Page 96 - 理化检验-物理分册2021年第二期

胡芳婷, 等: 外加厚 P110 油管接头的脱扣原因

μ
式中: k 为螺纹牙数; 为摩擦因数, 取 0.2 ; F k 为第
为第k 个圆环的
k 个螺纹牙啮合面上的摩擦力; S k
(
的面积, 其中 S k=πl k r k +r k+1 ); 式中l k =r k+1-
; 如图 5 所示。
r k p 为接触面的平均应力; r k 和 r k+1

图 6 各模型的牙型平均接触压力

Fi g 6 Avera g econtact p ressureofeachmodeltooth

图 5 螺纹啮合半径示意图

Fi g 5 Schematicdia g ramofthreaden g a g ementradius
3.1 有限元模型
根据接头的结构和受力特点, 将接头的接箍中面
处理为对称面, 且该截面只有径向位移自由度, 采用
轴对称壳体模型, 其应力应变按照拉伸试验时真实数

据输入, 材料视为均匀的各向同性体, 参数见表6 。
表 6 有限元模型的材料性能参数

Tab 6 Material p ro p ert yp arametersoffiniteelementmodel 图 7 各模型的最大等效应力

Fi g 7 Maximume q uivalentstressofeachmodel
屈服强度 / 抗拉强度 / 弹性模量 /
规格 泊松比
MPa MPa MPa

5
ϕ 88.9mm×6.45mm 758 862 2.06×10 0.3
为消除管端效应, 建模时管体长度取约为螺纹
长度的 2 倍, 螺 纹 参 数 采 用 中 名 义 尺 寸, 锥 度 为
1∶16 , 螺纹 牙 型 接 触 模 式 为 面 面 接 触, 网 格 采 用
CAX4 四结点双线性轴对称四边形单元进行计算。
图 8 上扣扭矩和过盈圈数关系
3.2 载荷工况和计算结果
Fi g 8 Relationshi pbetweenmake-u p tor q ueand
上扣控制的关键问题是如何控制配合螺纹的过
numberofinterferencerin g s
盈量使之产生合适的接触压力。同时采用扭矩 - 圈
小扭矩 3000N · m , 过盈 1 圈时近似于现场施加最
数方法是提高螺纹上扣可靠性的最佳途径。笔者将
小扭矩 3300N · m , 过盈 1.5 圈时等同于厂家推荐
上扣圈数和过盈量进行了换算, 从规定的手紧位置
最小扭矩 4300N · m , 过盈 2 圈时近似于厂家推荐
起, 施加的过盈 圈 数 从 0.5 圈 至 3 圈, 每 次 增 量 为 最佳扭矩 5740N · m , 过盈 2.5 圈时近似于厂家推

0.5 圈。一般说来螺纹的上扣扭矩越大, 螺 纹啮合 荐最大扭矩 7170N · m , 过盈 3 圈时螺纹部分单元

的长度就越长, 分担载荷的螺纹就越多。各模型的 已发生屈服, 存在塑性变形。可见过盈圈数越多, 牙
牙型平均接触压力分布情况如图 6 所示( 牙型从内 型的接触压力越大, 上扣扭矩就越大, 当上扣扭矩较
螺纹大端第 1 扣计算)。 大时, 并不利于提高螺纹的连接强度, 还会增加粘扣
各模型下计算的最大等效应力如图 7 所示。从 的可能性。
图 7 可 以 看 出 上 扣 2 圈 时 螺 纹 的 最 大 等 效 应 力 当然上扣扭矩与过盈量并非简单的正比关系,
最低。 在实际操作中上扣扭矩还受螺纹脂摩擦特性、 螺纹
根据以上有限元计算结果并结合式( 2 ), 得出上 表面镀层、 上扣速度、 螺纹参数等影响, 加之螺纹本
扣扭矩和过盈圈数具有如图 8 所示关系。 身结构比较复杂, 力学分析涉及材料、 几何和接触边
如图 8 可知, 过盈 0.5 圈时近似于现场施加最 界的三重非线性问题 [ 11 ] , 该有限元中模型是在理想
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