基于進油比例控制閥的軌壓控制仿真研究

陳海龍

（武警海警學院機電管理系 浙江 寧波 315801）

引言

高壓或超高壓噴射，噴射壓力、噴油定時和噴油量的靈活控制，噴油速率控制以及預噴射、分段噴射、多次噴射和快速停油等措施是通過改善燃油噴射系統來改善柴油機綜合性能的主要技術途徑。高壓共軌燃油噴射系統（簡稱高壓共軌系統）被認為是綜合實現上述多種途徑的一種最佳形式，也是最具發展前途的柴油機燃油噴射技術之一[1-2]。

高壓共軌系統的共軌壓力（簡稱軌壓）動態穩定性直接影響到高壓共軌系統能否實現理想的噴油規律[3]。因此，軌壓的動態控制問題是當前高壓共軌系統的研究熱點之一。為減小軌壓波動和高壓油泵的功率消耗，本文在分析了現階段軌壓控制技術研究特點的基礎上，對軌壓控制及噴油速率等進行了模擬仿真研究。

1 高壓共軌系統的基本結構與原理

本文所研究的高壓共軌系統由噴油泵總成、噴油器總成、限流器、共軌管和控制模塊等組成，見圖1。

圖1 高壓共軌系統結構圖

現階段研究軌壓控制問題的方法主要有高壓油泵進油量控制和共軌管溢流控制等2 種[3]。其中，高壓油泵進油量控制方法由于高壓油泵功率消耗少、響應快等優點被廣泛采用。但在進油量計量方法上，大多采用時間控制，即通過控制高壓油泵進油比例電磁閥（簡稱進油比例電磁閥）打開時間的長短來控制柱塞有效吸油行程（吸油行程控制方式）或有效壓油行程（壓油行程控制方式）。這種控制方法要求進油比例電磁閥的響應速度特別快（10E-04 s 級），以保證進油比例電磁閥打開或關閉的時間精確對應于柱塞行程。為提高進油比例電磁閥的響應速度，只能減小其流通截面積（10E-06 mm2級）。因此，每一個柱塞副必須單獨匹配一個進油高速電磁閥，系統非常復雜。

本文采用進油比例電磁閥的方式來控制軌壓，具體工作原理如圖2 所示。

圖2 高壓油泵進油比例控制工作示意圖

當共軌管需要供油且進油比例電磁閥兩端壓差為正值時，控制器發出控制信號，進油比例電磁閥按比例打開，并保持恰當的有效流通面積。燃油經進油比例電磁閥計量后進入高壓油泵公共進油道，而后如果某一柱塞副的柱塞下行，該柱塞副的進油單向閥被打開，低壓燃油被吸入柱塞腔，直至柱塞反轉上行，開始壓油，進油單向閥自動關閉，燃油壓力迅速上升，燃油經出油單向閥進入共軌管。軌壓上升，直至超過設定值，控制器發出信號關閉進油比例電磁閥，共軌管內燃油得不到高壓泵的補充而迅速下降。一旦下降到低于設定值，控制器又控制進油比例電磁閥打開，高壓油泵再次供油，且供油量與共軌管內燃油的需求量達到精確的平衡，軌壓以很高的精度與較快的響應維持穩定。

2 仿真計算模型

根據圖1 所示的高壓共軌系統結構，建立其仿真模型，見圖3。圖3 中，只列出了噴油器A1 和A8、噴油器B1 和B1 等4 個噴油器及其對應的限流器，噴油器A2～A7、噴油器B2～B7 等12 個噴油器及其對應的限流器并未列出。整個模型包括：高壓油泵邊界、共軌管邊界、噴油器邊界、Simulink 軌壓控制模塊等。

針對高壓共軌系統的特點及設計目標，在模型中作了如下假設：

1）燃油流動是一維可壓縮非穩態流動；

2）容積單元為剛性體，在高壓下無彈性膨脹；考慮共軌管的壁厚及彈性模量[4]；

3）在工作過程中，燃油的表面張力恒為0，溫度、比熱、導熱系數、熱膨脹系數等熱屬性不變，粘度、密度、彈性模量等物理屬性和壓力相關；

4）不考慮平面密封等由加工問題造成的泄漏，只考慮圓柱運動副的泄漏；

5）不考慮截面突變產生的流動損失；

6）燃油在同一集中容積內的同一瞬時，壓力、密度處處相等。

圖3 高壓共軌系統仿真模型

2.1 模型中的關鍵技術問題

由于軟件對于模塊的使用數量及計算結果的保存數量有一定限制，比如凸輪及邊界2 者的總數應≤60 個，保存的計算結果（參數）應＜600 個。而本文所研究的高壓共軌系統適用于某16 缸V 型發電用柴油機，系統龐大，關鍵部件及參數繁多。因此，能共用的壓力邊界應盡量采用同一壓力邊界模塊，對于非關鍵性參數可不保存。

在高壓油泵的建模過程中，由于多個柱塞副的凸輪之間存在相位差，在設置柱塞腔初始容積時，應按照計算開始時該柱塞副柱塞實際位置所對應的實際容積填寫，避免仿真運算時，不同的柱塞副其容積不一樣，造成泵油能力不一致，影響軌壓計算。

共軌管內徑越大，初始軌壓越大，模型計算步長及控制模塊的采樣頻率應設置得越小。同時，控制模塊的采用頻率應≤進油比例電磁閥的物理開關頻率（本文為200 Hz）。

2.2 Simulink 軌壓控制模塊

在進油比例電磁閥打開時間一定時，可根據流體流動的連續性方程及伯努利方程計算出進油比例電磁閥的有效流通截面積（開度）。

式中：μA 為進油比例電磁閥的有效流通截面積，m2；ΔpCR為軌壓設定值與實際值之間的差值，MPa；V 為共軌管容積，m3；E 為共軌管中的實際燃油彈性模量；V·ΔpCR/E 為體積流量，m3/s；Δt 為進油比例電磁閥的開啟時間，s；ΔpV為進油比例電磁閥兩端的壓力差，MPa；ρ 為實際燃油密度，kg/m3。

由于柴油機本身的復雜性、時變性，要準確了解它的數學模型是一件相當困難的事情。本文首先采用PID 控制對ΔpCR進行修正，然后根據修正后的壓力差計算出進油比例電磁閥的μA。Simulink 軌壓控制模塊見圖4。

圖4 Simulink 軌壓控制模塊

在實際的高壓共軌系統中，進油比例電磁閥的開度是由其線圈中的電流大小所決定的，而線圈中電流大小是由控制器發來的脈寬調制（PWM）信號所控制的。所以，在實際的高壓共軌系統中，可以通過控制PWM 信號占空比來控制進油比例電磁閥的開度，進而控制軌壓。

3 仿真分析

3.1 不同目標壓力對軌壓控制的影響

設定凸輪轉速為2 862 r/min，曲軸轉速為1 800 r/min，高壓油泵柱塞直徑為12 mm，2 作用凸輪升程為13 mm；噴油量為585 mm3，限流閥彈簧剛度為3.2 N/mm，彈簧預緊量為7 mm，限流閥節流孔的孔徑為0.8 mm，噴油脈寬為24 ℃A，噴孔孔徑為7×0.31 mm；進油比例電磁閥開關頻率為200 Hz，進油比例電磁閥最大流通直徑為4.37 mm，共軌管直徑為20 mm，共軌管長度為1 900 mm，共軌管壁厚為20 mm，楊氏模量為210 000 N/mm2。軌壓初始值分別設置為60 MPa、90 MPa、135 MPa、160 MPa，以適當步長及采樣頻率運行仿真模型，軌壓波動情況如圖5 所示。

圖5 不同軌壓的波動情況

由圖5 可以看出：

1）在仿真開始時，由于2 個高壓油泵的1 號柱塞副中已經充滿燃油，所以，模型一開始運行，這2個柱塞副就向共軌管泵油，造成軌壓上升較快。隨著噴油器噴油，軌壓逐步下降，當軌壓低于設定壓力時，控制模塊起作用。此后，在各軌壓初值情況下，軌壓波動均小于3%。

2）在其它因素不變的情況下，軌壓波動幅值隨著初始壓力的增大而略有增大。原因可能是軌壓越高，噴油量越大，每次噴射給共軌系統帶來的激勵越小。

3）相近的初始壓力下，波形比較接近，說明控制程序的穩定性比較好。

3.2 軌壓控制的響應性

電噴系統的優勢在于對噴射參數獨立而精確的控制，從而為柴油機的全工況優化運行提供技術支撐。設置軌壓初始值為0，目標壓力為60 MPa，其它因素不變（同3.1）。以適當步長運行仿真模型，得到軌壓控制的響應性效果，見圖6。

圖6 軌壓控制的響應性效果

由圖6 可以看出，軌壓從0 到60 MPa，共經歷了約3 800 ℃A（即10.55 r），由于柴油機轉速為1 800 r/min，用時0.35 s，故軌壓建立速度快，且一旦達到目標壓力后能迅速穩定。

3.3 噴孔對噴油特性的影響

其它參數不變，噴孔孔徑分別取為7×φ0.33 mm、8×φ0.31 mm，共軌壓力分別設定為140 MPa、160 MPa，噴油持續期為24°CA（即2.22 ms）。共軌壓力設定為140 MPa 時，噴油持續期需要延長至26.5 °CA（即2.45 ms，時間上仍符合2.0～2.5 ms 的設計要求）。噴油情況見圖7。

圖7 噴孔對噴油特性的影響

由圖7 可以看出：

1）在噴孔孔徑及噴油量相同的情況下，隨著共軌壓力的增加，噴油速率增加，噴油持續期縮短。

2）在共軌壓力及噴油量相同的情況下，不同的噴孔孔徑對噴油速率的影響甚微，最終的噴孔方案應由燃油燃燒情況來確定。

4 結論

1）本文分析了高壓共軌系統軌壓控制的若干方式，在此基礎上，確立了進油比例控制方式，建立了仿真模型。

2）在不同初始壓力下的仿真結果表明，進油比例控制方式以及PID 控制策略能將實際軌壓的波動控制在3%之內。

3）軌壓從0 到60MPa，共經歷了約0.35s，軌壓建立速度快。

4）本文的研究思路和仿真策略對軌壓控制系統的開發和設計具有指導意義。