（中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所，天津300400）

高壓共軌噴油器蓄壓腔進(jìn)油通道設(shè)計(jì)

王國(guó)瑩，袁永先，吳小軍，王家雄，任貴峰

（中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所，天津300400）

為了滿足大功率柴油機(jī)的需求，進(jìn)一步控制系統(tǒng)內(nèi)的壓力波動(dòng)，減小共軌噴油器內(nèi)壓力波動(dòng)對(duì)系統(tǒng)軌道壓力的影響，對(duì)一種高壓共軌噴油器蓄壓腔進(jìn)油通道進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。利用三維流體分析軟件FLUENT對(duì)噴油器蓄壓腔進(jìn)油通道進(jìn)行了仿真分析，通過(guò)對(duì)不同凸邊長(zhǎng)度的進(jìn)油通道及不同節(jié)流孔的進(jìn)油通道流場(chǎng)計(jì)算，發(fā)現(xiàn)蓄壓腔進(jìn)油通道加凸邊的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，當(dāng)凸邊結(jié)構(gòu)小于3 mm時(shí)，可以實(shí)現(xiàn)不影響噴油量的同時(shí)，降低共軌系統(tǒng)內(nèi)的壓力波動(dòng)。

高壓共軌噴油器蓄壓腔進(jìn)油通道

1 引言

對(duì)于高壓共軌系統(tǒng)，噴油過(guò)程產(chǎn)生的強(qiáng)瞬變流動(dòng)會(huì)引起噴油器針閥腔內(nèi)壓力急劇波動(dòng)。該波動(dòng)以壓力波的形式通過(guò)噴油器油道、高壓油管、油軌傳播，引起系統(tǒng)壓力波動(dòng)，是造成各缸噴油不均勻、噴油過(guò)程不穩(wěn)定的主要原因。高壓共軌噴油器進(jìn)油通道的設(shè)計(jì)目的是實(shí)現(xiàn)蓄壓腔噴油器進(jìn)油通道的進(jìn)油流量系數(shù)大于回油流量系數(shù)，即μ1＞μ2，且在不影響μ1的前提下，μ2越小越好。從而實(shí)現(xiàn)在不影響噴油器噴油量的情況下，進(jìn)一步減小壓力波動(dòng)影響。

2 蓄壓腔進(jìn)油通道設(shè)計(jì)

某帶蓄壓腔的噴油器結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。在噴油過(guò)程中，燃油通過(guò)蓄壓腔出口向噴油器供油，而共軌管則通過(guò)高壓油管連接蓄壓腔進(jìn)油通道供油；噴油結(jié)束，針閥腔壓力瞬時(shí)躍升，針閥腔的高壓油通過(guò)蓄壓腔出口回流至蓄壓腔，然后通過(guò)進(jìn)油通道向油軌回流[1]。應(yīng)用FLUENT軟件對(duì)噴油器蓄壓腔進(jìn)油通道進(jìn)行三維流體計(jì)算分析。

計(jì)算中湍流模型選用標(biāo)準(zhǔn)κ-ε方程，κ-ε方程的系數(shù)取默認(rèn)值。在近壁面處求解采用近壁面函數(shù)法，燃油粘度為常量；由于蓄壓腔體積小，流動(dòng)速度快，計(jì)算過(guò)程不考慮熱傳導(dǎo)；噴油器蓄壓腔內(nèi)的流體為高壓，所以考慮柴油的可壓縮性，這里采用D.Dowson和G.R.Higginson提出的無(wú)量綱密度ρ隨壓力p變化的表達(dá)式

來(lái)稿日期：2013-07-12

圖1 帶蓄壓腔的噴油器

其中，ρ為壓力p下的密度；ρ0為常壓下的密度。根據(jù)上式用C語(yǔ)言編寫UDF函數(shù)，以此來(lái)定義流體物性中的變密度。求解方程時(shí)，壓力速度耦合采用simple算法[2]。

蓄壓腔在進(jìn)、回油過(guò)程中，速度場(chǎng)如圖2所示。

圖2 蓄壓腔進(jìn)、回油過(guò)程速度流場(chǎng)

3 進(jìn)油通道回油流動(dòng)分析

3.1 凸邊長(zhǎng)度對(duì)流體回油的影響

理論上，流體從大直徑的管道流往小直徑的管道，流體會(huì)收縮。當(dāng)流體進(jìn)入小直徑管道后，由于慣性的作用，流體將繼續(xù)收縮至最小截面（稱為縮頸），而后又逐漸擴(kuò)大，直至充滿小直徑截面。在縮頸附近的流速與管壁之間有一充滿小旋渦的低壓區(qū)。在大直徑截面與小直徑截面連接的凸肩處，也常有旋渦形成。所有旋渦運(yùn)動(dòng)都要消耗能量。在流線彎曲、流體加速和減速過(guò)程中，流體質(zhì)點(diǎn)碰撞、速度分布變化等也都要造成能量損失，從而降低出口流速。

實(shí)驗(yàn)證明：若進(jìn)油通道采用圖3a結(jié)構(gòu)，當(dāng)雷諾數(shù)Re＞104、a/b≥0.5時(shí)，流體回油，其流動(dòng)阻力系數(shù)大于圖3b結(jié)構(gòu)的流動(dòng)阻力系數(shù)[3]。則圖3a結(jié)構(gòu)更有利于控制回油過(guò)程中的壓力波動(dòng)。

圖3 噴油器進(jìn)油通道示意圖

將該噴油器進(jìn)油通道流場(chǎng)簡(jiǎn)化為圖3a和3b所示結(jié)構(gòu)。細(xì)管直徑d=3 mm，粗管直徑D=12 mm；凸邊長(zhǎng)度a為變量。設(shè)圖3中大端邊界為入口邊界，入口壓力為100 MPa，小端邊界為出口邊界，出口壓力為90 MPa。在該壓差下，流速云圖、壓力云圖和速度矢量圖如圖4所示。

由圖4可知，流體從大管徑進(jìn)入小管徑，存在縮頸現(xiàn)象（見(jiàn)圖4a），縮頸截面積A＜A'；在縮頸附近的流速與管壁之間有一充滿小旋渦的低壓區(qū)（見(jiàn)圖4b），低壓區(qū)面積B＞B'；流經(jīng)小管入口處時(shí)速度矢量的變化有凸邊大于無(wú)凸邊（見(jiàn)圖4c）。這些現(xiàn)象都說(shuō)明凸邊使流體流經(jīng)小管入口處的局部阻力損失增加，導(dǎo)致有凸邊結(jié)構(gòu)的出口平均流速為無(wú)凸邊出口平均流速的85.5%。

改變凸邊的長(zhǎng)度，同樣入口壓力為100 MPa，出口壓力為90 MPa，則在該壓差下，計(jì)算所得流速云圖顯示隨凸邊長(zhǎng)度的增加，流速波動(dòng)在凸邊外側(cè)波動(dòng)越來(lái)越大，導(dǎo)致能量損失越來(lái)越大，所以出口平均流速會(huì)越來(lái)越小，壓力波動(dòng)也將越來(lái)越小。

隨凸邊長(zhǎng)度變化的出口平均流速變化曲線如圖5所示：隨凸邊長(zhǎng)度的增加，流速波動(dòng)在凸邊外側(cè)波動(dòng)越來(lái)越大，導(dǎo)致能量損失越來(lái)越大，所以出口平均流速會(huì)越來(lái)越小，壓力波動(dòng)也將越來(lái)越小。

圖4 回油過(guò)程中不同凸邊長(zhǎng)度進(jìn)油通道流場(chǎng)

沿流速方向的進(jìn)油通道中心流體單元流速變化曲線如圖6所示：出口邊界平均流速隨凸邊長(zhǎng)度的增加逐漸減小，變化趨勢(shì)也逐漸減小。圖6所示，凸邊為3 mm，流速波動(dòng)得最晚，到出口時(shí)，流速還在變化，且速度值最大；凸邊為10 mm，流速波動(dòng)得最早，到出口時(shí)，流速已接近于平穩(wěn)，且速度值最小。相比之下，凸邊為10 mm的進(jìn)油通道在流體回油時(shí)，形成流體波動(dòng)的可能性最小。

3.2 節(jié)流孔對(duì)流體回油的影響

理論上，流體經(jīng)過(guò)節(jié)流孔都會(huì)產(chǎn)生能量損失，所以在小管道上增加節(jié)流孔會(huì)進(jìn)一步抑制流體回流。圖3a所示流場(chǎng)，在小管道上加節(jié)流孔，取節(jié)流孔直徑為1 mm，節(jié)流孔長(zhǎng)度分別為1 mm、2 mm、6 mm。在進(jìn)口壓力100 MPa，出口壓力90 MPa的壓差下，計(jì)算速度云圖如圖7所示。

計(jì)算結(jié)果表明，在這3種情況下，出口平均流

速基本相等，且為不加節(jié)流孔的43.9%。說(shuō)明小管道加節(jié)流孔對(duì)降低回油波動(dòng)非常有效，而節(jié)流孔的長(zhǎng)度對(duì)其影響不大。

圖5 回油過(guò)程中進(jìn)油通道出口平均流速隨凸邊長(zhǎng)度變化曲線

圖6 進(jìn)油通道中心流體單元的流速變化曲線

圖7 進(jìn)油通道加節(jié)流孔的回油流動(dòng)速度云圖

4 進(jìn)油通道進(jìn)油流動(dòng)分析

4.1 凸邊長(zhǎng)度對(duì)流體進(jìn)油的影響

上述研究表明，圖3a的凸邊結(jié)構(gòu)可以抑制進(jìn)油通道的回油，降低壓力波動(dòng)。但是如果其對(duì)進(jìn)油影響過(guò)大，將直接影響噴油器單位時(shí)間內(nèi)的噴油量。下面將分析蓄壓腔進(jìn)油通道在進(jìn)油過(guò)程中凸邊長(zhǎng)度對(duì)流速的影響。

計(jì)算圖3a結(jié)構(gòu)的進(jìn)油通道流場(chǎng)。設(shè)小端邊界為入口邊界，入口壓力為100 MPa；大端邊界為出口邊界，出口壓力為90 MPa。凸邊長(zhǎng)度a取0和10 mm時(shí)流速云圖及壓力云圖如圖8所示。

圖8 進(jìn)油過(guò)程中不同凸邊長(zhǎng)度的進(jìn)油通道流場(chǎng)

噴油器進(jìn)油通道進(jìn)、回油過(guò)程的流量系數(shù)計(jì)算公式如下[4]：

式中，

ν——入口平均流速，m/s；

C——常數(shù)；

Δp——壓力差，MPa；

ρ——密度，設(shè)為定值843 kg/m3。

根據(jù)上式，計(jì)算分析隨著凸邊長(zhǎng)度變化，進(jìn)、回油流動(dòng)過(guò)程中流量系數(shù)的變化規(guī)律。

從圖9可以看出，凸邊長(zhǎng)度a≤3 mm時(shí)，進(jìn)油流量系數(shù)基本不變，而回油流量系數(shù)降低較大。所以取a≤3 mm的凸邊結(jié)構(gòu)，既可以減少壓力波動(dòng)又不影響噴油量，符合設(shè)計(jì)要求。

4.2 節(jié)流孔對(duì)流體進(jìn)油的影響

采用如圖3a所示的結(jié)構(gòu)，并在小管道上增加節(jié)流孔，節(jié)流孔直徑為1 mm，節(jié)流孔長(zhǎng)度分別為1 mm、2 mm和6 mm。在進(jìn)口壓力100 MPa、出口壓力90 MPa的壓差下，其計(jì)算速度云圖如圖10所示。在這3種情況下，出口速度基本相等，其出口速度為無(wú)節(jié)流孔結(jié)構(gòu)的26.8%。所以小管道加節(jié)流孔雖然能抑制流體回油過(guò)程中的壓力波動(dòng)，但是會(huì)影響到噴油量，因此不符合設(shè)計(jì)要求。

圖9 隨凸邊長(zhǎng)度變化，進(jìn)、回油流動(dòng)過(guò)程中進(jìn)油通道流量系數(shù)變化規(guī)律

圖10 進(jìn)油通道加節(jié)流孔回油流動(dòng)速度云圖

5 凸邊進(jìn)油通道的蓄壓腔噴油器部件試驗(yàn)

在EFS共軌試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行該噴油器的部件試驗(yàn)。噴油器轉(zhuǎn)接頭如圖11所示，試驗(yàn)設(shè)備與測(cè)試系統(tǒng)示意圖如圖12所示。

圖11 噴油器轉(zhuǎn)接頭

圖12 試驗(yàn)設(shè)備與測(cè)試系統(tǒng)示意圖

5.1 不同凸邊長(zhǎng)度對(duì)比試驗(yàn)

根據(jù)高壓共軌噴油器蓄壓腔進(jìn)油通道計(jì)算結(jié)果，設(shè)計(jì)凸邊長(zhǎng)度為3 mm和8 mm的蓄壓腔噴油器，分別在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 600 r/min和2 400 r/min下進(jìn)行軌壓變化試驗(yàn)，試驗(yàn)測(cè)得噴油速率變化如圖13、圖14所示。

圖13 1 600 r/min時(shí)噴油速率隨軌壓的變化

圖14 2 400 r/min時(shí)噴油速率隨軌壓的變化

圖15 凸邊對(duì)壓力波動(dòng)的影響

試驗(yàn)結(jié)果顯示，在1 600 r/min時(shí)，在不同軌壓下，凸邊長(zhǎng)度對(duì)噴油速率影響不大；當(dāng)轉(zhuǎn)速為2 400 r/min時(shí)，在不同軌壓下，凸邊長(zhǎng)度為8 mm時(shí)，噴油速率有微小的降低。其原因是2 400 r/min時(shí)，曲軸轉(zhuǎn)速較高，一次噴射后，噴油器內(nèi)部壓力回復(fù)時(shí)間也較短，8 mm的凸邊結(jié)構(gòu)又干涉了噴油器入口的流體進(jìn)油，導(dǎo)致進(jìn)油通道的流量系數(shù)略有降低，所以噴油速率下降。

5.2 軌壓波動(dòng)試驗(yàn)[5,6]

在相同噴油量下，對(duì)3 mm凸邊進(jìn)油通道的蓄壓腔噴油器及無(wú)凸邊進(jìn)油通道的蓄壓腔噴油器進(jìn)行軌壓波動(dòng)對(duì)比試驗(yàn)，如圖15示。試驗(yàn)顯示，相同噴油量下，與無(wú)凸邊進(jìn)油通道的噴油器相比，有3 mm凸邊進(jìn)油通道的噴油器進(jìn)口處壓力波動(dòng)相對(duì)略有減小。

6 結(jié)論

蓄壓腔共軌噴油器的進(jìn)油通道凸邊長(zhǎng)度影響進(jìn)油通道流場(chǎng)。本算例中凸邊長(zhǎng)度a=10 mm時(shí)，其抑制進(jìn)油通道回油，降低壓力波動(dòng)能力較好，但是要保證進(jìn)油流量系數(shù)基本不變，凸邊長(zhǎng)度a不能太長(zhǎng)。經(jīng)過(guò)計(jì)算及試驗(yàn)驗(yàn)證，凸邊長(zhǎng)度選3 mm滿足設(shè)計(jì)要求。

1平濤，徐建新，谷峰等．共軌用新型電控噴油器結(jié)構(gòu)及性能研究[J]．柴油機(jī)，2008，30（6）：20-23．

2王福軍．計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)分析[M]．北京：清華大學(xué)出版社，2004．

3錢汝鼎．工程流體力學(xué)[M]．北京：北京航空航天大學(xué)出版社，1989：188-194．

4孔龍．工程流體力學(xué)[M]．北京：中國(guó)電力出版社出版，1992：73-74．

5 Huhtala K,Vilenius M．Study of a Common-Rail Fuel Injection System[C]．SAE 2001-01-3184．

6 Beierer P,Huhtala K,Vilenius M．Experimental Study of the Hydraulic Circuit of a Commercial Common Rail Diesel Fuel Injection System[C]．SAE 2007-01-0487．

Design of the Inlet Channel of Accumulator Chamber in High Pressure Common Rail Injector

Wang Guoying,Yuan Yongxian,Wu Xiaojun,Wang Jiaxiong,Ren Guifeng
（China North Engine Research Institute,Tianjin 300400,China）

For satisfying the need of large power diesel engine and decreasing the pressure fluctuation of the common rail system,the inlet channel of accumulator chamber in high common rail injector is designed.Through study and analysis of the 3D flow field of the inlet channel of the injector,an inlet channel structure with 3 mm convex edge is proposed to decrease the back flow in the inlet channel and reduce system pressure fluctuation in the condition of no effect on fuel injection quantity.

high pressure common rail,injector,accumulator chamber,inlet channel

王國(guó)瑩（1981-），女，工程師，主要研究方向?yàn)椴裼蜋C(jī)燃油系統(tǒng)與后處理。

10.3969/j.issn.1671-0614.2013.04.001