密封艙控制力矩陀螺振動噪聲控制分析與驗證

游 進，姚麗坤，王 昊，侯永青，金瑋瑋

（1.北京空間飛行器總體設計部，北京100094； 2.中國航天員科研訓練中心, 北京100094）

控制力矩陀螺(Control Moment Gyroscope，CMG)是航天器空間飛行時調整姿態的執行部件，CMG通過高速旋轉的轉子獲得角動量，通過改變角動量的方向以輸出力矩，該力矩作用在航天器上使其姿態發生改變。CMG 轉子的轉速達每分鐘數千轉，由于轉子不平衡及機械軸承存在缺陷等原因，CMG 在輸出力矩的同時會在轉子工頻及其倍頻上輸出一定幅度的擾振力[1]。CMG也有采用磁懸浮軸承的情況，其擾振輸出很小，曾用于和平號空間站[2]，但存在可靠性低等問題，國際空間站上使用的是含機械軸承的CMG。

空間站等在近地軌道飛行的載人航天器密封艙為薄壁隔框組合結構，薄壁厚度僅數毫米，與內部封閉聲場形成聲振耦合系統，非密封艙由金屬或復合材料薄壁結構組成，艙段間為剛性連接，這類航天器一般安裝多個CMG，后者通過支架安裝在航天器結構上。由于CMG擾振頻率較低，振動易在航天器艙段間傳遞，造成密封艙噪聲過大[3]，一般要求航天員睡眠區及工作區噪聲不超過50 dB（A）和60 dB（A）。將振源設備遠離密封艙布置是減小振源影響的有效途徑，如國際空間站4個CMG被布置在遠離人員生活艙的中心桁架遠端，長距離衰減使其未成為密封艙噪聲的重要來源[4]。

CMG 被直接安裝在載人密封艙時，CMG 擾振幾乎無衰減傳遞至密封艙結構引起艙內噪聲，在此情況下減小CMG噪聲的有效途徑是對其進行隔振。CMG 隔振對于光學衛星在消除微振動對成像質量影響上已有較多應用[5-7]，一般是對單個CMG 或CMG集群進行隔振[8-10]，但對CMG隔振以控制密封艙噪聲尚未見報道。本文針對某載人密封艙CMG開展噪聲控制分析與驗證，首先在載人密封艙上開展CMG 噪聲測試，獲取密封艙噪聲量級及頻譜特性，分析噪聲與CMG擾振力的關聯性。之后確定隔振系統主要參數，開展隔振性能及密封艙噪聲振動耦合仿真，分析噪聲控制機理并預估控制效果。最后在載人密封艙開展隔振驗證試驗，對隔振設計及噪聲控制進行驗證。

1 CMG密封艙噪聲測試

某載人密封艙剖面示意圖見圖1，其外形為旋轉體，由直徑2.5 m和4.2 m的兩個柱段組成，總長約為10 m，外部為鋁合金薄壁蒙皮加隔框結構，薄壁厚度為2.5 mm～3.5 mm。密封艙中部為通道，四周為儀器區，前端設置3個乘員睡眠區，整個航天器重量約18 t。CMG 通過鋁合金支架安裝在航天器中部艙外，CMG 重約130 kg，轉子工作轉速約為7 000 r/min，對應工頻約為117 Hz。

在密封艙上對CMG進行噪聲測試，測點位置見圖1，總聲級測試結果見表1，頻譜見圖2。睡眠區最大噪聲為57.8 dB（A），通道最大噪聲為68.4 dB（A），超過噪聲一般要求。CMG 噪聲主要為117 Hz 和233 Hz的單頻噪聲，與轉子工頻及2倍頻對應，且工頻處噪聲遠高于2 倍頻處，其他倍頻及寬頻噪聲能量較低。在測力臺測試1 kHz 以內CMG 擾振力頻譜見圖3，主要為工頻及其倍頻處的單頻擾振力，工頻擾振力主要由轉子不平衡引起，軸承缺陷會產生與工頻的倍頻對應的擾振力，但工頻擾振力幅值較大[1,11]，這與CMG 艙內噪聲頻譜特性相對應。睡眠區內部采取吸聲處理措施，與國際空間站類似[12]，其中高頻噪聲低于通道。

圖1 某載人密封艙剖面示意圖及噪聲測點位置

圖2 噪聲頻譜

圖3 CMG擾振力頻譜

表1 CMG噪聲測試結果/dB（A）

在半消聲室中測得CMG 輻射聲達80 dB（A），載人密封艙噪聲測試在大氣環境中進行，相比真空環境，位于艙外的CMG自身輻射聲可透射進入密封艙。為評估其影響，在半消聲室中調試無指向聲源使其與CMG的輻射聲功率相當，將該無指向聲源放至艙外CMG 附近后測試密封艙噪聲，結果見表2。無指向聲源透射聲較CMG 工作時噪聲低25 dB 以上，表明CMG 密封艙噪聲主要由振動傳導引起，可排除在地面大氣環境中測試時CMG 自身輻射聲的影響。

表2 無指向聲源測試結果/dB（A）

2 CMG隔振性能分析

為降低CMG 引起的密封艙噪聲，在CMG 安裝面與支架間插入4 個三向隔振器。為有效隔離CMG擾振力輸出，應采用小的隔振剛度，但CMG會輸出控制力矩，隔振剛度過低會導致此力矩作用下隔振器發生較大靜變形從而影響指向精度?？紤]擾振力頻率最低為117 Hz 及上述因素，選定隔振系統基頻為30 Hz。

CMG隔振系統如圖4所示，擾振力作用在CMG兩端，作用點集合為A，CMG 與隔振器連接處集合設為B，4 個隔振器底端集合為C。CMG 動力特性

圖4 CMG隔振系統

如下：

式中：FA為擾振力，FB為隔振器對CMG 的作用力，VA和VB為擾振力作用點及CMG 與隔振器界面速度，Z為CMG阻抗。隔振器兩端力與速度關系如下

式中：FC和VC為隔振器底端力及速度，K*=K(1+jg)為隔振器復剛度，g為結構阻尼比。利用CMG與隔振器界面速度相等及力平衡條件，得到：

FC與FA的比值反映了經過隔振器的力傳遞率。

隔振器底端固支，在CMG 兩端施加擾振力，計算底端約束力對擾振力的傳遞率。用有限元分析軟件MSC Patran 建立CMG 有限元及隔振系統模型，其中CMG用殼單元及實體單元建模，隔振器用廣義彈簧元建模，縱向剛度為2.2×106N/m，橫向剛度為3.6×106N/m，結構阻尼比為0.1。將合力為1 N的擾振力施加在CMG 兩端，見圖5。為進行對比，計算未隔振時CMG 對擾振力的傳遞率。傳遞率對比見圖6，隔振系統前6 階剛體運動模態頻率為31 Hz～76 Hz范圍內，隔振后工頻處力傳遞率顯著下降。由于CMG 的彈性，隔振系統固有頻率出現在較高頻處，使力傳遞率曲線在200 Hz以上出現峰值，并與2倍頻接近，導致2 倍頻處隔振效果較工頻處低。以上表明CMG彈性對較高頻隔振有顯著影響，將其視為剛體進行隔振設計會在較高頻上出現錯誤結果。

圖5 CMG及隔振系統有限元模型

圖6 CMG隔振力傳遞率

3 密封艙振動噪聲耦合分析

CMG振動所引起的密封艙噪聲頻率較低，適于用有限元法對密封艙封閉聲場與薄壁結構耦合問題進行求解。封閉聲場的有限元方程為：

式中：{p}是節點聲壓列向量，[Q]、[D]和[H]分別是聲場質量陣、阻尼陣和剛度陣，{w}是封閉聲場結構邊界處節點位移。[S]是聲場-結構耦合矩陣。耦合邊界聲壓作用下結構振動有限元方程為：

式中：[M]、[C]和[K]分別是結構質量陣、阻尼陣和剛度陣，由密封艙結構模型、隔振集中參數單元及CMG 模型的相關矩陣組合而成，{f}是擾振力列向量，[S]=[R]T為結構-聲場耦合矩陣。聯立式(4)和式(5)可得到結構受力激勵的聲場-結構耦合方程見式(6)。

由于CMG擾振力頻率較低，聲場對密封艙柱狀薄壁結構特性影響很小[13]，且密封艙氣體質量約120 kg，僅為整艙質量的0.7%，因此進行聲振耦合分析時采用間接耦合法，不考慮聲場對結構的作用，即忽略式(5)中的結構-聲場耦合項。聲振耦合計算用VAOne聲振分析軟件完成，密封艙薄壁及支架用殼單元建模，隔框用梁單元建模，封閉聲場用四面體單元建模。密封艙結構模態阻尼比為0.4%，在工頻及2 倍頻處將合力為1 N 的單頻力同時沿3 個方向施加在CMG兩端，在設密封艙具有自由邊界條件下先計算密封艙結構響應，再根據聲腔邊界的薄壁振動完成聲場響應計算。在對CMG 進行隔振前后兩種狀態下進行聲振響應計算，以反映隔振引起的密封艙噪聲級變化。

對CMG 進行隔振前后密封艙薄壁振動速度對比見圖7和圖8。

圖7 工頻處薄壁振動速度（Ref=1×10-10 m/s）

圖8 2倍頻處薄壁振動速度（Ref=1×10-10 m/s）

由圖7(a)可見，隔振前工頻處振動幅值最大處為支架及其下方艙體結構處，且振動傳遞至大、小柱段較遠處，使大面積薄壁蒙皮產生振動，這些位置的薄壁振動是密封艙噪聲的直接來源。由圖7(b)可見，隔振后密封艙薄壁振動的幅值降低，范圍縮小至CMG 支架附近，支架下方薄壁振動速度下降94.7%。由圖8可見，隔振后2倍頻處振動幅值及范圍有一定減小，支架下方薄壁振動速度下降22.8%，無工頻處顯著，其原因是2 倍頻處隔振效果低于工頻處。

對CMG 隔振前后密封艙通道聲壓分布對比見圖9 和圖10。工頻處密封艙噪聲分布不均勻，模態特性顯著，中心軸線是噪聲級最低的區域。2倍頻聲波波長為工頻一半，該頻率噪聲分布相對均勻。隔振前后，工頻噪聲降低16 dB～22 dB，2倍頻噪聲降低2 dB～8 dB，后者低于前者，這與密封艙薄壁振動幅值及分布特性對應。

圖9 工頻處通道噪聲

圖10 2倍頻處通道噪聲

仿真結果表明，對CMG 進行隔振，減小了其擾振力輸出，這使得密封艙薄壁振動幅值及范圍大幅減小，從而使密封艙聲場邊界激勵的幅值及范圍減小，最終引起密封艙聲壓降低。

4 試驗驗證

為驗證CMG隔振對噪聲的控制效果，設計制造4 個鈦合金隔振器，安裝在CMG 與支架之間，見圖11。在CMG安裝面布置加速度傳感器，用力錘在隔振器與CMG連接處進行3個方向的敲擊試驗，獲取CMG安裝面加速度對敲擊力的傳遞函數，結果見圖12。根據傳遞函數峰值確定隔振系統固有頻率，測試結果與與第3 節中CMG 隔振系統固有頻率仿真結果對比見表3，兩者吻合較好，實測時隔振系統部分模態未被激發。

圖11 CMG隔振試驗設置

圖12 Y方向敲擊4個耳片時加速度對力的傳函(g=9.8 m/s2)

表3 前6階頻率實測與仿真對比/Hz

啟動CMG開展噪聲測試，隔振前后噪聲1/3 oct頻譜分布對比見圖13。由圖13可見，工頻所在頻段噪聲降低18 dB～21 dB，2倍頻所在頻段降低2 dB～7 dB，噪聲減小量級與預測結果相當，總聲壓級降低16 dB～18 dB，隔振后中高頻噪聲也有一定程度下降。隔振在2 倍頻處的降噪作用低于工頻處，與前述仿真分析結論一致。

圖13 隔振前后噪聲1/3 oct聲壓級頻譜對比

5 結語

對艙外安裝CMG 的某載人密封艙開展噪聲測試，頻譜為CMG 工頻及其2 倍頻對應的單頻噪聲，通過無指向聲源試驗確定CMG 自身輻射聲對測試結果的影響可忽略，明確噪聲由CMG擾振力引起。

對CMG進行采取隔振并對系統特性進行分析，結果表明隔振使工頻擾振力輸出顯著減小，但CMG彈性使隔振系統固有頻率出現在2倍頻附近，造成2倍頻隔振效果低于工頻，隔振設計不能忽視CMG彈性的影響。

采用間接耦合法完成隔振前后密封艙振動噪聲耦合分析，獲取工頻及其2 倍頻處結構及聲場響應特性及噪聲降幅，其表明隔振使密封艙薄壁振動的幅值及范圍大幅減小，從而使密封艙聲壓降低，并表明2倍頻處降噪效果低于工頻處。

在載人密封艙內進行隔振驗證試驗，采用敲擊法測試傳遞函數并獲取隔振系統固有頻率，與分析結果吻合較好。實測工頻處噪聲降幅為18 dB～21 dB，2倍頻處噪聲降幅為2 dB～7 dB，噪聲降幅及特性與分析結果基本一致，驗證了隔振設計與分析的有效性。

本文可為其他載人航天器振動噪聲控制及航天器微振動控制設計提供參考。