D85推土機燃油系統故障分析與改進

馬曉麗，檀麗宏

（中國北方發動機研究所，山西大同037036）

采用PT燃油系統的柴油機具有供油壓力低、噴射壓力高、供油無沖擊、動力范圍寬廣、易采用電子控制等諸多優點而被工程機械、礦山機械廣泛應用。但是，使用中發現該系統仍存在問題。日本小松公司生產的D－85系列推土機在使用過程多次發現該機停止使用一周后無法重新啟動。針對該問題，對該機PT燃油系統組成、零件結構進行多方位的檢查與分析，認為引起該故障的主要原因與浮子油箱結構有關。為此，針對系統相關零件進行結構改進，同時提出燃料品質、維護保養要求。改進結構經試驗驗證，效果極佳，綜合性能及可靠性滿足使用要求。

1 問題分析

D85A推土機采用了PT供油系統，系統主要由主油箱、進油管、浮子油箱、燃油濾清器、PT供油泵、噴油器、回油管等部件組成。其系統結構見圖1。

由圖1可以看出，主油箱燃油出口高于噴油器進口中心，而噴油器的油量控制口的開啟和關閉是由供油凸輪控制的，當柴油機熄火后，至少有一個噴油器處于開啟位置，此時回油管的燃油就會經過開啟的噴油器流入燃燒室。浮子油箱就是為解決此問題而設計的，而故障恰恰是由此發生的。根據故障現象，對系統所有部件進行拆檢發現：燃油質量差、長期使用維護保養不當，浮子油箱內大量聚集污垢顆粒及水分，使得浮子油箱密封鋼球磨損，密封效果明顯下降。由于浮子油箱密封鋼球失效，燃油在柴油機停機時充滿浮子油箱，在主油箱與浮子油箱的壓差作用下逐漸充滿回油管，并通過打開的噴油器大量進入燃燒室，從而導致柴油機不能正常著火。

2 系統結構改進與優化

通過分析D85A推土機PT供油系統結構及使用過程出現的故障，在不影響整體結構布局的前提下，提出了行之有效的解決方案。改進后PT供油系統結構見圖2。

2.1 方案設計

（1）取消浮子油箱，在燃油濾清器與PT泵之間的燃油管上增加一個進油單向閥，達到原浮子油箱的功能，單向閥的基本結構與工作原理見圖3。

圖1 D85A推土機PT供油系統

圖2 改進后PT供油系統結構

圖3 單向閥的基本結構與工作原理

（2）在噴油器至油箱的回油管路上反向安裝一個單向閥，起到安全保護作用。

2.2 系統參數確定

改進工作的關鍵在于進、回油閥流量、開啟壓力的匹配，保證PT供油系統能夠正常工作。因此，需要對柴油機工作時進、回油閥工作狀態進行分析，對閥流量、開啟壓力進行理論計算，提出相對合理的系統技術參數，為單向閥的結構設計提供依據。

柴油機工作時，進、回油閥必須同時打開，且閥的開度隨柴油機轉速升高、油量增大而增大。根據圖2的PT供油系統結構分析，當PT燃油泵內置的齒輪泵吸油真空度大于單向閥5的預壓力與油箱燃油壓力差時，進油單向閥打開，燃油經單向閥→PT燃油泵→噴油器→燃燒室。噴油器沒有噴出的多余燃油→回油單向閥→油箱。

柴油機最大功率點需要的油量最大，此時，單向閥的開度最大。在該狀態下（圖3）選取Ⅰ－Ⅰ、Ⅱ－Ⅱ兩個截面進行分析。由單向閥結構看出，Ⅰ－Ⅰ、Ⅱ－Ⅱ兩個截面燃油流動為漸變流，由伯努利方程得出：

式中P1為截面Ⅰ－Ⅰ處燃油壓力，Pa；P2為截面Ⅱ－Ⅱ處燃油壓力，Pa；V1為截面Ⅰ－Ⅰ處燃油流速，m／s；V2為截面Ⅱ－Ⅱ處燃油流速，m／s；H1為截面Ⅰ－Ⅰ處流體勢能，m；H2為截面Ⅱ－Ⅱ處處流體勢能，m；γ為燃油比重，kg／m3（柴油比重：810 kg／m3）；g為重力加速度，m／s2（9.8 m／s2）；h f為沿程能量損失，m。

截面Ⅰ－Ⅰ參數確定：

由于Ⅰ－Ⅰ、Ⅱ－Ⅱ兩截面所取截面接近，則認為H1＝H2；

根據結構設計，Ⅰ－Ⅰ截面積遠遠大于Ⅱ－Ⅱ截面，故認為V1小于V2，可忽略不計，壓力損失為0。得出下式：

通過Ⅱ－Ⅱ截面的理論流量Ql為：

式中Ql為通過Ⅱ－Ⅱ截面的理論流量，m3／s；A為Ⅱ－Ⅱ處截面積，mm2。

由于流通端面收縮產生局部壓力損失，實際流量要小于理論流量。根據經驗，流量系數φ通常在0.6～0.7范圍內選取。

通過Ⅱ－Ⅱ截面的實際流量Qs為：

式中Qs為通過Ⅱ－Ⅱ截面的實際流量，m3／s。

2.3 進油單向閥結構參數確定

（1）單向閥有效內徑設計

單向閥直接裝在原機PT燃油系統燃油管上，故單向閥進、回油口有效內徑與原機油管相同。

（2）單向閥工作壓力范圍計算

根據單向閥在PT供油系統結構布置位置，單向閥進口壓力可依據流體靜力學方程式和帕斯卡定律進行計算，其計算式為：

式中P1max為單向閥進油孔處最大油壓，Pa；hmax為油箱最高液面到單向閥進油孔中心高度，mm；P1min為單向閥進油孔最低油壓，Pa；hmin為油箱最低液面到單向閥進油孔中心高度，mm。

由此確定單向閥進口工作壓力范圍。

（3）作用于球閥上的壓力計算

由單向閥的結構可以看出，作用在鋼球上的壓力Pq范圍為：

（4）球閥鋼球直徑選取

根據經驗球閥鋼球直徑取值范圍通常為燃油進口通徑的1.2～1.3倍即可。

（5）彈簧預緊力設計

為保證柴油機停機時，球閥在彈簧力的作用下迅速落座，關閉油路，彈簧預緊力的設計應大于油箱最大靜壓力。為提高閥的工作可靠性，一般彈簧預緊力設計為油箱最大靜壓力的3～5倍。即：

（6）彈簧開啟壓力校核

PT燃油泵內的齒輪工作產生的吸油真空度Pbk與油箱靜壓力P1的合力大于彈簧的預緊力Pty時，球閥被打開，燃油進入燃油泵。因此，Pbk、P1與Pty的關系式為：

（7）單向閥流量校核

單向閥流量可用式（5）計算，計算出流量Qs應大于PT燃油泵的實際供油量即滿足使用要求。

2.4 回油單向閥參數確定

回油閥設計方法與進油閥相同，僅設計數據不同而已，在這里不做贅述。

3 維護與保養

及時更換燃油濾芯（約500 h），清洗油箱及油箱內濾網（3個月），保證燃油品質，減少系統故障，提高設備完好率。

4 結論

（1）單向閥結構簡單易實施，并保證原有系統性能特點。

（2）提高設備工作可靠性，降低維護、保養成本。

（3）此改進方法適用于所有采用浮子油箱結構的PT供油系統機型，具有顯著的經濟效益。

［1］羅惕乾.流體力學（第2版）［M］.北京：機械工業出版社，2003.

［2］甄凱玉.怎樣維修PT燃油系統［J］.礦山機械，1997，（2）：9－11.

［3］楊本落.流體運動基本分析［M］.北京：北京科技出版社，1996.