引信MEMS后坐機構(gòu)的設(shè)計與實驗

鄧炬鋒　史春景　郝永平　許馬會

沈陽理工大學，沈陽，110159

引信MEMS后坐機構(gòu)的設(shè)計與實驗

鄧炬鋒史春景郝永平許馬會

沈陽理工大學，沈陽，110159

摘要：通過受力分析并根據(jù)動能定理建立了影響后坐機構(gòu)加速度as的關(guān)系式和動力學方程，得到彈性系數(shù)K、兩側(cè)齒之間豎直方向的間隙d、齒的斜邊長a、齒底長c和齒數(shù)n的大小決定著as大小的結(jié)論。通過ADAMS軟件仿真分析，得到運動方程和設(shè)計的合理性，并得到K、d、a、c、n與as的關(guān)系。仿真結(jié)果表明，在同等條件下，嚴格控制齒底長c的加工誤差、減小錯位間隙d、增大線寬b均能提高as。同時考慮增大齒數(shù)n來提高as。對采用LIGA工藝加工出的后坐機構(gòu)進行模擬實驗，驗證了仿真分析的合理性和加工誤差的影響，同時驗證了設(shè)計和運動方程的合理性。

關(guān)鍵詞：解鎖機構(gòu)；后坐力；仿真；加工誤差

0引言

在國防現(xiàn)代化的進程中，武器逐步向微型化、智能化的方向發(fā)展，這促使引信不斷向靈巧化、智能化、小型化的方向發(fā)展[1]。針對引信MEMS的小型化，需要突破高可靠性的安全保險機構(gòu)的設(shè)計瓶頸[2]。早期的MEMS引信安全保險裝置是由1998年Robinson等[3]發(fā)表的美國專利提出的，這也推動了國內(nèi)安全保險機構(gòu)的發(fā)展。張繼桃[4]提出了單環(huán)境下的安全保險機構(gòu)。這些機構(gòu)都有一個共同的特點——利用彈簧來區(qū)分勤務(wù)處理。本文設(shè)計了一種新的后坐機構(gòu)，在S形懸臂梁和蛇形槽的作用下能夠有效地區(qū)分勤務(wù)處理，閉鎖機構(gòu)能夠可靠地實現(xiàn)第一道保險的解除。現(xiàn)有的國內(nèi)外的引信MEMS卡鎖機構(gòu)是通過卡頭工作變形后再恢復來實現(xiàn)閉鎖功能的[5-7]，即在受到大力作用下的變形實現(xiàn)的。本文設(shè)計的閉鎖機構(gòu)可以實現(xiàn)在低加速度as下的閉鎖。同時后坐機構(gòu)閉鎖后信號輸出并控制后續(xù)機構(gòu)運行的功能等同于慣性開關(guān)的信號輸出[8-9]，為安保機構(gòu)和慣性開關(guān)的整合打下了基礎(chǔ)。

1后坐機構(gòu)的工作原理

圖1所示為本文設(shè)計的后坐機構(gòu)，它由后坐滑塊、S形懸臂梁、蛇形齒、閉鎖機構(gòu)和基板組成。S形懸臂梁和蛇形齒的作用是有效地區(qū)分勤務(wù)處理時后坐機構(gòu)受到的脈沖加速度。彈丸受發(fā)射藥燃燒產(chǎn)生火藥氣體的作用，產(chǎn)生極大的加速度，使后坐機構(gòu)受到后坐力的作用。在后坐力的作用下，克服S形懸臂梁和蛇形齒的作用力，后坐滑塊向下運動。在后坐力的作用下，圖2所示的閉鎖機構(gòu)，鎖頭部位1與鎖槽部位3發(fā)生摩擦，迫使后坐滑塊向左運動，在后坐力的持續(xù)作用下，后坐滑塊繼續(xù)運動。此時，鎖頭部位2與鎖槽部位4發(fā)生摩擦向右運動。隨著火藥氣體對彈丸作用力的減小，后坐力減小，S形懸臂梁回拉，使鎖頭緊緊掛在鎖槽上。這樣，后坐滑塊不會在S形懸臂梁拉力的作用下發(fā)生回復。鎖頭能夠可靠地掛在鎖槽上，能夠可靠地實現(xiàn)第一道保險的解除，為第二道保險的解除提供有效的保障。就后續(xù)保險動作的實現(xiàn)來說，后坐機構(gòu)的設(shè)計至關(guān)重要。因此，后坐機構(gòu)的設(shè)計與分析是必不可少的。

圖1　后坐機構(gòu)的整體圖圖2　閉鎖機構(gòu)的整體圖

2后坐機構(gòu)設(shè)計依據(jù)

后坐機構(gòu)作為MEMS安保機構(gòu)中的重要結(jié)構(gòu)，合理的參數(shù)設(shè)計對后坐機構(gòu)的運動到位至關(guān)重要。S形懸臂梁豎直方向彈性系數(shù)K的計算公式如下[10]：

K=Eb3h/[p(12πR3+24πRL2+96R2L+16L3)]

(1)

其中，E為懸臂梁使用材料的彈性模量，b為懸臂梁線寬，h為懸臂梁厚度，R為懸臂梁彎曲半徑，L為懸臂梁線長，p為單元數(shù)。S形懸臂梁由p個基本單元組成，其中，基本單元如圖3中的模型所示。為了找到影響后坐滑塊運動的各個相關(guān)因素，對后坐機構(gòu)進行力學分析，如圖4所示。

圖3　　　　S形彈簧中基本圖4　　　　后坐滑塊的　　　單元的模型　　　受力分析

由圖4可得后坐滑塊沿豎直方向的動力學方程：

Fs+G-K(y0+y)-μ(F3+F4)-

(2)

由圖4的受力分析和動能定理，可得

Fsl+Gl-K(y0+l)l-μ(F3+F4)L0-

(F1L1sinθ+F2L2sinθ)(cosθ+μsinθ)n=mv2/2

(3)

其中，m為后坐滑塊的質(zhì)量，F(xiàn)s為后坐力，G為后坐滑塊的重力，F(xiàn)3為左側(cè)蛇形齒齒頂對后坐滑塊側(cè)壁的正壓力，F(xiàn)4為右側(cè)蛇形槽齒頂對后坐滑塊側(cè)壁的正壓力，F(xiàn)1為右側(cè)蛇形齒對右側(cè)后坐滑塊齒面的正壓力，F(xiàn)2為左側(cè)蛇形齒對左側(cè)后坐滑塊齒面的正壓力，y0為S形懸臂梁預(yù)拉的位移，μ為后坐滑塊與基板的摩擦因數(shù)，θ為蛇形齒齒頂角的一半，l為鎖頭沒有碰撞鎖槽前后坐滑塊相對基板塊移動的豎直位移，L0為蛇形齒齒頂與后坐滑塊側(cè)壁相互摩擦時后坐滑塊相對基板移動的豎直位移，n為單側(cè)蛇形齒的齒數(shù)；L1為左側(cè)蛇形齒中一個齒的齒邊與后坐滑塊相互作用的長度，L2為右側(cè)蛇形齒中一個齒的齒邊與后坐滑塊相互作用的長度，v為鎖頭沒有碰撞鎖槽前的速度。

由式(3)知，K、L1、L2、θ和齒數(shù)n的大小決定著后坐力的大小。圖5中蛇形齒兩側(cè)之間豎直方向的間隙d直接決定著L1和L2的大小。由圖6所示的蛇形齒結(jié)構(gòu)可知，齒的斜邊長a和齒底長c決定著θ的大小。因此，K、d、a、c和n的大小決定著后坐力的大小。

圖5　蛇形齒兩側(cè)之間　　　　圖6　蛇形齒中一個豎直方向的錯位間隙　　　　　　齒的結(jié)構(gòu)

3仿真與分析

設(shè)計一個引信的后坐保險機構(gòu)，工作時Fs=750sin(349t)，保證彈丸在勤務(wù)處理時不可以解除保險，在受環(huán)境力激發(fā)時會可靠地解除保險。由彈性系數(shù)K的分析[10]可得，線寬b主要決定著K的大小。選用b=0.025mm，L=0.5mm，R=h=0.06mm，對機構(gòu)加載大小為15 000g、持續(xù)時間為100 μs的沖擊載荷，進行勤務(wù)處理的分析，得到鎖頭頂部與鎖槽底部之間的位移隨時間變化的關(guān)系，如圖7所示。

圖7　勤務(wù)處理時鎖頭頂部與鎖槽頂部之間的位移變化

由圖7可知，鎖頭頂部與鎖槽底部之間的位移先減小后增大，最后增大到初始值的大小。說明選用b=0.025 mm，L=0.5 mm，R=h=0.06 mm能夠滿足設(shè)計的需要。又根據(jù)式(1)，可計算得到K=3.9 N/m。根據(jù)要求，保險時間為62.5～208.3 ms，選用d=0.1409 mm，a=0.0778 mm，c=0.2742 mm，n=6，在ADAMS軟件中對所設(shè)計的后坐機構(gòu)進行動力學仿真分析，得到鎖頭頂部與鎖槽底部之間的位移隨時間變化的關(guān)系，如圖8所示。同時在ANSYS軟件中對閉鎖機構(gòu)進行局部應(yīng)力分析，如圖9所示。

圖8　仿真時鎖頭頂部與鎖槽頂部之間的位移變化圖

圖9　閉鎖機構(gòu)的局部應(yīng)力圖

由圖8可知，鎖頭頂部與鎖槽底部之間的位移先減小后增大，最后變成常數(shù)。由式(2)知，隨著后坐力的增大，后坐滑塊向下運動，鎖頭與鎖槽之間的位移減小，隨著后坐力的繼續(xù)增大，鎖頭進入鎖槽，鎖頭與鎖槽之間的位移繼續(xù)減小；之后，后坐力逐漸減小，在S形懸臂梁拉力的作用下，鎖頭回拉，鎖頭與鎖槽之間的位移增大，閉鎖機構(gòu)閉合，鎖頭與鎖槽之間的位移不再變化。如圖8所示，鎖頭與鎖槽之間的位移先減小后增大，增大一定距離后變成常數(shù)，從而證明了式(2)的合理性。同時也說明所設(shè)計的機構(gòu)合理，能夠達到預(yù)期的工作原理的要求。

鎳材料的許用應(yīng)力為

[σ]=Rp/q

(4)

其中，q為安全系數(shù)，一般取4～5。當非比例延伸強度Rp=E/100，彈性模量E=210GPa時，由式(4)可計算出[σ]為420～525 MPa。由圖9可以看出后坐機構(gòu)的最大應(yīng)力為160 MPa，小于鎳材料的許用應(yīng)力，不會發(fā)生失效，可以保證閉鎖機構(gòu)的可靠工作。

在保證后坐機構(gòu)能夠運動到位的情況下，分別分析K、d、a、c和n對后坐力的影響。在ADAMS軟件中postprocess模塊的幫助下，確保后坐機構(gòu)能夠運動到位，并利用ADAMS軟件對后坐機構(gòu)進行分析，可得S形懸臂梁彈性系數(shù)K對as的影響和蛇形齒齒數(shù)n對as的影響，如圖10和圖11所示；選用設(shè)計參數(shù)K=3.9 N/m，d=0.1409 mm，a=0.0778 mm，c=0.2742 mm，n=6為基準，分別考慮d、a、c在光刻、電鑄和注塑(Lithographie,Galvanoformung,Abformung,LIGA)工藝的加工誤差范圍內(nèi)對as的影響。利用ADAMS軟件對后坐機構(gòu)進行分析，可得d、a、c對as的影響，仿真結(jié)果見表1～表3。

圖10　彈性系數(shù)K對后坐機構(gòu)加速度as的影響

圖11　齒數(shù)n對后坐機構(gòu)加速度as的影響

由圖10和圖11可知，隨著彈性系數(shù)K和蛇形齒齒數(shù)n的增大，as增大。由表1和表2可知，適當調(diào)整d和a，可以增大as。由表3可知，調(diào)整尺寸c，極容易造成后坐滑塊卡死，使后坐滑塊不能運動到位。綜上可知，在制造時要嚴格控制c的加工誤差；若要增大as，可通過增大彈性系數(shù)K和齒數(shù)n的設(shè)計值，也可適當減小d的設(shè)計值和增大a的設(shè)計值。對彈性系數(shù)K的分析[10]可得，增大線寬b能夠有效增大K的值。

表1　錯位間隙d對as的影響

表2　蛇形槽尺寸a對as的影響(c=0.2742 mm)

表3　蛇形槽尺寸c對as的影響(a=0. 0778 mm)

4實驗結(jié)果與分析

通過LIGA工藝加工出來的后坐機構(gòu)[11-14]如圖12所示。進行LIGA工藝加工所設(shè)計的后坐機構(gòu)主要參數(shù)的版圖尺寸為b=0.025 mm，d=0.1409 mm，a=0.0778 mm，c=0.2742 mm,n=6。利用圖13所示的數(shù)字式高倍顯微鏡對其主要參數(shù)進行測量，測量的實際后坐機構(gòu)尺寸為b=0.036 52 mm，d=0.0756 mm,a=0.065 25 mm,c=0.273 75 mm,n=6。

圖12　采用LIGA工藝加工的鎳質(zhì)后坐機構(gòu)

圖13　數(shù)字式高倍顯微鏡

在圖14所示的轉(zhuǎn)臺實驗機的控制下[15]，使圖15所示的轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)動，產(chǎn)生離心力，在轉(zhuǎn)臺離心力的作用下使后坐機構(gòu)運動。在圖14所示高速攝影儀的配合下確定后坐機構(gòu)是否運動到位。通過對轉(zhuǎn)臺實驗機施加轉(zhuǎn)速和查看高速攝影儀，可得as和后坐滑塊運動情況表，見表4。

圖14　轉(zhuǎn)臺實驗機和高速攝影儀組合實驗臺

圖15　轉(zhuǎn)臺實驗機中的轉(zhuǎn)臺

由表4可知，后坐機構(gòu)的加速度as為135g。用測量的實際后坐機構(gòu)尺寸在ADAMS軟件中建模并仿真，可得：當as大于或等于120g時，后坐機構(gòu)能夠運動到位，即as為120g。測量后仿真的as、設(shè)計as值與實驗as值的相對誤差分別為11.1%、44.4%。測量后仿真的as值比設(shè)計as值更接近實驗as值，證明了ADAMS軟件仿真的合理性，同時也證實了加工工藝的誤差對as的影響。

表4　as與后坐滑塊運動情況表

通過比較所測驅(qū)動器結(jié)構(gòu)參數(shù)與設(shè)計值，得到b與設(shè)計值的誤差為11.52μm，相對誤差46.1%；d與設(shè)計值的誤差為65.3μm，相對誤差為46.3%；a與設(shè)計值的誤差為12.55μm，相對誤差為16.1%，c與設(shè)計值的誤差為0.45μm，相對誤差為0.16%。由式(4)和圖10可知，b的增大引起as的增大；由表1可知，d的減小引起as的增大；由表2可知，a的減小引起as的減小。由表3可知，在0.27～0.28mm區(qū)間內(nèi)，c的減小或增大對as基本沒有影響。在其他參數(shù)不變的條件下，b、d、a和c的加工誤差導致實際測量仿真的as值與理論的as值相對誤差分別為109.3%、13.3%、16%和1.3%。實驗結(jié)果表明，S形懸臂梁線寬的加工誤差是引起as增大的主要原因。同時在同等條件下，嚴格控制c的加工誤差，能夠保證后坐機構(gòu)運動到位；減小錯位間隙d，增大線寬b能夠增大as。在LIGA工藝的加工中，要嚴格控制c的加工誤差。同時可以考慮通過增大齒數(shù)n來增大as。

5結(jié)語

通過工作原理的分析，建立運動方程。通過受力分析和動能定理建立影響as的關(guān)系式，并得到K、d、a、c和n的大小決定著as大小的結(jié)論。通過仿真分析，驗證了運動方程和設(shè)計的合理性，并得到K、d、a、c和n與as的關(guān)系。對實驗結(jié)果的分析驗證了設(shè)計和運動方程的合理性。實驗結(jié)果表明，在同等條件下，嚴格控制c的加工誤差，能夠保證后坐機構(gòu)能夠運動到位；減小錯位間隙d，增大線寬b能夠增大as；加工誤差對as有很大的影響。在LIGA工藝的加工中，要嚴格控制c的加工誤差。同時可以考慮增大齒數(shù)n，來增大as。仿真和實驗為蛇形齒的工藝要求，提供了可靠有效的幫助。同時后坐機構(gòu)的設(shè)計為后坐機構(gòu)閉合后的信號輸出打下了基礎(chǔ)。

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(編輯陳勇)

Design and Experiments of Recoil Mechanism Based on Fuze Micro-Electro-Mechanical System

Deng JufengShi ChunjingHao YongpingXu Mahui

Shenyang Ligong University,Shenyang,110159

Abstract:By using mechanics analysis and the work-energy theorem, the as value of the recoil was determined by elastic coefficient k，the gap d between two teeth in the vertical direction，the bevel edge a in the teeth，the bottom margin c in the teeth and the number n of teeth. The ADAMS simulation was used to determine the rationality of the motion equations and design, the relationship among elastic coefficient k，the gap d between two teeth in the vertical direction，the bevel edge a in the teeth，the bottom margin c in the teeth，the number n of teeth and the as value. The simulation results show that, under the same conditions, the machining errors of c are strictly controled. At the same time, the dislocation clearance of d is decreased and the line width of b is increased, to improve the recoil as values. The increase of n may be taken into consideration to improve the recoil as values. While the simulation experiments were carried out for the recoil mechanism, which was made by LIGA process, it verifies the rationality of the simulation analysis, and the machining errors have a great influences on the experiments. At the same time, it verifies the rationality of design and the motion equations.

Key words:unlocking mechanism; recoil; simulation; machining error

收稿日期：2015-06-26

基金項目：國家高技術(shù)研究發(fā)展計劃(863計劃)資助項目(2015AA042701)

中圖分類號：TH122

DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2016.11.003

作者簡介：鄧炬鋒，男，1988年生。沈陽理工大學機械工程學院碩士研究生。主要研究方向為微機電系統(tǒng)、微制造與信息裝備。史春景，男，1968年生。沈陽理工大學機械工程學院副教授。郝永平，男，1960年生。沈陽理工大學機械工程學院教授、博士研究生導師。許馬會，女，1987年生。沈陽理工大學機械工程學院碩士研究生。