壓緊桿式太陽翼自動化加載設備設計與驗證

胡亞航，全齊全，吳躍民，王國星，臧梓軼，杜博遲，程 澤

(1. 北京衛星制造廠有限公司，北京 100094；2. 哈爾濱工業大學機電工程學院，哈爾濱 150001；3. 北京空間飛行器總體設計部，北京 100094)

0 引 言

為保證航天器發射過程中太陽翼可靠壓緊在器體側壁，且不對航天器工作產生不良影響，發射前需要用專門的設備將太陽翼壓緊釋放機構工作件的預緊力控制在合理范圍之內[1]。根據壓緊釋放機構的不同，太陽翼分為半剛性帶狀式太陽翼、分離螺母式太陽翼和壓緊桿式太陽翼[2]。

半剛性帶狀式太陽翼這一技術已經屬于一項較為成熟的技術，我國與其他主要的航天國家均掌握了該項技術，其太陽翼壓緊方式通過壓緊測試儀和壓緊框進行加載，并具備實時監測、精確測量的功能，但此方法耗人耗時，效率較低[3-5]。分離螺母式太陽翼也是目前國際上應用比較成熟的一種太陽翼，較典型的是國外INTELSAT-V衛星的太陽翼，我國已經在實踐二十號衛星上采用了該類型的太陽翼，該太陽翼采用液壓螺栓拉伸器進行加載；液壓螺栓拉伸器的優點是精度高，無扭轉應力、無摩擦損傷、可同步預緊多個螺栓，缺點是需要足夠的伸長量，因而在軸向空間狹窄的使用場合受到很大限制[6-8]。壓緊桿式太陽翼占比約為75%，廣泛應用于衛星平臺，其加載方式采用特制壓緊扳手手動擰緊壓緊螺母，通過旋轉壓緊螺母角度將預緊力控制在一定范圍內，壓緊扳手加載操作簡便，但預緊力不容易精確控制[9-11]。

宣明等[12]在2017年開展了微小衛星太陽帆板壓緊釋放機構的設計，得到扭矩是預緊力的2倍關系，給出了預緊力的確定方法，并開展了真空環境下的可靠性驗證試驗，但預緊過程的自動化和精度控制并未體現。郭一竹等[13]在2019年開展了新型柔索式桿束結構壓緊釋放裝置的設計工作，建立了裝置的力學模型，分析了靜態壓緊和考慮慣性載荷情況下預緊力變化的情況，得到了滿足可靠壓緊的預緊力設計值，但并未涉及壓緊釋放裝置預緊工程應用的情況。結合國內外文獻調研，同行對壓緊釋放機構的設計、布局、可靠性分析等均有論述，但迄今為止,未見壓緊釋放機構預緊力自動化加載的公開報道。

本文借鑒液壓螺栓拉伸器預緊的設計思路，結合壓緊桿式太陽翼高精度控制的需求，設計了太陽翼壓緊桿自動化加載設備，同時滿足壓緊桿預緊力施加的安全性和預緊力實時監測的功能，最后設計了一種應變測量的地面驗證方法，為設備的應用提供了實踐依據。

1 總體設計

太陽翼壓緊桿的安裝空間狹小，壓緊桿桿頭為邊長4 mm的六方柱，壓緊螺母為M5螺母，兩者的材料均為TC4R，加載時的間距為3.5 mm。自動化加載設備需要在特別狹窄的空間內進行壓緊桿的拉伸和壓緊螺母的擰緊操作,設計具有足夠承載能力的快速夾緊接口是設備研制的首要環節。

為實現AIT現場操作的便利性，設備須為手持式便攜設備，因此，小型化、輕量化也是其重要特點。設計時首先確定了設備內部通用組件(如驅動電機、減速器、傳感器、顯示設備、電池組件等)，然后根據技術指標選擇質量最輕、包絡最小的成熟產品，再據此開展專用傳力組件的設計，解決能量儲存、動力輸出、減速增扭、測量顯示等一系列問題，實現內部空間布局以及力傳遞路線的優化。

另外，由于航天產品的特殊性，自動化加載設備需要具有很高的安全性、可靠性。因此，設備動力采用可充電電池供電，避免拖線操作。同時，設備還具有安全保護功能，避免在操作過程中損壞太陽翼。

自動化加載設備爆炸示意圖如圖1所示，自動化加載設備包括壓緊桿夾緊單元、壓緊桿拉伸單元、壓緊螺母擰緊單元、運動控制單元以及人機交互界面五部分。

圖1 自動化加載設備爆炸示意圖

圖中，壓緊桿夾緊單元、壓緊桿拉伸單元、壓緊螺母擰緊單元并稱設備機械系統，是設備運行的核心系統，也是本文詳細介紹的內容。

機械系統運行時將夾緊單元撥桿撥下夾住壓緊桿頭部；驅動拉伸單元的電機將壓緊桿拉伸至期望的預緊力；程序控制擰緊單元旋轉壓緊螺母，完成壓緊螺母的擰緊動作；拉伸單元反向驅動釋放壓緊桿；之后將夾緊單元撥桿撥開，完成壓緊桿自動預緊動作[14]，其原理示意圖如圖2所示。

圖2 自動化加載設備機械系統原理示意圖

1.1 夾緊單元設計

1.1.1夾緊單元結構設計

夾緊單元負責夾緊被拉伸壓緊桿的桿頭，在整個拉伸過程中一直處于夾緊狀態，是拉伸單元能夠正常工作的基礎，其由夾緊接口、接口支架、轉盤、接口軸、鏈接件組成，如圖3所示。

圖3 夾緊單元機械系統組成

夾緊單元三維示意圖如圖4所示，夾緊單元轉盤一端與接口軸連接，中間位置由導向柱與轉盤連接；轉盤上有導向槽，利用凸輪原理控制夾緊接口開閉的位置；當轉動轉盤時，在導向槽的作用下，夾緊接口由打開狀態逐漸關閉，通過夾緊接口內部凹槽夾緊壓緊桿。

圖4 夾緊單元三維示意圖

1.1.2夾緊單元結構件計算分析

夾緊接口工作時和太陽翼壓緊桿接合，極限承受10 kN拉力，需要進行部件受力分析，計算應力大小及變形量。用solidworks對夾緊接口進行受力分析，圓形通孔處固定，和圓軸配合處施加5 kN的拉力。分析結果表明最大應力為9.72×108N/m2,小于許用應力10.2×108N/m(材料選用65 Si2Mn)，最大的變形為0.055 mm。因此半圓柱體設計合理,可以滿足安全性能要求。

1.2 拉伸單元設計

1.2.1拉伸單元結構設計

拉伸單元是整個設備的主要動力來源，由電機、諧波減速器、支撐座、滾珠絲杠、拉力傳感器、直線導軌、連接件組成，如圖5所示。該單元將電機的旋轉運動通過滾珠絲杠轉換成直線運動，為拉伸壓緊桿提供動力。

圖5 拉伸單元機械系統組成

電機通過諧波減速器降速增扭，為絲杠螺母支撐座提供足夠的旋轉扭矩；支撐座與絲杠螺母固連在一起，并通過軸承與外殼連接；絲杠前段與拉力傳感器連接，并通過直線導軌與外殼連接，這樣就限制了絲杠的旋轉運動；當電機輸出動力時，通過諧波減速器將旋轉扭矩傳遞給支撐座，支撐座帶動絲杠螺母旋轉，使絲杠只能沿軸線方向運動，即產生軸向拉力，拉力傳感器將信號反饋給控制系統進行分析，控制系統控制電機是否輸出扭矩。

1.2.2拉伸單元選用件計算分析

1) 滾珠絲杠選用和計算

由于絲杠提供的拉伸力較大，應選擇摩擦力較小的滾珠，減少電機的負荷。拉伸造成的被拉伸壓緊桿伸長量為：

1.63×10-3m=1.63 mm

(1)

式中：極限拉力F為10 kN；壓緊桿長度L為226.5 mm；壓緊桿彈性模量E為110 GPa；壓緊桿截面積A為4π mm2。

絲杠的彈性模量是被拉伸壓緊桿的兩倍，對應的形變量約為1 mm。所以絲杠的導程要大于1 mm，防止絲杠受到損壞。綜上，選擇型號為SCI 101605的滾珠絲杠。

2)大電機選取和計算

通過查手冊和公式計算得出滾珠絲杠的導程角β為5.4°，較小的導程角可以提供較大扭矩。

初步選定MAXON電機DCX系列。查直線運動系統手冊得到滾珠絲杠效率η1=0.9，當絲杠輸出拉力為10 kN時，電機需要給絲杠提供扭矩為:

(2)

式中：絲杠輸出拉力F為10 kN；導程Ph為5 mm；滾珠絲杠效率η1為0.90。

按照工具機無沖擊選取安全系數2.5，得出大電機應該需要提供的扭矩為：

T大=8.85×2.5=22.13 N·m

(3)

根據計算結果選取型號為DCX 26 L的直流電機，由于DCX系列中沒有合適的減速器與大電機相配合，因此在原有基礎上增加一個諧波減速器。

3)回轉轉矩及轉速校核

拉伸單元能夠達到的最大回轉轉矩為：

T1=TMiGηGiHηH=25.24 N·m

(4)

式中：大電機最大回轉轉矩TM為57.8 mN·m；行星齒輪減速器的減速比iG為16；行星齒輪減速器的工作效率ηG為 0.78；諧波齒輪減速器的減速比iH為50；諧波齒輪減速器的工作效率ηH為0.70；末端輸出轉速為：

n=9690÷16÷50=12.1 r/min

均符合使用要求。

1.3 擰緊單元設計

1.3.1擰緊單元結構設計

在夾緊單元和拉伸單元完成工作后，壓緊螺母擰緊單元開始工作，主要負責把太陽翼壓緊桿末端的壓緊螺母擰緊。擰緊后，使得拉伸單元緩慢釋放壓緊桿時，保證壓緊桿上的預緊力不會同時消失。

擰緊單元機械系統組成如圖6所示，擰緊單元由小電機、大齒輪、小齒輪、螺母接口組成。當拉伸單元完成工作后，擰緊單元起作用，通過驅動螺母接口擰緊壓緊螺母；擰緊螺母僅需要克服螺母與壓緊桿自身的摩擦力，所需要的扭矩很小；并且可以保證壓緊桿預緊力的準確性。

圖6 擰緊單元機械系統組成

1.3.2擰緊單元選用件計算分析

1) 齒輪選用和計算

因為大小齒輪的尺寸受到設備集約化限制，又因為大齒輪需要與壓緊螺母配合，因此采用自研齒輪。大小齒輪具體的尺寸和加工參數如表1所示。

表1 齒輪參數

2) 小電機選用和計算

小電機主要克服齒輪轉動壓緊桿上的壓緊螺母時產生的摩擦力，還有在螺母即將碰到太陽翼末端接觸面時克服的摩檫力，需要克服的摩擦力不大。為了安全考慮，按照拉伸單元數值的5%計算擰緊單元的工作扭矩。所以需要大齒輪提供的扭矩如下：

T′=22.125×5%=1.1 N·m

(5)

需要小齒輪和小電機提供的扭矩如下：

(6)

式中：傳動比z為2.52；根據結果選擇型號為DCX 16 S的直流電機。

3)回轉轉矩及轉速校核

擰緊單元能夠達到的最大回轉轉矩為：

T1=TMiGηG=5.43×186×0.65=0.657 N·m

(7)

式中：小電機最大回轉轉矩TM為5.43 mN·m；行星齒輪減速器的減速比iG為186；行星齒輪減速器的工作效率ηG為0.65；末端輸出轉速為：

n=9430÷186÷2.52=20.1 r/min

均符合使用要求。

2 試驗驗證

使用自動化加載設備進行太陽翼壓緊時，預緊力施加精度主要受以下3方面因素的影響：1)設備內置拉力傳感器的精度；2)小電機通過擰緊單元擰緊壓緊螺母的一致性；3)設備拆除后，壓緊桿與被壓緊太陽翼之間進行變形協調，導致壓緊桿預緊力出現了一定量級的松弛(簡稱松弛載荷)[15]。

自動化加載設備內拉力傳感器的精度可以通過計量檢定(由第三方專業計量院所進行)獲取，其偏差通常在2‰左右。壓緊螺母擰緊狀態一致性主要通過小電機的驅動力矩實現(專用電路控制)，但由于零件加工狀態、螺紋潤滑狀態等差異的存在，仍會存在一定的偏差，但由于壓緊螺母的擰緊力矩較小，在壓緊桿軸線上產生的載荷變動不超過2 N(加載設備拉力傳感器可感知)，因此，對該誤差不再進行補償。

針對由變形協調引入的松弛載荷，需在張力施加時進行補償，補償量由試驗確定，具體方法如下：

1)在壓緊桿上粘貼應變片，并連接測試電路。

2)按照規定程序使用加載設備對壓緊桿進行加載，記錄壓緊過程中壓緊桿上應變與設備拉伸張力之間的對應關系，直至加載力達到不小于預定壓緊載荷的某一數值。

3)拆除加載設備，待壓緊桿及被壓緊太陽翼回彈至變形協調狀態時，再次讀取應變片示數。

4)根據第2)步獲得的對應關系計算真實預緊力大小。

5)計算真實預緊力與加載力之間的偏差，得到該狀態下的松弛載荷。

2.1 拉力傳感器標定試驗

為了方便定期校正加載設備內部的拉力傳感器，現設計標定工作臺如圖7所示，主要由左固定板、左端蓋、標準拉力傳感器、連接件、壓緊桿、右固定板、右端蓋組成。

圖7 標定工作臺示意圖

標定試驗前，首先按照國際標準標定左側的標準拉力傳感器，使其可以顯示拉力的標準數值，如圖8所示。加載設備開機，設置好預緊力檔位；將標定工作臺與加載設備連接，啟動設備加載，然后重復試驗，對其加載設備內的拉力傳感器進行標定。

圖8 加載設備拉力傳感器標定試驗

隨機選取3根壓緊桿，并進行標號。將壓緊桿安裝在標定工作臺上，做8000 N檔位的加載實驗，試驗過程記錄數據并計算精度，試驗結果如表2所示。

表2 拉力傳感器標定實驗數據表

附注：相對精度=(加載設備傳感器示數-標定工裝傳感器示數)/標定工裝傳感器示數;絕對精度=(加載設備傳感器示數-8000)/8000。

根據試驗數據可知，設備的拉力傳感器與標定工作臺上的標準拉力傳感器示數接近，相對精度最大值1.23%，絕對精度最大值3.7%，滿足精度5%的要求。

2.2 壓緊桿預緊力與壓緊螺母旋轉角度對照試驗

由于實際情況中壓緊釋放機構空間的限制，壓緊桿在工作狀態中的預緊力無法使用拉力傳感器直接測量，所以通過在壓緊桿上貼加應變片，利用應變片的單向壓力應變引起電阻值變化實現對太陽翼壓緊桿預緊力的準確測量。為保證試驗的成功，現以12 kN的拉力進行應變片的選取，由材料力學軸向拉伸或壓縮的變形公式和應變公式可得壓緊桿的應變值[16]為：

(8)

式中：壓緊桿伸長量Δl為1.63 mm；壓緊桿長度L為226.5 mm。

代入式(8)計算得應變值為ε=7.2×10-3，小于中航電測有限公司溫度自補償系數為8.8×10-6/℃的BF-350-3AA-9系列微型應變片的應變極限，滿足使用要求。

試驗過程中，利用專用粘結劑將兩個應變片粘貼在被測壓緊桿的截面對稱點上。應變片粘貼后做兩組試驗，第一組試驗選取3根壓緊桿進行拉伸試驗，得到壓緊桿預緊力與應變之間的關系，通過最終應變換算測出壓緊桿預緊力;第二組試驗按壓緊釋放機構產品狀態進行壓緊螺母旋轉角度操作，得到螺母旋轉角度與應變之間的關系。

通過第一組試驗與第二組試驗結果最后得到兩種壓緊方式的對比情況。

在壓緊桿拉伸試驗中，壓緊桿承受拉力時難免有彎曲應力，因此，在數據處理時將截面對稱的兩個應變片所測應變數值取平均可消除彎曲應力而得到桿件在單一拉伸載荷作用下的應變值。試驗過程發現每個壓緊點兩次試驗應變測量值重復性極好。由于數據線性度非常好，所以數據按線性擬合。壓緊桿拉伸試驗數據。從表3測量數據可以看出，應變值隨載荷的變化呈線性變化，說明壓緊桿處于線彈性階段；另外應變加、卸載的回復性很好，說明壓緊桿未發生異常。加載設備卸載后壓緊桿上應變回零且壓緊螺母松弛，說明壓緊桿在試驗后沒有產生殘余應變，壓緊桿和壓緊螺母表面狀態無變化，說明加載設備加、卸載可靠。

表3 壓緊桿拉伸試驗數據

數據取平均后預緊力與應變關系擬合曲線如圖9所示。

圖9 預緊力與應變擬合曲線

擬合曲線表達式為：

P=1.4545με+109.1

(9)

相關系數R=0.99997；

加載設備最終預緊后所得應變根據曲線表達式(9)換算后可知，加載設備滿足名義預緊力7000 N的要求，相對精度最大值1.09%，絕對精度最大值3.11%，滿足精度要求5%的要求,詳細數據如表4所示。

表4 應變換算數據

在加載螺母旋轉試驗中，不同的壓緊點由不同的操作人員進行操作。如表5所示試驗結果，螺母旋轉試驗不同的操作人員進行的試驗結果標準差為259.2，是加載設備標準差的4.76倍，數據離散。結果表明，使用壓緊扳手操作嚴重依賴操作人員的經驗和手感，且同一名操作人員進行的試驗重復性也較差。

表5 壓緊螺母旋轉試驗數據

3 結 論

1)本文設計的設備實現小型化、輕量化、可視化，其質量約為3.5 kg，長度約為260 mm，最大加載能力為8000 kN。在集約的約束下，解決能量儲存、動力輸出、減速增扭、測量顯示等一系列問題，實現內部空間布局以及力傳遞路線的優化。

2)該設備采用滑槽式夾緊接口設計，解決了狹小空間內夾緊、拉伸壓緊桿的難題，采用力反饋型全自動加載功能將太陽翼壓緊桿預緊力施加精度控制在5%以內。

3)壓緊桿預緊力和旋轉壓緊螺母對照試驗的試驗表明,該設備加、卸載可靠，壓緊桿充分預緊，太陽翼無異常。

4)自動化加載設備還可用于展開式天線、機械臂等空間機構的壓緊。