摘要：以某型號柴油機(jī)大流量共軌系統(tǒng)為研究對象，應(yīng)用AMESim軟件構(gòu)建集成限流器的共軌系統(tǒng)一維液力仿真模型，仿真研究限流器結(jié)構(gòu)參數(shù)對噴油器入口壓力波動特性的影響。仿真結(jié)果表明：增大限流器閥芯直徑，噴油速率降低，壓力波動幅值減??；增大限流器閥芯節(jié)流孔直徑、閥體內(nèi)腔直徑、閥芯間隙，噴油速率增大，噴油器入口壓力波動幅值增大。在限流器設(shè)計(jì)研發(fā)過程中，滿足噴油特性前提下，為保持共軌系統(tǒng)內(nèi)部壓力波傳播穩(wěn)定，應(yīng)適當(dāng)增大限流器閥芯直徑，減小閥芯節(jié)流孔徑、閥體內(nèi)腔直徑以及閥芯間隙。

關(guān)鍵詞：限流器；結(jié)構(gòu)參數(shù)；壓力波動；共軌

中圖分類號：TK421.4文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A文章編號：1673-6397（2025）01-0009-07

引用格式：張子威，張偉民，楊貴春.限流器參數(shù)對噴油器入口壓力波動特性的影響［J］.內(nèi)燃機(jī)與動力裝置，2025，42（1）：9-15.

ZHANG Ziwei， ZHANG Weimin，YANG Guichun.The influence of flow restrictor parameters on" pressure fluctuation characteristics at injector inlet［J］.Internal Combustion Engine amp; Powerplant， 2025，42（1）：9-15.

0 引言

柴油機(jī)具有動力性強(qiáng)、壓縮比大等特點(diǎn)，已廣泛用于發(fā)電、道路運(yùn)輸、工程機(jī)械等領(lǐng)域^[1]。高壓共軌系統(tǒng)的應(yīng)用和發(fā)展提高了柴油機(jī)供油系統(tǒng)的噴油控制精度和響應(yīng)速度，進(jìn)一步改善了柴油機(jī)工作性能，已成為柴油機(jī)關(guān)鍵核心部件^[2]。

高壓共軌系統(tǒng)工作過程中，系統(tǒng)內(nèi)部燃油壓力可達(dá)180 MPa以上，持續(xù)高壓下可能因噴油器針閥偶件密封失效、管路破裂等導(dǎo)致燃油泄漏，影響發(fā)動機(jī)的安全性和可靠性 ^[3]。限流器能夠在噴油器或高壓管路工作異常時(shí)，及時(shí)切斷噴油器前的高壓油路，避免燃油泄漏造成的柴油機(jī)工作故障，并且可以減少管路內(nèi)的壓力波動^[4]。壓力波動特性直接影響噴射壓力和噴油穩(wěn)定性，應(yīng)合理選取限流器結(jié)構(gòu)參數(shù)，優(yōu)化波動特性，使高壓共軌系統(tǒng)內(nèi)部壓力波傳播更穩(wěn)定^[5]。近年來，國內(nèi)外學(xué)者開展了關(guān)于共軌壓力波動特性的研究工作：Bai等^[6]應(yīng)用鍵合圖法建立了共軌系統(tǒng)數(shù)值分析模型，研究了噴油器針閥運(yùn)動對壓力振蕩特性的影響；石磊等^[7]利用AMESim建立了某型船用共軌系統(tǒng)液力仿真模型，研究了阻尼孔參數(shù)對壓力波動的影響；田麗麗^[8]研究了高壓供油泵及共軌管參數(shù)對軌壓波動的影響，結(jié)果表明，凸輪轉(zhuǎn)速和共軌管直徑對壓力波動影響較大；蘇海峰等^[9]通過建立高壓供油管路三維仿真模型，研究了管路內(nèi)燃油壓力以及流速的傳播特性；Wang等^[10]采用模塊化建模方法建立了船舶柴油機(jī)共軌系統(tǒng)計(jì)算仿真模型，并輸入不同控制策略進(jìn)行閉環(huán)的壓力控制測試，為控制策略的開發(fā)提供了虛擬測試平臺；Xu等^[11]建立了共軌系統(tǒng)AMESim仿真模型，采用控制變量法研究了共軌管容積對系統(tǒng)壓力波動以及噴油頻率與供油泵柱塞數(shù)匹配特性的影響；張熙燁等^[12]研究了不同工況下噴油脈寬和共軌管參數(shù)對壓力波動的影響。

針對噴油器、供油泵以及軌管內(nèi)液力變化的研究已較為深入，但針對限流器對壓力波動特性影響的研究較少。本文中根據(jù)大流量共軌系統(tǒng)工作原理及主要部件數(shù)學(xué)模型，利用AMESim軟件建立集成限流器的大流量高壓共軌系統(tǒng)一維液力仿真模型，分析限流器結(jié)構(gòu)參數(shù)對噴油器噴油特性及入口壓力波動特性的影響，為限流器的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論支撐。

1 仿真模型建立

1.1 大流量共軌系統(tǒng)構(gòu)成及工作原理

大流量高壓共軌系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。該共軌系統(tǒng)主要由油箱、低壓輸油泵、直列式高壓供油泵、大流量噴油器、高壓油管、限流器以及電子控制單元（electronic control unit，ECU）等零部件構(gòu)成。高壓共軌系統(tǒng)工作時(shí)，ECU根據(jù)柴油機(jī)負(fù)荷實(shí)時(shí)調(diào)整高壓供油泵進(jìn)油計(jì)量閥的開度，實(shí)現(xiàn)高壓供油泵進(jìn)油量的調(diào)控。油箱內(nèi)的低壓燃油通過低壓輸油泵進(jìn)入高壓供油泵的柱塞腔，柱塞在凸輪軸和彈簧力作用下移動，柱塞腔內(nèi)燃油被壓縮，形成高壓燃油；同時(shí)高壓供油泵出油閥開啟，一定量的高壓燃油經(jīng)共軌管進(jìn)入噴油器，ECU向噴油器電磁閥發(fā)送指令，電磁閥開啟時(shí)，針閥抬起，噴油開始，電磁閥關(guān)閉時(shí)，針閥落座，噴油結(jié)束。

限流器的進(jìn)油口與共軌管的出油口連接，出油口通過高壓油管與噴油器燃油入口連接。當(dāng)噴油器工作異?；蚋邏河凸軘嗔褧r(shí)，限流器及時(shí)切斷噴油器前的高壓油路，使噴油器停止工作，避免大量燃油泄漏。限流器內(nèi)部有一個(gè)圓柱形閥芯，閥芯的導(dǎo)向部分和閥體內(nèi)腔形成間隙配合，閥芯前端有節(jié)流孔，節(jié)流孔使閥芯兩端形成壓差，在彈簧力和燃油液壓力的作用下，閥芯在閥體內(nèi)腔中運(yùn)動。噴油過程中，閥芯行程隨循環(huán)噴油量的增大而增大；噴油結(jié)束后，在彈簧力作用下，閥芯復(fù)位至初始位置。當(dāng)限流器流量大于其關(guān)閉流量時(shí)，閥芯運(yùn)動至最大行程，閥芯前端錐面與閥體出油口錐面貼合形成密封面，限流器切斷供油油路，停止噴油。限流器三維結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。

1.2 主要部件數(shù)學(xué)模型

1.2.1 共軌管

共軌管內(nèi)燃油連續(xù)性方程為：

VCδ^2ρdpCdt=qV，I－qV，O，（1）

式中：t為時(shí)間，s；δ為音速，m/s；ρ為燃油密度，kg/m³；pC為軌壓，MPa；VC為共軌管容積，mm³；qV，I為共軌管進(jìn)油口燃油體積流量，mm³/s；qV，O為共軌管出油口燃油體積流量，mm³/s。

1.2.2 噴油器

噴油器盛油腔內(nèi)燃油連續(xù)性方程為：

VDδ^2ρdpDdt=ATuD－μADI－ADOdHDdt－αβAC 2ρpD－pE－qV，D，（2）

式中：VD為盛油腔容積，mm³；pD為盛油腔內(nèi)壓力，MPa；AT為盛油腔入口截面積，mm²；uD為進(jìn)入盛油腔燃油流速，mm/s；ADI為針閥導(dǎo)向部截面積，mm²；ADO為針閥頭部截面積，mm²；HD為針閥升程，mm；AC為壓力室截面積，mm²；pE為壓力室壓力，MPa；qV，D為針閥偶件泄漏燃油的體積流量，mm³/s；β為流量因數(shù)；μ、α為與針閥運(yùn)動有關(guān)的常數(shù)。

1.3 仿真模型建立

為了探究限流器參數(shù)對共軌系統(tǒng)噴油特性的影響，根據(jù)共軌系統(tǒng)結(jié)構(gòu)原理，基于上述數(shù)學(xué)模型，搭建大流量共軌系統(tǒng)AMESim一維液力仿真模型，如圖3所示，圖中，模塊1、3用于模擬穩(wěn)壓源和共軌管，模塊2、4用于模擬共軌管兩端的進(jìn)、出油口，模塊5～12用于模擬限流器的燃油入口腔室容積、閥芯節(jié)流孔、燃油出口腔室容積、閥體、閥芯、閥芯間隙泄漏、彈簧、出油孔，模塊13、15～19分別用于模擬控制信號、控制電路、電磁鐵、彈簧、電磁鐵質(zhì)量以及控制球閥，模塊23～28分別用于模擬針閥質(zhì)量、偶件泄漏、針閥偶件、盛油槽容積、壓力室容積以及噴孔。

仿真模型共軌管主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

建模過程作如下假設(shè)：1）假設(shè)柴油溫度恒定為40 ℃，不考慮溫度變化對噴油特性的影響；2）將共軌管、限流器以及噴油器內(nèi)的結(jié)構(gòu)不規(guī)則腔室視為集中容積，燃油在同一腔室內(nèi)，同一時(shí)刻的壓力及物性參數(shù)相同；3）主要研究限流器參數(shù)對共軌系統(tǒng)單次噴油特性的影響，不考慮共軌系統(tǒng)連續(xù)工作過程中零部件內(nèi)部的壓力波動；4）假設(shè)噴油器針閥、電磁閥銜鐵、限流器閥芯為剛體，不考慮沖擊導(dǎo)致的形變；5）只考慮偶件工作過程中的泄漏，不考慮由于磨損及加工誤差導(dǎo)致的泄漏。

1.4 仿真模型驗(yàn)證

采用法國EFS共軌性能試驗(yàn)臺及EMI3單次噴射儀對集成限流器的共軌系統(tǒng)進(jìn)行不同工況下的噴油特性試驗(yàn)，驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性。試驗(yàn)中設(shè)定供油泵轉(zhuǎn)速為800 r/min，噴油頻率設(shè)定為10 Hz，噴油器的最大循環(huán)噴油量為650 mm³，噴油器性能測量結(jié)果為200次噴射的平均值。試驗(yàn)軌壓分別為70、100、130、160、180 MPa，噴油脈寬為450～1 600 μs，噴油脈寬采樣間隔為60 μs。不同軌壓下集成限流器的共軌系統(tǒng)單支噴油器的每循環(huán)噴油量仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對比如圖4所示。由圖4可知：不同軌壓下，噴油器噴油量的仿真與試驗(yàn)結(jié)果的相對誤差均在5%以內(nèi)，并且變化趨勢具有較高的一致性；建立的仿真模型較為準(zhǔn)確，能夠用于仿真研究。

2 限流器結(jié)構(gòu)參數(shù)對壓力波動特性的影響

2.1 壓力波動特性評價(jià)指標(biāo)

為定量分析限流器參數(shù)對共軌系統(tǒng)壓力波動特性的影響，分別定義噴油器燃油入口腔室內(nèi)峰值壓力pmax和壓力波動幅度均值pe為評價(jià)指標(biāo)，評價(jià)壓力波動的變化程度。pmax為壓力波動曲線上的最大值，壓力波動幅度均值pe為壓力波動曲線上最大值與最小值之差的平均值，pe=（pmax-pmin）/2，其中pmin為噴油器燃油入口腔室內(nèi)的谷值壓力。pe能夠反映噴油器入口腔室內(nèi)實(shí)際壓力相對目標(biāo)軌壓的偏離程度。

2.2 限流器閥芯直徑對壓力波動的影響

保持限流器其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，將閥芯直徑分別設(shè)為5.5、6.0、6.5、7.0 mm，軌壓為180 MPa時(shí)限流器閥芯直徑對噴油速率和噴油器入口壓力波動影響曲線如圖5所示。

由圖5a）可知：當(dāng)限流器閥芯直徑為5.5 mm時(shí)，最大噴油速率為20.32 mm³/ms；當(dāng)限流器閥芯直徑為7.0 mm時(shí)，最高噴油速率為19.38 mm³/ms；隨著閥芯直徑增大，噴油速率呈減小趨勢，但變化程度較??；隨著限流器閥芯直徑的改變，噴油持續(xù)期無變化。由圖5b）可知：針閥開啟和關(guān)閉時(shí)，壓力波峰和波谷均隨閥芯直徑的增大而減小。

閥芯直徑對噴油器入口壓力特征值的影響結(jié)果如表2所示。由表2可知：閥芯直徑由5.5 mm增大到7.0 mm，噴油器入口腔室內(nèi)的峰值壓力由205.093 7 MPa減小到191.796 5 MPa， 壓力波動幅度均值由26.815 7 MPa減小至24.615 8 MPa；閥芯直徑越大，壓力峰值越小，最小壓力越小，壓力波動幅度均值越小，增大閥芯直徑可以減小噴油器入口壓力振蕩幅度。因此在滿足噴油速率、噴油持續(xù)期等噴油特性的條件下，可適當(dāng)增大限流器閥芯直徑，以降低壓力波動。

2.3 限流器閥芯節(jié)流孔直徑對壓力波動的影響

保持限流器其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，將限流器閥芯節(jié)流孔直徑分別設(shè)為0.4、0.8、1.2、1.6 mm， 軌壓為180 MPa時(shí)閥芯節(jié)流孔直徑對噴油速率和噴油器入口壓力的影響曲線如圖6所示。

由圖6a）可知：閥芯節(jié)流孔直徑為0.4 mm時(shí)，最高噴油速率為19.88 mm³/ms；限流器閥芯節(jié)流孔直徑為1.6 mm時(shí)，最高噴油速率為20.45 mm³/ms；隨著節(jié)流孔直徑增大，噴油速率增大，但變化程度較小；隨著限流器閥芯節(jié)流孔直徑的改變，噴油持續(xù)期無變化。由圖6b）可知：針閥開啟時(shí)不同閥芯節(jié)流孔直徑對應(yīng)的壓力無顯著變化；針閥關(guān)閉時(shí)，壓力隨著節(jié)流孔徑的增大而增大，波峰和波谷均隨節(jié)流孔直徑的增加而增大。

閥芯節(jié)流孔直徑對噴油器入口壓力特征值的影響結(jié)果如表3所示。由表3可知：閥芯節(jié)流孔直徑由0.4 mm增大到1.6 mm，噴油器入口腔室內(nèi)的峰值壓力由199.919 0 MPa增大到205.366 5 MPa，壓力波動幅度均值由25.722 9 MPa增大至27.529 7 MPa。閥芯節(jié)流孔直徑越大，峰值壓力越大，最小壓力越大，壓力波動幅度均值越大，減小閥芯節(jié)流孔直徑可以減小噴油器入口壓力振蕩幅度。因此在滿足噴油速率、噴油持續(xù)期等噴油特性的條件下，可適當(dāng)減小閥芯節(jié)流孔直徑，降低壓力波動。

2.4 限流器閥體內(nèi)腔直徑對壓力波動的影響

保持限流器其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，限流器閥體內(nèi)腔直徑分別為15.8、16.0、16.2、16.4 mm，軌壓為180 MPa時(shí)，閥體內(nèi)腔直徑對噴油速率和噴油器入口壓力波動影響曲線如圖7所示。

由圖7a）可知：當(dāng)閥體內(nèi)腔直徑為15.8 mm時(shí)，最大噴油速率為19.71 mm³/ms；當(dāng)閥體內(nèi)腔直徑為16.4 mm時(shí)，最大噴油速率為20.57 mm³/ms；隨著閥體內(nèi)腔直徑的增大，噴油速率增大，但變化程度較??；隨著限流器閥體內(nèi)腔直徑的改變，噴油持續(xù)期無變化。由圖7b）可知：針閥開啟和關(guān)閉時(shí)，壓力波峰和波谷均隨閥體內(nèi)腔直徑增加而增大。

閥體內(nèi)腔直徑對噴油器入口壓力特征值的影響結(jié)果如表4所示。由表4可知：閥體內(nèi)腔直徑由15.8 mm增大到16.4 mm時(shí)，噴油器入口腔室內(nèi)的峰值壓力由196.426 7 MPa增大至209.151 2 MPa，壓力波動幅度均值由25.172 0 MPa增大至27.157 3 MPa；閥體內(nèi)腔直徑越大，壓力峰值越大，最小壓力越大，壓力波動幅度均值越大，減小閥體內(nèi)腔直徑可以減小系統(tǒng)內(nèi)壓力振蕩幅度。因此在滿足噴油速率、噴油持續(xù)期等噴油特性的條件下，可適當(dāng)減小閥體內(nèi)腔直徑，降低壓力波動。

2.5 限流器閥芯間隙對壓力波動的影響

在限流器其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的條件下，將限流器閥芯間隙分別設(shè)定為0.05、0.10、0.15、0.20 mm，軌壓為180 MPa時(shí)的閥芯間隙對噴油速率和噴油器入口壓力波動的影響曲線如圖8所示。

由圖8a）可知：閥芯間隙為0.05 mm時(shí)，最大噴油速率為20.03 mm³/ms；閥芯間隙為0.05 mm時(shí)，最大噴油速率為20.43 mm³/ms；隨著閥芯間隙增大，噴油速率增大，但變化程度較??；隨著限流器閥芯間隙的改變，噴油持續(xù)期無變化。由圖8b）可知：針閥開啟時(shí)不同閥芯間隙對應(yīng)的壓力無顯著變化；針閥關(guān)閉時(shí)，壓力隨著閥芯間隙的增加而增大；壓力波峰和波谷均隨閥芯間隙的增加而增大。

閥芯間隙對噴油器入口壓力特征值的影響結(jié)果如表5所示。由表5可知：在閥芯間隙由0.05 mm增大到0.20 mm，噴油器入口腔室內(nèi)的峰值壓力由201.555 9 MPa增大至204.967 8 MPa， 壓力波動幅度均值由26.197 3 MPa增大至27.578 3 MPa；閥芯間隙越大，峰值壓力越大，最小壓力越大，壓力波動幅度均值越大。減小閥芯間隙可以減小系統(tǒng)內(nèi)壓力振蕩幅度。因此在滿足噴油速率、噴油持續(xù)期等噴油特性的條件下，可適當(dāng)減小閥芯間隙，以降低壓力波動。

3 結(jié)論

1）增大限流器閥芯直徑可降低噴油速率，壓力波峰和波谷減小，能夠減小壓力波動幅度均值。在限流器設(shè)計(jì)研發(fā)過程中，在滿足噴油性能指標(biāo)范圍內(nèi)，應(yīng)適當(dāng)增大閥芯直徑，提高壓力穩(wěn)定性。

2）增大限流器閥芯節(jié)流孔徑使噴油速率增大，壓力波峰和波谷增大，壓力波動幅度增大。在限流器設(shè)計(jì)研發(fā)過程中，在滿足噴油性能指標(biāo)范圍內(nèi)，應(yīng)適當(dāng)減小閥芯節(jié)流孔徑，進(jìn)而減小壓力波動。

3）增大限流器閥體內(nèi)腔直徑使噴油速率增大，壓力波峰和波谷增大，壓力波動幅度增大。在限流器設(shè)計(jì)研發(fā)過程中，在滿足噴油性能指標(biāo)范圍內(nèi)，應(yīng)適當(dāng)減小閥體內(nèi)腔直徑，削弱壓力波動。

4）增大限流器閥芯間隙使噴油速率增大，壓力波動峰值增大，壓力波動幅度增大。在限流器設(shè)計(jì)研發(fā)過程中，在滿足噴油性能指標(biāo)范圍內(nèi)，應(yīng)適當(dāng)減小閥芯間隙。

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The influence of flow restrictor parameters on

pressure fluctuation characteristics at injector inlet

ZHANG Ziwei1， ZHANG Weimin2， YANG Guichun1

1.China North Engine Research Institute， Tianjin 300400，China;

2.Datong Military Representative Office of Army， Datong 037000， China

Abstract：Taking a certain type of diesel engine′s high flow common rail system as the research object， a one-dimensional hydraulic simulation model of the common rail system with integrated flow restrictor is constructed using AMESim software， and the influence of flow restrictor structural parameters on pressure fluctuation characteristics at injector inlet is simulated and studied. The simulation results show that increasing the diameter of flow restrictor valve core can reduce the injection rate and the amplitude of fluctuations. In addition， increasing the diameter of throttle hole， the inner diameter of valve body， and the clearance between the valve cores of flow restrictor can increase the injection rate and the amplitude of pressure fluctuations at the inlet of injector. In the design process of flow restrictor and under the premise of meeting the fuel injection characteristics， the diameter of flow restrictor valve core should be appropriately increased， the diameter of throttle hole， the inner diameter of valve body， and the clearance between the valve cores should be reduced to reduce the pressure fluctuation at the inlet of fuel injector and stabilize the pressure propagation inside common rail system.

Keywords： flow restrictor; structural parameter; pressure fluctuations; common rail

（責(zé)任編輯：劉麗君）