【技术分享】扩口式管接头拧紧力矩-预紧力关系分析
扩口式管接头的密封形式为锥面密封(如图 1所示)，1930年代初在美国工业界开始使用，被美国汽车工程协会纳入SAE工业标准，广泛应用于航空航天、车辆、船舶等的管路系统中，具有管路连接和密封作用。
图 1 扩口式管接头整体结构简图
扩口式管接头现存问题：
(1) 缺少装配工艺规范，预紧力分散性大，密封性能难以保证；
(2) 在振动工况下易泄漏。
密封性能的主要影响因素：几何尺寸、加工精度和装配工艺，其中装配阶段产生的轴向预紧力是影响管接头密封性能的重要因素。
管接头组件如图 2所示。
(a) 管接头整体组件
(b) 管接头螺母、套管和扩口管
图 2 扩口式管接头实物图
目前研究需考虑问题
目前对扩口式管接头的研究需考虑以下问题：
(1) 为准确分析密封界面的接触参量，在模拟中应考虑三维螺旋形结构；
(2) 扩口式管接头的扭拉关系需进一步验证；
(3) 振动工况下轴向紧固力衰退规律仍不明确；
(4) 缺少对扩口式管接头紧固密封性能的预紧力监测和性能衰退研究方法。
工程实际中的问题
工程中，轴向紧固力过小时，密封区域的接触应力不足，不能实现有效的密封；轴向紧固力过大时，过高的接触应力会超过材料的承载极限，破坏结构的完整性，导致泄漏的发生。因此，对于某一规格的扩口式管接头，轴向紧固力必须控制在某一个合理的范围内，才能保证可靠的密封性能。
对于扩口式管接头这种较为复杂螺纹连接结构的扭拉关系，目前针对性的研究工作还比较少。由于扩口式管接头结构组件多且复杂，相比普通螺栓连接有着更多的接触面，拧紧过程中各组件之间的接触状态不确定等因素，其扭拉关系的确定更加困难。同时，对于扩口式管接头拧紧过程中各面的接触状态，目前也尚未有研究成果对此做出详细的解释。
扩口式管接头拧紧力矩-预紧力关系分析
扩口式管接头主要由四个组件构成：管接头、螺母、管套、扩口管(如图 2所示)。组件之间有六对接触面：
(1) 管接头与螺母之间的螺纹接触面(记为A1)；
(2) 管接头与扩口管之间的锥形接触面(记为A2)；
(3) 扩口管与管套之间锥形接触面(记为A3)；
(4) 管套与螺母之间环形接触面(记为A4)；
(5) 管套与螺母之间的圆柱接触面(记为A5)；
(6) A6为扩口管和管套之间的圆柱接触面(记为A6)。
装配过程中，螺纹接触面A1提供轴向紧固力，使得锥形接触面A2上产生接触应力，实现密封的效果。其中，接触面A1~A4可提供的最大静摩擦力矩T1-T4已有理论计算公式。接触面A5和A6为结构中的两对圆柱接触面，对应的最大摩擦力矩分别是Tr5和Tr6，其值无法通过公式直接求出，目前对于扩口式管接头的研究均没有考虑它们的影响。
图 3 管接头摩擦力矩示意图
T1~T4、Tr5和Tr6是各接触面可提供的最大摩擦力矩，并不一定是与拧紧力矩T相平衡的摩擦力矩。
拧紧过程的两种接触情况：
(1) A3和A6面有相对滑动，A4和A5面没有相对滑动；
(2) A4和A5面存在相对滑动，A3和A6面没有相对滑动。
第(1)种情况：螺母带动管套转动，管套和螺母之间为静摩擦，可将螺母与管套等效为一体，如图 3(a)所示。扭拉关系：T=T1+T3+Tr6。
第(2)种情况：管套与螺母之间发生相对滑动，扩口管与管套之间为静摩擦，如图 3(b)所示，与拧紧力矩T相对应的摩擦力矩为T1，T1和Tr5。扭拉关系：T=T1+T4+Tr5。
(a) 扩口管-管套相对转动 (b) 管套-螺母相对转动
图 4 拧紧过程的两种接触情况
对于管套与螺母圆柱接触面的两种配合形式，分别建立两个模型进行分析，如图 4所示：
模型一：A5面为间隙配合时，模型中A5面留有0.1mm的间隙；
模型二：A5面为过渡配合时，模型中A5面为完全贴合，无间隙，摩擦系数设为0.15。
图 5 扩口螺纹精密有限元模型
对于模型一，A5面为间隙配合时，理论值与仿真值的相对误差小于1%。对于装配精度要求不高的应用场合，A5面通常为间隙配合，不存在摩擦力矩Tr5，此时依据理论公式来计算扩口式管接头的扭拉关系足够精准。
对于模型二，理论值与仿真值的相对误差随着扭矩的增大而不断增大，在50 Nm时接近7%，对某些高精密装配场合是不可忽略的，因此在工程中可以考虑引入修正系数对扩口式管接头的扭拉关系进行修正。
图 6 拧紧扭矩-轴向紧固力关系曲线
图 7 拧紧力矩-轴向预紧力相对误差变化曲线
参考文献
[1]熊影辉.特种车辆扩口式管接头密封性能研究[D].北京: 北京理工大学学位论文, 2016.
