李世橋，張立鋒，溫永強，高海峰

(1.中國航空工業(yè)集團公司洛陽電光設備研究所，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類緊定裝置廣泛應用于機載電子設備產品，是保證機載電子設備有效緊固、快速拆裝的關鍵因素，如何正確設計和使用A類緊定裝置，對于提高機載電子設備的可靠性和維修性起著關鍵作用。然而因為設計和使用不當，采用A類緊定裝置固定的機載電子設備在試驗和使用過程中，屢有結構件磨損和強度破壞故障發(fā)生。國內對機載電子設備機箱和安裝托架結構的抗振和緊固設計進行了大量研究[1-5]，主要是對機載電子設備機箱、安裝支架和鎖緊裝置的結構剛度、強度進行分析和優(yōu)化設計，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理進行研究，分析其緊固特性和影響因素，提出了結構改進設計措施并進行試驗和仿真驗證，取得了較好的改進效果。

1 A類緊定裝置

1.1 A類緊定裝置結構組成和工作過程

文獻[6-8]分別對A類緊定裝置(簡稱緊定裝置)的結構、安裝形式和尺寸進行了描述，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，前緊定鉤固定于機箱。

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

緊定裝置防松機理為：將環(huán)扣與螺紋桿貫穿口設計為“跑道”形，使兩者之間不會發(fā)生相對轉動，并通過環(huán)扣與上齒套形成鋸齒狀咬合連接，達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類緊定裝置作用機理

如圖2所示，在上齒套推動環(huán)扣壓緊前緊定鉤(即機箱)的過程中，螺紋桿被拉伸產生拉力，即預緊力F0，轉化為環(huán)扣對前緊定鉤的作用力N，達到壓緊前緊定鉤、緊固機箱的目的。分別對緊定裝置進行3個軸向振動載荷下的受力解析。設機箱的前后方向為X向，上下方向為Y向，左右方向為Z向，各方向受力情況如圖3所示。

在X向，忽略機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和機箱慣性力FX(此慣性力為機箱在往復振動載荷作用下，其相對于安裝支架的加速度和質量的乘積，考慮其最大值，即每個往復振動過程中安裝支架速度為0時)。其中，FX=M*aX，M為機箱質量，aX為機箱在X向振動載荷下的響應加速度值，機箱在X向的緊固條件為

NX>M*aX。

(1)

同理，機箱在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向產生的相互作用力f(可等效為摩擦力)，機箱慣性力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，所以，機箱在Z向的緊固條件為

μ*NY>M*aZ。

(3)

根據以上3個軸向受力解析，在X向和Y向，只需控制初始預緊力至合理范圍，即可使機箱緊固； 在Z向，只控制初始預緊力并不能保證機箱在Z向的緊固，需要考慮摩擦系數μ以及對μ產生影響的相關因素。

圖3 機箱在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向緊固性能的參數為M，NY，μ和aZ。其中：M可以通過增加緊定裝置的使用數量來降低單個緊定裝置承擔的產品質量；NY由施加在螺紋桿上的預緊力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，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)扣和前緊定鉤呈現點接觸狀態(tài)，等效摩擦系數較小，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構零件間的配合間隙，若間隙較大會導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) 單個緊定裝置承擔的產品質量；2) 螺紋桿預緊力值；3) 環(huán)扣和前緊定鉤之間的接觸形態(tài)；4) 緊定裝置各機構零件間隙設計。

圖4 接觸形態(tài)Fig.4 Contact forms

2 A類緊定裝置緊固性能改進

以某A類緊定裝置為改進對象，分別針對以上各因素進行分析并提出改進措施。

2.1 某A類緊定裝置基本情況

某機載電子設備所使用的A類緊定裝置，結構如圖5所示，環(huán)扣和上齒套配合齒數為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，緊定裝置使用個數為2。

圖5 某設備的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

1) 螺紋桿預緊力。

影響螺紋桿預緊力的主要因素為使用過程中的預緊力耗損。如圖6所示，上齒套和環(huán)扣間設計為鋸齒咬合連接，當兩者配合如圖6b狀態(tài)時，即上齒套齒尖接近環(huán)扣齒尖而又不能越過齒尖，因結構磨損難以避免，上齒套在振動過程中會發(fā)生松動，導致齒尖滑至環(huán)扣齒底，即圖6a所示狀態(tài)，其施加的預緊力最終狀態(tài)降低至與圖6a狀態(tài)相同，產生了預緊力耗損，所以，單齒對應的旋轉角度值決定了預緊力的最大耗損。

綜合考慮模數、齒高和強度要求，將原結構齒數24改進為36，根據預緊力算式：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)扣每齒對應的推進距離)，單齒對應的預緊力耗損值由151.8 N降低為101.2 N，所以，改進上齒套和環(huán)扣配合齒數，有效降低了螺紋桿的預緊力最大耗損，從而提高了螺紋桿預緊力。

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)，當裝配角度過大時，兩者間接觸面積急劇變小近似為點接觸，環(huán)扣和前緊定鉤間的相互作用力就會明顯減小。根據環(huán)扣結構特征，計算出達到圖4a所示狀態(tài)的最佳安裝角度，通過改進支架結構調整機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) 機構間隙。

機構間隙如圖5a所示，原結構中螺紋桿和鉸鏈支座支撐壁間的單邊間隙為0.2 mm，結合工程經驗并綜合考慮間隙配合設計和加工工藝要求[9]，將單邊間隙減小為0.05 mm，同時對緊定裝置各零件配合間隙進行改進。

3 結果驗證

采取以上措施對結構進行設計改進，通過實物正弦振動掃頻試驗和MSC.Nastran有限元仿真分析，分別考察緊定裝置結構改進前后設備的固有頻率、隨機振動變形和應力值，評估結構剛度和強度性能改進情況。

3.1 模態(tài)頻率

對改進后的設備進行Z向掃頻試驗，獲取結構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，考察緊定裝置改進對設備結構剛度的影響。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)頻率結果對比見表1。

表1 模態(tài)頻率對比Table 1 Modal frequency

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

3.2 隨機振動變形

建立設備結構的有限元模型，通過所測得的固有頻率對標有限元模型的連接剛度參數，獲得接近于實物動力學特性的計算模型。設備的隨機振動載荷是服從正態(tài)分布的寬帶隨機振動[10]，隨機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)。對比計算緊定裝置改進前后結構的最大響應位移，最大響應位移功率譜密度(PSD)曲線如圖7所示，由圖7可知，緊定裝置改進后結構最大響應變形均方根值由0.66 mm減小為0.28 mm，結構剛度明顯提高。

圖7 結構位移PSDFig.7 The PSD of displacement

3.3 隨機振動應力

根據以上有限元模型和隨機振動載荷，分別計算緊定裝置改進前后結構的最大響應應力，圖8所示為最大響應應力部位應力云圖，由結果可知，緊定裝置改進后結構最大響應應力由182 MPa減小為141 MPa，說明緊定裝置改進后能夠明顯提高結構強度。

圖8 應力云圖Fig.8 The stress cloud chart

4 結語

通過對緊定裝置進行受力情況解析，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，在此基礎上提出了提高預緊力施加精度、改進裝配角度、減小配合間隙等改進設計措施，并針對改進設計措施進行了實物試驗和有限元仿真模擬試驗。試驗結果表明改進措施能夠有效提高結構剛度和強度。改進設計保證了緊定裝置的操作便捷性和緊固力學性能，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，在機載電子設備的結構設計中具有良好的應用前景。

參考文獻

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