王　軍， 熊慶輝， 金　毅

(1. 裝甲兵工程學院機械工程系， 北京 100072； 2. 中國北方車輛研究所車輛傳動重點實驗室， 北京 100072)

壓電噴油器位移放大器動態(tài)特性仿真與分析

王軍1， 熊慶輝2， 金毅1

(1. 裝甲兵工程學院機械工程系， 北京 100072； 2. 中國北方車輛研究所車輛傳動重點實驗室， 北京 100072)

摘要：為提高壓電噴油器位移放大性能，進行了液力耦合位移放大器(Hydraulic Coupling Displacement Amplifier，HCDA)動態(tài)特性研究。簡要分析了HCDA的工作原理和位移放大要求，運用流體力學方法構建了HCDA的動態(tài)模型，基于AMEsim軟件建立并驗證了HCDA的仿真模型，同時分析了流體和結構因素對HCDA小活塞位移的影響。結果表明：流體一定時，耦合腔容積決定了壓縮性，活塞間隙為5 μm能滿足耦合腔泄漏率要求，大、小活塞直徑和大活塞彈簧預緊力對小活塞位移的影響較大，而耦合腔容積對其影響較小。

關鍵詞：壓電噴油器； 液力耦合位移放大器； 動態(tài)特性

壓電噴油器是柴油機高壓共軌噴油系統(tǒng)中的核心部件，是最先進的電控噴油器，它不僅能實現(xiàn)噴油參數(shù)的調(diào)節(jié)，而且能實現(xiàn)多次噴射[1]。壓電堆執(zhí)行器的響應時間達到微秒級，但其位移只有微米級，需要位移放大器放大位移才能滿足針閥升程要求[2]。位移放大器有差動式、杠桿式和液力耦合式等多種形式，其中：1)杠桿式位移放大器利用杠桿比例關系實現(xiàn)位移放大，位移放大倍數(shù)達到9以上，放大位移值穩(wěn)定，但結構體積較大，承載能力差；2)差動式位移放大器利用差動原理放大位移，位移放大倍數(shù)調(diào)節(jié)靈活，但零件較多，結構復雜，位移放大偏差大；3)液力耦合式位移放大器是一種液力驅(qū)動、小體積的位移放大器，不但能放大壓電堆執(zhí)行器輸出位移，而且還能補償執(zhí)行器磨損、因壓電材料溫度變化而產(chǎn)生的非正常變形，零件較少，占據(jù)空間小，但存在一定的響應滯后性[3]。

液力耦合式位移放大器是壓電噴油器的一個核心部件，適用于壓電噴油器的小空間要求，其位移放大量和響應速度直接影響著針閥升程和開啟時間，進而影響到壓電噴油器的噴油特性。目前對壓電噴油器結構設計和噴油特性的研究較多：莊福如等[4]進行了柴油機共軌壓電晶體噴油器及驅(qū)動電路研究，解決了壓電噴油器自主開發(fā)中的驅(qū)動電路設計和驅(qū)動試驗問題；蘇瑜等[5]分析了高壓共軌柴油機壓電噴油器的驅(qū)動響應特性。上述研究均集中在壓電噴油器的整體性能和控制方法上，但對核心部件的結構參數(shù)和響應特性未作考慮，因此亟需對液力耦合放大器的動態(tài)特性進行研究。筆者通過建立數(shù)學仿真模型對液力耦合位移放大器的動態(tài)特性進行分析，以期對合理設計液力耦合位移放大器和提高壓電噴油器的噴油性能有一定的指導作用。

1工作原理

圖1為壓電噴油器的結構。

圖1　壓電噴油器結構

圖1中：液力耦合位移放大器位于壓電堆執(zhí)行器和控制閥之間，由大/小活塞、活塞缸和彈簧組成；大活塞一端與壓電堆執(zhí)行器連接，另一端進入耦合腔內(nèi)，大活塞彈簧作用在大活塞上，壓縮后產(chǎn)生彈力使大活塞復位；小活塞上端面位于耦合腔內(nèi)，另一端面與控制閥活塞連接，小活塞彈簧使小活塞復位；在大/小活塞與活塞缸中間形成的耦合腔內(nèi)充滿一定體積的低壓柴油，作為液力耦合介質(zhì)。其工作原理為：當驅(qū)動大活塞移動一定距離時，耦合腔內(nèi)的柴油受到擠壓，由于大活塞的截面積比小活塞的大，壓力和體積的變化驅(qū)動小活塞移動較大距離，從而起到位移放大的作用[6]。受結構空間所限，位移放大倍數(shù)應在1.5左右才能滿足電控噴油器的噴油要求。由于耦合腔內(nèi)的油液擠壓和油液的黏度作用，動態(tài)響應具有一定的滯后性，響應時間在0.03～0.05 ms范圍內(nèi)。

2動態(tài)模型

大活塞受壓電堆執(zhí)行器的輸出力作用而壓縮耦合腔內(nèi)的柴油，從而將力傳遞至小活塞，使其獲得一定的力和位移。對液力耦合位移放大器各部分的受力、位移進行分析，如圖2所示。

圖2　液力耦合位移放大器各部分的受力、位移

在無負載情況下，F(xiàn)與位移Δl的關系為

F=KT(Δl0-Δl)，

(1)

式中：KT為壓電晶體剛度；Δl0為壓電晶體最大位移。

在剛度為KS的負載作用下，壓電堆執(zhí)行器的輸出位移Δlp和F分別為[7]

(2)

(3)

大、小活塞動力學方程分別為

(4)

(5)

式中：x1、x2分別為大、小活塞的運動位移。

當忽略泄漏時，耦合腔內(nèi)柴油的連續(xù)性方程為

(6)

式中：Kh為有效體積模量；V為耦合腔體積。

耦合腔初始體積V0為

V0=x10A1+x20A2；

(7)

耦合腔變化后體積V1為

V1=(x10+x1)A1+(x20+x2)A2；

(8)

耦合腔內(nèi)柴油體積變化ΔV為

ΔV=x1A1+x2A2。

(9)

由式(4)-(9)，可得液壓放大器的放大倍數(shù)為

由式(9)可以看出:在忽略油液泄漏和壓縮的情況下，放大器的位移放大倍數(shù)約為

(10)

式中：R1、R2分別為大、小活塞的半徑。

則小活塞輸出力F2為

(11)

式中：X0為執(zhí)行器空行程；XV為閥行程；KC為放大器剛度。

3仿真建模與驗證

以Bosch 公司壓電噴油器的液力耦合放大器為對象，采用液壓仿真軟件AMESim進行建模。AMESim 為廣泛用于汽車和航空液壓的仿真軟件[8]，具有友好的人機交互界面以及豐富的元件庫，如機械庫、信號庫、液壓庫、傳動庫、電磁庫等；元件圖標是對元件結構參數(shù)和數(shù)學關系程序化的封裝，直接從模型庫中拖出實際系統(tǒng)中應用元件的圖標，如彈簧、活塞、集中質(zhì)量、空腔以及燃油等。

3.1建模及仿真

按照零件連接關系連接元件，構成系統(tǒng)計算模型，大活塞、小活塞以及耦合腔的參數(shù)計算結果按照其動態(tài)模型計算式獲得。仿真步驟依次如下:

1) 按照圖1所示結構選擇元件建立模型，液力耦合位移放大器的仿真模型如圖3所示。

圖3　液力耦合位移放大器仿真模型

2) 設置元件的參數(shù)，主要參數(shù)如表1所示。

表1　仿真模型主要參數(shù)設置

3) 完成系統(tǒng)模型編譯運行、檢查。

4) 給定控制脈寬、仿真時間和運行步長。

5) 進行模型計算。

3.2仿真驗證

小活塞的輸出力和位移是決定液力耦合位移放大器性能的重要參數(shù)，以小活塞的輸出力和位移為對比參數(shù)進行模型驗證[9]。液力耦合位移放大器測試臺架如圖4所示，采用MTI激光位移傳感器LTC025、Kistler動態(tài)壓力傳感器4067A1測量位移放大器的輸出位移和輸出力，傳感器的技術參數(shù)如表2所示。

當控制脈寬為0.5 ms時，小活塞輸出力和位移的計算值與實測值對比分別如圖5、6所示。從圖5可以看出：小活塞的輸出力實測值為360 N，小于輸出力計算值400 N，所需的延遲時間為0.05 ms，大于計算輸出力延遲時間；實測值出現(xiàn)了負值，這是因為被測試力撤掉后，力傳感器產(chǎn)生了較大的反沖。從圖6可以看出：小活塞的位移實測值達到40 μm，與計算值接近，實測延遲時間為0.03 ms，大于計算值。引起輸出力和延遲時間的差異主要是，計算模型中假設耦合腔內(nèi)的柴油沒有泄漏和壓縮，而測試實物中柴油卻存在泄漏。

圖4　液力耦合位移放大器測試臺架

名稱測量范圍分辨率精度/%響應頻率/kHz位移傳感器-1.0～1.0mm0.1μm≤±0.5≤20壓力傳感器0～1000MPa0.024V/bar≤±0.5≥100

圖5　小活塞輸出力的計算值與實測值對比

圖6　小活塞位移的計算值與實測值對比

在給定不同的控制脈寬時，小活塞輸出力和位移的計算值與實測值如表3所示，可以看出：位移和輸出力的計算值與實測值接近，相對誤差在允許的5%～10%范圍內(nèi)，說明所建立的仿真模型具有一定準確性。

表3　小活塞輸出力和位移的計算值與實測值

4影響因素分析

液力耦合位移放大器的動態(tài)特性是指小活塞的力、位移和速度隨時間的變化關系，反映了其動態(tài)過程響應的快慢。液力耦合位移放大器動態(tài)響應不僅取決于流體因素，而且受到結構參數(shù)的影響[10]。因此，在確定耦合腔的流體壓縮性和泄漏量的基礎上，需要分析活塞直徑、耦合腔容積和大活塞彈簧預緊力對小活塞位移的影響。

4.1流體因素

4.1.1壓縮性

液力耦合位移放大器是在耦合腔內(nèi)充滿一定體積的流體作為傳力介質(zhì)。噴油器內(nèi)流體為-20號柴油，其體積彈性模量為1.88 GPa。柴油的體積彈性模量和耦合腔初始容積決定著柴油的壓縮性，具體表現(xiàn)在：在不同耦合腔初始容積條件下，大活塞運動位移相對較小時，初始容積的大小決定了大活塞做功后的耦合腔內(nèi)的壓力，當初始容積大時，耦合腔內(nèi)柴油的可壓縮性增強，因此耦合腔內(nèi)壓力低，初始容積小的情況恰與此相反。因此，需要選擇合適的耦合腔初始容積，以形成低壓力。

4.1.2泄漏率

由于加工誤差和活塞運動需要，大、小活塞與活塞缸之間有一定的間隙，這會引起耦合腔的液體泄漏。泄漏量不僅與耦合腔內(nèi)壓力有關，而且還與間隙大小有關，且后者對泄漏量影響更大。不同活塞間隙的耦合腔泄漏率變化關系曲線如圖7所示?？梢钥闯觯厚詈锨恍孤┞孰S活塞與活塞缸之間間隙的增加而增大；當間隙由5 μm增加到8 μm時，泄漏率急劇上升。因此,選擇活塞間隙5 μm，既滿足大/小活塞與活塞缸的滑動性，又能保證泄漏率很小。

圖7　不同活塞間隙的耦合腔泄漏率變化關系曲線

4.2結構因素

4.2.1大活塞直徑

大活塞與壓電堆執(zhí)行器連接，活塞直徑?jīng)Q定了活塞面積，影響位移放大倍數(shù)，進而影響小活塞位移。在工作電壓為150 V、壓電堆執(zhí)行器最大輸出位移為32 μm、控制脈寬為0.5 ms、小活塞直徑為4.9 mm的條件下，當大活塞直徑在5～8 mm之間時，小活塞位移隨時間t的變化情況如圖8所示。

圖8　小活塞位移隨時間t變化情況

由圖8可以看出：1)當大活塞直徑為5.0、5.2、5.4、5.6 mm時，小活塞輸出位移明顯增加；2)當大活塞直徑增加到6～8 mm時，小活塞輸出位移變化很?。?)當大活塞直徑為5.8 mm時，小活塞輸出位移達到最大，為45 μm。這是因為：在壓電堆執(zhí)行器最大輸出位移為32 μm時，大活塞直徑越大，其移動一定距離所形成空間體積ΔV越大，通過柴油剛性地耦合到小活塞端，當小活塞的直徑和面積一定時，其位移越大；當大活塞直徑為6 mm以上時，與活塞缸接觸的面積也增大，從而增大了大活塞與活塞缸之間的泄漏量，使耦合腔內(nèi)柴油傳遞的體積ΔV減小，從而使小活塞的位移減小。

4.2.2耦合腔容積

由于壓電堆執(zhí)行器的位移量很小，油液存在壓縮性，為滿足放大倍數(shù)和帶負載能力的雙重要求，必須使密閉容腔的體積盡可能小[11]。當耦合腔容積分別為10、30、50 mm3時，不同耦合腔容積所對應的小活塞輸出位移變化關系曲線如圖9所示。

圖9　不同耦合腔容積的小活塞輸出位移變化關系曲線

由圖9可以看出：1)當耦合腔容積從10 mm3增加到30 mm3時，小活塞輸出位移無明顯增加，響應時間滯后明顯增加；2)當耦合腔容積從30 mm3增加到50 mm3時，小活塞輸出位移變化很小，響應時間滯后不明顯，這說明耦合腔柴油容積越小，小活塞響應性越好。由于耦合腔初始容積減小，腔內(nèi)形成的壓力升高，耦合腔內(nèi)柴油的可壓縮性減小，在相同的壓電堆執(zhí)行器輸出力作用下，耦合腔柴油傳遞力的時間減小，從而使小活塞運動響應加快；在相同的大活塞位移條件下，柴油傳遞位移損失較小，小活塞位移與耦合腔柴油容積關系不大。

4.2.3小活塞直徑

在耦合腔體積變化一定的條件下，小活塞直徑?jīng)Q定了其位移。在工作電壓為150 V、控制脈寬為0.5 ms、大活塞直徑為5.8 mm的條件下，小活塞直徑取值為3～5.8 mm，大、小活塞面積比為1～3.74，不同的小活塞直徑對小活塞位移的影響曲線如圖10所示。可以看出：當壓電堆執(zhí)行器最大輸出位移為32 μm時，小活塞直徑為5.8 mm，小活塞輸出位移接近35 μm；小活塞直徑為4.9 mm時，小活塞輸出位移達到最大，為45 μm。

圖10　小活塞直徑尺寸對小活塞位移的影響

4.2.4大活塞彈簧預緊力

為使大活塞與壓電堆執(zhí)行器緊密連接，用大活塞彈簧使大活塞復位，彈簧預緊力的大小影響小活塞位移。當大活塞彈簧剛度為1 200 N/mm時，由不同的預緊力所計算出的小活塞位移如圖11所示。可以看出：隨著大活塞彈簧預緊力由40 N增加至280 N，小活塞位移有較明顯減小。活塞的初始距離決定了彈簧預緊力，彈簧預緊力對大活塞運動的影響有2方面：一方面，由于隨著大活塞彈簧預緊力逐漸增大，大活塞運動時的阻力相應地增大，使得大活塞的運動速度降低，在給定的時間內(nèi)，大活塞的運動位移相應地減小，經(jīng)過耦合腔內(nèi)的柴油耦合，小活塞的運動位移會隨之減小；另一方面，當大活塞復位時，彈簧作用力決定了大活塞運動速度，所以彈簧預緊力越大，彈簧作用力越大，能使大活塞更快地復位，進而縮短了小活塞的復位時間。

圖11　大活塞彈簧預緊力對小活塞位移影響

以上分析只是說明了單因素對位移放大器動態(tài)特性的影響，動態(tài)響應時間要滿足0.03～0.05 ms，還需要對各個因素優(yōu)化組合、多個方案比較，后續(xù)將采用遺傳優(yōu)化算法，進一步實現(xiàn)各個零件參數(shù)合理匹配以及位移放大器位移和響應時間的優(yōu)化。

5結論

1) 為滿足電控噴油器噴油要求，提出了液力耦合位移放大器的位移放大倍數(shù)在1.5左右，動態(tài)響應時間在0.03～0.05 ms。

2) 構建了液力耦合放大器的動態(tài)模型，在AMEsim軟件環(huán)境下建立液力耦合放大器的仿真模型，通過計算數(shù)據(jù)與測試數(shù)據(jù)的對比，驗證了液力耦合放大器的仿真模型具有較好的準確性，該模型能用于分析不同結構參數(shù)的液力耦合位移放大器動態(tài)特性。

3) 通過對影響液力耦合放大器動態(tài)特性的流體和結構因素分析發(fā)現(xiàn)，流體一定時耦合腔容積決定了壓縮性，活塞間隙為5 μm能滿足耦合腔泄漏率要求；大小活塞直徑和大活塞彈簧預緊力對小活塞位移的影響較大，耦合腔容積對小活塞位移的影響不大。

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(責任編輯: 尚菲菲)

Simulation and Analysis of Dynamic Characteristic of Displacement Amplifier in Piezoelectric Injector

WANG Jun1, XIONG Qing-hui2, JIN Yi1

(1. Department of Mechanical Engineering, Academy of Armored Force Engineering, Beijing 100072, China；2. Key Laboratory of Vehicle Transmission, China North Vehicle Research Institute, Beijing 100072, China)

Abstract：To improve displacement amplifying performance of piezoelectric injector, dynamic performance of Hydraulic Coupling Displacement Amplifier (HCDA) is studied. Work principle and amplification requirement of HCDA is briefly analyzed, mathematic model of dynamic process of HCDA is presented by fluid dynamic method, simulation model of HCDA is founded based on AMEsim software, the accuracy of simulation model is evaluated by data comparison with experimental measurement and simulation calculation, effect on small piston displacement by fluid factor and structure factor is discussed with simulation model. The result shows that fluid compression is determined by volume of hydraulic coupling chamber for a given fluid, 5 μm piston clearance can meet leakage demand of hydraulic coupling chamber, the effect on small piston displacement by piston diameter and large piston’s spring preloaded force is large, the effect on small piston displacement by coupling chamber volume is little.

Key words:piezoelectric injector；Hydraulic Coupling Displacement Amplifier(HCDA)；dynamic performance

文章編號：1672-1497(2016)01-0048-06

收稿日期：2015-10-10

基金項目：軍隊科研計劃項目

作者簡介：王軍(1968-)，男，副教授，博士。

中圖分類號：TK421+.2; TP391

文獻標志碼：A

DOI：10.3969/j.issn.1672-1497.2016.01.010