|
|
| 微電機(jī)電刷用蝸卷彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)(zxj) |
| |
| |
摘要：蝸卷彈簧是保證微電機(jī)有效工作的關(guān)鍵部件，為降低蝸卷彈簧扭轉(zhuǎn)過(guò)程的是大應(yīng)力，提商其安全系數(shù)，在Ansys workbenh環(huán)境下，詳細(xì)分析蝸卷彈簧的扭轉(zhuǎn)過(guò)程，得出簧片的轉(zhuǎn)動(dòng)位移、應(yīng)力分布和簧片層間的相對(duì)滑動(dòng)位移；在此基礎(chǔ)上，通過(guò)對(duì)比分析，得出****的設(shè)計(jì)參數(shù)，實(shí)現(xiàn)r降低蝸卷彈簧扭轉(zhuǎn)過(guò)程的****應(yīng)力的目的。
研究表明：通過(guò)增加彈簧圈數(shù)和加大過(guò)渡圓弧半徑，可以將扭轉(zhuǎn)過(guò)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(guò)程；轉(zhuǎn)動(dòng)位移；應(yīng)力分布；相對(duì)滑動(dòng)；可靠性0引 言蝸卷彈簧因?yàn)榫S護(hù)簡(jiǎn)單、防潮、防爆廣泛應(yīng)用于計(jì)時(shí)儀器和時(shí)控裝置。在微型電機(jī)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(dòng)的換向器保持接觸狀態(tài)。由于工作時(shí)蝸卷彈簧始終處于壓縮儲(chǔ)能狀態(tài)，在重復(fù)的扭轉(zhuǎn)過(guò)程中會(huì)引起疲勞斷裂，因此，蝸卷彈簧的受力分析對(duì)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(wèn)題的研究論文還比較少。陳楠等利用圓漸開(kāi)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(jìn)行了疲勞分析�，F(xiàn)有的文獻(xiàn)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(méi)有對(duì)蝸卷彈簧的可靠性做進(jìn)一步分析，電沒(méi)有提出相應(yīng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化方案。
為了對(duì)蝸卷彈簧進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，提高其町靠性，本文針對(duì)某微型電機(jī)電刷所使用的蝸卷彈簧分析其壓縮過(guò)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(biāo)，通過(guò)改變?cè)O(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)行對(duì)比分析，得出優(yōu)化方案，提高蝸卷彈簧的口1‘靠性。因?yàn)槲伨韽椈膳まD(zhuǎn)過(guò)程是一個(gè)高度非線性過(guò)程，既有繞軸向的轉(zhuǎn)動(dòng)和彎曲，也l有簧片接觸后的相對(duì)滑動(dòng)，理論上的簡(jiǎn)化計(jì)算不能反映其扭轉(zhuǎn)過(guò)程的復(fù)雜境況，斟而借助有限元方法對(duì)這個(gè)過(guò)程進(jìn)行分析，考察其應(yīng)力分布和層問(wèn)相對(duì)滑動(dòng)。
1幾何建模平面蝸卷曲線的數(shù)學(xué)表達(dá)是阿基米德螺旋線，其直角坐標(biāo)方程：騰l數(shù)。
在微型電機(jī)中，其空問(wèn)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(jì)算阿基米德螺旋線的多個(gè)離散點(diǎn)，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(diǎn)矢徑值增加一個(gè)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(gè)端點(diǎn)，形成閉合益線，完成蝸卷彈簧的平面圖，如圖1所示�？紤]到蝸卷彈簧在工作過(guò)程中，其他零件對(duì)它的受力會(huì)產(chǎn)生影響．為保證分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，將其放人工作系統(tǒng)中進(jìn)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(gè)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(guò)程：當(dāng)擺臂繞軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，接觸到蝸卷彈簧的表面，帶動(dòng)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(guò)程既有繞軸向的轉(zhuǎn)動(dòng)和彎曲，電有簧片接觸后的相對(duì)滑動(dòng)。因此，在進(jìn)行邊界條件設(shè)置時(shí)，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(dòng)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(gè)剛體位移，在一個(gè)時(shí)間單位內(nèi)，繞軸轉(zhuǎn)動(dòng)I 35。(保證彈簧轉(zhuǎn)動(dòng)125。)。
網(wǎng)格是影響分析結(jié)果準(zhǔn)確性的一個(gè)重要因素。
對(duì)零件的網(wǎng)格劃分采用六面體剛格，簧片為主要分析對(duì)象，故將其網(wǎng)格劃分得較細(xì)，其他兩個(gè)零件劃分的單元網(wǎng)格尺寸稍大，整個(gè)模型共劃分8 257個(gè)單元，如圖3所示。
3數(shù)值計(jì)算結(jié)果與分析根據(jù)蝸卷彈簧的工作和受力特點(diǎn)，從簧片轉(zhuǎn)動(dòng)位移、簧片間的相對(duì)滑動(dòng)和簧片上的應(yīng)力分布三個(gè)方面來(lái)分析蝸卷彈簧的扭轉(zhuǎn)過(guò)程和受力分布情況。
3.1簧片轉(zhuǎn)動(dòng)位移對(duì)于簧片的位移情況，取0．25 s、O．50 s、O 75s、1 0 s四個(gè)時(shí)間步的平面位移進(jìn)行分析，其結(jié)果如圖4所示。由圖4可知：當(dāng)擺臂接觸到簧片，簧片隨擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)，簧片由外層向內(nèi)層彎曲，簧片間隙變小，塒|向簧片問(wèn)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(wèn)間隙變小，對(duì)面_二、三層簧片的間隙變大，隨著擺臂的轉(zhuǎn)動(dòng)，簧片接觸依次向內(nèi)層傳遞。簧片末端****位移隨時(shí)問(wèn)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(wèn)的相對(duì)滑動(dòng)，簧片末端位移是-條非線性曲線，隨時(shí)間先門后凸。
3.2簧片層問(wèn)的相對(duì)滑動(dòng)簧片層問(wèn)Ⅲ}_外圈向內(nèi)圈依次接觸，接觸位置隨轉(zhuǎn)動(dòng)方向移動(dòng)，『司時(shí)伴隨著鄰周簧片間的相對(duì)滑動(dòng)，在O．3 s前****相對(duì)滑動(dòng)位置在簧片與擺臂的接觸處，簧片問(wèn)尚未發(fā)生接觸。在0 3 s后****滑動(dòng)位移發(fā)生在最外罔簧片和相鄰簧片問(wèn)，其****值為0．998 61 mm，相鄰簧片問(wèn)的滑動(dòng)位移由外層向內(nèi)層依次遞減，在l s剛擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)到****位置，最內(nèi)圈簧片與相鄰簧片之間尚未接觸，無(wú)相對(duì)滑動(dòng)。****滑動(dòng)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(kāi)始接觸到市H列穩(wěn)定的過(guò)程巾的相對(duì)滑動(dòng)，從0 3 s后，外層簧片與內(nèi)層簧片開(kāi)始接觸，其相對(duì)滑動(dòng)隨擺臂的轉(zhuǎn)動(dòng)而變火，其斜率遠(yuǎn)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(dòng)過(guò)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(gè)擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)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(shì)：隨擺臂的轉(zhuǎn)動(dòng)繞軸心轉(zhuǎn)動(dòng)；同時(shí)由外圈向內(nèi)圈移動(dòng)；和擺臂成對(duì)角關(guān)系，相比接觸位置滯后一定的角度。擺臂到達(dá)****值時(shí)，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(guò)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(dāng)****轉(zhuǎn)動(dòng)角度變化時(shí)，圓周簧H與橫向簧片過(guò)渡連接處不一定是應(yīng)力****處。計(jì)算結(jié)果顯示簧片****的應(yīng)力值為983 1 8 MPa，簧片的設(shè)計(jì)****應(yīng)力為1 580MPa，可以看出簧片的****應(yīng)力小于其設(shè)計(jì)極限。
簧片隨時(shí)問(wèn)的彎曲過(guò)程****應(yīng)力變化曲線如圖7所示，****應(yīng)力曲線是隨時(shí)間波動(dòng)的一條曲線，每相鄰層簧片接觸時(shí)都會(huì)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(guò)數(shù)值分析發(fā)現(xiàn)，在所給條件下扭轉(zhuǎn)過(guò)程中****應(yīng)力的位置出現(xiàn)在螺旋簧片和橫向簧片過(guò)渡連接處。因此，針對(duì)****臆力倚罱，考慮阿個(gè)主要參數(shù)列其進(jìn)行優(yōu)化分析：(1)過(guò)渡圓弧的半徑；(2)彈簧圈數(shù)。
因裝配空間所限，簧片的過(guò)渡圓弧變化不能太大，否則簧片與芯軸在過(guò)渡圓弧處會(huì)發(fā)生干涉；其他參數(shù)不變，通過(guò)減小簧片問(wèn)的問(wèn)隙來(lái)增加簧片的圈數(shù)。改變卜述_廚個(gè)參數(shù)，通過(guò)數(shù)值計(jì)算，得出了改變兩個(gè)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(guò)渡凼弧r=O 2mzn，增大簧片過(guò)渡圓弧半徑(0.2 mm變?yōu)?．3mm)，同時(shí)增加一圈簧片(4圈變?yōu)?圈)時(shí)，彈簧的V0n Mises應(yīng)力有較大下降，由原來(lái)的983．18 MPa降低為’795．37 MPa，降低r 187．81 MPa，其值只有設(shè)計(jì)要求(1 580 MPa)的一半，其安全系數(shù)由1 6提高到2 O。可見(jiàn)，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(guò)對(duì)蝸卷彈簧扭轉(zhuǎn)過(guò)程的有限元分析，得到如下結(jié)論：
(1)在扭轉(zhuǎn)過(guò)程中，蝸卷彈簧****應(yīng)力位置和擺臂成對(duì)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(guò)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(guò)渡圓弧半徑，增加蝸卷彈簧圈數(shù)對(duì)降低****應(yīng)力的效果更明顯；(3)通過(guò)同時(shí)增加彈簧圈數(shù)和加大過(guò)渡圓弧半徑，能夠使****應(yīng)力由原來(lái)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． |
| |
|
