【德】 C.L.Franzen M.Kronstedt M.Lüttge M.Wittemann

燃油系統(tǒng)

高負荷噴油系統(tǒng)組件減摩

【德】 C.L.Franzen M.Kronstedt M.Lüttge M.Wittemann

提高噴油壓力需要有效且有針對性地設計噴油系統(tǒng)組件。APL公司開發(fā)了將仿真和試驗結(jié)合在一起的工具，以優(yōu)化發(fā)動機零部件在流體動壓接觸方面的摩擦損失和耐磨損性能。

噴油壓力高壓泵摩擦磨損潤滑

1 提高噴油壓力

當前和未來動力系統(tǒng)的開發(fā)重點是努力實現(xiàn)最大效率，并最大限度地減少排放。因此，不管是針對柴油機還是直噴式汽油機，提升噴油壓力是提高發(fā)動機效率并降低污染物排放(尤其是顆粒物(PM)排放)的有效方式。幾年前，乘用車用柴油機和直噴式汽油機的最大噴油壓力分別低于200 MPa和15 MPa，而如今量產(chǎn)的柴油機和直噴式汽油機的最大噴油壓力已分別達到250 MPa和35 MPa。隨著采用更貼近現(xiàn)實的全球統(tǒng)一輕型車試驗循環(huán)(WLTC)和實際行駛排放法規(guī)(RDE)循環(huán)工況等，以及滿足更嚴格的排放限值要求，柴油機和汽油機的噴油壓力將不斷提高。預計在不久的將來，柴油機和直噴式汽油機的噴油壓力將分別達到300 MPa和50 MPa[1-2]。

圖1 噴油壓力對油滴大小分布和噴霧噴射的影響

通過提高噴油壓力，可以更早達到規(guī)定的噴入燃燒室噴霧的貫穿深度和燃油質(zhì)量，如圖1(a)所示。這意味著即使在較高的發(fā)動機轉(zhuǎn)速下，噴油方式更為多樣化。這樣可有效控制燃燒過程，從而影響發(fā)動機的功率和排放。噴油壓力的提高，除了影響噴霧噴射的形狀和速度之外，還能顯著改善混合物形成和油滴大小分布(圖1(b))。當快速蒸發(fā)的表面積-體積比的小油滴增多，同時減少較大的油滴，能有效抑制碳煙生成。此外，采用索特平均直徑D32來量化噴霧質(zhì)量。在提高噴油壓力時必須避免不必要的組件接觸，以及與油膜的相互影響[3]。

2 柴油機高壓泵計算

提高噴油壓力還意味著產(chǎn)生壓力的零部件所承載的負荷增大。高壓噴油泵要承受來自燃油的較高壓力。在行程和柱塞直徑不變的情況下，柱塞端面上的最大正向力隨著所需的最大噴油壓力而線性增加。這也增大了泵內(nèi)其他部件的壓力，從而增加了摩擦接觸中的摩擦力。對此，下文將針對介質(zhì)潤滑的柴油機高壓泵(通過集成式凸輪軸和作為傳動元件的滾輪組件實現(xiàn)柱塞運動)，以噴油壓力從200 MPa提高到300 MPa為例進行分析[4]。

彈性動力軸承的表面參數(shù)取決于制造質(zhì)量，對該軸承的彈性多體系統(tǒng)進行初始計算，得出軸彎曲(由柱塞力和正時驅(qū)動負荷曲線引起)所造成的凸輪軸軸承邊緣處的混合摩擦集中區(qū)域。在實際運行中，這些邊緣在運行開始的前幾個小時就被消除，形成1個更具流體動力效果的表面。通過進一步開發(fā)參考文獻[5]提出的基于能量的磨損預測工具，就可以根據(jù)表面參數(shù)和材料對徑向滑動軸承磨損進行基于時間和表面情況的分析。

柴油機高壓泵軸承磨損的關鍵運行區(qū)域處于轉(zhuǎn)速最低時，這時的燃油管道承受著最高壓力?；谶@一假設，計算出當轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時的軸承運行等高線。當磨損率接近定值時，磨合完成。圖2為計算運行磨損后得到的凸輪軸軸承磨損程度等高線圖?；谧畲髩毫?00 MPa時的實際噴油壓力的點火控制曲線(MAP)圖，進一步計算生成摩擦MAP圖的轉(zhuǎn)速和負荷點工況(圖3)。

圖2 軸承A和B區(qū)域在轉(zhuǎn)速3 000 r/min時的運行等高線圖

圖3 最大噴油壓力為200 MPa時的摩擦MAP圖

圖4示出轉(zhuǎn)速3 000 r/min時各個摩擦接觸點的總摩擦功分布。由壓縮產(chǎn)生的活塞壓力垂直作用于滾子軸承和凸輪軸軸承?；钊麑蜓b置和挺柱導套承受著較小的橫向力。與滾輪相比，凸輪軸以較低的速度且相對較大的軸承間隙旋轉(zhuǎn)，因此流體動力負荷能力較低[6]。由此使得凸輪軸軸承的接觸摩擦增大。如果軸承采用聚醚醚酮等具有良好滑動和抗摩擦特性的塑料，仍可實現(xiàn)低磨損運行。所有軸承的摩擦功增大，尤其是在進一步增大凸輪軸軸承的接觸摩擦面的情況下。

圖4 提高高壓噴油泵噴油壓力后的摩擦功分布以及減摩措施(發(fā)動機轉(zhuǎn)速：3 000 r/min)

3 減摩措施

采取各種措施，從而進一步確保柴油機高壓泵的穩(wěn)定性。減小軸承間隙是提高凸輪軸軸承流體動力負荷能力的措施之一(圖4)。仿真結(jié)果表明，優(yōu)化間隙可以減少20%的接觸摩擦。然而應當注意的是，常采用塑料涂層的軸承對高溫反應非常敏感，因此軸承的潤滑劑流量應相對較多，以確保充分冷卻。為此，優(yōu)化軸承間隙時必須對這兩方面進行衡量。

仿真和試驗結(jié)果表明，將高壓泵從柴油潤滑轉(zhuǎn)換為機油潤滑，有可能降低摩擦接觸時的摩擦和磨損(圖4)。發(fā)動機機油的黏度比燃油的黏度高，因而可減少摩擦和磨損(尤其是混合摩擦區(qū)域)。此外，還可以采用減磨添加劑來優(yōu)化發(fā)動機機油，以滿足特定要求。如果采用燃油潤滑的滑動軸承沒有發(fā)生混合摩擦(如在轉(zhuǎn)速3 000 r/min時滾輪和滾輪副之間的接觸)，那么采用機油潤滑時，摩擦功會隨剪切力增大而增加。

目前在乘用車領域，柴油機主要采用介質(zhì)潤滑的高壓泵來實現(xiàn)機油和燃油分離。所用的密封必須有效防止機油溢入燃油中，因為機油中的Ca、Zn等元素不利于混合物生成。因此，設計密封元件時必須保證之前取得的軸承摩擦優(yōu)勢不會因密封中的摩擦而抵消甚至會變得更差。

如噴油嘴處出現(xiàn)積炭，進而增加發(fā)動機功率損失和排放量。燃油中Ca和Zn含量與噴油器沉積物形成的關系可通過試驗證明。在此基礎上可定義機油滲入燃油的限值。開發(fā)密封概念時可采用示蹤法，并根據(jù)運行點來在線評估進入燃油系統(tǒng)的機油量。

4 汽油機高壓噴射

汽油機高壓泵的介質(zhì)分離處于先進水平，這是因為汽油機的噴油壓力相對較低(最高35 MPa)，并且發(fā)動機凸輪軸由采用機油潤滑的接觸來驅(qū)動。然而，隨著噴油壓力的提高，作用于凸輪軸的力和力矩也隨之增大。在汽油機高壓噴射(60 MPa)潛力評估項目中，開發(fā)了1種與常規(guī)柴油機高壓泵類似的帶獨立驅(qū)動軸的汽油機高壓泵?；趦?yōu)化摩擦損失和延長使用壽命，APL公司進行1項重大挑戰(zhàn)——研究軸承替代材料、表面輪廓和燃油潤滑的影響。

汽油機高壓泵的壓力負荷比柴油機至少小70%，且汽油黏度僅為柴油黏度的25%左右。此外，汽油(RON95)的蒸發(fā)溫度明顯更低，這使得考慮局部峰值溫度更為重要。由于汽油機轉(zhuǎn)速通常比柴油機更高，因而燃油潤滑比機油潤滑更具潛力，尤其是可以通過減小流體運動剪切力來降低摩擦功。將所引起的接觸摩擦及相應的磨損降至最低。圖5比較了機油(黏度等級為5W-30)潤滑與汽油潤滑的摩擦功分布。

圖5 潤滑介質(zhì)為機油(5W-30)與汽油(RON95)的摩擦功分布

為了在轉(zhuǎn)速較低時仍能在有利的流體動力范圍內(nèi)使泵的凸輪軸軸承運行，首先應考慮增大軸承直徑。這樣一方面可以增加軸承的潤滑劑流量，另一方面可以降低混合摩擦比例(圖6(a))。在較高轉(zhuǎn)速和較大直徑區(qū)域的條件下，摩擦功隨著流體動力剪切力的增大而增加。通過調(diào)節(jié)軸承直徑進行的優(yōu)化受到限制。對于采用機油潤滑的軸承，增大直徑不利于降低摩擦功(圖6(b))。由于低轉(zhuǎn)速時軸承在流體動力范圍內(nèi)運行，因此，相對較高轉(zhuǎn)速的情況而言會導致剪切力較大。APL公司將進一步研究減摩替代方法，例如改變軸承寬度和通過曲軸旋轉(zhuǎn)運動的傳遞來改變轉(zhuǎn)速。

圖6 取決于軸承直徑的摩擦功

5 結(jié)論與展望

提高汽油機和柴油機的噴油壓力仍是未來的發(fā)展趨勢。因此，必須進一步優(yōu)化噴油系統(tǒng)組件及其摩擦接觸，以滿足提升噴油壓力的需求。為此，APL公司采用了多種方法和設計。為了有效且有針對性地開發(fā)噴油組件，APL公司在試驗和仿真的基礎上開發(fā)了大量集成式工具鏈。并將相關的負荷譜以及不同的介質(zhì)質(zhì)量集成到現(xiàn)有的工具鏈中，APL公司致力于預測摩擦接觸的最佳表面設計，從而有助于開發(fā)出更有效的、能夠降低排放的動力系統(tǒng)。

[1] Weiss M, Bonnel P, Hummei R, et al. A complementary emissions test for light-duty vehicles: assessing the technical feasibill-

ity of candidate procedures[P]. Joint Research Centre (JRE), Scientific and Policy Reports, EUR 25572 EN, 2013.

[2] Hadler J, Lensch-Franzen C, Kehrwald B, u.a. Methoden für die entwicklung eines RDE-f?higen antriebs [C]. 36. Internationales Wiener Motorensymposium, 2015.

[3] Rossbach M, Velji A, Wanger U, et al. Investigations of the formation and oxidation of soot inside a direct injection spark ignition engine[C]. SIA Conference, The Spark Ignition Engine of The Future, Stra?burg, 2009.

[4] Lang J, Knoll G, Thornthwaite I,et al. Simulation methods for elastohydrodynamically coupled hydraulic components[C]. Tagung VPC Plus, 2014.

[5] Hadler J, Lensch-Franzen C, Kronstedt M, u.a. Festk?rper-Reibungsmodell auf energetischer Grundlage im Motoreinsatz[J]. MTZ, 2016, 77(7-8)：72-76.

[6] Lensch-Franzen C, Kronstedt M, Wittemann M,u.a. Kombination von simulation und versuchsführung zur zielgerichteten antriebsentwicklung [J]. ATZextra Prüfst?nde und Simulation für Antriebe, 2015: 18-23.

李媛媛 譯自 MTZ，2017，78(05)

何丹妮 編輯

2017-08-15)