黃 麟 林葉春

（上海海事大學(xué)商船學(xué)院 中國(guó) 上海 200135）

0 引言

隨著對(duì)環(huán)境污染和能源節(jié)約的日漸重視和國(guó)際海事組織對(duì)新的排放標(biāo)準(zhǔn)的執(zhí)行，越來(lái)越多的傳統(tǒng)增壓MC柴油機(jī)面臨淘汰的可能，使得針對(duì)電控柴油機(jī)噴油系統(tǒng)的有效控制研究迫在眉睫。本文介紹了船用電控ME柴油機(jī)噴油系統(tǒng)的理論和實(shí)用性開發(fā)方面的研究成果。

1 ME噴油系統(tǒng)的組成

船用低速電控燃油噴射系統(tǒng)主要由液壓系統(tǒng)、低壓燃油輸送、增壓泵-噴油器、ECU控制等四大部分組成，如圖1所示。

圖1 噴油系統(tǒng)組成原理

1.1 液壓系統(tǒng)

液壓系統(tǒng)主要包括伺服油泵，伺服油軌，蓄壓器，電液控制閥等部件。蓄壓器是用來(lái)吸收伺服油泵供油的壓力脈沖和由于燃油噴射所引起的壓力波動(dòng)，維持伺服油軌的壓力穩(wěn)定，使得伺服油軌可以近似作為穩(wěn)壓源。在液壓系統(tǒng)中安裝了電液比例壓力控制閥和傳感器系統(tǒng)，傳感器將系統(tǒng)采集的壓力信號(hào)反饋給ECU控制單元，ECU發(fā)送命令到電磁閥，通過(guò)對(duì)電磁閥的控制來(lái)對(duì)軌壓進(jìn)行調(diào)節(jié)；實(shí)現(xiàn)對(duì)共軌壓力的閉環(huán)控制，間接的調(diào)節(jié)燃油噴射壓力。

1.2 低壓燃油輸送

低壓燃油根據(jù)ECU的指令從控制閥向增壓泵內(nèi)提供一定壓力的燃油。

1.3 增壓泵－噴油器

增壓泵采用增壓活塞—柱塞的結(jié)構(gòu)，在電磁閥控制的液壓油的推動(dòng)下，壓縮低壓燃油系統(tǒng)輸送的燃油，從而產(chǎn)生高壓燃油。它與噴油器之間采用了一根短的高壓油管，高壓油管可視為增壓的燃油體積容積。這樣既改善了噴射性能，又易于對(duì)傳統(tǒng)的燃油噴射系統(tǒng)進(jìn)行改造。

1.4 ECU控制單元

ECU根據(jù)采集到柴油機(jī)的曲軸位置、轉(zhuǎn)速、負(fù)荷、壓力等信號(hào)，發(fā)出脈沖信號(hào)來(lái)控制電磁閥，電磁閥的開啟時(shí)刻和開啟持續(xù)時(shí)間決定了系統(tǒng)的噴油正時(shí)和噴油量，同時(shí)ECU根據(jù)PID控制調(diào)節(jié)伺服油軌壓力，從而控制系統(tǒng)的噴射壓力。這樣就實(shí)現(xiàn)了系統(tǒng)對(duì)噴油壓力、噴油量、噴油正時(shí)的獨(dú)立、靈活的控制。

1.5 系統(tǒng)工作原理

液壓油經(jīng)高壓油泵壓入伺服油共軌，共軌內(nèi)的壓力由ECU控制的電磁閥通過(guò)PID進(jìn)行調(diào)節(jié)，同時(shí)燃油管路內(nèi)的燃油經(jīng)單向閥進(jìn)入增壓泵的增壓腔。電磁閥通電后，電磁閥的進(jìn)油口與增壓泵的下腔接通（回油口封閉)，伺服油軌內(nèi)的液壓油進(jìn)入增壓活塞腔，推動(dòng)增壓活塞一柱塞組運(yùn)動(dòng)，燃油被壓縮，當(dāng)壓力大于噴油器的啟噴壓力時(shí)，針閥抬起，噴油開始。電磁閥斷電后，電磁閥的回油口與增壓泵的下腔接通（進(jìn)油口封閉)，下腔內(nèi)的液壓油通過(guò)回油管路泄放掉，增壓泵失去驅(qū)動(dòng)動(dòng)力，增壓活塞一柱塞組在燃油壓力的作用下回落，增壓腔內(nèi)的燃油壓力降低，噴油器針閥在彈簧壓力下關(guān)閉，噴油結(jié)束，與之同時(shí)，燃油進(jìn)入增壓腔（充油過(guò)程)，開始一個(gè)工作循環(huán)。

2 系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型

2.1 伺服油軌

式中：P為伺服油軌壓力，V為伺服油軌容積，Be為伺服油彈性模量Qin為流入體積流量，Qout為流出體積流量。

2.2 液壓控制閥

假設(shè)電磁閥瞬間動(dòng)作（實(shí)際工作可以精確到1ms），即將電磁閥動(dòng)作視為開關(guān)量，然后控制閥在液壓油驅(qū)動(dòng)下開始動(dòng)作，由牛頓定律可得到閥芯的受力平衡方程為

式中：mc為閥芯的質(zhì)量；yC為控制閥芯位移；kC為彈簧彈性系數(shù)；

fC為摩擦力，始終與運(yùn)動(dòng)方向相反；pSO為液壓伺服油壓力；

AC為控制活塞截面積；BC為粘性阻尼系數(shù)（N/（m/s）），0.2-0.5。

2.3 增壓泵

增壓泵的大小活塞面積之比是A：1，而大小活塞的行程是一樣的，所以增壓部件的運(yùn)動(dòng)方程為：

Ph為壓腔內(nèi)潤(rùn)滑油的壓力（MPa）；Sh為液壓活塞的面積；Pf為增壓腔內(nèi)的燃油壓力；Sf為燃油柱塞的面積；f為所有阻力值和；m為運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量；a為運(yùn)動(dòng)件的加速度。

2.4 噴油器

式中：Pn為噴油器噴嘴的燃油壓力；Vn為噴嘴的容積m3；Be為燃油油彈性模；

Qinj為噴入柴油機(jī)氣缸的燃油流量；Qout為共軌管到噴油嘴的燃油流量；

為了簡(jiǎn)化計(jì)算，不計(jì)算針閥的運(yùn)動(dòng)方程，而將其看做一個(gè)開關(guān)量。

式中：ρn為噴嘴中燃油密度；Pn為噴油器噴嘴的燃油壓力；pz為柴油機(jī)氣缸壓力；un為噴嘴的流量系數(shù)；An為噴嘴的截面積。

3 仿真模型的建立

噴油系統(tǒng)模型雖然只針對(duì)增壓泵、伺服油軌、噴油嘴和液壓電磁閥等進(jìn)行建模，但是總的模型涉及面廣，系統(tǒng)采用模塊化方法建模，把各個(gè)復(fù)雜的子系統(tǒng)進(jìn)行封裝。這樣能夠使得模型的物理意義以及子系統(tǒng)之間的關(guān)系易于理解，并且便于模型的修改和升級(jí)。本文噴油系統(tǒng)模型分為柴油機(jī)控制模塊和液壓系統(tǒng)模塊，增壓泵—注油器模塊。除了封裝得到液壓系統(tǒng)模塊和增壓泵—注油器模塊外，還將他們的各子系統(tǒng)也分別進(jìn)行封裝，如此使得模型以及模型子系統(tǒng)之間的物理意義和關(guān)系易于理解。

下面以液壓系統(tǒng)模塊為例來(lái)分析伺服油軌的容積和壓力關(guān)系，根據(jù)方程（1）將轉(zhuǎn)速，電磁閥信號(hào)，負(fù)荷作為已知量，可以在設(shè)定工況的條件下建立系統(tǒng)伺服油軌的仿真模型，經(jīng)過(guò)模型計(jì)算可以對(duì)伺服油軌的壓力和容積進(jìn)行研究。

圖2 液壓系統(tǒng)模塊

為研究共軌管容積對(duì)軌壓力波動(dòng)的影響，假定共軌管容積分別為0.4m3和0.2m3，柴油機(jī)在轉(zhuǎn)速為 114.0r/min、負(fù)荷為100.0%的工況下穩(wěn)定運(yùn)行。仿真兩者的油軌壓力曲線，如圖3。

圖3 伺服管容積不同時(shí)油軌壓力曲線

結(jié)果表明當(dāng)高壓油泵的供油量和噴油器的噴油量一定時(shí)，共軌管容積較小時(shí)，燃油噴射對(duì)軌壓波動(dòng)的影響較大，但易于建立軌壓；共軌管容積較大時(shí)，燃油噴射對(duì)軌壓波動(dòng)的影響較小，共軌管內(nèi)軌壓的建立較為緩慢，不利于柴油機(jī)的起動(dòng)。而柴油機(jī)共軌管壓力建立的快慢與共軌管容積和高壓油泵的排量相關(guān)，在高壓油泵排量一定時(shí)，共軌管的容積的值必須在一個(gè)有效地范圍內(nèi)，才能保證共軌管的波動(dòng)在允許范圍內(nèi)。因此，在充分考慮共軌管容積的選擇時(shí)的布局、長(zhǎng)度、強(qiáng)度等方面的因素后，可根據(jù)仿真計(jì)算軌壓波動(dòng)，結(jié)合軌壓建立要求選擇合適的共軌管容積。

4 結(jié)論

通過(guò)對(duì)整個(gè)噴油系統(tǒng)部件的仿真研究并與實(shí)際工況進(jìn)行對(duì)比，再對(duì)模型的參數(shù)部件進(jìn)行調(diào)整，以獲得更為真實(shí)的仿真系統(tǒng)。電控噴油系統(tǒng)是一個(gè)復(fù)雜的動(dòng)態(tài)系統(tǒng)，Simulink具有很強(qiáng)的動(dòng)態(tài)仿真能力，目前已成為柴油機(jī)建模仿真最主要的軟件，同時(shí)也可采用M文件編寫控制系統(tǒng)軟件進(jìn)行仿真研究，與模型結(jié)合達(dá)到仿真計(jì)算的目的。

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