蔣 政,武曉峰,申振豐,韓子晨,唐劍超

(上海航天控制技術(shù)研究所，上海 201109)

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一種低摩擦間隙可控機構(gòu)在舵機上的應用*

蔣 政,武曉峰,申振豐,韓子晨,唐劍超

(上海航天控制技術(shù)研究所，上海 201109)

摩擦和間隙是影響電動舵機結(jié)構(gòu)力學特性的典型非線性因素.基于電動舵機伺服系統(tǒng)模型，研究摩擦、間隙非線性因素的特性及其對舵機控制的影響.設計一種低摩擦力、間隙可控舵機傳動機構(gòu)，進行實驗與仿真分析.結(jié)果表明，該新型傳動機構(gòu)能夠改善傳統(tǒng)舵機摩擦阻力大、間隙可控性差的狀況，并提高舵機控制的精度和穩(wěn)定性，為電動舵機伺服系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特性研究和控制系統(tǒng)研究提供基礎(chǔ). 關(guān)鍵詞： 舵機；摩擦；間隙；非線性

0 引 言

電動舵機是飛行器姿態(tài)控制的執(zhí)行機構(gòu)，其結(jié)構(gòu)力學特性對控制系統(tǒng)的跟蹤精度影響極大.由于設計與制造工藝限制，舵機結(jié)構(gòu)無法避免摩擦、間隙、阻尼、死區(qū)等非線性因素，其中摩擦和間隙作為最典型的非線性因素，影響尤其突出.目前對電動舵機結(jié)構(gòu)力學非線性特性的解決方案主要集中于對系統(tǒng)控制方法的研究，文獻[1-4]分別采用自適應、滑模變結(jié)構(gòu)、自抗擾、智能控制等現(xiàn)代控制方法對摩擦和間隙進行了補償研究，但該類控制方法相對復雜且不易于工程實現(xiàn)，而且對舵機結(jié)構(gòu)本身的力學特性研究較少.文獻[5]通過對傳統(tǒng)舵機系統(tǒng)靜剛度特性的理論分析和試驗研究，提出了對具有間隙、摩擦強非線性因素舵機機構(gòu)的建模和分析方法.本文從控制摩擦和間隙出發(fā)，設計了一種低摩擦間隙可調(diào)舵機傳動機構(gòu)，并基于文獻[5]的建模方法進行動力學仿真分析和實驗研究.

1 舵機典型非線性因素特性

1.1 舵機結(jié)構(gòu)非線性來源

電動舵機主要由伺服電機、減速齒輪、滾珠絲杠、搖臂撥叉、舵軸等結(jié)構(gòu)組成，如圖1所示.

其非線性環(huán)節(jié)產(chǎn)生于具有相對運動的接觸零部件之間，其中摩擦和間隙是最主要的非線性環(huán)節(jié).舵機摩擦主要來源于軸承摩擦、齒輪嚙合摩擦、絲杠與螺母摩擦以及螺母撥桿與舵機搖臂的摩擦等；電動舵機的間隙主要來源于零件設計、加工和裝配時產(chǎn)生的誤差、齒輪與齒輪之間的嚙合間隙、軸承游隙以及機械零部件之間的磨損等.

各級傳動對總的摩擦和間隙都會產(chǎn)生影響，但靠近輸出級傳動的摩擦和間隙影響最大.電動舵機末級一般采用搖臂撥叉與螺母撥桿配合傳動，撥叉與撥桿接觸相對滑動使得搖臂轉(zhuǎn)動，帶動舵軸轉(zhuǎn)動.在實際工作過程中，撥叉和撥桿的加工誤差、安裝誤差會使得撥叉與撥桿之間存在間隙，該間隙會導致舵軸的轉(zhuǎn)動產(chǎn)生滯后，也會導致傳動過程產(chǎn)生噪聲和沖擊.同時，由于撥叉與撥桿之間的接觸，相對運動時產(chǎn)生很強的滑動摩擦力，會導致接觸面磨損，從而加大兩者之間的間隙.由于摩擦和間隙等非線性因素的存在，舵機結(jié)構(gòu)的力學特性并不穩(wěn)定，難以實現(xiàn)系統(tǒng)的精確跟蹤和穩(wěn)定控制.

1.2 摩擦與間隙因素的影響

非線性摩擦使得舵機系統(tǒng)容易出現(xiàn)卡滯、滑動等跳躍運動，此外摩擦的不連續(xù)性使得系統(tǒng)可能出現(xiàn)“平頂”現(xiàn)象[4].因此，電動舵機伺服機構(gòu)在非線性摩擦力的影響下是一個非常復雜的系統(tǒng).

舵機傳動機構(gòu)中較大的摩擦阻力會引起系統(tǒng)在加載和卸載過程中產(chǎn)生能耗，進而導致舵機剛度曲線出現(xiàn)滯回環(huán)[6]，如圖2所示，影響系統(tǒng)的模態(tài).摩擦作用越大、時間越長，由摩擦產(chǎn)生的能量損耗越大，系統(tǒng)的線性度越差，傳動效率也越低.同時，電動舵機中較大的摩擦還會導致傳動機構(gòu)的發(fā)熱和磨損，進一步影響傳動的間隙，使得傳動過程產(chǎn)生滯后.對于實際的電動舵機，應使傳動部件間保持良好的潤滑，盡量減少摩擦作用，減少傳動過程的能量損失，提高傳動效率.

舵機間隙的非線性特點是當輸入指令的方向發(fā)生變化時，輸出量保持不變，直到指令變化超出一定數(shù)值(間隙)后，輸出量才跟隨變化.與摩擦非線性類似，正反向輸入時，間隙也會形成遲滯環(huán)，如圖3所示，使系統(tǒng)產(chǎn)生相位滯后，影響系統(tǒng)快速性.間隙過大導致機構(gòu)的剛度降低，從而影響舵機的模態(tài).同時由于間隙的存在，機構(gòu)承載時有沖擊現(xiàn)象，降低了機構(gòu)的可靠性.圖4是針對撥叉式舵機傳動機構(gòu)的間隙仿真結(jié)果：當間隙δ=0時，剛度曲線基本線性，當間隙為負即過盈時，由于預緊作用剛度曲線在零點附近呈非線性；當間隙大于0時，非線性剛度表現(xiàn)為空程晃動，間隙越大晃動越大.

同時，摩擦和間隙達到一定值時，系統(tǒng)可能出現(xiàn)自持振蕩現(xiàn)象，此時系統(tǒng)的動態(tài)性能顯著下降，有附加的能量消耗，控制效率顯著降低，使系統(tǒng)的穩(wěn)定性下降(如圖5所示).

2 低摩擦間隙可調(diào)機構(gòu)

一般舵機傳動機構(gòu)常常通過與舵軸固連的撥叉與絲杠螺母配合，將螺母的直線運動轉(zhuǎn)換為撥叉的轉(zhuǎn)動，進而驅(qū)動舵軸偏轉(zhuǎn)，如圖6(a)所示.為減少摩擦和間隙，以往設計中常在撥桿與撥叉之間安裝軸承，或直接使撥桿在開槽內(nèi)滑動來實現(xiàn).但由于軸承自身游隙無法消除，易使系統(tǒng)振蕩，過盈配合雖然可消除間隙，但是撥桿與撥叉之間為相對滑動，且過盈額外增加了撥叉與撥桿之間的滑動摩擦力，使系統(tǒng)功耗加大，響應變慢，摩擦引起構(gòu)件磨損，進一步導致間隙變大.因此需改進現(xiàn)有傳動結(jié)構(gòu)，使之既滿足間隙控制要求又降低傳動摩擦.

為解決上述技術(shù)問題，設計一種新型低摩擦力間隙可控傳動機構(gòu)，如圖6(b)所示，包括搖臂、內(nèi)外側(cè)消隙環(huán)等.該傳動機構(gòu)結(jié)合前述軸承連接和過盈連接的各自優(yōu)點，改善絲杠螺母撥桿與搖臂的接觸，并且使兩者之間配合間隙可控.搖臂具有兩個偏置軌道，滾珠絲杠螺母撥桿與搖臂之間安裝兩個內(nèi)徑略大于撥桿直徑的消隙環(huán)，分別位于搖臂兩個軌道內(nèi).兩個消隙環(huán)內(nèi)圈均與螺母撥桿外圓柱面接觸，通過調(diào)整消隙環(huán)厚度，使外側(cè)消隙環(huán)與外側(cè)滾道上邊接觸，內(nèi)側(cè)消隙環(huán)與內(nèi)側(cè)軌道下邊接觸，從而使絲杠螺母撥桿與搖臂的間隙可調(diào).進一步，由于內(nèi)外側(cè)消隙環(huán)僅與各自軌道單邊接觸，因而絲杠螺母上下移動時，將帶動內(nèi)外側(cè)消隙環(huán)在軌道內(nèi)滾動，大大減小摩擦.同時，搖臂軌道內(nèi)可容納足量潤滑脂，可進一步減小構(gòu)件磨損從而使間隙可控.

圖7是機構(gòu)運動時消隙環(huán)的受力情況，以圖7(a)為例分析外側(cè)消隙環(huán)如何在運動中形成滾動，以滾動摩擦代替過盈配合的滑動摩擦：滾珠絲杠螺母上行，對外側(cè)消隙環(huán)產(chǎn)生作用力F及摩擦力f1，作用點為P；外側(cè)消隙環(huán)與搖臂外側(cè)軌道上邊緊密接觸，搖臂對外側(cè)消隙環(huán)產(chǎn)生支撐力N及摩擦力f，兩力均作用于Q點.假設搖臂與水平方向夾角為θ，忽略外側(cè)消隙環(huán)自重，對消隙環(huán)作受力分析：

其中，To為外側(cè)消隙環(huán)繞O點的轉(zhuǎn)矩，R為絲杠螺母撥桿半徑，h為消隙環(huán)實際厚度.在滾珠絲杠螺母向上移動時，f、f1均大于零，因此在力矩To的作用下外側(cè)消隙環(huán)將繞Q點轉(zhuǎn)動.當絲杠螺母連續(xù)運動時消隙環(huán)將在外側(cè)軌道里形成滾動，從而有效地減少摩擦阻力，提高機構(gòu)的工作效率.同樣的原理也適用于絲杠螺母下行，此時內(nèi)側(cè)消隙環(huán)將在內(nèi)側(cè)軌道里滾動，其受力情況如圖7(b)所示.

上述新型傳動機構(gòu)之間如果過盈配合或者間隙太小，消隙環(huán)難以實現(xiàn)滾動摩擦，如果間隙過大又無法保證傳動精度，通過控制兩個消隙環(huán)的公差厚度可以實現(xiàn)傳動間隙的調(diào)整.

3 實驗與仿真分析

本文充分考慮電動舵機伺服系統(tǒng)存在摩擦和間隙等影響因素，利用ADAMS軟件建立上述兩種電動舵機伺服機構(gòu)的動力學模型.由于摩擦等參數(shù)難以直接測量評判，通過實驗對舵機結(jié)構(gòu)進行間隙測試，根據(jù)實驗數(shù)據(jù)調(diào)整模型中各項參數(shù)，保證模型的準確性.同時為了進一步了解舵機結(jié)構(gòu)對伺服控制系統(tǒng)的響應特性，需要在SIMULINK中建立電動舵機的伺服控制系統(tǒng)，將ADAMS舵機動力學模型作為被控制對象，實現(xiàn)電動舵機伺服系統(tǒng)的ADAMS/SIMULINK聯(lián)合仿真[7].

3.1 實驗與參數(shù)研究

實驗中，間隙測量裝置采用兩個高精度數(shù)字接觸式傳感器，角度分辨率力為0.75″，測量精度為1″[8].實際測量電動舵機傳動間隙時，舵機處于初始位置，對舵面施加5 N·m的扭矩，由于電動舵機存在傳動間隙，此時舵面會轉(zhuǎn)動一個角度，直到傳動間隙因各部件接觸而消除，舵面轉(zhuǎn)動的角度稱為間隙角.為減小測量誤差，對磨合前后的舵機都進行3次測量，磨合指令為幅值10 V的正弦波，頻率0.4 Hz，磨合時間10 min.兩種舵機結(jié)構(gòu)的間隙測量值如表1 所示.從表中結(jié)果來看，磨合后舵機的間隙變大，這是由于磨合過程中較大的摩擦力使構(gòu)件產(chǎn)生磨損，導致接觸間隙變大.相對于撥叉式傳動機構(gòu)，磨合后新型傳動機構(gòu)的間隙變化量較小，表明該傳動機構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)較低摩擦阻力和間隙控制.

表1 兩種傳動機構(gòu)下舵面間隙角度測量結(jié)果Tab.1 The results of clearance test for different actuator structures /(°)

由于摩擦參數(shù)難以直接測量獲得，為進一步研究摩擦對舵面間隙角的影響，建立兩種舵機結(jié)構(gòu)的ADAMS動力學模型，改變摩擦系數(shù)，觀察舵軸間隙角的變化情況.以新型傳動機構(gòu)為例(如圖8所示)，當摩擦系數(shù)增大時，舵面達到間隙角的時間越長.這是因為摩擦作用越大，在相同的扭矩驅(qū)動下，舵面角加速度較小，角位移的變化較慢.同時，摩擦作用越大，作用的時間越長，由于摩擦產(chǎn)生的能量損耗越大，傳動效率也越低，使得傳動過程產(chǎn)生滯后.

取摩擦系數(shù)μ=0.1，設定末級傳動(搖臂與消隙環(huán))的間隙為0.045 mm時，舵機的仿真間隙角為0.063 4°；當間隙為0.05 mm時，仿真結(jié)果為0.070 1°.實驗測得磨合后的間隙角為0.067 5°～0.068 3°，則應該控制末級傳動間隙在0.045～0.05 mm 范圍內(nèi)才能保證所建立的動力學模型和實際相吻合.

針對撥叉式舵機結(jié)構(gòu)，采用同樣的參數(shù)試驗方法，取摩擦系數(shù)0.1，當設定末級傳動(搖臂與撥叉)的間隙為0.065～0.07 mm時，仿真與間隙測試結(jié)果比較吻合.

3.2 仿真結(jié)果與分析

為了進一步了解舵機結(jié)構(gòu)對伺服控制系統(tǒng)的響應特性，建立兩種電動舵機伺服系統(tǒng)的ADAMS/SIMULINK聯(lián)合仿真模型.基于同樣的PID控制算法，分別采用上述參數(shù)設置，使用正弦信號作為輸入量進行仿真.圖10中(a)和(b)分別為兩種舵機結(jié)構(gòu)的輸出響應.

仿真結(jié)果表明，撥叉式舵機結(jié)構(gòu)的響應曲線有明顯的振蕩現(xiàn)象.這是由于撥叉與撥桿相對運動產(chǎn)生較大的滑動摩擦力，舵機磨合后，較大的摩擦力導致接觸間隙變大，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)剛度變差，同時較大的摩擦和間隙導致系統(tǒng)的動態(tài)性能顯著下降，有附加的能量消耗，控制效率顯著降低，系統(tǒng)出現(xiàn)自持振蕩現(xiàn)象，穩(wěn)定性下降.而新型舵機結(jié)構(gòu)由于消隙環(huán)的滾動效應，大大降低了摩擦阻力，即使磨合后，機構(gòu)的間隙變化量也不大，在系統(tǒng)的控制算法下可以實現(xiàn)穩(wěn)定的控制.值得一提的是，通過改進控制算法，也可以提高系統(tǒng)的非線性包容度.

4 結(jié) 論

本文分析了舵機結(jié)構(gòu)中摩擦和間隙非線性因素特性，對現(xiàn)有舵機傳動機構(gòu)進行改進，設計了一種低摩擦且間隙可控舵機結(jié)構(gòu)，即滿足間隙控制要求，又降低了傳動摩擦.基于間隙測試數(shù)據(jù)，建立了較為準確的舵機傳動機構(gòu)的動力學模型，實現(xiàn)了ADAMS/SIMULINK聯(lián)合仿真，結(jié)果表明新的傳動機構(gòu)改善了舵機的力學性能，為改善電動舵機伺服系統(tǒng)的動力學特性提供了方案.

[1] 肖前進, 賈宏光, 章家保， 等. 電動舵機伺服系統(tǒng)非線性辨識及補償[J]. 光學精密工程, 2013, 21(8): 2038-2047. XIAO Q J, JIA H G, ZHANG J B, et al. Identification and compensation of nonlinearity for electromechanical actuator servo system[J]. Optics and Precision Engineering, 2013,21(8): 2038- 2047.

[2] 楊堯, 趙岳樓, 閆杰. 高超聲速飛行器舵機摩擦的影響及其抑制方法[J]. 指揮控制與仿真, 2014, 36(2): 85-91. YANG Y， ZHAO Y L， YAN J. Effection and restrained of acutaor friction on hypersonic vehicle[J]. Command Control & Simulation, 2014, 36(2): 85-91.

[3] 黃立梅，吳成富，馬松輝. 抑制飛控系統(tǒng)舵機間隙影響的非線性補償器設計[J]. 飛行力學, 2012, 30(2): 132-138. HUANG L M，WU C F，MA S H. Design of a nonlinear compensator for depressing the influence of actuator’s clearance in flight control system[J] . Flight Dynamics, 2012, 30(2): 132-138.

[4] 彭書華，李華德，蘇中. 非線性摩擦干擾下的電動舵機滑模變結(jié)構(gòu)控制[J]. 信息與控制, 2008, 37(5): 637-640. PENG S H，LI H D，SU Z. Sliding mode variable structure control for electromechanical actuator with nonlin ear friction[J]. Information and Control, 2008, 37(5): 637-640.

[5] 張鵬， 張開敏， 沈穎. 舵機結(jié)構(gòu)非線性力學特性研究[J]. 航空兵器, 2015, 6(3): 38-43. ZHANG P，ZHANG K M，SHEN Y. Research on nonlinear mechanical properties for actuator structure[J]. Aero Weaponry, 2015, 6(3): 38-43.

[6] 史麗楠, 符文星, 閆杰. 導彈舵機非線性因素對高精度姿態(tài)控制影響的研究[J]. 飛行器測控學報, 2010, 29(1): 54-59. SHI L N, FU W X, YAN J. Investigation on the impact of non-linear factors of missile rudders on high-accuracy attitude control[J]. Journal of Spacecraft TT&C Technolog, 2010, 29(1): 54-59.

[7] 馬如奇, 郝雙暉, 鄭偉峰. 基于MATLAB與ADAMS的機械臂聯(lián)合仿真研究 [J]. 機械設計與制造, 2010, 4(4): 93-95. MA R Q，HAO S H，ZHENG W F. Research on coordinated simulation of robot arm based on MATLAB and ADAMS[J].Machinery Design&Manufacture, 2010, 4(4): 93-95.

[8] 范文浩，畢樹生，王巍，等. 舵機剛度及間隙測試設備的設計與研究[J]. 機械工程與自動化, 2016, 4(10): 1971-1976. FAN W H, BI S S, WANG W, et al. Research and design of device to test stiffness and clearance of rudder [J]. Mechanical Engineering & Automation, 2016,4(10): 1971-1976.

New Transmission Device for Actuator withLow Friction and Controllable Clearance

JIANG Zheng, WU Xiaofeng, SHEN Zhenfeng, HAN Zichen, TANG Jianchao

(ShanghaiAerospaceControlTechnologyInstitute,Shanghai201109,China)

Nonlinear factors such as friction and clearance have definite influences on mechanical properties of electric actuator structure. To investigate the impact of non-linearity on actuator control, typical non-linear characteristics existing in the transmission device are introduced. A new transmission device is designed, which has low friction and controllable clearance. Experiment and simulation results show that the new transmission device has better performances in friction and clearance condition compared with general transmission structure. With new transmission device, both control accuracy and stability of actuator are achieved, which can provide basis for the analysis of structure properties and the research of control system.

actuator structure; friction; clearance; nonlinear

*上海市自然科學基金資助項目(16ZR1415700)和上海航天科技創(chuàng)新基金資助項目(SAST2016075).

2016-03-02

蔣 政(1989—)，男，工程師，研究方向為戰(zhàn)術(shù)導彈伺服機構(gòu)設計；武曉峰(1984—)，男，工程師，研究方向為戰(zhàn)術(shù)導彈伺服機構(gòu)設計；申振豐(1979—)，男，工程師，研究方向為光學精密加工技術(shù)；韓子晨(1984—)，男，工程師，研究方向為戰(zhàn)術(shù)導彈伺服機構(gòu)設計；唐劍超(1981—)，男，工藝師，研究方向為電動舵機先進制造工藝.

TH112

A

1674-1579(2017)03-0054-05

10.3969/j.issn.1674-1579.2017.03.009