溫占永 楊雨田 戰(zhàn) 強(qiáng) 蘇萬華

天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津，300072

0 引言

實(shí)施排放法規(guī)以來，對柴油機(jī)的NOx和Soot排放的要求越來越嚴(yán)格，為了滿足現(xiàn)行和未來的排放法規(guī)（如歐Ⅴ和歐Ⅵ）限值、降低燃油消耗，必須進(jìn)一步改善現(xiàn)代柴油機(jī)的燃燒過程，這對柴油機(jī)燃油噴射系統(tǒng)提出了更高的要求［1－3］。

高壓共軌系統(tǒng)本身具有的很多優(yōu)勢使其在這種背景下顯示出了很好的發(fā)展前景。高壓共軌系統(tǒng)按照有無二次增壓可以分為無增壓結(jié)構(gòu)的共軌系統(tǒng)和有增壓結(jié)構(gòu)的共軌系統(tǒng)。典型的無增壓結(jié)構(gòu)的共軌系統(tǒng)包括Bosch公司的CR系統(tǒng)、日本DENSO公司的ECD－U2系統(tǒng)等，無增壓結(jié)構(gòu)的共軌系統(tǒng)其整個(gè)系統(tǒng)全部處于高壓環(huán)境中，進(jìn)一步提高噴油壓力會對密封提出更高的要求。增壓式共軌系統(tǒng)只是部分處于高壓環(huán)境中，系統(tǒng)的大部分都處于相對較低的壓力環(huán)境下，這個(gè)優(yōu)點(diǎn)在噴油壓力不斷提高的趨勢下能夠很好地解決密封和泄漏問題，因此增壓式共軌系統(tǒng)目前是國內(nèi)外研究的一個(gè)熱點(diǎn)。Bosch公司在其產(chǎn)品CR系統(tǒng)的基礎(chǔ)上開發(fā)了一款增壓式高壓共軌系統(tǒng)［4－5］，該系統(tǒng)噴油器中內(nèi)置了由一個(gè)獨(dú)立電磁閥控制的壓力放大模塊，能以較低的共軌壓力獲得比一般共軌噴射系統(tǒng)高得多的噴油壓力，可以對噴油規(guī)律曲線進(jìn)行柔性調(diào)節(jié)。陳海龍等［6］開發(fā)了一套帶有電控增壓泵的增壓式高壓共軌系統(tǒng)，該增壓式共軌系統(tǒng)能在一次噴油過程中，實(shí)現(xiàn)兩級噴射壓力以及靈活的噴油率控制，產(chǎn)生矩形、斜坡形、靴型等不同形狀的噴油規(guī)律。我國的加工和材料水平與發(fā)達(dá)國家存在著很大的差距，相比之下，增壓式共軌系統(tǒng)是一個(gè)能夠?qū)崿F(xiàn)高噴射壓力的更好選擇。國內(nèi)的研究者一般把增壓裝置設(shè)置在噴油器的外部，占用空間較大，因而不便于安裝。

筆者設(shè)計(jì)了一種增壓式高壓共軌燃油噴射系統(tǒng)，該系統(tǒng)包含一款自主設(shè)計(jì)的新型增壓式噴油器，其增壓模塊被集成在噴油器內(nèi)部，結(jié)構(gòu)緊湊，便于安裝到發(fā)動機(jī)上。該系統(tǒng)既可以提供更高的燃油噴射壓力，又具有更好的電控靈活性和壓力－時(shí)間調(diào)節(jié)特性的能力，同時(shí)解決了在極高壓力下零部件加工精度和材料力學(xué)性能難以達(dá)到的難題。設(shè)計(jì)過程中發(fā)現(xiàn)，增壓模塊內(nèi)部液力換向閥的響應(yīng)時(shí)間決定了建壓、泄壓過程的快慢，并對建壓、泄壓的開始時(shí)刻有一定影響，從而決定了增壓壓力曲線形狀，因此換向閥的液力響應(yīng)時(shí)間是開發(fā)新型增壓式噴油器的關(guān)鍵。本文利用一維流體仿真軟件FlowMaster，針對新型增壓式噴油器建立仿真模型。在驗(yàn)證模型正確性的基礎(chǔ)上，仿真分析了影響換向閥響應(yīng)時(shí)間的諸多因素，為新型增壓式噴油器的設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

1 新型增壓式噴油器的結(jié)構(gòu)組成及工作原理

所設(shè)計(jì)的增壓式高壓共軌燃油噴射系統(tǒng)如圖1所示，包含普通共軌系統(tǒng)所具有的高壓油泵、高壓共軌、油管等部件，還包括區(qū)別于普通共軌系統(tǒng)的新型增壓式噴油器。所設(shè)計(jì)的新型增壓式噴油器如圖2所示，內(nèi)置獨(dú)立控制的增壓模塊和噴油模塊，可以在一次噴油過程中，根據(jù)發(fā)動機(jī)負(fù)荷的變化，通過改變增壓模塊電磁閥的通電狀態(tài)來實(shí)現(xiàn)“軌壓噴射模式”和“高壓噴射模式”，使得燃油高壓建立過程和燃油噴射過程在發(fā)生時(shí)序上完全獨(dú)立，不僅具有壓力－時(shí)間調(diào)節(jié)特性柔性可調(diào)的優(yōu)點(diǎn)，而且能夠?qū)崿F(xiàn)兩種燃油噴射壓力和更加柔性的噴油率。

圖1 增壓式高壓共軌燃油噴射系統(tǒng)示意圖

圖2 新型增壓式噴油結(jié)構(gòu)組成示意圖

在小負(fù)荷時(shí)，發(fā)動機(jī)缸內(nèi)氣體壓力較低，為了避免“濕壁效應(yīng)”，應(yīng)該以較低的壓力噴油，加之小負(fù)荷時(shí)噴油量比較少，可以選擇“軌壓噴射模式”。此時(shí)，不給增壓模塊電磁閥通電，這時(shí)增壓模塊功能沒有被激活，在這種情況下給噴油模塊電磁閥通電，針閥開啟，來自高壓共軌的壓力較低的燃油經(jīng)過單向閥直接進(jìn)入高壓油路，以較低的壓力噴入氣缸。這樣不僅能夠降低燃油噴射系統(tǒng)的功率消耗，也提高了系統(tǒng)的可靠性。

在大負(fù)荷時(shí)，發(fā)動機(jī)渦輪增壓系統(tǒng)工作，使得缸內(nèi)氣體密度增大，氣體壓力升高，此時(shí)選擇“高壓噴射模式”，用較高的噴射壓力可以提高燃油噴射的能量，減小噴霧油滴的平均直徑，同時(shí)使得空氣的擾動增強(qiáng)，從而加速混合氣的形成，改善混合氣質(zhì)量。燃油霧化和燃燒過程的改善，使微粒排放和燃油消耗得以明顯降低［7－8］?！案邏簢娚淠Ｊ健钡墓ぷ鬟^程可簡述如下三個(gè)階段：

（1）高壓建立階段。增壓模塊電磁閥通電，電液控制閥打開，換向閥控制因燃油瀉出壓力降低，換向閥受力不平衡右移。大活塞壓力室和回油油路不再導(dǎo)通，與進(jìn)油油路導(dǎo)通。液力活塞左移，使高壓油路內(nèi)的燃油壓力升高，以備噴油，此時(shí)單向閥在高壓油的作用下處于關(guān)閉狀態(tài)。

（2）噴油階段。噴油模塊電磁閥通電，平衡閥打開，針閥控制室內(nèi)燃油泄出引起壓力下降，針閥打開，噴油器開始噴油。在噴油過程進(jìn)行的同時(shí)，液力活塞不斷左移，補(bǔ)充噴油所需的高壓燃油，并保持噴油壓力穩(wěn)定。噴油模塊電磁閥斷電后，平衡閥復(fù)位，出油量孔關(guān)閉，針閥控制室內(nèi)的壓力恢復(fù)到原值，針閥關(guān)閉，噴油過程結(jié)束。

（3）高壓燃油泄壓和燃油補(bǔ)償階段。噴油器完成噴油之后，增壓模塊電磁閥斷電，電液控制閥，出油量孔關(guān)閉，換向閥控制室燃油壓力升高，換向閥在液力的作用下向左移動，大活塞壓力室和進(jìn)油油路不再導(dǎo)通，與回油油路導(dǎo)通，此時(shí)大活塞壓力室內(nèi)壓力下降，液力活塞右移，隨之小活塞壓力室內(nèi)的壓力也下降，進(jìn)油油路內(nèi)的燃油經(jīng)單向閥進(jìn)入小活塞壓力室，使液力活塞停在一個(gè)預(yù)設(shè)的位置，此時(shí)小活塞壓力室內(nèi)的燃油壓力和進(jìn)油油路內(nèi)燃油壓力相同。大活塞壓力室內(nèi)的燃油全部泄出，回到初始狀態(tài)，小活塞壓力室和高壓油路內(nèi)充滿燃油，完成下一次噴油前的充油工作，等待下一循環(huán)的進(jìn)行。

2 換向閥動態(tài)特性影響分析

2.1 換向閥液力過程分析及響應(yīng)時(shí)間定義

換向閥的運(yùn)動受其兩端端面承受壓力的合力制約，換向閥結(jié)構(gòu)和受力分析如圖3所示。換向閥內(nèi)部受力大小相等、方向相反，故換向閥的運(yùn)動不受內(nèi)部液壓力的影響，因而兩端端面受力情況決定了換向閥的運(yùn)動。連接共軌的進(jìn)油油路直接作用在換向閥的小端，故小端受到的壓力和共軌壓力pr相等。換向閥大端受到的壓力等于控制室壓力pc，控制室壓力pc是動態(tài)的，其值受到進(jìn)油量孔面積Ain、出油量孔面積Aout、偶件間隙泄漏系數(shù)λ等因素的影響。通過換向閥受力分析可知，控制室進(jìn)出油量孔面積（以量綱一參數(shù)A1表征）、液力換向閥大小端面面積（以量綱一參數(shù)A2表征）、共軌壓力pr和換向閥間隙燃油泄漏系數(shù)λ均影響換向閥的受力，從而影響換向閥的動態(tài)響應(yīng)時(shí)間，進(jìn)而影響到建壓曲線的形狀和相位。由于參數(shù)較多，而且通過實(shí)驗(yàn)不容易測量，決定采取建立仿真模型的方式來分析各參數(shù)對換向閥響應(yīng)時(shí)間的影響。

圖3 換向閥結(jié)構(gòu)和受力分析

定義動態(tài)響應(yīng)時(shí)間特性如圖4所示［9］，其中，to2為從增壓模塊電磁閥開始打開到換向閥開始打開所需的時(shí)間；to3為從換向閥開始打開到換向閥進(jìn)油口剛好完全打開所需的時(shí)間；tc2為從增壓模塊電磁閥開始關(guān)閉到換向閥開始關(guān)閉所需的時(shí)間；tc3為從換向閥開始關(guān)閉到換向閥回油剛好完全打開所需的時(shí)間。

圖4 響應(yīng)時(shí)間定義

2.2 換向閥控制方程及量綱一參數(shù)定義

換向閥控制方程及運(yùn)動方程為

式中，p0為回油壓力；Vc為換向閥控制室容積；E為體積彈性模量；Qin為控制室進(jìn)油孔流量；Qout為控制室出油孔流量；Q1為偶件配合間隙泄漏流量；hp為換向閥升程；C1、C2為流量系數(shù)；ρ為液體密度；mp為換向閥質(zhì)量；a為換向閥加速度；Ap為換向閥頂面面積；An為換向閥底面面積；Ff為換向閥運(yùn)動阻力。

3 仿真模型的建立和驗(yàn)證

3.1 仿真模型的建立

本文從物理模型出發(fā)，使用一維流體管網(wǎng)系統(tǒng)解算工具FlowMaster，以燃油在流道內(nèi)的流動模擬為基礎(chǔ)，按質(zhì)量守恒、動量守恒、能量守恒定律建立仿真模型，對整個(gè)系統(tǒng)的假設(shè)和考慮因素描述如下：①系統(tǒng)為一維非定常流動；②考慮高壓下的燃油壓縮性，忽略溫度變化對燃油物性的影響；③忽略燃油自身重力的影響；④由于系統(tǒng)基本上一直處于高壓狀態(tài)，因此不考慮空化的影響；⑤不考慮各構(gòu)件的彈性變形；⑥忽略噴油器盛油腔、控制腔等剛體容積膨脹。利用FlowMaster軟件搭建仿真模型，如圖5所示。

圖5 FlowMaster仿真模型

3.2 仿真模型的驗(yàn)證

3.2.1噴油規(guī)律的驗(yàn)證

圖6所示為共軌壓力110MPa、噴油模塊控制脈寬0.5ms條件下噴油規(guī)律模擬值與實(shí)驗(yàn)值的對比，此時(shí)增壓模塊液力放大功能沒有被激活，即此時(shí)的噴油模式為“軌壓噴射模式”。通過對比發(fā)現(xiàn)，仿真結(jié)果和測量結(jié)果吻合良好，少許偏差是由所建立的噴油器模型結(jié)構(gòu)參數(shù)、經(jīng)驗(yàn)參數(shù)以及模型所作的簡化引起的。

圖6 噴油規(guī)律實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對比

3.2.2增壓壓力曲線的驗(yàn)證

以上實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證是在增壓模塊沒有被激活的情況下做出的，增壓模塊模型搭建的正確與否不能體現(xiàn)出來，因此有必要針對增壓模塊，對比分析建壓曲線的實(shí)驗(yàn)結(jié)果和仿真結(jié)果。圖7所示為建壓曲線模擬值與實(shí)驗(yàn)值的對比，模擬和實(shí)驗(yàn)條件是共軌壓力25MPa，增壓模塊控制脈寬100ms，液力活塞截面比7.5，控制時(shí)序30ms（增壓開始時(shí)刻與噴油開始時(shí)刻的時(shí)間差）。通過對比發(fā)現(xiàn)，仿真結(jié)果較好地反映了實(shí)測值，在噴油結(jié)束后仿真結(jié)果顯示壓力要比實(shí)測值高，而且保持穩(wěn)定，這是因?yàn)榉抡婺Ｐ蜎]有考慮液力活塞偶件間隙泄漏的緣故。

圖7 增壓壓力曲線實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對比

4 噴油器設(shè)計(jì)參數(shù)對換向閥影響分析

通過新型增壓式噴油器的工作原理可以看出，增壓模塊能否及時(shí)地建立高壓是噴油器實(shí)現(xiàn)“高壓噴射模式”的關(guān)鍵，而換向閥的響應(yīng)時(shí)間是決定建壓曲線形狀的關(guān)鍵，故有必要對影響換向閥響應(yīng)時(shí)間的諸多因素進(jìn)行分析。

增壓模塊電磁閥的開閉會引起換向閥控制室內(nèi)的燃油流動，進(jìn)而使得換向閥控制室內(nèi)燃油壓力變化產(chǎn)生液力差，驅(qū)動換向閥進(jìn)行動作。因此換向閥的響應(yīng)時(shí)間本質(zhì)上決定于換向閥控制室內(nèi)的燃油流動情況，而燃油流動情況受控制室進(jìn)油量孔、控制室出油量孔、換向閥上端面積以及控制室初始壓力（共軌壓力）的影響。所以本文主要對這些影響因素進(jìn)行分析，前兩者的影響體現(xiàn)在量綱一參數(shù)A1中，換向閥上端面積的影響則體現(xiàn)在量綱一參數(shù)A2中。

4.1 A1對換向閥響應(yīng)時(shí)間的影響

A1的改變，是通過固定控制室出油量孔的面積，改變進(jìn)油量孔的面積來改變的。初始條件如表1所示。

表1 初始計(jì)算條件

圖8 A1對換向閥液力響應(yīng)時(shí)間的影響

在噴油器的設(shè)計(jì)過程中，A1不能太大，否則，控制室的平衡壓力pc太大，換向閥開啟響應(yīng)時(shí)間過長，高壓燃油不能及時(shí)建立起來，噴油速率會出現(xiàn)前期過緩的情況，甚至不能正常工作。A1也不能太小，否則，換向閥的關(guān)閉響應(yīng)時(shí)間過長，則噴油速率會出現(xiàn)后期過緩的情況，對燃燒造成不利的影響。

4.2 A2對換向閥響應(yīng)時(shí)間的影響

A2的改變，是通過固定換向閥底面面積An，改變換向閥頂面面積Ap來改變的。初始條件如表2所示。

表2 初始計(jì)算條件

圖9所示為響應(yīng)時(shí)間to2、tc2、to3和tc3隨A2的變化曲線。根據(jù)力的平衡關(guān)系，換向閥開啟條件為pcAp＜prAn，即pcA2＜pr。換向閥不工作時(shí)，pc和pr是相等的，為了保證換向閥處于關(guān)閉狀態(tài)，A2應(yīng)該是始終大于1的。A1、Ain、pr和An一定時(shí)，A2的變化會影響換向閥大、小兩端的壓力差，從而影響換向閥上升、下降的響應(yīng)時(shí)間，壓力差不僅僅決定于壓強(qiáng)，也與換向閥兩端的受力面積有直接關(guān)系。量綱一參數(shù)A2越大，即換向閥頂面面積Ap和換向閥底面面積An之比越大，因此，在增壓模塊電磁閥通電打開后，換向閥控制室的壓力需要降到較低，換向閥才能開始運(yùn)動，所以to2隨著A2增大而增大；而在增壓模塊電磁閥通電后，量綱一參數(shù)A2較大時(shí)，控制室的壓力只需要上升到一個(gè)較低的值，換向閥就能開始關(guān)閉，故關(guān)閉響應(yīng)時(shí)間tc2縮短。pr和An不變，則換向閥下端受到的壓力不變，又由于進(jìn)出油量孔面積不變，控制室的平衡壓力pc保持不變。隨著A2變大，換向閥頂端面積Ap增大，換向閥在上升的過程中受到的阻力變大，所以to3隨著A2的增大而增長。由于同樣的原因，在增壓模塊電磁閥斷電后，換向閥受到向下的合力也隨A2的增大而增大，故tc3減小。

圖9 A2對換向閥液力響應(yīng)時(shí)間的影響

A2不能過大，否則，控制室的平衡壓力pc太大，換向閥無法滿足開啟條件pcA2＜pr，不能正常工作。

4.3 共軌壓力pr對換向閥響應(yīng)時(shí)間的影響

圖10 共軌壓力pr對換向閥液力響應(yīng)時(shí)間的影響

表3 初始計(jì)算條件

圖10所示為表3條件下，響應(yīng)時(shí)間to2、tc2、to3和tc3隨共軌壓力pr的變化曲線?？梢钥闯觯S著共軌壓力pr從100MPa均勻增大到140MPa，液力響應(yīng)時(shí)間to2、tc2保持恒定，to2＝0.12ms，tc2＝0.535ms，這是由于進(jìn)出油量孔直徑和換向閥上下端的面積均保持不變，換向閥開始運(yùn)動的臨界壓力保持恒定的緣故。在其他條件不變的情況下，共軌壓力pr增大，換向閥底面受力增大，雖然換向閥控制室壓力也增大，但由于換向閥底面面積更大，因此相同的軌壓變化量對換向閥底面的液壓力變化更大，換向閥受到向上的合力增大更多，總體來看，兩者之差是增大的，故隨著共軌壓力pr增大，響應(yīng)時(shí)間to3減小。增壓模塊電磁閥關(guān)閉后，控制室的壓力迅速上升，換向閥頂面受到的力迅速增大，該力大于換向閥底面受到的力，換向閥向下運(yùn)動。換向閥受到的合力同樣隨著共軌壓力pr的增大而增大，故響應(yīng)時(shí)間tc3也減小。

換向閥液力響應(yīng)時(shí)間to3、tc3均隨著共軌壓力pr的增大而減小。根據(jù)這一趨勢，在設(shè)計(jì)增壓式燃油噴射共軌系統(tǒng)時(shí)，可以適當(dāng)提高共軌壓力，以提高換向閥的液力響應(yīng)性能。

4.4 換向閥泄漏系數(shù)λ對換向閥響應(yīng)時(shí)間的影響

換向閥進(jìn)油環(huán)槽和控制室之間是通過偶件密封的，進(jìn)油環(huán)槽和油軌通過油管相連，其壓力等于共軌壓力，偶件間隙的大小影響到進(jìn)油環(huán)槽與控制室之間燃油的泄漏量，進(jìn)而影響到控制室的壓力，最終影響到換向閥的響應(yīng)。

圖11所示為表4條件下，響應(yīng)時(shí)間to2、tc2、to3和tc3隨泄漏系數(shù)λ的變化曲線。隨著泄漏系數(shù)λ從 1.55 × 10－14m3／（s·Pa）增 大 到 7.59 ×10－14m3／（s·Pa），液力響應(yīng)時(shí)間to2保持恒定，to2＝0.08ms，這是因?yàn)樵鰤耗K電磁閥打開后，換向閥控制室的壓力pc下降主要取決于出油量孔面積Aout的大小，由于Aout為定值，故在一定的范圍內(nèi)to2保持恒定；增壓模塊電磁閥斷電關(guān)閉，燃油經(jīng)過進(jìn)油量孔流入控制室，而此時(shí)進(jìn)油環(huán)槽內(nèi)燃油經(jīng)過配合間隙也流向控制室，故間隙越大，控制室燃油增加越快，壓力室壓力升高越快，因此tc2變小。泄漏系數(shù)λ增大，使更多的燃油進(jìn)入換向閥控制室，使控制室的平衡壓力pc增大，換向閥在上升的過程中受到的阻力變大，響應(yīng)時(shí)間to3變大。同理，增壓模塊電磁閥關(guān)閉后，換向閥在下降的過程中受到向下的壓力變大，響應(yīng)時(shí)間tc3變小。

圖11 泄漏系數(shù)λ對換向閥液力響應(yīng)時(shí)間的影響

表4 初始計(jì)算條件

5 結(jié)論

（1）量綱一參數(shù)A1表征換向閥控制室進(jìn)油量孔面積和出油量孔面積組合情況對換向閥液力過程的影響。在其他條件不變的情況下，液力響應(yīng)時(shí)間to2、to3隨著A1的增大而增大，tc2、tc3隨著A1的增大而減小。A1太大或者太小都對系統(tǒng)不利，應(yīng)折中考慮二者的影響。

（2）量綱一參數(shù)A2表征換向閥大端面積和換向閥小端面積組合情況對換向閥液力過程的影響。在其他條件不變的情況下，液力響應(yīng)時(shí)間to2、to3隨著A2的增大而增大，tc2、tc3隨著A2的增大而減小。

（3）共軌壓力pr的大小不僅影響到換向閥小端的壓力，也影響到控制室的壓力，而且對換向閥小端液壓力變化帶來的影響更大，從而影響到換向閥的響應(yīng)時(shí)間。在其他條件不變的情況下，液力響應(yīng)時(shí)間to2、tc2隨 著pr的 增 大保持恒定，to3、tc3隨著pr的增大而減小。

（4）泄漏系數(shù)λ的大小影響到控制室的壓力，從而影響到換向閥的響應(yīng)時(shí)間。在其他條件不變的情況下，液力響應(yīng)時(shí)間to2隨著λ的增大保持恒定，to3隨著λ的增大而小幅增大，tc2、tc3隨著λ的增大而減小。

［1］Wu Changshui，Yu Jinxia，Yang Lin，et al.Structure Parameters Design and Performance Test of Fuel Injection System［J］.Chinese Journal of Mechanical Engineering，2006，19（3）：407－411.

［2］Li Bo，Li Yunqing，Wang Defu，F(xiàn)uel Spray Dynamic Characteristics of GDI High Pressure Injection System［J］.Chinese Journal of Mechanical Engineering，2012，25（2）：355－361.

［3］Schwab S D，Bennett J J，Dell S J，et al.Internal Injector Deposits in High－Pressure Common Rail Diesel Engines［J］.SAE Int.J.Fuels.Lubr.，2010，3：865－878.

［4］Dingle P J G，Lai M C D.Diesel Common Rail and Advanced Fuel Injection Systems［M］.Warrendale，PA：SAE International，2005.

［5］Blessing M.Analysis of Flow and Cavitation Phenomena in Diesel Injection Nozzles and Its Effects on Spray and Mixture Formation［J］.SAE Paper，2003－01－1358.

［6］陳海龍，歐陽光耀，張靜秋，等.增壓式高壓共軌系統(tǒng)性能試驗(yàn)研究［J］.內(nèi)燃機(jī)工程，2012，33（1）：27－31.Chen Hailong，Ouyang Guangyao，Zhang Jinqiu，et al.Investigation on Characteristics of Augment High Pressure Common Rail System［J］.Chinese Internal Combustion Engine Engineering，2012，33（1）：27－31.

［7］張靜秋，歐陽光耀，李育學(xué)，等.雙壓共軌系統(tǒng)噴射特性研究［J］.內(nèi)燃機(jī)工程，2009，30（6）：26－30.Zhang Jingqiu，Ouyang Guangyao，Li Yuxue，et al.Study on Spray Characteristics of Dual Pressure Common Rail System［J］.Chinese Internal Combustion Engine Engineering，2009，30（6）：26－30.

［8］Su Wanhua，Sun Tian，Guo Hongsong，et al.Quantitative Study of Concentration and Temperature of a Diesel Spray by Using Planar Laser Induced Exciplex Fluorescence Technique［J］.SAE International Journal of Engines，2010，3（1）：717－732.

［9］Lee C S，Park S W.An Experimental and Numerical Study on Fuel Atomization Characteristics of High－pressure Diesel Injection Sprays［J］.Fuel，2002，81（18）：2417－2423.

［10］劉斌，蘇萬華，王輝.量綱一參數(shù)和控制策略對多次噴射響應(yīng)特性及噴油規(guī)律的影響［J］.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2005，23（6）：481－489.Liu Bin，Su Wanhua，Wang Hui.Effects of Dimensionless Number and Control Strategies on Transient Response and Injection Rate Shaping of Multi－Injection［J］.Transactions of CSICE，2005，23（6）：481－489.