增壓式噴油器設計參數對換向閥性能影響研究

溫占永 楊雨田 戰 強 蘇萬華

天津大學內燃機燃燒學國家重點實驗室，天津，300072

0 引言

實施排放法規以來，對柴油機的NOx和Soot排放的要求越來越嚴格，為了滿足現行和未來的排放法規（如歐Ⅴ和歐Ⅵ）限值、降低燃油消耗，必須進一步改善現代柴油機的燃燒過程，這對柴油機燃油噴射系統提出了更高的要求［1－3］。

高壓共軌系統本身具有的很多優勢使其在這種背景下顯示出了很好的發展前景。高壓共軌系統按照有無二次增壓可以分為無增壓結構的共軌系統和有增壓結構的共軌系統。典型的無增壓結構的共軌系統包括Bosch公司的CR系統、日本DENSO公司的ECD－U2系統等，無增壓結構的共軌系統其整個系統全部處于高壓環境中，進一步提高噴油壓力會對密封提出更高的要求。增壓式共軌系統只是部分處于高壓環境中，系統的大部分都處于相對較低的壓力環境下，這個優點在噴油壓力不斷提高的趨勢下能夠很好地解決密封和泄漏問題，因此增壓式共軌系統目前是國內外研究的一個熱點。Bosch公司在其產品CR系統的基礎上開發了一款增壓式高壓共軌系統［4－5］，該系統噴油器中內置了由一個獨立電磁閥控制的壓力放大模塊，能以較低的共軌壓力獲得比一般共軌噴射系統高得多的噴油壓力，可以對噴油規律曲線進行柔性調節。陳海龍等［6］開發了一套帶有電控增壓泵的增壓式高壓共軌系統，該增壓式共軌系統能在一次噴油過程中，實現兩級噴射壓力以及靈活的噴油率控制，產生矩形、斜坡形、靴型等不同形狀的噴油規律。我國的加工和材料水平與發達國家存在著很大的差距，相比之下，增壓式共軌系統是一個能夠實現高噴射壓力的更好選擇。國內的研究者一般把增壓裝置設置在噴油器的外部，占用空間較大，因而不便于安裝。

筆者設計了一種增壓式高壓共軌燃油噴射系統，該系統包含一款自主設計的新型增壓式噴油器，其增壓模塊被集成在噴油器內部，結構緊湊，便于安裝到發動機上。該系統既可以提供更高的燃油噴射壓力，又具有更好的電控靈活性和壓力－時間調節特性的能力，同時解決了在極高壓力下零部件加工精度和材料力學性能難以達到的難題。設計過程中發現，增壓模塊內部液力換向閥的響應時間決定了建壓、泄壓過程的快慢，并對建壓、泄壓的開始時刻有一定影響，從而決定了增壓壓力曲線形狀，因此換向閥的液力響應時間是開發新型增壓式噴油器的關鍵。本文利用一維流體仿真軟件FlowMaster，針對新型增壓式噴油器建立仿真模型。在驗證模型正確性的基礎上，仿真分析了影響換向閥響應時間的諸多因素，為新型增壓式噴油器的設計提供理論依據。

1 新型增壓式噴油器的結構組成及工作原理

所設計的增壓式高壓共軌燃油噴射系統如圖1所示，包含普通共軌系統所具有的高壓油泵、高壓共軌、油管等部件，還包括區別于普通共軌系統的新型增壓式噴油器。所設計的新型增壓式噴油器如圖2所示，內置獨立控制的增壓模塊和噴油模塊，可以在一次噴油過程中，根據發動機負荷的變化，通過改變增壓模塊電磁閥的通電狀態來實現“軌壓噴射模式”和“高壓噴射模式”，使得燃油高壓建立過程和燃油噴射過程在發生時序上完全獨立，不僅具有壓力－時間調節特性柔性可調的優點，而且能夠實現兩種燃油噴射壓力和更加柔性的噴油率。

圖1 增壓式高壓共軌燃油噴射系統示意圖

圖2 新型增壓式噴油結構組成示意圖

在小負荷時，發動機缸內氣體壓力較低，為了避免“濕壁效應”，應該以較低的壓力噴油，加之小負荷時噴油量比較少，可以選擇“軌壓噴射模式”。此時，不給增壓模塊電磁閥通電，這時增壓模塊功能沒有被激活，在這種情況下給噴油模塊電磁閥通電，針閥開啟，來自高壓共軌的壓力較低的燃油經過單向閥直接進入高壓油路，以較低的壓力噴入氣缸。這樣不僅能夠降低燃油噴射系統的功率消耗，也提高了系統的可靠性。

在大負荷時，發動機渦輪增壓系統工作，使得缸內氣體密度增大，氣體壓力升高，此時選擇“高壓噴射模式”，用較高的噴射壓力可以提高燃油噴射的能量，減小噴霧油滴的平均直徑，同時使得空氣的擾動增強，從而加速混合氣的形成，改善混合氣質量。燃油霧化和燃燒過程的改善，使微粒排放和燃油消耗得以明顯降低［7－8］?！案邏簢娚淠Ｊ健钡墓ぷ鬟^程可簡述如下三個階段：

（1）高壓建立階段。增壓模塊電磁閥通電，電液控制閥打開，換向閥控制因燃油瀉出壓力降低，換向閥受力不平衡右移。大活塞壓力室和回油油路不再導通，與進油油路導通。液力活塞左移，使高壓油路內的燃油壓力升高，以備噴油，此時單向閥在高壓油的作用下處于關閉狀態。

（2）噴油階段。噴油模塊電磁閥通電，平衡閥打開，針閥控制室內燃油泄出引起壓力下降，針閥打開，噴油器開始噴油。在噴油過程進行的同時，液力活塞不斷左移，補充噴油所需的高壓燃油，并保持噴油壓力穩定。噴油模塊電磁閥斷電后，平衡閥復位，出油量孔關閉，針閥控制室內的壓力恢復到原值，針閥關閉，噴油過程結束。

（3）高壓燃油泄壓和燃油補償階段。噴油器完成噴油之后，增壓模塊電磁閥斷電，電液控制閥，出油量孔關閉，換向閥控制室燃油壓力升高，換向閥在液力的作用下向左移動，大活塞壓力室和進油油路不再導通，與回油油路導通，此時大活塞壓力室內壓力下降，液力活塞右移，隨之小活塞壓力室內的壓力也下降，進油油路內的燃油經單向閥進入小活塞壓力室，使液力活塞停在一個預設的位置，此時小活塞壓力室內的燃油壓力和進油油路內燃油壓力相同。大活塞壓力室內的燃油全部泄出，回到初始狀態，小活塞壓力室和高壓油路內充滿燃油，完成下一次噴油前的充油工作，等待下一循環的進行。

2 換向閥動態特性影響分析

2.1 換向閥液力過程分析及響應時間定義

換向閥的運動受其兩端端面承受壓力的合力制約，換向閥結構和受力分析如圖3所示。換向閥內部受力大小相等、方向相反，故換向閥的運動不受內部液壓力的影響，因而兩端端面受力情況決定了換向閥的運動。連接共軌的進油油路直接作用在換向閥的小端，故小端受到的壓力和共軌壓力pr相等。換向閥大端受到的壓力等于控制室壓力pc，控制室壓力pc是動態的，其值受到進油量孔面積Ain、出油量孔面積Aout、偶件間隙泄漏系數λ等因素的影響。通過換向閥受力分析可知，控制室進出油量孔面積（以量綱一參數A1表征）、液力換向閥大小端面面積（以量綱一參數A2表征）、共軌壓力pr和換向閥間隙燃油泄漏系數λ均影響換向閥的受力，從而影響換向閥的動態響應時間，進而影響到建壓曲線的形狀和相位。由于參數較多，而且通過實驗不容易測量，決定采取建立仿真模型的方式來分析各參數對換向閥響應時間的影響。

圖3 換向閥結構和受力分析

定義動態響應時間特性如圖4所示［9］，其中，to2為從增壓模塊電磁閥開始打開到換向閥開始打開所需的時間；to3為從換向閥開始打開到換向閥進油口剛好完全打開所需的時間；tc2為從增壓模塊電磁閥開始關閉到換向閥開始關閉所需的時間；tc3為從換向閥開始關閉到換向閥回油剛好完全打開所需的時間。

圖4 響應時間定義

2.2 換向閥控制方程及量綱一參數定義

換向閥控制方程及運動方程為

式中，p0為回油壓力；Vc為換向閥控制室容積；E為體積彈性模量；Qin為控制室進油孔流量；Qout為控制室出油孔流量；Q1為偶件配合間隙泄漏流量；hp為換向閥升程；C1、C2為流量系數；ρ為液體密度；mp為換向閥質量；a為換向閥加速度；Ap為換向閥頂面面積；An為換向閥底面面積；Ff為換向閥運動阻力。

3 仿真模型的建立和驗證

3.1 仿真模型的建立

本文從物理模型出發，使用一維流體管網系統解算工具FlowMaster，以燃油在流道內的流動模擬為基礎，按質量守恒、動量守恒、能量守恒定律建立仿真模型，對整個系統的假設和考慮因素描述如下：①系統為一維非定常流動；②考慮高壓下的燃油壓縮性，忽略溫度變化對燃油物性的影響；③忽略燃油自身重力的影響；④由于系統基本上一直處于高壓狀態，因此不考慮空化的影響；⑤不考慮各構件的彈性變形；⑥忽略噴油器盛油腔、控制腔等剛體容積膨脹。利用FlowMaster軟件搭建仿真模型，如圖5所示。

圖5 FlowMaster仿真模型

3.2 仿真模型的驗證

3.2.1噴油規律的驗證

圖6所示為共軌壓力110MPa、噴油模塊控制脈寬0.5ms條件下噴油規律模擬值與實驗值的對比，此時增壓模塊液力放大功能沒有被激活，即此時的噴油模式為“軌壓噴射模式”。通過對比發現，仿真結果和測量結果吻合良好，少許偏差是由所建立的噴油器模型結構參數、經驗參數以及模型所作的簡化引起的。

圖6 噴油規律實驗結果與仿真結果對比

3.2.2增壓壓力曲線的驗證

以上實驗驗證是在增壓模塊沒有被激活的情況下做出的，增壓模塊模型搭建的正確與否不能體現出來，因此有必要針對增壓模塊，對比分析建壓曲線的實驗結果和仿真結果。圖7所示為建壓曲線模擬值與實驗值的對比，模擬和實驗條件是共軌壓力25MPa，增壓模塊控制脈寬100ms，液力活塞截面比7.5，控制時序30ms（增壓開始時刻與噴油開始時刻的時間差）。通過對比發現，仿真結果較好地反映了實測值，在噴油結束后仿真結果顯示壓力要比實測值高，而且保持穩定，這是因為仿真模型沒有考慮液力活塞偶件間隙泄漏的緣故。

圖7 增壓壓力曲線實驗結果與仿真結果對比

4 噴油器設計參數對換向閥影響分析

通過新型增壓式噴油器的工作原理可以看出，增壓模塊能否及時地建立高壓是噴油器實現“高壓噴射模式”的關鍵，而換向閥的響應時間是決定建壓曲線形狀的關鍵，故有必要對影響換向閥響應時間的諸多因素進行分析。

增壓模塊電磁閥的開閉會引起換向閥控制室內的燃油流動，進而使得換向閥控制室內燃油壓力變化產生液力差，驅動換向閥進行動作。因此換向閥的響應時間本質上決定于換向閥控制室內的燃油流動情況，而燃油流動情況受控制室進油量孔、控制室出油量孔、換向閥上端面積以及控制室初始壓力（共軌壓力）的影響。所以本文主要對這些影響因素進行分析，前兩者的影響體現在量綱一參數A1中，換向閥上端面積的影響則體現在量綱一參數A2中。

4.1 A1對換向閥響應時間的影響

A1的改變，是通過固定控制室出油量孔的面積，改變進油量孔的面積來改變的。初始條件如表1所示。

表1 初始計算條件

圖8 A1對換向閥液力響應時間的影響

在噴油器的設計過程中，A1不能太大，否則，控制室的平衡壓力pc太大，換向閥開啟響應時間過長，高壓燃油不能及時建立起來，噴油速率會出現前期過緩的情況，甚至不能正常工作。A1也不能太小，否則，換向閥的關閉響應時間過長，則噴油速率會出現后期過緩的情況，對燃燒造成不利的影響。

4.2 A2對換向閥響應時間的影響

A2的改變，是通過固定換向閥底面面積An，改變換向閥頂面面積Ap來改變的。初始條件如表2所示。

表2 初始計算條件

圖9所示為響應時間to2、tc2、to3和tc3隨A2的變化曲線。根據力的平衡關系，換向閥開啟條件為pcAp＜prAn，即pcA2＜pr。換向閥不工作時，pc和pr是相等的，為了保證換向閥處于關閉狀態，A2應該是始終大于1的。A1、Ain、pr和An一定時，A2的變化會影響換向閥大、小兩端的壓力差，從而影響換向閥上升、下降的響應時間，壓力差不僅僅決定于壓強，也與換向閥兩端的受力面積有直接關系。量綱一參數A2越大，即換向閥頂面面積Ap和換向閥底面面積An之比越大，因此，在增壓模塊電磁閥通電打開后，換向閥控制室的壓力需要降到較低，換向閥才能開始運動，所以to2隨著A2增大而增大；而在增壓模塊電磁閥通電后，量綱一參數A2較大時，控制室的壓力只需要上升到一個較低的值，換向閥就能開始關閉，故關閉響應時間tc2縮短。pr和An不變，則換向閥下端受到的壓力不變，又由于進出油量孔面積不變，控制室的平衡壓力pc保持不變。隨著A2變大，換向閥頂端面積Ap增大，換向閥在上升的過程中受到的阻力變大，所以to3隨著A2的增大而增長。由于同樣的原因，在增壓模塊電磁閥斷電后，換向閥受到向下的合力也隨A2的增大而增大，故tc3減小。

圖9 A2對換向閥液力響應時間的影響

A2不能過大，否則，控制室的平衡壓力pc太大，換向閥無法滿足開啟條件pcA2＜pr，不能正常工作。

4.3 共軌壓力pr對換向閥響應時間的影響

圖10 共軌壓力pr對換向閥液力響應時間的影響

表3 初始計算條件

圖10所示為表3條件下，響應時間to2、tc2、to3和tc3隨共軌壓力pr的變化曲線?？梢钥闯?，隨著共軌壓力pr從100MPa均勻增大到140MPa，液力響應時間to2、tc2保持恒定，to2＝0.12ms，tc2＝0.535ms，這是由于進出油量孔直徑和換向閥上下端的面積均保持不變，換向閥開始運動的臨界壓力保持恒定的緣故。在其他條件不變的情況下，共軌壓力pr增大，換向閥底面受力增大，雖然換向閥控制室壓力也增大，但由于換向閥底面面積更大，因此相同的軌壓變化量對換向閥底面的液壓力變化更大，換向閥受到向上的合力增大更多，總體來看，兩者之差是增大的，故隨著共軌壓力pr增大，響應時間to3減小。增壓模塊電磁閥關閉后，控制室的壓力迅速上升，換向閥頂面受到的力迅速增大，該力大于換向閥底面受到的力，換向閥向下運動。換向閥受到的合力同樣隨著共軌壓力pr的增大而增大，故響應時間tc3也減小。

換向閥液力響應時間to3、tc3均隨著共軌壓力pr的增大而減小。根據這一趨勢，在設計增壓式燃油噴射共軌系統時，可以適當提高共軌壓力，以提高換向閥的液力響應性能。

4.4 換向閥泄漏系數λ對換向閥響應時間的影響

換向閥進油環槽和控制室之間是通過偶件密封的，進油環槽和油軌通過油管相連，其壓力等于共軌壓力，偶件間隙的大小影響到進油環槽與控制室之間燃油的泄漏量，進而影響到控制室的壓力，最終影響到換向閥的響應。

圖11所示為表4條件下，響應時間to2、tc2、to3和tc3隨泄漏系數λ的變化曲線。隨著泄漏系數λ從 1.55 × 10－14m3／（s·Pa）增 大 到 7.59 ×10－14m3／（s·Pa），液力響應時間to2保持恒定，to2＝0.08ms，這是因為增壓模塊電磁閥打開后，換向閥控制室的壓力pc下降主要取決于出油量孔面積Aout的大小，由于Aout為定值，故在一定的范圍內to2保持恒定；增壓模塊電磁閥斷電關閉，燃油經過進油量孔流入控制室，而此時進油環槽內燃油經過配合間隙也流向控制室，故間隙越大，控制室燃油增加越快，壓力室壓力升高越快，因此tc2變小。泄漏系數λ增大，使更多的燃油進入換向閥控制室，使控制室的平衡壓力pc增大，換向閥在上升的過程中受到的阻力變大，響應時間to3變大。同理，增壓模塊電磁閥關閉后，換向閥在下降的過程中受到向下的壓力變大，響應時間tc3變小。

圖11 泄漏系數λ對換向閥液力響應時間的影響

表4 初始計算條件

5 結論

（1）量綱一參數A1表征換向閥控制室進油量孔面積和出油量孔面積組合情況對換向閥液力過程的影響。在其他條件不變的情況下，液力響應時間to2、to3隨著A1的增大而增大，tc2、tc3隨著A1的增大而減小。A1太大或者太小都對系統不利，應折中考慮二者的影響。

（2）量綱一參數A2表征換向閥大端面積和換向閥小端面積組合情況對換向閥液力過程的影響。在其他條件不變的情況下，液力響應時間to2、to3隨著A2的增大而增大，tc2、tc3隨著A2的增大而減小。

（3）共軌壓力pr的大小不僅影響到換向閥小端的壓力，也影響到控制室的壓力，而且對換向閥小端液壓力變化帶來的影響更大，從而影響到換向閥的響應時間。在其他條件不變的情況下，液力響應時間to2、tc2隨 著pr的 增 大保持恒定，to3、tc3隨著pr的增大而減小。

（4）泄漏系數λ的大小影響到控制室的壓力，從而影響到換向閥的響應時間。在其他條件不變的情況下，液力響應時間to2隨著λ的增大保持恒定，to3隨著λ的增大而小幅增大，tc2、tc3隨著λ的增大而減小。

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