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| 微電機電刷用蝸卷彈簧的優化設計(zxj) |
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摘要：蝸卷彈簧是保證微電機有效工作的關鍵部件，為降低蝸卷彈簧扭轉過程的是大應力，提商其安全系數，在Ansys workbenh環境下，詳細分析蝸卷彈簧的扭轉過程，得出簧片的轉動位移、應力分布和簧片層間的相對滑動位移；在此基礎上，通過對比分析，得出****的設計參數，實現r降低蝸卷彈簧扭轉過程的****應力的目的。
研究表明：通過增加彈簧圈數和加大過渡圓弧半徑，可以將扭轉過程中的****應力由983 18 MPa降低為795 37MPa，降低了187 8l MPa，其安全系數由1 6提高到2 0，有效提高了產品的可靠性。
關鍵詞：蝸卷彈簧；扭轉過程；轉動位移；應力分布；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，壓迫電刷與高速轉動的換向器保持接觸狀態。由于工作時蝸卷彈簧始終處于壓縮儲能狀態，在重復的扭轉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****等效應力，并進行了疲勞分析。現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，電沒有提出相應的結構設計優化方案。
為了對蝸卷彈簧進行結構優化設計，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，得出應力分布和變形規律，在此基礎之上，以降低蝸卷彈簧的****廊力為目標，通過改變設計參數，進行對比分析，得出優化方案，提高蝸卷彈簧的口1‘靠性。因為蝸卷彈簧扭轉過程是一個高度非線性過程，既有繞軸向的轉動和彎曲，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，考察其應力分布和層問相對滑動。
1幾何建模平面蝸卷曲線的數學表達是阿基米德螺旋線，其直角坐標方程：騰l數。
在微型電機中，其空問有限，故各部件尺寸緊湊，術文使用的阿基米德螺旋線的參數分別為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，繪制阿基米德螺旋線；然后，在樣條曲線函數的基礎上，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生影響．為保證分析結果的準確性，將其放人工作系統中進行分析，建立了蝸卷彈簧的裝配系統，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，如表l所示；蝸卷彈簧系統工作的過程：當擺臂繞軸轉動時，接觸到蝸卷彈簧的表面，帶動蝸卷彈簧扭轉，能量被積累在蝸卷彈簧中：蝸卷彈簧扭轉過程既有繞軸向的轉動和彎曲，電有簧片接觸后的相對滑動。因此，在進行邊界條件設置時，將芯軸表面和蝸卷彈簧的表面、蝸卷彈簧的內外表面(自接觸)、蝸卷彈簧的內表而和軸的外表面均設為摩擦接觸狀態，滑動摩擦系數為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，繞軸轉動I 35。(保證彈簧轉動125。)。
網格是影響分析結果準確性的一個重要因素。
對零件的網格劃分采用六面體剛格，簧片為主要分析對象，故將其網格劃分得較細，其他兩個零件劃分的單元網格尺寸稍大，整個模型共劃分8 257個單元，如圖3所示。
3數值計算結果與分析根據蝸卷彈簧的工作和受力特點，從簧片轉動位移、簧片間的相對滑動和簧片上的應力分布三個方面來分析蝸卷彈簧的扭轉過程和受力分布情況。
3.1簧片轉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，簧片隨擺臂轉動，簧片由外層向內層彎曲，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，隨著擺臂的轉動，簧片接觸依次向內層傳遞。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}_外圈向內圈依次接觸，接觸位置隨轉動方向移動，『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，簧片問尚未發生接觸。在0 3 s后****滑動位移發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層依次遞減，在l s剛擺臂轉動到****位置，最內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列穩定的過程巾的相對滑動，從0 3 s后，外層簧片與內層簧片開始接觸，其相對滑動隨擺臂的轉動而變火，其斜率遠大于前一段直線的制率。
3．3簧片上的應力分布在轉動過程中，簧片彎曲應力變化的大小及位置是影響簧片壽命的主要因素。在整個擺臂轉動過程中，相鄰簧片間接觸的部位不是應力****值處，應力****值位置在發生變化，其變化趨勢：隨擺臂的轉動繞軸心轉動；同時由外圈向內圈移動；和擺臂成對角關系，相比接觸位置滯后一定的角度。擺臂到達****值時，簧片的應力****值處在最內圈的應力集中處，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力****處。計算結果顯示簧片****的應力值為983 1 8 MPa，簧片的設計****應力為1 580MPa，可以看出簧片的****應力小于其設計極限。
簧片隨時問的彎曲過程****應力變化曲線如圖7所示，****應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力曲線斜率的的變化。
4結構優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****應力。通過數值分析發現，在所給條件下扭轉過程中****應力的位置出現在螺旋簧片和橫向簧片過渡連接處。因此，針對****臆力倚罱，考慮阿個主要參數列其進行優化分析：(1)過渡圓弧的半徑；(2)彈簧圈數。
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生干涉；其他參數不變，通過減小簧片問的問隙來增加簧片的圈數。改變卜述_廚個參數，通過數值計算，得出了改變兩個參數列應的****應力，如表2所示。從衷2中可以看出，簧片的****VonMises應力隨著圓弧半徑的增火而有微弱減小，隨著彈簧圈數的增加而迅誅F降．在術優化之前，簧片4圈，過渡凼弧r=O 2mzn，增大簧片過渡圓弧半徑(0.2 mm變為0．3mm)，同時增加一圈簧片(4圈變為5圈)時，彈簧的V0n Mises應力有較大下降，由原來的983．18 MPa降低為’795．37 MPa，降低r 187．81 MPa，其值只有設計要求(1 580 MPa)的一半，其安全系數由1 6提高到2 O。可見，該優化方案犬幅提高了產品的壽命和可靠性。
5結論在本文中，通過對蝸卷彈簧扭轉過程的有限元分析，得到如下結論：
(1)在扭轉過程中，蝸卷彈簧****應力位置和擺臂成對角關系，和接觸位置滯后一定的角度；(2)增加蝸卷彈簧圈數和增大過渡圓弧半徑是降低蝸卷彈簧最人應力的有效途徑，相比增大過渡圓弧半徑，增加蝸卷彈簧圈數對降低****應力的效果更明顯；(3)通過同時增加彈簧圈數和加大過渡圓弧半徑，能夠使****應力由原來的983.18 MPa降低為’795．37 MPa，降低了187 81 MPa，其安全系數由l 6提高到2.O． |
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