本发明涉及汽车领域， 尤其涉及汽车发动机的制动控制， 特别是一种 发动机联合制动控制方法。

背景技术

现有技术中， 经常将内燃机作为制动手段， 通过将发动机暂时转换为 压縮机的方法来实现。 这种转换切断燃油， 并在发动机活塞压縮冲程结束 时或接近结束时打开排气阀， 允许被压縮气体 (制动时为空气)被释放， 发 动机在压缩冲程中压缩气体所吸收的能量， 不能在随后的膨胀冲程返回到 发动机活塞， 而是通过发动机的排气及散热系统散发掉。 最终的结果是有 效的发动机制动， 减缓车辆的速度。

发动机制动分为压缩释放型发动机制动和泄气 型发动机制动两大类。 传统的压缩释放发动机制动器在发动机活塞的 压缩冲程结束时或接近 结束时打开排气阀。 该装置通常经过液压回路将机械输入传递到要 打开的 排气阀。 液压回路上通常包括在主活塞孔内往复运动的 主活塞， 该往复运 动来自于发动机的机械输入， 比如说喷油器摇臂的摇动。 主活塞的运动通 过液压流体传递到液压回路上的副活塞， 使其在副活塞孔内往复运动。 副 活塞直接或间接地作用在排气阔上， 产生发动机制动运作的阀动。 压缩释 放发动机制动器的一个例子是由康明斯提供的 美国专利号 3220392 ( 1965 年） 披露， 于此纳入参考。

安装了泄气型发动机制动器的发动机制动时， 排气阀除了正常的开启， 还在部分周期内保持微量打开 (部分周期泄气制动）， 或在非排气冲程的周 期内 （进气冲程，压缩冲程，和膨胀冲程)保持微� �恒开 (全周期泄气制动）。 部分周期泄气制动和全周期泄气制动的主要区 别， 在于前者在大部分的进 气冲程中不打开排气阀。 本申请人在美国专利号 6594996 ( 2003年） 为泄 气型发动机制动体系和方法提供了详细的说明 。

此外， 使用排气蝶阀制动器来实现发动机制动的方法 也广为人知， 制 动时只需将置于发动机排气系统的排气尾管内 的蝶阀关闭， 使发动机的排 气背压增加， 发动机活塞在排气冲程时的阻力也增加， 产生制动作用。 目 前排气蝶阀制动器可以分为固定型、 泄压型和可变型三种。 固定型蝶阀的 过流面积是由发动机在最高制动转速时的排气 背压极限来设计的， 排气背 压太高会对发动机造成损害（气门反跳和喷油 嘴过热等等）， 由于排气背压 随发动机的转速增高而增大， 固定蝶阀在发动机中、 低转速时的过流面积 过大， 造成排气背压太低， 制动功率不佳。 理论上来说， 泄压型排气蝶阀 制动器 （简称泄压蝶阀） 可以在发动机中、 低转速时完全关闭 （过流面积 为零）， 做成无泄漏的排气蝶阀制动器； 然后在高转速时， 通过某种泄压装 置泄压， 保证排气背压不会在任何发动机转速下超过极 限值。 美国专利号

4, 682, 674 ( 1987年） 公布了一种泄压蝶阀， 通过一个弹簧预紧的泄压阀 控制发动机的排气背压。 在实际应用当中， 泄压蝶阀的过流面积仍然设计 为大于零， 以防泄压装置不工作或工作不好时， 损坏发动机； 此外， 泄压 蝶阀比固定蝶阀更复杂、 昂贵。 可变型排气蝶阀制动器 （简称可变蝶阀） 的过流面积可以随意调节， 比如说， 在中、 低转速时， 完全关闭蝶阀 （过 流面积为零）， 做成无泄漏的排气蝶阀制动器； 而在高转速时， 适当地打开 蝶阀， 安全泄压， 从而保证发动机在所有转速下的制动效果最好 ， 使用最 安全。 不过， 可变蝶阀需要有复杂的控制与操作机构， 在可靠性和经济性 上的要求最高， 都很难在商业上广泛采用。

沃尔沃（Volvo )使用了压缩释放型发动机制动器和可变型排� �蝶阀制 动器的联合制动 （沃尔沃的 D12型发动机）。 曼 （MAN) 使用了泄气型发动 机制动器和泄压型排气蝶阀制动器的联合制动 （美国专利第 5692469号和 第 7013867号）。 沃尔沃 （Volvo) D12型发动机的联合制动系统太复杂、 昂贵， 而且反应慢， 使用特殊， 无法推广到其它机型。 曼（MAN) 的联合制 动系统通过泄压型排气蝶阀制动器， 使排气背压增高， 导致每个排气阀在 发动机进气冲程临近结束时浮开（反跳）。众 所周知， 排气阀的浮动高度依 赖于发动机的转速或排气背压， 并受排气蝶阀制动器的质量与控制以及排 气歧管设计的影响。 在中、 低速时， 排气阀的浮动可能不够或没有， 发动 机制动装置无法启动， 导致制动功率低甚至完全没有发动机制动。 而此时 发动机制动的需求最高， 因为卡车行驶时发动机转速主要是在中、 低速。

总之， 沃尔沃 （Volvo) 和曼 （MAN) 的发动机联合制动系统需要采用 结构复杂、 价格昂贵的可变型排气蝶阀制动器或泄压型排 气蝶阀制动器， 原因是其发动机制动器在中、 低转速时需要很高的排气背压， 而在高转速 时， 又需要限制排气背压， 以保证发动机的安全运作。

发明内容

本发明的目的在于提供一种发动机联合制动控 制方法， 所述的这种发 动机联合制动控制方法要解决现有技术中采用 可变型排气蝶阀制动器或泄 压型排气蝶阀的发动机制动系统结构复杂的技 术问题。

本发明的这种发动机联合制动控制方法， 包括一个控制发动机制动器 动作过程的步骤、 和一个控制排气蝶阀制动器动作过程的步骤， 所述的发 动机制动器设置在一个发动机上， 所述的排气蝶阀制动器设置在所述的发 动机的排气系统内， 其中， 在所述的控制发动机制动器动作过程的步骤、 和控制排气蝶阔制动器动作过程的步骤中， 均检测所述的发动机的制动转 速， 同时将发动机的制动转速与一个切换制动转速 进行比较， 在发动机的 制动转速低于所述的切换制动转速时， 启动发动机制动器和排气蝶阀制动 器， 在发动机的制动转速高于或者等于切换制动转 速时， 启动发动机制动 器并保持排气蝶阀制动器关闭 （不启动）。

进一步的， 所述的发动机制动器为压缩释放型发动机制动 器。

进一步的， 所述的发动机制动器为泄气型发动机制动器。

进一步的， 所述的排气蝶阀为无泄漏型排气蝶阀。 进一步的， 根据所述的发动机的排气背压极限计算所述的 切换制动转 速。

进一步的， 所述的切换制动转速为每分钟 1800〜2200转。

本发明的工作原理是： 需要发动机从正常工作状态转换至发动机制动 时， 根据发动机开始制动时的转速， 控制发动机制动器和排气蝶阀制动器 的开启。 当发动机的制动转速低于切换制动转速时， 同时开启发动机制动 器和排气蝶阀制动器； 当发动机的制动转速等于或高于切换制动转速 时， 只开启发动机制动器， 不开启排气蝶阀制动器。 该切换制动转速由发动机 的排气背压极限决定， 若发动机的排气背压太高， 会导致发动机的排气阀 反跳 （浮阀） 和喷油嘴温度太高， 损坏发动机。

本发明和已有技术相比较， 其效果是积极和明显的。 本发明在发动机 上设置了发动机制动器， 在发动机的排气系统内设置了排气蝶阀制动器 ， 根据发动机的制动转速相对于切换制动转速的 变化， 选择单独启动发动机 制动器或者同时启动发动机制动器和排气蝶阀 制动器， 实现了制动功率的 优化和发动机的安全操作， 无需采用复杂、 昂贵的可变型排气蝶阀制动器 或泄压型排气蝶阀制动器， 简化了制动系统， 降低了成本。

附图说明

图 1是本发明中发动机采用联合制动 （发动机制动 +固定型排气蝶阀制 动） 和单一的发动机制动 （只有发动机制动， 没有排气蝶阀制动） 的实施 例的实验对比结果。

图 2是本发明的发动机联合制动控制方法的控制� �序示意图。

图 3是本发明中发动机联合制动 （发动机制动 +排气蝶阔制动） 时使用 不同的排气蝶阀制动器和采用本发明的联合制 动控制程序得到的排气背压 曲线。

图 4是本发明中单一的发动机制动（只有发动机� �动，没有排气蝶阀制 动） 和采用本发明的联合制动控制方法得到的进气 压强曲线。 具体实施方式

实施例 1：

本发明的发动机联合制动控制方法， 包括一个控制发动机制动器动作 过程的步骤、 和一个控制排气蝶阔制动器动作过程的步骤， 所述的发动机 制动器设置在一个发动机上， 所述的排气蝶阀制动器设置在所述的发动机 的排气系统内， 其中， 在所述的控制发动机制动器动作过程的步骤、 和控 制排气蝶阀制动器动作过程的步骤中， 均检测所述的发动机的制动转速， 同时将发动机的制动转速与一个切换制动转速 进行比较， 在发动机的制动 转速低于所述的切换制动转速时， 启动发动机制动器和排气蝶阔制动器， 在发动机的制动转速高于或者等于切换制动转 速时， 启动发动机制动器并 保持排气蝶阀制动器关闭。

进一步的， 所述的发动机制动器为压縮释放型发动机制动 器。

进一步的， 所述的发动机制动器为泄气型发动机制动器。

进一步的， 所述的排气蝶阀为无泄漏型排气蝶阀。

进一步的， 根据所述的发动机的排气背压极限计算所述的 切换制动转 速。

进一步的， 所述的切换制动转速为每分钟 1800〜2200转。

如图 1所示， 带有三角形标志的粗实线是联合制动时功率与 制动转速 的关系曲线， 带有菱形标志的细实线是只有发动机制动时功 率与制动转速 的关系曲线。 两条曲线的交叉点处的制动转速大约为 1800转 /分， 称为切 换制动转速， 也就是说， 在发动机的制动转速大于 1800转 /分时， 带固定 蝶阀的联合制动的制动功率低于不带排气蝶阀 制动器的单一发动机制动。 基于这样一个结果，本发明提出了一种新型的 发动机联合制动的控制程序。 当然这一转速与发动机的排气背压有关， 通常为 1800〜2200转 /分。

图 2是本发明的发动机联合制动（发动机制动 +排气蝶阔制动）的控制 程序示意图。 控制程序从发动机的正常运作 710开始， 然后判断发动机是 否需要制动 720， 如果是， 就进入下一个判断 730， 看发动机转速是否大于 最低制动转速， 如果不是（或发动机不需要制动）， 就关闭发动机制动器和 排气蝶阀制动器 722， 回到发动机的正常运作 710; 如果是， 就进入再下一 个判断 740， 看发动机转速是否小于切换制动转速， 如果不是， 就只开启 发动机制动器， 不开启排气蝶阀制动器 750; 如果是， 就同时开启发动机 制动器和排气蝶阀制动器 760。最后， 750和 760模块都回到发动机是否需 要制动的判断控制块 720， 完成一个控制循环。

图 3中为发动机制动与蝶阀联合制动情况下， 固定蝶阔、 泄压蝶阀以 及固定蝶阀 1-0切换时排气背压与发动机转速的关系图。 带实心三角块的 粗实线为固定蝶阀 1-0切换控制与发动机制动联合制动时得到的排 气背压 曲线。 带菱形块的排气背压曲线为采用泄压蝶阔与发 动制动联合制动时的 关系曲线， 发动机在中、 低制动转速时的排气背压较高， 同时在高制动转 速排气背压接近其极限时， 泄压蝶阀的泄压装置启动。 由于增加了泄压装 置， 泄压蝶阀比固定蝶阀更加复杂、 昂贵； 而且泄压装置的可靠性不如固 定蝶阀， 同时， 泄压蝶阀即使在发动机的中、 低制动转速时， 仍备有一定 的泄漏（过流面积不为零）。 因此， 在本发明中采用发动机制动与固定蝶阀 1-0切换控制联合制动。

由于本发明中的联合制动控制程序不受制动器 件的影响， 可以保证在 发动机的高制动转速时， 不超过排气背压极限， 所以可以采用无泄漏 （既 无泄流孔， 又无泄流缝隙， 过流面积为零） 的固定蝶阀， 在发动机的中、 低制动转速时， 排气背压最高， 制动功率最好。 由于固定蝶阀采用 1-0切 换， 无泄漏固定蝶阔关闭时过流面积为零， 完全打幵时相当于无蝶阀， 固 定蝶阔从关闭与完全打开时排气背压有很大的 下降， 如图 3实心三角块的 粗实线， 但这并不会影响发动机的制动功率。 从图 1的实验结果得知， 在 发动机的制动转速大于 1800转 /分时， 带固定蝶阀的联合制动的制动功率 低于不带排气蝶阀制动器的单一发动机制动。 其原因是发动机的制动功率 不但与发动机的排气背压有关， 还受发动机进气压强的影响。 一旦蝶阀关 闭， 发动机的涡轮增压机不再工作（转速很低）， 发动机的进气压强几乎为 零， 约为大气压强， 参照图 4中带实心三角块的粗实线的前面部分。所以� � 光靠固定蝶阀产生的排气背压得到的发动机联 合制动功率， 在高转速时低 于不带蝶阀时由排气背压 （图 3中带实心三角块的粗实线的后面部分） 和 进气压强 （图 4中带实心三角块的粗实线的后面部分） 共同产生的发动机 制动功率。

具体的， 图 1中发动机联合制动功率曲线和不带蝶阀的单� �发动机制 动曲线的交叉点的位置， 即切换制动转速除了与排气蝶阀有关之外， 还受 发动机的涡轮增压机等的影响。与排气蝶阀一 样，涡轮增压机也有固定型、 泄压型和可变形。