大口径精密光学调整架的优化设计

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大口径精密光学调整架的优化设计郭建增 。， 刘铁根 ， 池 伟 ， 任晓明 ， 孟昭荣。， 刘常春(1.天津大学 精密仪器与光电工程学院，天津 300072； 2.中国船舶重工集团公司 第七-八研究所，河北 邯郸 056027)摘 要： 针对大功率激光检测技术发展中精密光学调整架存在的刚度不足的问题，设计了-种适合装调大口径光学镜片的精密光学调整架结构，并建立其力学模型，分析其动力学性能，通过 $42O mm大口径球关节调整架结构俯仰模态理论的分析和实验测试数据之间对比，找出导致调整架结构谐振频率变差的原因。采用优化设计后的大口径调整架第-阶俯仰模态的频率为 157.788 Hz，能够很好满足在强振源下的工作需要。

关键词： 精密光学； 调整架； 力学模型； 谐振频率 ； 振动测试中图分类号 ： TH122 文献标志码 ： A doi：10.3788/HPI PB20132502.0301光学调整架作为现代光学仪器的-个基本的组件，用于支撑光学元件、调整光束方向，实现光束的快速准确定位，目前在实验室及光学设备、仪器中得到广泛的应用。随着大功率激光检测技术的发展，激光功率的提高，光学镜片的口径和重量同比增大，光学调整架在使用过程中会凸现刚度不足、在动载荷作用下低频振动、变形明显等问题 ，直接影响到光学系统 的输 出性能l1 ]。为此 ，设计 了-种适合装调大 口径光学镜片的球关节精密光学调整架结构 ，以实现大 口径镜片的俯仰 、方位和母线 (指柱面镜而言)三维精密调节 ，完成工况下激光器光束 的快速准确定位 。本文阐述了大 口径镜片的光学调整架结构构成 ，建立其力学模型 ，分析其动力学性能 ；通过试验测试获得 4420 mm光学调整架系统力学性能 ，评价优化设计措施对光学调整架的改进效果。

1 精密光学调整架系统设计随着激光技术的发展，激光功率大幅提高，光学镜片和膜层的损伤阈值不能随之有效提高，因此采用大尺寸光斑以降低功率密度成为大功率激光系统设计的首选方案。采用传统方案设计的某大功率激光系统大口径精密调整架结构 ，由于调整架结构庞大 ，在压力恢复系统强振源的作用下谐振频率下降，调整架振动放大，在冲击振动环境下动态性能差 ，光腔失调明显[3 ]。针对此种情况设计-新型的大 口径精密光学调整架结构 ，通过采用大球头副的铰链结构实现俯仰、方位和母线的三维灵活调节，采用缩短悬臂尺寸 、轻量化设计等优化措施以解决 了由于镜片过重对调整架性能造成的影响，避免了调整架结构低频振动放大现象 ，有利于快速精确实现光束 的定位 ，具有 良好的正交性和抗振性能 。

1.1 结构设计与力学模型分析某大功率激光系统的光路由 12块大口径反射镜片组成，系统运行过程中压力恢复系统引射下，发生共振，导致光轴失调l6]。为保证大功率激光系统的正常工作，在设计上要求光学调整架结构的第-阶弹性体频率大于 15O Hz。

图 1给出了大口径精密光学调整架结构，由底座、镜架、大口径镜片、大球头副、光阑、俯仰和方位调节机构组成 。光学调整架结构通过底座实现光路定位 ，镜架 、大 口径镜片、大球头副组成运动件 ，大球头副 的球 面凹、凸关节分别与调整架的运动件和底座固接，利用调节机构完成相对于底座 的俯仰和方位调整 ，由拉力螺旋簧实现调整架运动件与底座之间无间隙转动和滑动 ，从而实现光学调整架结构在水平、竖直和绕 轴转动三个 自由度上各 自独立的准确定位 。

在工况下调整架受到外界激励载荷的作用产生振动 ，其俯仰状态下的力学模型见 图 2。镜片与镜框组成的系统在微振动环境下时间历程为( ) pcos(w t- ) (1)角速度为 收稿日期：2012-03-23； 修订 日期 ：2012 09 27基金项目：国家高技术发展计划项 目作者简介：郭建增(I965 )，男，研究员，guojianzeng718###126.CON。

3O2 强 激 光 与 粒 子 束 第 25卷由式 (1)，(2)可得0- l0 09 sin(co - )f0 -ID0 -pcoA large-aperture mitror；B ball head hinge；C adjuster/actuator；D flame；E support board；F baseFig.1 Structure of optical precision mountwith large-aperture图 1 大 口径光学调整架结构图(2)(3)Fig.2 Mechanical pitching model of optical precisionmount with large aperture图 2 大口径光学调整架的力学模型(俯仰)式中：p为无量纲常量；COn为自然角频率； 为初顶角。系统选取两个特殊时刻，在静平衡位置处调整架结构势能为零，动能达到最大值 T ；在最大位移处调整架结构动能为零，势能达到最大值 。压缩量 AX -dsin0 ≈dO ，对输出光束测试、获得角度偏转值为 40/rad，系统由12块光学镜片组成，假定光学镜片有相1同的偏转值，该调整架 的转角 0 - ×40×10-rad。根据 T -V ，于是有 厶1 · 1T -寺I。 -寺zolD 叫 (4)1V -2×÷忌△x -mgL sin0 -kp d。-mgL sin0 (5)(6)式中：K弹簧刚度 ； 为图 1中 A，D，E构成的运动体的转动惯量。安装 300，420 mm大 II径镜片的调整架结构参数见表 1，其中，k为调节机构致动器的驱动刚度与拉力螺旋簧刚度的差值。

表 1 b300。d420 mm大口径精密光学调整架的结构参数与模态俯仰谐振频率值Table 1 Structural parameters and mode swing resonant frequency of 300，Q420 mm optical precision mount with largeaperture1.2 计算结果分析与设计改进在传统的调整架设计中采用小钢柱作为铰接点，球头支撑到镜心的支杆长度 L值比较小，对系统固有频率贡献较小，往往对其影响不作出评估 。由式(5)可见 ，传统的调整架设计不考虑 mgLsinO 项，其谐振频率很高，不能真实地表征调整架性能；在采用上述大球头副结构时，悬臂 L在系统形成悬臂梁效应，导致系统谐振频率快速下降，悬臂L效应的贡献是不能被忽略的。q，300， 420 mrn大VI径镜片的调整架结构优化设计后，其参数与谐振频率值见表 1。

304 强 激 光 与 粒 子 束 第 25卷采用优化设计后 42O mm调整架的第-阶俯仰测试模态频率为 157.788 Hz，与理论计算误差为39.6 。

这是由于调整架结构的理论设计转化成实际工程件，受到很多因素影响和制约。采用 Ansys软件分析底座，其第-阶弹性体模态出现在 393.2 Hz，且为局部翘曲，对调整架运动体影响小；偏差产生的主要原因球关节的接触刚度，因此，采用配合优良的大球头副，提高球关节的接触刚度，可以使测试结果更接近理论模型。

3 结 论通过对大口径调整架的理论模型分析，确定结构运动件轻量化、缩短悬臂尺寸是提高刚度的有效措施，应用于在研的 $420 mm光学调整架，经试验测试，有效提高了谐振频率和抗振性能及俯仰、方位和柱面镜母线三维调节的灵 活性。经过 优化设 计后 的大 口径调 整架应 用于 某大 型试 验装 置 ，第- 阶俯仰 模态 的频 率 为157.788 Hz，能够很好满足在对接压力恢复系统 的强振源下的工作需要。