電噴發(fā)動機(jī)配油轉(zhuǎn)閥的設(shè)計及其流場分析

常向龍，趙永強(qiáng),2，陳鑫，田智永

(1.陜西理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，陜西漢中 723001；2.陜西省液壓技術(shù)重點(diǎn)實驗室,陜西西安 710077)

0 前言

發(fā)動機(jī)共軌系統(tǒng)可直接向噴油器提供穩(wěn)定的油壓和流量。為了進(jìn)一步提高噴油器輸出流量的精度，本文作者提出了一種新型噴油器配油轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)閥作為流體方向和大小的控制元件，通過閥芯的轉(zhuǎn)動控制出口流體的接通和切斷，具有結(jié)構(gòu)簡單、可連續(xù)定量調(diào)節(jié)流量大小、開閉迅速等優(yōu)點(diǎn)，在液壓傳動、機(jī)床設(shè)備等間歇作業(yè)過程中得到廣泛的應(yīng)用。

目前，對于轉(zhuǎn)閥特性的研究逐漸增多。MOJALLAL等針對發(fā)動機(jī)燃油控制系統(tǒng)，提出了一種可變面積的新型比例流量控制旋轉(zhuǎn)閥，對閥口形狀進(jìn)行了改進(jìn)，在多種工況下進(jìn)行仿真，并通過與試驗對比，驗證設(shè)計的可靠性。LISOWSKI等設(shè)計了一種多段比例方向控制閥，通過CFD數(shù)值模擬分析其流體動力學(xué);同時，針對閥芯不同形狀開口，分析了比例流量控制閥的流量特性，并通過試驗加以驗證。LI等針對電液勵磁系統(tǒng)進(jìn)行了參數(shù)分析，并建立了系統(tǒng)的AMESim仿真模型，解釋了各參數(shù)之間的耦合關(guān)系。YU等提出了一種旋轉(zhuǎn)直驅(qū)閥結(jié)構(gòu)，通過仿真和試驗驗證結(jié)構(gòu)的合理性。王鶴等人設(shè)計了三角形、半圓形和矩形閥口的旋轉(zhuǎn)式換向閥，針對不同形狀閥口建立過流面積模型并進(jìn)行了分析。張增猛等針對球閥研究了兩種形狀閥口結(jié)構(gòu)對閥芯穩(wěn)態(tài)流體作用力的影響，以此優(yōu)化閥體的結(jié)構(gòu)。朱牧之等分析了一種新型直驅(qū)式轉(zhuǎn)閥的流動特性，并結(jié)合實驗對其進(jìn)行了驗證。ZARYANKIN等針對汽輪機(jī)控制系統(tǒng)，對閥門進(jìn)行了設(shè)計并對油路中流動參數(shù)進(jìn)行研究。張鵬運(yùn)用Fluent對轉(zhuǎn)閥三維模型進(jìn)行流場仿真分析，為后續(xù)的實驗樣機(jī)試驗提供了數(shù)據(jù)參考。毛麒源等等依據(jù)伺服閥提出了偏轉(zhuǎn)板射流腔理論模型和壓差計算關(guān)系式，通過實驗驗證了該模型的正確性。SONG、HAN等對轉(zhuǎn)閥在相同的邊界條件下設(shè)置不同開度，研究轉(zhuǎn)閥出口交界處的流速和油槽處的壓力渦度，為轉(zhuǎn)閥進(jìn)一步的優(yōu)化提供了理論依據(jù)。金偉、史俊強(qiáng)建立了轉(zhuǎn)閥流體域的簡化物理模型，對閥芯不同轉(zhuǎn)角下流場進(jìn)行了仿真分析，得到了轉(zhuǎn)閥在工作時的運(yùn)動規(guī)律及流體壓差變化情況。

根據(jù)上述研究現(xiàn)狀，本文作者基于JE4D25A型電噴柴油發(fā)動機(jī)工作參數(shù)，設(shè)計了一種流量大小可調(diào)的噴油器配油轉(zhuǎn)閥，并對其閥口流場進(jìn)行仿真分析，討論閥口在不同開度下的配流情況，為后續(xù)的閥口結(jié)構(gòu)設(shè)計和流道優(yōu)化提供參考。

1 轉(zhuǎn)閥的工作原理和主要參數(shù)

1.1 轉(zhuǎn)閥的工作原理

一種流量大小可調(diào)的噴油器配油轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由正時帶輪、花鍵軸、閥座和閥芯組成。在閥座的同一環(huán)面每間隔90°開有一個閥口，每個閥口都連接一個噴油器，如圖2所示，各噴油器與閥口的連接順序與發(fā)動機(jī)做功順序相對應(yīng)。閥芯的左端圓柱面開有一個梯形狀流量調(diào)節(jié)口，在轉(zhuǎn)動過程中，流量調(diào)節(jié)口依次與閥座上的各個噴油器接通，高壓油經(jīng)閥口進(jìn)入噴油器，從而實現(xiàn)向各缸供油；閥芯的軸向往復(fù)移動，可實現(xiàn)油量大小的調(diào)節(jié)?；谏鲜鲈?，閥芯與閥座之間的間隙性通斷，可實現(xiàn)對各缸的順序配油和油量大小的調(diào)節(jié)。

圖1 轉(zhuǎn)閥三維模型結(jié)構(gòu)分解

圖2 轉(zhuǎn)閥工作截面示意

1.2 轉(zhuǎn)閥主要技術(shù)參數(shù)確定

根據(jù)JE4D25A型共軌柴油發(fā)動機(jī)的工作參數(shù)(如表1所示)來確定轉(zhuǎn)閥的閥口直徑、閥芯流道直徑和流速等主要技術(shù)參數(shù)。

表1 JE4D25A型柴油發(fā)動機(jī)參數(shù)

發(fā)動機(jī)在額定轉(zhuǎn)速下每循環(huán)噴油100次噴油量為Δ，則

(1)

式中：為燃油比重；對于0號輕質(zhì)柴油(溫度20 ℃)，=0.85 g/cm，可得Δ≈6.52 mL。由式(1)計算得到的噴油量僅為參考值，實際中應(yīng)對噴油量進(jìn)行修正，因此引進(jìn)修正系數(shù)，取=1.12。

=Δ

(2)

由式(2)得到閥口輸出的額定流量=7.3 mL。

轉(zhuǎn)閥閥芯軸向移動采用伺服電機(jī)驅(qū)動，在發(fā)動機(jī)不同轉(zhuǎn)速下，閥芯上的流量調(diào)節(jié)口與閥口有不同的重合開啟時間，以此達(dá)到調(diào)節(jié)油量大小的目的。不同轉(zhuǎn)速下閥口中心在流量調(diào)節(jié)口上所轉(zhuǎn)過的角度不同，以發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速依次為800、2 000、3 800 r/min為例，閥口中心在流量調(diào)節(jié)口經(jīng)過角度變化如圖3所示。

圖3 閥口過流面積示意

流量調(diào)節(jié)口與閥口形成的過流面積大小呈周期性變化，如圖4所示，油液在閥出口處的流量大小也呈周期性變化。

圖4 閥口開度隨閥芯旋轉(zhuǎn)變化結(jié)構(gòu)示意

在閥口全開狀態(tài)下，其壓力-流量特性方程為

(3)

式中：為流量系數(shù)；為閥口開度面積，mm；Δ為系統(tǒng)壓差，MPa；為油液密度，kg/m。

取=0.8，Δ=3 MPa，對于0號輕質(zhì)柴油，=850 kg/m,在額定輸出流量=7.3 mL時，由式(3)可得閥口最大過流面積≈108.61 mm。最大過流面積下閥口全開，由公式=π(/2)，可推出閥口最大圓形水力直徑=11.76 mm。為了補(bǔ)償加工過程中流道偏心誤差，取閥口直徑為=12 mm。

閥芯油道尺寸對配油量大小沒有影響，可根據(jù)下式確定

(4)

式中：為流量調(diào)節(jié)口油速，取=20 m/s。最終得到閥芯流道直徑為=10 mm。

用0號柴油(20 ℃)作為流體介質(zhì)，其運(yùn)動黏度=3.4×10m/s，由此，可計算出閥口流動的雷諾數(shù)為

(5)

流體轉(zhuǎn)變流動狀態(tài)的臨界雷諾數(shù)為2 320～4 000，由式(5)計算的雷諾數(shù)=58 820，顯然液壓油在閥中的流動狀態(tài)是湍流。

2 轉(zhuǎn)閥內(nèi)部流場特性仿真

2.1 控制方程

流體流動一般滿足能量守恒、質(zhì)量守恒和動量守恒三大守恒定律。三大守恒定律分別用數(shù)學(xué)描述為能量守恒方程、連續(xù)性方程和動量方程(N-S方程)。由于轉(zhuǎn)閥的內(nèi)流場為湍流，因此無法直接用上述的三大定律求解，但是引入湍流模型可以有效求解。轉(zhuǎn)閥普遍采用RNG-模型，即：

(6)

(7)

(8)

(9)

式中：、、分別是壓力、油液密度和運(yùn)動黏度；、、分別是3個方向的速度矢量。利用Fluent仿真軟件，基于有限元法、有限差分法將模型流體域離散化求解控制方程，進(jìn)一步對流場模型求解。

2.2 內(nèi)流場模型的建立

根據(jù)轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)參數(shù)要求，在建好的模型中分別抽取怠速工況(800 r/min)下閥口與流量調(diào)節(jié)口3個不同旋轉(zhuǎn)角度下的流體域三維模型，將抽取的三維流體域模型導(dǎo)入到Fluent中進(jìn)行仿真。在怠速工況下轉(zhuǎn)閥閥口從開啟到關(guān)閉，閥芯旋轉(zhuǎn)34.5°，由于轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)具有對稱性，閥芯旋轉(zhuǎn)23°時過流面積最大。因此，分別選取閥芯旋轉(zhuǎn)角度為11.5°、23°和34.5°時的流體域模型作為仿真模型，不同角度的流體域模型如圖5所示。

圖5 不同轉(zhuǎn)角下轉(zhuǎn)閥閥道流場模型

2.3 網(wǎng)格模型

在仿真前對流體模型進(jìn)行前處理，采用Fluent軟件對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。閥芯流道和閥口處流體域均是規(guī)則的圓柱形，因此采用六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，單元格尺寸設(shè)為0.3 mm，中間流體域為不規(guī)則體積，采用四面體單元來劃分，同時對質(zhì)量較差的網(wǎng)格進(jìn)行修改，在保證計算精度的同時也控制了計算規(guī)模。劃分完畢總網(wǎng)格有110萬個，總節(jié)點(diǎn)有39萬個，平均網(wǎng)格質(zhì)量在0.88左右，符合CFD求解器精度要求。流體域網(wǎng)格模型如圖6所示。

圖6 流體域網(wǎng)格模型

2.4 邊界條件

在Fluent軟件中進(jìn)行仿真分析，對邊界條件作如下設(shè)置：

(1)流體介質(zhì)選用0號(20 ℃)輕質(zhì)柴油，是不可壓縮牛頓流體，密度為850 kg/m，運(yùn)動黏度為3.4×10m/s。

(2)經(jīng)上文計算，雷諾數(shù)為58 820，流體在閥內(nèi)的流動狀態(tài)為湍流，仿真時選用RNG-兩方程湍流模型。

(3)假設(shè)所設(shè)計的轉(zhuǎn)閥為理想條件下配油閥，閥芯與閥座配合精確，沒有徑向間歇，無泄漏，閥芯流場中流動是單相流，流動過程中無氣泡產(chǎn)生，流體在閥口壓力大，流速高，可認(rèn)為沒有熱交換。

(4)采用壓力入口與壓力出口邊界條件，考慮流體在流道中流動會有壓力損失，因此閥芯入口壓力設(shè)為50 MPa，閥座出口壓力設(shè)為47 MPa，壓差為3 MPa。

(5)流體與壁面的邊界是靜態(tài)的，沒有滑動壁面，采用Simplec算法進(jìn)行流體動力學(xué)計算模擬。

3 轉(zhuǎn)閥流場仿真分析

3.1 閥芯旋轉(zhuǎn)11.5°流域仿真分析

當(dāng)轉(zhuǎn)閥閥芯轉(zhuǎn)過11.5°時，閥芯上流量調(diào)節(jié)口與閥口以一定重合面開啟，流體從流道下端口進(jìn)入，從上端閥口流出，其閥口的流體壓力分布、湍流強(qiáng)度分布、進(jìn)出口流速及速度矢量如圖7所示。

圖7 閥芯旋轉(zhuǎn)11.5°流體流場

在圖7(a)中，進(jìn)出口壓力比較穩(wěn)定，當(dāng)閥芯轉(zhuǎn)過11.5°時，閥口與流量調(diào)節(jié)口所形成的過流面較小，造成壓力損失，約為2.7 MPa，但在流量調(diào)節(jié)口中部形成局部高壓。原因是流量調(diào)節(jié)口外表面正對閥座內(nèi)壁面，流體流至流量調(diào)節(jié)口后，須向其他方向擴(kuò)散，因此在這里形成局部高壓，可達(dá)55 MPa。

3.2 閥芯旋轉(zhuǎn)23°流域仿真分析

當(dāng)轉(zhuǎn)閥閥芯轉(zhuǎn)過23°時，流體流向與第3.1節(jié)相同，此時，過流面積達(dá)到最大，閥口全開，其閥口的流體壓力分布、湍流強(qiáng)度分布、進(jìn)出口流速及速度矢量如圖8所示。

從圖8(a)和(b)可以看出:此時進(jìn)出口流體壓差進(jìn)一步縮小，約為0.7 MPa；流體在入口至流量調(diào)節(jié)口這段流道內(nèi)，流速平穩(wěn)，但由于流量調(diào)節(jié)口特殊的形狀設(shè)計，使得在出口處流體速度出現(xiàn)了較大的波動，局部最大流速約為150 m/s，在流量調(diào)節(jié)口及閥口處流體的湍流強(qiáng)度增高。

圖8 閥芯旋轉(zhuǎn)23°流體流場

3.3 閥芯旋轉(zhuǎn)34.5°流域仿真分析

當(dāng)轉(zhuǎn)閥閥芯轉(zhuǎn)過34.5°時，流體流向與第3.1節(jié)相同，此時，過流面積相比減小，閥口趨向關(guān)閉，其閥口的流體壓力分布、湍流強(qiáng)度分布、進(jìn)出口流速及速度矢量如圖9所示。

從圖9(a)和(b)可以看出:在閥口趨于關(guān)閉時，進(jìn)出口壓差逐漸增大，約為1.9 MPa，原因是過流面積減小；流量調(diào)節(jié)口中部壓力增大，其原因與閥芯轉(zhuǎn)過11.5°時所形成的高壓相同；流體在進(jìn)口處流速平穩(wěn)，但在出口處局部流速較大，由于此時流出閥口的流量體積減少，因而湍流強(qiáng)度也相應(yīng)減小。

圖9 閥芯旋轉(zhuǎn)34.5°流體流場

3.4 各旋轉(zhuǎn)角度下轉(zhuǎn)閥特性分析

當(dāng)閥芯轉(zhuǎn)角不同時，流體壓力、流速、湍流強(qiáng)度等各物理參量都會發(fā)生變化。為了進(jìn)一步研究新轉(zhuǎn)閥的工作特性，將閥芯相對于閥座的轉(zhuǎn)角和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速作為變量進(jìn)行仿真。將閥的出、入口壓差設(shè)置為3 MPa，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速分別設(shè)置為800、2 000和3 800 r/min，閥口從開到閉所轉(zhuǎn)過的角度中取10個插值點(diǎn)進(jìn)行流體仿真，其結(jié)果如表2所示。

表2 發(fā)動機(jī)不同轉(zhuǎn)速下閥芯轉(zhuǎn)角與流量特性

閥芯不同轉(zhuǎn)角下過流面流量特性曲線如圖10所示，從圖10(a)可以看出:發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速不同，閥芯轉(zhuǎn)角與過流面輸出流量成對稱性變化，隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速增大和閥芯沿軸向向右移動，流量調(diào)節(jié)口相對于閥口的轉(zhuǎn)角增大，閥口的開啟時間加長，過流面輸出流量呈現(xiàn)先增加后減少的趨勢。

圖10 閥芯不同轉(zhuǎn)角下流量特性曲線

閥芯不同轉(zhuǎn)角下閥口總輸出流量體積如圖10(b)所示，可以看出:隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角的增大，閥口輸出流量也相應(yīng)增加，其中，在800 r/min工況下，閥芯與閥座一個閥口在一個轉(zhuǎn)動周期內(nèi)，閥口總的輸出流量是0.059 mL;同樣地，在2 000 r/min和額定轉(zhuǎn)速3 800 r/min工況下，閥口總的輸出流量分別是0.108 mL和0.078 mL。對比理論計算中發(fā)動機(jī)在額定轉(zhuǎn)速下每循環(huán)1次噴油量為0.073 mL，其配油流量比理論計算多6.8%，但在2 000 r/min工況下，實際配油量比理論計算多了48%。這是由于在該位置下，進(jìn)油口與閥口完全正對，流體壓力損失小導(dǎo)致配油量過多，可通過改變進(jìn)油口位置解決。

4 結(jié)論

基于JE4D25A型電噴柴油發(fā)動機(jī)提出一種配油轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)，通過理論計算和仿真分析，對比了發(fā)動機(jī)在3種特殊工況下，閥芯轉(zhuǎn)角變化與閥口輸出流量特性關(guān)系，得到如下結(jié)論：

(1)所設(shè)計的配油轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)，由曲軸直接驅(qū)動閥芯同步轉(zhuǎn)動，當(dāng)各缸做功一次時，曲軸轉(zhuǎn)過720°，閥芯轉(zhuǎn)動一圈，因此在一個配油周期內(nèi)，降低了閥芯的轉(zhuǎn)速，提高了配油效率。

(2)流量調(diào)節(jié)口是梯形對稱結(jié)構(gòu)，當(dāng)閥口打開時，隨著閥芯轉(zhuǎn)角的增大，過流面輸出流量呈現(xiàn)先增加后減少的對稱輸出特性。

(3)當(dāng)進(jìn)出口壓力恒定時，閥口輸出流量大小跟發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速和閥芯相對于閥座轉(zhuǎn)角大小有關(guān)。隨著轉(zhuǎn)速增加，流量調(diào)節(jié)口對閥口開啟時間加長，閥芯轉(zhuǎn)角增大，閥口輸出流量也增加，在發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)速時，流量調(diào)節(jié)口一個配油周期內(nèi)可向閥口輸出流量0.078 mL，比理論計算的單次配油量0.073 mL多6.8%。