楊紹卿, 徐冬冬, 王 雪

(1. 陸軍裝甲兵學院車輛工程系， 北京 100072； 2. 95969部隊， 湖北 武漢 433220)

重型車輛柴油機啟動過程具有較大的不穩(wěn)定性，而提升柴油機啟動過程的穩(wěn)定性和成功率已成為目前的研究焦點，重型柴油機啟動過程的研究方向也逐漸向進氣、噴霧和燃燒等方面轉移。機械噴油泵的重型車輛柴油機在啟動過程中產生較大不穩(wěn)定性的原因為：轉速變化幅度大，使得啟動工況各循環(huán)過程的噴油壓力和噴油速率不穩(wěn)定且變化顯著，進而導致啟動過程中的缸內燃燒狀況不穩(wěn)定[1-2]。目前，一些研究者嘗試通過試驗手段對極低轉速工況下的機械泵燃油噴射規(guī)律進行研究，但過程復雜且結果不確定性較大[3-4]。因此，通過仿真手段研究極低轉速下柴油機的燃油噴射規(guī)律，成為分析柴油機啟動過程噴油和轉速變化規(guī)律的重要手段。筆者通過建立柴油機機械泵燃油噴射仿真模型，分析啟動工況下循環(huán)噴油量、循環(huán)泄漏量占比以及低轉速噴油規(guī)律，為進一步分析機械泵柴油機的啟動過程提供可靠的理論依據(jù)。

1 機械泵燃油噴射仿真模型的建立

針對某150 mm缸徑重型柴油機機械泵啟動過程，利用GT-suit搭建燃油噴射仿真模型，如圖1所示。該型柴油機燃油流動過程為：燃油由油箱開始，依次通過低壓油管、柱塞泵和噴油泵，最后經高壓油管進入噴油器儲油槽，待油壓達到噴油器開啟壓力后噴射進入氣缸。

該仿真模型建模時，其核心模型主要包括柱塞模型、供油模型(包括高壓油管和低壓油管)和噴油模型。同時，由于機械泵在啟動過程中存在顯著的燃油泄漏現(xiàn)象，需要加入燃油泄漏模型[5]。噴油泵和噴油器的主要參數(shù)分別如表1、2所示。

表1 噴油泵主要參數(shù)

表2 噴油器主要參數(shù)

1.1 柱塞運動規(guī)律

表3為150 mm柴油機凸輪參數(shù)。

表3 150 mm柴油機凸輪參數(shù)

當凸輪轉角α≤第1段圓弧最大凸輪轉角(即α≤36.883°)時，噴油泵的供油處于第1階段，此時柱塞升程[6]

h1= (r1-r0)(-cosα+1/a1×

(1)

柱塞速度

(2)

柱塞加速度

(3)

式中:a1=(r1-r0)/(r1+rp)；ωk=2πnk/60，為凸輪軸角速度,其中nk為凸輪轉速。

當凸輪轉角α>第1段圓弧最大凸輪轉角(即α>36.883°)時，噴油泵的供油在第2階段結束，此時柱塞升程

h2=(r0+hmax-r2)(cos(θ-α)+1/a2×

(4)

柱塞速度

v2= (r0+hmax-r2)ωk(sin(θ-α)+

(5)

柱塞加速度

j2= -(r0+hmax-r2)(cos(θ-α)+

(6)

式中:a2=(r0+hmax-r2)/(r2+rp)。

1.2 加油齒桿位置

該型150 mm缸徑重型柴油機機械泵采用機械離心式全程調速器，調速器的支持力P與恢復力E決定齒桿位置，其齒桿運動方程為[7]

(7)

式中：M為齒桿質量；s為齒桿位置；f為摩擦力；fr為液體阻尼力。

1.3 噴油規(guī)律計算

為提高模型計算效率，在保證計算精度的基礎上，對噴油規(guī)律模型進行如下簡化[8]：1)忽略管道內液體摩擦損失；2)假設噴油過程中燃油溫度恒定；3)假設噴油過程中燃油密度和黏度恒定。

該型機械泵的泵-管-嘴系統(tǒng)結構如圖2所示。

對于泵-管-嘴系統(tǒng)，噴油速率可表示為

dVp/dt=f(t)=Apvp,

(8)

計入燃油噴射過程中壓縮導致的體積變化，定義β為單位壓力下燃油體積V的相對變化，則β可表示為

(9)

式中：p為燃油壓力。

選取噴油泵為研究對象，其內部燃油流動的連續(xù)性方程為

(10)

噴油速率可表示為

(11)

式中：μ為噴油器的噴孔流量系數(shù)；Af為噴孔流通截面積；px為缸內背壓；ρ為燃油密度。

以燃油質量流量表示噴油規(guī)律，即

dmp/dt=ρdVp/dt。

(12)

式中：mp為燃油質量。

1.4 噴油泵泄漏計算

在啟動過程中，受噴油泵和調速器的性能限制，各個噴油循環(huán)間的噴油壓力和柱塞相對速度變化顯著，噴油泵存在一定量的泄漏。因此，要精確地計算啟動過程的噴油規(guī)律，必須計入泄漏的影響[7]。

噴油過程中，瞬時泄漏量Qleak的表達式為[8]

(13)

1.5 噴嘴平均流量系數(shù)修正

啟動過程中，由于轉速不穩(wěn)定，導致噴油壓力變化較大，這直接影響噴油器的最大流量系數(shù)，并顯著影響噴油持續(xù)期。通過建立噴油泵轉速與流量系數(shù)的關系，對噴嘴平均流量系數(shù)進行修正。采用蟻群算法對噴油泵不同轉速條件下的噴嘴平均流量系數(shù)Cavg進行優(yōu)化，優(yōu)化目標為

(14)

式中：pmax_1為試驗實測噴油壓力峰值；pmax_2為計算噴油壓力峰值。

蟻群算法優(yōu)化后，噴油泵不同平均轉速下Cavg變化曲線如圖3所示?？梢钥闯觯弘S著噴油泵平均轉速的增大，Cavg呈上升趨勢，但上升速率逐漸下降。這是因為：隨著噴油泵轉速的增大，噴油器壓力增大，通過噴嘴的燃油質量流量變大，表現(xiàn)為Cavg的增大；與此同時，壓力的增大會導致燃油流過噴嘴時壓力損失變大，表現(xiàn)為Cavg增幅變緩。

2 燃油噴射仿真模型的驗證

利用燃油噴射試驗對燃油噴射仿真模型進行驗證。所選取測點的噴油泵轉速分別為145.5、242.3、394.1、549.9、648.6、703.5 r/min，其噴油速率仿真值與試驗值的對比結果如圖4所示。可以看出：噴油速率仿真值與試驗值的最大誤差分別為3.92%、4.85%、2.23%、4.34%、4.89%、4.66%，說明燃油噴射仿真模型的精度較為可靠。

3 燃油噴射仿真結果及分析

3.1 循環(huán)噴油量分析

在噴油泵試驗臺上測量了噴油泵循環(huán)噴油量隨噴油泵平均轉速的變化規(guī)律，結果如圖5所示?？梢钥闯觯寒攪娪捅闷骄D速低于300 r/min時，循環(huán)噴油量隨平均轉速的增大出現(xiàn)明顯的上升趨勢，并在350 r/min附近達到峰值。這是因為：噴嘴內壓力隨轉速的增大而上升，且由于調速器還未起效，循環(huán)噴油量上升未受限制；當噴油泵平均轉速高于350 r/min時，調速器對噴油泵的限制開始生效，驅動油量控制機構使循環(huán)噴油量保持在200 mg附近；由于調速器對轉速的響應存在一定的遲滯，循環(huán)噴油量開始呈現(xiàn)緩慢下降的趨勢。

3.2 燃油循環(huán)泄漏分析

采用燃油噴射仿真模型對啟動工況下燃油循環(huán)泄漏量進行計算。假設環(huán)境溫度為25 ℃，大氣壓力為101 kPa，油門齒桿位置20%，電機轉速設定為700 r/min。燃油循環(huán)泄漏量占噴油量之比的變化曲線如圖6所示?？梢钥闯?

1) 在啟動工況前期(即平均轉速較低時),燃油循環(huán)泄漏量占比較大，隨著循環(huán)次數(shù)和平均轉速的增大，循環(huán)泄漏量占比逐漸減小。這是因為：轉速低時噴嘴內壓力較小，流經泄漏開口處的燃油壓力損失較小，燃油泄漏量較大；反之，當平均轉速增大時噴嘴內壓力增大，流經泄漏開口處的燃油壓力損失變大，燃油泄漏量減小。

2) 當平均轉速穩(wěn)定時，噴嘴內壓力趨于穩(wěn)定，循環(huán)泄漏量占比也趨于穩(wěn)定，在0.82%附近波動。

3.3 低轉速噴油規(guī)律分析

利用燃油噴射仿真模型對啟動工況低轉速下的噴油規(guī)律進行仿真。選取噴油泵轉速為50、55、60、65、70 r/min進行計算，得到的噴油速率變化曲線如圖7所示。可以看出：隨著轉速的逐漸增大，曲軸轉角幅度變大，即噴油持續(xù)期逐漸變長，噴油速率峰值顯著上升，且對應的曲軸轉角逐漸后移。這是因為：隨著轉速的增大，噴油壓力變大，使得燃油流速及噴油速率峰值顯著上升；而由于噴面壓力的增長，使得寬噴油器針閥開啟時間延長，導致噴油持續(xù)期變長和噴油量增大，進而使噴油速率峰值隨噴油持續(xù)期的延長而后移。