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| 微电机电刷用蜗卷弹簧的优化设计(zxj) |
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摘要：蜗卷弹簧是保证微电机有效工作的关键部件，为降低蜗卷弹簧扭转过程的是大应力，提商其安全系数，在Ansys workbenh环境下，详细分析蜗卷弹簧的扭转过程，得出簧片的转动位移、应力分布和簧片层间的相对滑动位移；在此基础上，通过对比分析，得出****的设计参数，实现r降低蜗卷弹簧扭转过程的****应力的目的。
研究表明：通过增加弹簧圈数和加大过渡圆弧半径，可以将扭转过程中的****应力由983 18 MPa降低为795 37MPa，降低了187 8l MPa，其安全系数由1 6提高到2 0，有效提高了产品的可靠性。
关键词：蜗卷弹簧；扭转过程；转动位移；应力分布；相对滑动；可靠性0引 言蜗卷弹簧因为维护简单、防潮、防爆广泛应用于计时仪器和时控装置。在微型电机巾，常把蜗卷弹簧作为电刷的能量源，压迫电刷与高速转动的换向器保持接触状态。由于工作时蜗卷弹簧始终处于压缩储能状态，在重复的扭转过程中会引起疲劳断裂，因此，蜗卷弹簧的受力分析对其在使用巾的可靠性极其重要。目前关于蜗卷弹簧受力问题的研究论文还比较少。陈楠等利用圆渐开线作为弹簧的型线，利用有限元方法分析了其刚度变化；傅吉龙等利用Ansys分析了蜗卷弹簧的****等效应力，并进行了疲劳分析。现有的文献研究主要集中在蜗卷弹簧的刚度分析和疲劳分析两方面，没有对蜗卷弹簧的可靠性做进一步分析，电没有提出相应的结构设计优化方案。
为了对蜗卷弹簧进行结构优化设计，提高其町靠性，本文针对某微型电机电刷所使用的蜗卷弹簧分析其压缩过程，得出应力分布和变形规律，在此基础之上，以降低蜗卷弹簧的****廊力为目标，通过改变设计参数，进行对比分析，得出优化方案，提高蜗卷弹簧的口1‘靠性。因为蜗卷弹簧扭转过程是一个高度非线性过程，既有绕轴向的转动和弯曲，也l有簧片接触后的相对滑动，理论上的简化计算不能反映其扭转过程的复杂境况，斟而借助有限元方法对这个过程进行分析，考察其应力分布和层问相对滑动。
1几何建模平面蜗卷曲线的数学表达是阿基米德螺旋线，其直角坐标方程：腾l数。
在微型电机中，其空问有限，故各部件尺寸紧凑，术文使用的阿基米德螺旋线的参数分别为p=I．5 mm，p=3 mm，n=4，可知α=l 04×lO mm。
使用solidworks建立蜗卷弹簧的三维模型的方法如下：首先，利用式(1)计算阿基米德螺旋线的多个离散点，赋值给样条曲线函数，绘制阿基米德螺旋线；然后，在样条曲线函数的基础上，给起始点矢径值增加一个壁厚量，利用同样的方法，绘制其另一条阿基米德螺旋线；最后，使用直线封闭螺旋线的两个端点，形成闭合益线，完成蜗卷弹簧的平面图，如图1所示。考虑到蜗卷弹簧在工作过程中，其他零件对它的受力会产生影响．为保证分析结果的准确性，将其放人工作系统中进行分析，建立了蜗卷弹簧的装配系统，其装配的三维模型如图2所示。
2材料特性与边界条件蜗卷弹簧工作系统由弹簧、芯轴和摆臂三部分组成，这三个组成部分所采用的材料及其物理参数，如表l所示；蜗卷弹簧系统工作的过程：当摆臂绕轴转动时，接触到蜗卷弹簧的表面，带动蜗卷弹簧扭转，能量被积累在蜗卷弹簧中：蜗卷弹簧扭转过程既有绕轴向的转动和弯曲，电有簧片接触后的相对滑动。因此，在进行边界条件设置时，将芯轴表面和蜗卷弹簧的表面、蜗卷弹簧的内外表面(自接触)、蜗卷弹簧的内表而和轴的外表面均设为摩擦接触状态，滑动摩擦系数为0．1为考察蜗卷弹簧的受力情况，给摆臂施加一个刚体位移，在一个时间单位内，绕轴转动I 35。(保证弹簧转动125。)。
网格是影响分析结果准确性的一个重要因素。
对零件的网格划分采用六面体刚格，簧片为主要分析对象，故将其网格划分得较细，其他两个零件划分的单元网格尺寸稍大，整个模型共划分8 257个单元，如图3所示。
3数值计算结果与分析根据蜗卷弹簧的工作和受力特点，从簧片转动位移、簧片间的相对滑动和簧片上的应力分布三个方面来分析蜗卷弹簧的扭转过程和受力分布情况。
3.1簧片转动位移对于簧片的位移情况，取0．25 s、O．50 s、O 75s、1 0 s四个时间步的平面位移进行分析，其结果如图4所示。由图4可知：当摆臂接触到簧片，簧片随摆臂转动，簧片由外层向内层弯曲，簧片间隙变小，埘|向簧片问的间隙变大，外而两层簧片接触后，外层簧片传递力到第_二层簧片，第一层簧片与第三层簧片问间隙变小，对面_二、三层簧片的间隙变大，随着摆臂的转动，簧片接触依次向内层传递。簧片末端****位移随时问的变化曲线如罔5所示。冈簧片间的间隙、簧片自身的弹性和簧片问的相对滑动，簧片末端位移是-条非线性曲线，随时间先门后凸。
3.2簧片层问的相对滑动簧片层问Ⅲ}_外圈向内圈依次接触，接触位置随转动方向移动，『司时伴随着邻周簧片间的相对滑动，在O．3 s前****相对滑动位置在簧片与摆臂的接触处，簧片问尚未发生接触。在0 3 s后****滑动位移发生在最外罔簧片和相邻簧片问，其****值为0．998 61 mm，相邻簧片问的滑动位移由外层向内层依次递减，在l s刚摆臂转动到****位置，最内圈簧片与相邻簧片之间尚未接触，无相对滑动。****滑动位移曲线如图6所示，图中有两段不同斜率的直线，斜率较小的直线描述了摆臂与簧片从开始接触到市H列稳定的过程巾的相对滑动，从0 3 s后，外层簧片与内层簧片开始接触，其相对滑动随摆臂的转动而变火，其斜率远大于前一段直线的制率。
3．3簧片上的应力分布在转动过程中，簧片弯曲应力变化的大小及位置是影响簧片寿命的主要因素。在整个摆臂转动过程中，相邻簧片间接触的部位不是应力****值处，应力****值位置在发生变化，其变化趋势：随摆臂的转动绕轴心转动；同时由外圈向内圈移动；和摆臂成对角关系，相比接触位置滞后一定的角度。摆臂到达****值时，簧片的应力****值处在最内圈的应力集中处，即凼周簧片与横向簧片过渡连接处，此处是簧片最易失效或断裂的地方．值得注意的是当****转动角度变化时，圆周簧H与横向簧片过渡连接处不一定是应力****处。计算结果显示簧片****的应力值为983 1 8 MPa，簧片的设计****应力为1 580MPa，可以看出簧片的****应力小于其设计极限。
簧片随时问的弯曲过程****应力变化曲线如图7所示，****应力曲线是随时间波动的一条曲线，每相邻层簧片接触时都会引起应力曲线斜率的的变化。
4结构优化提高簧片的寿命和町靠性的方法是：在不改变簧片外形尺寸和装配空间的前提F，降低簧片的****应力。通过数值分析发现，在所给条件下扭转过程中****应力的位置出现在螺旋簧片和横向簧片过渡连接处。因此，针对****臆力倚罱，考虑阿个主要参数列其进行优化分析：(1)过渡圆弧的半径；(2)弹簧圈数。
因装配空间所限，簧片的过渡圆弧变化不能太大，否则簧片与芯轴在过渡圆弧处会发生干涉；其他参数不变，通过减小簧片问的问隙来增加簧片的圈数。改变卜述_厨个参数，通过数值计算，得出了改变两个参数列应的****应力，如表2所示。从衷2中可以看出，簧片的****VonMises应力随着圆弧半径的增火而有微弱减小，随着弹簧圈数的增加而迅诛F降．在术优化之前，簧片4圈，过渡凼弧r=O 2mzn，增大簧片过渡圆弧半径(0.2 mm变为0．3mm)，同时增加一圈簧片(4圈变为5圈)时，弹簧的V0n Mises应力有较大下降，由原来的983．18 MPa降低为’795．37 MPa，降低r 187．81 MPa，其值只有设计要求(1 580 MPa)的一半，其安全系数由1 6提高到2 O。可见，该优化方案犬幅提高了产品的寿命和可靠性。
5结论在本文中，通过对蜗卷弹簧扭转过程的有限元分析，得到如下结论：
(1)在扭转过程中，蜗卷弹簧****应力位置和摆臂成对角关系，和接触位置滞后一定的角度；(2)增加蜗卷弹簧圈数和增大过渡圆弧半径是降低蜗卷弹簧最人应力的有效途径，相比增大过渡圆弧半径，增加蜗卷弹簧圈数对降低****应力的效果更明显；(3)通过同时增加弹簧圈数和加大过渡圆弧半径，能够使****应力由原来的983.18 MPa降低为’795．37 MPa，降低了187 81 MPa，其安全系数由l 6提高到2.O． |
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