超高壓共軌柴油機油氣室匹配仿真研究

周磊，劉振明，楊昆，王銀，王小說

(海軍工程大學動力工程學院，湖北 武漢 430033)

通訊作者： 劉振明(1978—)，男，副教授，主要研究方向為柴油機控制技術；15927668186@163.com。

高壓共軌電控噴油技術是現代先進柴油機標志性技術之一[1-3]。燃燒理論的發展，對噴油壓力和噴油規律提出了很高的要求，以實現柴油機更加靈活的噴射控制，但傳統的高壓共軌系統噴油規律近似于矩形，且難以實現超高壓噴射[4-5]。實現超高壓力噴射主要有以下兩種方法：一是通過超高壓油泵直接產生超高壓[6-8]；二是在噴油器中集成液壓放大機構產生超高壓[9]。但上述方法對高壓油泵的泵油能力和噴油器的加工工藝的要求很高。本研究提出了超高壓共軌系統，通過在共軌管和噴油器之間加裝電控增壓器，將燃油壓力放大至超高壓狀態，并且在ECU控制下，能夠產生靈活可控的噴油規律。

柴油機的燃燒是一個極其復雜的過程，影響因素很多，這些因素可歸納為油、氣、室三要素[10]。如果僅研究某個特定的因素，就會忽略油、氣、室參數間的耦合關系，因此在超高壓共軌柴油機的研究過程中，必須要對油、氣、室三要素進行綜合優化匹配。本研究基于Fire軟件分別建立了進氣道和燃燒室的仿真模型，并在驗證了模型準確性的基礎上，通過模型分析了油、氣、室參數間的匹配關系對超高壓共軌柴油機性能的影響，為進一步改善柴油機的性能和實現油、氣、室參數間的優化匹配提供了理論依據。

1 超高壓共軌系統工作原理

超高壓共軌系統總體結構如圖1所示，整個系統由油箱、高壓油泵、共軌管、電控增壓器以及噴油器等部件組成。

圖1 超高壓共軌系統總體結構

電控增壓器的性能對系統實現超高壓噴射和可變噴油速率噴射起著決定性作用，其結構如圖2所示，內部設有電磁閥、增壓活塞、單向閥以及油孔等部件。具體工作原理如下：在部分負荷時，共軌管內燃油(基壓油)通過單向閥和進油孔分別向增壓室和控制室供油，保證了增壓活塞兩端的壓力相等，使增壓活塞達到平衡態，此時向噴油器提供基壓燃油。在高負荷時，電控增壓器電磁閥開啟，閥芯向線圈方向運動，關閉進油孔的同時使得閥芯頭部與閥座脫離，高壓燃油從出油孔流回油箱，導致增壓活塞向增壓室方向運動，增壓室壓力隨即升高，此時向噴油器提供高壓燃油。當電磁閥關閉后，來自共軌管的高壓燃油通過進油孔流入控制室，同時在復位彈簧的作用下，增壓活塞向基壓室方向運動，最終又回到平衡態。

圖2 電控增壓器結構

2 模型建立及噴嘴方案設置

2.1 進氣道模型建立及驗證

為了獲得不同的渦流比，設計了3種不同結構形式的進氣道模型，其計算網格見圖3。圖3a為雙切向進氣道，圖3b為原進氣道(包括一切向進氣道和一螺旋進氣道)，圖3c為雙螺旋進氣道。為保證計算的精確性，對氣門和氣門閥座處的網格進行了加密處理。仿真過程中，通過軟件中根據氣門升程曲線進行評價的方法來確定不同結構形式進氣道的平均渦流比，結果見表1。

圖3 不同結構形式的進氣道模型計算網格

方案平均渦流比雙切向進氣道1.21原進氣道2.35雙螺旋進氣道3.62

為驗證所建進氣道仿真模型的準確性，搭建了氣道穩流試驗臺架，其原理見圖4。該臺架主要由電動機、真空泵、穩壓箱、氣缸套、氣缸蓋、孔板流量計、葉片風速儀以及接水柱U形管壓力表等元器件組成。試驗時通過壓差法，對不同氣門升程下進氣道的渦流比進行測量。

圖4 氣道穩流試驗臺架原理

圖5示出原進氣道在不同氣門升程下的渦流比仿真值與試驗值對比。由圖可知，渦流比的仿真值和試驗值基本吻合，達到了較好的一致性，表明所建立的仿真模型較為合理。

圖5 渦流比仿真值與試驗值對比

2.2 燃燒室模型建立及驗證

在標準型ω燃燒室的基礎上，設計了3種不同口徑比的燃燒室模型，分別為0.75，0.8和0.85，圖6示出了3種口徑比燃燒室對應的計算網格軸向剖面。

圖6 3種口徑比燃燒室對應的計算網格軸向剖面

為驗證所建燃燒室仿真模型的準確性，搭建了超高壓共軌柴油機試驗裝置，其原理見圖7。該裝置主要由測功機及其控制系統、柴油機、單片機、缸壓傳感器、電荷放大器以及數據采集系統等組成。試驗過程中，通過缸壓傳感器測量缸內壓力，并經過電荷放大器放大，最后傳遞到數據采集系統記錄壓力變化。試驗工況需要同仿真工況保持一致。

圖7 超高壓共軌柴油機試驗裝置原理

圖8示出了燃燒室口徑比為0.80時，缸內壓力仿真值與試驗值的對比。由圖可知，缸內壓力的仿真值和試驗值基本吻合，所建模型可以用來模擬實際情況。

圖8 缸內壓力仿真值與試驗值對比

2.3 噴嘴方案設置

為滿足噴油量的一致性，在改變噴孔直徑時，需要保證噴孔有效流通截面積不變，具體的方案設置如表2所示。仿真計算的過程中噴油壓力保持在220 MPa恒定，噴射背壓為1 MPa。

表2 噴嘴方案設置

3 仿真結果與分析

3.1 渦流比與噴孔直徑的匹配研究

渦流比與噴孔直徑匹配時對超高壓共軌柴油機性能的影響見圖9。

由圖9a可知，當渦流比為1.21時，匹配0.23 mm的噴孔直徑時獲得了最大的平均有效壓力，匹配0.26 mm的噴孔直徑次之，匹配0.30 mm的噴孔直徑最小；當渦流比為2.35時，匹配3種噴孔直徑時獲得的平均有效壓力情況與渦流比為1.21時的一致，但三者數值相差不大；當渦流比為3.62時，匹配3種噴孔直徑時獲得的平均有效壓力情況與前兩種情況相反，即匹配0.23 mm的噴孔直徑時獲得了最小的平均有效壓力，匹配0.30 mm的噴孔直徑最大。同時由圖可以看出，隨著渦流比的增加，匹配3種噴孔直徑時獲得的平均有效壓力均逐漸增大，且噴孔直徑越大，增大的幅度越明顯。

由圖9b可知，當渦流比為1.21時，匹配0.30 mm的噴孔直徑時獲得了最高的NOx和Soot質量比，匹配0.23 mm噴孔直徑時最低；當渦流比為2.35時，匹配3種噴孔直徑時獲得的NOx和Soot質量比情況與渦流比為1.21時的一致；當渦流比為3.62時，匹配0.30 mm噴孔直徑時獲得了最低的NOx和Soot質量比。同時由圖可以看出，隨著渦流比的增加，匹配3種噴孔直徑時獲得的NOx和Soot質量比均逐漸降低，且噴孔直徑越大，降低的幅度越明顯。

圖9 渦流比與噴孔直徑匹配時對柴油機性能的影響

綜上所述，在超高壓噴射條件下，同一噴孔直徑匹配的渦流比越大(1.21～3.62范圍內)，越有利于改善柴油機的燃燒排放特性，并且噴孔直徑越大，改善的效果越明顯。當3.62的渦流比匹配0.30 mm的噴孔直徑時，可獲得最高的平均有效壓力，并且此時具有最好的排放效果。

3.2 燃燒室口徑比與噴孔直徑的匹配研究

燃燒室口徑比與噴孔直徑匹配時對超高壓共軌柴油機燃燒排放特性的影響見圖10。

由圖10a可知，當燃燒室口徑比為0.75時，匹配0.23 mm噴孔直徑時獲得的平均有效壓力最大，匹配0.30 mm噴孔直徑時最小；當燃燒室口徑比為0.80時，匹配0.23 mm和0.26 mm噴孔直徑時獲得的平均有效壓力大致相同，均大于匹配0.30 mm噴孔直徑時的平均有效壓力；當燃燒室口徑比為0.85時，匹配0.30 mm噴孔直徑時獲得了最大的平均有效壓力，匹配0.26 mm噴孔直徑時次之，匹配0.23 mm噴孔直徑時最小。同時由圖可以看出，隨著燃燒室口徑比的增大，平均有效壓力均逐漸減小，且噴孔直徑越小，減小的幅度越明顯。

由圖10b可知，當燃燒室口徑比為0.75時，匹配0.30 mm噴孔直徑時獲得的NOx和Soot質量比最高，匹配0.23 mm噴孔直徑次之，匹配0.23 mm噴孔直徑最低；當燃燒室口徑比為0.80時，匹配0.23 mm的噴孔直徑時獲得的NOx質量比仍然最低；當燃燒室口徑比為0.85時，匹配0.30 mm的噴孔直徑時獲得了最低的NOx和Soot質量比，且匹配0.23 mm的噴孔直徑時獲得的NOx和Soot質量比大幅提高。同時由圖可以看出，隨著燃燒室口徑比的增加，匹配3種噴孔直徑時獲得的NOx和Soot質量比均逐漸升高，且噴孔直徑越小，升高的幅度越明顯。

圖10 燃燒室口徑比與噴孔直徑匹配時對柴油機性能的影響

綜上所述，在超高壓噴射條件下，同一噴孔直徑匹配的燃燒室口徑比越小，越有利于改善柴油機性能，并且噴孔直徑越小，改善的效果越明顯。當0.75燃燒室口徑比匹配0.23 mm噴孔直徑時，可獲得最佳的動力性和排放性。

4 結論

a) 在超高壓噴射條件下，同一噴孔直徑匹配的渦流比越大(1.21～3.62范圍內)，越有利于改善柴油機性能，并且噴孔直徑越大，改善效果越明顯；當3.62渦流比匹配0.30 mm噴孔直徑時，可獲得最高的平均有效壓力，并且此時排放效果最好；

b) 在超高壓噴射條件下，同一噴孔直徑匹配的燃燒室口徑比越小，越有利于改善柴油機性能，并且噴孔直徑越小，改善效果越明顯；當0.75燃燒室口徑比匹配0.23 mm噴孔直徑時，可獲得最佳的動力性和排放性。

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