面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)建模及仿真分析*

周 磊，楊 昆，聶 濤，吳 昕，劉 楠

(1. 海軍工程大學 動力工程學院， 湖北 武漢 430033； 2. 海軍蚌埠士官學校 機電系， 安徽 蚌埠 233012)

作為動力機械的心臟，柴油機在生產和生活中的各個領域都有著廣泛的應用。經濟的高速發(fā)展使地球能源的大量消耗，賴以生存的自然環(huán)境不斷受到污染，世界各國對柴油機高效率、低排放的要求變得愈發(fā)迫切[1]。為滿足未來能源的需求和日益嚴格的排放法規(guī)，必須開發(fā)新的柴油機技術如新燃燒策略、超高壓噴射、后處理系統(tǒng)、生物燃料以及余熱回收系統(tǒng)等[2-3]。其中，超高壓噴射能夠促使油滴更加細化，提高霧化和可燃混合氣的質量，縮短著火滯燃期和預混燃燒比例，推遲噴油定時，有效解決NOx和PM排放的矛盾[4-6]。但是，噴油壓力的提高會造成著火延遲期內的油量噴入過多，引起燃燒過程中的放熱率迅速增大，進而導致NOx排放量的升高，這就需要通過控制噴油速率來調節(jié)油量，形成更為合理的可燃混合氣時間和空間分布[7-8]。此外，為提升柴油機全工況范圍內的性能，噴油速率應當隨著柴油機工況的變化調整成最優(yōu)的曲線形狀[9]。因此，人們在對噴油壓力要求不斷提高的同時，對理想噴油速率的不懈追求也一直沒有間斷過。

為實現(xiàn)理想的噴油速率，DENSO公司[10]設計了ECD-U2型共軌燃油噴射系統(tǒng)，該系統(tǒng)利用三通閥來調節(jié)噴嘴處的壓力以控制針閥運動，進而控制噴油過程，并能夠在噴射過程中形成三角形和靴形噴油規(guī)律。Wang等[11]設計了雙執(zhí)行器燃油噴射系統(tǒng)，該系統(tǒng)利用高壓油泵和電控噴油器各自控制泵油和噴油過程，通過對其開展試驗和仿真研究發(fā)現(xiàn)，系統(tǒng)能夠獲取不同的起始噴油壓力。歐陽明高等[12]提出了在柱塞上開泄流槽的方式，并利用試驗進行了噴油速率測試，結果表明：依靠該泄流槽可以抑制油壓的升高，以此來實現(xiàn)理想的初期噴油速率。此外，通過對噴油器噴嘴的結構進行改進設計，如采用分段針閥升程式噴嘴、錐形結構的壓力室噴嘴以及雙座面噴嘴等形式[13-14]，以改變噴孔流通面積，進而也能夠實現(xiàn)噴油速率的有效控制。綜上所述，在高壓共軌系統(tǒng)中改變噴油速率，既可以從結構設計方面改變噴孔兩側壓力差，又可改變噴射過程中噴油壓力獲得柔性的噴油速率，還可通過改變噴孔流通面積實現(xiàn)噴油速率的改變。對于確定的高壓共軌系統(tǒng)，通過結構上的改變獲得變化的噴油速率是有限的，而通過控制噴油壓力實現(xiàn)噴油速率控制具有更大的潛力?；诖?，提出并設計了立足國內加工能力和技術工藝的面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)。

1 面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)工作原理

圖1為面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)總體結構，相比于常規(guī)高壓共軌系統(tǒng)，該系統(tǒng)的主要特點是在共軌管和噴油器之間加裝了自行設計的電控增壓器。該系統(tǒng)采用雙電磁閥控制，一個用于控制電控增壓器，另一個用于控制噴油器。通過開啟電控增壓器電磁閥以實現(xiàn)增壓，且增壓室壓力的大小由電控增壓器內的增壓活塞面積比(以下簡稱增壓比)決定，即增壓比越大，增壓室壓力越大。通過調整電控增壓器和噴油器電磁閥的控制信號作用時間，以實現(xiàn)噴油速率的靈活可控。

圖1 面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)總體結構Fig.1 Overall structure of ultra high pressure common rail system for adjustable fuel injection rate

電控增壓器的結構原理如圖2所示，其具體的工作原理如下：在部分負荷需要低壓工作時，共軌管內燃油通過單向閥和進油環(huán)槽分別提供給增壓室和控制室，使得增壓活塞處在平衡態(tài)，此時噴射低壓燃油。在高負荷需要高壓工作時，電控增壓器電磁閥開啟，銜鐵/閥芯在電磁力的驅動下向鐵芯方向移動，一方面阻斷了通過進油環(huán)槽流向控制室的燃油，另一方面導致閥芯右端與閥體脫離，出油孔被打開，控制室內壓力由于燃油的泄漏而下降，這就使得增壓活塞受力失衡，進而向增壓室方向移動，增壓室內壓力隨即迅速升高，此時噴射高壓燃油。當電控增壓器電磁閥關閉后，銜鐵/閥芯因為彈簧力的作用向遠離鐵芯的方向移動，一方面使得閥芯右端壓緊閥體，形成錐面密封，阻擋控制室內燃油的泄漏；另一方面使得進油環(huán)槽被打開，控制室內壓力又由于共軌管內燃油的補充而迅速升高，同時在復位彈簧的推動下，增壓活塞得以復位。

圖2 電控增壓器結構原理Fig.2 Principle diagram of electric-controlled pressure amplifier structure

2 模型建立及驗證

2.1 數(shù)學模型

根據(jù)電控增壓器和噴油器的液力及運動特性，在建立其數(shù)學模型時，可分為液壓腔、運動件和電磁閥三大類。

1)液壓腔。電控增壓器的液壓腔主要包括控制室和增壓室，根據(jù)流體的可壓縮性方程、伯努利方程以及泄漏方程[15]，得出的控制室內燃油連續(xù)性方程如下：

(1)

其中，Vcon是控制室容積，Pc是控制室壓力，Qjy→con是基壓室流向控制室的油量，Qcon→sol是控制室流向電磁閥室的油量，Qcon_leakout是控制室泄油量，Scon是控制室截面積。

同理，對增壓器而言，其燃油連續(xù)性方程為：

(2)

其中，Vzy是增壓室容積，Pz是增壓室壓力，Qjy→zy是基壓室流向增壓室的油量，ΔQzy_leakout是增壓室泄油量，Qzy→inj是增壓室流向噴油器的油量，Az是增壓活塞小端的面積；h是增壓活塞行程。

2)運動件。電控增壓器的運動件主要是指增壓活塞，其運動方程可表示為：

(3)

其中，Ar是增壓活塞大端面積，Ac是控制室活塞受力面積，ζ是增壓活塞阻力系數(shù)，m是增壓活塞質量，k是復位彈簧剛度，y0是復位彈簧預先壓縮長度。

3)電磁閥。對于電控增壓器的電磁閥，當外界對電磁閥線圈施加勵磁電壓后，線圈上電壓、電流及磁通變化和銜鐵閥體組件的運動可表示如下：

(4)

(5)

Fh=APcon

(6)

(7)

其中：Uc是勵磁電壓，R是線圈電阻，i是線圈電流，N是線圈匝數(shù)，μ0是真空磁導率，Sa是磁通有效截面積，δ是線圈與銜鐵初始氣隙，x是閥芯位移，A是閥芯截面積，Pcon是控制腔壓力，F(xiàn)pre是彈簧預緊力，F(xiàn)h是閥芯所受的液壓力，m是銜鐵和閥芯組件的質量，k是彈簧剛度，λx是阻尼系數(shù)。

2.2 仿真模型

根據(jù)數(shù)學模型，基于AMESim建立的面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)仿真模型如圖3所示。該模型主要由電控增壓器模型、噴油器模型以及高壓源模型(替代高壓油泵和共軌管)組成。在建模過程中用到的模塊庫包含機械元件庫、液壓元件設計庫以及電磁元件庫等[16]。

注：1和23為驅動電路； 2為驅動信號； 3為電磁閥復位彈簧； 4和22為電磁閥電磁部分； 5和24為銜鐵及閥芯質量； 6為閥芯泄漏； 7為閥芯左端活塞； 8為閥芯帶環(huán)槽活塞；9為閥芯右側錐頭； 10為出油孔； 11為基壓室； 12為單向閥； 13為控制室； 14為增壓室； 15為帶復位彈簧活塞； 16為增壓活塞小端泄漏； 17為增壓活塞大端下部； 18為增壓活塞質量； 19為增壓活塞大端泄漏； 20為增壓活塞大端上部； 21為油箱； 25為電磁閥球閥； 26為控制活塞上端； 27為控制活塞泄漏； 28為復位彈簧；29為針閥活塞上端； 30為控制活塞及針閥質量；31為針閥錐頭； 32為壓力室；33為噴油器控制室； 34為進油孔； 35為出油孔； 36為電磁閥腔。圖3 面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)仿真模型Fig.3 Simulation model of ultra high pressure common rail system for adjustable fuel injection rate

2.3 模型驗證

為驗證仿真模型的準確性，利用超高壓共軌系統(tǒng)性能試驗臺架，進行了增壓室壓力的測試，試驗臺架原理圖如圖4所示，主要由電源、高壓油泵、電控增壓器、噴油器、電控單元、壓電傳感器以及數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)等組成，利用壓電傳感器可以測量出增壓室壓力，利用噴油規(guī)律測試儀可以測量出噴油速率，通過數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)能夠實時采集增壓室壓力和噴油速率的測量結果。試驗工況設置如下：共軌壓力為100 MPa，電控增壓器電磁閥控制信號范圍為1.6～3 ms，噴油器電磁閥控制信號范圍為1～2 ms。仿真工況與試驗工況保持一致。

圖4 超高壓共軌系統(tǒng)性能試驗臺架原理圖Fig.4 Principle diagram of performance experimental bench of ultra high pressure common rail system

圖5所示為增壓室壓力的試驗與仿真結果對比圖，由圖5可知，增壓室壓力的試驗值和仿真值基本吻合，即仿真所得到的結果基本可以反映增壓室內壓力場的情況，表明仿真模型符合計算精度要求。試驗所得壓力存在振蕩現(xiàn)象，是由于燃油本身具有一定的可壓縮性以及高壓油管本身具有一定的彈性，當電控增壓器電磁閥高速關閉時，會使得出油節(jié)流孔處的燃油突然受到壓縮，在高壓油管內形成壓力波，并迅速往控制室內傳播，形成水擊現(xiàn)象；同時控制室容積比較小，對傳遞過來的壓力波的吸收能力很弱，壓力受其影響亦會產生振蕩。試驗所得壓力維持在最大值的時間更長是由于電磁力較小，使得增壓活塞移動速度減慢造成的，而試驗所得最大增壓室壓力小于仿真值則是由于試驗中電控增壓器發(fā)生漏油導致的。

圖5 增壓室壓力試驗與仿真結果對比圖Fig.5 Pressure in pressurization chamber comparison between experimental and simulation result

圖6所示為噴油速率的試驗結果與仿真結果對比圖，由圖6可知，噴油速率的試驗值和仿真值基本一致，進一步證實了仿真模型的準確性。實測的噴油速率峰值小于仿真值的原因在于通過試驗獲得的噴油壓力小于仿真值。

圖6 噴油速率試驗結果與仿真結果對比圖Fig.6 Comparison of fuel injection rate between experimental result and simulation result

3 仿真結果與分析

3.1 壓力特性

利用建立的面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)仿真模型，對系統(tǒng)進行了壓力特性分析，仿真工況設置如下：增壓比為3，軌壓為100 MPa，電控增壓器電磁閥啟閉時間為1.5～2.5 ms，圖7所示為電控增壓器增壓室和控制室壓力。

(a) 增壓室壓力(a) Pressure in pressurization chamber

由圖7可知，在電控增壓器電磁閥整個啟閉過程中，控制室壓力先下降后上升，而增壓室壓力則是先上升后下降，這是由于當電控增壓器電磁閥開啟后，控制室內燃油泄漏，壓力下降，增壓活塞受力失衡，隨即向增壓室方向移動，壓縮增壓室內的燃油，導致其壓力上升；當電控增壓器電磁閥關閉后，控制室得到了共軌管內燃油的補充，使得其壓力回升，與此同時，因為復位彈簧的彈力作用，增壓活塞向控制室方向移動，增壓室容積增大，導致其內部壓力隨之下降。

3.2 噴油控制特性

通過調整面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)仿真模型中電控增壓器電磁閥和噴油器電磁閥的控制信號作用時間，對系統(tǒng)進行了噴油規(guī)律控制特性分析，仿真工況設置如下：共軌壓力為100 MPa，增壓脈寬(電控增壓器電磁閥控制信號作用時間)為2.5 ms，噴油器電磁閥控制信號范圍為1.5～2.5 ms，仿真結果如圖8所示，由圖8可知，當增壓時刻相對噴油時刻提前，先增壓后噴油，噴油速率曲線形狀近似于矩形；當增壓時刻與噴油時刻同步，噴油速率曲線形狀近似于斜坡形；當增壓時刻相對噴油時刻滯后，先噴油后增壓，噴油速率曲線形狀近似于靴形，即隨著增壓時刻的滯后，噴油速率由矩形過渡到斜坡形再到靴形，這就證明了面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)能夠靈活控制噴油速率曲線形狀。

圖8 噴油規(guī)律控制特性曲線Fig.8 Control characteristics curve of fuel injection law

面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)不僅能夠實現(xiàn)可調噴油速率噴射，同時還能夠結合預(后)噴射，實現(xiàn)多次噴射。圖9所示為多次噴射時的噴油規(guī)律，由圖9可知，該系統(tǒng)完成了預噴、主噴以及后噴共3次噴射，并且主噴的噴油規(guī)律近似于靴形。根據(jù)實際工作需要，通過改變噴油器電磁閥控制信號作用時間，面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)能夠實現(xiàn)更多次數(shù)的噴射。

圖9 多次噴射噴油速率曲線Fig.9 Fuel injection rate curve of multiple injections

3.3 關鍵結構參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響

3.3.1 出油孔直徑的影響

出油孔直徑對增壓室壓力的影響如圖10所示，由圖10可知，隨著出油孔直徑的增加，增壓室壓力和壓力升高率均逐漸增大，這是由于電控增壓器電磁閥開啟后，出油孔直徑的增加會導致從控制室泄漏的高壓燃油的速度加快，使得增壓活塞獲得了更大的加速度，進而提升了增壓室壓力和壓力升高率。

圖10 出油孔直徑對增壓室壓力的影響Fig.10 Effect of fuel outlet diameter on pressurization pressure

出油孔直徑對燃油泄漏率的影響如圖11所示，由圖11可知，在閥芯運動過程中，燃油泄漏率呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢，這是由于增壓開始后出油孔處的壓力先上升后下降造成的。同時由圖11可以看出，隨著出油孔直徑的增加，燃油泄漏率逐漸增加，并且在泄漏過程的末期，燃油泄漏率下降速度加快，這是由于出油孔直徑越大，從出油孔處泄漏的高壓燃油的流速越高造成的。

圖11 出油孔直徑對燃油泄漏率的影響Fig.11 Effect of fuel outlet diameter on fuel leakage rate

出油孔直徑對噴油速率的影響如圖12所示，由圖12可知，隨著出油孔直徑的增加，噴油速率曲線形態(tài)均近似于靴形，這是由于噴油在增壓之前開始，即在噴油的過程中會由于增壓裝置的增壓作用，使得噴油壓力在某一時刻上升速度突然增大，曲線形態(tài)出現(xiàn)一個明顯的拐點造成的。同時可以看出，出油孔直徑越大，噴油速率峰值越大，但增加幅度不明顯，這是由于最大增壓室壓力逐漸增大，而增幅不是很明顯(見圖10)所導致的。

圖12 出油孔直徑對噴油速率的影響Fig.12 Effect of fuel outlet diameter on fuel injection rate

3.3.2 控制室容積的影響

控制室容積對增壓室壓力的影響如圖13所示，由圖13可知，隨著控制室容積的增加，增壓室壓力峰值幾乎相等，但增壓室壓力達到峰值的時間和恢復到基壓的時間均逐漸延長，原因在于增壓過程中，隨著控制室容積的增加，會使得高壓燃油通過出油孔泄漏的時間延長，同時，增壓過程結束后，控制室容積的增加也會導致高壓燃油充滿控制室的時間延長，因此，增壓室壓力達到峰值的時間和恢復到基壓的時間均逐漸延長。

圖13 控制室容積對增壓室壓力的影響Fig.13 Effect of control chamber volume on pressurization pressure

控制室容積對燃油泄漏率的影響如圖14所示，由圖14可知，在閥芯運動過程中，燃油泄漏率呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢，這是由于增壓開始后出油孔處的壓力先上升后下降造成的。同時由圖14還可以看出，隨著控制室容積的增加，在峰值之前，燃油泄漏率幾乎不變，而在峰值之后，燃油泄漏率逐漸增加，且燃油泄漏結束的時間也相應延長，這是由于控制室容積越大，需要泄漏的燃油量就越多，且燃油充滿控制室的時間越長，故燃油泄漏率越大，且結束的時間越長。

圖14 控制室容積對燃油泄漏率的影響Fig.14 Effect of control chamber volume on fuel leakage rate

控制室容積對噴油速率的影響如圖15所示，由圖15可知，隨著控制室容積的增加，噴油速率曲線形態(tài)幾乎不變，這是由于控制室容積對最大增壓室壓力幾乎沒有影響導致的。

圖15 控制室容積對噴油速率的影響Fig.15 Effect of control chamber volume on fuel injection rate

3.3.3 閥芯位移的影響

閥芯位移對增壓室壓力的影響如圖16所示，由圖16可知，隨著閥芯位移的增加，最大增壓室壓力逐漸增大，且增壓室壓力恢復到基壓的時間逐漸延長。閥芯位移對燃油通過進油環(huán)槽進入控制室有很大影響，當閥芯位移小于進油環(huán)槽的開度(0.1 mm)時，電磁閥相當于兩位兩通閥，此時控制室的出油和進油處于連通狀態(tài)，即燃油泄漏的同時會有燃油的流入，影響增壓效果；當閥芯位移大于進油環(huán)槽的開度時，電磁閥才相當于兩位三通閥，即控制室內燃油泄漏的同時不會有燃油的流入，并且閥芯位移越大，閥芯與閥體密封距離越長，密封效果越明顯。此外，閥芯位移的增加會使得增壓結束后閥芯壓緊閥體的時間延長，這就導致增壓室壓力恢復到基壓的時間延長。

圖16 閥芯位移對增壓室壓力的影響Fig.16 Effect of spool displacement on pressurization pressure

閥芯位移對燃油泄漏率的影響如圖17所示，由圖17可知，隨著閥芯位移的增加，在閥芯運動過程中，燃油泄漏率呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢，這是由于出油孔處的壓力先升高后降低造成的。同時由圖17還可以看出，隨著閥芯位移的增加，燃油泄漏率顯著上升，這是由于燃油從出油孔泄漏時的面積隨著閥芯位移的增加而增大造成的。

圖17 閥芯位移對燃油泄漏率的影響Fig.17 Effect of spool displacement on fuel leakage rate

閥芯位移對噴油速率的影響如圖18所示，由圖18可知，隨著閥芯位移的增加，噴油速率峰值增大，且增幅明顯，這是因為最大增壓室壓力隨閥芯位移的變化而顯著增加造成的。同時可以看出，閥芯位移越大，噴油速率從峰值恢復到零的時間越短，即針閥落座時間更短。這是由于增壓室壓力越大，當噴油器電磁閥控制信號關閉后，控制室進油速率越大，壓力升高越迅速，使得控制室油壓作用在針閥向下的力越大，因此，在針閥升程都達到最大的情況下，針閥下降速度更快，落座時間更短。

圖18 閥芯位移對噴油速率的影響Fig.18 Effect of spool displacement on fuel injection rate

3.3.4 閥芯質量的影響

閥芯質量對增壓室壓力的影響如圖19所示，由圖19可知，隨著閥芯質量的增加，增壓室壓力峰值幾乎相等，但增壓室壓力達到峰值的時間和恢復到基壓的時間均逐漸延長，原因在于增壓過程中，隨著閥芯質量的增加，在相同的電磁力作用下，會使得閥芯運動加速度減小，運動時間延長，同時，增壓過程結束后，閥芯質量的增加也會導致閥芯吸合閥座的時間延長，因此，增壓室壓力達到峰值的時間和恢復到基壓的時間均逐漸延長。

圖19 閥芯質量對增壓室壓力的影響Fig.19 Effect of spool mass on pressurization pressure

閥芯質量對燃油泄漏率的影響如圖20所示，由圖20可知，在閥芯運動過程中，燃油泄漏率呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢，這是由于增壓開始后出油孔處的壓力先上升后下降造成的。同時由圖20還可以看出，隨著閥芯質量的增加，在峰值之前，燃油泄漏率逐漸下降，而在峰值之后，燃油泄漏率逐漸增加，且燃油泄漏結束的時間也相應延長，這主要是由于閥芯質量的增加導致閥芯運動加速度減小造成的。

圖20 閥芯質量對燃油泄漏率的影響Fig.20 Effect of spool mass on fuel leakage rate

閥芯質量對噴油速率的影響如圖21所示，由圖可知，隨著閥芯質量的增加，噴油速率曲線形態(tài)幾乎不變，只是噴油速率峰值有略微下降，因為閥芯質量對最大增壓室壓力的影響很小。

圖21 閥芯質量對噴油速率的影響Fig.21 Effect of spool mass on fuel injection rate

4 結論

本文提出并設計了立足國內加工能力和技術工藝的面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)。在介紹其工作原理的基礎上，基于AMEsim軟件建立了系統(tǒng)的仿真模型，通過模型研究了系統(tǒng)的壓力特性和噴油控制特性，同時分析了電控增壓器的關鍵結構參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響規(guī)律。得出以下結論：

1)面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)能夠根據(jù)柴油機工況的變化，通過加裝在共軌管和噴油器之間的電控增壓器，將燃油壓力放大至超高壓水平。

2)通過改變面向可調噴油速率的超高壓共軌系統(tǒng)內電控增壓器和噴油器各自電磁閥的控制信號作用時間，能夠實現(xiàn)靈活可控的噴油速率曲線形狀，同時，該系統(tǒng)還能夠結合預(后)噴射，實現(xiàn)多次噴射。

3)相比于控制室容積和閥芯質量，出油孔直徑和閥芯位移對系統(tǒng)性能的影響較大，隨著出油孔直徑和閥芯位移的增加，增壓室壓力和噴油速率峰值增大，而燃油泄漏率先上升后下降。