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0 前言

上世紀90年代以后，柴油機用噴油裝置取得了大幅進展，其最大的技術(shù)發(fā)展是1995年共軌噴油系統(tǒng)的應(yīng)用。由于采用了這項技術(shù)，就能夠做到不依賴發(fā)動機轉(zhuǎn)速，自由地控制噴油壓力。另外，噴油次數(shù)、噴油定時的自由度也大幅地得到了拓展。共軌噴油系統(tǒng)應(yīng)用前的噴油壓力大致為100 MPa以下，而由于1995年共軌噴油系統(tǒng)的應(yīng)用，噴油壓力達到了120 MPa。目前，柴油機廠家正在努力實現(xiàn)250 MPa以上的噴油壓力。

為實現(xiàn)噴油壓力的高壓化，噴油裝置的開發(fā)方面尚存許多技術(shù)課題有待解決。這些課題可劃分為耐受高應(yīng)力性能和耐受高溫性能這兩類。燃油溫度變高的原因是由于噴油嘴室壓縮，被高壓化的燃油通過狹小部位而被釋放，已高溫化的泄漏燃油由于在噴油系統(tǒng)中循環(huán)使得溫度上升。

由于燃油溫度升高而產(chǎn)生的主要問題有：(1)伴隨燃油老化，產(chǎn)生了沉積物，引起滑動不順暢，并導(dǎo)致噴油量改變；(2)由于燃油黏性降低，導(dǎo)致出現(xiàn)熱膠粘現(xiàn)象；(3)由于樹脂零件(如接口)受熱損壞或老化，導(dǎo)致燃油泄漏；(4)由于O型密封圈等橡膠件老化致使燃油泄漏。為解決由于高溫化帶來的問題，正在嘗試的方法包括對于沉積物的產(chǎn)生，利用類金剛石碳覆膜(DLC)進行處理等，以抑制沉積物附著于零部件上。同時針對產(chǎn)生的熱膠粘現(xiàn)象，利用改善形狀等措施以提高抗熱膠粘的設(shè)計。對于樹脂及橡膠零件，采用開發(fā)耐高溫的材料等方法。這類技術(shù)，是為了解決由于燃油泄漏而產(chǎn)生的耐高溫性能的問題。因此，降低燃油泄漏量，并通過防止升溫，有可能一舉解決該問題。

本文對共軌噴油系統(tǒng)的噴油器經(jīng)常發(fā)生的滑動部件泄漏現(xiàn)象進行了研究。在考察了噴油器的結(jié)構(gòu)之后，研究了高壓化與泄漏量的關(guān)系。另外，鑒于發(fā)動機進一步高壓化的可能性，進行了噴油壓力為300 MPa的泄漏量的推定。

1 噴油壓力與噴油器結(jié)構(gòu)

圖1表示現(xiàn)在量產(chǎn)中具有代表性的共軌噴油系統(tǒng)所用噴油器的截面圖與模式圖。噴油器通過對作為執(zhí)行器的電磁閥通電而進行燃油噴射。其動作如下：首先，按電控單元指令，電磁閥通電，打開控制閥。由于控制閥開啟而形成高壓的控制室內(nèi)的燃油通過出油孔并經(jīng)低壓管路流出，進而使得控制室內(nèi)的壓力降低。同時，由于控制室內(nèi)壓力降低，燃油從高壓部通過進油孔流入控制室，而控制室內(nèi)的壓力達到某一特定壓力時，達到平衡?？刂剖覂?nèi)的壓力進而降低，由于控制室內(nèi)的壓力降低，將指令活塞及噴油嘴針閥推壓至燃油噴孔處的作用力也隨之降低。其結(jié)果是，前述作用力如果與朝向燃油噴孔相反側(cè)提升，使得指令活塞及噴油嘴針閥的作用力小，則指令活塞及噴油嘴針閥形成一體并上升。同時，由于噴油嘴座面開啟(噴油嘴針閥上升，噴孔打開)，開始噴油。噴油結(jié)束時，電磁閥斷電，控制閥也隨之關(guān)閉，燃油由控制室向低壓管路流出。然后，燃油繼續(xù)從高壓部向控制室流入，控制室內(nèi)壓力也隨之上升。因而，將指令活塞及噴油嘴針閥向燃油噴孔壓下的作用力增加，該作用力比提升指令活塞及噴油嘴針閥的作用力更大，指令活塞及噴油嘴針閥形成一體，并向燃油噴孔側(cè)移動。最終由于噴油嘴座面閉合(噴油嘴針閥下降，噴油孔關(guān)閉)，然后結(jié)束噴油。

在噴油器結(jié)構(gòu)中，單側(cè)為高壓燃油，相反側(cè)為低壓燃油，存在2處經(jīng)常發(fā)生泄漏的滑動部件，具體情況如圖1所示。指令活塞滑動部件及噴油嘴針閥滑動部件成為經(jīng)常發(fā)生泄漏的部件，不論是否有無電磁閥的動作，經(jīng)常在滑動部件中產(chǎn)生泄漏，均記載為“滑動部件泄漏”?；瑒硬考孤┐嬖谟诨瑒硬康睦碛墒怯捎趯⒒瑒硬康囊粋?cè)設(shè)定為高壓，而將相反側(cè)設(shè)定為低壓，這是由于利用作用在滑動構(gòu)件上的壓力的緣故。在圖1所示的噴油器結(jié)構(gòu)方面，因為在高壓和低壓燃油2處滑動構(gòu)件上，分別會產(chǎn)生必要的作用力。所以，產(chǎn)生2處滑動部件的泄漏。例如，設(shè)定這兩處滑動部件直徑為同一長度，如果在其接觸部位引入高壓燃油，則滑動部的兩側(cè)會產(chǎn)生相同壓力，可以避免滑動部的泄漏發(fā)生這種情況，由于控制閥的驅(qū)動，控制室內(nèi)壓力降低，進而使指令活塞及噴油嘴針閥向上方移動，同時可以開啟噴油嘴座面。但是，一旦噴油嘴座面開啟，燃油噴孔打開，從開始噴油到噴油結(jié)束時，即便關(guān)閉控制閥，控制室內(nèi)壓力也只上升到與噴油嘴室內(nèi)壓力大致相同的水平。因而，控制室內(nèi)壓力與給予指令活塞的液壓作用力，以及噴油嘴室內(nèi)壓力與給予噴油嘴針閥的液壓作用力形成大致均衡的狀態(tài)。也就是說，在高壓燃油中形成浮游的狀態(tài)。因此，有必要利用比液壓作用力更小的噴油嘴彈簧力進行噴嘴針閥的開啟，所以，快速關(guān)閉閥門是比較困難的。為了兼顧無滑動部件泄漏同時飛快地關(guān)閉噴油嘴針閥，在控制室與噴油嘴室之間的高壓燃油通道中設(shè)置節(jié)流孔，噴油嘴針閥關(guān)閉時，使噴油嘴室內(nèi)壓力比控制室內(nèi)壓力低，這種結(jié)構(gòu)正在逐漸實現(xiàn)實用化。由于降低了噴油嘴室內(nèi)壓力，確保關(guān)閉噴油嘴針閥方向上的必要的作用力。但是，由于降低了噴油嘴室內(nèi)壓力，也有降低實際噴油壓力的弊端。也就是說，供油泵無效，消耗了高壓化燃油的能量。

2 滑動部件泄漏的機理

式(1)表示滑動部位泄漏的基本關(guān)系式

(1)

式中，ε為偏心系數(shù)，d為滑動部位直徑，h為滑動部位徑向間隙，ΔP為滑動部位兩端間的壓力差，μ為流體黏性系數(shù)，L為滑動部位長度。

其中，ε表示滑動部位軸類構(gòu)件在滑動部自孔內(nèi)偏心的程度。在無偏心情況下，取ε為1，在有最大偏心情況下，ε為2.5。

圖2表示結(jié)構(gòu)與符號的關(guān)系。式(1)表示結(jié)構(gòu)也就是尺寸決定時，泄漏量Q與壓力ΔP成正比地增加的情況。但是，沒有考慮到壓力ΔP增加的情況下構(gòu)件的變形。由于構(gòu)件的變形，導(dǎo)致間隙h增加，泄漏量Q與間隙h的3次方成正比關(guān)系。

圖2 間隙泄漏結(jié)構(gòu)的符號

在此，利用基本算式(關(guān)系式)計算由于壓力引起的變形所產(chǎn)生的影響的實例。已知厚壁圓筒(兩端開放)的內(nèi)、外徑的變形由式(2)表示

(2)

式中，u為徑向位移，V為泊松比，r1為圓筒內(nèi)半徑，r2為圓筒外半徑，p1為內(nèi)側(cè)壓力，p2為外側(cè)壓力。

圖3表示結(jié)構(gòu)與符號的關(guān)系。圖4為由于變形引起間隙變化的計算結(jié)果。在該條件中，間隙部位壓力為200 MPa時，氣缸構(gòu)件的內(nèi)徑約擴大了4 μm，活塞構(gòu)件的外徑約縮小了2 μm。因此，徑向間隙約擴大3 μm。由于間隙部位從高壓側(cè)到低壓側(cè)存在壓力梯度，所以，在全范圍內(nèi)，不僅是擴大3 μm。設(shè)定初期徑向間隙為1 μm，假定徑向間隙在全間隙部位范圍擴大3 μm，則滑動部件泄漏量增加到64倍。假設(shè)間隙擴大量在整個間隙部位范圍擴大1.5 μm，則滑動部件泄漏量增加到15.6倍。

圖3 均衡氣缸變形的符號

圖4 間隙變化的計算結(jié)果

由該值可知，由于壓力導(dǎo)致間隙擴大對于滑動部件泄漏量的影響較大。其次，決定實測滑動部件的泄漏，并確認與用式(1)表示的基本關(guān)系式進行計算的結(jié)果差異。然后，研究根據(jù)計算高精度推定滑動部件泄漏的方法，與實測結(jié)果比較，驗證其精度。

3 滑動部泄漏實測

圖5表示評價裝置概況。評價裝置由5個部分構(gòu)成，結(jié)構(gòu)上是燃油箱中儲存了燃油，可以進行燃油溫度的調(diào)整。升壓泵(供油泵)使用電裝公司制造的熱軌燃油系統(tǒng)用供油泵。升壓泵從燃油箱中吸出燃油，并且能夠排出已升壓到規(guī)定壓力的燃油。由升壓泵排出的燃油，為降低由于排出燃油引起的燃油脈動，并輸入到共軌的蓄壓容器，蓄壓容器使用電裝公司制造的共軌燃油系統(tǒng)用共軌。另外，在蓄壓容器中，為測量升壓泵排出的燃油壓力，安裝了壓力傳感器，為測量燃油溫度安裝了溫度傳感器。從蓄壓容器中放出的燃油，被引入滑動部件泄漏裝置。圖6表示滑動部件泄漏裝置的結(jié)構(gòu)模式圖。對于滑動部件泄漏裝置，決定從作為補給用的市售共軌燃油系統(tǒng)用噴油器中，選購使用滑動部件泄漏部位僅有1處的噴油器，在測量滑動部件泄漏量的流量計時使用了量筒。量筒的1個刻度為0.1 cm3，計算了2 min之間積存在該量筒中的燃油流量。燃油使用了ISO標準輕油(ISO 4113柴油機噴射裝置評價用燃油)。圖7表示使用的燃油的黏性系數(shù)。燃油溫度是將升壓使用的供油泵入口燃油溫度調(diào)整到42 ℃，設(shè)定流入到滑動部以前位置(圖5所示的共軌部)的高壓燃油溫度為65 ℃。

圖5 評價用裝置

圖6 滑動部件間隙泄漏裝置

圖7 燃油黏性特征

圖8 測量(評價)滑動部泄漏量與由式(1)計算的結(jié)果的比較

圖8表示滑動部件泄漏量測定結(jié)果。另外，圖8中同時也表示使用式(1)的基本關(guān)系計算的滑動部件泄漏計算值。計算中設(shè)定偏心系數(shù)ε為1。通常認為滑動間隙由于構(gòu)件變形致使高壓側(cè)的滑動間隙變大，在軸類構(gòu)件偏心的情況下，由于在間隙處流動的流體壓力作為構(gòu)件復(fù)歸中心方向的力產(chǎn)生作用。由圖8實測的滑動部件泄漏量與由式(1)的計算值，能夠確認如假定的大幅度差異。這是由于在式(1)中沒有考慮由于燃油壓力導(dǎo)致的間隙擴大現(xiàn)象，以及泄漏量與壓力成正比增加的緣故。實際上伴隨燃油壓力的增加，間隙增大，泄漏量的增加會超過式(1)計算的結(jié)果。

4 復(fù)合分析

接下來，研究在壓力導(dǎo)致間隙變化的狀態(tài)下，能夠高精度地推定泄漏量的方法，在式(1)中沒有考慮間隙的變化，是以從間隙入口到出口的壓力降低呈線性變化為前提進行計算的。但是，實際上由于壓力導(dǎo)致的間隙變化，可認為是由于間隙變化引起的壓力降低的分布并不呈線性。因此，根據(jù)間隙與壓力的復(fù)合分析，能高精度地推定滑動部件泄漏情況。

復(fù)合分析使用列線(線示)軟件，用以下方法進行分析：(1)將滑動部沿軸向相等劃分為多個要素。(2)給予0 MPa作為低壓部側(cè)端要素的端部初期壓力，給予規(guī)定的高壓值，作為高壓部側(cè)端的初期壓力，各要素間邊界部給予假定從高壓側(cè)到低壓側(cè)為線性壓力變化時的初期值。(3)各要素中的流體壓力設(shè)定為各要素的兩端邊界部壓力的平均值，每個要素使用圖3所示的計算式計算構(gòu)件變形量，進而計算出間隙。(4)使用各要素兩端邊界部件壓力差與由(3)項計算的間隙，以式(1)計算各要素部件流量。(5)由于各要素部的流動是連續(xù)的，全部要素部件的質(zhì)量流量相等，反復(fù)變更各要素間邊界部件的壓力，以便使各要素部流量的偏差平方和保持在恒定值以下。根據(jù)以上的計算，最終各要素部件的流量相等，認為可得到各要素部件的適當(dāng)?shù)拈g隙、流量、壓力。關(guān)于(1)的劃分數(shù)目，設(shè)定要要素間的間隙變化量的平均值在表面粗糙度以下。在這次的計算中，設(shè)定高壓側(cè)的壓力在200 MPa內(nèi)進行計算，所以，滑動部件兩端間的間隙變化量，也就是200 MPa與0 MPa的間隙計算結(jié)果的差異，由利用式(2)的計算結(jié)果為2.20 μm，表面粗糙度為0.25 μm左右，決定劃分數(shù)為10。另外，作為計算收斂條件，設(shè)定流量的偏差平方和為流量的0.1%以下作為條件。此外還假定了各要素內(nèi)的間隙沿軸向是恒定的。也就是說，在各部件內(nèi)，式(1)成立。圖9表示計算中使用的模型及計算條件。

圖9 計算用模型及其條件

圖10表示計算結(jié)果，并再一次運用式(1)計算了滑動部件泄漏量的結(jié)果，以及再次進行實測的結(jié)果。由該結(jié)果，能夠確認根據(jù)復(fù)合分析流動與變形情況，可得到與實測值相接近的結(jié)果。但是，實測結(jié)果相比于復(fù)合分析結(jié)果，呈現(xiàn)出在低壓范圍實測泄漏量偏大，而在高壓范圍實測泄漏量偏小的趨勢。也就是說，對于壓力，泄漏的增加靈敏度小?？烧J為可能由于高壓化導(dǎo)致燃油黏性增加，不過，詳細的驗證需要今后繼續(xù)研究。利用式(1)的求解方法，與復(fù)合分析的救解方法有著很大不同，后者不是將從滑動部件的高壓側(cè)入口到低壓側(cè)出口間的間隙與壓力作為固定值處理，而是作為變量處理的。圖11與圖12表示作為變量處理的間隙與壓力。關(guān)于間隙，在式(1)的計算中，在滑動部件全范圍內(nèi)用圖11中的直線所示的固定值計算，而復(fù)合分析結(jié)果方面，形成以曲線所示的向上凸起的曲線分布。圖12表示壓力分布，在用式(1)進行計算的結(jié)果中，在滑動部件全范圍內(nèi)，由于間隙為恒定值的前提條件，壓力從高壓側(cè)向低壓側(cè)形成線性下降。另一方面，在復(fù)合分析中，如用曲線表示的那樣，形成向上凸起的曲線分布。實際上，根據(jù)圖11、圖12所示的間隙及壓力分布的形成情況，通常認為會比由式(1)計算結(jié)果產(chǎn)生更多的滑動部件泄漏量。

圖10 間隙泄漏

圖11 間隙變形分布

圖12 壓力分布

目前，共軌噴油系統(tǒng)的噴油壓力的主流是200 MPa以下，而今后燃油進一步高壓化的需求增大，有廠家正在進行噴油壓力高達300 MPa的技術(shù)開發(fā)。因此，運用這次的復(fù)合分析，推定了關(guān)于噴油壓力達300 MPa時的滑動部件泄漏量。復(fù)合分析中，由于噴油壓力從200 MPa提高到300 MPa，結(jié)果表明泄漏量大致增加到3倍。伴隨著燃油壓力的上升，滑動部件泄漏呈加速度式地飛速增加，可知，高壓化滑動部件的泄漏是有待解決的重要課題。

5 結(jié)語

共軌噴油系統(tǒng)的滑動部件泄漏量受到由于壓力導(dǎo)致的構(gòu)件變形的影響。由此，只是單純地運用基本式(1)，并不能高精度地計算燃油泄漏量。為了進行高精度的計算，有必要復(fù)合分析滑動間隙部的變形量、壓力、泄漏量，并進行計算。

為了更正確地把握滑動部件泄漏，有必要對由于滑動部件形狀的影響下的壓力致使燃油黏度的改變進行驗證，這些將是今后的研究課題。