CN102609561B - 一种转动部件对挠性动力学影响的仿真方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种转动部件对挠性动力学影响的仿真方法，包括：对大型转动部件的特性进行分析，建立所述大型转动部件的动力学模型；对转动部件所带的挠性附件进行结构动力学分析，经过模态截断后生成线性化的模态坐标下描述的振动模型，结合刚体动力学模型建立带有挠性附件的多体动力学模型；在之前建立的模型的基础上建立挠性卫星姿态动力学与控制系统模型，利用该模型进行仿真。该方法可用于姿轨控与动力学设计过程中对设计结果进行验证，也可用于在轨运行期间的故障判定和反演。本发明解决了转动部件对动力学影响分析的实际工程问题，取得了提高平台稳定性和可靠性的有益效果。

Description

一种转动部件对挠性动力学影响的仿真方法

技术领域

本发明涉及结构动力学和动力学，更具体地说，涉及一种转动部件对挠性动力学影响的仿真方法。

背景技术

随着现代技术的发展，对卫星的指向精度和稳定度，以及长寿命和高可靠性等要求日渐提高，卫星中的转动部件与结构挠性附件耦合振动对动力学的影响越来越引起人们的关注，挠性动力学建模与分析成为航天领域研究的一个重要课题。

在飞行与控制过程中，扰动力(力矩)和控制力(力矩)不仅会引起位置与姿态的改变，而且会激起转动部件中的挠性附件的弹性振动，挠性附件的弹性振动进而又影响到卫星的控制精度和载荷成像稳定性。特别是当转动部件产生的周期性力矩与挠性附件振动频率耦合时，容易引发挠性附件共振，严重影响卫星的正常工作，耦合振动严重时甚至还会引起挠性附件疲劳损伤。因此，在动力学分析与控制设计中，必须分析并仿真转动部件运动干扰能否与附件结构挠性发生耦合，以及对动力学的影响程度。但在现有技术中还不存在这样的方法。

发明内容

本发明的目的是克服现有技术对转动部件及其挠性附件发生耦合时缺乏分析的缺陷，从而提供一种准确、快速的仿真方法。

为解决上述技术问题，本发明提供了一种转动部件对挠性动力学影响的仿真方法，包括：

步骤1)、对大型转动部件的特性进行分析，建立所述大型转动部件的动力学模型；

步骤2)、对转动部件所带的挠性附件进行结构动力学分析，经过模态截断后生成线性化的模态坐标下描述的振动模型，结合刚体动力学模型建立带有挠性附件的多体动力学模型；

步骤3)、在步骤1)和步骤2)所建立的模型的基础上建立挠性卫星姿态动力学与控制系统模型，利用该模型进行仿真。

上述技术方案中，在所述的步骤1)中，所述大型转动部件的动力学模型为所述转动部件的动不平衡量、静不平衡量对整星质心的干扰力F和力矩T；

$F={\mathrm{\ω}}_r^2\left[\begin{array}{c}{B}_j\cos {\mathrm{\β}}_j\\ B_j\sin {\mathrm{\β}}_j\\ 0\end{array}\right],$ $T={\mathrm{\ω}}_r^2\left[\begin{array}{c}{B}_d\sin {\mathrm{\β}}_d-z_a{B}_j\cos {\mathrm{\β}}_j\\ B_d\cos {\mathrm{\β}}_d+z_a{B}_j\sin {\mathrm{\β}}_j\\ x_a{B}_j\cos {\mathrm{\β}}_j-y_a{B}_j\sin {\mathrm{\β}}_j\end{array}\right]$

其中，B_j为静不平衡量大小，B_j为静不平衡量相位，B_d为动不平衡量大小，β_d为动不平衡量相位，[x_a，y_a，z_a]为参考点在本体系坐标，ω_r为转动部件转速。

上述技术方案中，所述的多体动力学模型包括：

其中，ω为角速度，v_c为质心线速度，η为模态变量，Ω为挠性附件振动基频，ξ为挠性附件振动阻尼系数，BR、BT分别为挠性附件相对质心的转动、平动耦合系数，F、T分别为转动部件动、静不平衡引起干扰力和力矩。

本发明的优点在于：

能够准确的反映真实的动力学状况，设计时期的分析能及时发现和诊断出姿轨控分系统设计方案的动力学不稳定因素；在轨运行期间的分析能快速、准确的复现在轨振动情况，准确定位振动原因，确保正常飞行和业务运行。

附图说明

附图1为在一个实施例中本发明的方法的流程图；

附图2为在一个实施例中本发明的耦合动力学仿真模型架构。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施方式对本发明做进一步说明。

参考图1，本发明的方法包括以下步骤：

步骤1)、对大型转动部件的特性进行分析，建立所述大型转动部件的动力学模型。

转动部件在出场时一般都进行了配平衡，但仍然会有残余的静不平衡量与残余的动不平衡量，所述的残余静不平衡量和残余动不平衡量是考核转动部件动力学性能的重要指标。由残余静不平衡量和残余动不平衡量可引起转动部件的干扰力矩，因此，由残余静不平衡量和残余动不平衡量可创建用于输出干扰力矩的转动部件动力学模型。所述残余静不平衡量和动不平衡量一般以模和相位的形式给出，此外，在给出残余静不平衡量和量时须确认参考点位置，一般将其选在转动部件的名义质心处。所要创建的动力学模型的输入量如下表所示：

表1

动不平衡量、静不平衡量对整星质心的干扰力F和力矩T可分别表示为：

$F={\mathrm{\ω}}_r^2\left[\begin{array}{c}{B}_j\cos {\mathrm{\β}}_j\\ B_j\sin {\mathrm{\β}}_j\\ 0\end{array}\right],$ $T={\mathrm{\ω}}_r^2\left[\begin{array}{c}{B}_d\sin {\mathrm{\β}}_d-z_a{B}_j\cos {\mathrm{\β}}_j\\ B_d\cos {\mathrm{\β}}_d+z_a{B}_j\sin {\mathrm{\β}}_j\\ x_a{B}_j\cos {\mathrm{\β}}_j-y_a{B}_j\sin {\mathrm{\β}}_j\end{array}\right]---\left(1\right)$

上述干扰力F和力矩T的表达式也就是为所述大型转动部件所建立的动力学模型。

步骤2)、对转动部件所带的挠性附件进行结构动力学分析，经过模态截断后生成线性化的模态坐标下描述的振动模型，结合刚体动力学模型建立带有挠性附件的多体动力学模型。

在本步骤中，在经典力学理论基础上，应用达朗伯原理和动量守恒定理推导出挠性动力学方程，即刚体动力学模型(如下文公式(2)中的第一、第二个方程)；应用拉格朗日方程和虚功原理建立挠性附件弹性振动的数学模型，即挠性附件弹性振动方程(如下文公式(2)中的第三个方程)。将挠性附件弹性振动方程与挠性平动、转动动力学方程联立得到挠性动力学基本方程，即多体动力学方程。应用约束模态法，对基本方程做模态截断，求取近似解，得到混合坐标下的基本方程如下：

其中，ω为角速度，v_c为质心线速度，η为模态变量，Ω为挠性附件振动基频，ξ为挠性附件振动阻尼系数，BR、BT分别为挠性附件相对质心的转动、平动耦合系数，F、T分别为转动部件动、静不平衡引起干扰力和力矩。

步骤3)、在步骤1)和步骤2)所建立的模型的基础上建立挠性卫星姿态动力学与控制系统模型，利用该模型进行仿真。

如图2所示，所述的挠性卫星姿态动力学与控制系统模型包括刚体动力学模型、挠性附件振动模型、转动部件力矩模型和控制系统模型。其中，所述的控制系统模型用于对其他模型做反馈控制，该模型可通过现有技术实现。

仿真过程中，转动部件力矩模型生成随时间变化的干扰力F和力矩T，发送给刚体动力学模型；刚体动力学模型包含平动和转动动力学模型，输入量为转动部件干扰力F、干扰力矩T和挠性附件振动的模态变量n，输出量为欧拉角Euler、角速度ω和质心线速度v_c；挠性附件振动模型接收来自刚体动力学模型的角速度ω和质心线速度v_c，输出模态坐标n返回给刚体动力学模型；控制系统模型包含确定、控制和执行机构模型，采集欧拉角Euler和角速度ω，以角动量交换方式对进行反馈控制。

在完成上述仿真操作以后，本领域技术人员可根据仿真结果做进一步的故障分析、设计结果验证等操作。

显然，本领域的技术人员可以对本发明进行各种改动和变形而不脱离本发明的精神和范围。这样，倘若这些修改和变形属于本发明权利要求及其等同技术的范围之内，则本发明也意图包含这些改动和变形在内。

Claims (1)

1.一种转动部件对挠性动力学影响的仿真方法，包括：

步骤1)、对大型转动部件的特性进行分析，建立所述大型转动部件的动力学模型；

步骤2)、对转动部件所带的挠性附件进行结构动力学分析，经过模态截断后生成线性化的模态坐标下描述的振动模型，结合刚体动力学模型建立带有挠性附件的多体动力学模型；

步骤3)、在步骤1)和步骤2)所建立的模型的基础上建立挠性卫星姿态动力学与控制系统模型，利用该模型进行仿真；

在所述的步骤1)中，所述大型转动部件的动力学模型为所述转动部件的动不平衡量、静不平衡量对整星质心的干扰力F和力矩T；

$F={\mathrm{\ω}}_r^2\left[\begin{array}{c}{B}_j\cos {\mathrm{\β}}_j\\ B_j\sin {\mathrm{\β}}_j\\ 0\end{array}\right],T={\mathrm{\ω}}_r^2\left[\begin{array}{c}{B}_d\sin {\mathrm{\β}}_d-z_a{B}_j\cos {\mathrm{\β}}_j\\ B_d\cos {\mathrm{\β}}_d+z_a{B}_j\sin {\mathrm{\β}}_j\\ x_a{B}_j\cos {\mathrm{\β}}_j-y_a{B}_j\sin {\mathrm{\β}}_j\end{array}\right],$

其中，B_j为静不平衡量大小，β_j为静不平衡量相位，B_d为动不平衡量大小，β_d为动不平衡量相位，[x_a，y_a，z_a]为参考点在本体系坐标，ω_r为转动部件转速；

所述的多体动力学模型包括：

$\left\{\begin{array}{c}m{\stackrel{\·}{v}}_c+\mathrm{BT}\stackrel{\·\·}{\mathrm{\η}}=F\\ J_o\·\stackrel{\·}{\mathrm{\ω}}+\mathrm{\ω}\×(J_o\·\mathrm{\ω})+\mathrm{BR}\stackrel{\·\·}{\mathrm{\η}}=T\\ \stackrel{\·\·}{\mathrm{\η}}+2\mathrm{\ξ\Ω}\stackrel{\·}{\mathrm{\η}}+{\mathrm{\Ω}}^2\mathrm{\η}+{\mathrm{BR}}^T\stackrel{\·}{\mathrm{\ω}}+{\mathrm{BT}}^T{\stackrel{\·}{v}}_c=0\end{array}\right.,$

其中，ω为角速度，v_c为质心线速度，η为模态变量，Ω为挠性附件振动基频，ξ为挠性附件振动阻尼系数，BR、BT分别为挠性附件相对质心的转动、平动耦合系数，F、T分别为转动部件动、静不平衡引起干扰力和力矩。

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