一種多向沖擊能量驅(qū)動的雙向緩沖桿座椅方案

一種多向沖擊能量驅(qū)動的雙向緩沖桿座椅方案

1動態(tài)雙向緩沖方案返回時，棕櫚葉緩沖座椅是載人飛行著陸系統(tǒng)中的一個重要緩沖裝置。在飛船回收著陸過程中,飛船著陸工況分析、緩沖座椅力學(xué)特性和航天員沖擊過載耐受能力等相關(guān)研究也越來越受到學(xué)者們的關(guān)注。如文獻討論了緩沖座椅動力學(xué)模型及其對胸背向過載的緩沖效果,進行了相關(guān)的試驗與設(shè)計。文獻認(rèn)為呈仰臥姿勢的航天員對不同軸向的沖擊載荷耐受能力是不同的,其中以頭盆向的耐受力最小。文獻關(guān)注到飛船著陸時地面風(fēng)的實際存在和艙-傘系統(tǒng)擺動的不可避免,使得返回艙建模分析中既有垂直速度又有水平速度的影響。但是,目前以“聯(lián)盟”為代表的載人飛船返回艙緩沖座椅設(shè)計中并未討論頭盆向加速度過載的緩沖設(shè)計;并且關(guān)于水平速度、水平加速度等影響因素與緩沖座椅設(shè)計相結(jié)合的文獻不多見。所以迫切需要研制一種新型緩沖座椅吸收垂直和水平兩個方向的能量,達(dá)到同時減小航天員的頭盆向和胸背向加速度過載的目的。為此,本文在沿用“聯(lián)盟”飛船座椅豎直脹環(huán)式緩沖桿和借鑒“阿波羅”飛船指令艙內(nèi)座椅多向緩沖桿的基礎(chǔ)上(見圖1),提出了在座椅腳蹬下添加水平脹環(huán)式緩沖桿的思路,形成了不同于文獻的新型雙向緩沖座椅方案。分別利用Lagrange方程和MSC.Adams軟件建立了座椅動力學(xué)模型,對進一步提高胸背向和頭盆向加速度緩沖性能進行了有益的嘗試。2緩沖區(qū)鎖的動態(tài)模型2.1向緩沖座椅的模型建立地面固定坐標(biāo)系O0XYZ用來描述飛船返回艙著陸過程,其中O0為艙體與地面的接觸點,O0X與返回艙著陸速度的水平投影方向重合,O0Z垂直地面向上,O0Y按右手坐標(biāo)系確定。為了保證飛船座椅能夠吸返收回艙前進或后退時的水平?jīng)_擊能量,在座椅前支座轉(zhuǎn)動鉸鏈點O′的兩側(cè)均設(shè)置了平行于艙底平面的脹環(huán)式非線性緩沖機構(gòu)——水平緩沖桿;它的一端與艙底平面固定連接,另一端與座椅轉(zhuǎn)動鉸鏈點O′連接,形成了如圖2所示的雙向緩沖座椅分析模型。返回艙內(nèi)整個座椅系統(tǒng)(包括豎直和水平緩沖桿)固結(jié)在艙體底部平面。在以點O為原點的座椅固定坐標(biāo)系Oxyz中,Ox沿著艙底部平面指向人體頭部方向,Oz沿著返回艙縱軸方向指向艙體頂端,Oy軸按右手坐標(biāo)法則確定。在座椅轉(zhuǎn)動坐標(biāo)系O′uvw中,O′u沿座椅斜長從點O′指向座椅與緩沖器連接點位置,O′w與O′u垂直并且指向艙體頂端,O′u,O′v,O′w組成右手坐標(biāo)系。研究中將人椅一同簡化為剛體梁模型,其質(zhì)量為m,相對于轉(zhuǎn)動點O′的轉(zhuǎn)動慣量為JO′,座椅與返回艙底部平面的夾角為φ,初始角度為φ0。質(zhì)心點為C,且點C沿剛體梁斜長至點O′的距離為uC;頭靠點為H,且點H下方的豎直緩沖桿至轉(zhuǎn)動點O′的水平距離為L。頭靠部位豎直緩沖桿對座椅施加了豎直緩沖力Pz和水平緩沖力Px;腳蹬部位水平緩沖桿施加了水平緩沖力Fx和豎直緩沖力Fz(由于連接緩沖桿和座椅的滑塊滑槽機構(gòu)之間的良好潤滑,故設(shè)Px≈0)。在慣性坐標(biāo)系O0XYZ中,由Lagrange方程得到雙向緩沖座椅運動方程{Jo′¨φ-Ρz(L-x)=muC(axsinφ+¨xsinφ-azcosφ)m¨x+m(ax-uC¨φsinφ-uC˙φ2cosφ)=Fx(1)?????Jo′φ¨?Pz(L?x)=muC(axsinφ+x¨sinφ?azcosφ)mx¨+m(ax?uCφ¨sinφ?uCφ˙2cosφ)=Fx(1)2.2緩沖桿緩沖作用在MSC.Adams中建立座椅緩沖系統(tǒng)虛擬樣機模型如圖3所示,主要包括:①模型實體:模擬座椅的剛體梁(定義其質(zhì)量、質(zhì)心、長度和轉(zhuǎn)動慣量);描述模型中運動約束的3個滑塊(均賦予很小的質(zhì)量)。②輸入沖擊:給底座施加運動速度來模擬著陸沖擊加速度。③緩沖桿:定義作用力來模擬緩沖桿的緩沖作用;定義傳感器分別判斷緩沖桿的開始啟動和進入反彈時刻。建模過程分為3個部分:①建立約束:由滑塊1與底座之間的平移副、滑塊1與剛體梁之間的鉸接副約束前支座部分的運動;由滑塊2與剛體梁之間的平移副、滑塊2與滑塊3之間的鉸接副約束后支座部分的運動。②豎直緩沖桿:建立滑塊3與底座之間的固定約束,定義傳感器1(用于判別仿真過程中滑塊3與底座的鎖緊力大小);一旦鎖緊力達(dá)到或超過預(yù)先設(shè)定的啟動閾值P1,則固定約束副失效,緩沖桿開始啟動,滑塊3在緩沖力P作用下與底座之間產(chǎn)生相對運動;定義傳感器2判別滑塊3與底座之間的相對速度,一旦速度反向則緩沖力P失效,同時作用一控制力保證滑塊3與底座鎖定。③同理,定義滑塊1和底座之間的約束、力、2個傳感器來描述水平緩沖桿,由于與豎直緩沖桿類似(其工作原理見本文2.3節(jié)內(nèi)容),為節(jié)約篇幅,此處不再贅述。2.3雙向緩沖桿聯(lián)合工作原理首先,雙向脹環(huán)式緩沖桿的緩沖力等效數(shù)值模擬是求解動力響應(yīng)的關(guān)鍵因素。由于前支座水平緩沖桿的緩沖原理和工作特性與后支座豎直緩沖桿一致,即緩沖機構(gòu)是依靠脹環(huán)依次通過緩沖柱桿上的固定錐套發(fā)生括徑變形來吸收沖擊能量。具體來說,當(dāng)緩沖桿承受的外力大于第一段脹環(huán)的啟動緩沖力P1或F1時,緩沖桿開始啟動,對應(yīng)時刻為t1或tx1;隨后,緩沖桿以設(shè)定的緩沖力Pwork或Fwork吸收能量;若座椅出現(xiàn)反彈,緩沖桿的反向鎖緊機構(gòu)施加反向力δPn或δFm,對應(yīng)時刻為tn或txm。因此,整個緩沖桿的工作過程可用豎直緩沖力Pz、豎直行程S、水平緩沖力Fx和行程Sx等效模擬,如下式所示Ρz={Ρ0<t≤t1Ρwork(S)t1<t≤tn-δΡntn<t(2a)Ρwork(S)={Ρ10≤S<S1Ρ2S1≤S<S2??Ρ5S4≤S<S5(2b)Fx={Ftx0<t≤tx1Fwork(Sx)tx1≤t≤txm-δFmtxm<t(3a)Fwork(Sx)={F10≤Sx<Sx1F2Sx1≤Sx<Sx2??FmSxm-1≤Sx<Sxm(3b)Pz=?????PPwork(S)?δPn0<t≤t1t1<t≤tntn<t(2a)Pwork(S)=???????????P1P2?P50≤S<S1S1≤S<S2?S4≤S<S5(2b)Fx=?????FFwork(Sx)?δFmtx0<t≤tx1tx1≤t≤txmtxm<t(3a)Fwork(Sx)=???????????F1F2?Fm0≤Sx<Sx1Sx1≤Sx<Sx2?Sxm?1≤Sx<Sxm(3b)值得一提的是,如果設(shè)計的啟動緩沖力F1始終大于緩沖桿承受的外力,則水平緩沖桿不啟動、不產(chǎn)生緩沖作用,此時的雙向緩沖座椅退化成只有豎直緩沖桿的鉸接支撐座椅(簡稱為豎直緩沖座椅)。其次,相比于單向豎直緩沖桿,雙向緩沖座椅中Fx與Pz兩者的聯(lián)合工作流程更復(fù)雜。結(jié)合式(2)～(3)對圖4的理解如下:①工況分類:啟動(t1或tx1)和反彈(tn或txm)兩個時刻點將各自緩沖桿分成3種工況,故兩個緩沖桿的聯(lián)合工作共存在9種情況;②工況順序:若用“自上而下”的流程表示工況的先后發(fā)生,緩沖桿必然是“開始處于未啟動工況(在流程上端)、中間經(jīng)歷緩沖過程、最終進入反彈工況(在流程下端)”。最后,整個動力響應(yīng)過程是:以沖擊加速度ax和az作為已知輸入,結(jié)合兩種緩沖機構(gòu)的工作流程,求解耦合了廣義坐標(biāo)φ和x的非線性微分方程組和約束方程,得到了座椅上任意點G的胸背向加速度aτG和頭盆向加速度anG為aτG=azcosφ-axsinφ-¨xsinφ+uG¨φ(4)anG=azsinφ+axcosφ+¨xcosφ-uG(˙φ)2(5)aτG=azcosφ?axsinφ?x¨sinφ+uGφ¨(4)anG=azsinφ+axcosφ+x¨cosφ?uG(φ˙)2(5)式中uG為點O′沿座椅至點G的斜長(見圖2)。3緩沖式變剛度調(diào)度參數(shù)2由文獻擬合的艙體沖擊經(jīng)驗公式,本文以返回艙垂直速度Vz=+9m/s、水平速度Vx=±12m/s著陸時傳遞至返回艙的沖擊加速度為最惡劣著陸工況,得到垂直加速度az和水平加速度axaz={62g[1-cos(2πt/0.03)]20<t<0.030t>0.03(6)ax={31g[1-cos(2πt/0.04)]20<t<0.040t>0.04(7)az={62g[1?cos(2πt/0.03)]200<t<0.03t>0.03(6)ax={31g[1?cos(2πt/0.04)]200<t<0.04t>0.04(7)其中重力加速度g=9.8m/s2,無水平?jīng)_擊著陸工況是指只有az而無ax輸入沖擊加速度情況。緩沖座椅模型中各參數(shù)如表1所示。豎直緩沖桿共有n=8段脹環(huán),對應(yīng)的緩沖力P1～P8依次為6,8,10,10,10,10,10.6,11.2kN,緩沖行程S1～S8依次為30,60,90,120,150,180,210,240mm。本文水平緩沖桿參數(shù)的選取依據(jù)是:由于輸入沖擊分為低、中、高三個量級,使得水平緩沖桿至少需要3段脹環(huán);若在每段之間添加一個過渡脹環(huán),結(jié)合文獻中每段長度為30mm的設(shè)計結(jié)果,確定共有m=5段脹環(huán),對應(yīng)的緩沖力F1～F5依次為6,7,8,9,10kN,緩沖行程Sx1～Sx5依次為30,60,90,120,150mm。3.1計算結(jié)果分析對本文建立的動力學(xué)模型和MSC.Adams軟件進行數(shù)值仿真,在相同的有水平?jīng)_擊著陸工況下,座椅頭部點H的胸背向和頭盆向加速度響應(yīng)曲線,如圖5,6所示。從計算結(jié)果可知:①Adams軟件仿真結(jié)果與本文模型計算結(jié)果基本一致;②雙向緩沖和豎直緩沖座椅的胸背向加速度峰值區(qū)別很小;③豎直緩沖座椅的頭盆峰值為37.6g;雙向緩沖座椅緩沖效果明顯,其峰值下降了70%,僅為11.2g,亦與無水平?jīng)_擊下豎直緩沖座椅的頭盆峰值(為11.0g)區(qū)別不大。同時,筆者針對負(fù)水平?jīng)_擊工況展開了研究,其所得內(nèi)容仍符合上述結(jié)論;并且,與同一豎直緩沖座椅相比,負(fù)水平?jīng)_擊工況下雙向座椅的緩沖效果更佳。由于內(nèi)容重復(fù),本文只給出了正水平?jīng)_擊工況的算例分析。3.2轉(zhuǎn)動中心的響應(yīng)首先,給出轉(zhuǎn)動中心點D的定義。由式(1)導(dǎo)出任意點G的胸背向加速度aτG=azcosφ-axsinφ-¨xsinφ+uG¨φ=uG(L-x)Ρz/JΟ′+(azcosφ-axsinφ-¨xsinφ)(1-uGmuC/JΟ′)(8)aτG=azcosφ?axsinφ?x¨sinφ+uGφ¨=uG(L?x)Pz/JO′+(azcosφ?axsinφ?x¨sinφ)(1?uGmuC/JO′)(8)存在使式(8)中第二項為零的點D,滿足uD=JΟ′/muC(9)uD=JO′/muC(9)此點稱為轉(zhuǎn)動中心點,對應(yīng)的胸背向加速度aDτ和頭盆向加速度aDn為aDτ=(L-x)Ρz/muC(10)aDn=azsinφ+axcosφ+¨xcosφ-uD(˙φ)2(11)其次,分析轉(zhuǎn)動中心點D的性質(zhì)。式(8)～(10)給出了轉(zhuǎn)動中心點D的定義和胸背向響應(yīng),圖7給出了Pz,Fx和aDτ,ax,az對應(yīng)曲線產(chǎn)生轉(zhuǎn)折的時刻點,綜合兩者可知:①盡管式(8)中包含了ax,az和¨x,但其第二項為零的條件使胸背向響應(yīng)aDτ不直接受ax,az和Fx影響,而只受Pz的影響;②圖7中胸背向加速度aDτ響應(yīng)曲線與豎直緩沖力Pz響應(yīng)曲線產(chǎn)生變化的時刻點吻合,說明轉(zhuǎn)動中心點胸背向加速度aDτ受ax,az和Fx影響較小,受Pz的影響較大。③由式(8)～(10)分析的結(jié)論與圖7曲線所示的結(jié)論一致。最后,討論座椅上不同位置特征點的響應(yīng)。類似于文獻,以頭部點H、轉(zhuǎn)動中心點D和距離低于uD的任意測點作為座椅上的特征點。在相同著陸工況下,圖8分別給出3個測點的胸背向和頭盆向加速度響應(yīng),其中,第一個測點位置是0.2uD;第二個測點是D點;第三個測點是H點、位置是1.8uD。綜合式(8)～(10)和圖8,可知:①座椅上任意點G的位置不同,導(dǎo)致式(8)中第二項“(azcosφ-axsinφ)(1-uGmuC/JO′)”的變化趨勢發(fā)生改變。因此,胸背向加速度以轉(zhuǎn)動中心點D為界呈現(xiàn)不同的波峰和波谷,其峰值在轉(zhuǎn)動中心處最低、且向座椅兩側(cè)遞增。這一規(guī)律與文獻中豎直緩沖座椅胸背向加速度的規(guī)律一致。②3個測點的頭盆向加速度變化規(guī)律相似,其峰值在11～13g;故座椅上不同測點位置對頭盆向加速度的影響較小。4頭盆向加速度分析在現(xiàn)有飛船座椅豎直脹環(huán)式緩沖桿的基礎(chǔ)上,提出了雙向緩沖座椅模型,實現(xiàn)了吸收水平?jīng)_擊能量、降低航天員頭盆向過載的目的。數(shù)值仿真驗證了座椅建模的正確性,得到如下結(jié)論:1)在較大水平?jīng)_擊下著陸,添加了水平緩沖桿的雙向緩沖座椅對頭盆向加速度的緩沖效果十分明顯,能夠?qū)⒇Q直緩沖座椅的頭盆峰值降低了70%左右,接近無水平?jīng)_擊時豎直緩沖座椅的頭盆峰值范圍