发动机二冲程减压制动性能分析及优化

摘要： 基于一台14.8 L六缸增压柴油机，分析了分别采用CRB1.5和CRB2.0二冲程制动气门型线的制动性能。结果表明：采用CRB2.0气门型线且不带排气回流（BGR）相位时的制动功率最大。基于DoE方法，分别对CRB1.5和CRB2.0气门型线进行优化，结果表明不同发动机转速下存在最优气门型线，使得制动功率达到最大值。在高转速下，CRB1.5气门型线优化后的制动功率更大，在1 600，1 800，2 100 r/min工况下的制动功率分别达到378，476，581 kW，优化率分别为48.9%，61.0%和65.3%。CRB2.0气门型线优化后在3个转速下的制动功率分别达到402，469，528 kW，优化率分别为34.7%，30.6%和23.2%。

关键词： 二冲程制动；气门型线；性能优化；试验设计；发动机缓速器

DOI： 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.06.002

中图分类号： TK424.43" 文献标志码： B" 文章编号： 1001-２２２２（２０24）０6-００08-０9

随着我国经济的快速增长，物流运输业也在繁荣发展，2022年全年货物运输总额达到515亿 t，其中公路运输总额为371.2亿 t，占比达到72.1%，占据了货物运输总额的大部分［1］。我国山区总面积达到663.3万 km2，占陆地面积的2/3［2］，由于山形和海拔等因素，山区道路具有迂回曲折、纵坡度大的特点，车辆在山区道路中不可避免地会出现连续长下坡路段。重型商用车使用的行车制动器大多为鼓式制动器，其通过制动摩擦片的摩擦产生制动力矩。然而，在长下坡路段行车制动器长时间持续工作导致制动鼓温度升高，从而发生热失效。近年来，由于重型商用车在长下坡路段长时间使用行车制动器，导致制动系统失灵的安全事故频发［3］。

现有的提高重型商用车制动性能的方法是安装辅助制动器，在长下坡路段使用辅助制动器能取代85%的制动工作［4］，且能延长主制动器的寿命。减压制动是发动机辅助制动方式中实现消耗外部能量（制动功率）最大的方式。M. DRUZHININA等［5］开发了一种用于重载货车上的摩擦制动器与减压制动的协调控制方案，其目的是尽可能减少摩擦制动器的使用，并且通过试验验证，该协调方案能有效降低摩擦制动器的磨损。G. BAILEY等［6］对带有柴油机颗粒捕集器和选择性催化还原器的发动机的减压制动噪声进行了研究，通过对发动机和整车进行试验，发现同时使用颗粒捕集器和选择性催化还原器可以吸收发动机减压制动模式所产生的噪声。C. SUCIU等［7］对带有减压制动系统的发动机的温度、压力以及噪声进行研究，并利用此参数制成图表用以评价发动机减压制动性能。

发动机减压制动包括四冲程制动和二冲程制动，研究发现，二冲程制动具有比四冲程制动功率更大的优势。N. FUCHS等［8］开发的制动系统可以在四冲程柴油机上实现二冲程制动，且相比于四冲程制动，二冲程制动的制动平均功率增加了104%，在发动机低转速时制动功率甚至可以增加200%。刘历海等［9］的研究表明：对于低压缩比发动机，采用二冲程制动时的制动功率比采用四冲程时提高了69.6%～80.5%。此外，D. FERREIRA等［10］的研究表明：搭载了二冲程制动装置的货车能以更高的可控速度下坡行驶，从而提高运营效率。

针对发动机制动性能的影响因素，不少学者做过相关研究。M. A. ISRAEL等［11］开发了一个计算机模型，用以分析环境温度、压力和湿度对减压制动性能的影响。结果表明：随着环境温度的升高，制动功率降低，在一定范围内，制动功率以0.45 kW/℃的速率变化；环境压力增大，制动功率提高，在一定范围内，制动功率以2.28 kW/kPa的速率变化；制动功率对环境湿度的敏感度远小于对环境温度和压力的敏感度。D. FERREIRA等［10］、P. JIA等［12］和T. HOWELL等［13］的研究结果表明：二冲程制动性能的关键影响因素是气门型线和增压器匹配。王丹婷［14］、G. JIA等［15］通过建立发动机一维模型进行研究，结果表明：发动机转速越高，制动功率越大；排气门开启最高升程越大，制动功率越大；但达到最优值后，随着最高升程的增大，制动功率减小；当发动机转速一定时，存在最佳气门型线使得制动功率达到最大。N. SAGGAM等［16］的研究表明：优化排气再循环相位可以增加发动机的制动功率，且排气再循环的开启时刻越靠近下止点时，排气背压的脉动作用对制动功率的影响越大，从而使得制动功率增加。此外，制动功率也随着排气再循环的气门最高升程的增加而增加。

本研究首先利用GT-Power软件建立发动机一维模型并进行验证，之后对两种发动机二冲程减压制动气门型线的制动性能进行仿真，并且探究采用CRB2.0气门型线时BGR（brake gas recirculation，BGR）相位对制动功率的影响。最后通过试验设计（design of experiment，DoE）对两种气门型线进行优化，以获得最优的制动性能。

1 模型建立和标定

研究对象为某直列六缸涡轮增压柴油机，排量为14.8 L，该发动机相关参数如表1所示。建立GT-Power一维仿真模型，由于本研究中发动机辅助制动工况下没有燃料喷射过程，因此模型中省略喷油器等燃油喷射系统。

对发动机进行倒拖试验，采用发动机常规运行时的气门型线（见图1）。进气门开启角为324°～584°，最高升程为16.1 mm；排气门开启角为91°～409°，最高升程为15 mm。分别测得发动机在转速为1 200～1 800 r/min下的缸内最高燃烧压力和平均摩擦有效压力（Pmm），

P_m=P_mmV_sni30τ。（1）

式中：Vs为单个气缸工作容积；n为发动机转速；i为气缸数；τ为冲程数；Pm为常规气门型线下的制动功率。

仿真计算与试验验证结果如图2和图3所示，最高缸压相对误差最大值为4.77%，倒拖机械损失功率相对误差最大值为4.90%，证明所搭建的发动机一维模型符合精度要求。

2 CRB2.0和CRB1.5制动性能对比

对某企业原设计的CRB1.5和CRB2.0两种实现二冲程制动的气门型线进行分析，气门型线分别如图4和图5所示。图4所示的气门型线在活塞第一次下行过程中进气门开启，新鲜工质从进气门进入，之后活塞上行气门关闭，活塞压缩缸内工质，在活塞到达上止点之前排气门开启，第一次释放缸内压缩工质，此排气门相位命名为1st CRB（the first compression release braking）相位。在之后的活塞下行阶段，排气门持续保持开启，排气道内工质回流入气缸中，此排气门相位称为BGR相位。之后在活塞下行阶段气门关闭，第二次压缩缸内工质，在到达上止点附近排气门第二次开启并释放缸内压缩工质，此排气门相位命名为2nd CRB（the second compression release braking）相位。采用此气门型线时，进气门只开启一次，通过排气门开启两次来实现二冲程减压制动。根据现有的减压制动的气门型线定义方式［17］，将此种气门型线定义为CRB1.5。

图5所示的气门型线在一个正常发动机循环内，进气门和排气门实现两次完全相同的开启过程。在两次活塞下行阶段均开启进气门，后续压缩的缸内工质均来自从进气门进入的新鲜工质。在两次上止点之前开启排气门，释放缸内压缩工质，从而实现两次压缩、释放的过程。将两次排气门开启释放缸内压缩工质的气门相位分别命名为1st CRB相位和2nd CRB相位，此二冲程制动的气门型线命名为CRB2.0。

仿真计算得到气门型线分别为CRB1.5和CRB2.0时不同发动机转速下的制动功率，如图6所示。采用CRB1.5气门型线时的制动功率在1 600，1 800，2 100 r/min转速下分别为253.8，295.7，351.5 kW，采用CRB2.0气门型线时的制动功率在3个转速下分别为298.5，359.1，426.7 kW，采用CRB2.0气门型线时的制动功率在不同发动机转速下均大于原设计的CRB1.5气门型线。

对比2 100 r/min工况下，分别采用CRB1.5型线和CRB2.0气门型线时发动机缸内工质的变化情况，如图7所示。相比于采用CRB1.5气门型线时，当采用CRB2.0气门型线时，由于进气门在-37°～224°开启，在活塞下行阶段有更多的新鲜工质进入气缸，并且在两次进气门开启阶段，缸内的工质增加量相同，且均大于CRB1.5气门型线中BGR阶段的缸内工质增加量。说明在活塞下行阶段，进气门开启从进气门进入的新鲜工质的量大于排气门开启BGR阶段从排气门回流的工质增量。因此，采用两次进气门开启型线的效果好于进气门开启一次时的制动效果。在曲轴转角90°～200°范围内，采用CRB2.0型线的缸内工质质量增量明显大于采用CRB1.5型线。一方面是因为采用CRB2.0型线时在这个阶段的进气道压力大于采用CRB1.5型线时

这个阶段的排气道压力；另一方面是因为进气道进入的新鲜工质温度低于排气道内回流工质的温度。

此外，采用CRB2.0气门型线时进气门第一次开启时的缸内工质增量大于采用CRB1.5气门型线。提取采用两种不同气门型线时的1缸进气道压力进行对比，如图8所示。在370°～585°范围内，采用CRB2.0气门型线时的进气道压力大于采用CRB1.5气门型线。因此，采用CRB2.0气门型线时，在进气门第一次开启阶段缸内工质质量的增量更大，在第一次活塞上行压缩阶段，缸内工质对活塞做负功更多，制动功率更大。

对比采用CRB1.5和CRB2.0气门型线时不同发动机转速下的增压器转速，如图9所示。相同发动机转速条件下，采用CRB2.0气门型线时的增压器转速高于采用CRB1.5气门型线，这是因为采用CRB2.0气门型线时，两次进气阶段有更多的工质进入气缸，通过多活塞上行压缩工质，大部分高温高压工质从排气门排出，引起排气道内压力波动增大，再通过排气歧管和排气总管最终与增压器涡轮机入口相连，使得增压器转速增大。从进气管进入的新鲜工质通过压气机叶轮的压缩进入到进气歧管，增压器转速增大导致进入进气歧管的新鲜工质的量增加，进而致使进气道内的压力增大。

3 BGR相位对CRB2.0制动功率的影响

在上述针对CRB2.0气门型线的计算中，在活塞下行阶段只开启了进气门，缸内工质从进气门进入。为了探究在活塞下行阶段同时开启进气门和排气门对制动性能的影响，分别计算在两次活塞下行阶段排气门分别带BGR相位和不带BGR相位以及不同BGR最高升程下的制动功率，所采用的气门型线如图10所示。

排气门不带BGR相位和排气门带不同最高升程的BGR相位时的制动功率对比如图11所示。排气门两次开启不带BGR相位时的制动功率远大于排气门带BGR相位时的制动功率，并且随着BGR相位最高升程的增加，制动功率降低，但总体上BGR相位最高升程的变化对制动功率的影响不大。

图12示出2 100 r/min转速下BGR相位改变对缸内工质质量的影响。当排气门不带BGR相位时，在进气门开启阶段缸内工质质量增量远大于排气门带BGR相位时的缸内工质质量增量。BGR相位开启的最高升程越大，在进气门和排气门共同开启阶段的缸内工质质量增量越小。在活塞上行压缩阶段，缸内工质质量的最大值和制动功率呈相关关系。

发动机2 100 r/min时1缸进气道压力波动情况如图13所示。当排气门不带BGR相位时，进气道内的压力明显大于排气门带BGR相位时的进气道压力。这是因为当排气门不带BGR相位时，缸内工质全部由进气门进入气缸，工质温度低，进入气缸的工质质量大。因此在活塞上止点开启气门时，更多缸内工质从进气门和排气门排出，在进气道和排气道内能产生更大的压力波动，排气道内的压力波通过排气歧管传递至增压器涡轮机入口，导致增压器转速更大、进气道内有更大的压力，进一步使得在进气门开启阶段有更多的新鲜工质进入气缸。

4 气门型线优化

在发动机1 600，1 800，2 100 r/min转速下，分别对CRB1.5和CEB2.0气门型线进行优化，使得制动功率达到最大。本研究采用最优拉丁超立方（optimal latin hypercube design，Opt LHD）设计方法进行抽样，选择进气门和排气门相关的相位特征参数作为优化因子，再根据所选定的抽样方法确定各因子的水平和试验次数，之后对选定的因子进行主成分分析，验证DoE方案的有效性。最后，利用MATLAB编写相关程序，自动生成相应的DoE方案的进排气门型线，将生成的气门型线输入到GT-Power中计算得到不同优化方案下的制动功率。

4.1 气门型线特征参数的计算

首先利用Isight软件对CRB1.5和CRB2.0气门型线中的相位特征参数进行优化。对于CRB1.5型线，包括进气门开启时刻、持续时间和最高升程。排气门2nd CRB开启的最高升程很小，能优化的空间小，因此排气门优化选择1st CRB开启时刻、2nd CRB开启时刻和持续时间、BGR相位的关闭时刻和最高升程。对于CRB2.0型线，包括进气门开启时刻、持续时间和最高升程。由于排气门开启的最高升程很小，能优化的空间小，因此排气门气门特征优化因子选择开启时刻和持续时间。

对于CRB1.5气门型线，优化的初始型线采用企业原设计的气门型线（见图4）。采用优化的拉丁超立方抽样方法，一共设置500组优化方案，DoE所涉及的数学模型如式（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为制动功率；x1为进气门开启时刻；x2为进气门关闭时刻；x3为排气门2nd CRB相位开启时刻；x4为排气门2nd CRB相位关闭时刻；x5为排气门1st CRB相位开启时刻；x6为排气门1st CRB相位关闭时刻；a为进气门开启最高升程；b为排气门1st CRB相位最高升程。

之后，对规划好的500组气门型线的8个特征参数进行计算。

对于CRB2.0气门型线，优化的初始型线采用进气门开启两次，排气门相位包含两次CRB相位的气门型线，如图5所示。由于在发动机一个循环内，采用了两次完全相同的气门开启方式，因此在后续优化过程中设置两次进气门开启最高升程相同，进气门两次开启时刻相差360°，两次关闭时刻也相差360°，排气门的设置同理。

采用优化的拉丁超立方抽样方法，一共设置400组优化方案，DoE所涉及的数学模型见式（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为制动功率；x1为进气门第一次开启时刻；x2为进气门第一次关闭时刻；x3为排气门1st CRB相位开启时刻；x4为排气门1st CRB相位关闭时刻；x5为进气门第二次开启时刻；x6为进气门第二次关闭时刻；x7为排气门2nd CRB相位开启时刻；x8为排气门2nd CRB相位关闭时刻；a为进气门开启最高升程。

对规划好的400组气门型线的9个特征参数进行计算。

4.2 特征参数的主成分分析

在完成对气门相位特征参数计算后，需要基于这几个参数进行主成分分析，确保DoE方案的有效性。主成分累计贡献率越大，表明选取的数据包含越多的原始信息，通常以累计贡献率超过90%为所选取数据包含所有原始信息的标准［18］。本研究通过MATLAB编写程序实现上述过程。对于CRB1.5气门型线，计算得到的各主成分的贡献率及前n个主成分（n=1～8）的累计贡献率如图14所示，结果显示：仅在8个参数都选择的情况下，累计贡献率才超过90%，因此DoE方案设计有效。对于CRB2.0气门型线，由于x1和x5、x2和x6、x3和x7、x4和x8均相差360°，因此只对x1，x2，x3，x4和a这5个自变量进行主成分分析，通过计算得到的各主成分的贡献率及前n个主成分（n=1～5）的累计贡献率如图15所示。结果显示：仅在5个参数都选择的情况下，累计贡献率才超过90%，因此DoE设计方案有效。

确定优化因子及优化范围之后，对进气门型线和排气门型线进行参数化处理。为了方便后续程序编写，将进气门和排气门开启阶段的气门升程和曲轴转角的关系简化为三角函数，CRB1.5和CRB2.0气门型线的进排气门气门升程与曲轴转角的函数关系分别如表2和表3所示。

4.3 DoE仿真结果

将得到的进排气门型线输入到GT-Power中，得到CRB1.5和CRB2.0分别在1 600，1 800，2 100 r/min工况下的最佳制动功率和对应的气门型线。CRB1.5气门型线优化前后的制动功率对比如图16所示。优化前后，高转速下的制动功率始终高于低转速下的制动功率，优化后，不同转速下的制动功率均得到明显提升，制动功率优化率达到40%以上，在高转速下优化率超过了60%。

优化前后的CRB1.5气门型线对比如图17所示。在发动机转速为1 600 r/min和1 800 r/min工况下，优化后所采用的气门型线相同。不同转速下优化后的气门型线在排气门2nd CRB相位阶段，排气门的开启时刻均早于进气门的开启时刻；在排气门1st CRB相位阶段，排气门开启时刻均晚于原来设计的气门型线，且优化后的进气门开启相位和排气门BGR相位的最高升程均有所降低，有利于减小气门运行过程中的冲击载荷。

CRB2.0气门型线优化前后的制动功率对比如图18所示。不同转速下，通过优化气门型线，制动功率均有不同程度的提高，转速越高，制动功率的优化率越低。在高转速下，采用优化后的CRB2.0气门型线的制动功率低于采用优化后的CRB1.5气门型线，但在较低转速下，采用CRB2.0气门型线则更有优势。

优化前后的CRB2.0气门型线对比如图19所示。在不同转速下均存在一条使得制动功率达到最

大的气门型线，与原气门型线相比，优化后的气门型线在进气门开启相位的最高升程更低。优化后的气门型线在压缩上止点开启气门的时刻晚于原设计的气门型线，这是为了更加充分利用压缩冲程工质对活塞做负功。最终优化前后的制动功率及气门相位特征对比如表4和表5所示。

5 结论

a） 对比CRB1.5气门型线和CRB2.0气门型线的制动性能，采用CRB2.0气门型线的制动功率更高，在活塞上行阶段通过开启进气门进入的缸内工质质量大于通过排气门开启BGR阶段回流入缸内的工质质量；

b） CRB2.0气门型线排气门带BGR相位对制动功率有较大影响，在活塞下行进气门开启阶段，排气门同时开启反而会影响进气门进入的新鲜工质进入量，从而导致制动功率降低；

c） 在不同发动机转速下存在一条最优气门型线；

d） 高转速下，CRB1.5气门型线优化后的制动功率更大，而低转速下CRB2.0气门型线更有优势。

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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

［编辑： 潘丽丽］

作者简介：田峰（2001—），男，硕士，主要研究方向为车用发动机节能与排放控制；798350445@qq.com。

通讯作者：倪计民（1963—），男，博士，主要研究方向为发动机节能与排放控制技术；nijimin@tongji.edu.cn。