魏云鵬， 范立云， 陳康， 白云， 顧遠琪

(1.哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001； 2.重慶紅江機械有限責任公司,重慶 永川 402162)

隨著航運業(yè)的發(fā)展以及排放法規(guī)的日趨嚴厲，柴油機作為船舶的主要動力源，其燃油噴射系統(tǒng)的革新與升級迫在眉睫，高壓共軌技術在改善發(fā)動機燃燒、降低有害物排放、提高發(fā)動機動力性與經(jīng)濟性方面具有巨大潛力，是未來船舶主機節(jié)能減排技術的重要發(fā)展方向之一[1-5]。然而，當前船用燃油系統(tǒng)難以滿足高功率、長噴油持續(xù)期和高循環(huán)噴油量的需求，因此如何保證噴油過程中的系統(tǒng)穩(wěn)定，實現(xiàn)多缸、多次噴射過程精準控制是怠需解決的技術難題[6-10]。特別對于船用大功率柴油機，缸數(shù)最多可達至20缸，整機功率覆蓋寬廣，液力影響復雜。其液力構型和性能匹配影響了系統(tǒng)內(nèi)部的壓力波動特性，從而引起了系統(tǒng)間多缸噴油一致性和穩(wěn)定性問題。因此急需開展系統(tǒng)多構型整機建模研究，并通過系統(tǒng)液力性能仿真預測共軌系統(tǒng)的性能，為確定系統(tǒng)構型提供理論支持。

在當前研究中，為保證高壓共軌系統(tǒng)噴射性能的穩(wěn)定性，Zhang等[11]采用了模塊化高壓油泵布置形式，提出了一種燃油系統(tǒng)結構，分別建立了多泵蓄壓式燃油噴射系統(tǒng)和高壓共軌系統(tǒng)的仿真模型，通過對比2個系統(tǒng)壓力波動程度。Hong等[12]設計了一種雙閥控制式的共軌系統(tǒng)，分別采用比例電磁閥和開關閥控制高壓油泵的進油端和共軌管的出油端，以實現(xiàn)共軌系統(tǒng)的穩(wěn)定控制。Ferrari等[13]提出了一種燃油系統(tǒng)(取消共軌管，在泵出口加上蓄壓腔)與原共軌系統(tǒng)進行對比，均采用燃油計量閥和壓力控制閥協(xié)同控制，分析了共軌高壓容積對系統(tǒng)性能的影響?？梢姡瑖鴥?nèi)外相關研究主要集中于燃油系統(tǒng)的結構設計和先進控制方法研究[14-15]。而針對目前廣泛應用的多缸船用共軌系統(tǒng)，多種液力構型間的響應特性及穩(wěn)定性水平研究較少。對此，本文針對船用高速機共軌系統(tǒng)開展了概念設計和系統(tǒng)集成，分別建立了單軌整體式、雙軌并聯(lián)式、雙軌串聯(lián)式和無軌分布式4種共軌系統(tǒng)液力仿真模型。通過開展4種液力構型下循環(huán)噴油量多缸一致性、單缸一致性和動態(tài)壓力波動特性研究，揭示不同構型間的性能差異，為系統(tǒng)選型和結構設計提供理論支持。

1 船用高壓共軌系統(tǒng)結構形式

本文針對20V船用柴油機高壓共軌系統(tǒng)需求，提出4種系統(tǒng)布置方式，如圖1所示，通過對4種形式的共軌系統(tǒng)進行性能分析，最終確定所選用的共軌系統(tǒng)結構型式。

圖1 4種共軌系統(tǒng)結構形式Fig.1 Schematic diagram of four types of common rail system structure

方案1：單列氣缸布置一根共軌管，系統(tǒng)配置一臺分配器，分配器出口連接2列氣缸的共軌管，如圖1(a)所示，簡稱單軌結構。

方案2：系統(tǒng)不配置共軌管，配置一臺分配器，分配器出口通過高壓油管直接將燃油輸送至每個噴油器，連接各噴油器的高壓油管以下稱跳接管，如圖1(b)所示，簡稱無軌結構。

方案3：系統(tǒng)每列氣缸仍配置2根共軌管，但只配備一個列分配器，列分配器連接每列氣缸的一根共軌管，每列氣缸的2根共軌管再采用高壓油管串聯(lián)，如圖1(c)所示，簡稱雙軌串聯(lián)結構。

方案4：系統(tǒng)每列氣缸配置2根共軌管，每根共軌管負責為5支噴油器供油，共配置3各分配器，2臺高壓油泵與列分配器相連，列分配器2個出口分別連接2列氣缸的軌分配器，每個軌分配器再分別與每列氣缸的2根共軌管相連，如圖1(d)所示，簡稱雙軌并聯(lián)結構。

2 高壓共軌系統(tǒng)仿真模型建立及驗證

2.1 仿真模型搭建

針對上文描述的4種液力構型，借助AMESim仿真平臺完成了20缸船用共軌系統(tǒng)液力仿真模型搭建。如圖2所示。包括：2個帶有燃油計量閥的四柱塞高壓油泵、分配塊、共軌管(根據(jù)構型不同，共軌管的結構形式有所區(qū)別)和20只大流量電控噴油器。其中高壓油泵和電控噴油器均配有蓄壓腔結構，各液壓元件通過高壓油管連接，噴油定時由ECU模塊控制，控制中考慮到供油、噴油時刻配比以及多缸間的噴油次序排列。

圖2 共軌系統(tǒng)仿真模型Fig.2 Simulation model of common rail system

高壓油泵供油過程采用PID反饋控制泵出口分配塊處的壓力穩(wěn)定，保證系統(tǒng)的穩(wěn)定性和動態(tài)響應特性。對系統(tǒng)模型中的高壓油泵模塊進行了簡化處理，簡化了進出油閥和燃油計量閥結構，但同時考慮了柱塞直徑、升程和凸輪型線等關鍵參數(shù)的影響。由于發(fā)動機缸數(shù)多，共軌管的長徑比已經(jīng)超過200，不能簡單當作集中容積看待，因此共軌管建模過程考慮到了多缸噴油帶來的壓力降影響，以及各缸噴油器入口處的壓力呈現(xiàn)的滯后性。電控噴油器模型是整機模型的核心，也是波動現(xiàn)象的主要來源，因此進行了較為詳細的建模。主要包括：球閥控制閥結構、無靜態(tài)泄漏控制室、針閥和噴嘴結構。

將高壓油泵、電控噴油器模型用管路連接，通過設置不同的管線模型參數(shù)以區(qū)別共軌管與高壓油管，即可得到共軌系統(tǒng)的仿真模型，如圖3所示。4種方案的建模過程相近，差別僅在與管線布置與連接方式不同。為了更好地區(qū)別系統(tǒng)的2列氣缸與各噴油器，將系統(tǒng)2列氣缸以A、B列命名，每列氣缸各缸噴油器在此基礎上再從左至右以1～10的序號依次編號，最終得到所有氣缸噴油器的編號為A1～A10，B1～B10。發(fā)動機發(fā)火順序為：A1-B5-A8-B7-A5-B2-A7-B10-A2-B3-A10-B6- A3-B4-A6-B9-A4-B1-A9-B8。在搭建好系統(tǒng)模型后，對共軌系統(tǒng)各零部件進行參數(shù)賦值，以完成共軌系統(tǒng)模型搭建。本次提出的4種方案共軌系統(tǒng)的主要參數(shù)如表1所示。

表1 共軌系統(tǒng)主要參數(shù)Table 1 Main parameters of the common rail system

2.2 建模方法驗證

從供油、噴油水平兩方面進行試驗測試，以驗證模型的準確性。高壓共軌系統(tǒng)性能試驗臺架如圖3所示，由驅動電機、高壓油泵、共軌管、示波器、單次噴射儀、噴油器、壓力傳感器、高壓油管、IFR電子部分、ECU和油箱組成。其中，采用EFS公司開發(fā)的EFS8244對高壓油泵進行控制，應用IPOD控制模塊實現(xiàn)對噴油器電磁閥的驅動控制。采用LWGY-10流量傳感器分別對高壓油泵供油量測量，采用法國EFS公司生產(chǎn)的EMI2測試裝置對噴油量進行測量，以確保測量精度。采用DL750示波器對試驗測試過程中各傳感器輸出的測量信號進行讀取、記錄、輸出和打印。

圖3 高壓共軌系統(tǒng)性能試驗臺Fig.3 High-pressure common rail system performance test-bed

圖4、5所示為不同工況下高壓油泵及電控噴油器仿真模型供油流量和循環(huán)噴油量計算結果與試驗值的對比圖。分別為120、140、160 MPa共軌壓力下，凸輪轉速和控制脈寬對性能的影響。由圖5可知，模型計算與試驗結果的吻合程度較高，供油流量及噴油量變化趨勢相似。隨著轉速的增加，供油平均流量仿真值與實驗值之間的相對誤差整體呈現(xiàn)減小的趨勢。隨著軌壓增加，高壓油泵的平均流量有所下降。多工況下供油流量最大誤差為7.6%。而在固定軌壓下，隨著控制脈寬增加，循環(huán)噴油量的增長分為2個階段，有明顯的油量拐點，3種軌壓下拐點油量均約為175 mg。油量拐點通常表示針閥到達最大升程時刻點，隨著軌壓增加存在拐點前移的現(xiàn)象。同時可以觀察到，拐點右側區(qū)域油量變化線性化程度明顯，模型預測準確性也較高，相對誤差在1%左右。而在拐點內(nèi)側由于噴油過程中，針閥升程波動明顯，區(qū)域內(nèi)噴油量變化有較強的非線性化。同時，此時的基礎噴油量較小，導致小油量區(qū)域模型預測精度較差。通過供油流量和噴油水平兩方面綜合驗證了仿真模型的準確性。

圖5 循環(huán)噴油量驗證Fig.5 Verification of cycle fuel injection quantity

3 不同構型對高壓共軌系統(tǒng)性能影響研究

3.1 高壓共軌系統(tǒng)性能指標

循環(huán)噴油量的一致性對發(fā)動機整機運行的平穩(wěn)性以及長期運行的性能可靠性都有重要影響。循環(huán)噴油量的一致性主要分為2個方面，其一為考慮到所有氣缸噴油器噴油差異的多缸循環(huán)噴油量波動；其二為某一氣缸噴油器在多個循環(huán)下單缸循環(huán)噴油量波動。同時定義2種循環(huán)噴油量相對極差:

RRmul=

(1)

(2)

式中：RRmul表示多缸循環(huán)噴油量的相對極差；Vmul為發(fā)動機單個循環(huán)內(nèi)各缸循環(huán)噴油量的平均值；i表示發(fā)動機氣缸的順序號，下標A、B分別表示發(fā)動機的A列與B列氣缸；VAi、VBi分別為發(fā)動機的A列與B列氣缸中第i個氣缸的循環(huán)噴油量，mm3。

RRsig=

(3)

(4)

式中：RRsig表示單缸循環(huán)噴油量的相對極差；Vsig為單個噴油器多個循環(huán)下的平均循環(huán)噴油量，下標X代表發(fā)動機的A列與B列氣缸，即X取A或B，i的含義與式(1)中相同，VXi_n表示X列氣缸的第i個噴油器在開始計數(shù)后的第n個循環(huán)的循環(huán)噴油量，mm3。

3.2 共軌系統(tǒng)多缸循環(huán)噴油量一致性

高壓共軌系統(tǒng)噴油過程中，往往存在著機液耦合、閥件開閉和高速射流等瞬態(tài)過程，導致系統(tǒng)內(nèi)部的壓力波動，進而引起了多缸間循環(huán)噴油量的差異性。下文以雙軌并聯(lián)系統(tǒng)為例，計算得到曲軸轉速2 100 r/min、軌壓200 MPa、控制脈寬30 ℃ A下共軌管內(nèi)壓力波動特性和1#、6#噴油器的噴油速率曲線。從圖6中可以看出，在系統(tǒng)啟動后，穩(wěn)定在目標工況前存在一段時間的瞬態(tài)調(diào)節(jié)過程。系統(tǒng)開啟初期，油泵供油水平較高，而系統(tǒng)僅部分噴油器進行噴油，導致整體壓力快速上升，使實際軌壓與目標軌壓間的偏差增大。因此，PID反饋信號控制減小燃油計量閥的開度，達到供油量和噴油量間的匹配。在軌壓穩(wěn)定后，會存在持續(xù)的靜態(tài)波動過程，根據(jù)工況時刻的噴油水平，圍繞目標軌壓以固定頻率進行周期性波動。因此，當不同缸噴油器的噴油時序差異時，共軌管內(nèi)壓力波動會導致噴油器入口實際噴油壓力有所區(qū)別，進而會導致多缸循環(huán)噴油量不一致。

圖6 共軌系統(tǒng)瞬態(tài)調(diào)節(jié)過程Fig.6 Transient regulation process of common rail system

圖7為發(fā)動機曲軸轉速2 100 r/min、軌壓200 MPa、控制脈寬30℃ A下各方案共軌系統(tǒng)在發(fā)動機一個周期內(nèi)的20缸循環(huán)噴油量，從圖7中可以看出，各方案多缸循環(huán)噴油量表現(xiàn)出一定的差異性，下面詳細分析。

圖7 各方案共軌系統(tǒng)多缸循環(huán)噴油量Fig.7 Multi cylinder cycle injection quantity of common rail system in each scheme

方案1為單軌系統(tǒng)，其多缸循環(huán)噴油量波動水平較小，為0.74%。各缸循環(huán)噴油量在955～962 mm3變化，整體呈正弦波動趨勢。單軌系統(tǒng)是保證了不同缸噴油器噴射時刻入口壓力一致，其整體波動水平較低，穩(wěn)定性好。但由于單根共軌管較大的長徑比，內(nèi)部的壓力波傳遞過程會存在時序延遲。從而壓力波動正弦傳遞特性也一定程度的體現(xiàn)在各缸噴油量的波動特性上。同時A1～A10以及B1～B10間，在循環(huán)噴油量水平和波動趨勢上都有明顯的對稱性，整體穩(wěn)定性較好。

方案2為雙軌串聯(lián)系統(tǒng)，是4種構型中與單軌系統(tǒng)最相近的，其多缸循環(huán)噴油量波動水平穩(wěn)定性較高，為1.0%。各缸循環(huán)噴油量在945～955 mm3變化，低于單軌系統(tǒng)整體水平。雙軌串聯(lián)系統(tǒng)是將2根單軌由高壓油管串聯(lián)實現(xiàn)單軌的功能，降低了加工制造難度，提高系統(tǒng)的魯棒性。但改變了共軌管處的液力構型，連接2根共軌管的高壓油管尺寸較小，導致供油延遲增加。從而導致多缸循環(huán)噴油量的波動趨勢改變和兩側系統(tǒng)的噴油量對稱性變差。

方案3為雙軌并聯(lián)系統(tǒng)，是雙軌并聯(lián)系統(tǒng)構型的進一步改動，改變共軌管的進油位置和進油方式，增加了軌分配塊結構，作為單側雙軌的分流口，使系統(tǒng)的各模塊獨立調(diào)節(jié)能力提升。從結果可知，系統(tǒng)的多缸循環(huán)噴油量穩(wěn)定性水平是最高的，約為0.54%。這是因為，系統(tǒng)運行時2個共軌管借助軌分配塊交替供油，這使得軌分配塊供油穩(wěn)定而避免了入口流率波動，減小了各共軌管之間由于供油時序不同帶來的壓力變化。

方案4為無軌系統(tǒng)，共軌管容積分散于高壓油泵出口和噴油器蓄壓入口處，噴油器間通過高壓油管連接。分布式共軌系統(tǒng)減小了整體制造裝配難度，增加了系統(tǒng)的調(diào)節(jié)能力和動態(tài)響應特性。系統(tǒng)高壓容積的減少，導致多缸噴射間的影響程度加強，多缸循環(huán)噴油量波動極差約為2.83%。

圖8為4種共軌系統(tǒng)方案發(fā)動機1個循環(huán)內(nèi)20缸噴油器噴油量平均值和多缸油量波動極差，方案4的相對極差為2.83%，在4種方案中為最大值；其他3種方案的相對極差均小于1%，其中又以方案3的相對極差最小，為0.54%；可以發(fā)現(xiàn)，系統(tǒng)內(nèi)的有效高壓容積是影響波動極差的一個主要因素。從圖中可知4個系統(tǒng)的平均循環(huán)噴油量分別為958.27、949.12、931.6、957.36 mm3?？梢园l(fā)現(xiàn)單軌和無軌系統(tǒng)平均噴油量相近，而雙軌系統(tǒng)平均噴油量較低，特別是雙軌并聯(lián)系統(tǒng)。在電控噴油器的工作過程中，通過分析噴孔流量公式研究影響循環(huán)噴油量的因素。

圖8 各方案共軌系統(tǒng)循環(huán)噴油量均值及波動極差Fig.8 Mean value and fluctuation range of circulating fuel injection quantity of common rail system in each scheme

噴孔流量公式為：

(5)

式中：q為噴油速率，即單位時間噴油量；Cq為流量系數(shù)；A為噴孔有效截面積；P為噴油壓力，P0為噴孔背壓；ρ為燃油密度；Cq主要由噴油過程中的空化程度決定，在模型中考慮為定值，P0和ρ也考慮為定值。因此，影響噴油水平的主要是A和P，在噴嘴參數(shù)確定的前提下，A和P分別由針閥位移曲線和噴油壓力決定。

以單軌系統(tǒng)和雙軌并聯(lián)系統(tǒng)為例，對比了2種模型1#噴油器噴油過程中的針閥位移曲線和噴油壓力曲線，如圖9所示。通過結果可知，控制信號一致使不同構型的噴油器的針閥位移曲線相近，噴油過程中的有效流通面積和動態(tài)響應也基本相同。而由于不同構型軌壓波動的差別，導致噴油器的實際噴油壓力不同，進而引起了多缸間的循環(huán)噴油量差異。

圖9 噴油特性參數(shù)對比Fig.9 Comparison of injection characteristic parameters

圖10中發(fā)動機曲軸轉速為2 100 r/min、軌壓為200 MPa、控制脈寬為30 ℃ A下各方案共軌系統(tǒng)在發(fā)動機一個周期內(nèi)的20缸循環(huán)回油量，從圖中可以看出，各方案多缸循環(huán)回油量表現(xiàn)出與多缸循環(huán)噴油量波動的一致趨勢。

圖10 噴油特性參數(shù)對比Fig.10 Comparison of injection characteristic parameters

3.3 共軌系統(tǒng)單缸循環(huán)噴油量一致性

為了研究各方案共軌系統(tǒng)噴油器在連續(xù)多個循環(huán)下的循環(huán)噴油量變化情況，記錄其在20 V系統(tǒng)工作穩(wěn)定后的連續(xù)15個循環(huán)的循環(huán)噴油量，并計算出額定工況下，4種構型的平均循環(huán)噴油量和相對極差。從圖11中可以看出，與上文分析的循環(huán)噴油量多缸一致性波動水平相比，單缸多循環(huán)下的波動偏差較小，平均水平在0.05%～0.08%。4種方案的循環(huán)噴油量變動程度均非常小，以變動最大的方案無軌系統(tǒng)為例，其相對極差為最大為0.08%左右。同時分析了單缸多次循環(huán)過程的共軌壓力和噴油速率對比曲線，由圖11可知，噴射的前期依舊存在動態(tài)波動的影響，導致前2次噴射的油量與后續(xù)穩(wěn)定油量偏差較大，而穩(wěn)定波動過程中的油量偏差極小。這是因為，噴油過程的間隔周期與軌壓波動周期呈倍數(shù)關系，因此每次噴油時刻的壓力水平幾乎一致，如圖11中穩(wěn)定波動階段的圓圈區(qū)域。當針閥位移與噴油壓力水平多保持一致時，多次循環(huán)的噴油量偏差水平也較小。

圖11 多循環(huán)噴油特性對比Fig.11 Comparison of multi cycle injection characteristics

圖12 單缸多循環(huán)噴油量均值與極差Fig.12 Mean value and range of single cylinder multi cycle injection quantity

3.4 共軌系統(tǒng)壓力波動特性

由上文分析可知，壓力波動是引起循環(huán)噴油量偏差的主要原因，因此對比了4種構型的共軌壓力波動曲線，結合FFT處理方法得到頻域結果，以分析不同構型系統(tǒng)蓄壓水平的區(qū)別。如圖13、14所示，4種系統(tǒng)的軌壓波動整體趨勢一致，啟動初期的波動峰值和達到穩(wěn)定波動區(qū)域的時間也近似相等，但在4種系統(tǒng)中，雙軌并聯(lián)系統(tǒng)在動態(tài)波動過程的壓力偏差最小，動態(tài)調(diào)節(jié)能力較高。而在穩(wěn)態(tài)波動階段，結合頻域分析曲線15可以發(fā)現(xiàn)，4種系統(tǒng)軌壓波動的主波動頻率區(qū)間都在86 Hz附近，與當前轉速下的供油頻率一致，波動頻率也代表了共軌管內(nèi)壓力波傳播速度，體現(xiàn)了動態(tài)調(diào)節(jié)水平。在波動幅值的對比中，單軌系統(tǒng)的穩(wěn)壓能力最好，波動偏差為2%；其次是雙軌串聯(lián)系統(tǒng)和無軌系統(tǒng)，約為3.1%；而雙軌并聯(lián)系統(tǒng)的波動水平最大，為11%。這是因為，雖然4種系統(tǒng)的總高壓容積相近，但是有效蓄壓容積不同。

圖13 多構型軌壓波動對比Fig.13 Comparison of rail pressure fluctuation of multiple configurations

圖14 多構型軌壓波動對比Fig.14 Comparison details of rail pressure fluctuation of multiple configurations

圖15 多構型軌壓波動對比頻域Fig.15 Frequency domain diagram of rail pressure fluctuation comparison of multiple configurations

單軌系統(tǒng)的共軌管不存在分流結構，蓄壓容積利用率最高，管內(nèi)的壓力波動水平最小。雙軌串聯(lián)系統(tǒng)將整根共軌管平分，中間有高壓油管連接，單側進油。整體高壓容積與單軌系統(tǒng)相近，但在瞬態(tài)工作過程中，被連接共軌管內(nèi)有明顯的供油延遲，會增加系統(tǒng)內(nèi)的壓力波動。

而雙軌并聯(lián)系統(tǒng)通過軌分配塊和高壓油管連接2根軌，同時采用中路進油的方式。使單根軌和連接的5根噴油器系統(tǒng)較為獨立，劃分成4個小系統(tǒng)。因此作用在每個系統(tǒng)上的蓄壓容積會明顯減小，增加響應能力的同時也增加了壓力波動程度。對于無軌系統(tǒng)，由跳接管連接噴油器，增加的噴油器蓄壓腔容積也一定程度地提高了系統(tǒng)的蓄壓能力，保證了較好的穩(wěn)定水平。但在跳接管中會存在相鄰噴油器噴射過程引起的壓力降現(xiàn)象，增加了多缸不一致性水平。在頻域圖中也能看出，雙軌并聯(lián)系統(tǒng)的波動水平最明顯，而無軌系統(tǒng)中存在多頻域耦合特性，噴油過程對系統(tǒng)壓力的影響耦合程度較高。

3.5 共軌系統(tǒng)結構形式確定

研究了不同結構形式的共軌系統(tǒng)的各項性能，其各項性能對比如表2所示。

表2 各方案共軌系統(tǒng)性能評價Table 2 Performance evaluation of common rail system of each scheme %

多缸循環(huán)噴油量一致性方面，方案3最優(yōu)，方案1與方案2為相差不大。單缸循環(huán)噴油量一致性方面，幾種方案在不同噴油器上性能稍有差異但基本處于同一水平。壓力穩(wěn)定性方面方案1最優(yōu)，但方案3動態(tài)響應水平最優(yōu)。壓力分析可知，泵蓄壓腔、共軌管和噴油器蓄壓腔對油量一致性的貢獻度不同，越靠近噴油端的高壓容腔有效蓄壓能力越強。除了上述性能之外，共軌系統(tǒng)還應該考察其可實施性，包括零部件材料成型、加工以及裝配的難易性等。共軌管加工中需要保證中孔不過分偏移，對管內(nèi)光潔度同樣有所要求，方案1由于單列氣缸采用一根共軌管，其長徑比超過200，采用深孔加工較為困難。方案2與方案3單列氣缸配置2根共軌管，降低了加工難度，方案4取消了共軌管，同樣降低了加工難度；綜合來看方案3在4種方案中性能相對最優(yōu)。

4 結論

1)本文針對船用高速機共軌系統(tǒng)開展了多構型噴油一致性研究，分別建立了單軌整體式、雙軌并聯(lián)式、雙軌串聯(lián)式和無軌分布式4種共軌系統(tǒng)液力仿真模型。通過對核心液力組件電控噴油器進行了樣件試制和試驗測試，驗證模型的準確性。結果表明：較大油量區(qū)域油量變化線性化程度明顯，模型預測準確性較高，相對誤差在1%左右。而在小油量區(qū)域針閥升程波動明顯，區(qū)域內(nèi)噴油量變化有較強的非線性化。

2)通過開展4種液力構型下循環(huán)噴油量多缸一致性、單缸一致性研究，揭示不同構型間的穩(wěn)定性差異。結果表明：系統(tǒng)工作過程中，存在動態(tài)調(diào)節(jié)過程和穩(wěn)態(tài)波動過程，系統(tǒng)穩(wěn)定性受供油量和噴油量間匹配度的影響。4種構型中，單軌系統(tǒng)和雙軌并聯(lián)系統(tǒng)多缸循環(huán)噴油量一致性較好，波動過程有明顯周期性變化趨勢，兩側系統(tǒng)對稱性較高；雙軌串聯(lián)系統(tǒng)存在液力延遲現(xiàn)象，不同軌間的一致性差異明顯；無軌系統(tǒng)減小了總高壓容積，導致多缸噴射間的影響程度加強。同時，噴油過程的間隔周期與軌壓波動周期呈倍數(shù)關系，導致單缸多次循環(huán)過程中每次噴油時刻的壓力水平及油量水平一致性較高。

3)對比了4種構型的共軌壓力波動曲線，結合FFT處理方法得到頻域結果，以分析不同構型系統(tǒng)蓄壓水平的區(qū)別。4種系統(tǒng)軌壓波動的主波動頻率區(qū)間都在86 Hz附近，受當前轉速下的供油頻率影響。同時，研究發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)穩(wěn)定性能與系統(tǒng)有效蓄壓能力有關，主要受系統(tǒng)內(nèi)部的液力構型影響。泵蓄壓腔、共軌管和噴油器蓄壓腔對油量一致性的貢獻度不同，越靠近噴油端的高壓容腔有效蓄壓能力越強。