōu)越性．

4 結(jié) 論

(1) 缸內(nèi)壓力和氣門運(yùn)行具有強(qiáng)耦合關(guān)系，在上止點附近排氣門運(yùn)行階段相互作用尤為明顯；2 300 r/min 以下，不同轉(zhuǎn)速的排氣階段氣門升程曲線和缸內(nèi)壓力曲線均有明顯的差別，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速越高，氣門動態(tài)升程損失程度越大，最大缸內(nèi)壓力越高；高于該轉(zhuǎn)速后，二者變化程度逐漸減?。?/p>

(2) 排氣制動凸輪在上止點后設(shè)置過渡升程可消除排氣門反跳，并且可進(jìn)一步改善制動功率和最大缸內(nèi)壓力之間的矛盾關(guān)系．

(3) 與理想四沖程制動相比，實際二沖程制動的制動功率明顯增加，最大缸內(nèi)壓力明顯降低，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速分別為1 600、1 900 和2 400 r/min 時，實際二沖程制動功率分別提高了35.94%、45.61%和27.54%，最大缸內(nèi)壓力分別降低了 45.42% 、27.20% 和7.35%；這充分說明了所提出的變模式氣門驅(qū)動裝置在提高車輛制動安全性、提高制動裝置可靠性和壽命等方面的優(yōu)越性．