電控高壓油泵供油效率仿真計算與分析

張朝陽, 孫山峰, 韓景峰

1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東濰坊 261061

0 引言

仿真計算是研究和優化柴油機燃油系統的重要方法，已廣泛應用于燃油系統的優化設計。高壓共軌系統各部件的結構參數影響燃油系統的噴射性能，結構參數的仿真分析可以為高壓共軌的結構設計、參數優化和系統匹配提供依據，縮短開發周期，降低開發成本。

柴油機高壓共軌系統復雜龐大，高壓油泵、共軌管、噴油器和電磁閥需協同作用。高壓油泵為系統提供高壓燃油，是穩壓和升壓的關鍵，高壓油泵的研究是目前共軌系統研究的重要分支[1]。

范立云等[2]利用仿真模型研究了全工況平面內溢流閥、容量控制閥 (volume control valve, VCV)、進油閥、出油閥和阻尼孔等部件參數對高壓油泵供油特性的影響規律。范立云等[3]研究了典型工況下油泵參數對容積效率的影響規律，利用相關性分析研究了高壓油泵參數在有、無交互作用下與高壓油泵容積效率的相關性變化規律。肖同鎮[4]分析了油泵柱塞副中油膜壓力場分布與燃油流速變化規律以及柱塞副中的燃油生熱機理，完成了柱塞副的泄漏特性研究。連歷[5]利用高壓油泵仿真模型對油泵容積效率和供油量一致性進行研究。羅秋萍等[6]采用仿真模擬與臺架試驗方法分析了高壓油泵驅動凸輪相位優化對正時鏈系的影響，結果表明高壓油泵驅動凸輪相位優化可以減小正時鏈條張緊力與張緊器柱塞行程。王占永[7]將高壓油泵仿真模型和共軌管仿真模型聯合，研究它們的主要結構參數對供油壓力波動特性的影響。許濤[8]通過AMESim和Simulink的聯合仿真得到發動機不同轉速下燃油供給系統的軌壓，針對柴油機起動、怠速、常規和急加減速工況高壓油泵控制要求、難點以及控制策略分別做了詳細的研究。安士杰等[9]利用模型分析燃油計量閥控制信號的頻率和占空比以及驅動軸轉速對高壓油泵動態特性的影響。朱凌俊等[10]運用Hydsim軟件建立系統仿真模型，通過改變進出油節流孔和控制活塞的結構參數，分析其對噴油特性的影響。王慧敏等[11]分析柱塞偏移、傾斜的微運動特性，建立升程段柱塞副燃油瞬態泄漏數學模型，獲得了微運動下柱塞副工作過程的瞬態泄漏特性，并進行試驗驗證。李玉光等[12]采用有限元與邊界元聯合求解的方法對高壓油泵殼體表面輻射噪聲特性進行研究，為后續高壓油泵結構的改進設計提供了參考。何歡[13]運用Fe-safe軟件，對高壓油泵進行疲勞壽命分析，計算出高壓油泵及其零部件的疲勞壽命。魏鎮等[14]在Pro/E中建立高壓油泵殼體的三維模型，利用Abaqus軟件對其模態進行仿真計算，得到前十階模態的振型和固有頻率，并對結果進行了分析。從物理結構上看，高壓油泵是由容積腔、孔、閥相互連接起來形成的油管。高壓油泵供油過程中，不連續供油導致出油口壓力波動，因此建模時需考慮油泵出油口和外部連接管道中的壓力脈動。為簡化計算，在驅動信號接通的瞬間，將出油閥的壓力設為恒定。出油閥壓力波動主要受供油液脈動壓力的影響，對于高壓油泵，單次供油、柱塞周期性運動以及噴油器針閥動作對共軌壓力波動所造成的影響比高壓油泵出油液壓力的影響要小[15-18]。

1 油泵建模

根據AMESim軟件的使用環境和高壓油泵的結構型式，對高壓油泵的主要結構進行簡化、分析并搭建仿真模型，高壓油泵的模型包括低壓油路、燃油比例控制(inlet metering valve, IMV)閥、凸輪、柱塞偶件、出油閥、進油閥、簡化的管道以及容積腔等，如圖1所示。

2 模型驗證

為了驗證搭建的AMESim油泵仿真模型的正確性，在高壓油泵試驗臺進行油泵效率試驗，同時選擇相同的工況在搭建的仿真模型上進行仿真計算，對比油泵供油效率的差異。

供油效率試驗和仿真結果如表1、2。

表1 供油效率試驗結果 %

表2 供油效率仿真結果 %

鑒于油溫對試驗結果影響較大，保持模型中的燃油溫度和實際高壓油泵試驗臺上的燃油溫度一致，都控制在38 ℃。由表1、2可知，當轉速分別為500、700、800、1000、1200、1300、1400 r/min時，試驗與仿真的供油效率誤差均在5%以內，說明搭建的油泵仿真模型是正確的。

3 供油效率影響因素分析

相同條件下模型運行的仿真結果和試驗結果的對比初步驗證了模型的正確性，基于模型的正確性分析搭建油泵其它參數如低壓油路參數、柱塞頂隙容積等仿真模型，分析其對油泵供油效率的影響。

3.1 低壓油路

低壓油路是油泵的初始供油部件，對油泵的供油效率起著至關重要的作用，特別是高轉速的工況，如果供油壓力不足，即使增強柱塞吸油能力，也不能保證充足的燃油，依然不能提高供油效率。低壓油路模型如圖2所示。

仿真發現低壓油路控制壓力(圖2中紅色圓圈中泄壓閥壓力)對供油效率有一定影響，選取3種轉速(500、1000、1400 r/min)和3種軌壓(50、100、140 MPa)進行敏感性分析計算。

圖3為不同轉速下3種軌壓的油泵效率隨低壓油路中泄壓閥控制壓力的變化曲線。

由圖3可知，當軌壓為50、100、140 MPa時，3種轉速(500、1000、1400 r/min)的油泵效率變化趨勢是一致的。低壓油路的控制壓力較小時，隨著泄壓閥控制壓力的增大，效率增加明顯；當壓力達到一定值之后，效率增加緩慢，可以認為不變。但相同條件下，轉速越高效率越高，這是由于轉速越高，相同的目標軌壓下進入油軌的燃油更多，使得油泵效率增加。

圖4為不同軌壓下3種轉速的油泵效率隨低壓油路中控制閥壓力的變化曲線。由圖4可知，轉速固定時3種軌壓下油泵效率的趨勢一致。轉速相同的情況下，軌壓越大效率越低，這是因為轉速相同時，進入柱塞腔的燃油一致，當目標軌壓升高時，柱塞的容積效率減小，導致油泵效率減小。

低轉速時，由于柱塞吸油能力有限，所以較低的供油壓力就能滿足供油需求；而轉速較高時，由于柱塞的吸油能力增強，則供油壓力越高，能提供的燃油越多，供油效率越高，故可通過增加低壓油路控制壓力來提高高轉速下油泵的供油效率,但是隨著供油壓力的提高，供油效率的增加越來越小，最終不再增加。

3.2 進、出油閥余隙容積

進、出油閥余隙存在于進油閥與出油閥交接處，吸油過程中，此處為低壓，進油管路中燃油頂開進油閥進入余隙，之后進入柱塞腔；供油過程中，此處為高壓，向上頂開出油閥，燃油由此處進入高壓油路。余隙主要容積組成如圖5所示，圖5中錐形圓臺即為柱塞泵中余隙主要容積組成。余隙在仿真模型中的位置如圖6所示，圖中黑色圓圈部分則為仿真模型中余隙位置。

經計算，柱塞泵的余隙容積為0.45 cm3，通過計算固定工況下不同余隙容積下的供油效率，分析余隙容積對油泵供油效率的影響。不同轉速下3種軌壓的油泵效率隨余隙容積的變化曲線如圖7所示，不同軌壓下3種轉速的油泵效率隨余隙容積的變化曲線如圖8所示。

由圖7、8可知，隨著余隙容積增加，油泵供油效率逐漸降低。余隙容積越大，貯存的燃油越多，對進油閥向下的力越大，進油閥越不容易打開，進油量越少；此外，無論轉速高低，吸油行程時，都會有部分燃油存在余隙處，余隙越大，存的燃油越多，導致進入柱塞腔的燃油越少。出油時，由于余隙處的燃油為低壓，余隙越大，燃油越多，從柱塞腔出來的高壓燃油壓力降低越大，導致出油量越少。因此余隙體積越大，油泵供油效率越低。

4 結論

仿真分析了低壓油路參數、柱塞頂隙容積對油泵供油效率的影響，并通過高壓油泵試驗臺試驗驗證仿真結果。研究結果表明,低壓油路壓力、油泵轉速、進出油閥余隙容積等均對供油效率產生不同程度的影響。

1)當低壓油路的控制壓力較小時，油泵效率隨著泄壓閥控制壓力的增大明顯增加。

2)當低壓油路的控制壓力達到一定值之后，效率增加緩慢，可以認為不變。

3)相同條件下，轉速越高油泵效率越高。

4)油泵供油效率隨著進、出油閥余隙容積增加而逐漸降低。