动臂液压缸铰点位置的优化设计
液压系统的优化设计
液压系统的优化设计随着科技的进步和社会的快速发展，液压系统在各个领域应用越来越广泛，如工业、农业、建筑、航空等。
在这些领域中，液压系统扮演着重要的角色，如汽车制造、飞机制造、船舶制造、建筑机械等需要大量使用液压系统。
因此，液压系统的优化设计显得尤为重要。
一、液压系统的基本原理及构成液压系统是一种利用液体传递能量，并将互不相干的行动组合起来的系统。
液压系统的基本原理是利用液体的压缩性小和容积稳定，通过不同的工作机构来完成某一特定工作的机械装置。
液压系统的构成包括工作部分、执行部分、控制部分和电气部分。
其中，工作部分是指液压泵或发生器、液压马达和液压缸；执行部分是指在液压系统中完成具体工作的机械设备或装置，如液压升降机、液压抓取器等；控制部分是指液压系统中的各种控制装置，如液压阀等；电气部分是指支持液压系统的电气设施，如液压泵电机等。
二、1. 功率密度与效率液压系统的设计中需要考虑功率密度和效率两个方面。
功率密度指的是液压系统单位体积或单位重量所能输出的功率大小。
增加液压系统的功率密度可以提高其工作效率。
效率指的是液压系统的机械工作输出功率与输入功率之比。
在液压系统的设计中应该尽量提高系统的效率，以减少能量损失。
2. 选择合适的组件液压系统的设计中，应该根据不同的工作要求选择合适的组件，如液压泵、液压马达、液压缸和液压阀等。
同时，应注意选择正确的组件配合以确保系统的稳定和可靠性。
例如，液压泵需要与液压马达和液压阀相匹配，才能形成合理的液压系统。
3. 液体选用液压系统液体的选用也是液压系统优化设计的重要因素之一。
液压系统液体应具有压缩性小、稳定粘度、抗氧化性能强、抗腐蚀性好、防爆性能高、热稳定性好等特点，以确保液压系统的可靠性和长寿命。
4. 控制方式确定液压系统的控制方式是液压系统设计中的一个关键问题。
液压系统的控制方式应根据工作条件和要求确定。
例如，对于一些要求精度高、速度快、工作负荷重的工作环境，需要采用闭环控制液压系统，以保证工作的稳定性和可靠性。
凿岩台车伸缩臂油缸铰点设计及注意事项
世界有色金属 2019年 2月上180凿岩台车伸缩臂油缸铰点设计及注意事项张 镇，邹志远（辽宁 沈阳 １１０００１）摘 要：伸缩臂结构是凿岩台车钻臂、吊篮臂中常见的机械结构。
一般由伸缩内筒、外筒、伸缩油缸、销轴等几大部分组成。
其结构设计是否可靠合理，将直接决定产品功能。
本文根据对比国内外常见同类产品结构，并结合实际情况及理论计算，总结了伸缩臂油缸铰接点的相关经验。
关键词：凿岩台车；伸缩臂；销轴；强度计算；结构设计 中图分类号：ＴＤ４２１．２ 文献标识码：Ａ 文章编号：１００２－５０６５（２０１９）０３－０１８０－２Design of Hinge Point of Telescopic Arm Oil Cylinder of Rock Drilling Trolley and NoticesZHANG Zhen,ZOU Zhi-yuan（Ｓｈｅｎｙａｎｇ １１０００１，Ｃｈｉｎａ）Abstract: Ｔｅｌｅｓｃｏｐｉｃ ｂｏｏｍ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｉｓ ａ ｃｏｍｍｏｎ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｉｎ ｄｒｉｌｌｉｎｇ ａｒｍ ａｎｄ ｈａｎｇｉｎｇ ｂａｓｋｅｔ ａｒｍ ｏｆ ｒｏｃｋ ｄｒｉｌｌｉｎｇ ｊｕｍｂｏ． Ｇｅｎｅｒａｌｌｙ， ｉｔ ｃｏｎｓｉｓｔｓ ｏｆ ｔｅｌｅｓｃｏｐｉｃ ｉｎｎｅｒ ｃｙｌｉｎｄｅｒ， ｏｕｔｅｒ ｃｙｌｉｎｄｅｒ， ｔｅｌｅｓｃｏｐｉｃ ｃｙｌｉｎｄｅｒ， ｐｉｎ ｓｈａｆｔ ａｎｄ ｓｏ ｏｎ． Ｗｈｅｔｈｅｒ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｄｅｓｉｇｎ ｉｓ ｒｅｌｉａｂｌｅ ａｎｄ ｒｅａｓｏｎａｂｌｅ ｗｉｌｌ ｄｉｒｅｃｔｌｙ ｄｅｔｅｒｍｉｎｅ ｔｈｅ ｆｕｎｃｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｐｒｏｄｕｃｔ． Ｂａｓｅｄ ｏｎ ｔｈｅ ｃｏｍｐａｒｉｓｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｃｏｍｍｏｎ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅｓ ｏｆ ｓｉｍｉｌａｒ ｐｒｏｄｕｃｔｓ ａｔ ｈｏｍｅ ａｎｄ ａｂｒｏａｄ， ｃｏｍｂｉｎｅｄ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ａｃｔｕａｌ ｓｉｔｕａｔｉｏｎ ａｎｄ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ， ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒ ｓｕｍｍａｒｉｚｅｓ ｔｈｅ ｒｅｌｅｖａｎｔ ｅｘｐｅｒｉｅｎｃｅ ｏｆ ｔｅｌｅｓｃｏｐｉｃ ｂｏｏｍ ｃｙｌｉｎｄｅｒ ａｒｔｉｃｕｌａｔｉｏｎ ｐｏｉｎｔｓ．Keywords: ｒｏｃｋ ｄｒｉｌｌｉｎｇ ｔｒｏｌｌｅｙ； ｔｅｌｅｓｃｏｐｉｃ ａｒｍ； ｐｉｎ ｓｈａｆｔ； ｓｔｒｅｎｇｔｈ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ； ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ ｄｅｓｉｇｎ1 伸缩臂常见绞点固定方式及强度核算方法凿岩台车伸缩臂结构中，常用的油缸固定方式有以下两种：两端销轴固定式、一端销轴固定，另一端螺栓法兰连接式。
剪叉式高空作业平台力学分析与油缸安装铰点位置优化
剪叉式高空作业平台力学分析与油缸安装铰点位置优化剪叉式高空作业平台是用途十分普遍的高空作业设备。
它独特的剪叉机械结构,能使提供给工作人员施工作业的平台始终与地面保持水平,且承载能力强,稳定性较高。
随着剪叉式平台向着节能、提高能量利用率方面发展, 因此对降低油缸工作时的最大推力、减少剪叉机构受力的研究显得尤为关键。
本文研究在液压缸的布置不发生干涉的前提下, 对油缸的铰点安装位置进行优化并进行实物试验验证, 从而减少油缸的最大推力和提高工作平台举升时的上升平稳性。
主要研究内容及成果如下:(1) 通过对剪叉式平台进行运动学分析, 得到了工作平台上升速度的参数表达式, 在驱动液压缸速度为恒速的条件下,掌握了影响平台上升平稳性的相关参数。
对剪叉式平台的油缸进行力学分析, 得到影响油缸推力的油缸位置安装参数;对剪叉机构各铰点位置进行受力分析, 得出各组剪叉杆各铰接孔受力情况。
⑵根据剪叉机构基于AMESin软件建立其仿真模型,得到剪叉机构动态举升过程, 运行仿真后剪叉结构的性能参数以及某些参数的变化曲线, 包括平台的上升速度变化曲线、油缸举升推力曲线等。
(3) 通过理论推导与仿真分析分别在液压油缸不发生干涉的情况下, 以减少油缸最大推力为目标对油缸安装铰点位置进行优化, 得到合理的油缸安装位置参数; 通过液压测试仪测量油缸活塞在优化前后的推力变化曲线,对优化所得曲线进行验证,吻合良好,证明了优化方案的合理性。
⑷采用ANSYS Workbenc软件对优化后的改变油缸安装铰点位置的剪叉臂组进行静力学与疲劳寿命分析, 确定了结构应力集中和最大疲劳损伤的发生区域对剪叉臂的疲劳寿命进行估算, 针对于剪叉臂疲劳寿命薄弱区域进行了结构改进为剪叉臂的设计提供了参考依据以上研究成果已成功取得优化方案的预期效果, 并在实物测试试验进行验证此方案将为结构更复杂的双油缸剪叉式平台优化提供参考依据。
悬臂式液压起重机变幅机构三铰点设计的分析
基于悬臂式液压起重机变幅机构三铰点设计的分析摘要：本文从变幅机构的受力进行分析，结合起重机的总体设计和起重机的实际运行状态工作来优化三铰点的设计，对国内外不同型号品牌的悬臂式液压起重机的原理进行深度的解读分析，从变幅机构受力分析、变幅机构三铰点合理几何形状的确定、变幅机构三铰点布置方案等几方面进行了讨论，望与业内人士沟通探讨。
关键词：悬臂式；液压起重机；变幅机构三铰点设计前言悬臂式液压起重机的设计中，最主要的硬件结构就是变幅油缸、吊臂和转台。
这三部分共同组成了变幅机构，三部分的结构关系就是本文所说的三铰点关系，三铰点的设计决定整个起重机的质量好坏，并直接决定了吊臂与转台的结构关系，并决定了油缸参数。
目前国内外各型号的起重机的三铰点布置详情如表一所示。
一、变幅机构受力分析如图（图一）所示，变幅机构的三铰点关系可以简化看成一个三角形关系，如图△ABC，AB段是我们起重机的油缸，A点是油缸与转台之间的一个下铰点，B点是油缸与吊臂的上铰点，C点为吊臂下铰点，OO’线是我们起重机当中最核心的回转中心线，在工作状态下，起重机的吊臂幅度改变为R，起重机的负载重量为Q，相对于吊臂的后铰点C来说来看，：P•h=Q(R+a)+GB•lB•cosα-S•e=Q•l•cosα+GB•lB•cosα-S•e式(1)这个方程当中，P为变幅油缸的推力值，h为油缸的推力作用在吊臂铰点C上距离值，α是吊臂与地面的夹角角度，l是吊臂的长度，GB 是吊臂自身的重量，lB是吊臂的重心和铰点C之间的距离，s是吊臂拉线的拉力值，e是随着α角度的变化S与铰点C之间动态距离数值。
因为S•e<<Q(R+a),式(1)可简化为:P•h=Q•l•cosα+GB•lB•cosα。
式(2)式(2)表明,当起重机的额定载荷Q确定后,油缸推力P是仰角α和力臂h的函数。
仰角α和力臂h是由变幅机构三铰点的几何形状决定的,即△ABC的形状决定油缸推力P。
液压自卸汽车举升机构铰支点位置优化设计
取 ８ ０ｒ （ 时 Ｏ Ｏ ， 罔 １中 斜 线 区域 为 Ａ 点 可 用 ０ ｔｍ 此 ｉ Ａ＝ Ｄ） 位 置 范 同 ． 点 位 置 只 知 道 在 Ｏ 直 线 上 （ 厢 底 中 轴 ．Ｂ Ｂ 货
矩 最 大 ． 以后 逐 渐 减 小 ， 同 时 在 举 升 过 程 中 如 果 逐 步 卸
序 号 ３是 采 用 不 同 的 油 缸 参 数 （ 缸 径 与 序 号 ｌ 但 、２ 相 同 ）计 算 来 的结 果 ．其 动力 臂 比 序号 ２更 长 ： （ ６ — ８ ９ ６ ４ ６ ４ １ ０ ３ ％ ，举 升 力 比 原 方 案 减 少 ３ ％ ，效 果 ４ ）／ ４ ｘ ０ ％＝ ５ ５ 更佳 。
货 ， 则 阻 力矩 减 小更 快 ，所 以 ，在 扁 动 油 缸 举 升 时 ，如 果
油 缸 举 升 力动 力 力臂 越 长 ， 则 所 需 的 举 升 力 越 小 ，油 缸 压
力 越 省 ，效 果 越 佳 。 延长 Ａ Ｂ．过 Ｏ 点 作 垂 线 与 Ａ Ｂ延 长 线 于 Ｃ ．Ｏ 即 为 Ｃ
参考 文 献 ：
求出Ｏ Ｃ的 最 大 值 （ 一。 具 体 就 是 将 前 述 所 求 一 系列 ） Ｃ 有 效 点 Ａ，Ｂ （ 点 所 对 应 的 Ｏ Ｂ） Ａ、 ０ 数 值 代 入 式
（） ３ ，用 计 算 机 算 出对 应 的 一 系 列 Ｏ Ｃ值 ，其 中 最 大 值 为本 例 所 优 化 的 结 果 （ ０ 一） 如 图 ２所 示 。 即 Ｃ 。
科 ，高 级 讲 师 。研 究 领 域 ： 内燃 机 构 造 、机 械 制 造 工 艺 学 。 已发 表论文 １ 篇。 １
液压系统中的液压缸设计与优化
液压系统中的液压缸设计与优化液压系统是一种常见的动力传输和控制系统，广泛应用于工程和机械领域。
其中，液压缸作为液压系统的重要组成部分，承担着将液压能转化为机械能的关键任务。
本文将探讨液压系统中液压缸的设计与优化。
一、液压缸的基本原理液压缸是一种能够直接转换液压能为机械能的装置。
其基本原理是借助液力传递，通过压力作用使油液推动活塞，从而产生线性运动。
液压缸的组成主要包括气缸筒、活塞、密封元件、传动杆等。
当液压缸接收到液压系统提供的压力油后，压力油进入气缸筒的一侧，将活塞推向另一侧，从而带动传动杆运动。
液压缸的工作过程中，需要满足密封性好、承载能力高、运动平稳等要求。
二、液压缸的设计指标在液压缸的设计过程中，需要考虑以下几个主要指标：1. 力矩和力的要求：液压缸的设计需要满足所需输出力矩和力的要求。
根据工作环境和应用场景的不同，液压缸所需的力矩和力将有所差异。
2. 自重和加载负荷：液压缸在工作时需要克服自重和加载负荷，因此需要根据实际情况确定液压缸的承载能力和稳定性。
3. 运动速度：液压系统中的液压缸的运动速度需要与机械设备的运作速度匹配。
运动速度太快可能导致过载和损坏，而速度太慢可能降低工作效率。
4. 尺寸与重量：液压缸的尺寸和重量直接影响安装和使用的灵活性。
设计过程中需要考虑液压缸的尺寸与重量对机械系统的影响。
三、液压缸的优化设计方法为了满足液压缸的设计指标并提高性能，可以采用以下方法进行优化设计：1. 选择适当的密封结构：密封结构的合理选择对于液压缸的工作性能至关重要。
应选择质量好、密封性能稳定可靠的密封结构，以减小泄漏风险。
2. 优化内部结构：合理设计液压缸内部结构，包括活塞的设计、传动杆的选择和导向装置的设计等。
内部结构的优化可以提高液压缸的工作效率和控制性能。
3. 选用合适的材料：液压缸的工作环境要求其具有良好的抗压、耐腐蚀和磨损性能。
应选择适合的材料，提高液压缸的使用寿命和可靠性。
4. 优化液压缸的控制方式：液压缸的控制方式包括单向控制和双向控制。
液压缸的优化设计
课程（论文）题目：液压缸的优化设计及仿真分析 内容：摘 要对于一种工程中常用的液压缸，提出了有针对性的设计指标，并介绍了这种液压缸结构参数的优化设计方法。
在pro/MECHANICA 5.0平台上，对优化结果给予了仿真分析，得出优化后的参数有一定的可靠性，为油缸设计制造起到了理论指导作用。
一、前言液压缸是重要的液压元件之一，它的类型很多，本文所讨论的是一种带有反柱结构的液压缸，如图1-1,1-2所示。
图1-1 液压缸三维图R 1R 2R 3R 4R 5R 6P p缸体活柱反向柱图1-2 液压缸二维图图中，R1，R1为缸体的内外径，R3，R4为活柱的内外径，R5，R6为反向柱的内外径。
p 为液体的工作压力，P 为液压缸的推力。
这种液压缸有以下特点： （1）在缸径相同的条件下，液压缸的推力大于普通形式的液压缸，即22222452()P R R R p R pππ=+->（2）活柱受到的轴向压力小于普通液压缸，这有利于液压缸的工作稳定性，即2225()R R p Pπ-<（3）在该液压缸的基础上，再增加一个外缸体，即可构成双伸缩液压缸。
这种双伸编写好程序后，直接在MATLAB 里调用程序，并将所得解取整，如表5-2所示：R1/mm R2/mm R3/mm R4/mm R5/mm R6/mm 参数优化优化结果过109.14 91.21 82.65 64.79 51.06 44.55 取整110 90 82 65 50 45表5-2优化后液压缸的结构如下图所示：图5-2这种液压缸的缸径参数较多，用优化设计方法实际是合理有效的。
对以上结果过进行分析，可看到在推力为1400KN时，这种液压缸优化设计结果，使重量减少了5%~10%，外径减少了10%~15%。
本文所提出的优化模型是可行的，对工程设计有一定的参考价值。
在实际工程设计中，可参照前述数学模型，选择不同目标函数形式及个数，并根据具体结构要求增减约束条件及合理地选择必要的结构限制尺寸。
利用ANSYS软件进行动臂(四连杆)优化设计
三.利用ANSYS软件进行动臂（四连杆）优化设计3.1有限元模型建立装载机整机的有限元模型是主要是针对力作用的直接部件进行的，主要包括装载机机身上的转台、主要工作部件铲斗、带动铲斗动作的动臂、动力件油缸、以及运动件连杆和摇臂组成。
在实际建模过程中，通常要求设定材料的性能参数与母材相同，这样做的原因是要对各构件的焊接接头进行连续处理，更为重要的一点是为了在后续精力分析中可以有一个光顺的网格划分，在进行有限元模型的建立中，为了更快捷的进行后续计算，以不至于施加于计算机太多计算负荷，将其中不影响结果数据的螺纹孔、倒角等结构进行了移除。
组件几何模型如图3.1所示。
图3.1 工作装置几何模型根据实际情况定义相应材料的性能，包括：弹性模量e = 2.06×106pa，泊松比μ= 0.3，密度ρ= 7850kg / m3。
每个部件均由solid186单元模拟，接头处的销轴由beam188单元模拟，联接单元由销轴与轴套之间的运动关系模拟，而液压缸则由连杆单元模拟。
通过设置诸如截面积，弹性模量和密度之类的参数来实现对实际液压缸的仿真。
要求将元素尺寸控制在15mm〜20mm之内，并在销轴上局部细化网格，这可以提高计算精度。
最后，为了以危险的姿势获得工作装置的整个有限元模型，需要组装每个部件的有限元模型。
有限元模型包括266783个单元，其中包括266638个实体单元，142个梁单元，3个杆单元和444467个节点。
最后，如果装载机转盘需要完全约束，则应采用边界条件。
通过上述过程计算得出的切向和法向挖掘阻力将作为有限元模型中的外部载荷应用于铲斗尖端，如3.2所示。
图3.2 工作装置有限元模型及边界载荷3.2工作装置静强度分析结果据了解，装载机的材料为 q460c 钢，屈服极限为[ ]=235×106 Pa。
结果表明，工作装置的最大应力为802mpa，该应力发生在提升臂的上吊耳的铰孔和铲斗杆的油缸，远远超过了材料的屈服极限。
风力叶片自动合模装置双液压缸铰点位置设计
风力叶片自动合模装置双液压缸铰点位置设计陈茂林 章 羽同济大学机械与能源工程学院 上海 201804摘 要：叶片模具是风力叶片制造的关键设备，当前风电叶片模具的开合主要有机械起重机吊装翻转和全自动液压翻转2种方式，采用机械行车提吊翻转过程不连续且精度较差，而现有的自动合模装置主要采用对称布置的2个液压缸，翻转过程中会碰到死点且对液压缸损害很大。
针对上述问题，文中介绍了一种新型双液压缸风力叶片自动合模装置，描述了其结构和工作原理，并建立了该装置的几何模型，推导了翻转过程中液压系统主副液压缸力矩计算的数学模型，通过Matlab遗传算法工具箱对该自动合模装置双液压缸的铰点位置进行优化设计，使翻转过程中液压缸动力矩变化尽可能拟合负载的阻力矩，优化设计结果表明，通过该方法可以进一步优化该装置的结构尺寸，提高叶片合模的效率和精度。
关键词：风力发电；合模装置；动力学分析；铰点位置优化；力矩拟合中图分类号：TH137 文献标识码：B 文章编号：1001-0785（2024）1-0061-05Abstract: Blade mould is the key equipment in the manufacture of wind turbine blades. Now, the opening and closing of wind turbine blade mould mainly depends on mechanical crane lifting and full-automatic hydraulic overturning. The mechanical crane lifting is discontinuous and has poor accuracy. However, the most existing automatic mould clamping devices are provided two symmetrically arranged hydraulic cylinders, the dead point may be hit and cause great damage to the hydraulic cylinders during overturning. In order to solve the above problems, in this paper, a new type of automatic clamping device for wind blades with double hydraulic cylinders is introduced, and its structure and working principle are described. The author established the geometric model of the device, deduced the mathematical model for calculating the torque of the main and auxiliary hydraulic cylinders of the hydraulic system during the overturning process, and optimized the hinge point position of the double hydraulic cylinders of the automatic clamping device through the Matlab genetic algorithm toolbox, so that the dynamic torque change of the hydraulic cylinders during the overturning process can fit the resistance torque of the load as much as possible. The optimization design results show that the size of the device can be further optimized by this method, and the efficiency and accuracy of blade clamping can be improved.Keywords:wind power generation; clamping device; dynamic analysis; optimization of hinge position; torque fitting0 引言风力叶片是风力发电机（以下简称风机）的核心部件之一，约占总成本的15%～20%，其设计的好坏将直接关系到风机的性能以及效益[1]。
大吨位龙门移动式压力机液压缸的改进设计
改进设计
天水锻压机 床有 限公 司 （ 甘肃 ７ １ ２ ） 杜 海波 ４ ０ ０ 王亚 利
液压 机 在 国 民 经济 建 设 中有 着 广 泛 的适 应 性 ， 而 龙 门移 动 式压 力机 的 压头 可 在水 平 面纵 横 两 方 向 移 动 ，覆盖 整 个 工作 台 面 ，这 就满 足 了大 幅面 板 材
台 ，对工作台任意位置放置的工件进行压制 。图２
是 我 厂原 始 １ ０ ｋ ６０ ０ Ｎ龙 门移 动式 压 力机 结 构 ，和 小 吨 位 龙 门移 动 式 压 力液 压缸 一 样 ，采 用 了柱塞 缸 提 供 主压 力 ，两 个 小活 塞 液 压缸 提 供柱 塞 的 返程 和 快 进 ，导 向杆 防 止柱 塞 的转 动 并抗 偏 载 的结 构 。
消两个外置返程液 压缸 １ ，为满 足压头快速趋近工
件 工况 ，采 用增 速 活 塞的 结 构实 现 液压 缸 快 速 下行 趋 近 工 件 。 但是 两个 外 置导 向杆 ３ 的存 在 仍 然 占用
跨度 ， 从而达到优化结构 ，节省材料 ，降低成 本
的 目的 。
了同样大小的横 向尺寸空间，如何处理导向问题成
．’ 热工 参。 …加 ．Ｖ 磊 … 一 一
５ ，如 图３ Ａ剖视 图所示 ，防转导 向法兰 内部为 Ａ 矩 形孔 ，防转轴是矩形截面轴 ，防转导 向法兰矩形
孔 与 防转 轴 矩 形 面 配合 形 成 导 向面 ，可 有效 防 止 活 塞 杆在 缸 体 内 移动 时 产 生转 动 。防 转导 向法 兰 外缘
图 １ 我 厂 Ｙ４５ 是
系 列 龙 门 移 动式 压 力 机 的 图片 ，该机 主 压 头 可 在 横 梁 上 左 右 移 动 ，并 且 机 架 可 沿 工
液压挖掘机工作装置优化设计
液压挖掘机工作装置优化设计摘要：液压挖掘机反铲工作装置是一个典型的开链四杆机构，其铰点的布局对于作业性能以及使用寿命至关重要。
采用常规优化方法对反铲工作装置进行优化，往往难以得到满意的结果。
因此，建立了反铲工作装置的综合优化模型，并采用遗传算法进行了优化。
仿真及实验结果表明：相对于传统方法，遗传优化更为快捷有效；优化后工作装置的综合性能有了较大的提高。
关键词：液压挖掘机反铲工作装置综合优化作业性能挖掘机是工程机械的主要机种之一，其性能与工作装置传动机构设计的优劣有着密切关系。
一旦工作装置传动机构的布置方案确定下来了.挖掘机的工作性能也大致确定。
工作装置传动机构设计的关键是如何确定传动机构各铰接点的位置和各部件的几何尺寸。
将国内挖掘机与国外相应机型进行比较，在挖掘性能方面还存在着一定差距，主要是国产挖掘机的最大挖掘力多数小于国外同类机型，有待于进一步分析研究，本文为此目的进行了一些研究工作。
一、液压挖掘机机器人化运动分析液压挖掘机工作装置作业时的动作与一个取物机器人很相似，是一种4自由度多杆系统。
4个自由度分别是回转装置绕基座的转动副、动臂相对回转装置的转动副、斗杆绕动臂末端的转动副以及铲斗绕斗杆末端的转动副。
二、性能参数的运动与动力综合优化方法程序以C++Builder开发应用程序界面，以MATLAB来编写优化模型的求解子程序，然后通过调用MATLAB的引擎函数来实现C++Builder和MATLAB的混合编程。
在建立具体优化模型的基础上，将优化工具箱的函数作为“黑箱”，按照所选用优化工具函数的要求，分析约束条件，并列出对应约束函数文件和系统矩阵，调用优化工具箱，即可简便快速获得可靠的优化结果。
三、正铲工作装置的数学模型正铲挖掘机主要用于采矿及装载作业，工作条件恶劣，必须采用切削厚度小且挖掘行程较长的挖掘方式，在挖掘过程中以斗杆挖掘为主，动臂缸及铲斗缸则主要起调节铲斗位置和切削后角的作用。
当斗杆挖掘接近结束时，铲斗缸继续伸出，对工作面进行破碎，并进一步充满铲斗，然后动臂缸举升使铲斗与物料离开工作面。
汽车液压缸的液压系统设计与优化分析
汽车液压缸的液压系统设计与优化分析液压系统是现代汽车中重要的动力传动系统之一。
在液压系统中，液压缸是承担着转换液压能为机械能的重要部件。
液压缸通过液体压力的转换，通过驱动活塞在汽车运动中起到推动力的作用。
在汽车液压系统的设计和优化分析中，提高液压系统的效率、减少能源消耗、降低噪音和振动以及提高可靠性是关键目标。
在设计汽车液压缸的液压系统时，需要考虑以下方面：1. 工作条件和负载要求：根据汽车的使用场景和具体工作条件，确定液压系统所能承受的最大压力和负载要求。
这有助于选定合适的液压缸尺寸和工作参数。
2. 液压动力装置选择：液压动力装置是液压系统的核心部件，可根据汽车的需求选择合适的动力装置类型，如液压泵、液压马达等。
根据动力装置的工作性能和输出力矩，决定液压缸的设计参数和工作性能。
3. 液压缸结构设计：确定液压缸的结构形式，包括单作用液压缸、双作用液压缸等。
针对具体工作场景，选择合适的液压缸结构以满足负载要求。
同时，考虑液压缸的材料选择，以满足强度和耐腐蚀的要求。
4. 液压系统的控制方式：决定液压系统的控制方式，如手动控制、自动控制、电气控制等。
根据具体的应用场景，选择合适的控制方式以提高系统的性能和效率。
5. 液压系统的液体传输管路设计：合理设计液体传输管路，包括管道的布置、管道直径的选择等，以最大程度减小流体损失和压降，提高系统的效率。
在液压系统设计完成后，需要进行优化分析以提高系统的性能和效率：1. 液压系统的能源消耗分析：通过对液压系统的能源消耗进行监测和分析，找出能源消耗较大的部分，并采取相应的措施减少能源损失和浪费，从而提高液压系统的能源利用率。
2. 液压系统的噪音和振动分析：通过噪音和振动的测量和分析，找出造成噪音和振动的原因，并采取相应的措施进行调整和优化，以减少噪音和振动的产生，提高汽车的乘坐舒适性。
3. 液压系统的可靠性分析：对液压系统进行可靠性分析，找出可能存在的故障点，针对性地进行改进和优化，以提高液压系统的可靠性和稳定性。
液压缸的设计与优化
液压缸的设计与优化液压系统在工程领域中起着至关重要的作用，而液压缸作为液压系统的核心部件之一，其设计与优化对于系统的性能与效率具有重要影响。
本文将探讨液压缸的设计原理与方法，并针对其优化提出相应的思路和建议。
1. 液压缸的基本原理液压缸是一种将液压能转化为机械运动能的装置。
其基本原理是利用液体的压力对密闭容器内的可动活塞施加力，从而产生线性运动。
液压缸的组成主要包括缸体、活塞、密封件、液体进出口等，通过控制液体的进出和流动状态来实现运动控制。
2. 液压缸的设计要素（1）负载条件：液压缸的设计必须充分考虑负载条件，包括负载的大小、速度和变化情况等。
根据具体应用需求确定液压缸的尺寸和参数，以满足负载要求。
（2）成本效益：在设计液压缸时需要综合考虑成本效益。
通过合理的结构设计和材料选择，尽量降低生产成本，同时确保液压缸的质量和可靠性。
（3）效率与能耗：液压系统的效率与能耗直接影响整个系统的性能表现。
在液压缸的设计中，应尽量减小液体流动阻力和压力损失，并合理选择液压泵的类型和容量，以降低能耗。
（4）稳定性与可靠性：液压缸在工作过程中需要保持稳定的性能，并具备较高的可靠性。
因此，在设计过程中应充分考虑材料的强度和刚度，以及密封件的选择和组装方式等因素，以确保液压缸的工作平稳可靠。
3. 液压缸的设计方法（1）力学分析：通过力学分析，确定液压缸在负载下所受的力和压力，并计算出活塞的受力情况。
根据受力情况和运动要求，可以确定液压缸的尺寸和结构形式。
（2）材料选择：根据液压缸的负载要求和工作环境条件，选择合适的材料。
常用的液压缸材料有铸铁、钢、不锈钢等，根据具体情况选择适合的材料类型和级别。
（3）密封件设计：液压缸的密封性能对于其工作效果和寿命至关重要。
通过合理选择密封件材料和结构形式，并注意密封面的加工和安装，可以有效提高液压缸的密封性能。
（4）液压系统配套：液压缸的设计还需要考虑液压泵、油管和控制阀等液压系统的配套。
混凝土泵车臂架机构铰点位置优化研究
*基金项目：山西省基础研究计划项目（202203021221156）、太原科技大学研究生教育创新项目（SY2023032）混凝土泵车臂架机构铰点位置优化研究*赵 远1 张宇乐1 陈晓伟21太原科技大学机械工程学院 太原 030024 2泰安市特种设备检验研究院 泰安 271001摘 要：文中以某混凝土泵车为研究对象，针对臂架工作过程中液压缸受力过大且缺乏变幅平顺性的问题开展基于ADAMS 的动力学分析与仿真研究，探索复杂运动特征下臂架结构的承载特性。
通过建立臂架结构参数化模型并进行分析研究，基于真实载荷驱动进行臂架铰点位置优化，使液压缸最大受力大幅度降低。
鉴于第1阶段优化过程针对目标单一，对臂架结构的优化设计缺乏完善性，故分析优化过程并构建多目标非线性约束优化模型，提出一种快速可行的联合仿真优化方案。
分析结果表明，该方案进一步实现了液压缸与连杆的危险工况受力减小，有效降低了臂架工作过程中的受力波动，变幅机构性能得到明显提升，为混凝土泵车臂架机构铰点位置优化设计提供了理论基础。
关键词：泵车臂架；动力学仿真；参数化建模；铰点；多目标优化中图分类号：TU646 文献标识码：A 文章编号：1001-0785（2024）07-0038-06Abstract: Taking a concrete pump truck as the research object, the dynamic analysis and simulation research based on ADAMS were carried out to solve the problem that the hydraulic cylinder is stressed too much and lacks luffing ride comfort during the boom work to explore the bearing characteristics of the boom structure under complex motion characteristics. By establishing and analyzing the parametric model of the boom structure, the position of the hinge point of the boom was optimized based on the real load drive, which greatly reduces the maximum force of the hydraulic cylinder. Considering that the objective of the first stage optimization process is single and the optimization design of the boom structure is not perfect, the optimization process was analyzed and a multi-objective nonlinear constraint optimization model was constructed, and a fast and feasible joint simulation optimization scheme was proposed. The analysis results show that the scheme further reduces the stress of the hydraulic cylinder and connecting rod in dangerous working conditions, effectively reduces the stress fluctuation during the working process of the boom, and obviously improves the performance of the luffing mechanism, which provides a theoretical basis for the optimal design of the hinge point position of the boom mechanism of the concrete pump truck.Keywords: boom of pump truck; dynamic simulation; parametric modeling; hinge point; multi-objective optimization0 引言近年来我国持续加大城乡基础设施建设，使国内对工程机械需求量日益增加。
基于遗传算法的挖掘机工作装置铰点位置优化_蒋炎坤
第３９卷 第３期２０１１年 ３月 华中科技大学学报（自然科学版）Ｊ．Ｈｕａｚｈｏｎｇ Ｕｎｉｖ．ｏｆ Ｓｃｉ．＆Ｔｅｃｈ．（Ｎａｔｕｒａｌ Ｓｃｉｅｎｃｅ Ｅｄｉｔｉｏｎ）Ｖｏｌ．３９Ｎｏ．３ Ｍａｒ． ２０１１收稿日期 ２０１０－０９－１９．作者简介 蒋炎坤（１９６４－），男，教授，Ｅ－ｍａｉｌ：ｊｙｋｈｕｓｔ＠ｍａｉｌ．ｈｕｓｔ．ｅｄｕ．ｃｎ．基于遗传算法的挖掘机工作装置铰点位置优化蒋炎坤１ 刘刚强１ 李 宗２ 张 宏２（１华中科技大学能源与动力工程学院，湖北武汉４３００７４；２徐工集团挖掘机械有限公司，江苏徐州２２１００８）摘要 将挖掘机工作装置视为一个整体，建立了工作装置整体优化设计数学模型．以挖掘机的挖掘力为优化目标函数，以工作装置各铰点位置的几何参数为优化设计变量，基于遗传算法进行编程，并以某挖掘机工作装置为例进行优化求解．计算表明：在保证挖掘机工作区间在一个合理范围内的前提下，只需将工作装置铰点位置做少许调整，就可以使挖掘机的挖掘性能得到明显改善，铲斗和斗杆的最大挖掘力分别提高１％和５％．采用遗传算法可以快捷而有效地对挖掘机工作装置铰点位置进行优化设计，是对挖掘机性能进行优化设计的一种有效方法．关键词 挖掘机；工作装置；挖掘力；数学模型；铰点位置；优化设计；遗传算法中图分类号 ＴＨ１２２ 文献标志码 Ａ 文章编号 １６７１－４５１２（２０１１）０３－００２２－０４Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ ｈｉｎｇｅ ｐｏｓｉｔｉｏｎ ｆｏｒ ｗｏｒｋｉｎｇ ｄｅｖｉｃｅ ｏｆｅｘｃａｖａｔｏｒｓ ｂｙ ｇｅｎｅｔｉｃ ａｌｇｏｒｉｔｈｍＪｉａｎｇ Ｙａｎｋｕｎ１ Ｌｉｕ Ｇａｎｇｑｉａｎｇ１ Ｌｉ Ｚｏｎｇ２ Ｚｈａｎｇ Ｈｏｎｇ２（１Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｅｎｅｒｇｙ ａｎｄ Ｐｏｗｅｒ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｈｕａｚｈｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｓｃｉｅｎｃｅ ａｎｄ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｗｕｈａｎ ４３００７４，Ｃｈｉｎａ；２ＸＣＭＧ Ｅｘｃａｖａｔｏｒ Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ Ｃｏ．Ｌｔｄ．，Ｘｕｚｈｏｕ ２２１００８，Ｊｉａｎｇｓｕ Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ Ｍａｔｈｅｍａｔｉｃａｌ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ａｎｄ ｄｅｓｉｇｎ ｗａｓ ｂｕｉｌｔ ｂｙ ｐｅｒｃｅｉｖｉｎｇ ｔｈｅ ｗｏｒｋｉｎｇ ｄｅｖｉｃｅａｓ ａ ｗｈｏｌｅ．Ｔｈｅ ｅｘｃａｖａｔｏｒ ｄｉｇｇｉｎｇ ｆｏｒｃｅ ｗａｓ ｔｈｅ ｏｂｊｅｃｔｉｖｅ ｆｕｎｃｔｉｏｎ，ａｎｄ ｔｈｅ ｇｅｏｍｅｔｒｉｃａｌ ｐｏｓｉｔｉｏｎ ｐａ－ｒａｍｅｔｅｒｓ ｏｆ ｔｈｅ ｈｉｎｇｅ ｐｏｓｉｔｉｏｎ ｗｅｒｅ ｔｈｅ ｄｅｓｉｇｎ ｖａｒｉａｂｌｅｓ．Ｐｒｏｇｒａｍｍｉｎｇ ｗａｓ ｆｉｎｉｓｈｅｄ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｇｅｎｅｔｉｃａｌｇｏｒｉｔｈｍ．Ａｎ ｅｘｃａｖａｔｏｒ ｗａｓ ｔａｋｅｎ ａｓ ａｎ ｅｘａｍｐｌｅ，ａｎｄ ｔｈｅ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｐｒｏｂｌｅｍ ｗａｓ ｓｏｌｖｅｄ．Ｅｎｓｕ－ｒｉｎｇ ｔｈｅ ｅｘｃａｖａｔｏｒ ｗｏｒｋｉｎｇ ｉｎ ａ ｒｅａｓｏｎａｂｌｅ ｒａｎｇｅ，ｔｈｅ ｅｘａｍｐｌｅ ｓｈｏｗｓ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｅｘｃａｖａｔｏｒ ｄｉｇｇｉｎｇ ｐｅｒ－ｆｏｒｍａｎｃｅ ｉｓ ｉｍｐｒｏｖｅｄ ｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔｌｙ ｂｙ ｍｉｎｏｒ ａｄｊｕｓｔｍｅｎｔ ｏｆ ｔｈｅ ｗｏｒｋｉｎｇ ｄｅｖｉｃｅ ｈｉｎｇｅ ｐｏｓｉｔｉｏｎ．Ｔｈｅｍａｘｉｍｕｍ ｄｉｇｇｉｎｇ ｆｏｒｃｅ ｏｆ ｂｕｃｋｅｔ ａｎｄ ｓｔｉｃｋ ｉｎｃｒｅａｓｅｓ １％ａｎｄ ５％，ｒｅｓｐｅｃｔｉｖｅｌｙ．Ｔｈｅ ｇｅｎｅｔｉｃ ａｌｇｏｒｉｔｈｍｉｓ ｐｒｏｖｅｄ ａｓ ａｎ ｅｆｆｅｃｔｉｖｅ ｗａｙ ｔｏ ｉｍｐｒｏｖｅ ｔｈｅ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｏｆ ｅｘｃａｖａｔｏｒ，ｗｈｉｃｈ ｉｓ ｅｆｆｅｃｔｉｖｅ ｉｎ ｔｈｅ ｆｉｅｌｄ ｏｆｏｐｔｉｍａｌ ｄｅｓｉｇｎ ｏｆ ｅｘｃａｖａｔｏｒ ｗｏｒｋｉｎｇ ｄｅｖｉｃｅ．Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ ｅｘｃａｖａｔｏｒ；ｗｏｒｋｉｎｇ ｄｅｖｉｃｅ；ｄｉｇｇｉｎｇ ｆｏｒｃｅ；ｍａｔｈｅｍａｔｉｃａｌ ｍｏｄｅｌ；ｈｉｎｇｅ ｐｏｓｉｔｉｏｎ；ｏｐｔｉｍｉｚａ－ｔｉｏｎ ｄｅｓｉｇｎ；ｇｅｎｅｔｉｃ ａｌｇｏｒｉｔｈｍ 液压挖掘机工作装置优化设计是液压挖掘机设计中极为重要的部分之一，它对于提高整机工作效率、改善挖掘机作业性能具有重要的意义［１－３］．反铲工作装置性能参数主要包括确定各铰点位置的几何尺寸、各液压缸的几何尺寸及运动参数等．设计中若有参数选用不当，则将导致挖掘机的整机性能下降或挖掘力分布不合理；所以，这类多变量优化设计问题也是一般传统设计方法难以求解的问题之一［４－７］．反铲工作装置的优化设计大致可分为两类：一类是对铲斗连杆机构进行局部优化，这类方法没有考虑到反铲工作装置的动臂、斗杆和铲斗在工作时是相互协调、相互影响的，没有从工作装置整体进行考虑，存在着局限性；另一类是当优化反铲工作装置时，虽将其视为一个整体来研究分析，也得到了可应用于实际的整体优化方案，但是该类研究是在改变挖掘机工作装置基本结构之后完成的，如动臂和斗杆的总长发生了改变［８］，其实质是彻底改变了该型号挖掘机工作装置的总体结构尺寸，成本较高，周期较长，不亚于重新设计一款新挖掘机工作装置的工作量．液压挖掘机工作装置的优化问题是多变量、多极值点的约束非线性规划问题，常用的优化方法不易得到最优点．遗传算法［９－１０］具有全局寻找最优解的能力，能够解决复杂的优化设计问题，在结构分析领域中的应用越来越广泛．基于此，从工程实际出发，并考虑反铲工作装置的特点和性能要求，在确保工作装置各部件总体基本结构参数不变的前提下，将各铰点位置参数视为变量，用反铲工作装置的挖掘力作为优化目标函数，基于遗传算法编写程序，对反铲工作装置进行优化设计．１ 目标函数这里以某挖掘机反铲工作装置为例说明．根据具体情况，初选液压挖掘机反铲工作装置１５个参数组成优化设计变量，如图１所示，其中：Ａ和Ｂ为动臂液压油缸的两端点，ＣＵ为经过Ｃ点且在Ｃ右边的水平面平行线．图１ 液压挖掘机反铲工作装置简图动臂参数 Ｌ１＝ＣＦ，Ｌ６＝ＣＤ，Ｌ７＝ＣＢ，Ｌ８＝ＤＦ，Ｌ２２＝ＢＦ．斗杆参数 Ｌ２＝ＦＱ，Ｌ９＝ＥＦ，Ｌ１０＝ＦＧ，Ｌ１１＝ＥＧ，Ｌ１５＝ＧＮ，Ｌ１６＝ＦＮ，Ｌ２１＝ＮＱ．铲斗参数 Ｌ３＝ＱＶ，Ｌ１４＝ＨＮ，Ｌ２９＝ＨＫ．确定１１个设计变量，以数组形式表示为Ｘ＝［ｘ１，ｘ２，…，ｘ１１］，式中：ｘ１＝ＣＤ；ｘ２＝ＣＢ；ｘ３＝ＤＦ；ｘ４＝ＥＦ；ｘ５＝ＦＧ；ｘ６＝ＥＧ；ｘ７＝ＧＮ；ｘ８＝ＦＮ；ｘ９＝ＢＦ；ｘ１０＝ＦＱ；ｘ１１＝ＨＮ．反铲挖掘机是通过铲斗油缸和斗杆油缸分别推动铲斗和斗杆来工作的，因此先建立铲斗油缸和斗杆油缸的目标函数．ａ．铲斗液压缸挖掘时目标函数铲斗液压缸理论挖掘力Ｆ１＝Ｐ１（Ｒ１Ｒ３）／（Ｒ２Ｌ３），式中：Ｐ１为铲斗液压缸提供的推力；Ｒ１为铲斗缸对Ｎ点的力臂；Ｒ２为连杆ＨＫ对Ｎ点的力臂；Ｒ３为连杆ＨＫ对Ｑ点的力臂．选择铲斗油缸理论挖掘力Ｆ１的负数作为铲斗油缸挖掘时的第一个目标函数，Ｆ１（ｘ）＝－Ｐ１（Ｒ１Ｒ３）／（Ｒ２Ｌ３）． ｂ．斗杆液压缸挖掘时目标函数斗杆液压缸的理论挖掘力Ｆ２＝Ｐ２Ｒ５／Ｒ６，式中：Ｐ２为斗杆液压缸提供的推力；Ｒ５为斗杆作用力臂；Ｒ６为铲斗切削刃至斗杆铰轴直线距离．同样，选择铲斗油缸理论挖掘力Ｆ２的负数作为铲斗油缸挖掘时的第二个目标函数，Ｆ２（ｘ）＝－Ｆ２＝－Ｐ２Ｒ５／Ｒ６．ｃ．工作装置总目标函数Ｆ（Ｘ）＝Ｗ１Ｆ１（ｘ）＋Ｗ２Ｆ２（ｘ），式中Ｗ１和Ｗ２为权因子．２ 约束条件反铲工作装置的约束条件很多，本文按主次关系选择以下几个约束条件．Ａ．最大挖掘深度当动臂油缸全缩、ＦＱＶ３点共线且垂直于地面时，满足最大挖掘深度的约束函数ＦＱ＋ＣＦｃｏｓθ＋ＱＶ－Ｈ１ｍａｘ＝０，式中：∠θ＝∠ＢＣＦ＋∠ＢＣＵ＝ａｒｃｃｏｓ（ＢＣ＋ＣＦ２－ＢＦ２）／（２ ＢＣＣＦ）＋５０°－ａｒｃｃｏｓ（ＡＣ２＋ＢＣ－ＡＢ）／（２ ＢＣＡＣ）；Ｈ１ｍａｘ为优化前最大挖掘深度．Ｂ．最大卸载高度当动臂油缸全伸、ＱＶ连线处于垂直状态时，满足最大卸载高度的约束函数为 ＣＦｓｉｎ∠ＦＣＵ＋ＦＱｓｉｎ（∠ＦＣＵ＋１８０°－∠ＣＦＤ－∠ＤＦＥ－∠ＥＧＦ－∠ＧＦＮ－∠ＮＦＱ）－ＱＶ－Ｈ２ｍａｘ＝０，式中：∠ＦＣＵ＝∠ＡＣＢ－５０°－∠ＢＣＦ，∠ＡＣＢ＝ａｒｃｃｏｓ（ＡＣ２＋ＢＣ２－ＡＢ２）／（２ ＢＣＡＣ）；∠ＣＦＤ＝ａｒｃｃｏｓ（ＣＦ２＋ＦＤ２－ＣＤ２）／（２ ＣＦＦＤ）；∠ＤＦＥ＝ａｒｃｃｏｓ（ＤＦ２＋ＦＥ２－ＤＥ２）／（２ ＤＦＦＥ）；∠ＥＧＦ＝ａｒｃｃｏｓ（ＦＧ２＋ＧＦ２－ＥＦ２）／（２ ＦＧＧＦ）；∠ＧＦＮ＝ａｒｃｃｏｓ（ＧＦ２＋ＦＮ２－ＧＮ２）／（２ ＧＦＦＮ）；∠ＮＦＱ＝ａｒｃｃｏｓ（ＮＦ＋ＦＱ－ＮＱ）／（２ ＮＦＦＱ）；Ｈ２ｍａｘ为优化前最大卸载高度．·３２·第３期蒋炎坤，等：基于遗传算法的挖掘机工作装置铰点位置优化 Ｃ．最大挖掘半径当斗齿尖Ｖ和铰点Ｃ同在一条水平线上时，得到最大挖掘半径的约束函数为 ＦＱ＋ＱＶ＋ＣＦｃｏｓ（∠ＢＣＦ＋∠ＢＣＵ）－Ｒｍａｘ＝０，式中Ｒｍａｘ为优人前最大挖掘半径．Ｄ．运动转角的限制ａ．为了达到一定的挖掘作业工作范围，必须保证动臂、斗杆、铲斗等运动件具有足够的转角范围，即要求优化后动臂、铲斗和斗杆的转角范围在原位的±５％以内，所以有：动臂的转角范围为 －５％∠ＡＣＢ＜∠ＡＣＢ２－∠ＡＣＢ＜５％∠ＡＣＢ；铲斗的转角范围为 －５％∠ＤＦＥ＜∠ＤＦＥ２－∠ＤＦＥ＜５％∠ＤＦＥ；斗杆的转角范围为 －５％∠ＦＱＶ＜∠ＦＱＶ２－∠ＦＱＶ＜５％∠ＦＱＶ，式中∠ＡＣＢ２，∠ＤＦＥ２和∠ＦＱＶ２为优化后的值．ｂ．斗杆缸和铲斗缸在两极限位置时角度不超过２°．对于斗杆液压缸，当斗杆液压缸全缩时，∠Ｏ＝１８０°－ａｒｃｃｏｓ（ＥＤ２ｍｉｎ＋ＤＦ２－ＥＦ２）／（２ ＥＤｍｉｎＤＦ）；当斗杆液压缸全伸时， ∠Ｐ＝１８０°－ａｒｃｃｏｓ（ＥＤｍａｘ＋ＤＦ－ＥＦ２）／（２ ＥＤｍａｘＤＦ），取α＝ｍｉｎ（∠Ｏ，∠Ｐ），２°－α＞０．对于铲斗液压缸，当铲斗液压缸全缩时， ∠Ｓ＝１８０°－ａｒｃｃｏｓ（ＧＨ２ｍｉｎ＋ＧＮ２－ＨＮ）／（２ ＧＨｍｉｎＧＮ）；当铲斗液压缸全伸时， ∠Ｔ＝１８０°－ａｒｃｃｏｓ（ＧＨ２ｍａｘ＋ＧＮ２－ＨＮ）／（２ ＧＨｍａｘＧＮ），取β＝ｍｉｎ（∠Ｓ，∠Ｔ），２°－β＞０．ｃ．当斗杆液压缸和铲斗液压缸全伸时，斗前壁离动臂的距离应大于１０ｃｍ，有ＱＶ＋１００－ｈ＜０； ∠ＣＦＱｍｉｎ＝３６０°－∠ＣＦＤ－∠ＥＦＱ－∠ＤＦＥｍａｘ，式中ｈ为此时Ｑ点离动臂的距离，ｈ２＝ＦＱ２＋ＨＮ２－２ ＦＱ ＨＮｃｏｓ∠ＣＦＱｍｉｎ． Ｅ．力学和稳定性要求ａ．最大作用力臂要求优化后动臂、斗杆和铲斗的最大力臂范围在原值的±３％以内，所以有动臂最大力臂范围为－３％ＡＣ＜ＡＣ２－ＡＣ＜３％ＡＣ；斗杆最大力臂范围为－３％ＥＦ＜ＥＦ２－ＥＦ＜３％ＥＦ；铲斗最大力臂范围为－３％Ｉ＜Ｉ２－Ｉ＜３％Ｉ，式中：ＡＣ２，ＥＦ２和Ｉ２为优化后的值；Ｉ为连杆机构总的传动比，Ｉ＝（Ｒ１Ｒ３）／（Ｒ２Ｌ３），其中，Ｒ１＝ＨＮｓｉｎ∠ＧＮＨ，Ｒ２＝ＨＱｓｉｎ∠ＱＮＨ，Ｒ３＝ＫＱｓｉｎ（∠ＱＮＨ＋∠ＱＨＫ）．ｂ．满足整机稳定性的要求在铲斗满载密度为４ｔ／ｍ３的物料时，整车在慢速作业时不能失稳．当斗齿尖Ｖ和铰点Ｃ同在一条水平线上时，得到最大作用力臂．约束函数为 ＦＱ－ＱＶ＋ＣＦｃｏｓ（∠ＢＣＦ＋∠ＢＣＵ）－Ｒｍａｘ＝０． ｃ．各油缸闭锁力的限制铲斗油缸挖掘时，只有在承受反压的动臂油缸和斗杆油缸闭锁力超过铲斗油缸挖掘力的情况下，铲斗油缸才能正常挖掘．动臂油缸闭锁力满足Ｐ１Ｉ３＋Ｇ３ＲＱ３／Ｌ３－Ｗ０１＜０，式中：Ｇ３ＲＱ３为铲斗加土及铲斗油缸自重对Ｑ点的力矩；Ｗ０１为动臂油缸的挖掘阻力．斗杆油缸闭锁力满足Ｐ１Ｉ３＋Ｇ３ＲＦ３／Ｌ３－Ｗ０２＜０，式中：Ｇ３ＲＦ３为铲斗加土及铲斗油缸自身质量对Ｆ点的力矩；Ｗ０２为动臂油缸的挖掘阻力．同理，用斗杆油缸挖掘时，只有在承受反压的动臂油缸和铲斗油缸闭锁力超过斗杆油缸挖掘力的情况下，斗杆油缸才能正常挖掘．动臂油缸闭锁力满足（Ｐ２Ｒ２＋ΣＧｉｒＦｉ）／Ｒ６—Ｗ０１＜０，铲斗油缸闭锁力满足（Ｐ２Ｒ２＋ΣＧｉｒＦｉ）／Ｒ６—Ｗ０３＜０，式中：ΣＧｉｒＦｉ为斗杆、斗杆油缸、铲斗、铲斗油缸对Ｆ点的力矩之和；Ｗ０３为铲斗油缸的挖掘阻力．Ｆ．结构和几何约束要求工作装置结构布置及运输状态合理，各运动三角形和四边形在任何工况下均能成立，动臂、斗杆和铲斗有合理的摆角，其结构与几何约束条件如下．对于ΔＡＢＣ：·４２· 华中科技大学学报（自然科学版）第３９卷ＡＣ＋ＢＣ＞ＡＢｍａｘ， ＢＣ－ＡＣ＜ＡＢｍｉｎ．对于ΔＤＥＦ：ＤＦ＋ＥＦ＞ＤＥｍａｘ， ＤＥ－ＥＦ＜ＤＥｍｉｎ．对于ΔＧＮＨ：ＧＮ＋ＮＨ＞ＧＨｍａｘ， ＧＮ－ＮＨ＜ＧＨｍｉｎ．对于ΔＣＤＦ：ＣＤ＋ＤＦ＞ＣＦ， ＣＤ－ＤＦ＜ＣＦ．对于ΔＣＢＦ：ＢＦ＋ＣＢ＞ＣＦ， ＢＦ－ＣＢ＜ＣＦ．对于ΔＥＦＧ：ＥＦ＋ＦＧ＞ＥＧ， ＥＦ－ＦＧ＜ＥＧ．对于ＦＧＮ：ＦＧ＋ＧＮ＞ＦＮ， ＧＮ－ＦＧ＜ＦＮ．对于ＦＱＮ：ＦＮ＋ＮＱ＞ＦＱ， ＦＮ－ＮＱ＜ＦＱ．３ 计算与分析某挖掘机工作装置杆件结构参数优化前后对比如表１所示，基于遗传算法进行优化设计，取群体大小ｎ＝８０，交叉概率Ｐｃ＝０．７，变异概率Ｐｍ＝０．０７．基于所建模型对作业参数进行优化计算，表２结果表明：优化前后铰点位置参数变动不大，挖掘机的最大卸载高度、最大挖掘深度以及最大挖表１ 杆件结构参数优化前后对比ｍｍ参数原设计值优化值ｘ１３ ４２１．０ ３ ４３１ｘ２２ ３７５．７ ２ ３８７ｘ３２ ７２８．６ ２ ７４５ｘ４８５３．６ ８７９ｘ５７８７．１ ８０３ｘ６１ ２５２．８ １ ２６０ｘ７２ １３５．８ ２ １５３ｘ８２ ４６３．８ ２ ４８７ｘ９３ ６６４．０ ３ ６４４ｘ１０２ ９１１．６ ２８８６ｘ１１６０４．０ ６２９表２ 作业参数优化前后对比参数原设计值优化值最大挖掘深度／ｍｍ ８ ２６８ ８ ３０８最大卸载高度／ｍｍ ７ ９００ ７ ８５７最大挖掘半径／ｍｍ ９ ７１３ ９ ６３３动臂转角／（°）１０８．７ １０７．９斗杆转角／（°）１２３．３ １２０．６铲斗转角／（°）１７４．５ １７７．６铲斗最大挖掘力／ｋＮ １３８．０ １３９．４斗杆最大挖掘力／ｋＮ １０２ １０７掘半径均与原设计值相差很小，满足工作范围要求，但挖掘机铲斗和斗杆的挖掘力都得以提高，铲斗和斗杆的最大挖掘力分别提高约１％和５％．４ 结论从计算结果对比看，优化后的设计方案使挖掘机的挖掘性能得到改善，工作装置各铰点位置参数（即设计变量）与原参数相比变动不大，且均满足设计要求．在改进设计中，对铰点设计参数只需做少许调整，就可以获得较为优良的挖掘性能．本研究开发的优化程序具有较高的计算效率，能有效地减少计算工作量，有利于快速提高产品的系列化程度及设计水平．同时，该优化程序可适应于任何反铲挖掘机工作装置的分析和优化设计，具有一定的通用性．参考文献［１］孙家根，韩军瞿．挖掘机臂销磨损与断料分析［Ｊ］．建筑机械，２０００（１２）：５６－５７．［２］于国飞，宋文荣．挖掘装置操作臂末端轨迹控制的试验研究［Ｊ］．中国机械工程，２００３，１４（１７）：１４４８－１４５１．［３］陈世教，荣洪均，冀满忠，等．液压挖掘机反铲工作装置整机理论复合挖掘力的计算及应用［Ｊ］．工程机械，２００７（４）：３９－４７．［４］Ｙａｎｇ Ｗｅｉ，Ｗａｎｇ Ｊｉａｘｕ．Ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｏｎ ｏｎ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎ－ｔａｌ ｓｅｎｓｉｔｉｖｉｔｙ ｏｆ ｗｏｒｋ ｄｅｖｉｃｅ ｎａｔｕｒａｌ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｏｆ ｈｙ－ｄｒａｕｌｉｃ ｅｘｃａｖａｔｏｒ［Ｊ］．Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ Ｃｈｉｎｅｓｅ Ｓｏ－ｃｉｅｔｙ ｏｆ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ，２００６，３７（２）：２１－２４．［５］Ｈａｎ Ｊｕｎ，Ｃｈｅｎ Ｇａｏｊｉｅ．Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｐｒｏｐｅｒｔｙ ａｎａｌｙｓｉｓｏｆ ｆｏｕｒ－ｆｒｅｅｄｏｍ ｅｘｃａｖａｔｉｎｇ ｄｅｖｉｃｅ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ ＰＬＡＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｓｃｉｅｎｃｅ ａｎｄ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，２０１０，１１（３）：２９０－２９５．［６］曹善华．单斗挖掘机［Ｍ］．北京：机械工业出版社，１９８８．［７］孔德文，赵克利，徐宁生．液压挖掘机［Ｍ］．北京：化学工业出版社，２００７．［８］邵忍平，黄欣娜，杨振平．单斗液压挖掘机工作装置优化设计［Ｊ］．机械设计，１９９５（１０）：５３－５７．［９］朱海平，肖诗旺，黄刚．基于改进遗传算法的孔群加工路径优化［Ｊ］．华中科技大学学报：自然科学版，２００６，３４（３）：５０－５３．［１０］刘道华，原思聪，邬长安，等．面向对象的改进遗传算法优化设计［Ｊ］．华中科技大学学报：自然科学版，２００８，３６（７）：８９－９２．·５２·第３期 蒋炎坤，等：基于遗传算法的挖掘机工作装置铰点位置优化 。
GA-PSO混合算法的工作臂铰点优化设计
GA-PSO混合算法的工作臂铰点优化设计
张小珍
【期刊名称】《机械设计与制造》
【年(卷),期】2024()1
【摘要】现有施工装置中离不开挖掘机工作臂,但在工作过程中因承载和振动,造成铰接点销轴破裂。
为了提高工作的可靠性,通过SolidWorks软件建立模型,分析由铲斗、斗杆、动臂及其油缸构成平面连杆机构工作原理;建立动臂动力学模型,借助齐次矩阵方法分析各部件的铰点位置参数,得到各铰点受到外力和力矩;以动臂各铰点受力为优化目标,以各铰点坐标参数作为设计变量,以动臂油缸所做功为约束条件,实现目标函数模型建立。
借助GA-PSO混合算法,进行选择、变异和交叉操作,提高工作臂的优化设计参数精确度;结合ADAMS软件,得到优化后和优化前铰点受力曲线,实现了优化后铰点受力小于优化前。
同时,为相关农业机械的研究提供理论研究基础。
【总页数】5页(P128-132)
【作者】张小珍
【作者单位】厦门大学嘉庚学院
【正文语种】中文
【中图分类】TH16;TU621
【相关文献】
1.基于遗传算法的混凝土泵车臂架铰点系统的优化
2.基于多目标混合遗传算法的变幅三铰点优化
3.基于ADAMS的折臂式随车起重机变幅机构铰点优化设计
4.基于GA-PSO混合算法的压力机构多目标优化与动力学仿真
5.基于全局优化的直臂高空作业车三铰点设计
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用VC++优化计算油缸变幅起重村三铰点位置
Ｐ 一
（ １）
（） ２
图 １ 变 幅 起 重 机
Ｑ ＊Ｌ ＋
＊ｊ 一
＊ｍ — Ｔ ＊ｂ一 ０
（ ３）
（ ４） （ ５）
液 压 变 幅 起 重 机 是 通 过 变 幅 油 缸 的 伸 缩 来 改 变 臂 架 的仰 角 实 现 变 幅 的 。变 幅 机 构 的执 行 元 件 是 变 幅 油 缸 ， 臂 架 对 油 缸 的作 用 力 是 整 个 液 压 系统 设 计 的重 要 依 据 ， 面 下 就 简要 分 析 油 缸 及 臂 架 在 变 幅 时 的 受 载 情 况 及 其 计 算 过
ｃｋ Ｆ ｒ ｔ ” ． ｆ Ｆ ； ｆ ． ｏ ｍａ （ ２ ”， ｋ）
ｃ ｎｋ． Ｆｏｒ ａ （ ．２ ”， ｋ）； ｍ ｔ” ｆ ｎ
ｍ
—
由 以上 公 式 可 知 ： Ｔ是 ａ的 函数 ， 即 也
ａ、 ＯＡ、 ０Ｂ的函 数 。
最 轻 ， 样 就能 够 节 约 生 产 成 本 。将 其 计 算 公 式 通 过 ＶＣ 这 ＋ ＋ 编 程 而得 到 ， 样 既 节 约 了 时 间 ， 能 够 得 到 比较 合 这 又
理 的 三 铰 点 布 局结 果 。 变 幅 起 重 机 简 图见 图 １ 。
置 与铰 接 点 距 离 ； Ａ、 ０、 Ｂ三 铰 点 位 置 ； 船 倾 复 合 角 ； ： ： ａ 货 物偏 摆 角 ； ： ｏ 臂架 仰 角 ； ＡＯＢ。 Ｌ ： 通 过 三角 函数 、 弦 定 理 、 学 平 衡 原 理 对 臂 架 仰 角 余 力 不 同 角 度进 行 受 力 分 析 、 核 ； 据 以下公 式 ： 校 根 在 臂 架初 始位 置 水 平 时 ， 架 仰 角 一０ 随 着 工作 半 径 臂 ， 的 减 少 ， ａ不 断 增 大 。 其
液压挖掘机动臂结构的优化设计
液压挖掘机动臂结构的优化设计【摘要】本文通过对液压挖掘机动臂结构的优化设计进行简单介绍，以实例的方式通过优化前后的动臂对比，表现出优化设计的优点。
同时，对动臂液压控制方案进行详细阐述，以供参考。
【关键词】液压挖掘机；动臂；结构优化设计；控制方案一、前言液压挖掘机与机械钢索式电铲相比，具有整机重量轻、调速范围大、机动性和操作性好、挖掘工作的运行轨迹更优，而且在降低运营成本方面也极具优势。
现有的优化设计方法, 如机械产品的广义优化设计, 是面向全系统、全过程和全性能的优化设计。
本文对液压挖掘机的动臂结构的优化设计进行介绍。
二、液压挖掘机动臂结构性能优化分析液压挖掘机的结构是由动臂、斗杆、铲斗、油缸和一组连杆机构构成，在进行工作的时候，要承受到外界的巨大载荷，而且根据不同的工况会产生不同的应力和形变。
因此，其性能的好坏会对挖掘机的作业可靠性和安全性产生巨大的作用。
本文将以动臂为研究对象，它主要的结构是侧板、盖板、动臂油缸、吊耳等几个部分。
在建模的过程中，处于对模型简化的要求，在此省略了圆角、螺纹孔和倒角等结构所产生的影响。
1、动臂强度分析挖掘机在整个作业过程当中，三组油缸的变化会有很多种工况出现，最典型的有三种：最大挖掘半径、最深挖掘位置和最大作用力臂位置。
不同的工况状态下，挖掘机所承受的载荷大小以及受力点和受力程度都是不同的，应力集中的部位、危险界面的所在位置也都不相同。
因此，要具体工况进行具体分析。
在工况三的工作装置的状态是动臂油缸全缩，这时对它施加载荷的时候，各铰点的位置都有销轴连接，难以确定载荷的大小。
此时，可以用销轴传递载荷进行加载，并根据受力物体的内圆柱面作为受力面，方向沿径向。
如图1所示。
由图1可以看出，动臂的最大应力为18.4MPa，发生在与斗杆的连接处，在后续工作的优化过程中要着重考查这一部分的性能变化。
2、动臂优化设计对于挖掘机动臂的优化方案的目的是找到一个最能够节省材料而且强度又能够达到工作要求的方案。
基于轻量化的液压串联机构关节铰点位置优化方法及系统[发明专利]
![基于轻量化的液压串联机构关节铰点位置优化方法及系统[发明专利]](https://img.taocdn.com/s3/m/3b395d9e8e9951e79a892737.png)
专利名称：基于轻量化的液压串联机构关节铰点位置优化方法及系统
专利类型：发明专利
发明人：俞滨,朱琦歆,王春雨,巴凯先,孔祥东,袁立鹏
申请号：CN202011062064.6
申请日：20200930
公开号：CN112199791A
公开日：
20210108
专利内容由知识产权出版社提供
摘要：本发明涉及一种基于轻量化的液压串联机构关节铰点位置优化方法及系统。
该方法包括：根据末端负载特性以及串联机构结构参数，利用动力学仿真软件，确定液压串联机构中各关节的旋转型负载特性；建立各个关节中相邻两杆件之间的固定坐标系以及关节全局坐标系，并确定各个关节的铰点坐标、关节转角和关节驱动力臂之间的关系；根据旋转型负载特性及关节驱动力臂计算各个关节的直线型负载特性，以计算各个关节的液压缸结构参数以及液压油源流量；根据液压缸结构参数和液压油源流量，确定液压串联机构关节铰点位置的轻量化指标；以轻量化指标为适应度函数，求解所述轻量化指标最小时所对应的串联机构各关节的铰点坐标，使得串联机构的整体重量最轻。
申请人：燕山大学
地址：066000 河北省秦皇岛市海港区河北大街西段438号
国籍：CN
代理机构：北京高沃律师事务所
代理人：崔玥
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动臂液压缸铰点位置的优化设计
当今,装载机的动臂液压抽基最低位置时，近水平布置者居多，见图1。
在总体设计中整机及工作装置的基本结构参数和掘起力等主要性能参数，以及液压系统工作压力、流量确定以后，进而可初步确定动臂液压缸的直径。
在此基础上应用微型计算机求动臂液压缸在动臂上的最佳位置坐标，同时确定液压缸的最大行程。
此行程应在满足功能的条件下最小，使动臂提升速度最快。
1.动臂液压缸举升力矩、力臂的计算
装载机工作装置位于地面铲掘状态，工作装置对于动臂下铰点O的最小举升力矩T1：
n
T1=η(ΣG i l i+P1C) (1) i=1
式中：G i——工作装置各部件的重力
l i——工作装置各部件的重心至O点的水平距离
P
1
——铲斗最大掘起力
C——铲斗最大掘起力对O点的力臂
η——安全保险系数(1<η<1.5)
若以整机开始向前倾而失稳和条件，确定力矩T
1
，则
P
=Wa/b (2)
T
1=P
C (3)
式中：P0——作用于P1处使整机前倾和最小力W——整机重力
动臂缸总推力P D及其对O点的力臂R M为：
R
M =T
1
/P
D
(5)
式中： n——动臂缸数
D——动臂缸内径
P——动臂缸工作压力与背压的压差
η
M
——动臂缸的机械效率
铲斗满装位于最大举升高度状态时，工作装置对O点的力矩T
2
： n
T
2=η(ΣG
i
l
i
) (6)
i=1 此时，铲斗的重量及重心位置应将物料计算在内。
动臂缸对O点应具备的最小力臂R
N
为：
R
N =T
2
/P
D
(7)
2.动臂缸铰点位置的约束条件与最优解
图1的动臂结构简图见图2。
以动臂与车体的铰点O为原点，建立直角坐标系。
以O为圆心，R M、R N为半径分别作圆，切线B1P、B2Q的交点为A0。
假如动臂缸和车体的铰点为A，连线AB1AB2就是动臂在最低、最高位置时动臂缸推力的作用线。
若它对O点的力臂为R1、R2，显然A点必须处于∠BA0Q的边线及其夹角之内，否则不能满足R1≥R M、R2≥R N，即动臂缸达不到必要的提升力矩T1、T2。
所以必要的约束条件是：
R1≥R M(8)
R2≥R N(9) A点的位置还必须满足下列两式约束：
AB2=L M=2S+K (11)
式中：LN——动臂缸最小安装尺寸
LM——动臂缸最大安装尺寸
S——动臂缸最大行程
K——动臂缸结构尺寸
在图2中，若B
1、B
2
点的位置不变，则在式(10)、(11)的约束下，A点轨迹为近于圆弧的
曲线，与B
1P的交点为A
1
，显然A
1
点及以下轨迹线上的点均满足式(8)~(11)的约束，即为满足
装载机功能要求的无数组解。
其中A
1
点可使S值(动臂缸)最短，R1=R2，相应的S值是唯一的最优解。
然而，此时R2>R N，表明动臂在最高位置时动臂缸有过大的举升力。
如B1、B2可以在一定范围内变动，则不需要变更臂的基本参数L、M、N，只要改变L B、H B或其中一项数值，都可使OB1(OB1=OB2)长度改变。
规律表明，OB1(OB2)减少，会使A1B2线靠近圆2，A1B１也随之减少，A的轨迹连同A1点将靠向A0点，同时A0点也向A1点靠近。
可以找到唯一的OB1(OB2)长度，使A1点与A0点重合，这样便先后达到：
R1=R M(12)
R2=R N(13)
A0B1=L N=S+K (14)
A0B2=L M=2S+K (15) 由于A0B1是最短的，那么S也是最小的，此时的S值、A0、B1、B2的坐标便是一组最优解。
这是在动臂缸直径确定的情况下，以S值最小为优化目标的最优解。
如果OB1再缩短，A点的轨迹将离开∠B1OQ，而得不到可用解。
动臂设计内径D应符合标准系列缸径值，最大安装长度L M与D的比值j也应有一个恰当的范围(15~22)，即：
15≤j= L M/D≤22 (17) 增加D值，可使j减小，同时使最优S值也减小；反之，使S增大。
每次改变D值，则需重新计算最优S值及同组解，最后得出完全符合式(12)~(17)6个约束条件的最优解。
3.计算程序设计
为简要说明计算原理，现将中间计算结果R M、R N视为已知，一些常规运算不再详述。
由图2，首先求出B1(x1y1)、B2(x2y2)的坐标，再算出OB1、OB2及角度ω1、ω2、ω3。
当以任意值赋予S变量后，则L N=S+K ，L M=2S+K也为已知。
设L N从B1开始，沿B1P线布置，且A1B1=L N，则A1点的坐标可以求得，A1B2也可求得。
若
Q=∣L M-A1B2∣≤μ (18) 式中：μ——预设计算精度(0.2)
则认为已满足式(12)~(15)最优条件。
计算中控制L B的变化范围，即可满足式(15)的要求。
最后按式(16)的条件检验缸径D，如需改变D值，则要重复以上计算，多一个循环层次。
4.铰点位置的坐标变换
按以上计算得到的一组最优解S、A0(x0，y0)、B1(L1，H B)。
但A0点在机体上，或B1点在动臂上。
由于结构原因不允许在此位置时，可以适当进行调整。
实施原则是：保持OA、OB1、OB2长度不变，使它们同时顺时针或反时针旋转同样角度，其A0、B2新位置坐标即为所要求的。
这样，原计算机的最优S值、L M、L N发生变化。
5.关于计算点的讨论
本方法以动臂处于最低和最高位置为计算点。
那么，能否保证动臂处于任何位置时驱动力矩总大于阻力矩呢？对此，扼要分析如下：
在装载机装满物料由最低至最高位置的全过程中，以动臂最外伸出时举升阻力矩最大，但一般不超过最低位置举升时的1.4倍。
而我们计算最低位置时的驱动力矩，是按照能产生足够大的掘起力这一要求计算的，其值远大于举升全过程中的最大阻力矩。
而且，动臂由最低位置向上转动时，其驱动力矩还会增大，动臂缸转动α角度时产生最大驱动力矩，而后开始下降，直至动臂转到最外伸出位置时，其驱动力矩总是大于最大阻力矩。
这一规律很好地保证了铲斗高出地面一定距离时，仍具有足够大的掘起力。
显然，动臂处于最高位置点的计算很有必要，且需足够大的安全保险系数。
动臂由最外伸出位置伸到最高点的过程中，阻力矩和驱动力矩都逐渐减小，且变化规律相近，只要这两端的驱动力矩比阻力矩有一定的余量，其中间过程也能保证驱动力矩大于阻力矩。
从以上分析可知，动臂处于最低和最高点位置的计算，可保证动臂处于任何位置时，动臂缸都具有足够的驱动力。
单斗反铲液压挖掘机动臂缸铰点位置的优化设计与装载机类同，其计算点除了动臂处于最低和最高位置外，还应计算向外伸出强力挖掘位置点。