航天器電動手動一體化艙門鎖緊機構設計

錢海鯤，沈曉鵬，張崇峰

（1.上海宇航系統工程研究所，上海 201109；2.上海市空間飛行器機構重點實驗室，上海 201109；3.上海航天技術研究院，上海 201109）

0 引言

艙門是航天員出入航天器的通道，同時也是保障密封艙密封的重要組成部分，以提供航天員安全的生存環境［1］。航天員在空間失重環境中，身著宇航服難以從事復雜動作，能施加的操作力較小。目前，我國艙門機構主要用于載人飛船和貨運飛船，艙門機構操作方式為手動，航天員需在雙腳固定的條件下操作，費時費力。根據艙門的任務需求，艙門包括結構單元、機構單元和控制單元三個部分。其中：結構單元包括門框、門體、把手、密封圈和均壓閥；機構單元包括翻轉和鎖緊機構；控制單元包括傳感器、控制器和操控面板。航天器艙門設計的關鍵是機構單元。研究表明，艙門機構的鎖緊、解鎖、驅動，以及密封技術是關鍵技術。采用大通徑、手動兼電動艙門機構是航天器艙門機構設計的趨勢［2］。文獻［3］電動兼手動艙門技術方案僅能在艙內實現艙門電動啟動，在艙內和艙外手動操作，但電動手電切換裝置采用多套電磁離合器吸合與斷開實現，結構復雜，功耗大。為減輕航天員負擔，正常情況下艙門采用電機驅動實現鎖緊和解鎖，故障或需緊急開關艙門情況下，航天員可通過切換工作模式手動實現鎖緊和解鎖，手動操作為電動工作模式的備份，本文對一種新型艙門鎖緊機構設計進行了研究。

1 艙門機構方案

1.1 鎖緊執行機構

1.1.1 布局

一般艙門機構鎖緊主要有中心式和周邊式壓緊兩種方式。因中心式鎖緊方案需將壓緊機構布局在中間，故在需要形成通道的艙門機構中很少采用。本艙門機構鎖緊方案采用周邊式布局方案，不僅利于減小門內外壓差對機構部件變形的影響，而且可利用中間位置布置觀察窗或其他部件。為在通道口均勻產生壓緊力，鎖緊執行機構通常在艙門上均布多個壓緊點。壓緊點過少，密封性能差，一般不少于6個，但壓緊點不宜過多，否則機構復雜且重量大。根據綜合通道直徑和機構構型，選擇壓緊點8個，通過滾輪架與壓緊支架作用實現，如圖1所示。8個壓緊點設計的密封效果優于文獻［3］的6個壓緊點設計。鎖緊過程如下：鎖緊驅動機構通過中間齒輪正向驅動扇形齒輪轉動，扇形齒輪帶動左連桿運動，左連桿帶動滾輪架1定軸轉動并依次傳遞動力至滾輪架8，滾輪架上滾輪運動至門框上壓緊支架中，使滾輪產生壓力壓緊門體。解鎖過程則相反，通過鎖緊驅動機構帶動右連桿運動，右連桿帶動滾輪架8轉動并將動力依次傳遞至滾輪架1，通過滾輪架轉出壓緊支架，釋放門體。

圖1 鎖緊執行機構布局Fig.1 Layout of lock actuator

1.1.2 自由度

鎖緊機構為平面機構，其自由度

式中：D為機構自由度；N為構件總數（包括機架1個）；P4，P5分別為4，5級副的總數［4］。因鎖緊驅動機構功能獨立，運動確定，不計入構件總數，則構件總數為20個，其中5級副（此處為轉動副）28個，無4級副，則鎖緊過程中機構自由度D1＝3×19－2×28－0＝1，可知鎖緊過程運動確定。

同理可得解鎖過程中機構自由度D2＝3×19－2×28－0＝1，解鎖過程運動確定。

1.1.3 壓緊原理

壓緊支架型面設計為導向面、過渡面和壓緊面三段。導向面用于引導滾輪進入支架，壓緊面用于保持滾輪壓緊狀態，過渡面連接兩者使其平緩過渡，防止壓緊載荷突變。滾輪架帶動滾輪滾入壓緊支架過程中，通過滾輪與壓緊支架、門體的相互作用產生壓緊力將密封圈壓緊，如圖2所示。與文獻［3］鎖塊壓緊方式相比，其優點有：滾動壓緊阻力小于鎖塊的滑動壓緊阻力，所需驅動力矩?。晃墨I［3］方案在鎖緊狀態下，鎖塊受到徑向力，傳動機構和驅動機構受力較大，本文方案的壓緊面與門體平行，壓緊狀態下滾輪不受側向力，保持壓緊時鎖緊執行機構和鎖緊驅動機構受力良好。

圖2 壓緊原理Fig.2 Principle of compaction

1.2 鎖緊驅動機構

鎖緊驅動機構可在艙內電動工作或手動操作以及艙外電動工作或手動操作驅動。正常情況下由電機驅動，電動故障及緊急情況下由航天員手動操作。電動驅動由航天員通過操控面板起動電機完成，手動操作通過轉動手柄完成。鎖緊驅動機構組成如圖3所示。

1.2.1 艙門鎖緊狀態

當艙門處于鎖緊狀態時，滑動桿在復位彈簧1、2的作用下處于穿艙軸的中間?；瑒育X輪連接于滑動桿上，可相對穿艙軸滑動，滑動齒輪同時與蝸輪齒輪嚙合。穿艙軸齒輪與中間齒輪嚙合，并通過扇形齒輪與連桿、滾輪架形成傳動鏈路。由于蝸輪蝸桿的自鎖作用，滾輪架將保持鎖緊位置。

1.2.2 電動驅動

圖3 鎖緊驅動機構組成Fig.3 Composition of lock driver

操控面板為航天員提供操作界面，用于航天員電動操作和監控艙門狀態。當航天員通過按鈕起動電機后，動力經電機傳遞至行星減速器，再由行星減速器傳給蝸輪蝸桿副、穿艙軸、中間齒輪、扇形齒輪，最終通過左右連桿傳遞給滾輪架，完成鎖緊和解鎖動作。穿艙軸密封圈用于穿艙軸轉動時的動密封。

1.2.3 手動驅動

當需要進行手動驅動時，航天員在艙內或艙外將手柄上的方形結構對準穿艙軸的方形孔結構，插入穿艙軸。插入過程中，穿艙軸將滑動桿推至另外一側，安裝于滑動桿上的滑動齒輪與蝸輪齒輪脫開嚙合。手柄插入后，轉動手柄，驅動穿艙軸轉動，動力由中間齒輪、扇形齒輪，最終通過左右連桿傳遞給滾輪架，完成鎖緊和解鎖動作。由于手動操作時滑動齒輪與蝸輪齒輪脫開嚙合，可操作手柄轉動。手動操作完成后，退出手柄，滑動桿在復位彈簧1或2的作用下復位，滑動齒輪與蝸輪齒輪重新嚙合，保持艙門鎖緊或解鎖狀態。

由上述工作過程可知，該方案采用機械方式實現手動和電動切換，在航天員插入和拔出手柄的過程中，聯動完成切換動作，切換便捷，避免了文獻［3］中采用電磁離合器實現產生的功耗增加、操作繁瑣等問題。

2 關鍵參數

2.1 鎖緊驅動力矩

鎖緊驅動力矩直接決定了電機功率和航天員操作力大小，是鎖緊機構的關鍵參數。

根據壓緊原理以及壓緊支架型面，密封圈壓縮量h與滾輪架轉角φ的關系如圖4所示?？粘潭螡L輪與壓緊支架無接觸。

圖4 滾輪架轉角與密封圈壓縮量關系Fig.4 Relationship between angle of roller brackets and compression of sealing ring

艙門鎖緊和解鎖過程緩慢，以準靜態過程分析滾輪驅動力，滾輪受力如圖5所示。圖中：P為密封圈抗力；α為滾輪架斜面傾角；R1，R2分別為滾輪外、內圈半徑；N1為壓緊支架對滾輪外圈的壓力；M1為滾輪外圈受到的滾動阻力偶；Fs1為滾輪外圈受到的摩擦力；N2為門體對滾輪內圈的壓力；M2為滾輪內圈受到的滾動阻力偶；Fs2為滾輪內圈受到的摩擦力。

圖5 滾輪受力Fig.5 Free body diagram of rollers

在密封圈壓緊過程中，驅動阻力F1由滾輪內圈阻力Fin和外圈阻力Fout組成。其中：Fin＝M2／R2＝δN2／R2＝δP2／R2。此處：δ滾動摩阻因數，對鋼輪與鋼制壓緊支架作用δ＝0.05mm［5］。滾輪外圈與壓緊支架作用滿足M1＝δN1。則

根據通道及密封要求設計密封圈，并對密封圈樣件進行抗力測試，結果如圖6所示。用多項式擬合可得

圖6 密封圈測試結果Fig.6 Result of sealing ring test

根據扇形齒輪與滾輪架位置關系，可知扇形齒輪驅動力矩M與滾輪架阻力F1傳遞路徑，如圖7所示。圖中：O－XYZ為參考坐標系；d1為滾輪驅動阻力與滾輪架回轉軸的距離；d2為擺桿與扇形齒輪回轉軸Y向距離；d3為扇形齒輪回轉中心與擺桿鉸接點b的距離；d4為滾輪架與擺桿回轉軸X向距離；d5為滾輪架與擺桿回轉軸Y向距離；d6為扇形齒輪回轉軸與擺桿鉸接點b的X向距離；L1為滾輪架回轉軸與左連桿鉸接點a的距離；L2為左連桿長度；L3為擺桿上段長度；L4為擺桿下段長度；β1為滾輪架回轉軸和左連桿鉸接點a的連線與Y軸夾角；β2為左連桿與X軸夾角；β3為擺桿與Y軸夾角。

由虛功原理可得扇形齒輪驅動力矩

由幾何關系可知d3滿足關系

根據各連桿矢量在O－XY系投影，可得連桿L1，L2，L3的夾角β1，β2，β3滿足關系

圖7 扇形齒輪驅動力矩與滾輪架阻力傳遞路徑Fig.7 Transfer path of sector gear driving moment and roller brackets resistance

為使電機功率和航天員操作力最小，需鎖緊過程中驅動力矩的最大值最小。驅動力矩求解為典型的多約束條件下的優化設計。

將鎖緊驅動力矩最小作為目標進行優化設計，minf（x）＝M。因β1，β2，β3為過程量，不作為設計變量，取設計變量

根據布局尺寸、壓緊支架形狀及密封圈測試結果?。?8°≤φ1≤23°；23°≤φ2≤26°；36°≤φ3≤39°；52°≤φ4≤55°；0.55mm≤h1≤0.8mm；1.8mm≤h2≤2.2mm；55mm≤d2≤62mm；130mm≤d4≤138mm；0mm≤d5≤8mm。選取初始復合形的頂點10個，用復合形法對目標函數進行優化求解，得目標函數最小值minf（x）＝22N·m，對應最小值的有約 束 最 優 解 為：φ1＝21.2°；φ2＝24.5°；φ3＝37.7°；φ4＝54°；h1＝0.75mm；h2＝2mm；d2＝60.2mm；d4＝135.8mm；d5＝5mm。

考慮左連桿和右連桿擺動幅度限制，令扇形齒輪轉動角θ＝140°，可算得驅動力矩M與θ的關系如圖8所示。由圖8可知：力矩曲線與壓緊支架型面段相互對應，分為導向、過渡和壓緊三段。在滾輪與壓緊支架作用后，因滾輪受到壓緊支架約束而導致力矩變化較大。在過渡段，力矩隨過渡面形狀和密封圈壓縮逐漸上升。壓緊段密封圈壓縮量不變，力矩變化僅受到扇形齒輪與左連桿位置關系影響。在驅動過程中最大力矩為22N·m，與優化目標值相同。

由θ與連桿3擺角β3的幾何關系，可得兩者角速度滿足

圖8 扇形齒輪驅動力矩理論曲線Fig.8 Theory curve of sector gear driving moment

聯立式（4）、（5）可求得滾輪架角速度與扇形齒輪角度的關系。根據電動鎖緊和解鎖艙門的時間t≤20s及θ＝140°，設＝7（°）／s，可得滾輪架角速度如圖9所示。由圖可知：鎖緊過程中滾輪架角速度按由快至慢再到快的規律變化。在扇形齒輪驅動力矩較大的范圍［對應轉角范圍55°～110°（圖8），角速度變化范圍為2.0～2.5（°）／s］。因此，動力由扇形齒輪傳至滾輪架過程中起到減速增扭的效果。

圖9 滾輪架角速度Fig.9 Angular velocity of roller brackets

2.2 電機參數及驅動力

鎖緊執行機構的連桿中鉸鏈24個，采用球軸承支承，按稀油潤滑形式效率為0.99，則執行機構連桿傳遞效率ηL＝0.9924＝0.785［6］。

扇形齒輪最大理論負載M＝22N·m，為保證驅動動作可靠，取驅動系數k＝2，并考慮連桿效率，則扇形齒輪上的最大力矩M′＝kM／ηL＝56N·m。

根據電動工作時間和扇形齒輪轉角范圍，并以各級傳動的承載能力（齒面接觸強度）相等為原則，分配各級傳動比，得扇形齒輪至穿艙軸傳動比i1＝10.2，穿艙軸至電機傳動比i2＝151.2。

考慮空間環境影響，按直齒輪和蝸輪蝸桿傳動效率，取扇形齒輪至穿艙軸效率η1＝0.95，穿艙軸至電機效率η2＝0.4，可得電機參數為：額定轉速nN≥θi1i2／（6t）＝1 800r／min；額定轉矩TN≥M′／（i1i2η1η2）＝0.096N·m。

設計電機空載轉速n0＝2 200r／min，由額定點和空載點得電機機械特性曲線如圖10所示。

圖10 電機特性曲線Fig.10 Motor characteristic curve

根據電機特性曲線計算電機輸出功率p如圖11所示。最大輸出功率30.5W。

圖11 電機輸出功率曲線Fig.11 Motor output power

根據操作空間大小，取操作手柄半徑L＝0.16m，由i1，M′可得最大操作力F＝M′／（i1η1L）＝36N，手柄轉動圈數n＝4。

可知航天員在鎖緊和解鎖艙門過程中，操作快捷省力。

3 仿真分析

3.1 運動學仿真

用Pro／E軟件建立艙門完整三維模型并進行運動裝配，模型如圖12所示。在Pro／E的機構模塊中建立齒輪副和伺服電動機，對艙門模型進行運動學仿真，結果表明艙門機構打開和關閉無干涉，鎖緊和解鎖運動關系滿足滾輪架最大轉角54°的設計要求，手柄轉角為1 428°（合4圈）。滾輪架與手柄轉角關系如圖13所示，扇形齒輪與8個滾輪架的轉角關系如圖14所示。由圖可知：8個滾輪架運動一致，艙門鎖緊執行機構鎖緊同步性良好，可保證艙門8個壓緊點同步壓緊，門體結構受力均勻。

圖12 艙門Pro／E運動模型Fig.12 Pro／E kinematics model of hatch

圖13 滾輪架－手柄轉角關系Fig.13 Relationship between roller brackets angle and handle angle

3.2 動力學仿真

用MSC／ADAMS軟件建立艙門鎖緊機構動力學模型。在滾輪與齒輪支架與門體間建立接觸約束，用非線性彈簧模擬密封圈特性，以齒輪副、耦合副建立傳動鏈，在電機上建立轉動驅動，根據圖10電機機械特性建立驅動函數，仿真所得不同扇形齒輪轉角下驅動力矩如圖15所示，與理論計算結果一致。不同扇形齒輪轉角下電機轉速如圖16所示。由圖可知：電機在鎖緊過程中一直工作在額定點以上，可保證電動工作時間小于20s。

圖14 扇形齒輪－滾輪架轉角關系Fig.14 Relationship between sector gear angle and roller brackets angle

圖15 扇形齒輪力矩Fig.15 Sector gear moment

圖16 電機轉速Fig.16 Motor speed

不同扇形齒輪轉角下電機功率如圖17所示。由圖可知：電動工作過程中電機最大輸出功率17.5W，電機功率裕度0.7。

4 結束語

針對現有艙門設計中功耗大、結構復雜和無法艙外電動起動的缺點，本文研究了一種新型艙外和艙內均可手電一體化操作的艙門機構設計，求解出關鍵參數。研究結果表明：設計的艙門通過翻轉機構可實現打開和關閉功能；艙門能完成鎖緊和解鎖運動，8個滾輪架運動同步，密封圈壓縮均勻。與現有設計相比，提高了密封效果，電動工作功率低，航天員操作便捷，動作力小。本艙門可用于空間站工程、登月工程和深空探測領域等載人航天器。

圖17 電機功率Fig.17 Motor power

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