韓   穎    ( 中 日合資無錫澤根彈簧有限公司)

。  引言

隨著能源危機(jī)的加重 , 由于柴油機(jī)具有燃  燒效率高等特點(diǎn) ,其應(yīng)用范圍越來越廣泛 。為  了解決排放及噴射壓力提高后柴油機(jī)的振動(dòng) ,、 噪聲問題 ,多次噴射廣泛應(yīng)用到直噴式柴油機(jī)  系統(tǒng) ?？量痰呐欧欧ㄒ?guī)也對噴射系統(tǒng)的燃油  分配和噴射精度提出了更高的要求 ,需要保證  燃油噴射量的精確控制和一致性 ,方能降低煙  度和氮氧化合物( NOx) 的排放 。壓電式共軌  系統(tǒng)由于執(zhí)行器響應(yīng)速度快 ,驅(qū)動(dòng)力大及對燃  油噴射量的精確控制而優(yōu)于電磁式共軌系統(tǒng) ,  近年來發(fā)展迅速 , 具有較好的發(fā)展前景 [ 1 ~2] ,。 壓電堆執(zhí)行器的響應(yīng)時(shí)間達(dá)到微秒級 ,但其位  移只有微米級 ,需要位移放大器放大位移才能  滿足針閥升程要求 [3] ,。液力耦合式位移放大  器是壓電噴油器的一個(gè)核心部件 ,適用于壓電  噴油器的小空間要求 ,其位移放大量和響應(yīng)速  度直接影響著針閥升程和開啟時(shí)間 ,進(jìn)而影響  到壓電噴油器的噴油特性 。

而大活塞彈簧為液力耦合式位移放大器主 要零件 ,本文采用有限元仿真分析方法快速地得 到了某壓電噴油器的大活塞桶型彈簧(即大活塞 彈簧)彈性特性曲線 ,并依據(jù)桶型彈簧應(yīng)力計(jì)算 結(jié)果對該彈簧進(jìn)行了靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度校核,。

1     實(shí)體模型

如在有限元軟件里直接建立實(shí)體模型 ,對于 桶型彈簧這樣的零件比較復(fù)雜 ,。本文采用三維 實(shí)體造型軟件 ,生成了實(shí)體模型 ,相對在有限元 軟件里建立實(shí)體模型來說 ,更快捷方便。

液力耦合位移放大器位于壓電堆執(zhí)行器和 控制閥之間 , 由大,、小活塞,、活塞套筒和彈簧組 成 ;大活塞一端與壓電堆執(zhí)行器連接 ,另一端進(jìn) 入耦合腔內(nèi) , 大活塞彈簧( 桶型彈簧) 作用在大

活塞上 ,壓縮后產(chǎn)生彈力使大活塞復(fù)位 ;小活塞 上端面位于耦合腔內(nèi) ,另一端面與控制閥活塞連 接 ,小活塞彈簧使小活塞復(fù)位 ;在大、小活塞與活 塞缸中間形成的耦合腔內(nèi)充滿一定體積的低壓 柴油 ,作為液力耦合介質(zhì) ,。其工作原理為:當(dāng)驅(qū) 動(dòng)大活塞移動(dòng)一定距離時(shí) ,耦合腔內(nèi)的柴油受到 擠壓 , 由于大活塞的截面積比小活塞的大 ,壓力 和體積的變化驅(qū)動(dòng)小活塞移動(dòng)較大距離 ,從而起 到位移放大的作用[4] ,。

為更真實(shí)地模擬實(shí)際情況 ,建立的桶型彈 簧三維實(shí)體組合模型如圖 1 所示 , 因?yàn)榛钊?nbsp;筒對桶型彈簧底部起到支撐作用 ,在組合模型 中將其簡化為彈簧座。

圖 1    實(shí)體模型

2   有限元模型

文獻(xiàn)[5] 表明可采用梁單元或?qū)嶓w單元來劃 分螺旋彈簧的網(wǎng)格 ,梁單元的優(yōu)點(diǎn)是節(jié)點(diǎn)和單元 數(shù)少 ,計(jì)算規(guī)模小 ,但梁單元在處理接觸問題時(shí) 也比較麻煩 ,。和螺旋彈簧相比該桶型彈簧使用梁單元不能滿足要求 , 而使用實(shí)體單元節(jié)點(diǎn)和 單元數(shù)較多 ,且處理接觸問題比較容易 ,。基于 此 ,本文采用了實(shí)體單元來劃分網(wǎng)格 ,。計(jì)算網(wǎng) 格的類型和尺寸都會(huì)影響到計(jì)算的精度和穩(wěn)定 性 ,對于該桶型彈簧的主要部分采用六面體劃 分網(wǎng)格 ,。為了更好地分析彈簧變形和應(yīng)力 , 彈 簧和接觸接觸的零件之間使用接觸單元模擬 , 接觸單元采用 CONTA174 接觸單元對接觸效 應(yīng)進(jìn)行模擬 。該單元是一個(gè) 8 節(jié)點(diǎn)單元 , 可以 用于三維接觸分析 ,。在該彈簧計(jì)算中共用了 131 516 個(gè)六面體單元 , 圖 2 為離散后的組合計(jì) 算網(wǎng)格,。

圖 2    彈簧組合計(jì)算網(wǎng)格

彈簧計(jì)算模型的位移約束條件為假定彈簧底 面的彈簧座下端面為固定約束 ,為與彈簧實(shí)際工 作狀態(tài)相一致 ,軸向載荷加在彈簧頂部的壓板上。

3   有限元分析

3● 1    彈性特性曲線

通過不同載荷下的有限元仿真分析可快速 地獲得桶型彈簧彈性特性曲線(如圖 3 所示) ,從 而克服了實(shí)驗(yàn)方法制樣和測試時(shí)間長以及所需 費(fèi)用較高等缺點(diǎn) ,。從氣門彈簧彈性特性曲線可 以看到 ,隨著載荷的增加 , 彈簧的軸向變形也隨 著不斷增加 ,彈簧軸向變形和預(yù)緊力大致成線性 變化規(guī)律 , 當(dāng)軸向載荷達(dá)到 350 N后 , 彈簧的軸

向變形達(dá)到約 0 . 31 mm,。

圖 3    桶型彈簧彈性特性曲線

3●2    變形分析

桶型彈簧預(yù)緊安裝時(shí)彈簧軸向綜合變形如  圖4 所示 ,綜合變形為三個(gè)坐標(biāo)方向平方和的均  方根 ?？梢?nbsp;, 綜合變形量大體從上到下依次變  小 ,彈簧開口側(cè)的綜合變形要大于和其相對側(cè),。 這是因?yàn)閺椈傻念A(yù)緊力是通過彈簧頂部的彈簧  墊片傳遞過來的 ,彈簧的底部為活塞套筒為固定  約束端 ,綜合變形量將大體從下到上依次被依次  累加 ,呈現(xiàn)綜合變形從上到下依次變小的狀態(tài)。 桶型彈簧的開口側(cè)剛度將小于和其相對側(cè) ,在彈  簧開口附近區(qū)域的綜合變形要明顯大于其它區(qū)  域 ,。 由變形前后( 放大 10 倍)的對比圖 5 可見 ,  桶型彈簧不但在軸向受到壓縮 ,而且因彈簧開口  處的剛度較小 ,變形后的彈簧將向該側(cè)傾斜 ,。為  了更好分析該彈簧變形情況 ,選取不同軸向截面  上彈簧外側(cè)綜合變形 ,如圖 6 所示( 截面位置如  圖 8 所示) ,可見在彈簧頂部 h1 截面綜合變形在  圓周上是比較均勻的 ,而 h3,、h7 截面在圓周上綜  合變形呈現(xiàn)出明顯地非均勻性變化 ,呈現(xiàn)出波浪  狀 ,這是因?yàn)閳A周方向凹坑和支撐柱交替出現(xiàn)破  壞了周向的變形剛度。

彈簧在徑向的變形如圖 7 所示 ,徑向變形主 要為正值 ,表明桶型受壓彈簧變粗 ,此外彈簧徑 向變形大體從上到下依次變小 ,。為了更好地分

圖 4    彈簧預(yù)緊時(shí)綜合變形

圖 5    變形前后對比

圖 6    不同截面上彈簧外側(cè)綜合變形

析徑向變形 , 同樣選取桶型彈簧軸截面外側(cè)進(jìn)行  變形分析 ,截面位置如圖 8 所示 ,截面 h1 ~ h9 為  依次從頂部( 上) 到下選取 ,。 因截面 h2,、h4,、h5、 h6,、h8 通過凹坑無法取到完整的整個(gè)圓周數(shù)據(jù) ,  只有支撐柱外壁面上點(diǎn)的數(shù)據(jù) ,所以這些截面無  法顯示360 o 數(shù)據(jù) ,。 由圖 9 可見 ,在彈簧頂部不同

圓周角度上還是均勻的 ,而在彈簧中部到下部開 始 ,在圓周上彈簧切口處的徑向變形大于其它位 置 。從上到下 ,彈簧切口處的徑向變形和圓周上 其它位置的差別不斷增加,。

圖 7    彈簧預(yù)緊時(shí)徑向變形

圖 8    軸截面位置示意圖

圖 9    不同截面上彈簧外側(cè)徑向變形

由周向角度變形圖 10 可見 ,在彈簧開口的 左側(cè)周向變形角度為負(fù)值 ,右側(cè)周向變形角度為 正值 ,。周向變形角度******值出現(xiàn)在開口的中部 區(qū)域 ,大約為 0 . 018 4 o ,變形角較小 ,說明周向扭 轉(zhuǎn)角度不大 。變形放大 8 倍后可以清楚地看到桶型彈簧的變形情況 ,變形后彈簧開口處的間隙 增加,。

圖 10    彈簧預(yù)緊時(shí)周向角度變形

彈簧預(yù)緊時(shí) Z向( 軸向) 變形如圖 11 所示 ,  Z向變形負(fù)值表示變形沿著 Z向的負(fù)向變形,。 可見 ,Z向變形變形量大體從上到下依次變小 ,  彈簧開口側(cè)的 Z向變形要大于和其相對側(cè) 。Z 向變形絕對值和綜合變形相差不大 ,且變化趨勢  相同 ,這說明該桶型彈簧主要為 Z向變形,。

圖 11    彈簧預(yù)緊時(shí) Z向(軸向)變形

由圖 12 彈簧軸截面桶壁內(nèi),、外側(cè)和中間變  形比 較 可 見 , 因 桶 型 彈 簧 的 壁 面 厚 度 只 有  0 . 5 mm ,在橫截面上壁面內(nèi)、外側(cè)和中間徑向,、 軸向(Z向)變形相差很小 ,。從彈簧上部到下部 ,  橫截面上內(nèi)、外側(cè)和中間徑向,、軸向(Z向) 變形  差距增加,。

3●3   應(yīng)力分析

預(yù)緊時(shí)彈簧受到的 von-mises應(yīng)力******值為 1 065 Mpa , 出現(xiàn)在彈簧切口處支撐柱的中部內(nèi) 側(cè) 。該氣門彈簧的材料的屈服強(qiáng)度為 1  568 Mpa ,氣門全開時(shí)靜強(qiáng)度安全系數(shù)為 1 . 47 ,從靜 強(qiáng)度校核來看 ,滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求 ,。 由應(yīng)力分布

圖 12    彈簧軸截面桶壁內(nèi),、外側(cè)和中間變形比較

圖 13 可見 ,******拉應(yīng)力為 825 . 5  Mpa , 出現(xiàn)在彈 簧切口中支撐柱中部靠近切口側(cè) ;******壓應(yīng)力為 1 127 Mpa ,出現(xiàn)在彈簧切口中支撐柱中部和最 大拉應(yīng)力相對凹坑側(cè)。

3●4   疲勞強(qiáng)度校核

桶型彈簧承受變載荷的作用 ,除應(yīng)按照****** 載荷進(jìn)行靜強(qiáng)度校核 , 還應(yīng)該作疲勞強(qiáng)度的校 核 ,。大量的圓柱彈簧疲勞失效分析表明[6] ,絕大 多數(shù)的疲勞源萌生于內(nèi)側(cè)表面 ,而斷口是與鋼絲 軸線呈45o的橢圓斷口形貌 ,。該桶型彈簧彈簧切 口支撐柱區(qū)域 , 內(nèi)外側(cè)分別受到******壓應(yīng)力和拉 應(yīng)力作用 ,將受到很大切應(yīng)力作用 , 因此該桶型 彈簧疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)計(jì)算值同樣需要可以按 下面公式計(jì)算[7]  :

T+0 . 75Tmin

Sca  =                    ≥SF

Tmax

T0-彈簧材料的脈動(dòng)循環(huán)剪切疲勞極限 , 由變 載荷作用次數(shù) N從表 2 中查取。