一種渦卷彈簧分離螺母裝置設計及仿真分析

赫志亮,于 兵,宋保永,王 君

( 北京宇航系統工程研究所，北京 100076)

0 引言

連接分離裝置的作用是連接航天器和運載火箭，并在某一時刻完成解鎖動作，完成航天器與運載火箭的分離。分離裝置既要保證航天器部段之間可靠連接，又要保證在分離信號下可靠分離，長期以來一直是航天領域技術的一項重要研究內容[1]。目前，載人航天任務中大量將火工分離裝置[2]用于各艙段之間的連接與分離，存在諸多問題與局限性。首先，火工分離裝置采用火工品作為動力源，由于火工品自身存在工作時爆炸沖擊大、可測試性弱、安全性差等固有缺陷，無法滿足新型載人飛行器以及未來載人航天任務對微沖擊、可檢可測及高可靠性的需求；同時，對于現有火工分離裝置來說，大承載能力意味著解鎖時需要的火工品藥量也越大，從而帶來更大的火工沖擊[3]，無法同時滿足大承載和微沖擊的需求。

由于火工品自身存在不可檢測、高沖擊、高危險性、污染排放以及一次性使用等缺點，使得火工品驅動的分離裝置同樣存在著上述問題。為此，人們尋求采用非火工技術從根本上解決火工品存在的固有缺陷，從而實現分離裝置的可檢可測、微沖擊、高安全性、無污染以及重復使用等功能，非火工鎖緊釋放裝置的研制成為必然趨勢[4]。

20世紀90年代初，國外就開始研究在分離裝置上采用非火工驅動(Non-Explosively Actuated，NEA)技術，同時開展適應NEA技術的分離裝置內部機構設計，完成了多種類型的非火工分離裝置研制，并逐步應用于飛行試驗。目前國外多采用NEA技術用于非火工分離裝置的觸發解鎖，其中較為成熟的分離裝置大致包括4類：熱刀(熔斷)觸發類、形狀記憶合金(SMA)觸發類[5]、電機觸發類[6]和電磁鐵觸發類。

本文基于金屬帶鎖緊分離原理，提出了一種基于渦卷彈簧組件、由電磁鐵觸發的非火工點式分離螺母裝置，將金屬帶鎖緊分離的特性應用于非火工點式分離裝置中，并研究了渦卷彈簧的張力、扭矩變化規律，探究裝置的工作特性。

1 金屬帶鎖緊分離裝置原理

圖1 RULSA示意圖Fig.1 Schematic diagram of RULSA

由法國STOEREM公司研制的Resettable Ultra Low Shock Actuator(RULSA)[7]裝置采用了金屬帶鎖緊分離的原理。裝置采用電磁鐵作為觸發元件，如圖1所示。此種裝置采用分瓣夾緊螺母和螺栓實現連接和分離，在分瓣夾緊螺母外面纏繞金屬帶使夾緊螺母夾緊。金屬帶層與層之間存在摩擦力，能夠將內部的載荷經過金屬帶摩擦力層層耗散，所以在金屬帶最外側只需要一個較小的力就能實現最內部螺栓在大載荷工況下的鎖緊。同樣，也只需要一個較小的解鎖力便可以使機構解鎖，完成夾緊螺母的釋放。同時，在釋放過程中，由于金屬帶的緩慢釋放作用，裝置產生的沖擊也非常小。

2 裝置設計

為了滿足未來載人航天任務中對復雜艙段間可靠連接以及微沖擊、高可靠的分離需求，本文提出了一種基于此原理的渦卷彈簧分離螺母裝置結構，設計了一種大承載、非火工、微沖擊、高可靠、模塊化的渦卷彈簧分離裝置，并研究了渦卷彈簧及整個分離裝置的工作特性。

2.1 結構組成及原理

渦卷彈簧分離裝置整體結構如圖2所示。鎖定觸發單元為旋轉電磁鐵觸發結構，包括兩個旋轉電磁鐵以及制動閥。解鎖傳動單元包括釋放壓簧、釋放銷、旋轉盤以及渦卷彈簧緩釋結構。分離執行單元為分瓣螺母、螺栓結構。

圖2 渦卷彈簧分離螺母裝置示意圖Fig.2 Schematic diagram of separation nut based on vortex coil spring

裝置采用了渦卷彈簧的鎖緊分離原理，加載狀態時，渦卷彈簧抱緊分瓣螺母，螺栓與分瓣螺母按正常的螺紋副進行連接，此時螺栓即可承受外部載荷。渦卷彈簧的內圈固定在分瓣螺母上，外圈固定在旋轉盤上，可通過轉動旋轉盤來實現抱緊或釋放分瓣螺母的功能。加載狀態時，與旋轉電磁鐵連接的擋柱限制釋放銷，釋放過程中，旋轉電磁鐵轉動，釋放銷在釋放壓簧的作用下向上移動，即可解除釋放銷對旋轉盤的周向限制，渦卷彈簧外圈隨著旋轉盤在渦卷彈簧的作用下旋轉，使得分瓣螺母隨著徑向移動，螺栓從分瓣螺母中脫出，完成釋放。此裝置采用旋轉電磁鐵進行驅動，能夠反復使用，所以在正式使用前可以進行多次解鎖測試，檢查產品的工作性能。

裝置的各個模塊均采用冗余設計。設計了冗余的釋放壓簧，一旦觸發解鎖，任一釋放壓簧均可完成釋放銷的作動。同樣，裝置設置了兩個釋放銷，用于加強對旋轉盤的鎖定。對于分瓣螺母的釋放，在各個分瓣螺母之間設置了分離彈簧，對分瓣螺母進行冗余解鎖。

2.2 渦卷彈簧組件特性分析

2.2.1 張力分析

對于承載力轉化機構，本文通過渦卷彈簧機構實現。渦卷彈簧在滿足自鎖條件后，只需滿足強度便可以可靠地鎖緊分瓣螺母，當渦卷彈簧抱緊分瓣螺母時，將其看作一個整體圓筒[8]，由拉美公式可得渦卷彈簧內圈徑向應力p1與纏繞圈數之間的關系[9-10]，如式(1)所示

(1)

式中，σsd為渦卷彈簧鋼的許用強度，p1為渦卷彈簧纏繞鎖緊應力，A為渦卷彈簧內圈面積，r0為渦卷彈簧內圈半徑，t為渦卷彈簧厚度，FN2為分瓣螺母與渦卷彈簧的接觸力，λ為安全系數。

選擇渦卷彈簧材料為12Cr17Ni7，將其主要參數代入式(1)，當螺栓連接時，渦卷彈簧的厚度為0.3 mm，渦卷彈簧圈數m為20圈。

由于渦卷彈簧受徑向力作用會發生彈性變形，每一層應力隨圈數的增加成遞減趨勢。將外部徑向壓力變化增量與纏繞層徑向力增量用Δp1[11]表示。則根據拉美公式，Δp1表達式為

(2)

式中，pn,n-1為第n圈對第n-1圈的徑向壓力，E1為渦卷彈簧彈性模量，E2為分瓣螺母彈性模量，R為分瓣螺母內孔半徑，r0為渦卷彈簧內圈半徑，ε1為渦卷彈簧泊松比，ε2為分瓣螺母泊松比。

經過整理，可以得到

σ=

(3)

其中

式中，f為渦卷彈簧每層間的摩擦系數，φ為渦卷彈簧纏繞包角，σ為鋼帶截面單位張力，t為渦卷彈簧厚度，b為渦卷彈簧寬度。

分瓣螺母選擇材料30CrMnSiNi2A，查得材料相關參數后代入式(3)，可得到鋼帶截面單位張力σ與所用鋼帶層數的關系曲線，如圖3所示。

圖3 張力與層數關系Fig.3 Relation Between stress and layer of vortex coil spring

從圖3中發現，隨著渦卷彈簧層數增加，渦卷彈簧內部的張力約成指數型減小趨勢，并且當渦卷彈簧的圈數大于7時，渦卷彈簧的最大張力小于其許用應力σsd(圖中紅線所示)，而方案中所選用的渦卷彈簧的圈數為20圈，其最大應力為424 MPa，安全系數為2.1。

2.2.2 扭矩分析

由于該裝置用到的渦卷彈簧直接驅動旋轉盤轉動，進而使得分瓣螺母徑向移動完成解鎖，其扭矩隨旋轉盤轉角的變化規律將直接影響裝置解鎖性能。

渦卷彈簧的工作狀態是一端固定，另一端作用扭矩后，材料受彎曲力矩產生彎曲彈性變形從而使彈簧在自身平面內產生扭轉，其變形角的大小和扭矩成正比。平面渦卷彈簧有非接觸型平面渦卷彈簧和接觸型平面渦卷彈簧兩種類型[12]。非接觸型平面渦卷彈簧在工作中各個彈簧圈均不發生接觸，特性曲線為直線型；而接觸型平面渦卷彈簧在工作時相鄰彈簧圈之間互相接觸，圈數較多，兩種類型彈簧特性曲線如圖4所示。

(a)非接觸型

(b)接觸型圖4 渦卷彈簧理論特性示意圖Fig.4 Theoretical characteristics of vortex coil spring

該渦卷彈簧內圈掛鉤卡住分瓣螺母完成固定，外圈卡在旋轉盤上。鎖緊狀態時，扭矩作用于旋轉盤上。由于旋轉盤對渦卷彈簧的外圈限制，渦卷彈簧相當于被限制在簧盒中，整個渦卷彈簧纏繞方式為接觸型。

渦卷彈簧被放入旋轉盤后，大部分彈簧圈緊壓在旋轉盤的內壁中，當渦卷彈簧卷緊時，彈簧圈逐漸離開內壁，此時的特性曲線為曲線，如圖4中O1A段所示。在AB段時，渦簧在全長內工作，所以特性曲線為線性；BC段表示繼續加載時，渦簧各圈逐漸卷緊從而導致其特性曲線急劇變化為漸增型，但是由于彈簧圈卷全部纏繞在分瓣螺母之前，其實際工作圈數小于總轉數，其特性曲線已不滿足平時所用扭矩規律，可以認為在C點時彈簧已經完全卷緊，從而可抱緊分瓣螺母。

為得到渦卷彈簧準確的特性曲線，采取直接測量的方法，將渦卷彈簧置于旋轉盤中，采用正向測量與回程測量方法對比在鎖緊過程與解鎖過程中渦卷彈簧扭矩特性規律。將多次測量結果進行整理得到如圖5所示特性曲線。

圖5 渦卷彈簧測量特性曲線Fig.5 Measured characteristic curve of vortex coil spring

圖中坐標原點取旋轉盤最后靜止位置，即圖4中O1點位置。從圖5可以看出，在鎖緊過程中渦卷彈簧扭矩變形角特性曲線與圖4接觸型特性曲線基本一致，包括渦卷彈簧離開旋轉盤階段，線性增長階段，突然增長階段；而在釋放過程中渦卷彈簧特性曲線出現了較為明顯的回程誤差，大致也經歷3個階段：扭矩的急劇下降階段，扭矩線性平穩階段，以及最后的平穩下降階段。

分析其產生較大回程誤差的原因，認為是渦卷彈簧卷緊時產生自鎖現象，導致釋放過程中開始受到自鎖作用，在扭矩大幅減小的情況下轉角只是有很小的降低，而當扭矩下降到某一刻時，伴隨著轉角到達某一值，渦卷彈簧間產生間隙，進而使得渦卷彈簧間無法再產生自鎖，渦卷彈簧迅速回轉即轉角突然減小，最后扭矩隨轉角下降為零。

在釋放過程中，渦卷彈簧扭矩的鎖緊特性曲線對于解鎖性能幾乎沒有影響，而回程特性曲線將直接影響解鎖性能，因此對渦卷彈簧回程特性的準確描述尤為重要。為獲得渦卷彈簧回程特性準確描述，采用直接擬合數值方法進行計算分析。

用分段函數近似擬合回程特性曲線

(4)

用最小二乘法計算得到相關參數，獲得擬合曲線如圖6所示。從圖6可以看到，該擬合曲線可較為準確地描述渦卷彈簧回程特性曲線，可用該擬合曲線近似替代渦卷彈簧回程特性曲線。

圖6 渦卷彈簧回程特性曲線Fig.6 Return characteristic curve of vortex coil spring

3 仿真分析

由于實際的釋放機構較為復雜，為簡化分析，將其模型進行了簡化。簡化內容如下：1)所有連接螺釘、螺母及旋轉電磁鐵去除；2)用驅動力矩代替旋轉電磁鐵直接作用于制動閥上；3)復雜零部件的倒角去除；4)兩個壓縮彈簧去除，從Adams中直接設置彈簧力作用于銷子柄與軸套上；5)為簡化分析，將螺栓和分瓣螺母上的螺紋簡化為旋轉切除形式，其齒形、齒間距與實際的螺紋螺距相同，對仿真分析的結果影響較??；6)用螺釘連接多個零件，轉化為一個零件進行仿真；7)渦卷彈簧用3個螺母擋塊來代替，螺母擋塊可徑向移動，代替渦卷彈簧的鎖緊與釋放，由于分瓣螺母徑向移動約1.5 mm，螺栓即可從分瓣螺母中脫離出來，渦卷彈簧轉動17.4 rad即可將渦卷彈簧全部纏繞在分瓣螺母上，所以在Adams仿真分析時，轉盤轉動17.4 rad螺母擋塊徑向移動1.5 mm，期間螺栓即可從分瓣螺母中脫離出來，完成釋放。

在簡化仿真模型中，擋柱可沿軸向轉動，當需要釋放時，對擋柱施加力矩使擋柱轉動；在加鎖時，釋放銷受到垂直向上的彈簧力，在加鎖時，釋放銷是插入旋轉盤的限位孔中的，并在旋轉盤轉軸上施加一個與其轉角有關的力矩，其變化規律與2.2.2節中測得的扭矩與轉角的關系曲線相同，如式(5)所示

T=

(5)

在0～20 ms之間為加鎖狀態，螺栓加載500 N；20 ms后對擋柱施加50 N·mm的釋放力矩，為釋放開始時間；當擋柱轉過約30°，釋放銷在壓縮彈簧的作用下向上升，過程中可解除釋放銷對旋轉盤的周向限制，旋轉盤轉動的過程中，螺母擋塊徑向移動，直到螺栓從分瓣螺母中脫出。

底板與分瓣螺母、分離盤與分瓣螺母之間的摩擦系數設置為0.2，螺紋連接處的摩擦系數設置為0.2，銷子與軸套之間摩擦系數為0.3，制動閥與釋放銷之間的摩擦系數為0.4，釋放銷與旋轉盤摩擦系數取0.4，其余摩擦力不考慮[13]。

采用Adams進行裝置工作過程的仿真分析，根據仿真結果，在仿真時間為20 ms時對制動閥施加扭矩，此為釋放開始時刻，隨后制動閥轉動，當制動閥轉動到30°時，釋放銷開始向上移動。制動閥轉動30°所用時間約為5 ms，釋放銷向上移動的時間約為4 ms，與理論計算接近。

當釋放銷向上移動一定距離后，旋轉盤就不再受其限制，而在所施加的扭矩(模擬渦卷彈簧)的作用下轉動。當釋放銷向上移動3 mm，外轉盤就不再受其限制，并開始轉動。

圖7 分瓣螺母和螺栓運動過程Fig.7 Displacement of separation nut and bolt

當旋轉盤開始轉動后，施加在旋轉盤上的力矩作用下轉動17.4 rad，時間為84 ms，如圖7所示。旋轉盤從0 rad轉動到17.4 rad期間，分瓣螺母會隨著螺母擋塊一起徑向比例移動1.5 mm，期間即可將螺栓釋放。分瓣螺母逐漸產生徑向位移過程中，螺栓首先會緩慢移動，當分瓣螺母徑向位移一段距離時，螺栓上的螺母齒才完全從分瓣螺母齒中脫出，隨后螺栓才快速從釋放機構中脫出。當分瓣螺母移動約1 mm時，在實際工作過程中，螺栓與釋放機構的預緊力全部消失，達到了緩慢釋放并降低沖擊的目的。分瓣螺母位移為1.5 mm的時間為84 ms，則開始加力矩到螺栓脫出的時間為64 ms，與所計算的釋放時間接近。

4 結論

針對航天器連接與分離的要求，以及目前廣泛使用的火工分離裝置的缺陷，本文提出一種新的渦卷彈簧非火工分離螺母裝置，并對裝置進行結構設計，對主要部分進行力學特性分析。本文通過對裝置的關鍵部分為渦卷彈簧組件進行分析，分別研究其在裝置承載和解鎖過程中的特性。同時，對裝置的工作過程進行仿真分析，獲得裝置在解鎖過程中主要零部件的運動特性。

后續工作將考慮進行渦卷彈簧分離螺母裝置的承載和解鎖試驗，通過測量試驗中的相關數據，研究渦卷彈簧分離螺母裝置的實際工作性能，并驗證渦卷彈簧的不同參數選擇對于裝置性能的影響。