密封錐角對針閥偶件密封面形變和應力的影響

楊宏偉，楊顯鋒，陳曉歡，高怡，馬梁，康彥紅，李華樂，徐丹

中國北方發動機研究所(天津)，天津 300400

0 引言

高壓共軌燃油噴射系統可靈活調節和控制油壓、噴油定時、噴射油量，實現高壓燃油噴射精細化[1-10]。電控噴油器是高壓燃油供給系統的核心零部件，長期處于高壓、高溫及高速運行狀態，噴油器的針閥偶件由于頻繁快速開啟、關閉，容易導致偶件密封面過度磨損[11-12]。噴油器或噴油嘴的密封不良將導致噴油器盛油槽壓力降低、系統響應時間加長，直接影響柴油機的動力性、經濟性、排放性[13-15]。本文中針對噴油器針閥偶件在高壓下可能產生的密封面磨損問題，對針閥體與針閥閥座分別進行有限元靜力分析，建立針閥與針閥座接觸模型，分析不同密封錐角對噴油器針閥偶件密封面形變和應力的影響。

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如表1所示。

表1 針閥和針閥座材料性能參數表

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彈簧的作用力，該作用力作用在針閥挺柱上端小凸臺上；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個凸臺處。

圖1 針閥挺柱仿真模型的載荷及約束

由于針閥在實際工作過程中軸向運動幅度很小，對其進行靜力學有限元分析時，可以假定針閥上部與柱塞套的耦合處為約束載荷，便于對針閥挺柱進行靜力學分析；針閥與閥座在實際工作過程中碰撞接觸時間很短，有限元分析過程中結果不易收斂，為了提高結果準確性，建模過程中對針閥與閥座進行更規則及精細的網格劃分，仿真過程采用六面體網格形式進行劃分，共計374 570個單元。

參數設置完畢進行求解計算，幾何體主要受到一個固定約束、兩個作用力和壓力作用，仿真主要監控幾何體模型的形變和應力分析。幾何體形變和等效應力如圖2、3所示。

由圖2可知：當針閥頂端與柱塞套耦合處約束時，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，針閥體的形變越來越大，最大形變約為55.268 μm；由圖3可知：在約束及載荷的作用下，幾何體所受的應力發生了較大的變化，幾何體上端應力變化較為明顯，最大應力出現在上端第2個凸臺處，約為457 MPa。

仿真模型的計算結果和模型的簡化、網格劃分、參數設置及求解器設置密切相關，因此需通過多次求解計算對模型及設置的準確性進行驗證。

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，閥座內部受到高壓燃油液壓力的作用。本文中主要對不同密封錐角下針閥座進行有限元分析，研究重點在針閥座與針閥接觸部分的座面，因此三維模型中對針閥座上半部分進行簡化，同時針閥噴嘴處的噴孔也做了簡化處理。

圖4 針閥座載荷及施加約束

針閥座形變和等效應力仿真如圖5、6所示。

由圖5可知：在高壓燃油液壓力的作用下，針閥座發生了微小形變，越靠近針閥座上部，針閥座的形變越大，針閥座形變有明顯的分層現象，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，不易發生形變；由圖6可知：針閥座的最大等效應力為285.02 MPa，應力主要集中在噴油嘴腔室，不同面的交線處應力較大，這是因為交線處比較容易產生應力集中。

圖5 針閥座形變仿真 圖6 針閥座等效應力仿真

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密封性能的影響，對密封錐角為60°、90°、120°和150°時針閥座的形變和等效應力進行仿真分析，除針閥座的密封錐角結構不同外，仿真模型的其它參數設置均相同。

針閥座錐角區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°變化過程中，針閥座形變的分布大致相同，密封錐角增大時，密封錐面與噴嘴壓力室圓柱面的交線處的形變增大；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，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力如圖8所示。

a)60° b)90° c)120° d)150°

由圖8可知：針閥座的應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°的變化過程中，針閥座的等效應力隨著密封錐角的增大呈先增大后減小的趨勢，在120°左右達到最大。針閥座密封錐角為60°、90°、120°、150°時，針閥壓力室內最大等效應力分別為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

本文中主要關注針閥與針閥座沖擊時接觸處的受力分析情況，因此建立針閥下半部與針閥座發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置如圖9所示。

圖9 針閥與針閥座的約束及載荷設置

在ANSYS Workbench中設置針閥與針閥座的接觸屬性，根據相關文獻，針閥壓緊時，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設置為2 kN，針閥座的外部面設置為固定約束，閥座軸截面、針閥上截面、閥座上截面和針閥等處分別設置零位移約束防止其軸向偏移，針閥座內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。

2.2 不同密封錐角下的接觸仿真結果

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

a)60° b)90° c)120° d)150°

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

2.3 不同密封錐角下的碰撞仿真結果

當針閥落座時，針閥與針閥座發生碰撞，長期的工作過程中碰撞產生的應力可能加劇零件的磨損，導致疲勞和機械破壞、密封失效，因此有必要對不同密封錐角下碰撞時的接觸應力進行分析。

針閥和針閥座發生碰撞時，針閥的等效應力分布如圖11所示。

圖11 針閥碰撞等效應力分布

由圖11可知，針閥與針閥座接觸的密封線處，以及密封線上側圓柱段的等效應力較大，這是由兩者碰撞時的沖擊力造成的。若應力過大，容易造成密封線處過度磨損、不均勻磨損，導致密封失效和圓柱段的機械破壞。

密封錐角為60°、90°、120°、150°時針閥與針閥座之間的最大等效碰撞應力分別為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力先增大后減小。密封錐角為60°時針閥和針閥座的最大等效碰撞應力最小；密封錐角為120°時針閥和針閥座的最大等效碰撞應力最大。

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

3 結論

建立針閥、針閥座模型，對針閥和針閥座形變與等效應力、不同密封錐角下的針閥座形變和等效應力、接觸狀態和碰撞狀態下不同密封錐角的線面接觸應力和碰撞應力進行仿真分析，研究密封錐角為60°、90°、120°、150°時密封錐角對噴油器針閥偶件密封面形變和應力的影響。

1)密封錐角增大時，密封錐面與噴嘴壓力室圓柱面的交線處的形變增大；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；針閥座的等效應力隨著密封錐角的增大呈先增大后減小的趨勢，密封錐角為120°時等效應力最大。

3)當針閥與針閥座發生接觸時，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力呈先增大、后減小、再增大的變化趨勢；密封錐角為60°時最大接觸應力最小，密封錐角為150°時最大接觸應力最大。

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