提高共軌噴油器工作效率研究

吳小軍， 奚星， 孫樹平， 徐春龍， 趙中余

(中國北方發動機研究所(天津)， 天津　300400)

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提高共軌噴油器工作效率研究

吳小軍， 奚星， 孫樹平， 徐春龍， 趙中余

(中國北方發動機研究所(天津)， 天津300400)

根據電磁閥式共軌噴油器工作特點，研究了提高大流量電磁閥式共軌噴油器工作效率的技術途徑。以噴孔前的壓力為實際噴油壓力，其與供油壓力的比為共軌噴油器的有效噴油壓力效率；以噴油量與噴油量和總回油量之和的比為共軌噴油器的有效噴油量效率。結果表明：噴油器有效噴油壓力效率與有效噴油量效率相互影響；采用異型結構噴油嘴偶件可以有效提高噴油器工作效率；噴油器與燃油軌間高壓管路長度、噴油嘴偶件及其他結構參數進行綜合匹配，能夠進一步提高噴油器工作效率。綜合匹配的計算結果表明，在160 MPa標定壓力下，最大有效噴油壓力效率達到108.3%，有效噴油量效率達到96.8%。

共軌噴油器； 噴油壓力； 噴油量； 工作效率

高壓共軌系統實現了供油過程與噴油過程的分離，使得共軌噴油器的噴油過程不再受供油過程控制，具有廣泛的應用前景[1-2]。其中，電磁閥式共軌噴油器，通過改變電磁閥的通電時刻與時長實現對噴油過程的控制。該工作原理決定了噴油器中的高壓燃油被分成三部分：其一由噴油嘴噴孔噴入發動機氣缸；其二由噴油器控制閥閥門流回共軌系統的低壓油路，稱為動態回油量；其三則是各個密封處高壓燃油的泄漏，稱為靜態回油量。噴油器的靜、動態回油量增加了共軌系統的能量損失。為減小噴油器的回油量，主要措施是改變控制閥的結構形式，將目前普遍采用的兩位兩通控制閥改為兩位三通閥，但又會帶來加工成本與噴油一致性取舍的新問題[3]。因此，目前控制閥結構還以兩位兩通控制閥為主，則噴油器的靜、動態回油量主要還要依靠精密制造、結構優化來降低。

通過提高轉速和平均有效壓力實現發動機升功率的提升，是柴油機未來發展研究方向之一[4-6]，隨著發動機轉速、單缸功率的不斷提高，與之匹配的供油系統的噴油流量、單次循環噴油量、平均噴油速率等需要大幅度提高。一般技術措施是提高供油壓力或增加噴孔面積。供油壓力提高不僅將增加供油泵的制造難度，整個共軌系統的密封性需要重新評估，尤其是噴油器控制閥閥門的密封問題。噴孔面積增加需要與噴油器高壓油道、噴油嘴密封座面結構等進行匹配設計[7]，否則將限制噴油器實際工作壓力提高，甚至降低。

本研究以一種典型共軌噴油器為基礎，分析了提高噴油器實際工作壓力，同時還能進一步降低噴油器動態回油量的技術途徑，為提高大流量共軌噴油器的工作效率提供了參考依據。

1　共軌噴油器工作效率定義

圖1示出某典型共軌噴油器結構簡圖。其采用了兩位兩通控制閥、單向式球閥密封、導桿及P系列噴油嘴偶件等結構。其中，針閥及長導桿運動方程為

式中：p1，p2，p3分別為控制腔、盛油槽及壓力室壓力，在噴油前p1，p2與供油壓力相等，p3與實際噴油壓力相等；d1，d2，d3分別為導桿、針閥及針閥密封座面直徑； F為針閥彈簧預緊力；x為針閥升程。

由上式可知，控制腔壓力的變化速度將對噴油器導桿、針閥的運動速度造成影響。控制腔壓力變化速度減慢，則針閥向上運動速度減慢而向下運動速度增加，相同噴油持續期內的針閥升程減小，使得針閥密封座面流通面積減少，導致對由盛油槽流向壓力室高壓燃油產生的節流作用增強。然而，控制腔壓力變化速度受控制腔進、出油量孔匹配的影響，而控制腔進、出油量孔又是影響噴油器動態回油量的關鍵參數。因此，噴油器的實際工作壓力與回油量大小是相互影響的關系。

由于噴油嘴偶件結構緊湊，噴孔前壓力即實際工作壓力很難測量，本研究利用噴油性能試驗數據，與實際工作壓力進行初步比較，再利用仿真工具獲取噴孔前的壓力變化曲線，根據計算結果分析噴油器實際工作壓力的變化規律。定義：噴油量比噴油量與總回油量之和為有效噴油量效率；最大實際工作壓力比供油壓力為最大有效噴油壓力效率；平均實際工作壓力比供油壓力為平均有效噴油壓力效率。

圖1　典型共軌噴油器結構

2　共軌噴油器性能試驗與仿真

應用法國EFS高壓共軌性能試驗臺測得某典型共軌噴油器的性能數據(見表1)。該噴油器噴孔為10×0.26 mm，噴油器內部高壓油道及高壓油管內徑為3 mm，燃油軌與噴油器連接的高壓油管長度為450 mm，標定工作壓力為160 MPa。

表1　典型噴油器噴油性能試驗數據

由表1可知，平均噴油速率隨著噴油持續期的增加而提高。由噴孔流量計算公式初步分析：在相同噴孔結構、相同壓力下，平均噴油速率提高，則相對平均實際工作壓力也提高，使得噴油器有效噴油壓力效率提高。分析原因：隨著噴油持續期增加，針閥升程提高，針閥座面節流作用減小，則實際工作壓力提高。為獲取噴油器實際工作壓力曲線，應用Amesim軟件建立了噴油器性能仿真模型(見圖2)。受導桿結構影響，該噴油器有較大的靜態泄漏回油量，在模型中調整了導桿與針閥的泄漏模塊的輸入參數。由表2可知，該模型的噴油量與噴油持續期的計算結果與試驗結果誤差較小，可用于噴油器工作效率研究。

圖2　典型共軌噴油器性能仿真模型

表2　典型噴油器噴油性能試驗數據與仿真結果對比

3　提高共軌噴油器工作效率研究

3.1控制腔進、出油量孔對工作效率的影響

調整控制腔進出油量孔孔徑，其中進油量孔孔徑基礎值為0.23 mm，出油量孔孔徑基礎值為0.35 mm，調整幅度分別為基礎值的-30%，+30%，+60%。計算結果見圖3至圖8。為保證參數調整后噴油規律的可比性，對噴油始點與時長進行了微調，保證噴油規律具有相同的始點與終點，即噴油持續期相同。后續計算均采用此法處理。

圖3　出油量孔孔徑對噴油規律的影響

圖4　出油量孔孔徑對實際工作壓力的影響

圖5　出油量孔孔徑對動態回油規律的影響

圖6　進油量孔孔徑對噴油規律的影響

圖7　進油量孔孔徑對實際工作壓力的影響

圖8　進油量孔孔徑對動態回油規律的影響

圖3和圖4示出噴油速率、實際工作壓力隨出油量孔孔徑增加而增大。圖5顯示動態回油速率隨出油量孔孔徑增加而增大，但由于出油量孔孔徑增加后，控制腔泄壓速度增加，針閥上升速度增加而關閉速度減小，則在噴油初期相同的時間段內，針閥達到的升程增加，相應地針閥關閉行程增加；而隨著針閥關閉速度的減小，為保持出油量孔增加后的噴油持續期保持不變，則需要減少控制脈寬，因此噴油器的動態回油作用時間減少。

圖6和圖7顯示噴油速率、實際工作壓力隨進油量孔孔徑增加而先減小后增加。圖8顯示動態回油速率大小不變而作用時間增加。這是由于：進油量孔增大，控制腔泄壓速度減慢而回復速度增大，使得針閥上升速度減慢而關閉速度增加，則在噴油初期相同的時間段內，針閥達到的升程減小；而隨著關閉速度的增加，為保持進油量孔增加后的噴油持續期不變，則需要增加控制脈寬，從而增加了噴油器的動態回油作用時間。

控制腔進、出油量孔對噴油器工作效率的影響見表3。由表3可見，在約1.5 ms噴油持續期內，該噴油器初始平均有效噴油壓力效率、最大有效噴油壓力效率及有效噴油量效率分別為47%，67.8%及94.6%。增大出油量孔孔徑可以同時提高噴油器有效噴油壓力效率和有效噴油量效率。增大進油量孔孔徑平均有效噴油壓力效率先增加后減小，最大有效噴油壓力效率增加，而有效噴油量效率減小。

3.2噴油嘴偶件對工作效率的影響

由噴油嘴最小流通截面計算公式可知，要減小噴油嘴密封座面的節流作用，可以增加針閥升程、密封座面錐角及密封座面直徑。在噴油持續期不變的條件下，增加針閥升程對性能沒有影響。

噴油嘴密封錐角基礎值為60°，調整值分別為80°，100°及120°，計算結果見圖9和圖10。

圖9顯示增大密封錐角可以大幅度提高實際工作壓力。噴油嘴密封座面節流作用減小，實際噴油壓力提高，則噴油初期針閥上升速度增加，針閥導桿對控制腔內燃油產生增壓效果的作用增強，對針閥上升與關閉速度產生一定的阻力，這將降低噴油初期針閥升程的差異。另一方面，由于控制腔進出油量孔孔徑不變，為保持噴油嘴密封座面錐角增加后的噴油持續期不變，需要適當減少控制脈寬，相應地減少了噴油器的動態回油作用時間(見圖10)。

表3　進、出油量孔對工作效率的影響

圖9　噴油嘴密封座面錐角對實際工作壓力的影響

圖10　噴油嘴密封座面錐角對動態回油規律的影響

調整噴油嘴偶件密封座面直徑需要與噴油嘴針閥及導桿導向面直徑進行匹配。由于該共軌噴油器采用的是P系列噴嘴，已不適合通過增加密封座面直徑來減少其節流作用的優化方向，而需要采用S系列甚至異型結構的噴油嘴偶件。本研究調整的噴油嘴偶件主要結構參數包括：密封座面直徑由2.3 mm調整到3.8 mm，針閥導向面直徑由4 mm調整到5.5 mm，導桿導向面直徑由4.3 mm調整到5.6 mm，計算結果見圖11和圖12。

圖11　噴油嘴密封座面直徑對實際工作壓力的影響

圖12　噴油嘴密封座面直徑對動態回油規律的影響

圖11和圖12顯示重新匹配噴油嘴密封座面直徑后，實際工作壓力提高，動態回油量減小。噴油嘴偶件對噴油器工作效率的影響見表4。由表4可知，通過調整噴油嘴偶件結構參數，可以有效地提高噴油器的工作效率。

3.3高壓管路對工作效率的影響

該典型噴油器高壓油道內徑為3 mm，燃油軌至噴油器間高壓油管長度為450 mm，內徑為3 mm，以上述數據為基礎值。內徑調整幅度為基礎值的+33%，+67%，+100%，計算結果見圖13和圖14。

表4　噴油噴偶件對工作效率的影響

圖13　高壓油管內徑對實際工作壓力的影響

圖14　高壓油管內徑對動態回油規律的影響

圖13顯示增加高壓管路內徑僅能增加噴油過程中間階段的有效工作壓力。圖14顯示增加高壓管路內徑對提高有效噴油量效率作用也有限。

調整燃油軌與噴油器間高壓油管的長度，基礎長度為450 mm，調整值為150 mm，300 mm，600 mm，計算結果見圖15。

圖15　高壓油管長度對實際工作壓力的影響

圖15顯示減小燃油軌與噴油器間高壓管路長度可以迅速提高最高有效工作壓力，但對提高有效噴油量效率作用有限，見圖16。這是由于：隨著高壓油管長度減小，噴油過程中燃油軌內高壓燃油能夠更快地對噴油器進行補充，從而提高了最高有效工作壓力。

圖16　高壓油管長度對動態回油規律的影響

高壓管路對噴油器工作效率的影響見表5。表5顯示減小管路長度對提高平均有效工作壓力效率、有效噴油量效率并不是單調關系，需要與噴油器其他結構參數進行綜合匹配。本次計算中高壓油管長度為300 mm時，噴油器工作效率最佳。

3.4不同噴油量下噴油器工作效率變化規律

由于噴油器噴油過程中壓力波動復雜，分別取控制腔出油量孔孔徑0.45 mm、噴油嘴密封座面錐角120°、密封座面直徑3.8 mm及燃油軌與噴油器間高壓油管長度150 mm進行綜合匹配計算。通過減小噴油持續期，與原結構參數進行不同工況下噴油器實際工作壓力、噴油器動態回油速率的對比，計算結果見圖17和圖18。

圖17　不同工況下匹配前后噴油器實際工作壓力對比

表5　油管參數對工作效率的影響

圖18　不同工況下匹配前后噴油器動態回油速率對比

圖17顯示在標定供油壓力160 MPa時，重新匹配的噴油器最大實際工作壓力由108.5 MPa提高到173.2 MPa，已經高于供油壓力。這是由于：在噴油過程中會產生“水錘”效應，“水錘”可以加速燃油軌內的燃油向噴油器進行補充，增加噴油嘴密封錐角與密封直徑后降低了節流作用，從而可以更有效地利用被加速的燃油，達到最大實際工作壓力高于供油壓力的效果。綜合匹配參數對噴油器工作效率的影響見表6和圖19。

圖19　不同工況下匹配前后噴油器工作效率變化規律

表6　不同工況下匹配前后噴油器工作效率對比

圖19顯示隨著共軌噴油器噴油量減小，原機結構與匹配后的噴油器工作效率均減小，尤其是噴油器平均有效噴油壓力效率。因此，隨著發動機轉速提高，標定點噴油持續期迅速減少，需要對噴油器尤其是噴油嘴偶件進行重新設計，必要時需要采用異型結構的噴油嘴偶件與帶蓄壓腔結構的共軌噴油器一起使用，以保證噴油器工作效率不變甚至提高。

4　 結論

a) 在共軌噴油器控制腔進、出油量孔匹配設計中，優先調整出油量孔參數，有利于同時提高噴油器有效噴油壓力效率與有效噴油量效率；

b) 增加噴油嘴偶件密封座面角與密封座面直徑對提高噴油器工作效率效果最佳；但需要現有的P系列、S系列噴油嘴偶件結構參數進行較大的改進設計；

c) 噴油器與燃油軌之間的高壓管路尺寸，尤其是長度參數對噴油器工作效率有影響，需要與噴油嘴偶件及其他結構參數進行綜合匹配，才使“水錘”效應達到最佳。

[1]格列霍夫 伊萬申克 馬爾科夫.柴油機供油裝置及控制系統[M].孫柏剛，譯.北京：北京理工大學出版社，2014.

[2]周龍保．內燃機學[M].北京：機械工業出版社,2005．

[3]王尚勇.現代柴油機電控噴油技術[M].北京：機械工業出版社，2013.

[4]Maria Thirouard,Sylvain Mendez,Pierre Pacaud.Vincent Chmielarczyk and Didier Ambrazas. Potential to Improve Specific Power Using Very High InjectionPressure In HSDI Diesel Engines[C].SAE Paper 2009-01-1542.

[5]任繼文.未來戰斗系統與高功率密度柴油機[J].車用發動機，2002(8)：5-7.

[6]李鑫.美國陸軍未來戰斗系統[J].國外坦克，2001(2)：14-17.

[7]徐家龍.柴油機電控噴油技術[M].北京：人民交通出版社，2011.

[編輯: 李建新]

Research on Improving Working Efficiency of Common Rail Injector

WU Xiaojun， XI Xing， SUN Shuping， XU Chunlong， ZHAO Zhongyu

(China North Engine Research Institute(Tianjin), Tianjin300400, China)

According to the characteristics of solenoid valve common rail injector, the technical approach of improving its working efficiency was researched. The pressure before injection orifice was the actual fuel injection pressure, and the ratio of injection pressure and supply pressure was the effective fuel injection pressure efficiency of common rail injector. The ratio of injection quantity and sum of injection quantity and total fuel return quantity was the effective fuel injection efficiency of common rail injector. The results show that the effective fuel injection pressure efficiency and the effective fuel injection efficiency influence each other. The application of special injection nozzle can improve the working efficiency of injection. The matching of high pressure pipe length between injector and fuel rail, nozzle parts and other structural parameters can further improve the efficiency of injector. The results show that the maximum effective fuel injection pressure efficiency is 108.3% and the effective fuel injection efficiency is 96.8% at the common rail pressure of 160 MPa.

common rail injector； injection pressure； injection quantity； working efficiency

2015-12-14;

2016-10-21

吳小軍(1980—)，男，副研究員，主要研究方向為高壓燃油噴射；wudadi810@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.05.010

TK421.42

B

1001-2222(2016)05-0050-07