技术领域
背景技术
[0002] 随着
航天器成像
分辨率的显著提升，成像
质量受微振动的影响程度也更加明显。星上活动部件如帆板驱动机构、天线驱动机构等主要扰动成分均表现为微幅角振动，光学相机最为敏感的也是角振动，因此，开展地面试验研究上述活动部件的角振动特性对卫星成像质量的影响必不可少。为了直接测量这些角振动的影响，需要安装上述活动部件以及相连的太阳翼、天线等，并使之处于在轨展开工作的状态。但在实际试验中，由于试验场地、周期和成本等限制，往往达不到以上试验条件。因此，有必要研制一种激励器来模拟上述部件的角振动特性，使卫星在活动部件无法安装的情况下仍可开展角振动特性的影响性测试。
[0003] 浙江大学何闻等发明了“一种电磁驱动式角
振动台”(
专利号CN201410442973)，该发明由
外壳、工作
台面、带动
工作台面旋转的
主轴、动圈组件、磁路组件、电粘弹性反馈控制组件、
空气轴承和
角位移传感器组成，解决了角振动台失真度高的问题；中船重工集717所闫峰等发明的“大
载荷机械式角振动台”(专利号CN201010245422)由台架，台面、主轴，
弹簧阻尼器
支撑、变频调速
电机及惯性激振器组成，以较简单的结构形式实现了大载荷下的角振动。上述角振动台具有各自的优势，但是由于设计初衷是用于计量校准或
船舶工业使其结构尺寸大，振动幅值大，与星上活动部件的安装
接口、振动幅值(小到千分之
牛米或百分之角秒量级)等不匹配。清华大学郑
钢铁提出的“一种宽频角振动激励装置”(专利号CN201110282869)包括刚性底座，激振器、柔性悬吊、角
加速度计、振动控制仪、功率
放大器和控制计算机组成，具有
精度高、可在较宽频段上实现角振动激励的特点，但该装置在在输出角振动
信号的同时往往还有附加
力或力矩。“一种矿山用筛分设备”(专利号CN201520409766)等矿山设备技术领域发明，由电机通过驱动具有偏心质量的激振器，从而使筛床作周期性的不对称往复机械振动，
输出信号为线振动而非角振动。因此，上述发明均无法满足星上活动部件角振动模拟测试的需求。
发明内容
[0004] 本发明要解决的技术问题是：克服
现有技术的不足，本发明提出了一种微幅角振动激励器，结构简单紧凑，阻尼小频响快，输出的
扭矩或角位移信号精度高、幅值小，用于模拟星上活动部件的微幅角振动或者提供标准角振动信号输出，以获取扰动角振动信号对敏感载荷性能的影响。
[0005] 本发明的技术解决方案是：一种微幅角振动激励器，包括：底座、动子、挠性
铰链、n个音圈电机、
驱动器，其中，n为正整数；底座、动子同轴，组合对接形成中空的圆柱体结构；音圈电机离开底座的轴线，横向安装在底座和动子间对接的间隙处，音圈电机的活动端、固定端分别与底座、动子连接，各音圈电机产生推力之合力为且只产生扭矩；挠性铰链与底座、动子同轴，安装在圆柱体结构中部，两端分别与底座、动子相连，用于支撑动子同时传递动子的扭转
变形；驱动器与音圈电机连接，驱动音圈电机的活动端产生推力。
[0006] 所述挠性铰链包括上安装台、下安装台、弹
簧片，各弹簧片安装在上安装台和下安装台之间，沿周向分布。
[0007] 所述挠性铰链的上安装台或下安装台为圆柱形。
[0008] 所述弹簧片关于挠性铰链的中
心轴对称分布，沿上安装台、下安装台的周向均匀分布。
[0009] 所述挠性铰链的强度满足如下关系： 其中，σmax为挠性铰链最大承载
应力，σrk为挠性铰链的材料的疲劳极限，n1为安全系数。
[0010] 所述挠性铰链的柔度矩阵 满足沿Z轴方向转动的柔度系数 远大于柔度矩阵中的其他元素，其中，
坐标系以下安装台中心为坐标原点，Z轴沿挠性铰链对称轴并指向上安装台，X轴方向沿下安装台半径方向，Y轴由右手法则确定；柔度矩阵 中元素 代表第j个
自由度方向作用载荷对第m个自由度方向的柔度系数，m＝1,
2,...,6，j＝1,2,...,6；其中，下角标1～6分别代表挠性铰链的六个自由度方向，下角标1代表沿X轴平移、下角标2代表沿Y轴平移、下角标3代表沿Z轴平移、下角标4代表绕X轴转动、下角标5代表绕Y轴转动、下角标6代表绕Z轴转动。
[0012] 所述底座或动子的一阶基频f0≥1.2fcmax，其中，fcmax代表微幅角振动激励器的测量频段上限。
[0013] 所述底座或动子为带扇形凸台的圆柱体，扇形凸台沿圆柱体周向分布；底座上凸台数目与动子上凸台数目一致，底座凸台中心角与动子凸台中心角相等；底座的凸台数目或动子的凸台数目等于音圈电机数目；底座上各凸台中心角与动子上各凸台中心角之和为180°。
[0015] 本发明与现有技术相比的优点在于：
[0016] (1)本发明结构简单紧凑，可针对不同安装接口进行结构优化设计，满足星上不同
位置角振动源布置需求，用于模拟星上活动部件的微幅角振动或者提供标准角振动信号输出，以获取扰动角振动信号对敏感载荷性能的影响。
[0017] (2)本发明采用高精度、宽频段音圈电机作为动力装置，通过偏心横置方式将电机的推力转
化成扭矩驱动动子旋转输出角
激励信号，具有输出信号频段宽，幅值小，精度高的优点，可满足星上活动部件微幅角振动幅值和精度需求。
[0018] (3)本发明采用挠性铰链作为底座和动子的支撑连接部件，
自下而上无缝连接，相对传统轴承的连接方式，具有工艺性好，无摩擦、寿命长的优点。
[0019] (4)本发明装置挠性铰链采用弹簧片加上下安装台面的设计方式，扭转方向柔度高，在小角度范围内
刚度近似为线性，当承受其他方向载荷时，均至少有两个弹簧片承受面内载荷，刚度显著提高。
附图说明
[0020] 图1为本发明微幅角振动激励装置的剖视图；
[0021] 图2为本发明微幅角振动激励器装置的分解图；
[0022] 图3为本发明微幅角振动激励器装置的安装组合示意图；
[0023] 图4为本发明微幅角振动激励装置挠性铰链示意图；
[0024] 图5为本发明微幅角振动激励装置音圈电机示意图。
具体实施方式
[0025] 如图1、图2、图3所示，一种微幅角振动激励器，包括底座1、动子2、挠性铰链3、若干音圈电机4、驱动器5和连接
电缆6。
[0026] 底座1中心区域安装挠性铰链3，挠性铰链3上方安装动子2，音圈电机4横放在底座1和动子2的孔槽内。底座1是整个装置的
基座，动子2是装置的角激励信号的输出界面，挠性铰链3由上安装台31、若干弹簧片33和下安装台32组成，若干弹簧片33关于挠性铰链3中心对称分布，底座1、动子2和挠性铰链3组装后中心轴线重合。音圈电机4若干个，作为动力部件在装置内偏心横置，其
输出推力方向沿电机轴向沿角激励装置切向，驱动器5通过连接电缆6控制音圈电机4。
[0027] 驱动器5输出
电信号控制音圈电机4，如图5所示，音圈电机4的活动端41连接动子2，固定端42连接底座1，在电信号作用下活动端41进行直线运动，由于活动端41固定在动子
2上，导致动子2受到推力，动子2通过挠性铰链3连接在底座1上，由于挠性铰链3由若干弹簧片33等组成，可将转动自由度近似释放，于是动子2在音圈电机4的作用下绕挠性铰链3转动，动子2的
惯性力经挠性铰链3和音圈电机4传递至底座1，形成对本发明微幅角振动激励器的安装面的激励力矩。底座1、动子2同轴，组合对接形成中空的圆柱体结构。底座1和动子
2通过扇形凸台对接，底座1和动子2连接处的圆柱沿周向均匀分成若干扇形凸台，对凸台进行标号，编号为奇数的凸台位于底座1上，编号为偶数的凸台位于动子2上，底座1和动子2的凸台交叉对接，中部中空用于安装挠性铰链3，音圈电机4安装在底座1和动子2沿纵向的间隙处。
[0028] 底座1和动子2尺寸根据星上角振动部件的外形和接口尺寸确定，挠性铰链3的尺寸根据挠性铰链3强度和刚度设计的结果确定，音圈电机4的数目和型号根据安装空间和激振力/力矩幅值确定。
[0029] 设各音圈电机4产生推力为 偏离中心轴线形成的
力臂大小为li，对安装面产生的总扭矩T等于各音圈电机4产生扭矩之和。另外，为保证所有音圈电机4对安装面仅产生扭矩而无其它方向的力或力矩，各音圈电机4产生推力之合力为0。计算公式如下所示：
[0030] 其中，ξ＝1,2,...,n，n为音圈电机4数目，为正整数。
[0031] 挠性铰链3采用高强度的弹簧钢材料制作，需要综合考虑强度和刚度方面要求。其强度设计应满足如下关系：
[0032] 其中，σmax为挠性铰链3最大承载应力，σrk为材料的疲劳极限，n1为安全系数(大于等于1)。
[0033] 其刚度设计通过建立柔度矩阵 得到。首先定义挠性铰链3坐标系如下：以下安装台32底面中心为坐标原点，沿挠性铰链3对称轴并指向上安装台31为Z轴，X轴方向沿下安装台32半径方向，Y轴由右手法则确定。将挠性铰链3在空间X、Y、Z向承受的力[P1，P2，P3]和力矩[P4，P5，P6]矢量组成的六维载荷阵列记为P，对应产生的位移阵列为δ，根据结构平衡方程有，
[0034]
[0035] 当P＝I6×1，即挠性铰链3第j个自由度方向承受单位力而其余自由度载荷为0时，[0036]
[0037] 式中： 为柔度矩阵第j列，j＝1,2,...,6，它等于在挠性铰链3主
节点第j个自由度施加单位力矩时挠性铰链3的六个自由度上所产生的位移矢量δj。于是可得到[0038]
[0039] 式中：柔性矩阵中元素 (m,j＝1,2,...,6)代表第j个自由度方向作用载荷对第m个自由度方向的柔度系数。当m≠j时，一般 挠性铰链3刚度设计要求满足如下条件：绕Z轴方向转动的柔度系数 远大于柔度矩阵中的其他元素。挠性铰链3的六个自由度为沿X轴平移、沿Y轴平移、沿Z轴平移、绕X轴转动、绕Y轴转动、绕Z轴转动。 中，下角标1代表第1个自由度方向，即沿X轴平移；下角标2代表第2个自由度方向，即沿Y轴平移；下角标3代表第3个自由度方向，即沿Z轴平移；下角标4代表第4个自由度方向，即绕X轴转动；下角标5代表第5个自由度方向，即绕Y轴转动；下角标6代表第6个自由度方向，即绕Z轴转动。
[0040] 底座1和动子2外形尺寸受装置在星上安装空间和接口尺寸限制，中心孔尺寸与挠性铰链3尺寸匹配，底座1上扇形凸台数目与动子2上扇形凸台数目相等、底座1上凸台中心角与动子2上凸台中心角相等，且底座1的凸台数目和动子2的凸台数目等于音圈电机4数目，凸台中心角θi满足如下关系：
[0041]
[0042] 安装时底座1和动子2凸台与空隙上下匹配安装。另外为了保证宽频段角振动激励信号平稳输出，底座1和动子2的结构设计要求一阶基频高于测量频段上限，一般要求f0≥1.2fcmax，
[0043] 式中：f0代表底座1/动子2的一阶基频，fcmax代表测量频段上限，等于1000HZ。
[0045] 本发明实施例中音圈电机4数目2个，底座1为圆柱形，在两个相对象限区域有扇形凸台，动子2也为圆柱形，在另外两个相对象限区域有扇形凸台。底座1和动子2的扇形凸台两侧面分别有一个圆形孔，用于横向放置两个音圈电机4，音圈电机4的固定端41通过螺钉固定在底座1凸台侧面的两个孔内，活动端42通过螺钉固定在动子2凸台侧面的两个孔内，底座1和动子2扇形凸台组合形成的中心圆柱区域安装挠性铰链3；挠性铰链3上安装台31和下安装台32均为圆柱台形，通过四个安装孔分别固定在底座1和动子2上。考虑加工方便，实施例挠性铰链3中心弹簧片33数目为四个，成十字形布置(如图4挠性铰链3示意图所示)。
[0046] 本实施例中设计激振力矩幅值0.1Nm，距离中心轴线50mm对称布置两个音圈电机4，两音圈电机4线圈采用串接形式，输出推力大小相同方向相反，音圈电机4输出峰值推力
7.6N大于设计推力幅值2N。
[0047] 挠性铰链3由四片均匀分布弹簧片外加上下凸台组成，每弹簧片尺寸37mm×9mm×0.6mm，上/下凸台直径25mm，高度10mm。挠性铰链3可采用60Si2MnA棒材整体线切割而成，经分析工作极限应力σmax＝60.6Mpa<240Mpa/1.5， 高于其他方向柔度2个数量级。
[0048] 底座1和动子2为中心和相对象限区域挖空的圆柱形台体，整体包络尺寸分别为Φ85mm×50mm和Φ85mm×55mm，中心孔直径均为Φ26mm，深分别为40mm和45mm，底座1和动子2各有两个扇形凸台，每个凸台中心角为90°，高度30mm。底座1和动子2采用铝棒制成，经分析其一阶基频约为测量频段的5倍，满足测试要求。
[0049] 本发明未详细说明部分属于本领域技术人员公知技术。
