一種旋轉失重模擬試驗裝置設計

黃 強，荊 江，王佳南，胡 鑫，高 越

（1. 北京強度環境研究所，北京 100076； 2. 北京航天長征飛行器研究所，北京 100076）

0 引言

在部分航天產品的地面性能參數檢測中，需要檢驗其在自旋失重狀態下的性能參數是否滿足設計需求。傳統檢驗方法受限于使產品達到自旋失重狀態的裝置研制困難以及自旋失重試驗實施過程復雜，往往分別進行旋轉和失重模擬環境下的產品試驗檢測，導致環境模擬不夠真實全面，不能充分暴露產品設計缺陷和錯誤。

工程應用上一般通過轉臺來實現產品自旋環境模擬，但是轉臺無法實現產品失重環境的模擬。常用的旋轉裝置一般是兩端對轉軸約束，此類裝置旋轉精度較高，轉速高，但難以再增加失重環境模擬機構。另有一種轉軸一端不受約束的單端承載旋轉裝置，因其在加工和裝配中如存在細微誤差即可導致產品在轉動過程中不同軸，或如產品存在偏心問題則可使轉動機構軸系產生較大的偏心力，且偏心力會隨著產品質量和轉速的增大而增大，而過大的離心力易對軸系和產品自身造成失穩破壞，所以此類旋轉裝置對設計精度和加工精度的要求很高。但另一方面，單端承載旋轉裝置轉軸的另外一端不存在約束，因而比較容易增加失重環境模擬機構。

使物體產生自由落體是模擬失重環境的常用手段，因此可以采取將自旋狀態下的產品釋放的方式使產品同時處于旋轉和失重狀態。目前我國未見可實現產品旋轉和平穩釋放的機構。為此，需要研制一種旋轉釋放裝置，以實現在旋轉狀態中迅速釋放產品的同時，還確保產品在下落過程中不發生大角度傾斜。

1 旋轉失重試驗裝置設計要求和設計思路

旋轉失重試驗裝置需要滿足質量≥300 kg、長度0.5～1 m、直徑0.8～1.5 m 的圓柱形產品以轉速≥3.5 r/s 穩定旋轉；產品在旋轉過程中能被平穩迅速釋放，且釋放過程中其水平傾斜度≤5°；在產品轉動和轉動下落失重過程中，地面控制信號通過滑環可傳輸至轉動的產品上。

裝置設計思路（如圖1 所示）是根據自旋和失重兩個狀態將旋轉失重試驗裝置分解成單端承載旋轉機構和轉動平穩釋放機構兩部分，且單獨進行設計。單端承載旋轉機構要求能保證產品穩定旋轉。轉動平穩釋放機構連接在單端承載旋轉機構的自由端，要求既能可靠地連接產品還可實現轉動的傳遞；當產品達到指定轉速并接收到釋放信號后，可在極短時間內釋放轉動的產品，且不能對產品造成額外擾動，保證產品下落平穩。此外，釋放機構需有較高的剛度，能保證產品同軸轉動，在偏心力作用下不發生結構失穩破壞。因此產品的轉動平穩釋放是該裝置設計的關鍵之一。設計的旋轉失重試驗裝置如圖2 所示。

圖1 旋轉失重試驗裝置設計思路Fig. 1 The design philosophy of the rotation and weightlessness test device

圖2 旋轉失重試驗裝置設計示意Fig. 2 Schematic diagram of the rotation and weightlessness test device

2 單端承載旋轉機構

單端承載旋轉機構由減速電機、變頻控制器、軸、軸承座、軸承、聯軸器及連接工裝等零部件組成，根據任務要求對各零部件進行選型和設計。其中，由軸、軸承座和軸承組成的軸系在旋轉機構中至關重要，需要滿足單端承載和轉動平穩的要求。

2.1 電機選擇

產品轉動慣量60 kg·m，旋轉機構中轉動摩擦力和外界阻力均較小，按減速電機啟動至指定轉速210 r/min 所需要時間計算出的電機功率如表1 所示，其中摩擦力矩按2 倍的安全系數計算。

表1 旋轉機構參數計算Table 1 Calculation of rotation mechanism

由表1 可見，減速電機的扭矩遠大于摩擦力矩。考慮加速至穩定轉速的時間、安裝空間及可選用的電機型號，選擇某公司生產的KF77 型號電機作為動力裝置，其功率為7.5 kW，扭矩為333 N·m。電機啟動和轉速由變頻器進行控制，最大可實現4.1 r/s的轉速輸出。

2.2 軸系設計

可將旋轉機構中的軸理想化為旋轉懸臂梁。在旋轉過程中軸的強度需要大于旋轉產生的偏心力、產品重力和扭矩三者作用在軸上的應力之和。考慮產品重力和扭矩產生的應力相較偏心力產生的彎矩很小，因此在軸直徑選取上主要考慮彎曲應力。圓型截面的剖面模數和慣性矩分別為

式中為軸直徑。選用的軸材料為45#鋼，其屈服強度為355 MPa，許用安全系數[]取0.5，則其允許在產品重心位置處產生的偏移量為

DS18B20的所有處理都是從初始化開始的，初始化是單片機將總線拉低480μs然后釋放總線，DS18B20檢測到上升沿后再等待15～60μs后拉低總線，說明器件存在，拉低持續時間為60～240μs。

式中：為產品重心到軸端部的距離，取0.8 m；為產品質量，取400 kg；為轉速，3.5 r/s。

按梁簡化計算得出最大允許偏移量所產生的離心力在產品重心處所產生的撓度為

計算不同軸徑的Δ和并進行對比，結果如圖3 所示。可見，當軸徑＞0.04 m 時，允許偏移量始終大于最大撓度。為滿足設計要求，經綜合考慮，選擇軸徑為0.05 m。

圖3 不同軸徑的偏移量和最大撓度Fig. 3 The offset and the maximum deflection for different shaft diameters

根據選擇的軸徑，對軸系中的深溝球軸承和推力軸承進行選擇，考慮軸承裝配工藝，分別對軸和軸承座進行設計。

軸設計中，考慮到聯軸器與軸、軸承與軸之間存在緊配合，為方便安裝可以將軸設計成變截面軸；推力軸承的上片內徑小于下片，上片與軸為過盈配合，下片與軸為間隙配合。

為方便軸承的安裝，軸承座可以設計成上粗下細的變截面。推力軸承上片為轉動部件，應保證其與軸承座為間隙配合；下片為不動部件，應保證其與軸承座為過盈或者過渡配合。為保證軸系旋轉的同軸度和平穩度，應在軸系上下端各安裝一個徑向軸承。

軸系的設計如圖4 所示。

圖4 軸與軸承座組裝示意Fig. 4 Schematic diagram of assembly of shaft and bearing seat

2.3 軸系轉動應力參數仿真

為對變截面軸的強度進行校核，利用ABAQUS軟件按照設計尺寸建立軸的模型，在低速旋轉、小變形情況下，忽略軸向位移對橫向振動的影響。將2 個徑向軸承和1 個止推軸承分別簡化成剛體，邊界均為剛性固定，選擇軸承與軸的摩擦系數為0.001。產品為剛體模型，質量400 kg，轉動慣量為60 kg·m，質心為(0 m, 0.001 m, -0.5 m)，坐標原點為軸下端面中心點。模型裝配如圖5 所示。施加轉動角速度21 rad/s，軸系應力參數計算結果如圖6 所示。可見，變截面軸下端與產品連接處應力最大，為252 MPa，此外軸承安裝處應力也較大。仿真結果表明，最大應力小于軸強度，說明軸設計滿足要求。

圖5 轉動模型裝配圖Fig. 5 Assembly picture of the rotating model

圖6 軸系應力參數計算結果Fig. 6 Calculation results of axial stress parameters

3 轉動平穩釋放機構

轉動平穩釋放機構需要能連接和釋放產品，并保證在連接產品時轉動穩定。現在普遍采用火工品裝置進行產品連接和解鎖，但這種分離裝置在爆炸解鎖的瞬間會釋放大量化學能，從而對結構產生很大的沖擊，且不可重復使用。目前試驗中常用的非火工解鎖裝置有電磁鐵和機械式釋放鉤。傳統電磁鐵需要一直通電，在轉動過程中可靠性較低。機械釋放鉤則在使用前通過機械方式鎖緊連接物，通電后由電磁力迅速打開機械鎖緊鉤，這種方式比傳統電磁鐵工作可靠性高，承載大。因此選用機械式釋放鉤作為釋放機構的主要部件。

釋放機構的設計參照2010 年發射的UNITEC-1立方星使用的包帶連接釋放裝置。該裝置包帶兩端通過螺栓相連，釋放時螺栓松開，包帶解鎖釋放衛星，通過下法蘭中的圓柱彈簧推動實現納星釋放；為了防止納星自旋，通過納星本體下面的4 根圓柱對納星進行導向。本文設計對該裝置進行了改進，通過釋放鉤和圓柱桿實現連接、傳動、釋放和平穩功能。考慮到若是單鉤連接則產品仍具有5 個自由度，而雙鉤連接僅具有1 個自由度，更有利于產品穩定，但雙鉤解鎖若不同步則會造成產品下落時傾斜，因此，選用2 個同型號、釋放間隔差＜2 ms 的釋放鉤，每個釋放鉤的靜態承載≥5×10kg。2 個釋放鉤分別與產品對接工裝通過“回字形”螺釘連接。

由于機械式釋放鉤只能提供一個方向的自由度約束，在轉動狀態下無法保證產品穩定，所以設計一套平衡裝置來約束其余自由度。該平衡裝置利用作用力與反作用力平衡的思路，設計了4 根可調節支撐力的頂桿，其一端固定在轉動裝置法蘭上，另外一端插入與產品連接的法蘭上的鍵槽孔內；4 根桿上的螺母用于調節產品的水平度，通過這4 根桿可實現扭轉力矩傳遞并保證產品與軸系同心。試驗測量結果表明：軸下端圓跳度為0.02 mm，產品最下端的圓跳度為2 mm，該精度滿足設計要求。設計的平衡裝置克服了釋放鉤連接難以平穩轉動的技術難點。

為了傳輸釋放鉤解鎖信號和產品上的火工品點火信號，在轉軸上安裝了一個12 通道的滑環，其額定轉速為1000 r/min，最大允許通過電流為40 A。轉動平穩釋放機構如圖7 所示。

圖7 平穩釋放機構Fig. 7 The mechanism for stable release

4 試驗驗證

將單端承載旋轉機構和轉動平穩釋放機構采用上下連接的形式裝配組成旋轉失重試驗裝置（如圖8 所示）。

圖8 旋轉失重試驗裝置Fig. 8 The rotation and weightlessness test device

為了驗證該裝置的設計是否可滿足實際應用，開展了高速旋轉失重試驗。試驗在外場進行。整個試驗系統由龍門架、旋轉失重試驗裝置、產品和產品回收裝置組成（如圖9 所示）。

圖9 試驗系統示意Fig. 9 Schematic diagram of the test system

在較高轉速下，轉速大小與裝置的振動頻率成正比。如果振動頻率與其固有頻率接近，則會造成結構共振，進而導致結構損壞。為了避免共振現象產生，可以通過增加基座質量來降低裝置的固有頻率并且減小振幅。此外，若發生傾斜，則旋轉失重試驗裝置除受重力外，還會受到由重力產生的分量，會造成轉動不平穩，因此需要保證整個試驗系統的垂直度——安裝旋轉失重裝置時通過水平儀進行檢測，在4 個安裝點通過厚度1 mm 的墊片進行整個裝置垂直度的調節。

試驗中通過增大龍門架質量來防止試驗系統的晃動。大跨度龍門架采用2 個質量分別約為4×10kg 的鑄塊（3.5 m×1.5 m×0.35 m）為基座，在每個基座上安裝2 個高2 m、質量2×10kg 的斜立柱，在2 個斜立柱上分別安裝1 根長1 m、質量7×10kg 的直立柱，采用2 根長6.3 m 的梁和3 根長4.2 m 的立柱拼接組成1 根長12.6 m 的橫梁。此時整個龍門架的質量約1.8×10kg，固有頻率約為9.7 Hz。但是若不增加基座，整個系統質量僅為6×10kg，固有頻率為16.9 Hz。當轉動速度為3.5 r/s時，由偏心產生的激振力頻率為21.98 Hz。因此，通過增加龍門架質量降低了整個系統的固有頻率，有效避免了結構共振發生。

在產品正下端鋪設產品回收裝置，與產品連接的法蘭和轉動法蘭之間連接2 根長1 m 的回收繩，當產品落到回收裝置上后，控制電機在2 s 內停止轉動，此時回收繩會纏繞在一起變成一根，這樣保證了產品不發生大角度傾倒。回收繩長度可以根據產品允許傾斜角度和落高進行確定。

試驗時，首先利用旋轉失重試驗裝置將產品旋轉至指定轉速；當轉速穩定后，控制系統在0 s 發出釋放鉤解鎖信號，產品自由下落，處于自旋失重環境；0.2 s 后對產品發出火工品起爆信號，隨后由回收繩對剩余產品進行回收。側拍及俯拍高速攝像記錄的試驗過程顯示，產品轉動下落平穩，傾斜角度未超過1°，達到了試驗任務要求。產品自旋失重試驗取得成功。

值得一提的是，試驗過程中在利用轉動平穩釋放機構的支撐桿調節產品水平度時，需要較長的時間，故對原支撐桿設計方案提出改進，改成一個調節座的形式，如圖10 所示，這樣只需調節中間一根支撐桿便可以來調節水平度，從而可縮短試驗時間。

圖10 調節座Fig. 10 Adjusting seat

5 結束語

本文通過將單獨設計的單端承載旋轉機構和轉動平穩釋放機構組合成一套單端承載旋轉失重試驗裝置，可以實現同時模擬產品自旋和失重兩種環境，成功完成了國內首例高轉速航天產品自旋失重試驗，解決了傳統試驗將這兩種環境分開考核不夠真實有效的問題。試驗中發現調節產品水平度的時間較長，為此對原設計方案進行了改進。