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高压共轨喷油系统喷油规律与控制策略的研究


上海交通大学 博士学位论文 高压共轨喷油系统喷油规律与控制策略的研究 姓名:郭海涛 申请学位级别:博士 专业:动力机械及工程 指导教师:卓斌 2001.8.1



高压共轨喷油系统喷油规律与控制策略的研究

摘要
对车用直喷式柴油机噪声舒适性的强烈要求和苛刻排放法规的颁布促使了柴油 机高压共轨燃油系统的诞生,从而揭开了柴油机燃油喷射技术的新篇章。柴油机高

压共轨燃油系统是一种高度柔性的燃油喷射系缆(其卓越的性能为柴油机和车辆的
性能优化提供了巨大的自由空间,代表了柴油机燃油喷射系统的发展趋势。)本文在
充分研究国内外大量文献和资料的基础上,结合广西玉柴6112高压共轨电控柴油机 的开发项目,围绕GD一1高压共轨燃油系统的喷油器和燃油喷射控制策略展开了深

入系统的理论和试验研究,主要完成了高压共轨系统喷油器模拟计算、高压共轨系 统燃油喷射控制策略研究和高压共轨系统试验研究三方面的工作。

((1)高压共轨系统的喷油器是一个机、电、液相结合的部件,直接影响高压共轨系



统的燃油喷射规律,并将最终影响柴油机和车辆的性能。高压共轨系统喷油器 模拟计算的目的在于研究各种因素对喷油器性能的影响,提出合理的喷油器设 计参数,辅助喷油器的开发工作。高压共轨系统喷油器模拟计算包括喷油器液

压系统模拟计算和喷油器电磁阀模拟计算,本文采用恒流磁场的边值问题求解
喷油器电磁阀的磁场分布,并利用电磁阀磁场分布获得的电磁吸力计算电磁阀

衔铁的工作过程,而将喷油器液压系统处理为由细长圆管和阀孔连接的容器系
统,导出了描述细长圆管内燃油平均流动状态的一维变声速、变密度和变粘度

控制方程组,并采用有限体积法进行控制方程组的数值求解。在完成了高压共 轨系统喷油器模拟计算程序的编制和验证后,本文模拟计算了各种结构参数和 系统工作条件对高压共轨系统喷油器性能的影响,获得了一些有益于高压共轨 系统喷油器开发和控制策略制定的结论。模拟计算表明高压共轨系统喷油器针 阀的启闭特性主要由液压系统决定,而电磁阀的电磁吸力相对较小,仅用于触
发液压系统以产生使喷油器针阀启闭的液压力,并且系统的燃油喷射规律也不 是由燃油喷射控制策略决定,而是由高压共轨系统喷油器控制室中的2个控制 量孔和控制活塞的尺寸决定。

(2)燃油喷射控制策略是高压共轨系统控制策略的一个基本模块,不仅对高压共轨 系统的燃油喷射过程有重大影响,而且能完善和扩展柴油机和车辆的性能和功
能。本文编制了完善的GD—l高压共轨系统的燃油喷射控制策略,合理地考虑

个各种因素对GD—l高压共轨系统燃油喷射过程的作用,详细地规划了GD-1高 压共轨系统燃油喷射控制策略的数据流程和程序流程,实现了高压共轨系统燃
油喷射过程的全部功能,并对GD一1高压共轨系统的燃油喷射控制机理进行了



详细阐述。此后本文采用c语言编制了一套燃油喷射控制软件,完整地再现了 GD—l高压共轨系统的燃油喷射控制策略,在高压油泵试验台上实现了GD一1高
压共轨系统对燃油喷射过程的正确控制,编制的燃油喷射控制程序在国内尚未

见诸报道。通过燃油喷射控制策略及控制程序的编制可知控制策略只能合理地
规划控制流程及控制环节传递函数的形式、选择合适的控制算法,但只有标定

工作可确定各个控制环节的输入输出关系,使抽象的控制策略具体化。 (3)在高压共轨系统的试验研究方面,作者完成了ECD.U2高压共轨系统与玉柴
6112柴油机的匹配工作,实现了玉柴6112柴油机的迅速可靠起动、稳定怠速 和部分负荷平稳运转,规划了GD.1高压共轨系统在玉柴6112柴油机上的布 置方案:搭建模拟试验台模拟传感器、柴油机和车辆的输入信号,实现了 ECD.U2高压共轨系统的虚拟运转:采用高压油泵试验台和自主开发的电控单

元获得了GD.1高压共轨系统的油量控制特性,并利用试验数据验证了高压共 轨系统喷油器模拟计算的结果。试验研究表明ECD.U2燃油系统适合作为GD. 1高压共轨系统的开发原型,并且试验研究获得了许多有助于GD.1高压共轨 系统开发的试验结果。r丫
关键词:高压共轨燃油系统,电控液压喷油器,电磁阀,流体动力学,数值模拟, 控制策略


II

Study

on

and Fuel Control Strategy of High Pressure Common Rail Fuel Injection System
Fuel

Injection Rate

Abstract
The keen demand to reduce noise of antomobile diesel engine and the rigorous exhaust

emission legislation make common rail fuel system come into the world.This initiates the
new
era

of diesel engine fuel

injection technology.Common

rail fuel system is



hi曲

flexible fuel system,delegates the developing tendency of diesel engine fuel

injection

technology.Its
engine

excellent

performance

provides enormous possibility to optimize diesel studied


performance.Author sufficiently and experiment
as

great lot literature of CR fuel system,

and researched widely and deeply about the common rail
strategy by theory

injector and

fuel

injection

control

during the exploiting YC6 1 1 2 electric control diesel

engine.The main work is

follow: is


(1)Common rail

injector

mechanical,electric,hydraulic pressure part.It directly

effects the fuel


injection

process of

common rail fuel system,and finally effects the

performances

of diesel engine

and automobile.The goal of common rail injector
on

simulation is to study the effect of every factor forward reasonable parameters of

the

performance

of

injector,put

injector,and assistant the

exploiting work of

injector.Common rail
simulation
current

injector

simulation includes the hydraulic pressure system
uses

and the

electromagnetic system simulation.The paper

the constant
uses

magnetic field model to calculate the distribution of magnetic

field,and

the magnetic suction force calculated by the distribution of magnetic field to simulate the work process of electromagnetic valve.The hydraulic pressure system
of common rail

injector

is modeled

as



volume system linked by pipes and

calibrating holes.Author educes one—dimensional,variable sound velocity,variable density in long

and variable viscosity fluid dynamics equations

to describe

fuel flow process

pipes,and Bses finite volume method to resolve the control equations.After compiling and validating the injector simulation program,author calculates the
effects of every parameter common rail

and operational conditions


on

the

performance

of

injector,and

finds

lot of results avail

tO

make

control strategy

and

design common rail

injector.The

simulating calculation shows the opening and

closing characteristics of needle is decided by

injector

hydraulic pressure system.

III

The electromagnetic suction force of

injector electromagnetic injection

valve is too small



relatively,only triggers the hydraulic pressure system to produce the hydraulic force

that makes the needle open and close.The fuel

process is not decided by

fuel injection control strategy,is decided by the two calibrating holes in control
chamber and control plunger.

(2)The

fuel injection control strategy is
on



basic control module of common rail fuel

system,not only has large effect expand the

fuel injection process,but also Can perfect and

performances and

functions of diesel engine

and automobile.Author injection injection

has

compiled the perfectly fuel

injection

control strategy of GD一1 fuel

system, control
control
on

schemed the data flow charts and program flow charts of fuel
strategy in

details,and explained the control principle of GD?1 fuel injection
fuel

strategy.The

injection

control strategy considers the action of every factor

fuel injection process of GD-1 fuel injection system,implements the all functions of
common rail fuel system.Author
software,realizes the fuel
uses

C language to compile fuel

injection

control

injection

control strategy of GD-1 fuel

injection

system.

The
not

GD一1 fuel

mjection

system has realized the fuel
fuel

injection

process correctly

using the fuel been
seen

injection control program,and the
in
our

injection

control

program

has


country.

(3)At the aspect of experimental researching common rail fuel system,author has finished the matching work of ECD-U2 fuel system with YC61 12 diesel engine,

ensured

YC61 12

diesel engine reliable start,steady idle

and

part
at

load stable

operation,arranged the installing scheme of GD一1 fuel system

YC61 12 diesel

engine.Author has established the simulation experimental bench to simulate the output signals of sensors,diesel engine

and automobile,and

realized ECD—U2 fuel

system fictitious operation.Author adopted fuel pump experimental bench and
exploiting ECU to measure the fuel quantity control characteristic of GD-1 fuel

injection

system,and validated the validity of common rail

injector


simulation reasonable

results.The

experimental research shows ECD.U2 fuel system iS

prototype for GD一1 fuel injection system exploiting,and finds some available
conclusions to exploit GD-1 common rail fuel system. Key word:High pressure common rail fuel system,Electric control hydraulic pressure

injector,Electromagnetic

valve,Fluid

dynamics,Simulation,Control strategy


IV

第一章绪论



第一章绪论

1.1引言
柴油发动机现在仍以其独特的扭矩特性,突出的热效率和可靠的耐久性被广泛
地用作船舶、固定式装备及各种路用车辆的动力,今天柴油发动机不仅在货车市场

的竞争中表现卓越,而且也步入了跑车和豪华轿车的领域,所以今后柴油发动机仍
将继续作为社会的主要动力装置之一。但是随着公众环境意识的日益提高和燃油价

格的持续高涨,柴油发动机的废气排放法规日趋严格及燃油经济性法规的颁布等迫 使柴油发动机向低排放和经济性优良的方向发展,并且车辆用户对车辆噪声、驾驶
舒适性等的要求也越来越高,在这种环境下,柴油发动机今后发展的重要方向不再

是比功率,而是要显著地降低柴油发动机的废气排放、噪声和燃油耗,满足柴油发 动机苛刻的排放法规的要求,满足车辆用户对降低柴油发动机噪声和燃油耗的强烈
要求【l’2'3?1 5t1”。

解决上述问题的关键是进一步合理地控制柴油发动机燃烧室内的燃烧过程,因
此需要进一步地合理组织柴油发动机中的进气过程、燃油的供给过程和混合气的形

成及燃烧过程,为此需要提高柴油发动机中进气系统、燃油系统和燃烧系统的性能。
在柴油发动机进气系统和燃烧系统的性能取得最佳后,提高喷油系统的性能就成为

提高柴油发动机整体性能的关键措施旺”,而且新型高性能燃油系统的开发已成为提 高现代柴油发动机各种性能的一种手段,虽然现代燃油系统的开发涉及许多相关学
科,即需要理论指导和试验支持,实际工作又需要投入大量的人力、物力和时间,

但是该研究方向关系到柴油发动机的发展。 回顾柴油机发展的历史,在柴油机诞生的一百多年中,人们为了提高柴油机的 性能,对其本身的各个另部件和系统都进行了大量的理论和试验研究,使柴油机的 燃油系统经历了一系列的发展过程,产生了各种各样的燃油系统,而一些燃油系统 的具体结构形式相对变化较大。人们对燃油系统的每一个另部件和具体结构都进行 过仔细的调整和研究,可见人们历来对柴油机的燃油系统都很重视,这是由柴油机
燃油系统的重要性决定的。传统的柴油机燃油系统除了成本低及可靠外,控制精度 较低,响应速度慢,控制范围有限,控制功能单一,面对柴油机和车辆整体性能优 化设计的趋势无能为力。但随着现代电子技术和现代控制技术的飞速发展,在面对

第一苹绪论

提高现代柴油机各种性能的挑战时人们借鉴了电子控制技术在汽油发动机控制方面


成功运用的范例,自然会想到运用电子控制技术以提高传统燃油系统的性能,而电 子控制技术有机械控制不可比拟的优点,可使传统柴油机的整体性能有较大的改善, 同时电控燃油系统又集成了许多附加的控制功能,实现了柴油机与车辆的统一管理 及优化匹配,这样相继出现了位置控制式电控燃油系统、时间控制式电控燃油系统 和压力.时间控制式电控燃油系统。位置控制式电控燃油系统的特点是完全保留了传 统燃油系统的基本结构和脉冲高压供油的原理,只是通过增设传感器、执行器和微 处理器所组成的控制系统,对高压油泵的齿条或滑套位置进行电子控制,从而控制 柴油机燃油系统的燃油喷射量和喷油定时,提高了燃油系统的控制能力和适应性, 并新增加了一些其他的控制功能,最终提高了燃油系统的整体性能,满足了车辆对
柴油机状态控制日益增加的需求。但是随着车辆用户对柴油机性能的要求和废气排

放标准等内外环境的日趋严酷,也为了进一步提高柴油机的竞争能力和整体性能水 平,又发展了所谓时间控制式电控燃油系统,如电控泵喷嘴系统和电控泵管嘴系统 等。时间控制式燃油系统虽然对传统燃油系统的一些另部件进行了改进,但是仍然 采用脉冲高压供油原理,只是利用高速强力电磁阀的关闭时刻和闭合时刻准确地控 制燃油的喷射量和燃油的喷射定时,直接对柴油机的燃油喷射过程进行控制,使燃 油的喷射过程更加符合燃烧过程的要求,系统的控制精度、控制范围、响应速度和 控制能力的进一步拓展也给柴油机整体性能的优化匹配带来了更大的自由空间,能
使柴油机在具有较高整体性能的同时又满足现有废气排放法规的要求,也有利于汽 车实现全面电子控制。然而现代柴油机的电控燃油系统已发展成为一个匹配精确的 实时控制系统,系统燃油喷射量和燃油喷射定时的细小误差将使柴油机的性能恶化


甚多,因此现代燃油喷射控制技术对系统控制精度和控制速度的要求越来越高,同 时对柴油机燃油系统的研究发现改善柴油机噪声水平和满足未来排放限值要求的关 键技术是预喷射技术,并且要求喷射压力在喷射过程中基本保持恒定,而预喷射技 术要求燃油系统的最小稳定喷油量可精确控制。在预喷射技术的实现过程中,柴油 机的传统燃油系统日益暴露出其固有的缺陷,其高压油泵的凸轮限制了喷油始点的
调节范围,同时高压油泵凸轮轴的扭转振动不仅使喷油始点产生变动,而且使柴油

机不能在全部转速和负荷范围内产生稳定的最小预喷射油量,燃油喷射压力也随发 动机的转速而变化,喷油压力在燃油喷射过程中呈现倒三角形的变化规律。面对这 些柴油机传统燃油系统难于克服的困难,一种以全新概念为基础的柴油机燃油系统 脱颖而出,这种柴油机燃油系统具有巨大的发展潜力和广阔的发展前景,这就是柴
油机的共轨蓄压式燃油系统、一种压力一时间控制式电控燃油系统[4,5,6,17】。

柴油机共轨蓄压式燃油系统并不是一个全新的概念和系统,而是用现代科技手 段贯彻和发展了柴油机传统蓄压器式燃油系统设计思想的产物,现代电子控制技术
.2.



第一章绪论

扩展了传统蓄压器式燃油系统的内涵,并极大地提高了传统蓄压器式燃油系统的性

能,使传统蓍压器式燃油系统的性能更加符合现代柴油机的要求,并赋予了柴油机
蓄压器式燃油系统更强大的生命力和广阔的发展前景。在对传统柴油机燃油系统进

行分类时,由于柴油机燃油系统的能量供给方式对燃油系统的结构、对燃油系统所 确定的喷油过程以及这些参数在柴油机工况变化时的变化特性有决定性的影响,因 此应根据燃油喷射能量供给方式的不同将传统柴油机燃油系统分为直接作用式燃油 系统和蓄压器式燃油系统两类。柴油机的直接作用式燃油系统又分为整体式和单体 式两种,如整体式柱塞泵或整体式分配泵和单体泵或泵喷嘴等,该类柴油机燃油系
统为大家所熟知,又不是本文的研究方向,所以在此不多叙述。而所谓蓄压器式燃

油系统则是统指一类形式相当多样的柴油机燃油系统,它们的共同特点是用以实现 燃油喷射过程的能量积蓄过程发生在燃油喷射过程本身之前,用于积蓄燃油喷射能
量的设备可以是弹簧或真正的蓄压器,蓄压器式燃油系统能保证柴油机在低转速和

小供油量状态下经济而稳定地工作,并且可以得到几乎与发动机转速无关的极高平
均喷射压力,并且蓄压器式燃油系统中燃油压力的波动比较规则,有利于消除波动 现象对燃油喷射过程的不利影响。一般将液体蓄压器式燃油系统分为小容量蓄压器

式燃油系统和大容量蓄压器式燃油系统,第一种燃油系统中能量的蓄积是为了在泵 组或喷油器内实现一次燃油喷射过程,该燃油系统的缺点表现在该系统的喷油特性
对柴油机工作不利,因为喷油压力在燃油喷射过程的开始急剧升高,而在燃油喷射 过程的结束又下降缓慢;第二种燃油系统中包含一个容积式蓄压器,在其中能保持

恒定的或可调的压力,该燃油系统不存在理论上的缺陷,只是在用机械装置实现时 该燃浊系统有着复杂而不大可靠的闭锁和分配机构,而且它们总处于高压作用之下, 并且在采用起计量作用的机械传动喷油器时调节系统运动零件的质量较大,这对发
动机动态特性的调节不利。但上述问题在电子控制技术高速发展的今天已不成为技 术难题,在用现代科技手段完善柴油机的蓄压器式燃油系统后,上述两种柴油机蓄

压器式燃油系统自然地发展成为中压共轨蓄压式燃油系统和高压共轨蓄压式燃油系 统【6”,为了叙述的方便以下章节将高压共轨蓄压式燃油系统简称为高压共轨系统。

1.2柴油机高压共轨系统的发展、应用及动态

1.2.1高压共轨系统的概述 共轨蓄压式燃油系统对传统燃油系统的主要基本另部件都进行了革新,并采用 高速强力电磁阀对燃油系统的工作过程进行控制,该燃油系统以喷油压力的产生过 程与燃油的喷射过程无关为特征,采用高速强力电磁阀对喷油始点和燃油喷射量进

第一苹绪论

行独立灵活精确的控制,该燃油系统抛弃了传统的脉冲高压供油原理,采用了压力
一时间式燃油计量原理”¥’1“”’1%,给车辆的控制和柴油机的优化设计带来了极大的 自由度。

共轨蓄压式燃油系统具有以下主要优点: (1)喷油压力的产生过程与喷油过程相互独立。
(2)喷油始点和燃油喷射量的控制各自独立。

(3)喷油始点控制精确,并且调整范围没有理论上的限制。
(4)最小稳定燃油喷射量极小,并且具有合适的控制精度。

(5)在一定范围内喷油压力的选择不受柴油机转速、负荷和燃油喷射量的影响。 (6)能灵活方便地进行预喷射和后喷射,预喷射可降低柴油机的噪声和NO,排放, 后喷射可降低柴油机的Hc、CO和NO。排放。 (7)实现了高压喷射,改善了进气和燃油的混合及燃烧过程,降低了柴油机的颗粒 排放。 (8)无需对柴油机进行重大改动即可用共轨蓄压式燃油系统替代柴油机的传统燃油
系统。

在设计柴油发动机的电控系统时,不仅要考虑柴油发动机的控制要求,而且要 考虑车辆的使用性、安全性和舒适性等不断增加的控制要求,只有充分考虑了柴油 发动机和车辆的控制要求后,才有可能设计出性能优良的柴油发动机电控系统。高 压共轨系统和一般的电控燃油系统一样由机械和电气两部分组成,机械部分主要用 于产生一定数量的清洁高压燃油,然后经过高压油轨的蓄能和稳压作用,由喷油器
将规定压力的燃油喷入柴油发动机的气缸中,并附带完成一些简单的功能;电气部

分主要用于获得发动机和车辆的运行状态,并通过微处理器完成对输入信息的一系 列运算操作和向驱动电路输入控制指令,驱动电路再驱动执行器以完成对发动机和 车辆状态的控制。如果按功能划分,高压共轨系统的另部件主要分为三大类:传感 器、控制单元和执行器。机械部分的主要另部件为粗滤器、输油泵、细滤器、高压 油泵、共轨蓄压管,高压溢流阀、流量限制器,高压油管和喷油器等。电子控制部 分的传感器有发动机凸轮轴位景传感器、曲轴位置传感器、加速踏板位置传感器、 燃油压力传感器,冷却水温传感器、进气温度传感器、增压压力传感器和燃油温度 传感器。执行器有电控液压喷油器,带PCV阀的高压油泵,Bosch公司的三缸径向 柱塞泵的一个供油单元附有压油停止阀,此外还有增压压力调节器和EGR阀位置执
行器。系统的控制单元一般被封闭在一个铸铝壳体中,采用铸铝壳体主要是为了散

失控制单元驱动电路产生的热量,电控单元历来是电控发动机开发的难点和重点之
一。高压共轨系统的核心之一也是电控单元,电控单元由硬件和软件两部分组成,

其控制策略决定了柴油发动机在起动、暖机、怠速、正常和故障运行时的工作状态
.4.

第一章绪论

和性能,是电控柴油发动机的管理控制中心,对发动机的整体性能有决定性的影响 ㈣ll,20,2l,22?ml…ll】。 国外高压共轨系统在直喷柴油机上的实际应用验证了该燃油系统具有无可比拟 的优势,展示了其在改进柴油机的噪声水平、废气排放和性能方面的巨大潜力和广 阔的发展前景,虽然共轨蓄压式燃油系统具有巨大的优势,但该系统还需迸一步的 发展和完善。高压共轨系统极高的燃油喷射压力使柴油机噪声水平和NO,排放有增 加的趋势,并且喷油嘴的针阀密封面一直处于高压燃油的作用下,喷油过程的后期 喷油嘴的燃油滴漏量相对较多,将使柴油机的HC排放有所增加。在极高压力下喷油 嘴喷孔加工的细小误差、喷油嘴中燃油流动的非均匀性及喷油嘴针阀的颤动都将对 燃油喷注的均匀性产生较大的影响,从而影响柴油机缸内可燃混合气的形成和燃烧 过程。共轨蓄压式燃油系统要求有极小的稳定预喷射油量,故对系统喷油器的响应 速度要求非常高,极大地增加了电磁阀和驱动电路的设计难度。但现在这些不利因 素或已被克服或正逐渐被克服,因此高压共轨系统未来的发展并不存在不可逾越的 障碍f3,9,”,”】。 1.2.2国外代表性高压共轨系统的发展和应用 共轨蓄压式燃油系统分为中压共轨蓄压式燃油系统和高压共轨蓄压式燃油系 统,中压共轨蓄压式燃油系统的系统结构虽然与高压共轨蓄压式燃油系统的系统结 构相似,但其高压油泵只需产生较低的燃油压力,共轨管道中仅维持20—30MPa的燃 油压力,喷油器的结构和工作原理也与高压共轨系统的喷油器不同,本文只研究高 压共轨系统。在高压共轨系统研究方面最具代表性的公司及其系统如下:(1)意大 利Fjat集团的Unijet系统(2)德国Robert Bosch公司的CR系统(3)日本NipponDesno 公司的EcD—u2系统,它们的产品代表了当今高压共轨系统的技术水平和发展趋势, 因此以下主要针对上述公司介绍高压共轨系统的发展过程、各个系统所能达到的性 能指标和现在的发展状况。另外,美国的Caterpillar公司,美国的底特律柴油机 公司,英国的Lucas
Diesel

System公司,德国的MTU公司,美国的Stanadyne公

司、Cumimins公司、Sturman公司及德国的Simmens公司等也都在积极开发柴油机 的共轨蓄压式燃油系统,或已有产品开始投放市场¨,6.8】。 1.2.2.1Fiat公司的Unijet系统 Fiat公司是生产轿车用直喷柴油机的先驱,其为了解决轿车用直喷柴油机的噪 声问题,于80年代中期作出重大决策,决定立项对柴油机燃油系统进行革命性的开 发,从而揭开了柴油机技术进步的新篇章,并研制成功了Unijet高压共轨系统。 1989年Fiat公司在意大利Bari建立柴油机喷油装置研究中心,并着手进行研究

第一苹绪论

工作,该开发项目被命名为Unijet,1991年底完成了对第二台Unijet样机的全面 性能论证,1992年底考核了该系统的可靠性和耐久性,并分别在发动机和整车试验 中取得了满意的结果。经过连续两个阶段的研制工作,一种被称为Unijet的高压共 轨系统于1993年底投入了工业化生产,该高压共轨系统如图卜l所示。该燃油系统 现已首次装入Alfa
Romeo


156型汽车,车辆运转的平稳性、行驶性能和噪声性能非

常突出,采用的发动机是排量为1.9L和2.4L的4缸或5缸直列式发动机㈤,汽车
和发动机达到的性能指标如表卜1和表1-2所示。

图1-1
Figl-1

UnUet高压共轨系统 UnUet
Fuel

Injection

System

表1-I
汽车型号 测试重量,Kg 5档1000r/min时车速,Km/h 正截面积x空气阻力系数,m2 最大速度,Km/h 加速度(100Km/h),s 加速性(1000m),s 燃油耗,L/100Km 按ECE(市内/郊外/综合)

A1fa

Romeo
156

156型汽车的性能数据
1.9L 1360 45.2 0.639 188 10.5 32.8

JTD

156 2.4L 1470 47 0.639 203 9.5 30 9

JTD

7.8/4.7/5.8

8.9/5 4/0.7



-6.

第一章绪论

表1-2
型号

Fiat集团生产的共轨涡轮增压直喷式柴油机的性能参数
156 1.9L 4 82x90.4 1910 18.45

JTD

156 2.4L 5 82x90.4 2387 18.45

JTD

缸数

缸径X冲程,m
排量,ⅢL 压缩比 最大功率/转速,kW/r/min 最大扭矩/转速,N m/r/min

77}4000 255/2000

100/4000 304/2000

Unijet高压共轨系统能改进新一代直喷式柴油机的性能,能满足柴油机的下述 准则要求: (1)较低的燃油耗 (2)通过提高柴油机的低转速扭矩增加车辆的低速行驶功率 (3)降低燃烧噪声,从而改善柴油机的整体噪声状况 (4)改善柴油机的冷起动性能 (5)保持发动机系列的现有基本生产状态不变 (6)满足日前欧洲的废气排放法规,并为达到将来的排放法规创造了条件 Un[jet燃油系统在预喷射定时和预喷射燃油量的控制方面具有极大的灵活性, 有效地利用这种灵活性能在降低柴油机的燃烧噪声、NO,排放的同时继续降低柴油机 的颗粒排放,虽然具有预喷射的燃油喷射过程使气缸内压力较高,但是柴油机的缸 内压力升高率却很低,从而使柴油机的燃烧噪声降低8dB(A),该系统的缺点是大量 系统参数的可变性增加了保持低燃油耗时在全负荷特性和部分负荷特性之间及在废

气排放量和燃烧噪声水平之间进行优化匹配的困难刚。
表I-3按照ECEl5+F..UDC试验循环采用Unijet和MSAll/VP37系统的排放对照
喷油系统

CO HC N0t

HC+N仉
(g/Km)

C02

PM


0.6 0.5 1.0 0.5 0.10 0.07

MSA/VP37 Unijet

0.65
0.68

0 75 0.75 0.90 0.50

175 174

0 065 0.055 0.1 0.04

EUR011(DI标准) EUROIII(德国提出)

-7.

第一章绪论
1.2.2.2Robert Robert

Bosch公司的CR系统



Bosch公司是柴油机油泵和油嘴制造业的先驱,其为了提高轿车柴油机

的性能,满足EUROIII和US98排放法规,研制开发了一种叫作Common RMl的高压 共轨系统h51。1993年戴姆勒一奔驰公司为了选择最具潜力、适用于未来一代轿车柴 油机的喷油系统,对各种柴油机喷射系统进行了一次全面的比较,曾经需要在电磁 阀控制的泵喷嘴、电磁阀控制的分配泵和共轨蓄压式喷油系统之间作出选择,为此 戴姆勒一奔驰公司详细彻底地对泵喷嘴等进行了长达8年之久的分析研究。结果发现 改善噪声和满足未来排放限值的关键技术在于预喷射,同时也认定只有共轨蓄压式 喷油系统能在柴油机的全部负荷和转速范围内稳定精确地实现极小预喷量,因此戴 姆勒一奔驰公司十分详尽地对共轨蓄压式喷油系统进行了分析研究,表明该系统具有 以下的优点: (1)没有限制燃油喷射过程的供油凸轮,这意味着预喷射和主喷射的始点可以或多 或少地自由选择 (2)高压油泵的峰值驱动扭矩较低 (3)喷油压力可以自由选择,因而可制备良好的油束,甚至在低速和小负荷下也是 如此 (4)一旦喷油嘴开启,喷油压力和选定的轨道压力就一直在起作用,在针阀关闭的 情况下也如此 (5)汽油机和柴油机共线生产成为可能,因为实际上使用的是同样的曲轴箱、同样 的总成结构和同样的曲轴/凸轮轴传感器技术 (6)在未来使用DEN0,催化转化器时能自由选定后喷射 在与其它燃油系统作了比较之后,得出共轨蓄压式喷油系统极具发展潜力和发 展前景,因此戴姆勒.奔驰公司作出新一代柴油机采用共轨蓄压式喷油系统的决定。 1994年春天Fiat集团和德国Robert Bosch公司签订了合同,Bosch公司被指定为生 产该喷油系统的厂家,为了使该系统商品化双方又开展了深入的研究工作。此后戴


姆勒一奔驰公司凭借其雄厚的实力对Common Rail系统进行了细仔的完善、改进和发
展工作,使Common Rail喷油系统的性能、可靠性和耐久性进一步提高[s,9,10】,该高 压共轨系统的主要技术参数如表1-4所示。戴姆勒.奔驰公司用于轿车和货车柴油机 的高压共轨系统如图l-2和1.3所示。
表1-4
f应用场合 l轿车 『中型卡车 l重型卡车
Robert

Bosch公司高压共轨系统的技术参数
最大喷油 压力,MPa
135 .135 140 .g.

发动机最大功率 缸功率,kw
25 30 75

最高发动机 转速,r/min
5000 3500 2500

最高油泵 转速,r/min
3000 3000 1650

第一章绪论

图l,2
Figl-?2

戴姆勒.奔驰公司轿车用高压共轨系统 Injection
System

Daimler--Benz Automobile Common Rail Fuel

1高压油泵2泵油单元关闭阀3压力控制阀4燃油滤清器5燃油箱总成6电控单元7预热控制单元8 蓄电池9高压油轨10油轨压力传感器11限流器12压力限制阀13燃油温度传感器14喷油器总成15 铠装式预热塞16水温传感器17曲轴位置传感器18凸轮轴位置传感器19进气温度传感器20增压压力 传感器2l空气流量计22增压器23EGR阀位置器24增压压力执行器25真空泵26仪表板27加速踏板 28刹车踏板20离合器开关30车速传感器3l巡航控制32空调压缩机33空调操纵单元34诊断显示
油轨压力传感嚣

图1—3
Figl一3

戴姆勒.奔驰公司货车用高压共轨系统 Injection
System

Daimler-Benz Truck Common Rail Fuel

.9-

第一章绪论

戴姆勒一奔驰汽车公司在世界范围内首次推出采用新型高压共轨系统的1.7L和
2.2L排量的4气门直喷式柴油机,并已用于A一、C一和E一级轿车,从而揭开了柴油 机喷射技术发展的新篇章。共轨式喷油系统与四气门和涡轮增压技术相结合,使直

喷柴油机在燃油耗、性能、噪声和废气排放方面取得了优异的成就,此外,这些型 号的柴油机装备了最新的废气排放控制装置,能符合欧盟第3阶段废气排放限值的
规定【9J,一些戴姆勒一奔驰汽车公司装用高压共轨系统的柴油机性能参数如表1-5和 卜6所示:
表1-5
I型号 l缸数 l缸径×冲程,nlm 排量,ⅢL 压缩比 最大功率/转速.kW/r/mln 最大扭矩/转速,N m/r/min 比油耗,L/lOOkm 应用
4 7 4.9 44 66 1689 1689

戴姆勒.奔驰汽车公司装用高压共轨式喷射系统的柴油机性能参数
OM668

OM668增压

0M6l 1DE22LA

OM628DE40LA

直列4缸

直列4缸

直列4缸
88x88.4 215l 19

L8(75。)
86x86 3996

92/4200 300/1800—2600
6.1

175/3200—4800 560/2200

1998A级

1998A级

1998A级

1999E级

表I-6
型号 缸径,m 冲程,IIlIn 缸数 排量,mL 压缩比

戴姆勒一奔驰汽车公司装用高压共轨式喷射系统的E级轿车用柴油机性能参数
OM611 86.0 88.34 4 2149 18.0

伽612
88.0 88.34 5 2687 18.0

0H613 88.0 88.34 6 3224 18.0

最大功率/转速,
kW/r/min

105(85)/
4200

125/
4200

145/
4200

最大扭矩/转速,
N m/r/min

315(250)/1800~2600

400/
1800—2600 1.87

470/
1800-2600 1.83

(1800-2800)
1.84(1.46)

晟高平均有效压力,MPa 喷油系统 喷油嘴型式 废气涡轮增压 废气净化

-Bosch公司共轨喷油系统, 一6孔喷油嘴.流量440ml/30s 无压力室喷油嘴 无压力室喷油嘴 小压力室喷油嘴 一联信公司可变涡轮截面废气涡轮增压器 一增压中冷 一可调、中冷废气再循环 一位置控制进气管关闭 一二元催化器

注:括号内为降低功率的机型.

.10.

第一章绪论

1.2.2.3Nippondenso公司的ECD.U2系统 日本电装公司是世界上生产油泵油嘴的著名公司之一,ECD—U2电控共轨式喷油 系统是日本电装公司从1985年左右开始着手研制的高压共轨系统,ECD—U2电控共 轨式喷油系统的工作能力为最大喷油压力为150MPa,最大喷油量为250mm3/次,该 燃油系统的电控液压喷油器早期采用三通阀控制燃油的喷射过程,但存在燃油泄漏 量过多的问题,因此该燃油系统的电控液压喷油器现在采用两通阀控制燃油的喷射 过程,该系统在1999年已达到年产3000套的生产水平,该系统在日本国内被大量 用于卡车柴油机,但在轿车柴油机中的用量较少[19,20,21,22J,该高压共轨系统组成如图 卜4所示。

图l_4
Figl-4

电装公司的高压共轨系统 Injection
System

Denso ECD?U2 Fuel

日本日野汽车公司的J08c—JIA自然吸气型柴油机于1998年首次采用ECD—U2共 轨式喷油系统,但是由于在进入1999年度后日野汽车公司停止了自然吸气式的 J08C—JIA型柴油机的生产,结果该型柴油机只生产出了50台,该型柴油机的主要 性能参数如表卜7所示,而此后J08C系列的增压及增压中冷型柴油机全部都采用了 ECD—U2电控共轨式喷油系统,此外,日本的三菱公司、日产公司等也有逐步扩大采 用ECD—U2高压共轨系统的计划[8,20,21l。

第一章绪论

表1.7
型号

日野汽车公司J08C.J1A高压共轨式柴油机的性能参数
J08C-J1A
114 0

缸径,m

冲程,Ⅲ
缸数
排量,L 压缩比 最大功率/转速,kW/r/min

130.0


7.96 19.2

147/2900

最大扭矩/转速,N-m/r/min 最低燃油耗,g/kWh/r/mln
喷油系统

530/1700
210/1000

一电装公司的共轨喷油系统 一6孔喷油嘴,流量250mm3/次

喷油嘴型式
废气涡轮增压

传统喷油嘴 自然吸气型,无增压器 符合日本1998年的排放法规要求 (NO,<4.59/kW?h,颗粒排放<0.259/kW.h)

废气净化

1.2.2.4国外高压共轨系统的发展动态

主观上柴油机轿车用户对轿车用直喷式柴油机噪声舒适性的强烈要求及苛刻的 排放法规的逼迫促使了柴油机共轨蓄压式喷油系统的诞生,而现代电子控制技术客
观上提供了实现共轨蓄压式燃油喷射系统的必要手段,从而开创了柴油机燃油喷射 技术的新篇章,而Fiat、Robert Bosch和NipponDeso公司则分别走在了其它公司


的前面,代表了当今高压共轨蓄压式燃油喷射技术的最高水平,它们的高压共轨系
统的结构和外观各有自己的特色,但系统的基本工作原理和另部件的基本结构却大 同小异,关键性的另部件结构和关键性的技术更是如出一辙,随着柴油机高压系统 的发展和完善,该类燃油系统的具体结构有逐渐趋于一致的趋势。高压共轨系统是 一种高度柔性的燃油喷射系统,会给柴油机的结构设计和性能优化带来巨大的自由 空间,但大量参数的可变性也会增加柴油机在废气排放、噪声水平、经济性和动力 性等之间优化匹配的困难,而且高压共轨系统中的一些关键性参数对柴油机的性能 影响巨大,因此现在世界各大公司主要将研究工作集中于共轨蓄压式燃油系统的结
构及性能优化、电控单元的开发和柴油机控制策略的制定方面,以便合理地控制大

量的可变参数,达到优化柴油机性能的目的。

1.3高压共轨系统对柴油机排放的影响
1.3.1概述


对于直喷式柴油机,由于其在燃油耗和CO。排放方面比汽油机有较大的优势,所
-12-

第一章绪论

以现代柴油机的关键问题在于如何降低颗粒排放、NOx排放和噪声水平,提高柴油

机的冷起动性能,并降低冷起动时的白烟排放水平㈣。博世公司经过长期的研究工
作后发现降低柴油机的噪声水平和满足未来排放法规的关键技术在于预喷射,而对
各种柴油机燃油系统比较后,认定只有共轨蓄压式燃油系统在发动机的全部负荷和

转速范围内能实现对喷油正时和预喷射小量稳定精确灵活的控制,在直喷式柴油机 上的应用也证实了该燃油系统的优越性以及这一燃油系统在改善柴油机噪声、废气 排放和优化柴油机性能方面所具有的巨大潜力[10,11,12,171。以下只阐述高压共轨系统本
身改善柴油机性能的各种机理,而不叙述电予控制技术对柴油机和车辆性能的改善
作用。

1.3.2高压喷射技术对柴油机颗粒排放等的影响 为了降低柴油机的颗粒排放,在燃油的扩散燃烧期间必须保持燃油和空气的良 好混合,并达到较高的火焰温度。高压共轨系统能使共轨管道内的燃油压力达到
160MPa,并通过共轨管道将高压燃油供给系统的喷油器,很小的喷孔尺寸又使喷油

嘴压力室在燃油喷射过程中能保持很高的喷油压力,而高压喷射能使燃油雾化良好, 并且燃油喷注的动能和紊流程度较大,能使大量的空气被卷吸入雾化良好的油雾中, 在进气流动和燃烧室匹配良好的情况下,这能显著改善可燃混合空的形成过程:小 喷孔直径和高压喷射使燃油在喷孔中的流动高度紊乱,则燃油喷注的喷射锥角变大、 贯穿距离变小,动能及紊动能增加,燃油雾化更好,在形成良好的可燃混合气的前
提下柴油机可采用较弱的缸内涡流强度,以减少燃烧过程中可燃混合物的动能耗散,

增加火焰的传播速度和燃烧温度,缩短可燃混合物的燃烧周期;在燃烧室的结构形 式与燃油喷注很好地匹配时,较低的动能耗散使空气涡流在燃烧过程中能保持适当 的强度,提高了空气的利用率和碳烟颗粒的氧化量,减少了碳烟颗粒的排放量
【2,316,,…51。

高压共轨系统的喷油器采用电控液力伺服机构控制喷油嘴针阀的开启和关闭过 程,提高了喷油嘴针阀开启和关闭的速率,恒定高压喷射又缩短了燃油的喷射过程, 同时高质量的可燃混合气的形成过程和燃烧过程又缩短了扩散燃烧期,因此柴油机 的热效率得到改善。在燃油喷射过程中喷油嘴针阀座处的燃油压力变化过程如图1—
5所示。

在柴油机的低转速和小负荷工况下高压共轨系统仍能保持较高的喷射压力,可 确保燃油的良好雾化及柴油机的冷起动、怠速性能,该燃油系统在柴油机的其他运 行工况能提供最佳的喷油压力,以确保燃油喷注与柴油机缸内空气涡流的最佳匹配
和燃烧过程的合理进行[19.21,22】。

第一章绪论


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time(m:)

图1-5
Figl一5

燃油喷射压力变化曲线
Fuel

Injecting Pressure

Curve

1.3.3采用预喷射降低柴油机NOx排放和噪声水平的机理 众所周知,少量的预喷射油量能降低柴油机的N0x排放和噪声水平,并且预喷
射在降低柴油机冷态白烟排放和改善柴油机冷起动性能方面非常有效[7,1H,而且预喷

射技术也早已应用于低速船用柴油机的燃油系统中,以下主要阐明高压共轨系统预
喷射的作用机理。

根据大量的试验和理论分析,为了降低柴油机的NOx排放和噪声水平,必须降 低柴油机燃烧过程初期的温度和压力升高率,为此需要将柴油机预混合燃烧期间燃 烧的预混量减小到最少,在燃油喷射过程的初期高压共轨系统可采用预喷射实现这 个要求。在多次燃油喷射过程中,预喷射燃油形成的燃烧反应将成为主喷射燃油着 火的源泉,预喷射燃油产生的燃烧作用虽然使主燃烧过程开始时燃烧室中的温度和 压力略微升高,但该现象本身并不重要,重要的是预喷射燃油在燃烧室中形成的活 化产物,当主喷射燃油被喷射到燃烧室内的活化空气中时其燃烧过程受到活性产物 的诱导,主喷射过程的着火延迟期明显缩短,因此主喷射过程可采用较小的喷油提 前角,结果使主喷射过程的着火延迟期更短,从而使主喷射过程在着火延迟期中形 成的预混合量明显减少,并且预喷射的燃烧产物也延缓了主喷射的燃烧过程,从而 导致主燃烧过程的初始放热率下降,燃烧室中的初始温度和压力升高率也随着降低, 结果降低了柴油机的NOx排放和噪声水平。根据日本五十铃工程中心的研究,采用 预喷射后主喷射过程的着火延迟期将比无预喷射时降低了近一半,初期峰值放热率 下降了70%,通过预喷射技术和延迟主喷射定时降低柴油机的NOx排放和噪声水平


时柴油机的颗粒排放基本保持不变。博世公司的试验数据表明,在保持相同的柴油

第一章绪论

机NOx排放水平时预喷射燃油量越少烟度越低,但预喷射和主喷射之间的时间间隔
:;■譬_,}:量…h*b||‘T1lu 将对柴油机的比油耗产生影响,因此应仔细调整预喷射燃油量及预喷射和主喷射之
一0















间的时间间隔[2,7,11,12,13,14l。预喷射对柴油机的放热率和噪声水平的影响如图i-6和图
卜7所示。

一L—i一_—一f—j_=●’j
一0一上0
50
160 170


230

0卜0
240





80

190

200

210

_

Cr“蛐nAngle(D。g、
图I-6
Fi91?6

220

燃烧放热率曲线
Releasing Hot Rate

.15.

第一章绪论

喷油定时几乎无关,于是在柴油机冷起动时就可只优化高压共轨系统预喷射和主喷 射的喷油定时、喷油量和喷油压力,仅考虑获得最小NOx排放和最小燃油耗,而不 必考虑冷态运行期间的白烟排放问题[2,7,11,12,13,141。高压共轨系统中喷油正时,喷油量
和喷油压力是三个独立的量,而这三个量正是影响柴油机冷起动性能的关键量,因

此高压共轨系统为柴油机冷起动性能的管理带来了极大的自由度即,19】。
1.3.5高压共轨系统对柴油机ItC排放的影响

为了减少柴油机的HC排放量,高压共轨系统中喷油器的结构设计采用了电控液 力伺服原理,使喷油器针阀有足够大的关闭速度,以减少燃油喷射后期雾化不良的 部分。喷油器在喷油结束时产生的大粒径滴漏量对柴油机的Hc排放影响较大,为此 应减少喷油器针阀密封面以下压力室的有害容积,可采用小压力室容积喷油嘴和无 压力室容积喷油嘴【9,1。无压力室容积喷油嘴的喷孔位于喷油嘴针阀的密封面上,随
喷油嘴针阀的落座而被关闭,使喷油嘴和柴油机燃烧室完全隔离开,极大地减少了

喷油嘴喷油结束时的滴漏量,该喷油嘴头部的结构如图1-8所示。

图1-8
Figl一8

无压力室喷油嘴的头部结构

Nozzle Tip Configuration ofNozzle without Sac Volume

1.4国内发展高压共轨系统的必要性
柴油发动机作为一种重要的动力装置一直被路用车辆大量使用,柴油发动机的 发展不仅对汽车工业的发展起促进作用,而且又随着汽车工业的发展而发展。而汽
车经过100多年的发展已经成为现代文明的一种象征和人们日常生活中不可缺少的

部分,汽车在一个国家的普及程度也已经成为衡量其工业化程度的重要标志,但自 70年代以来面对能源短缺和环境污染等一系列问题的挑战,也为了适应越来越快的
一16.



第一章绪论

社会节奏和满足人们对安全、舒适、方便等性能越来越离的要求,汽车工业在汽车
产品中日益广泛地采用了各种先进技术,特别是采用了电子控制技术,这已成为现

代汽车发展的趋势。这一趋势正在使现代汽车迅速成为多种高新技术综合集成的载 体,同时导致“汽车”的概念和内在特征发生革命性的变化。当前电子控制技术尤
其是微处理器在汽车上的广泛应用,使许多传统的机械控制系统被电子控制系统所

取代,电子技术成为支撑现代汽车工程的一门基础技术,“汽车、电子一体化”已经 成为现代汽车发展的主要趋势之一。因此随着现代汽车工业的发展,现代车辆要求 柴油发动机的控制系统必须能融入到车辆的控制系统中,并和车辆的其他控制系统 一起形成一个完整的车辆控制体系,以满足现代车辆对电子技术和控制技术日益增 加的需求,只有这样柴油发动机才有可能继续被应用在货车、轿车、甚至跑车和豪 华轿车上,因此现代柴油发动机必须走电子控制的道路。而随着微处理芯片性能的 提高和价格的降低,电控柴油发动机也正在被越来越多地应用在各种路用车辆上,
柴油发动机的电控系统或集成了柴油发动机和车辆的控制功能,或与其它一些车辆

控制系统共同组成分布式的控制局域网络,各个控制系统可共享车辆系统的信息和 资源,并且协调控制使车辆成为一个有机的整体,实现现代车辆的全面电子控制, 使现代车辆的整体性能有较大幅度的提高[109,110,111】。因此为了实现车辆的全面电子控 制,满足用户对车辆性能的要求,我国应开发研制新一代电控柴油机。 随着人类社会的不断进步,人们对车辆各种性能的要求越来越高迫使车辆对动
力装置也提出越来越苛刻的要求,同时人类环境保护意识的日趋增强又导致了发动 机废气排放法规的日趋严酷,在全面满足各方面对柴油机性能要求的过程中理论分

析和实际工作都证实只有电控柴油机才是一个行之有效的解决方法,而电控柴油机
的核心是电控燃油喷射系统,为此世界上各大公司都在竟相开发喷油压力大于

IOOMPa的高压电控燃油喷射系统。而国外现在迅速崛起的共轨蓄压式电控燃油喷 射系统是90年代柴油机工业的一大技术进步,也是柴油机技术发展的又一里程碑, 它代表了未来柴油机燃油喷射系统的发展方向,因此应引起国内内燃机行业的极大 重视[1,s,lo】,开发具有自己特色的高压共轨系统,提高我国柴油机的竞争能力。
高压共轨系统因柴油发动机各缸的喷油器共用一个公共的高压燃油蓄压管道而

得名,其是一种以全新的概念、结构和技术为基础的压力.时间控制式电控燃油系统, 以高压燃油的产生过程和高压燃油的喷射过程相互分离为特征,能准确地控制燃油 喷射过程的定时、燃油喷射量和喷油压力,具有精确控制预喷射油量的能力,能使 燃油的喷射过程更加符合柴油发动机燃烧过程的需要,作为现代电控柴油发动机的 核心系统,其对柴油发动机和车辆的性能有决定性的影响。高压共轨系统克服了柴 油发动机的转速对喷油压力的影响,使柴油发动机在各个运行工况能够采用最佳的
喷油压力,并基本消除了喷油过程中喷油压力的变动,使燃油喷射过程始终保持最
一17.

第一章绪论

佳喷油压力:采用高达160MPa的喷油压力使燃油雾化更好,再与合理的进气涡流 相配合能使可燃混合气形成和燃烧的整个过程更加完善,降低了柴油机的颗粒等排 放;该燃油系统的特点使电控液力喷油器能准确地控制喷油过程的定时和喷油量,
克服了高压油泵凸轮轴扭转振动对喷油正时和最小稳定喷油量的影响,并具有精确


可控的最小稳定喷油量,精确稳定的最小预喷量能较大地降低柴油发动机的NO。排 放和噪声水平,提高柴油发动机的冷起动性能和降低白烟排放:高压共轨系统具有 很高的柔顺性,使车辆的状态控制和柴油发动机的整体设计、性能优化具有极大的 自由度:此外高压共轨系统的控制过程具有很高的稳定性、精确度和响应速度,因
此高压共轨系统能使柴油发动机的排放水平、经济性能、动力性能、驾驶性能和舒

适性等都有较大的提高,最终使柴油发动机和车辆的整体性能都得到了较大的改善 [19,20.21,291。国外高压共轨系统在直喷、4气门、增压柴油发动机上的应用证明了该燃 油系统相对其它燃油系统在降低柴油发动机的废气排放、噪声水平和提高柴油发动
机的整体性能方面具有很大的优势。虽然国内已有数家单位正在进行高压共轨系统

的开发研究,但国内的高压共轨系统还处于开发研制阶段,为了提高我国现有柴油 发动机的整体水平,满足相应的排放法规要求,跟上国外柴油发动机的技术发展水
平,我国有必要深入展开高压共轨系统的研究和开发工作。

1.5高压共轨系统的电控液压喷油器



1.5.1高压共轨系统中电控液压喷油器的概述 高压共轨系统是一种用于柴油机的压力一时间式燃油系统,该系统对柴油机传统 燃油系统的主要另部件都进行了革新。使它们都具有时代的特色,并添加了一个特
殊部件,即共轨蓄压器总成,用于高压燃油的存储及燃油压力的稳定,从而使该系

统高压燃油的产生过程与燃油的喷射过程相互独立,采用小喷孔高压喷射技术,能 灵活方便地产生不同的喷油规律,该燃油系统广泛地采用各种传感器采集柴油机的 工作环境及运行状态、车辆的行驶状态和驾驶意图等,该燃油系统中的电控单元能
及时对输入的信息进行处理、分析和运算,然后响应发动机和车辆状态的变化发出

控制指令,使执行器中的高速强力电磁阀在规定的时刻执行规定的动作,使被控变 量时时处于最佳值,从而保证发动机和车辆时时处于最佳状态。 高压共轨系统中的电控液压喷油器极具特色、富有时代气息,是机械、电气和 液压技术相接合的杰出作品,其结构精巧性能卓越,有高达O.2ms的电磁阀响应周
期,精确至lmm3/st的最小稳定喷油量,能承受高达160MPa的喷油压力,可随意

地改变喷油定时和喷油量,可灵活地进行预喷射和后喷射,其为柴油机的性能优化
.18.

第一苹绪论

开拓了巨大的自由空间,为现代柴油机展示了广阔的发展前景。


柴油机中的喷油器处于燃油系统和燃烧系统的结合处,在燃油系统和燃烧系统 中都扮演着十分重要的角色,其性能的优劣将对发动机的性能产生重大影响。在高 压共轨系统中,该喷油器优异的响应特性改善了燃油喷射的开始和结束过程,确保 了最小喷油量的极高控制精度,使柴油机全工况范围内的可控预喷射和后喷射成为 可能,高压共轨式柴油机的一些优良性能正是依靠该喷油器的优异性能获得。高压 共轨系统采用小喷孔高压喷射技术以降低颗粒排放,为此直喷式柴油机需要采用较 小的进气涡流,所以该喷油器的性能对燃油的雾化质量、油滴的空间和时间分布及 最终可燃混合气的形成质量有决定性的影响,因而会对柴油机的动力性能、经济性
能、排放性能和使用性能产生重大影响,故高压共轨系统的喷油器会对柴油机的性 能产生前所未有的影响。

高压共轨系统的喷油器在结构形式上和工作原理上都不相同于传统燃油系统的 喷油器,传统燃油系统的喷油器是一个液压、机械系统,只在高压油泵泵油期间处 于高压燃油的作用之下,并通过高压燃油对喷油器盛油槽中针阀承压面的作用,使
喷油器针阀快速开启而向柴油机气缸内喷入燃油,在喷油过程结束时依靠高压油泵

出油阀的卸压作用使喷油器针阀快速关闭,其余时刻基本处于低压燃油的作用之下, 而高压共轨系统的喷油器是一个电控液压伺服系统,其时刻处于高压燃油的作用之
下,当高压共轨系统的电控单元发出喷油指令时,该喷油器中的电磁阀会在激磁电

流作用下于规定的时刻执行规定的动作,使该喷油器液压系统中的压力发生预定的 变化过程,从而保证作用于喷油器针阀上的液压合力使针阀产生规定的运动规律, 该针阀的运动过程应保证喷油器在规定的时刻将规定量的高压燃油喷入到柴油机气 缸内[5,8,9,101。从激磁电流的输入到定时定量的燃油喷入气缸之间迅速经历了一系列复
杂过程,如何快速准确地控制各个过程按预定规律进行应是研制该喷油器的关键, 这也是高压共轨系统研制过程中一个很有意义和必须解决的课题。鉴于高压共轨系

统中喷油器的重要作用,并且高压共轨系统的喷油器又被研究的较少,因此很有必 要对其进行深入系统的分析研究,但是该喷油器中发生的过程即复杂又迅速,而且 影响参数又众多,如在高压共轨系统开发的初期就采用试验的方法确定该喷油器的 众多参数,研究工作将带有较大的盲动性,并且研究工作将会耗费巨大和进展缓慢, 因此在高压共轨式喷油器开发的初期进行喷油器工作过程模拟计算应该是一条比较
合理的研究途径。 1.5.2国外代表性高压共轨系统的电控液压喷油器

高压共轨系统的喷油器是一个机、电、液相结合的电控液压伺服系统,与传统 喷油器相比高压共轨系统的喷油器依靠恒定高压喷射技术使燃油雾化过程更完善,
一19.

第一苹绪论

并依靠精确可控的极小稳定喷油量实现了喷油规律的成型技术,从而能合理地组织


柴油机的缸内燃烧过程,虽然高压共轨系统的性能主要由喷油器的工作来体现,但 是该喷油器需要系统的配合才能正常工作,研究这样一个复杂的电控液压伺服系统 很有必要借鉴国外典型高压共轨系统的成熟产品。前已叙述了意大利Fiat集团的 Unijet系统、德国Robert Bosch公司的CR系统和日本NipponDesno公司的EcD—u2 系统,虽然上述各高压共轨系统的电控液压喷油器的基本结构和基本工作原理都几 乎一样,但是各系统的电控液压喷油器都具有自己的特色,并根据各高压共轨系统
的设计性能开发,也只能与各自的系统配合才能正常工作。 高压共轨系统中电控液压喷油器的基本结构和基本工作原理将在下述各章节详

细叙述,以下仅展示一些著名高压共轨系统中电控液压喷油器的结构示意图,图卜
9展示了意大利Fiat集团的Unijet系统中电控液压喷油器的结构I”,图卜10和图 卜11展示了德国Robert Bosch公司轿车用和货车用CR系统中电控液压喷油器的结 构[5,9,101,图卜12展示了日本NipponDesno公司的ECD—U2系统中电控液压喷油器的
结构。

图I-9
Figl-9

Unijet系统中的电控液压喷油器 Injector ofUnijet
SyStem


Electronic Controlled Hydraulic

.20.

第一章绪论

图1—10轿车用CR系统中的电控液压喷油器
Figl-10


Electronic Controlled Hydraulic

Injector

ofAutomobile CR System

图1.11
Figl一1 l

货车用CR系统中的电控液压喷油器
Injector
oftruck CR System

Electronic Controlled Hydraulic

-21.

第一章绪论

图1-12
Figl-12

ECD.U2系统中的电控液压喷油器
Injector
ofECD-U2 System

Electronic Controlled Hydraulic

1.6高压共轨系统中电控液压喷油器的数值模拟计算
对柴油机经济性、动力性、废气排放和噪声水平的不懈追求促使工程技术人员 不断地研究和完善柴油机的缸内燃烧过程,在解决上述问题的过程中柴油机燃油系 统的重要性不言而喻,因此工程技术人员从理论模拟和试验研究两方面深入仔细地 研究了柴油机各种燃油系统的工作特性H¨…。 柴油机燃油系统的数值模拟计算可用于新燃油系统的工作特性分析,特别在一 个新燃油系统的开发初期,燃油系统的数值模拟计算能较详细地评估系统的结构参 数和运转参数对系统工作特性的影响;柴油机燃油系统的数值模拟计算也可用于提 高一个现存柴油机燃油系统的工作性能,也可为提高柴油机燃油系统性能的需求寻 求可能的设计方案,也是柴油机燃油系统结构参数综合优化的工具;柴油机燃油系 统的数值模拟计算也有助于深入地了解柴油机的缸内燃烧过程和有害物质的形成过

程…5-4…。
鉴于柴油机燃油系统数值模拟计算的重要性,人们对不同的柴油机燃油系统建
.22-



第一章绪论

立了各种数值计算模型。传统柴油机燃油系统模拟计算的核心问题是求解系统液压 管路中流体运动的控制方程和系统机械机构中运动部件的动力学控制方程,但是运 动部件的动力学控制方程很简单,而且液压管路内流体动力学控制方程的基本形式 一定,因此各种柴油机燃油系统模拟计算的差异仅在于模拟计算的系统物理模型和 数值求解系统控制方程的方法不同“…。在柴油机燃油系统的数值模拟中一般均假设 系统液压管路内的燃油温度保持恒定,因此系统液压管路中的流体动力学控制方程 为质量守恒方程和动量守恒方程“l|“?“?”,”t”t”?5“,但控制方程考虑了柴油机燃油系 统中燃油的密度及声速变化和燃油汽化等的影响【4…,柴油机燃油系统模拟计算中广 泛用于求解上述控制方程的数值计算方法为特征线法,其他数值解法为基于有限差 分方法的4阶龙格库塔法、两步的Lax Wendroff方法、leap-frog方法及Newton—
Raphson方法等“…,各种数值计算方法都有自己的优点和不足。

传统柴油机燃油系统的数值模拟计算虽然采用了多种数值计算方法求解系统液 压管路中的液体流动过程,但却将喷油器中连接不同容积的管道简化为无体积量孔, 并认为该管道的体积是管道两端容积的一部分,而将传统喷油器简化为由多个无体 积量孔连接的一系列容器,然后采用集中容积法计算各个容器中的压力变化过程及 容器中燃油对喷油器针阀的作用力,最终可获得喷油器的喷油规律H‘4 6。48,49,50,53.s4]。 柴油机高压共轨系统中的电控液压喷油器由若干电的、磁的、机械的和液压的 系统组合而成,该喷油器的性能优良、功能强大,且其基本结构和基本工作原理都 与传统喷油器不同,工作压力和结构复杂程度远较传统喷油器高,因而柴油机高压 共轨系统中电控液压喷油器的数值模拟计算也远较传统喷油器的数值模拟计算困难 和复杂。电控液压喷油器数值模拟计算的核心问题是求解系统液压管路的流体动力 学控制方程和液压系统中运动部件的动力学控制方程及系统电磁阀中电磁系统的电 磁学控制方程和电磁系统中运动部件的动力学控制方程,然而该电控液压喷油器具 有精确至ImmV次的最小喷油量和高达0.2ms的最小电磁阀响应周期,为了能较准确 地预测电控液压喷油器的工作性能,现在电控液压喷油器的数值模拟计算为该喷油 器的液压管路建立了更为合理的物理模型,将电控液压喷油器的液压系统模化为由 多个管道连接的一系列容器,采用特征线法对不同容器间管道内的液体流动过程进 行计算,仍采用集中容积法计算容积中的燃油压力变化过程[4“,由于上述作者的研 究对象是整个柴油机燃油系统,故该电控液压喷油器的数值模拟计算的物理模型不 够精确,主要表现在集中容积的划分较粗略。 电控液压喷油器中电磁阀的电磁系统模拟计算主要在于求解激磁电流的变化过
程、激磁电流产生的磁场分布和电磁阀产生的电磁吸力。早期电磁阀的数值模拟计

算一般采用磁路的方法计算平均磁感应强度和电磁吸力大小,计算过程需要一定的 工作经验,数值模拟计算的准确性较低[84?8”…。但是随着对电控液压喷油器中电磁
.23.

第一苹绪论

阀性能要求的提高和电子计算技术的普及应用,现在一般采用有限元素法或有限差
分法直接求解电磁阀的磁场分布,然后再计算电磁阀产生的电磁吸力n”“。

柴油机高压共轨系统的燃油喷射控制策略是该系统控制策略的重要组成部分, 燃油喷射控制策略决定着电控液压喷油器的工作行为和工作模式,该控制策略的优 劣对高压共轨系统的性能和功能有重大的影响,因此从高压共轨系统的开发初期就 应该对其详细规划和仔细编制。在进行系统设计时,首先应根据柴油机或车辆的需 要完成系统的结构描述,建立详细的系统需求模型和系统结构模型,通过系统需求 模型和系统结构模型的设计,满足整个系统的技术指标和性能要求,并进行软件和 硬件的功能划分,指导下一步硬件和软件的开发。通过建立系统的数据流程图和控 制流程图,可明确系统需要的输入变量、CPU需要进行的操作、操作的控制流程和
要用到的控制算法、系统控制过程中需要监视的输入变量、重要的中间数据和最终 输出的控制变量,有了明确的数据流图和控制流程图后,针对数据的流程综合分析 现有系统的传感器、微处理器和外围设备进行硬件和软件功能的详细划分。软件的

任务明确后,再按其与硬件的关系,将其划分成低层程序和高层程序,并在两这之 间设计恰当的输入输出接口。按高层程序的功能将其再划分成许多予模块,把子模 块设计成中断子程序,制定合理的中断子程序调用策略,以保证高压共轨系统的时 实性。现在一般采用C高级语言编制高层的控制程序,而采用汇编语言编制低层的 控制程序,上下层之间采用c语言和汇编语言的混编技术,过程控制的算法多采用 传统的PID控制方法“”“…。

1.7本论文的主要研究工作
本论文的研究内容只是广西玉柴6112高压共轨式电控柴油机开发的一部分,而 高压共轨式电控柴油机的开发核心是高压共轨系统的研制和开发,因此该项目主要 包括高压共轨系统另部件的研制和开发、高压共轨式电控柴油机及车辆电气控制系 统的开发和电气控制系统另部件的选配及开发、高压共轨系统中电控单元硬件的研 制、柴油机和车辆的控制策略编制及控制程序编写、高压共轨系统在线标定系统的 开发及高压共轨系统的调试和标定,项目的最终目标是开发出适用于广西玉柴机器 股份有限公司6112柴油机的第一代高压共轨系统,并完成第一代高压共轨系统与玉 柴6“2柴油机及车辆的匹配标定工作,实现高压共轨式电控柴油机与车辆的统一管 理和最佳运转,从而大幅度地提高6112柴油机和车辆的整体工作水平。由于该项目
已将玉柴机器股份有限公司6112柴油机的第一代高压共轨系统命名为GD.1,因而

以下章节将该燃油系统简称为GD.1高压共轨系统,该项目包含的开发设计任务如
图1.13所示。
.24,



第一章绪论

篓蓍霁菱嚣∑
产品验收规范I

产品开发设计,3 产品性能试验I

电控喷油嘴开发r嘀
高压共轨管开发

<车用电气系统开发l
高压共

l 轨式电 控柴油 机开发

<高压共轨系统集成J

产品开发设计电/I一………一
产品性能试验 产品验收规范
;篓爹卜



≤柴油机改进 ≤售后服务



传感器选配及开发≥
删开发吣r验试性靠可?

d柴油机与整车标定I I



验试cME?
l GD一1高

轨 系统中 共压

件硬和件软定标‘么
范规定标?I
≤维修诊断工具(扫描

ECU的开发

喷油量计量、喷油压 制?工况控制 控程过射喷和力
/|

l?ECU与PC机接口

。…‘讯嚣妻‘么

)备设I 弋车辆功能发展

头接及计设体壳UCE≤
软件系统开发: 配选I

?故障检测与失效控制l// ?通讯


;制控程过作工统系?

图1.13
Figl?13

GD.I高压共轨式电控柴油机的开发规划

The Implementation ofGD一1 CR Engine Development

高压共轨系统是90年代柴油机燃油喷射技术的一大进步,代表了柴油机燃油系
统的发展方向,因此世界各主要柴油机和油泵油嘴制造厂商都在竟相开发自己的高 压共轨系统,并且国外已有商业化高压共轨系统投入批量生产,而国内对高压共轨
-25-

第一章绪论

系统的研究尚处于前期研究阶段,因此在为玉柴6112柴油机发展一种在国外尚属先 进技术的高压共轨系统时完全可以借鉴国外先进的技术概念和成熟的设计方法,为

了加速GD.1高压共轨系统的研制开发可寻找一个系统原形作为开发起点。在广泛 收集和查阅了世界各主要高压共轨系统的文献和资料后,分析了各种典型高压共轨 系统的工作原理和设计思想,又根据广西玉柴6112柴油机的主要参数选择了一个成 熟的高压共轨系统作为GD.1高压共轨系统的开发原形。GD.1高压共轨系统的开发 研制是一个投入量和工作量巨大、涉及多个学科和协作厂家的开发项目,目前该项 目的开发和研制工作正在有条不紊地进行,各项开发研制工作将随着项目开发的逐
渐展开而渐趋完成,但需要数年的工作才可能完成该燃油系统的研制开发。因此本

论文的研究内容只是GD.1高压共轨系统开发的一部分,有些研究工作是GD.1高压 共轨系统的前期开发研究,主要为GD.1高压共轨系统的开发提供研究方向,但本 论文主要围绕GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器展开理论和试验研究工作,研 究工作将为GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的设计和控制策略的制定提供理 论指导,本文的数值模拟结果也将受到GD.1高压共轨系统的油泵台架试验和标定
工作的验证。

本论文主要完成了下列7方面的研究工作: (1)根据实际结构的功用将高压共轨式喷油器的液压系统简化为由细长圆管和量孑L 连接的容器系统,国内首次对高压共轨式喷油器的液压系统建立了完善的物理 模型和数学模型,并运用本文求解细长圆管内燃油流动状态的方法和集中容积 法对高压共轨式喷油器的工作过程进行了模拟仿真,分析了各种因素对高压共
轨式喷油器工作过程的影响。


(2)根据细长圆管中燃油流动的特点采用时间平均法和空间平均法,获得了描述高 压共轨式喷油器中细长圆管内燃油平均流动状态的一维变声速、变密度和变粘 度管流控制方程组,并运用交错网格、有限容积离散法和SIMPLE算法获得了 高压共轨式喷油器中细长圆管内压力和速度的数值解,国内首次考虑了细长圆 管内的燃油流动状态和燃油粘度的变化对高压共轨式喷油器性能的影响。 (3)本文对高压共轨式喷油器的电磁阀建立了合理的物理模型和数学模型,然后采 用不等距网格、积分离散法和交替方向迭代算法获得了电磁阀的磁场分布,国 内首次根据电磁阀的磁场分布求解的电磁力和作用于电磁阀衔铁的液体力对高 压共轨式喷油器电磁阀的工作过程进行了模拟仿真,并分析了各种因素对高压
共轨式喷油器电磁阀工作过程的影响。

(4)本文完成了GD一1高压共轨系统的燃油喷射控制策略编制和燃油喷射控制程序 编写,合理考虑个各种因素对GD-1高压共轨系统燃油喷射过程的作用,详细 规划了GD-1高压共轨系统燃油喷射控制策略的数据流程和程序流程,对GD-1
.26.


第一章绪论

高压共轨系统的燃油喷射控制机理也进行了详细阐述,并且本文采用C语言编
制了一套燃油喷射控制软件,完整地实现了GD一1高压共轨系统的燃油喷射控

制策略,且在高压油泵试验台上实现了GD一1高压共轨系统对燃油喷射过程的
正确控制。 (5)完成了ECD—U2高压共轨系统在玉柴6112柴油机上的布置、安装和连接,实

现了ECD—U2高压共轨系统对玉柴6112柴油机的控制和管理,确保了玉柴6112 柴油机的迅速可靠起动、稳定怠速和部分负荷平稳运转,通过采集各种输入输 出信号,分析了ECD—U2高压共轨系统的控制策略和影响因素,研究了ECD. U2高压共轨系统与玉柴6112柴油机匹配的合理性,规划了GD.1高压共轨系 统在玉柴6112柴油机上的布置方案。 (6)通过模拟传感器、柴油机及车辆的输入信号,在模拟试验台上实现了ECD.U2 高压共轨系统的虚拟运转,记录和分析了ECD.U2高压共轨系统中电控单元和 传感器的输入输出信号,对ECD-U2高压共轨系统的控制功能、控制策略及电 气控制系统进行了深入细仔的研究。
(7)采用BD
果。
850 taian

rabottic高压油泵试验台和自主开发的电控单元测试了GD.1

高压共轨系统喷油器的油量控制特性,验证了喷油器工作过程模拟计算的结

.27.

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

在GD—l高压共轨系统的电控液压喷油器开发初期,由于影响该喷油器性能的设 计参数众多,并且缺乏检测电控液压喷油器设计性能的相应手段,因此需要开发电 控液压喷油器的模拟仿真软件以辅助电控液压喷油器的开发设计,也可对现有高压
共轨系统中电控液压喷油器的设计合理性进行对比和检验。

2.1

GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器概述
GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的结构如图2-1所示¨9。2“,为了分析和模

拟该喷油器的方便,根据该喷油器主要另部件的功能和整体结构形式将该喷油器总
成划分为电磁控制系统和液压控制系统两部分,两量孔板以上部分为电磁控制系统,

其余部分为液压控制系统。电磁控制系统的组成、工作原理和模拟计算主要在电磁 阀模拟计算一章叙述,以下主要讲述喷油器液压系统的组成、工作原理和模拟计算。 该电控液压喷油器的液压系统主要由下述部件构成:喷油嘴偶件、喷油器螺母、结
合座、挺杆、针阀弹簧、针阀弹簧上座、针阀弹簧预紧力调整垫片、控制活塞杆、

喷油器体、量孔板1、量孔板2、进油滤清器、若干个定位销和若干个O型密封圈。
2.1.1

GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的工作原理

现阐述GD.1高压共轨系统中喷油器液压系统的工作过程,当该喷油器处于非工 作状态时,其电磁阀处于断电状态,电磁阀线圈中没有控制电流通过,因此电磁阀
阀芯不产生吸引衔铁的电磁力,则电磁阀衔铁在电磁阀回位弹簧和液压合力的作用

下将泄流室的泄流孔关闭。此时控制室不与燃油系统的回油管路相通,控制室内为 高压燃油,该高压燃油将对控制活塞杆产生巨大的作用力,而活塞杆通过挺杆将此 作用力传递到喷油嘴针阀上,虽然盛油槽中的燃油会对针阀承压面作用向上的压力, 并且喷油嘴针阀座处的燃油也会对针阀锥面作用向上的压力,但控制室中活塞杆的
横截面积大于上述两面积之和,再加上针阀回位弹簧向下的作用力,喷油嘴针阀将

被向下的合力紧紧压在喷油嘴阀座上,此时喷油嘴关闭,该喷油器不能喷射燃油。 此时喷油器液压系统不与燃油系统的回油管路相通,也不与发动机气缸内的燃气接 触,系统中的各个管道和容积只通过高压油管与共轨蓄压器相连,喷油器液压系统
.28.


第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

中的稳态压力应与共轨蓄压器中的压力相等。 电磁阀接线柱

图2-1
Fi92?-1 The

GD一1高压共轨系统的喷油器 Injector
ofGD-1 Fuel

Injection

System

当高压共轨系统中的电控单元向外围电路发出喷油指令时,喷油器的驱动电路 将向喷油器电磁阀输入110V的脉冲高压,使喷油器处于工作状态。该电磁阀线圈
的电阻和电感都极小,所以电磁线圈中的电流升高很快,线圈电流可在0.12ms左右

第二章GD-1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

达到最大值20A,随着激磁电流的增加,电磁阀阀芯对电磁阀衔铁的电磁吸力也迅 速增加,当电磁吸力能克服电磁阀回位弹簧的预紧力和液压压紧力后,电磁阀衔铁
就开始升起,同时泄流室的泄流孔将被打开。因电磁阀衔铁极小的升程就能使泄流 室泄流阀的流通面积大于量孔2的流通面积,所以量孔2后部容积中的燃油压力将

很快降至背压,并~直到电磁阀关闭都维持在该压力水平上,此将使作用在电磁阀 衔铁上的液压反力急剧降低,可大大提高电磁阀衔铁的响应速度。随着电磁阀衔铁
的升起,电磁阀的工作气隙将迅速减少,而电磁阀线圈中的激磁电流却继续升高, 因此电磁阀的电磁吸力将迅速增大。电磁阀衔铁可迅速达到最大开度,此后电磁阀

线圈中维持一个保持电流就能使电磁阀衔铁保持在最大升程位置¨9l。在泄流室的泄 流阀开启后,控制室就通过量孔2与燃油系统的回油管路相通,并通过量孔2开始 卸压,使控制室中的压力迅速降低,则控制室中燃油作用在活塞杆横截面上的压力 就减少。当该压力和针阀回位弹簧作用力之丰t14,于盛油槽中燃油作用在针阀承压面 和喷油嘴针阀座处燃油作用在针阀锥面的合力时针阀就开始升起,当喷油嘴针阀开 启后喷油器液压系统中的压力会产生一些波动,并且当喷油嘴针阀开启速度超过一 定值后,控制室内的压力又会升高,并在某一数值附近上下波动,会使作用于控制 活塞杆的压力与针阀回位弹簧作用力之和大于盛油槽中燃油作用于针阀承压面与喷 油嘴针阀座处燃油作用于针阀锥面的合压力,但随着喷油嘴针阀开启速度的降低, 作用于控制活塞杆的压力与针阀回位弹簧作用力之和又会小于盛油槽中燃油作用在 针阀承压面与喷油嘴阀座处燃油作用在针阀锥面的合压力,因此在喷油器开启过程 中喷油嘴针阀总趋向于升起。当针阀碰到结合座时喷油嘴针阀就达到最大升程,虽 然在该过程中喷油嘴针阀、挺杆和活塞杆可能发生短暂的脱开现象,但活塞杆在控 制室内高压燃油的作用下会最终停留在挺杆上,并把该力传向挺杆,而挺杆在该力 和回位弹簧力作用下会停留在喷油嘴针阀上,最终活塞杆和挺杆都会停留在针阀杆 端,直到喷油器电磁阀断电喷油器的运动部件一直保持最大升程状态,或者当喷油 器电磁阀断电时喷油器的运动部件还没升至最大升程。 当高压共轨系统中的电控单元向外围电路发出的喷油指令结束时,喷油器驱动 电路立即置电磁阀驱动电压为零,并使电磁阀线圈中的电流快速衰减,随着激磁电 流的减小,电磁阀阀芯对衔铁的电磁吸力也迅速减少。当电磁阀的电磁吸力不足以 克服电磁阀回位弹簧和液压作用的合力时,电磁阀衔铁就开始落座,泄流室的泄流 孔开始被关闭,随着泄流量的减少,控制室内的压力迅速趋近于进油支管的压力。
量孔2后部的容积很小,因此其压力几乎与控制室压力同步变化,这样的压力变化


特性使电磁阀衔铁关闭的液压反力急剧增加,加速了电磁阀衔铁的关闭过程。随着 控制室内燃油压力的升高,其作用在活塞杆横截面上的压力也增加,当该压力与针
.30.



第二章GD-1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

阀回位弹簧作用力之和大于盛油槽中燃油作用在针阀承压面与喷油嘴阀座处燃油作 用在针阀锥面的合力时喷油嘴针阀开始落座。当喷油嘴针阀落座速度超过一定值后, 控制室内的压力会下降,并围绕某一数值上下波动,会使作用于控制活塞杆的压力
与针阀回位弹簧作用力之和小于盛油槽中燃油作用于针阀承压面和喷油嘴阀座处燃

油作用于针阀锥面的合力,但随着喷油嘴针阀落座速度的降低,作用于控制活塞杆
的压力与针阀回位弹簧作用力之和又会大于盛油槽中燃油作用在针阀承压面与喷油

嘴阀座处燃油作用在针阀锥面的合力,这种情况对喷油嘴的关闭特性影响较大,如 喷油器液压系统设计良好则喷油器针阀的关闭速度应足够大。喷油器针阀落座后, 喷油器液压系统与外部环境隔离,内部压力逐渐趋近于进油支管压力。上述整个过 程为高压共轨系统中电控液压喷油器的一个工作过程。 2.1.2GD-1高压共轨系统中喷油器的结构特点
(1)

该喷油器喷油嘴偶件和喷油器螺母与传统喷油器喷油嘴偶件和喷油器螺母的 外型尺寸一样,同时该喷油器在发动机上的安装方式与传统喷油器在发动机上 的安装方式相同,都用压板安装在发动机气缸盖上的安装孔中,因此当改用高 压共轨系统时对发动机气缸盖的改动极小,虽然该喷油器还需连接电磁阀的控 制线,但不对高压共轨系统喷油器的通用性产生任何影响,只是该系统一般用 于4气门发动机中,喷油器中置,安装角度为O。。

(2)

虽然该喷油器的喷油嘴偶件与传统喷油嘴偶件的外型尺寸相同,但该喷油嘴 偶件的头部结构与传统喷油嘴偶件不同,由于高压共轨式发动机采用较小的进 气涡流,可燃混合气的形成主要依靠该喷油嘴的雾化作用,在燃油喷射期间希 望保持较高的喷油压力,并力图在高喷射压力下取得最小的稳定喷油量,因此 该喷油嘴的喷孔尺寸较传统喷油嘴的小,又由于可燃混合气的形成缺少进气涡 流的帮助,为了将燃油尽可能地均布在燃烧室空间内,因此该喷油嘴的喷孔布 置在上下两层上,每层的喷孔数为3,沿周向均匀分布[2tl。

(3)

高压共轨系统的喷油器原则上不需要针阀弹簧,但该喷油器一直处于高压燃 油的作用下,为了确保喷油嘴针阀的可靠关闭,特别在发动机停止很久后燃油 管路系统的燃油压力很低时,需要针阀弹簧提供额外的密封力以防止该喷油器 可能发生的渗漏,该针阀弹簧一端作用在挺杆的头部,另一端通过针阀弹簧座 和针阀弹簧预紧力调整垫片作用在喷油器体上,调整垫片的厚度可改变针阀弹 簧的预紧力,针阀弹簧刚度和预紧力的选取应使低共轨压力下喷油器针阀的开 启和关闭过程落在控制室压力迅速变化的过程上,其会对喷油嘴针阀的开启延 迟、开启过程、关闭延迟和关闭过程产生一些影响,同时由于针阀弹簧的存在, 可适当调整活塞杆的横截面积,从而喷油器的外型也可作适当调整。该喷油器

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

的挺杆仅起传递弹簧力和液压力的作用,如果不是针阀弹簧的内径小于控制活 塞杆的外径,其应为活塞杆的一部分。
(4)

该喷油器的活塞杆起着密封控制室及将控制室对活塞杆的作用力传递到喷油 嘴针阀的作用,该活塞杆横截面积的选择极为重要,在喷油嘴针阀结构尺寸一 定时其不仅决定着作用于喷油器针阀上的液压力大小,而且影响着控制室的最 小容积和活塞杆运动时控制室容积的变化率,在喷油嘴针阀落座时应与量孔1 的流量很好地配合。量孔1的流量应及时填补活塞杆落座运动形成的空腔,在
喷油嘴针阀落座过程中保持较高的控制室压力,并使控制室压力波动的幅值和

时间较小,使喷油嘴针阀迅速达到最大平均落座速度,并使此后的喷油嘴针阀 落座速度维持在最大平均落座速度附近,从而使喷油嘴针阀具有较好的关闭特 性,活塞杆的最大平均落座速度基本由量孔1的流量决定。该活塞杆密封面长 19.5mm,外径为,llSmm,密封面上等间距开有两道卸压槽,用于储存燃油以润 滑密封表面,并平衡周向压力以减少液压卡紧力,也可暂时容纳杂质,活塞杆 头部尺寸小于控制室内径,为m4.9mmx4mm,其作用与卸压槽的作用相同。
(5)

控制室是喷油器的关键结构,而控制室的最小容积、横截面积、量孔1和量 孔2则是控制室的关键尺寸,它们能调节控制室中的压力变化过程,而控制室 中的压力变化过程控制着喷油嘴针阀的启闭过程,对该喷油器的性能有着非凡 的影响。控制室的最小容积应尽可能的小,以提高控制室压力对量孔流量的响 应速度,从而提高喷油嘴针阀的动态响应特性,使喷油嘴针阀快速达到最大平 均运动速度,同时减小燃油温度对喷油嘴油量特性的影响。控制室横截面积由 活塞杆横截面积决定,主要影响控制室最小容积和活塞杆运动时控制室的容积 变化率,会对控制室的压力响应速度和变化过程产生一些不利影响。量孔2为 控制室泄流控制量孔,极大地影响着活塞杆的最大平均开启速度,其流通面积 比量孔1大许多倍,能在电磁阀衔铁开启过程中及时泄出量孔1的进油量和活 塞杆排出的油量,保证控制室压力急剧降低、活塞杆和喷油嘴针阀迅速达到最 大平均开启速度,虽然量孔2越大其卸压能力越强,但会显著增加燃油系统的 回油量,势必导致高压油泵供油量的增加,结果高压油泵将过多地消耗发动机 的有效功率。同时高压燃油卸压膨胀将导致自身温度的升高,过多的回油量将 使系统燃油温度过高,将影响燃油系统中另部件的工作条件和燃油计量,特别 会对系统中的塑料部件产生严重影响。该控制室由喷油器体的一部分和两个圆 形量孔板组成,在两个圆形量孔板上分别加工了一个流量孔,这样降低了加工 制造困难,喷油器针阀关闭时控制室的结构形式和两量孔板的结构如图2.2,2.
3,2.4所示。


第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

图2-2喷油器控制室结构
Fi92-2 The Configuration ofControl Chamber 、

\。



jj///。+/

)《孝瓢、\形‘,多,/一爿

图2-3控制室量孔板1
Fi92-3 Calibrate Hole plate 1 ofControl Chamber

图2-4控制室量孔板2
Fi92—4 Calibrate Hole 2 plate ofControl Chamber

2.1.3GD.1高压共轨系统喷油器的性能 1)最小预喷射油量为lmm3/次,GD.1的预喷射油量一般在5 mm3/次以下 2)最大喷油量为120MPa、250 mm3/次,GD.1的总喷油量一般在110 ram3/次以下
3)预喷射与主喷射之间的最小间隔为0.1ms 4)喷油器正常工作压力范围为18MPa.120MPa 5)喷油器最小开启压力为5.88MPa 6)喷油器的速度特性为:开启时间为O.35ms,关闭时间为O.4ms

7)进油滤清器滤网孔径为30岬
8)喷油器在10~50“m的异物下仍可正常工作
.33.

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算


图2-5喷油器的液压系统简图
Fi92-5 The Hydraulic diagram

ofInjector

2.2高压共轨系统中喷油器液压系统的数值模拟计算
以上详细阐述了高压共轨系统中喷油器的结构和工作过程,对影响喷油器性能 的关键结构和参数进行了研究,分析了它们在喷油器工作过程中的作用机理及对喷 油器性能的影响,探讨了它们之间的相互影响和相互匹配。从上述可见高压共轨系 统的喷油器远比传统燃油系统的喷油器复杂,其电磁阀根据电控单元的指令执行规 定的动作,使控制室压力按预定的过程发生变化,最终使喷油嘴针阀呈现特定的开 启和关闭特性,在这个过程中其关键结构和参数会对喷油器的主要性能产生一些复
-34.


第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

杂的影响,而且各主要参数会相互影响,为了使该喷油器的整体性能卓越,不仅要 对该喷油器的各个参数进行优化设计,而且要进行喷油器整体结构的优化匹配,但 由于影响该喷油器性能的参数较多,而且这些参数对喷油器性能的影响又很微妙, 因此完全用实验方法来确定这些结构参数或进行系统参数的优化匹配是不实际的, 所以有必要开发高压共轨系统中喷油器的工作过程模拟程序,通过模拟喷油器液压 系统中压力的变化过程和喷油器运动部件的运动过程,可对喷油器设计方案的合理 性进行比较,并合理地制定喷油器系统参数的优化匹配方案,减少喷油器设计过程
中的盲目性,使喷油器的设计和改进工作具有理论指导,保证喷油器整体性能最优 目标的实现。

高压共轨系统的喷油器是一种电控液压伺服系统,其液压系统起着压力传递和 流量控制的作用,该液压系统如图2.5所示由圆形管道、可变容积腔室和阀孔等组 成,燃油在液压系统中的运动服从流体运动的一般规律,即液压系统中燃油的压力 和速度变化过程可用一组非线形流体运动微分方程描述。为了简化数值计算,用一 维变声速、变密度、变粘度管流理论计算燃油在细长圆管中的压力和速度变化过程, 由于假设腔室中流体的参数处处相等,则用集中容积法计算腔室中的压力变化过程, 通过计算喷油器液压系统中压力的变化过程,可获得喷油器液压系统作用在喷油嘴
针阀上的液压力,再根据作用在喷油器运动部件上液压力的变化过程计算喷油器运

动部件的运动规律。在喷油器运动部件的动力学计算时,因运动部件的运动为物体
的宏观移动,应服从牛顿运动学定律,可用牛顿第二定律或动量定律描述。

2.2.1液压系统管流的数值模拟计算 2.2.1.1细长圆管流的控制方程 燃油在喷油器液压系统中圆形管道内的流动应服从流体运动的基本定律,即质 量守恒方程、动量守恒方程和能量守恒方程,然而喷油器一次燃油喷射过程经历的 时间很短,可认为在喷油器一次燃油喷射过程中其液压系统内燃油的温度保持不变 [50l,所以该喷油器液力系统的模拟计算不需联立求解能量守恒方程式。由于数值模 拟对象为圆形管道中的燃油运动,因此采用圆柱坐标系下的流体运动方程式,流体
运动的基本方程式如下陋“1: (1)质量守恒方程

望+三.翌望:!:竺2+曼(2:竖!+翌塑:匕2:o(2-1)





r?a8

0z

(2)动量守恒方程

纳维埃一斯托克斯方程:
.35.

里+K盟+竖盟+矿丝一堕 at 7加 ,a口 2昆




钳婀掣+斋+掣]_爿
鲁+一警+%%+圪警十孚
丝+矿盟+堡盟+矿丝
a, ’Ar r胄日 ‘月,

,1¨ “。’

钳吉e掣+碧+掣]+爿
钳埘掣+斋+钭)
p,一p+(胪;∥)divV+21.t(刳

心。3’
.、 ,

Q。4’

(2—5)

胪训(胪势VⅢ∥e等+钓
炉训(∥’一詈∥]枷¨z∥(割 ‰嘞飞(删1 aE-+等~孚] =∥偿+篇) =∥降+警)
p&2 P:0 p:r2p%

(2.6)

(2.7)

(2—8)

(2.9)

(2—10)

撕矿=精¨)+嘉("yaz(v:.,)]
(3)状态方程

(2.11)

鱼=a2

式中:

(2.12)

V一液体的流速 P一液体的压力 p一液体的密度
-36-


第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

厂一单位液体的质量力

∥一动力粘性系数 口一液体的声速 /J’一第二粘性系数
,,臼,z,r一径向、周向、轴向和时间坐标 上述微分方程组描述了流体运动的一般规律,为了简化喷油器中管流的数值求 解,应根据管道的结构特点和流动特点对流体运动的基本方程组进行简化。喷油器 液压系统的管道都为细长直圆管,圆管直径相对于长度较小,因此在管道的任一横 截面上勿/a=近似成立,燃油在圆管内为轴对称流动,流动参数有D/a口=0成立; 本构方程中第二粘性系数口’很小,可近似认为其等于O:在高压作用下燃油的声速、
密度和粘度变化不可忽略,但在恒温条件下认为燃油的声速、密度和粘度只是燃油 压力的函数【65““。则喷油器液压系统中圆管内燃油流动的控制方程如下。 (1)连续性方程

塑+盟+p里+—a(p—.VA:o(2-13)
(2)纳维埃一斯托克斯方程

鲁+一等+吒警=加八∥10曰2Wzr+等+;等一纠
+!坐旦f兰+丝+堡]+上塑.r韭+丝] 3 p ar L 毋 az/p融L加 瑟√


。2“,

筹+一等+t警2正一古笔+坐p‘L盟arz+警+;等]
+!生旦f兰+盟+盟1一三土塑.f生+丘一2丝1 Oz L 3 加 出J L西 瑟/



。:小,

3 P Oz



(3)状态方程



up=a2

(2.16)

上述微分方程组为圆管内空间任意点的瞬时流动参数应满足的基本方程组,而 瞬时值一般被表示成平均值和脉动值之和{65。66】,如果要求解瞬时流动参数,当用瞬 时值等于平均值和脉动值这个关系代入粘性流体运动的基本方程组后,方程组中会 出现许多相关量项,为了求解这些相关量项,就必须补充一些关于紊流的理论模型, 这将使模拟计算变的很复杂,并使数值模拟工作集中于紊流模型的处理,这样不仅 偏离了原模拟计算的目的,而且对工程实际问题的解决也无太大益处,工程实际观
.37.

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

测和控制的量均为平均量,因此模拟计算无须求解流动参数的脉动项,这样数值模



拟计算只需求解管道流动参数的平均量。 2.2.1.2管流控制方程的时均化处理 通常采用雷诺平均方法对流体动力学控制方程进行时均化处理,该方法物理概 念清晰、处理过程直观㈣,但采用质量加权平均法能简化流体控制方程的时均化处 理,减少相关量项的数目,并在流体不可压缩时退化为雷诺时均,采用质量加权平 均概念推导时均化控制方程时,方程中每一项的物理意义更加明确和严格,不必通 过物理量的关联程度来讨论数学上的简化公式,对于密度脉动强烈的流动,采用质 量加权平均法更加必要【67】,为此本文采用质量加权平均方法,即Favre平均方法对 控制方程进行时均化处理,两种时均方法的定义和关系如下。
(1)时间平均法

假定瞬时值可表示为:①=面+①’,其中面为时均值,o’为脉动值
?t+血

时均值定义为:面=÷陋.dt △f。
(2)质量加权平均法

(2—17)

蜥…搬…,面=等=雩
瞬时值①=面+中”,中’为脉动值

(2.18)

(2.19)

石矿=0
p?¨?_=p?K?巧-t-P?K。?¨

(2.20) (2-21)

管流模拟计算的主要目的是得到流动参数沿管道轴线方向的变化规律,在沿管 道横截面对控制方程进行空间平均后可将二维管流控制方程简化为一维管流控制方

程,从而可省略管道内燃油径向分速度的求解,因此只需对纳维埃一斯托克斯方程
的轴向方程进行质量加权平均处理,由于中间推导过程比较烦琐,现仅写出时均化 处理的最终结果∽“”1。
(1)质量加权平均化状态方程:

币?子2=帮一印?a”
-38.

(2.22)

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算


(2)质量加权平均化连续性方程

望+堕型+万盟+曼堕:型:0 az af ’甜


(2.23)

(3)质量加权平均化纳维埃一斯托克斯方程

万豢+形誓+碱誓+万事+—pV.警OV-"

一雾q等+--警+--型--I+--塑万--I--量+--量+刳

+;孺:鞠专掣(警‘Vr"一z警)
一瓦2纠L-谚97+譬一z针∥降+等t爿
r or

滔:。,

为了简化方程式(2—24),在该方程式两边同时减去三÷pp啪,并将瞬时量

的连续性方程变换为:挈ell+出r+p肇Or+掣+业r+p掣(Tr+旦攀oz




_o,将

该式两边同乘以∥、再进行时均化处理可得:巧.(P互+p掣+垦譬堕):o,用


Or

Oz

该式对纳维埃一斯托克斯方程中的下述项进行化简,则得:

p鼍警+p叼警号导c,劢=坠≯
纳维埃一斯托克颠方程可简化为,

(2.25)

P—Wa_-ot+戒孚or+破婴02"

:硬一詈+彳譬+誓七誓1
+上万鲁f等+警 1一了—03
。出l




出J



Or 一+“出”。‘

c而一妄丽


(2.26)

上3暑f誓+导一z誓卜V1等Or+等+三r警)
瑟I却


根据喷油器液压管路中的燃油流动特点,下述假设近似成立吲

+;瓣习专掣降岛r警)
出J’ l
出‘

西』

第二章CaD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算
(1)

由于管道相对较长,管流为充分发展的紊流流动,沿管道轴线方向紊流结构

的变化较少,故;(p¨叼近似等于0
(2)

柴油的运动粘度具有104(m2/s)的数量级,故可忽略柴油运动粘度的脉动
附加项

(3)墨≥£为高阶小量,故可忽略该项的影响
(4)

燃油的质量力相对燃油的压力很小,故可忽略质量力的作用

根据上述假设,喷油器液压系统的控制方程组可进一步简化为: (1)状态方程

筇:婴
(2)连续性方程

(2.27)

望4-堕盟+石盟+曼堕:型:o
(3)纳维埃一斯托克斯方程

(2.28)

万婴+形竽+破睾
dt
or oz

:一万+d墨+珲+三丝1+三万旦f兰+盟+丝1J (“。 T)92. 一4z∥【萨+驴+i言卜∥磊I亍+言+i2
一71石o

cr劢=一号鼍(等4-孚一z警1

2.2.1.3管流时均控制方程的空间平均化处理 上述方程组是管道内空间任意点的时均流动参数应满足的控制方程组,虽然喷 油器液压管道为细长直圆管,其直径相对于长度很小,故可认为E>>E,但喷油 器液压管流的控制方程仍是二维方程,而且管流的径向分速度对管道流量的求解影
响甚小,工程上最希望获得管道截面平均的时均流动参数,因此该方程组还不便于

喷油器液压管路横截面平均流动参数的模拟求解。为了使管路的模拟计算更加简化, 同时又保持一定的模拟精度,将上述控制方程组在管道横截面上积分,然后进行空

间平均嘉r f4厂p,e)-a,.,te,最终将得到管道横截面上平均轴向时均流速的控制方


程组,同时消除了控制方程组中时均径向分速的影响,则上述控制方程组将简化为 一维控制方程组【63.”】。

第二章GD-1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算


在进行空间平均时,由于假定管道横截面上的压力为定值,而苟,历万在燃油温 度一定时只是燃油压力的函数,因此它们在管道横截面上为定值,则管流的时均状 态方程经空间平均后仍保持形式不变,为:

筇:罢

(2.30)

则得:孚+石:f互.掣+掣1:o,在管道横截面上r:R处,有E:0,
西

为了对时均连续性方程进行空间平均,将方程式(2-27)代入方程式(2-28),

I,

ar







R为管道半径,时均连续性方程空间平均后为:

至+万z里堕生!:0


(2—31)



在对时均纳维埃一斯托克斯方程进行空间平均时,根据粘性流体理论有

,:万婴一两,并认为管道内速度分布规律符合乘方律,即!L:

Um“

1,

y:R一,,同时因矿很小,故可略去万或孚项,则时均纳维埃一斯托克斯方程经
空间平均后为:

芦警+c万?吃警=一害+等+j4夏a c∥_争
o=一妻七吃万.d
式中:d一为管道的直径 七一管道壁面的粘性阻力系数
表2-1 l
Re


沼。z,
(2—33)

粘性阻力系数与管流雷诺敷的关系
Re<2320 2320<Re<3000 Re>3000

l七
表2-2

16—v了
d2

c一速度分布修正系数,

c=垦帮(2-34)

1.1×105

40姜 d2

哪,√等


”值与管流雷诺数的关系




Re




4×103



2.3×104



1.1×106

3.2×106




I 6

l 6.6

l 7

I 8.8

I 10

方程式(2.32)的每一项都具有明显的物理意义,左边第一项为流体的轴向局部
.41.

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

加速度,左边第二项为流体的轴向迁移加速度,因此方程式左边为流体的轴向全加 速度,右边第一项为流体受到的轴向液压力,右边第二项为流体受到的管壁轴向摩 擦力,右边第三项为流体受到的轴向内摩擦力,该方程式为牛顿第二运动定律在流 体微团上的应用,如果忽略方程式右边第三项就为常用的管流N.s方程。 为了叙述和书写的方便,将管道的轴线方向作为x方向,将管道横截面上的时均 平均速度记为“,并省略时均平均值的上下标,则管流的控制方程组如下”】:



印=了ap
a‘

(2。35)

至+d:旦逊:0
8l 8x

(2—36)

pp百+i4i0(∥iOuCpu 瓦+嵩+ iOu+iOU+罢+2kup—
边界条件:

一j瓦【∥面)=o

):o

(2.37)

X=0,Uo=%,Po=B
x=L,1.tL=U。l,PL=,Il 式中:

(2.38) (2.39)

%一进口速度
£。一上游压力 乩。一出口速度

只。一下游压力
通常采用特征线法数值求解管流的一维控制方程组,特征线法的计算时间较短, 并且压力计算准确,但特征线法不利于流量的精确获得,而GD.1电控液压喷油器 有精确至lmm3/次的最小稳定喷油量,并且要求精确地控制燃油喷射量,为了保证 该电控液压喷油器油量控制特性的求解精度,本文采用有限容积法和SIMPLE算法 数值求解上述管流控制方程组。 2.2.1.4一维变声速、变密度、变粘度管流控制方程组的离散化

为了便于喷油器液压管路的数值模拟计算,将管内的流体速度和其他流体参数 分别存储在不同的控制体上,上述两控制体交错半个控制单元长度,本文建立的交 错网格系统如图2-6所示。选择交错网格可以避免待求变量的插值运算,保持了控
一42-
?

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

制方程组的差分精度,避免了不正常的速度场和压力场的产生。本文采用有限容积

法进行控制方程组的离散化,将连续性方程和纳维埃一斯托克斯方程分别在压力控 制体和速度控制体上积分,以产生在控制容积上离散的有限差分方程组,然后采用
数值迭代法求解控制方程组的离散解。 微分方程组的离散过程建立在如下两个基本假设之上№8I: (1)函数值在任一网格内均匀分布,即函数在网格上的值代表该网格内任意点的函
数值,或者说网格的尺寸决定了函数的空间分辨率。 (2)函数值在网格的任一界面上均匀分布,即函数在网格界面上的值代表该界面上 任一点的函数值。

在控制体上对控制方程进行积分时,规定控制体尺寸不随时间而变化,并采用 中心差分格式。在实线所示的P,压力控制体上对连续性方程进行积分得离散的连续

性方程,在虚线所示的“,速度控制体上对N—s方程进行积分得离散的N—s方程。

d7.』l!L丝.Ar+“。一口7.』量_=监.△r.“,。+p,.dx—p7.dx:0

!+后.(p。+p,).dx.△,.q+!』坐笔掣.虬?“, ‘学?“。+三二!‘学?(“,+。一“.,)
j?积

(2—40)

:掣‰+等娑%地。吧+1).△f+亟掣.。?
解,还需要构造代数方程组的数值求解算法。 2.2.1.5多变量耦合方程组的求解

(2.41)

现在微分方程组已经离散为控制体上的代数方程组,为了求解流动参数的离散

上述离散方程组的耦合性首先表现在液体流场与其标量场的耦合,亦即速度与 压力、密度等变量的耦合,特别是速度与压力的耦合,它们构成了求解各种流动问 题的最大障碍。这是因为压力对于流场特性具有关键性的影响,但压力本身并非是 一个可输运的物理量,不像其他变量那样有一个独立的输运方程,仅以源项的形式 出现在动量方程中,并通过连续性方程与动量守恒方程的耦合才间接地被确定,这 意味着当正确的压力场代入动量守恒方程解出速度场后,该速度场应当满足连续性
方程。因此,要确定速度场有两个途径f66“7。”1:(1)是设法从方程组中消去压力,

由第一条途径出发,导致了著名的“流函数一涡量法”。(2)是所谓的“解耦”方法, 即想办法解除速度与压力之间的耦合,对两者分而治之。既然正确的压力场所制约 的速度场必须满足连续性方程,则可从某一个试探的压力场开始,通过对其逐步修
?43-

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

正而最终达到正确值,即通过必要的解耦假设构造一个压力校正公式,从而把连续
性方程中的间接信息转换成用于计算压力的一个直接算法。下面主要讲述SIMPLE 算法,SIMPLE是Semi.implicit method
for pressure.1inked



equations的简称,是解压

力耦合方程组的半隐式方法,喷油器液压管流的SIMPLE解法如下。 为了方便公式表达和数值运算,对差分形式的N.S方程各项进行如下处理:
(2—42)
j‘‘踊

41。:』旦生掣+后.(p;“+p。).dx.Af+!二£些号掣


A2。。:垡丛±盟坐
A¨=A1Ⅳ+A2u‘(U J+l—Ui-1)

(2.43) (2.44) (2.45)

钆。=学≠

驴学w
则管流的N.S方程变成了如下形式:

缸.=等

(2.46)

(2—47)

爿¨?“。=Av+l?“.“+4.j_l?“.一l+At?(p。一p。“)+S,
i=1,2.3…Ⅳ一1

(2—48)

?

首先根据假设的压力场P?求解对应的速度场,将假设的压力场Pj代入各个控制 单元的N?S方程中,并将N-S方程中的U。一“。项变换为“:1一“三1,“:1一“二1为 前一时间层或迭代层中的数值,然后采用高斯一赛德尔迭代计算“0“j满足的N.s
方程组如下:



A¨?甜j=Au“?Ui++1+彳¨一l?Ul’-l+At?(p?一p二I)+.只
i=1,2.3。‘‘~一1

(2—49)

计算开始时要给出迭代速度场的初始值,以后可用前一时间层的速度场作为下 一时间层的初始速度场,根据假设的压力场P:虽然可解得满足N.s方程的速度场

“j,但得到的速度场U:可能不满足连续性方程,因此需要构造一种算法对压力场进
行逐渐修正,使得到的速度场“?逐渐满足连续性方程。

为了修正压力场Pj,假设正确的压力场为P。=P、P:,P:为压力场的修正量, 类似地引入速度场修正量,假设正确的速度场为U。=“)U:,U:为速度场的修正量,
因为正确的压力场P。和正确的速度场“。应满足N.S方程,则得:

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算


A1u’(“j+“:)+A2“’(“二?+“:+t一“二?一“i-0’(“;+”:)

(2.50)

=4¨“?(“二1+“:+1)+A¨一l?(“二l+“:_1)+At?(p:+p:-p;l—p:+1)+S
为了得到压力场的修正公式,将公式(2.50)减去公式(2—49),略去高阶小量后得:
4k Ⅲ


4 +.毪 “

“ “ 。m





一 Ⅳ

AⅢ

互+ ,4 , ●





∞似 .+_@







。._.n ㈠0

为了使控制方程组的数值计算能解耦,再略去“:+。、“;一。项的影响,这样作只影
响控制方程组迭代求解的快慢,而不影响数值求解的结果,公式(2.51)经过简化
变为如下方程:
A。?u.=At?(P,一p。1)
(2.52)

设c,=_At,由“:=“,一甜0则得:
^,,

虬=U?+cl?(P:一p:+1),i=1,2,3???N一1
数值运算,对差分形式的连续性方程的各项进行如下处理,即设:


(2—53)

如果上述速度场正确,则公式(2.53)应满足连续性方程,为了方便公式表达和

Dj广口■半.At D。r一口■毕.At
巨=P,?dx—P??dx

(2.54)

(2.55) (2?56)

则管流的连续性方程变为: D¨?u.+Dl,1?ul-l十Ei=0,i=1,2,3…Ⅳ
(2-57)

根据边界条件有c。=0,%=0,则得:

“,=“;+C。-(P:一p:+I) “f_l=“二+CJ-l?(Pl—l-p),i=1,2,3…Ⅳ
将上述两式代入连续性方程得: 口’fc,‘pJ+I+(Dj.f-I‘cj-l—Di,cI)‘P。一DlPl‘cl-1。P1.1

(2—58) (2-59)

(2—60)

=D。?“■Dl,1?“二l+El
设:FHl=D。?c,
(2.61) (2.62)

只.。=一(f,l+E,一1)
.45?

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

f,l=一DJ,l?cl_l

(2-63) (2.64)



G』=D。?U■D。r zf二+E,
则方程(2-60)变为:

f川‘PⅢ+f,p。+E,l?Pl-l=G,,i=1,2,…N

(2—65)

用解三对角矩阵的追赶法求解压力场的修正值P!,然后对压力场进行修正,再 根据修正的压力场由N-S方程组求解对应的速度场,重复上述过程,直到G.趋于占
为止,占为SIMPLE算法的收敛精度,这样就能求出满足连续性方程组和N.s方程
组的压力场和速度场。

2.2.2液压系统集中容积的数值模拟计算 2.2.2.1集中容积的控制方程
由于集中容积只有体积大小而没有具体形状,并假设容积内的流动参数在某~

时刻处处相等,其模拟计算不能求得容积内的速度分布,因此集中容积法的控制方 程为质量守恒方程和状态方程:

印;粤

(2.66)

掣=善Q
因此集中容积中的压力变化为:

(2.67)

蒡鲁=善Q~p警
式中:

(2.68)

V一集中容积的体积大小 Q,一流入和流出集中容积的流量
规定流入流量为正、流出流量为负。

2.2.2.2集中容积压力求解的数值算法 为了简化集中容积的压力求解过程
过程,计算公式如下m”。7】:

采用改进欧拉法计算集中容积的压力变化
(2.69)

p07=P.+咖(r,,P,)△r

p等1)_p,+圭(勿(。n)+印(。,,p搿))?出,|i}=o,1,2,…

(2-70)

先用欧拉法由dp(t,,P,)得到p(f。)的初始近似值p搿,然后用第二式进行迭代,

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

反复改进这个近似值,直到满足Ip黯。一p搿I<占为止(占为允许的误差),并把
p等”取为p(t。)的近似值,然后继续进行下一时间步的计算。只要计算步长取得适 当小,经过多次迭代后,p等”将收敛于p(t。)。为了提高第二式的收敛性和收敛精
度,对第二式运用亚松弛迭代格式,口为亚松弛迭代因子,则第二式变为:


p等”=(1-a)?p搿+口?(p,+去(咖(f。,P,)+dp(tf+l,p搿)).△r),k=o,1,2,...(2—71)


2.2.2.3喷油器液压系统各容积内压力的具体求解 将喷油器液压系统中管道以外的容积按功能划分为几个集中容积,下面将具体 计算各集中容积的进出流量和容积变化率,然后计算各集中容积的压力变化过程。 2.2.2.3.1喷油器压力室的压力计算 喷油嘴压力室的容积计算:
喷油嘴压力室的几何结构如图2.7所示

图2-7喷油嘴的压力室

矿.:—7r.( br2-hv"tg(v—a1) 3-(vdl/2)3)
Fi92-7

The Pressure Chamber ofNozzle

_l:6.12娑.(6r1—6r2)+寻.厅.6,2
斗 j

3+万.6,22.6^1

(2.72)



(2.73) (2.74) (2—75)

留(val)?3

K=一.一■:



警一(br2-hv.tg(V谢.cv
式中:hv一啼油嘴针阀的升棵(m)
-47..

第二章GD-I高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

cv一喷油嘴针阀的速度(m/s)
压力室的流入流出流量计算:
(1)喷油嘴喷孔的流量计算

流通面积%:6.—:re_.bdl2(2-76)
流量系数c。,采用下述公式计算喷孔流量系数旧。

hv≤0.0278bd,。^=15.西hv

(2.77)

式中:耐:厮.bdl

式中:

Qo=确。Ch.an.瓜丽
儿一喷油嘴喷孔背压
4 、

hv>0.0278bd,c^=o“o.63.罢

(2.78)

(2-79)

(2)喷油嘴针阀座孔的流量计算

流通面积q=((—!!兰i)2一(—皇.三一一hv.sin(v口1))2).厅.cos(val) …
、、cos(val、7 、cos(val)
。、。‘7

(2.80) 、一

流量系数c,,式中^v的单位为mm,实验喷油器的最大针阀升程为O.2ram[551。
hv≤0.0038mm c。=195?hv

(2.81)

0.0038mm<hv≤0.059mm


c。=Ao+Al?hv+A2?hv2+43-矗v3+爿4-矗v4+A5?hv5 Ao=n48021 Al=82.759 A2=一5.3413?103 A3=1.3984?105 A。=一1.6239.106 A5=6.9753?106 hv>0.059mm

(2—82)

Qf。揣qq‘厄碉

C。=O.70898+1.53025?hv

(2.83) (2_84)

(2-85)



-48.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

2.2.2.3.2喷油嘴针阀座集中容积的压力计算 喷油嘴针阀座集中容积的容积计算: 喷油嘴针阀座的几何结构如图2.8所示

shl=vh2——bh2 sh2=0.35ram sh3=shl+sh2



图2-8
Fi92-8

喷油嘴的针阀座

The Needle Seat ofNozzle

K。=下7r.bd32.J^3+ 肾抛?T7r.vd42岫?华+1x.(v丽d43-矿vd33) +—n'.(vd33—-bd23)+ 盟:型例一
tg(val)?24

石?((bd2+2?bh2.tg(bal))3一bd23、 tg(bal)?24

(2.86)

(2.87)

石?(bd23一(bd2—2?hv?tg(val))3、 tg(val)?24
(2.88) (2.89)

K=■.一E:
dt 4

石?fbd2—2?hv?tg(val))2


喷油嘴针阀座集中容积的流入流出流量计算:

(1)喷油嘴针阀座集中容积的流入流量计算

流通面砒=半一Tre.vd42
流量系数c,=0.9
.49.

(2.90)

第二章GD-1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算



2编印即瓜丽而习

(2-…



(2)喷油嘴针阀座集中容积的流出流量计算

喷油嘴针阀座集中容积的流出流量Q已在喷油器压力室的流量计算中求得,在
此不再重复。

喷油嘴针阀座集中容积的压力计算微分方程:

A警+嘉?警=Qj—Q
喷油嘴针阀座处燃油作用在针阀上的液压力【72,7。”I:

弦㈣

喷油嘴针阀为圆锥阀,圆锥阀因其阀芯呈圆锥状而得名,可简称为锥阀,锥阀 通常用于控制流体的压力或流量,在液压技术中应用较多。按流体在锥阀中流动的 方向不同,锥阀又分为外流式锥阀与内流式锥阀,无论是外流式还是内流式锥阀, 流体在阀内流动时流动方向和流速大小的变化都将引起液动力,在锥阀的理论分析 与设计中,必须加以考虑。在锥阀内流动的液体,一般认为其液流角O等于阀芯的半
锥角,但当阀芯抬起很高时,两者才会出现差异。图2-9表示了喷油嘴针阀所受的 液力作用。

图2-9
Fi92—9

喷油嘴针阀的受力状态
Oil

The Status ofForces

Nozzle Needle

选择虚线内的液体为研究对象,沿喷油嘴针阀轴线方向列其动量方程,可得:

只-(pl?石一(靠-d2)14+A2?P2?cos妒+F0)=屈-p-q,.v2.cos≯

(2—93)
?

在多数情况下v:很大,并且v:>>vl,因此式中不考虑v1的影响,并认为厦z1,由

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

此得:

只=P1?疗?(d:一a;)/4+A2?P2-cos妒+R+P?q,?v2?cos妒
式中:R一针阀、阀座重叠锥面对控制体内液体的轴向作用力

(2.94)

圹印√等
q,=Cd?A2

(2.95)



(2.96) (2.97)

Ap=P2一P1

c。一流速系数

C。一流量系数
A,一出流面积
2.2.2.3.3喷油器盛油槽的压力计算 盛油槽的容积计算: 喷油器盛油槽的几何结构如图2一10所示



hl=vh3+vh2——bh2——bh3

h2:bh4一vh4一hl一—(vd6-—vd5)
2-tg(va3) 乃.盛油槽的容积

图2.10喷油器的盛油槽


Fi92—10

The Reservoir

oflnjector

-51.

v.=Vb

(2-98)



圹㈣椭,‘半…?竿 +—re.(vd63—-vd5a).(h2-^v).—z:.v—d62


协㈣
(2—100)
(2.101)

tg(va3)-24



v。=”l一”2

盛油槽的流入流出流量计算:

—二=CV?一一CV?一
盟:加!:塑!:一删.—n'.v—d42

L上。lul,

(1)盛油槽的流入流量计算

流通面积口,:—7r.●bd42
流量系数c:0.8

(2.102)

卵}等一一.厄百而
lP r—PPl


(2.103)

(2)盛油槽的流出流量计算

流通面她=华—;'r-vrd42
流量系数c。=0.9

(2.104)

Qo=}每‰乜.扣i丽
IPp—P。l

。 。

(2.105)

盛油槽压力计算的微分方程:

砟鲁+苦‘誓=Ql—Qo

(2.106)

‘=。.业掣
2.2.2.3.4喷油器控制室的压力计算 喷油器控制室的容积计算:

(2.107)

在喷油器针阀的运动过程中,假设活塞杆、挺杆和喷油嘴针阀彼此不脱开,因 此它们具有相同的升程^,,速度c,和加速度口,,并定义喷油嘴针阀的运动正方向为



第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

针阀的开启方向,该喷油嘴针阀的最大升程为0.35mm,该喷油器控制室的几何结构
如图2.11所示。

l 1{一


D1

、,多≮三坐J

.7


\ 飞、\f \ l
_\



Fi92—1 1
V。= 1









—L{1



●——

图2-11喷油器的控制室
The Control Chamber

ofInjector

万?(cd;一耐;)
tg(ca)?24

(2—108)

蜘咖%导

(2.109)

v:=(ch。-hv).华
v,=p^。.万.—(cd—7.-广pd2)
Vc

(2一110)

(2.111)
(2.112)



V1-I-v2+V3

了dvc:一华q




(2.113)

喷油器控制室的流入流出流量计算:

(1)量孔1的流入流量计算
一53.

第二章GD?1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

流通面积口。=三专堕
量孔1的流量系数c。

(2—114)

重扎1为阻尼长扎,即当小扎的长度与直径之比Z/d>4时,该孔被称为细长小

孔。虽然阻尼长孔有哈根一泊肃叶理论公式(g=若窘鲁,卸)可以利用m’741

p但

在高压作用下,阻尼长孔中液体的流动状态已超出了层流的范围,通过计算比较发
现该公式会产生较大的误差,因此采用查表计算量孔l的流量系数【741。图2.12中

F:出、/地/y,在书中被称为流数,而F.导与体积流量系数q的关系如图2-12
V 口 f


所示。

O.8

l f_寸r
/多


I/d=2


l|l
,I
_

o.6


0.t


o.2








——

曼!号号}!曼鼍毫暑暑号皇鲁曼詈墨喜鲁皇邕曹詈詈鼍曼置墨舞詈皇兰詈—墨寡;詈皇皇詈鼍;;‘;;!!;≤二墨墨

一第二章GD-】高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

!詈鲁曼!!

制阀口,但其加工较困难,故作阻尼用的固定节流孔,常采用短孔,短孔的结构示 意图如图2—13所示,短孔的流量系数计算公式如下所示:

c,?Rez≥5。c。=:(1.5+13.74(d.--去e)。5)一。5 d,字<50 c。=(2.28+…64-I)-o


(2.117)

(2.118)


?7。,。/,。1
/,j,


。荨





图2?13短孔示意图
Fi92。13


The Sketch

Map of Short Hole

QD

2网Pc--Pe乜吨’厄瓦陋刁

(2.119)

喷油器控制室的压力计算微分方程:

成鲁+毒等=Q—Q
喷油器控制室内燃油作用在针阀上的液压力:

(2.120)

只咄华(2-121)
2.2.2.3.5电磁阀泄流室的压力计算

电磁阀泄流室的容积计算

电磁阀泄流室的几何结构如图2-14所示,设九为电磁阀衔铁的升程,矗。的最大值为 50pm,其正方向为电磁阀衔铁的开启方向。

K=华铂。+业安垃+型鸭t +型.(。髓一绉二墼+唑望二煎






g(eal)?24



一。

㈨2’




、‘2。tg(e口s)7

智(eczs)?24
-55.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

K:!:!鱼尘±!:塾:堡竺鱼22:=!丝1


(2.123) (2.124) (2.125)

tg(ea3)?24

圪=K 4-%

盟:!:!!当±!:丝:堡生鱼!!!.堕
dt


dt



图2-14电磁阀的泄流室
Fi92—14 Vent Chamber ofElectromagnetic Valve

电磁阀泄流室的流入流出流量计算:
(1)量孔2的流入流量

量孔2的流入流量Q等于喷油器控制室量孔2的流出流量Q。
(2)电磁控制阀的流出流量

流通面积口:=((。。r。dP3/口2:)+hs.sin(,口:))2一(孟;等》2)'R"COS(r口z)(2-126)
流量系数C2=%?(exp(一吃/(o.03?(1—8.333?hs))?(1+10?(九一0.05))))‘411(2.127)
%=O.8333

Q口=c2-口2?√(见+Ph)?IP。-p6I
电磁阀泄流室压力计算的微分方程:

(2-128)

印警+暑毒咆一Q

协m)

?

第二章GD.1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算
‘+

2.2.2.3.6T型管的压力计算

T型管的结构示意图如图2—15所示,选择图2—15所示的控制体为集中容积,设

控制体内的平均压力为P。,控制体的容积大小为■,采用质量守恒方程进行T型
管内平均压力的计算。

图2-15
Fi92-15

T型管的示意图

The Skemh Map ofT-Pipe

T型管的流入流出流量计算: (1)管道1的流量

流通面积为Ol:堕


流量系数为cl

Ql

(2)管道2的流量

2揣一q。厄丽
fP。一p2l



(2.130)

(2.131)

流通面积为口:=三≠
流量系数为岛

(2.132)

Q2=争≥.c2%.肛了万瓦习


(2.133)

(3)管道3的流量

-57—

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算




流通面积为吒=三≠2
流量系数为厶

(2.134)

Q3=芒吗_鸭.知了万瓦习
IP。一P3l



(2.135)

T型管压力计算的微分方程:

≥?警=Ql_Q2一Q3
2.2.3喷油器中配合间隙泄漏量和摩擦阻力的计算 由于柴油的粘度很小,同时喷油器运动部件的配合间隙也很小
燃油处于层流状态,则根据平行平板缝隙流动理论得如下公式【74l。
配合间隙的泄漏量:


(2—136)

因此缝隙中的

…讲c篙姗争
配合1'4隙的摩擦阻力:

(2.137)

‘一。州等孙争
公式中:∥为燃油的动力粘性系数(P。?S)
d为喷油器活塞杆或喷油嘴针阀的密封面直径(m) ,为喷油器密封面的长度(m)

(2—138)


占为喷油器密封面的配合间隙(m)
△口为缝隙上下游的压差(Pa)

2.2.4燃油的物性参数 高压共轨系统中不存在柴油机传统燃油系统中的卸压阀,该系统又一直处于高 压燃油作用之下,即使在燃油压力发生波动的情况下,该系统仍能维持较高的最小 燃油压力,因此认为该系统中不可能出现空泡,故在喷油器液压系统的数值模拟计
算中不考虑空泡的影响。 (1)燃油的声速

系统中燃油的声速随燃油的压力和温度而变化,根据实验资料得出燃油的声速口
与燃油压力P成线性关系【491,即:

非姒舢+彘)(2-139)
-58.

?

第二章GD-1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

式中%(r)和P。(r)只是燃油温度的函数 为了便于燃油声速的数值计算,本文将文献‘481中的燃油声速资料按上述公式进 行拟合,在假设喷油器液压系统的燃油温度一定时,公式(2-139)退化为

a=c。.0+兰),在高压共轨系统的喷油器液压系统数值模拟中用该公式进行压力外
C2

推以获得燃油的声速。 (2)燃油的密度

系统中燃油的密度可根据燃油的状态方程式和燃油的声速公式求得【49】,即由

印/印甜和…册(1+斋可推出嚣= 石石巧了’
p—c?+篇潴,
(2-140)变为:

然后积分该式可得

(2.140)

式中风为P=0时的燃油密度,在假设喷油器液压系统中燃油温度一定时,燃油声

速公式中的%(r)和p。(r)变为常数,因此可设1/(a;?风)=q,1/p。=c:,则公式

p铂.(1+毒南)


(2.141)

该燃油密度公式的形式与经验燃油密度公式的形式完全一样,本文将文献mI中 的燃油密度资料按公式(2.141)的形式进行拟合,在高压共轨系统的喷油器液压系
统数值模拟中用该公式进行压力外推以获得燃油的密度。

(3)燃油的粘度 律可用下述经验公式表示m‘741:



系统中燃油的粘度随燃油的压力和温度而变化,燃油粘度随燃油压力的变化规

At。=‰?e㈨’
式中:∥。一压力为P时的动力粘度(Pa—J)
胁一压力为100kPa时的动力粘度(Pa.J)

(2—142)

口~压粘系数,取决于燃油的物理特性,可近似取为(2~3)×10“1/Pa
燃油温度对燃油粘度的影响较大,在20。c~80。C的温度范围内,燃油的粘度随 燃油温度的变化规律可用下述经验公式表示:

“=胁.e一廿“)
式中:麒,胁一燃油温度分别为f。c和r。。c时的动力粘度

(2-143)

A~粘温系数,对于液压油可取^=(1.8~3.6)×10.2(1/。C)
.59.

图2.16喷油器运动部件的受力图
Fi92?16
The Acting Force



ofMoving Parts in Injector
-60.

t■Ⅳ≮●L,

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算
?‘.

喷油器中运动部件的位移方程为:

∑,,州¨堋争=m警(2-146,
式中:

m为喷油器运动部件所带动的运动质量(kg)

氏为喷油嘴针阀的升程(m)

∑F,为喷油器液压系统作用在喷油器运动部件上的液压合力(Ⅳ),喷油器
液压系统作用在喷油器运动部件上的液压力已在喷油器集中容积的压力计算
中分别求得。

C(^,)为喷油器针阀弹簧作用在喷油器运动部件上的弹簧力(Ⅳ)
只(^,)=k?(h,o+矗,)
式中: k为喷油嘴针阀弹簧的刚度(N/m) h。为喷油嘴针阀弹簧的预压缩量(m)
(2—147)

c(皇≥)为与喷油器运动部件速度有关的阻尼力(Ⅳ),现认为其为粘性摩擦
“l

阻力,计算公式为(2.138)。


.61.

第二章GB-I高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算


2.3高压共轨式喷油器液压系统的数值模拟结果及分析
本文根据第2.2节所述的数学模型、物理模型和数值解法,编制了GD-l高压共 轨系统中电控液压喷油器的液压系统模拟仿真程序。程序根据第3章获得的电磁吸 力关于空气间隙和激磁电流的脉谱图,采用线形插值计算GD.1喷油器电磁阀衔铁 的启闭过程。为了确保模拟过程的可靠收敛,程序采用了较小的时间步长,管流模 拟计算采用了IO‘9秒的时间步长和4nun左右的空间步长,集中容积的模拟计算则根 据集中容积的大小和进出流量的不同分别采用104~104秒的时间步长,可保证模拟
仿真程序在各种条件下可靠地收敛,但是模拟计算需要较多的PC机时。模拟仿真 程序采用FORTRAN结构化语言编写,模拟仿真程序可获得不同的油轨压力和喷油

脉宽时喷油器针阀及电磁阀衔铁的运动规律、喷油器液压系统中不同容积内的压力 变化过程及管路内的压力和速度变化过程,也可进行GD.1电控液压喷油器的变工 况和变参数模拟仿真设计。 2.3.1高压共轨式喷油器的工作状态对其性能的影响 高压共轨式喷油器的液压系统数值模拟采用GD一1高压共轨系统中喷油器的几何 结构和工作条件进行数值仿真,该喷油器的关键结构参数为:控制活塞直径巾5mm、
?

控制室的自由长度2吣、进油量孔直径由0.16ram、泄油量孔直径0.28ram、喷油器针
阀弹簧刚度76N/n1IIl、喷油器针阀弹簧预压缩量0.5mm。 2.3.1.1系统燃油压力和喷油脉宽对喷油器针阀运动过程的影响 ㈨


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图2?17喷油脉宽0.35ms时的针阀升程和速度
Fi92-17
Lift and Velocity ofNeedle
at

Fuel

Injecting

Pulse

Width O.35ms

.62.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

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Time(Microsecnd)

图2.18喷油脉宽0.85ms时的针阀升程和速度
Fi92?18 Lift and Velocity ofNeedle at Fuel
:! ”

Injecting

Pulse

Width 0.85ms

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图2—19喷油脉宽1.35ms时的针阀升程和速度
Fi薛一19
Lin

and Velocity

ofNeedle

at

Fuel

Injecting

Pulse

Width

1.35ms

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图2.20喷油脉宽1.85ms时的针阀升程和速度
Fi92-20 Lifc

and Velocity

ofNeedle at Fuel

Injecting

Pulse

Width

1.85ms

.63.

第二章GD-1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算


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图2.21啧油脉宽2.35ms时的针阀升程和速度
Fi92—21 Lifc and Velocity ofNeedle
at

Fuel

Injecting

Pulse

Width 2.35ms

图2.17至2.2l为高压共轨式喷油器在不同的燃油压力和喷油脉宽作用下针阀升 程和速度的数值模拟结果,该计算模型不考虑喷油器针阀与针阀阀座和结合座的弹 性碰撞过程,并假设发生碰撞时喷油器针阀处于静止状态,因此数值模拟结果不能 显示喷油器针阀的碰撞过程。数值模拟显示喷油器针阀的运动速度在喷油器针阀的 开启和关闭过程中围绕某一平均速度上下波动,该现象是由喷油器控制活塞运动产 生的控制室容积变化率引起,而喷油器针阀的平均开启和关闭速度与控制室进油量 孔直径、泄油量孔直径和控制活塞直径有关。喷油器电磁阀开启后较高的控制室压 力能降至相对较低的程度,从而使作用在喷油器针阀上的开启液压力较大,而在喷 油器电磁阀关闭后较高的系统燃油压力将使控制室压力迅速升至相对较高的水平, 使作用在喷油器针阀上的液压关闭力较大;由于控制室泄油量孔的背压基本保持恒 定,而较高的系统燃油压力能增加量孔的流量率,使量孔能更多地泄出或填补控制 活塞的排出量或移出量,从而使控制活塞保持较高的平均运动速度。由于在较高的 系统燃油压力作用下喷油器针阀能迅速达到及维持较高的平均运动速度,因此在较 高的系统燃油压力作用下喷油器针阀的开启和关闭过程都比较短,结果喷油器在较 高的系统燃油压力作用下有较高的响应速度。数值模拟显示在不同的系统燃油压力 作用下O.35ms的喷油脉宽不足使喷油器针阀达到最大升程,但在50MPa、75 MPa、
100

MPa和120 MPa的系统燃油压力作用下O.85ms的喷油脉宽可使喷油器针阀达到

最大升程,而在25 MPa的系统燃油压力作用下1.35ms的喷油脉宽才能使喷油器针

阀达到最大升程,上述模拟结果表明在预喷射过程中喷油器针阀只能达到部分升程, 则预喷射与主喷射间的最小时间间隔主要由高压共轨式喷油器的开启延迟时间决 定,该结论明确了燃油喷射控制策略中预喷射与主喷射间最小时间间隔的定义,据 此可确定最小时间间隔的标定方法。
?“?

第二章GD_1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算


2.3.1.2系统燃油压力和喷油脉宽对赜油器响应特性的影响
为了描述喷油器针阀在各阶段的响应性能,将喷油脉冲前沿至喷油器针阀稳定

升起的时间称为开启延迟时间,喷油器针阀初次升起后由于喷油孔的卸压作用喷油
嘴中的燃油压力会下降,因此喷油器针阀在开启初期会反复开启和落座,但经过很

短的时间后喷油器针阀会稳定升起,将喷油器针阀稳定升起至最大升程或喷油脉冲
结束的时间称为针阀开启时间,将喷油脉冲结束至喷油器针阀开始关闭的时间称为

关闭延迟时间,将喷油器针阀开始关闭至完全落座的时间称为针阀关闭时间,喷油 器针阀初次落座后由于喷油器液压系统中的油击现象喷油嘴中的燃油压力会升高, 因此喷油器针阀在落座初期会反复落座和开启,但经过很短的时间后喷油器针阀会 稳定落座,图2-22~2-25显示了上述参数的数值模拟结果随系统燃油压力和喷油脉
宽的变化规律。

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图2-22喷油器针阀的开启延迟时间
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图2.23喷油器针阀的开启时间
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第二章G1)一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算


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图2.25喷油器针阀的关闭时间 Fi醇-25
The Closing Time ofNeedle

由图2.22可见喷油器针阀的开启延迟时间相对较小,而与喷油器电磁阀的开启 时间为同一数量级,因此喷油器电磁阀的开启特性将对喷油器针阀的开启延迟时间 产生一些影响,并且喷油器针阀的开启延迟时间限定了喷油器的最小可用喷油脉宽 及预喷射与主喷射间的最小时间间隔。在喷油器电磁阀开启后,控制室中的燃油压 力只有降低到一定程度喷油器针阀才会升起,但是系统燃油压力越高控制室中燃油 压力降至一定程度的时间就会越长,结果喷油器针阀的开启时刻就会越滞后。由图 2—22可见虽然喷油器针阀的开启延迟时间随燃油压力的舞高而增加,但是喷油器针
阀在120MPa系统燃油压力下的开启延迟时间与25MPa系统燃油压力下的开启延迟 时间只相差48微秒,并且喷油器针阀的开启延迟时间又很小,因此在不同系统燃油

压力下喷油器针阀的开启延迟时间对喷油器的响应特性影响较小。 图2.23为喷油器针阀的开启时间与燃油压力和喷油脉宽的关系。当喷油器针阀 未达到最大升程时喷油器针阀的开启时间等于喷油脉宽减去喷油器针阀的开启延迟
?66.


第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

时间,因此喷油器针阀的开启时间随着喷油脉宽的增加而增加,但在喷油脉宽一定 时,由于不同燃油压力下喷油器针阀开启延迟时间相差不大,因此不同燃油压力下 喷油器针阀开启时间也相差不大。在喷油器针阀达到最大升程后喷油器针阀的开启 时间等于喷油脉冲前沿至喷油器针阀达最大升程的时间减去开启延迟时间,此时喷 油器针阀的开启时间已达最大值,将不再随喷油脉宽的增加而增加;当系统燃油压 力较高时控制室中的燃油压力能降至相对较低的程度,从而使喷油器针阀能迅速达
到最大平均开启速度,并且系统燃油压力较高时控制室量孔的流量率较高,控制室 能泄出控制活塞更大的排出量,因此喷油器针阀的平均开启速度较高,所以在较高 的系统燃油压力作用下喷油器针阀的开启时间较小,但是泄流量孔的大小基本限定

了不同系统燃油压力下喷油器针阀的最大平均开启速度。

图2.24为喷油器针阀的关闭延迟时间与燃油压力和喷油脉宽的关系。在喷油器
针阀未达到最大升程时,控制活塞的运动将使控制室中燃油压力围绕某一数值上下 波动,此时泄流量孔与进油量孔的流量差和控制活塞的排出量动态平衡,因此只要 减少泄流量孔的开度,控制室中的燃油压力就会迅速升高,当控制室中燃油压力升 至一定程度后喷油器针阀就开始落座,因此不同燃油压力下的喷油器针阀关闭延迟
时间相差不多,并且与喷油器电磁阀关闭时间的数量级相同,所以喷油器针阀的关

闭延迟时问受喷油器电磁阀关闭过程的影响较大。当喷油器针阀达到最大升程后控 制活塞就处于静止状态,由于缺少控制活塞的挤流作用,随着喷油脉宽的逐渐增加 控制室中燃油压力就会降至更低,在喷油脉冲结束后控制室中的燃油压力需较长的 时间才能达到使喷油器针阀开始下降的程度:在喷油脉宽增大到一定数值后控制室 中的燃油压力就会降至最低稳定值,使喷油脉冲结束后控制室中的燃油压力从最低 稳定值升至喷油器针阀开始下降数值的时间就达最大值,该数值不随喷油脉宽的增 加而增加。当喷油器液压系统的燃油压力较高时,在喷油脉冲结束后控制室中的燃 油压力相对较低,而控制室中燃油压力从相对较低数值升高一定程度需要较长的时 间,因此在较高的系统燃油压力下喷油器针阀的关闭延迟时间较长。 图2—25为喷油器针阀的关闭时间与燃油压力和喷油脉宽的关系。当喷油脉宽较 短时控制室中燃油压力不能达到最低稳定值,在喷油器针阀开始落座时控制室中燃 油压力还保持较高的数值,因此喷油器针阀能迅速达到并维持最大平均落座速度, 并且当喷油脉宽较短时喷油器针阀是从部分升程开始落座,在此情况下喷油器针阀 的关闭时间较短:当喷油器针阀未达到最大升程时,在一定的喷油脉宽作用下较高 的系统燃油压力可使喷油器针阀达到较高的升程,虽然在较高的系统燃油压力下喷 油器针阀有较高的落座速度,但是控制室进油量孔的大小基本限定了喷油器针阀的 最大平均落座速度,此时较高的系统燃油压力使喷油器针阀的关闭时间较长。当喷
油脉宽大于喷油器的最小启闭周期后,喷油脉宽的增加只延长喷油器处于稳定状态

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

的时间,并不影响喷油器针阀各阶段的运动过程,因此在喷油脉宽增大到一定数值 后喷油器针阀的关闭时间将达到最大稳定值,并且不随喷油脉宽的增加而增加;较 高的系统燃油压力可增加控制室进油量孔的流量,从而使喷油器针阀能迅速达到较 高的平均落座速度,并在控制活塞运动的作用下维持在较高的平均落座速度附近, 因此较高的系统燃油压力可使喷油器针阀的关闭时间缩短。 由上述分析可知喷油器针阀的开启和关闭时间远大于喷油器电磁阀的开启和关 闭时间,因此喷油器的响应特性主要由喷油器液压系统的性能决定,喷油器电磁阀
响应特性的影响较小。

2.3.1.3系统燃油压力和喷油脉宽对喷油器喷油量和回油量的影响 图2.26为GD.1高压共轨式喷油器的油量控制特性,在喷油脉宽等于一定数值 时喷油器运动部件的运动过程和液压系统的压力变化过程都将经历一个最小稳定过 程,此后喷油脉宽的增加将只增加喷油器处于稳定状态的时间,由于在稳定状态时 喷油器针阀处于最大开度位置,并且喷油嘴压力室中的燃油压力又基本保持恒定, 因此在喷油脉宽大于一定数值后喷油器的燃油喷射量将线形增长。当喷油脉宽较小 时喷油器运动部件的运动过程和液压系统的压力变化过程都处于过渡状态,喷油器 针阀处于部分开度位置,并且喷油嘴压力室中的燃油压力也未达到稳态数值,此时 喷油器的燃油喷射量很低,当喷油器处于过渡状态时由于喷油器针阀开度和喷油嘴 压力室中燃油压力的双重影响,在过渡过程中喷油器的燃油喷射量随喷油脉宽有较 大的增长率。当系统燃油压力较高时,虽然燃油喷射过程略短,但是喷油器针阀却 较早达到最大升程,并且喷油嘴压力室中燃油压力也较高,因此在相同的喷油脉宽 作用下较高的系统燃油压力使喷油器的燃油喷射量较大。根据GD.1高压共轨系统 中喷油器油量控制特性的计算结果外推获得的最小横坐标截距大于O.22ms,该数据 表明GD.1高压共轨系统的喷油器可在任何系统燃油压力下进行预喷射,并且GD.1


高压共轨系统的模拟最大工作能力与文献中ECD.U2燃油系统的120MPa、250mm3/st
的最大工作能力相当。

喷油器电磁阀的启闭时间小于喷油脉宽,因此喷油器电磁阀的启闭过程不对泄 流室中的燃油压力变化过程产生较大影响,而泄流室泄流孔的背压基本保持恒定, 所以泄流室泄流孔的泄流量主要受泄流室中燃油压力变化过程的影响;在喷油脉宽 等于一定数值时泄流室中的燃油压力变化过程经历了一个最小稳定过程,此后喷油 脉宽的增加将只增加泄流室中燃油压力处于稳定状态的时间,因此在喷油脉宽大于 一定数值后喷油器的回油量将线形增加:在喷油脉宽较小时泄流室中的燃油压力变 化过程处于过渡状态,泄流室中的燃油压力处于较高状态,因此在过渡过程中泄流 室泄流孔的回油量相对喷油脉宽有较大的变化率。当系统燃油压力较高时泄流室中
.68.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

的燃油压力也较高,因此较高的系统燃油压力将使泄流室泄流孔的泄流量增加。图 2.27显示了GD.1高压共轨式喷油器的回油特性。

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图2-27喷油器的回油特性 Fi薛?27
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2.3.2燃油压力和喷油脉宽对喷油器液压系统内压力变化过程的影响

本文数值模拟了不同的系统燃油压力和喷油脉宽作用下GD.1高压共轨式喷油器
液压系统中的压力变化过程,由于受本章篇幅的限制,在此仅介绍喷油器的典型燃
.69.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

油喷射过程。为了详细地分析喷油器液压系统在不同工作条件下的压力变化过程, 将给出喷油器中喷油嘴压力室、喷油嘴针阀座通道、喷油嘴盛油槽、控制室和泄流 室内的压力变化过程,同时也将给出喷油器液压管道中一些特定位置上的压力变化 过程。为了表示喷油器整个液压系统内的燃油压力在燃油喷射过程中的变化过程, 采用两副三维图表示在一燃油喷射过程中喷油器液压系统中的压力变化过程。

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图2?28喷油器各容积中的压力变化过程(系统燃油压力25MPa,喷油脉宽0.35ms)
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图2—29喷油器管道中一些位置的压力变化过程(系统燃油压力25MPa,喷油脉宽0.35ms)
Fi92?29 The Pressure Variation at Some Locations in Pipes Pressure 25MPa,Fuel

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第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

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图2-30喷油器各容积中的压力变化过程(系统燃油压力120MPa,喷油脉宽0.35ms)
Fig 2-30 The Pressure Variation in Volumes

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图2.3l喷油器管道中一些位置的压力变化过程(系统燃油压力120MPa,喷油脉宽0.35ms)
Fi92—31 The Pressure Variation at Some Locations in Pipes

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.71.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算


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图2-32喷油器各容积中的压力变化过程(系统燃油压力25MPa,喷油脉宽1.85ms)
Fig 2-32 The Pressure Variation in Volumes

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图2?33喷油器管道中一些位置的压力变化过程(系统燃油压力25MPa,喷油脉宽1.85ms) Fi92?33
The Pressure Variation at Some Locations in Pipes Pressure

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.72-

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

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图2?34喷油器各容积中的压力变化过程(系统燃油压力120MPa,喷油脉宽1.85ms)
Fig 2-34 The Pressure variation in Volumes

ofInjector

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图2.35喷油器管道内一些位置的压力变化过程(系统燃油压力120MPa,喷油脉宽1.85ms)
Fi92?35 The Pressure Variation at Some Locations ofPipe in pressure 120MPa’Fuel

Injector

(Fuel

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-73.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

从图2-28至2-35可知喷油器电磁阀开启后泄流室中的燃油压力将迅速降至很低 的水平,因此喷油器电磁阀开启后作用在电磁阀衔铁头部的液压反力将迅速降低, 而电磁阀的开启电磁吸力却非常大,并且电磁阀产生的电磁吸力还在继续增长,所 以喷油器电磁阀一旦开启将迅速达到最大升程,由此可见泄流室的存在可缩短喷油 器电磁阀的开启过程:但在喷油器电磁阀关闭后泄流室中的燃油压力又迅速达到控 制室中的燃油压力值,此后泄流室中的燃油压力将与控制室中的燃油压力同步变化, 因此泄流室的存在并不影响喷油器电磁阀关闭过程中作用在电磁阀衔铁头部的液压 反力,因此也不会影响喷油器电磁阀的关闭过程。喷油器电磁阀开启后的流通面积 能迅速达到最大值,并且电磁阀的最大流通面积相对很大,而喷油器电磁阀的背压 又相对很小,故电磁阀的初始泄流量相对很大,由于泄流室的容积非常小,所以电 磁阀开启后泄流室中的燃油压力将急剧降低,而且电磁阀的最大流通面积远远大于 控制室泄流量孔的流通面积,所以泄流室中的燃油压力可以达到很低的数值:由于 泄流室的容积相对很小,所以在喷油器电磁阀关闭后不对控制室中的燃油压力变化 过程产生影响,而且泄流室中燃油压力能与控制室中燃油压力同步变化。 图2.32和2—34显示了控制室中燃油压力的典型变化过程,由图可见随着泄流室 中燃油压力的急剧降低控制室中的燃油压力也急剧降低,但随着控制室中燃油压力 的降低泄流量孑L的泄流量将会减少,而控制活塞的排出量却随着控制活塞速度的逐 渐升高而升高,当控制室泄流量孔的流量与进油量孔的流量之差小于控制活塞的排 出量时控制室中的燃油压力又会上升,控制室中燃油压力的升高将导致控制活塞速 度的减小、泄油量孔流量与进油量孔流量之差的增大,这将使控制室中的燃油压力 趋于降低,但由于控制活塞的速度变化过程与控制室中燃油压力的变化过程不匹配, 因此控制室中的燃油压力将在某一范围内上下波动,只有当控制活塞达到最大升程 后控制室中的燃油压力才会继续下降,并有可能达到最低稳定值。控制室泄油量孔 和进油量孔的流通面积不应相差太多,否则控制室中的燃油压力会降至很低,最终 将导致控制活塞关闭延迟时间的增加。在喷油器电磁阀关闭初期控制室中的燃油压 力将会迅速升高,在达到某一数值后控制活塞将开始落座,当控制活塞的下降速度 达到一定数值后控制室进油量孑L的流量将不足以填补控制活塞运动形成的空腔,因 此控制室中的燃油压力将开始下降,而控制室中燃油压力的下降将导致控制活塞速 度的降低和进油量孔流量的增加,这将使控制室中的燃油压力趋于升高,也是因为 控制活塞速度的变化过程与控制室中燃油压力的变化过程不匹配,因此控制室中的


燃油压力将在一定范围内上下波动,由于控制室的容积逐渐增大,因此控制室中的
燃油压力有逐渐变小的趋势,在控制活塞落座后控制室中的燃油压力将迅速达到喷 油器入口的压力水平。 由图2.28和2—30可见喷油器针阀的开启程度越低喷油嘴压力室中燃油压力能达


第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

到的相对数值也越低,而且燃油喷射过程的结束阶段相对较长,因此喷油器针阀的 部分开启不利于燃油的雾化;在喷油器针阀达到最大升程后喷油嘴压力室中的燃油 压力能达到相对较高的数值,并能维持一段几乎恒定的峰值喷油压力,但是峰值喷 油压力也小于系统燃油压力。图2—28、2.30、2.32和2.34显示喷油嘴针阀座通道中 和盛油槽中的燃油压力在燃油喷射过程中基本保持不变,只在喷油嘴针阀的开启和 关闭过程中有所降低和升高,由此可见喷油器液压系统中的压力降低主要发生在喷 油嘴压力室中;由于喷油嘴压力室具有一定的容积,这才导致了喷油开始的喷油压 力升高过程、喷油结束的喷油压力降低过程和峰值喷油压力的减少,为了改善燃油 喷射过程建议采用无压力室喷油嘴或小压力室喷油嘴。 由图2-29、2-3l、2—33和2.35可见喷油器针阀的开启和关闭过程是喷油器液压 系统中压力波动的主要原因,喷油嘴针阀的开启过程会在喷油嘴针阀座处诱发一个 低压波,该低压波在向喷油器液压系统上游的传播过程中将逐渐衰减,而喷油嘴针 阀的关闭过程会在喷油嘴针阀座处产生一个略小的高压波,该高压波在向喷油器液 压系统上游的传播过程中将迅速衰减:虽然喷油器控制室中的压力波动比喷油嘴针 阀座处的压力波动大很多,但是控制室极小的进油量孔削弱了控制室中压力波动对 上游管路压力的影响,其在喷油器控制室上游管路中仅引起了很小的压力波动。由 图可见在喷油器进油压力恒定时,虽然喷油器液压系统中的燃油压力在燃油喷射过


程中会出现一些波动,但对喷油器进口燃油压力的影响却很小,因此喷油器的燃油 喷射过程对共轨蓄压管道中的燃油压力影响很小。 图2—36、2.38和2.40显示了从喷油嘴压力室到喷油器燃油入口之间的燃油压力 变化过程,单元1、2和8分别代表喷油嘴的压力室、针阀座通道和盛油槽,单元2~7 代表喷油嘴针阀座到盛油槽的通道,单元9--'35代表盛油槽到喷油器燃油入口的管 道。图中显示在喷油嘴针阀的开启过程中喷油嘴针阀座通道中出现了一个低压波, 该低压波将沿系统长度和时间方向向上游传播,在向上游的传播过程中低压波逐渐 衰减,而在喷油嘴针阀的关闭过程中喷油嘴针阀座通道中出现了一个高压波,该高

压波也沿系统长度和时间方向向上游传播和衰减,但是低压波和高压波都不对喷油
器入口燃油压力产生明显的影响。在燃油喷射过程中喷油嘴针阀座通道中的燃油压 力一直保持相当的数值,但在喷油嘴压力室内燃油压力却突然降至很低,以至不能 在图中显示。图2-37、2.39和2.41显示了从喷油器泄流室到喷油器燃油入口之间的 燃油压力变化过程,单元1和2分别代表喷油器的泄流室和控制室,单元3~19代表 控制室到喷油器燃油入口的管道,图中显示了喷油器进油总管和支管中的压力波动 相对喷油器泄流室和控制室中的压力波动非常小,并且在燃油喷射过程中几乎恒为 系统燃油压力,图中显示的喷油器泄流室和控制室中燃油压力的变化过程前已详细 分析。GD.1高压共轨式喷油器液压系统的单元划分详见图2—5。
.75.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算






."/6.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算



?77.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算






-78-

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

图2.42和2—43显示了喷油器电磁阀驱动信号、电磁阀衔铁升程、控制室内燃油 压力、喷油器针阀升程和燃油喷射率的变化过程和相对关系。


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图2—42喷油器中的动态变化过程(燃油压力60MPa,喷油脉宽I.5ms)
Fi92-42 Dynamic Changing Process in

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Width 1.5ms)

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

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图2.43喷油器中的动态变化过程(燃油压力90MPa,喷油脉宽1.5ms)
Fi92?43 Dynamic Changing Process in

tnjector(Fuel

Pressure

90MPa,Injecting

Pulse

Width 1.5ms)



.80.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

2.3|3高压共轨式喷油器的结构参数对性能的影晌 2.3.3.1控制室泄油量子L和进油量孔对喷油器响应性能的影响



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图2-44控制室量孔对喷油器最小启闭周期的影响(燃油压力25MPa)
Fi92-44 The Effect ofCalibrate Hole
on

Minimum Injecting Time ofInjector

(Fuel Pressure 25MPa)
.81.

第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

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图2-45控制室量孔对喷油器最小启闲周期的影响(燃油压力120MPa) Fi醇-45
The Effect ofCalibrate Hole
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(Fuel Pressure 120MPa)

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第二章GD一1高压共轨系统中电控液压喷油器的模拟计算

控制室量孔尺寸的选择和匹配显著影响高压共轨式喷油器的燃油喷射规律,为 了比较控制室的进油量孔(直径d1)和泄油量孔(直径d2)对喷油器响应性能的影 响,数值模拟了喷油器针阀达到最大升程后喷油脉冲立刻结束的过程,即数值模拟 了不同量孔组合时喷油器针阀的全开最小启闭周期,图2.44和2.45为模拟计算的 结果。图2.44和2.45显示在不同的系统燃油压力下控制室的泄油量孔和进油量孔 对喷油器最小启闭周期的影响趋势相同,增大泄油量孔与进油量孔的流通面积之差 可加快喷油器针阀的开启过程,但会增加喷油器针阀驻留在最大升程位置的时间,
而增大进油量孔能显著地缩短喷油器针阀的关闭过程,并且相同的进油量孑L使喷油

器针阀的关闭过程呈现相同的趋势,但会使喷油器进油总管的压力波动增大。控制
室泄油量孔的增加会使控制室初始压力降低剧烈,控制室中剧烈的压力降低将导致 控制活塞开启速度的迅速增大,而控制活塞开启速度的迅速增加又将导致控制室中

燃油压力的升高,因此在喷油器针阆的开启过程中控制室内燃油压力基本维持不变; 控制室进油量孔的增加会使控制室压力初始上升剧烈,

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