技术领域
[0001] 本
发明属于高压共轨燃油系统技术领域，特别是涉及一种高压共轨系统喷油器联接螺纹结构。
背景技术
[0002] 随着节能减排的要求越来越高，对应燃油系统的喷射压
力也随之不断提高，当今最先进燃油系统的代表是共轨系统，因此要求其轨压也不断提高，满足欧5排放的压力在220—250MPa，而欧6排放需要的压力在250-300MPa。随着喷射压力的提高，喷油器各个连接
位置的高压密封问题逐渐显露出来，在提高密封能力时，喷油器体、油嘴紧帽螺纹的强度受到很大的考验。
[0003] 目前常用的解决方案是使用强度更高的材料及增加结构尺寸。但是这种解决方案存在着一定的
缺陷。使用强度更高的材料，一方面喷油器材料成本会更高，另一方面高强度材料韧性相对降低，对表面缺陷更敏感，对加工
质量要求更高，切削难度大，对刀具要求更苛刻，成本进一步提高。增加结构尺寸需要更改
发动机相关零部件的尺寸，增加了客户的技术改造成本。
发明内容
[0004] 本发明目的在于针对
现有技术的缺陷提供一种解决喷油器体与针
阀体及过渡
块紧密连接螺纹可靠性问题的高压共轨系统喷油器联接螺纹结构。
[0005] 本发明为实现上述目的，采用如下技术方案：
[0006] 一种高压共轨系统喷油器联接螺纹结构，包括喷油器体、油嘴紧帽、针
阀体；喷油器体与针阀体由油嘴紧帽的
内螺纹和喷油器体的
外螺纹配合压紧在一起，其特征在于：所述油嘴紧帽内螺纹
螺距与喷油器体外螺纹螺距不相等，油嘴紧帽螺纹牙形与喷油器体螺纹牙形至少有一个为两侧工作面具有凸出曲面的螺牙。
[0007] 优选的：所述油嘴紧帽内螺纹螺距比喷油器体外螺纹螺距小0.001mm～0.005mm。
[0008] 所述具有凸出曲面的螺牙的凸度为0.001mm～0.01mm。
[0009] 所述油嘴紧帽内螺纹螺距比喷油器体外螺纹螺距差为外螺纹拉伸
变形量δb与内螺纹拉伸变形量δn的差值的0.1倍到3倍； 其中E为螺纹材料弹性模量，P为螺距，A为承载面积，ΔF为螺纹两牙间材料承受的轴向力。
[0010] 本发明根据油嘴紧帽的内螺纹和喷油器体的外螺纹受力后产生的变形，在初始阶段给内外螺纹提供一个变形余量，具有以下效果：
[0011] 1)螺纹各牙受力更均匀，提高了螺纹承载能力，降低破坏
风险。
[0012] 2)螺牙表面
接触压力与螺纹
应力分布更合理，提高了螺纹承载能力，降低了破坏风险。
附图说明
[0013] 图1a为共轨系统喷油器联接示意图。
[0014] 图1b为图1a局部放大图。
[0015] 图1c为图1b局部放大图。
[0016] 图2a为现有技术螺纹各牙承载力图
[0017] 图2b为本发明螺纹各牙承载力图。
[0018] 图3a为现有技术螺纹单牙接触力图。
[0019] 图3b为本发明螺纹单牙接触力图。
[0020] 图4a为现有技术螺纹单牙应力分布图。
[0021] 图4b为本发明螺纹单牙应力分布图。
[0022] 图5为螺纹典型破坏形式示意图。
具体实施方式
[0023] 下面结合附图来详细说明本发明提出的具体结构使用情况及实施效果比较。
[0024] 该共轨系统喷油器联接结构如图1a-图1c所示主要包括：喷油器体2、油嘴紧帽3、针阀体4、针阀5。
[0025] 针阀体4与喷油器体2被油嘴紧帽3与喷油器体2的配合螺纹装配在一起，当油嘴紧帽3拧紧后，针阀体4、喷油器体2被紧紧压合，从而达到密封内部高压燃油的目的。随着油压的提高，所需的拧紧力增大，螺纹受力随之增加，螺纹强度受到考验。经过
有限元分析发现，已有设计的喷油器连接螺纹只有部分螺牙承载，
载荷分布极不均匀。最靠近被夹紧件的一牙承担了接近40％的载荷，之后是20％，10％，其余牙仅承担10％载荷，如图2a所示。对于承载的单个螺牙，其牙面上的接触压力分布也不理想，如图3a所示，在接触区域的边界有边缘效应，存在较大的接触应力，容易产生擦伤，增加裂纹源。另一方面，在喷油器体螺纹上有三处应力较大，分别为螺
牙根部圆
角、接触区两边界，如图4a所示。其中靠近喷油器体螺纹根部的两处大应力点连线与螺纹典型破坏形式断口高度相似，如图5所示。
[0026] 本发明从各螺牙受力的均匀性及单牙应力分布合理性两方面提出创新设计，模拟计算显示效果非常明显，图2b、图3b、图4b为优选设计方案之一的模拟计算结果。计算方式为内外螺纹螺距差为外螺纹拉伸变形量δb与内螺纹拉伸变形量δn的差值的0.1倍到3倍；当螺纹件受到压缩变形时,变形量记为负值, 其中E为螺纹材料弹性模量，P为螺距，A为承载面积，ΔF为螺纹两牙间材料承受的轴向力。
[0027] 具体而言，其一为当油嘴紧帽内螺纹变形量δn大于喷油器体外螺纹变形量δb时,δn与δb的差值为0.002mm时,将油嘴紧帽螺纹螺距设计成比喷油器体螺纹螺距小0.003mm，由此在螺纹受力变形后各牙仍能保持良好的接触，各牙能更均匀承担载荷，螺牙最大接触压力由1710MPa下降到了744MPa，如图2b所示。其二为螺牙型面使用鼓形结构，鼓形凸度为0.005mm，由此螺纹牙面接触区域边界不再有大的边缘应力，如图3b所示；螺纹根部应力由
1018下降到860MPa以下，得到很大改善，如图4b所示。
[0028] 同样的，当油嘴紧帽内螺纹变形量δn小于喷油器体外螺纹变形量δb时,δn与δb的差值为-0.003mm时,将油嘴紧帽螺纹螺距设计成比喷油器体螺纹螺距大0.002mm，由此在螺纹受力变形后各牙仍能保持良好的接触，各牙能更均匀承担载荷。
