船用中速柴油機高壓共軌燃油系統特性分析

王勤鵬 王英杰 楊建國 辛 東 余永華

(武漢理工大學能源與動力工程學院1) 武漢 430063) (船舶動力工程技術交通行業重點實驗室2) 武漢 430063)

0 引 言

高壓共軌燃油噴射技術對缸內燃油霧化效果和混合氣的形成影響顯著，較高的燃油噴射壓力可使油液破碎更加細化，顯著縮短缸內燃燒的滯燃期，提升擴散燃燒期的油氣混合速度，有效降低氮氧化物排放，其已成為降低柴油機燃油消耗率和排放污染的重要機內凈化技術之一[1-2].文獻[3]對船用發動機排放做了明確要求，開展船用中速柴油機高壓共軌燃油系統特性分析研究，可為船用中速柴油機舊機改造(機械式噴油系統改造為高壓共軌噴射系統)技術，以及內河船用發動機低排放控制技術研究提供機內排放最小化技術支撐.

國外船用高壓共軌燃油噴射技術較為成熟，共軌腔內壓力普遍維持在120～160 MPa.船用高壓共軌電控中、高速柴油機著名制造商都有相應的產品實船應用[4-6].國內在船用柴油機高壓共軌燃油噴射系統方面的研究起步較晚，在其結構設計、加工工藝，以及控制策略等方面與世界先進水平的差距較大，國內相關的研究所及高校如中船重工第七一一研究所、武漢理工大學、海軍工程大學和無錫油泵油嘴研究所等單位均已展開了中、高速船用柴油機高壓共軌燃油噴射術的相關研究，研究主要集中在共軌電控噴射系統的開發和標定、零部件的優化調整、燃油匹配，以及特性分析和燃油系統仿真計算等方面，有關機械式噴油向高壓共軌式噴油系統改造方面的研究較少[7-9].

本文研究在保持原目標柴油機進排氣系統、氣缸結構參數，以及其他輔助系統不變的情況下，以共軌式噴油系統替換原機械式的燃油噴射系統，實現船舶柴油機機械式噴油向高壓共軌式噴油系統的改造.以MAN 6L16/24船用中速柴油機為研究對象，在滿足原機結構空間合理利用的前提下，為了保證共軌壓力穩定，采用“分段式”船用中速機高壓共軌燃油噴射系統(額定工況軌壓160 MPa)的系統結構.在開展相關研究的過程中，建立了原機械式燃油噴射系統仿真模型，利用經驗證的機械式燃油噴射系統仿真模型的計算結果，設計并建立高壓共軌燃油噴射系統仿真模型，同時對兩個仿真模型進行了對比，分析了高壓共軌燃油噴射系統的性能，并研究了共軌軌腔容積參數對系統特性的影響，提出了不同軌腔容積的設計方案.

1 機械式燃油噴射系統仿真計算

仿真對象柴油機的主要技術參數見表1.

表1 船用中速油機主要技術參數

機械式燃油噴射系統的燃油經過燃油濾清器后由低壓油泵輸送到高壓油泵進口端，高壓油泵通過凸輪軸驅動帶動柱塞壓縮吸入燃油，通過燃油系統的高壓油管，將一定壓力的燃油送到各氣缸噴油器入口處，待噴射的燃油壓力超過噴油器針閥啟閥壓力時，燃油以細化油粒的方式通過噴油嘴以一定的噴射錐角注入到氣缸內進行燃燒.根據機械式燃油噴射系統結構和工作原理，將整個機械式燃油噴射仿真模型劃分為噴油泵模塊，噴油器模塊以及出油閥模塊利用HYDSIM軟件建立的仿真模型見圖1.

圖1 機械式燃油噴射系統模型

通過專業機械式燃油噴射系統試驗臺來驗證機械式噴射系統仿真模型的正確性和計算結果的準確性.試驗臺架原理圖和實物圖見圖2.

圖2 機械式噴射系統試驗臺架

以高壓油管的出口端壓力對比為例，不同調速器位下仿真數據與試驗數據的對比見表2.模型仿真計算結果與試驗結果誤差在2%范圍以內，達到了預期精度，驗證了仿真計算方法的正確性，可進行相關機械式噴射系統特性研究.

表2 仿真結果與試驗結果

基于機械式燃油系統的仿真模型，計算柴油機額定負荷和部分負荷下的噴油特性，額定工況下的噴油特征參數見表3.

表3 機械式燃油系統噴射特性

2 高壓共軌燃油噴射系統概念設計

根據原機裝配特點，為了使設計系統的安裝尺寸與原機適配，采用兩臺高壓燃油油泵和三段共軌管的方式，高壓共軌燃油噴射系統的總體結構見圖3.

圖3 高壓共軌燃油噴射系統總體結構

高壓共軌燃油噴射系統的高壓燃油泵采用軸向柱塞泵的結構，利用燃油泵進油端比例閥開度的變化來改變燃油泵進口流通面積進而達到高壓燃油泵的供油量調節的目的.為了達到與原機相同的額定功率，同時提高燃油軌壓力的穩定性，燃油泵采用“三作用”型凸輪，凸輪軸旋轉一周，可驅動燃油泵的柱塞往復運動三次，降低其驅動轉矩峰值，實現負荷的均勻分布，減小轉矩波動振幅，進而改善高壓共軌燃油系統的振動和噪聲.根據高壓燃油泵的工作原理和概念設計的結構參數，建立的高壓油泵三維結構模型，見圖4.

電控噴油器由噴油器體、噴嘴、液壓控制腔、銜鐵、電磁閥線圈、節流孔、挺桿及針閥耦件等部件組成，其三維結構模型見圖5[10].

圖4 高壓油泵三維結構示意圖

圖5 電控噴油器三維結構示意圖

共軌總成由共軌管、軌壓傳感器、限壓閥，限流器等部件組成，其三維結構見圖6.共軌總成儲存形成的高壓燃油，并向各氣缸內電控噴油器分配高壓燃油，在進行燃油噴射時起到穩定噴射壓力的作用.共軌總成中在共軌管和電控噴油器之間集成了限流器，以防止出現油管破裂或噴油器不閉合等故障；在一側的共軌管端安裝了高壓溢流閥，防止共軌系統內燃油壓力過高，超過整個系統所能承受的安全壓力，以維持高壓共軌系統的安全.

圖6 共軌總成三維結構示意圖

3 高壓共軌燃油噴射系統仿真計算

根據由簡入繁、循序漸進的原則，利用HYDSIM仿真軟件在建立高壓共軌燃油噴射系統性能仿真模型.在進行系統建模時，進行以下的條件假定.①假定高壓共軌燃油噴射系統工作時，系統內的溫度為一定值，無熱量傳遞，仿真計算忽略熱力相關的計算；②假定高壓共軌燃油噴射系統內回油腔為恒壓源；③假定高壓共軌燃油系統內的各部件工作時不發生彈性變形；④在仿真模型中，忽略壓力傳播時間，假定單個腔室內的壓力相同；⑤將電控噴油器中的電磁閥簡化為開關閥；⑥在仿真模型中忽略平面密封和錐面密封因加工精度而造成的泄漏.

建立的高壓共軌燃油噴射系統性能仿真模型，見圖7.

圖7 高壓共軌燃油噴射系統性能仿真模型

基于建立的高壓共軌燃油噴射系統性能仿真模型，按照柴油機發火順序開展相關仿真計算，同步高壓燃油泵和電控噴油器的供、噴時刻，并均衡系統的供油量、噴射油量和泄露油量.在進行仿真計算時，高壓燃油泵柱塞開始上升時(凸輪型線零點)對應的凸輪轉角被設定為仿真的零點位置，計算得到的共軌系統性能參數主要包括柴油機各工況下各段共軌管內的壓力、燃油泵泵腔壓力、燃油泵供油量、電控噴油器噴油量、噴霧錐角、噴射貫穿距，控制腔壓力以及蓄壓腔壓力等.由于本文篇幅所限，只介紹柴油機額定工況(轉速1 000 r/min、軌壓160 MPa)下共軌系統的相關性能.

1) 共軌管內壓力波動 仿真模型計算得的柴油機額定工況下三段共軌軌腔內的壓力波動見圖8.

圖8 共軌管內壓力波動

根據以上計算結果，提取了柴油機額定工況下(轉速1 000 r/min、軌壓160 MPa)三段軌內的壓力波動的特征參數，見表4.

表4 三段軌腔內壓力波動特征值 MPa

2) 高壓燃油油泵仿真特性 高壓共軌系統中有兩個高壓燃油泵，其結構參數和安裝尺寸一致，兩者供油角度相差60°凸輪轉角.利用仿真模型得到的柴油機額定工況下高壓油泵泵腔壓力和凸輪赫茲應力見圖9.

圖9 高壓燃油泵泵腔壓力和凸輪赫茲應力

仿真計算得到的高壓油泵特性參數見表5，泵腔供油壓力大于160 MPa，凸輪計算的赫茲應力為1 676.48 MPa，在設計需要滿足許用赫茲應力1 900 MPa以內，設計滿高壓油泵的供油量、安全以及使用壽命的要求.

3) 燃油噴射仿真特性 以仿真計算得到的第一缸電控噴油器特性參數為例，其噴油油粒直徑、控制室壓力、蓄壓腔壓力、噴霧錐角和燃油貫穿距等噴射特性參數見圖10.

表5 高壓油泵供油特征參數

圖10 第一缸電控噴油器特性參數

根據仿真結果，提取與電控噴油器燃油噴射特性相關參數見表6.

將高壓共軌燃油噴射特性參數與機械式燃油系統噴射參數相比較，額定工況下高壓共軌燃油噴射系統噴油時間縮短，燃油噴射壓力顯著提高，噴油油粒直徑較機械式燃油系統小的多，噴射霧化均勻，可以預測高壓共軌燃油系統柴油機的燃燒性能和排放性能會更好.

表6 電控噴油器噴射特性

4 高壓共軌管結構參數優化

利用已建立的高壓共軌燃油噴射系統仿真模型型，進行關鍵結構參數對各部件或系統性能影響的研究，其中包括高壓油泵結構參數，共軌管結構參數，高壓油管結構參數，噴油器結構參數等各種參數，但是由于其中噴油器是根據柴油機的性能需求所選型的，而高壓油泵是根據共軌系統的容積和噴油器的噴油和回油等參數進行匹配計算確定的.在高壓油泵和噴油器的大致結構參數基本確定的前提下，共軌管作為共軌系統燃油的存儲單元，共軌管內高壓燃油的傳遞波動對共軌壓力的波動的影響最大，并且直接影響共軌系統的性能.同時由于篇幅所限，文中只介紹不同軌腔容積下對共軌系統性能的影響.

共軌管儲存高壓燃油，起到穩定燃油噴射壓力的作用，不同的軌腔容積會影響軌壓建立的時間，還會影響軌內壓力的波動，軌腔容積是進行高壓共軌燃油噴射系統設計時需重點研究的參數.基于共軌系統擬匹配柴油機的安裝空間和布局的限制，在保持共軌管長度不變的情況下，研究改變共軌管直徑時其腔室內的壓力波動狀況.仿真計算方案為，設定共軌管內腔長度為220 mm，軌腔直徑分別設定為28，32，36，38和40 mm，計算得到的不同軌腔容積下共軌管1和共軌管2內壓力波動幅度變化見圖11.通過對仿真計算數據的分析，得到以下結論：當軌腔容積相同時，共軌管2內的壓力波動小于共軌管1；隨著軌腔容積不斷增加，共軌管2內壓力波動不斷減小，共軌管1內壓力波動總體呈下降趨勢，當管內直徑大于38 mm時，壓力波動反而增加.

圖11 不同容積下共軌管1和2內壓力波動幅度

共軌管內的平均壓力波動隨共軌管直徑的變化見圖12，隨著共軌管直徑增加，軌腔內平均壓力波動隨之減小.

圖12 共軌系統平均壓力波動

船用高壓共軌系統中共軌管內壓力的波動應被控制在設定目標壓力值的3.5%即11.2 MPa之內，即在額定工況的160 MPa壓力下，其壓力波動應當在11.2 MPa以內.由于本文的高壓共軌系統采用了分段式設計結構，每段軌腔內壓力不盡相同，軌壓傳感器安裝在不同的位置，反饋的軌壓數值也不一樣，因此可采用兩種共軌管容積的設計方案.

1) 如果以共軌管2的壓力作為整個共軌系統壓力優化目標，則可選的共軌管內徑為28～32 mm.此方案的共軌管1和共軌管3壓力波動超出了目標值1～2 MPa，但在相同的噴射脈寬下，各缸噴油器循環噴油量相差在1%以內.且各噴油器噴油率相差也較小，見圖13.

圖13 噴油器的噴油率曲線

2) 如果以共軌管1壓力或共軌管3壓力或各段軌的平均軌壓為優化目標，則共軌容積應選取的大一些，共軌管內徑選36～38 mm較為合適，此時單個共軌腔的容積為223.8～249.3 mL.

5 結 束 語

以MAN 6L16/24機械式噴射系統的船用中速柴油機為研究對象，建立其機械式燃油噴射系統的性能仿真模型，利用油泵試驗臺架的數據驗證了仿真模型建模方法的合理性和正確性.在分析機械噴射系統性能的基礎上，設計了額定工況軌壓為160 MPa的“分段式”高壓共軌燃油噴射系統，建立了基于-機-液-電-磁的高壓共軌燃油噴射系統仿真模型，分析了高壓共軌燃油噴射系統的性能特征，研究了軌腔容積對系統特性的影響，對高壓共軌管結構參數進行了優化分析，提出了工程化研制的軌腔容積優化方案.