張 旭 夏芝瑋 樊新田 張杰毅 陳 果

(1.南京航空航天大學(xué)民航學(xué)院 江蘇南京 211106;2.西安飛機(jī)工業(yè)(集團(tuán))有限責(zé)任公司 陜西西安 710089)

隨著我國(guó)軍用飛機(jī)的運(yùn)量強(qiáng)度日益增加，管路結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、制造的固定化，相關(guān)安裝控制標(biāo)準(zhǔn)已經(jīng)不能滿足目前飛機(jī)管路系統(tǒng)安裝控制的要求，大量管路系統(tǒng)出現(xiàn)了密封問(wèn)題，泄漏故障居高不下，成為了飛機(jī)管路系統(tǒng)的主要故障，嚴(yán)重影響了軍隊(duì)的戰(zhàn)斗力。連接件作為飛機(jī)液壓系統(tǒng)連接和傳輸?shù)闹匾?，其密封可靠性?duì)飛機(jī)的飛行安全具有重要影響。然而，實(shí)際裝配中出現(xiàn)的各種偏差會(huì)使連接件產(chǎn)生裝配應(yīng)力，進(jìn)而影響整個(gè)管路系統(tǒng)的密封性能?？煞蛛x式管接頭中應(yīng)用最為廣泛的是擴(kuò)口式管接頭，易于加工方便拆裝，但故障率較高[1]。管接頭密封性能與管接頭和管道接觸面的壓應(yīng)力、有效密封面寬以及附加載荷等因素有關(guān)[2-3]。

目前關(guān)于管接頭密封性能研究的文獻(xiàn)主要有：周鑫等人[4]對(duì)各類管接頭的原理和性能作了對(duì)比分析；王小剛、冉光斌等[5-6]研究設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)錐形管接頭密封性的影響；王振興等[7]研究了拉伸載荷對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)管接頭密封性能的影響；曹增強(qiáng)和林水福[8]采用正交試驗(yàn)研究了管接頭擰緊力矩系數(shù)的主要影響因數(shù)；丁建春等[9]計(jì)算了管接頭在擰緊力矩作用下的密封帶寬度，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。

雖然有學(xué)者對(duì)拉伸載荷以及擰緊力矩這些影響因素做了研究，但對(duì)裝配偏差這一影響因素的研究，目前沒(méi)有深入的分析及試驗(yàn)研究。為了研究管道裝配偏差對(duì)管路連接件密封性能的影響規(guī)律，本文作者基于有限元分析方法，建立管道連接件模型，通過(guò)靜力學(xué)仿真計(jì)算研究不同裝配偏差下密封面參數(shù)的變化規(guī)律，可為實(shí)際飛機(jī)管道安裝中的裝配偏差控制提供理論依據(jù)和技術(shù)支撐。

1 飛機(jī)管路連接件數(shù)值模型

1.1 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)述

管接頭連接件由管接頭、擴(kuò)口管、平管嘴和外套螺母組成。管接頭與外套螺母在擰緊力矩作用下壓緊擴(kuò)口管與管接頭并出現(xiàn)塑性形變，形成密封面。選取外徑為12 mm的管道連接件為研究對(duì)象,如圖1所示。

圖 1 管接頭連接件CATIA模型Fig 1 CATIA model of pipe joint connector

1.2 材料本構(gòu)模型

擴(kuò)口管道為1Cr18Ni9Ti材料[10]，平管嘴使用1Cr11Ni2W2Mov材料[11]，外套螺母與直通管接頭使用TC6材料[12]。表1給出了材料的屬性與力學(xué)性能。

表 1 擴(kuò)口式管路連接件組成材料的基本屬性

1.3 有限元模型

計(jì)算過(guò)程中要考慮裝配偏差對(duì)密封帶寬度的影響，將管接頭與管道接觸面上的網(wǎng)格細(xì)化，由于載荷的對(duì)稱性,有限元模型選取實(shí)體的1/2，如圖2所示。

圖2 管接頭連接件數(shù)值模型及接觸設(shè)置Fig 2 Numerical model and contact settingsof pipe joint connectors

圖2中白色線條表示零件之間的摩擦接觸，共有4個(gè)接觸對(duì)，依據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》[13]查得各個(gè)接觸副的接觸狀態(tài)以及摩擦因數(shù)如表2所示。由于使用對(duì)模型施加預(yù)緊力模擬擰緊力矩的方法，模型中螺紋可采用直螺紋的簡(jiǎn)化畫(huà)法。

表2 各接觸副摩擦因數(shù)取值范圍

*注：依據(jù)《螺紋連接的導(dǎo)管(軟管)安裝擰緊參數(shù)的確定方法》[14]，可知擴(kuò)口接觸面可適當(dāng)潤(rùn)滑，其余部位尤其螺紋處禁止?jié)櫥?/p>

1.4 邊界條件及載荷

1.4.1 預(yù)緊力施加方案

(1)預(yù)緊力與擰緊力矩轉(zhuǎn)換關(guān)系

管路連接副預(yù)緊力矩T為螺旋副間的摩擦力矩T1和平管嘴與外套螺母間的摩擦力矩T2之和。其中，螺旋副間的摩擦力矩T1與軸向預(yù)緊力F的關(guān)系為

(1)

式中:P和r1分別是螺旋副的螺距和螺紋中徑，r1的標(biāo)注如圖3所示,文中模型中P=1.5 mm，r1=9.5 mm；β是螺旋副的螺紋半角，β=30°；μf為摩擦因數(shù)，參照表2摩擦因數(shù)μf=0.15。

連接副平管嘴與外套螺母間的摩擦力矩T2與軸向預(yù)緊力F的關(guān)系為

T2=Fμfr2

(2)

式中：r2為平管嘴與外套螺母接觸等效半徑，r2=8.1 mm。r2的標(biāo)注如圖3所示。

管路連接副的預(yù)緊力矩T為T1和T2之和，聯(lián)立公式(1)和(2)，求得管路螺紋連接的預(yù)緊軸向力F。因此，最終可以得到預(yù)緊軸向力F和預(yù)緊力矩T的轉(zhuǎn)換公式為

(3)

(2)降溫法施加預(yù)緊力

仿真計(jì)算使用預(yù)緊力單元加載方式，為保證計(jì)算精度外載荷不應(yīng)超過(guò)預(yù)緊力的0.01%[15]。文中裝配偏差顯然大于預(yù)緊力的0.01%，故存在外載荷情況下不宜使用預(yù)緊力單元。文中采取降溫法對(duì)模型施加預(yù)緊力。

如圖3所示，外套螺母上的圓柱環(huán)(即黑框范圍)可視為螺栓柱體，在圓柱環(huán)上施加負(fù)溫度載荷，定義該材料軸向的收縮系數(shù)，即可完成預(yù)緊力加載。提取圓柱環(huán)軸向受力數(shù)值，即可得到預(yù)緊力數(shù)值。

圖3 預(yù)緊力及加載方式Fig 3 Pre-tightening force and loading method

1.4.2 邊界條件和載荷設(shè)置

國(guó)家軍用標(biāo)準(zhǔn)《飛機(jī)液壓管路系統(tǒng)設(shè)計(jì)、安裝要求》[16]對(duì)導(dǎo)管安裝的角度偏差、徑向偏差以及長(zhǎng)度方向偏差都給出了具體要求，如圖4所示，具體為

圖4 管接頭裝配偏差定義Fig 4 Definition of pipe joint assembly deviation

(1)導(dǎo)管每100 mm長(zhǎng)其偏差Δa不超過(guò)0.3 mm，對(duì)每根導(dǎo)管的總長(zhǎng)偏差應(yīng)控制在0.8 mm以內(nèi)；

(2)導(dǎo)管自由端須與接頭或附件管嘴在同一直線上，其偏差按導(dǎo)管每100 mm長(zhǎng)(從最近的支承件算起)Δr不超過(guò)0.3 mm；

(3)導(dǎo)管自由端須與接頭或附件管嘴平行，允許的偏差Δθ不超過(guò)2°。

文中主要研究軸向偏差、徑向偏差和角度偏差3種偏差對(duì)管接頭密封性能的影響。為單位化裝配偏差，模型中擴(kuò)口管長(zhǎng)度為100 mm，為單位管長(zhǎng)。圖5(a)所示為軸向偏差和徑向偏差加載示意圖，即對(duì)擴(kuò)口管端面施加對(duì)應(yīng)向的位移載荷。圖5(b)所示為角度偏差加載示意圖，即使擴(kuò)口管端面繞擴(kuò)口管喇叭口中心點(diǎn)轉(zhuǎn)過(guò)一定角度。角度偏差載荷通過(guò)遠(yuǎn)端位移設(shè)置實(shí)現(xiàn)，遠(yuǎn)端點(diǎn)即為轉(zhuǎn)動(dòng)中心，作用面即為擴(kuò)口管端面。

圖5 3種偏差的加載方式Fig 5 Three deviation loading methods(a) schematic of radialand axial assembly deviation loading；(b) schematicof angular assembly deviation loading

1.5 密封性評(píng)價(jià)指標(biāo)及提取方法

1.5.1 密封性評(píng)價(jià)指標(biāo)

管接頭錐面和擴(kuò)口管喇叭口面在預(yù)緊力作用下形成金屬面-面密封，即擴(kuò)口管面(低硬度面)發(fā)生塑性形變，填滿管接頭錐面(高硬度面)表面微觀縫隙[17]。其密封性能可通過(guò)接觸面上應(yīng)力分布情況進(jìn)行評(píng)價(jià)：

(1)密封寬度，是指接觸面上接觸應(yīng)力超過(guò)擴(kuò)口管(低硬度面)屈服極限部分的寬度。密封寬度越大則密封性能越好，反之亦然。密封寬度能夠最為直觀地表現(xiàn)出密封與否，在管道受到外載時(shí)，密封寬度可能不均勻，此時(shí)可選擇最窄的寬度評(píng)價(jià)密封性能。

(2)密封面積，是指接觸面上接觸應(yīng)力超過(guò)擴(kuò)口管(低硬度面)屈服極限區(qū)域的面積。密封面積整體上展現(xiàn)了密封性能。

(3)密封比壓[18]，也就是密封面上的接觸應(yīng)力，同樣是影響密封性能的因素。密封比壓越大塑性變形越充分，接觸面之間的縫隙填充得越充分，則密封性能越好。

1.5.2 評(píng)價(jià)指標(biāo)提取方法

如圖6所示，在有限元模型后處理計(jì)算中，對(duì)每個(gè)接觸單元的接觸應(yīng)力值進(jìn)行處理，即可得到密封面寬、密封面積和密封比壓3個(gè)評(píng)價(jià)指標(biāo)。依據(jù)表1中擴(kuò)口管屈服極限為205 MPa，后處理流程圖中選取接觸應(yīng)力大于管道屈服極限的接觸單元，進(jìn)行累加計(jì)算得到密封性評(píng)價(jià)指標(biāo)。

圖6 密封面接觸參量提取流程Fig 6 Flow of extraction of sealingsurface contact parameters

2 計(jì)算結(jié)果與分析

2.1 應(yīng)力分析

對(duì)模型求解后可得圖7所示管接頭連接件的等效應(yīng)力分布圖，圖中應(yīng)力集中的部位主要在4個(gè)接觸對(duì)上以及螺母圓角處。外套螺母材料為TC6，強(qiáng)度極限為1 030 MPa，根據(jù)第三強(qiáng)度極限理論可知，螺母圓角處為拉應(yīng)力，最容易產(chǎn)生破壞。

圖7 管接頭連接件整體等效應(yīng)力分布和應(yīng)力最值點(diǎn)Fig 7 The overall equivalent stress distribution and maximum stress point of the pipe joint connector

2.2 摩擦因數(shù)及擰緊力矩對(duì)密封性能的影響

文中管接頭連接件模型中，螺紋副的摩擦因數(shù)影響預(yù)緊力的大小，螺母-平管嘴和平管嘴-管道2個(gè)接觸對(duì)起到力的傳遞作用，對(duì)密封面接觸應(yīng)力分布影響較小，故不考慮以上3個(gè)接觸對(duì)。將管接頭與管道接觸面的摩擦因數(shù)及擰緊力矩作為變量計(jì)算密封面寬度，結(jié)果如圖8所示。

圖8中黑色細(xì)實(shí)線為擰緊力矩等值線，黑色虛線為螺母圓角處應(yīng)力達(dá)到強(qiáng)度極限時(shí)對(duì)應(yīng)的擰緊力矩連線，該虛線上方的擰緊力矩會(huì)使螺母產(chǎn)生破壞。兩條豎直的虛線為管接頭-擴(kuò)口管摩擦因數(shù)的取值范圍，為0.1～0.12。管接頭擰緊參數(shù)有最小擰緊力矩、最大擰緊力矩和過(guò)緊力矩，該管接頭的3個(gè)擰緊參數(shù)如圖中加粗實(shí)線所示，分別為32、42、84 N·m。這3個(gè)參數(shù)由試驗(yàn)測(cè)得，過(guò)緊力矩即為最后破壞擰緊參數(shù)[19]。分析圖中數(shù)據(jù)，可得出：

圖8 不同擰緊力矩下密封面寬隨摩擦因數(shù)變化曲線Fig 8 Variation curves of sealing surface width with frictioncoefficient under different tightening torque

(1)隨摩擦因數(shù)增加，同一擰緊力矩下的密封面寬減小，密封性能下降。隨擰緊力矩增加摩擦因數(shù)不變時(shí)，密封面寬變大，密封性能增強(qiáng)。

(2)摩擦因數(shù)在0.1～0.12范圍內(nèi)[14]，擰緊力矩取32～42 N·m[19]，密封面寬均不為0，這一定程度上驗(yàn)證了標(biāo)準(zhǔn)制定的擰緊力矩范圍。

(3)摩擦因數(shù)取0.1～0.12時(shí)，擰緊力矩大于51 N·m時(shí)，螺母圓角處應(yīng)力會(huì)超過(guò)1 030 MPa,會(huì)出現(xiàn)破壞，即管路連接件會(huì)發(fā)生破壞。

根據(jù)表2管接頭-擴(kuò)口管的摩擦因數(shù)范圍為0.1～0.12，為便于計(jì)算下文仿真分析中摩擦因數(shù)取定值0.11。

2.3 軸向偏差對(duì)密封性能的影響

按圖5(a)設(shè)置軸向偏差，其中僅僅考慮軸向偏差，其偏差范圍為-0.4～1 mm。航空工業(yè)標(biāo)準(zhǔn)HB 4-1-2002[19]裝配試驗(yàn)件的擰緊力矩范圍為32～42 N·m。首先分析擰緊力矩為42 N·m的情況，圖9所示為擰緊力矩為42 N·m時(shí)密封面上不同位置接觸應(yīng)力分布隨軸向偏差變化圖。

由圖9中接觸應(yīng)力等值線可知，隨軸向偏差正向增加接觸應(yīng)力整體變小，隨軸向偏差負(fù)向增加接觸應(yīng)力整體變大。當(dāng)軸向偏差為-0.4 mm時(shí)，管接頭錐頭尖端在軸向偏差載荷下與擴(kuò)口管喇叭口根部(3.6 mm處)受壓出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象。當(dāng)軸向偏差為1 mm時(shí)，擴(kuò)口管喇叭口邊緣(0 mm處)在軸向偏差作用下受拉變形與管接頭接觸，出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象。

圖9 密封面接觸應(yīng)力隨軸向偏差分布Fig 9 Distribution of contact stress of sealing surface with axial deviation

圖中接觸應(yīng)力大于205 MPa的區(qū)域(加粗黑實(shí)線范圍)為有效密封區(qū)域，測(cè)量縱軸寬度即可得到密封面寬(豎直虛線)。軸向偏差為大于0.4 mm時(shí)接觸應(yīng)力小于205 MPa視為密封失效。

計(jì)算不同擰緊力矩下的有效密封面寬并匯總繪圖，如圖10所示。圖中隨軸向偏差增大密封面寬減小，若擰緊力矩較小，密封面寬會(huì)減小至0，即失去密封作用。圖中黑虛線為螺母圓角處達(dá)到強(qiáng)度極限的分界線，當(dāng)擰緊力矩大于51 N·m就有可能造成螺母破壞。當(dāng)軸向偏差小于0.3 mm(圖中豎直虛線)時(shí)，使擰緊力矩大于39 N·m即可保證管接頭連接件有效密封。

2.4 徑向偏差對(duì)密封性能的影響

在圖5(a)中的邊界條件僅設(shè)置徑向偏差，范圍為0～1 mm，即可進(jìn)行徑向偏差下的密封性能分析。由于徑向偏差為非軸對(duì)稱載荷，密封面的接觸應(yīng)力分布同樣非軸對(duì)稱。

如圖11所示，提取接觸面不同角度的密封面寬，繪制隨徑向偏差變化的曲線圖，首先分析擰緊力矩為42 N·m的情況。隨徑向偏差增加，接觸面0°處的密封面寬增加，接觸面180°處的密封面寬減小。這是因?yàn)榇嬖趶较蚱顣r(shí)，接觸面不同位置處受到的預(yù)緊力會(huì)重新分布，0°處少許增大，180°處會(huì)減少。圖12中接觸面0°方向與徑向偏差同向，接觸面180°方向與徑向偏差反向。

圖11 不同徑向偏差下密封面寬在不同角度分布曲線Fig 11 The distribution curves of the sealing surface width atdifferent angles under different radial deviations

圖12 徑向偏差下管道應(yīng)力云圖Fig 12 Pipeline stress cloud diagram under radial deviation

整體的評(píng)價(jià)密封性能可利用木桶的短板原理，接觸面不同角度可視為一根根木板，該角度的密封面寬參數(shù)可視為木板的長(zhǎng)度。最短木板處的參數(shù)代表整體的性能。同理，接觸面上參數(shù)最小的角度決定著整體的密封性能，選取接觸面180°處的密封面寬評(píng)價(jià)管接頭連接件密封性能。

計(jì)算不同擰緊力矩下密封面寬隨徑向偏差變化曲線，結(jié)果如圖13所示。圖中不同擰緊力矩下密封面寬隨徑向偏差增加而減小，但減小幅度很小。擴(kuò)口管受到徑向位移載荷形變而產(chǎn)生較高的應(yīng)力，若其最值超過(guò)擴(kuò)口管材料屈服極限，會(huì)使擴(kuò)口管產(chǎn)生塑性變形，影響管道的疲勞壽命。圖12所示為徑向偏差下管道應(yīng)力云圖，“Max”標(biāo)識(shí)為應(yīng)力最值點(diǎn)，當(dāng)應(yīng)力最值恰好達(dá)到材料屈服極限時(shí)(205 MPa)，記錄下擰緊力矩和軸向偏差值繪制在圖13中，如豎直虛線所示，當(dāng)徑向偏差大于0.7 mm時(shí)擴(kuò)口管可能會(huì)出現(xiàn)塑性形變，影響管道疲勞壽命。

圖13 不同擰緊力矩下密封面寬隨徑向偏差變化曲線Fig 13 Variation curves of sealing surface width with radialdeviation under different tightening torque

2.5 角度偏差對(duì)密封性能的影響

與徑向偏差分析方法相同，角度偏差范圍為0°～8°，對(duì)密封面不同角度密封面寬隨角度偏差的分布情況繪圖，結(jié)果如圖14所示。首先分析42 N·m的情況。角度偏差存在時(shí)，接觸面不同位置受到的力會(huì)重新分布，0°處少許增大，180°處會(huì)減少。隨角度偏差增加，接觸面0°處的密封面寬增加，接觸面180°處的密封面寬減小。

圖14 不同角度偏差下密封面寬在不同角度分布曲線Fig 14 The distribution curves of the sealing surface width atdifferent angles under different angle deviations

根據(jù)短板效應(yīng)，接觸面上參數(shù)最小的方向決定著整體的密封性能，選取接觸面180°處的密封面寬評(píng)價(jià)管接頭連接件密封性能。

計(jì)算不同擰緊力矩下密封面寬隨角度偏差變化曲線，結(jié)果如圖15所示。圖中不同擰緊力矩下密封面寬隨角度偏差增加而減小，但減小幅度很小。圖16所示為角度偏差下管道應(yīng)力云圖，“Max”標(biāo)識(shí)為應(yīng)力最值點(diǎn)，當(dāng)應(yīng)力最值恰好達(dá)到材料屈服極限時(shí)(205 MPa)，記錄下擰緊力矩和角度偏差值繪制在圖15中，如豎直虛線所示，當(dāng)角度偏差大于1°時(shí)擴(kuò)口管可能會(huì)出現(xiàn)塑性形變，影響管道疲勞壽命。

圖15 不同擰緊力矩下密封面寬隨徑向偏差變化曲線Fig 15 Variation curves of sealing surface width with radialdeviation under different tightening torque

圖16 角度偏差下管道應(yīng)力云圖Fig 16 Pipeline stress cloud diagram under angle deviation

2.6 討論

通過(guò)對(duì)管接頭接觸面摩擦因數(shù)、管接頭擰緊力矩以及管道裝配偏差(軸向、徑向及角度)對(duì)管接頭連接件密封性能影響規(guī)律的仿真分析，得出如下結(jié)論：

(1)摩擦因數(shù)增大時(shí)，密封面寬減小，摩擦因數(shù)取0.1～0.12較為合理。

(2)擰緊力矩增大時(shí)，密封面寬增加，但擰緊力矩大于51 N·m時(shí)管路連接件會(huì)出現(xiàn)破壞。

(3)軸向偏差增大，密封面寬減小，甚至減小至0；若徑向偏差在0.3 mm內(nèi)，摩擦因數(shù)取0.11，擰緊力矩大于40 N·m可使密封面寬不為0。

(4)徑向偏差和角度偏差增大時(shí)密封面寬減小，但影響很小。當(dāng)徑向偏差大于0.7 mm，角度偏差大于1°時(shí)，管道會(huì)出現(xiàn)塑性變形，影響管道疲勞壽命。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 試驗(yàn)裝置

為驗(yàn)證裝配偏差對(duì)密封性能的影響，設(shè)計(jì)了如圖17所示的管接頭裝配偏差模擬試驗(yàn)系統(tǒng)，圖18所示為試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)。試驗(yàn)系統(tǒng)中，裝配偏差模擬臺(tái)用以設(shè)置裝配偏差，加壓系統(tǒng)為試驗(yàn)管接頭連接件泵入一定壓力液壓油，用應(yīng)變片檢測(cè)管道安裝應(yīng)力，振動(dòng)臺(tái)對(duì)試驗(yàn)件提供基礎(chǔ)激勵(lì)。

圖17 管接頭裝配偏差模擬試驗(yàn)系統(tǒng)Fig 17 Simulation test system for pipe joint assembly deviation

3.2 試驗(yàn)方案

試驗(yàn)借鑒HB 4—1—2002[19]中最小擰緊力矩測(cè)定方法，對(duì)試驗(yàn)管道施加2倍工作壓力的液壓，使用振動(dòng)臺(tái)對(duì)試驗(yàn)臺(tái)施加正弦激勵(lì)，在不同擰緊力矩及偏差載荷下觀察密封情況。密封性判定方法：20 min內(nèi)觀測(cè)螺紋處是否滲液。擰緊力矩和軸向偏差設(shè)置如表3所示。

表3 試驗(yàn)參數(shù)及設(shè)置

3.3 試驗(yàn)結(jié)果

圖19示出了軸向偏差下各個(gè)試驗(yàn)件最小的擰緊力矩。試驗(yàn)共測(cè)試了6根管道，從整體趨勢(shì)上看，隨軸向偏差增加所需最小的擰緊力矩也在增加。

圖19 不同軸向偏差下最小擰緊力矩試驗(yàn)結(jié)果Fig 19 Test results of minimum tightening torqueunder different axial deviation

圖20示出了徑向偏差下各個(gè)試驗(yàn)件最小的擰緊力矩。試驗(yàn)共測(cè)試了4根管道，隨徑向偏差增加所需最小的擰緊力矩也在增加，但增加的趨勢(shì)較為平緩。試驗(yàn)件在徑向偏差小于1 mm時(shí)不需要增加擰緊力矩，仿真計(jì)算中徑向偏差1 mm下不會(huì)使管接頭泄漏，試驗(yàn)一定程度上驗(yàn)證了計(jì)算的正確性。

圖20 不同徑向偏差下最小擰緊力矩試驗(yàn)結(jié)果Fig 20 Test results of minimum tightening torqueunder different radial deviation

4 結(jié)論

建立了管接頭連接件的有限元模型，討論了擰緊力矩與預(yù)緊力的轉(zhuǎn)換關(guān)系并使用降溫法施加預(yù)緊力。針對(duì)裝配偏差，設(shè)置3種邊界條件,計(jì)算了不同摩擦因數(shù)、擰緊力矩以及不同裝配偏差下的管接頭接觸面的接觸參數(shù)，同時(shí)進(jìn)行了應(yīng)力分析，發(fā)現(xiàn)了模型中應(yīng)力集中的地方，綜合分析了管道裝配偏差對(duì)密封性能的影響，建立管接頭裝配偏差模擬試驗(yàn)系統(tǒng)，驗(yàn)證了軸向偏差與徑向偏差對(duì)管接頭密封性的影響規(guī)律。主要結(jié)論如下：

(1)擰緊力矩增加可使密封性能增強(qiáng)，但擰緊力矩過(guò)大會(huì)使管路連接件發(fā)生破壞。

(2)管接頭與管道接觸面的摩擦因數(shù)增加，密封性能降低。

(3)軸向偏差會(huì)降低管路連接件密封性，偏差過(guò)大時(shí)會(huì)使其失去密封性。

(4)徑向偏差和角度偏差會(huì)稍稍降低管路連接件密封性，偏差過(guò)大會(huì)使管道出現(xiàn)塑性變形。