船用低速柴油機電控噴油器預(yù)噴射對主噴射循環(huán)噴油量的影響

康彥紅，王 昊，徐春龍，范立云，王 敏，孫勇，楊顯鋒

(1．中國北方發(fā)動機研究所，天津300405;2．哈爾濱工程大學(xué) 動力與能源工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱150001)

0 引 言

隨著船舶排放和經(jīng)濟性要求的提高，電控高壓共軌技術(shù)開始被應(yīng)用于船舶發(fā)動機領(lǐng)域。電控噴油器是共軌燃油系統(tǒng)的核心部件，其技術(shù)成熟度直接決定了共軌系統(tǒng)性能的優(yōu)劣。我國目前尚沒有自主研制的能夠應(yīng)用于船用低速柴油機共軌燃油系統(tǒng)的電控噴油器，對其進行研發(fā)設(shè)計具有重要的現(xiàn)實意義和工程應(yīng)用價值［1－2］。

電控噴油器是集電磁、機械、液力于一體的多物理場耦合作用的高度復(fù)雜非線性時變系統(tǒng)。預(yù)噴射引起的壓力波動會隨著噴油器特性參數(shù)的變化呈現(xiàn)出時域和頻域上的變化，進而使得主噴射噴油量隨著DT 的變化而產(chǎn)生波動，給噴油器噴油量的精確控制增加了難度［3］。本文對船用低速柴油機電控噴油器進行概念設(shè)計，并利用AMESim 仿真平臺建立了數(shù)值仿真模型，分析預(yù)噴射對主噴油量的影響，得到了主噴油量隨DT 的波動規(guī)律，為噴油器的設(shè)計過程提供理論依據(jù)。

1 噴油器概念設(shè)計

圖1 為船用低速柴油機電控噴油器工作原理。由圖1 可知，噴油器的噴油定時和噴油量取決于電磁閥通電時刻和通電時間長短。該噴油器由電磁閥直接控制噴油，比傳統(tǒng)的增壓式船用噴油器響應(yīng)變快，延遲更小，有利于實現(xiàn)靴型噴射和多次噴射等噴油規(guī)律。

圖1 船用低速柴油機工作原理Fig.1 Working principle of low-speed marine diesel

共軌管提供高壓燃油，進入噴油器之后一部分燃油進入下方噴油嘴部分的盛油槽，一部分則通過控制腔進油孔進入控制腔。噴油器上方的電磁控制閥為常閉閥，斷電時控制閥處于落座狀態(tài)，控制腔出油孔被其關(guān)閉，控制腔中的高壓燃油使針閥處于落座狀態(tài)。電磁閥通電后，電磁線圈吸引銜鐵帶動控制閥桿向上運動，控制腔出油孔打開，高壓燃油被泄放到低壓油路，控制腔壓力降低，針閥在盛油槽中燃油壓力的作用下抬起，噴油器噴油［4］。

根據(jù)上述噴油器工作原理對船用低速柴油機電控噴油器進行概念設(shè)計，如圖2 所示。設(shè)計過程中考慮了重油環(huán)境的工作特點，在控制腔泄油油路和電磁鐵之間加入了隔離塊裝置，將高溫重油和電磁鐵隔離開來，保證電磁鐵安全可靠的工作。

圖2 噴油器概念設(shè)計Fig.2 Conceptual design of injector

2 仿真模型的建立

圖3 為利用AMESim 仿真平臺建立的電控噴油器仿真模型，本文在建模過程中考慮了起穩(wěn)壓和供油作用的共軌管結(jié)構(gòu)。電控噴油器由ECU 控制模塊、電磁控制閥和噴油器本體組成。模型中輸入的部分重要參數(shù)如表1 所示。

表1 仿真模型中輸入的主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of simulation model

圖3 噴油器AMESim 仿真模型Fig.3 AMESim simulation model of injector

由于本文所設(shè)計的船用低速柴油機電控噴油器在國內(nèi)尚處于設(shè)計研發(fā)階段，缺少實驗數(shù)據(jù)，因此采用間接標(biāo)定法對模型進行驗證，并結(jié)合設(shè)計要求和相關(guān)文獻數(shù)據(jù)說明仿真模型的準(zhǔn)確性。

圖4 為采用相同建模方法建立的小尺寸車用柴油機噴油器模型的仿真結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)對比曲線。由圖4 可看出，仿真結(jié)果和實驗數(shù)據(jù)的噴油速率曲線有很好的一致性，說明本文所用的建模方法具有較高可靠性。

表2 為船用低速柴油機的設(shè)計要求，由設(shè)計要求計算出電控噴油器在額定工況下所需噴油量為9 900 mm3，由圖5 可以看出，本文所建模型額定工況下，控制脈寬為18.3°CA 凸輪轉(zhuǎn)角時，循環(huán)噴油量為10 150 mm3，能夠滿足設(shè)計要求。

圖4 噴油速率對比曲線Fig.4 Comparison of fuel injection rate

表2 船用低速柴油機設(shè)計要求Tab.2 Design requirements of low-speed marine diesel engine

圖5 仿真模型額定工況下循環(huán)噴油量Fig.5 Cycle fuel injection quantity of simulation model in rated condition

圖6 為仿真模型計算出的控制電流及噴油器動態(tài)響應(yīng)時序圖。由圖6 可知，針閥上升到最大升程時間為1.145 ms，從最大升程復(fù)位時間為1.895 ms，分別小于相關(guān)文獻中所給的2.5 ms 和2 ms［5］;從控制閥抬起到針閥抬起延遲時間為0.22 ms，從控制閥下降到針閥下降延遲時間為0.525 ms，均小于相關(guān)文獻中所給的1 ms［5］。

由上可知，本文所用建模方法準(zhǔn)確可靠，建立的噴油器模型能夠在動態(tài)響應(yīng)和噴油量等方面滿足船用低速柴油機電控噴油器的設(shè)計要求，應(yīng)用其進行仿真計算具有較高的準(zhǔn)確性和可靠性，仿真所得數(shù)據(jù)和結(jié)論也能夠?qū)嶋H的系統(tǒng)設(shè)計和加工生產(chǎn)有理論指導(dǎo)意義。

圖6 控制電流和噴油器動態(tài)響應(yīng)時序圖Fig.6 Control current and action response of injector

3 預(yù)噴射對主噴油量的影響

為了研究預(yù)－主噴射中預(yù)噴射對主噴射循環(huán)噴油量的影響，進行單次噴射和預(yù)－主噴射2 組仿真計算，其中單次噴射包括預(yù)噴射和主噴射2 次仿真過程，預(yù)－主噴射計算的DT = 3°CA，2 組仿真計算均是在凸輪轉(zhuǎn)速170 r/min，預(yù)噴射脈寬0.3°CA，主噴射脈寬18°CA 的工況點下進行的，對比結(jié)果如圖7 所示。由圖7 可知:預(yù)－主噴射中的預(yù)噴射油量與單次噴射時相同，而主噴射油量則由9 450.4 mm3變?yōu)? 504.8 mm3?？梢?，在進行預(yù)－主噴射時，預(yù)噴射會對主噴射的循環(huán)噴油量產(chǎn)生影響。

在凸輪轉(zhuǎn)速170 r/min、預(yù)噴射脈寬0.3°CA、主噴射脈寬18°CA 的額定工況點下，進行了相同預(yù)噴射不同DT 的預(yù)－主噴射仿真實驗，其中DT 從2°CA 以0.1°CA 的等步長變化到10°CA，結(jié)果如圖8所示。由圖8 可知，不同DT 時，相同預(yù)噴射對主噴射循環(huán)噴油量的影響不同，主噴油量隨著DT 的變化呈現(xiàn)出類余弦曲線的波動規(guī)律，波動幅值約為144.5 mm3。

圖7 單次噴射與預(yù)－主噴射噴油量對比Fig.7 Comparison of fuel injection quantity between single injection and pre-main injection

圖8 DT 對主噴油量的影響Fig.8 Influence to main fuel injection quantity of DT

液體流量計算方程為［6］:

式中:Q 為所求流量;t 為通流時間;A 為流通截面面積;ρ 為流體密度;CA為流通系數(shù);P1和P2分別為流體進口和出口壓力。由積分計算的性質(zhì)可知，在ρ 和A 相同時，Q 的大小取決于流體進出口壓差在時間t 內(nèi)的積分值大小。在燃油噴射系統(tǒng)中，P1為燃油噴射之前的盛油槽壓力，P2為氣缸內(nèi)壓力，由于P2＜＜P1，故P1－P2≈P1。因此，循環(huán)噴油量的大小由噴油脈寬內(nèi)盛油槽壓力P1 的積分值決定，盛油槽壓力越大，其積分值越大，循環(huán)噴油量也就越大。

圖9 不同DT 時盛油槽壓力和針閥升程曲線Fig.9 Delivery chamber pressure and needle valve lift with difference DT

圖9 為2°CA，6°CA，10°CA 的DT 條件下盛油槽壓力和針閥升程的曲線。由圖可知，預(yù)噴射導(dǎo)致盛油槽的壓力產(chǎn)生劇烈波動，盡管相同的預(yù)噴射引起的壓力波動相同，但由于DT 不同時主噴射的時刻不同，這使得在主噴射的噴油脈寬內(nèi)盛油槽的壓力積分值也不盡相同，進而導(dǎo)致主噴油量在不同DT 時會有差別。同時，由積分運算的性質(zhì)可知，當(dāng)被積函數(shù)波動幅值越大時，不同區(qū)域內(nèi)的積分值相差也越大，因此，盛油槽內(nèi)壓力波動越劇烈，主噴油量的波動幅值也就越大。

4 特性參數(shù)對主噴油波動量的影響

文中在額定工況點下研究了控制閥桿最大升程、控制腔進油孔直徑、控制腔出油孔直徑以及噴孔直徑變化時對主噴油量隨DT 波動規(guī)律的影響，DT 從2°CA 以0.1°CA 的等步長變化到10°CA。為了消除特性參數(shù)取值不同對主噴油量本身的影響，引入了主噴油波動量的概念，并以控制閥桿升程為0.2 mm、DT 為6°CA 時為例給出了主噴油波動量的計算公式:

式中:ΔQ 為主噴油波動量;Q 為主噴油量，(10 －2)/0.1 +1 為每條曲線上的實驗點個數(shù)。

4.1 控制閥桿最大升程

圖10 控制閥桿最大升程對主噴油波動量的影響Fig.10 Influence of control valve rod maximum lift to main fuel injection quantity fluctuation

圖10 為控制閥桿最大升程對主噴油波動量的影響。由圖10(a)可知，最大升程的變化對主噴油波動量曲線的相位和波動幅值都有較明顯的影響。升程為0. 22 mm 時的曲線波動相位最靠前，波動量最大，波動幅值可達182. 2 mm3;而升程為0. 2 mm 時的曲線則波動相位最靠后，波動量也最小，波動幅值僅為144. 5 mm3。其原因是:針閥位移越大，噴孔處流通面積越大，吸收壓力波的能力也越強，使預(yù)噴射引起的盛油槽內(nèi)的燃油壓力波動相對越平穩(wěn)，由圖10(b)可知，控制閥桿升程為0. 2 mm 時的預(yù)噴射針閥最大位移最大，因此其盛油槽壓力波動幅值最小，進而使得其主噴油波動量的波動幅值也就最小。同理，升程為0. 22 mm 時預(yù)噴射針閥最大位移最小，主噴油波動量波動幅值最大。

同時，預(yù)噴射針閥的最大位移和落座時刻不同還會導(dǎo)致盛油槽壓力波的相位變化，針閥落座時刻越早，壓力波達到第一個的波峰時刻越早，自此之后的波動相位也越提前。由圖10(b)可以看出，控制閥桿最大升程為0.22 mm 時，預(yù)噴射針閥最大位移最小，落座時刻最早，盛油槽壓力波的相位最靠前，因此其較小DT 時的主噴射便可經(jīng)歷其他兩種情況較大DT 才能經(jīng)歷的盛油槽壓力波動，故其主噴油波動量隨DT 的波動相位也是最靠前的。同理，升程為0.2 mm 時預(yù)噴射針閥最大位移最大，落座時刻最晚，其主噴油波動量波動相位也最靠后。

4.2 控制腔進油孔直徑

圖12 所示為控制腔進油孔直徑對主噴油波動量的影響。由圖12(a)可知，控制腔進油孔直徑的變化對主噴油波動量曲線的相位和波動幅值都有較明顯的影響。進油孔直徑由0.61 mm 增大到0.67 mm時，主噴油波動量曲線的波動相位提前，波動幅值由96.3 mm3增大到176.7 mm3。

其原因是:進油孔直徑越大，控制腔泄油速度越慢，建壓速度越快，針閥的抬起時刻也就越晚，下降時刻越早，預(yù)噴射時針閥的上升時間越小，最大位移也就越小，落座時刻越早，其盛油槽壓力波動幅值越大，相位越靠前，如圖11(b)所示，進而使得其主噴油波動量的波動幅值越大，相位也越靠前。

圖11 控制腔進油孔直徑對主噴油波動量的影響Fig.11 Influence of control chamber inlet hole diameter to main fuel injection quantity fluctuation

4.3 控制腔出油孔直徑

圖12 所示為控制腔出油孔直徑對主噴油波動量的影響。由圖12(a)可知，控制腔出油孔直徑的變化對主噴油波動量曲線的相位和波動幅值都有較明顯的影響。出油孔直徑由0.71 mm 增大到0.79 mm 時，主噴油波動量曲線的波動相位延后，波動幅值由182.9 mm3減小到97.1 mm3。其原因是:出油孔直徑越大，控制腔泄油速度越快，針閥抬起時刻越早，預(yù)噴射時針閥的上升時間越長，最大位移也就越大，落座時刻越晚，其盛油槽壓力波動幅值越小，相位越靠后，如圖12(b)所示，進而使得其主噴油波動量的波動幅值越小，相位也越靠后。

4.4 噴孔直徑

圖12 控制腔出油孔直徑對主噴油波動量的影響Fig.12 Influence of control chamber outlet hole diameter to main fuel injection quantity fluctuation

圖13 為噴孔直徑對主噴油波動量的影響。由圖13(a)可知，噴孔直徑的變化主要影響主噴油波動量的波動幅值，對波動相位的影響則非常小。在噴孔直徑由0.531 mm 增大到0.587 mm 的過程中，主噴油波動量幅值由110.9 mm3增大到179.9 mm3，波動相位略有提前。這是因為:噴孔直徑越小，噴油器噴油時盛油槽內(nèi)的壓力降越小，作用于針閥下端承壓面的液壓力越大，使其上升速度越大，預(yù)噴射時針閥的最大位移也就越大，落座時刻越晚，其盛油槽壓力波動幅值越小，相位越靠后，如圖13(b)所示，進而使得其主噴油波動量的波動幅值越小，相位也越靠后。但是由于噴孔直徑對針閥落座時刻的影響很小，故其對相位的影響也并不明顯。

5 結(jié) 語

1)預(yù)噴射引起的噴油器內(nèi)部的壓力波動能夠影響主噴射的循環(huán)噴油量。并且預(yù)噴射相同時，主噴油量會隨著DT 的變化呈現(xiàn)出類余弦曲線的變化規(guī)律。

圖13 噴孔直徑對主噴油波動量的影響Fig.13 Influence of nozzle diameter to main fuel injection quantity fluctuation

2)噴油器的特性參數(shù)變化能夠?qū)χ鲊娪筒▌恿侩SDT 的變化規(guī)律產(chǎn)生影響，并且主要影響其波動幅值和波動相位。

［1］王征，楊建國，余永華．RT－flex 低速大功率智能化柴油機的技術(shù)分析［J］．航海工程，2009，38(5):100 －102．WANG Zheng，YANG Jian-guo，YU Yong-hua． Technical analysis of the RT-flex low-speed intelligent diesel engine［J］．Ship＆ Ocean Engineering，2009，38(5):100 －102．

［2］LIU Y，ZHANG Y T，QIU T，et al．Optimization research for a high pressure common rail diesel engine based on simulation ［J］． International Journal of Automotive Technology，2010，11(5):625 －636．

［3］CATANIA A E，F(xiàn)ERRARI A，SPESSA E． Numericalexperimental study and solutions to reduce the dwell-time threshold for fusion-free consecutive injections in a multijet solenoid-type CR system［J］．Engineering for Gas Turbines and Power，MARCH 2009，131:022804．

［4］BRUNNER H，BETSCHART M，F(xiàn)ANKHAUSER S． Common rail wartsila two-stroke engines in practice［C］//CIMAC Congress，Bergen，Norway，2010．

［5］KOHKETSU S，TANABE K，MORI K． Flexibly controlled injection rate shape with next generation common rail system for heavy duty DI diesel engines［C］//SAE paper 2000 －01 －0705，2000．

［6］CATANIA A E，F(xiàn)ERRARI A，et al．Experimental investigation of dynamics effects on multiple-injection common rail system performance［J］． Engineering for Gas Turbines and Power，MAY 2008，130/032806．

［7］蘇海峰，張幽彤，羅旭，等．高壓共軌系統(tǒng)水擊壓力波動現(xiàn)象試驗［J］．內(nèi)燃機學(xué)報，2011，29(2):163 －168．SU Hai-feng，ZHANG You-tong，LUO Xu，et al．Experimental investigation on water hammer pressure wave in high pressure common rail system［J］． Transactions of CSICE，2011，29(2):163 －168．