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| 微電機電刷用蝸卷彈簧的優(yōu)化設(shè)計(zxj) |
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摘要：蝸卷彈簧是保證微電機有效工作的關(guān)鍵部件，為降低蝸卷彈簧扭轉(zhuǎn)過程的是大應(yīng)力，提商其安全系數(shù)，在Ansys workbenh環(huán)境下，詳細分析蝸卷彈簧的扭轉(zhuǎn)過程，得出簧片的轉(zhuǎn)動位移、應(yīng)力分布和簧片層間的相對滑動位移；在此基礎(chǔ)上，通過對比分析，得出****的設(shè)計參數(shù)，實現(xiàn)r降低蝸卷彈簧扭轉(zhuǎn)過程的****應(yīng)力的目的。
研究表明：通過增加彈簧圈數(shù)和加大過渡圓弧半徑，可以將扭轉(zhuǎn)過程中的****應(yīng)力由983 18 MPa降低為795 37MPa，降低了187 8l MPa，其安全系數(shù)由1 6提高到2 0，有效提高了產(chǎn)品的可靠性。
關(guān)鍵詞：蝸卷彈簧；扭轉(zhuǎn)過程；轉(zhuǎn)動位移；應(yīng)力分布；相對滑動；可靠性0引 言蝸卷彈簧因為維護簡單、防潮、防爆廣泛應(yīng)用于計時儀器和時控裝置。在微型電機巾，常把蝸卷彈簧作為電刷的能量源，壓迫電刷與高速轉(zhuǎn)動的換向器保持接觸狀態(tài)。由于工作時蝸卷彈簧始終處于壓縮儲能狀態(tài)，在重復的扭轉(zhuǎn)過程中會引起疲勞斷裂，因此，蝸卷彈簧的受力分析對其在使用巾的可靠性極其重要。目前關(guān)于蝸卷彈簧受力問題的研究論文還比較少。陳楠等利用圓漸開線作為彈簧的型線，利用有限元方法分析了其剛度變化；傅吉龍等利用Ansys分析了蝸卷彈簧的****等效應(yīng)力，并進行了疲勞分析。現(xiàn)有的文獻研究主要集中在蝸卷彈簧的剛度分析和疲勞分析兩方面，沒有對蝸卷彈簧的可靠性做進一步分析，電沒有提出相應(yīng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計優(yōu)化方案。
為了對蝸卷彈簧進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，提高其町靠性，本文針對某微型電機電刷所使用的蝸卷彈簧分析其壓縮過程，得出應(yīng)力分布和變形規(guī)律，在此基礎(chǔ)之上，以降低蝸卷彈簧的****廊力為目標，通過改變設(shè)計參數(shù)，進行對比分析，得出優(yōu)化方案，提高蝸卷彈簧的口1‘靠性。因為蝸卷彈簧扭轉(zhuǎn)過程是一個高度非線性過程，既有繞軸向的轉(zhuǎn)動和彎曲，也l有簧片接觸后的相對滑動，理論上的簡化計算不能反映其扭轉(zhuǎn)過程的復雜境況，斟而借助有限元方法對這個過程進行分析，考察其應(yīng)力分布和層問相對滑動。
1幾何建模平面蝸卷曲線的數(shù)學表達是阿基米德螺旋線，其直角坐標方程：騰l數(shù)。
在微型電機中，其空問有限，故各部件尺寸緊湊，術(shù)文使用的阿基米德螺旋線的參數(shù)分別為p=I．5 mm，p=3 mm，n=4，可知α=l 04×lO mm。
使用solidworks建立蝸卷彈簧的三維模型的方法如下：首先，利用式(1)計算阿基米德螺旋線的多個離散點，賦值給樣條曲線函數(shù)，繪制阿基米德螺旋線；然后，在樣條曲線函數(shù)的基礎(chǔ)上，給起始點矢徑值增加一個壁厚量，利用同樣的方法，繪制其另一條阿基米德螺旋線；最后，使用直線封閉螺旋線的兩個端點，形成閉合益線，完成蝸卷彈簧的平面圖，如圖1所示。考慮到蝸卷彈簧在工作過程中，其他零件對它的受力會產(chǎn)生影響．為保證分析結(jié)果的準確性，將其放人工作系統(tǒng)中進行分析，建立了蝸卷彈簧的裝配系統(tǒng)，其裝配的三維模型如圖2所示。
2材料特性與邊界條件蝸卷彈簧工作系統(tǒng)由彈簧、芯軸和擺臂三部分組成，這三個組成部分所采用的材料及其物理參數(shù)，如表l所示；蝸卷彈簧系統(tǒng)工作的過程：當擺臂繞軸轉(zhuǎn)動時，接觸到蝸卷彈簧的表面，帶動蝸卷彈簧扭轉(zhuǎn)，能量被積累在蝸卷彈簧中：蝸卷彈簧扭轉(zhuǎn)過程既有繞軸向的轉(zhuǎn)動和彎曲，電有簧片接觸后的相對滑動。因此，在進行邊界條件設(shè)置時，將芯軸表面和蝸卷彈簧的表面、蝸卷彈簧的內(nèi)外表面(自接觸)、蝸卷彈簧的內(nèi)表而和軸的外表面均設(shè)為摩擦接觸狀態(tài)，滑動摩擦系數(shù)為0．1為考察蝸卷彈簧的受力情況，給擺臂施加一個剛體位移，在一個時間單位內(nèi)，繞軸轉(zhuǎn)動I 35。(保證彈簧轉(zhuǎn)動125。)。
網(wǎng)格是影響分析結(jié)果準確性的一個重要因素。
對零件的網(wǎng)格劃分采用六面體剛格，簧片為主要分析對象，故將其網(wǎng)格劃分得較細，其他兩個零件劃分的單元網(wǎng)格尺寸稍大，整個模型共劃分8 257個單元，如圖3所示。
3數(shù)值計算結(jié)果與分析根據(jù)蝸卷彈簧的工作和受力特點，從簧片轉(zhuǎn)動位移、簧片間的相對滑動和簧片上的應(yīng)力分布三個方面來分析蝸卷彈簧的扭轉(zhuǎn)過程和受力分布情況。
3.1簧片轉(zhuǎn)動位移對于簧片的位移情況，取0．25 s、O．50 s、O 75s、1 0 s四個時間步的平面位移進行分析，其結(jié)果如圖4所示。由圖4可知：當擺臂接觸到簧片，簧片隨擺臂轉(zhuǎn)動，簧片由外層向內(nèi)層彎曲，簧片間隙變小，塒|向簧片問的間隙變大，外而兩層簧片接觸后，外層簧片傳遞力到第_二層簧片，第一層簧片與第三層簧片問間隙變小，對面_二、三層簧片的間隙變大，隨著擺臂的轉(zhuǎn)動，簧片接觸依次向內(nèi)層傳遞。簧片末端****位移隨時問的變化曲線如罔5所示。岡簧片間的間隙、簧片自身的彈性和簧片問的相對滑動，簧片末端位移是-條非線性曲線，隨時間先門后凸。
3.2簧片層問的相對滑動簧片層問Ⅲ}_外圈向內(nèi)圈依次接觸，接觸位置隨轉(zhuǎn)動方向移動，『司時伴隨著鄰周簧片間的相對滑動，在O．3 s前****相對滑動位置在簧片與擺臂的接觸處，簧片問尚未發(fā)生接觸。在0 3 s后****滑動位移發(fā)生在最外罔簧片和相鄰簧片問，其****值為0．998 61 mm，相鄰簧片問的滑動位移由外層向內(nèi)層依次遞減，在l s剛擺臂轉(zhuǎn)動到****位置，最內(nèi)圈簧片與相鄰簧片之間尚未接觸，無相對滑動。****滑動位移曲線如圖6所示，圖中有兩段不同斜率的直線，斜率較小的直線描述了擺臂與簧片從開始接觸到市H列穩(wěn)定的過程巾的相對滑動，從0 3 s后，外層簧片與內(nèi)層簧片開始接觸，其相對滑動隨擺臂的轉(zhuǎn)動而變火，其斜率遠大于前一段直線的制率。
3．3簧片上的應(yīng)力分布在轉(zhuǎn)動過程中，簧片彎曲應(yīng)力變化的大小及位置是影響簧片壽命的主要因素。在整個擺臂轉(zhuǎn)動過程中，相鄰簧片間接觸的部位不是應(yīng)力****值處，應(yīng)力****值位置在發(fā)生變化，其變化趨勢：隨擺臂的轉(zhuǎn)動繞軸心轉(zhuǎn)動；同時由外圈向內(nèi)圈移動；和擺臂成對角關(guān)系，相比接觸位置滯后一定的角度。擺臂到達****值時，簧片的應(yīng)力****值處在最內(nèi)圈的應(yīng)力集中處，即凼周簧片與橫向簧片過渡連接處，此處是簧片最易失效或斷裂的地方．值得注意的是當****轉(zhuǎn)動角度變化時，圓周簧H與橫向簧片過渡連接處不一定是應(yīng)力****處。計算結(jié)果顯示簧片****的應(yīng)力值為983 1 8 MPa，簧片的設(shè)計****應(yīng)力為1 580MPa，可以看出簧片的****應(yīng)力小于其設(shè)計極限。
簧片隨時問的彎曲過程****應(yīng)力變化曲線如圖7所示，****應(yīng)力曲線是隨時間波動的一條曲線，每相鄰層簧片接觸時都會引起應(yīng)力曲線斜率的的變化。
4結(jié)構(gòu)優(yōu)化提高簧片的壽命和町靠性的方法是：在不改變簧片外形尺寸和裝配空間的前提F，降低簧片的****應(yīng)力。通過數(shù)值分析發(fā)現(xiàn)，在所給條件下扭轉(zhuǎn)過程中****應(yīng)力的位置出現(xiàn)在螺旋簧片和橫向簧片過渡連接處。因此，針對****臆力倚罱，考慮阿個主要參數(shù)列其進行優(yōu)化分析：(1)過渡圓弧的半徑；(2)彈簧圈數(shù)。
因裝配空間所限，簧片的過渡圓弧變化不能太大，否則簧片與芯軸在過渡圓弧處會發(fā)生干涉；其他參數(shù)不變，通過減小簧片問的問隙來增加簧片的圈數(shù)。改變卜述_廚個參數(shù)，通過數(shù)值計算，得出了改變兩個參數(shù)列應(yīng)的****應(yīng)力，如表2所示。從衷2中可以看出，簧片的****VonMises應(yīng)力隨著圓弧半徑的增火而有微弱減小，隨著彈簧圈數(shù)的增加而迅誅F降．在術(shù)優(yōu)化之前，簧片4圈，過渡凼弧r=O 2mzn，增大簧片過渡圓弧半徑(0.2 mm變?yōu)?．3mm)，同時增加一圈簧片(4圈變?yōu)?圈)時，彈簧的V0n Mises應(yīng)力有較大下降，由原來的983．18 MPa降低為’795．37 MPa，降低r 187．81 MPa，其值只有設(shè)計要求(1 580 MPa)的一半，其安全系數(shù)由1 6提高到2 O。可見，該優(yōu)化方案犬幅提高了產(chǎn)品的壽命和可靠性。
5結(jié)論在本文中，通過對蝸卷彈簧扭轉(zhuǎn)過程的有限元分析，得到如下結(jié)論：
(1)在扭轉(zhuǎn)過程中，蝸卷彈簧****應(yīng)力位置和擺臂成對角關(guān)系，和接觸位置滯后一定的角度；(2)增加蝸卷彈簧圈數(shù)和增大過渡圓弧半徑是降低蝸卷彈簧最人應(yīng)力的有效途徑，相比增大過渡圓弧半徑，增加蝸卷彈簧圈數(shù)對降低****應(yīng)力的效果更明顯；(3)通過同時增加彈簧圈數(shù)和加大過渡圓弧半徑，能夠使****應(yīng)力由原來的983.18 MPa降低為’795．37 MPa，降低了187 81 MPa，其安全系數(shù)由l 6提高到2.O． |
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