航空发动机管路连接件螺纹防松技术研究
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[摘 要]航空发动机的燃油和滑油系统的外管路之间最常用的联接方式为螺纹结构联接，发动机在工作时振动非常剧烈，因此要求螺纹结构有很好的防松性能性好。在文章通过定量的力学分析得出密封需要的预紧力，计算了螺纹的工作载荷。
[关键词]航空发动机，螺纹，振动，松动机理，防松，加工精度，可靠性
中图分类号：V229 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2018）14-0048-01
0 引言：
航空发动机工作状态下整机的振动幅度和振动频率都很大，特别是在全加力状态下，振动幅值可以达到±100mm，振动频率的范围在0-20000Hz，在如此恶劣的工作条件下，要保证管路连接的稳定性，必须要求螺纹有很好的防松性能。通过锁丝孔结构，利用钢丝进行串联拧紧，具有结构简单，生产加工方便，防松效果显著等优点，所以广泛的使用在航空发动机中。
1 螺纹预紧性能分析
1.1 螺纹预紧力学分析
航空发动机常用的两种连接件的结构如图1所示
在连接件使用的时候需要拧紧螺纹其产生预紧力为F，其对锥面产生压力为P，锥对锥的接触面为A，结构简图如图2所示。
（2）
零件在做打压实验时，燃油对零件的作用力为静压力，由于压力远远大于燃油自身的重力，因此在进行受力分析时可忽略重力的影响。在进行计算时需要忽略零件制造精度对设计模型的影响，同时忽略粗糙度对配合面的影响，接触面的摩擦系数设为0，只考虑不同密封结构下对螺纹预紧力的要求。
由锥面面积公式：
（3）
（4）
式中：a为锥面面积，r为母线长度，d为底面直径，θ为母线与中心线的夹角。将公式3和公式4代入公式1得到接触面的面积A得：
（5）
通过测量得到d1=26mm，d2=19.2mm，P=20MPa，θ=37°将已知量和公式5代入公式1中得到F≈13.324KN。可以得出螺母提供的预紧力要大于13.324KN，
球对锥面配合时，接触面积远远小于锥对锥配合，接触面的形状理论上只有一条线。但是由于零件的材料不是刚体，所以接触的地方会产生应力变形呈现一条环形带，按照打压试验的压力要求P=20MPa，同时不考虑制造精度和装配不好的问题，进行计算：
燃油压力在水平方向的分力为dF，微圆面积为dA，则分力与压力P之间的关系如下：
（6）
可以看出dAcosθ=dAx，Ax为竖直方向的投影，将公式6进行变换得到：
（7）
通过公式7可以得出，接触面在竖直方向的投影的形状为圆环。
（8）
测量得出r1=12.34mm，r2=9mm代入公式8中得出Ax≈223.8×10-6m2；
螺纹提供预紧力时，接触面受挤压变形，形成图3的接触型式，环带的面积为A1，由公式2可以得出：
（9）
式中F1为螺纹提供的预紧力，θ1为锥面与中心线的夹角37°。有公式7可以得出：
（10）
得出F1大于9.31KN。经过对比发现球面对锥面配合比锥面对锥面配合时的螺纹预紧力要求低。
1.2 螺纹工作载荷计算
在使用过程中螺纹配合需要提供持续的工作载荷，正常使用的螺纹牙型为60°普通螺纹，螺距为1.5mm。球面对锥面需要的最小预紧力F1=9.31KN，锥面对锥面需要的最小预紧力F2=13.324KN，计算在拧紧时需要的扭矩M，由虚位移原理得到公式11：
（11）
其中f为摩擦力，为拧紧距离，为拧紧角度。普通螺纹的摩擦力非常小，为了计算方便，将摩擦力设为0，将螺距P=1.5mm代入可以得到公式：
（12）
将公式12代入公式11，可以计算出需要的结果：M1=2.22N*m，M2=3.18N*m。
通过以上的计算结果得出结论，在螺距为1.5mm时，螺纹拧紧状态下，球面对锥面需要的最小扭矩为2.22N*m，锥面对锥面需要的最小扭矩为3.18N*m。
2.总结
文章对管路密封結构进行了力学分析，计算出了工作载荷下的预紧扭矩，得出结论：球面对锥面的密封方式需要的预紧力更低，锁丝孔结构的防松方式在实际应用中效果最好。
[关键词]航空发动机，螺纹，振动，松动机理，防松，加工精度，可靠性
中图分类号：V229 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2018）14-0048-01
0 引言：
航空发动机工作状态下整机的振动幅度和振动频率都很大，特别是在全加力状态下，振动幅值可以达到±100mm，振动频率的范围在0-20000Hz，在如此恶劣的工作条件下，要保证管路连接的稳定性，必须要求螺纹有很好的防松性能。通过锁丝孔结构，利用钢丝进行串联拧紧，具有结构简单，生产加工方便，防松效果显著等优点，所以广泛的使用在航空发动机中。
1 螺纹预紧性能分析
1.1 螺纹预紧力学分析
航空发动机常用的两种连接件的结构如图1所示
在连接件使用的时候需要拧紧螺纹其产生预紧力为F，其对锥面产生压力为P，锥对锥的接触面为A，结构简图如图2所示。
（2）
零件在做打压实验时，燃油对零件的作用力为静压力，由于压力远远大于燃油自身的重力，因此在进行受力分析时可忽略重力的影响。在进行计算时需要忽略零件制造精度对设计模型的影响，同时忽略粗糙度对配合面的影响，接触面的摩擦系数设为0，只考虑不同密封结构下对螺纹预紧力的要求。
由锥面面积公式：
（3）
（4）
式中：a为锥面面积，r为母线长度，d为底面直径，θ为母线与中心线的夹角。将公式3和公式4代入公式1得到接触面的面积A得：
（5）
通过测量得到d1=26mm，d2=19.2mm，P=20MPa，θ=37°将已知量和公式5代入公式1中得到F≈13.324KN。可以得出螺母提供的预紧力要大于13.324KN，
球对锥面配合时，接触面积远远小于锥对锥配合，接触面的形状理论上只有一条线。但是由于零件的材料不是刚体，所以接触的地方会产生应力变形呈现一条环形带，按照打压试验的压力要求P=20MPa，同时不考虑制造精度和装配不好的问题，进行计算：
燃油压力在水平方向的分力为dF，微圆面积为dA，则分力与压力P之间的关系如下：
（6）
可以看出dAcosθ=dAx，Ax为竖直方向的投影，将公式6进行变换得到：
（7）
通过公式7可以得出，接触面在竖直方向的投影的形状为圆环。
（8）
测量得出r1=12.34mm，r2=9mm代入公式8中得出Ax≈223.8×10-6m2；
螺纹提供预紧力时，接触面受挤压变形，形成图3的接触型式，环带的面积为A1，由公式2可以得出：
（9）
式中F1为螺纹提供的预紧力，θ1为锥面与中心线的夹角37°。有公式7可以得出：
（10）
得出F1大于9.31KN。经过对比发现球面对锥面配合比锥面对锥面配合时的螺纹预紧力要求低。
1.2 螺纹工作载荷计算
在使用过程中螺纹配合需要提供持续的工作载荷，正常使用的螺纹牙型为60°普通螺纹，螺距为1.5mm。球面对锥面需要的最小预紧力F1=9.31KN，锥面对锥面需要的最小预紧力F2=13.324KN，计算在拧紧时需要的扭矩M，由虚位移原理得到公式11：
（11）
其中f为摩擦力，为拧紧距离，为拧紧角度。普通螺纹的摩擦力非常小，为了计算方便，将摩擦力设为0，将螺距P=1.5mm代入可以得到公式：
（12）
将公式12代入公式11，可以计算出需要的结果：M1=2.22N*m，M2=3.18N*m。
通过以上的计算结果得出结论，在螺距为1.5mm时，螺纹拧紧状态下，球面对锥面需要的最小扭矩为2.22N*m，锥面对锥面需要的最小扭矩为3.18N*m。
2.总结
文章对管路密封結构进行了力学分析，计算出了工作载荷下的预紧扭矩，得出结论：球面对锥面的密封方式需要的预紧力更低，锁丝孔结构的防松方式在实际应用中效果最好。
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