電控單體泵供油過程聯合仿真研究

趙萬林，李國岫，王蘭，李治洪，王杰，何雙毅

(1.北京交通大學機械與電子控制工程學院，北京 100044；2.中國北方發動機研究所(天津)，天津 300400)

日益激烈的發動機市場競爭對高壓供油系統的性能與設計都提出了非常高的要求，比如噴射壓力進一步提高，噴油量進一步增大。單體泵燃油噴射系統是能夠滿足高壓供油系統高要求的一種產品[1]，其不但具有噴油量和噴油正時靈活可控的工作特性，而且具有較高的噴射壓力和良好的工作可靠性，主要用于中大功率柴油機[2-3]。近年來，隨著計算機性能的持續提高，計算機建模和仿真技術得到迅速發展，對單體泵燃油系統的研究已經從以前的面向單一部件、單一因素、單一過程的研究發展到目前面向燃油系統整體、多因素的全局仿真，即復雜系統的耦合仿真技術。

北京理工大學的仇濤等[4]建立了電控單體泵燃油系統數值模型，并用AMESim軟件進行了仿真計算，優化了凸輪型線，提高了單體泵燃油系統的供油性能。上海大學機電工程與自動化學院的張廷羽、張國賢與上海交通大學張勝昌等[5-6]建立了高速電磁閥的電、磁、機、液數值模型，并利用Ansys/AMESim軟件將上述模型聯系起來求解，提出了高速開關電磁閥的優化方案與新算法。經過該優化方法，仿真結果與試驗結果有較好的一致性。伊朗的錫斯坦和Baluchestan大學的Behrouz Najjari[7]用數值模擬方法建立了基于PWM技術和FLC的電動-氣動位置控制閥模型,包含電子系統、磁系統、機械系統以及流體系統。

以上研究方法均是采用一維仿真軟件來實現，而在實際問題中，對于不同結構的電磁控制閥，其控制閥腔形、結構尺寸等均存在著較大差異，對單體泵燃油系統的流通特性、響應特性等有著很大的影響，因此，一維仿真不能較好地反映出單體泵燃油噴射系統控制閥內燃油的真實流通特性，更無法得知零部件局部結構對系統流通特性的影響。CFD三維仿真軟件能夠清晰地給出燃油在控制閥內部的壓力、速度分布，對于控制閥的優化設計具有很重要的地位。在過去的15年中有人相繼提出了采用RANS[8]方法與DNS[9]方法來研究電磁閥內部的流動現象，但是兩者是基于流動的理論方程建立的，這種方法不是很嚴謹。浙江大學流體動力傳遞和控制國家重點試驗室的Bing Xu等[10]用數值方法建立了高響應、大流量三級轉換閥的電磁機液模型，并分析了其動態特性，仿真結果表明控制壓力是影響主閥響應的主要參數。西安理工大學的馬玉山等[11-12]利用Ansys CFD軟件研究調節閥閥芯在運動狀態下的動態不平衡力，通過建立閥體內部流場模型，對可變壓差下自動調節閥閥門內部的流場進行分析。土耳其Uludag大學建筑工學院機械工程系的Elif Erzan Topcu等[13]用Matlab/Simulink建立了電動氣動高速開關閥的電磁-機-液模型并研究了相關特性，并通過試驗證明了模型的可靠性。印度瓦薩維工程學院的C. Srikanth等[14]使用動網格來研究典型閥門氣體的流體動力學特性，通過CFD中的動網格方法可以實時地觀察流體流動行為，同時能幫助優化閥體內部結構。模擬結果表明，腔內壓力變化受腔結構的曲率變化影響很大。以上對電磁控制閥的聯合三維仿真大部分是使用CFD來計算控制閥的內部流場分布情況，在以上研究中，模型壓力安全閥被大大簡化了。隨著計算機建模和仿真技術的迅速發展和對產品要求越來越高，求解單一領域的技術已經無法適應當今產品的開發需要。

綜上所述，單體泵燃油系統是一個涉及多領域的復雜系統，各個子系統之間還存在相互聯系、相互作用、相互耦合的關系。電磁控制閥是燃油系統的核心部件，其對燃油系統的控制是通過電磁原件連接閥體在控制閥腔來回運動進而控制閥腔內部流體流動來實現的，所以應當進一步研究控制閥腔內燃油的流動狀況以及燃油流動與閥腔結構、驅動系統之間的動力學關系，建立燃油系統的聯合仿真模型，通過仿真分析，考慮多系統之間的作用關系。

本研究通過Ansys Maxwell軟件建立電磁控制閥仿真模型，用Fluent軟件建立單體泵部分流場模型，通過Workbench聯合仿真平臺和UDF程序將電磁閥仿真模型與流場仿真模型進行數據傳遞，并用UDF程序將高壓邊界壓力曲線以及柱塞速度曲線動態鏈接至瞬態三維流場，將動網格技術與運動部件的位移變化相結合，開展電磁-機-液三維聯合仿真計算，研究壓縮供油過程單體泵流通特性及動態響應特性，綜合考慮復雜的電磁轉換與機械運動以及燃油流動之間的作用關系。該研究可為單體泵燃油系統的設計、優化以及柴油機的動力、排放性能的進一步提高提供理論參考依據。

1 單體泵燃油系統供油過程的仿真方法

1.1 單體泵燃油系統結構及工作原理

電控單體泵供油系統主要由凸輪、供油泵、高響應電磁控制閥、高壓油管和噴油器總成組成(見圖1)。供油過程工作原理：當凸輪位于基圓位置時，柱塞位于下止點，此時高壓管道與低壓管道的燃油壓力是相等的；凸輪軸旋轉，凸輪通過挺柱驅動柱塞向上運動，此時高壓區的壓力沒有快速上升。當電磁閥通電，電磁力驅動銜鐵帶著閥芯運動關閉控制閥，柱塞繼續向上運動壓縮燃油，高壓油道壓力增高。

圖1 單體泵燃油系統示意

1.2 模型的建立

1.2.1電磁控制閥模型建立及網格劃分

圖2示出基于Ansys Workbench仿真平臺搭建的電磁-機-液聯合仿真模型，其中使用Maxwell軟件建立電磁閥模型，使用Fluent軟件建立單位流場模型。

圖2 Workbench中三維聯合仿真模塊的連接

電磁閥的有限元模型見圖3。模型由Maxwell軟件建立，主要由鐵芯、線圈、銜鐵等組成。線圈繞在鐵芯上，當線圈通電時，電磁閥直接產生電磁力。銜鐵克服彈簧力的作用，帶動閥芯一起運動。

圖3 磁路系統電磁閥及其網格模型

利用UG軟件根據單體式噴油泵燃油系統建立控制閥腔和柱塞腔的燃油流道幾何模型，模型幾何模型及尺寸見圖4和表1。

圖4 三維流場幾何模型

高壓管道直徑d1/mm3低壓管道直徑d2/mm4柱塞腔直徑d3/mm15高壓管道長度d4/mm28柱塞腔高度d5/mm11.6行程止擋直徑d6/mm6.36閥桿直徑d7/mm4.36閥芯頭部直徑d8/mm5.4高壓油管長度d9/mm33.7流道圓角半徑α/mm1

模型采用混合網格(即結構化網格和非結構化網格結合的方式)進行網格劃分。高壓管道和柱塞腔采用結構化六面體網格，控制閥腔為復雜的不規則幾何體，采用非結構化四面體網格，流場網格模型見圖5。為了保證仿真結果的可靠性和準確性，對壓力、速度梯度變化較大的閥口處進行局部網格加密。網格質量主要用兩個參數來衡量：等角度扭曲率和縱橫比率[15]，一般情況下四面體網格的等角度扭曲率小于0.85。在本研究的模型中，模型的等角度扭曲率為0.756。采用網格獨立性分析找到了在保證計算準確性的基礎上減小CPU總時間所需的網格精度。此模型總網格數為103.89萬，單個服務器計算時間大約30 h。

圖5 單體泵蓄壓過程三維流場網格模型

1.2.2單體泵燃油系統電磁-機-液耦合關系設置

閥芯運動方式通過UDF來描述，UDF將三維電磁軟件Ansys Maxwell計算的電磁閥“時間-位移-電磁力”曲線關系編譯進Fluent流場，閥芯的關閉過程受電磁力、彈簧力、液壓力及摩擦力的綜合作用，仿真計算中考慮到了電磁、機、液等方面的復雜因素。

柱塞的運動邊界條件從一維液力仿真模型引入[16]，圖6示出一維模型中供油過程柱塞速度曲線。提取3.54～4.44 ms過程的柱塞速度曲線，對控制閥關閉過程流場進行瞬態仿真，燃油從低壓油道流入高壓油道，故低壓控制閥的低壓油道設置為壓力入口邊界條件，加載曲線見圖6。為了實現蓄壓過程，將高壓油道的出口設置為Wall。使用UDF用戶自定義程序將柱塞運動速度曲線和低壓油道壓力曲線鏈接到Fluent流場仿真中，作為數值仿真計算時的運動邊界條件和壓力邊界條件設定值。

對于壓力和速度的耦合，本模型采用選擇SIMPLE壓力分離式求解算法，采用realizableκ-ε湍流模型仿真計算單體泵燃油系統泄壓過程。由于一階迎風差分格式的數值穩定性較好，用其作為空間離散化方法。近壁區流動采用標準壁面函數法求解，流體與壁面接觸的邊界為靜止壁面。解的收斂性用殘差曲線判斷，最大殘差應小于1.0E-3，平均殘差小于1.0E-4。

圖6 低壓油道壓力曲線及柱塞速度曲線

1.3 仿真結果驗證

1.3.1電磁閥模型的驗證

圖7示出電磁力仿真值與試驗值的比較。隨著電流的增加，電磁力仿真值和試驗值的差先增加后減小，驅動電流為9 A時兩者的差值最大，當電流超過13 A時差值為負數。當電流在4～13 A范圍內，仿真值大于試驗值，這是因為實際電磁控制閥工作中，線圈溫度隨著電流的增大而升高，電磁控制閥磁性變差，電磁力低于試驗值。當電流大于13 A，電磁閥出現局部磁飽和，仿真值低于試驗值?？傮w上看，仿真電磁力和試驗電磁力有較高的一致性。圖8示出兩者的最大誤差小于5%，因此可認為本研究建立的電磁閥模型是科學合理的。

圖7 電磁力仿真值與試驗值對比

圖8 電磁力的誤差值

1.3.2控制閥內部流場模型的驗證

根據單體泵燃油系統模型可知三維流場模型的高壓油道出口壓力即為泵端壓力，用泵端壓力試驗值與高壓油道出口壓力仿真值進行對比(見圖9)，可以發現兩者的變化趨勢一致，均先保持平穩后逐步上升。從總體看，兩者壓力值的誤差保持在10%以內，故三維模型能較準確地反映燃油系統流場流動特性以及系統工作特性的變化趨勢，可以用于進一步的研究。

圖9 高壓油道出口壓力校準曲線

2 單體泵燃油系統供油特性分析

仿真了單體泵凸輪轉速為1 250 r/min的工況下，壓縮供油過程閥芯從靜止到控制閥閉合的蓄壓過程中柱塞腔、控制閥腔以及高壓油道的流場。

2.1 燃油質量流率和出口壓力

圖10示出閥芯升程、燃油密度以及燃油質量流率曲線。電磁控制閥的開啟和關閉是決定閥性能和工作狀態的關鍵因素，閥的關閉過程由吸合觸動時間T1和吸合運動時間T2組成。T1表示線圈通電后，電流增加到吸合電流為止的階段，在此階段銜鐵和閥芯尚未開始運動，這是由于電磁鐵的材料和結構、彈簧預緊力等的影響。進入吸合運動階段T2后，由于電磁力大于彈簧力、液壓力，銜鐵帶動閥芯開始運動。

圖10 閥芯升程、燃油密度以及燃油泄漏率曲線對比

可以看到，閥芯在0.23 ms之前維持在原來位置。這個階段電磁控制閥中電磁力逐漸增加，柱塞向上運動壓縮燃油，所以流場中壓力也呈上升趨勢，故閥芯所受的液力也逐漸增加。但電磁力和液壓力的合力小于彈簧預緊力，故閥芯維持原位置不動。此時閥口開度是最大的，在柱塞壓油的過程中，燃油密度也逐步上升，故低壓油道處流出的燃油質量迅速上升，0.23 ms時刻燃油質量流率達到最大值0.7 kg/s。

當電磁力和液壓力繼續增加至0.23 ms時刻，其合力大于彈簧預緊力，故此階段閥芯在彈簧力、電磁力、液壓力以及摩擦力的作用下開始運動，關閉控制閥。此階段由于閥口開度越來越小，故質量流率的總體趨勢逐漸減小。高壓油道壓力值和流場的密度有相似的變化趨勢，閥芯開始運動時，兩者先逐漸減小后持續升高。壓力和密度值減小的原因是部分燃油從低壓油道流出，導致流場中燃油密度降低。但是隨著閥口越來越小，低壓油道流出的燃油越來越少，柱塞持續保持向上運動進行壓油，故流場中燃油壓力也越來越高，燃油密度也隨之增加。

0.57 ms時刻，閥芯停止運動，此時閥芯達到最大位移，約為0.22 mm。在實際情況中，此時閥口是完全關閉的，但由于仿真技術的局限閥口無法達到完全關閉，密封錐面留有極小的縫隙，低壓油道仍有部分燃油泄漏，但是對流場壓力影響極小，可以忽略不計。此階段高低壓油路被阻斷，高壓油路中燃油在柱塞的作用下壓力和密度均急劇上升，此過程即為單體泵燃油系統的蓄壓過程。當高壓油路中壓力上升到針閥的開啟壓力即開始噴油。

2.2 流場壓力分布

在瞬態仿真過程中進行設置，可以實時地觀察到內部流場任何時間和任何開口度下的流動情況(見圖11)。由前文可知，在0.23 ms之前，閥芯處于靜止狀態，閥口的開度為最大，此階段只有柱塞受凸輪軸驅動向上壓縮燃油，雖然低壓油道的質量流率迅速增加，但是高壓油路中壓力也迅速升高，圖中顯示0.12 ms時刻柱塞腔中壓力已經達到35 MPa。0.23 ms時刻閥芯開始運動，閥口開度開始減小，此時燃油不僅處在高低壓腔極大的壓差之下，而且在閥芯以及柱塞雙重運動條件下，高壓流道中燃油流速急劇上升。根據伯努利方程的推論，隨流速的增大，壓力要減小?？梢钥吹綀D中0.26 ms時刻高壓管道以及柱塞腔壓力均有所降低。

圖11 單體泵燃油系統流場壓力云圖

0.7 ms以后閥口閉合，高低壓油路截斷，燃油被柱塞繼續壓縮，0.3 ms之內高壓油腔壓力迅速升高至78 MPa。當閥芯閉合之后，密封錐面由于極高的流速和極大的壓差形成部分負壓區域，而低壓油腔的壓力值始終維持在0.5 Pa。

2.3 閥芯表面湍流強度和湍動能

湍流強度為速度波動的均方根與平均速度的比值，小于10%的為低湍流強度，高于10%的為高湍流強度。計算公式為

(1)

圖12示出單體泵蓄壓階段閥芯表面的湍流強度曲線?？梢钥闯鲈陂y芯表面湍流強度總體小于10%，燃油流動狀態為低湍流強度。0～0.2 ms為閥芯吸合觸動時間(T1)，三維流場中只有柱塞在凸輪作用下向上運動，控制閥芯在彈簧預緊力的作用下處于初始靜止狀態，密封錐面的開口度最大，此階段口徑d維持不變。隨著流場中燃油被壓縮，壓力有所增加，式中密度ρ與流速V均隨之增加，故閥芯表面的湍流強度I急速上升；在閥芯吸合運動階段(T2)，閥芯受電磁力逐漸閉合，閥口開度減小，即流通口徑d減小。此階段燃油密度仍然呈上升趨勢。由于閥口附近的壓差繼續增加，故此處流速也有所上升。綜合幾方面的因素考慮，閥芯的吸合運動階段湍流強度呈現平穩下降趨勢。

圖12 閥芯表面湍流強度

湍動能κ是湍流模型中最常見的物理量，可以利用湍流強度估算湍動能。兩者之間的關系為

(2)

式中：u為平均速度；I為湍流強度。湍動能不僅與湍流強度有關，也和流速有關。

圖13示出閥芯關閉過程閥口附近湍動能分布云圖。隨著閥芯的運動，閥芯頭部的湍動能越來越大。這是因為在閥芯的關閉過程中，由于閥口附近壓差越來越大，流速也隨著增加，湍流強度雖然在閥芯的吸合運動階段有所降低，但是在蓄壓階段，有明顯回升，故閥口附近的湍動能隨著閥芯的運動越來越大。

圖13 閥芯表面湍動能分布云圖

3 結論

a) 通過聯合仿真方法，對單體泵供油過程進行仿真研究，在吸合觸動階段閥芯維持原位置不動，但電磁力逐漸增加，高壓油路中壓力迅速升高，閥芯所受的液力逐漸增加，燃油密度逐步上升，低壓油道處流出的燃油質量迅速上升；閥芯頭部所受的靜壓積分和動壓積分也逐漸上升，但靜壓積分范圍比動壓積分大一個數量級；

b) 在電磁閥的吸合運動時間，閥芯在彈簧力、電磁力、液壓力以及摩擦力的作用下開始運動關閉控制閥，閥口開度越來越小，故質量流率的總體趨勢逐漸減小，在閥芯以及柱塞雙重運動條件下，高壓流道中燃油流速急劇上升，但燃油密度先逐漸減小后持續升高；

c) 閉合狀態階段閥芯停止運動，高壓油路中燃油壓力和密度均急劇上升，但密封錐面附近由于極高的流速和極大的壓差形成部分負壓區域，而低壓油腔的壓力值始終維持在0 Pa；發生壓力突變的區域為與柱塞腔相連的的高壓油道與控制閥閥口處，這兩個位置均為幾何結構因素對壓力分布影響較大的區域；閥口節流作用明顯，流速隨之降低，閥芯頭部的湍動能越來越大。