用于延长气浮陀螺平台工作时长的热控装置及其设计方法

1.本发明涉及电气设备及气浮陀螺稳定平台节能技术领域，具体涉及用于延长气浮陀螺平台工作时长的热控装置及其设计方法。


背景技术：

2.气浮陀螺稳定平台是利用陀螺仪特性保持平台台体方位稳定的装置，简称陀螺平台、惯性平台，用来测量运动载体姿态，并为测量载体线加速度建立参考坐标系，或用于稳定载体上的某些设备；而在气浮陀螺稳定平台使用的过程中，由于通电等作用，导致气浮陀螺稳定平台内的部件温度升高，惯导平台热控制系统的任务是控制惯导平台设备和结构的温度在要求的范围内，具体为：
3.(1)常温要求，从可靠性角度考虑，nasa认为一般的电子设备应当保持在-15～ 50℃的范围；气浮陀螺稳定平台能在-40～50℃的外部环境下工作，热待机状态装备外部环境温度为14～30℃，可以满足平台正常工作时对于外部环境的温度要求；
4.(2)恒温要求，为保持系统的工作可靠性和稳定性，根据平台使用要求，热待机状态下，平台壳体内温度应保持在30
±
3℃；由于腔内温度环境受到腔内各发热元件的综合影响，腔内温度的恒定能够表明各单表均处在一定的温度范围，而这个温度下各单表能够保持高性能工作，因此需要保持腔内恒温；
5.(3)温度均匀性和稳定性要求，这是指对于一些结构件的温度分布均匀性的要求，特别是有些有效载荷要求极高的结构稳定性，必须严格控制其热变形，对于陀螺仪，当沿陀螺马达陀螺马达的主轴承两端出现1℃的温度梯度时，约会产生0.01的漂移；
6.(4)在装备进入发射状态前，装备系统就已经处于热待机状态，长时间通电作用下的温度上升需要有降温措施来进行控制，当装备由战备状态转为发射状态后，温控则完全由弹上设计的温控系统进行温度调节；
7.因此，亟需设计一种能够应用于气浮陀螺稳定平台连续工作时长的热控装置，以达到精准控温的效果。


技术实现要素：

8.针对上述存在的问题，本发明旨在提供用于延长气浮陀螺平台工作时长的热控装置及其设计方法，本热控装置通过半导体制冷产生低温源，利用对流换热原理对氮气进行降温，在使用过程中，能够有效降低平台气源的温度，进而延长气浮陀螺惯导平台的连续工作时长，具有控温效果好、能够实现气腔内气体温度的高精度控制的特点。
9.为了实现上述目的，本发明所采用的技术方案如下：
10.用于延长气浮陀螺平台工作时长的热控装置的设计方法，包括步骤
11.s1.对气浮陀螺惯导平台与其供气结构进行分析，确定热控装置控制方式；
12.s2.在热控装置控制方式确定后，分析气源供气温度对气浮线性加速度计和气浮摆的影响，确定热控装置在气浮陀螺惯导平台上的设置位置；
13.s3.利用fluent有限元仿真定量研究降低供气温度对陀螺仪和陀螺加速度计陀螺马达温度变化的影响，采用差值法重新设置平台热分析的边界条件；
14.s4.在经步骤s3得到平台腔内温度受不同供气温度影响的变化规律后，利用对流换热原理设计热控装置。
15.优选的，步骤s1所述的对气浮陀螺惯导平台与其供气结构进行分析，确定热控装置控制方式的过程包括步骤
16.s101.对气浮陀螺惯导平台的供气系统进行结构和工作原理分析；
17.s102.对气浮陀螺惯导平台的气浮仪表进行分析；
18.其中所述气浮仪表包括气浮陀螺仪、气浮陀螺加速度计、气浮线性加速度计和气浮摆；
19.s103.分析气源供气温度的变化对气浮陀螺仪和气浮陀螺加速度计的影响，得到在一定范围内降低通气温度时，并不会对陀螺精度产生明显影响，确定可以利用降低供气温度来控制气浮陀螺惯导平台的温度变化；
20.优选的，步骤s2所述的气源供气温度对气浮线性加速度计和气浮摆的影响的分析过程包括步骤
21.s201.分析气源供气温度对气浮线性加速度计的影响，得到降低供气温度不会对气浮线性加速度计产生明显影响；
22.s202.分析气源供气温度对气浮摆的影响，得到供气温度的变化也不会对气浮摆的工作产生明显影响，得到可以将气体热控装置设置在气浮陀螺惯导平台供气系统中的减压器和过滤器之间。
23.优选的，步骤s3所述的利用fluent有限元仿真定量研究降低供气温度对陀螺仪和陀螺加速度计陀螺马达温度变化的影响，采用差值法重新设置平台热分析的边界条件的步骤包括
24.s301.构建浮子组件的有限元模型；
25.s302.对构建得到的浮子组件有限元模型进行流热耦合仿真分析。
26.优选的，步骤s4所述的热控装置的设计过程包括
27.s401.热控装置的硬件设计
28.(1)硬件的相关参数计算；
29.(2)相关硬件的选择和安装；
30.s402.热控装置的性能测试。
31.用于延长气浮陀螺平台工作时长的热控装置，所述热控装置设置于气浮陀螺稳定平台供气系统的减压器和过滤器之间，包括热氮气接入管道、温控器、继电器、电源、半导体制冷单元和冷氮气输出管道；
32.所述半导体制冷单元包括空气对流换热器、半导体制冷元件和氮气对流换热腔，其中所述空气对流换热器和半导体制冷元件均设置在氮气对流换热腔内，且通过半导体制冷元件控制空气对流换热器动作；
33.所述热氮气接入管道的一端与气浮陀螺稳定平台气源的减压器连接，另一端与半导体制冷元件的气源接入端连接；
34.所述冷氮气输出管道的一端与气浮陀螺稳定平台气源的过滤器连接，另一端与半
导体制冷元件的气源输出端连接；
35.所述温控器设置在冷氮气输出管道的管路上，且所述温控器的信号输出端与继电器的信号输入端连接，所述继电器用于控制半导体制冷元件的功率；
36.所述电源用于给继电器供电。
37.优选的，所述的半导体制冷元件包括双层半导体制冷片、散热片和散热风扇，所述散热片采用翅片式散热片，所述散热风扇为轴流风扇，轴流风扇固定在散热片的肋片上，对散热片进行散热，所述双层半导体制冷片贴设在散热片的中间。
38.优选的，所述的半导体制冷片的四周用隔热垫包裹，且所述双层半导体制冷片的冷端贴设于铝合金的氮气对流换热腔的气腔一侧。
39.优选的，所述的温控器为微电脑数字温度控制器，且微电脑数字控制器由直流电源供电；
40.所述继电器单相固态继电器，且在所述固态继电器上安装有散热架和散热风扇；
41.所述的电源为直流开关电源。
42.本发明的有益效果是：本发明公开了用于延长气浮陀螺平台工作时长的热控装置及其设计方法，与现有技术相比，本发明的改进之处在于：
43.1.本发明设计了用于延长气浮陀螺平台工作时长的热控装置，所述热控装置设置于气浮陀螺稳定平台供气系统的减压器和过滤器之间，包括热氮气接入管道、温控器、继电器、电源、半导体制冷单元和冷氮气输出管道，本热控装置通过半导体制冷产生低温源，利用对流换热原理对氮气进行降温，在使用过程中，能够有效降低平台气源的温度，进而延长气浮陀螺惯导平台的连续工作时长，具有控温效果好、能够实现气腔内气体温度的高精度控制的优点；
44.2.本发明设计了用于延长气浮陀螺平台工作时长的热控装置的研究和设计方法，本方法通过对气浮陀螺惯导平台与其供气结构进行分析，确定热控装置控制方式，在热控装置控制方式确定后，分析气源供气温度对气浮线性加速度计和气浮摆的影响，确定热控装置在气浮陀螺惯导平台上的设置位置，利用fluent有限元仿真定量研究降低供气温度对陀螺仪和陀螺加速度计陀螺马达温度变化的影响，采用差值法重新设置平台热分析的边界条件，得到：(1)通过降低供气温度来延长气浮陀螺惯导平台一次连续工作时间具有一定的可行性；对陀螺仪和陀螺加速度计，在轴承间隙允许范围内，不改变供气压力，气源温度的降低会造成浮子沿oz轴向下偏移，偏移量在误差允许范围内；对线性加速度计和气浮摆，一定范围内供气温度的下降所带来的影响可以忽略；(2)供气温度的高低对浮子组件的温度变化影响较为明显，在假设条件下，当气体温度降低20℃时，陀螺马达的温度约变化12℃，且马达温度随着供气温度呈线性变化；(3)通过平台热控仿真发现，供气温度每变化5℃的温度梯度，平台腔内约变化2℃等研究结果，可以为热控系统的设计和热试验的实施方案提供有效的理论参考。
附图说明
45.图1为本发明热控装置的工作原理图。
46.图2为本发明实施例1气浮陀螺惯导平台的工作原理图。
47.图3为本发明实施例1气浮陀螺惯导平台陀螺马达传热途径图。
48.图4为本发明实施例1径向轴承的剖视图。
49.图5为本发明实施例1轴向止推轴承的剖视图。
50.图6为本发明实施例1当量垫的结构示意图。
51.图7为本发明实施例1气垫的压力分布图。
52.图8为本发明实施例1线性加速度表工作原理图。
53.图9为本发明实施例1气浮摆的工作原理图。
54.图10为本发明实施例1供气系统气源降温原理图。
55.图11为本发明实施例1气源热控仿真思路图。
56.图12为本发明实施例1浮子组件和轴承流体区域的三维模型图。
57.图13为本发明实施例1浮子组件温度场云图。
58.图14为本发明实施例1流体域温度场和流线图
59.图15为本发明实施例1不同供气温度下陀螺仪陀螺马达的温度变化曲线图.
60.图16为本发明实施例1供气温度对平台温度变化的影响曲线图。
61.图17为本发明实施例1先通电再降低供气温度仿真结果图。
62.图18为本发明实施例1通电2h降低供气温度平台陀螺仪和陀螺加速度计温度变化曲线图。
63.图19为本发明实施例1通电2.5h降低供气温度平台陀螺仪和陀螺加速度计温度变化曲线图。
64.图20为本发明实施例2气体降温曲线图。
65.图21为本发明实施例3预试验温度变化结果曲线图。
66.图22为本发明实施例3进气温度为15℃时，不同长度气管进(左)出(右)气口截面温度场云图。
67.图23为本发明实施例3进气温度为5℃时，不同长度气管进(左)出(右)气口截面温度场云图。
68.图24为本发明实施例3热控试验现场图。
69.图25为本发明实施例3原供气温度与供气降温后试验结果对比图。
70.图26为本发明热控试验结果与平台热分析模型计算结果对比图。
71.图27为本发明热控试验结果与平台热控仿真模型计算结果对比图。
72.其中：在图14中，图(a)为实施例1流体域温度场图，图(b)为实施例1流线图；
73.在图16中，图(a)为供气温度对x陀螺仪平台温度变化的影响曲线图，图(b)为 供气温度对y陀螺仪平台温度变化的影响曲线图，图(c)为供气温度对z陀螺仪平台温度 变化的影响曲线图，图(d)为供气温度对螺仪平台y陀螺加速度计温度变化的影响曲线图， 图(f)为供气温度对螺仪平台腔内温度变化的影响曲线图；
74.在图18中，图(a)为通电2h降低供气温度平台陀螺仪温度变化曲线图，图(b)为通电2h 降低供气温度平台陀螺加速度计温度变化曲线图；
75.在图19中，图(a)为通电2.5h降低供气温度平台陀螺仪温度变化曲线图，图(b)为通电 2.5h降低供气温度平台陀螺加速度计温度变化曲线图；
76.在图20中，图(a)为不预冷冷风机出气口温度变化曲线图，图(b)为预冷冷风机出气口温度变化曲线图；
77.在图22中，图(a)为气管长度10mm时，进气管气口截面温度场云图，图(b)为气管长度50mm时，出气管气口截面温度场云图，图(c)为气管长度100mm时，进气管气口截面温度场云图，图(d)为气管长度1000mm时，出气管气口截面温度场云图；
78.在图23中，图(a)为气管长度10mm时，进气管气口截面温度场云图，图(b)为气管长度50mm时，出气管气口截面温度场云图，图(c)为气管长度100mm时，进气管气口截面温度场云图，图(d)为气管长度1000mm时，出气管气口截面温度场云图；
79.在图25中，图(a)为x陀螺仪原供气温度与供气降温后试验结果对比图，图(b)为y陀螺仪原供气温度与供气降温后试验结果对比图，图(c)为z陀螺仪原供气温度与供气降温后试验结果对比图，图(d)为x陀螺仪加速度计原供气温度与供气降温后试验结果对比图，图(e)为 y陀螺仪加速度计原供气温度与供气降温后试验结果对比图，图(f)为平台腔内原供气温度与供气降温后试验结果对比图；
80.在图27中，图(a)为x陀螺仪热控试验结果与平台热控仿真模型计算结果对比图，图(b) 为y陀螺仪热控试验结果与平台热控仿真模型计算结果对比图，(c)为z陀螺仪热控试验结果与平台热控仿真模型计算结果对比图，图(d)为x陀螺仪加速度计热控试验结果与平台热控仿真模型计算结果对比图，图(e)为y陀螺仪加速度计热控试验结果与平台热控仿真模型计算结果对比图，图(f)为平台腔内热控试验结果与平台热控仿真模型计算结果对比图。
具体实施方式
81.为了使本领域的普通技术人员能更好的理解本发明的技术方案，下面结合附图和实施例对本发明的技术方案做进一步的描述。
82.实施例1：参照附图1-19所示的用于延长气浮陀螺平台工作时长的热控装置的研究方法，其具体研究过程包括步骤
83.s1.气源热控分析
84.对气浮陀螺惯导平台与其供气结构进行分析，主要包括供气系统和气浮仪表；
85.s101.对供气系统进行结构和工作原理分析
86.气浮陀螺惯导平台上的陀螺、加速度计等气浮元件的供气，是由气瓶、减压器、过滤器、稳压器组成的供气系统提供，所供气体为洁净氮气，供气系统原理如图2所示；在平台内部，气体由聚氨酯弹性材料压制成内径为5mm的气管输送，在各轴转动位置，采用轴承和输气咀组成的输气装置；
87.s102.对气浮仪表进行分析，所述气浮仪表包括气浮陀螺仪、气浮陀螺加速度计、气浮线性加速度计和气浮摆；
88.(1)气浮陀螺仪的结构，它由浮子组件、内环、三段式空气轴承、组合式传感器和输电装置等组成；高速旋转的磁滞同步陀螺马达由主轴承支撑在内框架上，内框架与其端盖一起构成浮筒，浮筒由气浮三段式轴承支承悬浮在壳体内；在浮筒内充有0.5-0.6kg/cm2低压气体(氦气)；
89.(2)气浮陀螺加速度计，气浮陀螺加速度计主要由测量头、伺服回路及整形电路等组成；其中测量头由陀螺马达、小锥式结构静压气浮轴承、微动同步器、力矩马达、磁阻式角度传感器、壳体和输电装置等组成，是一个转子质量中心沿转子轴向存在偏心的二自由度
偏心陀螺，陀螺马达通过端盖中的主轴承支承在内环组件内，内环组件通过小锥式空气轴承与外环相连，而外环组件通过外环轴两端滚珠轴承支承在仪表壳体内；
90.(3)气浮线性加速度计，气浮线性加速度计由空气轴承、浮子、信号传感器、磁力产生器、差动变压器、等组成，空气轴承包括径向空气轴承和限转空气轴承；径向空气轴承把浮子径向浮起，以减少磨擦，使仪表有较高灵敏度；而限转空气轴承由限制器和限制块组成，用来防止涡流引起浮子转动，以致扭断导电金丝；浮子用来敏感z向加速度；
91.(4)气浮摆是一个单轴重力传感器，它敏感重力方向，是调平系统的敏感元件；主要由浮筒、空气轴承、差动变压器、左右端盖、进气咀等组成；浮筒由铁芯、浮筒和阻尼器构成。所供气体从气咀到空气轴承的中环，由四条气道进入环形气腔，再通过两条环形窄缝吹向浮筒，最后从左右端盖的两边排出；
92.由上述分析可以看出，气浮陀螺惯导平台的主要热源是陀螺仪和陀螺加速度计浮子组件内部的陀螺马达，马达产生的热量一方面通过热传导传递到平台系统，另一方面通过气浮轴承对流换热将热量带出，其传热途径如图3所示；在正常工作时间内，陀螺马达产生的热量通过传导和对流散出，温升并不会影响仪表性能，随着通电时间的延长使得温升过高，相同的散热量就会无法满足陀螺正常工作温度要求；因此，增加散热量则能达到控制陀螺温升的目的；一般来说，很难加大热传导散出的热量，通过对流换热带出更多热量则更易实现，故本实施例从降低供气温度以增大散热量角度着手具有现实意义；降低气源温度可以控制陀螺马达的温升，进而控制平台腔内温度的变化，下面分析气源温度的变化是否会明显影响到平台精度；
93.s103.分析气源供气温度的变化对气浮陀螺仪和气浮陀螺加速度计的影响
94.气浮陀螺仪和气浮陀螺加速度计与供气相关的结构都是浮子组件，只是所用气浮轴承类型不同，气浮陀螺仪的气体轴承总体为三段式配合结构，而气浮陀螺加速度计的气体轴承总体为小锥式结构，气体与浮子之间理论推导几乎一致，在此对陀螺仪进行分析；
95.静压气浮陀螺仪的气体轴承是利用弹性气膜来支撑浮子组件，使浮子质心与支撑中心的压力中心重合以实现精确定位；为保持仪表的高精度，气体轴承的干扰力矩值必须控制得非常小而稳定；涡流力矩是轴承在零速状态下由于流经节流狭缝的气流不均匀，在轴颈圆周上造成切向分流而形成的自旋力矩，是影响气浮陀螺仪漂移精度的主要干扰力矩；已知涡流力矩对浮子偏心率较为敏感，因此，在分析改变供气温度是否可行时，下面将就供气温度对轴承支撑力、刚度、偏心率以及气流相关参数的变化进行研究分析；
96.静压气浮陀螺仪的径向轴承为双排狭缝式节流(图4)，轴向止推轴承为阶梯式节流(图5)，径向间隙与轴向间隙构成串联气路，气体经环形狭缝进入轴承间隙，然后由轴承开端排出；径向形成支撑载荷的支撑力，结合轴向气体的止推作用使负载得以悬浮；因为涡流力矩是由径向承载轴承气膜内气体的周向不均匀流动引起的，所以分析时主要考虑径向轴承；
97.(1)径向间隙中的流动方程
98.一般认为，在空气静压轴承间隙的气流是可压缩流体的粘性流动；可压缩粘性流体的规律通过纳维尔斯托克斯运动方程描述：
[0099][0100]
式(1)中，v
x
,vy,vz分别为任一点气流速度沿x,y,z 三个方向的速度矢量；x,y,z是外力沿x,y,z三个方向的分量；ρ是流体密度；p是气流压力；v为运动粘度；
[0101]
陀螺马达产生的热量通过对流、辐射和传导的方式向外传递，并被高速流动的气体带走，因此陀螺仪工作过程中气体流动可以看作是等温过程，能够运用完全气体状态方程：
[0102][0103]
气体连续方程为：
[0104][0105]
将(1)式简化为：
[0106][0107]
式中，v
x
是间隙中任一点气流的速度；p是对应于该点的气流压力；η为动力粘度；将式(4) 二次积分，代入边界条件：
[0108][0109]
得：
[0110][0111]
可推导出宽度为一单位的气体质量流量为：
[0112][0113]
负号表示沿着气流速度方向的压力是减小的。
[0114]
(2)径向轴承间隙排出的流量
[0115]
在对空气静压径向轴承研究中，为计算方便，将轴承分成n个当量垫，每个当量垫对应一个进气单元，如图6所示；
[0116]
空载时，宽为的气垫排出的气体质量流量由上式可得：
[0117][0118]
则：
[0119][0120]
积分可得：
[0121][0122]
则：
[0123][0124]
对于双排狭缝式径向轴承，排出的气体质量流量为：
[0125][0126]
式中，qm单位为(kg/s)；d为轴承直径，单位为cm；h0为轴承间隙，单位为cm；η为动力粘度，单位为pa
·
s；r为气体常数，单位为cm2/(s2·
k)；t为气体温度，单位为k；l为节流缝至轴承端面的距离，单位为cm；pa为由径向排出气体的压力，单位为pa；p0为节流喉部出口的绝对压力，单位为pa；
[0127]
(3)经狭缝流进轴承间隙的流量
[0128]
经狭缝流进轴承间隙的气体质量流量为：
[0129][0130]
则：
[0131][0132]
积分可得：
[0133][0134]
所以，经狭缝进入轴承间隙的气体质量流量为：
[0135][0136]
式中，ps为供气压力，单位为pa；p0为节流喉部出口的绝对压力，单位为pa；a为狭缝宽度，单位为cm；hs为狭缝深度，单位为cm；ls为狭缝长度，单位为cm；
[0137]
由式(1-16)可以看出，当供气温度变化时将会引起轴承间隙的气体质量流量的变化；
[0138]
(4)双排狭缝节流径向轴承的表压比
[0139]
空气静压轴承的设计表压比为：
[0140][0141]
根据气流流动的连续性条件，从节流器流入轴承的流量与由轴承间隙排出的流量相等，即可推导出轴承的表压比；
[0142]
整理后可得：
[0143][0144]
对上式进行变换为：
[0145][0146]
得：
[0147][0148]
设得：
[0149][0150]
对上式进行求解，解得：
[0151][0152]
(5)径向轴承的承载力与刚性
[0153]
轴承受载后如图7，轴颈在轴承中产生位移e，其偏心率为ε＝e/h0，在一定的偏心率下，轴承间隙h只与θ角有关：
[0154]
h＝h0(1-εcosθ)
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(23)
[0155]
h确定过后，相应位置的k
gi
随之确定，每一个当量垫中节流喉部出口的压力pi也能够计算得出；将气浮轴承每排狭缝分成n个单元，将各单元部分作用于轴颈上的力在载荷方向叠加起来，即得轴承的承载力计算公式
[0156][0157]
为了简化计算，每一当量气垫的间隙为节流缝中心处的间隙；节流缝至端面的压力取抛物线的平均值，即
[0158]
每一单元对轴颈的作用力在载荷方向的投影即为：
[0159][0160]
双排狭缝n为偶数，且轴承具有对称性，则轴承的承载力为：
[0161][0162]
取承载系数c
l
，则：
[0163][0164]
在陀螺仪中，由径向排出的气体为止推轴承供气，其值pa的大小仅与供气压力ps和出口的环境压力pw有关；可得
[0165][0166]
pa'＝pa＝k
g0
(p
s-pw) pwꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(28)
[0167]
由此可见，狭缝节流轴承的承载力与刚性仅是尺寸和流体压力的函数，气体性能和温度对轴承性能没有影响，只要进口气压保持不变，气体温度降低时，承载力仍旧等于浮
子组件所受重力；
[0168]
另外，由流体的动量方程
[i]
：
[0169][0170]
式中，ρ为流体密度；qv为流体体积；β为动量修正系数，一般取1；分别为流体入口速度，流体冲击至负载时的速度；
[0171]
当流体温度降低，密度增大时，支撑力和速度变化量不变，流体体积相应会变小，即浮子将形成沿oz轴的质心向下偏移；按照轴承设计要求的负载能力及经验，参考涡流力矩和狭缝宽度以及气膜厚度的合理数值匹配，轴承间隙一般取16～18μm；参考轴承间隙计算公式，在供气压力一定时，轴承间隙与温度的变化关系如下：
[0172][0173]
当温度由293k变为273k时，原轴承间隙18μm，最大偏移量约为1.229μm，变为 16.771μm，所造成的偏心率增加约0.0683；在间隙允许范围，温度变化的下限是260k，即-13℃；
[0174]
由于沿oz轴的质心偏移，浮子质心与支撑浮力中心仍旧重合，结合浮子及双排节流缝的对称性，温度的变化造成的影响也可对称抵消；因此，在一定范围内降低通气温度时，并不会对陀螺精度产生明显影响；同理，可对气浮陀螺加速度计进行分析；
[0175]
s2.分析气源供气温度对气浮线性加速度计和气浮摆的影响
[0176]
s201.分析气源供气温度对气浮线性加速度计的影响
[0177]
线性加速度表是轴向式加速度表，敏感轴向与被测加速度方向一致，其工作原理如图8所示：当有z向加速度az作用时，惯性质量-浮子就会受到惯性力f＝maz作用，从而使浮子沿az反方向产生位移，带动差动变压器的铁芯偏离其起始零值，差动变压器就有相应的输出电压u1；电压u1经表头上前置放大器进行交流放大，得到电压u2；u2再经相敏整流、校正网络校正、功率放大，然后分两路输出；一路送到a/d转换装置，使之转换成为频率与az成比例的脉冲信号，经整形变为电流脉冲，由正通道或者负通道输送给计算机或遥测装置；另一路反馈给表头的电磁力产生器，使之产生相应的电磁力；电磁力与惯性力相反以平衡惯性力，从而保证仪表线性工作；热待机状态的平台系统没有z向加速度az，当供气温度降低，气体密度变大时，浮子的位置同样会向下产生极小的偏移；
[0178]
由上文分析可知，偏移量不到2μm，还没有达到当前差动变压器的分辨率要求；因此，降低供气温度不会对气浮线性加速度计产生明显影响；
[0179]
s202.分析气源供气温度对气浮摆的影响，气浮摆工作原理如图9所示：当气浮摆倾斜一个角度后，浮筒在其重力分量mg sinα作用下，铁芯沿倾斜方向移动；相应有惯性力和阻尼力于是铁芯相对于初始零位产生了位移；设位移为z，同时激磁线圈对铁芯产生了电磁吸力f＝k
·
z；随着位移的增加，电磁吸力也不断增加；当铁芯位移到一定位置时，浮筒停止移动。这时惯性力和阻尼力消失，重力分量完全由电磁吸力平衡；这时，差动变压器有一个确定的电压输出，由该输出电压即可确定倾角大小；当前平台所用气浮摆的分辨率最高能达3
″
，当供气温度降低，对浮子造成的同样是微米量级的偏移，该偏移量的大小对浮子角度的偏移造成的影响非常小，假设偏移量为10μm、浮子长20mm，所造成的偏移角度为
1.8
″
，小于差动变压器的分辨率；实际上浮子长度大于20mm，结合上文计算结果，偏移量应不到10μm，所以供气温度的变化也不会对气浮摆的工作产生明显影响。
[0180]
综上，保持气浮仪表的进气压力不变，供气温度的变化会造成气浮仪表气隙中气体质量流量的变化，并会引起浮子组件产生微量的偏移，且偏移量均在误差允许范围内；所以利用降低供气温度来控制平台的温度变化具有可行性；
[0181]
而在气浮陀螺惯导平台供气系统中，可以将气体热控装置设置在减压器和过滤器之间，从而保证降温后的气体保持原来的压力，如图10所示，平台工作使用的氮气通过减压器后进入热控装置进行降温，再经滤器和稳压器，而后进入各气浮仪表；通过控制进入陀螺仪和加速度计的气体温度大小，进而控制平台长时间通电工作时的温度变化；
[0182]
为继续研究供气温度对平台温度变化量的影响，需要建立供气温度与平台温度变化的模型，而针对平台这样的复杂系统，直接建立流-热-固耦合模型很难具体实施；流体与平台直接接触的仪器是气浮仪表，在气浮仪表中，陀螺仪和陀螺加速度计的陀螺马达是平台的主要热源，因此，考虑从陀螺仪和陀螺加速度计的浮子组件出发，通过研究流体温度对陀螺马达温度变化的影响，由局部推及整体，继而结合平台模型对平台腔内温度进行计算，分析出供气温度对平台腔内温度的影响，具体思路如图11所示；
[0183]
s3.气浮惯性仪表流热耦合有限元分析
[0184]
s301.浮子组件有限元建模
[0185]
1.基本假设
[0186]
由于气体润滑的特殊性，通常情况下，分析气体润滑问题存在以下基本假设：
[0187]
(1)气体润滑中的气膜厚度为微米量级，相较于轴承其他毫米或者更大量级的尺寸，在此忽略气膜的曲率；
[0188]
(2)压力沿气膜厚度方向无变化；
[0189]
(3)忽略重力、磁力等体积力的影响；
[0190]
(4)间隙内的气流流向一致；
[0191]
(5)气体的惯性力与粘性力相比忽略不计；
[0192]
(6)气流在轴、轴承表面无相对滑动；
[0193]
(7)润滑剂为牛顿流体；
[0194]
(8)不同温度下的同种气体，其物性参数会有变化，也会影响对流换热的强度；如导热系数、密度、比热容或体积膨胀系数值增大时，对流换热将增强，而动力粘度(或运动粘度)值增大时，对流换热将减弱。在此对温度变化进行仿真时，忽略对流换热系数的变化；
[0195]
(9)流热耦合分析中，只考虑浮子的供气温度，忽略实际平台中气体冷量传输过程中的热损失；
[0196]
2.物理模型和相关材料参数
[0197]
根据陀螺仪浮子组件和轴承实际尺寸，借助solidworks软件建立气浮陀螺仪浮子组件和轴承流体区域的三维实体模型如图12所示，材料方面，框架、端盖、浮筒为铍，电机和电机轴为不锈钢，流体为氮气，为简化计算，对浮子结构做如下处理：
[0198]
(1)框架与浮筒之间实际是采用环氧树脂胶接，在此将其作为固联件处理；
[0199]
(2)陀螺马达与实际尺寸相同，但忽略其内部结构构造，对其做一体化处理；
[0200]
(3)在此仅考虑供气温度对浮子组件的影响，而忽略气体与其他部分的热交换作
用；
[0201]
(4)忽略细微孔槽和倒角等不影响温度场和流场分析的结构；
[0202]
(5)热源和流体域的设置均是在理想状态，与陀螺仪实际工作环境有差异，但并不影响模型做静态分析；
[0203]
3.单元类型选择和网格划分
[0204]
实体建模完成后，对其进行网格划分；由于流体域气膜厚度仅为微米级与轴承尺相比是极小量，网格划分极易出现网格畸形而造成流场计算无法收敛的情况；对此采用自适应四面体网格，综合运用映射面和膨胀方法，对进出气口进行分层等分；
[0205]
4.施加载荷和边界条件
[0206]
在fulent求解中主要设置速度入口与压力出口边界条件，计算得到的入口流速 v＝36.2166m/s，出口压力p0＝81.06kpa；浮子表面设置为标准壁面条件，忽略流体的法向流速，使用速度无滑移条件，算法选用coupled算法；另外，结合流体域的实际分布，选用标准k-ε湍流模型进行计算；瞬态热分析以陀螺马达作为体热源，并设定热生成率作为加载条件，考虑内部对流及辐射，通过添加耦合面，在system coupling模块中进行流热耦合计算；
[0207]
s302.流热耦合仿真分析
[0208]
1.温度场和流场分析
[0209]
当供气温度为20℃时，计算得到的浮子组件温度场云图如图13所示，整个浮子组件由于马达热源的热传递作用，温度变化由马达沿着各接触面呈由高到低分布，最高温度位于马达为36℃，最低温度约20.3℃；由流体温度场云图14(a)可以看出，流体与浮筒和端盖耦合面部分温度较高，端盖主要受热传导传热而使得温升高于其他部位，流体中部区域的温升较高是由于中部流体的涡流作用，使得热量不能及时随流体排出，整体温度场近似呈对称分布；观察图14(b)的流线图可以看出，整个流体域可以分为对称的两部分，通过狭缝进入轴承间隙的气体绝大部分流向轴端，少部分到中间部位形成漩涡；中间涡流部分流速较小，出口端的流速急剧增大。这是由于气体由狭缝(高压)进入气隙，相同的流量，出口端(低压)流体流动面积小于狭缝，流速较大；
[0210]
2.曲线分析
[0211]
为探究供气温度对浮子的影响，在供气压力和环境压力不变的前提下，通过改变供气温度为 20,15,10,5,0℃进行模拟计算，计算时间3600s；所得陀螺马达计算结果如图15所示，当气体温度由20℃降至0℃时，马达热平衡时温度约变化12℃，且温度随供气温度呈线性变化，供气温度每降低5℃，马达温度降低约3℃；可见供气温度的改变会对陀螺马达温度变化产生较大影响；另外，供气温度的变化还会影响马达的温升速率，同时改变马达到达热平衡的时间；气体温度越低，马达温升速率越快，达到热平衡的时间越短；
[0212]
3.平台热控仿真分析
[0213]
由前文的分析思路可知，为了研究供气温度变化对平台腔内温度的影响，需要结合不同供气温度对陀螺马达温度影响变化的差值，从而得到受供气温度影响的新的边界条件；并作为载荷加载到平台的热分析模型中进行计算；分别设置供气温度为0℃，5℃，10，15℃，20℃，计算所得结果如表1和图16所示；
[0214]
可以看出，随着通电时间的增加，供气温度每降低5℃，腔内温度约降低2℃；当供气温度较低时，陀螺马达和腔内的温度都会降低，且总体变化趋势一致；为维持腔内温度环
境的稳定，约需在1.5h后将腔内温度保持在30
±
3℃；分析发现，单纯的通过降低气体温度还无法实现这一指标要求，从一开始通电就将低温的气体通入会造成腔内温度过低，而通入稍高温度的气体又无法始终保持腔内温度在指标范围内；
[0215]
表1：不同供气温度下平台腔内温度值
[0216][0217]
因此考虑不在一开始就降低供气温度，而是通电一段时间后降低供气温度，采用这种间断式的降温方法；并且可以看出，当供气温度为5℃时，可以使腔内温度在连续通电3.5～7.5h保持在指标范围内，但是在1.5～3.5h之间低于指标要求，因此考虑分别通电1h、1.5h、2h、2.5h后将供气温度降为5℃；同样利用差值进行仿真，仿真结果如表2和图17所示；
[0218]
表2：先通电再降低供气温度仿真数据
[0219][0220][0221]
由图17可以看出，通电2h或者2.5h后将供气温度降为5℃，在连续通电1.5～7.5h时间内，基本可以保持腔内温度在指标范围27～33℃内；由于供气温度影响的腔内温度变化具有一定的线性关系，通电2～2.5h之间的任意时刻降低供气温度，均可以使腔内温度满足要求；另外，通过比较 2h和2.5h后降温平台单表的温度变化(图18和图19)发现，当通电2.5h后降温时，陀螺仪和加速度计的温升高于通电2h的温升，为了控制惯性仪表的温升量，选择通电2h即降低供气温度更加合适。
[0222]
因此，由仿真结果可以看出，在假设成立的条件下，降低供气温度能够实现延长平台通电时间控制其温度变化的目的。
[0223]
本实施例首先结合平台长时间通电的热控需求和具体特点，选择通过降低供气温度来控制惯性仪表和腔内温升的热控方法；结合平台用气设备的实际结构，从理论上分析了降低供气温度对平台的影响，然后，利用fluent有限元仿真定量研究了降低供气温度对陀螺仪和陀螺加速度计陀螺马达温度变化的影响，采用差值法重新设置了平台热分析的边界条件，得到了平台腔内温度受不同供气温度影响的变化规律；具体总结如下：
[0224]
(1)通过降低供气温度来延长气浮陀螺惯导平台一次连续工作时间具有一定的可行性；对陀螺仪和陀螺加速度计，在轴承间隙允许范围内，不改变供气压力，气源温度的降低会造成浮子沿 oz轴向下偏移，偏移量在误差允许范围内；对线性加速度计和气浮摆，一定范围内供气温度的下降所带来的影响可以忽略；
[0225]
(2)供气温度的高低对浮子组件的温度变化影响较为明显，在假设条件下，当气体温度降低 20℃时，陀螺马达的温度约变化12℃，且马达温度随着供气温度呈线性变化；
[0226]
(3)通过平台热控仿真发现，供气温度每变化5℃的温度梯度，平台腔内约变化2℃；平台热控仿真的结果，可以为热控系统的设计和热试验的实施方案提供理论参考。
[0227]
实施例2：与上述实施例不同的是，参照附图20所示，本实施例的目的在与设计一种用于气浮陀螺惯导平台气源降温的热控装置，其具体设计过程包括步骤
[0228]
设计原理：利用对流换热原理对氮气进行降温，通过半导体制冷片制造低温源；利用紧密接触的平面，将换热气腔内氮气的热量传给半导体制冷片的冷端，并被冷端的电子吸收；电子在电场作用下，将热量由半导体制冷片的冷端转移到半导体制冷片的热端；再通过对流换热将热量方式将热量排向大气环境；
[0229]
氮气从氮气瓶经过减压阀减压后流入低温气腔，经过降温后经稳压器进入气浮仪表；制冷机的主要硬件包括：微电脑数字温控器、直流固态继电器、半导体制冷片、直流电源以及散热风机，热控系统设计原理如图1所示。
[0230]
s1.硬件设计
[0231]
s101.相关参数计算
[0232]
在利用半导体制冷原理设计热控装置的过程中，主要涉及到以下问题的计算：
[0233]
(1)氮气降温需要的冷量计算
[0234]
由需要的氮气流量w：
[0235]
w＝2g/s
[0236]
氮气降温δt要求：
[0237]
δt＝t
1-t2＝25℃
[0238]
氮气比热容：
[0239]cp
＝1.01j/(g
·
℃)
[0240]
可计算氮气需要的冷量q
l
：
[0241]ql
＝w
·
δt
·cp
＝w
·
(t
1-t2)
·cp
＝2
×
25
×
1.01j/s＝50.5w
[0242]
(2)冷量损失qs计算
[0243]
由于氮气流量很小，制冷换热部件(即氮气腔)比表面积(比表面积sv＝外表面积s/体积v) 很大，其损失冷量就不能与工业装置那样可以能忽略不计，必须进行计算；设计
的氮气对流换热腔外形尺寸：长l＝0.4m、宽d＝0.07m、高h＝0.035m；
[0244]
氮气腔外表面积：
[0245]
s＝2(l
·
d l
·
h d
·
h)＝0.08654m2[0246]
吸热系数k，取化工设计推荐值：
[0247]
k＝20w/(m2·
℃)＝20j/(s
·
m2·
℃)
[0248]
则冷量损失为：
[0249]qs
＝k
·s·
δt＝43.27w
[0250]
(3)半导体制冷效率及需要的总功率
[0251]
冷风机运行需要的冷量q：
[0252]
q＝q
l
qs＝93.77w
[0253]
制冷效率实际上是与冷、热端的温差成反比的关系，不是一个定值；刚通电时冷、热端的温差小，热效率高，为了计算的简便取制冷效率：
[0254]
η＝25％
[0255]
则需要的总功率：
[0256]
n＝q/η＝375w
[0257]
(4)制冷系统降温需要的时间t计算
[0258]
需要将氮气温度降下来，需要先将氮气腔温度降下来，由于要求氮气压力≤1.0mpa，氮气腔内外必须承受1.0mpa压差的机械强；同时，根据冷却氮气需要的换热面积：
[0259]
a＝ql/(k
·
t)
[0260]
还必须在氮气腔内侧，布置0.5m2传热良好的换热面积；为此，拟设计氮气对流换热腔总质量约2.1kg；材质为铝合金，常温比热容为0.9j/(g
·
℃)，氮气腔的总热容qc：
[0261]
qc＝1890j/℃
[0262]
需要的冷量qq：
[0263]qq
＝qc·
δt＝47250j
[0264]
所需时间t：
[0265]
t＝qq/q＝8.4min
[0266]
这是不通氮气情况下的计算结果，若通氮气时间还会增加；考虑到要求氮气尽可能短的降温时间，在实际设计完成后先对氮气腔进行预冷，预冷状态下，气腔降温一定时间后再通气，这样的氮气降温效率会更高；
[0267]
下面依据计算结果，选择相应硬件，进行相关结构的设计；
[0268]
s102.相关硬件选择
[0269]
(1)半导体制冷片的选择
[0270]
以上述计算结果为参考依据，最终选定双层tec2-25408t125半导体制冷片作为核心制冷元件，其主要参数如表3所示；实际使用时，将制冷片和散热片、散热风扇以及制冷片组装成制冷模块；散热采用翅片式散热片，肋片上固定一个轴流风扇来给散热器散热，在散热片的中间贴上一片双层tec2-25408t125半导体制冷片，用隔热垫将其四周包裹，以防止其传热，制冷片的冷端贴于铝合金气腔一侧，最终选定4个制冷模块；
[0271]
表3：tec2-25408 t125主要参数
[0272][0273]
(2)直流固态继电器的选择
[0274]
直流固态继电器是具有隔离功能的无触点开关器件，具有高寿命、高可靠性、灵敏度高、控制功率小、快速转换、电磁兼容性好的优点，在此用它来控制半导体制冷片的工作，选用中国台湾美格尔单相固态继电器mgr-1dd220d120，其主要参数如表4所示；由于所选固态继电器工作电流较大，需要安装散热器；
[0275]
表4：固态继电器mgr-1dd220d120主要参数
[0276][0277]
(3)微电脑数字温控器的选择
[0278]
选用江苏星河电子的xh-w1308数字温度控制器，本数字温度控制器综合了温度的采集、设置以及显示控制功能，温控系统的所有设置、调控、操作均在它上面完成；本装置中使用了2块温控器，一块用来显示进气温度，另一块显示出气温度和进行基本的设置调控；
[0279]
该型温控器采用单片机作为核心处理器，温度传感器采集温度信号经单片机传至上位机，接受信号的上位机可以实时显示温度值，并根据需要设置温度值，采集的温度与设定值通过内部pid 控制算法计算处理，输出一定占空比的pwm信号，然后经过固态继电器控制半导体制冷片制冷，从而实现对目标系统温度的控制。其主要参数如表5所示；
[0280]
表5：xh-w1308数字温度控制器主要参数
[0281][0282]
(4)直流电源的选择
[0283]
选用顶尚电源s-720-12直流开关电源，其基本参数如表6所示；
[0284]
表：6直流电源主要参数
[0285][0286][0287]
(5)其他
[0288]
实际在对气体进行降温的过程中存在着多方面的损失，由于气体的流速较快，流量较小，极容易受到环境温度的影响，因此还必须做好保温措施；对此，一方面使用橡塑保温管对气体管道进行包裹处理，另一方面使用聚氨酯填缝剂将制冷气腔外壁密封，从而对气体进行保温。
[0289]
氮气气腔采用铝合金平直翅片式结构，相较于单纯使用隔板式传热，翅片式传热的传热面积大大增加，这种结构传热效率高，结构紧凑，换热系数和阻力系数都比较小，强度较高，能有效地用来为氮气降温；耐压翅片之间形成的夹层就是氮气流动的通道；整个气腔由特制的胶木板固定安装，进气口和出气口处分别装有温度传感器来分别测量进气温度和出气温度。
[0290]
依照设计图连接各硬件，并用研制的不锈钢外罩套装，为表述方便，给该系统定名为“冷风机”；它采用大功率半导体制冷原理实现氮气冷却，除风扇外没有运动器件，并具有重量轻、电耗低、启动快、可靠性高的优点；冷风机设有进气口，进气温度显示；电源开关；出气口，出气温度显示和出气温度调节控制界面；
[0291]
s2.热控系统测试
[0292]
为了检测冷风机热控效果，进行了气体降温试验；所用器材包括氮气瓶、双级减压表阀组和流量计等；室内环境温度约20℃，当供气温度为25℃，直接开机降温(不预冷)，观测出气口温控传感器温度示数，所得降温曲线如图20(a)所示；
[0293]
由图20(a)可以看出，气体温度变化由快变慢直至达到动态平衡，约20分钟后温度由25℃可降至5℃，并且符合温度稳定性要求；响应时间还较长，为进一步提高响应速率，缩短降温时间，又进行了先通电开机对制冷机进行冷却后再通气的试验；
[0294]
试验结果如图20(b)所示，可以看出，先对制冷机本身进行降温过后，进气口20℃的气体通过制冷腔温度直接降至约14℃；预冷15min,气体降至5℃所需的时间约为7分钟；预冷20min, 气体降至5℃所需的时间约为4分钟；因此，可根据试验需要，进行预冷以提高降温响应时间，此热控系统能够满足设计需要；
[0295]
基于本实施例的所述的设计方法，得到一种能够应用于气浮陀螺稳定平台的热控装置，所述热控装置设置于气浮陀螺稳定平台供气系统的减压器和过滤器之间，用于对气浮陀螺稳定平台的氮气气源温度进行控制，包括热氮气接入管道、温控器、继电器、电源、半导体制冷单元和冷氮气输出管道；
[0296]
所述半导体制冷单元包括空气对流换热器、半导体制冷元件和氮气对流换热腔，其中所述空气对流换热器和半导体制冷元件均设置在氮气对流换热腔内，且通过半导体制冷元件控制空气对流换热器动作，利用空气对流换热器对氮气对流换热腔内的氮气进行降
温；
[0297]
所述热氮气接入管道的一端与气浮陀螺稳定平台气源的减压器连接，另一端与半导体制冷元件的气源接入端连接，用于将氮气接入半导体制冷单元内进行降温；
[0298]
所述冷氮气输出管道的一端与气浮陀螺稳定平台气源的过滤器连接，另一端与半导体制冷元件的气源输出端连接，用于将经降温的氮气供入过滤器内，给气浮陀螺稳定平台提供经降温的氮气；
[0299]
所述温控器设置在冷氮气输出管道的管路上，用于采集冷氮气输出管道内的气体温度，且所述温控器的信号输出端与继电器的信号输入端连接，所述继电器用于控制半导体制冷元件的功率；
[0300]
所述电源用于给继电器供电。
[0301]
优选的，所述的温控器为数字温度控制器，使用时，通过微电脑数字控制器来实现温度的采集、设置和显示；且数字温度控制器由直流电源供电，通过数字温度控制器的温度采集单元采集气体温度，经微电脑处理系统对该温度与设定的温度进行计算，并发出相应的控制指令，这些指令传入继电器，继电器通过开关来控制半导体制冷元件的工作，从而调节制冷功率，以实现氮气对流换热腔内气体温度的高精度控制。
[0302]
优选的，由于所述的继电器需要具有隔离功能的无触点开关器件，具有高寿命、高可靠性、灵敏度高、控制功率小、快速转换、电磁兼容性好的特点，在此用它来控制半导体制冷片的工作，因此本实施例所述的继电器为单相固态继电器；同时由于所选单相固态继电器工作电流较大，需要在安装散热器固态继电器上安装散热架和散热风扇。
[0303]
优选的，所述的半导体制冷元件包括双层半导体制冷片、散热片和散热风扇，所述散热片采用翅片式散热片，所述散热风扇为轴流风扇，其固定在散热片的肋片上，对散热片进行散热，所述双层半导体制冷片贴设在散热片的中间，并用隔热垫将其四周包裹，以防止其传热；在所述双层半导体制冷片的冷端贴设于铝合金的氮气对流换热腔的气腔一侧，利用紧密接触的平面，将换热气腔内氮气的热量传给半导体制冷片的冷端，并被冷端的电子吸收；电子在电场作用下，将热量由半导体制冷片的冷端转移到半导体制冷片的热端，再通过对流换热将热量方式将热量排出。
[0304]
优选的，为保证供电的持续性，所述的电源为直流开关电源s-720-12。
[0305]
优选的，所述的数字温度控制器上还设置有设有进气口，进气温度显示、电源开关、出气口，出气温度显示和出气温度调节控制界面。
[0306]
下面进行平台热控试验。
[0307]
实施例3：与上述实施例不同的是，参照附图21-27所示，本实施例设计如下实验对实施例 2所述的热控装置的性能进行测试：
[0308]
此热控试验的目的在于研究通过降低供气温度对延长惯性仪表一次连续通电时间的实际效果。因此，热控试验是在原试验基础上，依照图11气源降温原理图，将“冷风机”(热控装置)加入供气系统进行试验。
[0309]
共进行两组试验，每组分别进行温度和误差系数分离试验。第一组是预试验，由于前期未进行过降低供气温度的研究，为降低试验风险，保护仪表的使用安全，在开始没有将供气温度降得过低，设定冷风机出气口温度为15℃，先进行加速度计误差系数分离及腔内温度测试试验，并分析试验结果，再根据结果，实施第二组热控试验。
[0310]
一、预实验分析
[0311]
通过预试验发现，降温后的气体经过滤器和稳压器后仍能够保持在要求气压范围内，仪表仍可以安全使用，但是腔内温度变化没有达到预期效果；预试验试验结果如图21所示，与供气温度为20℃的试验数据比较，腔内温度变化几乎一致；结果出现的原因，可能由于降温后的气体经过平台的供气管道之后，温度又升到了与降温之前几乎一样温度；为了明确原因，对此进行了气管流热耦合仿真；
[0312]
在对气管仿真的边界条件设置中，将气管温度设定为20℃，采用压力入口边界条件和压力出口边界条件，使用coupled算法进行耦合计算；管道直径为5mm，仿真设置了气管长度分别为 10mm、50mm、100mm、1000mm时，进气口气体温度为15℃和5℃时的计算条件；计算所得到的进出气口截面温度场云图如图22和23所示；
[0313]
从温度场云图可以看出，气管长度对出气口温度影响明显；出气口温度由截面中心到管道内壁面逐渐升高，管道越短，温度梯度变化越小，气体最外层温度与越低；管道越长，温度梯度变化越大，气体最外层温度越接近管道温度，直至出气口温度与管道温度相同；由仿真结果，可得出气口平均温度如表7所示；
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表7：不同气管长度出气口气体平均温度
[0315][0316][0317]
由表7可以看出，气体经过气管后的温度会显著升高；在预试验过程中，气体管道长度接近 1.5m，所以预试验没有体现出气体降温效果；为了减小气体在管道中的冷量损失，必须缩短管道长度，做好气管保温措施；
[0318]
如图24所示，在缩短了气管长度，进一步做好保温措施后，继续进行温度和精度试验；试验中，在一开始就将冷风机出气口温度设为5℃，并且先打开冷风机预冷20min后，再给平台供气、通电；这样，由于供气管道的升温作用，不至于在一开始就将浮子的温度降得太低，也能够使平台内的供气温度能够起到一定的控制效果；
[0319]
二、热控试验分析
[0320]
1.温度试验
[0321]
经过测试和相关计算得到了各单表陀螺马达温度和平台腔内温度，为检验降低供气温度的效果，将惯性仪表和腔内温度原供气温度进行对比，如图25和表8所示；
[0322]
表8：供气降温前后腔内温度值
[0323][0324]
可以看出，供气降温后对各陀螺单表和平台腔内的温度变化产生一定的影响；从通电7.5h 时的温度值来看，各单表温度所受影响变化不一致，x陀螺仪和z陀螺仪温度降低
程度较y陀螺仪明显，约降低2℃，而y陀螺仪受供气降温影响则主要体现在通电2～7.5h时的温度变化中；x 陀螺加速度计约降低4℃，y陀螺加速度计的温降也主要体现在2～7.5h时的过程中；腔内温度降低约2℃；从温度变化趋势来看，在刚开始通电的2h内，由于陀螺马达温升较快，各单表温度变化速率受供气温度影响较小，供气降温后的变化速率略小于原供气温度下的，通电2h后，供气降温后的单表温度变化速率明显小于原供气温度下的变化速率；腔内温度总体变化速率小于原供气温度下的升温速率；从温度变化时间来看，原供气温度下连续通电约3h就已超过指标温度33℃，而降温后通电3.5h腔内温度仍在指标范围内；
[0325]
2.误差系数分离试验
[0326]
为进一步分析供气温度对平台性能的影响，下面分析误差系数分离试验的结果；表9和表10 比较了降温前后陀螺仪和加速度计误差系数的均值和方差，从表中数据可以看出降温对系数造成的影响不大；由上文分析可知，惯性仪表的温度变化约在2℃，相对于仪表的总温升而言，降低2℃对于误差系数的影响较小，但由于不同仪表的温度系数不同，对于一些误差系数的变化仍有一定程度的改善；降温后的z陀螺仪一次项系数k
12
、z线性加速度计误差系数k1的方差值已满足指标要求，x陀螺加速度计的误差系数k0的方差值也更趋近于指标值；
[0327]
表9：降温前后陀螺仪误差系数均值和方差比较
[0328][0329]
表10：降温前后加速度计误差系数均值和方差比较
[0330][0331]
另外，将降温前后变化较为明显的陀螺仪误差系数k
12
和加速度计误差系数k1数据绘制图形，如图26所示；
[0332]
通过比较原供气温度和供气降温后的陀螺仪k
12
系数，发现y陀螺仪和z陀螺仪的系数波动小于原供气温度下的系数波动，x陀螺仪的系数较小于原供气温度下的系数值，且降温后的数据相较而言更加稳定；各加速度计的系数k1降温后也较稳定些。
[0333]
步骤三：仿真与试验比对分析
[0334]
由热控试验结果可以进一步对平台热分析模型和平台热控模型进行验证。
[0335]
(1)平台热分析模型的验证
[0336]
前文平台热分析模型是以20℃供气温度下的陀螺马达温度值作为边界条件，通过比对仿真得到的腔内温度与实测值进行验证；这里将降低供气温度后的各陀螺马达温度值作为边界条件，再计算腔内温度变化，并将计算结果与热控试验得到的腔内温度变化作比较；经过计算所得结果如图26所示；可以看出，仿真曲线变化趋势与数值均与试验值相接近，在开始通电时仿真值小于实测值，原因仍在于腔内热量起初未扩散均匀，温度传感器测得的腔内温度实际是其所在位置的温度，高于仿真计算的腔内平均温度，符合实际情况，从而能够验证热分析模型；
[0337]
(2)平台热控制模型的验证
[0338]
前文平台热控模型仿真是直接将供气温度的设置加载到陀螺马达上，由于无法精确测量气体进入各单表的温度大小，在对平台热控仿真的验证中，参考预试验中的结果，将陀螺仪马达的供气温度设置为17℃，陀螺加速度计马达的供气温度设置为15℃，再次进行仿真计算，所得结果如图27所示；
[0339]
由图27可以看出，仿真与实测结果总体趋势基本一致，存在的差异主要体现在初始 1.5h内，陀螺仪和陀螺加速度计的仿真结果都有一小段下降的趋势，而在实测值中体现不出 这点；这是由于试验中陀螺仪和陀螺加速度计是每间隔1.5h测量一次，所以在初始1.5h内 的温度变化体现不出来；另外，表11给出了热仿真和热控试验的数据，结合图27；
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表11：仿真与热控试验数据对比
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[0342]
可以发现平台热控模型的计算结果在刚开始通电的一段时间温度值低于实测值，并且热控模型温差大于热分析模型温差；实测初始温度值较高是受温度传感器测量影响，热控仿真中的温差大于热分析模型的温差，是由于热分析求解模型的边界条件考察不到供气降温在开始时的作用效果，随着通电时间的增加计算结果也就基本能达到一致。
[0343]
以上显示和描述了本发明的基本原理、主要特征和本发明的优点。本行业的技术人员应该了解，本发明不受上述实施例的限制，上述实施例和说明书中描述的只是说明本发明的原理，在不脱离本发明精神和范围的前提下，本发明还会有各种变化和改进，这些变化和改进都落入要求保护的本发明范围内。本发明要求保护范围由所附的权利要求书及其等效物界定。