張樸真 楊建中，2 從強(qiáng) 張曉東

（1北京空間飛行器總體設(shè)計部，北京 100094）（2南京航空航天大學(xué)宇航學(xué)院，南京 210016）

六自由度微振動模擬平臺動力學(xué)分析

張樸真1楊建中1，2從強(qiáng)1張曉東1

（1北京空間飛行器總體設(shè)計部，北京 100094）（2南京航空航天大學(xué)宇航學(xué)院，南京 210016）

針對航天器的控制力矩陀螺微振動試驗(yàn)對通用微振動振源的需求，在分析微振動形式的基礎(chǔ)上，提出了6－PUS并聯(lián)機(jī)構(gòu)的六自由度微振動模擬平臺來模擬微振動試驗(yàn)的新思路?；贜ewton－Euler法，給出了6－PUS并聯(lián)平臺動力學(xué)特性的分析方法，并建立了定平臺輸出力/力矩與支鏈驅(qū)動力之間的動力學(xué)模型。使用MATLAB軟件對模型進(jìn)行了仿真計算，并與理論計算值進(jìn)行了比較分析，驗(yàn)證了動力學(xué)模型的正確性，可以為同類微振動模擬平臺動力學(xué)與控制研究提供參考。

航天器；動力學(xué)；并聯(lián)機(jī)構(gòu)；微振動；振動模擬

1 引言

隨著航天技術(shù)的發(fā)展，星載相機(jī)的成像分辨率由米級提高到分米級，對由星上控制力矩陀螺（CMG）引起的微振動越來越敏感。為了抑制微振動，須要研制CMG減隔振裝置。本文研究的6－PUS并聯(lián)機(jī)構(gòu)的六自由度微振動模擬平臺，可以模擬微振動力幅值1～10N，力矩幅值0．1～1Nm、一倍頻頻率為30～200Hz的小型CMG的微振動，從而為小型CMG減隔振裝置的試驗(yàn)提供通用的微振動振源，以提高微振動試驗(yàn)的效率與有效性。

由于轉(zhuǎn)速調(diào)整等運(yùn)動狀態(tài)的變化或動不平衡等因素的影響，CMG等運(yùn)動部件在正常工作中會在安裝平面產(chǎn)生六自由度的微振動［1］。一般的振動試驗(yàn)設(shè)備如單個或多個組合的激振器、振動臺通常只能模擬1～3自由度的振動。Stewart并聯(lián)機(jī)構(gòu)通常利用動平臺的六自由度運(yùn)動，可實(shí)現(xiàn)精確指向、減隔振、空間對接等功能，在航天領(lǐng)域有著廣泛的應(yīng)用［2］。例如基于Stewart并聯(lián)機(jī)構(gòu)的飛行模擬器［3］，小型六支鏈精確指向平臺［4］等。根據(jù)達(dá)朗貝爾原理，Stewart平臺也可以利用定平臺輸出六自由度的力/力矩，即實(shí)現(xiàn)安裝面的六自由度振動模擬。其中，6－PUS并聯(lián)機(jī)構(gòu)作為Stewart并聯(lián)機(jī)構(gòu)的一種構(gòu)型，具有更低的運(yùn)動支鏈質(zhì)量、更小的轉(zhuǎn)動慣量、更快的響應(yīng)速度。根據(jù)上述分析，本文提出了一種微振動試驗(yàn)的新思路，即采用6－PUS并聯(lián)機(jī)構(gòu)來模擬六自由度的微振動試驗(yàn)。

Yang［5］等人在忽略支鏈轉(zhuǎn)動慣量的條件下，研究了Stewart并聯(lián)機(jī)構(gòu)的逆動力學(xué)問題。Dasgupta［6－7］等人通過矢量投影等方法提高了動力學(xué)模型的運(yùn)算效率，并進(jìn)一步給出了相應(yīng)的控制算法。Geng［8］等人給出了形式較為簡單整齊的Stewart并聯(lián)機(jī)構(gòu)的動力學(xué)模型。黃真［9］等人采用影響系數(shù)法研究了并聯(lián)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動與受力，并建立了動力學(xué)模型。上述研究主要是圍繞驅(qū)動力與動平臺運(yùn)動之間的關(guān)系建立動力學(xué)模型，并未涉及定平臺的輸出力/力矩。

本文基于Newton－Euler法，針對定平臺輸出力/力矩問題，研究了六自由度微振動模擬平臺的運(yùn)動學(xué)、動力學(xué)特性，建立了微振動模擬平臺的動力學(xué)模型，從而得到定平臺輸出力/力矩與驅(qū)動力的關(guān)系。在SimMechanics模塊中對所需輸出力/力矩對應(yīng)的驅(qū)動力進(jìn)行了計算，將計算結(jié)果代入機(jī)械系統(tǒng)模型中，仿真此時的輸出力/力矩，并對所需輸出值與實(shí)測輸出值進(jìn)行了比較，驗(yàn)證了建模方法的正確性以及6－PUS并聯(lián)機(jī)構(gòu)用作微振動試驗(yàn)?zāi)M平臺的可行性。

2 動力學(xué)建模方法

六自由度微振動試驗(yàn)?zāi)M平臺由定平臺、六條支鏈、動平臺3部分組成。平臺采用立方體構(gòu)型，即六條支鏈的初始位置為正方體的六條棱，依次將各條支鏈編號，如圖1所示。每條支鏈分為3部分，即下支鏈、中支鏈、上支鏈。下支鏈下端與定平臺固連，下支鏈上端用移動副與中支鏈下端相連，中支鏈上端用萬向節(jié)與上支鏈下端相連，上支鏈上端用球鉸與動平臺相連，其中移動副為驅(qū)動副。

為了方便描述六自由度微振動模擬平臺的立方體構(gòu)型，并簡化支鏈的坐標(biāo)表示，建立絕對坐標(biāo)系O－xyz，即｛O｝，如圖1所示，3條坐標(biāo)軸分別對應(yīng)立方體的3條正交棱。由于輸出力/力矩方向是相對于定平臺描述的，建立定平臺坐標(biāo)系OB－xByBzB，即｛OB｝，OB可以認(rèn)為是定平臺力/力矩輸出點(diǎn)。建立動平臺的固連坐標(biāo)系OP－xPyPzP，即｛Op｝，Op為動平臺中心。

由于各條支鏈結(jié)構(gòu)相同，位置對稱，具有相同動力學(xué)方程，因此下文的支鏈動力學(xué)中不區(qū)分具體支鏈。六自由度微振動模擬平臺的位置逆解、運(yùn)動學(xué)逆解較為復(fù)雜，此處不再展開論述，下文推導(dǎo)中涉及到的相關(guān)變量直接作為已知量處理。

2．1 支鏈動力學(xué)

如圖2所示，萬向節(jié)的角速度始終在u1、u2所在平面內(nèi)，因此萬向節(jié)對上支鏈的約束力矩大小為MU，方向?yàn)閡3，約束力為FU。移動副對中支鏈的約束力為FC，約束力矩為MC；驅(qū)動力大小為FA，方向矢量為n1。

分別以中支鏈、上支鏈為研究對象，可知：

式中：mu、md，au、ad分別為上支鏈、中支鏈質(zhì)量和質(zhì)心加速度，g為重力加速度，為萬向節(jié)加速度，F(xiàn)S為動平臺對上支鏈的約束力。

由于中支鏈被移動副約束，不存在轉(zhuǎn)動，根據(jù)動量矩定理，外力對下支鏈移動副中心取矩得

式中：L2為移動副中心指向萬向節(jié)中心的矢量。將上支鏈所受外力對萬向節(jié)中心取矩：

式中：x為FS沿n3的分量大小，C為FS非n3方向的分量。

圖2 中支鏈與上支鏈之間的萬向節(jié)Fig．2 Universal joint between middle and upper part of the leg

2．2 平臺動力學(xué)

動平臺除了受重力、球鉸的支持力之外，沒有其它外載荷，因此力/力矩平衡方程為

式中：m為動平臺質(zhì)量，a為動平臺質(zhì)心加速度，ωp、α分別為動平臺角速度、角加速度，X為動平臺對球鉸的約束力矢量，由各條上支鏈軸線上的分量組成，為動平臺在｛O｝中相對質(zhì)心的轉(zhuǎn)動慣量，JP為與動平臺對應(yīng)的雅克比矩陣。

由于振動模擬平臺采用了立方體構(gòu)型，且微振動幅值較小，動平臺的位姿變化很小，雅克比矩陣JP始終可逆，由式（6）可解得X，代入式（5），可以求得動平臺對上支鏈的約束力FS，將FS代入式（1）～（4）中，得到每條支鏈各運(yùn)動副的約束力與約束力矩。

在｛OB｝中定義輸出力/力矩：FB、MB，可得各支鏈驅(qū)動力組成的矢量為

式中：ROB為定平臺坐標(biāo)系到絕對坐標(biāo)系的坐標(biāo)變換矩陣，mAi為支鏈驅(qū)動裝置（固連在定平臺上）的質(zhì)量；FCi為移動副對下支鏈的約束力，Bi為定平臺中心到各下支鏈下端的矢量，L3i為下支鏈下端指向移動副中心的矢量，其中i為支鏈編號，JB為與定平臺對應(yīng)的雅克比矩陣。

3 SimMechanics機(jī)械系統(tǒng)仿真

應(yīng)用MATLAB軟件中的SimMechanics模塊，可以建立模塊化的機(jī)械系統(tǒng)模型［10］。本文對六自由度微振動模擬平臺動力學(xué)模型的驗(yàn)證，就是通過理論計算結(jié)果與SimMechanics模塊中建立的機(jī)械系統(tǒng)模型運(yùn)行結(jié)果相比較。

按照第2節(jié)所述的關(guān)節(jié)順序，將各支鏈分別與定平臺、動平臺相連；設(shè)定各構(gòu)件的運(yùn)動、運(yùn)動約束、坐標(biāo)系統(tǒng)，初始化系統(tǒng)的運(yùn)動狀態(tài)；在移動副處設(shè)置驅(qū)動模塊，提供所需的驅(qū)動力；在動平臺處添加傳感器模塊，仿真其位移、速度、加速度，以及角度、角速度、角加速度，為第2章建立的動力學(xué)模型提供輸入；在定平臺中心點(diǎn)設(shè)置力傳感器，仿真該點(diǎn)處力/力矩的輸出，組成六自由度微振動模擬平臺機(jī)械系統(tǒng)，如圖3所示，上方的三角形為動平臺，中間的六根線為6條支鏈，下方的三角形為定平臺。

SimMechanics模塊與任何Simulink軟件設(shè)計的控制器及其它動態(tài)系統(tǒng)相連，從而可以進(jìn)行綜合仿真分析。因此，可以在Simulink軟件中搭建第2節(jié)所述的動力學(xué)模型，將該動力學(xué)模型引入到Sim－Mechanics模塊中建立的六自由度微振動模擬平臺機(jī)械系統(tǒng)模型，驗(yàn)證動力學(xué)模型的正確性。

4 仿真結(jié)果與動力學(xué)模型分析結(jié)果對比

假設(shè)支鏈初始總長度為200mm，動平臺質(zhì)量為3kg，上、中支鏈質(zhì)量均為0．03kg，下支鏈即驅(qū)動裝置質(zhì)量為0．5kg，在SimMechanics模塊中建立振動模擬平臺的機(jī)械系統(tǒng)模型。將規(guī)定的定平臺輸出代入到動力學(xué)模型中，求解振動模擬平臺的移動副的驅(qū)動力，通過仿真定平臺的輸出力是否與所需的定平臺輸出力一致，來檢驗(yàn)動力學(xué)模型的正確性。

以某CMG的微振動試驗(yàn)數(shù)據(jù)為例，該CMG的轉(zhuǎn)速為6000r/min，即微振動的一倍頻為100Hz。在｛OB｝中定義微振動模擬平臺的3種工況：工況1為一自由度微振動輸出，工況2為三自由度微振動輸出，工況3為六自由度微振動輸出，如表1所示。

表1 微振動模擬平臺的3種工況Table 1 Three working conditions of the micro－vibration simulation platform

表1中，F(xiàn)x、Mx，F(xiàn)y、My，F(xiàn)z、Mz分別為沿｛OB｝各坐標(biāo)軸方向輸出力/力矩。ω為振動頻率，大小為100Hz；G為動平臺、支鏈和驅(qū)動裝置所受的重力之和，大小為－62．3916N。

4．1 工況1分析

根據(jù)工況1中的輸出要求，求解動力學(xué)方程得到各支鏈的驅(qū)動力，如圖4（a）所示，各支鏈驅(qū)動力的頻率、相位、幅值均相同，產(chǎn)生z向同頻率的余弦力，且均有一個正向偏差，可以克服重力。測量定平臺的輸出力/力矩，如圖4（b）所示，其中z軸的輸出與工況一相符。所需輸出力/力矩減去測量得到的實(shí)際定平臺輸出力/力矩，得到振動模擬平臺輸出誤差，如圖4（c）所示，最大的誤差為10－7量級，可以忽略。

4．2 工況2分析

根據(jù)工況2中的輸出要求，求解得到各支鏈的驅(qū)動力，如圖5（a）所示，1、2、3支鏈與6、5、4支鏈相位相差π，可以產(chǎn)生y軸方向的力矩和x軸方向的合力。測量定平臺的輸出力/力矩，如圖5（b）所示，其中x、z軸的輸出力和y軸的輸出力矩與工況2相符。如圖5（c）所示，振動模擬平臺的輸出誤差量級為10－14，可以忽略。

4．3 工況3分析

根據(jù)工況3中的輸出要求，求解得到各支鏈的驅(qū)動力，如圖6（a）所示。測量定平臺的輸出力/力矩，如圖6（b）所示，其中各軸的輸出力與輸出力矩與工況3相符。如圖6（c）所示，振動模擬平臺的最大輸出誤差量級為10－14，可以忽略。

圖6 工況3仿真結(jié)果Fig．6 Simulation results of the third working condition

3個工況中，各支鏈驅(qū)動力、定平臺輸出力/力矩與規(guī)定的工況相符，可以滿足微振動輸出的要求，證明了動力學(xué)模型的正確性。同時表明，6－PUS并聯(lián)機(jī)構(gòu)具備單自由度/多自由度力/力矩的輸出能力，可以作為微振動模擬平臺來模擬CMG的六自由度微振動。

5 結(jié)束語

相對于現(xiàn)有的振動試驗(yàn)設(shè)備，本文研究的6－PUS并聯(lián)機(jī)構(gòu)的六自由度微振動模擬平臺可以更全面地模擬CMG六自由度的微振動。同時振動模擬平臺的振動幅值、頻率在一定范圍內(nèi)可調(diào)，可以充分地檢驗(yàn)減隔振裝置抑制不同大小、不同頻率微振動的能力。由于振動產(chǎn)生的原理不同，在試驗(yàn)過程中振動模擬平臺起振速度更快，節(jié)約了等待CMG升降速的時間，可以顯著地提高試驗(yàn)效率、降低試驗(yàn)成本。

本文通過建立6－PUS微振動模擬平臺的動力學(xué)模型，給出了輸出力/力矩與驅(qū)動力之間的關(guān)系，并通過構(gòu)型、支鏈運(yùn)動副順序的選擇，簡化了微振動模擬平臺的動力學(xué)模型；使用MATLAB軟件相關(guān)模塊求得了與定平臺輸出力/力矩對應(yīng)的各支鏈驅(qū)動力，并對振動模擬平臺的典型工況進(jìn)行了驗(yàn)證，結(jié)果表明理論計算值與仿真值相符，證明了采用6－PUS微振動模擬平臺新思路的可行性，為進(jìn)一步的微振動模擬平臺詳細(xì)設(shè)計打下了基礎(chǔ)，并可為同類平臺動力學(xué)與控制的研究提供參考。

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（編輯：李多）

Dynamic Analysis of a 6－DOF Micro－vibration Simulation Platform

ZHANG Puzhen1YANG Jianzhong1，2CONG Qiang1ZHANG Xiaodong1
（1Beijing Institute of Spacecraft System Engineering，Beijing 100094，China）
（2College of Aerospace Engineering，Nanjing University of Aeronautics and Astronautics，Nanjing 210016，China）

Based on the analysis of micro－vibration performance，a new method that the 6－PUS parallel mechanism is used as a micro－vibration simulator is presented to satisfy the demand of spacecraft＇s control moment gyroscope micro－vibration test．The analysis of 6－PUS parallel mechanism dynamics problem and the dynamic model between the force of the fixed platform and the power of the actuators are given based on the Newton－Euler approach．The comparison and analysis of simulation results of MATLAB and the required output prove the validity of the dynamics model，which has reference value for the study of dynamics and controls of similar micro－vibration simulators．

spacecraft；dynamics；parallel mechanism；micro－vibration；vibration simulation

TH112

A

10．3969/j．issn．1673－8748．2016．02．004

2015－12－01；

2016－01－13

國家重大科技專項(xiàng)工程

張樸真，男，碩士研究生，研究方向?yàn)楹教炱鹘Y(jié)構(gòu)與機(jī)構(gòu)。Email：zpz．1989@163．com。