呂曉辰， 李國岫， 孫作宇， 高青秀， 王杰， 何雙毅， 崔隨現(xiàn)

(1.北京交通大學(xué) 機械與電子控制工程學(xué)院， 北京 100044； 2.中國北方發(fā)動機研究所， 天津 300400；3.裝甲兵駐國營616廠軍事代表室， 山西 大同 037036)

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高壓油管結(jié)構(gòu)對電控單體泵燃油系統(tǒng)性能的影響

呂曉辰1， 李國岫1， 孫作宇1， 高青秀2， 王杰2， 何雙毅2， 崔隨現(xiàn)3

(1.北京交通大學(xué) 機械與電子控制工程學(xué)院， 北京 100044； 2.中國北方發(fā)動機研究所， 天津 300400；3.裝甲兵駐國營616廠軍事代表室， 山西 大同 037036)

利用復(fù)雜系統(tǒng)建模與仿真AMESIM軟件建立電控單體泵燃油系統(tǒng)一維液力仿真模型，并進行了試驗驗證。通過對不同高壓油管結(jié)構(gòu)參數(shù)的燃油系統(tǒng)進行仿真研究，分析高壓油管長度、內(nèi)徑及內(nèi)壁粗糙度對單體泵供油壓力、噴油壓力及循環(huán)噴油量等燃油系統(tǒng)性能參數(shù)的影響。結(jié)果表明，高壓油管結(jié)構(gòu)變化引起系統(tǒng)高壓容積、流通阻力、節(jié)流損失、流動損耗的綜合作用是影響系統(tǒng)性能的主要原因，油管長度過長或內(nèi)徑過小會引起系統(tǒng)性能不規(guī)律變化。

兵器科學(xué)與技術(shù)； 電控單體泵； 高壓油管； 高壓容積； 液力仿真

0　引言

柴油機電控技術(shù)是減少空氣污染物排放及燃油消耗的重要方式[1]，電控單體泵燃油系統(tǒng)可實現(xiàn)噴射過程柔性控制，是滿足日趨嚴(yán)格的排放法規(guī)及人們對車輛機動性、靈活性及經(jīng)濟性能需求的有效手段[2-5]，且因其對油品要求不高而被我國廣泛采用[6]。

高壓油管是電控單體泵與噴油器連接的通道，其結(jié)構(gòu)對系統(tǒng)性能有一定影響。國內(nèi)外學(xué)者開展了一系列研究，發(fā)現(xiàn)油管長度和內(nèi)徑變化導(dǎo)致系統(tǒng)高壓容積的變化是影響供油效率、噴油壓力的重要原因[7]，高壓油管內(nèi)燃油壓力波動是造成循環(huán)噴油量不一致的直接原因[8]，循環(huán)噴油量隨油管結(jié)構(gòu)的變化規(guī)律受發(fā)動機轉(zhuǎn)速影響大[9]，油管粗糙度對循環(huán)噴油量影響較小[10]，高壓油管壁厚越大、噴油壓力越高[11],油管長度和內(nèi)徑?jīng)Q定了燃油系統(tǒng)內(nèi)壓力波振幅及傳播時間并對噴油壓力、噴油量、持續(xù)期有一定影響[12]，油管長度越長，噴射壓力越低[13]，最大噴射速率也隨著油管長度的升高而降低[14]，油管長度對系統(tǒng)壓力波動反射和疊加效果有影響[15]。

學(xué)者們雖開展了許多研究，但關(guān)于高壓油管結(jié)構(gòu)對電控單體泵燃油系統(tǒng)性能的影響較全面、系統(tǒng)的研究相對較少。本文用復(fù)雜系統(tǒng)建建模與仿真AMESIM軟件建立電控單體泵燃油系統(tǒng)一維液力仿真模型，并進行試驗驗證。通過仿真計算，分析高壓油管主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對單體泵供油(單體泵出口處)壓力、噴油器噴油壓力(噴油器壓力室壓力)及循環(huán)噴油量等燃油系統(tǒng)性能的影響規(guī)律。

1　電控單體泵燃油系統(tǒng)組成及工作原理

電控單體泵燃油系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示。

電控單體泵結(jié)構(gòu)圖如圖2所示。發(fā)動機每個氣缸配備一個單體泵，燃油壓力的建立依靠由凸輪驅(qū)動的柱塞往復(fù)運動與電磁控制閥的開啟、關(guān)閉過程的配合，凸輪由配氣凸輪軸驅(qū)動。單體泵的工作過程一般可分為吸油過程、預(yù)壓縮過程、壓縮噴射過程和泄壓過程。吸油時電磁閥開啟，柱塞滾柱總成在復(fù)位彈簧的作用下緊貼凸輪并隨著凸輪升程的逐漸減小而下行，低壓燃油由低壓油路吸入柱塞腔；預(yù)壓縮過程中電磁閥仍保持開啟，凸輪升程逐漸增大，柱塞上行，被壓縮的燃油從控制閥腔流入低壓油路，燃油壓力緩慢升高；壓縮噴射過程中，電磁閥關(guān)閉，高壓油路與低壓油路隔斷，柱塞繼續(xù)上行壓縮高壓油路的燃油，燃油壓力迅速升高，達到噴油器起噴壓力，噴油器針閥抬起，開始噴油；泄壓時電磁閥開啟，高壓油路和低壓油路連通，高壓燃油回流至油箱，油壓迅速降低，噴油器在復(fù)位彈簧作用下落座，噴油結(jié)束。

圖2　電控單體泵結(jié)構(gòu)圖Fig.2　Schematic diagram of electronic unit pump

2　電控單體泵燃油系統(tǒng)仿真模型建立及驗證

2.1電控單體泵燃油系統(tǒng)仿真模型的建立

電控單體泵燃油系統(tǒng)主要由電控單體泵總成、高壓油管、噴油器和低壓油路構(gòu)成，其中電控單體泵總成由單體泵和電磁控制閥組成，高壓油管總長還包括了高壓嵌入裝置的油管長度，噴油器為階梯式機械噴油器。

系統(tǒng)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1所示。

表1　系統(tǒng)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

電控單體泵燃油系統(tǒng)仿真模型如圖3所示。

圖3　電控單體泵燃油系統(tǒng)仿真模型Fig.3　　　　Simulation model of electronic unit pump fuel injection system

模型主要由5個模塊組成，分別為低壓油路、單體泵、電磁控制閥、高壓油管及噴油器。低壓油路通過回油閥限制最低回油壓力，低壓供油管道選用最簡單的管路模型，僅對燃油的可壓縮性及黏性摩擦進行考慮；單體泵模塊中需將凸輪升程隨凸輪轉(zhuǎn)角變化的數(shù)據(jù)輸入凸輪元件；電磁控制閥模塊將電磁線圈通電產(chǎn)生電磁力過程進行了簡化，將電磁力隨時間變化的數(shù)據(jù)輸入函數(shù)元件并通過力轉(zhuǎn)換元件直接輸出；考慮到高壓油管中存在較大的燃油波動，其管路模型采用波動模型；噴油器的壓力室噴嘴用錐面提升閥、容積腔、節(jié)流孔元件來模擬。

2.2電控單體泵燃油系統(tǒng)仿真模型的驗證

為了對模型的準(zhǔn)確性進行驗證，開展臺架試驗及仿真計算，發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速2 500 r/min，供油持續(xù)期為28°曲軸轉(zhuǎn)角，采用降速凸輪挺住總成，工作段在凸輪速度下降段(凸輪轉(zhuǎn)角29.5°～43.5°)，凸輪升程及速度隨凸輪轉(zhuǎn)角的變化曲線如圖4所示，仿真開始時刻為凸輪轉(zhuǎn)角為0°，升程為0，仿真時間設(shè)置為0.01 s，即對從柱塞開始上行至噴油結(jié)束后一段時間進行研究，單體泵供油壓力的試驗及仿真結(jié)果對比圖及循環(huán)噴油量仿真曲線如圖5所示。

圖4　凸輪升程及速度曲線Fig.4　Displacement and velocity curves of camshaft

圖5　　　　單體泵供油壓力試驗值與仿真值對比及循環(huán)噴油量仿真曲線Fig.5　Curves of measured and simulated EUP supply pressures and simulated curve of circular fuel injection quantity

由圖5可知，試驗及仿真得到的單體泵供油壓力曲線形狀比較相似，仿真計算得到的最大泵端壓力值185.5 MPa與最大泵端壓力試驗值182.4 MPa的偏差為1.7%，單循環(huán)噴油量的仿真值為552.7 mm3，與試驗值582.2 mm3的偏差為5%，在工程允許誤差范圍內(nèi)，可以認(rèn)為仿真模型基本準(zhǔn)確。

3　高壓油管結(jié)構(gòu)對系統(tǒng)性能影響規(guī)律

本文未特殊說明均是對發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速2 500 r/min，供油持續(xù)期為28°曲軸轉(zhuǎn)角，其余參數(shù)按表1標(biāo)注的情況對燃油系統(tǒng)進行仿真研究，分析高壓油管結(jié)構(gòu)參數(shù)對單體泵供油壓力、噴油器噴油壓力、噴油量的影響。

3.1高壓油管長度對系統(tǒng)性能的影響

高壓油管內(nèi)徑為2.5 mm保持不變，高壓油管長度由200 mm增至700 mm(結(jié)構(gòu)參數(shù)見表2)，研究單體泵的供油壓力、噴油器嘴端壓力及噴油量的變化。

表2　高壓油管結(jié)構(gòu)參數(shù)

3.1.1高壓油管長度對供油壓力的影響

供油壓力及電磁控制閥升程隨高壓油管長度變化曲線如圖6、圖7所示。

圖6　高壓油管長度對供油壓力的影響Fig.6　　　　Influence of length of high pressure fuel pipe on fuel supply pressure

圖7　高壓油管長度對控制閥升程的影響Fig.7　　　　Influence of length of high pressure fuel pipe on solenoid valve lift

由圖6可知，供油壓力的峰值隨高壓油管長度的增加而減小，不同高壓油管長度的供油壓力曲線形狀有所不同。高壓油管內(nèi)徑保持為2.5 mm不變，隨著油管長度的增加，系統(tǒng)總高壓容積(單體泵泵體內(nèi)油道、控制閥腔、高壓油管、噴油器體內(nèi)油道、針閥腔、柱塞腔)有所增加，而柱塞上行速度不受油管長度的影響，控制閥關(guān)閉后使高、低壓油路隔斷，總高壓容積內(nèi)的燃油受到壓縮，總高壓容積越小，壓力越高。從圖7可以看出，油管越短，控制閥開啟響應(yīng)越滯后，原因在于電磁控制閥斷電后，在復(fù)位彈簧力的作用下，閥桿開始開啟，系統(tǒng)高壓容積的平均壓力越高，閥桿復(fù)位運動阻力越大，控制閥開啟響應(yīng)越滯后。供油壓力曲線形狀是由噴油膨脹波及供油壓縮波的疊加效果決定的。以高壓油管長為200 mm為例，壓力波傳播過程原理圖如圖8所示。控制閥關(guān)閉后，高壓油路燃油壓力開始升高，油壓小于噴油器的起噴壓力前，供油壓縮波使泵端壓力先升高，針閥腔壓力也隨之升高，當(dāng)油壓大于噴油器起噴壓力時，針閥開啟(A點)產(chǎn)生膨脹波，膨脹波傳播至針閥腔(B點)使腔內(nèi)壓力下降，膨脹波由高壓油管傳播至泵端時，供油壓力也有所下降(C點)，但在控制閥開啟前，高壓燃油持續(xù)從單體泵柱塞腔向高壓油路中供油，產(chǎn)生壓縮波使供油壓力升高直至控制閥開啟(D點)，供油壓力開始下降(E點)。由圖6可以發(fā)現(xiàn)，隨著油管長度的增加，膨脹波由嘴端傳播至泵端的時間越長，供油壓力下降點越滯后，與泵端壓縮波疊加相位越滯后，當(dāng)油管長600 mm時，從圖6中已無法觀察到噴油膨脹波傳播至泵端使供油壓力產(chǎn)生壓力降后又在壓縮波作用下升高的狀態(tài)，就是因為在壓縮波使供油壓力升高前控制閥已開啟，燃油開始泄壓，所以不再出現(xiàn)供油壓力回升的現(xiàn)象。在油管長度為700 mm時，噴油膨脹波還未使供油壓力下降時控制閥已經(jīng)開啟，壓力即開始下降，但通過延長供油持續(xù)期亦可在油管長度為700 mm時觀察到供油壓力下降的狀態(tài)，如圖9所示，將控制閥開啟時刻由43.5°凸輪轉(zhuǎn)角延至45.5°凸輪轉(zhuǎn)角，可從圖9中清楚看到膨脹波與壓縮波疊加的現(xiàn)象。

圖8　壓力波傳播過程原理圖Fig.8　Schematic diagram of pressure wave propagation

圖9　供油壓力及控制閥升程曲線Fig.9　Curves of fuel supply pressure and solenoid valve lift

3.1.2高壓油管長度對噴油壓力及噴油量影響

噴油器噴油壓力及針閥升程隨高壓油管長度的變化曲線如圖10、圖11所示。

圖10　高壓油管長度對噴油壓力的影響Fig.10　　　　Influence of length of high pressure fuel pipe on injection pressure

圖11　高壓油管長度對針閥升程的影響Fig.11　　　　Influence of length of high pressure fuel pipe on needle valve lift

如圖10所示，噴油平均壓力隨油管長度增加而減小，油管長度為500 mm及以下時，噴油壓力波動較大，油管長度為600 mm和700 mm時，噴油壓力曲線較平緩，但平均噴油壓力較低。由圖11可以看出，油管越長，針閥開啟時間越滯后，即噴油相對于電磁控制閥噴油控制信號越延遲，不利于噴油過程的控制，同時，油管越長，噴油持續(xù)期略有減小(見表3)，原因在于油管長度越大、高壓容積內(nèi)燃油平均壓力越低，控制閥開啟，高壓油路開始泄壓，高壓容積越大，燃油壓力越快降低至噴油器針閥落座壓力。噴油壓力曲線的形狀與噴油膨脹波與供油壓縮波的疊加效果相關(guān)。如前文所述，噴油膨脹波傳播至泵端對供油壓力曲線形狀產(chǎn)生了影響，與此同時，供油壓力波也會通過高壓油管傳播至嘴端進而對噴油壓力產(chǎn)生影響。以高壓油管長度為200 mm時為例，圖12給出壓力波傳播過程，供油壓縮波(A點)經(jīng)過高壓油管傳播至針閥腔，使其壓力升高(B點)，控制閥開啟之前的供油壓縮波(C點)傳播至針閥腔使其出現(xiàn)另外一個壓升(D點)。當(dāng)油管長度為600 mm時，如前文所述泵端的壓縮波在回傳至噴油器前控制閥已經(jīng)開啟，高壓油路與低壓油路連通，壓縮波能量瞬間釋放，所以在高壓油管長為600 mm、700 mm時，噴油壓力未出現(xiàn)明顯的壓力回升現(xiàn)象。

表3　噴油持續(xù)期

圖12　壓力波傳播過程原理圖Fig.12　Schematic diagram of pressure wave propagation

圖13　高壓油管長度對循環(huán)噴油量的影響Fig.13　　　　Influence of length of high pressure fuel pipe on circular fuel injection quantity

高壓油管長度對循環(huán)噴油量的影響如圖13所示。

從圖13可以看出，隨著高壓油管長度的增大，噴油量逐漸減少。如前文所述，油管越短，噴油平均壓力越大，噴油持續(xù)期越長，噴油量即越多。

3.2高壓油管內(nèi)徑對系統(tǒng)性能的影響

高壓油管長度保持400 mm不變，內(nèi)徑由1 mm增至4 mm(結(jié)構(gòu)參數(shù)表見表4)研究單體泵供油壓力、高壓油管出口壓力、噴油壓力及循環(huán)噴油量的變化規(guī)律。

表4　高壓油管結(jié)構(gòu)參數(shù)

3.2.1油管內(nèi)徑對供油壓力及油管出口壓力的影響

不同油管內(nèi)徑供油及高壓油管出口壓力如圖14、圖15所示。

圖14　高壓油管內(nèi)徑對供油壓力的影響Fig.14　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on fuel supply pressure

圖15　高壓油管內(nèi)徑對油管出口壓力的影響Fig.15　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on outlet pressure

由圖14可知，供油壓力隨高壓油管內(nèi)徑增加而減小，因為油管內(nèi)徑對系統(tǒng)高壓容積有顯著影響，且油管越小，高壓燃油從單體泵內(nèi)高壓油道流出進入高壓油管的阻力越大，供油壓力越大。

由圖15可以看出：高壓油管內(nèi)徑在2.0～4.0 mm之間變化時，隨著油管內(nèi)徑的增大，高壓油管出口壓力逐漸減??；高壓油管內(nèi)徑為1.0 mm及1.5 mm時，油管出口處壓力有很大程度的降低，出現(xiàn)與圖14中不同的變化規(guī)律。為了進一步研究不規(guī)律變化現(xiàn)象產(chǎn)生的原因，對高壓油管內(nèi)徑由1 mm增至2 mm過程中泵端壓力及高壓油管出口壓力的變化趨勢進行研究。保持高壓油管長度為400 mm不變，油管內(nèi)徑分別取1.0 mm、1.2 mm、1.4 mm、1.5 mm、1.6 mm、1.8 mm、2.0 mm，仿真計算得到的供油壓力曲線及高壓油管出口壓力曲線如圖16、圖17所示，不同高壓油管內(nèi)徑的單體泵供油峰值壓力與高壓油管出口峰值壓力之差如圖18所示。

圖16　高壓油管內(nèi)徑對供油壓力的影響Fig.16　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on fuel supply pressure

圖17　高壓油管內(nèi)徑對油管出口壓力的影響Fig.17　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on outlet pressure

油管內(nèi)徑由1.0 mm增至2.0 mm時，單體泵供油壓力隨油管內(nèi)徑增大而降低，與圖14所示油管內(nèi)徑由1.0 mm增至4.0 mm時的變化規(guī)律一致；油管內(nèi)徑由1.0 mm增至1.8 mm時，油管內(nèi)徑越大，高壓油管出口壓力越大，油管內(nèi)徑為2.0 mm時，高壓油管出口處峰值壓力介于油管內(nèi)徑為1.8 mm及1.6 mm之間；油管內(nèi)徑由1.0 mm增至2.0 mm時，單體泵供油峰值壓力與高壓油管出口峰值壓力之差隨油管內(nèi)徑增大而減小，壓力降值由482.08 MPa減小至7.47 MPa. 出現(xiàn)上述現(xiàn)象的原因為：高壓油管內(nèi)徑越小，燃油從單體泵出口流入高壓油管的阻力越大，因此供油壓力隨油管內(nèi)徑減小而增大；油管內(nèi)徑越小，燃油在由泵端流入高壓油管的節(jié)流損失、在高壓油管中的流通阻力及沿途損耗都較大，因此到高壓油管出口的壓力降低程度越大。由圖14～圖18對比分析可知，高壓油管內(nèi)徑為1.8 mm及以下時，雖然油管內(nèi)徑小的泵端壓力高，但由于流經(jīng)高壓油管的阻力及損耗較大，燃油壓力降低程度較大，到達高壓油管出口時，燃油壓力出現(xiàn)相反變化規(guī)律，即油管內(nèi)徑越小、高壓油管出口壓力反而越大；對于油管內(nèi)徑為2.0 mm及以上時，油管內(nèi)徑小的供油壓力大，燃油由泵端流至高壓油管出口的損耗較小，因此高壓油管出口壓力變化規(guī)律與供油壓力相一致。

結(jié)合3.1.1節(jié)和3.1.2節(jié)中高壓油管長度對供油壓力及噴油壓力影響規(guī)律來看，在油管內(nèi)徑為2.5 mm不變時，燃油由單體泵出口流入高壓油管阻力不變，且燃油流經(jīng)油管的沿途損耗較小，油管越長，高壓容積越大，供油工作段不變，柱塞壓縮高壓容積內(nèi)燃油的體積越大，燃油壓力升高程度越小，即供油壓力、噴油壓力隨油管長度增大而減小(見圖6、圖10)；高壓油管內(nèi)徑由1.0 mm增至4.0 mm過程中，供油壓力隨高壓油管內(nèi)徑增加而減小，原因在于油管內(nèi)徑越大，燃油由泵端流入高壓油管阻力越大，在油管內(nèi)徑為2.0 mm及以上時，燃油流經(jīng)油管的損耗小，高壓油管出口壓力與供油壓力隨油管內(nèi)徑變化規(guī)律一致，而在油管內(nèi)徑小于2.0 mm時，由于燃油流經(jīng)高壓油管沿途損耗過大，燃油壓力降低程度大，出現(xiàn)油管內(nèi)徑越小，高壓油管出口壓力越低的變化規(guī)律。油管長度不變時，雖然在高壓油管內(nèi)徑變化時，高壓容積也隨之變化，但油管內(nèi)徑變化導(dǎo)致燃油流動阻力、損耗的改變是引起供油壓力、高壓油管壓力不同變化規(guī)律的主要原因。

3.2.2高壓油管內(nèi)徑對噴油壓力及噴油量的影響

噴油壓力隨高壓油管內(nèi)徑的變化曲線如圖19所示。

圖19　高壓油管內(nèi)徑對噴油壓力的影響Fig.19　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on injection pressure

噴油壓力的變化規(guī)律與高壓油管出口處變化規(guī)律相似，因為高壓油管出口直接與噴油器體內(nèi)高壓油道相連，燃油流經(jīng)高壓油道后進入針閥腔，噴油器體內(nèi)油道參數(shù)不變情況下，針閥腔壓力與高壓油道出口處壓力相近，而針閥腔壓力越高，噴油壓力(噴油器壓力室壓力)越高。

控制閥芯升程、噴油器針閥升程及噴油量隨高壓油管內(nèi)徑的變化曲線如圖20、圖21、圖22所示。

圖20　高壓油管內(nèi)徑對控制閥芯升程的影響Fig.20　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on solenoid valve lift

圖21　高壓油管內(nèi)徑對針閥升程的影響Fig.21　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on needle valve lift

圖22　高壓油管內(nèi)徑對循環(huán)噴油量的影響Fig.22　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on circular fuel injection quantity

由前文可知，高壓油管內(nèi)徑越小，燃油流入油管時受阻力越大，單體泵供油壓力越高，單體泵體內(nèi)控制閥腔壓力也越高，電磁控制閥斷電后開始泄油時，對于油管內(nèi)徑為1.0 mm及1.5 mm時，由于控制閥腔壓力過高，油壓不能及時迅速的降低，導(dǎo)致控制閥芯開啟時發(fā)生抖動(見圖20)，油管內(nèi)徑越小，針閥腔內(nèi)燃油回流至高壓油管阻力越大，針閥腔燃油壓力降低速度慢，噴油持續(xù)期加長(見圖21)，在油管內(nèi)徑為1.0 mm時，由于高壓容積較小，針閥關(guān)閉后造成的水擊壓力波動幅值較大，使針閥腔內(nèi)燃油出現(xiàn)較大的壓力波動而出現(xiàn)二次噴射，但其平均噴油壓力最低，綜合作用噴油量不是最大的，油管內(nèi)徑為1.5 mm時，在較高噴油壓力及較長噴油持續(xù)期綜合效果下，噴油量達到最大。

由此可知，高壓油管內(nèi)徑不能過小，一方面可能導(dǎo)致電磁控制閥的閥芯運動不穩(wěn)，且可能出現(xiàn)異常噴射，另一方面則使高壓油管對燃油的黏性摩擦增大，造成能量浪費和燃油溫度過高。

3.3高壓油管內(nèi)壁粗糙度對系統(tǒng)性能的影響

高壓油管材料不同，內(nèi)壁粗糙度會有所區(qū)別，AMESIM軟件中需對管路的相對粗糙度進行設(shè)置，相對粗糙度定義為管路內(nèi)壁絕對粗糙度與管路內(nèi)徑的比，即在管路內(nèi)徑保持不變時，絕對粗糙度與相對粗糙度成比例。柴油機高壓油管一般采用無縫鋼管，常見的加工方式為冷拔和熱軋。對于冷拔管來說，其內(nèi)壁絕對粗糙度一般為3.2 μm，而熱軋管粗糙度一般為6.3 μm，經(jīng)過幾年使用后，高壓油管內(nèi)壁粗糙度可達新管粗糙度的10～15倍左右。為研究高壓油管粗糙度對系統(tǒng)性能的影響，內(nèi)壁絕對粗糙度分別取0.003 2 mm、0.006 3 mm、0.063 0 mm、0.094 5 mm，即在模型參數(shù)設(shè)置中油管內(nèi)壁相對粗糙度分別設(shè)置為0.001 28、0.002 52、0.025 20、0.037 80.

供油壓力、噴油壓力及循環(huán)噴油量隨高壓油管內(nèi)壁相對粗糙度的變化曲線如圖23～圖25所示。

圖23　高壓油管內(nèi)壁粗糙度對供油壓力的影響Fig.23　　　　Influence of wall roughness of high pressure fuel pipe on fuel supply pressure

圖24　高壓油管內(nèi)壁粗糙度對噴油壓力的影響Fig.24　　　　Influence of wall roughness of high pressure fuel pipe on injection pressure

圖25　高壓油管內(nèi)壁粗糙度對噴油量的影響Fig.25　　　　Influence of wall roughness of high pressure fuel pipe on circular fuel injection quantity

由圖23～圖25可以看出，油管內(nèi)壁粗糙度對供油壓力、噴油壓力及循環(huán)噴油量影響都較小，隨著油管內(nèi)壁粗糙度的增加，供油壓力變大而噴油壓力減小，原因在于粗糙度大，燃油從單體泵出口流入高壓油管的阻力變大，供油壓力增大，而粗糙度越大沿途阻力越大，損耗越大，噴油壓力降低，噴油量減少。

油管長期使用過程中因燃油腐蝕、壓力振蕩等因素，其內(nèi)壁會有所磨損，粗糙度會增大，會在一定程度上使噴油壓力降低、噴油量減少，因此需定期更換。

4　結(jié)論

1)高壓油管內(nèi)徑為2.5 mm，長度由200 mm～700 mm變化時，高壓油管內(nèi)徑較大，流通阻力及沿途損耗作用較小，高壓油管容積導(dǎo)致的系統(tǒng)高壓容積變化成為影響性能的主要原因，單體泵供油壓力、噴油壓力及循環(huán)噴油量隨高壓油管長度的增大而減小。

2)高壓油管長度為400 mm，內(nèi)徑由1.0 mm增至4.0 mm，油管內(nèi)徑的減小導(dǎo)致燃油從單體泵出口流入高壓油管的流通阻力變大是影響供油壓力的決定性因素，沿途阻力大小對高壓油管出口壓力及噴油壓力變化規(guī)律影響大。高壓油管內(nèi)徑不小于2.0 mm時，燃油流經(jīng)油管的阻力較小，高壓油管出口壓力、噴油壓力與供油壓力隨高壓油管內(nèi)徑變化規(guī)律一致，油管內(nèi)徑越大，供油壓力、高壓油管出口壓力及噴油壓力越小；油管內(nèi)徑小于2.0 mm時，燃油在高壓油管入口處阻力及流經(jīng)油管阻力較大，過大的沿途損耗使高壓油管出口壓力隨油管內(nèi)徑變化規(guī)律產(chǎn)生很大變化，油管內(nèi)徑越大，供油壓力越小，高壓油管出口壓力及噴油壓力越大。

3)油管內(nèi)壁越大，燃油流入高壓油管阻力大，單體泵供油壓力越大；燃油在管路中傳播的沿途損耗增大，噴油壓力降低，噴油量減少。

References)

[1]Yang M G, Sorenson S C. Direct digital control of the diesel fuel injection process[C]∥International Congress and Exposition. Detroit, Alabama, US: Society of Automotive Engineers, 1992.

[2]趙長祿,譚建偉,張付軍,等. 電控單體泵式(EUP)柴油機噴油系統(tǒng)的研究[J]. 內(nèi)燃機工程, 2004 , 25(2): 79-83.

ZHAO Chang-lu, TAN Jian-wei, ZHANG Fu-jun, et al. Research on injection system of electronic unit pump diesel[J]. Chinese Internal Combustion Engine Engineering, 2004 , 25(2): 79-83.(in Chinese)

[3]An X H, Liu B L, Cui T, et al. Electronic control unit development for unit pump diesel engine[C]∥2010 International Conference on Optoelectronics and Image Processing. Haikou, Hainan, China: Institute of Electrical and Electronics Engineers, 2010:479-482.

[4]鄒龍,楊海龍. 高壓共軌、單體泵和泵噴嘴燃油噴射系統(tǒng)分析[J]. 柴油機設(shè)計與制造, 2007, 15(3): 1-5.

ZOU Long, YANG Hai-long. Analysis of high pressure common rail, unit pump and unit injection fuel injection system[J]. Design and Manufacture of Diesel Engine, 2007, 15(3): 1-5. (in Chinese)

[5]劉波瀾,張付軍,黃英,等. 單體泵柴油機電控系統(tǒng)開發(fā)及試驗研究[J]. 內(nèi)燃機學(xué)報, 2004, 22(5): 450-455.

LIU Bo-lan, ZHANG Fu-jun, HUANG Ying, et al. Development and experimental study on electronic control system for unit pump in diesel engine[J]. Transactions of CSICE, 2004, 22(5): 450-455. (in Chinese)

[6]Qiu T, Dai H F, Lei Y, et al. Optimising the cam profile of an electronic unit pump for a heavy-duty diesel engine[J]. Energy, 2015, 83(1): 276-283.

[7]范立云,田丙奇,馬修真,等. 電控單體泵噴射特性關(guān)鍵影響因素研究[J]. 農(nóng)業(yè)機械學(xué)報, 2011, 42(9): 14-20.

FAN Li-yun, TIAN Bing-qi, MA Xiu-zhen, et al. Key influence factors investigation on the electronic unit pump injection characteristics[J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2011, 42(9): 14-20. (in Chinese)

[8]王裕鵬,劉福水,劉興華,等. 單缸電控單體泵低壓油路供油特性[J]. 農(nóng)業(yè)機械學(xué)報, 2011, 42(5): 24-29.

WANG Yu-peng, LIU Fu-shui, LIU Xing-hua, et al. Characteristics of fuel supply loop for electronic unit pump fuel system[J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2011, 42(5): 24-29. (in Chinese)

[9]Fan L Y, Dong Q, Chen C, et al. Research on effects of key influencing factors upon fuel injection characteristics of the combination electronic unit pump for diesel engines[J]. Journal of Mechanical Science and Technology, 2014, 28(10): 4319-4330.

[10]高青秀,姜偉,張明峰,等. 電控單體泵油量一致性影響因素研究[J]. 車用發(fā)動機, 2009(6): 59-62.

GAO Qing-xiu, JIANG Wei, ZHANG Ming-feng, et al. Research on influencing factors of fuel supply uniformity for electronic unit pump[J], Vehicle Engine, 2009(6): 59-62. (in Chinese)

[11]楊時威,吳長水,冒曉建,等. 電控單體泵燃油噴射系統(tǒng)仿真[J]. 系統(tǒng)仿真學(xué)報, 2009, 21(6): 1743-1747.

YANG Shi-wei, WU Chang-shui, MAO Xiao-jian, et al. Simulation of electronic unit pump fuel injection system[J]. Journal of System Simulation, 2009, 21(6): 1743-1747. (in Chinese)

[12]文李明. 雙閥電控單體泵燃油系統(tǒng)噴射特性研究[D]. 哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué), 2012.

WEN Li-ming. Investigation on injection characteristics of double valves fuel system with electronically controlled[D]. Harbin:Harbin Engineering University, 2012. (in Chinese)

[13]仇滔,劉興華,劉福水,等. 集成式電控單體泵特性及整機匹配[J]. 北京工業(yè)大學(xué)學(xué)報, 2009, 35(4): 447-451.QIU Tao, LIU Xing-hua, LIU Fu-shui, et al. The IEUP development on the Yunnei 4D44 diesel engine[J]. Journal of Beijing University of Technology, 2009, 35(4): 447-451. (in Chinese)

[14]吳長水,楊時威,冒曉建,等. 電控單體泵系統(tǒng)噴射特性仿真研究[J]. 車用發(fā)動機, 2008(S1): 94-97.

WU Chang-shui, YANG Shi-wei, MAO Xiao-jian, et al. Research on simulation of electronically controlled unit pump injection characteristics[J]. Vehicle Engine, 2008(S1): 94-97. (in Chinese)

[15]Tian B Q, Fan L Y, Qaisar H Y, et al. Computation of pressure fluctuation frequency in electronic unit pump for diesel engine[J]. Journal of Mechanical Science and Technology, 2014, 28(4): 1529-1537.

Effect of High Pressure Fuel Pipe Structure on Performance of Electronic Unit Pump Fuel System

LYU Xiao-chen1， LI Guo-xiu1， SUN Zuo-yu1， GAO Qing-xiu2， WANG Jie2， HE Shuang-yi2， CUI Sui-xian3

(1.School of Mechanical Electronic and Control Engineering, Beijing Jiaotong University, Beijing 100044, China; 2.China North Engine Research Institute, Tianjin 300400, China; 3.The Military Representative Office of Armored Force in No. 616 Factory, Datong 037036, Shanxi, China)

An one-dimensional hydrodynamic simulation model of electronic unit pump fuel system is established using AMESIM software, and the experimental verification is made for the proposed model. The effects of length, inner diameter and roughness high pressure fuel pipe structure on oil supply pressure, injection pressure and fuel injection quantity of electronic unit pump fuel system are analyzed through numerical simulation. The simulated results show that the structural change in high pressure fuel pipe leads to high pressure volume, flow resistance，throttling loss and dissipation of system, which affect the performance of fuel system. Irregular change in system performance would appear if the high pressure fuel pipe is too long or its inner diameter is too small.

ordnance science and technology; electronic unit pump; high pressure fuel pipe; high pressure volume; hydrodynamic simulation

2015-12-14

國防科技工業(yè)局基礎(chǔ)產(chǎn)品科研創(chuàng)新項目(20131004)

呂曉辰(1989—)， 女， 碩士研究生。E-mail: 12125799@bjtu.edu.cn；

李國岫(1970—)，男，教授，博士生導(dǎo)師。E-mail: Li_guoxiu@yahoo.com

TK421+.4

A

1000-1093(2016)10-1778-10

10.3969/j.issn.1000-1093.2016.10.003