船用柴油機超高壓共軌系統(tǒng)特性及參數(shù)影響分析

楊昆,周磊,王銀,聶濤,熊彪

(海軍工程大學 動力工程學院,武漢 430033)

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、生物燃料,以及余熱回收系統(tǒng)等[1-2]。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[3-5]。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。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。為實現(xiàn)理想的噴油速率,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[6-7]。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?提出并設計立足國內加工能力和技術工藝的船用柴油機超高壓共軌系統(tǒng)(以下簡稱超高壓共軌系統(tǒng)),介紹系統(tǒng)工作原理,建立系統(tǒng)的仿真模型,并通過模型分析系統(tǒng)的壓力和噴油控制特性及增壓裝置的關鍵結構參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響規(guī)律。

1 超高壓共軌系統(tǒng)工作原理

超高壓共軌系統(tǒng)總體結構見圖1。

圖1 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增壓裝置。該系統(tǒng)采用雙電磁閥控制,一個用于控制增壓裝置,另一個用于控制噴油器。通過開啟增壓裝置電磁閥以實現(xiàn)增壓,且增壓壓力的大小由增壓裝置內的增壓活塞面積比(以下簡稱增壓比)決定,即增壓比越大,增壓壓力越大。同時,通過調整增壓裝置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。

增壓裝置的結構原理和實物見圖2。

圖2 增壓裝置結構

當需要低壓時,燃油(共軌管內)分別通過單向閥和進油環(huán)槽提供給增壓室和控制室,增壓活塞處在平衡態(tài),此時噴射低壓燃油。當需要高壓時,增壓裝置電磁閥開啟,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出而下降,這就使得增壓活塞受力失衡,增壓室內壓力隨著增壓活塞的向下運動而迅速升高,此時噴射高壓燃油。當增壓裝置的電磁閥閉合后,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出,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。

2 模型建立及驗證

2.1 數(shù)學模型

2.1.1 增壓裝置

基于增壓裝置的液力及運動特性,建立數(shù)學模型時,將其分為3大類。

1)液壓腔。進出液壓腔模型的流體物質主要是燃油,因此建模是為了對在其內部流動的燃油進行液壓特性分析。燃油在液壓腔內流動需滿足流體可壓縮性方程[8]。

(1)

燃油進出液壓腔的流量計算分為泄露和不泄露兩種。

(2)

(3)

基于上述方程,燃油在液壓腔內的壓力變化為

(4)

式中:E為燃油彈性模量;ΔV/V為燃油體積變化率;μ是流量系數(shù);A是有效流通截面積;ρ為燃油的密度;d為密封面直徑;σ為密封面的間隙;Δp為液壓變化;dp/dt為液壓腔內燃油壓力變化率;L為密封長度;η為燃油黏度;Qin為非泄漏流進液壓腔的燃油流量;Qleakout為因泄漏流出液壓腔的燃油流量;dx/dt為運動件的運動速度;V為液壓腔體積。

2)運動件。增壓裝置的運動件主要是指增壓活塞,其運動方程為

(5)

式中:Ar為增壓活塞大端面積;Ac為控制室活塞受力面積;ζ為增壓活塞阻力系數(shù);m為增壓活塞質量;k為復位彈簧剛度;y0為復位彈簧預先壓縮長度。

3)電磁閥。對于增壓裝置的電磁閥,當外界對電磁閥線圈施加勵磁電壓后,線圈上電壓、電流以及磁通變化和銜鐵閥體組件運動議程為

(6)

(7)

Fh=Apcon

(8)

(9)

式中:Uc為勵磁電壓;R為線圈電阻;i為線圈電流;N為線圈匝數(shù);μ0為真空磁導率;Sa為磁通有效截面積;δ為線圈與銜鐵初始氣隙;x為閥芯位移;A為閥芯截面積;pcon為控制腔壓力;Fpre是彈簧預緊力;Fh為閥芯所受的液壓力;m為銜鐵和閥芯組件的質量;k為彈簧剛度;λx為阻尼系數(shù)。

2.1.2 噴油器

噴油器數(shù)學模型也可歸納為液壓腔、運動件以及電磁閥,需要建立控制室、壓力室和盛油腔內燃油連續(xù)性方程、針閥運動方程以及電磁閥的電流、電磁力和液壓力方程等,其數(shù)學模型的建立過程與增壓裝置類似。

2.2 仿真模型

根據(jù)數(shù)學模型,采用AMESim建立超高壓共軌系統(tǒng)仿真模型,見圖3。

圖3 超高壓共軌系統(tǒng)仿真模型

該模型主要由高壓源、增壓裝置,以及噴油器模型構成。建模時選取的模塊庫包含機械和液壓元件庫、設計元件庫及電磁元件庫等[9]。

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)試驗臺架,進行了增壓壓力的測試,臺架原理見圖4。

圖4 超高壓共軌系統(tǒng)驗臺架原理示意

增壓室壓力和噴油速率能夠分別利用壓電傳感器和噴油規(guī)律測量儀測得。試驗工況設置如下:高壓油泵轉速750 r/min,共軌管壓力100 MPa,增壓裝置電磁閥控制信號范圍為1.6～3.0 ms,噴油器電磁閥控制信號范圍為1.0～2.0 ms。仿真工況與試驗工況保持一致,增壓室壓力試驗與仿真結果對比見圖5。

圖5 增壓室壓力試驗與仿真結果對比

由圖5可知,試驗值和仿真值大致吻合,即表明仿真模型滿足計算精度。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,而試驗所得最大增壓壓力小于仿真值則是由于試驗中增壓裝置發(fā)生漏油導致的。

噴油速率的仿真與試驗結果對比見圖6。由圖6可知,噴油速率的試驗值和仿真值也基本吻合。實測的峰值小于仿真值的原因在于試驗得到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

3 仿真結果與分析

3.1 壓力特性

利用建立的超高壓共軌系統(tǒng)仿真模型,對系統(tǒng)進行壓力特性分析,仿真工況設置如下:增壓比為3,軌壓為100 MPa,增壓裝置電磁閥啟閉時間為1.5～2.5 ms,增壓室和控制室壓力見圖7。

圖7 增壓室和控制室壓力

由圖7可知,增壓裝置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,這是由于當增壓裝置電磁閥開啟后,控制室內燃油泄出,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;當電磁閥關閉后,控制室得到了燃油的補充,壓力回升,同時由于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

通過調整增壓裝置和噴油器電磁閥的控制信號(見圖8),對系統(tǒng)進行噴油規(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(即,增壓裝置電磁閥控制信號的作用時間)為2.5 ms,噴油器電磁閥控制信號時間范圍為1.5～2.5 ms,仿真結果見圖9。

圖8 增壓裝置和噴油器電磁閥控制信號時序示意

圖9 噴油規(guī)律控制特性

由圖9可知,當增壓時刻提前于噴油時刻,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;當增壓時刻滯后于噴油時刻,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,證明超高壓共軌系統(tǒng)能夠實現(xiàn)靈活可控的噴油速率曲線形狀。

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。多次噴射時的噴油規(guī)律見圖10,對應的增壓裝置電磁閥和噴油器電磁閥控制信號時序見圖11(其中:增壓裝置電磁閥控制信號范圍為1.5～3.0 ms,噴油器電磁閥控制信號范圍則包括3段,分別為0.3～0.5、1.0～3.0以及3.5～4.2 ms)。

圖10 多次噴射噴油規(guī)律

圖11 增壓裝置和噴油器電磁閥控制信號時序示意

由圖11可知,該系統(tǒng)完成了預噴、主噴及后噴共3次噴射,并且主噴的噴油規(guī)律近似于靴形。根據(jù)實際需要,通過改變噴油器電磁閥控制信號作用時間,超高壓共軌系統(tǒng)能夠實現(xiàn)更加多次的噴射。

3.3 超高壓共軌系統(tǒng)參數(shù)影響分析

3.3.1 出油孔直徑的影響

出油孔直徑對增壓壓力的影響見圖12。

圖12 出油孔直徑對增壓室壓力的影響

由圖12可知,隨著出油孔直徑的增加,增壓壓力和壓力升高率均逐漸增大,這是由于當增壓裝置電磁閥開啟后,出油孔直徑的增加會導致從控制室瀉出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,進而提升了增壓壓力和壓力升高率。

出油孔直徑對燃油泄漏率的影響見圖13。

圖13 出油孔直徑對燃油泄漏率的影響

由圖13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,從出油孔處泄漏出的高壓燃油的流速越高。

出油孔直徑對噴油速率的影響見圖14。

圖14 出油孔直徑對噴油速率的影響

由圖14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,這是由于最大增壓壓力逐漸增大,且增幅不是很明顯(見圖12)。

3.3.2 增壓室容積的影響

增壓室容積對增壓室壓力的影響見圖15。

圖15 增壓室容積對增壓室壓力的影響

由圖15可知,隨著增壓室容積的增加,最大增壓壓力幾乎不變,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,隨著增壓室容積的增加,會使得增壓活塞壓縮燃油的時間延長;同時,也會導致增壓過程結束后,增壓活塞復位的時間延長,因此,增壓室壓力達到峰值的時間和恢復到基壓的時間均延長。

增壓室容積對燃油泄漏率的影響見圖16。

圖16 增壓室容積對燃油泄漏率的影響

由圖16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,這是由于出油孔處的壓力先升高后降低造成的。隨著增壓室容積的上升,在達到峰值之前,燃油泄漏率幾乎不變,而在達到峰值之后,燃油泄漏率逐漸增加,且燃油泄漏結束的時間也相應延長,這是由于增壓室容積越大,增壓活塞壓縮燃油的時間和復位時間均越長。

增壓室容積對噴油速率的影響見圖17。

圖17 增壓室容積對噴油速率的影響

由圖17可知,隨著增壓室容積的增加,噴油速率曲線形態(tài)幾乎不變,這是由于增壓室容積對最大增壓壓力的幾乎沒有影響。

3.3.3 閥芯位移的影響

閥芯位移對增壓室壓力的影響見圖18。

圖18 閥芯位移對增壓室壓力的影響

由圖18可知,隨著閥芯位移的增加,最大增壓壓力逐漸增大,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),即燃油泄出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,即控制室內燃油泄出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。

閥芯位移對燃油泄漏率的影響見圖19。

圖19 閥芯位移對燃油泄漏率的影響

由圖19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19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出時的面積隨著閥芯位移的增加而增大。

閥芯位移對噴油速率的影響見圖20。

圖20 閥芯位移對噴油速率的影響

由圖20可知,隨著閥芯位移的增加,噴油速率峰值增大,且增幅明顯,這是因為最大增壓壓力隨閥芯位移的變化而顯著增加造成的。閥芯位移越大,噴油速率從峰值恢復到零的時間越短,即針落座時間更短。這是由于增壓壓力越大,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。

4 結論

1)通過改變超高壓共軌系統(tǒng)內關鍵部件(增壓裝置和噴油器)各自電磁閥的控制信號,可以實現(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。

2)相比于增壓室容積,出油孔直徑和閥芯位移對系統(tǒng)特性的影響較大,隨著出油孔直徑和閥芯位移的增加,增壓壓力和噴油速率峰值增大,而燃油泄漏率先上升后下降。