船舶電控柴油機(jī)燃油共軌系統(tǒng)的建模與仿真

沈蘇海，吳培莉，趙 輝

(1.南通航運(yùn)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 輪機(jī)工程系，江蘇 南通 226010;2.大連海事大學(xué) 輪機(jī)工程學(xué)院，遼寧 大連 116026;3.中船重工第703 研究所無錫分部，江蘇 無錫 214151)

0 引言

近年來，隨著能源危機(jī)及環(huán)境污染問題日趨嚴(yán)重，人們對柴油機(jī)的節(jié)能和排放要求越來越嚴(yán)格，因而對柴油機(jī)的調(diào)節(jié)控制提出高精度及多參數(shù)的要求，從而推動電控柴油機(jī)的發(fā)展［1-2］.W?rtsil? 公司率先將共軌技術(shù)應(yīng)用于船舶大型低速電控柴油機(jī)，使得柴油機(jī)能夠自由選擇噴射壓力、精確控制燃油噴油量、獨(dú)立控制噴油正時(shí)和噴油規(guī)律［3］，能夠滿足船用柴油機(jī)的動力性、經(jīng)濟(jì)性以及排放等方面的要求.對電控柴油機(jī)的燃油共軌系統(tǒng)進(jìn)行建模和仿真可以得到燃油共軌系統(tǒng)的基本特性，以及各參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響［4］，對系統(tǒng)以后的設(shè)計(jì)和改進(jìn)具有重要意義.

1 燃油共軌系統(tǒng)原理

W?rtsil? 公司的RT-flex 系列柴油機(jī)可用2個或3個共軌.若用2個共軌，則包括60～90 MPa 的燃油共軌和8～20 MPa 的伺服油共軌，伺服油共軌用于控制噴射電磁閥、排氣閥和氣缸起動閥.若用3個共軌，則增加1個20 MPa 的控制油共軌，其作用是控制噴射電磁閥和伺服油供油泵.

本文主要介紹燃油共軌系統(tǒng)，主要包括控制系統(tǒng)、高壓油泵、中間儲油器、燃油共軌管、壓力傳感器、壓力調(diào)節(jié)閥、噴油器等［5］，其原理見圖1.柴油機(jī)曲軸輸出端的齒輪帶動高壓油泵，根據(jù)燃油齒條的位置將燃油供入中間儲油器，中間儲油器通過兩個立管與燃油共軌管相連，燃油在共軌管中等待噴射.

圖1 燃油共軌系統(tǒng)原理

2 燃油共軌系統(tǒng)仿真模型

燃油共軌系統(tǒng)仿真是以液體流動數(shù)學(xué)方程組(包括質(zhì)量守恒方程、動量守恒方程和物態(tài)方程)為基礎(chǔ)進(jìn)行研究的.本文對共軌系統(tǒng)建模作如下假設(shè)［6-7］:(1)燃油在整個系統(tǒng)中做可壓縮一維非穩(wěn)態(tài)流動;(2)在整個系統(tǒng)中，燃油的溫度保持不變;(3)各腔為集中容積，不考慮壓力傳遞時(shí)間，同一瞬時(shí)狀態(tài)壓力處處相等;(4)不考慮管路中燃油的流動阻力和空穴現(xiàn)象;(5)不考慮各部件的漏泄和彈性形變;(6)不考慮彈簧自振和運(yùn)動件沖量損失，及系統(tǒng)進(jìn)出口局部損失.

2.1 高壓油泵數(shù)學(xué)模型

(1)凸輪運(yùn)動方程:

式中:hfc為凸輪的升程;hmax為凸輪的最大升程;θ為凸輪轉(zhuǎn)角;θB為凸輪工作段半包角;C1，C2，C3，C4為系數(shù)，其中C1=(-480hmax+ 165v)/192，C2=(160hmax-97v)/32，C3=(-120hmax+ 75v)/24，C4=(96hmax-61v)/64，v為燃油的運(yùn)動黏度.

(2)柱塞腔的燃油滿足連續(xù)性方程［8］:

式中:Vfpl為柱塞腔容積;E為燃油的彈性模量;Pfpl為柱塞腔壓力;Afpl為柱塞面積;Qifa_in為中間儲油器進(jìn)口流量;μ0和A0分別為燃油泵進(jìn)口流量系數(shù)和截面積;P0為燃油泵進(jìn)口壓力;α1為階躍函數(shù);hfpl為柱塞升程，hfpl=ηhfc，其中η為燃油泵齒條的百分比.

2.2 中間儲油器數(shù)學(xué)模型

由中間儲油器流入和流出的燃油滿足連續(xù)性方程:

式中:Vifa為中間儲油器容積;Pifa為中間儲油器壓力;Qifa_in和Qifa_out分別為中間儲油器進(jìn)、出口流量;μ1和μ2分別為中間儲油器進(jìn)、出口流量系數(shù);A1和A2分別為中間儲油器進(jìn)、出口流通面積;μ3為中間儲油器安全閥流量系數(shù);A3為中間儲油器安全閥流通面積;Pfcr為共軌管壓力;δ為階躍函數(shù).

2.3 共軌管數(shù)學(xué)模型

由共軌管流入和流出的燃油滿足連續(xù)性方程:

式中:Vfcr為燃油共軌管容積;Qfcr_out為燃油共軌出口流量;Picu為燃油控制活塞壓力;λ1為壓力控制閥針閥升程的函數(shù);μ4和A4分別為壓力控制閥針閥的流量系數(shù)和截面積;μfcr和Afcr分別為共軌管至燃油控制活塞的流量系數(shù)和截面積;σ為階躍函數(shù).

另外，還需對壓力調(diào)節(jié)閥、燃油控制活塞以及噴油器建立數(shù)學(xué)模型［9-10］，原理與上述模型一致，限于篇幅，這里不再描述.

3 仿真模型與結(jié)果分析

3.1 仿真模型

選擇W?rtsil? 公司的7RT-flex 60C 共軌柴油機(jī)為研究對象，在MATLAB/SIMULINK中建立燃油共軌系統(tǒng)仿真模型，見圖2.模型分為凸輪、高壓油泵(見圖3)、中間燃油累加器、燃油共軌管、壓力控制閥和氣缸等6個子系統(tǒng).模型輸入凸輪軸轉(zhuǎn)速，計(jì)算得到高壓油泵升程、柱塞腔壓力、共軌管壓力以及噴油率等參數(shù).

3.2 參數(shù)初始化

仿真前，需要對參數(shù)進(jìn)行初始化.系統(tǒng)采用AB兩列高壓油泵，A 列高壓油泵初始位置為凸輪開始上行時(shí)的位置，B 列高壓油泵與其在空間上相差60°角.對于中間儲油器，假定其初始油壓稍高于燃油共軌油壓.對于燃油控制活塞，假定其初始位置在燃油不噴射的一端，根據(jù)發(fā)火順序動作.對于噴油器，假定其盛油腔內(nèi)作用有一定的殘余油壓，針閥處于關(guān)閉位置.計(jì)算過程中采用ode4 算法，計(jì)算步長設(shè)為0.000 01，柴油機(jī)負(fù)荷為99.97%，高壓油泵齒條達(dá)到滿量程的66.6%，凸輪軸轉(zhuǎn)速為570 r/min，中間儲油器與燃油共軌管容積分別為0.5 m3和3.0 m3.

3.3 模型驗(yàn)證

模型可以仿真出系統(tǒng)各部件的升程h，壓力P以及流量特性，圖4～6為部分仿真曲線.從圖4可以看出，該高壓油泵升程曲線比較柔和且輸出穩(wěn)定，三作用凸輪使其效率更高，符合實(shí)際工作情況.從圖5可以看出，系統(tǒng)穩(wěn)定后中間儲油器和共軌管壓力波動均小于0.02 MPa，滿足共軌壓力波動小于5%的要求［11］.由圖6可以看出，隨著噴油器針閥升程的加大，噴油率q 也隨之變大，且噴油率存在波動，這是由噴油器盛油腔的壓力波動引起的.

圖4 高壓油泵柱塞升程

另外，按照柴油機(jī)試驗(yàn)報(bào)告設(shè)定柴油機(jī)轉(zhuǎn)速、負(fù)荷、噴油脈寬和燃油軌壓，對循環(huán)噴油量的仿真值和試驗(yàn)值進(jìn)行對比，見表1.從表1可以看出誤差較小，說明模型與實(shí)際情況具有較好的一致性.

表1 試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比

4 共軌系統(tǒng)各參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響

4.1 高壓油泵轉(zhuǎn)速對供油率的影響

圖7 高壓油泵轉(zhuǎn)速對供油率的影響

從圖7可以看出，隨著高壓油泵轉(zhuǎn)速的提高，高壓油泵的供油率和供油頻率隨之變化［12］.在凸輪升程，隨著高壓油泵轉(zhuǎn)速的增大，柱塞的運(yùn)動速度增大，柱塞腔壓力升高較快，從而使供油泵與中間儲油器之間的壓差增大、供油率增大［13］.同樣，由于轉(zhuǎn)速增加，在凸輪回程，柱塞腔的壓力下降較快，供油率下降也較快.

4.2 壓力緩沖器容積對其壓力穩(wěn)定性的影響

燃油共軌管作為壓力緩沖器，在供油和噴射過程中起著減小壓力波動的作用，其容積對壓力波動起著至關(guān)重要的作用.圖8為共軌管設(shè)定壓力為89.60 MPa 時(shí)，共軌管容積對中間儲油器和共軌管壓力的影響情況.從圖中可以看出隨著緩沖器容積的加大，緩沖器的壓力波動逐漸減小.從理論上講，緩沖器的容積越大越有利于壓力穩(wěn)定，但是為使柴油機(jī)在起動過程中盡快建立起油壓，緩沖器的容積應(yīng)盡量小.為了平衡二者的關(guān)系，在滿足柴油機(jī)起動要求的前提下盡量選擇較大的緩沖器容積.另外一種比較好的辦法是將共軌管做成多段，各段之間通過閥門聯(lián)通，當(dāng)柴油機(jī)處于啟動狀態(tài)時(shí)讓一段共軌管處于工作狀態(tài)，柴油機(jī)起動后逐漸向各段共軌管供油，當(dāng)各段共軌壓力接近后，打開連接管路上的截止閥，使多段共軌串聯(lián)工作，降低其壓力波動.

圖8 燃油共軌管容積對壓力穩(wěn)定性的影響

4.3 共軌壓力對噴油率的影響

噴油率直接決定柴油機(jī)的動力性，是柴油機(jī)最為重要的參數(shù)之一.圖9 給出柴油機(jī)在不同軌壓下噴油率的變化情況，結(jié)合表1可以發(fā)現(xiàn)柴油機(jī)在99.97%和89.88%負(fù)荷下，其噴油始角和噴油脈寬基本相同，但是由于燃油軌壓不同，導(dǎo)致高負(fù)荷時(shí)柴油機(jī)的噴油率高于低負(fù)荷時(shí)的噴油率.因此可以得出，相同噴油脈寬下提高軌壓可以提高噴油率，如果柴油機(jī)轉(zhuǎn)速相同則可得到較大的噴油量.

圖9 共軌壓力對噴油率的影響

5 結(jié) 論

(1)在研究7RT-flex 60C 柴油機(jī)燃油共軌系統(tǒng)工作原理的基礎(chǔ)上，對其建立仿真模型，經(jīng)驗(yàn)證，仿真的高壓油泵柱塞升程、柱塞腔壓力、共軌管壓力、噴油器盛油腔壓力和噴油率等參數(shù)與實(shí)際情況基本相符，驗(yàn)證模型的正確性.

(2)用仿真模型對影響燃油共軌系統(tǒng)性能的主要參數(shù)作進(jìn)一步研究.結(jié)果表明，高壓油泵的轉(zhuǎn)速越高，供油率變化越快;相同噴油脈寬下，共軌壓力增加，噴油率增加.另外，中間儲油器、共軌管的容積對共軌壓力波動有較大影響，建議在滿足柴油機(jī)起動性能的基礎(chǔ)上選用較大的緩沖器容積或采用分段式共軌管.

［1］李圣軍，張維競，常廣暉.船用電控型柴油機(jī)的最新技術(shù)進(jìn)展［J］.船舶工程，2004，26(2):4-6.

［2］張學(xué)文，滿長忠，唐運(yùn)榜，等.低速船用柴油機(jī)電控共軌系統(tǒng)新進(jìn)展［J］.內(nèi)燃機(jī)，2010(5):1-6.

［3］虞金霞，郭海濤，卓斌.共軌式噴油系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型［J］.上海海運(yùn)學(xué)院學(xué)報(bào)，2002，23(2):30-34.

［4］徐建飛.噴射系統(tǒng)參數(shù)對電噴柴油機(jī)性能的影響［J］.上海海事大學(xué)學(xué)報(bào)，2011，32(4):38-42.

［5］李斯欽.船用電控柴油機(jī)燃油共軌系統(tǒng)建模與仿真研究［D］.廈門:集美大學(xué)，2011.

［6］樊艮，王劍平，曹誠，等.柴油機(jī)高壓共軌系統(tǒng)仿真研究［J］.內(nèi)燃機(jī)，2011(1):39-40.

［7］SEYKENS X L J，SOMERS L M T，BAERT R S G.Detailed modeling of common rail fuel injection process［C］//MECCA，III，2005:30-39.

［8］ZHANG Zhen，SUN Zongxuan.A novel internal model-based tracking control for a class of linear time-varying systems［J］.ASME J Dynamic Systems，Measurement ＆ Contr，2010，132(1):1-10.

［9］王永堅(jiān)，李斯欽，王海燕.大型低速船用智能柴油機(jī)燃油共軌噴射系統(tǒng)的建模與動態(tài)仿真［J］.船舶工程，2012，34(4):45-48.

［10］虞金霞，胡先富.柴油機(jī)燃油噴射系統(tǒng)的仿真計(jì)算及分析［J］.上海海運(yùn)學(xué)院學(xué)報(bào)，2001，22(2):11-14.

［11］BAUMANN J，KIENCKE U，SCHLEGL T，et al.Practical feasibility of measuring pressure waves in common rail injection systems by magnetoelastic sensors［C］// SAE 2006 World Congress ＆ Exhibition，2006-01-0891.

［12］袁方恩，林學(xué)東，黃丫，等.高壓共軌噴射系統(tǒng)參數(shù)對柴油機(jī)性能影響的研究［J］.內(nèi)燃機(jī)工程，2012，33(2):11-19.

［13］TENG H，McCANDLESS J.Performance analysis of rail-pressure supply pumps of common-rail fuel systems for diesel engines［C］// SAE 2005 World Congress ＆ Exhibition Technical Papers，2005-01-0909.