凸輪-柱塞高壓供油系統等壓泵油特性研究

劉福水 楊子明 黎一鍇 胡 若 沈宏繼

(1.北京理工大學機械與車輛學院, 北京 100081； 2.北京電動車輛協同創新中心, 北京 100081； 3.63963部隊, 北京 100072)

0 引言

供油系統的匹配直接影響柴油機性能。電子控制與高壓噴射已成為柴油機供油系統發展的必然趨勢[1]。目前幾乎所有的高壓供油油源都是以凸輪-柱塞方式產生高壓，因此研究凸輪-柱塞系統的泵油特性和凸輪型線的關系是高壓供油系統匹配的理論基礎。

電控單體泵(EUP)系統是一種典型的凸輪-柱塞式高壓供油系統，能夠實現較高的噴射壓力，主要用于中大功率柴油機[2]。傳統EUP系統的供油凸輪采用等速或切線凸輪形式，這兩種凸輪型線所對應的泵端壓力隨噴油脈寬的增加而迅速增大[3-4]。但過高的壓力不但對燃油系統驅動機構產生很大的負荷[5]，還會對燃油密封、柴油機燃燒等產生不利的影響。因此理想的供油壓力應是泵端壓力快速達到最高值后維持穩定不變，即實現等壓供油特性。

從穩態角度出發，當系統達到等壓狀態時，系統高壓容積內的燃油壓力和密度、噴油速率等參數不再改變。由質量守恒得出，柱塞的運動速度也應為一常數，即等壓對應等速。但實驗結果表明，在凸輪軸轉速不變時，采用等速凸輪的EUP系統具有噴射壓力隨噴油脈寬增加而增大的特性[6]。

國內外對EUP系統實現理想的等壓供油特性進行了大量的研究[7-13]。前人通過改變噴射過程中柱塞的運動規律，已經實現了一定程度上的等壓噴射特性，但柱塞運動速度與油壓特性之間的關系仍不明確。為了獲取理想的泵油特性，有必要對凸輪型線與油壓特性間關系進行研究，以掌握凸輪型線的設計準則，為凸輪-柱塞泵系統的優化設計提供理論支撐。

本文結合AMESim仿真模型，分析等速凸輪與降速凸輪在不同轉速和噴油脈寬下的油壓曲線，研究降速凸輪不同工作段加速度的油壓特性，給出降速凸輪工作段加速度對油壓特性的影響規律，并獲得不同匹配轉速下最佳凸輪工作段加速度的設計公式。

1 實驗系統與仿真模型

1.1 實驗系統與方法

實驗在油泵實驗臺上進行，其原理圖如圖1所示[14]。該系統主要由燃油箱、低壓油泵、電控單體泵、機械式噴油器、高壓油管、凸輪軸組成。電控單體泵選用柱塞直徑為11 mm的Delphi-E1泵；采用起噴壓力為28 MPa的Bosch機械式噴油器；凸輪軸由電機驅動，轉速調節范圍為0～2 500 r/min，控制精度為±2 r/min。具體參數見表1。

圖1 電控單體泵實驗系統示意圖Fig.1 EUP testing system diagram1.控制柜 2.ECU 3.油壓傳感器 4.電控單體泵 5.凸輪軸 6.針閥位移傳感器 7.噴油器 8.燃燒分析儀

實驗中通過ECU控制單體泵電磁閥閉合建立高壓，使用kistler 4067BB2000型油壓傳感器、電荷放大器和Dewetron-5000型燃燒分析儀采集高壓油管泵端燃油壓力與噴油器針閥升程信號。

表1 單體泵及噴油器主要技術參數Tab.1 Main technical parameters of pump and injector

1.2 仿真模型的建立

利用AMESim軟件對電控單體泵實驗臺進行建模[15-16]，如圖2所示。

圖2 AMESim仿真模型Fig.2 AMESim simulation model diagram1.低壓油路 2.泵體 3.凸輪 4.油壓傳感器 5.高壓油管 6.單體泵電磁閥 7.噴油器 8.噴嘴

模型中電控單體泵燃油系統由低壓油路、電控單體泵和噴油器組成，由油管相互連接。低壓油路由恒定壓力的低壓油源、單向閥和濾清器組成。電控單體泵由柱塞泵、控制閥和內部油道組成。

為方便運算，模型設置噴射背壓為一常數；忽略了除運動副以外的各密封面的泄漏[17]；高壓油管采用波動模型，考慮了燃油的壓縮性和管壁的變形[18]。

1.3 仿真模型驗證

圖3為實驗臺架使用的柱塞升程曲線和柱塞運動速度曲線。工作段柱塞加速度為負，工作段寬度為35°CA(凸輪軸轉角)，柱塞最大升程18 mm。

圖3 實驗臺架柱塞運動規律Fig.3 Rule of plunger movement on test bed

圖4是在凸輪軸轉速900 r/min、噴油脈寬工況17°CA下實驗與仿真得到的油壓曲線。各關鍵點參數對比及誤差如表2所示。

圖4 標定結果Fig.4 Simulation model calibration results

表2 標定參數及誤差Tab.2 Simulation model key parameters and errors

圖6 等速凸輪不同噴油脈寬下的油壓特性Fig.6 Pressure characteristics of constant speed cam with different injection durations

由圖4可以看出，仿真曲線與實驗測試曲線的變化規律吻合，主要特征點的誤差小于0.5%，噴油量誤差小于5%，證明仿真結果有很好的可信度，仿真模型能夠準確地預測EUP系統的特性。

2 不同凸輪油壓特性對比與分析

2.1 等速凸輪油壓特性與分析

為了研究不同噴油持續期下等速凸輪油壓特性，將凸輪工作段設為等速、工作段寬度設為155°CA，如圖5所示。仿真模型中柱塞腔長度相應延長至45 mm。

圖5 等速凸輪柱塞運動規律Fig.5 Plunger movement rule of constant speed cam

2.1.1不同脈寬下的油壓特性

采用圖5所示的凸輪型線，通過AMESim計算得到不同噴油脈寬下的泵端壓力及其變化率曲線如圖6所示。計算中凸輪軸轉速為900 r/min，噴油脈寬為10～150°CA，提前角為4°CA。

圖6a是不同脈寬下泵端壓力隨凸輪軸轉角的變化規律，可以看出：隨著噴油脈寬的增加，最高噴油壓力逐漸增大，但最終實現了等壓特性；圖6b是泵端峰值壓力增量隨噴油脈寬的變化曲線。可以看出：隨著噴油脈寬增大，泵端壓力上升速度逐漸變慢，在噴油脈寬達到90°CA以后，噴油脈寬每增大1°CA，泵端壓力增量已經小于0.1 MPa。

通過仿真計算可知：在凸輪軸轉速為900 r/min時，采用等速凸輪型線的柱塞泵達到平衡狀態所需要的凸輪軸轉角超過90°CA。而柴油機實際噴油持續期一般不超過15°CA(小于30°CA)，因此在柴油機常用工況范圍內，泵端壓力始終處在快速上升階段，表現為泵端壓力隨噴油脈寬增加而增大，與范立云等[19]的研究結果相同。

凸輪-柱塞泵供油系統通過凸輪推動柱塞，壓縮高壓油腔內的燃油以達到很高的壓力，單位時間內柱塞運動導致的高壓容積減小稱之為壓油量；同時通過噴油器噴嘴處燃油噴出導致燃油壓力下降，燃油離開高壓容積的體積流量稱為噴油量。

當壓油量大于噴油量時，柱塞腔內燃油密度和壓力不斷上升；當壓油量小于噴油量時，柱塞腔內燃油密度和壓力開始下降；而當兩者相等時，柱塞腔內燃油密度、壓力等參數不再發生改變，達到平衡狀態。

2.1.2不同轉速下的油壓特性

凸輪-柱塞泵供油系統壓油量與噴油量之間的差值是導致燃油壓力變化的根本原因，壓油量與柱塞速度直接相關，通過調整柱塞速度可以控制流量差，進而控制燃油壓力的變化。

采用圖5所示的凸輪型線，通過AMESim計算得到不同凸輪軸轉速下的泵端壓力曲線如圖7所示。計算中噴油脈寬為150°CA，凸輪軸轉速為600～1 200 r/min，提前角為4°CA。圖7a是泵端壓力隨時間的變化曲線，圖7b是泵端壓力隨凸輪軸轉角的變化曲線。

圖7 等速凸輪不同凸輪軸轉速下的油壓特性Fig.7 Pressure characteristics of constant speed cam at different cam speeds

選取泵端壓力達到最大值的95%作為等壓段起點。從圖7a可以看出，凸輪軸轉速越高，泵端壓力的變化越迅速、平衡壓力越高，但平衡所需要的時間更長；凸輪軸轉速越高，單位時間凸輪軸轉過的角度也越大，因此高轉速下實現平衡狀態所需的凸輪軸轉角更大(圖7b)。

通過上述分析可知：雖然等速凸輪最終可以獲得等壓供油特性，但在過渡段表現出明顯的壓力變化。而發動機一般工作在過渡段范圍內，因此泵端壓力始終處在快速上升階段，表現為泵端壓力隨噴油脈寬增加而增大。可見，在發動機工作條件下，等速凸輪得不到等壓供油特性。

2.2 降速凸輪油壓特性與分析

采用等速凸輪在發動機常用工作范圍內僅能得到一直上升的油壓特性。有學者通過選用工作段柱塞速度逐漸降低的降速凸輪來實現等壓供油[20]，但柱塞加速度對油壓特性的影響卻少有研究。

為了獲得兩者之間的關系，在原凸輪型線基礎上，將工作段加速度Aa分別設為0、-0.012、-0.020 mm/(°CA)2，通過AMESim計算得到不同柱塞加速度下的泵端壓力曲線如圖8所示。

圖8 不同工作段加速度下的泵端壓力Fig.8 Pressure characteristics at different accelerations

計算中提前角為25°CA，參照典型柴油機最大扭矩點的噴油脈寬和發動機轉速，選擇噴油脈寬為15°CA，凸輪軸轉速為900 r/min。

可以看出，等速凸輪(下降加速度0)在柴油機工作段內，泵端壓力始終上升；當采用工作段柱塞加速度為-0.012 mm/(°CA)2時，柱塞泵可以在柴油機工作段內實現良好的等壓供油特性；但當柱塞速度下降過快時(下降加速度-0.020 mm/(°CA)2)，在柴油機工作段內出現了明顯的壓力下降現象，反而不能實現等壓供油特性。

2.2.1不同柱塞加速度下的油壓特性

從仿真結果可知，在一定凸輪軸轉速下，采用降速凸輪時，工作段內供油壓力表現為先增大后減小的趨勢。因此，存在一個最佳的加速度，使得工作段內表現為近似等壓的供油性能。

電控單體泵采用降速凸輪工作時，在工作段前閉合電磁閥，此時柱塞速度較高，壓油量遠大于噴油量使得泵端壓力迅速上升；當凸輪運轉至工作段，柱塞速度逐漸下降，壓油量減小使得泵端壓力上升速度變緩；柱塞速度繼續下降使得壓油量低于噴油量時，導致泵端壓力開始下降。降速凸輪就是利用了柱塞速度的變化導致的泵端壓力先增大后減小這一過渡階段來實現近似等壓的供油特性。

為了評價降速凸輪的等壓供油性能，本文引入等壓系數

式中φ0——從噴油器打開到結束噴油所經歷的凸輪軸轉角，即噴油脈寬

φconstant——油壓達到峰值壓力95%以上范圍所占的凸輪軸轉角，稱為近似等壓段

圖10 不同凸輪軸轉速下的油壓特性及等壓系數Fig.10 Pressure characteristics and constant pressure coefficients at different cam speed

采用不同的工作段柱塞加速度進行仿真計算，得到凸輪軸轉速900 r/min下各柱塞加速度下的等壓系數如圖9所示。可以看出工作段降速越快，等壓系數先增大后減小，在Aa=-0.013 mm/(°CA)2時，等壓系數達到最大。

圖9 不同工作段加速度下等壓系數Fig.9 Constant pressure coefficients at different accelerations

當工作段降速較慢時，系統不能實現等壓特性，或是近似等壓部分位于發動機工作段之外，在整個工作段內壓力始終處于上升階段，等壓系數為0；工作段降速較快時，近似等壓起點進入柴油機工作段內，并且降速越快，近似等壓的部分位于柴油機工作段內的比例越多，等壓系數越大；但當降速過快時，在柴油機工作段內出現壓力下降，導致等壓系數變小。

2.2.2不同轉速下的油壓特性

采用Aa=-0.013 mm/(°CA)2的凸輪型線，通過AMESim計算凸輪軸轉速600～1 100 r/min的壓力特性和等壓系數如圖10所示，計算中噴油脈寬為25°CA。

由圖10a可以看出，以900 r/min為設計點獲得的最佳凸輪加速度，在非設計轉速表現出不同的供油特性，當工作轉速高于設計轉速時，工作段內噴油壓力呈上升趨勢；當工作轉速低于設計轉速時，噴油壓力隨脈寬增大逐漸減小。從圖10b中的等壓系數變化規律來看，隨著轉速的增加，該凸輪的等壓系數先增大后減小，在設計轉速附近等壓系數最大。

通過仿真計算可以得到600～1 200 r/min轉速范圍內最佳加速度隨轉速的變化規律，如圖11所示。由圖11可以看出，凸輪軸轉速越高，對應的最佳加速度絕對值越大，即柱塞在工作段內降速越快。

圖11 降速凸輪不同凸輪軸轉速下的最佳工作段加速度Fig.11 Best acceleration at different cam speeds

這是因為隨著凸輪軸轉速的提高，柱塞運動速度變大，對應的平衡壓力也隨之變大。由2.2.1節分析可知，達到平衡狀態的壓力越高，達到平衡狀態需要的噴油脈寬就越長。因此要在較短的噴油脈寬內實現良好的等壓供油特性，就需要較大的凸輪工作段降速度。

在本實驗臺中，采用德爾福11 mm直徑E1電控單體泵搭配博世機械式噴油器，高壓油管長為600 mm時，不同轉速對應的最佳供油凸輪工作段加速度為

acam=-1.143×10-5n-0.002 86

式中acam——工作段柱塞加速度，mm/(°CA)2

n——凸輪軸轉速，r/min

因此實際匹配發動機的過程中，需根據不同的設計匹配轉速來選擇不同的凸輪工作段加速度。

當設計匹配低轉速時，泵端壓力隨凸輪軸轉角下降很快，需匹配工作段降速較慢的凸輪，同時以高轉速工況下的最大泵端壓力作為約束條件，以保證正常的噴射壓力和避免壓力過低導致的不正常噴射現象；當設計匹配高轉速時，則應采用工作段降速較快的凸輪，同時以低轉速下的最低噴射壓力作為約束條件，以保證泵端壓力不會過高，并能夠在工作范圍內實現近似的等壓特性。

2.3 樣件實驗驗證

按照上文的匹配方法，為某型發動機設計匹配了對應的供油凸輪。該發動機的最大轉速為1 800 r/min，最大扭矩點轉速為1 200 r/min。

針對最大扭矩點的工作轉速來進行供油凸輪型線的設計，凸輪軸轉速600 r/min，凸輪工作段加速度選為最佳值：-0.01 mm/(°CA)2。加工得到的油泵實驗臺凸輪軸如圖12所示，優化前后凸輪型線對比如圖13所示。

圖12 優化后實驗用凸輪軸Fig.12 Optimized camshaft for experimental use

圖13 優化前后凸輪型線對比Fig.13 Comparison of cam profile before and after optimization

在油泵實驗臺上，該供油凸輪軸的凸輪型線與不同脈寬下的泵端壓力曲線如圖14所示，噴油脈寬為10～15°CA，提前角為25°CA。

圖14 降速凸輪不同噴油脈寬下的油壓特性Fig.14 Pressure characteristics of deceleration cam with different injection durations

由圖14可以看出，采用上文分析得到的最佳工作段柱塞加速度時，噴油脈寬11～15°CA，最大泵端壓力基本保持不變，實現了良好的等壓供油性能；同時由EFS分析儀測量得最大噴油量達到438 mm3，滿足了發動機的供油需求。

3 結論

(1)等速凸輪最終可以獲得等壓供油特性，但在90°CA的過渡段內則表現出明顯的壓力變化。發動機一般工作在過渡段范圍內，因此在柴油機常用工況范圍內，泵端壓力始終處在快速上升階段，表現為泵端壓力隨噴油脈寬增加而增大。

(2)利用降速凸輪產生的泵端壓力先增大后減小這一過渡過程可以實現近似等壓的供油特性；但當加速度過大，或噴油脈寬過長，會出現壓力達到最高值后迅速下降的情況。

(3)在某一設計轉速下，存在一個最佳的凸輪加速度，以獲得最大的等壓系數。給出了針對確定結構的電控單體泵系統不同匹配轉速下最佳凸輪工作段加速度的計算公式，acam=-1.143×10-5n-0.002 86。

(4)降速凸輪最佳加速度與設計匹配轉速有關。設計匹配轉速越高，對應的最佳凸輪加速度絕對值越大。

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