船用柴油机超高压共轨系统特性及参数影响分析

2023-12-27杨昆周磊王银聂涛熊彪

船海工程 2023年6期

杨昆,周磊,王银,聂涛,熊彪

(海军工程大学动力工程学院,武汉 430033)

为满足未来能源的需求和日益严格的排放法规,必须开发新的柴油机技术如新燃烧策略、超高压喷射、生物燃料,以及余热回收系统等[1-2]。其中, 超高压喷射能够促使油滴更加细化,提高雾化和可燃混合气的质量,缩短着火滞燃期和预混燃烧比例,推迟喷油定时,有效解决NOx和PM排放的矛盾[3-5]。但是,喷油压力的提高会造成着火延迟期内的油量喷入过多,引起燃烧过程中的放热率迅速增大,进而导致NOx排放量的升高,这就需要通过控制喷油速率来调节油量,形成更为合理的可燃混合气时间和空间分布。此外,为提升柴油机全工况范围内的性能,喷油速率应当随着柴油机工况的变化调整成最优的曲线形状。为实现理想的喷油速率,既可以从结构设计方面改变喷孔两侧压力差,又可改变喷射过程中喷油压力获得柔性的喷油速率,还可通过改变喷孔流通面积实现喷油速率的改变[6-7]。对于确定的高压共轨系统,通过结构上的改变获得变化的喷油速率是有限的,而通过控制喷油压力实现喷油速率控制具有更大的潜力。基于此,提出并设计立足国内加工能力和技术工艺的船用柴油机超高压共轨系统(以下简称超高压共轨系统),介绍系统工作原理,建立系统的仿真模型,并通过模型分析系统的压力和喷油控制特性及增压装置的关键结构参数对系统性能的影响规律。

1 超高压共轨系统工作原理

超高压共轨系统总体结构见图1。

图1 超高压共轨系统总体结构

相比于常规高压共轨系统,该系统的主要特点是在共轨管和喷油器之间加装了自行设计的增压装置。该系统采用双电磁阀控制,一个用于控制增压装置,另一个用于控制喷油器。通过开启增压装置电磁阀以实现增压,且增压压力的大小由增压装置内的增压活塞面积比(以下简称增压比)决定,即增压比越大,增压压力越大。同时,通过调整增压装置和喷油器电磁阀的控制信号作用时间,以实现喷油速率的灵活可控。

增压装置的结构原理和实物见图2。

图2 增压装置结构

当需要低压时,燃油(共轨管内)分别通过单向阀和进油环槽提供给增压室和控制室,增压活塞处在平衡态,此时喷射低压燃油。当需要高压时,增压装置电磁阀开启,衔铁/阀芯在电磁力的驱动下向铁芯方向移动,一方面阻断了通过进油环槽流向控制室的燃油,另一方面导致阀芯右端与阀体脱离,出油孔被打开,控制室内压力由于燃油的泄出而下降,这就使得增压活塞受力失衡,增压室内压力随着增压活塞的向下运动而迅速升高,此时喷射高压燃油。当增压装置的电磁阀闭合后,衔铁/阀芯因为弹簧力的作用向远离铁芯的方向移动,一方面使得阀芯右端压紧阀体,形成锥面密封,阻挡控制室内燃油的泄出,另一方面使得进油环槽被打开,控制室内压力又由于共轨管内燃油的补充而迅速升高,同时在复位弹簧的推动下,增压活塞得以复位。

2 模型建立及验证

2.1 数学模型

2.1.1 增压装置

基于增压装置的液力及运动特性,建立数学模型时,将其分为3大类。

1)液压腔。进出液压腔模型的流体物质主要是燃油,因此建模是为了对在其内部流动的燃油进行液压特性分析。燃油在液压腔内流动需满足流体可压缩性方程[8]。

(1)

燃油进出液压腔的流量计算分为泄露和不泄露两种。

(2)

(3)

基于上述方程,燃油在液压腔内的压力变化为

(4)

式中:E为燃油弹性模量;ΔV/V为燃油体积变化率;μ是流量系数;A是有效流通截面积;ρ为燃油的密度;d为密封面直径;σ为密封面的间隙;Δp为液压变化;dp/dt为液压腔内燃油压力变化率;L为密封长度;η为燃油黏度;Qin为非泄漏流进液压腔的燃油流量;Qleakout为因泄漏流出液压腔的燃油流量;dx/dt为运动件的运动速度;V为液压腔体积。

2)运动件。增压装置的运动件主要是指增压活塞,其运动方程为

(5)

式中:Ar为增压活塞大端面积;Ac为控制室活塞受力面积;ζ为增压活塞阻力系数;m为增压活塞质量;k为复位弹簧刚度;y0为复位弹簧预先压缩长度。

3)电磁阀。对于增压装置的电磁阀,当外界对电磁阀线圈施加励磁电压后,线圈上电压、电流以及磁通变化和衔铁阀体组件运动议程为

(6)

(7)

Fh=Apcon

(8)

(9)

式中:Uc为励磁电压;R为线圈电阻;i为线圈电流;N为线圈匝数;μ0为真空磁导率;Sa为磁通有效截面积;δ为线圈与衔铁初始气隙;x为阀芯位移;A为阀芯截面积;pcon为控制腔压力;Fpre是弹簧预紧力;Fh为阀芯所受的液压力;m为衔铁和阀芯组件的质量;k为弹簧刚度;λx为阻尼系数。

2.1.2 喷油器

喷油器数学模型也可归纳为液压腔、运动件以及电磁阀,需要建立控制室、压力室和盛油腔内燃油连续性方程、针阀运动方程以及电磁阀的电流、电磁力和液压力方程等,其数学模型的建立过程与增压装置类似。

2.2 仿真模型

根据数学模型,采用AMESim建立超高压共轨系统仿真模型,见图3。

图3 超高压共轨系统仿真模型

该模型主要由高压源、增压装置,以及喷油器模型构成。建模时选取的模块库包含机械和液压元件库、设计元件库及电磁元件库等[9]。

2.3 模型验证

为验证仿真模型的准确性,利用超高压共轨系统试验台架,进行了增压压力的测试,台架原理见图4。

图4 超高压共轨系统验台架原理示意

增压室压力和喷油速率能够分别利用压电传感器和喷油规律测量仪测得。试验工况设置如下:高压油泵转速750 r/min,共轨管压力100 MPa,增压装置电磁阀控制信号范围为1.6～3.0 ms,喷油器电磁阀控制信号范围为1.0～2.0 ms。仿真工况与试验工况保持一致,增压室压力试验与仿真结果对比见图5。

图5 增压室压力试验与仿真结果对比

由图5可知,试验值和仿真值大致吻合,即表明仿真模型满足计算精度。试验所得压力维持在最大值的时间更长是由于电磁力较小,使得增压活塞移动速度减慢造成的,而试验所得最大增压压力小于仿真值则是由于试验中电控增压器发生漏油导致的,而试验所得最大增压压力小于仿真值则是由于试验中增压装置发生漏油导致的。

喷油速率的仿真与试验结果对比见图6。由图6可知,喷油速率的试验值和仿真值也基本吻合。实测的峰值小于仿真值的原因在于试验得到的喷油压力小于仿真值。

图6 喷油速率试验结果与仿真结果对比

3 仿真结果与分析

3.1 压力特性

利用建立的超高压共轨系统仿真模型,对系统进行压力特性分析,仿真工况设置如下:增压比为3,轨压为100 MPa,增压装置电磁阀启闭时间为1.5～2.5 ms,增压室和控制室压力见图7。

图7 增压室和控制室压力

由图7可知,增压装置电磁阀整个启闭过程中,控制室压力先下降后上升,而增压室压力则是先上升后下降,这是由于当增压装置电磁阀开启后,控制室内燃油泄出,压力下降,增压活塞受力失衡,随即向增压室方向移动,压缩增压室内的燃油,导致其压力上升;当电磁阀关闭后,控制室得到了燃油的补充,压力回升,同时由于复位弹簧的弹力作用,增压活塞向控制室方向移动,增压室容积增大,导致其内部压力随之下降。

3.2 喷油控制特性

通过调整增压装置和喷油器电磁阀的控制信号(见图8),对系统进行喷油规律控制特性分析,仿真工况设置如下:共轨压力为100 MPa,增压脉宽(即,增压装置电磁阀控制信号的作用时间)为2.5 ms,喷油器电磁阀控制信号时间范围为1.5～2.5 ms,仿真结果见图9。

图8 增压装置和喷油器电磁阀控制信号时序示意

图9 喷油规律控制特性

由图9可知,当增压时刻提前于喷油时刻,喷油速率曲线形状近似于矩形;当增压时刻与喷油时刻同步,喷油速率曲线形状近似于斜坡形;当增压时刻滞后于喷油时刻,喷油速率曲线形状近似于靴形,即随着增压时刻的滞后,喷油速率由矩形过渡到斜坡形再到靴形,证明超高压共轨系统能够实现灵活可控的喷油速率曲线形状。

超高压共轨系统不仅能够实现可调喷油速率喷射,同时还能够结合预(后)喷射,实现多次喷射。多次喷射时的喷油规律见图10,对应的增压装置电磁阀和喷油器电磁阀控制信号时序见图11(其中:增压装置电磁阀控制信号范围为1.5～3.0 ms,喷油器电磁阀控制信号范围则包括3段,分别为0.3～0.5、1.0～3.0以及3.5～4.2 ms)。

图10 多次喷射喷油规律

图11 增压装置和喷油器电磁阀控制信号时序示意

由图11可知,该系统完成了预喷、主喷及后喷共3次喷射,并且主喷的喷油规律近似于靴形。根据实际需要,通过改变喷油器电磁阀控制信号作用时间,超高压共轨系统能够实现更加多次的喷射。

3.3 超高压共轨系统参数影响分析

3.3.1 出油孔直径的影响

出油孔直径对增压压力的影响见图12。

图12 出油孔直径对增压室压力的影响

由图12可知,随着出油孔直径的增加,增压压力和压力升高率均逐渐增大,这是由于当增压装置电磁阀开启后,出油孔直径的增加会导致从控制室泻出的高压燃油的速度加快,使得增压活塞获得了更大的加速度,进而提升了增压压力和压力升高率。

出油孔直径对燃油泄漏率的影响见图13。

图13 出油孔直径对燃油泄漏率的影响

由图13可知,在阀芯运动过程中,燃油泄漏率呈现先上升后下降的趋势,这是由于增压开始后出油孔处的压力先上升后下降造成的。同时由图可以看出,随着出油孔直径的增加,燃油泄漏率逐渐增加,并且在泄漏过程的末期,燃油泄漏率下降速度加快,这是由于出油孔直径越大,从出油孔处泄漏出的高压燃油的流速越高。

出油孔直径对喷油速率的影响见图14。

图14 出油孔直径对喷油速率的影响

由图14可知,随着出油孔直径的增加,喷油速率曲线形态均近似于靴形,这是由于喷油在增压之前开始,即在喷油的过程中会由于增压装置的增压作用,使得喷油压力在某一时刻上升速度突然增大,曲线形态出现一个明显的拐点造成的。同时可以看出,出油孔直径越大,喷油速率峰值越大,但增加幅度不明显,这是由于最大增压压力逐渐增大,且增幅不是很明显(见图12)。

3.3.2 增压室容积的影响

增压室容积对增压室压力的影响见图15。

图15 增压室容积对增压室压力的影响

由图15可知,随着增压室容积的增加,最大增压压力几乎不变,但增压室压力达到峰值的时间和恢复到基压的时间均逐渐延长,原因在于增压过程中,随着增压室容积的增加,会使得增压活塞压缩燃油的时间延长;同时,也会导致增压过程结束后,增压活塞复位的时间延长,因此,增压室压力达到峰值的时间和恢复到基压的时间均延长。

增压室容积对燃油泄漏率的影响见图16。

图16 增压室容积对燃油泄漏率的影响

由图16可知,在阀芯运动过程中,燃油泄漏率呈现先上升后下降的趋势,这是由于出油孔处的压力先升高后降低造成的。随着增压室容积的上升,在达到峰值之前,燃油泄漏率几乎不变,而在达到峰值之后,燃油泄漏率逐渐增加,且燃油泄漏结束的时间也相应延长,这是由于增压室容积越大,增压活塞压缩燃油的时间和复位时间均越长。

增压室容积对喷油速率的影响见图17。

图17 增压室容积对喷油速率的影响

由图17可知,随着增压室容积的增加,喷油速率曲线形态几乎不变,这是由于增压室容积对最大增压压力的几乎没有影响。

3.3.3 阀芯位移的影响

阀芯位移对增压室压力的影响见图18。

图18 阀芯位移对增压室压力的影响

由图18可知,随着阀芯位移的增加,最大增压压力逐渐增大,且增压室压力恢复到基压的时间逐渐延长。阀芯位移对燃油通过进油环槽进入控制室有很大影响,当阀芯位移小于进油环槽的开度(0.1 mm)时,电磁阀相当于两位两通阀,此时控制室的出油和进油处于连通状态,即燃油泄出的同时会有燃油的流入,影响增压效果;当阀芯位移大于进油环槽的开度时,电磁阀才相当于两位三通阀,即控制室内燃油泄出的同时不会有燃油的流入,并且阀芯位移越大,阀芯与阀体密封距离越长,密封效果越明显。此外,阀芯位移的增加会使得增压结束后阀芯压紧阀体的时间延长,这就导致增压室压力恢复到基压的时间延长。

阀芯位移对燃油泄漏率的影响见图19。

图19 阀芯位移对燃油泄漏率的影响

由图19可知,随着阀芯位移的增加,在阀芯运动过程中,燃油泄漏率呈现先上升后下降的趋势,这是由于出油孔处的压力先升高后降低造成的。同时由图19可以看出,随着阀芯位移的增加,燃油泄漏率显著上升,这是由于燃油从出油孔泄出时的面积随着阀芯位移的增加而增大。

阀芯位移对喷油速率的影响见图20。

图20 阀芯位移对喷油速率的影响

由图20可知,随着阀芯位移的增加,喷油速率峰值增大,且增幅明显,这是因为最大增压压力随阀芯位移的变化而显著增加造成的。阀芯位移越大,喷油速率从峰值恢复到零的时间越短,即针落座时间更短。这是由于增压压力越大,当喷油器电磁阀控制信号关闭后,控制室进油速率越大,压力升高越迅速,使得控制室油压作用在针阀向下的力越大,因此,在针阀升程都达到最大的情况下,针阀下降速度更快,落座时间更短。