機(jī)載電子設(shè)備A類緊定裝置改進(jìn)設(shè)計(jì)

李世橋，張立鋒，溫永強(qiáng)，高海峰

(1.中國航空工業(yè)集團(tuán)公司洛陽電光設(shè)備研究所，河南 洛陽 471023；2.中國人民解放軍駐六一三所軍事代表室,河南 洛陽 471000)

0 引言

A類緊定裝置廣泛應(yīng)用于機(jī)載電子設(shè)備產(chǎn)品，是保證機(jī)載電子設(shè)備有效緊固、快速拆裝的關(guān)鍵因素，如何正確設(shè)計(jì)和使用A類緊定裝置，對于提高機(jī)載電子設(shè)備的可靠性和維修性起著關(guān)鍵作用。然而因?yàn)樵O(shè)計(jì)和使用不當(dāng)，采用A類緊定裝置固定的機(jī)載電子設(shè)備在試驗(yàn)和使用過程中，屢有結(jié)構(gòu)件磨損和強(qiáng)度破壞故障發(fā)生。國內(nèi)對機(jī)載電子設(shè)備機(jī)箱和安裝托架結(jié)構(gòu)的抗振和緊固設(shè)計(jì)進(jìn)行了大量研究[1-5]，主要是對機(jī)載電子設(shè)備機(jī)箱、安裝支架和鎖緊裝置的結(jié)構(gòu)剛度、強(qiáng)度進(jìn)行分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)，但鮮有對A類緊定裝置緊固性能和工程使用問題的深入分析?；诖?，利用受力解析、零件接觸面形貌分析方法對A類緊定裝置的作用機(jī)理進(jìn)行研究，分析其緊固特性和影響因素，提出了結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)措施并進(jìn)行試驗(yàn)和仿真驗(yàn)證，取得了較好的改進(jìn)效果。

1 A類緊定裝置

1.1 A類緊定裝置結(jié)構(gòu)組成和工作過程

文獻(xiàn)[6-8]分別對A類緊定裝置(簡稱緊定裝置)的結(jié)構(gòu)、安裝形式和尺寸進(jìn)行了描述，如圖1所示，包括搖擺螺栓部件(包含環(huán)扣、螺紋桿、上齒套)、鉸鏈支座(含銷)和前緊定鉤。鉸鏈支座固定于安裝架，前緊定鉤固定于機(jī)箱。

緊定裝置的工作過程為：旋轉(zhuǎn)上齒套，推動環(huán)扣向前緊定鉤(即機(jī)箱)方向移動，使環(huán)扣對前緊定鉤產(chǎn)生壓力，從而實(shí)現(xiàn)壓緊前緊定鉤和緊固機(jī)箱的目的；拆卸機(jī)箱時(shí)，將上齒套反向旋轉(zhuǎn)，即可解鎖環(huán)扣和前緊定鉤。

緊定裝置防松機(jī)理為：將環(huán)扣與螺紋桿貫穿口設(shè)計(jì)為“跑道”形，使兩者之間不會發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，并通過環(huán)扣與上齒套形成鋸齒狀咬合連接，達(dá)到對上齒套防松的目的。

圖1 A類緊定裝置Fig.1 Structure of A-type locking device

1.2 A類緊定裝置作用機(jī)理

如圖2所示，在上齒套推動環(huán)扣壓緊前緊定鉤(即機(jī)箱)的過程中，螺紋桿被拉伸產(chǎn)生拉力，即預(yù)緊力F0，轉(zhuǎn)化為環(huán)扣對前緊定鉤的作用力N，達(dá)到壓緊前緊定鉤、緊固機(jī)箱的目的。分別對緊定裝置進(jìn)行3個(gè)軸向振動載荷下的受力解析。設(shè)機(jī)箱的前后方向?yàn)閄向，上下方向?yàn)閅向，左右方向?yàn)閆向，各方向受力情況如圖3所示。

在X向，忽略機(jī)箱和安裝支架間的摩擦力，所受的力包括：壓力N在X向的分力NX和機(jī)箱慣性力FX(此慣性力為機(jī)箱在往復(fù)振動載荷作用下，其相對于安裝支架的加速度和質(zhì)量的乘積，考慮其最大值，即每個(gè)往復(fù)振動過程中安裝支架速度為0時(shí))。其中，F(xiàn)X=M*aX，M為機(jī)箱質(zhì)量，aX為機(jī)箱在X向振動載荷下的響應(yīng)加速度值，機(jī)箱在X向的緊固條件為

NX>M*aX。

(1)

同理，機(jī)箱在Y向的緊固條件為

NY>M*aY。

(2)

在Z向，所受的力包括：環(huán)扣和前緊定鉤受壓力接觸而在Z向產(chǎn)生的相互作用力f(可等效為摩擦力)，機(jī)箱慣性力FZ，其中，f=μ*NY，μ為環(huán)扣和前緊定鉤接觸的等效摩擦系數(shù)，所以，機(jī)箱在Z向的緊固條件為

μ*NY>M*aZ。

(3)

根據(jù)以上3個(gè)軸向受力解析，在X向和Y向，只需控制初始預(yù)緊力至合理范圍，即可使機(jī)箱緊固； 在Z向，只控制初始預(yù)緊力并不能保證機(jī)箱在Z向的緊固，需要考慮摩擦系數(shù)μ以及對μ產(chǎn)生影響的相關(guān)因素。

圖3 機(jī)箱在X，Y，Z軸向受力示意圖Fig.3 Force analysis of the case along X，Y，Z axis

1.3 A類緊定裝置Z向緊固性能影響因素分析

在Z向，由式(3)可知，決定緊定裝置Z向緊固性能的參數(shù)為M，NY，μ和aZ。其中：M可以通過增加緊定裝置的使用數(shù)量來降低單個(gè)緊定裝置承擔(dān)的產(chǎn)品質(zhì)量；NY由施加在螺紋桿上的預(yù)緊力F0決定；影響μ的因素包括接觸材料、接觸面微觀形貌和接觸面形態(tài)等，如圖4a所示，理想狀態(tài)時(shí)，環(huán)扣和前緊定鉤的接觸部位在剖視圖中顯示為一條直線段，在圖4b所示的接觸狀態(tài)中，環(huán)扣和前緊定鉤呈現(xiàn)點(diǎn)接觸狀態(tài)，等效摩擦系數(shù)較小，緊固性能較差；緊定裝置中影響aZ的因素主要為組成緊定裝置各機(jī)構(gòu)零件間的配合間隙，若間隙較大會導(dǎo)致緊定裝置連接剛度降低，使aZ變大。

綜上，影響緊定裝置Z向緊固性能的因素主要有：1) 單個(gè)緊定裝置承擔(dān)的產(chǎn)品質(zhì)量；2) 螺紋桿預(yù)緊力值；3) 環(huán)扣和前緊定鉤之間的接觸形態(tài)；4) 緊定裝置各機(jī)構(gòu)零件間隙設(shè)計(jì)。

圖4 接觸形態(tài)Fig.4 Contact forms

2 A類緊定裝置緊固性能改進(jìn)

以某A類緊定裝置為改進(jìn)對象，分別針對以上各因素進(jìn)行分析并提出改進(jìn)措施。

2.1 某A類緊定裝置基本情況

某機(jī)載電子設(shè)備所使用的A類緊定裝置，結(jié)構(gòu)如圖5所示，環(huán)扣和上齒套配合齒數(shù)為24，螺紋桿和鉸鏈支座支撐壁間的單邊間隙為0.2 mm，如圖5a所示，裝配角度α為28°，如圖5b所示，緊定裝置使用個(gè)數(shù)為2。

圖5 某設(shè)備的A類緊定裝置Fig.5 A-type locking device of a certain equipment

2.2 緊定裝置性能改進(jìn)

1) 螺紋桿預(yù)緊力。

影響螺紋桿預(yù)緊力的主要因素為使用過程中的預(yù)緊力耗損。如圖6所示，上齒套和環(huán)扣間設(shè)計(jì)為鋸齒咬合連接，當(dāng)兩者配合如圖6b狀態(tài)時(shí)，即上齒套齒尖接近環(huán)扣齒尖而又不能越過齒尖，因結(jié)構(gòu)磨損難以避免，上齒套在振動過程中會發(fā)生松動，導(dǎo)致齒尖滑至環(huán)扣齒底，即圖6a所示狀態(tài)，其施加的預(yù)緊力最終狀態(tài)降低至與圖6a狀態(tài)相同，產(chǎn)生了預(yù)緊力耗損，所以，單齒對應(yīng)的旋轉(zhuǎn)角度值決定了預(yù)緊力的最大耗損。

綜合考慮模數(shù)、齒高和強(qiáng)度要求，將原結(jié)構(gòu)齒數(shù)24改進(jìn)為36，根據(jù)預(yù)緊力算式：F0=E*A*ΔL(E為螺紋桿材料的拉伸彈性模量，A為螺紋桿截面積，ΔL為環(huán)扣每齒對應(yīng)的推進(jìn)距離)，單齒對應(yīng)的預(yù)緊力耗損值由151.8 N降低為101.2 N，所以，改進(jìn)上齒套和環(huán)扣配合齒數(shù)，有效降低了螺紋桿的預(yù)緊力最大耗損，從而提高了螺紋桿預(yù)緊力。

圖6 咬合狀態(tài)示意圖Fig.6 The schema of occlusion

2) 環(huán)扣和前緊定鉤接觸形態(tài)。

緊定裝置的裝配角度α，決定了環(huán)扣和前緊定鉤的接觸狀態(tài)，當(dāng)裝配角度過大時(shí)，兩者間接觸面積急劇變小近似為點(diǎn)接觸，環(huán)扣和前緊定鉤間的相互作用力就會明顯減小。根據(jù)環(huán)扣結(jié)構(gòu)特征，計(jì)算出達(dá)到圖4a所示狀態(tài)的最佳安裝角度，通過改進(jìn)支架結(jié)構(gòu)調(diào)整機(jī)箱和安裝支架的相對位置尺寸，使得α等于最佳安裝角度。

3) 機(jī)構(gòu)間隙。

機(jī)構(gòu)間隙如圖5a所示，原結(jié)構(gòu)中螺紋桿和鉸鏈支座支撐壁間的單邊間隙為0.2 mm，結(jié)合工程經(jīng)驗(yàn)并綜合考慮間隙配合設(shè)計(jì)和加工工藝要求[9]，將單邊間隙減小為0.05 mm，同時(shí)對緊定裝置各零件配合間隙進(jìn)行改進(jìn)。

3 結(jié)果驗(yàn)證

采取以上措施對結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)改進(jìn)，通過實(shí)物正弦振動掃頻試驗(yàn)和MSC.Nastran有限元仿真分析，分別考察緊定裝置結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后設(shè)備的固有頻率、隨機(jī)振動變形和應(yīng)力值，評估結(jié)構(gòu)剛度和強(qiáng)度性能改進(jìn)情況。

3.1 模態(tài)頻率

對改進(jìn)后的設(shè)備進(jìn)行Z向掃頻試驗(yàn)，獲取結(jié)構(gòu)在此方向的近似一階模態(tài)信息，通過對比模態(tài)頻率量值，考察緊定裝置改進(jìn)對設(shè)備結(jié)構(gòu)剛度的影響。正弦振動掃頻的頻率范圍為0～300 Hz，加速度量值分別設(shè)置為2g，3g，4g和5g，以考察不同載荷下緊定裝置連接緊固性能的變化情況，模態(tài)頻率結(jié)果對比見表1。

表1 模態(tài)頻率對比Table 1 Modal frequency

由表1結(jié)果可知，當(dāng)掃頻加速度量值為2g和3g時(shí)，原緊定裝置和改進(jìn)后的緊定裝置模態(tài)頻率相當(dāng)，此時(shí)機(jī)箱受力滿足式(3)要求，原緊定裝置和改進(jìn)后的緊定裝置都能滿足緊固要求；當(dāng)掃頻加速度量值超過3g時(shí)，原結(jié)構(gòu)的固有頻率明顯降低，說明隨著慣性力載荷的增加，機(jī)箱受力已不能滿足式(3)要求，改進(jìn)后結(jié)構(gòu)的固有頻率則沒有明顯降低，說明改進(jìn)措施能夠有效保證緊定裝置的連接剛度性能。

3.2 隨機(jī)振動變形

建立設(shè)備結(jié)構(gòu)的有限元模型，通過所測得的固有頻率對標(biāo)有限元模型的連接剛度參數(shù)，獲得接近于實(shí)物動力學(xué)特性的計(jì)算模型。設(shè)備的隨機(jī)振動載荷是服從正態(tài)分布的寬帶隨機(jī)振動[10]，隨機(jī)載荷工作譜為平直譜：頻率15～2000 Hz、功率譜密度為3.84 m2/(s4·Hz)。對比計(jì)算緊定裝置改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)的最大響應(yīng)位移，最大響應(yīng)位移功率譜密度(PSD)曲線如圖7所示，由圖7可知，緊定裝置改進(jìn)后結(jié)構(gòu)最大響應(yīng)變形均方根值由0.66 mm減小為0.28 mm，結(jié)構(gòu)剛度明顯提高。

圖7 結(jié)構(gòu)位移PSDFig.7 The PSD of displacement

3.3 隨機(jī)振動應(yīng)力

根據(jù)以上有限元模型和隨機(jī)振動載荷，分別計(jì)算緊定裝置改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)的最大響應(yīng)應(yīng)力，圖8所示為最大響應(yīng)應(yīng)力部位應(yīng)力云圖，由結(jié)果可知，緊定裝置改進(jìn)后結(jié)構(gòu)最大響應(yīng)應(yīng)力由182 MPa減小為141 MPa，說明緊定裝置改進(jìn)后能夠明顯提高結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

圖8 應(yīng)力云圖Fig.8 The stress cloud chart

4 結(jié)語

通過對緊定裝置進(jìn)行受力情況解析，描述了緊定裝置的工作原理，分析了緊定裝置在Z向工作過程中存在的問題和原因，在此基礎(chǔ)上提出了提高預(yù)緊力施加精度、改進(jìn)裝配角度、減小配合間隙等改進(jìn)設(shè)計(jì)措施，并針對改進(jìn)設(shè)計(jì)措施進(jìn)行了實(shí)物試驗(yàn)和有限元仿真模擬試驗(yàn)。試驗(yàn)結(jié)果表明改進(jìn)措施能夠有效提高結(jié)構(gòu)剛度和強(qiáng)度。改進(jìn)設(shè)計(jì)保證了緊定裝置的操作便捷性和緊固力學(xué)性能，還可以用于其他類型緊定裝置(如B類緊定裝置)的連接性能改進(jìn)，在機(jī)載電子設(shè)備的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中具有良好的應(yīng)用前景。

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