楊宏偉，楊顯鋒，陳曉歡，高怡，馬梁，康彥紅，李華樂(lè)，徐丹

中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)，天津 300400

0 引言

高壓共軌燃油噴射系統(tǒng)可靈活調(diào)節(jié)和控制油壓、噴油定時(shí)、噴射油量，實(shí)現(xiàn)高壓燃油噴射精細(xì)化[1-10]。電控噴油器是高壓燃油供給系統(tǒng)的核心零部件，長(zhǎng)期處于高壓、高溫及高速運(yùn)行狀態(tài)，噴油器的針閥偶件由于頻繁快速開(kāi)啟、關(guān)閉，容易導(dǎo)致偶件密封面過(guò)度磨損[11-12]。噴油器或噴油嘴的密封不良將導(dǎo)致噴油器盛油槽壓力降低、系統(tǒng)響應(yīng)時(shí)間加長(zhǎng)，直接影響柴油機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、排放性[13-15]。本文中針對(duì)噴油器針閥偶件在高壓下可能產(chǎn)生的密封面磨損問(wèn)題，對(duì)針閥體與針閥閥座分別進(jìn)行有限元靜力分析，建立針閥與針閥座接觸模型，分析不同密封錐角對(duì)噴油器針閥偶件密封面形變和應(yīng)力的影響。

1 噴油嘴密封錐面有限元靜力分析

針閥和針閥座材料性能參數(shù)如表1所示。

表1 針閥和針閥座材料性能參數(shù)表

1.1 針閥挺柱有限元分析

針閥挺柱仿真模型的載荷及約束設(shè)置如圖1所示，其中p為高壓燃油壓力；F1為針閥挺柱最上端受柱塞套內(nèi)彈簧的作用力，該作用力作用在針閥挺柱上端小凸臺(tái)上；F2為針閥挺柱中部受針閥彈簧的作用力，該作用力作用在針閥上部第2個(gè)凸臺(tái)處。

圖1 針閥挺柱仿真模型的載荷及約束

由于針閥在實(shí)際工作過(guò)程中軸向運(yùn)動(dòng)幅度很小，對(duì)其進(jìn)行靜力學(xué)有限元分析時(shí)，可以假定針閥上部與柱塞套的耦合處為約束載荷，便于對(duì)針閥挺柱進(jìn)行靜力學(xué)分析；針閥與閥座在實(shí)際工作過(guò)程中碰撞接觸時(shí)間很短，有限元分析過(guò)程中結(jié)果不易收斂，為了提高結(jié)果準(zhǔn)確性，建模過(guò)程中對(duì)針閥與閥座進(jìn)行更規(guī)則及精細(xì)的網(wǎng)格劃分，仿真過(guò)程采用六面體網(wǎng)格形式進(jìn)行劃分，共計(jì)374 570個(gè)單元。

參數(shù)設(shè)置完畢進(jìn)行求解計(jì)算，幾何體主要受到一個(gè)固定約束、兩個(gè)作用力和壓力作用，仿真主要監(jiān)控幾何體模型的形變和應(yīng)力分析。幾何體形變和等效應(yīng)力如圖2、3所示。

由圖2可知：當(dāng)針閥頂端與柱塞套耦合處約束時(shí)，在柱塞套彈簧作用力、針閥彈簧作用力及液壓力的綜合作用下，針閥體發(fā)生了微小形變，由于針閥體上端約束，因此針閥體上端的形變最小，越靠近針閥體的下端，針閥體的形變?cè)絹?lái)越大，最大形變約為55.268 μm；由圖3可知：在約束及載荷的作用下，幾何體所受的應(yīng)力發(fā)生了較大的變化，幾何體上端應(yīng)力變化較為明顯，最大應(yīng)力出現(xiàn)在上端第2個(gè)凸臺(tái)處，約為457 MPa。

仿真模型的計(jì)算結(jié)果和模型的簡(jiǎn)化、網(wǎng)格劃分、參數(shù)設(shè)置及求解器設(shè)置密切相關(guān)，因此需通過(guò)多次求解計(jì)算對(duì)模型及設(shè)置的準(zhǔn)確性進(jìn)行驗(yàn)證。

1.2 針閥座有限元分析

針閥座的載荷及施加約束如圖4所示，針閥座上部截面和軸截面固定，閥座內(nèi)部受到高壓燃油液壓力的作用。本文中主要對(duì)不同密封錐角下針閥座進(jìn)行有限元分析，研究重點(diǎn)在針閥座與針閥接觸部分的座面，因此三維模型中對(duì)針閥座上半部分進(jìn)行簡(jiǎn)化，同時(shí)針閥噴嘴處的噴孔也做了簡(jiǎn)化處理。

圖4 針閥座載荷及施加約束

針閥座形變和等效應(yīng)力仿真如圖5、6所示。

由圖5可知：在高壓燃油液壓力的作用下，針閥座發(fā)生了微小形變，越靠近針閥座上部，針閥座的形變?cè)酱螅橀y座形變有明顯的分層現(xiàn)象，最大形變約為1.44 μm，針閥座錐面處的形變并不是很大，由于該部分的腔室面積較小，壁面較厚，不易發(fā)生形變；由圖6可知：針閥座的最大等效應(yīng)力為285.02 MPa，應(yīng)力主要集中在噴油嘴腔室，不同面的交線處應(yīng)力較大，這是因?yàn)榻痪€處比較容易產(chǎn)生應(yīng)力集中。

圖5 針閥座形變仿真 圖6 針閥座等效應(yīng)力仿真

1.3 不同密封錐角下針閥座有限元分析

為了研究不同針閥座密封錐角對(duì)密封性能的影響，對(duì)密封錐角為60°、90°、120°和150°時(shí)針閥座的形變和等效應(yīng)力進(jìn)行仿真分析，除針閥座的密封錐角結(jié)構(gòu)不同外，仿真模型的其它參數(shù)設(shè)置均相同。

針閥座錐角區(qū)域位于壓力室的上游，不同針閥座密封錐角下的針閥座形變仿真如圖7所示。

a)60° b)90° c)120° d)150°

由圖7可知：密封錐角從60°到150°變化過(guò)程中，針閥座形變的分布大致相同，密封錐角增大時(shí)，密封錐面與噴嘴壓力室圓柱面的交線處的形變?cè)龃?；不同密封錐角的針閥座的最大形變(噴嘴壓力室上端)基本相同，針閥座密封錐角為60°、90°、120°、150°時(shí)，最大形變分別為1.444 0、1.443 3、1.443 7、1.443 8 μm。

不同針閥座密封錐角下針閥座的等效應(yīng)力如圖8所示。

a)60° b)90° c)120° d)150°

由圖8可知：針閥座的應(yīng)力集中在不同面的交線處，尤其是密封錐面與噴嘴壓力室圓柱面的交線處。針閥座密封錐角從60°到150°的變化過(guò)程中，針閥座的等效應(yīng)力隨著密封錐角的增大呈先增大后減小的趨勢(shì)，在120°左右達(dá)到最大。針閥座密封錐角為60°、90°、120°、150°時(shí)，針閥壓力室內(nèi)最大等效應(yīng)力分別為285.02、313.84、318.91、311.90 MPa。

2 針閥與針閥座沖擊與接觸有限元分析

2.1 接觸與碰撞仿真模型的建立

本文中主要關(guān)注針閥與針閥座沖擊時(shí)接觸處的受力分析情況，因此建立針閥下半部與針閥座發(fā)生接觸部分包括針閥座錐角處的仿真模型。針閥與針閥座的約束及載荷設(shè)置如圖9所示。

圖9 針閥與針閥座的約束及載荷設(shè)置

在ANSYS Workbench中設(shè)置針閥與針閥座的接觸屬性，根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)，針閥壓緊時(shí)，作用在針閥的向下的合力約為2 kN，因此將針閥所受到的作用力F設(shè)置為2 kN，針閥座的外部面設(shè)置為固定約束，閥座軸截面、針閥上截面、閥座上截面和針閥等處分別設(shè)置零位移約束防止其軸向偏移，針閥座內(nèi)腔及針閥表面受到高壓燃油的作用力，噴油嘴壓力室及針閥密封線以下的部分受到的壓力較低，忽略不計(jì)。

2.2 不同密封錐角下的接觸仿真結(jié)果

針閥壓緊在針閥座時(shí)，由于接觸產(chǎn)生的應(yīng)力容易造成兩者的磨損，因此主要關(guān)注點(diǎn)在于兩者接觸產(chǎn)生的等效應(yīng)力，不同密封錐角下針閥針閥座接觸等效應(yīng)力如圖10所示。

a)60° b)90° c)120° d)150°

由圖10可知：當(dāng)針閥與針閥座發(fā)生接觸時(shí)，針閥與針閥座的線面接觸處的等效應(yīng)力最大，距離接觸處越遠(yuǎn)等效應(yīng)力越??；4種不同密封錐角下，密封錐角為60°時(shí)最大接觸應(yīng)力最小，密封錐角為150°時(shí)最大接觸應(yīng)力最大，針閥座密封錐角為60°、90°、120°、150°時(shí)，最大接觸應(yīng)力分別為7 713.7、12 085、10 944、13 563 MPa，隨密封錐角的增大，最大接觸應(yīng)力呈先增大、后減小、再增大的變化趨勢(shì)。

2.3 不同密封錐角下的碰撞仿真結(jié)果

當(dāng)針閥落座時(shí)，針閥與針閥座發(fā)生碰撞，長(zhǎng)期的工作過(guò)程中碰撞產(chǎn)生的應(yīng)力可能加劇零件的磨損，導(dǎo)致疲勞和機(jī)械破壞、密封失效，因此有必要對(duì)不同密封錐角下碰撞時(shí)的接觸應(yīng)力進(jìn)行分析。

針閥和針閥座發(fā)生碰撞時(shí)，針閥的等效應(yīng)力分布如圖11所示。

圖11 針閥碰撞等效應(yīng)力分布

由圖11可知，針閥與針閥座接觸的密封線處，以及密封線上側(cè)圓柱段的等效應(yīng)力較大，這是由兩者碰撞時(shí)的沖擊力造成的。若應(yīng)力過(guò)大，容易造成密封線處過(guò)度磨損、不均勻磨損，導(dǎo)致密封失效和圓柱段的機(jī)械破壞。

密封錐角為60°、90°、120°、150°時(shí)針閥與針閥座之間的最大等效碰撞應(yīng)力分別為487.81、622.98、741.69、655.03 MPa。隨著密封錐角增大，針閥與針閥座之間的最大等效碰撞應(yīng)力先增大后減小。密封錐角為60°時(shí)針閥和針閥座的最大等效碰撞應(yīng)力最小；密封錐角為120°時(shí)針閥和針閥座的最大等效碰撞應(yīng)力最大。

碰撞應(yīng)力不僅造成機(jī)械破壞，也影響針閥和針閥座密封面的磨損，碰撞應(yīng)力越小，零件受到破壞和密封面磨損越小，越有利于錐面密封。

3 結(jié)論

建立針閥、針閥座模型，對(duì)針閥和針閥座形變與等效應(yīng)力、不同密封錐角下的針閥座形變和等效應(yīng)力、接觸狀態(tài)和碰撞狀態(tài)下不同密封錐角的線面接觸應(yīng)力和碰撞應(yīng)力進(jìn)行仿真分析，研究密封錐角為60°、90°、120°、150°時(shí)密封錐角對(duì)噴油器針閥偶件密封面形變和應(yīng)力的影響。

1)密封錐角增大時(shí)，密封錐面與噴嘴壓力室圓柱面的交線處的形變?cè)龃?；不同密封錐角的針閥座的最大形變(噴嘴壓力室上端)基本相同。

2)針閥座的應(yīng)力集中在密封錐面與噴嘴壓力室圓柱面的交線處；針閥座的等效應(yīng)力隨著密封錐角的增大呈先增大后減小的趨勢(shì)，密封錐角為120°時(shí)等效應(yīng)力最大。

3)當(dāng)針閥與針閥座發(fā)生接觸時(shí)，隨密封錐角的增大，針閥與針閥座的線面接觸處的最大接觸應(yīng)力呈先增大、后減小、再增大的變化趨勢(shì)；密封錐角為60°時(shí)最大接觸應(yīng)力最小，密封錐角為150°時(shí)最大接觸應(yīng)力最大。

4)針閥與針閥座發(fā)生碰撞時(shí)，隨著密封錐角增大，針閥與針閥座之間的最大等效碰撞應(yīng)力呈先增大后減小的變化趨勢(shì)；密封錐角為60°時(shí)最大等效碰撞應(yīng)力最??；密封錐角為120°時(shí)最大等效碰撞應(yīng)力最大。