摘要： 基于一臺14.8 L六缸增壓柴油機，分析了分別采用CRB1.5和CRB2.0二沖程制動氣門型線的制動性能。結(jié)果表明：采用CRB2.0氣門型線且不帶排氣回流（BGR）相位時的制動功率最大?；贒oE方法，分別對CRB1.5和CRB2.0氣門型線進(jìn)行優(yōu)化，結(jié)果表明不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下存在最優(yōu)氣門型線，使得制動功率達(dá)到最大值。在高轉(zhuǎn)速下，CRB1.5氣門型線優(yōu)化后的制動功率更大，在1 600，1 800，2 100 r/min工況下的制動功率分別達(dá)到378，476，581 kW，優(yōu)化率分別為48.9%，61.0%和65.3%。CRB2.0氣門型線優(yōu)化后在3個轉(zhuǎn)速下的制動功率分別達(dá)到402，469，528 kW，優(yōu)化率分別為34.7%，30.6%和23.2%。

關(guān)鍵詞： 二沖程制動；氣門型線；性能優(yōu)化；試驗設(shè)計；發(fā)動機緩速器

DOI： 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.06.002

中圖分類號： TK424.43" 文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B" 文章編號： 1001-２２２２（２０24）０6-００08-０9

隨著我國經(jīng)濟的快速增長，物流運輸業(yè)也在繁榮發(fā)展，2022年全年貨物運輸總額達(dá)到515億 t，其中公路運輸總額為371.2億 t，占比達(dá)到72.1%，占據(jù)了貨物運輸總額的大部分［1］。我國山區(qū)總面積達(dá)到663.3萬 km2，占陸地面積的2/3［2］，由于山形和海拔等因素，山區(qū)道路具有迂回曲折、縱坡度大的特點，車輛在山區(qū)道路中不可避免地會出現(xiàn)連續(xù)長下坡路段。重型商用車使用的行車制動器大多為鼓式制動器，其通過制動摩擦片的摩擦產(chǎn)生制動力矩。然而，在長下坡路段行車制動器長時間持續(xù)工作導(dǎo)致制動鼓溫度升高，從而發(fā)生熱失效。近年來，由于重型商用車在長下坡路段長時間使用行車制動器，導(dǎo)致制動系統(tǒng)失靈的安全事故頻發(fā)［3］。

現(xiàn)有的提高重型商用車制動性能的方法是安裝輔助制動器，在長下坡路段使用輔助制動器能取代85%的制動工作［4］，且能延長主制動器的壽命。減壓制動是發(fā)動機輔助制動方式中實現(xiàn)消耗外部能量（制動功率）最大的方式。M. DRUZHININA等［5］開發(fā)了一種用于重載貨車上的摩擦制動器與減壓制動的協(xié)調(diào)控制方案，其目的是盡可能減少摩擦制動器的使用，并且通過試驗驗證，該協(xié)調(diào)方案能有效降低摩擦制動器的磨損。G. BAILEY等［6］對帶有柴油機顆粒捕集器和選擇性催化還原器的發(fā)動機的減壓制動噪聲進(jìn)行了研究，通過對發(fā)動機和整車進(jìn)行試驗，發(fā)現(xiàn)同時使用顆粒捕集器和選擇性催化還原器可以吸收發(fā)動機減壓制動模式所產(chǎn)生的噪聲。C. SUCIU等［7］對帶有減壓制動系統(tǒng)的發(fā)動機的溫度、壓力以及噪聲進(jìn)行研究，并利用此參數(shù)制成圖表用以評價發(fā)動機減壓制動性能。

發(fā)動機減壓制動包括四沖程制動和二沖程制動，研究發(fā)現(xiàn)，二沖程制動具有比四沖程制動功率更大的優(yōu)勢。N. FUCHS等［8］開發(fā)的制動系統(tǒng)可以在四沖程柴油機上實現(xiàn)二沖程制動，且相比于四沖程制動，二沖程制動的制動平均功率增加了104%，在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時制動功率甚至可以增加200%。劉歷海等［9］的研究表明：對于低壓縮比發(fā)動機，采用二沖程制動時的制動功率比采用四沖程時提高了69.6%～80.5%。此外，D. FERREIRA等［10］的研究表明：搭載了二沖程制動裝置的貨車能以更高的可控速度下坡行駛，從而提高運營效率。

針對發(fā)動機制動性能的影響因素，不少學(xué)者做過相關(guān)研究。M. A. ISRAEL等［11］開發(fā)了一個計算機模型，用以分析環(huán)境溫度、壓力和濕度對減壓制動性能的影響。結(jié)果表明：隨著環(huán)境溫度的升高，制動功率降低，在一定范圍內(nèi)，制動功率以0.45 kW/℃的速率變化；環(huán)境壓力增大，制動功率提高，在一定范圍內(nèi)，制動功率以2.28 kW/kPa的速率變化；制動功率對環(huán)境濕度的敏感度遠(yuǎn)小于對環(huán)境溫度和壓力的敏感度。D. FERREIRA等［10］、P. JIA等［12］和T. HOWELL等［13］的研究結(jié)果表明：二沖程制動性能的關(guān)鍵影響因素是氣門型線和增壓器匹配。王丹婷［14］、G. JIA等［15］通過建立發(fā)動機一維模型進(jìn)行研究，結(jié)果表明：發(fā)動機轉(zhuǎn)速越高，制動功率越大；排氣門開啟最高升程越大，制動功率越大；但達(dá)到最優(yōu)值后，隨著最高升程的增大，制動功率減??；當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速一定時，存在最佳氣門型線使得制動功率達(dá)到最大。N. SAGGAM等［16］的研究表明：優(yōu)化排氣再循環(huán)相位可以增加發(fā)動機的制動功率，且排氣再循環(huán)的開啟時刻越靠近下止點時，排氣背壓的脈動作用對制動功率的影響越大，從而使得制動功率增加。此外，制動功率也隨著排氣再循環(huán)的氣門最高升程的增加而增加。

本研究首先利用GT-Power軟件建立發(fā)動機一維模型并進(jìn)行驗證，之后對兩種發(fā)動機二沖程減壓制動氣門型線的制動性能進(jìn)行仿真，并且探究采用CRB2.0氣門型線時BGR（brake gas recirculation，BGR）相位對制動功率的影響。最后通過試驗設(shè)計（design of experiment，DoE）對兩種氣門型線進(jìn)行優(yōu)化，以獲得最優(yōu)的制動性能。

1 模型建立和標(biāo)定

研究對象為某直列六缸渦輪增壓柴油機，排量為14.8 L，該發(fā)動機相關(guān)參數(shù)如表1所示。建立GT-Power一維仿真模型，由于本研究中發(fā)動機輔助制動工況下沒有燃料噴射過程，因此模型中省略噴油器等燃油噴射系統(tǒng)。

對發(fā)動機進(jìn)行倒拖試驗，采用發(fā)動機常規(guī)運行時的氣門型線（見圖1）。進(jìn)氣門開啟角為324°～584°，最高升程為16.1 mm；排氣門開啟角為91°～409°，最高升程為15 mm。分別測得發(fā)動機在轉(zhuǎn)速為1 200～1 800 r/min下的缸內(nèi)最高燃燒壓力和平均摩擦有效壓力（Pmm），

P_m=P_mmV_sni30τ。（1）

式中：Vs為單個氣缸工作容積；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速；i為氣缸數(shù)；τ為沖程數(shù)；Pm為常規(guī)氣門型線下的制動功率。

仿真計算與試驗驗證結(jié)果如圖2和圖3所示，最高缸壓相對誤差最大值為4.77%，倒拖機械損失功率相對誤差最大值為4.90%，證明所搭建的發(fā)動機一維模型符合精度要求。

2 CRB2.0和CRB1.5制動性能對比

對某企業(yè)原設(shè)計的CRB1.5和CRB2.0兩種實現(xiàn)二沖程制動的氣門型線進(jìn)行分析，氣門型線分別如圖4和圖5所示。圖4所示的氣門型線在活塞第一次下行過程中進(jìn)氣門開啟，新鮮工質(zhì)從進(jìn)氣門進(jìn)入，之后活塞上行氣門關(guān)閉，活塞壓縮缸內(nèi)工質(zhì)，在活塞到達(dá)上止點之前排氣門開啟，第一次釋放缸內(nèi)壓縮工質(zhì)，此排氣門相位命名為1st CRB（the first compression release braking）相位。在之后的活塞下行階段，排氣門持續(xù)保持開啟，排氣道內(nèi)工質(zhì)回流入氣缸中，此排氣門相位稱為BGR相位。之后在活塞下行階段氣門關(guān)閉，第二次壓縮缸內(nèi)工質(zhì)，在到達(dá)上止點附近排氣門第二次開啟并釋放缸內(nèi)壓縮工質(zhì)，此排氣門相位命名為2nd CRB（the second compression release braking）相位。采用此氣門型線時，進(jìn)氣門只開啟一次，通過排氣門開啟兩次來實現(xiàn)二沖程減壓制動。根據(jù)現(xiàn)有的減壓制動的氣門型線定義方式［17］，將此種氣門型線定義為CRB1.5。

圖5所示的氣門型線在一個正常發(fā)動機循環(huán)內(nèi)，進(jìn)氣門和排氣門實現(xiàn)兩次完全相同的開啟過程。在兩次活塞下行階段均開啟進(jìn)氣門，后續(xù)壓縮的缸內(nèi)工質(zhì)均來自從進(jìn)氣門進(jìn)入的新鮮工質(zhì)。在兩次上止點之前開啟排氣門，釋放缸內(nèi)壓縮工質(zhì)，從而實現(xiàn)兩次壓縮、釋放的過程。將兩次排氣門開啟釋放缸內(nèi)壓縮工質(zhì)的氣門相位分別命名為1st CRB相位和2nd CRB相位，此二沖程制動的氣門型線命名為CRB2.0。

仿真計算得到氣門型線分別為CRB1.5和CRB2.0時不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下的制動功率，如圖6所示。采用CRB1.5氣門型線時的制動功率在1 600，1 800，2 100 r/min轉(zhuǎn)速下分別為253.8，295.7，351.5 kW，采用CRB2.0氣門型線時的制動功率在3個轉(zhuǎn)速下分別為298.5，359.1，426.7 kW，采用CRB2.0氣門型線時的制動功率在不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下均大于原設(shè)計的CRB1.5氣門型線。

對比2 100 r/min工況下，分別采用CRB1.5型線和CRB2.0氣門型線時發(fā)動機缸內(nèi)工質(zhì)的變化情況，如圖7所示。相比于采用CRB1.5氣門型線時，當(dāng)采用CRB2.0氣門型線時，由于進(jìn)氣門在-37°～224°開啟，在活塞下行階段有更多的新鮮工質(zhì)進(jìn)入氣缸，并且在兩次進(jìn)氣門開啟階段，缸內(nèi)的工質(zhì)增加量相同，且均大于CRB1.5氣門型線中BGR階段的缸內(nèi)工質(zhì)增加量。說明在活塞下行階段，進(jìn)氣門開啟從進(jìn)氣門進(jìn)入的新鮮工質(zhì)的量大于排氣門開啟BGR階段從排氣門回流的工質(zhì)增量。因此，采用兩次進(jìn)氣門開啟型線的效果好于進(jìn)氣門開啟一次時的制動效果。在曲軸轉(zhuǎn)角90°～200°范圍內(nèi)，采用CRB2.0型線的缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量增量明顯大于采用CRB1.5型線。一方面是因為采用CRB2.0型線時在這個階段的進(jìn)氣道壓力大于采用CRB1.5型線時

這個階段的排氣道壓力；另一方面是因為進(jìn)氣道進(jìn)入的新鮮工質(zhì)溫度低于排氣道內(nèi)回流工質(zhì)的溫度。

此外，采用CRB2.0氣門型線時進(jìn)氣門第一次開啟時的缸內(nèi)工質(zhì)增量大于采用CRB1.5氣門型線。提取采用兩種不同氣門型線時的1缸進(jìn)氣道壓力進(jìn)行對比，如圖8所示。在370°～585°范圍內(nèi)，采用CRB2.0氣門型線時的進(jìn)氣道壓力大于采用CRB1.5氣門型線。因此，采用CRB2.0氣門型線時，在進(jìn)氣門第一次開啟階段缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量的增量更大，在第一次活塞上行壓縮階段，缸內(nèi)工質(zhì)對活塞做負(fù)功更多，制動功率更大。

對比采用CRB1.5和CRB2.0氣門型線時不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下的增壓器轉(zhuǎn)速，如圖9所示。相同發(fā)動機轉(zhuǎn)速條件下，采用CRB2.0氣門型線時的增壓器轉(zhuǎn)速高于采用CRB1.5氣門型線，這是因為采用CRB2.0氣門型線時，兩次進(jìn)氣階段有更多的工質(zhì)進(jìn)入氣缸，通過多活塞上行壓縮工質(zhì)，大部分高溫高壓工質(zhì)從排氣門排出，引起排氣道內(nèi)壓力波動增大，再通過排氣歧管和排氣總管最終與增壓器渦輪機入口相連，使得增壓器轉(zhuǎn)速增大。從進(jìn)氣管進(jìn)入的新鮮工質(zhì)通過壓氣機葉輪的壓縮進(jìn)入到進(jìn)氣歧管，增壓器轉(zhuǎn)速增大導(dǎo)致進(jìn)入進(jìn)氣歧管的新鮮工質(zhì)的量增加，進(jìn)而致使進(jìn)氣道內(nèi)的壓力增大。

3 BGR相位對CRB2.0制動功率的影響

在上述針對CRB2.0氣門型線的計算中，在活塞下行階段只開啟了進(jìn)氣門，缸內(nèi)工質(zhì)從進(jìn)氣門進(jìn)入。為了探究在活塞下行階段同時開啟進(jìn)氣門和排氣門對制動性能的影響，分別計算在兩次活塞下行階段排氣門分別帶BGR相位和不帶BGR相位以及不同BGR最高升程下的制動功率，所采用的氣門型線如圖10所示。

排氣門不帶BGR相位和排氣門帶不同最高升程的BGR相位時的制動功率對比如圖11所示。排氣門兩次開啟不帶BGR相位時的制動功率遠(yuǎn)大于排氣門帶BGR相位時的制動功率，并且隨著BGR相位最高升程的增加，制動功率降低，但總體上BGR相位最高升程的變化對制動功率的影響不大。

圖12示出2 100 r/min轉(zhuǎn)速下BGR相位改變對缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量的影響。當(dāng)排氣門不帶BGR相位時，在進(jìn)氣門開啟階段缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量增量遠(yuǎn)大于排氣門帶BGR相位時的缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量增量。BGR相位開啟的最高升程越大，在進(jìn)氣門和排氣門共同開啟階段的缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量增量越小。在活塞上行壓縮階段，缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量的最大值和制動功率呈相關(guān)關(guān)系。

發(fā)動機2 100 r/min時1缸進(jìn)氣道壓力波動情況如圖13所示。當(dāng)排氣門不帶BGR相位時，進(jìn)氣道內(nèi)的壓力明顯大于排氣門帶BGR相位時的進(jìn)氣道壓力。這是因為當(dāng)排氣門不帶BGR相位時，缸內(nèi)工質(zhì)全部由進(jìn)氣門進(jìn)入氣缸，工質(zhì)溫度低，進(jìn)入氣缸的工質(zhì)質(zhì)量大。因此在活塞上止點開啟氣門時，更多缸內(nèi)工質(zhì)從進(jìn)氣門和排氣門排出，在進(jìn)氣道和排氣道內(nèi)能產(chǎn)生更大的壓力波動，排氣道內(nèi)的壓力波通過排氣歧管傳遞至增壓器渦輪機入口，導(dǎo)致增壓器轉(zhuǎn)速更大、進(jìn)氣道內(nèi)有更大的壓力，進(jìn)一步使得在進(jìn)氣門開啟階段有更多的新鮮工質(zhì)進(jìn)入氣缸。

4 氣門型線優(yōu)化

在發(fā)動機1 600，1 800，2 100 r/min轉(zhuǎn)速下，分別對CRB1.5和CEB2.0氣門型線進(jìn)行優(yōu)化，使得制動功率達(dá)到最大。本研究采用最優(yōu)拉丁超立方（optimal latin hypercube design，Opt LHD）設(shè)計方法進(jìn)行抽樣，選擇進(jìn)氣門和排氣門相關(guān)的相位特征參數(shù)作為優(yōu)化因子，再根據(jù)所選定的抽樣方法確定各因子的水平和試驗次數(shù)，之后對選定的因子進(jìn)行主成分分析，驗證DoE方案的有效性。最后，利用MATLAB編寫相關(guān)程序，自動生成相應(yīng)的DoE方案的進(jìn)排氣門型線，將生成的氣門型線輸入到GT-Power中計算得到不同優(yōu)化方案下的制動功率。

4.1 氣門型線特征參數(shù)的計算

首先利用Isight軟件對CRB1.5和CRB2.0氣門型線中的相位特征參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。對于CRB1.5型線，包括進(jìn)氣門開啟時刻、持續(xù)時間和最高升程。排氣門2nd CRB開啟的最高升程很小，能優(yōu)化的空間小，因此排氣門優(yōu)化選擇1st CRB開啟時刻、2nd CRB開啟時刻和持續(xù)時間、BGR相位的關(guān)閉時刻和最高升程。對于CRB2.0型線，包括進(jìn)氣門開啟時刻、持續(xù)時間和最高升程。由于排氣門開啟的最高升程很小，能優(yōu)化的空間小，因此排氣門氣門特征優(yōu)化因子選擇開啟時刻和持續(xù)時間。

對于CRB1.5氣門型線，優(yōu)化的初始型線采用企業(yè)原設(shè)計的氣門型線（見圖4）。采用優(yōu)化的拉丁超立方抽樣方法，一共設(shè)置500組優(yōu)化方案，DoE所涉及的數(shù)學(xué)模型如式（2）所示。

Max［f（x1，x2，x3，x4，x5，x6，a，b）］294≤x1≤354564≤x2≤604294≤x3≤354370≤x4≤410673≤x5≤693197≤x6≤2576≤a≤162≤b≤5.5。（2）

式中：f為制動功率；x1為進(jìn)氣門開啟時刻；x2為進(jìn)氣門關(guān)閉時刻；x3為排氣門2nd CRB相位開啟時刻；x4為排氣門2nd CRB相位關(guān)閉時刻；x5為排氣門1st CRB相位開啟時刻；x6為排氣門1st CRB相位關(guān)閉時刻；a為進(jìn)氣門開啟最高升程；b為排氣門1st CRB相位最高升程。

之后，對規(guī)劃好的500組氣門型線的8個特征參數(shù)進(jìn)行計算。

對于CRB2.0氣門型線，優(yōu)化的初始型線采用進(jìn)氣門開啟兩次，排氣門相位包含兩次CRB相位的氣門型線，如圖5所示。由于在發(fā)動機一個循環(huán)內(nèi)，采用了兩次完全相同的氣門開啟方式，因此在后續(xù)優(yōu)化過程中設(shè)置兩次進(jìn)氣門開啟最高升程相同，進(jìn)氣門兩次開啟時刻相差360°，兩次關(guān)閉時刻也相差360°，排氣門的設(shè)置同理。

采用優(yōu)化的拉丁超立方抽樣方法，一共設(shè)置400組優(yōu)化方案，DoE所涉及的數(shù)學(xué)模型見式（3）。

Max［f（x1，x2，x3，x4，x5，x6，x7，x8，a）］294≤x1≤354564≤x2≤604294≤x3≤354370≤x4≤410x5=x1+360x6=x2-360x7=x3+360x8=x4-3606≤a≤16。（3）

式中：f為制動功率；x1為進(jìn)氣門第一次開啟時刻；x2為進(jìn)氣門第一次關(guān)閉時刻；x3為排氣門1st CRB相位開啟時刻；x4為排氣門1st CRB相位關(guān)閉時刻；x5為進(jìn)氣門第二次開啟時刻；x6為進(jìn)氣門第二次關(guān)閉時刻；x7為排氣門2nd CRB相位開啟時刻；x8為排氣門2nd CRB相位關(guān)閉時刻；a為進(jìn)氣門開啟最高升程。

對規(guī)劃好的400組氣門型線的9個特征參數(shù)進(jìn)行計算。

4.2 特征參數(shù)的主成分分析

在完成對氣門相位特征參數(shù)計算后，需要基于這幾個參數(shù)進(jìn)行主成分分析，確保DoE方案的有效性。主成分累計貢獻(xiàn)率越大，表明選取的數(shù)據(jù)包含越多的原始信息，通常以累計貢獻(xiàn)率超過90%為所選取數(shù)據(jù)包含所有原始信息的標(biāo)準(zhǔn)［18］。本研究通過MATLAB編寫程序?qū)崿F(xiàn)上述過程。對于CRB1.5氣門型線，計算得到的各主成分的貢獻(xiàn)率及前n個主成分（n=1～8）的累計貢獻(xiàn)率如圖14所示，結(jié)果顯示：僅在8個參數(shù)都選擇的情況下，累計貢獻(xiàn)率才超過90%，因此DoE方案設(shè)計有效。對于CRB2.0氣門型線，由于x1和x5、x2和x6、x3和x7、x4和x8均相差360°，因此只對x1，x2，x3，x4和a這5個自變量進(jìn)行主成分分析，通過計算得到的各主成分的貢獻(xiàn)率及前n個主成分（n=1～5）的累計貢獻(xiàn)率如圖15所示。結(jié)果顯示：僅在5個參數(shù)都選擇的情況下，累計貢獻(xiàn)率才超過90%，因此DoE設(shè)計方案有效。

確定優(yōu)化因子及優(yōu)化范圍之后，對進(jìn)氣門型線和排氣門型線進(jìn)行參數(shù)化處理。為了方便后續(xù)程序編寫，將進(jìn)氣門和排氣門開啟階段的氣門升程和曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系簡化為三角函數(shù)，CRB1.5和CRB2.0氣門型線的進(jìn)排氣門氣門升程與曲軸轉(zhuǎn)角的函數(shù)關(guān)系分別如表2和表3所示。

4.3 DoE仿真結(jié)果

將得到的進(jìn)排氣門型線輸入到GT-Power中，得到CRB1.5和CRB2.0分別在1 600，1 800，2 100 r/min工況下的最佳制動功率和對應(yīng)的氣門型線。CRB1.5氣門型線優(yōu)化前后的制動功率對比如圖16所示。優(yōu)化前后，高轉(zhuǎn)速下的制動功率始終高于低轉(zhuǎn)速下的制動功率，優(yōu)化后，不同轉(zhuǎn)速下的制動功率均得到明顯提升，制動功率優(yōu)化率達(dá)到40%以上，在高轉(zhuǎn)速下優(yōu)化率超過了60%。

優(yōu)化前后的CRB1.5氣門型線對比如圖17所示。在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 600 r/min和1 800 r/min工況下，優(yōu)化后所采用的氣門型線相同。不同轉(zhuǎn)速下優(yōu)化后的氣門型線在排氣門2nd CRB相位階段，排氣門的開啟時刻均早于進(jìn)氣門的開啟時刻；在排氣門1st CRB相位階段，排氣門開啟時刻均晚于原來設(shè)計的氣門型線，且優(yōu)化后的進(jìn)氣門開啟相位和排氣門BGR相位的最高升程均有所降低，有利于減小氣門運行過程中的沖擊載荷。

CRB2.0氣門型線優(yōu)化前后的制動功率對比如圖18所示。不同轉(zhuǎn)速下，通過優(yōu)化氣門型線，制動功率均有不同程度的提高，轉(zhuǎn)速越高，制動功率的優(yōu)化率越低。在高轉(zhuǎn)速下，采用優(yōu)化后的CRB2.0氣門型線的制動功率低于采用優(yōu)化后的CRB1.5氣門型線，但在較低轉(zhuǎn)速下，采用CRB2.0氣門型線則更有優(yōu)勢。

優(yōu)化前后的CRB2.0氣門型線對比如圖19所示。在不同轉(zhuǎn)速下均存在一條使得制動功率達(dá)到最

大的氣門型線，與原氣門型線相比，優(yōu)化后的氣門型線在進(jìn)氣門開啟相位的最高升程更低。優(yōu)化后的氣門型線在壓縮上止點開啟氣門的時刻晚于原設(shè)計的氣門型線，這是為了更加充分利用壓縮沖程工質(zhì)對活塞做負(fù)功。最終優(yōu)化前后的制動功率及氣門相位特征對比如表4和表5所示。

5 結(jié)論

a） 對比CRB1.5氣門型線和CRB2.0氣門型線的制動性能，采用CRB2.0氣門型線的制動功率更高，在活塞上行階段通過開啟進(jìn)氣門進(jìn)入的缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量大于通過排氣門開啟BGR階段回流入缸內(nèi)的工質(zhì)質(zhì)量；

b） CRB2.0氣門型線排氣門帶BGR相位對制動功率有較大影響，在活塞下行進(jìn)氣門開啟階段，排氣門同時開啟反而會影響進(jìn)氣門進(jìn)入的新鮮工質(zhì)進(jìn)入量，從而導(dǎo)致制動功率降低；

c） 在不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下存在一條最優(yōu)氣門型線；

d） 高轉(zhuǎn)速下，CRB1.5氣門型線優(yōu)化后的制動功率更大，而低轉(zhuǎn)速下CRB2.0氣門型線更有優(yōu)勢。

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Analysis and Optimization of Two-Stroke Compression Release Engine Brake Performance

TIAN Feng1，NI Jimin1，2，OU Cheng1，3，OUYANG Yuru1，HUANG Rong1，LIU Yong1

（1.School of Automotive Studies，Tongji University，Shanghai 201804，China;2.School of Mechanical and Electrical Engineering，Wenzhou University，Wenzhou 325035，China;3.Schaeffler Trading Co.，Ltd.，Shanghai 201804，China）

Abstract： Based on a 14.8 L six-cylinder supercharged diesel engine， the braking performances of CRB1.5 and CRB2.0 two-stroke brake valve profiles were analyzed， and it was found that the braking power was maximum when CRB2.0 valve profiles were used without brake gas recirculation （BGR） phase. Based on DoE method， the CRB1.5 and CRB2.0 valve profiles were optimized respectively. The results show that there is an optimal valve profile at different engine speeds to be able to maximize the braking power， and the optimized CRB1.5 valve profile has greater braking power at high speed. At 1 600 r/min， 1 800 r/min and 2 100 r/min， the braking power reaches 378 kW， 476 kW and 581 kW respectively， and the optimization rates were 48.9%， 61.0% and 65.3% respectively. After the optimization of CRB2.0 valve profile， the braking power reaches 402 kW， 469 kW and 528 kW respectively at the three speeds， and the optimization rates were 34.7%， 30.6% and 23.2% respectively.

Key" words： two-stroke braking;valve profile;performance optimization;test design；engine retarder

［編輯： 潘麗麗］

作者簡介：田峰（2001—），男，碩士，主要研究方向為車用發(fā)動機節(jié)能與排放控制；798350445@qq.com。

通訊作者：倪計民（1963—），男，博士，主要研究方向為發(fā)動機節(jié)能與排放控制技術(shù)；nijimin@#edu.cn。