陳思露，徐克，張慶

(1. 南京理工大學 機械工程學院，江蘇 南京 210094；2. 南京晨光集團有限公司 215所，江蘇 南京 210006)

0 引言

航天伺服作動器作為執(zhí)行元件，參加傳動與控制系統(tǒng)的工作，其他裝置無法替代其在航空航天領域的作用[1-4]。國內(nèi)對精密作動器性能的評估和改進需要更為先進的測控技術及儀器作為基礎[5-7]，對日后傳動裝置設計研究等具有重要的借鑒作用[8-11]。

近些年來，國內(nèi)許多高校和研究所對傳動系統(tǒng)的固有特性、傳動裝置的運動特性、健康管理等均進行了研究，在多種類型試驗臺的研究工作上取得先進成果。

航天飛行器自身體積較小，承載質(zhì)量有限，所以舵機中的傳動裝置的體積和質(zhì)量都要小，在減小體積的同時還要保證其傳動精度和效率。測量航天伺服作動器的傳動效率和精度尤為困難，目前國內(nèi)還未深入研究足以匹配其高速、大載荷特征的試驗裝置。

為此設計了航天伺服作動器載荷試驗臺以驗證設計指標的正確性，得出的數(shù)據(jù)可以為優(yōu)化設計作出指導。通過建立統(tǒng)一標準作為參照，也能得到個別難以通過理論計算得到的參數(shù)值。

1 設計要求及試驗原理

1.1 主要指標及設計要求

本文研究的航天伺服作動器驅(qū)動轉(zhuǎn)速最高達到20 000 r/min，最大載荷達到50 kN，輸入端轉(zhuǎn)矩最高為20 Nm，直線加載行程最高達250 mm。圖1為該航天伺服作動器三維模型。

圖1 航天伺服作動器三維模型

現(xiàn)需要對其進行載荷試驗，試驗臺的主要指標和設計要求如下：

1)完成效率、壽命和承載能力試驗；

2)輸入端電機最高轉(zhuǎn)速≥20 000 r/min，轉(zhuǎn)矩量程≥20 Nm，轉(zhuǎn)速可調(diào)；

3)輸出端推力加載能力≥50 kN，直線加載行程≥250 mm，負載可調(diào)；

4)測試精度達±0.5%FS；

5)應具備傳動裝置溫度和振動檢測能力；

6)實現(xiàn)多種尺寸作動器的通用檢測。

1.2 傳動效率試驗原理

航天伺服作動器傳動效率即為其輸出功率與輸入功率之比，進行效率試驗的關鍵就在于得到其輸入功率和輸出功率。作動器將旋轉(zhuǎn)輸入轉(zhuǎn)化為直線輸出，在輸入端設置轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器并與電機連接，在輸出端設置力傳感器和位移傳感器并與加載器連接。由此得到航天伺服作動器傳動效率η的計算公式如下：

(1)

式中：F0為推桿水平力；V0為推桿移動速度；MI為輸入轉(zhuǎn)矩；ωI為輸入轉(zhuǎn)速；i為作動器減速箱的傳動比；S為作動器絲杠導程。

2 試驗臺結(jié)構(gòu)設計

2.1 布置方案設計

圖2為航天伺服作動器載荷試驗裝置示意圖。在顯示器上通過試驗操控系統(tǒng)界面進行試驗過程的控制、監(jiān)測、數(shù)據(jù)記錄、數(shù)據(jù)處理、打印試驗結(jié)果。選用磁粉制動器作為加載器，使用滾珠絲杠將旋轉(zhuǎn)加載轉(zhuǎn)化為直線加載。

1—安裝平臺；2—驅(qū)動電機；3—聯(lián)軸器；4—轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器；5—聯(lián)軸器；6—裝夾工裝；7—作動器；8—力傳感器；9—位移傳感器；10—加載器。

在試驗操控系統(tǒng)界面上設定試驗參數(shù)，由工控機控制驅(qū)動電機2的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)向；設定加載器10的水平力負載，可對作動器7進行不同工況下的載荷試驗，或進行一定載荷工況下的壽命試驗。試驗過程中，通過輸入端轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器4、輸出端力傳感器8以及位移傳感器9，獲得作動器7的輸入轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速和輸出水平力、推桿移動速度，可以確定傳動裝置的傳動效率。

通過安裝在作動器7上的溫度傳感器和振動傳感器，監(jiān)測試驗過程中作動器7的溫度和振動變化情況，作為評估作動器7工作情況的指標之一。

2.2 試驗臺部分硬件選型

1)電機：伺服電機，轉(zhuǎn)速18 500～25 000 r/min，額定功率25 kW，峰值速度轉(zhuǎn)矩30 Nm。

2)轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器：T25型，量程20 Nm，精度±0.1%，允許轉(zhuǎn)速25 000 r/min。

3)力傳感器：NS-WL1F型，量程5 t，精度為±0.5% FS。

4)位移傳感器：LIP型高精度光柵尺，量程420 mm，精度±0.3 μm。

5)滾珠絲杠：FF4010-5型，外徑39.5 mm，底徑34.3 mm，導程10 mm，額定動載荷70.0 kN，額定靜載荷190.7 kN。

6)磁粉制動器：對于FF4010-5型絲杠，按照推力50 kN計算，得到需要阻力矩TQ=60.599 Nm。選擇FZ100K型磁粉制動器，額定轉(zhuǎn)矩100 Nm，許用滑差功率2 500 W，冷卻方式為液冷。

2.3 關鍵零部件設計

1)滾珠彈簧夾塊設計

采用光柵尺作為位移傳感器，在安裝與加載過程中，連接件可能產(chǎn)生變形，影響測量。故設計一滾珠彈簧夾塊，以提高測量精度。

滾珠彈簧夾塊結(jié)構(gòu)如圖3所示。

1—蝶形螺母；2—墊片；3—彈簧；4—活動夾塊；5—固定夾塊；6—滾珠；7—螺栓；8—連接板。

固定夾塊通過螺栓與光柵尺部件固定，夾塊與連接板之間安裝滾珠?；顒訆A塊與固定夾塊接觸部分加工成楔形，安裝在固定夾塊的槽中，二者之間通過螺栓連接。在活動夾塊與蝶形螺母之間增設彈簧，將剛性連接轉(zhuǎn)化為柔性連接，活動夾塊可以圍繞楔形坡與固定夾塊的支點轉(zhuǎn)動。滾珠的設計既給連接板角度偏移的空間又不會影響到光柵尺對位移的測量；彈簧的作用在于，當連接板出現(xiàn)變形之前，彈簧先一步發(fā)生變形，有效避免連接板發(fā)生變形。由于存在彈簧反力，當連接板恢復形狀時，活動夾塊能夠及時復位。如此，連接板的彈性形變和輕微轉(zhuǎn)動不會影響光柵尺。

圖4為滾珠彈簧夾塊尺寸示意圖。此結(jié)構(gòu)的設計關鍵在于彈簧。

圖4 滾珠彈簧夾塊尺寸示意圖

如圖4所示，設鋼珠到活動夾塊支點的距離為l0，螺栓到支點的距離為l1，彈簧內(nèi)徑為D1，中徑為D2，外徑為D，彈簧鋼絲直徑為d。

取夾塊滾珠施加在連接板上的力F0=80 N，則螺母受到的載荷Q為

(2)

式中T0為滾珠受到的力到活動夾塊支點的轉(zhuǎn)矩。

代入具體尺寸數(shù)據(jù)可得

Q=124.444 N≈125 N

由此明確彈簧設計要求如下：彈簧最大工作載荷Fmax=Q≈125 N，最大變形λmax=5 mm，外徑D限制在14 mm以下，彈簧套在M8螺栓上，兩端回轉(zhuǎn)。

假設彈簧絲直徑d=2 mm，初選彈簧指數(shù)C=5.5，選用第2類Ⅱ組碳素彈簧鋼絲，查表得強度極限σB=1 765 MPa。

(3)

式中：C為彈簧指數(shù)；K為曲度系數(shù)；[τ]為扭轉(zhuǎn)許用應力。

則根據(jù)公式(3)，代入數(shù)據(jù)可求得D2=11 mm，K=1.28，[τ]=706 MPa。

彈簧鋼絲直徑d計算公式：

(4)

代入數(shù)據(jù)求得d≥1.70 mm

可見假設值滿足要求，故d=2 mm可用。

(5)

式中：k為彈簧剛度；n為彈簧工作圈數(shù)；G為彈簧切變模量。

查表得G=81 400～78 500 MPa，則可求得工作圈數(shù)。最終彈簧具體設計參數(shù)如表1所示。

表1 彈簧設計參數(shù)

2)直線導軌設計

為了實現(xiàn)多種尺寸的作動器通用檢測，在輸入端設置直線導軌。待檢測航天伺服作動器輸入輸出軸平行且同側(cè)分布，其中心距最小為48 mm，最大為87.5 mm。

直線導軌組件結(jié)構(gòu)如圖5所示。

1—直線導軌；2—滑板；3—絲杠螺母。

試驗臺輸入端組件安裝在滑板2上，可以沿導軌1滑動，使用絲杠螺母3調(diào)整滑板2位置。

3 部分零部件校核

3.1 絲杠及絲杠軸承壽命計算

1)絲杠壽命計算

絲杠受到的最大載荷為50 kN，實際穩(wěn)定運行時載荷為35 kN左右，則當量載荷Fm=35 kN。

按絲杠額定動載荷Cam計算預期運行距離Ls：

(6)

式中：Ph為導程；fa為精度系數(shù)；fc為可靠性系數(shù)；fw為負荷性質(zhì)系數(shù)。

已知絲杠精度等級為3，故精度系數(shù)fa=1.0。

查表得可靠性系數(shù)fc=1.0。

絲杠平穩(wěn)運行，故負荷性質(zhì)系數(shù)fw=1.0～1.2，代入式(6)則可得到預期運行距離

2)絲杠軸承壽命計算

查表得軸承32307，額定動載荷C=99 kN，判斷系數(shù)e=0.31，A/R≤e時，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0；A/R>e時，徑向載荷系數(shù)X=0.4，軸向載荷系數(shù)Y=1.9。

派生軸向力S計算公式：

S=R/2Y

(7)

式中R為徑向載荷。

實際工作中軸承主要受軸向力，所受徑向力很小，取徑向載荷R=100 N，代入式(7)，則派生軸向力為

軸承實際軸向載荷A：

A=S+Fa

(8)

式中：Fa為軸向載荷，F(xiàn)a=Fm=35 kN

在式(8)中代入數(shù)據(jù)可得

A=35 000+26.32=35 026.32 (N)

當量動載荷Pm計算公式為

Pm=fp(XR+YA)

(9)

則軸承受到的當量動載荷為

Pm=1.0×(0.4×100+1.9×35 026.32)=66.59 (kN)

按時間(h)計算軸承壽命Lh公式為

(10)

式中：ft為溫度系數(shù)；ε為壽命指數(shù)。

此處取ft=1，ε=10/3。

換算為位移(km)壽命Lh的公式為

(11)

代入數(shù)據(jù)可得

對比絲杠和絲杠軸承的壽命，可以看到絲杠壽命接近軸承壽命的兩倍，便于后續(xù)的檢修維護。

3.2 彈簧校核

根據(jù)公式(5)求得滾珠彈簧夾塊中的彈簧實際剛度k=24.03 N/mm。

彈簧的一些其他參數(shù)的計算公式如下：

(12)

式中：H0為自由高度；H3為工作高度；n1為彈簧總?cè)?shù)；α為螺旋升角；p為節(jié)距；L為彈簧絲長度。

由此可以求得彈簧變形量、實際長細比和彈簧反力：

(13)

彈簧將要并緊時的反力Ff=180.225 N≥Fmax，故合格。

實際長細比b=1.95<2.6，故不必驗算其穩(wěn)定性。

由此可驗證彈簧可靠。

3.3 推桿校核

滾珠絲杠螺母與力傳感器之間以推桿連接，其材料為45鋼，主要承受軸向拉壓力Ft=50 kN的作用。推桿三維模型如圖6所示，使用ANSYS Workbench進行有限元分析。

推桿大端面固定，約束圓柱面只能沿軸線方向移動，在小端面加載壓力，有限元分析結(jié)果如圖6所示。

圖6 推桿等效應力云圖

從圖6可以看出，推桿所承受的最大等效應力為62.305 MPa。

3.4 臺架校核

在受載情況下，試驗臺臺架會發(fā)生變形。載荷方向與光柵尺測量方向一致，臺架的變形會對光柵尺測量結(jié)果產(chǎn)生極大影響。臺架在測量方向上的變形量，須控制在誤差允許范圍之內(nèi)。

根據(jù)設計指標要求，綜合考慮各傳感器精度和環(huán)境因素可能導致的誤差，臺架變形所造成的光柵尺與作動器之間的相對位移需要控制在試驗行程的0.1%以下，即0.25 mm以下。

使用ANSYS Workbench對臺架變形情況進行有限元分析，為了方便計算，將模型進行簡化，刪除不必要的零件和孔。設置臺架材料為45鋼，各零件之間設置綁定接觸。將底板底面固定，在作動器安裝孔的階梯面上施加50 kN壓力，求解受力方向上臺架的變形量。

有限元分析結(jié)果如圖7所示。

圖7 臺架變形云圖

圖7中可以看出，在受力方向上，用于安裝作動器的側(cè)板產(chǎn)生較大變形，最大變形量達0.633 53 mm，且作動器與光柵尺安裝位置在測量方向上的相對位移接近0.346 526 mm，不能滿足精度要求。

由圖7可以觀察到臺架變形云圖分布規(guī)律，側(cè)板相對臺架主體變形較大，其本身的變形在橫向上差異較小。為了提高光柵尺的測量精度，將光柵尺也安裝在側(cè)板上。當側(cè)板發(fā)生變形時，作動器和光柵尺都隨之移動，一定程度上抵消因側(cè)板變形導致的測量誤差。同時為了減小側(cè)板變形，增加兩根肋板以增強其剛度和強度。

改進后有限元分析結(jié)果如圖8所示。

圖8 改進后臺架變形云圖

從圖8中可以看出，側(cè)板的最大變形位移降低至0.359 99 mm，變形云圖的分布規(guī)律與圖7基本一致。

在側(cè)板上設定光柵尺安裝位置的外緣網(wǎng)格節(jié)點為起始點，作動器安裝孔邊緣網(wǎng)格節(jié)點為終點，創(chuàng)建path路徑，提取該路徑上的分析結(jié)果如圖9所示。

圖9 光柵尺安裝位置-作動器安裝孔路徑側(cè)板變形云圖

從圖9中可以看出，在橫向上，側(cè)板的變形由作動器安裝孔向外遞減，起始點與終點之間的相對位移為0.042 3 mm。

可見改進后的結(jié)構(gòu)滿足指標要求。

試驗臺整體三維模型如圖10所示。

圖10 試驗臺整體三維模型

4 結(jié)語

對航天伺服作動器載荷試驗裝置進行結(jié)構(gòu)設計，并進行強度校核。

增設滾珠彈簧夾塊結(jié)構(gòu)補償在裝配和運行過程中因為彈性變形和旋轉(zhuǎn)造成的誤差；改進了試驗臺臺架結(jié)構(gòu)以提高測量精度；使用直線導軌提高試驗裝置的通用性；為了后續(xù)檢修維護的方便，選型時考慮絲杠和絲杠軸承壽命適配性。

計算及有限元結(jié)果表明，試驗臺的各關鍵零部件滿足使用要求。

接下來的研究主要從以下幾個方面開展：

1)進一步改善機械結(jié)構(gòu)，提高測量精度和通用性的同時盡量降低成本;

2)考慮滾珠絲杠作為加載機構(gòu)的不穩(wěn)定性，設計更穩(wěn)定的行星滾柱絲杠加載機構(gòu)，并建立動力學模型進行分析；

3)針對使用需求，搭建數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和控制系統(tǒng)并開發(fā)人機交互軟件，實現(xiàn)轉(zhuǎn)速譜和載荷譜的設定，進行數(shù)據(jù)采集和數(shù)據(jù)分析，形成試驗報告。