8.9L柴油机用高压油管的设计与研究.doc

第28卷第2期 2007年4月Vol. 28 No. Apr. 2007内燃机工程 Chinese Internal Combustion Engine Engineering 1994-2010 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved, 280031文章編号：1000-0925(2007) ()2-043 048. 9L柴油机用高压油管的设计与研究李勇，郑国世，髙峻，周念东(东风康明斯发动机有限公司，襄樊441004)Design and Research on High Pressure Fuel Supply Pipes of the 8. 9 L Diesel EngineLI Yong, ZHENG Guo-shi, GAO Jun, ZHOU Nian-dong(Dongfeng Cummins Engine CO.，Ltd.，Xiangfan 441004，China)Abstract： This paper describes the simulation calculation and engine bcnch test works during design validation phase of L mechanical 8. 9 liter diesel engines high pressure fuel supply pipt-. At first. the structure design and 3D model work of high pressure fuel supply pipe was completed by Pro E and laid out on the engine, then ANSYS was used for FEA modal analysis, at last the engine performance lest. the pipe operating stress measurement and engine endurance test were done on the engine. At the same time, an engineering standard workflow of the high pressure fuel supply pipe design was created by this study. The final result indicated that tho design meet all requirements of Euro-U emissions, engine performance, reliability and engine layout etc.摘要：为了验证直列泵8.9L柴油机用高压油管的设计，采用模拟计算和发动机整机试验 相结合的方法进行了研究开发。首先使用Pro/E完成高压油管结构设计、31)糢型和整机布 置，然后运用ANSYS对高压油管进行FEA模态分析，最后进行了发动机性能试验、油管应力 测试和发动机耐久性试验。同时还建立了高压油管设计的标准化工作流程。结果表明：高压 油管设计满足发动机欧-n排放、整机性能、可靠性及整机布置等所有要求。关键词：内燃机；高压油管；模态分析;应力测试Key words： IC engine； high pressure fuel supply pipe； modal analysis； stress measurement 中图分类号：TK422. 1文献标识码：A0概述随着我国中重型载货车向大吨位、高档次过渡 升级，市场对大功率柴油机的需求显著提高，商用载 重汽车日益朝着重型化方向发展。应用直列泵的 8.9L柴油机就是在这种背景下诞生的。高压油管 设计与研究是该柴油机开发研究的工作之一，本文 介绍了其髙压油管的设计与研究。1发动机基本参数研究所用发动机的主要参数见表1。表1研究用发动机主要参数切 式貞列、水冷、四冲枰、 汽喷式、顶實四气门迸气方式增吒屮付屮中冷气缸数r)缸径X冲程._mm1 M N IM.；.总排量/LK. H：,压缩比lb.标定功率kW标定转速r*min 12 2on最大扭矩/N*ml最大扭矩转速11 -loo低怠速/mi n 17oi高怠速1标定点油耗g* ( kW* h 1 U k- i最低燃油消耗率g*(kW*h m全负荷烟度/fsn L).自由加速烟度._FSN-2 .)满足的排放法规欧H收稿日期：2006-01-23作者简介：李勇（1978 ），男，工程师，主要研究方向为柴油机供油系统和缸内动力传动系统，E-mall:Li.Yongcummiiis.2007年第2期内燃机工程47 2离压油管设计方案在基本设计时，根据气缸需用最长的高压油管 长度作为各缸统一用长度，高压油管的弯曲半径尽 可能一致。这样可以使各气缸间的喷油时间及波形 相同,燃烧尽可能接近，发动机运行平稳。此外，对 于高压油管的夹紧固定方式也要充分注意，髙压油 管与柱塞直径、出油阀的吸回量和喷油嘴等的组合 与燃烧系统相匹配。2.1离压油管的联结形式直列泵8. 9 L柴油机使用4气门气缸盖和 BOSCH P7100型燃油喷射杲。设计的高压油管使 用图1所示的泵端联接形式和图2所示的嘴端联接 形式。图1泵端联接形式图2嘴端联接形式2.2离压油管的材料在选择高压油管材料时，需要考虑的是高压油 管内部压力和高压油管振动而造成的压力和弯曲疲 劳应力。同时，由于BOSCH P7100型燃油喷射泵 的最大供油压力达105 MPa,因此，在设计中，高压 油管的最大内表面裂纹深度应不大于30 pin，硬度应 达到280 HV以上，以具备良好的抗穴蚀性能。综合 考虑后选择UBRIEB作为高压油管材料。表2为 高压油管材料性能。表2离压油管材料性能材料牌号内表面裂 纹深度zpm硬度/HV抗拉强度/ MPa耐穴蚀性能材料备注UBRirB30内管280 440600优秀外管:STS35 内管:SUS304 JIS G 3459耐高压防穴蚀2.3髙压油管的管路布置高压油管的管路布置对于高压油管的结构完整 性有着重要的意义，它将影响高压油管的弯曲疲劳 和内部压力疲劳，从而影响高压油管的寿命。对于 外径为6. 35 mm的髙压油管其推荐弯曲半径为20 mm，弯曲段之间的直管段长度要求不小于20 mm, 在泵和嘴两端的直管段长度要求不小于28tnm。高 压油管之间的名义间隙应大于3mm，与其它固定的 刚性零件的名义间隙应大于6 mm。这是比较成功的 经验。综合髙压油管的设计边界，并参考现有同类 型发动机的管路布置方式，借助于Pro/E设计软件， 得到图3所示的管路布置。图3高压油管管路布置2.4高压油管的支架布置高压油管的管路布置完成后，还需要考虑高压 油管支架的安装位置。高压油管支架的刚度会对 高压油管总成的自振频率产生轻微的影响（除非支 架的刚度近似无穷大），而固定点或高压油管支架 之间的距离则对高压油管的刚度影响非常大。同 时，髙压油管支架的位置还会影响高压油管的装配 应力。经验表明，在中重型柴油机的髙压油管钢支 架结构中使用尼龙减振块能够显著地降低应力并 提高系统自振频率，而且不会对弯曲疲劳强度造成 负面影响。2.5参数拟定在泵-管-嘴供油系统中，由于管路压力脉动的影 响，嘴端喷射压力可比泵端出油压力髙或低。通过 调整喷油嘴、弹簧、管路及出油阀，可使嘴端喷射压 力高于泵端出油压力，从而提高燃油系统能力和可 靠性。一般情况下，较长的高压油管会产生较髙的 嘴端喷射压力。髙压油管的最终尺寸由发动机性能 试验和排放测试结果来确定，同时该尺寸还要满足 与其相关联的其它零部件的机械负荷限值。根据燃 油喷射泵、气缸盖的布置和第6缸所需最长的高压 油管长度以及制造工艺要求.高压油管长度暂定为 808mm,最终长度将通过模拟计算确定。高压油管 内径选择1.8mm和2. 0mm两种，通过发动机性能 开发和排放测试.最终确定油管内径尺寸。3髙压油管理论横态分析高压油管在发动机运转时，在自身振动或髙压 燃油的髙频脉冲作用下，可能发生疲劳断裂。当高 压油管的自振频率与匹配的发动机不合适时，在外 界的激振力作用下，会产生共振现象，从而使髙压油 管开裂漏油。借助于ANSYS软件，分析结构部件的固有频率 成分及其模态振型，为确定管路系统是否存在机械共 振提供理论依据。从已有的成功经验来看，管路产生 较大振动和噪声的原因主要是管路出现了谐振，在进 行高压油管设计时应尽量避免出现谐振现象。使用 有限元分析(FEA)的方法对高压油管进行模态分析 来计算高压油管的自振频率。与Pro/E有着很好接 口的ANSYS软件被选择用来进行此次分析，包括高 压油管支架在内的3D Pro/E高压油管总成模型用来 生成有限元模型，模型中还包括所有的3D坐标系。 当有限元模型生成后，高压油管将使用BEAM189单 元类型，高压油管支架将使用SHELL63单元类型。 在髙压油管和支架/减振块之间建立虚拟的BEAM特 征以便表现它们的连接/夹紧关系，虚拟的BEAM特 征是完全刚性的，但是质量为零。根据选定的髙压油管材料，有限元计算模型中 的材料特性如表3所示。表3离压油ff及支架材料特性项 目高压油管高压油管支架虚拟的BEAM特征弹性模量/GPa206206206密度/kg*ni7 8587 8580泊松比0. 30. 30. 3根据已有的成功经验，自振频率的设计目标是: 对于直列4冲程6缸发动机，一阶自振频率应大于 或等于六阶的发动机工作频率。所设计的柴油机高所有的高压油管支架安装孔和高压油管两端点 在6个自由度上都要被固定。后3缸髙压油管总成 的约束如图4所示。前3缸髙压油管总成的约束与 后3缸相似。泵端,嘴端约束图4模态分析的约束条件怠速为2 500 r/min,于是其六阶的发动机工作频率 是 6X2 500/60 = 250 Hz在10阶模态分析中提取了低于1 000 Hz的高 压油管总成自振频率前6阶的自振频率（表1)满足 低于1 000 Hz的要求。高压油管总成的一阶和二阶 模态见图58。前3缸高压油管总成的前5阶自振 频率均低于设计极限250 Hz，有可能在发动机工作 转速范围内被发动机着火频率激励起来，需要进一 步的模态试验和应力试验来验证。后3缸髙压油管 总成的一阶自振频率明显高于设计限值.因此它的 设计是可接受的。表4离压油管总成自振频幸横态分析阶数前3缸油管总 成自振频率/HZ振型后3缸油管总 成自振频率Hz振切-181弯曲313弯曲二185弯曲326弯曲三212弯曲335弯曲四219弯曲352弯曲五241弯曲355弯曲六300弯曲361弯曲DISPLACEMENT表S离压油管在整机上的试驗数据高压油管涡前排气 温度/t(2 200 r/min)烟度/FSN (1 400 r/min)最高燃烧压力/MPa (2 200 r/min)泵端出油压力/MPa (2 200 r/min)多 1.8X8087361.5813. 1108.4多 2. 0X8087231.6613. 7101.8表6离压油管在整机上的排放数据g/UW*h)高压油管HCCONO,PM#1.8X8080. 190. 826. 200. 13 2.0X8080. 180. 895.570. 14欧-n限值1. 14.07.00. 15图8后3缸总成二阶模态（弯曲）期处理，测试结果见表7。图11显示了高压油管总 成的运行应力结果。图中的主应力为测量得到的拆 卸应力数据，交变应力为高压油管测量位置的最大 动态应变。应力测量结果表明，所有测量位置的应 力均能满足现有的成功经验。应力测量试验还表 明，在发动机整个转速范围内，没有出现髙压油管总 成的共振现象。图9油管嘴端应变片位S4发动机试验4.1整机性能试验为了确定髙压油管的最终方案，长度为808 mm,内径为1. 8 mm和2. 0 mm的高压油管在相同 的泵-嘴上进行了匹配试验，结果见表5。在保持相 同发动机性能的前提下，对两种不同内径的高压油 管，进行了整机排放测试，结果见表6。比较测试数据可知：在CO和PM方面，内径1.8 mm的高压油管占优势；对于N():的排放，内径2.0 mm的髙压油管优于内径1. 8mm的。同时，对比二者 的泵端出油压力数据可以发现，使用内径1.8mm高 压油管的泵端出油压力为108. 4 MPa,这已经超出了 BOSCH P7100型燃油喷射栗的设计限值。由于采用 两种内径的高压油管都能满足性能和排放的要求，而 为了降低燃油喷射栗的机械负荷，提高燃油喷射泵的 可靠性，内径为2.0mm的髙压油管成为最终的选择。 4.2离压油管工作应力测ft为了进一步验证高压油管的设计开发，进行了 高压油管总成的装配应力和工作应力测量。图9、10 分别显示了应变片在油管嘴端和泵端的粘貼位置。 在开始进行动态应变测量试验前，首先在停机状态 下测量高压油管的装配应力以便了解在静态下是否 存在任何永久变形（屈服）。按照现有的成功经验， 在动态应变测量完成后，对拆卸应力也进行了测量 以了解残余弹性应变。试验数据的获取使用了 SQUb-丨数据采集系统，并由ArtemiS软件进行后图10油管泵端应变片位置 表7离压油管总成应力测量结果 MPa油管序号应变片位置主应力动态应力I油泵端轴向4750.390方向油嘴端轴向11243. 090方向2油泵端轴向3945.090方向油嘴璀轴向17732.590方向3油泵端轴向22037.090方向油嘴端轴向2323. 790方向4油泵端袖向8355. 090方向油嘴靖轴向21439. 090方向5油泵端轴向33045.690。方向油嘴端轴向5824.890方向6油泵端轴向4647. 490方向油嘴靖轴向2933. 390方向(下转第50页) 1994-2010 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved, 51 内燃机工程2007年第2期偏排气道侧，为190 MPa。缸盖采用铝合金，其屈服 极限为220 MPa,从分析结果可以看出，两个缸盖都 满足强度条件。图8 SSI缸盖燃烧室热应力分布3结论(1) 缸盖的最髙热应力出现在壁梁偏排气道 侧，分析结果显示，两缸盖都满足强度要求。(2) SSI发动机已为成熟机型，测量点的计算温 度与模拟温度值非常接近。其表面采用流固耦合方 法计算发动机热负荷是一种比较精确的方法。图9 DSI缸盖燃烧室热应力分布 从图9中可以看出，最大应力也位于彝梁中部(3) 进行双火花塞设计后，缸盖最大热应力会 大幅度提髙，因此，在双火花塞发动机设计阶段，一 定要辅于CAE分析，避免后期由于热负荷过大造成 发动机失效。参考文獻：1 Launder H E*Spalding D B. Lectures in mathematical models of turbulenceM. London： Academic Press, 1972.2 Schlichting H. Boundary layer theory (6,h edition) M. New York：McGraw-Hill Book Company* 1968.(编辑：孔毅） 1994-20