J599系列螺紋鎖緊圓形連接器連接扭矩的控制

(貴州航天電器股份有限公司，貴州貴陽，550009)

1 引言

J599系列耐環(huán)境快速分離高密度小圓形電連接器因具有防斜插、屏蔽、耐鹽霧、抗強(qiáng)振動沖擊、耐腐蝕以及快速鎖緊與分離的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)而被廣泛應(yīng)用于航天、航空、艦艇、電子和核武器等裝備，是軍用電子設(shè)備和系統(tǒng)之間的主要互連元件，特別是J599Ⅲ系列產(chǎn)品，由于三頭螺紋的快速鎖緊與分離(旋轉(zhuǎn)360°)，防松結(jié)構(gòu)的強(qiáng)抗振和抗沖擊性而備受推崇。但是，一些傳統(tǒng)難題也一直沒有得到很好解決，其中包括該系列產(chǎn)品的連接扭矩。本文就影響J599系列螺紋鎖緊圓形連接器的連接扭矩因素進(jìn)行探索分析，并尋求解決辦法，為用戶提供對接平穩(wěn)順暢的連接器。

2 螺紋傳動分析

螺紋傳動結(jié)構(gòu)由外螺紋(插座外殼)和內(nèi)螺紋(插頭螺套)兩部分組成，相對轉(zhuǎn)動時，假設(shè)螺紋由于軸向力的作用受到的壓力均勻公布在螺紋的中徑上，可以簡化為一點(diǎn)受力進(jìn)行計(jì)算。

2.1 螺紋傳動原理

J599系列Ⅲ連接器采用三頭梯形螺紋傳動，在連接和分離過程中，施加在螺套上的切向力通過螺紋結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)化為克服螺紋間摩擦力和軸向力的兩個分力，實(shí)現(xiàn)插頭和插座的連接和分離。

2.2 螺紋傳動分析

2.2.1 螺紋旋合

螺紋旋合時，假設(shè)軸向力作用在中徑上的一點(diǎn)，F(xiàn)Q1為連接器旋合過程中要克服的軸向力，F(xiàn)f1是螺紋間的摩擦阻力，S為螺紋的導(dǎo)程，λ是螺紋升角，ρ為當(dāng)量摩擦角，螺紋旋合時受力如圖所示。

圖1 螺紋旋合時受力示意圖

由力的平衡條件可得[1]：

式中：F1-施加在螺套上的切向力，單位N

FQ1-連接器旋合過程中要克服的軸向力，單位N

λ-螺紋升角，f-螺紋間摩擦系數(shù)

β-牙型斜角， 取為15°

假設(shè)螺紋傳動時的受力點(diǎn)在螺紋的中徑d2上，則可以得到轉(zhuǎn)動螺紋時所需的轉(zhuǎn)矩為：

式中：T1-轉(zhuǎn)動時克服軸向力和螺紋間摩擦力所需的力矩，單位Nm

d2-螺紋的中徑，單位mm

2.2.2 螺紋分離

螺紋分離時，假設(shè)軸向力作用在中徑上的一點(diǎn)，F(xiàn)Q2為連接器旋合過程中要克服的軸向力，F(xiàn)f是螺紋間的摩擦阻力，S為螺紋的導(dǎo)程，λ是螺紋升角，ρ為當(dāng)量摩擦角，則螺紋分離時受力如圖所示。

圖2 螺紋旋合時受力示意圖

由力的平衡條件可得：

式中：F2-施加在螺套上的切向力，單位N

FQ2-連接器旋合過程中要克服的軸向力，單位N

λ-螺紋升角，f-螺紋間摩擦系數(shù)

β-牙型斜角， 取為15°

假設(shè)螺紋傳動時的受力點(diǎn)在螺紋的中徑d2上，則可以得到轉(zhuǎn)動螺紋時所需的轉(zhuǎn)矩為：

式中：T2-轉(zhuǎn)動時克服軸向力和螺紋間摩擦力所需的力矩，單位Nm

d2-螺紋的中徑，單位mm

2.3 受力分析

2.3.1 連接器旋合

插頭和插座旋合的過程中，轉(zhuǎn)動螺套，螺套通過與插頭外殼的法蘭面接觸帶動插頭旋入插座當(dāng)中，在對接過程中要克服的阻力包括：簧片與插座外殼間的摩擦力，插頭與插座配合鍵位間的摩擦力，接觸件之間的插入力，壓縮界面密封時產(chǎn)生的反彈力，壓縮密封圈時產(chǎn)生的反彈力。

在連接器對接過程中，克服的所有阻力的合力最大時，連接扭矩出現(xiàn)最大值。但是在對接過程中，所有阻力的最大值并不在同一位置出現(xiàn)，因此在理論計(jì)算應(yīng)該以所有阻力的合力的最大值來計(jì)算連接扭矩的最大值。

1)旋合時軸向力

插頭和插座旋合的過程中，要克服對接過程中的阻力，包括：簧片與插座外殼間的摩擦力Fh、插頭與插座配合鍵位間的摩擦力Fj、接觸件之間的插入力Fi、壓縮界面密封時產(chǎn)生的反彈力Fyj、壓縮密封圈時產(chǎn)生的反彈力Fym，F(xiàn)Q1為所有阻力的合力(即FQ1)的反作用力。對接過程受力示意圖如圖所示。

圖3 插頭插座對接過程受力示意圖

由平衡條件可得旋合時的軸向力為：

FQ1=FQ1′=Fh+Fj+Fi+Fym+Fyj

2)旋合時法蘭面摩擦力

對接過程中，法蘭面上的摩擦力由兩個部分組成，一是克服連接器插合過程中阻力而在法蘭面上產(chǎn)生的摩擦力，二是彈性墊圈的彈力使螺套和外殼法蘭壓緊而產(chǎn)生的摩擦力。受力如下圖所示。

a)插頭和插座旋合的過程中，由于正壓力的作用，螺套與插頭外殼的法蘭面上會產(chǎn)生一個阻礙相對轉(zhuǎn)動的摩擦力。

b)由于彈性墊圈的壓緊力Ft的作用，螺套被彈性墊圈向外殼的法蘭上壓緊，相對轉(zhuǎn)動時會產(chǎn)生阻礙轉(zhuǎn)動的摩擦力。

由平衡條件可得旋合時法蘭面上的正壓力為：

N1=FQ1′+Ft=Fh+Fj+Fi+Fym+Fyj+Ft

式中：Ft-波形墊圈被壓縮后給螺套的彈力，單位N

假設(shè)螺套與插頭外殼法蘭面的摩擦系數(shù)為f2，則可得摩擦阻力為：

Ffh=N1·f2

式中：Ffh-旋合時螺套與插頭外殼法蘭面的摩擦力，單位N

f2-螺套與插頭外殼法蘭面的摩擦系數(shù)

設(shè)螺套與插頭外殼的相對轉(zhuǎn)動直徑為d2，則轉(zhuǎn)動時的摩擦力矩為：

式中：T3-轉(zhuǎn)動時螺套與插頭外殼法蘭面的摩擦力矩，單位Nm

d3-螺套與插頭外殼的相對轉(zhuǎn)動直徑，單位mm

圖4 螺紋旋合時受力示意圖

3)旋合時最大連接扭矩

在旋合過程中的扭矩由三個部分組成：螺紋間的摩擦力矩、螺套與插頭外殼法蘭間的摩擦力矩、棘輪轉(zhuǎn)動阻力矩?？梢缘玫竭B接扭矩TH為：

TH=Tr+T1+T3

式中：Tr-旋合時插頭上棘輪間的摩擦力矩，單位Nm

T1-旋合時內(nèi)、外螺紋間的摩擦力矩，單位Nm

T3-旋合時螺套與外殼法蘭面間的摩擦力矩，單位Nm

2.3.2 連接器分離

插頭和插座分離過程中，轉(zhuǎn)動螺套，螺套通過與插頭外殼的法蘭面接觸帶動插頭退出插座，在分離過程中要克服的阻力包括：簧片與插座外殼間的摩擦力，插頭與插座配合鍵位間的摩擦力，接觸件之間的分離力。

在連接器分離過程中，克服的所有阻力的合力最大時，分離扭矩出現(xiàn)最大值。但是在分離過程中，所有阻力的最大值并不在同一位置出現(xiàn)，因此在理論計(jì)算應(yīng)該以所有阻力的合力的最大值來計(jì)算分離扭矩的最大值。

1)分離時軸向力

插頭和插座分離過程中，要克服對接過程中的阻力，包括：簧片與插座外殼間的摩擦力Fh、插頭與插座配合鍵位間的摩擦力Fj、接觸件之間的插入力Fo、壓縮界面密封時產(chǎn)生的反彈力Fyj、壓縮密封圈時產(chǎn)生的反彈力Fym，F(xiàn)Q2為所有阻力的合力(即FQ2)的反作用力。分離過程受力示意圖如圖所示。

圖5 插頭插座分離過程受力示意圖

a)開始分離時，密封圈和界面密封墊還處于壓縮狀態(tài)，仍然有反彈力存在，且彈力有使插頭與插座分離的趨勢，對螺紋和法蘭上的摩擦力有減小作用，此時由平衡條件可得軸向力為：

FQ2=FQ2′=Fh+Fj+Fo-Fym-Fyj

b)當(dāng)密封圈和界面密封墊脫離壓縮狀態(tài)時，反彈力消失，此時由平衡條件可得軸向力為：

FQ2=FQ2′=Fh+Fj+Fo

由計(jì)算公式和實(shí)際使用過程發(fā)現(xiàn)，分離時的最大扭矩應(yīng)按b進(jìn)行計(jì)算。

2)分離時法蘭面摩擦力

分離過程中，影響法蘭面上的摩擦力有兩個因素，一是克服連接器分離過程中的阻力，二是彈性墊圈的彈力，使螺套和外殼上的4個凸臺法蘭發(fā)生分離。受力如下圖所示。

圖6 插頭插座分離過程受力示意圖

由平衡條件可得分離時法蘭面上的正壓力為：

N2=FQ2-Ft=Fh+Fj+Fi-Ft

式中：Ft-波形墊圈被壓縮后給螺套的彈力，單位N

設(shè)螺套與插頭外殼法蘭面的摩擦系數(shù)為f2，則可得摩擦阻力為：

Ffl=N2·f2

式中：Ffl-旋合時螺套與插頭外殼法蘭面的摩擦力，單位N

f2-螺套與插頭外殼法蘭面的摩擦系數(shù)

設(shè)螺套與插頭外殼的相對轉(zhuǎn)動直徑為d3，則轉(zhuǎn)動時的摩擦力矩為：

式中：T4-轉(zhuǎn)動時螺套與插頭外殼法蘭面的摩擦力矩，單位Nm

d3-螺套與插頭外殼的相對轉(zhuǎn)動直徑，單位mm

3)分離時最大連接扭矩

在分離過程中的扭矩由三個部分組成：螺紋間的摩擦力矩、螺套與插頭外殼法蘭間的摩擦力矩、棘輪轉(zhuǎn)動阻力矩。可以得到連接扭矩TH為：

TL=Tc+T2+T4

式中：Tc-分離時插頭上棘輪間的摩擦力矩，單位Nm

T2-分離時內(nèi)、外螺紋間的摩擦力矩，單位Nm

T4-分離時螺套與外殼法蘭面間的摩擦力矩，單位Nm

3 主要影響因素分析

通過以上分析可知，影響扭矩大小的主要因素有：

1)螺紋間的摩擦力矩；

2)螺套與插頭外殼法蘭間的摩擦力矩；

3)棘輪轉(zhuǎn)動阻力矩。

其中影響最大的為螺套與插頭外殼法蘭間的摩擦力矩，該力矩需克服由簧片與插座外殼間的摩擦力、插頭與插座配合鍵位間的摩擦力、接觸件之間的插入分離力、壓縮界面密封時產(chǎn)生的反彈力、壓縮密封圈時產(chǎn)生的反彈力和波形墊圈被壓縮后給螺套的彈力。

除以上因素，還有五鍵槽分布不均使簧片受力不平衡(圖7)、基座和外殼裝配位置(圖8)、基座孔位位置(圖9)以及零件加工公差導(dǎo)致插頭插座對接時不同軸對簧片與插座外殼間的摩擦力、插頭與插座配合鍵位間的摩擦力、接觸件之間的插入力的影響。

圖7 頭座外殼不同軸示意圖圖8 外殼合件不同軸示意圖圖9 產(chǎn)品不同軸示意圖

4 解決途徑

在進(jìn)行理論計(jì)算和對產(chǎn)品對接解剖分析后，最有效的解決途徑就是減小影響因素最大的螺套與插頭外殼法蘭間的摩擦力矩，而對該力矩有影響的各個力若減小會影響產(chǎn)品其它性能：

1)簧片與插座外殼間的摩擦力減小會影響外殼間導(dǎo)電性和電磁屏蔽；

2)接觸件之間的插入分離力減小會影響接觸件可靠接觸，且J599系列產(chǎn)品最大芯數(shù)有128芯，即使每個接觸件減小插入分離力，128芯的總力還是會有較大影響；

3)壓縮界面密封時產(chǎn)生的反彈力和壓縮密封圈時產(chǎn)生的反彈力減小會影響產(chǎn)品對接端的密封性；

4)波形墊圈被壓縮后給螺套的彈力會影響產(chǎn)品鎖緊后的防松效果；

5)而零件本身的加工公差也使各個位置度無法進(jìn)一步提高。

當(dāng)考慮以上因素所有的力都無法減小的時候，可以通過減小螺套與插頭外殼法蘭間的摩擦系數(shù)來解決連接扭矩偏大和一致性差的，減小摩擦系數(shù)的途徑有降低表面粗糙度。由于J599表面為拋丸后表面處理(前期驗(yàn)證了未拋丸處理的產(chǎn)品容易劃傷，且鍍層結(jié)合力差，在受力或碰撞后鍍層易起皮)，因此排除通過加工方式降低粗糙度的方式，采用在表面涂覆一層很薄的潤滑劑將摩擦表面分開，避免摩擦面直接接觸，減小摩擦和磨損。由于螺套與插頭外殼法蘭摩擦處承受了較大壓力，建議選擇半固態(tài)潤滑材料的潤滑脂，與液體潤滑劑相比具備以下優(yōu)點(diǎn)：黏附性好，不易流失；在高負(fù)荷下能保持良好的潤滑能力；潤滑周期長；適用的溫度范圍與工作條件寬[2]。

通過多渠道尋找或多次驗(yàn)證，最終確定了一種耐溫為-70℃～220℃滿足J599系列-65℃～200℃使用環(huán)境的高性能潤滑脂。該潤滑脂有優(yōu)異的高低溫防卡性能和潤滑性，不凍結(jié)不會龜裂，高溫不融化，具有抗磨損性能、承載能力、優(yōu)良的抗水性能和防腐蝕保護(hù)能力，極低的摩擦系數(shù)和蒸發(fā)損失，保證潤滑部件長效潤滑，且有極強(qiáng)的化學(xué)惰性，與強(qiáng)酸、堿燃料以及溶劑的物質(zhì)經(jīng)常接觸不會反應(yīng)。

涂覆位置見圖9，即上述分析的螺套與插頭外殼法蘭間。同時增加倒圓，避免外殼和不同軸時被相互的尖角劃傷。按此方式組裝的產(chǎn)品連接扭矩能達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)要求的中間值，且500次機(jī)械壽命的連接扭矩一致性明顯提高。圖10中的10號產(chǎn)品未涂覆潤滑劑，該產(chǎn)品對接過程中連接扭矩不斷增大，從2.5N一直增加到6.2N， 1、2、8、9號產(chǎn)品涂覆了潤滑劑，500次機(jī)械壽命對接過程中連接扭矩都保持在±0.3N的范圍內(nèi)。圖4中的4套產(chǎn)品涂覆了潤滑劑且增加了倒角，更進(jìn)一步避免了接觸面相互咬焊合撕裂，500次機(jī)械壽命對接過程中連接扭矩在1.5N～2N。

圖10 解決途徑示意圖

圖11 連接扭矩

圖12 連接扭矩

圖13 機(jī)械壽命后鹽霧實(shí)物圖

涂覆潤滑脂和增加倒角后，除了提高連接扭矩的一致性外，還同時提高了產(chǎn)品機(jī)械壽命后的耐腐蝕性能。圖12中的產(chǎn)品為500次機(jī)械壽命后再進(jìn)行了48h的鹽霧，改進(jìn)前產(chǎn)品在鹽霧后腐蝕起皮現(xiàn)象嚴(yán)重，改進(jìn)后產(chǎn)品無腐蝕起皮現(xiàn)象。

6 結(jié)束語

通過上述分析，對產(chǎn)品連接扭矩影響最大的是螺套與插頭外殼法蘭間的摩擦力矩，通過在法蘭面上涂覆高性能潤滑脂減小摩擦系數(shù)從而降低力矩能使連接扭矩得到有效控制。同時，建議將該解決方法推廣到其它類似產(chǎn)品進(jìn)行驗(yàn)證后應(yīng)用。