1.概述
根据典型高压共轨喷油系统的组成，共轨管位于高压油泵的高压燃油输出口和各喷油器的高压燃油输入口之间，也就是说高压油泵向共轨管供油，而喷油器消耗共轨管里的高压燃油，因此，根据质量守恒定理，共轨管里的高压燃油要维持其设定的压力不变，高压油泵的供油量要等于发动机各个气缸每循环喷油量，以及控制喷油器实现喷油而必需的控制泄漏量和喷油器的其他泄漏量。如果供油量小于每循环喷油量和控制泄漏量和其他的泄漏量，则共轨燃油压力就下降；反之，共轨燃油压力就升高。另外，所有的高压油泵的输出油液都是脉动的，即输出流量是脉动的，这是各种容积式油泵的固有特性，而喷油器的喷油也是间歇的或脉动的，这种间歇或脉动，不仅表现在喷油量的大小，还包括喷油频率也在变化，相应的控制喷油器实现喷油而必需的控制泄漏量也是脉动的，同样包括控制泄漏量的大小和频率的变化。还有高压油泵的泵油相位或时刻在一定的转速条件下是不变的，但是喷油的喷油定时却是变化的，因此高压共轨喷油系统的这些固有特点使得高压共轨喷油系统的轨压控制与调节比较困难的。
目前，大多数高压共轨喷油系统都采用电液比例进油节流阀控制与调节共轨管的燃油压力，即轨压。基本的控制策略是采用闭环的PID反馈控制技术加开环的前馈控制技术（或预控制技术），这种控制策略的基本结构如图8-21所示。PID反馈控制技术前面已做了介绍，下面先介绍前馈控制技术的概念，然后再详细分析采用电液比例进油节流阀的轨压控制技术。
2.前馈控制技术[2]
按偏差进行调节的反馈控制系统，不论是什么干扰引起被调参数的变化，控制器均可根据偏差进行调节，这是其优点。但是，反馈控制也有其固定缺点：对象总存在滞后惯性，从扰动作用出现到形成偏差需要时间，从偏差产生到偏差信号遍历整个反馈回路产生调节作用去抵消干扰作用的影响又需要一些时间，也就是说，调节作用总是不及时。反馈控制根本无法将扰动克服在被调量偏离其给定值之前，限制了调节质量的进一步提高。另外，由于反馈控制形成闭环系统，信号的传递要经过闭环中的所有储能元件，因而包含着内在的不稳定因素。
图8-21 应用电液比例进油节流阀的轨压控制技术
考虑到偏差产生的直接原因是干扰作用的结果，若能直接按扰动而不是按偏差进行控制，也就是说，当干扰一出现，被控量还未显示出变化之前，控制器就产生了控制作用，这在理论上就可把偏差彻底消除，按照这种理论构成的控制系统就是前馈控制系统。显然，前馈控制对于干扰的克服要比反馈控制系统及时得多。
前馈控制与反馈控制系统的差别主要在于产生控制作用的依据不同。前馈控制系统检测的信号是干扰，按干扰的大小和方向产生相应的控制作用。而反馈控制系统检测的信号是被控量，按被控量与设定值（目标值）的偏差大小和方向产生相应的控制作用。其次，控制的效果不同。前馈控制作用很及时，不必等到被控量出现偏差就产生了控制作用，因而在理论上可实现对干扰的完全补偿，使被控量保持在设定值。而反馈控制是不及时的，必须在被控量出现偏差之后，控制器才对操作量进行调节以克服干扰的影响，理论上不可能使被控量始终保持在设定值，它总要以被控量的偏差作为代价来补偿干扰的影响，亦即在整个控制系统中要做到无偏差，必须首先要有偏差。第三，实现的经济性和可能性不同。前馈控制必须对每一个干扰单独构成一个控制系统，才能克服所有干扰对被控量的影响，而反馈控制只用一个控制回路就可克服多个干扰。第四，前馈控制是开环控制系统，不存在稳定性问题，而反馈控制系统是闭环控制，则必须考虑它的稳定性问题，而稳定性与控制精度是矛盾的，因而限制了控制精度的进一步提高。
从上述分析可知，前馈控制系统也是有局限性的。首先表现在前馈控制系统中不存在被控量的反馈，即对于补偿的结果没有检验的手段。因而，当前馈控制作用没有最后消除偏差时，系统无法得知这一信息而将作进一步的校正。其次，由于实际工业对象存在着多个干扰，为了补偿它们对被控量的影响，势必设计多个前馈通道，增加了投资费用和维护工作量。为此，可将前馈控制与反馈控制结合起来，构成前馈—反馈控制系统或称复合控制系统。在该系统中，将那些反馈控制不易克服的主要干扰进行前馈控制，而对其他干扰则进行反馈控制。这样，既发挥了前馈控制校正及时的优点，又保持了反馈控制能克服多个干扰并对被控量始终给予检验的长处。
3.基于电液比例进油节流阀的高压共轨轨压控制技术与控制策略
基于电液比例进油节流阀的高压共轨轨压控制技术，在控制轨压时，一方面通过计算共轨的输出油量，来计算高压油泵需要供给共轨中的基本油量，即预控制油量或前馈控制量；另一方面通过目标轨压与实际轨压之间的偏差，通过PID控制器来计算调节油量，两者之和就是高压油泵的实际所需要泵油量，然后将此高压油泵的实际所需的泵油量转换成电液比例进油节流阀的驱动电流，并对电液比例进油节流阀的驱动电磁铁的激励线圈电阻和电感进行补偿，最后将比例进油节流阀的驱动电流转换成PWM脉宽调制信号，输出驱动进油节流阀控制轨压。这就是整个高压共轨喷油系统的轨压控制过程。下面逐一仔细分析。
（1）前馈控制量（预控制油量）计算 前馈控制油量计算分为发动机气缸的每循环喷油量、控制喷油器实现喷油而必需的控制泄漏量、喷油器的其他泄漏量等三部分进行计算。
1）每缸每循环喷油量。在柴油机中，每循环喷油量是由发动机的工作负荷所确定的。柴油机的每循环喷油量可以用下述的理论公式进行计算。这些公式有一定的精度，可以作为实际工作的参考。但是，由于具体的发动机的特点，最后仍应以试验数据为准。
式中 Qp——标定工况喷油量（mm3）；
Neg——每缸标定功率（kW）；
nt——标定工况凸轮轴转速（r/min）；
ρ——燃油密度（g/cm3）；
ge——比油耗（g/kW·h）。
标定工况的喷油量是柴油机工作过程的最基本的喷油量，其他工况下的喷油量和标定工况的喷油量有一定的关系。例如：
在各种工况下运行时，每循环的喷油量的变化范围是：1.0～1.5Qp
起动工况喷油量：Qc=（1.3～1.5）Qp
怠速工况喷油量：Qc=（0.2～0.25）Qp
2）控制泄漏量。高压共轨喷油器为了实现喷油，喷油器控制腔的高压燃油必须经过控制腔的出油节流口泄走，流回燃油箱，使控制腔的燃油压力下降，控制柱塞才能抬起，使针阀开启实现喷油，而且，在整个的喷油过程中，始终有一部分高压燃油要经过控制腔的进油节流口、控制腔、控制腔的出油节流口泄走。这部分高压燃油就是所谓的控制泄漏量，像BOSCH公司、电装公司的高压共轨喷油器都是这样的。
因为进、出油节流孔都是典型的厚壁小孔，因此控制泄漏量的计算实际就是燃油经过控制腔的出油节流口的流量计算，其计算公式为
式中 Qcl——控制泄漏量（mL/min）；
Ao——控制腔的出油节流口的通流截面面积（mm2）；
Δp——出油节流孔的进、出口的燃油压力差（MPa）；
ρ——燃油密度（g/cm3）；
Cq——出油节流孔的流量系数。因为出油节流孔高压燃油的流动可以按湍流处理，因此其计算公式为[4]
式中 Kinlet——出油节流孔的进口损失系数，其值可以利用图8-22的曲线确定；
f——出油节流孔的沿程阻力损失，其值按下式确定
式中 Re——雷诺数。
图8-22 出油节流孔的进口损失系数
图8-23 流经同心圆环间歇的燃油的泄漏
3）其他泄漏量。其他泄漏量包括静态泄漏量和动态泄漏量。静态泄漏量是指喷油器不喷油时，当喷油器内有高压燃油时，由于喷油器内有一些泄漏点，例如，控制柱塞的外圆柱面和控制柱塞的内孔存在配合间隙，此间隙会产生间隙泄漏，针阀的外圆柱面和针阀体内孔的配合间隙也会产生间隙泄漏。这种泄漏是间隙两端的压力差引起的压差流动。而在喷油器喷油时，上述的静态泄漏量也存在，但是这时的泄漏量不光是这些由于间隙两端的压力差产生的压差流动，还有控制柱塞运动时，由于控制柱塞和控制柱塞套内孔配合间隙之间的相对运动产生的剪切流动，将这两者加起来就是所谓的动态泄漏量。显然，静态泄漏油量与共轨压力和燃油温度有关，轨压与燃油温度越高，泄漏量越大。动态泄漏量不仅和轨压、燃油温度有关，还和控制柱塞的运动有关。如果控制柱塞的运动方向和间隙的压力降的方向一致，则会加大泄漏；反之，则会减小泄漏。实际上喷油器内可能还有其他的泄漏点，例如，针阀体的端面和喷油器体的贴合端面之间如果有间隙也会产生泄漏，但是这些地方的泄漏属于非正常的泄漏，因此不应该计入这里所谓的其他泄漏量。
显然，像控制柱塞的外圆柱面和控制柱塞的内孔配合间隙之间的泄漏是典型的同心圆环状间隙的流动问题，如图8-23所示，其计算公式为
式中 d——柱塞直径；
h——柱塞外圆和柱塞套内孔之间的径向间隙；
l——柱塞外圆和柱塞套内孔配合间隙的长度；
μ——燃油的动力粘度；
u0——柱塞和柱塞套之间的相对轴向运动速度；
Δp——柱塞外圆和柱塞套内孔配合间隙两端的压力差，Δp=p1-p2。
式（8-72）中的第一项是压差流引起的泄漏量，第二项是剪切流引起的泄漏量，该项前面的“±”，当剪切流的流动方向和压差流的流动方向一致时，取“+”，否则取“-”。
式（8-72）是理想情况下的计算公式，实际上，柱塞和柱塞套内孔之间要保持完全同心是很困难的，例如喷油器中控制柱塞，在不喷油时，其两端均受到高压燃油的作用而压缩弯曲，使得控制柱塞和控制柱塞套的内孔产生偏心，如图8-24所示，此时计算该间隙的泄漏量的计算公式为
式中 h——内外圆同心时的径向间隙；
ε——相对偏心率，ε=e/h。
图8-24 偏心圆环状的径向间隙
从式（8-73）可以看出，当ε=0时，即为同心圆环状间隙的泄漏量，随着偏心距e的增加，通过的泄漏量也随之增加。当ε=1时，即e=h时，为最大偏心，其压差流为同心圆柱环状间隙压差流的2.5倍。
实际上循环喷油量、控制泄漏量等也可通过实验求得。
（2）目标轨压的设定[5] 目标轨压是根据发动机运行工况确定的，同时还要考虑发动机的运行环境对其的影响；而且，为了保证发动机运行的安全，还需要对其进行限定；为了发动机诊断模式的需要，还应对其进行替代，特别是在起动时，应对其进行专门的设定。
1）设定轨压初始值的计算。基于发动机转速和当前喷油量（或发动机的驱动转矩）查取轨压设定基本值MAP可得到共轨压力设定的基本值。在此基础上加上发动机的运行环境修正量、燃油温度修正量后得到设定轨压的初始值，如图8-25所示。
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图8-25 设定轨压初始值的计算框图
其中发动机运行环境修正主要考虑大气压力、冷却水温度和大气温度三个物理量对共轨压力的修正，其计算方法是：首先根据发动机转速和当前喷油量查取相应环境条件下修正量基本值的MAP图，然后各自与基于大气压力、冷却水温度和大气温度查取对应曲线得到的修正系数相乘，最后将三者相加就得到了共轨压力的环境修正量，如图8-26所示。这样处理的好处是将大气压力、大气温度和冷却水温度对共轨压力的影响都归结到了相应系数上，而不必要求大量的标定数据和脉谱，从而大大减小了标定工作量。燃油的温度随着压力的变化也是有所变化的，而且燃油的温度对共轨压力变化也有一定的影响。其修正量的计算方法是：根据发动机转速和当前喷油量查取基本油量MAP图得到修正基本值，然后再乘以基于燃油温度查取相应曲线，得到的修正系数就得到了燃油温度对共轨压力设定值的修正量，如图8-27所示。
图8-26 环境对轨压设定初始值的修正
图8-27 燃油温度对轨压设定初始值的修正
2）设定轨压初始值的限制。为了防止设定共轨压力过高或者过低，对共轨压力设定值的上下限进行限制是有必要的。为了保证车载蓄电池的电压偏低时仍能够正常驱动喷油器喷油，由蓄电池电压决定了设定轨压的下限值，其计算方法是通过查取相应曲线直接得到共轨压力的下限值，其方法如图8-28所示。同时，为了保证共轨系统的安全性，还要采用由发动机转速和燃油温度决定的共轨压力设定值的上限值限定共轨压力设定值，其计算如图8-29所示。将计算得到的设定轨压初始值与蓄电池电压决定的轨压设定初始值的最小值进行比大后，再与发动机转速和燃油温度决定的轨压设定初始值的上限值比小就得到了修正后的设定轨压初始值。
3）轨压替代值的计算。当外部请求通过诊断模式对共轨压力进行干预时，需要采用替代值取代修正后的共轨压力设定初始值。替代值有两种情况：当轨压处于闭环控制且车速、发动机转速和当前喷油量均未超过限制值时，采用轨压的最小值作为替代值；当以上条件不满足时，采用根据转速查取相应曲线得到的共轨压力最大值与系统设定的共轨压力替代值进行比小后的值作为替代值，其计算如图8-30所示。
图8-28 蓄电池电压决定的轨压设定初始值的下限值
图8-29 轨压设定初始值的上限值的计算
图8-30 轨压替代值的计算
4）轨压动态修正限值的计算。由于共轨压力是动态变化的，对其进行限定就显得非常重要。首先根据发动机转速和当前喷油量查取相关MAP图确定轨压变化（增加/减小）率，然后再与电控系统建立起来的控制时序相乘，最后与共轨压力设定基本值相加/减就得到了相应的上下限，其具体过程如图8-31所示。
图8-31 轨压动态修正限值的计算
当共轨压力控制从开环控制转为闭环控制时，实测共轨压力可能会与设定共轨压力有很大偏差，从而导致共轨压力发生波动。为了防止这种不期望的压力波动，当共轨压力控制从开环控制转到闭环控制时，采用实测的共轨压力峰值作为基本值；其他时候采用共轨压力设定值作为基本值。
5）轨压的起动控制。为了在发动机起动初期尽快建立起与工况相适应的共轨压力，对发动机起动时的轨压设定值不进行任何限制。如图8-32所示。共轨压力设定值的计算总图如8-33所示。
图8-32 发动机起动时的轨压设定值
（3）控制量的确定 基本控制策略为PID（PI）反馈控制+开环前馈控制，前馈控制以循环喷油量和泄漏量（包括静态泄漏量和动态泄漏量）作为扰动输入，PID控制器根据目标共轨压力和实际共轨压力的差值输出高压油泵的需要的输出油量，此需要的油量和前馈控制所需要的油量相加，就是高压油泵实际需要输出的油量，也是经过比例进油节流阀的输出流量，根据此输出流量，查比例进油节流阀的流量——比例电磁铁的驱动电流的MAP图，得到比例进油节流阀的驱动电流的大小，这就是比例进油节流阀正常运行状态时，比例进油节流阀的驱动电流，如图8-34所示，再将其转化为PWM脉宽调制信号的占空比。
如果比例进油节流阀处于保护状态，则采用一个事先标定好的设定电流，称之为替代值输出驱动比例节流阀。所谓比例进油节流阀处于保护状态是指：当发动机停转时，比例节流阀不会因供电电流时间过长而损坏；当发生车辆碰撞损毁时，确保油泵断油。比例进油节流阀进入保护状态的条件为：在起动过程中，如果起动失败，并且发动机停下来的时间大于一个给定的常数，或者在发动机正常运行当中，由于某些突发原因导致发动机转速变为零。在满足上述条件时，就会转入比例进油节流阀保护状态的控制中，采用替代值输出。不满足以上条件时，比例进油节流阀就处于正常状态，上述过程如图8-34所示。
（4）PWM脉宽调制信号的占空比转化 电流输出值与比例进油节流阀的电磁铁的线圈电阻相乘后，除以车载蓄电池的额定电压就得到了比例进油节流阀（计量单元）的初始占空比，经线性化处理后与由实际电流控制偏差经积分得到的修正系数相乘，再乘以考虑燃油温度引起的燃油粘度影响修正系数，就得到了最终占空比输出，如图8-35所示。
但当在小电流时，由设定电流得出的占空比与实际需要的值有较大偏差，这时可以通过一个二维线性化表来调整、弥补这一情况。当设定电流有较大的变化时，线圈就会产生感应电流。根据楞次定律，感应电流的效果总是反抗引起它的原因。这种情况，通过一个部分微分环节来补偿。即拿补偿的这部分额外电流去抵消感应电流。如果电池电压因为长时间使用而降低时，PWM的占空比还要乘以相应的电池电压修正系数。此修正系数计算如下：电池电压修正系数=电池实际电压/电池额定电压，如图8-36所示。
图8-33 共轨压力设定值的计算总框图
也就是说，如果电池电压已经下降，而输出的占空比还没有得到相应的修正就输出，产生的实际效果就会大于设定输出占空比的预期效果。
图8-36中的部分微分补偿模块：输出的PWM的信号占空比假定为35%，但实际的输出可能是34%，此时要用微分补偿。实际PWM的信号占空比值：例如用MPC555芯片的TPU的OC功能进行测量，然后进行补偿，即1%通过微分环节进行补偿。在输出占空比前，最后还要经过标定的最大、最小占空比的限定保护。
图8-34 驱动电流的转化过程
图8-35 PWM脉宽调制信号的占空比转化的基本过程
图8-36 PWM信号的占空比转化过程的修正
（5）比例进油节流阀的PWM脉宽调制信号频率的选择 如果选择比较低的PWM脉宽调制信号频率，则导致驱动比例进油节流阀的比例电磁铁的电流变化幅度比较大，如图8-37所示，致使电磁阀的阀芯运动幅度也相应加大，结果进油节流阀的流量大幅度变化，即便是在稳态，还是会使高压油泵的输出流量不稳定。而且，低频时，相应PWM信号的周期长，占空比改变时，比例进油节流阀的驱动电流相应的改变也会滞后，结果使得比例节流阀的响应延迟，因此高压油泵的吸油量的改变也延迟，如图8-38所示。
因为一般都是利用微控制器（如单片机）的PWM信号输出功能来控制和调节比例进油节流阀，因此如果PWM脉宽调制信号频率太高，由于PWM信号的占空比改变的最小量取决于微控制器本身PWM信号的脉宽输出精度，实际使得PWM信号的脉宽输出精度下降。而且，频率太高，还会产生比较大的滞环。如图8-39所示，比例进油节流阀阀口的开度，由大变小时的控制脉宽和进油节流阀的阀口开度由小变大时的控制脉宽是不一样的。
图8-37 PWM信号频率的选择
a）低频控制 b）高频控制
图8-38 PWM信号频率与改变占空比引起的驱动电流变化响应速度对比
a）低频控制 b）高频控制
图8-39 PWM信号频率与比例节流阀的滞环的关系
a）低频控制 b）高频控制
因此，为了精确地控制比例进油节流阀，采用定周期、变脉宽的PWM信号频率选择可避免使上述的问题出现。然而，选择适宜所有发动机工况的PWM信号的频率是很困难的，如果按照发动机的稳态工况选择PWM信号的频率，则在发动机的瞬态工况时，其轨压控制的瞬态响应就不理想，相反，如果按照发动机的瞬态工况选择PWM信号的频率，则会牺牲发动机稳态工况时的轨压控制精度。因此人们一直在探索各种不同的PWM信号的频率的选择方式。日本电装公司提出了一种技术[6]，即认为应根据发动机的工况确定PWM脉宽调制信号的频率，基本上将发动机的工况分为稳态工况和瞬态工况。稳态工况时，PWM脉宽调制信号的频率随发动机的转速增加而增加。但一般在150～200Hz，不超过200Hz。PWM信号频率随发动机转速的增长而增长，这样可以避免驱动比例进油节流阀比例电磁铁的驱动时间和共轨喷油器电磁阀驱的动时间相互干扰。这是因为，如果比例进油节流阀比例电磁铁的驱动频率和共轨喷油器电磁铁的驱动频率相近，会使共轨管的轨压明显波动。
而瞬态工况根据以下三条确定：
1）目标共轨压力的设定值大幅度变化，并超过一个阈值。
2）高压油泵的目标输出油量大幅度变化，并超过一个阈值。
3）发动机的目标转速大幅度变化，并超过一个阈值。
图8-40 PWM信号频率与比例节流阀驱动电流、阀芯的运动之间的关系
a）低频的PWM信号 b）高频的PWM信号
只要上述三者之一满足，即为发动机进入瞬态工况，即过渡过程工况，此时相应的轨压控制应进入瞬态控制工况。在瞬态控制工况，控制比例进油节流阀的PWM信号频率应该降低。因为如前述可知，在占空比不变的情况下，如图8-40所示，当PWM信号的频率降低后，驱动比例进油节流阀的电流变化幅值增加，使比例进油节流阀的阀芯运动加快，阀芯的运动幅度也加大，进油节流阀的通流面积的变化也增长，结果使轨压的变化加快。这样改善了发动机在过渡过程中的轨压控制精度和瞬态响应，如图8-41所示。
采用电液比例进油节流阀控制高压油泵的泵油柱塞在吸油行程中的实际吸油量，来控制共轨压力的方法实际并不理想。最主要问题是控制共轨压力时的瞬态响应能力差，其瞬态响应速度不如在共轨管上直接安装高压电液比例溢流阀。据BOSCH公司的相关资料介绍，当比例进油节流阀的驱动电流发生变化，到共轨压力产生相应的变化，其中的延迟大约在20～30ms。
另外，目前使用的电液比例进油节流阀没有采用压力补偿机制，因此在进油节流阀的阀口开度、流量系数不变的情况下，当阀口前后的压力差变化时，经过比例进油节流阀的流量会发生变化，此即所谓节流阀的阀口流量特性的刚度比较差。节流阀的流量特性的刚度，反映了节流阀在阀口的前后压力差发生变化时，保持流量稳定的能力。显然这种单纯的进油节流阀是不理想的，实际为了提高进油节流阀的流量特性刚度，应在其阀口的前后并联一个定差减压阀，即可大大改善这种进油节流阀的流量特性的刚度。当然这样肯定会使节流阀的结构复杂，也会增加生产成本。还有一个问题，这种比例进油节流阀在阀口小开度时，油液流经该阀口时会产生比较大的压力损失，因此在阀口进口压力不变的情况下，由于会产生比较大的压力损失，使得高压油泵的泵油柱塞腔的吸油阀，在柱塞的吸油行程中的开启时刻延迟，致使泵油柱塞吸油行程中实际吸油量变化。
基于上述问题，有人提出采用两位两通高速电磁开关阀取代电液比例进油节流阀控制高压油泵实际泵油量，实现对共轨压力的控制。高速电磁开关阀的开关频率和高压油泵的各泵油柱塞的泵油频率一致，因此需要一个确定各个泵油柱塞运动相位的传感器，根据此传感器以及目标轨压和实际轨压的差值来确定高速电磁开关阀的开启时刻（或相位）和开启时长，从而控制高压油泵的实际泵油量。显然，用这种方法控制轨压时，由于高速电磁开关阀始终处于开——关两种状态，在其开启时，其阀口的通流截面积始终处于最大值，因此油液流经此阀口时的压力损失最小，或者说其阀口的压力损失是不变化的，因此泵油柱塞腔的吸油阀的开启压力也不变。
这种控制共轨压力的方式和日本电装公司的HP0高压油泵的工作方式很相似，但是HP0高压油泵需要在每一个泵油柱塞腔安装一个高速电磁开关阀，而这里只需要安装一个即可[7]。
图8-41 PWM信号频率与比例节流阀的响应以及共轨压力的响应对比
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