自卸农用三轮车举升机构的总体设计.doc

第一章 绪 论 1.1 课题背景自卸车是利用发动机动力驱动液压举升机构，将车厢倾斜一定角度从而达到自动卸货的目的，并依靠货箱自重使其复位的专用汽车。按不同的用途自卸车可分为两大类:一类是非公路运输用的重型和超重型(额定装载质量在20t以上)自卸汽车。另一类是公路运输用的轻、中、重型(装载质量在220t)普通自卸汽车。这种自卸车主要承担着泥土、砂石、煤炭等松散货物的运输工作，它通常也是与装载机械配套使用的。就本设计而言根据市场需要，确定最大载重量为2t，最大卸料角度30度的自卸车为轻型的。该普通自卸车辆有多种分类方法，按运输货物倾卸方向分为:后倾式、侧倾式、三面倾式和底卸式自卸汽车;按货箱栏板结构分为:栏板一面开启式、栏板三面开启式和簸箕式(即无后栏板式)汽车;按装载质量分为:轻型自卸汽车(3.5t)、中型自卸汽车(3.5t8t)和重型自卸汽车(8t)。度的 轻型农用自卸车是随着我国农村经济的不断发展，轻型农用自卸车以其灵活机动、价格低廉的优点得到了广泛的应用。 在轻型农用自卸车的设计当中，液压举升操纵机构的设计一直处于重要的地位。这是因为液压举升操纵机构是轻型农用自卸车的重要工作系统，其设计方案的优劣直接影响着汽车的多个主要性能指标;应用最优化方法进行液压举升机构的设计，可以一次寻求得到最有的设计方案，对提高液压举升机构的设计质量和效率具有重要的意义。1.2课题的实际意义对于液压举升机构考虑到工作环境、工作性质及工作内容等的要求，在设计液压举升机构时应满足的性能有较强的免维护性 、良好的动力性、平稳性、卸料性、紧凑性、协调性。目前大多数企业一直沿用传统的“类比作图试凑法”进行设计，这种方法存在效率低、工作量大以及设计方案难以达到最优的缺点，设计方案难以同时兼顾以上各性能要求。这与当今高科技环境下的相关领域相比，缺少科学性，人的主观经验决定了车辆的性能。由此带来的问题是，车辆性能低下，难以适应市场的需求。同时由于设计手段的落后，设计周期长，产品投放市场迟缓，不能适应市场多变的要求。因此借助计算机技术，运用最优化方法，改善液压举升机构的设计手段和方法，快速、高效、保值、保量完成液压举升操纵机构的设计，适应市场竞争的需求，意义重大，有着重大的社会价值和经济价值。第二章、课题研究的内容2.1整车主要尺寸和质量参数的确定160TSC(ZM)轻型农用自卸车车架总称的参数优化、自卸货箱和变速电优化及操纵机构方案优化设计。从结构组成来分析，自卸车主要部件有车架、驾驶室、货箱、液压举升机构，发动机等。各个部件对于汽车的品质、质量、寿命都有重要的影响。160TSC(ZM)是前期开发的具有代表性的一个车型，属于轻型农用自卸车的范畴，根据车辆的使用环境、用户使用现状、同类车型的现状以及有关的法律法规，依据市场调查报告和设计任务书的要求进行总体布置。确定的整车主要尺寸参数如下: 整车外形尺寸(长宽高)(mrn)4990 17002200 轴距: L=2800mrn 轮距(前/后): L F1=1 425mrn、LR1=1405mm 前悬: LF=1027mm 后悬: LR=1163mm 接近角: Y.1=24 离去角: Y2=34 车厢内部尺寸(长宽高): 2800 X 1600 X 400 车厢后栏板高度: 600mm 车厢后栏板转动铰接点坐标:(-330，830) 板簧压平状态后轮中心坐标:(735，260) 驾驶室与车厢距离: C=113mm 驾驶室后围至前轮中心线: =913mm 最小离地间隙: =217mm 最小转弯直径(m) 11.93 转向轮转角()(外/内) 28/37 最大爬坡度(%) 25确定质量参数如下: 整 备质 量整备质量（Kg）2890前轴荷（Kg）1260，占43.6后轴荷（Kg）1630，占56.4标 准状 态标定装载质量（Kg）1000（含2人）标定总质量（Kg）3890前轴荷（Kg）1390，占35.7后轴荷（Kg）2500，占64.32.2新车型的主要零部件、总成的布置情况为: (1)、整车的车架总成外宽为:760mm、内宽为:650mm。 (2)、纵梁借用原车型的纵梁，结构尺寸不做改动，这有利于零部件总成的系列化，纵梁为槽钢，其宽度为:55mm高度为:195mm、厚度为:5.0mm。 (3)、车厢与车架纵梁的翻转铰接孔位置确定为:孔中心至纵梁上平面65mm至纵梁后端面104mm。具体详细的布置情况见附图:图纸1(总布置图)、图纸2(车架总成图)，其中的零部件、总成借用诸城汽车厂的现有资源。 (4)后轮中心线前部除车厢外各零部件总成的总质量及其质心横坐标分别为:1950kg、2500mm，后轮中心线后部除车厢外各零部件总成的总质量及其质心横坐标分别为:350kg、420mm。 图3一l160TSC(ZM)型8吨自卸车主要设计参数由厂方提供，具体如下:自重11520公斤载重量12000公斤重量利用系数1.04轴荷分配:重量分配 满 载 空 载公斤%公斤%前轴 554023.3 4510 39.2 后桥 18240 76.6 7010 60.8 总量 23780 11520 发动机型式:SX6130Q型直列六缸水冷柴油机 发动机外特征:转速（转/分）800100012001400160018002000扭矩（公斤/米）76.57980797774.571.5功率（马力）85111134154172187200第三章、自卸车车架总称的参数优化 3.1车架结构的简化就目前的情况来看，影响该型自卸车使用寿命的主要因素是车架，随着电子计算机的出现及结构强度分析和结构优化程序的投入使用，使得人们手工劳动强度大大降低，结构分析、设计速度大大提高。有限元方法就是其中的一种。有限元方法的应用极为广泛。从弹性力学领域发展到塑性力学和流体力学领域，从平面问题发展到空间三维问题和壳体问题。而且，其本身不断完善，从一般单元发展到各种高质量和高效率的单元，如边界元，杂交元，拟协调元等。 汽车车架是一个复杂的空间薄壁结构，这样一个复杂结构若全部如实地考虑是很困难的，从而必须对其进行简化。有限元计算模型的建立，即模型化是有限元法的一个重要步骤。模型化的主要工作是确定节点并选择单元类型，也就是结构的离散化或单元的划分过程。模型化的基本原则是在忠实的反映结构主要力学特性的前提下，尽量使用较少的单元和选取简单的单元类型，以达到合理、经济的目的。因此，在建立模型时，不必单单追求局部几何形状的模拟。总之在模型化过程中，在满足工程要求的前提下要大胆简化，否则，计算模型过于庞大，给计算、分析处理增加很多困难，而且费用相应也要增加。在本车架的简化过程中，将车架横纵梁上所有的工艺孔都忽略不计，将所有的倒角和过渡圆角都简化成直角。 车架本身结构虽然完全对称，但在行驶过程中所受的外载却不是完全对称的，故选用整个车架进行有限元分析。根据上节得出的结论，为了提高有限元计算的精度，为了能反映出三横梁与纵梁接头裂纹产生处的应力分布，本文用板单元对车架结构进行离散 具体划分单元时应当注意以下几点：1. 单元划分应尽量避免畸形。如对于三角形板单元，不应出过大的钝角或过小的锐角；对于四边形单元，长度和宽度不能相差太大，否则将引起结构刚度矩阵病态，大大影响计算精度；2. 单元划分要适度，对于结构受力比较大的部位，单元的网格尽量密一些;对于受力比较平缓的部位，单元划分可大些。为了不使单元边长相差太大，则单元应由小到大逐渐过渡；3. 节点及单元的数目确定要适当。单元划分得越细，节点布置得越多，计算精度越高。在满足工程精度要求的前提下，单元和节点数目应尽量少； 本文利用有限元通用软件ALGOR FEAS中的ViziCAD模块完成该车架有限元模型的建立。在利用ViziCAD建立车架模型之前，需详细了解车架结构，对各横梁、纵梁的几何形状、具体尺寸以及它们之间接头的形式、接头的位置都必须全部清楚，才能输入计算机中。这些信息都可从厂方提供的车架设计图纸上直接获得。 ViziCAD可以利用所谓的延伸命令方便的生成等截面或变截面梁模型。网格的大小直接影响计算精度和时间。对于本模型，一般网格取8080毫米，细化网格是3030毫米左右。一般在应变片测点附近、横纵梁接头区和截面变化区域采用细化网格，其它区域采用一般网格。单元长宽比限制在5以内，长宽比太大会造成单元过于狭长，影响计算精度。在粗网格与细网格之间的过渡网格的划分是比较麻烦的，本文采用三角单元作为过渡单元对网格进行 图2.8单元网格的过渡细化，如图2.8所示。所要注意的是不要使单元边长上存在端点，否则在利用Decoder译码时会造成单元的遗失。如图2.9所示，单元边界上存在节点M导致单元UKL和ABC是无效单元。 图2.9无效单元格3.2边界约束条件的确定 进行有限元分析时，为了使数值解存在且唯一，必须消除车架结构的刚体位移以保证车架结构总刚度矩阵非奇异。正确适当地选择一些节点自由度给以边界约束，是有限元分析的一项重要技能。 对车架这个空间薄壁结构，由于其在正常工作时车轮所受的激励通过悬架和板簧传递到车架上，故边界约束点确定在悬架板簧与车架连接处。将悬架与车架连接处节点的x、y方向的平移自由度定为刚性约束；z方向的平移自由度定义为弹性约束，又由于汽车轮胎是一个刚度很大的弹性元件，故此处弹性约束的刚度大小等于汽车悬架的刚度，连接点处的三个旋转自由度都不加以约束。 3.3载荷工况的确定 根据车辆电测的有关标准和车辆实际运行受力情况，对静力分析一般仅考虑纯弯曲工况和弯曲扭转组合工况(简称弯扭工况)。汽车在平路上行驶时，路面的反作用力使车架承受对称的垂直载荷，它使车架产生弯曲变形。弯扭工况的确定是由于汽车在崎岖不平的路面上行驶时，汽车四个车轮可能不在同一平面内，即会因某车轮抬起或经过洼坑而产生扭转，这就要进行弯扭工况的计算。因此本文就采用整车静力分析时通常采用的这两种工况。在本文中弯曲工况是车辆四轮着地时的静力工况，这时车架主要承受弯曲作用；弯扭工况分为四种情况，前两种情况是车辆的两个前轮分别被抬起400mm，第三种情况是左前轮被抬起332mm而其对角的右后轮被抬起172mm，第四种情况是右前轮抬起332mm左后轮抬起172mm。在这四种情况下车架承受着车辆自身质量产生的扭转变形，这是一种比较恶劣的弯扭联合作用工况。 在弯扭工况时，车轮的抬起高度采用边界单元来处理，本单元可将节点位移约束到指定的值，并对刚度矩阵的大小无影响。 3.4计算结果 在SD2中完成车架模型建立后(包括几何模型、约束、节点力信息)转入译码器Decoder中，选择板单元类型6，加入板厚信息、材料信息等数据，开始译码，转换成有限元前处理文件。在486微机上译码需要半个小时。译码后该车架有限元模型有4357个节点，4216个平板单元，8个边界单元。可以用Super View模块检查译码后模型的形状，捡查是否有单元丢失，如有需到SD2中重新修改模型。经过几次修改后模型检查无误，可以转到SSAPOH模块计算，本模型在486微机上有限元计算过程需要约1小时。 SSAPOH在16M内存的486微机，足够大的硬盘空间下解题能力达到四万自由度。内存增加后解题规模还可以增加一些，速度也有所提高。本模型4357个节点，求解自由度约三万个，充分利用了机算计和软件的解题能力，模型的网格又达到了最大程度的细化，因此得到的计算精度较高。 车架在弯扭工况下右前轮抬起时的变形见图2.10，右前轮左后轮抬起时变形图如图2.11所示。在表2.2中列出了与应变片电测试验中各测点相对应的各节点号、单元号和计算主应力。可以看出在三横梁与纵梁的接头区域有应力集中区，这和实际情况是一致的。 表2.2有限元静力计算结果测点号节点号单元号 计算主应力(MPa)纯弯曲左前轮抬起右前轮抬起左前右后抬起右前左后轮抬起136403703+18.11-18.87+5.5-6.55+21.67236523714-9.2+8.8-18.66+33.79-11.90336693728-7.6+62.11-78+70.36-81.09437263760-21.4+69.65-105.43+119.12-108.94537853798-3.70+115.56-132.64+147.89165.99638053818-9.5+77.43-73.84+89.26-118.92注：1.表中“+”表示拉应力，“一”表示压应力；2.表中所有工况均为满载(2吨)情况下； 2.7结果分析 (a)纯弯曲工况 (b)左前轮抬起工况 （c）右前轮抬起工况 (d)右前轮与左后轮抬起工况 (e)左前轮右后轮抬起工况 图2.13车架有限元计算应力和实验应力值比较 l有限元计算应力值 2应变片电钡丝值 为了便于车架结构有限元计算结果和应变片电测试验结果的比较，将表2.2和表2.4的数据整理成图2.13。图2.13中横坐标表示测点号，纵坐标表示各测点的应力值，单位是兆帕。 由图2.13可以看出有限元计算值与实验电测值的误差在15%内，基本上验证了有限元模型的合理性。但有限元计算值总体上大于实验值，且在应力值较小处两者相差不大，在应力值较大处两者相差较大。这主要是由于在有限元建模时对车架的结构进行了一定的简化，如去掉了结构上所有的圆角和倒角等，这势必会造成某些部位的应力集中现象;再者实验是在整车的情况下进行的，车架上的装置件在整车扭转刚度中起着很大的作用，很难考虑全面的。因此，有限元计算值一般来讲是大于实验测量值的结果的，这也就说明了用有限元方法对车架结构进行强度分析是安全、可靠的。由图2.13还可以看出，车架在纯弯曲工况下(图a)，危险截面处(测点5处)应力值较小;在弯扭组合工况下(图b、c、d、e)，车架在危险截面处都不同程度的发生了应力集中现象，尤其是在右前轮抬起332mm，左后轮垫起172mm的工况下，5号测点应力值达到了最大为148.2MPa(有限元计算值为165.99MPa)。但是，由于车架材料为16MnL，其许用应力=211一238MPa，大于5号测点的最大应力148.2MPa，因此此工况所引起的应力集中不足以使车架在该处产生裂纹，也就是讲车架上裂纹的产生不是由于车架静强度不足而引起的。由此可以推断出，裂纹的产生是由于汽车在行驶时车架上产生的动应力造成的。结构模态分析是结构动态设计的核心。在机械设计中研究结构振动问题的重要目的是避免共振，具体的机械结构可以看成多自由度的振动系统，具有多个固有频率，在阻抗试验中表现为有多个共振区，在幅频特性曲线中表现为有多个峰值。这种在自由振动时结构所具有的基本振动特性称为结构的模态。 3 .5车架结构振动的基本方程 汽车车架是一个多自由度弹性结构，设车架已按某种方式离散化了，离散后车架结构是一个n自由度的系统。令u为广义坐标的列阵，K、M及C为与u相对应的刚度矩阵、质量矩阵和阻尼矩阵。、必分别为加速度列阵和速度列阵。根据达朗贝尔原理，只要在车架所受的外力中加入惯性力，就可以像建立静力学平衡方程那样去建立动力学方程。则车架的振动方程如下： M+C+Ku= （31）式中为所受外部载荷列阵 结构的固有频率和振型与所受外力无关，而小阻尼对固有频率和振型影响并不大。因此常用无阻尼自由度振动方程求解结构的频率和振型，即将(3一1)式简化为下式: M+K=0 （32） 由于弹性体的自由振动总可以分解为一系列的简谐振动的叠加。因此可设(32)式的解为： (3一3)则 (3一4)式中为各节点位移u的振幅向量，即结构的固有振型;为该振型对应的固有频率，t是时间，将(3一3)式和(3一4)式代入(3一2)式，则有： (3一5) 从数学观点来看，求解结构的固有频率和固有振型的问题就是求解方程(3一5)的广义特征值和广义特征向量的问题。扩称为广义特征值，位称为广义特征向量。由线性代数理论可知，要使方程(3一5)有非零解的充分必要条件为： (3 6)由于结构离散后有n个自由度.，则M和K都是n阶方阵，解方程(3一6)即可得结构的n阶固有频率，且有。求出后，后即可由(3一5)式确定对应于的一组特征向量，即振型。关于特征值与特征向量的具体解法请见下一节。 3.6子空间迭代法 解特征值问题有多种算法，本节将讨论ALGOR FEAS程序求特征值问题所用到的子空间迭代法。 对于具有成千上百自由度的大型工程结构，要求出全部特征值向量是很困难的。实际中，一般只对低阶特征值和特征向量感兴趣，因此相应发展起了各种求部分特征值的方法。用有限元模型进行复杂结构的动力分析时，子空间迭代法与其它算法相比较具有精度高和速度快等优点，因此被大型通用程序广泛采用。 子空间迭代法就是Rayleigh一Ritz分析法和同时逆迭代法相结合的产物。如我们对前p阶特征对感兴趣，则可以把一个n阶特征值问题化为一个q阶特征值问题(pqn)，这种方法就是Rayleigh一RitZ分析法。而其中的Ritz基底应用同时逆迭代法，使之接近低阶特征子空间。 子空间迭代法:假如知道n维空间中的一个子空间(pn)中的线性无关的向量组，就可以把求解K =M在子空间的特征值问题化为一个求解的维数缩小了的特征值问题，即把n阶特征值问题化为p阶特征值问题，其中为瑞雷商。、分别为K、MI在子空间上的投影。 由此可见，子空间迭代法涉及如下几个问题:(1)如何寻找线性无关的向量组;(2)瑞雷商的极值原理;(3)如何缩减维数。 这里分别予以讨论。1. 瑞雷商的极值原理 将任一向量的瑞雷商定义为 (3一7)对于广义特征值问题 (3一8)可以根据瑞雷商的极值原理把上述问题化为一个等价的瑞雷商的极值问题。 瑞雷商的极值原理:由式(3一7)可见，瑞雷商是一个标量，且是随着向量x而变化的，可以证明，当x取为广义特征值问题(3一8)的特征向量时，瑞雷商达到其极值，这个极值恰恰是和特征向量对应的特征值。 因此可以看出，求解广义特征值问题和求瑞雷商的极值问题二者是等价的。2.缩减维数 只要应用基于瑞雷商极值原理的Rayleigh一Ritz法就可以把n阶特征值问题降为一个p阶特征值问题。 Rayleigh一Ritz法的实质就是用待定系数和基函数来描述一个任意函数。 现在我们首先把式(3一8)所示特征值问题的前p个特征向量构成的空间记为空间(pp，以保证所求特征对的精度，但q太多必增加内存容量。在本论文所用的有限元分析软件ALGOR FEAS中取q=min(2P，P+8)。 上述 (i=1,2,q)的构成一个q维子空间，而只是作为p个特征向量 (i=1,2q)构成的子空间的初次近似。通过逆迭代法不断地改善子空间，依次求得,直到。1.根据逆迭代法，作如下迭代 (313)求出新的向量组，形成新的子空间，依次记为。 2.计算K，M在子空间上的投影 (3一14) 3.用广义雅可比法求解低阶特征值问题 (3一15)得到相应的,等。令4.求出第K+1次改进的特征向量矩阵 (3一16)这样重复进行迭代计算，迭代过程一直进行到前后两次近似固有频率和固有真振型的相对偏差满足精度要求为止。 由上述计算步骤可见，在子空间迭代法中，实际上又应用了逆迭代法和广义雅可比法。第四章、举升操纵机构方案的选择 现在的液压举升机构有多种型式，各种举升机构的结构型式在己经做过介绍，每种型式的性能各有千秋，究竟采用那种型式的举升机构，这还要因车而异，合理选用，选用的原则是: 1.首先必须充分考虑车辆的使用条件和环境 2.考虑制造工艺 3.兼顾成本 轻型农用自卸车工作条件差，经常在无路的环境中工作，尘土多，维修条件差，用户经常严重超载。对价格方面的要求是造价低，性价比要高。连杆组合式举升操纵机构具有寿命长、密封好、不易泄漏、制造、简便、工艺好、成本低的优势，最适合本车型。对于我们的研究对象轻型农用自卸车所考虑的主要方面是它的装载质量、超载性能、举升机构的布置空间及其在使用中的经济性能。因此，在选定的车型上只能采用油缸前推式举操纵升机构。 4.1液压系统的参数及传统设计的求解结果 (I)车厢的最大举升角 一般货物都有一定的安息角，各种货物的安息角取值如表13所示。在整车的设计时要求最大举升角必须大于装载货物的安息角。最大举升角取的越大卸货越可靠，但连杆式举升机构的行程放大系数也就越大，在液压油缸伸长量不变的情况下势必将增大举升三角臂的尺寸，使举升机构的布置空间更加紧张，这将无益于建造纵深的降低。在对市场和用户进行调查研究的基础上该车型的车厢的最大举升角为:max=50在此取。（2）举升机构的位置分析两点间的距离计算公式为:L=， 拉杆AD的长度: LAD=（式41）举升三角臂的三边长度: AC边的长度: LAC=（式42） AB边的长度: LAB= (式4一3) BC边的长度: LBC=(式4一4)举升过程中液压油缸的总长度(LBE) LBE = (式4一5)举升机构运动过程中，液压油缸的伸长量(s): s=LB735; (3)、车厢在任意举升角时大小的确定: 如图41所示， 因此： （4） 自卸车车厢的举升角为，其举升时间为1120s，车厢的举升过程近似为匀加速运动，举升转动惯性半径i2m，各角接点的润滑良好，摩擦系数小于0.15，铰接点的轴销直径小于40nun。因此对于整个举升机构，在举升过程中尤其是举升初期，各构件(包括车厢)自身的惯性力矩和各铰接点的摩擦力矩对整个举升力矩影响极小，因此可将其忽略不计。第四章、举升操纵机构方案的选择5.1设计变量分析 举升操纵机构各铰接点的初始位置不同，在举升时的举升力将会有较大的差异。对于本课题轻型农用自卸车160TSC(ZM)选定的T式举升机构进行优化，优化中以各铰接点的初始位置坐标作为设计变量。取机构举升的初始位置作为机构的标定位置。由分析可知要得到一个机构的方案需确定的参数为10个，即如图所示的拉杆与举升三角臂的铰接点液压油缸与举升三角臂的铰接点车厢与举升三角臂的铰接点拉杆与车架的铰接点液压油缸与车架的铰接点共5个铰接点在直角坐标系中的坐标分量。另外，为了在以后程序编制和数学模型的建立中方便，特把车厢与车架的铰接点O和举升质量的质心也作为设计变量看待，只是在运算过程中给它们赋予常量。这样举升机构优化设计的变量总共有14个。优秀设计的变量为: 图51优化设计变量示意图5.2目标函数的建立 一个好的举升操纵机构设计方案应该具有较小的建造纵深、良好的油压特性和较小的举升力等，单纯以一个方面作为优化设计的目标，无法全面地评价整个举升机构的性能好坏。本课题针对轻型农用自卸车160TSC(ZM)以建造纵深、油压波动系数和初始举升力系数作为优化的分目标，综合优化各目标函数。 (1)、初始举升力系数是指单位举升重量所需要的油缸初始推力其数学表达式为: 液压油缸的初始举升力()，由(式52)求得: 举升机构所举的车厢和货物的总重量，G=mg(假设在举升过程中货物相对于车厢的位置不变)。对于相同的举升质量，举升力系数越小，则液压油缸的举升力也越小。举升机构的举升力是随举升角的改变而不断变化的，对于举升机构我们总是希望其具有较小举升力，因此把举升力系数作为多目标优化的一个分目标。以举升力系数作为评价指标，则优化的目标函数可写作： (2)、以举升力系数K作为评价指标，存在一定的局限性。如果对某一种形式的举升机构加大油缸的行程，举升力系数K值(Ko或Kmax)均会降低。因此引入油压波动系数作为评价举升机构优劣的另一个参数，弥补单纯以举升力系数作为评价参数的不足。 式中举升过程中液压系统平均工作压力(MPa); 举升过程中液压系统的最大工作压力(MPa)。 对于比较理想的举升机构，应小于0.2。在整个举升过程中，系统的工作压力是举升角的函数，以油压波动系数作为评价指标，则优化的目标函数可写作: (3)、从车厢底板下表面到车架上平面的距离称为建造纵深。在第3章的总布置中车辆的装载质量和车厢的内部尺寸己经确定，因此车厢的重心位置也就确定了，车厢的高度改变将引起建造纵深的改变。对于整车，我们总是希望其具有较低的重心(增加整车的横向稳定性)，当除车厢外的其他部件、总成位置确定后，车厢位置的高低将影响整车的重心高度，因此小的建造纵深也就意味着小的整车重心高度。故我们将建造纵深(E点到C。点的铅垂距离)作为极小化的分目标函数，从而达到追求在总布置中车厢的最低安装位置。 建造纵深的数学模型为: 则优化的目标函数为: 因此，举升机构的优化问题是一个多目标最优化问题，函数的数学模型为: 5.3举升机构的位置分析 (1)、两点间的距离计算公式为:L=， 拉杆AD的长度: LAD=（式41）举升三角臂的三边长度: AC边的长度: LAC=（式42） AB边的长度: LAB= (式4一3) BC边的长度: LBC=(式4一4)举升过程中液压油缸的总长度(LBE) LBE = (式4一5)升机构运动过程中，液压油缸的伸长量(s): s=LBE一735;(2)、车厢转角为最大转角内的任意值e时，C、G两点的坐标:C点坐标(xC，yC)由下式求得: xc=x cocos一ycosin(式4一6) yc=xcosin+ycocos(式4一7) 质心G点的坐标(XG,YG)由下式求得: XG= XGO cos一YGOsin-(式4一8) YG= XGOsinYGO cos- (式4一9)(3)、举升角为时，A点的坐标: 解方程组: - (式4一10) 即可求出A点的坐标XA、YA(4)、举升角为时，B点的坐标: 解方程组: - (式4一11) 即可求出B点的坐标xB、yB;(5)、直线AD和BE的解析方程表达式分别为: -(式4一l2) 直线A0D的斜率:k3= - (式4一13) 直线BE的斜率:= 对于上述两方程，联立即可求解出AD、BE两直线的交点P的坐标值(xP，yP):(6)、求O点到直线PC的距离(Ll): =一(式4一l4)(7)、A点到直线BE和PC的距离:（式414）一(式4一l6) (8)、对于质心G点，车厢放平状态时，角的值为: 例如:以初布置数据代入得： O点到质心G作用力方向的距离: (式4一15) (9)、C点直线BE的距离:一(式4一19) C点直线AD的距离:-(式4一20) (10)、车厢在任意举升角时乙ocP大小的确定: 如图4一1所示， 因此： 线段PC的长度: 线段OP的长度: 由正弦定理得: 因此可求得的值为: 5.4机构优化的约束条件 (l)边界约束 在对目标函数进行优化过程中，应设定设计变量的上下限值，即将各铰接点的位置进行限定，根据初期的总布置要求及以前设计经验的基础上，确定设计变量的约束条件如下(坐标值是各变量相对于O点坐标的相对值): (i=l、2、3、414) 具体分别为:2030mm2520mm，150mm600mm， (2)举升机构的构形约束 举升机构的构形是指机构各铰接点之间的相对位置，其约束条件如下: (3)液压油缸的尺寸约束 车厢在初始位置时,线的长度应大于等于液压油缸的安装尺寸，根据总布置的要求选定不同安装长度的液压油缸。而且油缸的最大伸长量不可超过给定的限值，为了寻得最优的机构设计方案，只是将油缸的安装尺寸和最大伸长量给定一个取值范围，不进行定值限制。根据以前的设计经验和可选的液压油缸尺寸资源，设定油缸的最小安装尺寸为:500mm，油缸的最大伸长量为:650mm; 由式45可得: 而且液压缸在车厢举升过程中的总长度也应该小于限定的数值，否则将无法达到给定的最大举升角。 (4)机构的传动性约束 根据机械运动的原理可知，液压举升机构为低速运动机构，为了保证机构传动良好应使机构的传动角(Y)满足如下条件:，考虑到举升机构的举升力矩在举升过程中会随举升角的增大而减小，因此不必要求构件间的传动角在整个过程中都小于许用值，只需对举升初始的传动角进行限制即可。(5)自卸车用的液压元件一般为标准件，都有自己的工作压力限值，因此，在机构的优化过程中还应该限定举升机构的最大油压，即限定液压缸的最大推举力，这是为了保证液压系统承压件能够安全可靠地工作。设举升过程中的最大举升力为Fmax，液压系统预先给出的最高工作压力为Pmax则油缸的许用最大推举力为: 液压系统的效率，通常取; d举升液压油缸的活塞直径(m); 其中Pmax可供选取的系列有:10Mpa、13.6Mpa、15.7Mpa、20.6Mpa，选定油缸的额定工作压力为16MPa，最大工作压力为20.6MPa。举升液压油缸的活塞直径可供选取的系列有(T式举升机构使用的是活塞缸):l00mm、125mm、160mm、175mm、180mm，选定油缸的活塞直径为: 125mm;对举升过程中的油缸举升压力约束为: (6)复位性约束 农用自卸车的液压油缸大多数为单作用油缸升程阶段靠油缸推力倾卸货物，回程阶段靠车厢的自重达到回位的目的。因此对举升机构还应有自动复位的约束，即要求车厢的自重力矩大于阻力矩。 (7)油压特性约束: 在举升过程中油缸的工作压力随举升角的增大而不断变化，对于油缸的工作压力要求如下:(为油缸的起始工作压力Pmax为油缸的最大工作压力Pmin为油缸的最小工作压力)Pmax应出现在15的范围内;但15的范围内:5.4优化方法的选择 通过前几节的分析可知，数学模型具有14个变量，x个不等式约束，属非线性多目标问题的优化设计。在举升机构的多目标优化问题中，我们首要追求的是举升力系数的最优，其次是油压波动系数最优，最后是希望得到最小的建造纵深。对于这一多目标优化问题，各分目标函数按我们的需要将其进行了排序，而且为了避免分层序列法的缺点，因此可采用宽容序列法进行优化。对于各分目标函数，每个目标函数及其不等式约束都非常的复杂，不宜求导，适于采用不需求梯度的搜索法。在众多的寻优方法中，复合形法、惩罚函数法、随机方向探索法和POWELL法等在寻优过程中不需求梯度，随机方向探索法一般适用于小型优化问题的解决，即变量、约束不多也不复杂的优化问题，而且这种方法在给出可行初始点的情况下，只能求得近似的局部最优解。POWELL法和惩罚函数法相结合的方法虽不需求导，但这种方法对给定的初始点的要求比较严格。 复合形法是求解约束优化问题的一种重要的直接方法。它来源于求解无约束优化问题的单纯形法，是单纯形法在约束优化问题中的发展。这种方法在寻优过程中无需求导，而且对初始点的要求没有那么严格，其初始点是随机产生的，在此基础上再产生可行初始点，复合形法一般能够稳定地向最优或局部最优趋近，而且每一个中间设计都是可行的。因此，采用复合形法对举升机构的分目标函数进行优化。第六章、结论与展望 本文结合实际工作中遇到的实际问题，首先利用动力学的知识对自卸工程车的液压举升机构进行了分析，在此基础上运用优