電噴發(fā)動(dòng)機(jī)配油轉(zhuǎn)閥的設(shè)計(jì)及其流場(chǎng)分析

常向龍，趙永強(qiáng),2，陳鑫，田智永

(1.陜西理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，陜西漢中 723001；2.陜西省液壓技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,陜西西安 710077)

0 前言

發(fā)動(dòng)機(jī)共軌系統(tǒng)可直接向噴油器提供穩(wěn)定的油壓和流量。為了進(jìn)一步提高噴油器輸出流量的精度，本文作者提出了一種新型噴油器配油轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)閥作為流體方向和大小的控制元件，通過(guò)閥芯的轉(zhuǎn)動(dòng)控制出口流體的接通和切斷，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可連續(xù)定量調(diào)節(jié)流量大小、開(kāi)閉迅速等優(yōu)點(diǎn)，在液壓傳動(dòng)、機(jī)床設(shè)備等間歇作業(yè)過(guò)程中得到廣泛的應(yīng)用。

目前，對(duì)于轉(zhuǎn)閥特性的研究逐漸增多。MOJALLAL等針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)燃油控制系統(tǒng)，提出了一種可變面積的新型比例流量控制旋轉(zhuǎn)閥，對(duì)閥口形狀進(jìn)行了改進(jìn)，在多種工況下進(jìn)行仿真，并通過(guò)與試驗(yàn)對(duì)比，驗(yàn)證設(shè)計(jì)的可靠性。LISOWSKI等設(shè)計(jì)了一種多段比例方向控制閥，通過(guò)CFD數(shù)值模擬分析其流體動(dòng)力學(xué);同時(shí)，針對(duì)閥芯不同形狀開(kāi)口，分析了比例流量控制閥的流量特性，并通過(guò)試驗(yàn)加以驗(yàn)證。LI等針對(duì)電液勵(lì)磁系統(tǒng)進(jìn)行了參數(shù)分析，并建立了系統(tǒng)的AMESim仿真模型，解釋了各參數(shù)之間的耦合關(guān)系。YU等提出了一種旋轉(zhuǎn)直驅(qū)閥結(jié)構(gòu)，通過(guò)仿真和試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)構(gòu)的合理性。王鶴等人設(shè)計(jì)了三角形、半圓形和矩形閥口的旋轉(zhuǎn)式換向閥，針對(duì)不同形狀閥口建立過(guò)流面積模型并進(jìn)行了分析。張?jiān)雒偷柔槍?duì)球閥研究了兩種形狀閥口結(jié)構(gòu)對(duì)閥芯穩(wěn)態(tài)流體作用力的影響，以此優(yōu)化閥體的結(jié)構(gòu)。朱牧之等分析了一種新型直驅(qū)式轉(zhuǎn)閥的流動(dòng)特性，并結(jié)合實(shí)驗(yàn)對(duì)其進(jìn)行了驗(yàn)證。ZARYANKIN等針對(duì)汽輪機(jī)控制系統(tǒng)，對(duì)閥門進(jìn)行了設(shè)計(jì)并對(duì)油路中流動(dòng)參數(shù)進(jìn)行研究。張鵬運(yùn)用Fluent對(duì)轉(zhuǎn)閥三維模型進(jìn)行流場(chǎng)仿真分析，為后續(xù)的實(shí)驗(yàn)樣機(jī)試驗(yàn)提供了數(shù)據(jù)參考。毛麒源等等依據(jù)伺服閥提出了偏轉(zhuǎn)板射流腔理論模型和壓差計(jì)算關(guān)系式，通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了該模型的正確性。SONG、HAN等對(duì)轉(zhuǎn)閥在相同的邊界條件下設(shè)置不同開(kāi)度，研究轉(zhuǎn)閥出口交界處的流速和油槽處的壓力渦度，為轉(zhuǎn)閥進(jìn)一步的優(yōu)化提供了理論依據(jù)。金偉、史俊強(qiáng)建立了轉(zhuǎn)閥流體域的簡(jiǎn)化物理模型，對(duì)閥芯不同轉(zhuǎn)角下流場(chǎng)進(jìn)行了仿真分析，得到了轉(zhuǎn)閥在工作時(shí)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律及流體壓差變化情況。

根據(jù)上述研究現(xiàn)狀，本文作者基于JE4D25A型電噴柴油發(fā)動(dòng)機(jī)工作參數(shù)，設(shè)計(jì)了一種流量大小可調(diào)的噴油器配油轉(zhuǎn)閥，并對(duì)其閥口流場(chǎng)進(jìn)行仿真分析，討論閥口在不同開(kāi)度下的配流情況，為后續(xù)的閥口結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和流道優(yōu)化提供參考。

1 轉(zhuǎn)閥的工作原理和主要參數(shù)

1.1 轉(zhuǎn)閥的工作原理

一種流量大小可調(diào)的噴油器配油轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由正時(shí)帶輪、花鍵軸、閥座和閥芯組成。在閥座的同一環(huán)面每間隔90°開(kāi)有一個(gè)閥口，每個(gè)閥口都連接一個(gè)噴油器，如圖2所示，各噴油器與閥口的連接順序與發(fā)動(dòng)機(jī)做功順序相對(duì)應(yīng)。閥芯的左端圓柱面開(kāi)有一個(gè)梯形狀流量調(diào)節(jié)口，在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中，流量調(diào)節(jié)口依次與閥座上的各個(gè)噴油器接通，高壓油經(jīng)閥口進(jìn)入噴油器，從而實(shí)現(xiàn)向各缸供油；閥芯的軸向往復(fù)移動(dòng)，可實(shí)現(xiàn)油量大小的調(diào)節(jié)?；谏鲜鲈恚y芯與閥座之間的間隙性通斷，可實(shí)現(xiàn)對(duì)各缸的順序配油和油量大小的調(diào)節(jié)。

圖1 轉(zhuǎn)閥三維模型結(jié)構(gòu)分解

圖2 轉(zhuǎn)閥工作截面示意

1.2 轉(zhuǎn)閥主要技術(shù)參數(shù)確定

根據(jù)JE4D25A型共軌柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的工作參數(shù)(如表1所示)來(lái)確定轉(zhuǎn)閥的閥口直徑、閥芯流道直徑和流速等主要技術(shù)參數(shù)。

表1 JE4D25A型柴油發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)

發(fā)動(dòng)機(jī)在額定轉(zhuǎn)速下每循環(huán)噴油100次噴油量為Δ，則

(1)

式中：為燃油比重；對(duì)于0號(hào)輕質(zhì)柴油(溫度20 ℃)，=0.85 g/cm，可得Δ≈6.52 mL。由式(1)計(jì)算得到的噴油量?jī)H為參考值，實(shí)際中應(yīng)對(duì)噴油量進(jìn)行修正，因此引進(jìn)修正系數(shù)，取=1.12。

=Δ

(2)

由式(2)得到閥口輸出的額定流量=7.3 mL。

轉(zhuǎn)閥閥芯軸向移動(dòng)采用伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)，在發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速下，閥芯上的流量調(diào)節(jié)口與閥口有不同的重合開(kāi)啟時(shí)間，以此達(dá)到調(diào)節(jié)油量大小的目的。不同轉(zhuǎn)速下閥口中心在流量調(diào)節(jié)口上所轉(zhuǎn)過(guò)的角度不同，以發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速依次為800、2 000、3 800 r/min為例，閥口中心在流量調(diào)節(jié)口經(jīng)過(guò)角度變化如圖3所示。

圖3 閥口過(guò)流面積示意

流量調(diào)節(jié)口與閥口形成的過(guò)流面積大小呈周期性變化，如圖4所示，油液在閥出口處的流量大小也呈周期性變化。

圖4 閥口開(kāi)度隨閥芯旋轉(zhuǎn)變化結(jié)構(gòu)示意

在閥口全開(kāi)狀態(tài)下，其壓力-流量特性方程為

(3)

式中：為流量系數(shù)；為閥口開(kāi)度面積，mm；Δ為系統(tǒng)壓差，MPa；為油液密度，kg/m。

取=0.8，Δ=3 MPa，對(duì)于0號(hào)輕質(zhì)柴油，=850 kg/m,在額定輸出流量=7.3 mL時(shí)，由式(3)可得閥口最大過(guò)流面積≈108.61 mm。最大過(guò)流面積下閥口全開(kāi)，由公式=π(/2)，可推出閥口最大圓形水力直徑=11.76 mm。為了補(bǔ)償加工過(guò)程中流道偏心誤差，取閥口直徑為=12 mm。

閥芯油道尺寸對(duì)配油量大小沒(méi)有影響，可根據(jù)下式確定

(4)

式中：為流量調(diào)節(jié)口油速，取=20 m/s。最終得到閥芯流道直徑為=10 mm。

用0號(hào)柴油(20 ℃)作為流體介質(zhì)，其運(yùn)動(dòng)黏度=3.4×10m/s，由此，可計(jì)算出閥口流動(dòng)的雷諾數(shù)為

(5)

流體轉(zhuǎn)變流動(dòng)狀態(tài)的臨界雷諾數(shù)為2 320～4 000，由式(5)計(jì)算的雷諾數(shù)=58 820，顯然液壓油在閥中的流動(dòng)狀態(tài)是湍流。

2 轉(zhuǎn)閥內(nèi)部流場(chǎng)特性仿真

2.1 控制方程

流體流動(dòng)一般滿足能量守恒、質(zhì)量守恒和動(dòng)量守恒三大守恒定律。三大守恒定律分別用數(shù)學(xué)描述為能量守恒方程、連續(xù)性方程和動(dòng)量方程(N-S方程)。由于轉(zhuǎn)閥的內(nèi)流場(chǎng)為湍流，因此無(wú)法直接用上述的三大定律求解，但是引入湍流模型可以有效求解。轉(zhuǎn)閥普遍采用RNG-模型，即：

(6)

(7)

(8)

(9)

式中：、、分別是壓力、油液密度和運(yùn)動(dòng)黏度；、、分別是3個(gè)方向的速度矢量。利用Fluent仿真軟件，基于有限元法、有限差分法將模型流體域離散化求解控制方程，進(jìn)一步對(duì)流場(chǎng)模型求解。

2.2 內(nèi)流場(chǎng)模型的建立

根據(jù)轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)參數(shù)要求，在建好的模型中分別抽取怠速工況(800 r/min)下閥口與流量調(diào)節(jié)口3個(gè)不同旋轉(zhuǎn)角度下的流體域三維模型，將抽取的三維流體域模型導(dǎo)入到Fluent中進(jìn)行仿真。在怠速工況下轉(zhuǎn)閥閥口從開(kāi)啟到關(guān)閉，閥芯旋轉(zhuǎn)34.5°，由于轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)具有對(duì)稱性，閥芯旋轉(zhuǎn)23°時(shí)過(guò)流面積最大。因此，分別選取閥芯旋轉(zhuǎn)角度為11.5°、23°和34.5°時(shí)的流體域模型作為仿真模型，不同角度的流體域模型如圖5所示。

圖5 不同轉(zhuǎn)角下轉(zhuǎn)閥閥道流場(chǎng)模型

2.3 網(wǎng)格模型

在仿真前對(duì)流體模型進(jìn)行前處理，采用Fluent軟件對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。閥芯流道和閥口處流體域均是規(guī)則的圓柱形，因此采用六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，單元格尺寸設(shè)為0.3 mm，中間流體域?yàn)椴灰?guī)則體積，采用四面體單元來(lái)劃分，同時(shí)對(duì)質(zhì)量較差的網(wǎng)格進(jìn)行修改，在保證計(jì)算精度的同時(shí)也控制了計(jì)算規(guī)模。劃分完畢總網(wǎng)格有110萬(wàn)個(gè)，總節(jié)點(diǎn)有39萬(wàn)個(gè)，平均網(wǎng)格質(zhì)量在0.88左右，符合CFD求解器精度要求。流體域網(wǎng)格模型如圖6所示。

圖6 流體域網(wǎng)格模型

2.4 邊界條件

在Fluent軟件中進(jìn)行仿真分析，對(duì)邊界條件作如下設(shè)置：

(1)流體介質(zhì)選用0號(hào)(20 ℃)輕質(zhì)柴油，是不可壓縮牛頓流體，密度為850 kg/m，運(yùn)動(dòng)黏度為3.4×10m/s。

(2)經(jīng)上文計(jì)算，雷諾數(shù)為58 820，流體在閥內(nèi)的流動(dòng)狀態(tài)為湍流，仿真時(shí)選用RNG-兩方程湍流模型。

(3)假設(shè)所設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)閥為理想條件下配油閥，閥芯與閥座配合精確，沒(méi)有徑向間歇，無(wú)泄漏，閥芯流場(chǎng)中流動(dòng)是單相流，流動(dòng)過(guò)程中無(wú)氣泡產(chǎn)生，流體在閥口壓力大，流速高，可認(rèn)為沒(méi)有熱交換。

(4)采用壓力入口與壓力出口邊界條件，考慮流體在流道中流動(dòng)會(huì)有壓力損失，因此閥芯入口壓力設(shè)為50 MPa，閥座出口壓力設(shè)為47 MPa，壓差為3 MPa。

(5)流體與壁面的邊界是靜態(tài)的，沒(méi)有滑動(dòng)壁面，采用Simplec算法進(jìn)行流體動(dòng)力學(xué)計(jì)算模擬。

3 轉(zhuǎn)閥流場(chǎng)仿真分析

3.1 閥芯旋轉(zhuǎn)11.5°流域仿真分析

當(dāng)轉(zhuǎn)閥閥芯轉(zhuǎn)過(guò)11.5°時(shí)，閥芯上流量調(diào)節(jié)口與閥口以一定重合面開(kāi)啟，流體從流道下端口進(jìn)入，從上端閥口流出，其閥口的流體壓力分布、湍流強(qiáng)度分布、進(jìn)出口流速及速度矢量如圖7所示。

圖7 閥芯旋轉(zhuǎn)11.5°流體流場(chǎng)

在圖7(a)中，進(jìn)出口壓力比較穩(wěn)定，當(dāng)閥芯轉(zhuǎn)過(guò)11.5°時(shí)，閥口與流量調(diào)節(jié)口所形成的過(guò)流面較小，造成壓力損失，約為2.7 MPa，但在流量調(diào)節(jié)口中部形成局部高壓。原因是流量調(diào)節(jié)口外表面正對(duì)閥座內(nèi)壁面，流體流至流量調(diào)節(jié)口后，須向其他方向擴(kuò)散，因此在這里形成局部高壓，可達(dá)55 MPa。

3.2 閥芯旋轉(zhuǎn)23°流域仿真分析

當(dāng)轉(zhuǎn)閥閥芯轉(zhuǎn)過(guò)23°時(shí)，流體流向與第3.1節(jié)相同，此時(shí)，過(guò)流面積達(dá)到最大，閥口全開(kāi)，其閥口的流體壓力分布、湍流強(qiáng)度分布、進(jìn)出口流速及速度矢量如圖8所示。

從圖8(a)和(b)可以看出:此時(shí)進(jìn)出口流體壓差進(jìn)一步縮小，約為0.7 MPa；流體在入口至流量調(diào)節(jié)口這段流道內(nèi)，流速平穩(wěn)，但由于流量調(diào)節(jié)口特殊的形狀設(shè)計(jì)，使得在出口處流體速度出現(xiàn)了較大的波動(dòng)，局部最大流速約為150 m/s，在流量調(diào)節(jié)口及閥口處流體的湍流強(qiáng)度增高。

圖8 閥芯旋轉(zhuǎn)23°流體流場(chǎng)

3.3 閥芯旋轉(zhuǎn)34.5°流域仿真分析

當(dāng)轉(zhuǎn)閥閥芯轉(zhuǎn)過(guò)34.5°時(shí)，流體流向與第3.1節(jié)相同，此時(shí)，過(guò)流面積相比減小，閥口趨向關(guān)閉，其閥口的流體壓力分布、湍流強(qiáng)度分布、進(jìn)出口流速及速度矢量如圖9所示。

從圖9(a)和(b)可以看出:在閥口趨于關(guān)閉時(shí)，進(jìn)出口壓差逐漸增大，約為1.9 MPa，原因是過(guò)流面積減??；流量調(diào)節(jié)口中部壓力增大，其原因與閥芯轉(zhuǎn)過(guò)11.5°時(shí)所形成的高壓相同；流體在進(jìn)口處流速平穩(wěn)，但在出口處局部流速較大，由于此時(shí)流出閥口的流量體積減少，因而湍流強(qiáng)度也相應(yīng)減小。

圖9 閥芯旋轉(zhuǎn)34.5°流體流場(chǎng)

3.4 各旋轉(zhuǎn)角度下轉(zhuǎn)閥特性分析

當(dāng)閥芯轉(zhuǎn)角不同時(shí)，流體壓力、流速、湍流強(qiáng)度等各物理參量都會(huì)發(fā)生變化。為了進(jìn)一步研究新轉(zhuǎn)閥的工作特性，將閥芯相對(duì)于閥座的轉(zhuǎn)角和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速作為變量進(jìn)行仿真。將閥的出、入口壓差設(shè)置為3 MPa，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速分別設(shè)置為800、2 000和3 800 r/min，閥口從開(kāi)到閉所轉(zhuǎn)過(guò)的角度中取10個(gè)插值點(diǎn)進(jìn)行流體仿真，其結(jié)果如表2所示。

表2 發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速下閥芯轉(zhuǎn)角與流量特性

閥芯不同轉(zhuǎn)角下過(guò)流面流量特性曲線如圖10所示，從圖10(a)可以看出:發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不同，閥芯轉(zhuǎn)角與過(guò)流面輸出流量成對(duì)稱性變化，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速增大和閥芯沿軸向向右移動(dòng)，流量調(diào)節(jié)口相對(duì)于閥口的轉(zhuǎn)角增大，閥口的開(kāi)啟時(shí)間加長(zhǎng)，過(guò)流面輸出流量呈現(xiàn)先增加后減少的趨勢(shì)。

圖10 閥芯不同轉(zhuǎn)角下流量特性曲線

閥芯不同轉(zhuǎn)角下閥口總輸出流量體積如圖10(b)所示，可以看出:隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角的增大，閥口輸出流量也相應(yīng)增加，其中，在800 r/min工況下，閥芯與閥座一個(gè)閥口在一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)周期內(nèi)，閥口總的輸出流量是0.059 mL;同樣地，在2 000 r/min和額定轉(zhuǎn)速3 800 r/min工況下，閥口總的輸出流量分別是0.108 mL和0.078 mL。對(duì)比理論計(jì)算中發(fā)動(dòng)機(jī)在額定轉(zhuǎn)速下每循環(huán)1次噴油量為0.073 mL，其配油流量比理論計(jì)算多6.8%，但在2 000 r/min工況下，實(shí)際配油量比理論計(jì)算多了48%。這是由于在該位置下，進(jìn)油口與閥口完全正對(duì)，流體壓力損失小導(dǎo)致配油量過(guò)多，可通過(guò)改變進(jìn)油口位置解決。

4 結(jié)論

基于JE4D25A型電噴柴油發(fā)動(dòng)機(jī)提出一種配油轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)，通過(guò)理論計(jì)算和仿真分析，對(duì)比了發(fā)動(dòng)機(jī)在3種特殊工況下，閥芯轉(zhuǎn)角變化與閥口輸出流量特性關(guān)系，得到如下結(jié)論：

(1)所設(shè)計(jì)的配油轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)，由曲軸直接驅(qū)動(dòng)閥芯同步轉(zhuǎn)動(dòng)，當(dāng)各缸做功一次時(shí)，曲軸轉(zhuǎn)過(guò)720°，閥芯轉(zhuǎn)動(dòng)一圈，因此在一個(gè)配油周期內(nèi)，降低了閥芯的轉(zhuǎn)速，提高了配油效率。

(2)流量調(diào)節(jié)口是梯形對(duì)稱結(jié)構(gòu)，當(dāng)閥口打開(kāi)時(shí)，隨著閥芯轉(zhuǎn)角的增大，過(guò)流面輸出流量呈現(xiàn)先增加后減少的對(duì)稱輸出特性。

(3)當(dāng)進(jìn)出口壓力恒定時(shí)，閥口輸出流量大小跟發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和閥芯相對(duì)于閥座轉(zhuǎn)角大小有關(guān)。隨著轉(zhuǎn)速增加，流量調(diào)節(jié)口對(duì)閥口開(kāi)啟時(shí)間加長(zhǎng)，閥芯轉(zhuǎn)角增大，閥口輸出流量也增加，在發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速時(shí)，流量調(diào)節(jié)口一個(gè)配油周期內(nèi)可向閥口輸出流量0.078 mL，比理論計(jì)算的單次配油量0.073 mL多6.8%。