煤矿井下运煤车转向机构优化设计

其 中 ：Ｆ （ ） Ｆ （ ） 、 ２ ｚ 为规 格化 后 的 目标 函数 ； 、
为加权 因数 。
２ ２ 函数设 计 变量的确 定 ．
… … … （ ４ ２）
… … …
。
（ ５ ２）
从图 ２可知 ：
其 中 ：Ｄ。 为油 缸外径 。
・
１ ・ ６
机 械 工 程 与 自 动 化
渐增大 ，然后逐渐减小，在 ３。 Ｏ时又恢复为 ０ ，之后又开 始快速增 加 ，在 达到 ４。 ５满转 向角时 力臂 差 达到 最大 ， 但由于后面仅有 １。 ３的转 向行 程 ，而且机 构在 前 ２ ３的 ／ 行程 中力臂差 的最大值 只有 １ ｔ，可知机构在整个转 ０ｒ ｎ ｎ
４ 转 向机构 的优 化设 计
工作 油缸极 限推力 最小 、转 向油缸行 程最小 为优化 目
标 ，优化 设计 了煤 矿井 下运煤 车的 铰接转 向机构 ，并
比较分析 了原机 构和优 化设计 后机 构的性 能 ，找 到 了
图 ３ 设 计 优化 流 程 图
４ ２ 求解优化 设计 结果 ．
综合 性能 最优 的机 构设计 参数 ，为井 下煤炭 运输 车辆 铰 接转 向机构 的优化设 计提供 了参 考 。
转向机构本身的一些原始参数受到一定的限制 ， ： 即
ｇ （ ＝ Ｗ １ｉ Ｗ ２ｉ Ｌａ Ｇ Ｏ 。 ９ ） ＋ ｍ— ｒ ｎ ｉ ｎ ｇ ｏ ｚ） ／０ ｒ Ｏ １（ 一 一 Ｇ Ｊ
… … … … …
得 到的转 向机构总的优化设计 目标 函数 为 ：
Ｆ（ ＝ １ （ ＋ Ｆ２ ｚ） 。 … … … … … （ ３ ｚ） Ｆ１ ） ２ （ １）
其 中 ：ｓ 为转 向行 程差 函数 ；ｔ （） 为设 计 要求 的转 向
时 间 ；７为转 向油 缸平均 速度 。 ３
为 了保 证现 实使用 的安全 性 ，两 油缸两端 应 当留
有一定 的缸 头尺 寸 ｗ 其 中 ：△ Ｌ—Ｌ 。一Ｌ ＿ 。 ｎ
３ ４ 传 力 角度 的 限制 ．
４ １ 优 化 流 程 及 优 化 方 法 ．
根据 多体 系统运 动学分 析理论 ，针对 运煤 车的转 向特性 ，结合正 多 面体求解 法 ，将 多 体系统运 动学 约 束 加于优 化设 计 的约 束条 件 中 ，然后 求 解 最 优解［ 。 ５ ］
优 化设计 的流程 图见图 ３ 。
向行程 内，其综合转 向性 能较好，液 压系统脉动 冲击较
＋
／ ２ｔ ｚ ２ —ｃ ｓａ Ｏ － ２￣Ｌ ＋Ｒ － ２ Ｒｃ ｓ 。 — －Ｒ － Ｌ ｏ （ － ） Ｌ － Ｒ ／ ２ ２ —Ｌ ｏ ａ —
… … … … … … … … … … … … … … … … … … …
（７ １）
（） ７
ｇ（） ３ｚ 一Ｒ一詈Ｇ ｏ 。 … ……… ……… …… （８ １）
．
．
．
．。
。
［３ 上官文 ６
篓嚣 －的化法ｌ海通学报 ； 种 优方 上交大学， 新
．
的情况 ，即 Ｏ和满 转 向的工 况下 ，力臂 差几乎 为 ０ 。 ，
Ｍ － ｍ 号Ｄ一。ｒ＝ Ｄ （Ｉ ＝ ｐｉ （ ｄｐ ｛ 。ｒ十 ￣ ｒ＋ 。 ） Ｄ ｎ ｐ ｎ
ｒ 一 。ｒ 。 …………………………… （１ ｍ） 孚 夕一 。 １）
在结构能够 承受 的范 围 内，转 向机 构 中油缸 的转
向力臂越 大 ，则 由最 大转 向 阻力矩 确定 的系 统压力 越
（瑚 一眈 见 船掉 ：． 煤 车悃 ～一 ， 厶晦 矽； 可： 螂 趋． 同～ 删一 蚍 建ｊ 盘 ， ～ 白 合 ＝ 口 ～ ｝ 句 一 潍 蔚 铰 接 ～
煤 矿井 下运煤车转 向机构
优 化设 计
贾
耜蛔 瓣 搬
Ｏ 亨 言 ｊ
原 机
是 对
慧 季的究心 统研萤主
… … … … … … … … … … … … … … ・ … … … ・ ・
３ 约束条 件的 添加
３ １ 转 向机 构 几 何 尺 寸 的 限制 ．
／ ＋Ｒ２ —Ｌ ｏ ａ 。 — Ｌｚ － ２ Ｒｃ ｓ
…… …… …… ……… … （） ６
两转 向油缸位于 车辆 纵 向 中心线 两侧 的对 称位 置 上 ，它的几何尺寸将受 到结构尺寸的约束 ，由此得 到 ：
２１ ０ １年 第 ６期
综 合 以上分 析和公 式 ，运 煤车转 向机 构优化 设计 数学模 型为 ：
表 现 出色 。但在 实际使 用过程 中 ，使 用到这 两种 工况 的时候很 少 ，更 多 的是偏 转适 当角度 的情况 ，原机 构 的性能表 现一般 ，该机 构不论 大角 度还是 小角度 转 向
最 大转 向角 ０ ：
ｇ （ 一 ～ 。一 Ｃ Ｓ １ 一 尺。 Ｌ ４ ｚ） Ｏ Ｌ。 一 一
２ ＲＬ — ａ— Ｏ ＜ ｍ
中， 油缸伸长时的最小力臂和缩短 时的最大力臂分别 为：
ｒｍ 一 ｉ
－ ｉ口 Ｌｓ （＋ ） ｎ
。
… … … … … ． … … ．（） １ ． … ８ … … … … … （） ９
３ ２ 转 向 角 的 限制 ．
２ １ 油 缸 系 统 压 力 函 数 的 确 定 ．
两油缸产生 的转向阻力矩是用来克服铰接式车辆转
向时产生的阻力 的， 显然其 转 向阻力矩 的大小直接关 系 到铰接转向机 构 的转 向性 能嘲。在 Ａ ＢＯ Ｃ和 △ ＡＯ Ｄ
液 压转 向机构 的最大转 向角 不应超过 机构允 许 的
如 ０ ２
）
． ￡ ± 仿 、
±
！ ‘ ｆ
１
转 向机构
输。
２１ 第 ６ ０ １年 期
黄 铁铮 ， 等 ：煤 矿 井 下 运 煤 车 转 向机 构 优 化 设 计
・ ５ １ ・
的两 个液 压油缸行 程是 不一样 的 。这种 现象 将会 导致 液压 油作非 恒定 流动 ，引起液 压油 缸 内的油压产 生脉 动 ，造成转 向过程 运动 的不平 稳性 ，因此 在转 向机构 的设计 过程 中应力 求两 油缸 的转 向行 程差最 小 。将两 个油 缸的转 向行程 差作 为优 化设 计 的一 个 目标 函数 ， 联立 式 （） ４ 、式 （ ）可得 出转 向行程 差公式 为 ： ５
线运行 变化到相对偏转形成最大的偏转角度必须在一 定 的时间范 围内，即应 当限制转向油缸的运动速度 ，则 ：
ｇ（） ６ｚ 一 一 ｏ 。 … … … … … … ４ （ １ ２）
设 油缸 的内径为 Ｄ，油塞杆 径为 ｄ，液 压缸 内油
压为 Ｐ，代 入到式 （ ０ １ ）中去 ，则转 向阻力 矩为 ：
ｇｌ ） Ｌ ｉ Ｓ ０ 。 … … … … … … … … （ ６ （ 一 一 Ｇ １）
ｇ （ 一 Ｌ ｉ一 Ｌ Ｇ ０ 。 … … … … … … … ２ ）
厶
将 式 （ ）写为 目标 函数 的形 式 ： ６
－ 厂 ｌ
￣
一
￣ Ｒ － ２ Ｒ ｏ （ ＋ ／ 十 。 Ｌ ｃ ｓａ ） Ｌ
ｚ ，由此可得 ：
小 ，由此可得将系统压力作 为优化设计 的 目标 函数为 ：
： — — — — — — —
ｇ （ 一 Ｌ ｉ △Ｌ— Ｗ １ｉ Ｗ ２ｉ ０ 。 … （ ２ ７ ｚ） 一 ～ Ｇ ２）
＿ — ｒ — 一 —
：
詈 ＋ （ 一。 Ｄ 号Ｄ ｄ ｒ 。 ） ＿ ～ … … … …（ － ｒ 。 … … … … “ ） — １ ２ ｘ ｒｉ＋ 兀（ － ｄ ） 。 Ｄ。 ｍ Ｄ。
０ 。 ……… …… ……… ……… ……… …………
（ ９ １ ）
』 ｍａ
３ ３ 有 关技 术条件 的约束 ． 油缸 自身 结构要求 的 限制 ：
ｇ （ ＝ Ｌ ＋ Ｌ 一 ２ Ｇ ０ 。 … … … … … ５ ｚ） ， Ｌ （ ０ ２）
ｒ ａ一 ｍｘ
ｓ Ｏ ） 。 … ｉ ｒ ｎ（ －
参考文献 ：
使用 多体 动力学 分析 软件 ＡＤ ＡＭＳ ，在 ＡＤ ＡＭＳ 中选用 Ｖｉ 模块 ，调 用模 块 中 的相应 部 件 ，得 出 ｅ ｗ 如下 的优 化设计 结果 ：
ｚ ｐ： （ ５ ． ７ ６ ０ ０ ７ ０ ０ ８ ， ３ 。 。 Ｌ ２ ０ ０ ， ４ ． ６，５ ． ２， ４ ６ ）
０
… … … … … … … … …
函数进 行 规 格 化 处 理 ，本 文 采 用 余 弦 函数 ３ ，
一
（ ３ ２、
ＣＳ＇ 函数 ＾ （ ） ， （ ） Ｏ．对 Ｚ 与 ２ｚ 规格化［ 。进行线性组合后 ４ ］
其 中பைடு நூலகம்－蛳］ ［ 为转 向机 构允许 的最小 传力角 度 。 ３５ 机构本 身原 始参数 的 限制 ．
左 右油缸行 程 差 ：Ｆ （ ） 一１ ６ｍｍ。 １ｚ ． 油缸 工作 压力值 ：Ｆ （ ） 一９ １ ａ ｚ ． ３ＭＰ 。
４ ３ 优 化 结 果 分 析 ．
程机械，９９２（１ ：２１． １８ ，０１）１—４ ［］ 刘刚， ３ 张子达． 铰接式车辆行驶稳定性的理论分析与数值
— —
为 了保 证 液压油 缸的传力 效率 ，要求 油缸在行 程 结束 位置 的传力 角度不 至于过 小 ，因此对该传 力角 度
必须 加 以限制 ，即 ：
由于 目标 函数 ， 与 ， 采用 的量 纲 不 同，必 须对 ｌ ２
护 Ｃ－ ＯＩ Ｓ
… … … … … … … … …
些 一［ ］ Ｏ 。 … ・ ０＜ ／
弱 。说 明优化后 的机构从各个方面都要优于原始机构 。
目 １ ５
蓄 ：
０
转 向角 度 ／（ ） 。
’
图 ４ 转 向 机构 力臂 差 变 化 曲线 图
５ 结 论
本文 给 出了运 煤 车转 向机 构 的 ５个 转 向性 能 指
标 ，以此 为设计 变量 ，通过 多体动 力学分 析软件 ，以
△ 一 ｌ １ ～ Ｓ Ｉ— Ｌ Ｓ ２ ＋ Ｌｉ 一 ２ ×
￣
Ｌ√号。ｓ 。 （） …… ………（） ＋ …… １ ４
因此设 转 向机构 的变量 为 Ｒ、ｈ 、 、Ｓ ０ ，即 ：
（ ５ １）
ｘ＝Ｅ ｈ Ｓ ａｏ ｘ ，２Ｘ ，４ ５ …… Ｒ， ， ，，ｌ 一Ｅ １ｚ ，３ｚ ， ］ 。
ｃｎ ｛ｉ ‘ Ｉ ｆＦ ｍ
Ｓ ｔｇ （ ＜ ０ ． ｆｚ）
ｚ１ ，， 。 ……．２ ｌ … … …Ｌ ， ０ ＇ １ Ｚ ２ … （） Ｚ ｂ Ｊ
都存 在一 定 的力 臂 差 ，液压 系统 均会 产 生 冲击 脉 动 ， 且 较严重 ，并且 在 ２ 。 ５的时候达 到 了最 大值 ２ ２ｍｍ。 优化后的机构变化曲线变化起伏较大 ，先是从 ０逐
［］ 赵美荣 ， １ 常凯 ， 希 ． 井 铰 接 式 车 辆 转 向 特 性 分 析 及 其 杨 矿 优 化 设 计 ［］ 机 械 工 程 与 自动 化 ，０ ９４ ：７ ４ ． Ｊ． ２ ０ （） ３— ３ ［］ 方昀． ２ 轮式 装 载 机 液 压 助 力 转 向 系 铰 点 优 化 设 计 ［］ 工 Ｊ．
』 ａ ｉ ｒ ｎ
假设 Ｆ 和 Ｆ 。为油 缸 臂 伸 长 时 的推 力 和 缩短 时
的拉力 ，则转 向机构 的转 向阻力矩 为 ：
Ｍ ＝ Ｆｌｍ ＋ Ｆ ｒ ｒｉ ２ 。 … … … … … … … … … （ ０ １）
其 中 ：Ｌ 为油缸最 小结构 尺寸 。 ， 根据运煤车转 向性能 的要求 ，前 、后车架从保 持直
计算［］吉林大学学报，０４３（）２—６ Ｊ． ２０，４３ ：３２．
为了更加 直观 地观察 力臂 的变化 ，给 出转 向机构
～ 。 内 线 图 ４ 化 示 ：后 。。 ４ 出，原机构差 虑到极 限工作 时 由图 ４可 以看 只是考
，
．
４ 衰清珂・ ］ 机构系统运动学分析［ ・ Ｊ 工程机械， ９（ ： －７ ］ １ ０３ ３ ３・ ９ ）４