内燃机的燃料供给与调节6-1

1、 内燃机燃料供给与调节系统是内燃机最重要的系统之一，其是为内燃机缸内混合气形成与燃烧提供所需的燃料。由于它对内燃机的燃烧及其主要性能指标具有直接影响，因此人们在强调这个系统的重要性时，有时把它喻为。视燃料种类及其着火原理的不同，压燃式内燃机与点式内燃机燃料供给与调节系统的结构与工作原理也有很多不同。 1)能产生，以保证燃料良好的雾化混合与燃烧，且燃油油束需与内燃机燃烧室和气流运动相匹配，。 2)对每一个内燃机运转工况(一定的转速与负荷组成一个工况)，且喷油量能随工况变化而自动变化。在工况不变时，各循环之间的喷油且应当一致。对多缸内燃机而言，各缸的喷油量应当相等。 3)在内燃机所运转的工况范围内

2、，以保证良好的燃烧并取得优良的综合性能。在压燃式内燃机出现早期，燃油喷射是通过高压空气实现的。1927年，德国博世(Bosch)公司开始专业生产以，这种喷油泵的工作原理至今仍用于多数压燃式内燃机的燃料供给系统中。图61所示为典型的燃料供给与调节系统简图。整个系统由(油箱8、输油泵5、燃料滤清器3及低压油管)、(喷油泵6、高压油管13、喷油器11)和(离心式调速器9、自动供油提前器7)组成；其核心部分是高压油路所组成的喷油系统，人们也把这种传统的燃料供给系统称之为系统。 在上述泵管嘴燃料供给系统中，的存在，使喷油系统在内燃机上的，加上已积累了长期制造与匹配的理论与经验，因此，目前仍在各种压燃式内

3、燃机上得到广泛应用。，也使这种传统燃料供给系统的应用前景受到一定限制。 为了满足压燃式内燃机不断强化及日益严格的排放与噪声法规的要求目前正在大力发展各种，如采用短油管的单体泵系统、泵喷嘴与PT系统、蓄压式或共轨系统等等。喷油系统结构喷油过程ppcPAddVppPAdtdV2Pd4 0)(fddVccb) t (fdtdVb3、考虑了燃油的可压缩性，压力从泵端传到嘴端需一定的时间，传播的速度为声速。在传播过程中，泵端、嘴端开启或关闭等边界条件不同，将造成压力波的反射。又由于减压作用存在，可能在系统容积内局部产生真空。此时燃油将变为气形成气泡，故压力波传播的速度是变化的，在液态下压力波传播速度（声

4、速）c1400-1600ms，而在高压油路中，由于有时存在蒸气池，故速度将降低。大量试验表明压波传播速度的数值在压波传播速度的数值在7001400ms之间变化之间变化，而燃油在高压油管内的流速仅2040m/s，这样，。上述因素造成喷油规律不可能和供油规律相同，它不仅受喷油泵内机械运动的影响，还受燃料在高压油路中液力作用的制约。可根据喷油泵几何参数计算得出、而由喷油系统的几何参数和燃油在高压作用下的液力特性综合作用所决定；它们之间有一定的内在联系，喷油规律受供油规律的影响，喷油始点迟于供油始点，喷油持续时间大干供油持续时间，喷油速率的峰值小于供油速率的峰值。3fpcb10p2n6AddV Fdt

5、dVbfc) t () t (c1FdtdVfb fdpd0h 供油提前角大小对柴油机燃烧过程影响很大，故对某一工况，从燃烧效率即动力性和经济性考虑有一最佳值。若考虑某一排放物(如NOx或PM或HC)或黑烟(烟度R)或压力升高比(dpd)等，又各有不同的最佳值，如图65所示。而对不同工况，供油提前角也不相同。从，负荷增加，喷油量增大，喷油持续期加长，喷油提前角应增大，这样才能保证燃料在上止点附近燃烧及时；转速增大，最佳供油提前角也应增大，这是因为喷油延迟角加大，保证燃烧及时，供油要相应提前一些。，供油提前角变化也不相同，分隔式燃烧室所需的供油提前角较直喷式燃烧室相应要小一些，且对转速、负荷变化

6、敏感性小。对，缸内压缩温度和压力较高，滞燃期短，故供油提前角也应小一些。，若需降低NOx，供油提前角比热效率最高的fd要小一些，即需推迟喷油，但此时为不过分降低热效率,需加大供油速率；，降低dp/d 和pmax也应取较小的供油提前角。3fteb10in120pbV 根据柴油机标定点循环供油量、气缸直径、燃烧室型式、是否增压等，参考图66，在表6-1中选择喷油泵种类型号，并选定减压容积。此外，减压容积(mm3)可用下式校验EV)pp(V0pj式中， Pp为喷油泵最大泵端压力(MPa)；P0为喷油器针阀开启压力(MPa)；V为高压油路容积(mm3)(对中、小功率柴油机，此值大约在1500一2000

7、 mm3之间)；E为燃油弹性模量，为20002500MPa。 所选喷油泵必须保证的循环供油量VPVb+Vj ，且fep2Phd4V式中， 为喷油泵供油系数， 取值为1.001.25， 的大小要与柱塞进、回油孔处的节流作用有关。节流作用大者，取大值。柱塞直径dp与有效行程he之比为m1，根据已配装的柴油机统计值，m1=4.56.0,故可得出柱塞直径dp为fff3f1ppmV4d (6-10)对计算值圆整，最后确定柱塞直径dp，由式(6-9)计算出有效行程he。 (6-9)图68是凸轮的升程、速度曲线，速度曲线纵坐标是用速度系数C表示，它是喷油泵转速为1000rmin时的速度值。这样对任一发动机转

8、速均可方便地求得柱塞供油速度。对中、小功率柴油机用喷油泵，一般速度系数最大在3.0m/s以下。根据柱塞直径dp数值，校验所选喷油泵是否合适，确定后，根据燃烧室型式选择一种凸轮线型，由此确定最大升程H。 当循环供油量一定，在凸轮型线及柱塞有效行程确定后，柱塞预行程大小就决定了供油持续期的长短和平均供油速率的大小(图6-8)。预行程h0增大，供油初始速度增大，平均供油速率随之增大，供油持续期缩短，从而可提高喷油压力和喷油速率，强化喷油过程，改善柴油机性能。预行程大小可通过喷油泵挺柱体总成高度的大小予以调整。出油阀的功用有两个，其一是通过锥面密封，不供油时隔断柱塞腔和高压油路，保持高压油路中有一定的

9、燃油量；其二是通过密封锥面下圆柱形的环带，形成减压高度为hj的减压带。由于减压带的存在，当柱塞供油结束，出油阀下落；当减压带下边线进入出油阀座孔时，就使高压油路与柱塞腔隔断，以后直到落座，出油阀下落了一距离等于hj。这样，高压油路中的燃油可增大一个容积，即减压容积Vj，从而使高压油路中的压力迅速下降，以压力波传播到喷油器盛油腔，针阀下落，喷油停止。此减压容积保证停油干脆。这种出油阀又被称之为等容式出油阀。 出油阀减压容积的大小对喷油过程影响很大，在高压油路容积一定时，出油阀减压容积Vj越大，高压油膨胀越多，使高压油路中的油压下降越多，不喷油时油管中的残余压力越低。有的喷油系统中残余压力降至零甚

10、至可能出现真空，由于压力传感器不能测量负压（真空度)，故测出的压力值仍为零(图62b)。从真空到高压，从高压到真空的过程中，将发生一系列的气泡产生与溃灭过程，将对高压油路的零件产生穴蚀；若Vj太小，高压油路中残余压力偏高，由于压力的波动，针阀体盛油腔压力超过喷油器开启压力时，针阀再次开启，将产生二次喷射现象，这是正常喷射所不允许的。出油阀减压容积改变后，残余压力发生变化，还会造成喷油延迟角改变。所以，对一定的喷油提前角，减压容积Vj变大时，x增大，供油提前角应适当增大；为保证一定的循环喷油量，当Vj变大后，柱塞有效行程要相应增大，以增大循环供油量。出油阀减压容积大小的选取与高压油路容积、油管压

11、力峰值的大小相关，高压油路容积越大，减压容积也要相应增大；油管压力峰值越大，减压容积也需增大。但是，现代高性能柴油机在高速、全负荷时喷油压力很高，故需较大的减压容积；而在低怠速工况，喷油压力明显减小，减压作用过度将会造成柴油机供油的不稳定。阻尼出油阀是在等容式出油阀上部安放一阻尼阀，在压油过程中，阻尼阀不起作用，而在回油过程中，阻尼阀落座，使燃油通过中间的阻尼孔dv控制燃油回流。通过选用合适尺寸的阻尼孔直径dv，防止二次喷射的产生，保证高、低速性能的兼顾，阻尼出油阀的效果见图6-12。在等压出油阀结构(图6-11b)中，通过钢球以一定弹簧预紧力封闭节流孔5构成单向阀4。在回油过程中单向阀打开，

12、合适的节流孔尺寸可控制油管内残余压力值的大小，避免或减弱了等容出油阀减压容积大而引起的压力振荡或波动，但其出油阀直径较大。由图613知，喷油器针阀由调压弹簧紧压在针阀体密封座面上，压紧力由预紧力和弹簧刚度决定燃油压力作用于针阀在盛油槽内的承压锥面上。当油压达到开启压力p0时，针阀上升而开启。喷油器开启压力p0的计算公式为dn为针阀直径；ds为针阀密封座面直径。)dd(F4ps22n0 当喷油接近结束时，盛油腔内的油压下降，针阀又在弹簧压紧力的作用下下行，针阀落座，停止喷油，此时的油压称之为喷油器的关闭压力psn2sdF4p可见，p0大于ps，关闭压力越接近开启压力，则喷雾质量越好，即减小密封座

13、面直径也可改善雾化质量。 在喷油系统其他参数一定的情况下，喷油器开启压力的大小决定了喷油系统油压的大小，p0越大，则高压油管内的峰值压力pN越高，峰值压力pN一般是p0的24倍：对轴针式喷油器，开启压力p0一般在1215MPa；对中、小功率柴油机用孔式喷油器，p0值为1825MPa；对大功率柴油机用孔式喷油器，p0一般在30MPa以上。喷油器喷孔面积大小与喷油器针阀开启的升程、喷油器的结构型式有关。孔式喷油器的最大喷孔截面取决于喷孔的数目和喷孔直径，而轴针式喷油器最大喷孔截面取决于最大升程和喷油器头部的形状。我们把喷孔流通截面积与针喷孔流通截面积与针阀升程的关系，称之为喷油器的流通特性阀升程的

14、关系，称之为喷油器的流通特性。图6-14是不同喷油器的流通特性，图中的折线为根据喷油器的几何尺寸计算的几何流通特性(Ah)，而图中的曲线为试验测试给出的流通特性(Ah)，两者的比值是喷油器的流量系数，它与密封锥面结构、喷孔加工质量等有关。一般孔式喷油器的针阀升程在0.2一0.45mm，而轴针式喷油器的为0.41.0mm，在满足喷油器流通截面的前提下，应尽可能减少针阀升程。这是因为针阀升程大，运动件的惯量对针阀体密封座面的冲击力也越大，使喷油器的可靠性、寿命降低。喷孔流通截面的大小取决于供油速率和发动机结构型式。图615给出了直喷柴油机喷孔总面积与几何供油速率的关系。喷孔面积大，喷油压力低，喷油

15、速率降低，喷油持续期快、喷油雾化质量变差；但喷孔面积过小，则喷油压力高易于产生不正常喷射，可用下式校验最大喷孔面积AZ(mm3)的大小zzbznVA3106式中，Vb为循环喷油量(mm3/循环)，由式(67)计算；为喷油器的流量系数，对于一般加工质量的喷油器，=0.60.7；z为喷油持续角。)(CA)，一般直喷柴油机为200250(CA)，涡流室柴油机为250300(CA)；n为柴油机转速(rmin)；Z为喷孔处喷油平均流速(m/s),一般在200300m/s。AZ确定后，对孔式喷油器喷孔直径可以按下式计算3ZziA4d (6-14) 式中，i为喷孔数。 对气缸直径D150mm、有进气涡流的直

16、喷柴油机，喷孔数一般为45个，喷孔直径在0.20.4mm之间；而对较大缸径的柴油机，一般不组织进气涡流，喷孔数612个不等；轴针式喷油器一般喷孔直径为0.81.5mm。孔式喷油器有多个油束，它们在燃烧室中的分布对室中空气的利用有一定的影响。对柴油机燃烧室而言，在气缸轴向，燃油在活塞顶上的落点应在同一高度，各油束的轴线形成一个锥体顶锥角，称之为油束的夹角（图616)，此夹角一般在14001600之间，即应做到油束锥体下部包含的燃烧室容积与上部到缸盖底面包含的容积基本相当，以充分利用缸内的空气。此夹角还与喷油器伸出气缸盖的高度有关，喷油器伸出高度一般为24mm。孔式喷油器喷射的各油束在活塞顶平面的

17、投影位置应使油束与燃烧室内空气混合均匀并与空气涡流相适应。燃烧系统结构参数不同，一般应专门设计喷油器头部的参数、安装时需对喷油器周向定位，确保设计的效果得以实现。孔式喷油器单个喷孔的喷雾锥角由喷孔直径、喷孔的壁厚、喷孔的加工质量等决定，其值一般为15 30 。 喷油器针阀密封座面以下的容积与喷孔容积之和，称之为。喷油结束时，针阀落座关闭，但压力室中存有燃油，且此部分燃油靠高温蒸发在无喷射状态下进入燃烧室内燃烧，燃烧不完全，使经济性、排放指标变坏。目前压力室容积一般都可小到2mm3以下，它主要对HC排放产生影响。图617是一试验结果，针阀采用多锥面头部结构、减小密封座面直径(ds22.5mm),

18、可使压力室容积控制在mm3以下；也可采用无压力室喷油嘴(VCO)结构，使HC排放大大降低。在中、小功率柴油机中，高压油路中的残压常常为零。甚至真空，但不一定产生穴蚀；反过来穴蚀一定是由气泡溃灭过程产生。因此，在采取一些消除二次喷射措施的同时，应合理选择参数防止穴蚀的发生，如出油阀减压速度不能过大等等，这在高压喷射中需特别注意。 后段分析（缓）：柱塞与柱塞套间配合间隙很小(一般为1.53m)、但在往复运动中间隙可能偏在一边，柱塞腔与低压油腔的压力差很大，且密封长度短(与有效行程有关)，故必有一定的泄漏量。泄漏量多少与时间有关转速高时每循环经历时间短，泄漏量少，供油量多；反之亦然。但转速很高时，受

19、结构参数的影响，泄漏和节流作用有一定的极限量，故影响不再明显，出现循环喷油量随转速变化不明显的趋向。图62Ic是在减压凸缘侧削去部分，常用削扁量在0.080.25mm，这样在出油阀落座过程中，当出油阀减压凸缘进人出油阀座孔时，出油阀紧帽腔的压力(特别是靠近出油阀座处)由于出油阀迅速下落而降低，一方面喷油嘴端的燃油迅速回流填补，另一方面，柱塞腔内的燃油通过这一很小的燃油通道而进入出油阀紧帽腔。在高速时，由于间隙的节流作用较大，出油阀落座快，燃油流进出油阀紧帽腔的现象不明显，因此基本上完全减压；而低速时，节流作用相对较小，出油阀落座时间相对增长，燃油通过间隙流进出油阀紧帽腔现象较为明显使减压作用削

20、弱，高压油路内残余压力升高，从而使循环喷油量增加。图6-21e所示在出油阀上钻中心孔和径向孔作为燃油流通通道。当其孔径足够大时，两者的作用是相同的。若把径向孔的截面积缩小到一定数值(与喷油嘴的A值有一定数值关系)，我们把这种管状出油阀叫节流型出油阀。节流型出油阀利用节流时在出油阀底部上的动压力随转速的变化关系改变出油阀的升程，对喷油泵的速度特性产生校正作用；转速高时，供油速率增大，则出油阀底部的动压力增大，出油阀升程大，动态减压容积增大；低速时，则这种作用减弱，故使喷油泵速度特性变得平坦。图62lf是旁通管状出油阀，它是利用上述两种校正原理，通过选择不同节流扎和旁通孔的大小来达到校正喷油泵速度

21、特性的目的。大量试验研究表明：用所示结构出油阀校正，一般用在改善高压喷射系统的低怠速性能和对柴油机转速较高(n3000rmin)的全负荷速度特性校正上。 图图6-22中的中的CD段即为调速器的调速特性。两极段即为调速器的调速特性。两极式和全程式调速器的工作特性是不同的，这就决式和全程式调速器的工作特性是不同的，这就决定了当负荷和转速改变时，柴油机循环喷油量变定了当负荷和转速改变时，柴油机循环喷油量变化的历程是不同的。化的历程是不同的。图622a、b分别表示了从工况A变化到工况B的情况，两工况间的变化历程表明，全程式调速器首先从A点沿调速特性运行到最大齿杆位移线(柴油机外特性)上，再到目标工况B

22、，是一折线.两极式调运器在此情况下，调速器不起调速作用， A工况到B工况是一直线路径不同，两者所需的时间也不相同。对车用柴油机，用两极式调速器改变工况较为容易，加速时间短。但柴油机冷起动时，调速手柄一定要留于最大油门位置，否则起动齿杆位移小，供油量少，不能使柴油机起动运转。对全程式调速器，不论调速于柄在何位置，都能使柴油机顺利起动。在图6-23中，第5段5是用调速器机械校正机构实现喷油泵速度特性达到所需的曲线走向。虚线为无校正作用，则齿杆位移是不变的，实线为有校正作用的齿杆位移。第4段是转速控制段，控制最高工作转速并保证在负荷变化时,柴油机在允许的转速范围内稳定运转喷油泵速度特性见图6-24，

23、曲线P为无校正作用的，曲线J为用机械校正后的喷油泵速度特性，A点为校正起作用点，B点为校正结束点，校正的齿杆行程为由喷油泵结构参数可算出校正增由喷油泵结构参数可算出校正增大的柱塞有效行程，校正终点喷大的柱塞有效行程，校正终点喷油量比未校正增加油量比未校正增加VbVb，它由两，它由两部分组成，部分组成，一部分一部分是校正前对应是校正前对应的柴油机标定工况点与校正终点的柴油机标定工况点与校正终点原有的喷油量差值，它取决于原原有的喷油量差值，它取决于原喷油泵结构参数的组合，在喷油喷油泵结构参数的组合，在喷油泵速度特性上泵速度特性上( (图图6-246-24曲线曲线P)P)查得；查得；另一部分另一部分

24、是校正终点所需喷油量是校正终点所需喷油量与标定点喷油量的差值，它取决与标定点喷油量的差值，它取决于由柴油机在校正终点时的转矩、于由柴油机在校正终点时的转矩、转速和燃油消耗率计算得出的循转速和燃油消耗率计算得出的循环喷油量和标定工况计算的循环环喷油量和标定工况计算的循环喷油量的差值，与柴油机所要求喷油量的差值，与柴油机所要求的性能有关。的性能有关。对弹簧式校正机构，A点的位置取决于校正弹簧预紧力；B点位置在和预紧力决定后，取决于校正弹簧的刚度。对凸轮式校正机构，取决于控制齿杆位移的凸轮形状和联接。b132nnn 式中，n1为突卸负荷前柴油机的转速；n3为突卸负荷后柴油机的最高稳定空载转速；nb为

25、柴油机的标定转速。瞬时调速率 是表示过渡过程中转速波动的瞬时增长百分比：b121nnn 式中，n1为突变负荷前柴油机的转速；n2为突变负荷时柴油机的最大(或最小)瞬时转速；nb为柴油机的标定转速。 一般 112，tn=510s。对发电用的柴油机，要求 1510，tn=35s； 测定瞬时调速率最好使用电力测功器进行，当使用水力测功器进行试验时应在柴油机和测功器之间安装离合器，突卸负荷用离合器实现。 过渡过程不好时，转速不能稳定在某一转速下，转速有较大的波动，严重时还会发出转速忽高忽低的响声，这种现象常称“游车”。调速器一旦发生“游车”，工作就会失灵，必须设法消除。调速器工作时，调速系统中有摩擦存

26、在，需要有一定的力来克服摩擦，才能移动调整油量机构。不论柴油机转速增加或减少，调速器部不会立即得到反应以改变循环供油量，因为机构中的摩擦力阻止着调速器滑套的运动。例如，内燃机转速为2000rmin时，调速器可能对转速n1=1990rmin到n22008rmin范围内的变动都不起反应这样两个起作用的极限转速之差对内燃机平均转速之比就称为调速器的不灵敏度，即:nnn12式中，n2为当柴油机负荷减小时，调速器开始起作用时的曲轴转速；n1为当柴油机负荷增大时，调速器开始起作用的的曲轴转速；n为柴油机的平均转速。转速波动率是内燃机在稳定运转时转速变化的程度，即在负荷不变的运转条件下，在一定时间内测定最大

27、转速nmax(或最小转速，nmin)与该时间内的平均转速nm之差除以平均转速nm，并取绝对值的百分数计算，即%100nn)n(nmmminmax或一般测定标定功率时的转速波动率，其值应1。尽管飞锤形状较为复杂，但都可把它作如下简化：求出飞锤的质心，把飞锤的质量集中在其质心上，用无质量的L形杠杆的一端与其联接并能绕飞锤销转动，L形杠杆的另端与调速套筒接触；飞锤在离心力的作用下，经L形杠杆推动调速套筒轴向移功；调速套筒的另一端有等效的调速弹簧力作用，等效调速弹簧是根据调速器的调速弹簧结构和位置尺寸，把其作用力转化到调速套筒的轴向位置上。计算中，忽略运动件的摩擦力。由于飞锤对称，故飞锤重力对调速套筒

28、的作用相互抵消。因此，经简化后剩下的力只有两个，即飞锤离心FC和等效弹簧的恢复力FE 。柴油机转速一定，可算出FC和FE的数值：在FC和FE的作用下，调速套筒在某一轴向位置，相对应有套筒位移Z，调速套筒由杠杆与喷油泵齿杆（或拉杆)联接，因此也就可计算出齿杆位移S与转速n的关系曲线，即调速器工作特性。1.离心力离心力FCrM001. 0F2c式中，FC为离心力(N)；M为飞锤总质量(kg)；r为飞锤质心旋转半径(mm)；力调速器轴的角速度，由调速器轴转速求得(rad/s)。0EFkzF式中，K为等效的调速弹簧刚度(Nmm)；Z为调速套筒位移(mm)；F0为等效的调速弹簧预紧力(N)。 3飞锤质心

29、径向位移与调速套筒位移的飞锤质心径向位移与调速套筒位移的几何关系几何关系 设计调速器时，L形杠杆臂的夹角一般为90，故，设飞锤处于合拢最内位置（rrmin)时，调速套筒位移Z00。飞锤径向位移r(r-rmin)与相应调速套简位移Z之间的关系，可应用虚位移原理导出。 当转速不变时，对飞锤A存在力矩平衡，有cosbFcosaFEC由于0，可得CEFbaF 按虚功原理，有rFZFcE将式（6-21）代入，即得Zbar （6-22） （6-21） 4静力平衡静力平衡式(6-21)中，FE= FZ是飞锤离心力FC转化到调速器套筒方向的支持力FP。与弹簧恢复力FE相平衡。为了对调速器静力平衡有个明确的形象

30、的概念，可用图6-27来说明ba22CPArMba001. 0FbaF式中，A称为惯性系数，与飞锤质量和飞锤质心的回转半径有关。 对于不同转速，支持力FP与飞锤半径r之间的关系是一组通过坐标原点的直线族。由于结构的限制，r可能变化的范围是rminrmax。 为了把弹簧恢复力FE也画在同一图上，可将原为调速套筒位移Z函数的FE转换成飞锤位移的r函数。将式(6-22)的关系代入式(6-20)得：0FrKabZ （6-24） 式中， 为图6-27中弹簧恢复力FE曲线的斜率。Kba调速手柄位置改变，弹簧恢复力调速手柄位置改变，弹簧恢复力FE在图中平行在图中平行移动。例如，由调速器结构参数确定出全负荷移动。例如，由调速器结构参数确定出全负荷和空负荷最高转速的飞锤位置为和空负荷最高转速的飞锤位置为r1和和r2，由式，由式(6-22)也就确定了相应的调速套筒位移也就确定了相应的调速套筒位移Z1和和Z2，相应得出齿杆位移，相应