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1 緒言
柴油機自問世以來，就以其高效、節(jié)能等優(yōu)點而在車用動力中占有非常重要的地位。特別是近些年來，柴油機的應用有逐漸擴大的趨勢。這主要是因為，世界性能源危機及汽車污染的日益嚴重，人們對發(fā)動機的節(jié)能和排放提出了更高的要求。柴油機與汽油機相比，在節(jié)油和、、排放方面都具有明顯的優(yōu)勢。因此，目前美國、日本、歐洲等發(fā)達國家在中重型載重汽車中已全部柴油機化，而且近年來在輕型車和轎車上的應用上也呈逐年遞增的趨勢。1988年歐洲柴油機轎車的銷售量占轎車銷售總量的15％，到1998年已經(jīng)上升到25％，2003年已經(jīng)超過32％，專家預測到2012年將超過50％。因此說，未來汽車的發(fā)展呈柴油機化的趨勢日趨明朗。
但是，柴油機也有許多自身的弱點在制約著它進一步的發(fā)展，除了比質量大，成本和價格高，噪聲和振動大外，其有害排放物和微粒的排放也居高不下，特別是隨著近年來世界范圍內(nèi)的排放法規(guī)逐年嚴格，這一問題更顯突出。柴油機的主要有害排放物、的排放量相對較少，一般來說不用刻意控制就都會滿足現(xiàn)有的法規(guī)，但柴油機最大的排放難題來自和微粒，而且它們的特殊折中問題給整體降低柴油機的排放帶來了難度。如何兼顧燃油經(jīng)濟性，同時降低和微粒，以滿足日益嚴格的排放法規(guī)要求，已經(jīng)是關系到未來柴油機發(fā)展的關鍵問題。因此，開發(fā)新技術、新手段，深入解決柴油機排放問題，是近期柴油機領域的主要工作。
1.1 降低柴油機排放的途徑和方法
汽車排放法規(guī)經(jīng)歷了幾十年的發(fā)展，形成了以歐、美、日為主的三大汽車排放體系。排放法規(guī)的制定主要是依據(jù)汽車排放控制技術的發(fā)展現(xiàn)狀及潛力，同時，汽車排放法規(guī)的實施，又促進了相應控制技術的發(fā)展和應用。
柴油機燃燒過程的好壞和整機性能的優(yōu)劣，主要決定于噴油系統(tǒng)、進氣系統(tǒng)和燃燒室結構三者之間的匹配。其中，噴油系統(tǒng)是最重要的因素。實踐證明，在直接影響發(fā)動機性能的燃燒過程中，燃油的霧化擴散、油氣混合、著火燃燒放熱、碳煙和廢氣有害成分的形成以及振動和噪聲等等都與噴油系統(tǒng)密切相關，噴油系統(tǒng)的優(yōu)劣將決定柴油機整機的性能。作為保障高壓噴油的核心部件，傳統(tǒng)的機械式燃油噴射系統(tǒng)存在著嚴重的缺陷和不足：噴油泵的脈動式供油方式導致進一步提高柴油噴射壓力受到限制；復雜的機械式調(diào)速器和供油提前裝置使油量調(diào)節(jié)受到影響，提前供油受到限制，這些都會造成動力性和經(jīng)濟性下降以及排放、噪聲和耐久性受到影響。
電控噴油泵的提出實現(xiàn)了噴油、調(diào)速和正時的最優(yōu)控制，進而改善了混合氣的形成和燃燒，提高了發(fā)動機的經(jīng)濟性、動力性和排放性。柴油機電控燃油噴射系統(tǒng)取代機械式供油系統(tǒng)已呈必然趨勢。
1.2 國外電控分配泵的發(fā)展現(xiàn)狀
國外對柴油機電控噴油泵的研究始于20世紀70年代。1967年，德國Bosch公司開始批量生產(chǎn)用進氣管絕對壓力控制空燃比的D Jetronic模擬式電子控制汽油噴射系統(tǒng)，裝備在大眾汽車公司生產(chǎn)的VW 21600型轎車上，開創(chuàng)了汽油噴射系統(tǒng)電子控制新時代。在短短的20年內(nèi)，汽油機電控技術已相當成熟。柴油機電子控制的研究比汽油機晚20年的時間,但是汽油機電控技術促進了柴油機電控技術的發(fā)展，從上世紀80年代開始，柴油機的電控技術得到了迅速發(fā)展。目前已有多種形式的電控柴油噴射系統(tǒng)裝車使用，較成熟的電控燃油噴射產(chǎn)品在國外車用柴油機中得到了廣泛應用。僅1993年統(tǒng)計，德國Bosch公司的電控分配泵和電控直列泵在市場上已超25萬臺，美國底特律柴油機公司DDEC電控泵噴嘴系統(tǒng)已有10萬多臺投放市場，日本的Zexel公司可變預行程的TICS直列泵已達2萬多臺，其中絕大部分是電控的。
柴油機電控分配泵發(fā)展至今已先后推出了三代產(chǎn)品，即位置控制式、時間控制式和壓力時間式。
第一代位置控制式電控分配泵在不改變傳統(tǒng)噴油系統(tǒng)結構的基礎上，用電控調(diào)速器來代替原有的機械式調(diào)速器，對齒條或滑套位置予以控制，從而對油量進行調(diào)節(jié)，并通過電控液壓提前器代替?zhèn)鹘y(tǒng)的機械或液壓式提前器來實現(xiàn)噴油正時的控制，提高控制精度和響應速度，是電控柴油機開發(fā)的早期產(chǎn)品。位置式電控系統(tǒng)無須對柴油機的結構進行改動，生產(chǎn)繼承性好，便于對現(xiàn)有機型進行技術改造，在分配泵和直列泵上都可以實現(xiàn)。其缺點是因為采用模擬量進行控制，頻率響應慢，控制自由度小，精度差，而且噴油率和噴油壓力難于控制，也不能改變傳統(tǒng)噴油系統(tǒng)所固有的噴射特性。
第二代時間控制式電控噴油系統(tǒng)取消了傳統(tǒng)的噴油機構，采用高速強力電磁閥直接控制高壓燃油的通斷，高速電磁閥的開啟和關閉時間決定噴油量的大小和噴油時刻。時間控制式電控系統(tǒng)采用數(shù)字量控制，具有一定的噴油率控制能力。但由于仍沿用脈沖高壓供油原理，噴油壓力難以控制。同時要求高速電磁閥有良好的響應和可靠性，制造難度大。在傳統(tǒng)的機械分配泵、單體泵、泵－噴嘴等基礎上都可以實現(xiàn)時間式控制系統(tǒng)。
第三代電控噴油系統(tǒng)是時間－壓力式控制系統(tǒng)，它改變了傳統(tǒng)噴油系統(tǒng)的結構，不再采用柱塞泵脈動供油原理，而是利用高壓共軌或共軌蓄壓和液力增壓形式獲得高壓，通過連續(xù)調(diào)節(jié)共軌壓力來控制噴射壓力，利用電磁閥控制噴射過程，噴油量的大小由噴油時間和共軌壓力共同決定。由于共軌式噴油系統(tǒng)噴射壓力不受柴油機轉速和噴油量的影響，而且噴油量、噴油壓力、噴油速率都可以由ECU靈活控制，從而將高壓噴射與電子控制完美的結合起來，實現(xiàn)了噴油系統(tǒng)的全電子控制，目前已成為柴油機電控噴油系統(tǒng)研究領域的重要課題與發(fā)展趨勢。
1.3 國內(nèi)電控分配泵的現(xiàn)狀及研究的意義
我國的柴油機電控技術起步較晚，自20世紀80年代中期以后，許多科研單位和院校相繼開展了這方面的研究工作，并取得了一定成果：
在位置控制系統(tǒng)方面，國內(nèi)進行了較多的研究，如：長春汽車研究所對直列泵的可變預行程控制進行了研究，實現(xiàn)了對CA6110系列柴油機的調(diào)速控制；北京理工大學用電磁閥通過液壓伺服機構來驅動齒條實現(xiàn)了直列泵的噴油量控制，并對樣機進行過試驗；東汽公司在CUMMINS6BT上進行的基于調(diào)節(jié)齒桿位置控制油量的調(diào)速器系統(tǒng)也取得了一定成效。
在時間控制系統(tǒng)方面，黃家裕等人開發(fā)的節(jié)流式噴油器，是我國最早研制的時間控制式電控系統(tǒng)，并進行了試驗；清華大學研制的電控直列泵－管－閥－嘴噴油系統(tǒng)，采用自主研發(fā)的高速電磁閥放置在油路上控制噴油正時和噴油量，從而實現(xiàn)了對柴油機噴油正時、噴油量、噴油速率和噴油壓力的優(yōu)化控制。
在共軌方面，我國許多單位近年來也進行了研究并取得了一定成就：天津大學的中壓共軌式系統(tǒng)，采用雙蓄壓室和噴油規(guī)律控制閥的電液控制共軌式單體噴油器，實現(xiàn)了預噴射和快速停油功能；無錫油泵油嘴研究所針對6110型柴油機開發(fā)了中壓共軌畜壓式噴油系統(tǒng)；上海交通大學的共軌系統(tǒng)應用在玉柴6112柴油機上也取得了不錯的效果；大連理工大學、貴州柴油機廠以及山東工業(yè)大學也做了相應的工作。我們應該同時看到，我國的柴油機電控噴射系統(tǒng)還遠沒有達到產(chǎn)品化和產(chǎn)業(yè)化的水平，距離國外的先進水平和技術還很遠，我們應該借鑒國外先進的技術，從實際出發(fā)，逐步發(fā)展，提高柴油機產(chǎn)品的國際競爭力。
隨著用于輕型車、轎車的小型高速柴油機的發(fā)展,與之相適應的分配泵得以迅速發(fā)展起來,其中以單柱塞式的VE型分配泵的應用最為廣泛。VE型分配泵已占有小型高速車用柴油機配套噴油泵市場的絕對優(yōu)勢。目前,國內(nèi)采用高速柴油機的輕型車發(fā)展迅速,對VE分配泵有著迫切的需求。為了滿足高速柴油機的性能需要,提高分配泵的性能已成為廠家所追求的主要目標。采用電控技術是提高分配泵性能的有效措施。在電控系統(tǒng)中,噴油量和噴油定時的綜合優(yōu)化控制可以有效地改善排放。采用電控可根據(jù)各種需要進行噴油量和噴油定時的控制,這樣可以取消原機械式分配泵為提高性能而安裝的幾乎所有附加裝置,使得結構大大簡化和小型化。電子控制技術的另一個最重要的特點是靈活性和適應性,可以方便地與各種柴油機實現(xiàn)良好匹配。這些都對于VE型分配泵的推廣應用具有重要意義。因此,進行分配泵電控系統(tǒng)的研究是適應燃油噴射系統(tǒng)發(fā)展的趨勢,對于提高汽車用高速柴油機性能、滿足社會需要具有重要的意義。
2 分配泵機械設計
自改革開放以來，我國內(nèi)燃機行業(yè)得到了快速發(fā)展。尤其是單缸柴油機，近幾年的年產(chǎn)量一直保持在700萬臺左右。但產(chǎn)品質量未得到應有的提高，其經(jīng)濟性、怠速穩(wěn)定性和噪聲排放一直是生產(chǎn)廠家難以解決的問題。究其原因主要是噴油系統(tǒng)參數(shù)與柴油機匹配不合理。缸徑較小的柴油機柱塞直徑偏大，供油速率高，造成供油持續(xù)期太短、燃燒初期有較高的噴油率，引起燃燒的最大爆發(fā)壓力大、壓力升高率高，使柴油機噪聲大，縮短了柴油機的壽命；在小負荷及怠速時，針閥不能達到最大升程，引起針閥抖動，使循環(huán)噴油量和燃燒不穩(wěn)定，導致柴油機轉速波動大。要實現(xiàn)柴油機平穩(wěn)有效的燃燒，噴油系統(tǒng)參數(shù)與柴油機必須合理匹配，具有合理的供油規(guī)律和噴油規(guī)律。本設計中主要目的是設計一款適合大多數(shù)柴油機用的電子分配泵，柴油機的具體參數(shù)如下：
型 式：四缸、直列、水冷、四沖程
氣缸直徑：
活塞行程：
標定功率 ：
標定轉速：
燃油消耗率：
2.1 柱塞的設計
柱塞運動規(guī)律設計的重要性是眾所周知的,它不僅最終決定了噴油器的噴油速率,也是噴油泵產(chǎn)品壽命的重要影響因素之一。在設計時應遵守下述準則。
（1）有較高的供油速率。
（2）使柱塞彈簧等參數(shù)不變的情況下,噴油泵在高轉速下工作時,運動部件不會飛脫。
（3）有較高的許用柱塞腔壓力,減小凸輪與滾輪間的接觸應力和噪音。
（4）使柱塞運動部件對凸輪的機械作用力盡量減小。
噴油泵的供油是在柱塞的有效行程內(nèi)進行的,因此,這段行程應符合所選定的噴油延續(xù)時間,應與凸輪型線密切配合。在柱塞整個行程中,除有效行程外,其前后還留有一段緩沖行程。對于滑閥式噴油泵,通常其有效行程只占全行程的1/3左右。柱塞有效行程與總行程之比和油泵類型及轉速有關。轉速增加時,為了保證進、回油時間,緩沖行程應增加。柱塞直徑較大時,泄露就多,作用在凸輪上的力也較大,故而采用較小柱塞直徑和較長行程比較有利。但行程加長后,柱塞速度增大,會有燒粘的危險,所以要多方面予以兼顧。柱塞直徑與行程的確定,一般是從統(tǒng)計數(shù)據(jù)中參考同類機型進行選取,再由幾何供油量計算式來計算。本文根據(jù)設計要求,在原排量為1.8L的柴油機燃油泵的基礎上,通過計算并借鑒以往的設計經(jīng)驗,初步確定高壓油泵柱塞直徑為9 mm。
2.1.1 柱塞直徑及行程的確定
根據(jù)原始數(shù)據(jù)中的各性能參數(shù)可計算出循環(huán)供油量：
式中：為循環(huán)供油量；
為柴油機的燃油消耗率，；
為發(fā)動機的額定功率，；
為燃油比重，對于柴油；
為汽缸數(shù)；
為柴油機轉速，。
由于上述公式計算出來的是理論的循環(huán)供油量，實際應用時，必須對該油量進行適當?shù)男拚?，修正系?shù)，因此，實際供油量為：（這里取1.12）。
而統(tǒng)計資料表明，噴油泵的減壓容積為，故噴油泵的循環(huán)噴油供油量約為：。則柱塞直徑為：
（2-1）
式中：為噴油泵供油系數(shù)，取，。
有資料可知，在之間取值，本設計中取5.0。由式（2-1）可求得。所以柱塞直徑取。
柱塞行程可根據(jù)公式：
（2-2）
計算求得。解得。
2.1.2 柱塞其他尺寸及材料
噴油泵在工作過程中，無論是泵油過程還是回油過程都要經(jīng)過中心油孔，因此，中心油孔的尺寸的確定極為關鍵。本設計中，定中心油孔的直徑為；直徑也為；柱塞長度為；為了保證進油充足且油量適中，進油槽深度取值為；對于燃油分配孔，它的大小決定了出油壓力，為了保證有較高的噴油壓力，燃油分配孔深度定為。
計算中假定柱塞腔內(nèi)的燃油壓力為,縫隙中的流體為柴油,柱塞材料為鋼,密度為,柱塞套材料為鋼，其密度為。
利用CATIA建模后得到的圖形如下：
泄油孔
噴油分配孔
進油槽
圖2-1柱塞的CATIA模型
Fig. 2 -1 The CATIA model of plunger
2.2 凸輪盤的設計
柴油機燃油噴射系統(tǒng)的功用是在恰當?shù)臅r刻,將定量的、霧化良好的燃油噴入到柴油機燃燒室中。它作為柴油機心臟的重要作用一直受到國內(nèi)外工程技術人員的廣泛重視,特別是隨著柴油機排放法規(guī)的日益嚴格,給柴油機燃油噴射系統(tǒng)提出了更高的要求,為此開發(fā)了多種機械式和電控式燃油噴射系統(tǒng),其中就有機械和電控分配泵。端面凸輪是VE分配泵的關鍵零件之一,其設計質量的優(yōu)劣直接關系到噴油泵的供油速率、最高轉速、工作可靠性和噴射性能等等,進而決定了柴油機的經(jīng)濟、動力性能指標和柴油機產(chǎn)品的可靠性。凸輪型線的設計一般包括緩沖段設計和基本段設計。
工作輪廓曲面設計準則：端面凸輪工作輪廓為空間不可展曲面，精確設計時應按空間包絡曲面的共軛原理獲得精確的解析解。由于VE 分配泵用端面凸輪的工作轉速很高，用展開成平面廓線的辦法設計是不恰當?shù)摹＞_設計時，凸輪工作輪廓與滾輪間的共軛接觸點必須滿足以下三個條件。
（1）在共軛接觸位置，兩曲面上的一對對應的共軛接觸點必須重合。
（2） 在共軛接觸點處，兩曲面間的相對運動速度必須垂直于其公法線。
（3）兩曲面在共軛接觸點處必須相切，不產(chǎn)生干涉，且在共軛接觸點的鄰域亦無曲率干涉。
凸輪工作輪廓型線設計準則：
（1）有較高的供油速率。
（2） 使柱塞彈簧等參數(shù)不變的情況下，運動部件不會飛脫。
（3） 有較高的許用柱塞腔壓力，減小凸輪與滾輪間的接觸應力和噪聲。
（4） 使柱塞運動部件對凸輪的機械作用力盡量減小。
2.2.1緩沖段設計
油泵凸輪設計時,必須設置上升緩沖段與下降緩沖段,以保證柱塞上升、下降的過渡平穩(wěn)性。多數(shù)設計將兩者取成相同,且通常采用余弦緩沖段模型。余弦緩沖段是常用的一種緩沖段,其挺柱升程曲線形式為:
（2-3）
式中，為緩沖段全升程, 為緩沖段包角, 。這種緩沖段的速度、加速度曲線為:
（2-4）
式中, 為凸輪角速度。余弦緩沖段只含有兩個可以任意調(diào)節(jié)的參數(shù): 和。因此,在給出緩沖段全升程和包角后, 就決定了。而緩沖段末端的挺柱速度也隨之確定為：
（2-5）
如果算出的不符合要求,則調(diào)整和重新計算。余弦緩沖段的計算較簡單,其加速度曲線在緩沖段末端為0,因此易于與一般函數(shù)凸輪的基本段相接保持二階導數(shù)的連續(xù)性。在本設計中設，，緩沖段包角，則，因此有：
2.2.2 基本段設計
通常采用高次方函數(shù)凸輪模型進行基本段的設計,其項數(shù)和冪次的選取有一定的任意性。為了既保證計算精度又不至使計算工作量太大,一般選用五項次的高次方函數(shù)凸輪模型進行設計。假設升程曲線為對稱形狀,升程函數(shù)為:
（2-6）
式中，、、、均為正整數(shù)；、、、、為待定系數(shù)；，其中為基本段半包角。假設、、、都已給出,為了確定、、、、需給出以下邊界條件：
(1)當時，，即；基本段始點速度等于緩沖段速度，故為已知。
（2）當時，；；。
用行列式方法求解出各參數(shù):
（2-7）
這樣,只要給出,, ，，，，值,升程函數(shù)就可確定。至于速度、加速度函數(shù),只要通過求一次、二次導數(shù)就能得到。在設計多項式高次方凸輪時,一般是先選取多種不同冪指數(shù)，，，的組合方案,計算其加速度的最大值和最小值、豐滿系數(shù)等具有代表性的指標作為評價各種方案動力性能和通過能力的指標,從中擇優(yōu)后,再進行運動規(guī)律的計算。在選定，，，冪指數(shù)時,還應注意以下幾點:
(1)由于凸輪型線假定是對稱的,故，，，應該是偶數(shù),不妨假設為。
(2)為使凸輪在時,挺柱(滾輪)的加速度不為零,而是一個負值,最低冪指數(shù) 。
(3)當,滾輪達最大升程時,其加速度變化率應為常數(shù),顯然。
(4)通過數(shù)學分析可以證明,為使在區(qū)間內(nèi)的加速度曲線只有一個最大值(以保證加速曲線不出現(xiàn)波浪形),則，，，之間應符合。
通常，，，按下式選取:
（、為正整數(shù)） （2-8）
高次方函數(shù)凸輪的優(yōu)點是:升程曲線在整個基本段內(nèi)為統(tǒng)一的高次多項式曲線,可以達到高階光滑性。最后，根據(jù)已知條件確定凸輪的最大升程為就可以滿足要求。對于端面凸輪，其凸輪位置是間隔成圓周分布。
得到了凸輪的位置及升程后，還要確定凸輪盤的大小，本設計中，考慮到結構小巧和工作可靠，定凸輪盤的直徑為。初選滾輪的直徑為，然后對其進行接觸疲勞強度校核。
2.2.3 凸輪盤的校核
現(xiàn)代柴油機節(jié)能和降低排放的關鍵是提高噴油壓力，而提高分配泵泵端壓力最基本的一條是提高凸輪和滾輪之間的承載能力，防止兩者之間的磨損，除了保證良好的潤滑、提高表面加工質量、采用特殊的表面熱處理技術之外，從產(chǎn)品設計角度考慮。下面對凸輪盤與滾輪進行接觸疲勞強度校核。按接觸應力公式：
（2-9）
式中：為凸輪和滾輪承受最高的供油壓力，；
為凸輪材料的許用接觸應力，；
為凸輪寬度；
為材料的彈性模量；
為滾輪半徑，；
為凸輪在與滾輪接觸處的曲率半徑，。
本設計中凸輪盤材料為，其許用接觸應力為，設凸輪和滾輪承受的最高供油壓力為，彈性模量，凸輪寬度為，為。由此，有：
因此，初選的尺寸及計算后得到的尺寸都能滿足要求。這樣，利用CATIA建模后得到的模型如下：
圖2-2端面凸輪的CATIA模型
Fig. 2 -2 The CATIA model of face cam
2.3 柱塞復位彈簧的設計
分配泵在工作過程中是高速運轉的，這就要求柱塞在結束壓油后能及時的沿著凸輪形線復位，因此，對于復位彈簧，無論是強度上還是結構上都要能符合要求。但是彈簧的直接應該有選擇一個合適的范圍，如果勁度系數(shù)太小，彈簧的回復力小，若果勁度系數(shù)太大，會引起發(fā)動機額外的負荷。
2.3.1 彈簧的材料及許用應力
根據(jù)彈簧所受載荷特性及要求，查表選取類油淬火回火硅錳合金彈簧鋼絲，材料為，先假設彈簧的鋼絲直徑為，則其抗拉強度，，取試驗切應力。
2.3.2 彈簧鋼絲直徑
初步選取旋繞比C=5，鋼絲直徑：
由于柱塞工作時所受載荷不是靜載荷。所以取曲度系數(shù)，按彈簧的最大工作載荷計算有：
鋼絲直徑在假設范圍內(nèi)，根據(jù)表選取。
2.3.3 彈簧的變形計算
彈簧中徑按照計算，，查表取；彈簧的總圈數(shù)由計算，本設計中取，查手冊有圈，取。則彈簧的總圈數(shù)由公式計算為圈。
在最大的軸向載荷的作用下，彈簧將產(chǎn)生最大的軸向變形量，其計算公式為：
2.3.4 承受變載荷彈簧的強度驗算
承受變載荷的彈簧可能發(fā)生疲勞破壞。因此，除了根據(jù)最大載荷及變形量設計出彈簧的尺寸以外，還應進行疲勞強度和靜強度的安全系數(shù)驗算。由于彈簧受載后產(chǎn)生的工作應力多屬于最小剪應力等于常數(shù)的情況，因此可以近似地按下面的公式進行疲勞強度的安全系數(shù)校核。
（2-10）
式中：為最大剪應力，；
為最小剪應力，；
為彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限，=，??；
為疲勞強度的計算安全系數(shù)；
為彈簧疲勞強度的許用安全系數(shù)。
彈簧在分配泵不工作時的預緊力為，在工作時（設在最大工作壓力下時）的所受力為，這樣可以計算出最大和最小剪應力。
前面已經(jīng)求出曲度系數(shù)，彈簧中徑徑，彈簧直徑，根據(jù)公式有：
因此可以求出：
因此，該彈簧能滿足強度要求。
2.3.5 彈簧的震動計算
承受震動載荷的彈簧，當彈簧的工作振動頻率接近或等于彈簧的自振頻率時，則彈簧將發(fā)生共振而引起彈簧損壞。因此，在受動載荷作用時，應對彈簧進行震動驗算。由理論力學知彈簧的自振頻率為：
式中：為彈簧的自振頻率，；
彈簧直徑，；
為彈簧的中徑，；
為彈簧有效圈數(shù)。
將所有的已知量代入公式可得：
為了保證系統(tǒng)不發(fā)生共振，彈簧的自振頻率應大于（為彈簧工作振動頻率）即應保證。
2.4 傳動軸直徑的確定
對于分配泵的傳動軸主要承受轉矩作用，一般不存在彎矩或存在很小的彎矩作用。因此，在設計分配泵傳動軸時就可以按扭轉強度條件計算來設計，本設計中軸的材料選擇45鋼。前面已經(jīng)計算出分配泵的循環(huán)供油量為，由此可以計算出分配泵的實際流量（這里按發(fā)動機的最大轉速計算）為：
.
式中：為分配泵的實際流量，；
為發(fā)動機轉速，。
則分配泵的功率(按分配泵最大噴油壓力計算)為:
式中：為分配泵的實際功率，；
為噴油壓力，。
由于傳動軸只受轉矩作用，則根據(jù)公式便可以初步估算軸的直徑。過程如下：
式中：為傳動軸直徑，；
為軸傳遞的功率，；
為軸材料許用剪切應力，；
為傳動軸轉速，；
為由軸的材料及承載情況確定的系數(shù)，查表取值。
計算過程中，按發(fā)動機最大轉速來計算，則傳動軸的轉速，計算中45鋼的取118，這樣，代入數(shù)值便可以求出：
為了便于裝配且保證足夠的強度，取。
利用CATIA對傳動軸建模圖形如下：
圖2- 3傳動軸的CATIA模型
Fig. 2 –3 The CATIA model of Transmission shaft
2.5 泵體壁厚
在泵體設計中主要對其材料及壁厚進行設計計算，泵體的形狀與各處具體壁厚，將在分配泵裝配圖繪制過程中選定。閥體材料選為碳鋼，牌號定為，分配泵的壓力腔內(nèi)的公稱壓力小于等于，工作溫度為。因泵體各個部分的壁厚不一樣，對于承壓部分我們只需約定一個最小壁厚，其余部分可以參考最小壁厚進行合理選取。利用公式，可以計算最小壁厚如下：
（2-11）
式中：
—計算厚度，；
—計算壓力，；
—計算內(nèi)徑，；
—許用拉應力，；
—腐蝕余量，；
其中，，，。得出：
此時取最小壁厚。閥體各部分的實際壁厚， 根據(jù)實際情況選取， 但必須始終保證每部分壁厚不小于，設計中的最小壁厚取5mm。
2.6 高壓燃油泵泄漏與密封
在柴油機燃油噴射系統(tǒng)中,泄漏問題最為突出。一旦噴油系統(tǒng)出現(xiàn)內(nèi)部泄漏,甚至高壓油路與低壓油路相連通,將造成柴油機起動困難,工作無力,直至無法正常運轉。同時,泄漏的柴油進入潤滑油中,將使?jié)櫥拖♂尅⒆冑|,進而增加機件的磨損。油泵泄漏的部位主要有：柱塞套安裝臺肩處、柱塞與柱塞套之間的徑向間隙處、柱塞套定位螺釘處、出油閥、回油閥等部位,但主要還是柱塞與柱塞套之間徑向間隙處的泄漏。
柱塞與柱塞套之間的配合原本非常精密,直徑為的柱塞,其徑向間隙僅為。當柱塞與柱塞套受到較高燃油壓力作用時(通常在以上),由于配合面間隙迅速增大,致使泵腔內(nèi)的燃油發(fā)生嚴重泄漏而無法建立起更高的燃油壓力。因此,徑向間隙值必須正確選擇,并嚴格控制,以保證柱塞偶件的密封性和工作可靠性,并避免柱塞運動時卡死在柱塞套中。
可以利用下面的公式進行燃油泄漏量計算。燃油經(jīng)高壓油泵配合間隙的泄漏量可按偏心環(huán)縫予以計算,其具體計算式為:
（2-12）
式中, 為偏心環(huán)縫泄漏率，；為孔的直徑，；為截面間的壓力差，；為流體動力粘度，；為軸孔配合長度，；為,偏心比；為偏心距，；為柱塞運動速度，。正負號的選取標準為:當壓差流動與柱塞運動方向一致時取正號,反之則取負號。當油壓高達百兆帕以上時,既要考慮柱塞偶件變形所產(chǎn)生的附加間隙,同時還要適當考慮溫度、壓力變化對燃油密度、粘度等參數(shù)的影響。
3 分配泵零件的力學仿真分析
VE型分配泵是德國 BOSCH公司 20世紀 80年代研制的新型分配泵。其主要特點是：柱塞偶件直徑小 ，且為旋轉加往復運動，不宜卡死；4個滾輪分擔一個柱塞的油壓，接觸應力小；能裝附件較多，性能完善。但VE泵柱塞上槽孔多且工作頻率高 ,易于出現(xiàn)磨損 ,對柴油的清潔度要求高。與直列泵相比 ，VE泵具有轉速高、供油均勻、怠速穩(wěn)定和油量調(diào)節(jié)便利等優(yōu)點。與其他類型分配泵相比 , VE泵的最大供油量、最高泵端壓力、最高轉速等性能指標均很突出。
近年來 ,國內(nèi)引進的一批柴油機均配裝 VE型分配泵。但是國產(chǎn)化的 VE泵在使用中卻出現(xiàn)了不少問題 ,最為嚴重的是傳動軸、十字塊、端面凸輪等零件在工作過程中發(fā)生斷裂。國內(nèi)對 VE型分配泵研究起步較晚 ,大多處于理論階段。本文針對設計的分配泵進行三維建模，應用計算機仿真技術對各運動部件進行虛擬化的校核。通過對VE分配泵端面凸輪設計，為柴油機燃油噴射系統(tǒng)VE 分配泵空間端面凸輪設計提供了堅實的理論基礎和快速可靠的方法；可根據(jù)匹配柴油機的要求，設計和驗證設計的合理性，有效地提高了凸輪工作的承載能力和產(chǎn)品的可靠性，避免由于對凸輪采用高成本的表面處理等其它措施而引起的大幅度產(chǎn)品成本的增加，從而提高噴油泵和柴油機產(chǎn)品的經(jīng)濟效益。
3.1 分配泵的虛擬設計
應用計算機虛擬設計技術可以很方便的驗證分配泵各零件的強度，從而解決企業(yè)在 VE型分配泵國產(chǎn)化中所遇到的問題。具體步驟如下：
(1)對產(chǎn)品進行三維建模 ，三維模型為后續(xù) CAE、CAPP和CAM提供數(shù)據(jù)源。
(2)進行運動機構的運動學和動力學分析。運動學分析可以優(yōu)化產(chǎn)品傳動機構的運動配合關系 ，產(chǎn)生的運動學分析結果(速度和加速度 )用于動力學分析；動力學分析產(chǎn)生的機構受力狀況用于有限元分析。
(3)將上述結果輸入有限元分析軟件中進行關鍵結構有限元分析。
(4)依據(jù)有限元分析結果進行結構優(yōu)化設計，并將優(yōu)化結果重新進行各種分析。
(5)進行產(chǎn)品的虛擬裝配、關鍵件的虛擬加工仿真等，并在分析與優(yōu)化的各個階段進行各種實驗，以驗證各項研究的正確性。
3.2 運動零件的有限元分析
有限元分析是仿真技術的重要內(nèi)容之一 ,通過有限元分析研究 VE型分配泵傳動件斷裂的成因及其變化規(guī)律 ,才能找到解決措施。有限元分析從 CAD系統(tǒng)獲得分析的幾何模型 ,然后對其施加邊界條件和載荷 ,對產(chǎn)品進行結構靜力分析、動力學分析 ,以得到應力、應變的變化規(guī)律和振動的頻率特性等 ,最后結果通過云圖或動畫等形式直觀地顯示出來。其流程如圖 3-2所示。
建模
加載求解
結果評價
定義作業(yè)名和分析標題
定義分析類型和選項
通用后處理
定義單元類型
加載
時間歷程后處理
定義單元實常數(shù)
定義載荷步
求解
定義材料特性
建立幾何模型
圖3-2有限元分析的基本步驟
Fig.3-2 The basic steps of finite element analysis
VE泵傳動系統(tǒng)主要零部件 (柱塞、十字塊、端面凸輪 )的網(wǎng)格化模型如圖3-3～圖3-5所示。
圖3-3柱塞的網(wǎng)格化模型
Fig.3-3 The plunger of the grid model
圖3-4十字軸的動力學仿真模型
Fig.3-4 The cross shaft of the grid model
圖3-5端面凸輪的動力學仿真模型
Fig.3-5 The Face Cam of the grid model
最后利用CATIA自帶有限元分析功能重點對柱塞進行靜力學分析，柱塞主要受兩個作用力，一個是高壓油對柱塞端面的壓力，一個是柱塞繞軸線轉動的轉矩，根據(jù)這些條件對柱塞做受力分析如圖3-6。
圖3-6柱塞的有限元分析結果
Fig3-6 Plunger of the finite element analysis results
根據(jù)圖可以看出應力主要集中在柱塞的末端部，但本設計中的柱塞尺寸可以滿足要求。
3.3 零件的虛擬裝配
虛擬裝配 (VirtualAssembly，VA)是虛擬設計的關鍵組成部分，利用計算機工具，通過分析、 預測產(chǎn)品模型 ,對產(chǎn)品進行數(shù)據(jù)描述和可視化分析，做出與裝配有關的工程決策，而不需要產(chǎn)品模型作支持。虛擬裝配技術是將裝配技術與虛擬現(xiàn)實技術相結合 ,建立一個與實際裝配生產(chǎn)環(huán)境相一致的虛擬裝配環(huán)境 (VirtualAssembly Environment，VAE)，使裝配人員通過虛擬現(xiàn)實的交互手段進入 VAE，利用人的智慧直覺進行產(chǎn)品的裝配、 拆卸操作。用計算機來紀錄人的操作過程 ,以確定產(chǎn)品的裝、 拆順序和路徑。虛擬裝配雖然被定義為一種技術，實際上是許多技術的綜合利用，例如：可視化技術、 仿真技術、 決策理論、 裝配和制造過程的研究等。圖3-6說明了基于虛擬裝配的產(chǎn)品裝配分析方法各部分內(nèi)容之間的聯(lián)系。
圖3-6虛擬裝配的基本流程
Fig.3-6 The basic process of virtual assembly
為了在虛擬裝配設計環(huán)境下對零部件進行靜態(tài)和動態(tài)干涉檢查 ,同時也為工藝人員分析裝配工藝提供一個可視化的平臺 ,往往給出三維模型虛擬裝配爆炸效果圖 ,VE型分配泵虛擬裝配爆炸效果圖如圖3-7所示。
圖3-7 VE型分配泵虛擬裝配爆炸效果圖
Fig.3-7 The VE pump in explosive renderings of virtual assembly
4 分配泵電子控制部分設計
為了適應日趨嚴格的節(jié)能與排放法規(guī)的要求，提高燃油的利用率，在機械式分配泵的基礎上實施電控化便成為了最有效的途徑。電控化的分配泵不但可以提高供油特性及其控制精度，而且使噴射時期控制特性多樣化。
4.1 電控VE分配泵的工作原理
4.1.1 機構與特點
目前，分配泵的電控技術根據(jù)其噴射量、噴射時期的控制方式，分為位置式控制方法和時間控制方法兩種。位置式電控分配泵是在VE分配泵的基礎上，將油量控制滑套的控制方式，由機械式調(diào)速器改為線性比例電磁閥的控制方式。所以，其供油和泵油原理以及結構特點基本上與VE分配泵相同。只是在油量控制機構和噴油時刻的控制機構上進行稍微改動。消除原機械式調(diào)速機構，增加了轉速傳感器，控制油量控制滑套位置的比例電磁閥或步進電機，油量控制滑套的位置傳感器，控制噴射時期的電磁閥等。圖4-1表示采用步進電機的位置控制方式電控分配泵的結構圖。其電控系統(tǒng)總體布置圖見圖紙DK-01。
圖4-1采用步進電機的位置控制方式電控分配泵的結構圖
Fig.4-1 The chart of using the stepper motor position control distribution of the electronic control pump
4.1.2 工作原理
電控式VE分配泵工作原理與機械式VE分配泵基本相同。
（1）充油和供油過程
在充油階段,進油槽與分配套上的進油孔以及高壓腔相通,泵室內(nèi)的低壓油開始進入高壓腔,并充滿柱塞各通路和空間.柱塞隨平面凸輪旋轉并向前運動,柱塞進油槽被關閉,充油結束。隨著柱塞繼續(xù)旋轉和向前運動,高壓腔內(nèi)的燃油產(chǎn)生高壓,同時柱塞上的分配槽與通油孔相通,高壓油經(jīng)通油孔被壓入泵頭上的油孔,克服出油閥彈簧的預緊力并頂開出油閥,流入高壓油管至噴油器。
（2）結束供油
當柱塞向前運動到其上回油孔被油量控制套打開時,高壓油將從回油孔流向低壓室,整個高壓系統(tǒng)迅速降壓.在出油閥彈簧力作用下,出油閥關閉,結束供油。
4.1.3 控制原理
燃油系統(tǒng)控制機構主要由三大部分組成，即:傳感器、控制器(electronic diesel con-trol EDC)和驅動裝置。它們的功能是：傳感器用于實時檢測發(fā)動機運行狀態(tài)以及操作者意圖等信息并送達控制器?；镜膫鞲衅饔校喊l(fā)動機轉速傳感器、控制套位移傳感器、噴油正時傳感器、油門踏板位置傳感器以及各種溫度傳感器等；控制器其核心部分是單片機，它負責處理所有數(shù)據(jù)、執(zhí)行程序并將運行結果作為控制指令輸入到驅動裝置；驅動裝置根據(jù)控制器送達的執(zhí)行指令驅動調(diào)節(jié)噴油量及噴油正時的相應機構,從而調(diào)節(jié)發(fā)動機的運行狀態(tài),使其在最佳狀態(tài)下工作。
工作過程中，步進電機根據(jù)ECU控制兩個線圈的反向信號ON/OFF比來控制流經(jīng)線圈的電流的大小，從而使步進電機的轉子在磁場力的作用下發(fā)生旋轉，克服彈簧的反作用力而保持一個平衡的位置。當流經(jīng)線圈的電流變化時，原磁場力和彈簧力被破壞而出現(xiàn)一個新的平衡點。步進電機轉子轉動會通過傳導裝置帶動油量控制滑套的控制桿移動，由此改變油量控制滑套的位置，以調(diào)整噴油量。而油量控制滑套的位置時靠安裝在可動轉子前端的油量控制滑套位置傳感器來測定?；孜恢脗鞲衅靼旬敃r的油量控制滑套的位置信息傳遞給ECU，并與儲存在ROM中的目標值相比較進行反饋，使實際滑套位置盡可能地接近于目標值。
圖4-2中表示位置式電控分配泵的噴射量控制原理圖。控制單元ECU根據(jù)發(fā)動機的運轉條件，演算出適應該工況的目標滑套位置，并與來自滑套位置傳感器的實際滑套位置進行比較，演算確定控制量。并通過輸出電路將對應于控制信號傳輸?shù)津寗与娐?，由驅動電路根?jù)ECU的指令反饋控制流經(jīng)步進電機線圈的信號占空比，由此控制步進電機轉子位置，使控制滑套位置控制在目標值上，以確定最適噴油量。
柴油機燃油系統(tǒng)
轉速 噴油時間
油門位置
進氣壓力
進氣溫度
冷卻水溫度
油量控制
噴油時刻正時控制
油量驅動裝置
提前角調(diào)節(jié)裝置
故障顯示診斷
傳感器
控制器
圖4-2電控分配泵的控制原理圖
Fig.4-2 The control Schematic of Electronic distribution pump
4.1.4 噴油量控制
由上述介紹的噴油泵工作原理可知，燃油在高壓腔內(nèi)受到柱塞的壓縮，并經(jīng)噴油器噴入燃燒室內(nèi)。當高壓腔與泵內(nèi)低壓腔相通時，高壓腔油壓迅速下降，停止噴油，噴油開始至回油孔開啟的柱塞行程即對應于其工況下的噴油量。電控VE分配泵采用控制套作為回油孔開啟的控制裝置，當控制套位置變化時,回油孔與油泵內(nèi)腔相通的時間也隨之變化，這就可以調(diào)節(jié)噴油量的大小。在本系統(tǒng)中,油量驅動裝置如圖4-3所示,由步進電機控制套，控制套位置由一非接觸式電感傳感器測定,將其作為反饋信號,從而能精確地控制該控制套的位置,較機械式VE分配泵能更精確地控制噴油量。電感傳感器主要是由鐵心、電感線圈和兩個動、靜測量組成。當電感線圈被施以一交變信號時，鐵心內(nèi)部產(chǎn)生交變的電磁場,受其影響，動、靜測量環(huán)將產(chǎn)生電渦流，而該渦流又反作用于電感線圈，改變其阻抗。電感線圈的阻抗與動、靜測量環(huán)材料的導電率、導磁率、激磁頻率以及動測量環(huán)轉過的角度有關。當動、靜測量環(huán)材料與激磁頻率一定時，電感線圈的阻抗將是動測量環(huán)轉過角度的單調(diào)函數(shù)。因此，通過適當?shù)臏y量電路就可以把線圈阻抗的變化轉換為電量的變化，從而實現(xiàn)把傳感器動環(huán)轉過的角度(油泵控制套位置)轉換為電信號。
圖4-3油量驅動裝置圖
Fig.4-3 The chart of fuel drive equipment
4.2 步進電機的選取
在本設計的電控分配泵中，與以往的VE分配泵最大的區(qū)別就在于油量控制機構采用步進電機控制，為了使電控分配泵的油量控制更為精確，步進電機的選取尤為重要。
步進電機分3種：永磁式步進電機、反應式步進電機和相混合式步進電機。永磁式步進一般為兩相，轉矩和體積較小，步進角一般為或，多半用于價格低廉的消費性產(chǎn)品；反應式步進一般為三相，可實現(xiàn)大轉矩輸出，步進角一般為，但噪聲和振動都很大，在歐美等發(fā)達國家20世紀80年代已被淘汰； 混合式步進是指混合了永磁式和反應式的優(yōu)點，它又分為兩相、 三相和五相： 兩相步進角一般 為， 三相步距角為， 而五相步進角一般為?；爝M合式步進是工業(yè)運動控制應用最常見的電機。此外， 按照電機驅動架構又可分為單極性和雙極性步進電機。
4.2.1 步進電機的選取原則
對步進電機的初步選型，主要考慮三方面的問題：第一，步進電機的步距角要滿足進給傳動系統(tǒng)脈沖當量的要求；第二，步進電機的最大靜力矩要滿足進給傳動系統(tǒng)的空載快速啟動力矩要求；第三，步進電機的啟動矩頻特性和工作矩頻特性必須滿足進給傳動系統(tǒng)對啟動力矩與啟動頻率、工作運行力矩與運行頻率的要求?？傊?，應遵循以下原則：
（1）應使步距角和機械系統(tǒng)相匹配，以得到機械所需的脈沖當量。有時為了在機械傳動中得到更小的脈沖當量，需要對步進電機的細分驅動來完成。
（2）要正確計算機械系統(tǒng)的負載轉矩，使電機的矩頻特性能滿足機械負載要求并有一定的余量，保證其運行可靠。在實際工作工程中，各種頻率下的負載力矩必須在矩頻特性曲線的范圍內(nèi)。一般來說，最大靜力矩大的電機，其承受的負載力矩也大。
（3）應當估算機械負載的負載慣量和啟動頻率，使之與步進電機的慣量頻率特性相匹配還有一定的余量，使之最高速連續(xù)工作頻率能滿足機械快速轉動的需要。
（4）合理確定脈沖當量和傳動鏈的傳動比。
4.2.2 步進電機的參數(shù)計算
（1）傳動鏈的傳動比
在本設計中，從步進電機開始直到油量控制套的傳動過程，存在一對齒輪齒條的嚙合，因此整個鏈的傳動比就為齒輪與齒條的傳動比。
（2）負載力矩的計算
電機上的負載力矩有兩部分組成，其一是由供油過程中電機克服彈簧的阻力的力矩，其二是由整個傳動鏈中各部分產(chǎn)生的摩擦力的摩擦力矩。兩種力矩的計算過程如下：
①克服彈簧阻力力矩的計算
式中：為電機工作過程中克服彈簧的阻力，；
為電機每轉一圈，執(zhí)行部件移動的距離，；
為進給傳動系統(tǒng)的總效率，。
②摩擦負載力矩的計算：
式中：為在整個傳動鏈中各傳動部件之間的摩擦力，。
③折算到步進電機軸上的負載力矩：
（3）電機軸上的加速力矩的計算：
式中：為運動部件的最快速度運動時電機的最高轉速，；
為電機的轉動慣量，；
為機械系統(tǒng)折算到電機軸上的負載慣量，；
為加速時間，。
（4）折算到電機軸上的加速力矩的計算：
（5）最大靜力矩的計算：
根據(jù)上述公式中計算出的折算到步進電機軸上的負載力矩和表4-1所示的關系，計算出步進電機的最大靜力矩。
表4-1折算到步進電機軸上的負載力矩與電機最大靜力矩的關系
Tab.4-1 Converted to the stepper motor shaft, the largest motor load torque and the relationship between the static torque
步進電機相數(shù) 3 3 4 4 5 5 6 6
運行拍數(shù) 3 6 4 8 5 10 6 12
0.5 0.866 0.707 0.707 0.809 0.951 0.866 0.866
（6）最大啟動頻率的確定
步進電機的最大啟動頻率與機械系統(tǒng)的啟動力矩有關，而啟動力矩對不同的機械系統(tǒng)是不同的，所以，步進電機的最大啟動頻率對不同的機械系統(tǒng)也不盡相同。因此，應根據(jù)所計算的機械系統(tǒng)啟動力矩，按所選的步進電機的啟動—頻率特性曲線來確定最大啟動頻率。
①根據(jù)上式計算得到的機械系統(tǒng)折算到電機軸上的加速力矩值，在所選步進電機的啟動力矩—頻率特性曲線上找出與之對應的頻率，該頻率即是電機允許的最大啟動頻率。為了保證啟動時不丟步，實際使用的最大啟動頻率應低于這一頻率。
②確定實際使用的最大啟動頻率，該頻率是一個范圍值在中選取，當啟動過程結束時，（為實際最大運行頻率）。
（7）最大運行頻率的確定
根據(jù)步進電機的最大運行速度（）和脈沖當量，按下式確定實際使用的最大運行頻率（）：
這樣，根據(jù)已知數(shù)據(jù)和以上各參數(shù)的公式可以得到計算結果，并可選擇出合適的步進電機，計算結果如表4-2。
表4-2計算數(shù)據(jù)與結果
Tab.4-2 Calculated data and results
項目 計算結果 已知數(shù)據(jù)
折算到步進電機 ，
軸上的各種力矩， ，
確定步進電機 選擇國產(chǎn)型步 進電機。主要參數(shù)如下：
電機的實際工作頻率 相數(shù)3，步距角，最大靜轉矩，轉動慣量， 其矩頻特性曲線如圖4-4。
轉矩／Ｎｍ
轉速（RPM）
圖4-4三相步進電機573S05矩頻特性曲線
Fig.4-4 Torque-frequency curve of three-phase stepper motor 573S05
4.3 正時電磁鐵的設計
電控式VE分配泵就是將機械式VE分配泵進行改進設計使其相關參數(shù)處于可控狀態(tài)并采用電子控制技術而形成的一種新式結構的電控燃油系統(tǒng)，該泵采用基于單片機的控制器直接控制燃油噴射量和供油正時，同時該控制器還具有附加補償功能，如可根據(jù)發(fā)動機的進氣量、水溫、機油溫度、燃油溫度等參數(shù)的變化情況對燃油噴射量和供油正時進行微量補償，從而使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)。控制供油正時適時性和穩(wěn)定性的執(zhí)行機構是由ECU控制的電磁鐵來完成的，因此供油正時電磁鐵的響應速度、通過流量、工作頻率范圍或占寬比范圍以及可靠性等參數(shù)指標將直接影響供油正時的可控性和穩(wěn)定性，從而影響發(fā)動機經(jīng)濟性和排放。因此正時電磁鐵的設計也是極為關鍵的。
4.3.1 電控分配泵正時原理
本設計中，供油提前角的調(diào)節(jié)應用電磁鐵直接控制，從而取代了傳統(tǒng)的壓力式的調(diào)節(jié)方式。電磁鐵的動作主要是靠ECU來控制，ECU將發(fā)動機的轉速傳感器、溫度傳感器等信號進行計算、對比，然后根據(jù)適時情況發(fā)出電信號給電磁鐵，使得電磁鐵做出想用的反應，從而來調(diào)節(jié)供油提前角。電控式VE分配泵的供油正時控制由二部分組成，一部分與機械VE分配泵供油正時控制一樣，即是通過改變滾輪與平面凸輪的相對位置來控制的，也就是由提前器活塞來執(zhí)行，如圖4-5，活塞改變支承著的滾輪環(huán)轉動位置，提前器活塞的位置由電磁鐵來控制。
圖4-5噴油提前器結構圖
Fig.4-5 The chart of injection advance device
4.3.2 電磁鐵的結構形式和工作原理
電磁鐵的結構示意圖如圖4-6所示，該電磁鐵主要由后座1、線圈2、殼體3、鐵芯4、和復位彈簧5等組成。該電磁鐵的工作電壓為DC7—14V。當電磁鐵的工作電壓為0V時，線圈所產(chǎn)生的電磁力為0N，電磁鐵鐵芯4處于自由狀態(tài)，鐵芯沒有力的作用，正時活塞不動，從而實現(xiàn)滾輪架的位置保持不變。當給電磁鐵加上工作電壓時，電磁鐵鐵芯在磁場力的作用下向外伸出，推動正時活塞運動，從而實現(xiàn)精確控制噴油正時之目的。
圖4-6電磁鐵示意圖
Fig.4-6 The schematic diagram of electromagnet
4.3.3 電磁鐵參數(shù)的計算
在電磁鐵結構型式確定之后，就要對電磁鐵的相關參數(shù)如線圈參數(shù)、尺寸參數(shù)、電性能參數(shù)和熱性能參數(shù)等進行計算。
確定電磁鐵的結構型式時，首先要計算出結構因數(shù)。
式中：為結構因數(shù)，；
為設計點的工作氣隙，；
為設計點的吸力，。
提前角調(diào)節(jié)器電磁鐵在工作工程中主要克服兩個力，一個是調(diào)節(jié)彈簧的彈力，一個是提前器活塞的摩擦力，如圖4.5。在本設計中，預設這兩個力的合力大小為，設計點的工作氣隙為。這樣根據(jù)公式便可以計算出結構因數(shù)為：
在結構因數(shù)確定后，就要確定電磁鐵鐵芯的半徑，其計算公式如下：
式中：為真空中磁導率，；
為直流電磁鐵工作氣隙磁通密度，；
為磁管力系數(shù)，本設計中??；
根據(jù)手冊中的工作氣隙磁通密度的選取曲線，由可以選取，依據(jù)上式代入已知數(shù)據(jù)可求得電磁鐵鐵芯的半徑為：
將計算結果取整，取。
在電磁鐵鐵芯的半徑確定后便可以計算出鐵芯的橫截面積，通過下式便可計算出該電磁鐵產(chǎn)生的吸力，驗證得出的吸力與初設吸力是否滿足要求。
式中：為鐵芯橫截面積，；
根據(jù)已知數(shù)據(jù)計算出鐵芯的橫截面積為：
因此，可求得電磁鐵的吸力為：
因此，電磁鐵預設的參數(shù)可以滿足要求。
接下來確定線圈的安匝數(shù)：
式中：為電磁閥線圈的安匝數(shù)，其中為線圈的電流，為線圈匝數(shù)；
代入已知數(shù)據(jù)有：
本設計中欲應用的電磁鐵的工作性質屬于長期工作制，根據(jù)手冊就可以計算電磁鐵的線圈高度:
式中：為線圈發(fā)熱溫度，；
為線圈內(nèi)外表面散熱率之比；
為線圈填充系數(shù)，取；
為線圈溫升為時，線圈的散熱系數(shù)；
為比值系數(shù)，查表選定。
查手冊后確定出，，，
。代入上式有：
最后，確定線圈導線直徑、匝數(shù)和電阻。
式中：為電源額定電壓，；其中。
式中：。
代入數(shù)據(jù)求出線圈導線直徑、匝數(shù)和電阻如下：
4.4 調(diào)速電磁鐵的選擇
4.4.1 電子調(diào)速的過程
本設計中將傳統(tǒng)的機械式VE分配泵的離心式調(diào)速器改進為電子調(diào)節(jié)方式的，如圖4-1。其調(diào)速過程是依靠發(fā)動機的轉速傳感器得到的轉速信號傳遞給ECU，ECU根據(jù)預先設置好且存于ROM中的程序對油量控制套的位置進行調(diào)節(jié)。當ECU檢測到的轉速信號高于預先值，ECU就會發(fā)出一個信號給調(diào)速電磁鐵，使其得電后將鐵芯推出，這樣就推動正時滑塊向右運動，那么整個傳動拉桿的旋轉中心也會隨其向右移動，這時就以傳動拉桿的上鉸接點為旋轉中心，控制套向著減少油量的方向運動，從而實現(xiàn)了調(diào)速功能。當轉速恢復到正常值后，ECU會停止對電磁鐵供電，這樣電磁鐵在復位彈簧的作用下回到原位。整個過程就是這樣周而復始的調(diào)節(jié)。
4.4.2 調(diào)速電磁鐵的選擇
調(diào)速電磁鐵在伸出過程中要克服滑塊左側復位彈簧的彈力，還有滑塊的摩擦力，初步估算這兩個力的合力大小為5N。根據(jù)伸出力及尺寸的需要選擇型號為MQ8-Z05型電磁鐵，其工作電壓為直流12V,吸合行程為10mm，最小推力為5N，最大推力為10N。所選的電磁鐵的最小推力為5N，仍然可以滿足調(diào)速工作的需要，因此，該電磁鐵可以滿足要求。
4.5 ECU的選擇
ECU作為各種電信號的分析及處理的原件，工作極其頻繁，這樣就要求ECU的質量及性能有所保證。另外，ECU在工作過程中，處理的數(shù)據(jù)也很龐大，這就需要ECU有較高的位寬，而且還要有足夠的緩沖空間。本設計中ECU型號選擇為INTEL 80C196KC16位單片機，頻率選擇為12MHz。選擇該型號的ECU主要是基于以下考慮：
（1）80C196KC特別適合于自動控制系統(tǒng)。
（2）CPU操作直接面向256字節(jié)的寄存器，消除了一般CPU結構中累加器的瓶頸效應，提高了操作速度和數(shù)據(jù)吞吐能力。
（3）具有24字節(jié)專用寄存器，232字節(jié)通用寄存器，數(shù)量比一般CPU的寄存器數(shù)量多，方便了程序設計，可以為各種中斷制定專門寄存器。
（4）具有一套效率高、執(zhí)行速度快的指令系統(tǒng)，3操作數(shù)指令大大提高了指令效率。
（5）增加的PTS外設事務