J599系列螺纹锁紧圆形连接器连接扭矩的控制

2019-01-03

机电元件 2018年6期

(贵州航天电器股份有限公司，贵州贵阳，550009)

1 引言

J599系列耐环境快速分离高密度小圆形电连接器因具有防斜插、屏蔽、耐盐雾、抗强振动冲击、耐腐蚀以及快速锁紧与分离的结构特点而被广泛应用于航天、航空、舰艇、电子和核武器等装备，是军用电子设备和系统之间的主要互连元件，特别是J599Ⅲ系列产品，由于三头螺纹的快速锁紧与分离(旋转360°)，防松结构的强抗振和抗冲击性而备受推崇。但是，一些传统难题也一直没有得到很好解决，其中包括该系列产品的连接扭矩。本文就影响J599系列螺纹锁紧圆形连接器的连接扭矩因素进行探索分析，并寻求解决办法，为用户提供对接平稳顺畅的连接器。

2 螺纹传动分析

螺纹传动结构由外螺纹(插座外壳)和内螺纹(插头螺套)两部分组成，相对转动时，假设螺纹由于轴向力的作用受到的压力均匀公布在螺纹的中径上，可以简化为一点受力进行计算。

2.1 螺纹传动原理

J599系列Ⅲ连接器采用三头梯形螺纹传动，在连接和分离过程中，施加在螺套上的切向力通过螺纹结构转化为克服螺纹间摩擦力和轴向力的两个分力，实现插头和插座的连接和分离。

2.2 螺纹传动分析

2.2.1 螺纹旋合

螺纹旋合时，假设轴向力作用在中径上的一点，FQ1为连接器旋合过程中要克服的轴向力，Ff1是螺纹间的摩擦阻力，S为螺纹的导程，λ是螺纹升角，ρ为当量摩擦角，螺纹旋合时受力如图所示。

图1 螺纹旋合时受力示意图

由力的平衡条件可得[1]：

式中：F1-施加在螺套上的切向力，单位N

FQ1-连接器旋合过程中要克服的轴向力，单位N

λ-螺纹升角，f-螺纹间摩擦系数

β-牙型斜角，取为15°

假设螺纹传动时的受力点在螺纹的中径d2上，则可以得到转动螺纹时所需的转矩为：

式中：T1-转动时克服轴向力和螺纹间摩擦力所需的力矩，单位Nm

d2-螺纹的中径，单位mm

2.2.2 螺纹分离

螺纹分离时，假设轴向力作用在中径上的一点，FQ2为连接器旋合过程中要克服的轴向力，Ff是螺纹间的摩擦阻力，S为螺纹的导程，λ是螺纹升角，ρ为当量摩擦角，则螺纹分离时受力如图所示。

图2 螺纹旋合时受力示意图

由力的平衡条件可得：

式中：F2-施加在螺套上的切向力，单位N

FQ2-连接器旋合过程中要克服的轴向力，单位N

λ-螺纹升角，f-螺纹间摩擦系数

β-牙型斜角，取为15°

假设螺纹传动时的受力点在螺纹的中径d2上，则可以得到转动螺纹时所需的转矩为：

式中：T2-转动时克服轴向力和螺纹间摩擦力所需的力矩，单位Nm

d2-螺纹的中径，单位mm

2.3 受力分析

2.3.1 连接器旋合

插头和插座旋合的过程中，转动螺套，螺套通过与插头外壳的法兰面接触带动插头旋入插座当中，在对接过程中要克服的阻力包括：簧片与插座外壳间的摩擦力，插头与插座配合键位间的摩擦力，接触件之间的插入力，压缩界面密封时产生的反弹力，压缩密封圈时产生的反弹力。

在连接器对接过程中，克服的所有阻力的合力最大时，连接扭矩出现最大值。但是在对接过程中，所有阻力的最大值并不在同一位置出现，因此在理论计算应该以所有阻力的合力的最大值来计算连接扭矩的最大值。

1)旋合时轴向力

插头和插座旋合的过程中，要克服对接过程中的阻力，包括：簧片与插座外壳间的摩擦力Fh、插头与插座配合键位间的摩擦力Fj、接触件之间的插入力Fi、压缩界面密封时产生的反弹力Fyj、压缩密封圈时产生的反弹力Fym，FQ1为所有阻力的合力(即FQ1)的反作用力。对接过程受力示意图如图所示。

图3 插头插座对接过程受力示意图

由平衡条件可得旋合时的轴向力为：

FQ1=FQ1′=Fh+Fj+Fi+Fym+Fyj

2)旋合时法兰面摩擦力

对接过程中，法兰面上的摩擦力由两个部分组成，一是克服连接器插合过程中阻力而在法兰面上产生的摩擦力，二是弹性垫圈的弹力使螺套和外壳法兰压紧而产生的摩擦力。受力如下图所示。

a)插头和插座旋合的过程中，由于正压力的作用，螺套与插头外壳的法兰面上会产生一个阻碍相对转动的摩擦力。

b)由于弹性垫圈的压紧力Ft的作用，螺套被弹性垫圈向外壳的法兰上压紧，相对转动时会产生阻碍转动的摩擦力。

由平衡条件可得旋合时法兰面上的正压力为：

N1=FQ1′+Ft=Fh+Fj+Fi+Fym+Fyj+Ft

式中：Ft-波形垫圈被压缩后给螺套的弹力，单位N

假设螺套与插头外壳法兰面的摩擦系数为f2，则可得摩擦阻力为：

Ffh=N1·f2

式中：Ffh-旋合时螺套与插头外壳法兰面的摩擦力，单位N

f2-螺套与插头外壳法兰面的摩擦系数

设螺套与插头外壳的相对转动直径为d2，则转动时的摩擦力矩为：

式中：T3-转动时螺套与插头外壳法兰面的摩擦力矩，单位Nm

d3-螺套与插头外壳的相对转动直径，单位mm

图4 螺纹旋合时受力示意图

3)旋合时最大连接扭矩

在旋合过程中的扭矩由三个部分组成：螺纹间的摩擦力矩、螺套与插头外壳法兰间的摩擦力矩、棘轮转动阻力矩。可以得到连接扭矩TH为：

TH=Tr+T1+T3

式中：Tr-旋合时插头上棘轮间的摩擦力矩，单位Nm

T1-旋合时内、外螺纹间的摩擦力矩，单位Nm

T3-旋合时螺套与外壳法兰面间的摩擦力矩，单位Nm

2.3.2 连接器分离

插头和插座分离过程中，转动螺套，螺套通过与插头外壳的法兰面接触带动插头退出插座，在分离过程中要克服的阻力包括：簧片与插座外壳间的摩擦力，插头与插座配合键位间的摩擦力，接触件之间的分离力。

在连接器分离过程中，克服的所有阻力的合力最大时，分离扭矩出现最大值。但是在分离过程中，所有阻力的最大值并不在同一位置出现，因此在理论计算应该以所有阻力的合力的最大值来计算分离扭矩的最大值。

1)分离时轴向力

插头和插座分离过程中，要克服对接过程中的阻力，包括：簧片与插座外壳间的摩擦力Fh、插头与插座配合键位间的摩擦力Fj、接触件之间的插入力Fo、压缩界面密封时产生的反弹力Fyj、压缩密封圈时产生的反弹力Fym，FQ2为所有阻力的合力(即FQ2)的反作用力。分离过程受力示意图如图所示。

图5 插头插座分离过程受力示意图

a)开始分离时，密封圈和界面密封垫还处于压缩状态，仍然有反弹力存在，且弹力有使插头与插座分离的趋势，对螺纹和法兰上的摩擦力有减小作用，此时由平衡条件可得轴向力为：

FQ2=FQ2′=Fh+Fj+Fo-Fym-Fyj

b)当密封圈和界面密封垫脱离压缩状态时，反弹力消失，此时由平衡条件可得轴向力为：

FQ2=FQ2′=Fh+Fj+Fo

由计算公式和实际使用过程发现，分离时的最大扭矩应按b进行计算。

2)分离时法兰面摩擦力

分离过程中，影响法兰面上的摩擦力有两个因素，一是克服连接器分离过程中的阻力，二是弹性垫圈的弹力，使螺套和外壳上的4个凸台法兰发生分离。受力如下图所示。

图6 插头插座分离过程受力示意图

由平衡条件可得分离时法兰面上的正压力为：

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

式中：Ft-波形垫圈被压缩后给螺套的弹力，单位N

设螺套与插头外壳法兰面的摩擦系数为f2，则可得摩擦阻力为：

Ffl=N2·f2

式中：Ffl-旋合时螺套与插头外壳法兰面的摩擦力，单位N

f2-螺套与插头外壳法兰面的摩擦系数

设螺套与插头外壳的相对转动直径为d3，则转动时的摩擦力矩为：

式中：T4-转动时螺套与插头外壳法兰面的摩擦力矩，单位Nm

d3-螺套与插头外壳的相对转动直径，单位mm

3)分离时最大连接扭矩

在分离过程中的扭矩由三个部分组成：螺纹间的摩擦力矩、螺套与插头外壳法兰间的摩擦力矩、棘轮转动阻力矩。可以得到连接扭矩TH为：

TL=Tc+T2+T4

式中：Tc-分离时插头上棘轮间的摩擦力矩，单位Nm

T2-分离时内、外螺纹间的摩擦力矩，单位Nm

T4-分离时螺套与外壳法兰面间的摩擦力矩，单位Nm

3 主要影响因素分析

通过以上分析可知，影响扭矩大小的主要因素有：

1)螺纹间的摩擦力矩；

2)螺套与插头外壳法兰间的摩擦力矩；

3)棘轮转动阻力矩。

其中影响最大的为螺套与插头外壳法兰间的摩擦力矩，该力矩需克服由簧片与插座外壳间的摩擦力、插头与插座配合键位间的摩擦力、接触件之间的插入分离力、压缩界面密封时产生的反弹力、压缩密封圈时产生的反弹力和波形垫圈被压缩后给螺套的弹力。

除以上因素，还有五键槽分布不均使簧片受力不平衡(图7)、基座和外壳装配位置(图8)、基座孔位位置(图9)以及零件加工公差导致插头插座对接时不同轴对簧片与插座外壳间的摩擦力、插头与插座配合键位间的摩擦力、接触件之间的插入力的影响。

图7 头座外壳不同轴示意图图8 外壳合件不同轴示意图图9 产品不同轴示意图

4 解决途径

在进行理论计算和对产品对接解剖分析后，最有效的解决途径就是减小影响因素最大的螺套与插头外壳法兰间的摩擦力矩，而对该力矩有影响的各个力若减小会影响产品其它性能：

1)簧片与插座外壳间的摩擦力减小会影响外壳间导电性和电磁屏蔽；

2)接触件之间的插入分离力减小会影响接触件可靠接触，且J599系列产品最大芯数有128芯，即使每个接触件减小插入分离力，128芯的总力还是会有较大影响；

3)压缩界面密封时产生的反弹力和压缩密封圈时产生的反弹力减小会影响产品对接端的密封性；

4)波形垫圈被压缩后给螺套的弹力会影响产品锁紧后的防松效果；

5)而零件本身的加工公差也使各个位置度无法进一步提高。

当考虑以上因素所有的力都无法减小的时候，可以通过减小螺套与插头外壳法兰间的摩擦系数来解决连接扭矩偏大和一致性差的，减小摩擦系数的途径有降低表面粗糙度。由于J599表面为抛丸后表面处理(前期验证了未抛丸处理的产品容易划伤，且镀层结合力差，在受力或碰撞后镀层易起皮)，因此排除通过加工方式降低粗糙度的方式，采用在表面涂覆一层很薄的润滑剂将摩擦表面分开，避免摩擦面直接接触，减小摩擦和磨损。由于螺套与插头外壳法兰摩擦处承受了较大压力，建议选择半固态润滑材料的润滑脂，与液体润滑剂相比具备以下优点：黏附性好，不易流失；在高负荷下能保持良好的润滑能力；润滑周期长；适用的温度范围与工作条件宽[2]。

通过多渠道寻找或多次验证，最终确定了一种耐温为-70℃～220℃满足J599系列-65℃～200℃使用环境的高性能润滑脂。该润滑脂有优异的高低温防卡性能和润滑性，不冻结不会龟裂，高温不融化，具有抗磨损性能、承载能力、优良的抗水性能和防腐蚀保护能力，极低的摩擦系数和蒸发损失，保证润滑部件长效润滑，且有极强的化学惰性，与强酸、碱燃料以及溶剂的物质经常接触不会反应。

涂覆位置见图9，即上述分析的螺套与插头外壳法兰间。同时增加倒圆，避免外壳和不同轴时被相互的尖角划伤。按此方式组装的产品连接扭矩能达到标准要求的中间值，且500次机械寿命的连接扭矩一致性明显提高。图10中的10号产品未涂覆润滑剂，该产品对接过程中连接扭矩不断增大，从2.5N一直增加到6.2N， 1、2、8、9号产品涂覆了润滑剂，500次机械寿命对接过程中连接扭矩都保持在±0.3N的范围内。图4中的4套产品涂覆了润滑剂且增加了倒角，更进一步避免了接触面相互咬焊合撕裂，500次机械寿命对接过程中连接扭矩在1.5N～2N。