共軌噴油器實(shí)際噴油壓力研究

吳小軍，徐春龍，王昭建，王家雄，孫樹(shù)平，奚星，顧嬌嬌，王國(guó)瑩，陳曉歡

(1.中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)，天津 300400；2.中國(guó)人民解放軍32381部隊(duì)，北京 100072)

內(nèi)燃機(jī)最佳的性能指標(biāo)總是通過(guò)提高噴油壓力得到的，國(guó)內(nèi)關(guān)于提高噴油壓力的研究已取得了大量的成果。李新令等[1]的研究表明，提高噴油壓力在顯著降低積聚模態(tài)粒子排放的同時(shí)，使核模態(tài)粒子顯著增加。內(nèi)燃機(jī)不僅需要提高燃油噴油壓力，也要按工況來(lái)優(yōu)化調(diào)整噴油壓力[2]。張全長(zhǎng)等[3]的研究表明，在大部分EGR區(qū)間，提高噴油壓力都可降低Soot排放，但其機(jī)理不同。胡朝陽(yáng)等[4]的研究表明，較高的噴油壓力和較小的噴油提前角可以降低排放。以上研究從發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒匹配的角度出發(fā)，表明了提高燃油系統(tǒng)噴油壓力不僅有利于提高發(fā)動(dòng)機(jī)的性能指標(biāo)，而且可以降低排放，文獻(xiàn)中的噴油壓力一般指的是共軌壓力或供油壓力。然而，從噴油器性能匹配的角度出發(fā)，噴油器的實(shí)際噴油壓力是指噴孔前即壓力室的壓力，壓力室的壓力受噴嘴針閥密封座面節(jié)流作用的影響，其最高值要低于共軌壓力或供油壓力，而整個(gè)噴油過(guò)程中壓力室的平均壓力更低。因此，獲取實(shí)際噴油壓力變化規(guī)律具有重要意義。

鄭全保等[5]通過(guò)試驗(yàn)測(cè)得針閥升程、盛油槽壓力和噴油規(guī)律曲線，盛油槽壓力能夠客觀解釋噴油規(guī)律后期上升的原因，噴油規(guī)律計(jì)算值與試驗(yàn)值基本吻合；作者還對(duì)實(shí)際噴油壓力的處理方法進(jìn)行了研究，受噴油器自身結(jié)構(gòu)及傳感器的限制，直接測(cè)試盛油槽或壓力室的壓力難度大，且盛油槽壓力并不能真實(shí)反映實(shí)際噴油壓力的變化過(guò)程。

本研究通過(guò)一種噴油器性能測(cè)試設(shè)備，獲取了某共軌噴油器的噴油規(guī)律曲線，再根據(jù)噴孔流量計(jì)算公式得到該噴油器的最大及平均實(shí)際噴油壓力，計(jì)算結(jié)果顯示，實(shí)際噴油壓力遠(yuǎn)小于共軌壓力或供油壓力。結(jié)合共軌系統(tǒng)工作原理分析了實(shí)際噴油壓力損失的主要原因，并利用仿真軟件對(duì)提高噴油壓力的方法進(jìn)行了研究，可為發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒匹配研究提供更加準(zhǔn)確的壓力邊界，為共軌噴油器性能提升及優(yōu)化匹配提供參考依據(jù)。

1 噴油器實(shí)際噴油壓力獲取方法

由噴油嘴結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖(見(jiàn)圖1)可知，受壓力室結(jié)構(gòu)尺寸限制，無(wú)法直接安裝壓力傳感器進(jìn)行噴油壓力測(cè)試。

圖1 噴油嘴結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

本研究獲取實(shí)際噴油壓力的方法為：通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試獲取噴油器的噴油規(guī)律曲線，利用噴孔流量公計(jì)算得到實(shí)際噴油壓力曲線。計(jì)算公式為

(1)

為獲取精度更高的噴油規(guī)律曲線，本研究應(yīng)用的噴油性能測(cè)試儀為moehwald HDA噴油器性能測(cè)試設(shè)備。圖2示出該設(shè)備的測(cè)試原理與實(shí)物圖。其測(cè)試原理為被測(cè)噴油器將燃油噴入密閉腔，密閉腔壓力升高，則密閉腔內(nèi)燃油的聲速將發(fā)生變化，應(yīng)用基礎(chǔ)公式：

(2)

式中：dm為密閉腔中燃油質(zhì)量變化量；V為密閉腔容積；dp為密閉腔的壓力變化量；c為不同壓力下的燃油聲速。利用圖2中壓力、聲速傳感器測(cè)量噴油前后密閉腔內(nèi)的壓力與聲速的變化值，可得到噴油量。通過(guò)連續(xù)測(cè)試密閉腔的壓力與聲速的變化值，得到噴孔質(zhì)量流量，除以燃油密度，可以得到噴孔體積流量。同時(shí)利用燃油溫度傳感器進(jìn)行溫度補(bǔ)償，提高測(cè)試精度。

圖2 HDA測(cè)試儀

2 噴油器實(shí)際噴油壓力測(cè)試分析

某共軌噴油器匹配4種噴孔油嘴，在160 MPa供油壓力下，測(cè)得其噴油規(guī)律曲線(見(jiàn)圖3)。由式(1)計(jì)算得到的平均噴油壓力、最大實(shí)際噴油壓力及其占供油壓力的比例見(jiàn)表1。

圖3 共軌噴油器匹配不同噴孔偶件的噴油規(guī)律對(duì)比

方案噴孔面積/mm2平均實(shí)際噴油壓力/MPa最大實(shí)際噴油壓力/MPa平均實(shí)際噴油壓力比供油壓力/%最大實(shí)際噴油壓力比供油壓力/%A0.5436.867.52342.3B0.6329.456.318.435.2C0.7122.746.714.229.2D0.8118.338.611.424.1

由測(cè)試可知：在標(biāo)定工況點(diǎn)對(duì)應(yīng)的噴油持續(xù)期要求下，噴孔面積提高50%，其循環(huán)噴油量?jī)H提高了13%，此時(shí)該噴孔對(duì)應(yīng)的平均噴油壓力與最大噴油壓力僅為18.3 MPa和38.6 MPa，僅是供油壓力的11.4%和24.1%。以噴孔前的壓力為實(shí)際噴油壓力，其與供油壓力的比為共軌噴油器的有效噴油壓力效率[6]，可見(jiàn)隨著噴孔面積增加，噴油器的有效噴油壓力效率迅速降低。

從系統(tǒng)油路結(jié)構(gòu)(見(jiàn)圖1)可知：由油軌至盛油槽間的高壓油路沒(méi)有變截面結(jié)構(gòu)，則由管路的沿程流動(dòng)損失計(jì)算公式[7-8]得到，在本試驗(yàn)系統(tǒng)的高壓油路內(nèi)徑為3 mm時(shí)，此狀態(tài)下的沿程流動(dòng)壓力損失僅為5 MPa左右，則實(shí)際噴油壓力損失主要為盛油槽與壓力室間密封座面的節(jié)流損失。

3 實(shí)際噴油壓力仿真與分析

3.1 噴油器性能仿真模型建立與校準(zhǔn)

圖4示出該共軌噴油器的AMESIM性能仿真模型。圖5示出仿真噴油規(guī)律與HDA測(cè)量結(jié)果對(duì)比。以HDA測(cè)試值為基礎(chǔ)值，仿真與測(cè)試結(jié)果比較見(jiàn)表2。對(duì)比可知，仿真值與測(cè)量值誤差小于等于4%，同時(shí)噴油規(guī)律的仿真曲線與測(cè)量曲線基本一致。下文的實(shí)際噴油壓力將直接使用仿真軟件的計(jì)算結(jié)果。

圖4 共軌噴油器模型

圖5 仿真與HAD測(cè)量噴油規(guī)律曲線對(duì)比

工況循環(huán)噴油量噴油持續(xù)期最大噴油速率HDA111仿真1.0411.02

3.2 實(shí)際噴油壓力波動(dòng)分析

圖6示出原噴孔面積(0.54 mm2)時(shí)，壓力室、盛油槽壓力及針閥升程曲線的仿真結(jié)果。計(jì)算結(jié)果顯示，在0.75～1.45 ms噴油前半段，壓力室壓力快速升高，達(dá)到供油壓力的42%左右，而盛油槽壓力下降了35 MPa，遠(yuǎn)大于管路的沿程流動(dòng)損失。這是由于高壓共軌系統(tǒng)噴油前已經(jīng)完成蓄壓，噴油初期燃油軌的高壓燃油不會(huì)對(duì)盛油槽進(jìn)行補(bǔ)充，導(dǎo)致盛油槽壓力下降。在1.45 ms時(shí)刻，針閥升程達(dá)到最高，但僅為設(shè)計(jì)值的50%。1.45～2.04 ms為噴油后半段，針閥開(kāi)始關(guān)閉，實(shí)際噴油壓力快速減小，而盛油槽壓力仍然處于上升階段，甚至高壓供油壓力到達(dá)220 MPa，這是由針閥關(guān)閉過(guò)程產(chǎn)生的“水擊”造成的。2.04 ms后噴油結(jié)束，噴油器盛油槽壓力波動(dòng)將逐漸衰減。

圖6 壓力波動(dòng)與針閥升程

噴油過(guò)程中油嘴針閥始終處于盛油槽壓力、控制腔壓力、壓力室壓力及針閥彈簧共同作用下的浮動(dòng)狀態(tài)[9-10]。在噴油開(kāi)始階段，盛油槽壓力是針閥開(kāi)啟的主要?jiǎng)恿?，控制腔壓力、針閥彈簧預(yù)緊力是主要阻力；噴油關(guān)閉階段各作用力則相反。噴油初始階段，由于盛油槽壓力迅速降低，不利于針閥快速開(kāi)啟，則在規(guī)定的噴油持續(xù)期約束下，油嘴針閥無(wú)法達(dá)到預(yù)期升程，導(dǎo)致噴油嘴密封座面始終存在較大的節(jié)流損失。隨著噴孔面積的增加，盛油槽壓力下降幅度與速度增加，則針閥開(kāi)啟速度和升程進(jìn)一步降低，最終導(dǎo)致循環(huán)噴油量未與噴孔面積呈線性增加。3.3提高噴油壓力研究

增加高壓油管的長(zhǎng)度，高壓油管內(nèi)的流動(dòng)損失因而增加，同時(shí)壓力波相位也會(huì)變化，進(jìn)而噴油壓力和波動(dòng)相位也會(huì)變化[11]。由噴油過(guò)程壓力波動(dòng)產(chǎn)生與傳播規(guī)律可知：縮短油管長(zhǎng)度可以縮短噴油壓力波的返回時(shí)間，從而提高噴油初期盛油槽的壓力，進(jìn)而提高針閥開(kāi)啟速度。圖7示出不同油管長(zhǎng)度下盛油槽壓力、壓力室壓力曲線。

圖7 不同油管長(zhǎng)度下盛油槽、壓力室壓力曲線

計(jì)算結(jié)果顯示：在0.75～2.04 ms整個(gè)噴油時(shí)間段，隨油管長(zhǎng)度增加，盛油槽的最低壓力減小，最低點(diǎn)相位后移，盛油槽內(nèi)的壓力恢復(fù)速度快、時(shí)刻晚。雖然在噴油后半段短油管盛油槽的壓力小于長(zhǎng)油管，但在噴油初始階段和噴油關(guān)閉階段，針閥升程較低，此時(shí)針閥密封座面節(jié)流作用大，盛油槽的高壓燃油利用效率低。在針閥升程達(dá)到最大升程的20%后，盛油槽的高壓燃油利用效率提高，即在1～1.8 ms階段，短油管的盛油槽平均壓力要高于長(zhǎng)油管，有利于提高實(shí)際噴油壓力。隨著噴油壓力波返回時(shí)間延長(zhǎng)，將與油嘴針閥關(guān)閉產(chǎn)生的“水擊”進(jìn)行疊加，則噴油結(jié)束后整個(gè)高壓共軌系統(tǒng)的壓力峰值將增加。另外，在噴油后半段，盛油槽壓力高，針閥關(guān)閉阻力大，不利于快速斷油(見(jiàn)圖8)。

圖8 針閥升程對(duì)比

由圖8可知，3種油管長(zhǎng)度下的油嘴針閥關(guān)閉時(shí)刻相同，油管長(zhǎng)度為200 mm時(shí)針閥升程大，則針閥關(guān)閉速度更快。

受發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)限制，燃油軌與噴油器間的高壓油管長(zhǎng)度受到限制。由圖9可見(jiàn)，在油管長(zhǎng)度為100～200 mm時(shí)，減小油管長(zhǎng)度對(duì)提高噴油壓力，即提高循環(huán)噴油量作用有限。由控制腔壓力控制方法可知：提高控制腔的卸壓速度，可以降低針閥開(kāi)啟過(guò)程的阻力，進(jìn)而提高噴油嘴針閥開(kāi)啟速度。

圖9 循環(huán)噴油量隨油管長(zhǎng)度的變化規(guī)律

圖10示出3種方案下盛油槽、壓力室壓力及針閥升程對(duì)比。其中方案A為原結(jié)構(gòu)參數(shù)：管長(zhǎng)600 mm，控制腔進(jìn)回油量孔面積比1∶1.6；方案B為管長(zhǎng)600 mm，增大控制腔進(jìn)回油量孔孔徑，調(diào)整兩者面積比為1∶4；方案C為管長(zhǎng)200 mm，控制腔進(jìn)回油量孔面積比為1∶4。對(duì)比方案A與方案B可知，由于增加了控制腔進(jìn)回油量孔面積比，采用方案B時(shí)控制腔能快速卸壓，油嘴針閥迅速開(kāi)啟，壓力室壓力迅速提高。由于方案A與方案B管長(zhǎng)均為600 mm，所以兩種方案盛油槽的壓力波動(dòng)曲線基本一致：盛油槽的壓力回升較晚。方案B盛油槽壓力恢復(fù)時(shí)，油嘴針閥開(kāi)始關(guān)閉，不利于提高壓力室壓力。

圖10 調(diào)整油管長(zhǎng)度、進(jìn)回油比下的針閥升程、盛油槽與壓力室壓力對(duì)比

方案C與方案B有相同控制腔量孔設(shè)計(jì)，方案C的油嘴針閥也能迅速開(kāi)啟，但方案C油管短，盛油槽壓力回升快。高的盛油槽壓力匹配高的油嘴針閥升程，使得壓力室壓力大幅度提高。相比于方案A，方案C在匹配0.54 mm2噴孔時(shí)，最大實(shí)際噴油壓力和平均實(shí)際噴油壓力分別提高了70%與75%，循環(huán)噴油量提高了34%。

4 結(jié)論

a) 利用噴油器性能測(cè)試設(shè)備，獲取共軌噴油器的噴油規(guī)律曲線，利用噴孔流量公式計(jì)算得到該噴油器的最大實(shí)際噴油壓力和平均實(shí)際噴油壓力，二者僅為供油壓力的42.3%和23%；

b) 實(shí)際噴油壓力損失主要為盛油槽與壓力室間密封座面的節(jié)流損失，原因是噴油初期盛油槽壓力降不利于油嘴針閥的快速開(kāi)啟；

c) 提高控制腔卸壓速度，同時(shí)加快盛油槽壓力回升速度有利于提高最大、平均實(shí)際噴油壓力；計(jì)算顯示，縮短燃油軌與噴油器間的管長(zhǎng)至200 mm，提高控制腔進(jìn)回油量孔孔徑，噴油器的最大實(shí)際噴油壓力和平均實(shí)際噴油壓力噴油壓力分別提高了70%與75%。