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利用ug软件对深切口柔性铰链进行建模,并导入Ansys软件进行了有限元仿真验证,如图7所示。
仿真结果对比如表1所示。文中推导出的深切口理论计算公式计算结果与有限元仿真结果误差不超过9%,证明了理论推导结果的准确性。
a
/mmb
/mmt
/mmw
/mmTheoretical
calculation results
/N·m·rad−1Finite element
simulation results
/N·m·rad−1Error
percentage10 8 1 8 25.3799 26.0417 −2.54% 10 6 1 8 33.8399 32.6513 3.64 % 5 3 0.5 8 8.4600 8.2527 2.45% 5 3 0.5 5 5.2875 5.1466 2.74% 5 2 0.5 5 7.9312 7.2922 8.76% Table 1. Comparison of theoretical calculation and finite element simulation of working stiffness of deep-cut flexure hinge
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利用ug软件对快反镜系统进行建模,并导入Ansys软件进行了模态分析,如图8所示。
有限元仿真验证结果如表2所示。根据有限元仿真结果可知,该理论公式与有限元仿真结果误差不超过1.7%,证明了三阶振型计算公式以及新推导系统绕z轴扭转刚度计算公式的准确性。
a
/mmb
/mmw
/mmt
/mmMirror
thickness: h
/mmTheoretical
calculation
value of
third-order
mode/HzThree-order
mode finite
element simulation
value/HzError
percentage4 3.5 5 0.8 23 284.40 286.25 0.61% 10 8 8 1 15 218.90 220.17 −0.58% 6 5 8 1 15 434.29 427.11 1.68% Table 2. Comparison of theoretical calculation and finite element simulation of three-boundary natural frequency of fast mirror system
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文中要求设计的快反镜系统镜面直径D为100 mm,反射镜厚度h为15 mm,隔离板厚度为3 mm。反射镜系统偏转范围为
$ \pm {\rm{3\;mrad}}$ ,重复定位精度${\delta _p} \leqslant 8\;{\rm{urad}}$ 。柔性支持系统材料为TC4,隔离板材料为铟钢,反射镜材料为微晶玻璃。初始结构参数如表3所示。a/mm b/mm t/mm w/mm L/mm D/mm h/mm 10 8 1 8 25 100 15 Table 3. Initial structure parameters of the fast steering mirror system
图3中,参数a,b,t为自变量,参与函数优化设计;w,L,D,h为定值,不参与优化设计。
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在快速控制反射镜的系统设计中,为提高系统控制带宽,要求系统结构的固有频率高于系统的控制带宽的2~4倍。但是这样的设计会导致固有频率过大,在FSM系统转动惯量不变的情况下,系统工作方向上的刚度就会过大,这会极大地增大系统驱动器的负担[1]。故所采用的设计方法是尽可能地减小系统工作方向上的低阶固有频率,并通过控制系统对其加以抑制,而另一方面提高系统非工作方向上的高阶固有频率,并且越大越好,以提高系统的控制带宽[2]。
根据公式(30)~(32)可知,系统的四阶固有频率大小
${f_n}$ 与柔性支撑系统三轴转动刚度的平方根$\sqrt {{K_{\theta n}}} $ 和z轴拉伸刚度的平方根$\sqrt {{K_{{\Delta _n}}}} $ 成正比关系,因为其比值随系统负载的质量和转动惯量不同而变化。为适应不同负载的快反镜系统,故将转动惯量和质量值简化为各阶固有频率前的加权系数,构建如下多目标优化函数:式中:
${\;\beta _1} \sim {\;\beta _4}$ 为柔性支撑系统各运动方向刚度平方根的加权系数,反映了各运动方向刚度平方根在固有频率优化中的重要性。在多目标优化问题中,采用不同的加权值会产生不同的优化结果,故一般会产生最优解集,需根据各子目标的重要程度不同以及多次的参数调整来最终确认加权值,从而最终计算出一组最优解[4]。
文中采用固定权重值法来解决该多目标优化问题。在固有频率的优化计算中,振型为绕y轴扭转的二阶固有频率决定了低阶工作方向固有频率的上限,振型为沿z轴扭转的三阶固有频率决定了高阶非工作方向固有频率的下限。根据FSM系统设计提高非工作方向上的固有频率,同时减小工作方向上的固有频率这一设计思想,着重在降低二阶固有频率的同时提高三阶固有频率是该优化计算中比较重要的部分,故
$\sqrt {{K_{\theta_y}}} $ 和$\sqrt {{K_{\theta_\text{z}}}} $ 两个子目标在优化函数中占据比较重要的地位,在分配权重时需要予以更大的权重值。根据以上需求,并通过调参计算,选取的加权系数为:β1= 0.2,β2= 0.3,β3=0.4,β4=0.1。 -
(1)柔性铰链强度不等式约束
柔性铰链弯曲时,铰链的最大应力出现在铰链的最小切割厚度t处,同时有应力集中的影响,故根据材料力学中的纯弯曲理论,柔性铰链弯曲时最大应力为[8]:
式中:
${K_t}$ 为应力集中系数[8];${M_{\max }}$ 为铰链在最大偏转角时外部施加的转矩。其计算公式为:将公式(35)代入公式(34)可得:
TC4屈服强度为
$4.3 \times {10^8}$ Pa,安全系数为1.5,将屈服强度和安全系数代入公式(36)可得:(2)柔性铰链运动精度不等式约束
在对柔性铰链运动精度的分析中,一般将柔性铰链几何中心点的位移,即柔性铰链偏转中心的位移作为衡量柔性铰链运动精度的定量指标[8],根据材料力学的公式可得:
其中,
$\left\{ \begin{array}{l} I({{{x}}'}) = \dfrac{{{{w}}{{{t}}^{\rm{3}}}{\rm{(}}{{{x}}'}{\rm{)}}}}{{{\rm{12}}}} \\ \;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;{\text{。}}\\ M({{{x}}'}) = M \\ \end{array} \right.$ 将公式(38)化为极坐标形式可得:
将公式(19)代入公式(39),并代入柔性铰链重复定位精度
${\delta _p} \leqslant 8 $ μrad,可得出柔性铰链运动精度约束表达式为: -
优化模型为:
将柔性铰链的长轴a、短轴b和最小切割厚度t作为变量。同时根据几何约束条件可得出线性不等式约束矩阵A为:[0 −1 5 0; −1 0 5 0; 1 0 −50 0; −1 1.2 0 0],b=[0; 0]。根据现有的加工精度,得出边界约束lb=[0,0,0.8],ub=[20; 20; 5]。非线性不等式约束为柔性铰链强度不等式约束c1,柔性铰链运动精度不等式约束c2。
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遗传算法(Genetic Algorithm,GA)最早是由美国的 John holland于20世纪70年代提出的,该算法的设计灵感来自于大自然中生物体进化的原理,将达尔文生物进化论的自然选择和遗传学机理的生物进化过程的计算模型作为搜索最优解的方法[11]。该算法通过数学的方式,将问题的求解过程转换成类似生物进化中的染色体基因的交叉、变异等过程[11]。与一般的优化算法相比,遗传算法从问题解的串集开始搜索,而不是从单个解开始。传统优化算法是从单个初始值迭代求最优解的,容易误入局部最优解。而遗传算法从串集开始搜索,覆盖面大,利于全局择优,不易陷入局部最优解[12]。在求解较为复杂的组合优化问题时,相对一些常规的优化算法,通常能够较快地获得较好的优化结果,遗传算法的基本运算过程如图9所示[13]。
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文中采用matlab遗传算法工具箱进行优化计算,优化初始值为a=10,b=8,t=1。设定的优化迭代次数上限为100代,终止计算条件为两次迭代的适应度函数度值的平均变化小于1×10−6并且不违反约束。优化计算结果为a=4.798,b=3.999,t=0.8。为便于加工,对以上优化结果进行近似处理,所得的最终优化结果参数如表4所示。
Parameter Value a/mm 4.8 b/mm 4 t/mm 0.8 G(x) 0.0181 Table 4. Optimization results of genetic algorithm
利用以上优化后的结构参数,并结合之前所展示的系统结构其他关键部件参数,对该结构进行了ug 建模,优化结构三视图如图10所示。
利用之前推导的刚度计算公式计算该优化结构四个振型方向上的刚度,并与初始结构的四个振型方向刚度做对比,以初步分析优化计算的效果,对比结果如表5所示。
a/mm b/mm t/mm K1/N·m·rad−1 K2/N·m·rad−1 K3/N·m·rad−1 K4/N·m−1 G(x) Initial value 10 8 1 50.04 50.04 844.6296 1.323e+06 0.0279 Optimized value 4.8 4 0.8 40.51 40.51 3.3602e+03 2.343e+06 0.0181 Optimization rate −19.04% −19.04% 297.83% 77.09% 41.58% Table 5. Comparison of system stiffness between multi-objective optimized structure and initial structure
从以上计算结果可以看出,优化后的快反镜结构工作方向刚度减19.04%,非工作方向刚度提高了297.83%和77.09%,优化函数值下降41.58%。因为系统固有频率与系统刚度成正相关,与系统负载成负相关,故在反射镜负载不变的情况下,前二阶固有频率会下降,而三、四阶固有频率会上升,低级固有频率与高阶固有频率的差距会进一步提高,故该优化结构初步符合设计预期。
为进一步分析优化结构的固有频率,并得到更加直观的结果,文中将优化后的结构进行Ansys模态仿真,结果如图11所示,仿真结果以及与初始结构对比如表6所示,从以上仿真结果可以看出,经过优化计算,快反镜一、二阶固有频率较初始结构分别下降8.08%和5.40%,分别为55.8 Hz和57.5 Hz。三、四阶固有频率较初始结构上升112.59%和16.80%,达到503.7 Hz和642.4 Hz,可见优化计算达到其设计目的,满足快反镜系统的设计要求。其中最为关键的二、三阶固有频率得到了较大的优化,证明了加权系数的有效性。该优化计算有效降低了结构工作方向上的低阶固有频率,为下一步加入控制系统打下了良好的基础,使系统的低阶固有频率可以得到有效抑制。同时,该优化计算大大提高了结构非工作方向上的三、四阶固有频率,使系统系统控制带宽可以得到显著提高,预计在加入控制系统抑制低阶频率后系统控制带宽可达300 Hz左右。
First-order mode/Hz Second-order mode/Hz Third-order mode/Hz Fourth-order mode/Hz Initial structure 60.715 60.814 236.93 549.97 Optimized structure 55.807 57.533 503.68 642.38 Optimization rate −8.08% −5.40% 112.59% 16.80% Table 6. Comparison of the fourth-order natural frequency between the optimized structure and the initial structure
Optimal design of natural frequency of two-degree-of-freedom fast steering mirror system
doi: 10.3788/IRLA20200450
- Received Date: 2020-11-16
- Rev Recd Date: 2021-03-03
- Publish Date: 2021-06-30
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Key words:
- fast steering mirror /
- control bandwidth /
- optimal design /
- natural frequency /
- the stiffness of flexure hinge
Abstract: In the design of a two-degree-of-freedom fast steering mirror system, in order to increase the control bandwidth of the system, the low-order natural frequency in the working direction should be reduced as much as possible, and the high-order natural frequency in the non-working direction should be increased. This subject used a deep-cut flexure hinge fast-reflection mirror system as the research object. First, the vibration mode movement direction of the first four-order natural frequency of the system was analyzed, and considering that the traditional stiffness calculation method was not suitable for the third-order mode direction problem, the stiffness calculation formula in the third-order mode shape direction was re-derived; secondly, the working stiffness of the deep-cut flexure hinge was deduced by the energy method and the second card theorem, and the nonlinear fitting was simplified. The error between the simplified calculation formula calculation result and the finite element simulation result did not exceed 8.9%, which proves the accuracy of the derived hinge working stiffness theoretical formula; then, the third-order mode shape direction stiffness calculation formula and the flexible hinge stiffness calculation formula were substituted into natural frequency calculation formula and finite element verification. The results showed that the error between the theoretical formula calculation result and the finite element simulation result did not exceed 1.7%, which proves the accuracy of the new third-order mode shape direction stiffness calculation formula. Finally, using genetic algorithm, multi-objective optimization design was carried out on the first four-order natural frequency of the system, and the design requirements were reached. The optimized structure obtained was significantly optimized compared with the initial structure, the stiffness in the working direction was reduced by 19.04%, and the stiffness in the non-working direction was increased by 297.83% and 77.09%. In addition, it has been verified by finite element simulation, and the results showed that the first and second order fundamental frequencies were reduced by 8.08% and 5.40%. The third and fourth-order fundamental frequencies have increased by 112.59% and 16.80%. It proves that the optimized structure is greater than the initial structure, which can effectively increase the system control bandwidth.