提升噴油器噴孔板疲勞強度的設計研究

莫福廣 王洪勃 林 嘉 潘蘭濤

（上汽通用五菱汽車股份有限公司 廣西 柳州 545007）

引言

為了滿足越來越嚴格的排放法規，降低油耗，各發動機生產企業通過采取優化進排氣系統、供油系統、燃燒模型等措施[1-3]，不斷提高發動機的燃燒效率。噴油器作為燃油車發動機不可或缺的零部件，接受ECU 送來的噴油脈沖信號，精確控制燃油噴射量。其精準高效、穩定可靠的運作，對發動機的動力性、排放等具有決定性的影響[4-5]。噴油器的噴霧特性包括霧化粒度、油霧分布、油束方向、射程和擴散錐角等，這些特性應符合發動機燃燒系統的要求，形成均勻混合的可燃氣體，提高燃燒效率，減少污染物排放。

噴孔板作為燃油經過噴油器進入氣缸的末端，其噴孔的直徑、數量、角度、分布對噴油器的噴霧特性有決定性的影響。通常，噴孔板非常薄，通過激光連續焊焊接在閥座上。在發動機高油壓不斷快速沖擊下，如何保證孔板牢牢地焊接在噴油器閥座上且不產生疲勞失效，成為孔板厚度、材料選擇時必須考慮的因素。

前人對噴油器結構的改進研究主要集中在影響噴油器輸出性能方面，如內部子零件及結構優化[6-9]，以及對噴孔板焊接工藝[10]、噴孔孔徑、噴孔數量[11]的研究等，而對噴孔板疲勞強度的研究較少。本文通過研究搭載不同厚度噴孔板的噴油器在高加速壽命試驗（Highly Accelerated Life Test，HALT）中的不同疲勞強度表現，對噴油器噴孔板進行優化設計。

1 噴油器的工作原理

1.1 噴油器

噴油器主要由上下O 型密封圈、濾網、殼體、線圈組件、彈簧、球閥組件、閥座組件構成，如圖1所示。

圖1 噴油器結構

自然狀態下，球閥組件的球閥和閥座配合成密封狀態，而整車在實際運行時，ECU 根據工況輸出電壓信號給噴油器，噴油器線圈產生向上克服彈簧的電磁力，球閥組件向上移動，球閥和閥座分開，燃料在高壓力作用下通過閥座上的噴孔板孔噴射到氣缸內，ECU 斷電，球閥組件（球閥）在回位彈簧的作用力下下移，重新與閥座密封，噴油結束。

1.2 噴孔板

噴孔板位于閥座外表面，一般通過激光連續焊焊接在閥座上，主要參數包括噴孔板厚度、噴孔數量、噴孔大小、噴孔分布情況、燃油噴射霧錐角度、燃油噴射雙霧錐角度等，如圖2 所示。

圖2 噴孔板在噴油器上的位置

目前，噴孔板的噴孔數量為1～12 個不等，孔徑大多在150～300 μm 之間，孔板厚度在100～200 μm之間。常見形狀有平面、圓錐體等，噴孔一般對稱分布，如圖3 所示。

圖3 噴孔板不同噴孔數量、分布及噴孔板形狀

2 問題來源

在發動機耐久試驗過程中，發現某型號噴油器存在噴孔板疲勞斷裂的情況，斷裂位置在噴孔板焊縫內側，如圖4 所示。

圖4 噴孔板開裂

因斷裂位置在噴孔板焊接焊縫的內側邊緣，從理論上分析，疲勞失效主要有4 個根本原因，見表1。

表1 疲勞失效原因

但采取表1 中的1、2 優化措施后，噴油器仍存在噴孔板疲勞斷裂問題。基于此，研究噴油器噴孔板厚度對疲勞強度的影響，并運用沃勒疲勞曲線（S-N 曲線）進行高加速壽命試驗，驗證優化效果的可靠性。

3 試驗驗證及數據分析

根據材料疲勞強度理論，進行疲勞耐久試驗。

3.1 沃勒曲線模型

圖5 是沃勒曲線模型，X 軸為疲勞斷裂的循環次數，Y 軸為疲勞應力。

圖5 所示的曲線中，各段含義如下：

圖5 沃勒曲線模型

1）靜應力強度（AB 段）。循環次數N≤1 000 以前，使試件材料發生疲勞破壞的應力基本不隨N 而變化，這時的變應力強度可看作是靜應力強度。

2）低周疲勞（BC 段）。隨著循環次數增加，使材料發生疲勞破壞的應力不斷下降。C 點相應的循環次數大約在10 000 左右。這階段的疲勞稱為應變疲勞。由于循環次數相對很小，所以也叫做低周疲勞。

3）高周疲勞（CD 段及D 點以后的水平線）。CD段代表有限壽命疲勞破壞，在此范圍內，試件經過相應次數的變應力作用后總會發生疲勞破壞。在D 點以后，如果應力低于D 點應力，則無論應力變化多少，材料都不會破壞，故D 點以后的水平線代表試件無限壽命疲勞階段。這2 段曲線所代表的疲勞統稱高周疲勞。

對于具有應變時效的金屬及合金，S-N 曲線具有明顯的水平部分，即該材料的疲勞極限具有持久疲勞極限。

3.2 試驗設計

內部壓力疲勞試驗在室溫進行，測試媒介為DOT4 剎車液，均帶15 Hz 的正弦負載（循環應力），壓力比Rp=0.10，噴油器安裝在液壓系統上。

1）配152 μm 噴孔板測試樣件，從4.0 MPa 壓力開始，每降低0.25 MPa 進行一組試驗；

2）配101 μm 噴孔板測試樣件，從3.0 MPa 壓力開始，每降低0.25 MPa 進行一組試驗。

將噴孔板焊接在接桿上制成測試樣件，并安裝在疲勞循環試驗設備上，見圖6。

圖6 疲勞循環試驗臺

試驗時，通過高壓噴射器電磁線圈終止測試設備作用于噴孔板的壓力。

3.3 試驗結果及分析

通過高加速壽命試驗，疲勞循環試驗結果如圖7所示。

圖7 疲勞循環試驗結果

根據圖7 的試驗數據，用MATLAB 擬合沃勒曲線方程：

101 μm 測試樣件：

152 μm 測試樣件：

式中：y 為疲勞應力，Pa；x 為疲勞斷裂的循環次數。

根據公式（1）和公式（2），600 000 000 循環的壓力極限（循環耐久性代表零件壽命）為：101 μm 測試樣件：y1=1.87 MPa；152 μm 測試樣件：y2=2.89 MPa。

安全壓力裕度的計算公式為：

零件工作壓力，即零件實際應用的整車燃油系統壓力，為0.38 MPa。根據公式（3）計算出厚噴孔板對比薄噴孔板的安全壓力裕度為A=268%。

優化噴孔板厚度后，噴油器總成的動態流量測試結果、靜態流量測試結果、泄漏量測試結果、線性測試結果分別如圖8、圖9、圖10、圖11 所示。圖11中，縱坐標shift 表示偏移量。燃油噴射霧錐角度、雙霧錐夾角、噴孔夾角、SMD 見表2。可知，結果均符合零件性能標準要求。

圖8 動態流量測試結果

圖9 靜態流量測試結果

圖10 泄漏量測試結果

表2 噴油器其它性能參數測試結果

圖11 線性測試結果

4 結論

本文通過增加噴油器噴孔板厚度對疲勞斷裂的問題進行了研究。基于材料力學性能的沃勒曲線，通過MATLAB 軟件擬合HALT 試驗結果，計算出優化設計后的安全壓力裕度。試驗表明，增加噴孔板厚度能顯著提高噴孔板的疲勞強度，安全壓力裕度提高268%。同時，優化噴孔板后的噴油器性能未發生變異，均在技術規范范圍內。