高壓油泵阻尼孔對燃油系統壓力特性的影響研究

顧遠琪, 范立云, 苗秋露, 郭巨壽, 王芳

(1.哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院,黑龍江 哈爾濱 150001; 2.山西柴油機工業有限責任公司,山西 大同 037036)

柴油機廣泛應用于車輛、船舶、工程機械、農業機械和國防領域,在國民經濟和國防建設中發揮了重要作用[1-5]?！半p碳”目標大背景下,提高柴油機效率、實現二氧化碳與污染物協同減排,是短期內柴油機降碳減污的主要發展方向。燃油噴射系統對混合氣的形成起著決定性的作用,對柴油機的燃燒過程、發動機的功率、油耗、廢氣成分和燃燒噪聲等特性十分重要[6]。

燃油系統的主要功能是根據柴油機運轉工況的需要,將適量的清潔燃油在一定的時間內以適當的霧化狀態噴入燃燒室。其中,高壓的產生過程由高壓油泵完成。出油閥偶件是高壓油泵的核心性能元件,對燃油系統基本性能及產品質量具有重要的影響[7-8]。隨著柴油機對噴射壓力需求的不斷提高,等容出油閥雖然結構簡單,但因其固定的減壓容積設計導致其變工況適應性若匹配不當,在高速大負荷時可能因卸壓能力不足而造成二次噴射,而在低速小負荷時又可能因為卸壓過度而造成穴蝕。等壓出油閥是在等容出油閥的基礎上發展而來。近年來,一些學者針對高壓油泵等容出油閥或等壓出油閥開展了相關研究。賈豐濤等[9]對影響油泵一致性的相關因素開展了研究,指出出油閥的開啟壓力是主要因素之一。李勇等[10]針對一裝有PMD噴油泵的發動機冷起動困難的問題,通過采取等壓出油閥代替原機泵的等容出油閥等措施,改善了發動機的冷啟動性能和急速的穩定性,分析認為等壓閥的使用,提高了噴油泵怠速噴油量。李明海等[11]從針閥、柱塞偶件、等壓出油閥幾個方面對一燃油噴射系統進行了改進研究,通過采用等壓出油閥代替原等容出油閥,有效地改善了燃油噴射系統的穴蝕現象。陳光利等[12]針對3種噴油泵加裝阻尼閥裝置后的供油規律進行了試驗研究,試驗結果表明,相對于等容閥,采用阻尼閥裝置能獲得較高的泵端壓力和嘴端壓力,同時又能消除二次噴射現象,并能有效降低燃油消耗率。任憲豐等[13]在對某柴油機降低煙度的優化過程中,發現匹配等壓出油閥的噴油器在燃油噴射后期的霧化效果要優于原出油閥,出油閥對煙度的優化效果較為明顯。鄭大遠等[14]對柴油機噴油系統振動噪聲開展了仿真研究,發現改變凸輪型線可以降低機械激勵,而管內流體激勵稍有降低,與之相比,將出油閥改為等壓型式可以大大降低噴油系統中燃油的脈動,故更能有效降低噴油系統引起的發動機輻射噪聲。綜上,等壓出油閥在提高噴射壓力、改善系統二次噴射和穴蝕現象以及降低燃油系統振動噪聲等方面具有明顯的優勢。

近年來,為實現更高的熱效率、更優的排放,柴油機的噴射壓力不斷提高。高壓油泵等壓出油閥中阻尼孔大小的選取對燃油系統壓力的衰減、穩定控制等具有重要影響。該阻尼孔一方面要具有所期望的節流效果,而另一方面要盡可能避免壓力波反射,確保在所有的運行條件下高壓油管中的穩定壓力在噴油間隔期間盡可能保持不變。通過選用合適的阻尼孔大小,既可以防止高速大負荷時的二次噴射,又可以避免低速小負荷時噴油不穩定現象?；诖?本文主要針對等壓出油閥中的阻尼孔開展相關研究,分析阻尼孔對系統噴射特性的影響,以及不同阻尼孔大小對應的高壓油管內殘余壓力的波動特性。

1 高壓油泵工作原理

本文研究的高壓油泵主要由凸輪組件、柱塞偶件和等壓出油閥組件3部分組成,如圖1所示。其中,等壓出油閥組件內包括一個出油閥和一個回油閥,均采用球閥結構。油泵具體工作過程描述如下。當柱塞向上運動,其頂面棱邊關閉進油孔時,柱塞腔內就開始建立高壓,這個時間點被稱為“供油始點”。柱塞繼續向上運動,從而使系統內燃油壓力升高,噴油器打開,開始噴油;當柱塞上升到其斜槽的控制棱邊再次打開進油孔時,柱塞腔內燃油泄出,高壓瞬間消失,噴油器針閥落座,噴油過程結束。進油孔關閉到再次打開所對應的柱塞行程即高壓油泵供油的“有效行程”。有效行程越大,供油量或噴油量也就越多。當發動機的轉速或負荷改變時,通過調節齒桿帶動柱塞旋轉,進而改變柱塞控制棱邊相對于進油孔的位置,也就改變了高壓油泵供油的有效行程。

注:1.噴油器,2.高壓油管,3.等壓出油閥組件,4.出油閥,5.回油閥,6.柱塞腔,7.進油孔,8.柱塞,9.柱塞套,10.凸輪,11.阻尼孔,12.鋼球,13.回油閥彈簧上座,14.回油閥彈簧,15.回油閥彈簧下座。圖1 高壓油泵原理Fig.1 Schematic of high pressure fuel pump

圖1中,阻尼孔與出油閥串聯,在高壓油泵供油的過程中,回油閥彈簧上座抬起,球閥關閉,即阻尼孔在供油方向上不起節流作用。在供油過程結束、出油閥落座以后,回油閥會附加開啟,即阻尼孔在回油方向上會產生阻尼效果。若達到關閉壓力,則回油閥彈簧就關閉回油閥,從而保持高壓油管中的壓力不變。

2 模型建立及驗證

根據高壓油泵結構及工作原理,利用AMESim仿真平臺建立如圖2所示的高壓油泵仿真模型,該模型主要包括柱塞單元、回油閥、出油閥、高壓油管、噴油器幾個部分。其中,采用2個滑閥模塊分別模擬柱塞腔的吸油過程與供油過程,通過設置參數實現2個滑閥分別與低壓油路的連通與切斷,用來實現柱塞斜槽對進油和供油過程的控制功能;采用帶錐面密封的球閥模塊模擬出油閥和回油閥。

圖2 高壓油泵仿真模型Fig.2 Simulation model of high pressure fuel pump

為更好地捕捉系統的動態特性,高壓油管采用較為復雜的分布參數子模型,并考慮其容性、阻性與感性。此外,仿真模型中還考慮了油泵柱塞偶件以及噴油器控制柱塞偶件的間隙內泄漏情況,柱塞偶件的高壓變形情況亦被考慮在內。模型主要參數見表1。

表1 模型主要參數Table 1 Parameters of the model

圖3為額定工況下,泵端壓力與嘴端壓力的試驗值與計算值對比?？梢钥闯?對應壓力曲線的變化趨勢具有良好的一致性,所建立的仿真模型能夠較好地捕捉到泵端壓力、嘴端壓力的時序關系,以及系統工作過程中閥門開閉引起的水擊現象等。其中,試驗測得泵端、嘴端峰值壓力分別為76、85.2 MPa,計算得到的壓力峰值分別為79.6、83.7 MPa,誤差分別為4.7%、1.76%,表明該仿真模型能夠滿足精度要求,可以用于高壓油泵供油過程的研究。

圖3 模型驗證Fig.3 Validation of the model

3 阻尼孔對系統動態性能的影響

圖4為系統工作過程時序圖。在柱塞向上運動的過程中,出油閥和針閥陸續打開;供油行程結束后,出油閥首先關閉,針閥隨后關閉且相對出油閥關閉有一定的液力延遲?；赜烷y則在供油結束后可能數次打開來不斷調整高壓油管內的殘余壓力,直到系統壓力維持在目標值。由4條壓力曲線可以看到,柱塞腔內燃油壓力峰值最高,由于出油閥處節流等損失,高壓油管泵端壓力峰值較之有所下降;而由高壓油管嘴端壓力到噴油器盛油槽燃油壓力損失較小,二者壓力波動趨勢也大體一致,與泵端壓力相比相位均有所滯后。

圖4 系統工作過程時序圖Fig.4 Time sequence diagram of working process of the fuel system

由上述分析可知,由于液力延遲以及運動件的慣性,在出油閥關閉、系統壓力以回油閥調節為主的噴射末期,噴油器仍以較高的壓力和較大的流率進行燃油噴射。阻尼孔作為回油閥的主要結構,不同阻尼孔大小必然對系統噴射特性產生較大影響。

3.1 阻尼孔對噴射特性的影響

為研究出油閥阻尼孔大小對燃油系統噴射特性的影響,本文在典型工況下對阻尼孔在直徑0.1～3 mm范圍內進行了研究。圖5為阻尼孔大小對循環噴油量的影響,在阻尼孔由0.1 mm增大到2 mm過程中,循環噴油量減少了54 mm3,繼續增大阻尼孔,循環噴油量變化不大。以0.1、1.0以及3.0 mm阻尼孔為例,圖6展示了噴油器的噴油速率曲線,圖7為對應的針閥位移和噴油器盛油槽內燃油壓力曲線。

圖5 循環噴油量Fig.5 Cyclic injected volume

圖6 噴油速率Fig.6 Injection rate

圖7 針閥位移和噴油器盛油槽壓力Fig.7 Needle displacement and fuel pressure in delivery chamber

結合圖6、7,阻尼孔較小時,噴油器的噴油持續期相對較長、噴油量多,這源于兩方面原因。一方面阻尼孔較小時,高壓油管內殘余壓力相對較高,使得噴油開始時刻相對提前;另一方面,不同阻尼孔大小對噴油末期影響非常顯著,阻尼孔較小時,噴油器關閉時刻相對滯后。這是因為,阻尼孔較大時,噴油末期盛油槽內燃油壓力下降速度快(如圖7),針閥落座較快;相反地,阻尼孔較小時,系統內壓力下降得慢,使得針閥落座速度也較慢,且在整個針閥落座過程中,盛油槽內燃油壓力變化不大,噴油規律也因此相應地出現一段“平臺”(圖6圈出部分)。此外,由圖6還可以觀察到在阻尼孔直徑0.1 mm時,由于過小的阻尼孔卸壓能力不足,導致燃油系統還存在二次噴射現象。由以上分析可知,阻尼孔大小對噴油器噴射特性的影響,根本上是不同阻尼孔對應的高壓油管殘余壓力大小不同,以及不同阻尼孔大小對系統壓力調節的速度不同。

3.2 阻尼孔對高壓油管殘余壓力的影響

為分析不同直徑阻尼孔的阻尼效應以及對供油結束后系統壓力的調節特性,圖8展示了阻尼孔直徑為0.1、1.0以及3.0 mm時,阻尼孔前后的燃油壓力曲線。其中,阻尼孔前的燃油壓力即高壓油管泵端壓力,阻尼孔后燃油壓力即回油閥腔內燃油壓力。圖9、10分別為對應的回油閥閥芯位移曲線和阻尼孔流率曲線。

圖8 阻尼孔的阻尼效應Fig.8 Damping effect of orifice

結合圖8～10,阻尼孔直徑為3 mm時,回油閥閥芯位移相對較大,通過阻尼孔流回高壓油泵柱塞腔的燃油流率也更大,因此回油閥對系統殘余壓力的調整速度快,在一個工作循環中,回油閥約打開2次后便不再運動,即高壓油管內的壓力已經調整到設定的壓力。調整后阻尼孔前后壓力幾乎沒有差異,阻尼孔的節流效應不明顯。與之相比,阻尼孔直徑1.0 mm時,回油閥閥芯的工作頻率更高,調整的時間略長,但僅在出油閥剛剛關閉之后的一小段時間內,高壓油管殘余壓力略高于回油閥腔內燃油壓力。而對于0.1 mm阻尼孔,阻尼效應最為明顯,回油閥閥芯位移較小,高壓油管流回高壓油泵柱塞腔的燃油流速也較小,阻尼孔前后壓力有明顯差異,且直到高壓油泵下一次供油這種差異一直存在。

整體上看,對于直徑0.1 mm的阻尼孔,其對應的高壓油管內的殘余壓力(黑色線)明顯高于1.0 mm和3.0 mm阻尼孔對應的高壓油管殘余壓力,但與1.0 mm和3.0 mm阻尼孔相比,0.1 mm阻尼孔明顯衰減了高壓油管內燃油壓力波動的一部分高頻成分。此外,阻尼孔直徑3.0 mm時,明顯存在零壓區,即卸壓過度,燃油系統可能存在穴蝕現象。

為進一步分析不同阻尼孔大小對應的高壓油管殘余壓力波動情況,對嘴端壓力作212點的FFT,圖11(a)為去除趨勢項后的高壓油管嘴端壓力曲線,(b)為FFT變換后得到的嘴端壓力頻譜。表2統計了不同阻尼孔大小對應的高壓油管殘余壓力平均值、波動能量值以及傅里葉變化得到的主頻率。

表2 高壓油管殘余壓力情況Table 2 Residual pressure in high pressure fuel pipe

由表2中統計數據可以看到,阻尼孔較小時,高壓油管內有較高的穩定殘余壓力,直徑為0.1 mm時,高壓油管殘余壓力達到了10 MPa,超過了噴油器開啟壓力,顯然是阻尼孔過小導致卸壓能力不足,會造成不利的二次噴射現象;增大阻尼孔直徑,高壓油管殘余壓力減小,但過大的阻尼孔,使得殘余壓力較低,不利于下一循環噴油器的快速打開。表2中的能量值反映了高壓油管中燃油壓力在殘余壓力平均值上下的波動劇烈程度,結果表明,阻尼孔直徑1.5 mm時,高壓油管內壓力僅在平均值上下作微小波動,相對穩定,這對在固定工況下,各循環的供油始點和供油量保持相對穩定是十分有利的。

由嘴端壓力的傅里葉變換結果可以發現,阻尼孔直徑在0.1～0.5 mm內時,高壓油管中的壓力波動主頻率為830 Hz或2 563.5 Hz左右。而該供油系統中出油閥固有頻率為210.8 Hz,該主頻值與出油閥的運動存在較強的相關性,可分別近似認為是4倍、12倍的出油閥固有頻率。因此,可以推斷阻尼孔較小時,出油閥的運動是高壓油管內壓力脈動的主要原因。當阻尼孔直徑在1.0～1.5 mm范圍內時,高壓油管中的壓力波動主頻率為2 465 Hz左右,次主頻在805 Hz左右。而該供油系統中針閥固有頻率為269 Hz,該主頻及次主頻值可分別近似認為是9倍、3倍的針閥固有頻率。因此,可以推斷阻尼孔在1.0～1.5 mm內時,噴油器針閥的運動是高壓油管內壓力脈動的主要原因。除此之外,該供油系統中回油閥固有頻率為353.3 Hz。阻尼孔直徑為2.0 mm時,壓力波動主頻值為781 Hz,阻尼孔直徑2.5 mm時,主頻率為2 343 Hz,阻尼孔直徑3.0 mm時,高壓油管中的壓力波動主要包含頻率為2 441、756.8、1 489、366、1 147 Hz的成分,以上這些成分均可近似認為是回油閥固有頻率的不同倍頻成分。由此推斷當阻尼孔直徑大于2 mm時,回油閥的運動是高壓油管內壓力脈動的主要原因。

4 結論

1)典型工況下,出油閥阻尼孔由0.1 mm增大至2 mm時,噴油器循環噴油量降低了54 mm3,這是由于阻尼孔較小時,噴油器開啟時刻提前且落座時刻滯后,噴油持續期延長,根本上是不同阻尼孔對應的高壓油管殘余壓力大小不同,以及不同阻尼孔大小對系統壓力調節的速度不同的結果。

2)阻尼孔較小時,阻尼效應較為明顯,表現為:回油閥流率小,供油結束后高壓油管內燃油壓力調整速度慢;高壓油管殘余壓力高,阻尼孔前后壓差較大,且這種差異存在于整個供油循環中,但較小的阻尼孔明顯衰減了高壓油管壓力波動中的一部分高頻成分。

3)對高壓油管內殘余壓力的分析顯示:殘余壓力隨著阻尼孔的增大而減小;此外,不同直徑的阻尼孔對應的高壓油管內燃油壓力波動劇烈程度不同,其中阻尼孔直徑為1.5 mm時,高壓油管內燃油壓力保持在50 bar水平線上作小幅波動,相對最為穩定,對固定工況下燃油系統多循環的噴油穩定性是十分有利的。

4)對高壓油管殘余壓力的頻域分析發現:供油系統中多種閥件的運動是高壓油管內殘余壓力脈動的主要原因,不同阻尼孔大小對應的壓力波動頻率不同;阻尼孔較小時,出油閥的運動是高壓油管內壓力脈動的主要原因;阻尼孔較大時,回油閥的運動是其壓力脈動的主要原因。