2. Chengdu Wit Electric Fuel Injection Co., Ltd., Chengdu 611731, China
高压共轨喷油系统具有喷射压力高、喷油定时和喷油规律柔性可调等优点,能有效提高柴油机动力性能[1-3]。高压共轨系统多次喷射技术可以有效改善柴油机燃油经济性并降低排放[4-5]。然而,燃油喷射时激起的压力波动会导致多次喷射时系统循环喷油量波动,而喷油量波动会影响多次喷射中系统循环喷油量一致性,进而对发动机排放及其工作稳定性产生影响。Henein等[6]通过流率测试试验台研究了高压共轨喷油系统主喷、预主喷及主后喷射特性,分析表明:系统循环供油量、供油持续期及不同喷射模式下喷油量特性受燃油压力影响。系统内燃油压力波动传播特性对共轨喷油系统喷射特性影响重大,Catania等[7]建立了共轨喷油系统零维数值模型,通过试验与理论相结合的方法研究了系统多次喷射过程中压力波动频率特性。苏海峰等[8]采用实验测量与数值模拟相结合的研究方法,分析了多次喷射过程中水击压力波动影响下的喷油器控制腔、蓄压腔液力过程和控制球阀、针阀运动规律,结果表明高压共轨多次喷射油量波动是由于水击压力波动对针阀运动特性和喷射压力产生的周期性综合影响造成的。梁凤标等[9]建立了高压共轨喷射系统计算模型,通过试验验证了模型的准确性,分析了系统多次喷射机理,确定了多次喷射的喷油定时和喷油脉冲间隔。祝轲卿等[10]通过对高压共轨喷油系统多次喷射的预喷和主喷油量测量分析,得到了主喷油量在小喷油间隔时明显的波动性,通过试验分析确定了喷油器的电液力延迟和喷油间隔时高压燃油的波动是主要原因。
本文研究了高压共轨喷油系统预-主喷射和主-后喷射过程中循环喷油量随喷油间隔的波动规律,对高压共轨系统优化设计及控制具有重要指导意义。
1 系统工作原理高压共轨喷油系统主要包括油箱、高压油泵、共轨管、喷油器、电控单元(electronic control unit ,ECU)和各类传感器,其结构示意图如图 1所示。
凸轮驱动高压油泵柱塞向上运动,柱塞腔内燃油因被压缩而压力升高并流经高压油管被泵送至共轨管中,共轨管内高压燃油流经高压油管流入喷油器并分为两路,一路通过进油节流孔流入控制腔,另一路流入喷嘴。喷油器电磁阀未通电时,出油节流孔关闭,针阀落座关闭喷孔,系统不喷油。电磁阀通电后,衔铁受电磁力吸引而拉动控制阀杆克服弹簧预紧力向上运动,控制腔内燃油经出油节流孔流入低压油腔,针阀随之开启喷孔,系统喷油。ECU通过调节高压油泵上的量油阀对轨压进行调节,并通过控制电磁阀通断电实现对喷油器进行控制,从而完成对系统的实时控制[11]。
2 仿真模型的建立与验证高压共轨喷油系统是集电磁、机械和液力于一体系统。因此,需要结合运动件机械运动方程、燃油流动特性方程及电磁场耦合方程等求解系统各特性参数。
柱塞腔连续方程:
$\begin{align} & \frac{{{V}_{p}}}{E}\frac{d{{P}_{p}}}{dt}=\frac{\pi d_{p}^{2}}{4}\frac{d{{h}_{p}}}{dt}-[\gamma ({{\mu }_{c}}{{F}_{c}})\sqrt{\frac{2}{\rho }\left| {{P}_{p}}-{{P}_{c}} \right|}+ \\ & \xi ({{\mu }_{l}}{{F}_{l}})\sqrt{\frac{2}{\rho }\left| {{P}_{p}}-{{P}_{l}} \right|}+\frac{\pi {{d}_{p}}({{P}_{p}}-{{P}_{i}})\delta _{p}^{3}}{12\eta {{l}_{p}}}] \\ \end{align}$ | (1) |
式中:Pp为柱塞腔压力,Vp为柱塞腔容积,E为燃油体积模量,dp为柱塞直径,hp为柱塞升程,Fc为出油球阀有效流通面积,μc为出油球阀流量系数,ρ为燃油密度,Pc为出油阀腔压力,Pi为供油腔压力,δp为柱塞偶件间隙,η为燃油动力粘度,lp为柱塞偶件运动长度,μl为柱塞腔至低压油路的流量系数,Fl为柱塞腔至低压油路有效流通面积,Pl为低压油路压力,γ和ξ为阶跃函数:
$\begin{align} & \gamma =\left\{ \begin{matrix} 1 & \left( {{P}_{p}}\ge {{P}_{c}} \right) \\ 0 & \left( {{P}_{p}} <{{P}_{c}} \right) \\ \end{matrix} \right. \\ & \xi =\left\{ \begin{matrix} 0 & \left( {{P}_{p}}\ge {{P}_{l}} \right) \\ -1 & \left( {{P}_{p}}<{{P}_{l}} \right) \\ \end{matrix} \right. \\ \end{align}$ |
柱塞运动方程:
$\frac{d{{h}_{p}}}{dt}=6{{n}_{p}}\frac{d{{h}_{p}}}{d\varphi }$ | (2) |
式中:np为高压供油泵转速,φ为高压供油泵凸轮转角。
电磁场耦合方程:
$U=iR+\frac{d\phi {{R}_{n}}}{dt}$ | (3) |
式中:U为线圈驱动电压,i为驱动电流,R为励磁线圈电阻,为磁通量,Rn为磁路磁阻。
电磁阀运动方程:
${{m}_{f}}\frac{{{d}^{2}}{{h}_{f}}}{d{{t}^{2}}}={{F}_{f}}+{{F}_{y}}-{{k}_{f}}({{h}_{f}}+{{h}_{f0}})$ | (4) |
式中:mf为电磁阀运动件质量,hf为电磁阀控制阀杆升程,Ff为电磁力,Fy为电磁阀所受燃油液压力,kf为电磁阀弹簧刚度,hf0为电磁阀弹簧预压缩长度。
共轨管及油管内连续方程及动量方程:
$\frac{\partial u}{\partial x}+\frac{1}{{{a}^{2}}\rho }\frac{\partial p}{\partial t}+\frac{u}{{{a}^{2}}\rho }\frac{\partial p}{\partial x}=0$ | (5) |
$\rho \left( \frac{\partial u}{\partial t}+u\frac{\partial u}{\partial x} \right)+\frac{\partial p}{\partial x}+2k\rho u=0$ | (6) |
式中:p为压力,u为燃油流速,k为燃油粘性阻力系数,x为共轨管或油管长度,t为时间。
控制腔连续方程:
$\begin{align} & \frac{{{V}_{k}}}{E}\frac{d{{P}_{k}}}{dt}=\lambda {{f}_{z}}{{\mu }_{z}}\sqrt{\frac{2}{\rho }\left| {{P}_{z}}-{{P}_{k}} \right|}- \\ & \zeta {{f}_{a}}{{\mu }_{a}}\sqrt{\frac{2}{\rho }\left| {{P}_{k}}-{{P}_{l}} \right|}-\frac{\pi {{d}_{k}}({{P}_{k}}-{{P}_{l}})\delta _{k}^{3}}{12\eta {{l}_{k}}} \\ \end{align}$ | (7) |
式中:Pk为控制腔压力;Vk为控制腔容积;fz为进油节流孔流通面积;μz为进油节流孔流量系数;Pz为喷油器进口压力;fa为出油节流孔流通面积;μa为出油节流孔流量系数;dk为控制活塞直径;δk为控制活塞偶件间隙;lk为控制活塞偶件运动长度;λ和ζ为阶跃函数,电磁阀断电时,ζ=0,电磁阀通电时,
盛油槽连续方程:
$\begin{align} & \frac{{{V}_{n}}}{E}\frac{d{{P}_{n}}}{dt}=\alpha {{f}_{i}}{{\mu }_{i}}\sqrt{\frac{2}{\rho }\left| {{P}_{z}}-{{P}_{n}} \right|}- \\ & \beta {{f}_{o}}{{\mu }_{o}}\frac{2}{\rho }\left| {{P}_{n}}-{{P}_{o}} \right|-\frac{\pi {{d}_{n}}({{P}_{n}}-{{P}_{l}})\delta _{n}^{3}}{12\eta {{l}_{n}}} \\ \end{align}$ | (8) |
式中:Pn为盛油槽压力,Vn为盛油槽容积,fi为流入盛油槽流通面积,μi为流入盛油槽流量系数,fo为盛油槽到压力室流通面积,μo为盛油槽到压力室流量系数,Po为压力室压力,dn为针阀直径,δn为针阀偶件间隙,ln为针阀偶件运动长度,α和β为阶跃函数,
针阀运动方程:
${{m}_{n}}\frac{dh_{n}^{2}}{d{{t}^{2}}}=({{f}_{n}}-{{f}_{na}}){{P}_{n}}-{{k}_{n}}({{h}_{n}}+{{h}_{n0}})+{{f}_{na}}{{P}_{o}}$ | (9) |
式中:mn为针阀运动件质量,hn为针阀升程,fn为针阀横截面积,fna为针阀密封锥面面积,kn为针阀弹簧刚度,hn0为针阀弹簧预压缩长度。
利用方程(1)~(9)并结合初始条件和边界条件等可以求解得出高压共轨喷油系统喷射特性。本文基于上述方程在AMESim仿真平台中建立了高压共轨喷油系统仿真模型,如图 2所示。
为验证所建立数值模型的准确性,建立了高压共轨喷油系统试验台,如图 3所示,系统压力波动特性决定了系统喷油率形状,而系统循环喷油量大小由喷油率决定。图 4为轨压120 MPa、喷油脉宽分别为500 μs与1 200 μs两种典型工况下系统喷油率试验测量值与数值仿真结果的对比,由图 4可知系统喷油率仿真结果与试验测量值具有较高的一致性,表明所建立的高压共轨喷油系统数值仿真模型能够准确预测系统的喷油特性。
3 循环喷油量波动分析 3.1 预喷射-主喷射喷油量波动 3.1.1 相同预喷不同主喷下喷油量波动
图 5为轨压120 MPa下预喷油量(12 mm3)相同,主喷油量不同时,主喷波动量在不同预主喷射间隔下的变化曲线。由图 5可知,预喷油量一定时,主喷油量为30 mm3时的主喷油量波动幅度最大,而主喷油量为45、60、90、120 mm3时的主喷油量波动幅度较主喷油量为30 mm3条件下明显减小。此外,主喷油量波动量随预主喷射间隔增大呈衰减式波动变化,喷油量波动幅值随喷射间隔增大而减小;主喷油量波动周期不随着主喷油量增加而变化且波动相位一致。图 6是单次喷射油量为12 mm3时盛油槽压力与预-主喷射时预喷油量为12 mm3不同主喷油量下系统喷油率曲线。由图 6可知,盛油槽压力波动周期约为1.1 ms,而喷油量为30 mm3的主喷油持续期为0.83 ms,约为0.76倍压力波动周期;主喷油量为45 mm3和90 mm3的主喷波动量波动规律相似,其主喷油持续期分别为1.15 ms和2.15 ms,约为1.05和1.95倍压力波动周期;主喷油量为60 mm3和120 mm3的主喷油量波动规律相似,其主喷油持续期分别为1.49 ms和2.82 ms,约为1.35和2.56倍压力波动周期。因此,在与整数倍压力波动周期时间差值接近的主喷油持续期内,压力波动对主喷波动量的影响规律相似,主喷波动量波动规律随预主喷射间隔增加也相似。当主喷油持续期为压力波动周期整数倍时,压力波动引起的主喷油量波动相互补偿,减少了主喷波动量;而当主喷持续期非压力波动周期整数倍时,主喷持续期内压力随预主喷射间隔增加而波动,由此引起的主喷油量波动也随预主喷射间隔增加而周期性波动。因此,主喷油持续期约为压力波动周期整数倍时的主喷油量波动幅值小于主喷油持续期非压力波动周期整数倍时的主喷油量波动幅值。由预喷射引起的系统内压力波动为随时间增加而幅值衰减的振荡波,随喷油脉宽的增加,主喷油持续期内波动平缓,其引起的主喷波动量相应减小。
3.1.2 相同主喷不同预喷下喷油量波动
图 7所示为轨压120 MPa下预喷油量(1、6、12和18 mm3)不同、主喷油量(60 mm3)相同时,主喷波动量在不同预主喷射间隔下的变化曲线。由图 7可知,在确定的预喷油量下,主喷波动量随预主喷射间隔增加呈幅值衰减的周期性变化规律,波动幅值小于4 mm3,波动周期在1.06~1.1 ms;主喷油量波动幅值随预喷油量增加而增大,波动相位滞后。
轨压为120 MPa喷油量分别为1、6、12和18 mm3时系统喷油率及盛油槽压力如图 8所示,系统喷油时盛油槽压力下降,随着喷油脉宽增加,压力下降幅度及时间均增大,随后压力上升并呈减幅周期性波动,波动周期在1.06~1.1 ms且不受喷油量的影响,这是预主喷射过程主喷波动量随预主喷射间隔减幅周期性波动的主要原因。此外,喷油结束时刻随喷油量增加而延迟,盛油槽压力波动相位滞后,导致主喷油波动量相位滞后,同时压力波动幅值随喷油量增加而增大,因此,主喷油波动量波动幅值随喷油量增加而增大。预喷油量相同预主喷射间隔不同时,主喷开始时刻对应的盛油槽压力波动不同,导致主喷油持续期内喷油压力波动不同,主喷油持续期内喷油压力随预主喷射间隔增加呈幅值衰减的周期性波动,引起主喷油波动量随预主喷射间隔增加而衰减性周期波动规律。
3.2 主喷射-后喷射喷油量波动 3.2.1 相同主喷不同后喷下喷油量波动图 9所示为120 MPa轨压下主喷油量(120 mm3)相同、不同后喷油量(6、12、18和24 mm3)时,后喷油量波动量随主后喷射间隔变化曲线。
由图 9可知,同一主喷油量下,随主后喷射间隔增大,后喷油量波动减小,后喷波动量波动周期相同,随后喷油量增加波动幅值增大,但变化幅度较小,波动幅值变化率随后喷油量增加而减小。后喷喷油持续期小于一个完整压力波动周期(后喷油量为24 mm3的喷油持续期为0.70 ms,约为0.64倍压力波动周期),当喷油持续期小于0.5倍压力波动周期时,喷油持续期对应的压力波动幅度随喷油持续期增加而增大,当喷油持续期大于半个压力波动周期时,喷油持续期内的前半周期压降得到一定程度的补偿,因此后喷波动量随后喷脉宽增加而增大,但当后喷持续期接近0.5倍压力波动周期时,后喷波动量变化率减小。主喷油量相同时,针阀运动位移相同,针阀位移变化引起的系统内燃油压力波动幅值与周期不变,由于后喷油脉宽较小,系统内激起的燃油压力波动不会相互抵消,所以随着后喷脉宽增加,后喷油量受压力波动影响程度增大。因此,由主后喷油间隔的变化引起的后喷油量波动幅度随后喷脉宽增大而增加。
3.2.2 相同后喷不同主喷下喷油量波动图 10为120 MPa轨压下主喷油量(30、45、60、90和120 mm3)不同、后喷油量(6 mm3)相同时,后喷波动量随主后喷射间隔波动规律。
由图 10可知,主喷油量为30、60和120 mm3时后喷油量波动规律相似,而主喷油量为45 mm3和90 mm3时后喷油量波动规律相似,前者后喷波动量幅值大于后者。图 11为主喷油持续期内不同倍数压力波动周期时盛油槽压力曲线,其中T为压力波动周期(轨压为120 MPa时T为1.1 ms)。若压力波动周期数为N(N为正整数),主喷油持续期为t,则t∈[(N-1)T,NT]时,t=(N-1)T的喷射结束后盛油腔压力波动幅值最小,而t=(N-0.5)T的喷射结束后盛油腔压力波动幅值最大。若以函数A(T)表示压力波动幅值,则在t∈[(N-1)T,NT]时,不同喷油持续期对应的压力波动幅值由大到小依次为A((N+0.5)T)>A((N+0.75)T)>A((N+0.25)T)>A(NT)>A((N-1)T)。在与整数倍压力波动周期的时间差值相同的喷油持续期内,若喷油持续期不是整数倍压力波动周期,盛油槽压力波动幅值随喷油持续期增加而减小,如图 11(a)、(b)、(c)所示。但若喷油持续期为整数倍压力波动周期,盛油槽压力波动幅值随喷油持续期增加而增大,但变化幅度很小,如图 11(d)所示。
120 MPa轨压下喷油量为30、45、60、90和120 mm3的喷油持续期分别对应0.76、1.05、1.35、1.95和2.56倍压力波动周期,45 mm3和90 mm3喷油量的喷油持续期均接近整数倍压力波动周期,其喷油结束后引起的压力波动幅值较小,后喷油量波动规律相似且幅值较小,而盛油槽压力波动幅值随喷油持续期增加而增大,因此90 mm3主喷油量引起的后喷油量波动幅值高于主喷油量为45 mm3。喷油量为30、60和120 mm3的喷油持续期均非整数倍压力波动周期,其引起的盛油槽压力波动较大,导致后喷油量波动幅值较大,因30 mm3喷油量的喷油持续期小于一个压力波动周期,而盛油槽压力在第一个周期内波动幅度最大,因此其引起的压力波动幅值最大,相应的后喷油量波动幅值也最大,而120 mm3主喷油量的喷油持续期比60 mm3主喷油量的喷油持续期更接近N+0.5倍压力波动周期,其引起的后喷油量波动幅值比60 mm3主喷油量大。
4 结论1) 建立了高压共轨喷油系统数值仿真模型,在不同喷油脉宽下对系统喷油率计算结果与试验测量值对比,结果表明所建立的数值仿真模型能够准确预测系统的喷射特性。
2) 相同预喷不同主喷时,主喷油量波动量随预主喷射间隔增大呈衰减式波动变化,喷油量波动幅值随喷射间隔增大而减小,主喷油量波动周期不随主喷油量增加而变化且波动相位一致,在与整数倍压力波动周期时间差值接近的主喷油持续期内,预主喷射间隔对主喷波动量波动影响规律相似;相同主喷不同预喷时,主喷油量波动幅值随预喷油量增加而增大。
3) 相同主喷不同后喷时,随主后喷射间隔增大,后喷油量波动减小,后喷波动量波动周期相同,随后喷油量增加波动幅值变化较小;后喷油量相同主喷油量不同时,主喷油量对后喷油量波动特性的影响主要取决于主喷持续期对应的压力波动周期数,与整数倍压力波动周期的时间差值相同的主喷持续期,其喷射引起的后喷油量波动规律相似。
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