电控单体泵多泵供油系统一致性研究.pdf

通过开展不同低压供油压力和单泵关键结构参数对多泵一致性的影响研究，获得了多泵供油特性随各参数的变化规律。利用 AMESim 一维仿真软件建立了电控单体泵（electronic unit pump，EUP）单泵和某 8 V 柴油机多泵供油系统模型，对比试验数据验证模型的准确性。随后探究了低压供油压力和凸轮转速对单泵及 8 V 多泵供油系统中同侧 4 个单体泵的充油压力和供油压力的影响，确定 0.6 MPa 为最合适的低压供油压力，并获得了各缸供油峰值压力和峰值压力一致性的变化规律。同时研究了单个单体泵主要结构参数对自身和同侧 4 个单体泵的影响，得到散差随各参数的变化规律。研究结果表明：半锥角和高压油道直径变化时整体散差变动幅度均在0.5%以内；控制阀升程和柱塞直径变化时，喷油量和峰值压力散差波动的幅度分别为 2.03%、0.58%和 0.93%、0.19%，因此在加工制造时要严格控制控制阀升程和柱塞直径的精度。关键词：电控单体泵；多泵供油系统；一致性；发动机Key words：electronic unit pump（EUP）；multi-pump fuel supply system；consistency；engineDOI：10.13949/ki.nrjgc.2023.04.007中图分类号：TK421+.4文章编号：1000-0925（2023）04-0048-10440047收稿日期：2022-10-28修回日期：2022-12-16作者简介：王字满（1986），男，博士，副教授，主要研究方向为高压供油技术、内燃机喷雾与燃烧，E-mail：Z。内燃机工程2023年第 4期0概述柴油机具有热效率高、可靠性好、使用寿命长、排放性能优良等优势，被广泛用于农业、工业、交通甚至于国防建设等领域16。柴油机燃油喷射系统的优劣直接影响着柴油机的性能7。目前市场上的柴油机供油系统主要包括电控泵喷嘴系统、高压共轨系统和电控单体泵（electronic unit pump，EUP）系统。其中，电控单体泵喷射压力高、供油量大且可靠性高，特别适用于高强度重载柴油机79。此外，电控单体泵还具有较强的高压喷射能力、承载能力、抗振能力及良好的燃油适应性，广泛应用于多燃料的燃油喷射系统10。在柴油机电控单体泵供油系统中，为了缩短高压油管的长度以便于安装，电控单体泵采用一缸一泵的布置形式，系统的高压端分离。但由于多泵供油系统的低压油道相通，其中某一支泵的工作状态及泄油特性会直接影响低压油道内的波动特性，进而影响其他泵的充油过程，最终影响其他泵的工作特性与多泵间的一致性1112。文献 13 中利用试验和仿真相结合的方式分析单体泵油量突变的原因并提出改进油量突变的解决措施。文献 14 中应用 Monte Carlo 法和 HYDSIM软件仿真相结合的方法展开研究，发现阀芯孔直径、阀芯行程、关闭延迟和断油延迟对电控单体泵一致性影响显著。文献 1516 中通过一致性试验统计，提出电控单体泵一致性差是加工精度限制、电磁响应速率不同及发动机转速波动等原因造成的，并提出了一种多点修正控制策略的方法，有效改善了各缸供油一致性。该方法在油泵测试台上得到验证，不均匀度由 11.13%下降到 5.40%。文献 17 中通过试验对电控单体泵在不同工况下的喷油量和喷油压力进行分析，揭示了影响一致性的主要因素，并根据电控单体泵的喷油特性提出了相应的脉宽修正系数，使得电控单体泵一致性得到改善。文献 18 中利用 AMESim 仿真研究了低压供油压力及电控单体泵控制阀杆升程等关键参数对单泵循环喷油量的影响规律，并通过量化分析获得了各特性参数的百分比量化指标的变化规律。文献 19 中发现燃油输送的一致性难以精确控制，这一问题主要是由机械制造引起的，同时介绍了一种软件方法用以纠正单体泵之间燃油输送不一致性。文献 20 中发现循环喷油量的波动决定了单体泵的一致性，并利用试验设计的方法设计了仿真试验，结果揭示了单体泵系统是一个复杂的线性系统，所有特征参数如供油压力都与循环喷油量有关。文献 21 中利用 AMESim 建立某 6 缸多泵供油系统，研究表明在最高转速下，低压供油压力越大，多泵供油一致性越高，尤其低压供油压力高于0.6 MPa 时循环喷油量波动明显减弱，但并未探究凸轮转速和低压压力同时变化对多泵供油系统的影响。上述研究主要关注多个单体泵间的一致性（即单泵性能对各参数的敏感性），但对多泵间相互影响机制的研究较少，多泵供油系统对各参数的敏感性方面的分析不够，有必要深入研究多泵供油系统泵间的相互影响机制，获得一致性的变化规律。本研究在单个单体泵性能试验的基础上，使用AMESim 软件建立某 8 V 柴油机电控单体泵供油系统模型并对其进行参数敏感性分析，主要研究了凸轮转速和低压供油压力变化对 8 V 供油系统中同侧 4 个单体泵充油和供油一致性的影响及某支单体泵关键零部件的结构参数在加工公差范围内变动对同侧 4 个单体泵供油一致性的影响，弥补了电控单体泵多泵供油系统的泵间影响机制的研究空白，揭示了多泵间的相互作用机制，获得了多泵供油系统的一致性变化规律，对掌握单体泵的工作特性及提高多泵供油系统一致性有指导意义。1试验设备和仿真模型1.1试验设备试验使用单泵试验台获得某电控单体泵的工作特性。试验台如图 1 所示，由电机、凸轮轴、泵体、箱体、喷油规律测试仪及各类传感器组成。电控单元（electronic control unit，ECU）根据凸轮转速及相位角控制电控单体泵上电磁阀的启闭，从而控制电控单体泵的工作状态。利用 KISTLER 4067E3000 高压油压传感器和信号放大器采集高压油管内的供油压力，用燃油单次喷射仪采集喷油器内循环喷油量，并按图 2 所示的流程对单体泵进行性能测试。其中柴油泵和机油泵为齿轮式输油泵，靠外来电流驱动，并通过管路上的调压阀来控制低压供油压力。1.2电控单体泵工作原理采用柱塞直径为 12 mm、升程为 18 mm 的某电图 1单体泵试验台装配图 492023年第 4期内燃机工程控单体泵进行试验，其结构如图 3 所示。电控单体泵主要由泵体、柱塞副、控制阀副等组成。图 3 中电磁铁不通电时，若此时柱塞在凸轮的下降段，柱塞将在柱塞弹簧的作用下向下运动，导致柱塞腔内压力低于低压供油压力，进而将燃油吸入柱塞腔，完成充油过程。柱塞压油过程中，ECU 在某一时刻给出信号，通过驱动电路给电磁阀通电，控制阀在泵体内部控制阀通道中快速响应，使控制阀的阀口位置闭合，高、低压油路断开。随着柱塞继续上行，燃油被压缩产生高压燃油，并由高压油管输送至喷油器内。喷油器在压力大于其开启压力时针阀打开，向外喷油。当控制信号结束后，电磁阀断电，控制阀的阀口由闭合打开，高、低压油路重新导通，高压油道内剩余的高压燃油从泵体和控制阀之间的狭缝中快速回流至低压油路内完成泄油，喷油也随之结束。1.3仿真模型1.3.1模型简化根据电控单体泵的工作原理和结构特点，将电控单体泵简化成如图 4 所示的模型。1.3.2单泵模型及标定所采用的一维仿真模型如图 5 所示，主要由低压供油系统、控制阀、凸轮、柱塞、高压油管和喷油器6 个模块组成。根据某电控单体泵实际参数，确定计算模型中主要结构参数如表 1 所示。利用建立的模型对凸轮转速 1 250 r/min、喷油提前角 7凸轮轴转角、喷油持续期 17凸轮轴转角工况进行标定，仿真和试验结果如图 6 和表 2 所示，其中峰值压力、峰值压力所在位置和循环喷油量误差分别为 0.007%、0.021%和 0.873%。同时为了验证仿真模型的准确性，选取电控单体泵工况 1（凸轮转速 900 r/min、喷油持续期 17凸轮轴转角）和工况2（凸轮转速 400 r/min、喷油持续期 3凸轮轴转角）两个典型工况进行模型的预测性验证，结果如表 3所示，其中凸轮转速分别为 900 r/min 和 400 r/min，喷油持续期分别为 17凸轮轴转角和 3凸轮轴转角时 供 油 峰 值 压 力 和 循 环 喷 油 量 的 误 差 分 别 是1.12%、3.80%和 3.08%、3.55%，误差均在 5%以内。受试验测量过程中产生的噪声及电磁阀的启闭图 2单体泵试验流程图图 3电控单体泵结构图 5电控单体泵供油系统的仿真模型图 4电控单体泵供油系统简化模型表 1电控单体泵的主要结构参数项目柱塞直径/mm柱塞升程/mm控制阀升程/mm高压油道直径/mm控制阀中部直径/mm控制阀半锥角/（）低压供油压力/MPa参数12.018.00.22.07.068.00.6 50内燃机工程2023年第 4期并非瞬时完成的影响，试验压力波动较大，仿真与试验波形存在误差，但整体吻合较好，误差在合理范围内，可认定本文中所用一维仿真模型较为可信。1.3.3多泵模型某 8 V 发动机的多泵供油系统模型如图 7 所示（图中重复部件不再重复标记），由低压供油系统、燃油控制系统和 8 个电控单体泵组成。利用 AMESim 创建超级元件，将前文标定的单泵模型进行模块化后建立上述多泵供油系统模型，如图 8 所示。多泵供油系统中 8 个电控单体泵被平均分到 A、B 两列，每间隔 45发火，其发火顺序为A1B4A4B1B3A3B2A2A1。2低压供油压力的影响低压供油压力是指在低压油路中供油柴油泵的泵油压力。图 9 为低压供油压力 0.6 MPa、凸轮转速 1 250 r/min 下 8 个泵供油压力和进回油管内的压力随凸轮转角的变化。各泵供油峰值压力由高到低依次为 A1、A2、B3、B1、A3、B4、A4、B2，出现明显的不一致性，且低压油管中波峰和波谷与高压油管的压力曲线有相对应的关系。以 B4 为例，在低压油路的 AB 段凸轮处于上升段，柱塞腔内燃油被压缩，此时电磁阀还未关闭，高低压油路处于导通的状态，高低压油路内压力一起上升；当凸轮上升至压力达 B 点时电磁阀关闭，高低压油路被切断，燃油被压缩，压力迅速上升，此时低压油路被切断，低压油管内压力下降至 C 点；当压力达到 C 点时电磁阀打开，此时高低压油路重新导通，电控单体泵开始泄油，高压油管内压力迅速降低而低压油管内压力开始升高，直到 D 点泄油结图 88 V发动机电控单体泵仿真模型图 61 250 r/min下仿真结果和试验结果对比图 91 250 r/min下各缸供油压力和进回油管内压力变化表 21 250 r/min 下仿真结果与试验结果比较项目试验值仿真值峰值压力/MPa190.655190.668峰值压力位置/（）175.200175.163循环喷油量/mm3398.52402.00表 3工况 1 和工况 2 模型预测性验证项目试验值仿真值峰值压力/MPa工况 1141.68143.27工况 243.8942.54循环喷油量/mm3工况 1522.6502.73工况 279.8282.651油箱；2滤网；3低压油泵；4初级滤清器；5压力调节阀；6油压表；7次级滤清器；8单向阀；9电磁阀；10高压油管；11电控单体泵；12机械喷油器；13凸轮；14进回油管；15燃油泵控制系统。图 7多泵系统示意图 512023年第 4期内燃机工程束。综上，在进回油管中，AB 段为单体泵充油时的进油压力，BC 段为高低压油路被切断时的压力，CD段为泄油时管内的回油压力，同时可以发现低压油路存在明显的波动，上下波动的幅度在 0.56 MPa左右。由电控单体泵工作原理可知，只有当低压供油压力大于柱塞腔内压力时电控单体泵才能充油，因此低压油路中压力的波动在很大程度上会影响电控单体泵的充油特性及工作特性。低压油路内压力越大，柱塞腔吸油越充分，控制阀在关闭后建立的压力就越大。高压建立之后，电磁阀断电，控制阀打开，高低压油路重新导通，此时高压燃油将会迅速流向低压油路并对低压油路造成波动。此外，各单体泵共用一个低压油路，彼此之间又存在不同的相位差，从而加剧了低压油路的波动。基于此，利用前文的模型分别探究了低压供油压 力 为 0.8 MPa、0.7 MPa、0.6 MPa、0.5 MPa、0.4 MPa 和 0.3 MPa 时对多泵供油系统充油和供油性能的影响。2.1多泵充油特性充油压力是指在电磁阀没有工作，高、低压油路导通时柱塞边排油边压缩时柱塞腔内压缩压力。由前文分析可知，低压供油压力的大小会直接影响电控单体泵的工作特性。为简化分析，选取 A 侧的 4个电控单体泵作为研究对象。不同凸轮转速、不同低压供油压力下 A1、A4、A3 和 A2 单体泵的充油压力曲线如图 10 所示。凸轮转速从 900 r/min 上升到 1 250 r/min 时，A 侧 4 个单体泵稳定充油时所能达到的最高充油压力从 7.4 MPa 逐渐增加到 17.5 MPa 左右，同时一致性也越来越差。从单泵来看，以 A3 为例，当凸轮转速为 900 r/min、低压供油压力在 0.3 MPa 时 A3开始出现不能稳定充油的现象，同时压力在上升时开始出现波动，而在其他的低压供油压力下均可以稳定充油。凸轮转速 1 100 r/min 下，低压供油压力在0.4 MPa 时已经出现了不稳定充油的趋势。凸轮转速1 250 r/min 下，只有低压供油压力大于 0.6 MPa 时才能稳定充油，在其他低压供油压力下电控单体泵的充油压力波动剧烈，低压供油压力越小则波动越明显。除此之外，在同转速不能稳定充油的情况下，随着低压供油压力降低，泵内油压上升的起始点逐渐滞后，但油压上升得越来越快，压力波动的幅度也越来越大。从多泵来看，A 侧 4 个单体泵在稳定充油时一致性较好，压力曲线大致相同，只有在不稳定充油时充油压力曲线波动较大。同时，凸轮转速越高，低压供油压力越小，电控单体泵充油压力的一致性越差，尤其是在凸轮转速为 1 250 r/min、低压供油压力为 0.3 MPa 时压力抖动更为剧烈，一致性最差。究其原因，这是由于凸轮转速越快，燃油越来不及从控制阀与阀座之间的环形通道流出，使得单体泵所能建立的压力越大。当电控单体泵的充油压力不足时，柱塞腔内容易产生空化。凸轮转速越高，柱塞吸油的有效时间就越少，充油越不充分，柱塞腔内的空化就越严重，需要更高的供油压力以弥补柱塞吸油时间的不足。当柱塞腔内有空化时，空化气泡在压缩行程中溃灭导致油压波动和不稳定。同时，柱塞腔内的气泡溃灭会阻止泵内油压的上升，因此在高转速下，低压供油压力越低，油压上升点滞后，柱塞腔内气泡溃灭时油压上升得会越来越快，油压抖动也会越剧烈。当柱塞稳定吸油时，柱塞腔内并图 10A 侧 4 个单体泵充油压力随低压供油压力和凸轮转角的变化 52内燃机工程2023年第 4期没有气泡干扰，因此在同一供油压力下，随着凸轮转速的增加，充油压力的峰值逐渐上升。2.2多泵供油特性供油压力是指电磁阀收到电信号开始工作，高、低压油路断开后柱塞压缩燃油时柱塞腔内的压缩压力。图 11 为喷油提前角为 7且喷油脉宽为 17时，不同凸轮转速和不同低压供油压力下的 A 侧 4 个电控单体泵的供油压力曲线。凸轮转速从 900 r/min 上升到 1 250 r/min 时，A 侧 4 个电控单体泵供油时所能达到的峰值压力从140.21 MPa 逐渐增加到 189.98 MPa，同时 4 个电控单体泵的不一致性逐渐增加。从单泵来看，以 A3为例，900 r/min 时所研究范围内的低压供油压力均可稳定供油，供油压力曲线相差不大，最大供油压力稳定在 140 MPa 附近。凸轮转速 1 100 r/min 下，低压供油压力大于 0.5 MPa 时压力曲线大致重合，说明 1 100 r/min 时临界低压供油压力为 0.5 MPa。凸轮转速为 1 250 r/min 下，只有低压供油压力大于0.6 MPa 时电控单体泵才能稳定供油，供油峰值压力接近 190 MPa，并且低压供油压力减小，供油压力上升的起始点逐渐前移，供油结束点没有变化，压力上升加快，所达到的供油峰值压力逐渐减小。定义电控单体泵供油峰值压力的压力差 p 如式（1）所示。p=pmax-p0max（1）式中，p为相同的电控单体泵在同转速和不同低压供油压力下供油峰值压力的最大与最小值之差；pmax为同转速下供油峰值压力的最大值；p0max为同转速下供油峰值压力的最小值。依据式（1）可计算出凸轮转速在 800 r/min1 250 r/min 范围内的最高压力差，如图 12 所示。当低压压力为 0.3 MPa 时，各单体泵在不同转速下压力差基本为 0，同时各泵压力差均随着凸轮转速和低压供油压力的增大而不断增大。当凸轮转速小于 900 r/min 时各泵随低压供油压力变化的压力差几乎是重合的，当凸轮转速大于 900 r/min 时曲线开始逐渐分离。当低压供油压力大于 0.6 MPa 时各泵的压力差曲线非常接近，尤其 A2 在低压压力为0.7 MPa 和 0.8 MPa 时曲线近乎重合，说明低压供油压力在大于 0.6 MPa 时均可满足各转速下的需求，进一步提高低压供油压力时供油峰值压力变化不大。此外 A1 的压力差小于同工况下其他 3 个泵的压力差，A3 和 A4 的压力差随凸轮转速和低压压力升高变化剧烈，最大压力差分别为 12.6 MPa 和16.5 MPa，同时 A1 的压力差随低压供油压力和转速变化时变动不大，最大压力差为 7.7 MPa，说明A1 随低压供油压力变化的敏感程度较小。为进一步探究多泵一致性，衡量多泵一致性的高低，引入多泵压力的散差8，如式（2）所示。B=1Ni=1N(pi-p)p 100%（2）式中，N 为电控单体泵数量，此处为 4；pi为第 i 个电控单体泵的供油峰值压力；p为 N 个电控单体泵供油峰值压力的平均值；B 为散差，表示多泵的一致性程度，该值越低代表一致性越高。图 11不同低压供油压力下 A 侧 4 个单体泵供油压力随凸轮转角的变化 532023年第 4期内燃机工程多泵的散差图如图 13 所示。由图 13 可以发现，在同一低压供油压力下，散差随凸轮转速升高而逐渐增大；同一凸轮转速下，散差随低压压力减小而增大。凸轮转速为 1 250 r/min 下，当低压供油压力为 0.3 MPa 时多泵散差最大，为 2.22%，多泵系统的一致性最差；当低压压力大于 0.6 MPa 时，散差小于 1%。这是因为随着凸轮转速的增加，柱塞吸油的有效时间变短，同时低压供油压力减小，导致柱塞吸油变得更加不充分，造成燃油压力波动，且这一现象会随着低压供油压力的减小而更为明显，导致多泵的一致性逐渐降低。由前文可知，凸轮转速为 1 250 r/min 时电控单体泵稳定工作时所需要的最低供油压力为 0.6 MPa，同时在低压供油压力大于 0.6 MPa 的情况下各泵压力差和散差均变动不大，基于此模型将最优低压供油压力定为0.6 MPa。此外，当凸轮转速为 1 250 r/min 时，多泵的供油峰值压力最大，供油曲线随变量变化时最为明显，因而进一步探究凸轮转速为 1 250 r/min 时多泵供油一致性随各参数的变化规律。3电控单体泵结构参数的影响电控单体泵属于供油系统的关键部件，在加工制造的过程中内部精细零部件很难保证完全一致，进而影响单体泵的一致性22。表 4 为同一批次生产的 8 个电控单体泵因加工精度导致的供油特性误差范围。由此可知，在同一批次生产的电控单体泵中加工精度会使供油特性产生较大的误差，因此在单个单体泵主要结构参数小范围变化时对其他单体泵供油压力的影响展开研究，即研究多泵系统供油特性对结构参数的敏感性。3.1控制阀特性参数控制阀是电控单体泵上电磁阀的关键零部件之一，起着控制高压燃油的建立、密封及燃油精准喷射的作用，其特性参数有控制阀升程 （控制阀限位块与控制阀之间的间距）和半锥角 （控制阀与阀座接图 12不同低压供油压力下 A 侧 4 个电控单体泵的压力差随凸轮转速的变化表 4同批次电控单体泵的误差范围项目峰值压力最大值/MPa峰值压力最小值/MPa循环喷油量最大值/mm3循环喷油量最小值/mm3峰值压力散差/%循环喷油量散差/%参数193.41184.63411.56383.921.382.31 图 13不同低压供油压力下多泵峰值压力散差随凸轮转速的变化 54内燃机工程2023年第 4期触面和控制阀中心线的夹角），如图 14 所示，图 14为图 3 中控制阀、泵体部分的局部放大图。3.1.1控制阀升程A3 控制阀升程在 0.18 mm0.22 mm 之间变化而其他电控单体泵控制阀升程均为 0.20 mm 时 A3供油压力的变化见图 15。控制阀升程在 0.18 mm0.22 mm 范围内变化时，供油峰值压力由 190.69 MPa逐渐下降至 184.46 MPa。当控制阀升程逐渐增大时，控制阀阀口处流通能力增强，控制阀关闭前更多的燃油流回低压油道，被压缩的燃油量减少，最高压力降低。A 侧单体泵供油峰值压力和循环喷油量散差及各泵循环喷油量变化如图 16 所示，因为循环喷油量散差一直大于供油峰值压力散差，故曲线图右侧只给出循环喷油量的变化。循环喷油量和峰值压力散差随 A3 控制阀升程先减小后增大，上下波动的幅度分别为 2.03%和 0.58%，并分别在升程 0.19 mm 和0.20 mm 处取得最小值，整体散差在 0.20 mm 处最小。此外，在这 3 个泵中只有 A2 的循环喷油量下降较大，约为 2.2 mm3，而 A1 和 A4 波动程度小于1 mm3。这是因为多泵系统供油顺序为 A3A2A1A4 且 A3 与 A2 在空间上相邻，导致 A3 供油特性发生改变时会首先影响 A2 的供油特性，而对其他泵的影响较弱。3.1.2控制阀半锥角控制阀半锥角通过影响控制阀与阀座之间的夹角从而影响高压燃油的流通特性，进而影响高压燃油的泄漏速率和泄漏量。图 17 为 A3 控制阀半锥角在 6670之间变化而其他电控单体泵控制阀半锥角均为 68时，A3 供油压力的变化。控制阀半锥角在 6670范围内变化时，A3 供油压力随其变化不明显，其供油峰值压力由 187.97 MPa 小幅度下降至 187.00 MPa。这是因为半锥角越小，高压密封处的流通性越差，使得高压腔内剩余的燃油越多，建立的压力越高，因此想要保证控制阀的泄油能力，控制阀应使用大的半锥角。A 侧单体泵供油峰值压力和循环喷油量的散差变化及各泵循环喷油量如图 18 所示。随 A3 半锥角变化，循环喷油量和峰值压力散差均不大，波动幅度均在 0.3%以内，同时 A 侧其他各泵的供油量变动不大，波动幅度均小于 1 mm3。这是因为 A3 半锥角在小范围内变化时供油特性变化幅度小，对其他泵影响较小，散差变动不大。3.2泵体偶件部分特性参数分析3.2.1柱塞直径柱塞直径通过影响电控单体泵吸油能力的大小和建立油压的高低来决定单体泵的供油特性。图 19为 A3 的柱塞直径在 11.98 mm12.02 mm 之间变图 15不同控制阀升程下 A3供油压力随凸轮转角的变化图 17A3供油压力随控制阀半锥角的变化图 16A 侧单体泵散差和各泵循环喷油量随 A3控制阀升程的变化图 14控制阀升程和半锥角 552023年第 4期内燃机工程化而其他单体泵柱塞直径均为 12.00 mm 时 A3 供油压力的变化。柱塞直径越大，油压上升段越高，而油压下降段未发生明显变化，整个油压形态显得越高，供油峰值压力从 187.56 MPa 上升至 188.72 MPa，但整个供油持续期没有发生变化。这是因为随着柱塞直径增大，柱塞容腔体积增大，同样的凸轮升程下柱塞腔就会吸入更多燃油，柱塞向上压缩时燃油的压力就越大。A 侧单体泵供油峰值压力和循环喷油量的散差及各泵循环喷油量变化随 A3 柱塞直径变化曲线如图 20所示。循环喷油量散差随柱塞直径增大逐渐增大，而峰值压力散差随柱塞直径变化变动不大，并在直径为12.00 mm 时散差最小，波动幅度分别为 0.19%和0.93%。由图 19 所知，柱塞直径变化时 A3 供油压力变动不大，因此整体的供油压力也不会有很大的变化。A2在正常工作时循环喷油量在 418.3 mm3416.1 mm3之间波动，相对 A1 和 A4 来说变化较大，A 侧 4 个单体泵循环喷油量散差的波动幅度在 1%左右。3.2.2高压油道直径高压油道直径影响电控单体泵泵体内部高压燃油的流通能力及闭死容积，进而影响单体泵的供油特性。图 21 为 A3 高压油道直径在 1.8 mm2.2 mm之间变化而其他电控单体泵的高压油道直径均为2.0 mm 时 A3 供油压力的变化。随 A3 高压油道直径增大，A3 的供油峰值压力由 188.79 MPa 逐渐降低至 184.05 MPa。这是因为在柱塞腔容积和高压油道长度没有改变时，高压油道直径越小，闭死容积越小，因此压缩燃油时所建立的峰值压力也就越大。A 侧单体泵供油峰值压力和循环喷油量的散差变化及各泵循环喷油量随 A3 高压油道直径变化曲线如图22 所示。高压油道直径变化时，循环喷油量和峰值压力散差均变化不大，幅度分别为 0.18%和 0.48%，并在油道直径为 2.0 mm 时整体散差最低，说明整体一致性受高压油道直径的影响较小。由图 21 可知，A3 高压油道直径变化时其峰值压力变化较小，使得其他泵的循环喷油量变化也较小，最大变化幅度为 A2 的 1.45 mm3。这是因为高压油道长度仅 29.5 mm，直径变化导致高压油道的容积变化相对整个闭死容积来说很小，因此泄油时进入低压油路的剩余燃油压力变化不大，使得其他各泵的供油量变化较小，A 侧 4 个单体泵散差波动小。图 19A3不同柱塞直径下 A3供油压力随凸轮转角的变化图 20A 侧单体泵散差和各泵循环喷油量随 A3柱塞直径的变化图 18A 侧单体泵散差和各泵循环喷油量随 A3控制阀半锥角的变化图21不同A3高压油道直径下A3供油压力随凸轮转角的变化图 22A 侧单体泵散差和各泵循环喷油量随 A3高压油道直径的变化 56内燃机工程2023年第 4期由此可以得出，当多泵系统中某个泵的结构参数因加工误差而发生改变时，自身的供油特性变化越大，对多泵系统整体一致性影响也越大。这是因为单泵峰值压力越大，相应的循环喷油量也会越多，在泄油时流到进回油管内的剩余燃油压力波动也越大，最终导致多泵供油系统一致性也越差。4结论（1）基于 AMESim 对电控单体泵多泵供油系统的研究表明，电控单体泵在稳定工作时所需要的最低低压供油压力随转速增加而增加；凸轮转速越高，多泵供油系统峰值供油压力的一致性越差，同时低压供油压力为 0.6 MPa 时散差低于 1%，进一步提高低压供油压力时散差变动不大，因此可选取0.6 MPa 作为多泵供油系统最优低压供油压力。（2）从单泵来看，控制阀升程、控制阀半锥角、柱塞直径、高压油道直径均为重要参数。控制阀升程从 0.18 mm 增加至 0.22 mm 时，流通能力增强，排油更快，峰值压力减小 6.23 MPa。控制阀半锥角从 66增加至 70时，峰值压力减小 0.97 MPa。柱塞直径从 11.98 mm 增大到 12.02 mm 时，柱塞吸油能力 提 升，供 油 峰 值 压 力 由 187.56 MPa 上 升 至188.72 MPa。泵体高压油道直径从 1.8 mm 增大至2.2 mm 时，闭死容积越大，供油峰值压力越小，峰值压力降低 4.74 MPa。（3）从多泵来看，进回油管内压力波动是影响多泵一致性的主要原因。当某支泵结构参数发生变动时，循环喷油量散差始终高于供油峰值压力散差，喷油次序靠下且位置关系最相邻的泵受到的影响最大，随着位置关系的远离，影响程度逐渐减小。此外，某一泵供油特性变化越大，整体散差的变化范围也会越大，并且在原结构参数不变的情况下整体散差减小。研究发现，半锥角和高压油道直径分别在6670和 1.8 mm2.2 mm 范围内增大时散差变动不大；控制阀升程在 0.18 mm0.22 mm 之间增大时，循环喷油量和峰值压力散差均先减小后增大；柱塞直径在 11.98 mm12.02 mm 之间增大时，循环喷油量散差一直增大，而峰值压力散差变动不大。因此在制造加工时要严格控制控制阀升程和柱塞直径的精度。参考文献：1 JIA X Y，SUN B G，WU D W，et al.Analysis on the influence of key parameters of control valve on the performance characteristics of electromagnetic injectorC/OL/SAE Technical Paper，2017：2017-01-2310（2017-10-08）2022-09-07.DOI：10.4271/2017-01-2310.2 ALPTEKIN E，SANLI H，CANAKCI M.Combustion and performance evaluation of a common rail DI diesel engine fueled with ethyl and methyl esters J.Applied Thermal Engineering，2019，149：180191.3 ZHANG K，HUANG X D，XIE Z F，et al.Design and optimization of a novel electrically controlled high pressure fuel injection system for heavy fuel aircraft piston engine J.Chinese Journal of Aeronautics，2018，31（9）：19201928.4 ZHOU Y H，LI G X，XU C L，et al.Effects of control valve structure parameters on the flow characteristics of oil drainage progress of electronic unit pump for diesel engineC/OL/SAE Technical Paper，2021：2021-01-5048（2021-05-17）2022-09-07.DOI：10.4271/2021-01-5048.5 LAN Q，FAN L Y，BAI Y，et al.Experimental and numerical investigation on pressure characteristics of the dual-valve controlled fuel system for low-speed diesel enginesJ/OL.Fuel，2021，294（8/9）：120501（2021-03-02）2022-09-07.DOI：10.1016/j.fuel.2021.120501.6 MAGNO A，MANCARUSO E B，VAGLIECO M.Experimental investig