高壓油管結構對電控單體泵燃油系統性能的影響

呂曉辰， 李國岫， 孫作宇， 高青秀， 王杰， 何雙毅， 崔隨現

(1.北京交通大學 機械與電子控制工程學院， 北京 100044； 2.中國北方發動機研究所， 天津 300400；3.裝甲兵駐國營616廠軍事代表室， 山西 大同 037036)

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高壓油管結構對電控單體泵燃油系統性能的影響

呂曉辰1， 李國岫1， 孫作宇1， 高青秀2， 王杰2， 何雙毅2， 崔隨現3

(1.北京交通大學 機械與電子控制工程學院， 北京 100044； 2.中國北方發動機研究所， 天津 300400；3.裝甲兵駐國營616廠軍事代表室， 山西 大同 037036)

利用復雜系統建模與仿真AMESIM軟件建立電控單體泵燃油系統一維液力仿真模型，并進行了試驗驗證。通過對不同高壓油管結構參數的燃油系統進行仿真研究，分析高壓油管長度、內徑及內壁粗糙度對單體泵供油壓力、噴油壓力及循環噴油量等燃油系統性能參數的影響。結果表明，高壓油管結構變化引起系統高壓容積、流通阻力、節流損失、流動損耗的綜合作用是影響系統性能的主要原因，油管長度過長或內徑過小會引起系統性能不規律變化。

兵器科學與技術； 電控單體泵； 高壓油管； 高壓容積； 液力仿真

0　引言

柴油機電控技術是減少空氣污染物排放及燃油消耗的重要方式[1]，電控單體泵燃油系統可實現噴射過程柔性控制，是滿足日趨嚴格的排放法規及人們對車輛機動性、靈活性及經濟性能需求的有效手段[2-5]，且因其對油品要求不高而被我國廣泛采用[6]。

高壓油管是電控單體泵與噴油器連接的通道，其結構對系統性能有一定影響。國內外學者開展了一系列研究，發現油管長度和內徑變化導致系統高壓容積的變化是影響供油效率、噴油壓力的重要原因[7]，高壓油管內燃油壓力波動是造成循環噴油量不一致的直接原因[8]，循環噴油量隨油管結構的變化規律受發動機轉速影響大[9]，油管粗糙度對循環噴油量影響較小[10]，高壓油管壁厚越大、噴油壓力越高[11],油管長度和內徑決定了燃油系統內壓力波振幅及傳播時間并對噴油壓力、噴油量、持續期有一定影響[12]，油管長度越長，噴射壓力越低[13]，最大噴射速率也隨著油管長度的升高而降低[14]，油管長度對系統壓力波動反射和疊加效果有影響[15]。

學者們雖開展了許多研究，但關于高壓油管結構對電控單體泵燃油系統性能的影響較全面、系統的研究相對較少。本文用復雜系統建建模與仿真AMESIM軟件建立電控單體泵燃油系統一維液力仿真模型，并進行試驗驗證。通過仿真計算，分析高壓油管主要結構參數對單體泵供油(單體泵出口處)壓力、噴油器噴油壓力(噴油器壓力室壓力)及循環噴油量等燃油系統性能的影響規律。

1　電控單體泵燃油系統組成及工作原理

電控單體泵燃油系統結構簡圖如圖1所示。

電控單體泵結構圖如圖2所示。發動機每個氣缸配備一個單體泵，燃油壓力的建立依靠由凸輪驅動的柱塞往復運動與電磁控制閥的開啟、關閉過程的配合，凸輪由配氣凸輪軸驅動。單體泵的工作過程一般可分為吸油過程、預壓縮過程、壓縮噴射過程和泄壓過程。吸油時電磁閥開啟，柱塞滾柱總成在復位彈簧的作用下緊貼凸輪并隨著凸輪升程的逐漸減小而下行，低壓燃油由低壓油路吸入柱塞腔；預壓縮過程中電磁閥仍保持開啟，凸輪升程逐漸增大，柱塞上行，被壓縮的燃油從控制閥腔流入低壓油路，燃油壓力緩慢升高；壓縮噴射過程中，電磁閥關閉，高壓油路與低壓油路隔斷，柱塞繼續上行壓縮高壓油路的燃油，燃油壓力迅速升高，達到噴油器起噴壓力，噴油器針閥抬起，開始噴油；泄壓時電磁閥開啟，高壓油路和低壓油路連通，高壓燃油回流至油箱，油壓迅速降低，噴油器在復位彈簧作用下落座，噴油結束。

圖2　電控單體泵結構圖Fig.2　Schematic diagram of electronic unit pump

2　電控單體泵燃油系統仿真模型建立及驗證

2.1電控單體泵燃油系統仿真模型的建立

電控單體泵燃油系統主要由電控單體泵總成、高壓油管、噴油器和低壓油路構成，其中電控單體泵總成由單體泵和電磁控制閥組成，高壓油管總長還包括了高壓嵌入裝置的油管長度，噴油器為階梯式機械噴油器。

系統主要結構參數見表1所示。

表1　系統主要結構參數

電控單體泵燃油系統仿真模型如圖3所示。

圖3　電控單體泵燃油系統仿真模型Fig.3　　　　Simulation model of electronic unit pump fuel injection system

模型主要由5個模塊組成，分別為低壓油路、單體泵、電磁控制閥、高壓油管及噴油器。低壓油路通過回油閥限制最低回油壓力，低壓供油管道選用最簡單的管路模型，僅對燃油的可壓縮性及黏性摩擦進行考慮；單體泵模塊中需將凸輪升程隨凸輪轉角變化的數據輸入凸輪元件；電磁控制閥模塊將電磁線圈通電產生電磁力過程進行了簡化，將電磁力隨時間變化的數據輸入函數元件并通過力轉換元件直接輸出；考慮到高壓油管中存在較大的燃油波動，其管路模型采用波動模型；噴油器的壓力室噴嘴用錐面提升閥、容積腔、節流孔元件來模擬。

2.2電控單體泵燃油系統仿真模型的驗證

為了對模型的準確性進行驗證，開展臺架試驗及仿真計算，發動機曲軸轉速2 500 r/min，供油持續期為28°曲軸轉角，采用降速凸輪挺住總成，工作段在凸輪速度下降段(凸輪轉角29.5°～43.5°)，凸輪升程及速度隨凸輪轉角的變化曲線如圖4所示，仿真開始時刻為凸輪轉角為0°，升程為0，仿真時間設置為0.01 s，即對從柱塞開始上行至噴油結束后一段時間進行研究，單體泵供油壓力的試驗及仿真結果對比圖及循環噴油量仿真曲線如圖5所示。

圖4　凸輪升程及速度曲線Fig.4　Displacement and velocity curves of camshaft

圖5　　　　單體泵供油壓力試驗值與仿真值對比及循環噴油量仿真曲線Fig.5　Curves of measured and simulated EUP supply pressures and simulated curve of circular fuel injection quantity

由圖5可知，試驗及仿真得到的單體泵供油壓力曲線形狀比較相似，仿真計算得到的最大泵端壓力值185.5 MPa與最大泵端壓力試驗值182.4 MPa的偏差為1.7%，單循環噴油量的仿真值為552.7 mm3，與試驗值582.2 mm3的偏差為5%，在工程允許誤差范圍內，可以認為仿真模型基本準確。

3　高壓油管結構對系統性能影響規律

本文未特殊說明均是對發動機曲軸轉速2 500 r/min，供油持續期為28°曲軸轉角，其余參數按表1標注的情況對燃油系統進行仿真研究，分析高壓油管結構參數對單體泵供油壓力、噴油器噴油壓力、噴油量的影響。

3.1高壓油管長度對系統性能的影響

高壓油管內徑為2.5 mm保持不變，高壓油管長度由200 mm增至700 mm(結構參數見表2)，研究單體泵的供油壓力、噴油器嘴端壓力及噴油量的變化。

表2　高壓油管結構參數

3.1.1高壓油管長度對供油壓力的影響

供油壓力及電磁控制閥升程隨高壓油管長度變化曲線如圖6、圖7所示。

圖6　高壓油管長度對供油壓力的影響Fig.6　　　　Influence of length of high pressure fuel pipe on fuel supply pressure

圖7　高壓油管長度對控制閥升程的影響Fig.7　　　　Influence of length of high pressure fuel pipe on solenoid valve lift

由圖6可知，供油壓力的峰值隨高壓油管長度的增加而減小，不同高壓油管長度的供油壓力曲線形狀有所不同。高壓油管內徑保持為2.5 mm不變，隨著油管長度的增加，系統總高壓容積(單體泵泵體內油道、控制閥腔、高壓油管、噴油器體內油道、針閥腔、柱塞腔)有所增加，而柱塞上行速度不受油管長度的影響，控制閥關閉后使高、低壓油路隔斷，總高壓容積內的燃油受到壓縮，總高壓容積越小，壓力越高。從圖7可以看出，油管越短，控制閥開啟響應越滯后，原因在于電磁控制閥斷電后，在復位彈簧力的作用下，閥桿開始開啟，系統高壓容積的平均壓力越高，閥桿復位運動阻力越大，控制閥開啟響應越滯后。供油壓力曲線形狀是由噴油膨脹波及供油壓縮波的疊加效果決定的。以高壓油管長為200 mm為例，壓力波傳播過程原理圖如圖8所示。控制閥關閉后，高壓油路燃油壓力開始升高，油壓小于噴油器的起噴壓力前，供油壓縮波使泵端壓力先升高，針閥腔壓力也隨之升高，當油壓大于噴油器起噴壓力時，針閥開啟(A點)產生膨脹波，膨脹波傳播至針閥腔(B點)使腔內壓力下降，膨脹波由高壓油管傳播至泵端時，供油壓力也有所下降(C點)，但在控制閥開啟前，高壓燃油持續從單體泵柱塞腔向高壓油路中供油，產生壓縮波使供油壓力升高直至控制閥開啟(D點)，供油壓力開始下降(E點)。由圖6可以發現，隨著油管長度的增加，膨脹波由嘴端傳播至泵端的時間越長，供油壓力下降點越滯后，與泵端壓縮波疊加相位越滯后，當油管長600 mm時，從圖6中已無法觀察到噴油膨脹波傳播至泵端使供油壓力產生壓力降后又在壓縮波作用下升高的狀態，就是因為在壓縮波使供油壓力升高前控制閥已開啟，燃油開始泄壓，所以不再出現供油壓力回升的現象。在油管長度為700 mm時，噴油膨脹波還未使供油壓力下降時控制閥已經開啟，壓力即開始下降，但通過延長供油持續期亦可在油管長度為700 mm時觀察到供油壓力下降的狀態，如圖9所示，將控制閥開啟時刻由43.5°凸輪轉角延至45.5°凸輪轉角，可從圖9中清楚看到膨脹波與壓縮波疊加的現象。

圖8　壓力波傳播過程原理圖Fig.8　Schematic diagram of pressure wave propagation

圖9　供油壓力及控制閥升程曲線Fig.9　Curves of fuel supply pressure and solenoid valve lift

3.1.2高壓油管長度對噴油壓力及噴油量影響

噴油器噴油壓力及針閥升程隨高壓油管長度的變化曲線如圖10、圖11所示。

圖10　高壓油管長度對噴油壓力的影響Fig.10　　　　Influence of length of high pressure fuel pipe on injection pressure

圖11　高壓油管長度對針閥升程的影響Fig.11　　　　Influence of length of high pressure fuel pipe on needle valve lift

如圖10所示，噴油平均壓力隨油管長度增加而減小，油管長度為500 mm及以下時，噴油壓力波動較大，油管長度為600 mm和700 mm時，噴油壓力曲線較平緩，但平均噴油壓力較低。由圖11可以看出，油管越長，針閥開啟時間越滯后，即噴油相對于電磁控制閥噴油控制信號越延遲，不利于噴油過程的控制，同時，油管越長，噴油持續期略有減小(見表3)，原因在于油管長度越大、高壓容積內燃油平均壓力越低，控制閥開啟，高壓油路開始泄壓，高壓容積越大，燃油壓力越快降低至噴油器針閥落座壓力。噴油壓力曲線的形狀與噴油膨脹波與供油壓縮波的疊加效果相關。如前文所述，噴油膨脹波傳播至泵端對供油壓力曲線形狀產生了影響，與此同時，供油壓力波也會通過高壓油管傳播至嘴端進而對噴油壓力產生影響。以高壓油管長度為200 mm時為例，圖12給出壓力波傳播過程，供油壓縮波(A點)經過高壓油管傳播至針閥腔，使其壓力升高(B點)，控制閥開啟之前的供油壓縮波(C點)傳播至針閥腔使其出現另外一個壓升(D點)。當油管長度為600 mm時，如前文所述泵端的壓縮波在回傳至噴油器前控制閥已經開啟，高壓油路與低壓油路連通，壓縮波能量瞬間釋放，所以在高壓油管長為600 mm、700 mm時，噴油壓力未出現明顯的壓力回升現象。

表3　噴油持續期

圖12　壓力波傳播過程原理圖Fig.12　Schematic diagram of pressure wave propagation

圖13　高壓油管長度對循環噴油量的影響Fig.13　　　　Influence of length of high pressure fuel pipe on circular fuel injection quantity

高壓油管長度對循環噴油量的影響如圖13所示。

從圖13可以看出，隨著高壓油管長度的增大，噴油量逐漸減少。如前文所述，油管越短，噴油平均壓力越大，噴油持續期越長，噴油量即越多。

3.2高壓油管內徑對系統性能的影響

高壓油管長度保持400 mm不變，內徑由1 mm增至4 mm(結構參數表見表4)研究單體泵供油壓力、高壓油管出口壓力、噴油壓力及循環噴油量的變化規律。

表4　高壓油管結構參數

3.2.1油管內徑對供油壓力及油管出口壓力的影響

不同油管內徑供油及高壓油管出口壓力如圖14、圖15所示。

圖14　高壓油管內徑對供油壓力的影響Fig.14　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on fuel supply pressure

圖15　高壓油管內徑對油管出口壓力的影響Fig.15　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on outlet pressure

由圖14可知，供油壓力隨高壓油管內徑增加而減小，因為油管內徑對系統高壓容積有顯著影響，且油管越小，高壓燃油從單體泵內高壓油道流出進入高壓油管的阻力越大，供油壓力越大。

由圖15可以看出：高壓油管內徑在2.0～4.0 mm之間變化時，隨著油管內徑的增大，高壓油管出口壓力逐漸減小；高壓油管內徑為1.0 mm及1.5 mm時，油管出口處壓力有很大程度的降低，出現與圖14中不同的變化規律。為了進一步研究不規律變化現象產生的原因，對高壓油管內徑由1 mm增至2 mm過程中泵端壓力及高壓油管出口壓力的變化趨勢進行研究。保持高壓油管長度為400 mm不變，油管內徑分別取1.0 mm、1.2 mm、1.4 mm、1.5 mm、1.6 mm、1.8 mm、2.0 mm，仿真計算得到的供油壓力曲線及高壓油管出口壓力曲線如圖16、圖17所示，不同高壓油管內徑的單體泵供油峰值壓力與高壓油管出口峰值壓力之差如圖18所示。

圖16　高壓油管內徑對供油壓力的影響Fig.16　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on fuel supply pressure

圖17　高壓油管內徑對油管出口壓力的影響Fig.17　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on outlet pressure

油管內徑由1.0 mm增至2.0 mm時，單體泵供油壓力隨油管內徑增大而降低，與圖14所示油管內徑由1.0 mm增至4.0 mm時的變化規律一致；油管內徑由1.0 mm增至1.8 mm時，油管內徑越大，高壓油管出口壓力越大，油管內徑為2.0 mm時，高壓油管出口處峰值壓力介于油管內徑為1.8 mm及1.6 mm之間；油管內徑由1.0 mm增至2.0 mm時，單體泵供油峰值壓力與高壓油管出口峰值壓力之差隨油管內徑增大而減小，壓力降值由482.08 MPa減小至7.47 MPa. 出現上述現象的原因為：高壓油管內徑越小，燃油從單體泵出口流入高壓油管的阻力越大，因此供油壓力隨油管內徑減小而增大；油管內徑越小，燃油在由泵端流入高壓油管的節流損失、在高壓油管中的流通阻力及沿途損耗都較大，因此到高壓油管出口的壓力降低程度越大。由圖14～圖18對比分析可知，高壓油管內徑為1.8 mm及以下時，雖然油管內徑小的泵端壓力高，但由于流經高壓油管的阻力及損耗較大，燃油壓力降低程度較大，到達高壓油管出口時，燃油壓力出現相反變化規律，即油管內徑越小、高壓油管出口壓力反而越大；對于油管內徑為2.0 mm及以上時，油管內徑小的供油壓力大，燃油由泵端流至高壓油管出口的損耗較小，因此高壓油管出口壓力變化規律與供油壓力相一致。

結合3.1.1節和3.1.2節中高壓油管長度對供油壓力及噴油壓力影響規律來看，在油管內徑為2.5 mm不變時，燃油由單體泵出口流入高壓油管阻力不變，且燃油流經油管的沿途損耗較小，油管越長，高壓容積越大，供油工作段不變，柱塞壓縮高壓容積內燃油的體積越大，燃油壓力升高程度越小，即供油壓力、噴油壓力隨油管長度增大而減小(見圖6、圖10)；高壓油管內徑由1.0 mm增至4.0 mm過程中，供油壓力隨高壓油管內徑增加而減小，原因在于油管內徑越大，燃油由泵端流入高壓油管阻力越大，在油管內徑為2.0 mm及以上時，燃油流經油管的損耗小，高壓油管出口壓力與供油壓力隨油管內徑變化規律一致，而在油管內徑小于2.0 mm時，由于燃油流經高壓油管沿途損耗過大，燃油壓力降低程度大，出現油管內徑越小，高壓油管出口壓力越低的變化規律。油管長度不變時，雖然在高壓油管內徑變化時，高壓容積也隨之變化，但油管內徑變化導致燃油流動阻力、損耗的改變是引起供油壓力、高壓油管壓力不同變化規律的主要原因。

3.2.2高壓油管內徑對噴油壓力及噴油量的影響

噴油壓力隨高壓油管內徑的變化曲線如圖19所示。

圖19　高壓油管內徑對噴油壓力的影響Fig.19　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on injection pressure

噴油壓力的變化規律與高壓油管出口處變化規律相似，因為高壓油管出口直接與噴油器體內高壓油道相連，燃油流經高壓油道后進入針閥腔，噴油器體內油道參數不變情況下，針閥腔壓力與高壓油道出口處壓力相近，而針閥腔壓力越高，噴油壓力(噴油器壓力室壓力)越高。

控制閥芯升程、噴油器針閥升程及噴油量隨高壓油管內徑的變化曲線如圖20、圖21、圖22所示。

圖20　高壓油管內徑對控制閥芯升程的影響Fig.20　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on solenoid valve lift

圖21　高壓油管內徑對針閥升程的影響Fig.21　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on needle valve lift

圖22　高壓油管內徑對循環噴油量的影響Fig.22　　　　Influence of inner diameter of high pressure fuel pipe on circular fuel injection quantity

由前文可知，高壓油管內徑越小，燃油流入油管時受阻力越大，單體泵供油壓力越高，單體泵體內控制閥腔壓力也越高，電磁控制閥斷電后開始泄油時，對于油管內徑為1.0 mm及1.5 mm時，由于控制閥腔壓力過高，油壓不能及時迅速的降低，導致控制閥芯開啟時發生抖動(見圖20)，油管內徑越小，針閥腔內燃油回流至高壓油管阻力越大，針閥腔燃油壓力降低速度慢，噴油持續期加長(見圖21)，在油管內徑為1.0 mm時，由于高壓容積較小，針閥關閉后造成的水擊壓力波動幅值較大，使針閥腔內燃油出現較大的壓力波動而出現二次噴射，但其平均噴油壓力最低，綜合作用噴油量不是最大的，油管內徑為1.5 mm時，在較高噴油壓力及較長噴油持續期綜合效果下，噴油量達到最大。

由此可知，高壓油管內徑不能過小，一方面可能導致電磁控制閥的閥芯運動不穩，且可能出現異常噴射，另一方面則使高壓油管對燃油的黏性摩擦增大，造成能量浪費和燃油溫度過高。

3.3高壓油管內壁粗糙度對系統性能的影響

高壓油管材料不同，內壁粗糙度會有所區別，AMESIM軟件中需對管路的相對粗糙度進行設置，相對粗糙度定義為管路內壁絕對粗糙度與管路內徑的比，即在管路內徑保持不變時，絕對粗糙度與相對粗糙度成比例。柴油機高壓油管一般采用無縫鋼管，常見的加工方式為冷拔和熱軋。對于冷拔管來說，其內壁絕對粗糙度一般為3.2 μm，而熱軋管粗糙度一般為6.3 μm，經過幾年使用后，高壓油管內壁粗糙度可達新管粗糙度的10～15倍左右。為研究高壓油管粗糙度對系統性能的影響，內壁絕對粗糙度分別取0.003 2 mm、0.006 3 mm、0.063 0 mm、0.094 5 mm，即在模型參數設置中油管內壁相對粗糙度分別設置為0.001 28、0.002 52、0.025 20、0.037 80.

供油壓力、噴油壓力及循環噴油量隨高壓油管內壁相對粗糙度的變化曲線如圖23～圖25所示。

圖23　高壓油管內壁粗糙度對供油壓力的影響Fig.23　　　　Influence of wall roughness of high pressure fuel pipe on fuel supply pressure

圖24　高壓油管內壁粗糙度對噴油壓力的影響Fig.24　　　　Influence of wall roughness of high pressure fuel pipe on injection pressure

圖25　高壓油管內壁粗糙度對噴油量的影響Fig.25　　　　Influence of wall roughness of high pressure fuel pipe on circular fuel injection quantity

由圖23～圖25可以看出，油管內壁粗糙度對供油壓力、噴油壓力及循環噴油量影響都較小，隨著油管內壁粗糙度的增加，供油壓力變大而噴油壓力減小，原因在于粗糙度大，燃油從單體泵出口流入高壓油管的阻力變大，供油壓力增大，而粗糙度越大沿途阻力越大，損耗越大，噴油壓力降低，噴油量減少。

油管長期使用過程中因燃油腐蝕、壓力振蕩等因素，其內壁會有所磨損，粗糙度會增大，會在一定程度上使噴油壓力降低、噴油量減少，因此需定期更換。

4　結論

1)高壓油管內徑為2.5 mm，長度由200 mm～700 mm變化時，高壓油管內徑較大，流通阻力及沿途損耗作用較小，高壓油管容積導致的系統高壓容積變化成為影響性能的主要原因，單體泵供油壓力、噴油壓力及循環噴油量隨高壓油管長度的增大而減小。

2)高壓油管長度為400 mm，內徑由1.0 mm增至4.0 mm，油管內徑的減小導致燃油從單體泵出口流入高壓油管的流通阻力變大是影響供油壓力的決定性因素，沿途阻力大小對高壓油管出口壓力及噴油壓力變化規律影響大。高壓油管內徑不小于2.0 mm時，燃油流經油管的阻力較小，高壓油管出口壓力、噴油壓力與供油壓力隨高壓油管內徑變化規律一致，油管內徑越大，供油壓力、高壓油管出口壓力及噴油壓力越小；油管內徑小于2.0 mm時，燃油在高壓油管入口處阻力及流經油管阻力較大，過大的沿途損耗使高壓油管出口壓力隨油管內徑變化規律產生很大變化，油管內徑越大，供油壓力越小，高壓油管出口壓力及噴油壓力越大。

3)油管內壁越大，燃油流入高壓油管阻力大，單體泵供油壓力越大；燃油在管路中傳播的沿途損耗增大，噴油壓力降低，噴油量減少。

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Effect of High Pressure Fuel Pipe Structure on Performance of Electronic Unit Pump Fuel System

LYU Xiao-chen1， LI Guo-xiu1， SUN Zuo-yu1， GAO Qing-xiu2， WANG Jie2， HE Shuang-yi2， CUI Sui-xian3

(1.School of Mechanical Electronic and Control Engineering, Beijing Jiaotong University, Beijing 100044, China; 2.China North Engine Research Institute, Tianjin 300400, China; 3.The Military Representative Office of Armored Force in No. 616 Factory, Datong 037036, Shanxi, China)

An one-dimensional hydrodynamic simulation model of electronic unit pump fuel system is established using AMESIM software, and the experimental verification is made for the proposed model. The effects of length, inner diameter and roughness high pressure fuel pipe structure on oil supply pressure, injection pressure and fuel injection quantity of electronic unit pump fuel system are analyzed through numerical simulation. The simulated results show that the structural change in high pressure fuel pipe leads to high pressure volume, flow resistance，throttling loss and dissipation of system, which affect the performance of fuel system. Irregular change in system performance would appear if the high pressure fuel pipe is too long or its inner diameter is too small.

ordnance science and technology; electronic unit pump; high pressure fuel pipe; high pressure volume; hydrodynamic simulation

2015-12-14

國防科技工業局基礎產品科研創新項目(20131004)

呂曉辰(1989—)， 女， 碩士研究生。E-mail: 12125799@bjtu.edu.cn；

李國岫(1970—)，男，教授，博士生導師。E-mail: Li_guoxiu@yahoo.com

TK421+.4

A

1000-1093(2016)10-1778-10

10.3969/j.issn.1000-1093.2016.10.003