铲运机工作机构优化设计

D0I:10.13374/j.issn1001053x.198M.01.028 北京铜铁学院单报 1984年算1期 -: 铲运机工作机构优化设计 矿机教研室孙遇春 摘 要 本文提出了应用非线性规划方法设计铲运机工作机构。首先分析了反转六杆 机构工作过程中的运动几何关系，推导了运动方程和力学关系方程。确立了以机 构平动性能和转斗油缸最大出力为最小的双目标函数，从而建立了约束非线性优 化设计数学模型。 作者用所建立的数学模型，用SUMT优化方法，在高速电子计算机上，对国 产ZLD-40型铲运机工作机构进行了实例计算，验证了数学模型及程序的正确性 和可靠性，并取得了满意的优化解。 计算结果表明：该机构选择双目标函数进行优化设计，较全面地提高了机构 的设计质量和工作效益，这是常规设计所难以实现的。 铲运机工作机构中转斗机构的形式很多，就连杆机构的形式来说，可分为正转机构和 反转机构两种，而以杆件的数量来分，有四杆、六杆和八杆机构。近年来又出现了四杆正 转机构的变形机构一短连杆机构。但就目前各国铲运机的情况综合来看，斗容量为2M以 上的铲运机，大多采用了四杆或六杆机构（包括短连杆机构）。目前国内生产的斗容为 2M3、3M3和5M3铲运机上均采用反转六杆机构。 反转六杆机构其主要优点是结构简单，铲掘力量大，能较好地满足机器铲装作业的铲 掘特性要术，能较好地保持铲斗的平行上举运动等。本文提出了应用最优化设计技术设计 铲运机上的反转六杆机构，并进行了实例计算，获得了满意的结果。 一、反转六杆机构 铲运机上的反转六杆机构如图1所示，它是由DABCO和CDEFC两个四杆机构所组 成。O点为大臂与前车架的交接点，下点是大臂与铲斗的交接点，C为摇杆BCD与大臂的交接 点，连接O、C、F三点成△OCF表示大臂，A点为转斗油缸与前车架的交接点，OΛ表示前车 架.上的一根杆，B点是转斗油缸与摇杆BC的交接点。因此，AB表示转斗油缸；C为.上摇 杆，CD为下摇杆，DE为拉杆，E点为拉杆DE与铲斗的交接点，所以EF长示铲斗.上的 根杆。 根据相对运动原理，杆件OA为运动输入杆，EF为运动的输出杆件。因此，当大臂被 154

北 索 栩 铁 举 映 举 报 台 年 幼 翔 铲运机工作机构优化设计 犷机教研室 孙 遇 春 摘 要 本文提出了应用非线性规划 方法设计铲运机工作机构 。 首先分析了反转六杆 机 构工作过程 中的运 动几何关系 ， 推导 了运 动方程 和力 学关系方程 。 确立 了 以机 构平动性能和 转斗油缸最大 出力 为最小的双 目标 函数 ， 从而建立 了约束非线性优 化设计数学模型 。 作者用所建立 的数学模型， 用 优化方法 ， 在高速 电子计算机上 ， 对 国 产 一 型铲运 机工作机构进行了实例 计算 ， 验证了数学模型及程序的正 确 性 和可 靠性 ， 并取得 了满意的优化解 。 计算结果 表明 该机构选择双 目标 函数 进行优化 设计 ， 较全 面 地提高了机构 的设计质量 和工 作效益 ， 这 是常规设计所难 以实现 的 。 铲运机工 作机 构中转斗机构的形式很多 ， 就连杆机构的形式 来说 ， 可 分为正 转机构和 反 转机构两种 而 以杆件的数量 来分 ， 有四 杆 、 六杆和八 杆机 构 。 近年来又 出现 了 四 杆正 转机 构的变形机构— 短连杆机构 。 但就 目前 各国铲运机 的情况综合来看 ， 斗容星 为 ‘ 以 上 的铲运机 ， 大多采用了 四 杆或六杆机构 包括短连杆机构 。 目前 国内生 产 的 斗 容 为 ” 、 ” 和 ” 铲运 机上均 采用反转六杆机构 。 反 转六杆机构其主要优点是结构简单， 铲掘力量 大 能较好地满足机 器铲装作业 的铲 掘特性要术， 能较好地保持铲斗的平行上举运 动等 。 本文提 出了应 用最优化设 计技术设 计 铲运 机上 的反转六杆机构 ， 并进行 了实例计算 ， 获得 了满意的结果 。 一 、 反转六杆机构 铲运机上的反转六杆机构如 图 所示 ， 它是 由 和 两个 四 杆机 构 所 组 成 。 点为大骨与前车架 的交接 点 ， 下点是大臂与铲斗的交接点 ， 为摇杆 与大臂的交接 点 ， 连接 、 、 三 点成△ 表示 大臂 ， 点为 转斗 油缸与前车架 的交接 点 ， 表示前 车 架上 的一 根杆 点是 转斗油缸与 摇杆 的交 接 点 。 因此 ， 表示转 斗 油缸 为 一 摇 杆 ， 为 下摇 杆 ， 为 拉 杆 ， 点为拉杆 与铲斗 的交接 点 ， 所 以 了表示 铲 斗 一 的一 根 杆 。 根 据相 对运 动原 理 ， 杆件 为运 动 输入杆 ， 为运 动 的输出杆件 。 因此 ， 当大臂被 DOI ：10．13374／j ．issn1001—053x．1984．01．028

图1反转六杆机构 举升时，EF与大臂的夹角入是大臂相对于前车架绕点转动时的转角仰的函数，即： λ=f(p） 根据铲运机的实际工况，其反转六杆机构必须具有以下功能要求： 1。当铲斗在料堆中被转斗时，能具有大的转斗力距。 2。为保证铲斗的平动上举，当举升大臂时，因铲斗随大臂有一个绕O点的牵连转动 运动，所以必须使铲斗同时有一个绕F点与大臂转动方向相反的相应补偿转动运动。 3。必须保证铲斗在任意高度卸载时，有足够的卸载角度。 4.。机构在各工况的运动中，各杆件之间不发生运动干涉。 二、杆件之间的运动几何关系 铲运机反转六杆机构其杆件之间的运动几何关系推导如下：符号意义见图2。 图2杆件几何关系图 以(XA,YA),(XB,YB),…(XE,YE),(Xr,Y)分别表示O与X轴夹角为a 时，A、B、…E、F机构交接点的座标。并以： α表示机器运输位置时O℉与X轴的夹角。 αN表示机构卸载位置时OF与X轴的夹角。 a。表示机器处于插入状态时OF与X轴的夹角。 155

一 乙一 ， ， 一 图 反转六杆机构 举升 时 ， 与大臂的夹角入是大臂相对于前车架绕 点转动时的转角甲的函数 ， 即， 入 印 根据铲运机 的实际工况 ， 其反转六杆机构必须具有以下功能要求 当铲斗在 料堆 中被转斗时 ， 能具 有大 的转斗力距 。 为保证铲斗的平动上举 ， 当举升大臂时 ， 因铲斗随大臂有一 个绕 点的牵 连 转 动 运动 ， 所 以必 须使铲斗同时有一 个绕 点与大臂转动方 向相反的相应 补偿转动运 动 。 必 须保证铲斗在任意高度 卸载时 ， 有足够的卸载角度 。 机构在各工 况 的运 动中 ， 各杆件之 间不 发生运 动干涉 。 二 、 杆件之 间的运动几何关系 铲运 机反转六杆机构其杆件之间的运 动几何关系推导如下 符号意 义见 图 。 乖蒸犷 一 处戈…弓 炙 哭与欠叭 少斗 一尸 叭 图 杆件几何 关系图 以 ， ， 。 ， 。 ， … … ， 时 ， 、 、 … … 、 机 构交接点的座 标 。 ， ， 分别表示 与 轴夹角 为 并 以 表示 机器运 输位置时 与 轴的夹角 。 表示机 构卸载位置 时 与 轴的夹角 。 表示机器 处 于插入状态 时 与 轴的夹 角 。 仪以

大臂与前车架的交接点O以及O、F之间的距离是由铲运机总体设计确定的。据图2， 设机构的输出角为P5,则： s=tg-IC(YE-YF)/(XE-Xp)] Xg=Xp+LsCosos YE=YD+TeSINo3 p3=∠EDF+tg1〔(Y-Y)/(Xg-XD)) 在△EDF中： ∠EDF=cos-I L+(Xg-x2+(Ye-Y。2-L]/ [2L(CXr-X+(Yr-Y:+] Xp=Xc+Lscoso2 Yp=Yc+Lssing2 Xc=Rcos(x+0) Xc=Rsin(a+0) Xg=Licosa Yp=Lisina 0=tg-i(Yc/Xc)-a R=(Xc2+Yc2)'/2 p2=π+p4-E4 p4=n+tg1〔(Yc-YA)/(Xc-))-∠BCA ∠BCA=cos {[L+(xe-Xw)2+(Yc-Yx)2-L]/ [2L,(xc-x2+(Yc-Y)）']} XB=Xc+L4cos4 YB=Yc+Lasing 三、机构的受力状态 反转六杆机构工作过程中，其杆件之间的力学关系分别以铲取、转斗和举升三种不同 工况示于图3。 图3机构受力状态 156

大竹与前车架的交接点。 以及。 、 之 间的距离是 由铲运机总体设计确定的 。 据 图 ， 设机构的输出角为印。 ， 则 甲、 二 一 ’ 〔 一 ， 八 一 ， 〕 甲 甲 甲 乙 一 ’ 〔 一 ， 一 〕 在△ 中 乙 一 卜‘ ， 一 。 一 · 一 ，』 【 一 · 一 ·， 士 甲 一 一 ’ 一 甲 兀 单一 。 十 甲 ， ‘ 八 甲 二 一 ’ 〔 一 。 一 〕 一 乙 乙 一 【 。 一 · ， 卜 ‘ 一 ·，’ ‘ 一 人 ，’ 一 ， ‘ 一 ·，’ 。 “ 」 甲 甲 川 三 、 机构的受力状态 反转六杆机构工 作过程 中 ， 其杆件之 间 的力学 关 系分别 以铲取 、 转斗和举升三 种不 同 工 况 示于 图 。 一 、 帐 图 机构受力状态

据图3： 1。铲取时： PED=(Pxh1+PwL1a)/L7〔cosp3sin(π-p5)+si1scos(π-m5)〕 2。转斗时： PED=〔Mc+W2Lgcos(p5-E2-i/2)〕/L?〔coso:sin(π-p5)+ sinp3cos(r-p5)〕 3。举升时 PED=〔W,L8cos(p5-E1-π/2)+W2 Lgcos(p5-E2-π/2)/ L7〔cosp35in(r-p5)+sino:cos(r-p5)〕 则 PAB=L5 PEosin(2--p3)/L4sin(4-) 式中： PD:拉杆ED中产生的力。(kg) Px:铲斗插入料堆的阻力。(g) Pw:铲取阻力。(kg) n1:插入阻力至F点的距离。(m) Mc:在料堆中，铲斗转a角时静阻力矩。(kg-m) W2:铲斗重量。(kg) W:物料重量。(kg) PA:转斗油缸受力。(kg) 其余符号意义同前。 4。机构外载荷的计算： (1)铲取时： PK=GM.u (kg) LH=(PK/K,B)÷ (cm) Pw =2.2LBHBKc (kg) 式中： PK:插入力(kg) GM:机器粘着重量(kg) μ：粘着系数 LH:插入深度(cm) B,铲斗宽度(cm) K:插入阻力影响系数 Pw:铲取阻力(kg) Kc:铲取阻力影响系数（物料单位剪切阻力）(kg/n2) (2)转斗时： Mc=MCH (1-Ca") C=(McI-Ma)/MCHa n=1g〔2(MeH-Ma)/McH〕/Lg(a'/3) 157

、 之 据图 铲取时 。 二 ，。 〔 甲 。 ， 兀 一 印 ， 印 二 一 甲。 〕 转斗时 。 〔 。 甲 一 一 兀 〕 〔 甲 一 甲 甲 兀 一 甲 〕 举升 时 〔 。 一 ， 一 二 。 甲 一 一 〔 甲 。 兀 一 印。 甲 。 兀 一 甲 〕 则 人 。 甲 一 一 甲 甲 一 甲 式 中 拉 杆 中产生 的力 。 幼 铲 斗插入料堆的阻力 。 铲取 阻力 。 插入 阻力至 点 的距 离 。 在料堆 中 ， 铲斗转 角 时扑 阻力矩 。 一 铲斗重量 。 ， 物料重 量 。 转 斗油缸受力 。 其余符号 意义 同前 。 机构外载荷的计算 铲取时 · 协 告 · 式 中 插入力 机器粘着重量 协 粘着系数 擂入深度 铲斗宽度 擂入阻力影响系数 铲取阻力 铲取阻力影响系数 物料单位剪切阻力 转斗时 一 ， 一 。 · 。 产” 〔 ， 一 。 。 〕 尹

MCH=PwL1 Ma=W L'cos(-E1-2) 式中， Mc在料堆中，当铲斗转角为a时的转斗静阻力矩。(kg一m) McH初始转斗阻力矩。(kg一m) W:物料重量。(kg) α'：铲斗自开始转斗至结束时，铲斗回转的全部转角。（度） α：转斗过程中某一位置时的铲斗回转的角度。（度） 四、数学模型 1.设计变置： 反转六杆机构中的O、F点是由铲运机的总体设计而定的，而EF即杆件L7是由铲斗设 计确定的影因此，根据以上几何关系的分析，为设计确定反转六杆机构，本文选择机构的 交接点A、C的初始座标值，杆件L3、L4、L5、L6的初始长度以及角度E的初始值为优 化设计的设计变量（见图3）。当这些设计变量被确定后，则反转六杆机构即被确定。所 以： XA y X 2 Xc X3 yc X4 X= Es X5 X6 L: X1 X8 既：X=〔X1,x2,x3,x4,X5,X6,X7,X8,Xg〕T∈Ra 2。目标函数： 为了使所设计出的反转六杆机构在工作过程中运动平稳和转斗油缸出力最小的目的， 本文提出选择两个目标函数进行优化设计。目标函数一，是使装满物料的铲斗，在上举过 程中，直至举升的最大高度，铲斗前后摆动量最小，保证斗中物料不因铲斗运动中的前后 摆动而撒落。目标函数二是使转斗油缸在机构工作过程中最大出力最小，即从机构的设计 上使它省力而省能。因此： (1)目标函数一， F1(X)=min max|o51-Φ| ①理：铲斗处于理想的运输位置时，EF与X轴的夹角。即：（见图4） 中理=1+E6 B:铲斗在理想的运输位置时，斗底与x轴的夹角。 158

。 。 甲 一 一 式 中 ， 在料堆 中 ， 当铲斗转角为 时的转斗静阻力矩 。 初始转斗 阻力矩 。 一 ， 物料重量 。 ‘ 铲斗 自开始转斗至结束时 ， 铲斗 回转的全 部转角 。 转斗 过程 中某一 位置 时的铲斗 回转的角度 。 度 一 度 四 、 数学模型 设 计变 反转六杆机构中的 、 点是 由铲运机 的总体设计而定的 ， 而 即杆件 是 由铲斗设 计确定的， 因此 ， 根据 以上 几何关系 的分析 ， 为设计确定反转六杆机构 ， 本文选择机构的 交接点 、 的初始座 标值 ， 杆件 、 、 、 。 的初始长度 以及角度 ‘ 的初始值为 优 化设计的设计变量 见 图 。 当这些 设计变量被确定后 ， 则反 转六 杆机 构即被确定 。 所 以 、 、 … … … 产 艺﹃舀 厂 … 气月、 、 … 廿 闷叫 ‘ 贬上 闷吃咙 既 〔 又 ， ， ， ‘ ， ， ， ， ， 。 〕 任 “ 目标函数 为 了使所 设计 出的反转六 杆机 构在工 作过程 中运 动平稳 和转斗油缸 出力最小的 口的 ， 本文提 出选择两 个 目标 函数进行优化 设计 。 目标函数一 ， 是使装满物料的铲斗 ， 在上举 过 程 中 ， 直至举升的最大高度 ， 铲斗前后摆动量最小 ， 保证斗 中物料不 因铲斗运 动中的前后 摆动而撒落 。 目标函数二是使转斗 油缸在机 构工作过程 中最大出力最小 ， 即从机构的设计 上使它省力而省能 。 因此 目标函数一 又 甲 一 小 理 中 理 铲斗 处于理 想的运 输位置时 ， 与 轴的夹角 。 即 见 图 中 理 日 ‘ 日 铲斗在理 想 的运 输位置 时 ， 斗底 与 轴的夹角

E6:FE与斗底的夹角。 (2)目标函数二： F2(X)=min max PABl (3)总目标函数： F(X)=min max〔W:F,() +W2F2(X)) 式中：W1:为目标函数一的加权因子。 W2:为目标函数二的加权因子。 (3)加权因子W1、W2的选择： 当运用两个或两个以上的分目标函 数组成总目标函数进行优化设计时，称 为双目标或多目标函数的优化设计问 题。这种优化设计问题在工程实际中是 常见的。对于这种多目标函数的优化设 计计算，其中加权因子取值大小的正确 f图4 选择是很重要的，亦是比较困难的。而加权因子取值的大小直接影响优化计算的结果，甚 至选择不当时，有可能造成计算失败。因此，正确地选择加权因子的数值，是使优化设计 成功及取得满意优化解的关键。欲达到正确选择加权因子的数值，则须： ①对所解的问题有较深刻的了解，当取得一组优化解后，能较快地判断解的正确和可 行与否。 ②一般说来，一次选择是难以奏效的，需经过数次调试计算，摸清W:和W2的变化对 优化解的影响趋势。 本题的特点是目标函数FX〔1〕和X〔2〕之间有着较紧密的相立联系和制约关系， 因此，在求解过程中首先分别地对FX〔1〕、FX〔2〕进行求解，并获得单目标函数的优 化解，以此分别检验和确认数字模型及程序的正确性和可靠性。 其次，根据以上计算获得的数据和经验，以及设计者对各项目标要求的不同重要程 度，人为地选取W:和W2进行综合目标函数即 FX=W:FX〔1〕+W2FX〔2) 的试算，根据设计要求分析解的合理性，再确定进一步调整W!和W2的数值，然后再进行 试算，对于本题这种双目标函数问题，一般经过数次调试计算即可获得比较满意的综合目 标函数的优化解。 8。约束条件： (1)设计变量边界约束： X1口l归≤X1≤X1ma4 i=1,3,…9影 (2)机构成立条件： L6+L1-ILDR|ma≥C1 L5+L6-ILcE|x≥C2 L3+Ls-I LAC Imx≥Cs 159

。厂 卫 与斗底的夹角 。 目标 函数二 。 总 目标 函数 〔 ， 又 又 〕 式 中 为 目标函数 一 的加 权 因子 。 为 目标函数二 的加权 因子 。 加 权 因子 、 的选择 当 运用两个或两 个以上的分 目标 函 数组成总 目标函数进行优化设计时 ， 称 为双 目标或多 目标函数的 优 化 设 计 问 题 。 这种优 化 设计间题在工程 实际 中是 常 见的 。 对于 这种多 目标函数的优化 设 计计算 ， 其 中加权 因子取值大小的正 确 卜 卜 户 选择是 很重 要 的 ， 亦是 比较 困难的 。 而加 权 因子取值的大小直 接影响优化计算的结果 ， 甚 至选择不 当时 ， 有可能造成计算失败 。 因此 ， 正确地选择加权 因 子的数值 ， 是使优 化 设计 成功及取得满意优化解的关键 。 欲达 到正确选择加权 因子 的数值 ， 则须 ①对所解 的 问题有较深刻的了解 ， 当取得一 组 优化解后 ， 能较快地判断解的正确 和可 行与否 。 ②一般说来 ， 一 次选择是难 以奏效的 ， 需经 过数次调试计算 ， 摸清 和 的变化对 优化解的影响趋势 。 本题的特点是 目标 函数 〔 〕 和 〔 〕 之 间有着较紧密的相互联系 和制约关系 ， 因此 ， 在求解过程 中首先分别地对 〔 〕 、 〔 〕 进 行求解 ， 并 获得单 标 函数的优 化解 ， 以此分别检验和确认数字模型及程序 的正确性和可靠性 。 其次 ， 根据以上计算获得的数据和经验 ， 以及设计者对各项 目标要 求的不 同 重 要 程 度 ， 人为地选取 和 进行综合 目标函数即 〔 〕 〔 〕 的试算 ， 根据设计要求分析解 的合理性 ， 再 确定进一步调整 ，和 的数值 ， 然后再 进行 试算 ， 对于本题这种双 目标 函数间题 ， 一 般经 过数 次调试计算 即可 获得 比较满意的综合 目 标函数的优化解 。 约束亲件 设计变量边界约束 。 一 沮 ‘ 二。 ‘ 一 ， … … ， 机 构成立 条件 。 一 。 ’ 一 。 》 一 人 ，一

式中：C1,C2,C是分别给定的一个很小的常数值；|LDF||LcE1,|Lc:|x 分别为机构工作过程中，D、F点之间，C、E点之间，A、C点之间的最大距离，它们 是： LDF=((Xp-Xg)2+(Yp+YE)2)/2 Lct=((XE-Xc)2+(Yg-Yc)2]/2 LAc=C(XA-Xc)+(YA-Y)2)/2 (3)机构传动角要求条件： ①插入位置： 80°≤GRA≤100° 80°≤GRB≤100° i面： GRA=I1-41 GRB=I3-5 ②运输位置： 10°≤CRC≤i7u° 这里：GRC=|ps-φ5| ③机构在任总位登卸载时： 10°≤GRD≤170° 10°≤GRE≤170° 这里： GRD=I3-5I GRE=1-4 ①保证机构不与前桥干涉条件： YDs≥YD mia 这里： YD;一是D点在运输状态时的Y轴方向的距离。 YDm。一允许Y方向距离的最小值。 ©大臂处于任意位置时，满足45°卸载角的条件： LABmia≥L3/入 L3一转斗油缸的最大长度 入一转斗油缸的伸缩比 LAB一大臂在任意位置卸载时，卸署角为45°时转斗油缸的长度。 由机构的几何关系得： LAD=((YB-YA)2+(XB-XA)2]/2 XB=Xc+Lacoso YB=Yc+Lasing p4=p2-180°+E4 o2=tg-iC(Yp-Yc)/(Xp-Xc)] XD=XE-Locosop3 Yp=YE-Losino3 160

式 中 ， ， 是分别给定的一 个很小的常数值 ， 。 、 ， 。 、 ， 二 。 分别为机构工作过程 中 ， 、 点之 间， 、 点之 间， 、 氛之 间的最 大 距 离 ， 它 们 是 卜 〔 一 “ 〕 ‘ 二 矛声了夕 〔 一 一 〕 。 ‘ 〔 一 二 一 、 。 〕 机 构传动角要求条件 ① 插入 位置 。 “ “ 簇 簇 “ 而 印 一 甲、 、 。 一 甲。 ② 运 输位置 “ 咬 。 这 里 一 甲。 ③ 扫 构在任怠 位置 卸载时 “ 簇 。 “ 簇 。 这里 甲。 一 甲 甲 甲‘ ④ 保证机构不 与前桥干涉 条件 》 二 这里 。 一是 点在运 输状 态时的 轴方 向的距离 。 。 ， 、 一允许 方向距离的最小值 。 ⑤ 大臂处 于任 意位置 时 ， 满足 “ 卸载角的条件 ，二 。 入 。 一转斗油缸 的最大长度 入一转斗油缸的伸缩比 。 一 大臂在任意 位 置卸载时 ， 卸署角为 “ 时转斗油 缸的长度 。 由机构的几何关系得 广 ， 、 、 ， ， ， 、 、 、 ’ 。 〔 一 一 〕 。 、 印 二 印‘ 甲心 二 甲 一 印 一 ’ 〔 一 。 一 。 〕 。 一 甲。 一 。 甲

p3=∠EDF+tgI〔(Yr-Yn)/(Xr-Xp)) ZEDF-cL+(Xr-X)+(Yr-YD):-L]/ [2L。(X-X)2+(Ye-Y2)'/h]} XE=Xr+L7coss YE=YE+Lising XF=Licosa Ye=Lisina Xc=Rcos(a+0) Yc=Rsin(a+0) R=(+Y): 0=tg-i(Yc/Xc)-a a=tg-1(Yp/Xp) ⑥三角函数取值范围限制条件： YBs≥YA Ys一卸载位置时，转斗油缸与摇杆上铰接点B的Y座标。 因此，约束方程为： g1(X)=x1-x1mn≥0， g2(X)=x1max-x:≥0 g3(X)=x2-X2ma≥01 g1(X)=X2m-x,≥0， g6(X)=Xg-xama≥0， ga(X)=X3ma、一X3≥0 g7(X)=x4-x4mia≥05 g8(X)=X4max-x4≥0， gg(又)=Xg-X5ma≥05 g10(X)=x6a-x6≥0， g11(X)=xg-Xgmia≥0， g12(X)=X8max-X,≥0， g13(区)=x7-x7ma≥0， g14(X)=X1m*-x7≥01 g15(X)=xg-X8mia≥0， g1(X)=x8m.-X8≥0： g17(X)=xg-xgma≥0， g18(X)=Xgmax-xg≥0g g1g(X)=L。+L1-|LDR|max-C1≥0， h20(X)=Lo+Lo-ILCE ImA-C220 g21(X)=L3+L4-|Lc|mx-C3≥0， g22(X)=GRA-80°≥0， g23(X)=100°-GRA≥0： g24(X)=GRB-80°≥0， g26(X)=100°-GRB≥0， g2(X)=GRC-10°≥0， g27(X)=170°-GRC≥0， g:8(X)=GRD-10°≥0， g2g(X)=170°-GRD≥0， g90(X)=GRE-10°≥0， g31(X)=170°-GRE≥0， ga2(X)=Ys-YDan≥0s g93(X)=LABmcx-L3/入≥0； g34()=Ys-YA>0, 161

印。 乙 一 ‘ 〔 一 。 一 乙 矛 二 一 。 一 · 一 · 一 ，」 〔 一 。 一 ， 〕 ’ ‘ 〕 印。 印。 一 一 ， 、 从几介寿一一一 二 ‘ ’ 一 ‘ ’ ， ⑥ 三 角函数取值范围限制条件 》 人 。 一 卸 载位置时 ， 转斗 油缸 一 与摇杆上 铰接点 的 座 标 。 因此 ， 约束方程为 ， 又 二 ， 一 ，。 。 ， 又 ，。 一 ， 又 二 一 二 ，。 ， 二一 、 一 ， 。 又 一 。 。 、 。 。 又 。 二 、 一 》 ， 义 一 度。 。 又 二 。 一 。 》 ， 。 又 二 。 一 。 。 口 ， 。 又 。 。 。 一 。 》 ， ， ， 又 二 。 一 。 。 ， 又 。 二 一 一 。 ， 又 一 了。 。 ， 又 。 一 ， ， 又 “ ， 一 。 。 。 》 ， ， 。 又 。 。 一 ， ， ， 一 。 。 。 ， ， 。 二 二 一 。 》 ， ，。 又 。 一 ，。 二 一 》 ， ， 。 又 二 。 。 一 。 、 一 ， 又 二 ‘ 一 。 。 、 一 。 ， 二 一 口 ， 一 》 ， ‘ 又 一 ， 。 又 一 ， 又 二 一 一 》 ， 又 一 》 ， 。 一 李 ， 。 父 二 一 ， ， 、 一 》 。 又 二 一 几、 。 ， 又 。 。 ‘ 二 一 ， 入》 ， ， 又 二 。 一 入 听 护

五、实例计算 按照上述分析建立的数学模型，应用SUMT优化方法，在高速电子计算机上，对国内 某厂生产的ZLD-10型井下铲运机上的反转六杆机构，进行了优化设计计算，获得的优化 解为： X:* XA 0.0621496072 0.06215 X2* y 0.4264835047 0.42648 X3* xc 0.2195234642 0.219523 不4* yc 1.6653594995 1.66536 X*= X6* E 45.1999896883 ≈ 45.200 X7* Ls 1.4719651078 1.47197 大。" L 0.4594517655 0.45945 公8 L 0.640079785 0.64008 xg* 0.7907036333 0.79074 F,(X◆)=1.6157（度）； F2(X*)=29570(kg) 六、方案比较及分析 原设计方案： XA 0.008 X2 yN 0.415 43 Xc 0.200 X4 yc 1.669 X= Xs E 45 xo L 1.458 0.450 0.678 0.790 F1(X)=7.16191(度)， F2(X)=31954(kg) 原机构方案 优化机构方案 图5机构方案比较图 162

五 、 实例计算 按照上述 分析建立 的数学模型 ， 应 用 优化方法 ， 在高速 电子计算机上 ， 对 国内 某厂生 产 的 一型井 下铲运 机上 的反 转六 杆机 构 ， 进行 了优化设 计计算 ， 获得的优化 解为 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 了 ︸ 、 又 。 … 度 二 六 、 方案比较及分析 原设计方案 八 匕吕八﹄一 、 。 性乙内，月甘 匕 ‘上内甘 二 ‘ 勺一 … 几冉﹄二，上，︸﹃ … 、 ， 。 度 ， 又

参 数 原 方 案 优化方案 铲斗的最大摆动偏角（度） 7,16191 1.8157 转斗油缸最大长度(mm) 1458 1471.97 转斗油缸最小长度(mm) 959.21 949.72 转斗油缸伸缩比入 1.52 1.549897 转斗油缸最大受力(kg) 31954 29570 从方案比较中可以看出： 1,原设计方案工作机构上举时铲斗的最大摆动偏角为7,16191度，而优化设计方案 只有1.6157度，这就使铲斗平行上举的性能得到了很大的改善，而且铲斗在整个举升过程 中，运动平稳得多。 2。原设计方案与优化设计方案相比，在相同条件的工况下，前者转斗油缸的最大受 力为31954公斤，后者为29570公斤，后者比前者下降了百分之7.53。这就说明，在相同的 情况下，优化方案使转斗油缸的受力有了较大的改善而省力，提高了机构的效益。 因此，由于使用了双目标函数对反转六杆机构进行优化设计，使之获得的优化方案， 既提高了铲斗平行上举的性能，又改进了转斗油缸的最大受力状况，这就提高了反转六杆 机构的设计质量和技术水平。这是原设计方案所难以比拟的。 参考文献 〔1)R.L.福克斯，工程设计的优化方法科学出版社1981. [2]D.M.希梅尔布劳，实用非线性规划科学出版社1981， 〔3)陈立周，机械优化设计方法北京钢铁学院1980.2. 〔4)吴继庚，非线性约束最优化程序设计北京钢铁学院1980.10. 〔5)长沙矿山研究院，露天装载机机械工业出版社1974.10. 〔6)李健成，矿山机械（装载机械部分）冶金工业出版社1981.9. 163

一 参 ， 原 ‘ 方 案 优 化 方 案 一 妇雨矗藻窈蔽亩 一…一 下 杯一 一 ， 一 如恤 最大长 度 石蔽 一 一 石 ， 一 一 而 丽 转 斗油缸 最 ， ‘ 、 长度 ‘ ， ” ， · ， 一 转‘ 卜油缸伸缩比 ‘ · ， 料恤 。 大受力 、 ， 一… 。 ‘ ’ 。 。 。一一 从方案 比较 中可 以看出 。 原 设计方案工作机构上举时铲斗 的最大摆动偏 角为 。 度 ， 而优化设计方案 只 有 度 ， 这就使铲斗平行上举的性能得到了很大的改善 ， 而且铲斗在整个举升过程 中 ， 运 动平稳得多 。 原 设计方案与优化设计方案相 比 ， 在相同条件的工况下 ， 前者转斗油缸的最大受 力为 公 斤 ， 后 者为 。 公 斤 后者 比前者下 降了百分之 。 这就说明 ， 在相 同的 情况下 ， 优化方案使转斗油缸 的受力有了较大的改善而省力 ， 提高了机构的效益 。 因此 ， 由于使用 了双 目标 函数对反转六杆机构进行优化设计 ， 使之 获得的优化方案 ， 既提高了铲斗 平行上举 的性能 ， 又 改进 了转斗油缸的最大受力状 况 ， 这就提高了反转六杆 机构的设计质量 和 技术水平 。 这是原设计方案所难 以 比拟的 。 参 考 文 献 〔 〕 福克斯 ， 工 程设计的优化方法 科学出版社 〕 。 希梅尔布劳 ， 实用非线性规划 科学 出版社 。 〔 〕 陈立周 ， 机械优化设计方法 北京钢铁学 院 。 。 〔 〕 吴继庚 ， 非线性约束最优化程序设计 北京钢铁学 院 〔 〕 长沙矿 山研究 院 ， 露天 装载机 机械工 业 出版社 〔 〕 李健 成，’ 矿 山机械 装载机械部分 冶金工业 出版社 了