雙擴口管接頭擰緊過程中密封狀態(tài)分析

張林生 劉祥斌 劉 超 宋年秀

(1.青島理工大學(xué)機械與汽車學(xué)院 山東青島 266525；2.青島世亞精密管件有限公司 山東青島 266426；3.北汽福田汽車股份有限公司諸城奧鈴汽車廠 山東諸城 262200)

汽車制動系統(tǒng)屬于液壓制動系統(tǒng)，主要是通過制動管路輸送制動液達到制動的目的，雙擴口管接頭是制動管連接的關(guān)鍵部件，具有裝卸簡單、通用性能好、結(jié)構(gòu)小巧緊湊和密封可靠等優(yōu)點[1-3]。由于其工作環(huán)境復(fù)雜，發(fā)生泄漏的概率遠高于其他位置，管接頭的密封質(zhì)量對其密封效果起決定性作用，一旦發(fā)生泄漏，將會導(dǎo)致液壓制動系統(tǒng)無法正常工作，嚴重會危害到人的生命安全,管路密封問題成為汽車制動系統(tǒng)研究的一個重要方面[4-7]。

管接頭的密封性能是通過施加扭矩而獲得，而針對扭緊力矩對管接頭密封性能影響的研究也較多。丁建春等[8]利用Abaqus軟件計算出不同擰緊力矩下管接頭的密封面寬度，并得到擰緊力矩與密封面寬度的關(guān)系。熊影輝等[9]利用力學(xué)分析法對擴口式管接頭扭緊過程中接觸狀態(tài)進行了研究，并給出擴口式管接頭的抗扭拉關(guān)系公式，最后通過仿真驗證了理論公式的準確性。張高碧[10]分析了普通螺紋和楔形螺紋管接頭的預(yù)緊力對密封性能的影響，并提供了幾種不同扭矩系數(shù)的測試實驗方法。鄭世偉等[11]構(gòu)建了無擴口管接頭的預(yù)緊力扭矩關(guān)系公式，并利用ANSYS分析該管接頭的密封性，給出了參考扭矩范圍。

在實際當中對于雙擴口管接頭擰緊過程中的密封性能研究還處于經(jīng)驗分析階段，無法給出擰緊過程中密封面的具體接觸壓力分布情況。為更好地了解雙擴口管接頭在擰緊過程中的密封狀態(tài)信息，本文作者借助有限元分析方法構(gòu)建彈塑性材料模型，分析雙擴口管接頭不同擰緊狀態(tài)下動態(tài)密封性能變化，并借助實驗驗證文中有限元分析的有效性，為工程設(shè)計和實際應(yīng)用提供參考。

1 雙擴口管接頭夾緊力與扭矩關(guān)系及密封原理

1.1 幾何模型

汽車制動管連接處結(jié)構(gòu)由4部分組成，包括帶螺紋連接的陽接頭與陰接頭以及在其兩端的擴口管。因不同汽車主機廠所使用的擴口管擴口類型并不相同，為了符合多數(shù)情況，文中主要采用汽車制動擴口管接頭的國家標準，管接頭兩端分別采用錐角115°蘑菇頭型擴口管接頭與120°喇叭口型擴口管接頭[7,12]，內(nèi)外螺紋接頭均為M10六角。管接頭的模型如圖1所示。

圖 1 雙擴口管接頭模型

1.2 軸向力與扭矩關(guān)系

管接頭連接需要外界施加額定的扭矩，使管接頭產(chǎn)生軸向夾緊力，在夾緊力的作用下，蘑菇頭與喇叭口形成密封，管接頭接觸面如圖2所示。管接頭在擰緊的過程中可能存在的接觸面有A1、A2、A3、A4、A5、A6，其中A4與A6面存在間隙，在擰緊過程中不產(chǎn)生摩擦力矩。管接頭在實際安裝過程中采用扭矩扳手固定陰接頭，陰接頭與喇叭口端位置相對位置固定A5面有接觸但無摩擦力矩存在[9]。

圖2 雙擴口管接頭接觸面示意

A3接觸面為端面接觸面，由于存在錐角差，在初始情況下只有線接觸，逐漸增大扭矩后，A3面產(chǎn)生接觸。取蘑菇頭單獨做受力分析，則蘑菇頭轉(zhuǎn)動摩擦力矩如圖3所示。在擰緊過程中，蘑菇頭有端面摩擦力矩T3與蘑菇頭法向支撐接觸面力矩T2,蘑菇頭在法向支撐接觸面力矩T2影響下，跟隨陽接頭一起轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)動方向與陽接頭同向。摩擦力矩方向與相對轉(zhuǎn)動方向相反，蘑菇頭相對于喇叭口轉(zhuǎn)動，陽接頭又相對蘑菇頭轉(zhuǎn)動，T3與T2方向相反。T2為使蘑菇頭轉(zhuǎn)動理論扭矩，非最大值。

圖3 蘑菇頭轉(zhuǎn)動摩擦力矩示意

蘑菇頭所受摩擦力矩為

T=T3-T2

(1)

在扭緊過程中，T2大于T3時，蘑菇頭與喇叭口之間發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，當逐漸增大扭矩后，軸向緊固力增大，蘑菇頭接觸面積變大，T2無法克服蘑菇頭接觸面的摩擦力矩，無相對轉(zhuǎn)動發(fā)生。

陽接頭在擰緊過程中，陽接頭需要接觸的摩擦力矩面為螺紋摩擦接觸面A1和蘑菇頭法向支撐接觸面A2。扭緊力矩需要克服的摩擦力矩為T1和T2，扭矩關(guān)系公式為

T=T1+T2

(2)

根據(jù)螺紋聯(lián)接的理論與設(shè)計[13]，螺紋連接副摩擦扭矩T1為

(3)

陽接頭與蘑菇頭法向支撐面摩擦力矩T2為

(4)

根據(jù)式(2)、(3)和(4)得出夾緊力Fn與扭緊力矩T的關(guān)系如公式(5)所示。

(5)

式中：dp為外螺紋的有效直徑(外螺紋為M10細牙螺紋，計算值為螺紋中徑);φ為螺紋面的摩擦角(tanφ=μs/cosθ,μs為螺紋面摩擦因數(shù)，θ為三角螺紋半角，θ取30°);γ為螺旋升角(tanγ=P/(cosπdp),P為螺距);μv為陽接頭與蘑菇頭法向支撐面摩擦因數(shù);da為陽接頭與蘑菇頭法向支撐圓面的有效外直徑;L為陽接頭與蘑菇頭法向支撐圓面的內(nèi)直徑。

1.3 密封原理

雙擴口管接頭屬于金屬與金屬的連接，在密封方式上屬于靜密封。兩端主要是通過帶有螺紋的陽接頭與陰接頭相連接，通過施加扭矩在軸向上形成壓緊力，在力的作用下蘑菇頭與喇叭口金屬接觸面相互捏合，端面上產(chǎn)生塑性變形，在金屬接觸面上形成一道完整且連貫的圓錐形密封環(huán)，密封環(huán)只要達到一定的密封比壓,就可以有效保證其密封性[14-15]。

2 有限元模型

2.1 材料的本構(gòu)模型

汽車制動管由雙層卷焊管經(jīng)過表面鍍層處理和折彎而成，雙層卷焊管是由08.08F等低碳鍍銅鋼帶經(jīng)過軋制、釬焊焊接制作而成的一種高精度管材。制動管工作環(huán)境惡劣，對于防腐和抗疲勞性能具有很高的要求，通常是在雙層卷焊管表面鍍一層抗氧化、防腐蝕的涂層。汽車制動管的材料性能應(yīng)符合標準GB 11258—1989[16-17]。接頭材料為35冷鐓鋼，制動硬管為PA涂層卷焊管，在萬能材料實驗機測得PA涂層管與接頭材料的參數(shù)如表1所示。制動硬管的應(yīng)力-應(yīng)變曲線如圖4所示。

2.2 網(wǎng)格和接觸設(shè)置

雙擴口管接頭具有軸對稱的特征，2D軸對稱模型結(jié)構(gòu)和受力具有對稱性的特點，同時可使計算量大大降低[18]。用catia繪制管接頭的平面模型，文中主要研究蘑菇頭與喇叭口對接情況，不考慮管接頭螺紋的影響，將管接頭的平面模型導(dǎo)入到ANSYS workbeach中，材料選擇多線性材料，導(dǎo)入材料應(yīng)力-應(yīng)變曲線，劃分四面體網(wǎng)格，網(wǎng)格尺寸為0.1 mm。摩擦因數(shù)為0.15,接觸算法采用增廣拉格朗日算法，接觸方式為非對稱接觸,管接頭的接觸同時具有材料非線性、結(jié)構(gòu)非線性和接觸界面3種非線性[19]?？紤]蘑菇頭受擠壓變形的影響，對蘑菇頭內(nèi)壁之間設(shè)置自接觸，陰接頭與喇叭口端限制位移。由于在仿真模擬中，對接頭施加壓力將會導(dǎo)致結(jié)果不易收斂，文中采用施加軸向位移量來模擬軸向緊固力的加載過程。有限元模型擴展模型如圖5所示。

圖5 雙擴口管接頭的有限元擴展模型

3 仿真結(jié)果及分析

3.1 擰緊過程中最大等效應(yīng)力分析

金屬與金屬密封方式是接觸面發(fā)生變形而具有密封性，von Mises應(yīng)力可以反映管接頭不同的變形情況與密封性能，而管接頭具有密封性就要保證其應(yīng)力超過屈服極限。圖6所示為不同軸向位移量下雙擴口管接頭的von Mises應(yīng)力與變形。由于陽接頭與陰接頭的材質(zhì)較硬，喇叭口的端面結(jié)構(gòu)較厚，造成管接頭主要變形位置在蘑菇頭上。從圖6(a)可以看出，初始施加載荷時，蘑菇頭端部位置最大等效應(yīng)力為254 MPa，初始應(yīng)力集中明顯。在軸向位移為0.18 mm時，錐角差明顯減小，蘑菇頭與喇叭口的接觸區(qū)域擴大，接觸方式由線接觸變?yōu)槊娼佑|，喇叭口與陽接頭端面上均出現(xiàn)了應(yīng)力集中點，最大等效應(yīng)力為346 MPa(見圖6(b))，超過抗拉強度，在此位置將要發(fā)生變形。進一步增大載荷到0.36 mm后，其最大等效應(yīng)力增大到385 MPa,蘑菇頭內(nèi)壁面由于擠壓變形而產(chǎn)生自接觸，接觸面延伸到喇叭口半圓面上(見圖6(c))。在結(jié)構(gòu)上可以看出蘑菇頭內(nèi)壁為三角形開槽，這一結(jié)構(gòu)會導(dǎo)致蘑菇頭整體的內(nèi)壁較薄，也更容易發(fā)生變形，在內(nèi)壁的三角夾角處更容易出現(xiàn)應(yīng)力集中。從圖6(d)—(f)可看出，載荷由0.54 mm增大到0.9 mm時最大等效應(yīng)力由396 MPa上升到871 MPa，遠超過材料的抗拉強度；且從圖6(e)、(f)中可以看出，應(yīng)力主要集中在陽接頭的圓弧處，且增大載荷后，應(yīng)力位置不變，厚度減少，存在被切斷的風(fēng)險。

圖6 不同位移載荷下雙擴口管接頭von Mises應(yīng)力(MPa)與變形

3.2 擰緊過程中變形分析

從圖6中可看出，管接頭的變形量主要在蘑菇頭上，喇叭口、陽接頭和陰接頭幾乎沒有發(fā)生變形。如圖7(a)所示，在位移載荷為0.015 mm時，變形主要集中在蘑菇頭的內(nèi)孔處，變形量為0.011 mm。如圖7(b)所示，繼續(xù)增大載荷到0.18 mm后，變形區(qū)域增大，蘑菇頭與喇叭口的錐角差減少，最大變形處在蘑菇頭的內(nèi)三夾角處，最大變形量為0.13 mm，蘑菇頭錐面上開始出現(xiàn)一道凹痕，其他位置變形量為0.08 mm。從圖7 (d)、(e) 中可以看出，增大載荷后，蘑菇頭錐面的變形量幾乎沒有變化，而凹痕處的變形量由0.16 mm增加到0.40 mm；在凹痕處附近，由于變形量有一些不同，出現(xiàn)了深淺不一致的波紋狀變形，蘑菇頭的厚度在位移載荷下也逐漸減少。初始測量如圖7(f)所示，蘑菇頭與喇叭口中心距離為2.329 mm(喇叭口的半徑為0.7 mm)，厚度為1.629 mm。在位移載荷為0.54 mm時，厚度為1.089 mm,在位移載荷為0.9 mm，厚度降低到0.729 mm,減少了55%左右。

圖7 不同位移載荷下蘑菇頭變形分布(mm)

3.3 擰緊過程中密封性分析

接觸面壓力最能直觀反映出雙擴口管接頭的密封性，文中以喇叭口接觸面的端面長度為橫坐標，以接觸面壓力為縱坐標,建立喇叭口端面與壓力坐標系。圖8所示為在不同位移載荷下其接觸面應(yīng)力的分布情況?？梢钥闯?，當位移載荷為0.015 mm時已經(jīng)有一定的接觸壓力和密封面寬度，說明管接頭有初步的密封能力；隨位移載荷的增大接觸壓力也逐漸增大，接觸壓力的分布區(qū)域沿喇叭口端面移動；在位移載荷為0.8 mm時，接觸面上出現(xiàn)兩道密封環(huán)，一道密封環(huán)較輕，位置在0.8～1.2 mm之間，另一道因接觸壓力高，接觸區(qū)域大，密封環(huán)較深，位置在1.3～2.0 mm之間。密封面寬度與位移載荷關(guān)系曲線如圖9所示，在0.1～0.2 mm之間密封面寬度有所下降，但總體上密封面寬度上升，最大密封面寬度為1.3 mm。

圖8 不同位移載荷下喇叭口端面接觸壓力分布

圖9 密封面寬度與位移載荷關(guān)系

4 扭矩密封實驗

4.1 實驗方法與設(shè)備

為了驗證在管接頭連接處的扭矩密封性能，采用了高壓泄漏測試實驗。為了貼合制動管在實際運行過程密封性，實驗中在管體內(nèi)部施加了高強度的氣體壓力來檢測扭緊過程中的密封效果。在高穩(wěn)壓狀態(tài)下，通過兩端的氣體壓力傳感器來檢測泄漏情況。實驗裝置如圖10所示。實驗參數(shù)如表2所示。實驗后將管接頭剖開，放在電鏡下觀察其接觸狀態(tài)。

圖10 扭矩高壓泄漏測試實驗裝置

表2 密封實驗參數(shù)

4.2 實驗結(jié)果及分析

管體內(nèi)部壓力隨時間變化如圖11所示。經(jīng)過初始升壓后,壓力曲線保持穩(wěn)定狀態(tài)，外部水體在2 min的保壓時間內(nèi)無氣泡產(chǎn)生，說明在2 min內(nèi)管接頭無泄漏。在施加不同的扭矩情況下，管接頭的密封性能均良好。管接頭在不同扭矩下實驗后的剖面如圖12所示。可見,擰緊力矩分別為12、14、16和18 N·m時,管接頭軸向位移分別為0.38、0.46、0.55、0.64 mm。對比仿真變形圖與實際剖面圖，其變形結(jié)果與變形趨向較為相似，驗證了仿真結(jié)果的有效性。

圖11 管體內(nèi)部壓力-時間曲線

圖12 不同擰緊扭矩下雙擴口管接頭扭矩剖面及軸向位移

5 結(jié)論

(1)雙擴口管接頭等效應(yīng)力隨位移載荷的增大而增大，蘑菇頭厚度降低，其表面凹陷加深，位移載荷大于0.72 mm時,蘑菇頭存在被切斷的風(fēng)險。

(2) 在初始擰緊時，管接頭具有一定的密封性；其接觸面最大壓力與密封面寬度隨軸向位移的增加而增加，接觸區(qū)域隨軸向壓力增加而上移，在喇叭口端面上形成一大一小兩道密封環(huán)。

(3)通過高壓扭矩泄漏實驗測試不同扭矩下雙擴口管接頭的密封性能以及剖面圖，驗證了仿真結(jié)果的有效性。