二甲醚可控預(yù)混合燃燒系統(tǒng)機(jī)電液控制研究

周吉偉 ，鄭安文 ，趙慧勇 ，2，張光德

（1.武漢科技大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，湖北 武漢 430081；2.湖北汽車工業(yè)學(xué)院 汽車動(dòng)力傳動(dòng)與電子控制湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北 十堰 442002）

1 引言

近年來，隨著石油資源的日趨枯竭，能源問題已成為制約國家經(jīng)濟(jì)健康發(fā)展的重要因素；與此同時(shí)，汽車保有量的持續(xù)快速增加，汽車排放有害物對大氣污染日益嚴(yán)重，已成為我國大氣環(huán)境的主要污染源之一。面對能源和環(huán)境的雙重挑戰(zhàn)，尋找一種清潔環(huán)保的替代燃料已成為當(dāng)前汽車工業(yè)發(fā)展的首要任務(wù)，二甲醚以其獨(dú)特的物化特性成為目前較為理想的選擇之一[1-2]。

目前關(guān)于二甲醚作為替代燃料的研究主要是基于均質(zhì)充量壓燃（HCCI）燃燒模式[3-4]。從國內(nèi)外學(xué)者實(shí)驗(yàn)研究結(jié)果來看，HCCI燃燒模式尚不成熟，依然存在著火時(shí)刻難以控制、低負(fù)荷失火、高負(fù)荷爆燃等技術(shù)障礙[5]。為了解決這些問題，學(xué)者們提出了二甲醚可控預(yù)混合燃燒（ControllablePremixedCombustion，簡稱CPC）系統(tǒng)[6-7]。該燃燒系統(tǒng)通過主燃燒室和副燃燒室之間的控制閥控制預(yù)混合氣的形成、著火及燃燒，其控制閥的開閉動(dòng)作由安裝在進(jìn)氣或者排氣凸輪軸上的驅(qū)動(dòng)凸輪直接驅(qū)動(dòng)[8]。這種控制方式的弊端在于過度依賴凸輪的型線對控制閥的開度進(jìn)行控制，無法滿足預(yù)混合燃燒系統(tǒng)中控制閥需要長時(shí)間保持較大開度開啟狀態(tài)的要求。

針對此問題，設(shè)計(jì)了一種機(jī)電液控制系統(tǒng)，該系統(tǒng)能夠滿足一個(gè)工作循環(huán)中控制閥需要相對較長時(shí)間保持較大開度開啟狀態(tài)的需求，實(shí)現(xiàn)控制閥正時(shí)及升程可變控制，并能有效減緩控制閥與控制閥座之間的沖擊，減小噪聲并延長控制閥的使用壽命，提高了燃燒效率[9-10]。基于AMEsim軟件重點(diǎn)對控制系統(tǒng)的控制特性進(jìn)行分析研究。

2 二甲醚可控預(yù)混合燃燒控制閥機(jī)電液控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及工作原理

控制閥機(jī)電液控制系統(tǒng)主要由凸輪及液壓驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)、控制閥開閉執(zhí)行機(jī)構(gòu)、供油回路及控制閥落座緩沖回路、系統(tǒng)ECU構(gòu)成，該系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，如圖1所示。

圖1 機(jī)電液控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of Mechanical and Electro-hydraulic Control System

該系統(tǒng)工作原理：壓縮行程末期，關(guān)閉控制閥，此時(shí)凸輪從動(dòng)件與凸輪接觸部位處于凸輪的近休止期，ECU發(fā)出指令打開電磁閥18，關(guān)閉電磁閥8。此時(shí)，油箱中的液壓油在油泵的作用下經(jīng)過供油回路進(jìn)入活塞缸1，由于控制閥彈簧的預(yù)緊力遠(yuǎn)高于液壓油作用與活塞缸14的活塞表面產(chǎn)生的壓力，使得活塞缸的活塞保持靜止?fàn)顟B(tài)。關(guān)閉電磁閥18，凸輪進(jìn)入推程期，通過封閉的液壓油作用與活塞缸14，打開控制閥。在單向閥17的作用下，當(dāng)凸輪進(jìn)入回程期，控制閥依然可以保持打開狀態(tài)，并持續(xù)到下一工作循環(huán)的進(jìn)氣行程末期。ECU發(fā)出指令，打開電磁閥8，活塞缸14內(nèi)的液壓油在控制閥彈簧13的作用下，經(jīng)過單向閥15所在回路流回油箱，接近落座時(shí)刻活塞上移自動(dòng)封閉單向閥15所在回路，余留的液壓油只能通過節(jié)流閥16所在回路流回油箱，從而達(dá)到落座緩沖的目的。

3 數(shù)學(xué)建模及分析

3.1 控制閥開閉階段運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

開啟階段，電磁閥均保持關(guān)閉狀態(tài)，將活塞缸（14）中的液壓活塞和閥門組件作為一集中質(zhì)量m處理，則機(jī)電液控制系統(tǒng)中的閥門開啟部分簡化為受液壓驅(qū)動(dòng)力作用下的單質(zhì)量運(yùn)動(dòng)模型。對該單質(zhì)量系統(tǒng)進(jìn)行受力分析，其運(yùn)動(dòng)學(xué)方程：

式中：Bc—阻尼系數(shù)；k—閥門彈簧的剛度系數(shù)；x—閥門的升程；x0—彈簧的預(yù)壓縮量；P1—活塞缸內(nèi)液壓油壓力；A1—活塞截面積；P2—閥門開啟時(shí)刻主燃燒室內(nèi)的氣體壓力；A2—控制閥門最大截面積。在仿真中不考慮P2A2。m—當(dāng)量質(zhì)量，即：

式中：m1—活塞質(zhì)量；m2—控制閥門、上彈簧座和鎖夾質(zhì)量；m3—閥門彈簧質(zhì)量（閥門彈簧一端固定在副燃燒室頂端的下彈簧座，取其質(zhì)量的1/3）。

3.2 控制閥關(guān)閉階段運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

控制閥門關(guān)閉階段，該機(jī)電液控制系統(tǒng)即簡化為受閥門彈簧回復(fù)力作用下的單質(zhì)量運(yùn)動(dòng)模型。對該單質(zhì)量系統(tǒng)進(jìn)行受力分析，其運(yùn)動(dòng)學(xué)方程：

在控制閥關(guān)閉過程中，系統(tǒng)中電磁閥及節(jié)流閥油口均按照短孔處理，流量計(jì)算公式如下：

液壓油經(jīng)過節(jié)流閥油口時(shí)，油路有效斷面收縮，由伯努利方程得：

式中：P—經(jīng)過節(jié)流閥油口前的油壓；ρ—液壓油密度；g—重力加速度；P0—經(jīng)過節(jié)流閥油口后的油壓；v2—經(jīng)過節(jié)流閥之后的液壓油平均流速；hω—單位質(zhì)量液壓油流經(jīng)節(jié)流閥油口的能量損失；ξ—局部阻力系數(shù)；CV—流速系數(shù)；Cc—斷面收縮系數(shù)。

4 仿真建模及分析

為深入研究該機(jī)電液控制系統(tǒng)控制特性及其關(guān)鍵影響參數(shù)，根據(jù)控制系統(tǒng)原理在AMEsim軟件中建立二甲醚可控預(yù)混合燃燒機(jī)電液控制系統(tǒng)仿真模型，如圖2所示；以此為基礎(chǔ)搭建控制系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)架，其原理如圖3所示。

圖2 機(jī)電液控制系統(tǒng)仿真模型Fig.2 Simulation Model of Mechanical and Electro-hydraulic Control System

圖3 試驗(yàn)臺(tái)架原理圖Fig.3 Principle Diagram of Test Bench

根據(jù)臺(tái)架組成元件實(shí)際規(guī)格設(shè)置仿真模型各模塊的參數(shù)，液壓缸14活塞桿頭部裝有位移傳感器。根據(jù)液壓缸14上油孔間距設(shè)定信號(hào)比較器初始值，傳感器所收集信號(hào)與信號(hào)比較器設(shè)定的初始值值相比較，從而決定電磁閥8的開啟關(guān)閉時(shí)刻。控制閥升程仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對比圖，如圖4所示。

圖4 控制閥升程仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對比Fig.4 Control Valve Lift Simulation Results Compared with Test Results

由圖4可知，試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果相吻合，這較好證明了該控制系統(tǒng)的可行性。以此仿真模型為基礎(chǔ)對控制閥升程及速度變化規(guī)律、影響因素進(jìn)行分析。重點(diǎn)研究電磁閥18的持續(xù)開啟時(shí)間、控制閥彈簧剛度、油口α和β的間距三個(gè)因素對控制閥升程及速度變化規(guī)律的影響。

4.1 電磁閥18的持續(xù)開啟時(shí)間（Δt）長短對控制閥升程及速度變化規(guī)律的影響

Δt是指油泵供給液壓油到液壓缸1的過程中，電磁閥18保持開啟狀態(tài)的時(shí)間，即液壓油的供給時(shí)間。Δt設(shè)定為8ms、10ms、12ms，其它模型參數(shù)保持不變，控制閥升程及速度的變化規(guī)律，如圖5所示。圖5表明，電磁閥18的持續(xù)開啟時(shí)間（Δt）不同，控制閥升程和速度變化趨勢基本相同。由圖5（a）可看出，Δt越長，控制閥的最大升程越大。這是因?yàn)棣越長，液壓缸1中封閉的液壓油柱越長，從而在凸輪驅(qū)動(dòng)作用下最終打開控制閥的升程也越大。由圖5（b）可看出，Δt越長，控制閥開啟和關(guān)閉過程中的最大速度也會(huì)越大。這是因?yàn)棣越長，液壓缸1中封閉的液壓油柱越長，因此凸輪推程期中有效轉(zhuǎn)角越大，從而使控制閥加速的時(shí)間也越長，達(dá)到更大的速度。而在控制閥關(guān)閉時(shí)刻，由于Δt增加使控制閥的最大升程增大，控制閥彈簧的壓縮量更大，控制閥在關(guān)閉時(shí)的加速度也越大，即在相同時(shí)間內(nèi)達(dá)到更大的速度。

圖5 電磁閥18的持續(xù)開啟時(shí)間長短對控制閥升程及速度變化規(guī)律的影響Fig.5 Effect of Solenoid Valve 18 Duration on Control Valve Lift and Velocity

4.2 控制閥彈簧剛度對控制閥升程及速度變化規(guī)律的影響

設(shè)定控制閥彈簧剛度為16N/mm、18N/mm、20N/mm，其它模型參數(shù)保持不變，控制閥升程及速度的變化規(guī)律，如圖6所示。圖6表明，在不同的彈簧剛度下，控制閥升程和速度變化趨勢基本相同。由圖6（a）可知，彈簧的剛度越小，在控制閥升程最大位移處振動(dòng)幅度越大。這是因?yàn)樵诳刂崎y達(dá)到最大速度時(shí)，控制閥及控制閥彈簧可以近似簡化受到初始激勵(lì)的自由振動(dòng)，控制閥的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為彈簧的彈性勢能，因此，在初始動(dòng)能不變的情況下，彈簧的剛度越小，壓縮量越大，即振動(dòng)的幅度越大。由圖6（b）可知，彈簧剛度越大，控制閥關(guān)閉過程中的最大速度越大。這是因?yàn)榭刂崎y關(guān)閉過程初期，控制閥主要受彈簧回復(fù)力作用，彈簧的剛度越大，（控制閥的振動(dòng)幅度與彈簧壓縮量相比可忽略不計(jì)）所受彈簧回復(fù)力越大，加速度也越大，從而在相同距離（油孔α和β所在截面沿缸體軸線方向的直線距離）的加速階段，獲得更大的速度。

圖6 控制閥彈簧剛度對控制閥升程及速度變化規(guī)律的影響Fig.6 Effect of Control Valve Spring Stiffness on Control Valve Lift and Velocity

4.3 油孔間距對控制閥升程及速度變化規(guī)律的影響

油孔間距是指液壓缸14的缸體上，油孔α和β所在截面沿缸體軸線方向的直線距離，其中油孔α的位置固定在液壓缸14端部，通過改變油孔β的位置來改變兩個(gè)油孔的間距。油孔間距設(shè)定為0mm、6mm、8mm，油孔間距為0表示油孔α和β位置重合，在泄油過程中液壓缸14中的液壓油只通過油口β所在管路流回油箱。其它模型參數(shù)不變，控制閥升程及速度的變化規(guī)律，如圖7所示。由圖7（a）可知，油孔間距越大，控制閥完成落座所用時(shí)間越長。這是因?yàn)橛涂组g距越大，控制閥在關(guān)閉過程中，液壓缸14的活塞與油孔β所在截面沿缸體軸線方向直線距離越小?；钊?jīng)過油孔β后，油孔β自動(dòng)被封閉，無桿腔內(nèi)剩余的液壓油只能經(jīng)油孔α所在回路流回油箱，由于油孔α所在油路中節(jié)流閥有效孔徑遠(yuǎn)小于油孔β所在油路中油管管徑。因此控制閥落座所用時(shí)間越更長。由圖7（b）可知，經(jīng)過節(jié)流閥回路的緩沖作用，控制閥接近落座時(shí)刻瞬時(shí)速度由1.5m/s降為0.5m/s，這是因?yàn)橛涂爪了谟吐分泄?jié)流閥有效孔徑遠(yuǎn)小于油孔β所在油路中油管管徑，液壓油流經(jīng)節(jié)流閥所在回路受到更大的阻尼力，從而減緩控制閥落座速度。

圖7 油孔間距對控制閥升程及速度變化規(guī)律的影響Fig.7 Effect of Oil Hole Spacing on Control Valve Lift and Velocity

5 結(jié)論

（1）本機(jī)電液控制系統(tǒng)既能實(shí)現(xiàn)控制閥升程可變控制，也能較好滿足二甲醚可控預(yù)混合燃燒在一個(gè)工作循環(huán)中控制閥需要相對較長時(shí)間保持較大開度開啟狀態(tài)的需求。（2）電磁閥18持續(xù)開啟時(shí)間長短決定了控制閥的最大開度大小，在設(shè)定的最大開度范圍內(nèi)，持續(xù)開啟時(shí)間越長控制閥開啟的最大開度越大；控制閥彈簧剛度大小對控制閥開啟到最大開度時(shí)候的振動(dòng)幅度有較大影響，剛度越大，振動(dòng)幅度越小。（3）通過節(jié)流閥緩沖回路能夠使控制閥接近落座時(shí)刻瞬時(shí)速度由1.5m/s降為0.5m/s，有效減小控制閥與閥座之間的沖擊，實(shí)現(xiàn)控制閥平緩落座。