中重型車用柴油機共軌噴油器結構參數(shù)匹配設計

許文燕，劉麗峰，任慶霜，程秀圍，王旭蘭，王尚學

(中國北方發(fā)動機研究所(天津)，天津 300400)

高壓共軌噴射系統(tǒng)作為一種高度柔性控制的燃油噴射系統(tǒng)，以其顯著的優(yōu)越性廣泛應用于中重型柴油車輛，可使柴油機達到更高的排放要求。共軌噴油器是高壓共軌噴油系統(tǒng)的核心部件，集機械、液壓、電子和電磁為一體，工作過程復雜，設計參數(shù)眾多，而且各參數(shù)之間相互作用、相互耦合，每個參數(shù)對噴射過程的影響不獨立。本研究采用Hydsim一維流體仿真軟件,根據(jù)共軌噴油器的結構特點建立共軌噴油器一維仿真模型，以滿足整機標定點噴油量和噴油持續(xù)期為目標，采用正交設計方法匹配設計滿足某中重型柴油機的噴油器結構參數(shù)方案，并進行試驗驗證。

1 共軌噴油器仿真模型的建立

1.1 共軌噴油器結構及工作原理

共軌噴油器主要由電磁鐵、電磁閥組件、控制閥偶件、針閥偶件和噴油器體等零部件組成(見圖1)。

電磁鐵不通電時，球閥通過電磁閥組件的彈簧壓力封閉共軌噴油器回油量孔，針閥在控制腔壓力和針閥彈簧力的作用下處于關閉狀態(tài)；電磁鐵通電時，電磁閥組件在電磁力的作用下開啟球閥，控制腔的壓力急劇下降，針閥在針閥腔和控制腔的壓差下克服針閥彈簧力，針閥打開噴油。

1.2 共軌噴油器數(shù)學模型

根據(jù)共軌噴油器的結構和工作原理，結合Hydsim仿真軟件建模環(huán)境將共軌噴油器的數(shù)學模型分為管路類、腔室類、節(jié)流孔類、時間控制閥等通用模型和針閥運動類、噴油器噴孔等燃油系統(tǒng)專用數(shù)學模型。

圖1 共軌噴油器示意

共軌噴油器的內(nèi)部燃油流道和與共軌噴油器相連的高壓油管在Hydsim仿真軟件建模環(huán)境中被當作管路模型考慮。選用Hydsim軟件中的Laplace管路模型，模型中管路的橫截面被看作標準圓形，管路的仿真模型參數(shù)需輸入直徑和長度。Laplace管路模型的特征在于管路的摩擦損失方程為Kroller經(jīng)過拉普拉斯變化的方程；管路中非定常流動的摩擦損失通過Melcher方法9計算，Melcher摩擦方程如下：

(1)

(2)

式中：R為管路中的摩擦力；Af為管路的橫截面積；D(t)為圓形管路的阻尼方程；ωn為零階貝塞爾函數(shù)的根；r為管路半徑。

腔室類模型選用Hydsim軟件中的標準容積模型，不考慮容積邊界的彈性變形，本次仿真亦不考慮容積壁面的傳熱。標準容積模型如下：

(3)

式中：p(t)為壓力時間函數(shù)；E為燃油的體積彈性模量；V(x)為體積；Qi和Qj為流進、流出容積的流量。容積模塊需要預先輸入一個壓力值。

節(jié)流孔類選用Hydsim軟件中標準孔板模型，模型中定義節(jié)流孔的幾何參數(shù)和流量系數(shù)等參數(shù)。

仿真模型中，電磁閥采用Hydsim軟件中的時間開關控制閥，控制閥的時間開啟延時時間根據(jù)實驗臺測試結果設定。

針閥運動類模型如下：

(4)

式中：mN為針閥質(zhì)量；xN為針閥位移；AG為針閥導向直徑面積；AS為密封座面豎直方向投影面積；Pr為軌壓；PInj為噴孔前噴射壓力；FS為針閥彈簧力；PC為控制腔壓力。

噴油器噴孔流量模型如下：

(5)

式中：Q為噴孔總流量；μ為噴孔流量系數(shù)；AInj為噴孔總面積；P0為氣缸壓力。

共軌噴油器Hydsim仿真模型見圖2。

1.3 仿真模型驗證

在高壓共軌試驗臺(見圖3)上，采用某產(chǎn)品級共軌噴油器的試驗結果，對仿真模型進行驗證。

高壓共軌試驗臺通過噴油器控制單元設置噴油脈寬，通過軌壓控制單元設置軌壓，通過單次噴射儀計量單次循環(huán)油量，通過試驗臺數(shù)據(jù)輸出單元輸出噴油規(guī)律和噴射脈寬的電壓值。試驗時，采用軌壓140 MPa，脈寬1 ms和軌壓120 MPa，脈寬0.9 ms兩個方案對仿真結果進行驗證。圖4示出噴油規(guī)律試驗結果與仿真結果的對比，能夠看出仿真模型的相對準確性。

圖2 共軌噴油器仿真模型

圖3 高壓共軌試驗臺

圖4 噴油規(guī)律試驗結果與仿真結果對比

2 共軌噴油器結構參數(shù)匹配設計指標

共軌噴油器結構參數(shù)匹配設計的指標在初期工程計算階段主要體現(xiàn)在一定的噴油持續(xù)期內(nèi)噴入燃燒室的單次循環(huán)油量。

根據(jù)某中重型車用柴油機標定點功率和轉速(見表1)，分解計算標定點共軌噴油器單缸單次循環(huán)噴油量：

(6)

式中：g為每缸每循環(huán)噴油量；ge為燃油消耗率；Ne為柴油機功率；n為柴油機轉速；i為柴油機氣缸數(shù)；Z為柴油機沖程系數(shù)，四沖程為1/2；ρ為柴油密度，25 ℃時為0.825 g/cm3。

表1 某中重型車用柴油機主要參數(shù)

根據(jù)該中重型車用柴油機整機性能，預測整機標定點噴油持續(xù)期為27°曲軸轉角，噴油持續(xù)期φ以時間單位計量時為

(7)

式中：n為發(fā)動機標定點轉速，本研究中為2 300 r/min；φ為標定點以曲軸轉角計量的噴油持續(xù)期(27°)；T為標定點以時間單位計量的噴油持續(xù)期。該柴油機標定點噴油參數(shù)見表2。

表2 柴油機標定點噴油參數(shù)

3 基于正交設計的共軌噴油器結構參數(shù)優(yōu)化匹配

正交試驗設計是工程上比較常用的應用正交表正交原理和數(shù)值統(tǒng)計分析，研究多因素優(yōu)化試驗的一種科學方法，它可以用最少的試驗次數(shù)優(yōu)選出各因素較優(yōu)參數(shù)或條件的組合[6]。同理可以將此試驗設計方法應用于多參數(shù)仿真分析。

正交設計過程：1)確定正交設計指標；2)選定正交設計的因素及水平；3)設計正交表[6]。

正交設計指標參見表2中共軌噴油器結構參數(shù)匹配設計指標。

3.1 正交設計的因素與水平

正交設計的因素是影響設計指標的要素。具體到共軌噴油器，共軌噴油器的每個結構參數(shù)都會對其噴油規(guī)律產(chǎn)生影響。本研究中，受中重型車用柴油機結構限制，共軌噴油器的外形尺寸相對于原型不作更改，這樣共軌噴油器的內(nèi)部油道和腔室就不作為本次匹配設計的內(nèi)容。根據(jù)先期中重型車用柴油機一維整機性能仿真預測，將標定點的共軌壓力設計值預定為140 MPa，共軌噴油器的噴孔參數(shù)也通過三維燃燒過程仿真初步預測為8×0.15 mm，針閥升程被列為主要匹配設計參數(shù)。與共軌噴油器相連的高壓油管長度和直徑，對共軌噴油器的噴射過程有較大影響，設計時應與共軌噴油器的結構參數(shù)一起匹配設計。進回油量孔參數(shù)作為對共軌噴油器噴射過程影響的主要參數(shù)[3]，亦為本次匹配設計的因素。各因素正交設計水平表見表3。

表3 各因素正交設計水平表

3.2 正交表設計

根據(jù)表3中正交設計的因素及水平，按照JB/T7510—94《工藝參數(shù)優(yōu)化方法及正交試驗法標準》構造四因素三水平正交表L9(34)，即按照正交表中的參數(shù)匹配設計方案為9個(見表4)。

表4 正交表L9(34)

3.3 共軌噴油器結構參數(shù)優(yōu)化匹配仿真結果及初步分析

按照正交表中參數(shù)匹配設計的9個方案，代入各方案中共軌噴油器高壓油管長度L、進油量孔孔徑din、回油量孔孔徑dout和針閥升程h的值，得到各方案的單次循環(huán)油量、噴油持續(xù)期，結果見表5；與目標設計值的差值見圖5至圖7。

將各方案的單次循環(huán)油量、噴油持續(xù)期和平均噴油速率與目標值的差值作為考核方案優(yōu)劣的指標。

表5 各匹配方案仿真結果

圖5 單次循環(huán)油量仿真值與目標設計值的差值

圖6 噴油持續(xù)期仿真值與目標設計值的差值

圖7 平均噴油速率仿真值與目標設計值的差值

從圖5至圖7可以看出，方案2與方案5單次循環(huán)油量、噴油持續(xù)期和平均噴油速率與目標值最接近。

3.4 基于多指標簡易綜合公式評分法的結果分析

正交試驗設計方法指出，當考核指標為兩項或多項時，應采用綜合評分法將多指標化為單項指標，以便于綜合評價。簡易綜合評分公式如下：

(8)

式中：Yi為第i方案的綜合公式評分；bj為第j個指標的權重系數(shù)；Sj為n次方案在k項指標下各自的標準差；Xij為第i方案、第j指標的值。

將單次循環(huán)油量、噴油持續(xù)期和平均噴油速率與目標值的差值作為考核方案優(yōu)劣的指標，由于差值有正負之分，為便于綜合評分計算，綜合評分計算過程中取3個指標的絕對值，分別為Xi1，Xi2，Xi3。由于3項指標均為重要參數(shù)指標，重要程度相當，指標的權重系數(shù)相等。本研究中綜合評分公式如下：

(9)

根據(jù)綜合評分公式可得出各仿真方案的綜合評分，結果見表6。差值的絕對值越小該方案越優(yōu)，由表6可知，方案2的綜合評分值最小。

根據(jù)正交試驗設計方法，采用極差分析：1)找出各因素對考核指標影響的主次順序，各因素(高壓油管長度，進回油量孔，針閥升程)對應的綜合評分值的極差如表7中R行中的值表示，R值越大表示該因素對指標的影響程度越大。各因素對指標的影響程度由大到小排列為針閥升程h、高壓油管長度L、進油量孔din、回油量孔dout。2)確定各因素較優(yōu)位級組合。通過計算，得到各因素(高壓油管長度，進回油量孔，針閥升程)相同位級綜合評分值之和(見表7中K1，K2，K3)。K1，K2，K3所對應的因素列中的最小值組合即為各因素較優(yōu)位級組合。結果為高壓油管長度L=210 mm，進油量孔孔徑din=0.28 mm，回油量孔孔徑dout=0.31 mm，針閥升程h=0.3 mm。將該方案列為方案10，將以上各因素值輸入仿真模型中進行計算，并將方案10與方案2作比較分析。

表6 各仿真方案綜合效應評分

表7 各因素相同位級綜合評分值及極差

兩個方案的因素值差別僅在于回油量孔值方案10為0.31 mm，方案2為0.29 mm，其余3個因素值相同。圖8、圖9示出方案2與方案10仿真結果對比。從噴油規(guī)律仿真(圖8)和針閥升程的仿真(圖9)可以看出，方案10回油量孔比方案2增大，進回油量孔的比值相對減小，噴射初期噴油速率大于方案2，而噴射后期噴油速率小于方案2。這與理想的“先緩后急”的噴油規(guī)律理念背道而馳，因此，還是推薦選用綜合評分值最小的方案2各因素的參數(shù)值。

圖8 噴油規(guī)律仿真結果

圖9 針閥升程

4 試驗驗證

按方案2的結構參數(shù)設計加工共軌噴油器和高壓油管，在高壓共軌試驗臺(圖3)上進行標定點噴油規(guī)律試驗和共軌噴油器基礎油量Map試驗。

某中重型車用柴油機標定點噴油規(guī)律試驗時，設置試驗臺單次噴油脈寬1.21 ms，軌壓135 MPa，測試共軌噴油器單次循環(huán)油量為114.78 mm3，與方案2仿真值和柴油機需求目標值相對誤差均為4%；噴油持續(xù)期1.874 ms,與方案2仿真值和柴油機需求目標值相對誤差均為4%。說明按照正交設計方法優(yōu)選出的共軌噴油器參數(shù)方案對噴油器的結構設計有一定的指導意義，設計的噴油器滿足柴油機標定點指標需求。噴油規(guī)律及控制脈寬結果見圖10。

圖10 標定點噴油規(guī)律試驗結果

共軌噴油器基本油量Map見圖11。軌壓設置30～160 MPa，控制脈寬設置300～1 300 μs。經(jīng)過整機試驗驗證，共軌噴油器的基本油量Map完全覆蓋該中重型車用柴油機的全工況單次噴油量需求，而且不同軌壓時的單次循環(huán)油量線性良好，共軌噴油器的穩(wěn)定性滿足整機需求。圖11中“·”表示整機標定試驗時，采集到的整機外特性各工況點共軌噴油器單次循環(huán)噴油量值。

圖11 共軌噴油器基本油量Map

該共軌噴油器已成功匹配于某中重型車用柴油機，經(jīng)過整機性能標定試驗，整機功率、油耗等指標均滿足預期要求。該中重型車用柴油機整機萬有特性試驗結果見圖12。從試驗結果來看，該柴油機實現(xiàn)了最大扭矩1 200 N·m、標定功率265 kW@2 300 r/min、外特性最低油耗195 g/(kW·h)(1 500 r/min附近)的性能設計目標，而且發(fā)動機萬有特性試驗的絕對經(jīng)濟油耗區(qū)完全覆蓋整車經(jīng)濟油耗設計區(qū)(圖12a)。此外，經(jīng)濟油耗區(qū)對應的PM排放較少(圖12b)，說明該柴油機的機內(nèi)凈化水平較高。

圖12 中重型柴油機萬有特性試驗結果

5 結論

a) 采用經(jīng)過優(yōu)化設計后的共軌噴油器高壓共軌臺架在標定點進行噴油規(guī)律試驗，測得共軌噴油器單次循環(huán)油量為114.78 mm3，仿真值和柴油機需求目標值相對誤差均值為4%；噴油持續(xù)期1.874 ms，方案2仿真值和柴油機需求目標值相對誤差均值為4%；

b) 采用經(jīng)過優(yōu)化設計后的共軌噴油器在高壓共軌臺架進行基本油量Map試驗，測量結果表明，不同軌壓時的單次循環(huán)油量線性良好，基本油量Map完全覆蓋某中重型車用柴油機的全工況單次噴油量需求；

c) 經(jīng)過優(yōu)化設計后的共軌噴油器實現(xiàn)了整機標定點功率油耗指標，整機萬有特性試驗的絕對經(jīng)濟油耗區(qū)完全覆蓋整車經(jīng)濟油耗設計區(qū)，經(jīng)濟油耗區(qū)對應的PM排放較少，說明該柴油機的機內(nèi)凈化水平較高；

d) 采用一維仿真結合正交試驗設計原理，適用于共軌噴油器各參數(shù)的優(yōu)化匹配設計，對共軌噴油器的設計試制具有指導作用。