喷油参数论文（精选4篇）
喷油参数论文 篇1
0 引言
实施排放法规以来, 对柴油机的NOx和Soot排放的要求越来越严格, 为了满足现行和未来的排放法规 (如欧Ⅴ和欧Ⅵ) 限值、降低燃油消耗, 必须进一步改善现代柴油机的燃烧过程, 这对柴油机燃油喷射系统提出了更高的要求[1-3]。
高压共轨系统本身具有的很多优势使其在这种背景下显示出了很好的发展前景。高压共轨系统按照有无二次增压可以分为无增压结构的共轨系统和有增压结构的共轨系统。典型的无增压结构的共轨系统包括Bosch公司的CR系统、日本DENSO公司的ECD-U2系统等, 无增压结构的共轨系统其整个系统全部处于高压环境中, 进一步提高喷油压力会对密封提出更高的要求。增压式共轨系统只是部分处于高压环境中, 系统的大部分都处于相对较低的压力环境下, 这个优点在喷油压力不断提高的趋势下能够很好地解决密封和泄漏问题, 因此增压式共轨系统目前是国内外研究的一个热点。Bosch公司在其产品CR系统的基础上开发了一款增压式高压共轨系统[4-5], 该系统喷油器中内置了由一个独立电磁阀控制的压力放大模块, 能以较低的共轨压力获得比一般共轨喷射系统高得多的喷油压力, 可以对喷油规律曲线进行柔性调节。陈海龙等[6]开发了一套带有电控增压泵的增压式高压共轨系统, 该增压式共轨系统能在一次喷油过程中, 实现两级喷射压力以及灵活的喷油率控制, 产生矩形、斜坡形、靴型等不同形状的喷油规律。我国的加工和材料水平与发达国家存在着很大的差距, 相比之下, 增压式共轨系统是一个能够实现高喷射压力的更好选择。国内的研究者一般把增压装置设置在喷油器的外部, 占用空间较大, 因而不便于安装。
笔者设计了一种增压式高压共轨燃油喷射系统, 该系统包含一款自主设计的新型增压式喷油器, 其增压模块被集成在喷油器内部, 结构紧凑, 便于安装到发动机上。该系统既可以提供更高的燃油喷射压力, 又具有更好的电控灵活性和压力-时间调节特性的能力, 同时解决了在极高压力下零部件加工精度和材料力学性能难以达到的难题。设计过程中发现, 增压模块内部液力换向阀的响应时间决定了建压、泄压过程的快慢, 并对建压、泄压的开始时刻有一定影响, 从而决定了增压压力曲线形状, 因此换向阀的液力响应时间是开发新型增压式喷油器的关键。本文利用一维流体仿真软件FlowMaster, 针对新型增压式喷油器建立仿真模型。在验证模型正确性的基础上, 仿真分析了影响换向阀响应时间的诸多因素, 为新型增压式喷油器的设计提供理论依据。
1 新型增压式喷油器的结构组成及工作原理
所设计的增压式高压共轨燃油喷射系统如图1所示, 包含普通共轨系统所具有的高压油泵、高压共轨、油管等部件, 还包括区别于普通共轨系统的新型增压式喷油器。所设计的新型增压式喷油器如图2所示, 内置独立控制的增压模块和喷油模块, 可以在一次喷油过程中, 根据发动机负荷的变化, 通过改变增压模块电磁阀的通电状态来实现“轨压喷射模式”和“高压喷射模式”, 使得燃油高压建立过程和燃油喷射过程在发生时序上完全独立, 不仅具有压力-时间调节特性柔性可调的优点, 而且能够实现两种燃油喷射压力和更加柔性的喷油率。
1.针阀2.针阀控制室3.平衡阀4.喷油模块电磁阀5.回油油路6.小活塞压力室7.液力活塞8.大活塞压力室9.电液控制阀10.增压模块电磁阀11.换向阀控制室12.换向阀13.单向阀14.进油油路15.高压油路
在小负荷时, 发动机缸内气体压力较低, 为了避免“湿壁效应”, 应该以较低的压力喷油, 加之小负荷时喷油量比较少, 可以选择“轨压喷射模式”。此时, 不给增压模块电磁阀通电, 这时增压模块功能没有被激活, 在这种情况下给喷油模块电磁阀通电, 针阀开启, 来自高压共轨的压力较低的燃油经过单向阀直接进入高压油路, 以较低的压力喷入气缸。这样不仅能够降低燃油喷射系统的功率消耗, 也提高了系统的可靠性。
在大负荷时, 发动机涡轮增压系统工作, 使得缸内气体密度增大, 气体压力升高, 此时选择“高压喷射模式”, 用较高的喷射压力可以提高燃油喷射的能量, 减小喷雾油滴的平均直径, 同时使得空气的扰动增强, 从而加速混合气的形成, 改善混合气质量。燃油雾化和燃烧过程的改善, 使微粒排放和燃油消耗得以明显降低[7-8]。“高压喷射模式”的工作过程可简述如下三个阶段:
(1) 高压建立阶段。增压模块电磁阀通电, 电液控制阀打开, 换向阀控制因燃油泻出压力降低, 换向阀受力不平衡右移。大活塞压力室和回油油路不再导通, 与进油油路导通。液力活塞左移, 使高压油路内的燃油压力升高, 以备喷油, 此时单向阀在高压油的作用下处于关闭状态。
(2) 喷油阶段。喷油模块电磁阀通电, 平衡阀打开, 针阀控制室内燃油泄出引起压力下降, 针阀打开, 喷油器开始喷油。在喷油过程进行的同时, 液力活塞不断左移, 补充喷油所需的高压燃油, 并保持喷油压力稳定。喷油模块电磁阀断电后, 平衡阀复位, 出油量孔关闭, 针阀控制室内的压力恢复到原值, 针阀关闭, 喷油过程结束。
(3) 高压燃油泄压和燃油补偿阶段。喷油器完成喷油之后, 增压模块电磁阀断电, 电液控制阀, 出油量孔关闭, 换向阀控制室燃油压力升高, 换向阀在液力的作用下向左移动, 大活塞压力室和进油油路不再导通, 与回油油路导通, 此时大活塞压力室内压力下降, 液力活塞右移, 随之小活塞压力室内的压力也下降, 进油油路内的燃油经单向阀进入小活塞压力室, 使液力活塞停在一个预设的位置, 此时小活塞压力室内的燃油压力和进油油路内燃油压力相同。大活塞压力室内的燃油全部泄出, 回到初始状态, 小活塞压力室和高压油路内充满燃油, 完成下一次喷油前的充油工作, 等待下一循环的进行。
2 换向阀动态特性影响分析
2.1 换向阀液力过程分析及响应时间定义
换向阀的运动受其两端端面承受压力的合力制约, 换向阀结构和受力分析如图3所示。换向阀内部受力大小相等、方向相反, 故换向阀的运动不受内部液压力的影响, 因而两端端面受力情况决定了换向阀的运动。连接共轨的进油油路直接作用在换向阀的小端, 故小端受到的压力和共轨压力pr相等。换向阀大端受到的压力等于控制室压力pc, 控制室压力pc是动态的, 其值受到进油量孔面积Ain、出油量孔面积Aout、偶件间隙泄漏系数λ等因素的影响。通过换向阀受力分析可知, 控制室进出油量孔面积 (以量纲一参数A1表征) 、液力换向阀大小端面面积 (以量纲一参数A2表征) 、共轨压力pr和换向阀间隙燃油泄漏系数λ均影响换向阀的受力, 从而影响换向阀的动态响应时间, 进而影响到建压曲线的形状和相位。由于参数较多, 而且通过实验不容易测量, 决定采取建立仿真模型的方式来分析各参数对换向阀响应时间的影响。
定义动态响应时间特性如图4所示[9], 其中, to2为从增压模块电磁阀开始打开到换向阀开始打开所需的时间;to3为从换向阀开始打开到换向阀进油口刚好完全打开所需的时间;tc2为从增压模块电磁阀开始关闭到换向阀开始关闭所需的时间;tc3为从换向阀开始关闭到换向阀回油刚好完全打开所需的时间。
2.2 换向阀控制方程及量纲一参数定义
换向阀控制方程及运动方程为
式中, p0为回油压力;Vc为换向阀控制室容积;E为体积弹性模量;Qin为控制室进油孔流量;Qout为控制室出油孔流量;Q1为偶件配合间隙泄漏流量;hp为换向阀升程;C1、C2为流量系数;ρ为液体密度;mp为换向阀质量;a为换向阀加速度;Ap为换向阀顶面面积;An为换向阀底面面积;Ff为换向阀运动阻力。
根据以上方程定义两个变量A1、A2[10]:, 即为控制室进油量孔面积和出油量孔面积的比值;, 即为换向阀顶面面积和底面面积的比值。
3 仿真模型的建立和验证
3.1 仿真模型的建立
本文从物理模型出发, 使用一维流体管网系统解算工具FlowMaster, 以燃油在流道内的流动模拟为基础, 按质量守恒、动量守恒、能量守恒定律建立仿真模型, 对整个系统的假设和考虑因素描述如下:1系统为一维非定常流动;2考虑高压下的燃油压缩性, 忽略温度变化对燃油物性的影响;3忽略燃油自身重力的影响;4由于系统基本上一直处于高压状态, 因此不考虑空化的影响;5不考虑各构件的弹性变形;6忽略喷油器盛油腔、控制腔等刚体容积膨胀。利用FlowMaster软件搭建仿真模型, 如图5所示。
3.2 仿真模型的验证
3.2.1 喷油规律的验证
图6所示为共轨压力110MPa、喷油模块控制脉宽0.5ms条件下喷油规律模拟值与实验值的对比, 此时增压模块液力放大功能没有被激活, 即此时的喷油模式为“轨压喷射模式”。通过对比发现, 仿真结果和测量结果吻合良好, 少许偏差是由所建立的喷油器模型结构参数、经验参数以及模型所作的简化引起的。
3.2.2 增压压力曲线的验证
以上实验验证是在增压模块没有被激活的情况下做出的, 增压模块模型搭建的正确与否不能体现出来, 因此有必要针对增压模块, 对比分析建压曲线的实验结果和仿真结果。图7所示为建压曲线模拟值与实验值的对比, 模拟和实验条件是共轨压力25MPa, 增压模块控制脉宽100ms, 液力活塞截面比7.5, 控制时序30ms (增压开始时刻与喷油开始时刻的时间差) 。通过对比发现, 仿真结果较好地反映了实测值, 在喷油结束后仿真结果显示压力要比实测值高, 而且保持稳定, 这是因为仿真模型没有考虑液力活塞偶件间隙泄漏的缘故。
4 喷油器设计参数对换向阀影响分析
通过新型增压式喷油器的工作原理可以看出, 增压模块能否及时地建立高压是喷油器实现“高压喷射模式”的关键, 而换向阀的响应时间是决定建压曲线形状的关键, 故有必要对影响换向阀响应时间的诸多因素进行分析。
增压模块电磁阀的开闭会引起换向阀控制室内的燃油流动, 进而使得换向阀控制室内燃油压力变化产生液力差, 驱动换向阀进行动作。因此换向阀的响应时间本质上决定于换向阀控制室内的燃油流动情况, 而燃油流动情况受控制室进油量孔、控制室出油量孔、换向阀上端面积以及控制室初始压力 (共轨压力) 的影响。所以本文主要对这些影响因素进行分析, 前两者的影响体现在量纲一参数A1中, 换向阀上端面积的影响则体现在量纲一参数A2中。
4.1 A１对换向阀响应时间的影响
A1的改变, 是通过固定控制室出油量孔的面积, 改变进油量孔的面积来改变的。初始条件如表1所示。
图8所示为响应时间to2、tc2、to3和tc3随A1的变化曲线。液力响应时间to2随A1的增大从0.1ms小幅增大到0.14ms;响应时间tc2从0.615ms降低到0.535ms。增压模块电磁阀打开后, 如果通电时间足够长, 控制室压力pc最终会稳定在某一个值, 此时控制室燃油流动处于平衡状态, 进油量和出油量相等, 根据式 (2) 、式 (3) 有, 推导可得:。A2、Ap、pr和Aout一定时, A1的变化会影响控制室的平衡压力pc, 从而影响到换向阀上升、下降的响应时间。量纲一参数A1越大, 即控制室进油量孔面积和出油量孔面积之比越大, 在电磁阀通电后, 在单位时间内控制室的进油量相对较大, 而泄油量相对较小。这样, 控制室的压力下降较慢, 响应时间to2加长。增压模块电磁阀关闭后, 换向阀控制室的压力的升高与出油量孔无关, 仅取决于进油量孔面积Ain的大小, 随着量纲一参数A1越大, 进油量孔面积Ain增大, 控制室压力pc上升变快, 故关闭响应时间tc2缩短。在换向阀上升的过程中, A1越大, 控制室保持的平衡压力pc越大, 换向阀上升受到的阻力越大, 液力响应时间to3增大。由于同样的原因, 电磁阀关闭后, 随着A1增大, 控制室平衡压力pc增大, 故液力响应时间tc3减小。
在喷油器的设计过程中, A1不能太大, 否则, 控制室的平衡压力pc太大, 换向阀开启响应时间过长, 高压燃油不能及时建立起来, 喷油速率会出现前期过缓的情况, 甚至不能正常工作。A1也不能太小, 否则, 换向阀的关闭响应时间过长, 则喷油速率会出现后期过缓的情况, 对燃烧造成不利的影响。
4.2 A２对换向阀响应时间的影响
A2的改变, 是通过固定换向阀底面面积An, 改变换向阀顶面面积Ap来改变的。初始条件如表2所示。
图9所示为响应时间to2、tc2、to3和tc3随A2的变化曲线。根据力的平衡关系, 换向阀开启条件为pcAp
A2不能过大, 否则, 控制室的平衡压力pc太大, 换向阀无法满足开启条件pcA2
4.3 共轨压力pｒ对换向阀响应时间的影响
图10所示为表3条件下, 响应时间to2、tc2、to3和tc3随共轨压力pr的变化曲线。可以看出, 随着共轨压力pr从100MPa均匀增大到140MPa, 液力响应时间to2、tc2保持恒定, to2=0.12ms, tc2=0.535ms, 这是由于进出油量孔直径和换向阀上下端的面积均保持不变, 换向阀开始运动的临界压力保持恒定的缘故。在其他条件不变的情况下, 共轨压力pr增大, 换向阀底面受力增大, 虽然换向阀控制室压力也增大, 但由于换向阀底面面积更大, 因此相同的轨压变化量对换向阀底面的液压力变化更大, 换向阀受到向上的合力增大更多, 总体来看, 两者之差是增大的, 故随着共轨压力pr增大, 响应时间to3减小。增压模块电磁阀关闭后, 控制室的压力迅速上升, 换向阀顶面受到的力迅速增大, 该力大于换向阀底面受到的力, 换向阀向下运动。换向阀受到的合力同样随着共轨压力pr的增大而增大, 故响应时间tc3也减小。
换向阀液力响应时间to3、tc3均随着共轨压力pr的增大而减小。根据这一趋势, 在设计增压式燃油喷射共轨系统时, 可以适当提高共轨压力, 以提高换向阀的液力响应性能。
4.4 换向阀泄漏系数λ对换向阀响应时间的影响
换向阀进油环槽和控制室之间是通过偶件密封的, 进油环槽和油轨通过油管相连, 其压力等于共轨压力, 偶件间隙的大小影响到进油环槽与控制室之间燃油的泄漏量, 进而影响到控制室的压力, 最终影响到换向阀的响应。
图11所示为表4条件下, 响应时间to2、tc2、to3和tc3随泄漏系数λ的变化曲线。随着泄漏系数λ从1.55 × 10-14m3/ (s· Pa) 增大到7.59 ×10-14m3/ (s·Pa) , 液力响应时间to2保持恒定, to2=0.08ms, 这是因为增压模块电磁阀打开后, 换向阀控制室的压力pc下降主要取决于出油量孔面积Aout的大小, 由于Aout为定值, 故在一定的范围内to2保持恒定;增压模块电磁阀断电关闭, 燃油经过进油量孔流入控制室, 而此时进油环槽内燃油经过配合间隙也流向控制室, 故间隙越大, 控制室燃油增加越快, 压力室压力升高越快, 因此tc2变小。泄漏系数λ增大, 使更多的燃油进入换向阀控制室, 使控制室的平衡压力pc增大, 换向阀在上升的过程中受到的阻力变大, 响应时间to3变大。同理, 增压模块电磁阀关闭后, 换向阀在下降的过程中受到向下的压力变大, 响应时间tc3变小。
5 结论
(1) 量纲一参数A1表征换向阀控制室进油量孔面积和出油量孔面积组合情况对换向阀液力过程的影响。在其他条件不变的情况下, 液力响应时间to2、to3随着A1的增大而增大, tc2、tc3随着A1的增大而减小。A1太大或者太小都对系统不利, 应折中考虑二者的影响。
(2) 量纲一参数A2表征换向阀大端面积和换向阀小端面积组合情况对换向阀液力过程的影响。在其他条件不变的情况下, 液力响应时间to2、to3随着A2的增大而增大, tc2、tc3随着A2的增大而减小。
(3) 共轨压力pr的大小不仅影响到换向阀小端的压力, 也影响到控制室的压力, 而且对换向阀小端液压力变化带来的影响更大, 从而影响到换向阀的响应时间。在其他条件不变的情况下, 液力响应时间to2、tc2随着pr的增大保持恒定, to3、tc3随着pr的增大而减小。
(4) 泄漏系数λ的大小影响到控制室的压力, 从而影响到换向阀的响应时间。在其他条件不变的情况下, 液力响应时间to2随着λ的增大保持恒定, to3随着λ的增大而小幅增大, tc2、tc3随着λ的增大而减小。
摘要：为改善大功率柴油机排放性能、减少燃油消耗率, 开发了一款新型增压式喷油器, 阐述了其功能、结构组成及工作原理。分析发现液力换向阀的响应时间是影响增压压力曲线形状建立的关键因素。利用一维流体仿真软件FlowMaster建立了增压型喷油器的仿真模型, 并通过实验验证了模型的正确性。在发动机转速1000r/min、控制脉宽3ms下, 仿真计算了量纲一参数A1、A2, 共轨压力pr, 换向阀间隙燃油泄漏系数λ对换向阀响应特性的影响。结果表明:在其他条件不变的情况下, 液力响应时间to2、to3随着A1、A2的增大而增大, tc2、tc3随着A1、A2的增大而减小;液力响应时间to2、tc2随着pr的增大保持恒定, to3、tc3随着pr的增大而减小;液力响应时间to2随着λ的增大保持恒定, to3随着λ的增大小幅增大, tc2、tc3随着λ的增大而减小。
关键词：柴油机,增压式喷油器,换向阀,仿真
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喷油参数论文 篇2
柴油机燃烧室内燃油与空气的混合情况是影响燃烧好坏,决定柴油机性能的关键因素。为了能达到更好的燃烧效果,需要控制燃油与空气的混合过程及混合气浓度分布来控制燃烧。而柴油机的混合过程又受喷雾、油滴蒸发、空气卷吸、碰壁、合适的燃烧室形状的配合以及气流运动等许多因素影响[1,2]。因此,进气系统、喷油系统与燃烧室形状的多个系统参数都对油气混合过程有直接和间接的影响,笔者重点研究进气涡流和喷孔数对油气混合过程的影响。为了实现燃油空气混合的控制,需要定量测量燃油在燃烧室空间的分布,但达到定量测量需要很复杂的标定过程,而且在测量过程中有许多变化的因素,因此定量的测量很难实现。目前在国内外的研究中,对于燃油空气混合气的评价,一直没有明确的衡量指标,大多只是从定性的角度分析燃烧室内空燃比的分布和均匀性。天津大学的余皎、赵昌普等人[3]提出了衡量燃油与空气混合好坏的3个指标:体积分数、浓度方差、浓度耗散率表征燃油与空气混合情况;赵奎翰、苏万华等人[4]引入表征耗散速度快慢的物理量标量耗散率分析油气混合的好坏。
笔者提出了定量衡量燃油与空气混合好坏的两个指标,分别为喷束质心偏离角和喷束质心贯穿距离。在研究涡流比对混合气形成的影响时,引入喷束质心偏离角的参数进行表征,喷束质心偏离角是这样定义的:先对所有喷入缸内的燃油求得质心并与喷孔所在的坐标连接得到一条直线,这条直线与喷孔的轴线形成的夹角即质心偏离角,它综合考虑了油束的偏转程度以及不同燃油质量分数权重的差别,能够更准确、客观地表征进气涡流对油束的作用。在研究喷孔数对混合气形成的影响时,引入喷束质心贯穿距离的参数进行表征,喷束质心贯穿距离是这样定义的:先对所有喷入缸内的燃油求得质心,质心到喷孔坐标之间的距离即质心贯穿距离,它与常用的油束贯穿距离相比,考虑了燃油质量分数权重的影响,可以避免油束撞壁对贯穿距离测量值的影响,从而能够更真实地反应喷孔数对油束分布的影响。在分析结果的过程中,结合缸内3D仿真结果,可以更准确、清楚直观地分析其中的影响机理。
1 初始边界条件及计算模型
研究对象为某型大功率直喷式柴油机,发动机的具体参数见表1。柴油机的喷孔数为10,喷油器布置在气缸盖中心部位的轴线铅垂方向,无倾斜。燃烧室无偏置,为了减少计算量,选取1/10扇形作为计算域。
仿真计算从进气门关闭时刻(220℃A)开始,到排气门开启时刻(480℃A)结束。计算开始时,缸内气体流体初始状态设为压力、温度处处均匀,初始温度为348 K,初始压力从实验采集数据上读取,为300k Pa,初始涡流比为0。计算采用给定壁面处温度值的边界条件,对于速度边界采用湍流壁面函数边界条件,取值为0。燃烧室底面随着活塞上下行运动。燃烧室包括缸盖底面,活塞顶面(包括燃烧室凹坑)以及气缸壁面。活塞顶作为移动壁,其温度边界为573 K,壁面粗糙度设为0,气缸壁面温度为453 K,气缸盖的温度为573 K。
在仿真计算中,柴油机的缸内湍流流动模型选取了标准k-ε双方程模型。燃油射流分裂雾化模型选取了WAVE模型,燃油蒸发模型采用Dukowicz模型,液滴碰壁模型为Walljet模型,湍流燃烧模型采用EBU模型。
2 计算结果及分析
2.1 进气涡流对油气混合影响情况的分析
为了研究进气涡流对油气混合的影响,笔者分别选取了涡流比Ω为0.2,0.4,0.6,0.8,1.0,1.5六种情况进行研究。下面首先从三维仿真结果进行分析,可以直观地得到进气涡流对油束的作用,进而得到进气涡流对油气混合的影响规律。油束经过涡流的吹拂作用后,与空气的接触面积明显增大,有利于油气的混合,所以进气涡流对燃烧室内的燃油与空气混合十分重要。
图1为上止点后5°CA时在过喷孔轴线平面内的燃空当量比的分布情况,从图上我们可以很明显看出:当涡流比从0.2到1.5依次增大时,过喷孔轴线的平面内喷雾油束的贯穿距离逐渐减小,油束离燃烧室壁面愈远,到达壁面的时间愈长。图中当Ω为1.5时,油束的贯穿距离大约只有喷孔到壁面距离的三分之二,这无疑可以减少燃烧室壁面浓混合气层的形成,避免过多的燃油堆积在燃烧室的壁面处。但如果涡流比太大,涡流运动太强,喷雾油束前部顺涡流方向的弯曲程度会明显增大,以致相邻的油束间在燃烧室凹坑中发生相互干涉,使燃油与空气的混合恶化,混合气浓度增大,不利于完全燃烧。图中涡流比为1.0和1.5时已出现这种情况。同时,随涡流的增强,角动量的增加,喷雾油束集中在气缸中心线周围,远离燃烧室或气缸壁面,使油束前部与壁面之间的空气不能得到充分利用,也不利于增强燃油与空气的混合。因此,涡流运动只在某一水平上才对空气卷吸有利。
图2为不同涡流比下喷束质心偏转角随曲轴转角的变化,通过比较质心偏转角,可以定量地反映燃油在不同涡流比的吹拂作用下油束的偏转程度,进而反映出油气混合的好坏,而且同时考虑了燃油不同质量分数的权重。由图可以看出,在主燃期结束之前(370℃A左右),涡流比越大,喷束质心偏转角越大,而且随着涡流比的增大,油束发生偏转的时刻越早。在355℃A时刻,不同涡流比的喷束质心偏转角均达到最大值,随后便开始下降,涡流比为1.5时的最大偏转角大约为涡流比为0.2时的6~7倍。这主要是因为在355℃A之前油束分布比较集中,而355℃A之后随着油束的雾化增强,油束前端的形状增大,燃油的分布更加广泛,从而导致喷束的质心偏转角开始减小。
在主燃期过后,随着涡流比的增加,喷束质心偏转角下降得越快,这是因为主燃期内大部分燃油已经燃烧,尤其是在油束的前端部分,所以,在大涡流比作用下的油束在燃烧后期燃油质心偏转角会急剧下降。比较几种涡流比的情况,可知当涡流比较大(1.0和1.5)时,质心偏转角过大,尤其在355℃A时刻,导致相邻油束间已有一部分燃油发生叠加,不利于油气混合;而涡流比较小(0.2和0.4)时,主燃期内燃油的质心偏转角过小,导致燃油与空气的接触面积很小,不利于油气的混合。而且我们知道当涡流比较小时,空气与油滴的相对速度较低,减缓了两者之间的传热,影响油滴的蒸发速率,也不利于油气的混合。当涡流比为0.6时,燃油质心的偏转角比较适中,而且持续时间较长,对油气混合有积极的促进作用。
图3为进气涡流对柴油机有效功率的影响变化,由图可以看出,随着涡流比的增加,柴油机的有效功率是先增加后减少,当涡流比为0.6时达到最大值。涡流比对有效功率的影响可以通过涡流比对油气混合的影响规律解释。
2.2 喷孔数对油气混合影响情况的分析
本节研究喷孔数对柴油机燃烧及油气混合过程的影响,保证有效喷射面积基本不变,随着喷孔数的减少,喷孔的直径要增大。为了研究喷孔数对油气混合的影响,分别选取了喷孔数为6,8,10,12四种情况进行研究。
图4为上止点后5℃A时缸内燃空当量比随喷孔数的变化,由图可以看出,增加喷孔数,减小喷孔直径,油束的贯穿距离变化明显。这是因为喷孔直径减小后,喷出的油滴平均直径变小,油雾细化程度提高,油雾锥角变大,受空气阻力的影响增大,所以油束贯穿度减小;反之,喷孔直径增大,使油雾贯穿度增大;但油雾贯穿度过大会使油滴过多地打到燃烧室壁面,形成油膜,在燃烧室壁面附近出现油多气少,混合气浓度就不均匀;如果油雾贯穿度过小,在燃烧室壁面附近形成气多油少,空气利用率也较低。为了避免过大或过小的油雾贯穿度产生不良的影响,喷孔直径的选择一定要合适,而不是一味追求小的喷孔直径。
图5为喷束质心的贯穿距离随喷孔数的变化情况,通过燃油质心的贯穿距离可以定量的分析喷孔数对燃油在燃烧室中的分布情况。我们所要研究的燃烧室,沿喷孔轴线从喷孔到达燃烧室壁面的距离为60 mm。由图可以看出随着喷孔数的增加,喷束质心的贯穿距离逐渐减小,说明燃油的分布逐渐靠近燃烧室的中部,远离燃烧室的壁面。在喷油结束以后,燃油质心的位置基本保持不变。当喷孔数为6时,喷束的质心贯穿距离在365℃A时刻已经达到最大值且基本保持不变,大约为55 mm,喷孔数为12时,喷束质心的贯穿距离最大值约为40 mm,燃油基本处于燃烧室的三分之二处,结合图5的当量比三维分布图可知燃油过于集中在燃烧室的中心,而燃烧室壁面处的空气没有得到充分利用,而且喷孔直径也受到制造工艺的限制,所以不能一味的追求多喷孔数。因此,喷孔数存在一个最佳值。
图6为有效功率随喷孔数的变化,由图可知当喷孔数为10的时候有效功率达到最大值,这与前面针对缸内燃空当量比三维分布图以及喷束质心贯穿距离的分析结果一致。
3 结论
a.喷束质心偏离角的概念综合考虑油束的偏转程度和不同燃油质量分数权重的差别,能够更准确、客观、定量地表征进气涡流对油束的吹拂作用。喷束质心贯穿距离考虑了燃油质量分数权重的影响,且可以避免油束撞壁对贯穿距离测量值的影响,能够更真实地反应喷孔数对油束分布的影响。
b.随着涡流比的增大,喷束质心偏转角增大且油束发生偏转的时刻越早,在主燃期过后,随着涡流比的增加,喷束质心偏转角下降得越快。当涡流比为0.6时,对油气混合有积极的促进作用,此时对应的有效功率最大。
c.随着喷孔数的增加,喷束质心的贯穿距离逐渐减小,在喷油结束以后,喷束质心的位置基本保持不变。当喷孔数为10的时候有效功率达到最大值。
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喷油器不喷油故障诊断与排除 篇3
一、喷油器不喷油故障分析
喷油器不喷油会造成柴油机不能启动、不易启动或运转不平稳。
1．原因分析
喷油器工作时，以一定的压力将燃油送到喷油器体内，经抽道流至针阀中部的环状高压油腔，油压作用在针阀的锥面上，使针阀克服调压弹簧的预紧力和摩擦力，向上轴移动而打开喷油孔，高压燃油便从喷油孔喷成雾状射入燃烧室。当喷油泵停止供油时，针阀中部的环状高压油腔的燃油压力迅速下降，针阀在弹簧的作用下关闭喷孔，即喷油结束。
由构造和工作原理可知，喷油器不喷油必然是针阀没有打开喷油孔或其他物质将喷油孔堵死所引起。针阀不能打开喷油孔和喷油孔堵塞的原因是:
(1) 调压弹簧预紧力过大。喷油器针阀的打开是靠喷油泵压送来的高压柴油开启的，如果调压弹簧预紧力大于燃油的压力，喷油器的针阀必然不会打开，故喷油器不喷油。
(2) 喷油器摩擦阻力过大。喷油器的摩擦阻力主要指针阀副的摩擦阻力。如果针阀杆锈蚀，受高温影响而膨胀、弯曲，机械杂质将针阀杆卡死在关闭位置以及喷油孔处的燃油受高温氧化分解而成炭粒堵塞喷孔等，均会使针阀难以打开，则喷油器不喷油。
(3) 喷油泵的影响。喷油泵的供油压力低于喷油压力时，则喷油器不喷油。
2. 诊断与排除
(1) 发动机启动后，用手触摸高压油管并相互比较，怀疑高压油管脉动强的喷油器不喷油，用断油的方法进一步查明，将高压油管接头旋松，使该缸停止向喷油器供油，若发动机转速无变化，表明该缸喷油器不喷油。
(2) 直观检查喷油器。将喷油器拆下，如果有喷油器专用校验设备，可将喷油器移置校验台按技术要求进行校验 (一般直喷式燃烧室喷射压力为17.5 MPa以上，分开式燃烧室喷油压力为12 MPa) 。若没有喷油器专用校验设备，可就车试验，其方法是:将喷油器喷孔朝外接在高压油管上，然后启动发动机使喷油泵工作，观察喷油器是否喷油。如果不喷油，可用螺丝刀将喷油器上的调压螺钉逐渐旋出，减小调压弹簧的预紧力，观察喷油效果，若喷油良好，说明是调压弹簧调定压力过高或喷油泵供油压力过低所致;若仍不喷油，证明针阀卡死在关闭位置或喷孔被积炭堵塞，应有针对性地排除。
就车调整喷油器压力后，可再与其他缸喷油良好的喷油器进行比较，调好后将锁紧螺母锁紧。
二、减少喷油器故障发生的措施
喷油器工作一段时间后，会出现喷油压力和喷油质量下降等故障，因此，应定期对喷油器进行检查和保养。
1. 拆卸喷油器总成。
从机体上拆下喷油器，将其夹在虎钳上，用活动扳手卸下喷油器螺母，取下针阀偶件，放在清洁的柴油中。如果针阀偶件咬死，严禁用金属工具敲击针阀体，以免损坏，可将喷油器放入机油中加热，趁热取出，并用清洁柴油清洗干净。
2. 清洗喷油器，清除积炭。
清洗喷油器，要用清洁柴油和清洁容器。外部积炭可用软布、硬木片或铜丝刷清除。
3. 研磨密封锥面。
喷油参数论文 篇4
低压电控喷油器作为进气管喷射式发动机电子燃油控制系统的核心部件, 其每循环燃油喷射质量对发动机性能具有重大的影响[1]。理论上, 电控喷油器的喷射量与有效喷油脉宽成正比[2]。但实际中, 衔铁组件在开启和关闭阶段的运动受到电磁力和运动反力等作用影响, 造成电控喷油器存在开启延迟和关闭滞后两种时滞效应, 预定喷油脉宽与有效喷油脉宽并不相等, 二者差值一般称为无效喷油时间[3,4]。无效喷油时间的存在导致喷油的计量出现偏差, 影响发动机系统的控制精度, 因此需要对其进行测量。近年来, 国内外研究人员针对无效喷油时间的检测方法展开了相应研究。文献[5-6]利用光电位移传感器测量针阀行程, 得到了无效喷油时间等重要参数。夏尚飞等[7]通过自行设计的针阀位移传感器来获得无效喷油时间, 但这种方法需要针对不同喷油器设计不同的位移传感器, 通用性较差。胡俊等[8]设计了针对国产喷油器流量测试的装置, 取得了较好的测量效果, 但对无效喷油时间的研究较少。欧大生[9]主要研究了平面阀和锥阀等不同种类阀的开启关闭时间。本文以低压电控喷油器为研究对象, 对无效喷油时间的测量展开研究。
1 电控喷油器运动过程分析
如图1所示, 电控喷油器由铁芯、导磁片、线圈、衔铁组件 (包括衔铁和钢球) 、导向管等组成, 其工作过程为:线圈断电时, 衔铁组件在回位弹簧力、自身重力和燃油压力等运动阻力的作用下, 被压紧在阀座上, 喷油器处于关闭状态;线圈通电后, 迅速产生电磁力, 衔铁组件在其作用下克服运动阻力向上运动, 喷油器开启[10]。
衔铁组件运动过程中, 完全开启时刻到完全关闭时刻所经历的时间就是喷油器的有效喷油脉宽, 如图2所示。因此只要测得完全开启时刻C和完全关闭时刻F, 即可计算出无效喷油时间t=tOD-tCF。
1.1 衔铁组件开启过程分析
开启阶段的电控喷油器相当于一个用电器, 电路的电能由外界提供, 其结构可简化为图3、图4所示的等效电路和等效磁路[11]。由电压平衡方程得
式中, U0为蓄电池电压;R为电磁线圈电阻;I为线圈电流;Ψ为磁链。
由麦克斯威磁路方程得
由衔铁组件运动方程得
式中, N为线圈匝数;φb为磁通;RM为总磁阻;F为电磁力;μ0为真空磁导率;S为气隙截面积;Ff为回位弹簧力;G为衔铁组件重力;Fp为燃油作用力。
开启阶段衔铁组件位移与时间关系曲线如图5a所示。线圈通电后, OB阶段衔铁和线圈电流的变化规律可由式 (2) 和式 (3) 推得。这一阶段, 线圈磁通变大, 电流增大, 电磁力快速增大, 但小于运动阻力, 衔铁组件静止不动。BC阶段, 电磁力大于运动阻力。由式 (4) 可知, 衔铁组件加速上升, 此时工作气隙减小, 总磁阻变小, 线圈电感增加, 最终导致线圈电流略微下降, 并在衔铁组件完全开启时刻达到极小值, 即图5b中的C时刻。此后, 工作气隙不再变化, 电流重新增加达到饱和。
1.2 衔铁组件关闭过程分析
关闭阶段等效电路如图6所示。由于喷油器断电瞬间会产生很高的感应电动势, 造成驱动电路损坏, 所以在线圈两端并联1个由二极管和电阻组成的保护电路。线圈断电后, 线圈相当一个电源, 向保护电路电阻RD放电。由电压平衡方程得
关闭阶段衔铁组件位移与时间关系曲线如图7a所示。DE阶段衔铁和线圈电流的变化规律可由式 (2) 和式 (3) 推得, 这一阶段, 线圈磁通变小, 电流减小, 电磁力迅速减弱, 但仍大于运动阻力, 衔铁组件保持在最大开启位置。EF阶段, 电磁力小于运动阻力后, 由式 (4) 可知, 衔铁组件加速下落, 工作气隙增大, 总磁阻增加, 磁通减小, 产生的感应电动势使线圈两端的电压增加, 并在衔铁组件完全关闭时刻达到极大值, 即图7b中的F时刻。此后, 由于工作气隙不再变化, 电流再次减小直至消失。
2 检测系统设计
检测系统主要由供油系统、上位机操作系统、单片机控制系统、喷油器驱动电路、完全开启/落座时刻检测电路等部分组成, 具体结构如图8所示。测试过程中, 上位机向单片机发送喷油控制信号, 单片机接收喷油脉宽等参数信息, 驱动喷油器工作。同时, 利用输入捕捉功能实时记录衔铁组件完全开启的时刻和完全关闭的时刻, 通过计算得到无效喷油时间并将结果发送回上位机显示。
1.上位机2.关闭时刻检测电路3.开启时刻检测电路4.驱动电路5.油压调节器6.油轨7.电控喷油器8.量筒9.油管10.燃油滤清器11.油泵12.油箱13.单片机控制系统
2.1 完全开启时刻信号检测
衔铁组件完全开启时的测量电路由比例放大电路、微分电路、比较电路、电平转换电路和反相电路组成。为了能够有效检测到线圈电流的变化, 在电控喷油器下方串联一个小阻值的采样电阻, 将电流信号转化为电压信号, 通过比例放大电路进行信号放大处理。然后, 通过微分电路将电压信号拐点处的波形处理成尖顶波形, 再利用比较电路将尖顶波信号转换为容易采集的方波信号。此外, 为了让单片机能够有效识别到该方波信号, 还需要通过电平转换电路、反相电路的处理将信号变为TTL电平, 完全开启时刻的检测电路如图9所示。
综合以上分析, 衔铁组件开启阶段经各电路处理后的电压信号变化过程如图10中a~f点采样的信号波形所示, 其中, C点时刻即为衔铁组件完全开启时刻。
2.2 完全关闭时刻信号检测
衔铁组件完全关闭时的检测电路由差分放大电路、微分电路、比较电路和电平转换电路组成。由上文分析可知, 线圈断电后, 电控汽油喷射器相当于一个电源, 电控喷油器的正负极变换位置, 向保护电路迅速放电, 线圈两端电压不断下降。根据这一特点, 关闭阶段测量电路通过比较放电阶段线圈两端的电压与12V基准电压之间差值的变化来反映衔铁组件的运动过程。如图11所示, 电压信号经过同相串联差动放大电路处理后, 经历微分、比较等处理最终进入单片机。
衔铁组件关闭阶段经各电路处理后的电压信号变化过程如图12中a~e点采样的信号波形所示, 其中, F点时刻为衔铁组件完全关闭时刻。
3 实验验证
实验选取BOSCH公司EV6系列3种不同型号的低压电控汽油喷射器为测试对象, 在工作电压12V、介质压力300kPa、测试温度20℃的实验条件下, 设置喷油周期10ms、脉宽5ms, 对无效喷油时间进行了测量, 并利用线性流量阶段持续时间的间接测量法对测量系统的结果进行了对比分析。
利用数据采集仪记录一个周期内线圈电流变化的数据, 并绘制曲线, 如图13所示。为进一步验证测试方法的可行性, 通过数据采集仪测量了衔铁组件开启阶段线圈电压信号经过微分处理后的波形, 如图14所示。对比图10中C点采样的信号曲线可以看出, 实际测量的波形与理论分析的结果基本一致, 说明本测试方法可以用于无效喷油时间的测量。
数据采集仪有响应迅速、能直接采集喷油器线圈电流波形的特点, 所以测量结果的误差非常小, 但这种设备昂贵且检测效率低, 不适于大批量的检测, 试验过程中仅将这种方法的测量结果作为比较基准。
对比试验中, 首先将数据采集仪的测量结果与间接法测量的结果进行对比, 如表1所示 (文中结果均为测量50次取平均值后的结果, 舍入误差取小数点后两位) 。
再利用开发的测试系统测量喷油器的无效喷油时间, 对比数据采集仪直接测量的结果, 如表2所示。
由对比两组结果可知, 利用间接法测得无效喷油时间的结果绝对误差最大值为0.03ms, 相对误差最大值为4.61%;开发的测量系统的绝对误差最大值为0.02 ms, 相对误差最大值为2.94%。
测量系统引起测量误差的因素可能为: (1) 开启延迟阶段测量电路引入的采样电阻R0将对线圈产生分压效果。此时, 线圈两端的电压小于理论值, 导致开启阶段的延迟时间将略长于理论时间。 (2) 受单片机采样频率的影响, 比较电压一般略低于峰值电压。 (3) 运算放大器的瞬态效应。 (4) 软件处理过程中的误差。系统中采样电阻的阻值为10mΩ, 开启阶段产生的时间延迟不大于5μs;完全开启时刻和完全关闭时刻测量的比较电压并不是尖顶波的峰值点 (2次测量取电平的上升和下降边沿时刻的平均值) , 由此产生的误差不大于2μs;开启阶段反向器延时产生的误差一般不超过5μs;其他由软件处理过程中产生的误差和单片机产生的误差可以通过软件设置进行补偿, 所以产生的误差忽略不计。综上, 理论上测试系统无效喷射时间最大绝对误差不大于12μs, 最大相对误差不大于1.82%。
4 结论
(1) 通过对低压电控喷油器电磁结构的理论分析, 总结了衔铁组件运动过程和线圈电流变化规律之间的关系, 利用完全开启和关闭时刻电流出现极值的特点, 提出了一种无效喷油时间的测量方法。
(2) 设计了衔铁组件完全开启和完全关闭时刻的检测电路, 开发了1套用于测量无效喷油时间的系统。
(3) 通过试验对比可知, 所开发的系统将测量结果的绝对误差控制在0.02ms以内, 相对误差控制在3%以内, 较好地满足了低压电控喷油器生产过程中针对无效喷油时间批量检测的要求。
摘要：以低压电控喷油器的结构模型为基础, 结合电磁场理论分析了喷油脉冲作用下衔铁组件的运动历程以及线圈电流的变化规律, 证实了衔铁组件运动过程中, 特征位置出现的时刻与线圈电流突变时刻的一致性。依此提出了一种针对无效喷油时间的非接触式测量方法, 并应用单片机技术开发了一款测量系统。通过试验对比的方法对测量系统进行了验证:测量结果的绝对误差最大值为0.02ms, 相对误差最大值为2.94%。
关键词：电控喷油器,无效喷油时间,测量方法,汽油发动机
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