（中國北方發(fā)動機研究所，天津300400）

高壓共軌噴油器蓄壓腔進油通道設計

王國瑩，袁永先，吳小軍，王家雄，任貴峰

（中國北方發(fā)動機研究所，天津300400）

為了滿足大功率柴油機的需求，進一步控制系統(tǒng)內的壓力波動，減小共軌噴油器內壓力波動對系統(tǒng)軌道壓力的影響，對一種高壓共軌噴油器蓄壓腔進油通道進行了優(yōu)化設計。利用三維流體分析軟件FLUENT對噴油器蓄壓腔進油通道進行了仿真分析，通過對不同凸邊長度的進油通道及不同節(jié)流孔的進油通道流場計算，發(fā)現蓄壓腔進油通道加凸邊的設計結構，當凸邊結構小于3 mm時，可以實現不影響噴油量的同時，降低共軌系統(tǒng)內的壓力波動。

高壓共軌噴油器蓄壓腔進油通道

1 引言

對于高壓共軌系統(tǒng)，噴油過程產生的強瞬變流動會引起噴油器針閥腔內壓力急劇波動。該波動以壓力波的形式通過噴油器油道、高壓油管、油軌傳播，引起系統(tǒng)壓力波動，是造成各缸噴油不均勻、噴油過程不穩(wěn)定的主要原因。高壓共軌噴油器進油通道的設計目的是實現蓄壓腔噴油器進油通道的進油流量系數大于回油流量系數，即μ1＞μ2，且在不影響μ1的前提下，μ2越小越好。從而實現在不影響噴油器噴油量的情況下，進一步減小壓力波動影響。

2 蓄壓腔進油通道設計

某帶蓄壓腔的噴油器結構示意圖如圖1所示。在噴油過程中，燃油通過蓄壓腔出口向噴油器供油，而共軌管則通過高壓油管連接蓄壓腔進油通道供油；噴油結束，針閥腔壓力瞬時躍升，針閥腔的高壓油通過蓄壓腔出口回流至蓄壓腔，然后通過進油通道向油軌回流[1]。應用FLUENT軟件對噴油器蓄壓腔進油通道進行三維流體計算分析。

計算中湍流模型選用標準κ-ε方程，κ-ε方程的系數取默認值。在近壁面處求解采用近壁面函數法，燃油粘度為常量；由于蓄壓腔體積小，流動速度快，計算過程不考慮熱傳導；噴油器蓄壓腔內的流體為高壓，所以考慮柴油的可壓縮性，這里采用D.Dowson和G.R.Higginson提出的無量綱密度ρ隨壓力p變化的表達式

來稿日期：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。根據上式用C語言編寫UDF函數，以此來定義流體物性中的變密度。求解方程時，壓力速度耦合采用simple算法[2]。

蓄壓腔在進、回油過程中，速度場如圖2所示。

圖2 蓄壓腔進、回油過程速度流場

3 進油通道回油流動分析

3.1 凸邊長度對流體回油的影響

理論上，流體從大直徑的管道流往小直徑的管道，流體會收縮。當流體進入小直徑管道后，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。所有旋渦運動都要消耗能量。在流線彎曲、流體加速和減速過程中，流體質點碰撞、速度分布變化等也都要造成能量損失，從而降低出口流速。

實驗證明：若進油通道采用圖3a結構，當雷諾數Re＞104、a/b≥0.5時，流體回油，其流動阻力系數大于圖3b結構的流動阻力系數[3]。則圖3a結構更有利于控制回油過程中的壓力波動。

圖3 噴油器進油通道示意圖

將該噴油器進油通道流場簡化為圖3a和3b所示結構。細管直徑d=3 mm，粗管直徑D=12 mm；凸邊長度a為變量。設圖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，流體從大管徑進入小管徑，存在縮頸現象（見圖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)（見圖4b），低壓區(qū)面積B＞B'；流經小管入口處時速度矢量的變化有凸邊大于無凸邊（見圖4c）。這些現象都說明凸邊使流體流經小管入口處的局部阻力損失增加，導致有凸邊結構的出口平均流速為無凸邊出口平均流速的85.5%。

改變凸邊的長度，同樣入口壓力為100 MPa，出口壓力為90 MPa，則在該壓差下，計算所得流速云圖顯示隨凸邊長度的增加，流速波動在凸邊外側波動越來越大，導致能量損失越來越大，所以出口平均流速會越來越小，壓力波動也將越來越小。

隨凸邊長度變化的出口平均流速變化曲線如圖5所示：隨凸邊長度的增加，流速波動在凸邊外側波動越來越大，導致能量損失越來越大，所以出口平均流速會越來越小，壓力波動也將越來越小。

圖4 回油過程中不同凸邊長度進油通道流場

沿流速方向的進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度的增加逐漸減小，變化趨勢也逐漸減小。圖6所示，凸邊為3 mm，流速波動得最晚，到出口時，流速還在變化，且速度值最大；凸邊為10 mm，流速波動得最早，到出口時，流速已接近于平穩(wěn)，且速度值最小。相比之下，凸邊為10 mm的進油通道在流體回油時，形成流體波動的可能性最小。

3.2 節(jié)流孔對流體回油的影響

理論上，流體經過節(jié)流孔都會產生能量損失，所以在小管道上增加節(jié)流孔會進一步抑制流體回流。圖3a所示流場，在小管道上加節(jié)流孔，取節(jié)流孔直徑為1 mm，節(jié)流孔長度分別為1 mm、2 mm、6 mm。在進口壓力100 MPa，出口壓力90 MPa的壓差下，計算速度云圖如圖7所示。

計算結果表明，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%。說明小管道加節(jié)流孔對降低回油波動非常有效，而節(jié)流孔的長度對其影響不大。

圖5 回油過程中進油通道出口平均流速隨凸邊長度變化曲線

圖6 進油通道中心流體單元的流速變化曲線

圖7 進油通道加節(jié)流孔的回油流動速度云圖

4 進油通道進油流動分析

4.1 凸邊長度對流體進油的影響

上述研究表明，圖3a的凸邊結構可以抑制進油通道的回油，降低壓力波動。但是如果其對進油影響過大，將直接影響噴油器單位時間內的噴油量。下面將分析蓄壓腔進油通道在進油過程中凸邊長度對流速的影響。

計算圖3a結構的進油通道流場。設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。凸邊長度a取0和10 mm時流速云圖及壓力云圖如圖8所示。

圖8 進油過程中不同凸邊長度的進油通道流場

噴油器進油通道進、回油過程的流量系數計算公式如下[4]：

式中，

ν——入口平均流速，m/s；

C——常數；

Δp——壓力差，MPa；

ρ——密度，設為定值843 kg/m3。

根據上式，計算分析隨著凸邊長度變化，進、回油流動過程中流量系數的變化規(guī)律。

從圖9可以看出，凸邊長度a≤3 mm時，進油流量系數基本不變，而回油流量系數降低較大。所以取a≤3 mm的凸邊結構，既可以減少壓力波動又不影響噴油量，符合設計要求。

4.2 節(jié)流孔對流體進油的影響

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

圖9 隨凸邊長度變化，進、回油流動過程中進油通道流量系數變化規(guī)律

圖10 進油通道加節(jié)流孔回油流動速度云圖

5 凸邊進油通道的蓄壓腔噴油器部件試驗

在EFS共軌試驗臺進行該噴油器的部件試驗。噴油器轉接頭如圖11所示，試驗設備與測試系統(tǒng)示意圖如圖12所示。

圖11 噴油器轉接頭

圖12 試驗設備與測試系統(tǒng)示意圖

5.1 不同凸邊長度對比試驗

根據高壓共軌噴油器蓄壓腔進油通道計算結果，設計凸邊長度為3 mm和8 mm的蓄壓腔噴油器，分別在發(fā)動機轉速為1 600 r/min和2 400 r/min下進行軌壓變化試驗，試驗測得噴油速率變化如圖13、圖14所示。

圖13 1 600 r/min時噴油速率隨軌壓的變化

圖14 2 400 r/min時噴油速率隨軌壓的變化

圖15 凸邊對壓力波動的影響

試驗結果顯示，在1 600 r/min時，在不同軌壓下，凸邊長度對噴油速率影響不大；當轉速為2 400 r/min時，在不同軌壓下，凸邊長度為8 mm時，噴油速率有微小的降低。其原因是2 400 r/min時，曲軸轉速較高，一次噴射后，噴油器內部壓力回復時間也較短，8 mm的凸邊結構又干涉了噴油器入口的流體進油，導致進油通道的流量系數略有降低，所以噴油速率下降。

5.2 軌壓波動試驗[5,6]

在相同噴油量下，對3 mm凸邊進油通道的蓄壓腔噴油器及無凸邊進油通道的蓄壓腔噴油器進行軌壓波動對比試驗，如圖15示。試驗顯示，相同噴油量下，與無凸邊進油通道的噴油器相比，有3 mm凸邊進油通道的噴油器進口處壓力波動相對略有減小。

6 結論

蓄壓腔共軌噴油器的進油通道凸邊長度影響進油通道流場。本算例中凸邊長度a=10 mm時，其抑制進油通道回油，降低壓力波動能力較好，但是要保證進油流量系數基本不變，凸邊長度a不能太長。經過計算及試驗驗證，凸邊長度選3 mm滿足設計要求。

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

2王福軍．計算流體動力學分析[M]．北京：清華大學出版社，2004．

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

4孔龍．工程流體力學[M]．北京：中國電力出版社出版，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

王國瑩（1981-），女，工程師，主要研究方向為柴油機燃油系統(tǒng)與后處理。

10.3969/j.issn.1671-0614.2013.04.001