制动管路漏油是影响汽车制动安全性的重要原因。为提高汽车制动安全性，在分析汽车制动系统中影响制动管路密封性要素的基础上，针对制动管路端部锥角及螺栓拧紧力矩2个重要参数，在建立制动管路有限元模型的基础上提出了制动管路密封性有限元分析评价标准，开展了制动管路端部锥角及拧紧力矩参数化研究。结果表明，针对具有不同端部锥角的制动管路选择合理的拧紧力矩是保证制动管路密封性的前提和基础，为制动管路的设计与制造提供了重要参考。
关键词：制动系统 制动管路 密封性 拧紧力矩
漏水、漏油、漏气是汽车设计制造中需要重点关注的三大问题。其中，由于漏油对汽车及乘客安全的影响最大而备受关注。制动管路漏油在汽车制动系统故障中是最常见的问题。制动系统出现漏油现象会严重影响制动系统性能，而制动系统出现故障则会严重危及乘客安全，因此应重视并防止制动系统漏油现象的发生。而据现有研究结果可知，约九成的制动系统泄漏都发生在制动管路上。因此，汽车制动管路被定义为汽车制动系统的A类部件，是制动系统中最重要的部件。
国内外针对制动管路漏油问题已经开展诸多研究并取得阶段成果。早在1995年，陈应国等分析某型号吉普车后制动管路屡屡破漏的原因发现，制动管路在汽车行驶途中因长期松动而导致振动，与后桥壳不断磨损而导致最终断裂。针对该问题，作者提出利用后制动管路卡箍固定制动管路，防止其因振动破裂，这种方案也被以后各车企广泛借鉴。1996年，王德林等详细介绍了应用从澳大利亚邦迪制管有限公司引进技术制造的邦迪管，通过结构、材料、规格性能3个方面详细分析了邦迪管相比较于传统钢管与铜管的优势，从而降低制动管路漏油发生率。2005年，郑克宁详尽分析了制动管路接头的各种形状特点、制动管路漏油原因并提出了对应的解决办法，这标志着我国在解决制动管路漏油问题方面迈出了坚实的一步[4]。2010年，韩锦芳和申飞从背锥面R角、原材料的化学成分和力学性能、制动管路承受振动量3个方面详细分析了双层卷焊管存在漏油风险的原因。其最大成果是通过电子显微镜分析出了引起油管早期疲劳断裂的原因是油管存在非金属夹杂物，为预防因双层卷焊管断裂而引发的漏油现象做出了相当大的贡献。2012年，长城汽车股份有限公司的贾凯敏从制动管路端部成形方面分析了漏油原因，并且提出了对制动油管螺母导向性与拧紧力矩的要求，强调了这两个参数对油管密封的重要性。同年，胡继斌、张永见首创性地提出加工过程以及检验过程对密封性的影响，呼吁对制动管路的加工与检验过程进行规范化。2013年，东北林业大学的邓红星等人整理了几年来的研究成果，采用AMESim这个模块化的仿真平台，建立了带有波动负载发生装置的汽车系统动力学模型，并且通过仿真分析了在波动负载发生装置作用下的制动管路压力，给出了压力的参考范围，对制动管路的设计具有重大参考意义[8]。2015年，在美国由于制动管路腐蚀而导致的交通事故频发，故美国高速公路安全管理局（NHTSA）调查了由冬季道路盐原因造成的SUV、皮卡等车型的制动管路腐蚀问题。调查结果显示这类问题多发生在连续7～8年行驶在洒有道路盐的路面上的车辆。这个调查结果也给全球范围的车主一个警示，对于年久的车辆要及时对制动管路进行检修工作。Paul等在2017年申请了关于制动管路装配方法及其所使用装配工具的专利，其中详细介绍并规定了制动管路各零件的装配方式及要求。这项专利大大提高了制动管路加工装配工业的规范化程度，从而有效降低因加工装配不规范而引起制动管路漏油现象的发生。
本文在分析影响制动系统漏油因素的基础上，采用有限元仿真的方法分析了制动管路端面锥角与拧紧力矩对制动管路密封性的影响规律。
目前汽车上常用的制动管路接头形状有多种，但无论哪种形状的接头它的端部封接原理都是相同的。即制动管路接头的两端连接件由螺母连接，螺母传递拧紧力矩，这个拧紧力矩可以产生接触压力，保证两个密封面之间无缺陷紧密相接，进一步可以使密封面产生塑性变形，由此在连接件密封面上形成一个连贯的立体空间密封线，形成金属间的静密封。
造成制动管路漏油的原因有多种，包括油管本身结构合理性、形状设计的合理性、油管与连接件之间的配合等，其中制动管路端部锥角及拧紧力矩是确保制动管路密封性的重要参数。
3.1 模型简化
常用制动管路接头有4种类型，双翻边喇叭口接头、单翻边喇叭口接头、单边内喇叭口28°接头和单边内喇叭口115°接头。由于密封原理相似，故以双翻边喇叭口接头为例开展油管端面锥角及拧紧力矩研究，其接头如图1所示。
图1 双翻边喇叭口接头连接方式
分析可知，双翻边喇叭口的端部锥角为90°，而对应连接件的锥角为84°，这就形成了一个角度差。两者之间的密封方式为随着制动油管螺母的拧紧，螺栓对喇叭口外侧施加一个方向为从喇叭口到对应连接件的轴向力，这个轴向力会挤压喇叭口使其发生变形，并使两者间的密封面产生塑性变形。
根据以上分析并结合Abaqus的功能，采取以下建模方案。
a.由于制动油管螺母、制动管路及其连接件均为回转体且沿圆周受力均匀，故可将问题简化为平面分析问题，只需对一个截面进行分析即可得到整个部件的应力应变情况。
b.可将连接件与制动油管螺母均设置为解析刚体。由于两者与制动管路的接触面分别仅为一个标准锥面，此锥面在使用截面法简化为平面问题后均可简化为一条直线。
c.可将连接件约束为完全固定，使制动油管螺母向上平移，通过Abaqus接触面定义功能使制动油管螺母向上挤压制动管路。由于角度差的存在，制动管路在初始时刻只与连接件的一点相接触（实为一个圆周），随着制动油管螺母的挤压，制动管路与连接件的接触面积会越来越大。
d.如前所述，研究制动油管锥口角度以及拧紧力矩2个参数对制动油管密封性的影响。在Abaqus里，通过更改制动管路草图的方式来更改制动油管锥口角度，通过更改制动油管螺母向上位移的数值来更改拧紧力矩。
依据上述模型简化规则，建立的制动管路接头模型如图2所示。
图2 制动管路接头简化模型
3.2 参数设置
相关参考文献中关于双层卷焊管力学性能资料，取σs=230 MPa，σb=360 MPa，δ=35%。根据塑性材料拉伸应力应变曲线的特点，材料应力值到达σb时，应变值约为δ的70%左右，取ε=0.25。以上分析的是双层卷焊管的拉伸性能，但本文所研究问题是压缩问题。对于塑性材料，在屈服阶段以前拉伸曲线与压缩曲线是基本重合的。故可根据材料线弹性范围内的胡克定律公式σs=E·ε，在压缩应力为σs=230 MPa时，应变为ε=0.001 966。在屈服阶段以后，即进入强化阶段后，材料压缩时的应力σ随着ε值的增长迅速增大，如图3所示，在ε=0.25时σ约为σb的1.5倍，取σ=540 MPa。
图3 塑性材料拉伸压缩应力应变对比
3.3 网格划分
在有限元分析中，网格尺寸直接影响计算精度。通常对于结构中的重要部位应尽量细化网格以得到更为精确的分析结果，而对次要部位可适当使用较大的网格，避免分析时间过长。在制动管路接头这一结构中，由于制动油管螺母与连接件均作用于喇叭口接头处，所以此处应力和应变均较大，因此喇叭口接头处采用较细的网格来划分。而制动管路管体部位的应力应变相比于喇叭口部位小很多，所以只需采用较粗的网格划分即可。
分别采用0.025 mm、0.03 mm、0.04 mm、0.05 mm、0.06 mm等五个网格尺寸对喇叭口部分进行网格剖分，分析结果如表1所示。
表1 网格尺寸对计算结果的影响
由分析结果可见，随着网格尺寸的减小，最大应力和最大等效塑性应变值均呈下降趋势，且幅度越来越小；分析步与分析时间呈上升趋势，且分析时间上升幅度明显大于分析步上升幅度，说明每个分析步所需的分析时间越来越长。在综合考虑分析效率与精度的前提下确定网格尺寸为0.04 mm。
4.1 制动油管螺母圆角尺寸优化
制动油管螺母圆角的尺寸设计必须合理，否则将导致挤压变形过程中制动油管圆角处与制动管路接触面积过小，在挤压力相同的情况下应力集中明显。故应在制动油管螺母行程为1.2 mm、制动管路端部锥角为90°、保证制动油管螺母与油管外径间隙为0.30 mm的前提下，优化过渡圆角的几何尺寸，以尽量避免应力集中情况的出现。
制动油管螺母圆角处几何参数如图4所示，本文优化的参数包括角度θ和圆角半径R。
图4 制动油管螺母圆角示意
图5中分别给出了制动油管螺母圆角参数分别为θ=45°、R=1 mm；θ=30°、R=1 mm；θ=15°、R=1 mm；θ=15°、R=1.8 mm时应力分布图。对应的最大应力 分 别 是 396.8 MPa、390.9 MPa、386.0 MPa和323.1 MPa。
图5 制动油管螺母圆角尺寸对应力集中的影响
分析可见，要避免应力集中的发生，不仅应保证制动油管螺母对应平面与制动管路完全接触并建立良好的接触关系，还要保证接触平面不能过于弯曲，即尽量减小接触平面的曲率。而采用θ=15°、R=1.8 mm圆角的制动油管螺母可基本完美符合以上两点。实际上，还可进一步降低接触平面的曲率，但一是应力可下降的空间已经非常有限，二是制动油管螺母与制动管路接触平面的加工工艺更为复杂。权衡后，在之后的分析中均采用θ=15°、R=1.8 mm的圆角制动油管螺母作为分析对象。
4.2 拧紧力矩优化
最佳拧紧力矩的标准有2个，一是能够保证足够的密封性，即拧紧后在制动管路接头处产生一定的塑性变形；二是在保证足够密封性的前提下尽量避免应力集中现象、减小最大应力值。
为简化仿真分析过程，通过改变制动油管螺母向上位移的数值来改变拧紧力矩。这么做的主要依据是当制动油管螺母在被逐渐拧紧并向上位移的过程中，自接触制动管路喇叭口底部起其所需的拧紧力矩的数值与制动油管螺母向上位移的数值是一一对应的关系，且制动油管螺母向上位移越大，所需的拧紧力矩越大。
以90°锥角的制动油管螺母为例，开展不同拧紧力矩下的应变分析，分析结果如图6所示。分别给出了制动油管螺母向上移动1.05 mm、1.10 mm和1.15 mm时制动油管接头部分的应变分布情况。
当制动油管螺母位移为1.05 mm时，等效塑性应变仅有一部分大于零，即仅这部分区域产生了塑性变形，依据制动管路密封原理，此扭矩不符合油管密封要求。当制动油管螺母位移为1.10 mm时，除了接触底端之外等效塑性应变最大值仅为约0.04。根据双层卷焊管的应力应变曲线可知需要挤压处应变达到0.05才能满足实际密封要求，因此该位移所对应的扭矩无法形成良好的金属间静密封。当制动油管螺母位移为1.15 mm，等效塑性应变已达到甚至超过0.05，且塑性应变分布较均匀，这说明制动管路产生的塑性应变达到了密封的要求。
综上可见，对于端部锥角为90°的制动管路，合适的拧紧力矩是可以使制动油管螺母向上位移1.15 mm（即挤压制动管路0.15 mm）时的扭矩。
图6 不同拧紧力矩下的应变分布示意
4.3 端部锥角与制动力矩关系
根据前面的分析可知，对于制动管路接头，不同的端部锥角应该采用不同的拧紧力矩才能保证连接接头的密封性。因此，本小节针对不同的制动管路端部锥角（85.0°、87.5°、90.0°、92.5°）开展了拧紧力矩及应力集中分析，所得结果如表2所示。
表2 不同端部锥角对应的拧紧力矩
由表中数据可得如下结论。
a.制动管路端部锥角为85°或87.5°时，为达到理想的密封效果，会产生较大的应力且应力集中明显，这会大大降低制动管路使用寿命，而且此时的密封效果并不可靠，故不建议将制动管路喇叭口端部锥角设计为85°或87.5°。
b.与制动管路端部锥角为92.5°相比，制动管路端部锥角为90°时的优点是所需的拧紧力矩较小、制动管路所受的最大应力较小，应力集中情况较轻微，制动管路的寿命更长；缺点为制动管路的密封效果较差。
在如今的车辆用双翻边喇叭口制动管路接头设计中，大多将端部锥角采用为90°设计。通过本文的分析，在实际车辆制动管路端部锥角的设计中，建议将制动管路端部锥角设计为略大于90°，这样可以权衡制动管路使用寿命与密封效果这两大要素，使因液压制动管路漏油引起的制动系统失灵现象发生率降到最低，最大限度保障车辆行驶的安全性。
本文在分析制动管路密封性影响要素的基础上，建立了制动管路接头的有限元分析模型，开展了制动管路端部锥角及拧紧力矩影响制动管路密封性研究，依据有限元分析结果可得如下结论。
a.减小制动油管螺母的圆角θ可降低应力集中，但为达到最佳效果，应在减小圆角的同时增大半径R。
b.为达到最佳密封效果，制动油管螺母的拧紧力矩应合理选择。以对偶件为84°为例，对于端部锥角为90°的制动油管螺母，其最优拧紧力矩为使螺栓产生1.15 mm位移所对应值。
c.制动管路接头端部锥角为90°是合理的，依据本文的仿真分析结果可见，在设计时适当增大此角度可同时提升制动油管使用寿命和密封效果，但实际效果还需要结合试验进一步深入研究。
来源：期刊-《汽车工艺与材料》；作者：张晓丰1 封万程2 刘学术3 王昊阳3（1.上海格兰海芬汽车零部件有限公司；2.一汽解放事业部商用车开发院轻型车开发部；3.大连理工大学汽车工程学院）
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