高压共轨系统

高压共轨系统（精选十篇）

高压共轨系统 篇1

高压共轨系统是提高柴油机动力性和经济性,实现低排放和低噪声的主要研究方向之一[1,2,3]。高压共轨系统主要由高压油泵、共轨管和电控喷油器等部件组成[4,5]。高压油泵作为共轨系统低压油路与高压油路的接口,是共轨系统轨压建立和维持稳定的关键[6]。高压油泵的供油特性直接影响着共轨系统的快速启动、变工况条件下的快速动态响应及共轨管内轨压的稳定控制[7]。以威特公司研发的轴向直列双柱塞高压油泵为研究对象,对其关键部件参数对高压油泵供油特性的影响进行研究,以期指导高压油泵参数匹配及优化设计,提高油泵容积效率,改善共轨系统的动态响应。由于高压油泵在工作过程中存在复杂的相互关系,各参数间的相互作用都会影响供油特性,单纯的试验研究无法灵活改变系统参数配置,难以直接获取系统各参数对供油特性的影响规律及机理,因此本文采用仿真分析与试验相结合的方法,研究高压油泵各参数对供油特性的影响。

1 高压油泵结构及原理

研究用高压油泵为威特公司研发的轴向直列双柱塞高压油泵,其供油柱塞直径为6mm,升程为9mm,采用双作用凸轮。高压油泵油路如图1所示。其主要结构如图2和图3所示。高压油泵主要由凸轮驱动组件、柱塞加压组件、VCV阀组件和进/出油阀组件构成。

当供油柱塞下行时柱塞腔压力降低,低压油路燃油在压力差的作用下经过VCV阀进入柱塞腔,此时进油阀开启,出油阀关闭,柱塞吸油。当供油柱塞上行时,柱塞腔压力升高,柱塞腔内燃油供入高压油管,此时进油阀关闭,出油阀开启,柱塞供油。在轨压控制中,高压油泵的供油量通过调节图3中的VCV阀量油孔开度来控制[8]。

2 系统仿真模型建立及验证

根据高压油泵结构及原理,利用AMESim仿真平台建立了高压油泵仿真模型,如图4所示。模型主要包括低压油路、VCV阀、溢流阀、凸轮柱塞组成和进/出油阀[9]。为保证仿真模型的准确性,使其能准确预测系统的供油特性,选择与试验环境相同的普通柴油进行仿真,并利用在高压油泵试验台上测得的试验数据对其进行了标定和验证,高压油泵试验装置如图5所示。

图6为典型工况下高压油泵容积效率(高压油泵每循环实际供油量与理论供油量的比值)的试验测量值与仿真计算值的对比。在油泵转速低于400r/min时发动机并不需要160MPa的高压,因此在160MPa轨压下仅对油泵转速高于400r/min工况点的供油效率进行了测量和计算。由图6可见,高压油泵仿真模型能够实现全工况范围内高压油泵供油效率的准确预测,仅在高转速和高压低转速工况区域仿真值略高于测量值。这是由于在高转速工况下:试验测量时,柱塞的循环供油会引起燃油温度升高且散热时间较短,从而使得燃油的黏度降低,增加了供油柱塞偶件配合间隙的燃油泄漏量;而在仿真模型中仅考虑了压力对燃油黏度的影响,在高转速下供油柱塞偶件配合间隙的燃油泄漏量相对较小,因此此时仿真计算的供油效率要高于试验测量值。在高压低转速工况下,由于输油泵在低速工况下的输油效率会因燃油泄流时间的增长而略有下降,从而导致试验测量的高压油泵供油效率降低;但在仿真模型中,因无法获取输油泵的效率曲线,采用线性输油泵模型对实际输油泵进行模拟,不同转速下输油泵的输油效率均采用实际输油泵标定工况下的输油效率,输油量仅由油泵转速决定,因此在低速工况下仿真模型中的输油泵的输油效率高于试验台输油泵,从而导致仿真计算得到的高压油泵供油效率略高于试验测量值。在全工况范围内,高压油泵容积效率的仿真计算值与试验测量值的最大相对误差出现在轨压120MPa及转速200r/min工况处,其误差为11.26%;此外,高压油泵容积效率的仿真计算值与试验测量值的最大相对误差小于6%,能够满足对高压共轨喷油系统进行仿真计算和分析的精度要求。

3 高压油泵速度与负载特性

利用控制单元输出至VCV阀的PWM脉宽调制模块的占空比信号(以下简称占空比)对VCV阀开度进行调节。图7为120MPa不同凸轮轴转速下高压油泵循环供油量随占空比的变化曲线。由图7可见:在不同转速下,该VCV阀占空比的死区相同,均为0~0.30;而占空比的饱和区随转速的升高而滞后,转速为200r/min时其饱和区为0.50~1.00,转速为2 000r/min时其饱和区为0.80~1.00。为了研究高压油泵在VCV阀不同占空比控制区域内的供油特性及其关键影响参数,本文选择处于占空比死区的0.25占空比、处于占空比调节范围内的0.50和0.75占空比及处于占空比饱和区的1.00占空比,研究这四个占空比下高压油泵的速度与负载特性及其主要结构参数对供油特性的影响。

共轨系统高压油泵是采用双作用凸轮驱动的轴向柱塞泵,凸轮轴转速直接影响高压油泵柱塞往复运动速度,从而影响油泵供油特性。高压油泵在供油过程中,以设定的轨压为供油负载,因此轨压也会影响高压油泵供油特性。图8为占空比分别为0.25、0.50、0.75和1.00时,不同轨压条件下高压油泵循环供油量随凸轮轴转速的变化曲线。

由图8可见,占空比为0.25时油泵供油量随转速的升高而减小。这是因为,当占空比为0.25时,VCV阀尚未开启,此时柱塞只能通过阻尼孔吸油,由于阻尼孔的节流作用其流通能力小于柱塞吸油能力,油泵无法充分吸油,柱塞吸油受阻尼孔的限制。随着转速的升高,柱塞吸油时间缩短,所以油泵供油量随转速的升高而减小。

占空比为0.50时油泵供油量随转速的升高而减小。这是因为,当占空比为0.50时,虽然VCV阀已经开启,但是由于VCV阀位移较小,量油孔流通面积较小,VCV阀量油孔的流通能力小于柱塞吸油能力,此时柱塞无法充分吸油,柱塞吸油受VCV阀量油孔的限制。随着转速的升高,柱塞吸油时间缩短,所以油泵供油量随转速的升高而减小。

占空比为0.75时,当转速小于600r/min时,油泵供油量随转速的升高而增加;当转速在600~1 400r/min时,油泵供油量基本不随转速变化而变化;当转速高于1 400r/min时,油泵供油量随转速的升高而减小。这是因为:在转速低于600r/min时,VCV阀位移足够大,量油孔流通面积足够大,量油孔的流通能力大于柱塞吸油能力,此时柱塞可以充分吸油;但是,由于此时转速较低,柱塞压油时间较长,柱塞腔长时间处于高压状态,柱塞偶件泄漏量较大对柱塞的供油产生明显影响,随着转速的升高,柱塞压油时间缩短,柱塞偶件泄漏量减小,所以油泵供油量随转速的升高而增加。当转速在600~1 400r/min时,VCV阀位移仍较大,量油孔的流通能力仍可以满足柱塞充分吸油的要求,此时油泵充分吸油;同时,由于转速的升高,油泵供油时间缩短,柱塞腔维持高压的时间缩短,此时柱塞偶件泄漏量较小,不会对油泵的供油量产生明显的影响,所以油泵供油量随转速升高无明显变化。当转速大于1 400r/min时,VCV阀量油孔的流通能力不足以满足柱塞充分吸油的要求,此时柱塞吸油受量油孔的限制,随着转速的增加,柱塞吸油时间缩短,所以油泵供油量随转速的升高而减小。

从图8还可以得出,在相同占空比和转速下,高压油泵的供油量随着轨压的升高而减小,同时轨压对供油量的影响随转速的升高而减小。这是因为,在高压油泵供油过程中,轨压作为高压油泵供油的负载,随着轨压的升高,柱塞供油负载增大,柱塞压油行程增加有效供油行程减小,供油开始时间滞后,供油时间缩短,从而导致了油泵供油量随轨压的升高而减小。随着转速的升高,柱塞往复运动速度增加,柱塞腔中的燃油会更快达到设定轨压,压油行程缩短,所以随着转速的增加,轨压对油泵供油量的影响相对减小。当占空比分别为0.25、0.50、0.75、1.00,凸轮轴转速为200r/min,轨压从80MPa升高到160MPa时,油泵循环供油量分别下降了67.2、154.9、154.8、154.8mm3。当占空比分别为0.25、0.50、0.75、1.00,凸轮轴转速为2 000r/min,轨压从80MPa升高到160MPa时,油泵循环供油量分别下降了4.7、2.8、11.6、59.0mm3。

4 高压油泵结构参数对供油特性的影响

由于高压油泵包括溢流阀、VCV阀、进/出油阀、阻尼孔等部件,这些部件在柱塞工作时用以维持低压油路压力,控制柱塞吸油量,防止柱塞在吸/供油过程中出现燃油回流现象,并在零负荷时防止柱塞出现穴蚀。各个阀组件的弹簧刚度和预紧力影响阀的开启和关闭速度及其最大位移,对其流通能力影响明显,同时阻尼孔直径也是其流通能力的主要影响因素。就此本文在不同转速下分析了溢流阀、VCV阀、进油阀、出油阀、阻尼孔等高压油泵关键部件参数对高压油泵供油特性的影响。依据高压油泵各部件参数值的匹配范围,在选取参数的变化范围时,与弹簧相关的结构参数的变化范围取基准值的50%,而阻尼孔直径的变化范围取基准值的25%,具体参数选择如表1所示。

4.1 溢流阀参数

溢流阀作为低压油路重要部件,主要用于维持低压油路燃油压力以保证在VCV阀开启后燃油的稳定流动。在溢流阀工作过程中,其弹簧刚度影响溢流阀的振荡幅度和最大位移,而其弹簧预紧力影响溢流阀的开启压力;所以,本文主要研究了溢流阀弹簧刚度和预紧力对高压油泵供油量的影响。图9和图10分别为轨压120MPa,占空比分别为0.25、0.50、0.75和1.00时,不同溢流阀弹簧刚度和预紧力下高压油泵供油量随凸轮轴转速的变化曲线。

由图9和图10可见,在占空比为0.25时,高压油泵供油量不随溢流阀弹簧刚度和预紧力的变化而变化。这是因为,在此占空比下,VCV阀尚未开启,柱塞只从阻尼孔吸油,由于阻尼孔不与低压油路相连而是直接与油箱连通,溢流阀参数变化不会对阻尼孔流通能力产生影响,所以在此占空比下高压油泵供油量不随溢流阀弹簧刚度和预紧力的变化而变化。

在占空比为0.50时,高压油泵供油量随溢流阀弹簧刚度的增加而增加,而溢流阀弹簧预紧力则对高压油泵供油量没有明显影响。这是因为,在此占空比下,随着溢流阀弹簧刚度的增加,低压燃油压力增加,VCV阀量油孔两侧压差增加,量油孔流通能力提高,由于占空比为0.50时柱塞无法充分吸油,量油孔流通能力的提高会明显提高油泵的供油量,所以油泵供油量随溢流阀弹簧刚度的增加而增加。理论上溢流阀弹簧预紧力的增加也会使低压燃油压力升高,但是由于溢流阀升程约为4mm,随着弹簧刚度的变化,溢流阀的最大受力变化范围约为4N,而预紧力的变化范围则仅为1N,因此油泵循环供油量随溢流阀弹簧预紧力的增加变化不明显。即弹簧刚度是溢流阀动作响应的主要影响因素,对供油量的影响也更为显著。

在占空比为0.75时,当转速较低时溢流阀弹簧刚度和预紧力对供油量没有影响;当转速较高时随着溢流阀弹簧刚度和预紧力的增加,油泵供油量增加。这是因为:在低转速下,高压油泵充分吸油,此时油泵的吸油量只受转速的影响,所以溢流阀弹簧刚度和预紧力对供油量没有影响;在高转速下,柱塞无法充分吸油,此时由于溢流阀弹簧刚度和预紧力的增加使低压燃油压力升高,VCV阀量油孔体积流率增加,引起油泵供油量的增加。并且在0.75占空比处,随着溢流阀弹簧刚度和预紧力的增加,低压燃油压力增加,VCV阀量油孔流通能力提高,油泵可以在更高的转速下实现充分吸油,所以曲线充分吸油的拐点会随着溢流阀弹簧刚度和预紧力的增加而延后。

在占空比为1.00时,随着溢流阀弹簧刚度和预紧力的增加,高压油泵供油量没有明显变化。这是因为,在占空比为1.00时,VCV阀达到最大位移,量油孔流通面积最大可以使油泵在全工况内充分吸油,由溢流阀弹簧刚度和预紧力增加而引起的低压燃油压力的增加不会影响柱塞的吸油,所以油泵供油量不随溢流阀弹簧刚度和预紧力的变化而变化。

4.2 VCV阀参数

VCV阀的位移直接影响其量油孔流通面积,从而影响VCV阀流通能力并最终影响高压油泵供油量。在占空比不变的情况下VCV阀弹簧刚度和预紧力是其位移的主要影响因素。本文研究了VCV阀弹簧刚度和预紧力对高压油泵循环供油量的影响。

图11和图12分别为轨压120MPa,占空比分别为0.25、0.50、0.75和1.00时,不同VCV阀弹簧刚度和预紧力条件下高压油泵循环供油量随凸轮轴转速的变化曲线。在占空比为0.25时,高压油泵供油量不随VCV阀弹簧刚度和预紧力的变化而变化。这是因为,在此占空比下,VCV阀不开启,柱塞只从阻尼孔吸油,VCV阀的结构参数对柱塞吸油量没有影响,因此也不会影响油泵的供油量。

在占空比为0.50时,高压油泵供油量随VCV阀弹簧刚度和预紧力的增加而减小。这是因为,在此占空比下,VCV阀开度较小,柱塞吸油受到量油孔流通能力的限制,随着VCV阀弹簧刚度和预紧力的增加,量油孔开启面积减小,流通能力下降,高压油泵供油量下降。

在占空比为0.75时,在低转速下VCV阀弹簧刚度和预紧力对油泵供油量无明显影响;在高转速下,随着VCV阀弹簧刚度和预紧力的增加,油泵供油量减小。这是因为,在低转速下,柱塞充分吸油,VCV阀参数对循环供油量无明显影响。在高凸轮轴转速下,由于柱塞无法充分吸油,油泵吸油受VCV阀量油孔的限制。随着VCV阀弹簧刚度和预紧力的增加,VCV阀流通面积减小,所以油泵供油量随VCV阀弹簧刚度和预紧力的升高而减小。并且,随着VCV阀弹簧刚度的增加,柱塞充分吸油的拐点提前,这在VCV阀弹簧刚度变化时表现尤为明显。当弹簧刚度为2N/mm时,油泵在全工况内都可以充分吸油;当弹簧刚度为4N/mm时,转速高于1 400r/min时无法充分吸油;当弹簧刚度为6N/mm时,转速高于400r/min时就无法充分吸油。

在占空比为1.00时,油泵供油量只在转速为2 000r/min时随VCV阀弹簧刚度的增大而减小,在其他转速下VCV阀弹簧刚度和预紧力对油泵供油量无明显影响。这是因为,当占空比为1.00时,电磁阀电磁力足够大,即使VCV阀弹簧刚度和预紧力增加,但在绝大多数转速下量油孔流通能力仍可以满足柱塞充分吸油的要求,所以柱塞在充分吸油的情况下,VCV阀弹簧刚度和预紧力对油泵供油量无明显影响。而当转速为2 000r/min时,由于转速过快,柱塞吸油时间很短,当VCV阀弹簧刚度为6N/mm时,其量油孔流通能力无法满足柱塞充分吸油的要求,所以油泵供油量下降。

4.3 进油阀参数

进油阀为单向球阀。在柱塞吸油时,由于柱塞的抽吸作用,柱塞腔压力降低,进油阀在低压燃油压力的作用下开启,燃油由低压油路进入柱塞腔;在柱塞供油时,由于柱塞的压缩作用,柱塞腔压力升高,进油阀关闭隔绝了柱塞腔与低压油路防止柱塞内的高压燃油倒流。进油阀受力和位移均会影响柱塞的吸油量,所以对进油阀弹簧刚度和预紧力进行了研究。图13为转速1 000r/min、轨压120MPa、占空比为1.0时,进油阀的位移曲线。由图13可见,进油阀的最大位移值小于0.4mm,而进油阀弹簧刚度的变化范围为0.2N/mm,即因进油阀弹簧刚度变化而导致的进油阀最大受力变化仅为0.04N,因此图12中高压油泵的供油量几乎不受进油阀弹簧刚度变化的影响。图14和图15分别为轨压120MPa,占空比分别为0.25、0.50、0.75和1.00时,不同进油阀弹簧刚度和预紧力下高压油泵循环供油量随凸轮轴转速的变化曲线.

图14表明:在不同占空比和转速下,进油阀弹簧刚度对油泵供油量均无明显影响。这是因为,低压燃油压力较低,为了保证进油阀顺利开启且不会对进油产生节流效果,进油阀弹簧刚度和预紧力都很小,进油阀弹簧刚度为0.2N/mm,预紧力为1N。

图15表明:在占空比为0.25和0.50的全部转速和占空比为0.75的高转速时,随着进油阀弹簧预紧力的增加,油泵供油量下降。这是因为,在此占空比下,VCV阀尚未开启或开启位移较小,柱塞无法充分吸油,随着进油阀预紧力的增加,供油柱塞吸油时所需的进油阀两侧的压差增大,同时在相同的压差下进油阀位移随预紧力的增大而减小,增大了进油阀密封球与阀座间的节流作用,从而使经进油阀进入柱塞腔的燃油体积流率减小,进而造成供油量减少。在占空比为0.75的低转速和占空比为1.00的全部转速下,进油阀弹簧预紧力对油泵供油量没有明显影响。这是因为,此时VCV阀量油孔流通面积可以满足柱塞充分吸油的要求,此时柱塞充分吸油,进油阀弹簧预紧力不会对油泵供油量产生明显影响。

4.4 出油阀参数

出油阀为单向球阀,当柱塞吸油时柱塞腔压力降低,出油阀关闭,隔绝柱塞腔与高压油管,防止高压油管内的高压燃油回流入柱塞腔;当柱塞供油时,柱塞压缩燃油,柱塞腔压力升高,当柱塞腔压力超过高压油管压力和出油阀预紧力之和时出油阀打开,油泵供油。出油阀的受力与位移是影响供油量的主要因素,所以本文对出油阀弹簧刚度和预紧力进行了研究。图16和图17分别为轨压120MPa,占空比分别为0.25、0.50、0.75和1.00时,不同出油阀弹簧刚度和预紧力条件下高压油泵循环供油量随凸轮轴转速的变化曲线。

图16和图17表明:在所有转速和占空比下出油阀弹簧刚度和预紧力对油泵供油量均没有明显影响。这是因为,在柱塞压油的过程中,相对于高压油管内高压燃油的压力而言,出油阀弹簧刚度和预紧力都很小,所以其弹簧刚度和预紧力的变化不会对油泵供油量产生明显影响。

4.5 阻尼孔参数

阻尼孔位于油箱与进油阀之间,当VCV阀尚未开启或开度很小对燃油有节流作用时,柱塞从阻尼孔吸油以缓解从VCV阀吸油不足的现象,并稳定柱塞腔最低压力,防止柱塞腔压力过低,避免严重空化而造成柱塞腔穴蚀。当VCV阀通流面积足够大可以使柱塞充分吸油时,柱塞腔内过量的燃油通过阻尼孔回流到油箱。阻尼孔通流面积是影响油泵循环供油量的主要原因。图18为轨压120MPa,占空比分别为0.25、0.50、0.75和1.00时,不同阻尼孔直径下高压油泵循环供油量随凸轮轴转速的变化曲线。

图18表明:在占空比为0.25和0.50的全部转速及占空比为0.75的高转速下,随着阻尼孔直径的增加,油泵供油量增加。这是因为,此时VCV阀未开启或开启位移较小,柱塞无法充分吸油需要从阻尼孔吸油。随着阻尼孔直径的增加,柱塞吸油能力增加,油泵供油量增加。在占空比为0.75的低转速和占空比为1.00的全部转速下,VCV阀位移较大,量油孔流通面积足以保证柱塞充分吸油,此时阻尼孔起回油作用,所以其直径对油泵供油量没有明显影响。

5 结论

(1)建立了包括VCV阀、溢流阀和进/出油阀在内的高压油泵AMESim数值模型,与在油泵试验台上得到的油泵效率曲线对比,表明该模型可准确预测高压油泵的供油特性。

(2)当VCV阀未开启时,循环供油量随凸轮轴转速的升高而减小,阻尼孔直径和进油阀弹簧预紧力对循环供油量影响明显。当VCV阀量油孔流通面积较小柱塞无法充分吸油时,溢流阀弹簧预紧力、VCV阀弹簧刚度和预紧力、进油阀弹簧预紧力和阻尼孔直径对循环供油量影响明显。

(3)在全负荷工况下,柱塞可以充分吸油,当凸轮轴转速较低时循环供油量随凸轮轴转速的升高而升高,当凸轮轴转速较高时,循环供油量无明显变化,油泵的各个阀组件及阻尼孔参数对循环供油量均无明显影响。全工况内高压油泵循环供油量随轨压的升高而减小。

参考文献

[1]王尚勇.现代柴油机电控喷油技术[M].北京:机械工业出报社,2013.

[2]MCCANDLESS J C,TENG H,SCHNEYER J B.Development of a variable-displacement rail-pressure supply pump for dimethyl ether[C]//SAE Paper.Petroit,Michigan,USA,2000,2000-01-0678.

[3]董尧清,顾萌君,纪丽伟,等.提高柴油机高压共轨系统高压油泵泵油能力的研究[J].内燃机工程,2006,27(5):11-15.DONG Y Q,GU M J,JI L W,et al.Investigation on the rating of pumping ability of common-rail fuel injection system for diesel engines[J].Chinese Internal Combustion Engine Engineering,2006,27(5):11-15.

[4]SHINOHARA Y,TOYAO T.Japanese experience in the common rail fuel injection technology[C].Torino:ATA International Symposium on the Future of Diesel Engine Technology for Passenger Cars 20A2015,2001.

[5]TENG H,MCCANDLESS,J C.Performance analysis of railpressure supply pumps of common-rail fuel systems for diesel engines[C]//SAE Paper.Petroit,Michigan,USA,2005,2005-01-0909.

[6]吴欣颖,欧阳光耀,谭笛.柴油机高压泵柱塞偶件内部空泡特性研究[J].内燃机工程,2012,33(2):60-64.WU X Y,OUYANG G Y,TAN D.Study on cavitation characteristics in plunger assembly of injection pump for diesel engine[J].Chinese Internal Combustion Engine Engineering,2012,33(2):60-64.

[7]张斌.高压共轨系统高压泵结构参数对轨压波动影响的仿真研究[D].长春:吉林大学,2012:16-36.

[8]CATANIA A E,FERRARI A.Experimental analysis,modeling,and control of volumetric radial-piston pumps[J].Journal of Fluids Engineering,2011,133:1-12.

高压共轨系统的总体结构及工作原理 篇2

2、共轨系统工作原理示意图

传感器 ECU控制单元 执行器

3、工作原理：

共轨系统可用来提供最合适的燃油喷射量和喷射时刻，以此来满足发动机可靠性、动力性、低烟、低噪音、高输出、低排放的要求。

发动机的.工作情况(如：发动机转速,加速踏板位置，冷却水温)被各种传感器检测到， ECU(电子控制单元)根据上述传感器检测到的信号对燃油喷射量，喷射时刻，喷射压力进行全面的控制，确保发动机处于最佳的工作状态。

ECU控制着大多数的零部件并且具备诊断和警报系统，用来提醒驾驶员故障的发生。

高压共轨系统 篇3

关键词： 柴油机； 高压共轨系统； 数值模拟

中图分类号： TK 423文献标志码： A

文章编号： 1008-8857（2016）03-0169-07

Abstract： The structure parameters of high pressure common rail system had a direct effect on its performance and thus affected the performance of the engine.In order to make a good match between the high pressure common rail system and the engine，the engine performance analysis software GTSUITE was used to establish their coupling model.The effects of the injector control volume，the mass of the needle valve，the diameter of control orifice，the number of nozzle holes and the diameter of nozzle holes on the performance of the engine including power performance，fuel economy and emissions were analyzed.The results showed that when the control volume was above the minimum limitation，it should be reduced.When the needle valve worked smoothly，its mass should be reduced.When the input holes were large enough and there was no secondary injection，the reasonable diameters of the input holes and the output holes could be selected to ensure that the needle valve could be opened and closed quickly.The selection of the diameter and number of the injection holes depended on the common rail pressure，the maximum injection quantity and the shape of combustion chamber.Under aforementioned conditions，the best performance of the engine could be achieved.

Keywords： diesel engine； high pressure common rail system； numerical simulation

柴油机电控高压共轨喷油技术是一种能够提高燃油经济性以及排放性能的新型喷油技术.由于它在经济性、排放性等方面的优越性能以及柴油机本身所固有的优越的动力性能，使其在日本、美国、欧洲等国家和地区得到了积极的研究并广泛应用到汽车系统中.但是，其在国内的研究还处于初级阶段，与国外研究存在较大差距，所以，有必要对其进行研究.目前，国外的研究主要集中在提高发动机性能、降低排放和噪声等方面，例如：系统压力波动性研究[1-2]；燃油喷雾及燃烧过程的研究[3]；控制策略对发动机性能和排放的影响[4]等.国内也有学者对高压共轨系统进行了初步的研究，例如：高压共轨喷油系统关键结构参数对喷油规律的影响[5-6]；高压共轨喷油系统结构参数对系统响应特性的影响[7]；高压共轨喷油系统结构参数对系统性能的影响和改进[8].但是，国内外的大部分研究主要集中在高压共轨系统本身，并没有整合共轨系统和发动机整机对其进行研究，没有考虑高压共轨系统与内燃机的相互影响.所以，本文利用GT-SUITE软件建立模型，并结合实验，分析针阀控制室容积、针阀质量、喷孔数和直径对柴油机整机性能（动力性、经济性、排放性）的影响，为进一步优化高压共轨系统提供依据.

1 系统数值仿真模型建立及验证

1.1 模型的建立

本文用于研究所建立的模型有柴油机整机模型和高压共轨喷油系统模型两部分.本文用于研究的原型机为4HK1-TC型柴油机，其型式为直列式、水冷、四冲程，喷油形式是电子控制高压共轨喷油.其主要技术参数如表1所示.

本文用于研究的高压共轨原型为博世CRSN2-16型高压共轨系统，其主要技术参数如表2所示.

柴油机整机模型主要包括三个部分：进气系统、气缸和排气系统.建模时，进气计算所使用的边界条件为温度350 K、压力0.26 MPa；排气计算所使用的边界条件为：温度700 K、压力0.15 MPa.缸内气体流动模型选用EngCylFlow模型和EngCylPistCup模型，分别用于计算缸内气体流动速度和湍流强度，其计算结果可用于传热模型和计算模型的计算.缸内燃烧过程的模拟是发动机工作过程模拟的核心部分，直接影响到整个模拟的可靠性和计算精度.在建模时，本文选用的燃烧模型是DIJET模型，因为DIJET模型适用于直喷柴油机，可以用来预测燃烧率以及NOx的排放，也可预测碳烟，但是由于模型本身的局限性，对碳烟浓度的预测值不是很准确，只能用来趋势研究[9].缸内传热计算采用EngCylHeatTr模块和EngCylTWall模块.在计算传热系数时，采用的是woschni模型.采用InjProfileCoon模块模拟燃油喷射.

高压共轨喷油系统主要包括三个部分：高压油泵、共轨管和喷油器.根据高压共轨系统的结构和工作原理建立了共轨管模型和喷油器模型，将高压油泵处理成边界条件，将其看成是一个稳定的高压供油源.

1.2 模型验证

为了确保仿真结果的准确性，利用在高压轨喷油系统实验台上测得的数据进行了验证.选择发动机转速范围为1 000～3 500 r·min-1，将功率、转矩以及NOx排放的模拟值和实验值进行对比，其结果如图1所示.

由图1可知，模拟值和实验值的误差在5%以内，所以可以认定该仿真模型具有一定的准确性，可以用于后续的仿真计算.

2 仿真结果及其分析

发动机的性能主要包括动力性、经济性和排放性，因此本文从转矩、油耗、NOx排放量和碳烟排放量等指标考量高压共轨喷油系统的关键结构参数对发动机性能的影响.本文模拟时发动机转速为2 100 r·min-1，共轨压力为150 MPa，喷油提前角为-17°CA，喷油规律为单次矩形喷射.

2.1 控制室容积影响

在其他各因素都不变的情况下，选择控制室容积在5～50 mm3范围内，对其进行仿真.

图2为控制室容积对发动机性能影响的仿真结果，其中图2（a）为控制室容积对发动机转矩的影响.由图中可以看出，随着控制室容积增大，发动机转矩整体上呈线性减小.其原因是控制室容积的大小对控制室内压力的建立有很大的影响.当控制室容积较小时，控制室内压力能够迅速建立，电磁阀开启，控制室压力迅速下降，针阀迅速抬起；电磁阀关闭，控制室压力迅速上升，针阀迅速关闭.而当控制室容积较大时，控制室压力不能迅速建立，针阀不能够及时地开启和关闭，从而导致燃油雾化不良，汽缸内燃油不能及时、完全燃烧，进而造成发动机的转矩下降.

图2（b）为控制室容积对发动机油耗的影响.由图中可以看出，发动机油耗随控制室容积的增大而呈现波动性，且先上升后下降，但下降不多，下降值在1 g·（kW·h）-1内，可以认为控制室容积对油耗几乎没有影响，其影响主要表现在波动性方面.其原因是针阀控制室容积越小会导致给针阀提供的有效升程越小，喷射阻力越大，控制室和盛油腔油压波动频率和幅度也会越大，造成针阀开启、维持和关闭的不稳定，引起不正常喷射，从而引起油耗波动.从图2（b）也可以看出，随着控制室容积的减小，其波动性增强.

图2（c）为控制室容积对发动机废气排放量的影响.由图中可以看出，NOx排放量和碳烟排放量几乎不随控制室容积的变化而变化，所以可以认为控制室容积对NOx排放量和碳烟排放量基本无影响.

由以上分析可知，较小的控制室容积有利于提高发动机的动力性能，但是针阀控制室容积过小会导致针阀开启、维持和关闭的不稳定，引起不正常喷射，使其燃油经济性降低.另外，针阀的最大升程已经确定，所以针阀控制室的高度受到限制，因此选择控制室容积在20～30 mm3范围内比较合适.

2.2 针阀质量的影响

本文设置针阀质量的范围为2～9 g.图3为针阀质量对发动机性能影响的仿真结果，其中图3（a）为针阀质量对发动机转矩的影响.从图中可以看出，当针阀质量为3 g时，发动机扭矩达到最大值，但是随着针阀质量不断增大，其扭矩逐渐减小.其原因是针阀质量越小，其响应速度越快，但是其稳定性越差，所以当针阀质量小于3 g时，其对稳定性的影响大于对响应性的影响，从而导致发动机转矩下降.

图3（b）为针阀质量对发动机油耗的影响.由图中可以看出，随着针阀质量增加，其油耗波动性减弱.其原因是针阀质量的增加导致稳定性的增加.从图3（b）也可以看出，对于发动机油耗，针阀质量对其稳定性的影响大于对响应性的影响.

图3（c）为针阀质量对发动机废气排放量的影响.由图中可以看出，针阀质量对NOx和碳烟排放量几乎没有影响.

由以上分析可知，在选择针阀质量时应在保证针阀运行平稳的前提下尽量减小其质量.

2.3 喷嘴喷孔数和直径对发动机性能的影响

本文共设置了11组不同的喷孔数和直径，其中：第1～5组是在总流通面积近似为0.157 0 mm2时改变喷孔数，求得喷孔直径；第6～10组是在总流通面积近似为0.188 4 mm2时改变喷孔数，求得喷孔直径；第11组主要是用来对照.喷孔数和直径设置如表3所示.

图4为喷嘴喷孔数和直径对发动机性能影响的仿真结果，其中图4（a）为喷孔数和直径对发动机转矩的影响.由图中可以看出：第1～5组发动机的转矩几乎无变化；第6～10组发动机的转矩也几乎没有变化，但比第1～5组有明显的提高；而第11组的发动机转矩却显著下降.由此可知，发动机的动力性能主要受总流通面积的影响.其原因是流通面积增大导致喷油量增大，从而导致单位时间内燃油量增多，进而其扭矩增大.第11组其扭矩急剧减小，可能是因为其流通面积过小导致缸内燃烧的不正常.

图4（b）为喷油嘴喷孔数和直径对发动机油耗的影响.由图中可以看出，喷孔数和直径对油耗几乎没有影响.而第11组的发动机油耗的急剧上升明显是因为喷油量的不足导致燃烧不正常.

图4（c）为喷油嘴喷孔数和直径对发动机排放的影响.由图中可以看出，在总流通面积一定的情况下，NOx排放量随着喷孔数的增多而增多，其原因可能是喷孔数增多、喷孔直径的减小虽然能够改善燃油的雾化，但是由于在燃烧室内混合气是否均匀还与燃烧室形状有关.而不合适的燃烧室形状正是导致NOx排放量不降反增的原因.另外，总流通面积增大导致NOx排放量减少，这可能是由轨压和燃烧室的形状等因素造成的.碳烟排放量随着总流通面积增加而增加的原因是喷射燃料的增加会导致燃烧不完全.

经过以上分析可知，对于喷嘴喷孔数和直径的选择应综合考虑喷射压力、燃烧室形状和最大喷油量等因素.

2.4 控制量孔直径对发动机性能的影响

本文设置了9组数据，其中第1～3组、第4～6组、第7～9组各自进油孔直径不变，改变出油孔直径.进、出油孔直径设置如表4所示.

图5为进、出油孔直径对发动机性能影响的仿真结果，其中图5（a）为控制室进、出油孔直径对发动机转矩的影响.由图中可以看出，随着进油孔直径增大，发动机转矩减小.其原因是在进油量孔直径较小时，当电磁阀打开，由于控制室压力卸载快，控制室压力迅速降低，针阀迅速开启；当电磁阀关闭时，控制室压力升高缓慢.针阀的响应速度直接影响喷油规律，进而影响发动机的转矩.当进油孔直径一定而出油孔增大时，发动机转矩略微升高，出现了与进油孔直径增大时截然不同的情况，其原因是控制室压力变化的快慢影响了针阀升降的快慢.所以为了获得较大的转矩，需要采用较小的进油孔直径配合较大的出油孔直径.

图5（b）为进、出油孔直径对发动机油耗的影响.从图中可以看出，出油孔直径对发动机油耗几乎没有影响，而在进油孔直径较大时才会对发动机油耗产生影响.其原因在进油孔直径达到一定时，电磁阀打开，控制室压力不能有效降低，针阀开启过程缓慢，从而引起油耗增多.

图5（c）为进、出油孔直径对发动机排放的影响.从图中可以看出，随着进油孔直径增大，NOx排放量增加，而碳烟排放量降低，而出油孔对两者却几乎没有影响.其原因是进油孔直径较小时，当针阀落座后，由于针阀腔压力波动，可能使针阀再次抬起，产生二次喷射.二次喷射的燃油因为不能完全燃烧，导致燃烧室内温度下降，从而引起NOx排放量降低，碳烟排放量升高.

由以上分析可知，选择进、出油孔直径时，应在保证控制室内压力迅速建立的情况下，避免产生二次喷射，以获得较好的发动机综合性能.

3 结 论

（1） 控制容积的大小影响了控制室内压力的建立，进而影响发动机的性能.控制容积过小，压力波动增大，燃油经济性变差.但随着控制容积的增大，发动机动力性能降低.所以在保证正常喷射情况下，应尽量减小控制室容积.

（2） 针阀质量越小，其响应速度越快，发动机的动力性能越好，但稳定性降低，导致发动机经济性变差.所以在保持运行稳定的情况下，应尽量减小针阀质量.

（3） 喷嘴喷孔直径越小，燃油雾化越好，燃烧性能越好.但是要获得较好的发动机性能还需要考虑燃烧室形状、喷油压力和最大喷油量的影响.

（4） 进油孔直径越小，针阀开启速度快，扭矩增大，油耗减小，但是越有可能产生二次喷射，导致碳烟排放量增多.而出油孔直径对发动机性能的影响很小.所以在选择进、出油孔直径时，应在不产生二次喷射的情况下，保证控制室内压力的迅速建立.

由本文的仿真结果可以看出，对于发动机排放的预测，GTSUITE软件存在着不足，这反映了一维模型的局限性.另外，仿真中很多影响因素没有考虑，导致结果与现实情况有出入，今后的研究应深入探究这些因素.

参考文献：

[1] CATAIANO L A，TONDOLO V A，DADONE A.Dynamic rise of pressure in the commonrail fuel injection system[C].SAE Paper：2002-01-0210，2010.

[2] BEIERER P，HUHTALA K，LEHTO E，et al.Study of the impact of system characteristics on pressure oscillations in a common rail diesel fuel injection system[C].SAE Paper：2005-01-0910，2005.

[3] WICKMAN D D，SENECAL P K，REITZ R D.Diesel engine combustion chamber geometry optimization using genetic algorithms and multidimensional spray and combustion modeling[C].SAE Paper：2001-01-0547，2001.

[4] BADAMI M，MILLO F，D'AMATO D.Experimental investigation on soot and NOx formation in a DI common rail diesel engine with pilot injection[C].SAE Paper：2001-01-0657，2001.

[5] 刘建江.高压共轨燃油喷射系统的仿真分析及性能测试[D].长春：吉林大学，2008.

[6] 刘峰.柴油机高压共轨燃油喷射系统仿真计算研究[D].北京：北京交通大学，2009.

[7] 陆静兵.共轨喷油器结构参数对液力响应的影响研究[D].成都：西南交通大学，2010.

[8] 颜松.柴油机高压共轨系统压力动态特性模拟[D].杭州：浙江大学，2005.

柴油机高压共轨系统仿真研究 篇4

根据高压共轨系统的特点,在建立仿真计算模型中作了如下的基本假设:

a.在整个计算过程中,不考虑油温随时间和压力的变化。

b.流体在整个系统中作可压缩、有摩擦、在光滑管中的一维不稳定流动,但其不稳定流动阻力用稳定流动阻力进行计算。

c.燃油在各容积中的状态变化瞬时达到平衡,同一集中容积内在同一瞬间的压力、密度处处相等。

d.在微小的时间间隔内,燃油通过各节流孔的流动为定常流动。

e.不考虑运动组件间的摩擦阻力。

1.1 高压油泵数学模型

典型高压共轨系统高压油泵的结构及各部件名称见图1。高压泵主要由凸轮组件、控制阀、柱塞偶件、腔室和油道组成。

柱塞腔燃油压力变化方程为:

式中,Qp为柱塞瞬时压入流量,即几何供油率;Qz→c为柱塞腔至出油阀腔的流量;Qz→b为柱塞腔到低压油道流量;Qz→leak为柱塞泄漏流量;E为燃油弹性模量;pz为柱塞腔中压力;Vz为柱塞腔容积。

出油阀腔的连续方程为:

式中,Vc为出油阀腔的容积;Qc→cr为出油阀腔至共轨腔的流量。

出油阀的球阀运动方程为:

式中,mc为出油阀球阀质量;xc为出油阀球阀位移;xoc为出油阀弹簧预压缩量;ac为出油阀迎面阻力系数;kc为出油阀弹簧刚度。

1.2 共轨管数学模型

由共轨管流入和流出的燃油满足以下平衡方程:

其中,Qc→cr为高压油泵出油阀腔到共轨管油量;Qcr→acc为共轨管至蓄压腔的流量;Qcr-con为共轨管至控制腔的流量;Qcr→h为共轨管至溢流阀腔的流量;Vcr为共轨管的容积。

1.3 喷油器数学模型

典型电控喷油器电磁阀、针阀、控制室、蓄压室和压力室等组成。

控制腔燃油压力变化方程为:

式中,pcon为控制腔中压力;Vcon为控制腔容积;Qr→con为共轨腔至控制腔的流量;Qcon→sol为控制腔至电磁阀腔的流量;Q1为由液压活塞向下泄漏的流量;Sp为控制活塞的顶面积;为针阀的运动速度;y为针阀的位移。

蓄压腔燃油压力变化方程为:

式中,pacc为蓄压腔中压力;Vacc为蓄压腔容积;Qcr→acc为共轨腔至蓄压腔的流量;Qacc→pre为蓄压腔至压力室的流量;Qpin_leakout为由针阀向上泄漏的流量;Spin为针阀受液压作用的有效面积。

压力室燃油压力变化方程为:

式中,Vpre为压力室容积;Qpre→cyl为压力室至燃烧室的流量。

喷油器针阀的受力情况见图2。

喷油器针阀运动方程为:

式中,mn为针阀质量;y0为针阀弹簧预压缩量;k2为针阀弹簧的刚度。αx为针阀的迎面阻力系数;S1,S2,S3分别为蓄压室、压力室和控制腔燃油对针阀作用的有效面积。

2 仿真模型建立

利用动态系统建模和仿真软件simulink,根据高压共轨燃油系统工作过程的数学模型,建立了数值仿真模型。系统模型由高压油泵子模型、共轨管子模型和喷油器子模型组成,模型整体及各个子模型之间相互作用关系见图3。

对高压共轨系统进行了仿真计算,喷油速率曲线见图4。仿真计算设置参数如下:轨压90 MPa,喷油脉宽2 ms。

保持轨压不变的情况下,延长喷油脉宽时间,进行仿真计算。仿真计算设置参数如下:轨压90 MPa,喷油脉宽2.5 ms。结果见图5。

根据图4、图5对比可知,随着喷油脉宽时间的增加,喷油持续时间延长,喷油量增大。

3 结论

根据高压共轨系统数学模型,利用仿真软件可以准确地建立数值仿真模型,仿真模型得到试验数据的验证,证明利用软件仿真技术对高压共轨系统进行仿真计算和优化设计是一种有效方法。

摘要：建立了高压共轨燃油系统工作过程的数值仿真模型,仿真结果与试验数据吻合较好。利用该模型研究了喷油器不同喷孔直径和喷孔数的组合对喷油速率的影响。研究结果表明,运用软件仿真技术对高压共轨燃油系统进行仿真计算和优化设计是一种有效方法。

关键词：柴油机,高压共轨,仿真,喷油器

参考文献

[1]欧阳光耀,安士杰.高压共轨燃油喷射系统结构参数影响的研究[J].海军工程大学学报,2003,15(4):23-26.

[2]OUYANG Guangyao,AN Shijie.Imitation and investigationof the high pressure common rail fuel injection system con-figurable parameters[J].Transaction of Navy University ofEngineering,2003,15(4):23-26.

[3]Mamoru Oki,Shuichi Matsumoto,Yoshio.180 Mpa PiezoCommon Rail System[C].SAE Paper 2006-01-0274.

[4]齐鲲鹏,隆武强,冯立岩.硬件在环仿真系统中柴油机工作过程建模研究[J].内燃机工程,2007,28(6):49-52.

[5]QI Kunpeng,LONGWu-qiang,FENGLi-yan.Study on Model-ing of Working Process of Diesel Engine with Hardware-in-the-Loop Simulation System[J].Chinese Internal CombustionEngine Engineering,2007,28(6):49-52.

[6]安士杰.高压共轨系统仿真及其电控喷油器的研究[D].武汉:海军工程大学,2003.

[7]梁超.电控柴油机共轨管内压力波动性研究[D].哈尔滨:东北林业大学,2006.

[8]王新军,孙大刚.CR系统共轨管仿真[J].农业装备与车辆工程,2009,211(2):45-47.

高压共轨系统 篇5

述

分为预喷(PI)、主喷(MI)和后喷(PoI)。预喷，即在主喷之前喷入少量的柴油到燃烧室(约1～2mg)，燃烧后可使主喷时的缸内温度升高，从而缩短主喷的着火延迟期和降低缸内压力上升速度，使燃烧更为高效而柔和，是降低燃烧噪音、HC和CO排放非常有效的途径。此外，预喷还有助于改善柴油机的冷起动性能，降低冷态工况下白烟的排放以及改善发动机低速扭矩等[2]。主喷主要用于产生扭矩，其喷油量大小取决于发动机的性能要求。后喷可分为早后喷(PoI2)和迟后喷(PoI1)。早后喷非常靠近主喷，可燃烧并能产生扭矩，主要用于燃掉燃烧室中残余的炭烟颗粒，炭烟排放可因此进一步减少20%～70%。迟后喷则相对远离主喷，一般在上止点后200°曲轴转角范围内喷射，喷出的燃油不燃烧(即不产生扭矩)，但会被排气余热蒸发，主要用于为柴油机氧化催化器提供HC，被氧化后发生放热反应以增加排温，亦可用于后处理系统中的再生反应，如颗粒捕集器(DPF)和NOx储存催化器(NSC)。

由于主喷与预喷以及后喷之间的时间间隔因工况要求而不同，如何实现灵活的多次喷射控制能力对改善柴油机的综合性能和排放将非常关键。Bosch目前广泛应用于中国商用车市场的第二代电控高压共轨系统(CRSN2)可实现每循环5次喷射，即2次预喷，1次主喷，2次后喷。其中，预喷与主喷、主喷与后喷之间的最小喷射间隔(即上一次喷射结束到下一次喷射开始的时间)如图8所示。而更先进的第三代共轨系统(CRSN3)则可实现每循环7次喷射，它们都可根据不同的工况要求将理想的预喷和后喷的油量、喷射次数以及与主喷的时间间隔等参数预先自由设定和储存在ECU的各个MAP图内，从而实现多次喷射的灵活控制。

4总结

随着对柴油机低油耗、高功率及降低排放、噪声

等方面的要求日渐强烈，传统的依靠凸轮机构组成的机械式柴油机燃油喷射系统因其控制自由度小、控制精度低、响应速度慢等固有的缺点，已无法满足要求。所以在柴油机上应用电子控制技术已成为必然。而电控高压共轨燃油系统不仅改变了传统的机械式喷油系统的组成结构，使喷射压力的产生完全独立于发动机的转速和喷射过程，还真正实现了喷油压力、喷油时刻、喷油量和多次喷射的独立、精确及柔性控制，从而大大提升了柴油机的动力性、经济性、排放及噪声方面的综合性能。因此，以Bosch为代表的电控高压共轨系统是当前实现国3及更高排放标准，同时提高柴油机动力输出、降低油耗和噪音的最佳技术方案，是今后国内柴油机应用和发展的必然趋势。正是基于此，Bosch早在便开始了与国内众多企业的高压共轨柴油机项目的开发，同时在无锡建立了博世汽车柴油系统股份有限公司(RBCD)，致力于共轨系统的本土化研发、匹配、生产以及销售，并于在属下的柴油系统技术中心开始了专门针对中国市场需求的高压共轨系统和零部件的本地化开发，并在无锡实现了关键零部件的本地化生产。参考文献：

[1]孙吉树.柴油机电控高压共轨式喷射技术分析[J].延边

大学农学学报，，(9)：222-224.

[2]程婷婷.高压共轨电控柴油机起动过程及油量研究[J].

现代车用动力，2008，(1)：20-22.

图8多次喷射间的最小时间间隔

高压共轨系统 篇6

1 高压共轨燃油试验台开发

1.共轨管 2.喷油器 3.消雾器 4.高压油泵 5.滤清器 6.油箱 7.低压油泵 8.回油管 9.高压油管 10.电控单元

高压共轨燃油喷射试验台的总体布置见图1。柴油从油箱中被低压油泵吸出,经滤清器过滤后供给高压油泵,经高压油管、共轨管后由喷油器喷出,喷出的油雾被消雾器收集,并与高压油泵和喷油器的回油一起经低压油管返回油箱。油温控制在(40±2)℃,由温度传感器测定,高于此值就启动强制制冷对柴油进行循环冷却,低于此值则启动电加热棒。

高压油泵的驱动部分采用变频调速电机Y160M-4(主轴转速0～4 000 r/min,功率7.5 kW),经万向节和过渡接头与高压油泵连接。高压油泵采用博世CP1H泵,用支架固定在工作台上,保持与电机同心。共轨管通过支架固定,并在管上安装250 MPa的超高压压力表,用来控制共轨压力的范围。喷油器采用博世CR12.2电控喷油器,试验台见图2。

共轨试验台采用的电控单元为自主开发的多功能控制单元,其硬件部分主要由微控制器、升压电路、输入处理电路等组成;软件部分则由嵌入式软件和监控控制软件组成。在本试验台中完成共轨压力控制、喷油器控制等功能,图3为开发的控制单元的实物图。

监控软件运行于上位机中,通过串口数据线对发动机各种控制参数进行调整并监视各种关键变量如发动机转速、喷油脉宽、共轨压力等的变化情况,见图4。

2 喷油特性实验

设备安装:在实验台面向高压共轨管,以共轨轨压传感器端为始端,第1孔对应电接点压力表。其第2孔对应1号高压油管并与1号喷油器相连。第3孔对应共轨进油管。第4孔对应2号高压油管并与2号喷油器相连。第5孔对应手动共轨压力调节阀。

实验时,由1号喷油器和2号喷油器模拟四缸发动机的主喷喷油过程,即两支喷油器每转各喷射一次。在一定轨压和喷油脉宽下,用量筒计量一定喷射次数下两支喷油器的喷油量和回油量,并做平均处理。实验步骤如下:

a. 根据振动对实验系统的影响和喷射频率对轨压稳定性的影响等因素来选定转速。

b. 设定PWM占空比、频率和喷油脉宽,保持喷油器处于正常工作状态,通过共轨压力调节阀手动调节压力,使轨压稳定在预定值。

c. 根据量筒和喷油量的大小选择合适的喷射次数。

d. 控制实验台进行油量计量。

e. 读取量筒内的油量并记录。

f. 通过数据连续性和数据拟合等方式分析实验数据,对合理性较差的数据采用现场重做或后期统一补做的方式处理。

2.1 共轨压力、喷油脉宽与喷油量之间的特性实验

共轨压力、喷油脉宽与喷油量之间的特性实验结果见图5。从图5中可以看出在同一轨压下,喷油量随喷油脉宽的增加而增加,并呈现出明显的特性规律。在两个特定轨压之间,喷油增量(即每增加一个单位的压力,随之增加的喷油量)随着脉宽的增加而增加。在同一喷油脉宽下,喷油量随着压力的增加而增加。在同一喷油脉宽下,喷油增量随着轨压的增加而减小。随着轨压的增加,喷油量与喷油脉宽的关系趋向线性发展。

2.2 共轨压力、喷油脉宽与回油量之间的特性实验

共轨压力、喷油脉宽与回油量之间的特性实验结果见图6。从图6中可以看出在同一轨压下,回油量随喷油脉宽的增加而增加。在同一喷油脉宽下,回油量随着压力的增加而增加。

2.3 共轨压力传感器特性实验

实验方法时,控制1号喷油器和2号喷油器在特定脉宽下,模拟四缸发动机的主喷喷油过程;手动控制压力调节阀,使轨压稳定在预定值,并记录电接点压力表读数和ECU所采集的轨压传感器的电压值。采用固定转速为1 000 r/min,喷油脉宽为0.5 ms,分别设定共轨压力为0,20,30,40,50,60,70,80,90, 100,110,120和130 MPa开展实验。

实验步骤如下:

a. 根据振动对实验系统的影响和喷射频率对轨压稳定性的影响等因素来选定转速。

b. 设定PWM占空比、频率和喷油脉宽,保持喷油器处于正常工作状态,通过共轨压力调节阀手动调节压力,使轨压稳定在预定值。

c.读取并记录电接点压力表的示值和ECU采集到的轨压传感器的电压值。

d. 对合理性较差的数据采用现场重做或后期统一补做的方式处理。

共轨压力传感器特性实验结果见图7。从图7中可以看出轨压传感器的特性非常接近于线性。

3 结论

a.我们设计开发了高压共轨燃油喷射试验台,采用博世的共轨系统和自主开发的控制单元,完全能够满足高压共轨燃油喷射特性实验需求。经过大量相关试验表明,实验台具有工作稳定,可拓展空间大,操作性强的优点。

b.开展了共轨压力、喷油脉宽和喷油量特性实验,得到了在同一轨压下,喷油量随喷油脉宽的增加而增加。在两个特定轨压之间,喷油增量随着脉宽的增加而增加;在同一喷油脉宽下,喷油量随着压力的增加而增加,并随着轨压的增加而减小。随着轨压的增加,喷油量与喷油脉宽的关系趋向线性发展的结论。

c.开展了共轨压力、喷油脉宽和回油量特性实验,得到了在同一轨压下,回油量随喷油脉宽的增加而增加。在同一喷油脉宽下,回油量随着压力的增加而增加的结论。

d.开展了共轨压力传感器特性实验,得到了轨压传感器的特性非常接近于线性的结论。

参考文献

[1]王均效,陆家祥.柴油机高压共轨喷油系统的发展动态[J].柴油机,2001,(5):1-11.

[2]周海涛,王俊席,祝轲卿,等.柴油机GD-1系统油压控制策略仿真[J].农业机械学报,2007,38(1):56-59.

[3]肖文雍,杨林,梁峰,等.GD-1高压共轨式电控柴油机燃油喷射压力控制策略的研究[J].内燃机学报,2004,22(3):235-240.

[4]杨林,冒晓建,卓斌.车用柴油机高压共轨燃油喷射压力控制技术[J].车用发动机,2001,(5):1-5.

[5]Aditya Mulemane,Joong-Sub Han,Pai-Hsiu Lu,etal.Modeling dynamic behavior of diesel fuel injection sys-tems[C].SAE 2004-01-0536.

[6]Philipp Beierer,Kalevi Huhtala,Erkki Lehto,etal.Studyof the impact of system characteristics on pressure oscilla-tions in a common rail diesel fuel injection system[C].SAE 2005-01-0910.

[7]Philipp Beierer,Kalevi Huhtala and Matti Vilenius,etal.Experimental study of the hydraulic circuit of a commer-cial common rail diesel fuel injection system[C].SAE2007-01-0487.

[8]N.Guerrassi and P.Dupraz.A common rail injectionsystem for high speed direct injection diesel engines[C].SAE 980803.

[9]http://www.colfuel.co.uk/Testbenches/Bosch.htm.

柴油机高压共轨系统的维护保养 篇7

一、柴油机高压共轨系统原理简介

柴油机的高压共轨技术是电子控制技术在柴油机上的完美应用。其原理简单的概括起来就是通过传感器、执行器、ECU (微电脑) 等电子技术和液压、机械等技术相结合, 将柴油泵到一个公共油轨内并以一定的可控制的高油压 (最高可超过160 MPa) 进行贮存, 然后通过电控喷油器接受ECU的指令将高压油喷到气缸内。

二、共轨系统结构组成简介

1. 柴油机高压共轨系统的组成

常见的柴油机高压共轨系统由下列基本结构组成:

1.空气流量计2.ECU 3.高压油泵4.共轨5.喷油器6.曲轴位置传感器7.冷却液温度传感器8.柴油滤清器9.油门踏板传感器

(1) 低压油路系统; (2) 各种传感器; (3) ECU; (4) 高压油泵; (5) 共轨; (6) 高压油管; (7) 电控喷油器。

2. 各组成结构的功能

(1) 低压油路系统的组成及功能

低压油路系统包括柴油箱、油管、油水分离器、柴油滤清器、电动泵或齿轮泵等。该部分系统的功能是将柴油箱内的柴油进行过滤并以一定的压力供到高压油泵中, 保证高压油泵泵腔内有充足的柴油, 并通过回油将柴油内混入的少量的空气送回到油箱, 同时降低高压油泵内的柴油温度。

(2) 各种传感器的功能

共轨系统中的传感器通常包括各种温度传感器、压力传感器、流量传感器、曲轴位置传感器、凸轮轴位置传感器、油门踏板位置传感器等。这些传感器的作用是用来采集发动机的各种运行参数, 如冷却液的温度、燃油温度、进气道的增压压力及空气流量、机油压力、共轨压力、曲轴及凸轮轴的位置信号、油门踏板的开度等。传感器将这些采集的信号适时传送给ECU, 以利于ECU对发动机的运行状态进行适时监控和调节。

(3) ECU的功能

ECU作为发动机的电子控制中心, 负责将传感器采集到的信号与存储在其内部的设计参数进行对照, 及时向相关的执行器发出指令以便对超出范围的参数进行适时调整。同时在ECU内部写有发动机各种工况的程序模块, 应急处理功能模块, 以及数据通讯诊断接口等。

(4) 高压油泵的功能

高压油泵负责将柴油供到共轨管中, 并始终保持共轨管内具有所需要的油压。

(5) 共轨管和高压油管

共轨管是用来储存具有特定压力的柴油的高压容器。高压油管是连接共轨管和电控喷油器的通道。

(6) 电控喷油器

电控喷油器在共轨系统中的作用主要是根据ECU的指令, 通过控制电磁阀开启或关闭, 将定量的燃油定时地喷进燃烧室。

三、使用和维护保养应注意事项

从以上的介绍可以看出, 高压共轨喷射技术在原理、结构上与机械式喷射系统完全不同, 因此在使用装有该系统的车辆时, 其维护保养注意事项也有很大的区别, 总结起来主要有以下几条:

1. 车辆在启动时, 首先将钥匙打开一挡, 当仪表盘上的ECU自检灯 (故障灯) 熄灭后, 再继续启动发动机。如果在低温环境下, 要等到预热灯熄灭后再启动。

2. 三滤要按要求及时更换, 考虑到柴油品质的问题, 柴油滤芯最好在规定的里程数或工作时间之前更换, 而且滤芯要选用制造厂要求的品牌, 切忌随意替换。

3. 机油要严格按照汽车厂家的要求, 选用相应的品牌。柴油要到正规的加油站购买, 最好备有大的油罐使柴油得到充分的沉淀, 柴油中切忌勾兑汽油或其他性质的燃料。

4. 共轨系统的低压油路切忌甩开滤芯走直通的方法, 否则会给高压油泵和喷油器带来很大的破坏, 带来重大的经济损失。

5. 对车体进行焊接作业时, 必须将电瓶的正负极接线与车体断开, 平时要注意观察发动机的线束, 避免损坏。

6. 冬季寒冷的条件下, 要避免用强制启动电源连接电瓶进行启动, 以免电流过大烧毁电子控制系统。

7. 一旦发现车辆异常, 要到正规的有维修能力的维修企业进行维修。

四、结论

高压共轨系统 篇8

1 硬件在环仿真系统与试验平台组成

1.1 硬件在环仿真系统组成

高压共轨电控燃油喷射系统在环仿真系统由高压共轨电控燃油喷射系统试验装置、喷油规律测试装置、柴油机燃烧模型、系统动力模型以及涡轮增压器进排气模型、环境模拟装置构成,其结构图见图1所示。

其中,除高压共轨电喷柴油机的燃油喷射系统、喷油规律测试装置外,其它部件的运行由计算机仿真实现,系统的硬件结构见图2。

1.2 高压共轨电控燃油喷射系统试验台组成

高压共轨电控燃油喷射系统试验装置由高压油泵、高压共轨腔、电控喷油器和喷油系统电子控制驱动单元三部分构成,其中电子控制单元控制高压共轨腔压力和电控喷油器喷油规律,同时接收柴油机的一系列工作状态参数反馈,其结构及工作状态见图3所示。

2 柴油机模型

常见的柴油机仿真模型分为放热率计算模型、零维模型、准维模型和多维模型。其中准维模型和多维模型对柴油机燃烧的模拟具有较强的准确性,但是计算复杂,无法满足在环仿真的要求,零维模型是目前柴油机控制研究领域应用最广泛的模型,具有模型简单,计算时间短的优点,所以选择零维模型作为在环仿真燃烧模型[2,3,4]。

自然吸气式柴油机准线性模型由空气流量率、燃空比、指示热效率、摩擦损失、平均指示压力输出、通过发动机的工质温升等几个部分组成,其结构见图4所示。

2.1 空气流量率计算

实际空气流量率=理论空气流量率×充气效率

充气效率仅是发动机转速的函数,由完全充排法的计算结果把充气效率拟合成发动机转速的二次多项式。

式中,α0,α1,α2分别为拟合出的常数。

通过发动机的空气流量率为:

式中,ρ0为空气密度,ηv为充气效率。

2.2 指示热效率计算

发动机的指示热效率实质上是由相关的热损失和燃烧效率决定的。热损失是发动机转速ne和燃空比f的函数,而燃空比对一个给定发动机的燃烧效率起主导作用。因此选择发动机转速和燃空比作为指示热效率模型的变量。模型采用以下形式的方程:

式中,ki为常数(i=1~7)。

2.3 摩擦损失计算

为了使模型便于扩展用于涡轮增压柴油机的仿真,摩擦损失模型包含了pf与进气压力的关系,如式(4)所示:

式中,pf为摩擦损失压力,pfr为参考摩擦损失压力,pin为进气压力,Sp为活塞平均速度,ε为压缩比,ki为常数,i=1~4。

对一给定的发动机,平均指示压力pi是燃油质量流率mf、指示热效率ηi和转速ne的函数。

为发动机转速,r/min;Hu为燃料低热值,k J/kg;Vh为气缸工作容积,L;Ncyl为气缸数;τ为冲程数。

2.4 工质温升计算

对用于控制分析的自然吸气式柴油机动态模型来说,工质温升模型不是必需的,但对于涡轮增压柴油机来说是必需的,为了使模型具有一定的通用性,模型中考虑了工质温升。

发动机的工质温升主要是转速ne与燃空比f的函数,但是平均指示压力对其有一定的影响,因此引入平均指示压力修正:

2.5 系统动力模型

柴油机动力模型主要功能为:根据柴油机的燃烧模型提供的每循环平均有效压力输出,以及柴油机负荷参数,得到系统在该循环内的平均转速ne、系统加速度a。

根据牛顿第二定律,得:

式中,pl为负荷压力,MPa;Ie,Il分别为发动机、负荷的转动惯量。

如果负荷为螺旋桨负荷,则:

式中,pl(k)为第k循环时,柴油机的平均负荷压力,MPa;kl为负荷压力系数,MPa/(r3·min-3);ne(k)为第k循环内的平均转速,r/min;p′l为负荷扰动,MPa,该参数可由操作者手动调整或随机生成。

假设柴油机在每循环中是匀速运动,则有:

将式(7),(8),(10)代入式(9)得:

3 系统性能的试验验证

3.1 共轨腔压力控制范围和控制精度

通过试验台架,模拟主轴转速1 500 r/min时刻,以3 ms脉宽作单缸供油情况下,共轨腔内的压力在供油时刻内的变化幅度见图5所示。

由图5可知,当喷油器开始喷油时,共轨腔压力会有所下降,但下降的幅度小于5 MPa,系统满足设计要求。

3.2 电控喷油器控制试验

采用未采取预喷控制的喷油器控制,设置喷油器的喷油脉宽为1.83 ms,共轨腔压力为150 MPa的情况下,单循环供油量为183 mm3,其供油控制脉冲、喷油器电磁阀驱动电流、长管法测得的喷油规律波形见图6所示。

图6中由于喷油控制脉冲的保持电流PWM控制脉冲的频率高于示波器的采样频率,所以示波器上用×表示。

由图6中喷油器驱动电流的波形可知,喷油器驱动电路工作正常,开启电流和保持电流波形符合设计要求,经测量,电流关断时间为0.12 ms,基本满足控制要求。

根据喷油规律波形,喷油规律为梯形,与传统供油系统的供油波形有较大的区别,当针阀达到最大行程时,喷油率基本保持不变,喷油规律的可控性明显优于传统供油系统。多次测量后比较发现,在驱动电压、共轨腔压力不变的情况下,系统启喷延迟稳定在1.38 ms,说明驱动电路与喷油器之间匹配良好,供油正时的可控性满足设计要求。

当进行预喷脉冲控制后,设置喷油器的预喷脉冲宽度为0.57 ms,预喷脉冲与主喷脉冲之间间隔时间为0.82 ms,主喷射脉冲宽度为1.07 ms,其供油控制脉冲、喷油器电磁阀驱动电流、长管法测得的喷油规律波形见图7所示。

根据试验波形,带预喷情况的供油延时与不带预喷油情况的供油延时基本一致,但是主喷射的供油延时会有所减小,预喷射与主喷射之间的间隔时间存在一个最小值,在喷油器驱动电压为130 V、共轨腔压力为150 MPa的情况下,预喷控制脉冲与主喷控制脉冲之间的时间间隔必须大于1 ms,否则,实际的预喷过程将与主喷过程完全连成一体。

4 结论

a.高压共轨系统的配机采用硬件在环仿真技术,可以对控制系统软硬件进行实时性测试,缩短了产品开发周期,降低了开放费用。

b.试验结果表明,该系统性能可行,能使喷油时共轨腔压力波动小于5 MPa。在驱动电压、共轨腔压力不变的情况下,系统启喷延迟稳定在1.38 ms,供油正时的可控性好,喷油规律可柔性控制。

参考文献

[1]李彬轩.柴油机电控单元硬件在环仿真系统的设计及其相关研究[D].浙江:浙江大学,2001.

[2]刘少彦,张宗杰,胡昆鹏,等.基于Simulink的高压共轨柴油机喷油系统仿真计算[J].柴油机设计与制造,2003,(1):21-24.

[3]王均效,陆家祥,张锦杨.柴油机喷油过程模拟计算中的几个经验公式研究[J].车用发动机,2001,(5):6-11.

高压共轨系统 篇9

1.高压共轨泵的供油特性,即高压系统的最大供油量;

2.输油泵性能;a输油泵输油量;b输油泵输油压力;c输油泵真空度;c手泵性能。

高压共轨管总成性能试验台,主要测试的性能指标如下:

1.高压共轨管总成的动、静态密封性;

2.共轨管组件性能:a安全阀开启压力及其重复性;b流量阀的关闭流量。

项目特点:

1.研制的试验台工作压力高(峰值压力达200MPa),压力稳定(波动小于正负0.5Mpa),转速稳定(波动小于正负5r/min)自动化程度度高(具有数据自动存储、自动处理等功能);

2.国内均无先例,也无国外相近或相似产品作参考;

3.针对性强(即主要应用于我所自主开发的高压共轨供油泵、共轨管总成检测),随着我所共轨系统产业化工作的不断深入,将具有良好的推广应用价值。

4.本项目完成后已掌握了一些相关试验设备的设计制造技术。

目前,两台试验台均已在该所中试生产中投入使用,运行状况良好,性能稳定。

高压共轨系统 篇10

随着排放法规的日益严格, 高压共轨系统得到了普遍应用。高压共轨系统按有无增压结构可以分为无压力放大系统和有压力放大系统。无压力放大系统[1]的典型代表有博世公司的CR系统和电装公司的ECD-U2系统;有压力放大系统又分为蓄压式高压共轨系统和HEUI系统, 蓄压式高压共轨系统的典型代表是天津大学研发的PAIRCUI系统[1,2]。

柴油机燃烧中一个很大的问题是扩散燃烧期中产生的碳烟[3]。为了降低碳烟排放, 可以提高燃烧温度, 但是提高燃烧温度又会增加NOx排放, 同时降低碳烟和NOx排放是非常困难的。解决碳烟问题的一个非常有效的手段是提高喷射压力以改善雾化效果。所以, 喷射压力不断提高是目前高压共轨系统发展的趋势。

当采用200MPa以上的超高喷油压力时, 无压力放大系统由于整个系统均处于高压环境中, 密封问题成为极大的挑战, 同时高压油泵的驱动扭矩也变得非常大。此时有压力放大系统的优势得以体现, 是实现超高压喷射压力的一种有效措施[4]。但是传统蓄压式共轨系统的工作原理决定了喷油规律前高后低, 喷油量受轨压影响, 而HEUI系统则有两套油路, 结构复杂, 二者都有各自的问题。因此, 针对这种情况并在以上各种系统的基础上, 提出了一种新型增压式共轨喷射系统。

本文用一维流体仿真软件Flowmaster对新型增压式共轨喷射系统进行建模, 以分析影响该系统供油效率和能量利用率的关键参数, 探索其变化规律, 为后期工作的开展提供理论依据。

1 研究对象与建模

1.1 研究对象和工作原理

新型增压式高压共轨喷射系统包括四个部分:高压油泵、共轨管、增压模块、喷油模块。结构示意图见图1。在设计过程中将增压模块和喷油模块整合为一个非常紧凑的喷油器总成, 大大减小了系统尺寸。基本结构见图2。

新型增压式共轨燃油喷射系统工作过程可简述为: (1) 燃油高压建立阶段。增压电磁阀通电, 在电磁力的作用下, 衔铁移动, 出油量孔打开, 滑阀控制室内的燃油与回油孔接通, 压力下降, 在滑阀下端与上端压力差的作用下, 滑阀右移, 进油油道与增压活塞大端腔室接通, 于是在增压活塞作用下, 高压油腔内建立起高压。 (2) 燃油喷射阶段。喷油电磁阀通电, 在电磁力作用下, 衔铁移动, 出油量孔打开, 液压活塞控制室内的燃油与回油孔接通, 压力下降, 在针阀端液压力与液压活塞端液压力的作用差下, 针阀开启, 喷油过程开始。在喷油过程进行的同时, 增压活塞不断下移, 维持油压的稳定。喷油电磁阀断电后, 衔铁回位, 出油量孔关闭, 液压活塞控制室内的燃油压力回复到原值, 针阀关闭, 喷油过程结束。 (3) 高压燃油泄压和燃油补偿过程。燃油喷射过程结束后, 需要对燃油进行补偿, 使增压活塞复位。增压电磁阀断电, 衔铁回位, 出油量孔关闭, 滑阀控制室内的燃油压力回复到原值, 滑阀左移, 回油油道与增压活塞大端腔室接通, 增压活塞逐渐回位, 同时单向阀打开, 燃油补偿进增压室。

系统在工作时, 增压过程和喷射过程是两个相互独立的过程, 两个过程的开始和结束都是通过各自的电磁阀来实现的。因此, 该系统可以灵活地实现不同的喷油模式, 即可以实现“超高压喷射”模式和“轨压喷射”模式, 甚至可以实现灵活可变的喷油规律, 如“靴型”喷油规律等。

1.2 仿真模型的建立

本文从物理模型出发, 使用一维流体管网系统解算工具Flowmaster, 以燃油在流道内的流动模拟为基础, 按质量守恒、动量守恒、能量守恒定律建立仿真模型, 对整个系统的假设和考虑因素描述如下[5,6,7]: (1) 系统为一维非定常流动; (2) 考虑高压下的燃油压缩性, 忽略温度变化对燃油物性的影响; (3) 考虑喷油器针阀偶件和增压活塞偶件的燃油泄露问题; (4) 忽略燃油自身重力的影响; (5) 由于系统基本上一直处于高压状态, 因此不考虑空化的影响; (6) 不考虑各构件的弹性变形; (7) 忽略喷油器盛油腔、控制腔等刚体容积膨胀。

综合以上所述, 增压式共轨燃油喷射系统仿真的数学模型[8,9]包括:集中容积类控制方程、阀体元件运动方程和偶件泄露方程。

1.2.1 集中容积类控制方程

式中, V为当前控制容积的体积;B为燃油体积模量;p为燃油压力;Qi为流进或流出控制容积的体积流率;为控制容积的体积变化率。

1.2.2 阀体元件运动方程

阀体类物理模型都可以看作是一个质量-弹簧-阻尼系统, 即简谐振荡系统, 其基本物理方程基于牛顿第二定律:

式中, m为阀体运动部件的总质量;c为黏性阻尼系数;k为弹簧刚度;x为弹簧位移;F为作用在阀体元件轴向上的外力和, 主要表现为液压力和电磁阀元件的电磁力。

1.2.3 偶件泄漏方程

采用同心环间隙泄漏[10]公式:

式中, Qleak为泄漏流量;d为圆柱直径;Δp为两端压力差;h为配合面间隙;l为配合面长度;μ为燃油动力黏度。

1.2.4 电磁方程

电路方程为

式中, u为驱动电压;i为线圈电流;r为线圈电阻;Ψ为磁链。

磁路方程为

式中, I为电流;N为线圈匝数;Φ为磁通;Gδ为气隙磁导;Gm为铁磁导。

电磁力方程为

式中, Fm为电磁力;μ0为空气磁导率;S为导磁面积。

2 仿真模型验证

本文通过试验测试结果与仿真计算结果的对比来验证计算模型和数值方法的可靠性。

2.1 电磁阀模型的验证

图3为控制脉冲1.5ms条件下, 喷油器电磁阀的控制脉冲、线圈电流、衔铁升程随时间变化关系的仿真结果。其中考虑了喷油器驱动模块DC-DC升压变换器的电压降[11], 同时也考虑了电涡流的影响。图4为相同条件下喷油器电磁阀的控制脉冲、线圈电流和衔铁升程的测量值。

对比图3和图4可见, 仿真结果在一定程度上能够反映线圈电流的变化趋势。电磁模型中, 由于没有考虑磁滞效应和漏磁, 造成了结果存在一定偏差, 但总体形态是一致的。试验结果中的衔铁升程曲线反映出的电磁阀启闭响应时间比仿真结果中电磁阀开启、关闭时间略慢, 其原因是引入升程传感器后, 增加了运动件的质量, 从而使得启闭响应变慢。

2.2 喷油规律的验证

基压15MPa, 增压压力约为110MPa, 增压电磁阀控制脉宽6ms, 喷油电磁阀控制脉宽0.5ms条件下, 喷油规律模拟值与试验值的对比如图5所示。其中, 喷油电磁阀是在增压压力已经建立起来之后再进行动作完成喷油过程。整个喷油过程的喷油压力皆为约110MPa。从图5可见, 仿真结果与试验结果能够很好地吻合, 比较正确地模拟了喷油规律的趋势, 可以满足工程计算的精度要求。

3 供油效率和能量利用率的影响因素

燃油进入喷油器总成之后的流向分为以下几个部分:喷油、喷油电磁阀回油、增压活塞复位过程中回油、增压电磁阀回油和偶件的泄漏。其中, 增压活塞复位回油又包括理论回油与燃油压缩性引起的回油两部分。理论回油是喷油和喷油电磁阀回油引起的增压活塞下移量在回位过程中产生的, 理论回油量= (喷油量+喷油电磁阀回油量) ×增压比。由于燃油的可压缩性, 高压建立过程中, 增压活塞会向下移动, 这部分下移量在回位时会产生额外的回油, 简称为燃油压缩回油。

燃油压缩回油可以根据体积模量定义式来计算, 即

式中, V为初始体积;Δp为压力变化量;ΔV为体积变化量。由式 (4) 可以看出, 燃油压缩性引起的燃油体积变化与体积模量、压力改变量和初始体积有关。

定义供油效率=每循环燃油喷射量/每循环由共轨管进入喷油器总成的油量, 则

式中, η为供油效率;a为喷油量;b为喷油电磁阀回油;c为燃油压缩回油;d为偶件漏油;e为增压电磁阀回油;ε为增压比。

定义能量利用率=增压到目标压力理论所需能量/增压到目标压力实际所需能量, 则

式中, λ为能量利用率;E1为理论所需能量;E2为实际所需能量。

仿真过程中将喷油器总成作为一个系统, 喷油器总进油孔是系统的边界, 据此来计算进入系统的燃油量和燃油携带的能量。

3.1 轨压的影响

目标增压压力一定, 轨压的改变决定了增压比的改变, 从而直接影响到增压活塞回油量大小。计算时, 设循环喷油量为150mg, 目标增压压力为240MPa, 增压室容积为530mm3, 喷油器入口处的轨压分别设为20、40、80、120、160、200MPa。

认为喷油器系统入口处的轨压为恒定值, 则能量可以由式 (10) 计算:

式中, E为能量;W为功;V为燃油体积流量。

图6为增压活塞复位过程中理论回油量和燃油压缩回油量随轨压的变化规律。轨压增加, 由于增压比减小, 理论回油量减小速度非常快。轨压增大后, 与目标压力的差值减小, 由燃油压缩回油的计算公式可以看出回油量有一定幅度的下降。同时可以看到, 在初始轨压较低的情况下, 提升一定的轨压值, 回油量的减小幅度非常明显。在两者综合作用下, 进入喷油器的总油量会下降很多。

图7为供油效率和能量利用率随轨压的变化规律。轨压增大后, 系统所需油量减小, 供油效率提高, 但是系统所需能量增加, 能量利用率下降, 二者存在折中的关系。这是因为燃油携带的能量不仅与油量有关, 还与压力有关, 二者共同作用。图中所示规律说明了此时的条件下燃油压力在能量中扮演的角色更加重要。

能量利用率的降低有着很重要的作用, 意味着做功的减少。假设一台六缸发动机标定功率250kW、转速2000r/min、循环喷油量150mg、增压压力为240MPa, 不考虑油泵效率和其他损耗, 采用直接增压方式高压油泵所需功率为4kW左右, 如果此时能量利用率为50%, 则增压式共轨系统的高压油泵所需功率为8kW;如果能量利用率为80%, 则高压油泵所需功率为5kW, 高压油泵功率的减小十分明显。

提高轨压, 供油效率升高, 使得进油量减少, 从而高压油泵的体积可以减小, 但是高压油泵的功率要增加, 驱动扭矩变大。因此要综合考虑二者的影响。

3.2 控制室进出油量孔的影响

电磁阀回油由控制室经出油量孔流出, 回油量大小本质上决定于控制室内的燃油流动情况[12]。由于增压电磁阀和喷油电磁阀回油情况类似, 在此只对增压电磁阀回油进行研究。

仿真计算中设定轨压为120MPa, 最终增压压力240MPa, 滑阀上端直径3.7mm, 滑阀下端直径2.5mm。取了几组不同的进回油孔直径Din和Dout进行分析, 见表1。

图8为能量利用率和供油效率随控制室进出油量孔直径改变而变化的规律。图8 (a) 为单独改变进油量孔直径带来的影响。由于此时轨压固定不变, 因此能量利用率和供油效率变化趋势一致, 都取决于油量的变化。进油孔增大, 电磁阀回油量基本上呈线性增加, 因而总进油量有所上升, 导致能量利用率和供油效率一定程度上的下降。图8 (b) 为单独改变出油量孔直径带来的影响。出油量孔直径增加到一定限度的过程中电磁阀回油量略有增加, 导致能量利用率和供油效率稍有所下降, 但是幅度都很小;再继续增加回油孔直径, 能量利用率和供油效率已经基本上不再变化, 说明此时回油量孔作用已经非常有限, 控制室内的燃油流动情况则主要取决于进油量孔。图8 (c) 为同比例增大进油量孔和回油量孔直径带来的影响。进回油量孔直径增大后, 能量利用率和供油效率基本上呈线性降低, 与图5中的规律相似, 但是由于回油量孔直径也相应增大, 因此下降幅度更大一些。

综上可以发现, 进回油量孔直径对于能量利用率和供油效率有一定影响, 且进油量孔的作用更大, 回油量孔影响则有限。

3.3 增压室容积的影响

以上所讨论的条件是增压室容积不变, 为530mm3 (设计尺寸) 。由体积模量的定义式可以知道, 基于增压过程中燃油压缩性引起的增压室容积变化量与增压室容积ΔV有直接关系, V越大, 则ΔV也越大。增压活塞大端腔室容积变化量ΔV'=ΔV·ε。增压活塞大端腔室容积变化量乘以密度即为燃油压缩回油量。由此可见, 增压室容积对于总回油量有直接影响, 进而会影响到供油效率及能量利用率。

图9为增压室容积的影响。由图9中总回油量随增压室容积改变的变化规律可见, 相同轨压下, 增压室容积变大, 燃油压缩回油增大, 因此总回油量也增大。此外, 增压室容积大小变化相同时, 低轨压条件下的总回油量变化幅度非常大, 轨压越高, 总回油量变化幅度越小。这样的变化规律有两个原因: (1) 轨压变大后, 与目标压力的压差变小, 由体积模量定义式可知, ΔV减小; (2) 轨压增大后, 增压比ε减小, 则增压活塞大端腔室容积变化量ΔV'=ΔV·ε减小。二者综合作用, 造成了轨压越大总回油量变化幅度越小。由图9中供油效率随增压室容积改变的变化规律可见:喷油量不变, 但是总回油量的改变, 带来了供油效率的改变;轨压不变, 增压室容积增大, 供油效率降低;中等轨压条件下, 增压室容积对供油效率影响最大。这是因为低轨压条件下总回油量变化幅度虽然大, 但是总回油量绝对值也大, 由供油效率定义式可知分母大, 则增压室容积带来的影响不是非常大;高轨压条件下, 总回油量变化幅度本身就小, 因此增压室容积带来的变化幅度也不。由图9中能量利用率随增压室容积改变的变化规律可知:相同轨压下, 增压室容积增大, 能量利用率下降;增压室容积改变量相同的条件下, 轨压越低, 能量利用率变化幅度越大。由能量计算公式可知, 能量取决于压力和油量两个因素, 轨压不变, 增压室容积增大导致总回油量增大, 因此能量耗费变大, 能量利用率降低;轨压越低, 增压室容积带来的总回油量变化幅度越大, 因此能量耗费变化幅度越大, 能量利用率降低幅度也越大。

综合来看, 增压室容积应该在能够保证最大喷油量和稳定的喷油压力条件下尽可能小。本文考虑到以上两个因素及设计因素将增压室容积最终确定为530mm3。

4 结论

(1) 轨压越高, 系统的供油效率越高, 总回油量越小, 高压油泵的体积可以减小;但是能量利用率越低, 耗费的能量越大, 高压油泵所需的功率增大。因此, 应综合考虑供油效率和能量利用率的折中关系带来的影响。

(2) 控制室进回油量孔直径直接影响电磁阀回油。回油量孔对电磁阀回油量影响有限, 尤其在进油孔直径不变而回油量孔直径较大时, 回油量随回油量孔直径变化趋于平缓, 故而回油量孔直径对供油效率和能量利用率的影响不大。进油量孔是控制电磁阀回油量的关键, 回油量随进油量孔直径基本呈线性变化关系。因此, 进油量孔大小对供油效率和能量利用率影响比较大。

(3) 由于燃油的压缩性, 增压室容积增大会使增压活塞复位过程中的回油增加, 因此会对供油效率和能量利用率产生不利的影响, 并且轨压越低这种影响越大。综合来看, 增压室容积越小, 对供油效率和能量利用率越有利;但是为了保证最大喷油量及喷油压力的稳定, 增压室容积不能无限制的减小。

摘要：针对新型增压式高压共轨喷射系统, 利用Flowmaster软件建立了系统的仿真模型, 分析了轨压、控制室进出油量孔直径、增压室容积大小等因素对系统供油效率和能量利用率的影响。仿真结果表明:轨压提高, 供油效率明显提高, 但是能量利用率明显下降, 二者有折中的关系;进回油量孔直径减小, 由于回油量减小, 供油效率和能量利用率均有一定程度的提高, 进油量孔直径变化带来的影响比回油量孔直径变化带来的影响更为明显;此外, 由于燃油的压缩性, 增压室容积增大会使增压活塞复位过程中的回油增多, 且轨压越低, 这种影响越明显, 回油量越多, 从而对供油效率和能量利用率带来不利的影响, 因此应尽可能地减小增压室容积。

关键词：内燃机,新型增压共轨系统,喷油器,回油,供油效率,能量利用率

参考文献

[1]陈海龙, 欧阳光耀, 张静秋, 等.增压式高压共轨系统性能试验研究[J].内燃机工程, 2012, 33 (1) :27-31.Chen H L, Ouyang G Y, Zhang J Q, et al.Investigation on characteristics of augment high pressure common rail system[J].Chinese Internal Combustion Engine Engineering, 2012, 33 (1) :27-31.

[2]Scott D S, Joshua J B, Steven J D, et al.Internal injector deposits in high-pressure common rail diesel engines[C]//SAE 2010-01-2242, 2010.

[3]Sarvi A, Fogelholm C J, Zevenhoven R.Emission from large scale medium speed diesel engines:influence of fuel type and operating mode[J].Fuel Processing Technology, 2008, 89:520-527.

[4]胡林峰, 吴建, 李德桃, 等.新型增压式柴油机共轨喷射系统的研究与开发[J].内燃机工程, 2002, 23 (1) :1-4.Hu L F, Wu J, Li D T, et al.A study and development on a new pressure-intensified common rail injection system of diesel engines[J].Chinese Internal Combustion Engine Engineering, 2002, 23 (1) :1-4.

[5]Paolo L, Bruno M, Alessandro R.Nonlinear modelling and control of a common-rail injection system fordiesel engines[J].Applied Mathematical Modelling, 2007, 31:1770-1784.

[6]Zhu Y H, Reitz R D.Modeling fuel system performance and its effect on spray characteristics[C]//SAE 2000-01-1253, 2000.

[7]胡林峰, 吴建, 李德桃, 等.增压式共轨喷射系统的模拟计算和试验分析[J].内燃机学报, 2002, 20 (3) :211-216.Hu L F, Wu J, Li D T, et al.Simulation and analysis of pressure-intensified CR injection system[J].Transactions of CSICE, 2002, 20 (3) :211-216.

[8]代祖明.柴油机高压共轨燃油系统仿真及实验研究[D].天津:天津大学, 2007.

[9]孔珑.工程流体力学[M].北京:中国电力出版社, 1992.

[10]盛敬超.液压流体力学[M].北京:机械工业出版社, 1980.

[11]李晔.柴油机高压共轨系统电控单元及电控开发系统的研究[D].天津:天津大学, 2007.