卷煙機鼓輪錐孔絞削工藝裝備的設計-鉆具工裝總體含10張CAD圖

卷煙機鼓輪錐孔絞削工藝裝備的設計-鉆具工裝總體含10張CAD圖,卷煙,機鼓輪錐孔絞削,工藝,裝備,設備,設計,工裝,總體,整體,10,cad 設計（英譯漢論文一） 第 12 頁 共 12 頁 液壓支架的最優(yōu)化設計 摘要：本論文論述了一種最優(yōu)化程序，這種程序主要是針對從事采礦業(yè)液壓支架兩組參數的最佳測定。它是基于數學規(guī)劃的方法。首先，尋求這些四連桿機構的最優(yōu)參數值是為了確保支架在做所要求的運動的同時，使得橫向位移最小。其次，計算出四連桿機構最佳數值的最大偏差。 關鍵詞：四連桿機構，最佳設計，數學規(guī)劃法，逼近法，公差。 1. 引言 設計師的目的是為完美的機械系統(tǒng)尋求最好的設計。這種努力的一部分,是優(yōu)化所選擇一些特定的系統(tǒng)參數。如果為系統(tǒng)做出數學模型，就可以使用數學規(guī)劃法。當然，這取決于系統(tǒng)的類型。在這種情況下，計算機的應用有助于能夠確保找到系統(tǒng)的最優(yōu)參數。有Harl1998年所描述的液壓支架（見圖1）是斯洛文尼亞礦廠采礦設備之一，它用于保護礦井巷道的工作環(huán)境。它有兩組四立柱（FEDG and AEDB）所組成，如圖2中所示。機構 AEDB決定藕合點ｃ的運動，機構FEDG通常石油液壓缸驅動的。 圖1 液壓支架 圖2 四連桿機構 那就要求支架的運動更精確，如圖2中C點的運動方向要垂直于最小橫向位移。如果不是這種情況，液壓支架將不能正常工作，因為它缺乏機械的通用性。 1992年在Grm實驗室對液壓支架的原型機做過試驗。支架表現(xiàn)出很大的橫向位移，這就降低了它的適用性。所以，有必要對此重新設計。如果可能的話，這項工程應在提高支架性能的同時，盡量降低成本。這就決定了采用數理規(guī)劃法為AEDB四連桿機構中最有爭議的參數、、尋求最優(yōu)值。否則，有必要改變這個項目，至少改變AEDB機構。 以上問題的解決將使我們重新考慮理想液壓支架的系統(tǒng)。由于各種系統(tǒng)參數存在偏差，實際的考慮將是不同的，這也就是我們?yōu)槭裁从脭道硪?guī)劃法計算參數、、的最大允許偏差的原因。 2.　液壓支架的選型 首先，有必要開發(fā)一種合適的液壓支架力學模型。它應基于以下假設： －—連接是剛體連接 ――單個連桿運動速度相對緩慢 液壓支架是有一個自由度的機械。它的運動規(guī)律可以通過兩個四桿機構FEDG 和AEDB進行模擬。(Oblak et al. 1998) AEDB四連桿機構對液壓支架的運動具有決定性的影響。機構2通常通過液壓缸驅動。支架的運動可以用藕合點C點的運動軌跡完全表示出來。所以，所做的工作就是通過使C點的運動軌跡盡量趨近理想的運動軌跡尋求機構1桿長的最優(yōu)值. 1989年Rao和Dukkipati在運動學方程的幫助下，即將四連桿機構1的綜合情況完全表達了出來，大致狀況如圖3所示。 圖3　　C點的運動軌跡L C點的運動軌跡L的方程已被寫入坐標系，將四連桿機構具體參數，………代入C點坐標x,y。B點和D點的坐標是： 參數、………相互關系如下： 將（1）－（4）式代入（5）－（6）式支架方程得到如下結果： 通過計算參數、、最優(yōu)值，這個方程表達了數學模型的基礎。 2.1數學模型 1979年Haug 和　Arora以公式化的形式提出系統(tǒng)的數學模型。 限定條件是： 響應方程是： 向量 稱為設計參數的向量，v = 是結果向量，在（9）中的是目標函數。 為了清楚表達四連桿機構AEDB的最優(yōu)設計，設計參數的向量被定義為： 響應變量的矢量： 尺寸、、的相互關系就被確定了。 目標函數被定義為介于軌跡L和理想軌跡K之間的尺寸。K被定義為： 這里X＝go(y)是曲線K的方程，ｙ＝fo(y)是軌跡曲線L的方程。 系統(tǒng)有特定的限制條件。系統(tǒng)必須滿足著名的桿長條件： 不等式（15）和（16）四連桿機構的特性，連桿，僅作擺動，條件是： 規(guī)定了最短桿和最長桿的設計參數。 （9）－（10）的答案不能直接用通?；谔荻鹊淖顑?yōu)化方法解出。這可以通過1984年Hsieh 和 Arora提出的引入模擬設計變量的方法來實現(xiàn)，新公式可以用一種更方便的形式表達，寫作為： 這里 ， 所以AEDB四連桿機構AEDB的非線性規(guī)劃問題可以表示如下： 約束條件： 響應方程： 這個公式減小C點的橫向位移與運動軌跡K的差別。結果使得參數，，的值最優(yōu)化。 3. 液壓支架的隨機模型 數學模型（22）－（28）通常用于計算參數值如，，，運動軌跡K和L差別是最小的，然而，由于各種影響的存在C點的真實運動軌跡L會偏移與計算出來的數值。適當的數學模型偏差應當分別處理，這取決于參數，，的公差。 結論方程（27）－（28）允許我們計算相應參數V的向量，主要取決于設計參數U。 這就表示v = (u)。函數是數學模型（22）－（28）的基礎，因為它表示了設計參數U的向量和我門所求機械系統(tǒng)目標向量V之間的關系。同樣的函數能夠用于計算參數，，所允許的最大偏差。 在隨機模型中，設計參數的向量ｕ＝〔……〕作為隨機變量U＝[……,這就意味著目標向量也是一個隨機向量，　　　　　　　　　　　　　　　　　　?。?9） 假定從概率的觀點看設計參數它們服從正態(tài)分布（ｋ＝1，2……，）。主要參數和（ｋ＝1，2……，）一定與工藝概念上的諸如名義尺寸有關，＝和公差，等等。， ,（ｋ＝1，2……，） (30) 所以這種情況只存在于選擇的可能性。 隨機變量V概率分布函數取決于隨機向量U概率分布函數，事實上它不可能計算出來。所以隨機變量V將在數字特征的幫助下描述，用在點ｕ＝〔……函數的泰勒逼近式計算，或者用本文所說的1982年Oblak和1988年Harl提出的Monte Carlo防防進行解決。 3.1數學模型 用于計算液壓支架最優(yōu)化公差的數學模型已被公式化獨立參數的非線性歸化問題， 目標函數： 條件是： 在（33）中E是C點橫坐標X所允許的最大標準偏差 所以用于計算非線性規(guī)劃問題的最優(yōu)化偏差被定義為： 給定條件： 4.　例題 液壓支架的承載載荷是1600KN，四連桿機構AEDB 和 FEDG必須滿足以下條件： —C點橫向位移必須最小 —必要的側護能力 液壓支架（圖2）的參數已在表1中給出。 表1 液壓支架的參數 表2 機構AEDB的桿長參數 驅動機構FEDG用矢量 （39）表示。 AEDB機構用（40）表示。 在（39）中參數d是支架支柱的最大高度值。機構AEDB的桿長參數值在表2中。 4.1 AEDB機構的最優(yōu)化連桿 用這些數據，AEDB四連桿機構的數學模型能寫為（22）－（28）的形式。在圖3中，X=65 （mm）的直線被定義為C點的運動軌跡。那就是為條件（26）產生的原因是(x-65)-a7 ≤0. (41) 　AB桿和AE桿之間的角度在76.8到94.8之間變化。條件（41）設計參數的最大和最小限制是： 非線性規(guī)劃問題可以固定化為公式（22）－（28）的形式。1991年基于逼近法通過最優(yōu)化描述將問題解決。設計的東西應用直接偏移法將其精確的計算出來。 設計參數的初始數據是： 最優(yōu)化參數在重復計算25次后的結果是： 用于初始和最優(yōu)化設計的耦合點C的X,Y軸坐標分別列于表3中。 表3 C點的X,Y軸坐標 圖4中C點的軌跡L用于初始設計，直線K的軌跡用于最優(yōu)化設計。 圖4 C點的運動軌跡 4.2 AEDB機構的最佳公差 在非線性規(guī)劃問題中（36）－（38），獨立參數選定的最大最小范圍是： 獨立參數的初始值是： 當E＝0.01和E＝0.05的兩種情況時，可以選擇軌跡所允許的偏差。第一種情況是，設計參數的最佳公差是經過9次反復計算。當E＝0.05時，得到的最佳值是經過7次反復計算。結果列于表格4和5中。標準偏差分別表示在在圖表5和6中。由Monte Carlo方法和泰勒逼近法（實線表示泰勒逼近法） 表4 E=0.01時的最佳公差 表5 E=0.05時的最佳公差 圖5 當E＝0.01時的標準偏差 圖6 當E＝0.05時的標準偏差 5.　結論 通過運用適當的系統(tǒng)數學模型和數學規(guī)劃法，液壓支架的設計可以被改進，更好性能將會變?yōu)楝F(xiàn)實。然而，由于最佳公差的原因，考慮新的構造是合理的。特別是對于AEDB機構，因為很小的公差就會增加產品的費用。 6.參考文獻 Grm, V. 1992: Optimal synthesis of four-bar mechanism. MSc.Thesis. Faculty of Mechanical Engineering Maribor Harl, B. 1998: Stochastic analyses of hydraulic support 2S.MSc. Thesis. Faculty of Mechanical Engineering Maribor Haug, E.J.; Arora, J.S. 1979: Applied optimal design. New York:Wiley Hsieh, C.; Arora, J. 1984: Design sensitivity analysis and optimisationof dynamic response. Comp.Me th.Appl.Me ch.Engrg. 43, 195–219 Kegl, M.; Butinar, B.; Oblak, M. 1991: Optimization of mechanicalsystems: On strategy of non-linear first-order approximation.Int. J.Num er.M eth.Eng. 33, 223–234 Oblak, M. 1982: Numerical analyses of structures part II. Faculty of Mechanical Engineering Maribor Oblak, M.; Ciglariˇc, I.; Harl, B. 1998: The optimal synthesis of hydraulic support. ZAMM 3, 1027–1028 Rao, S.S.; Dukkipati, R.V. 1989: Mechanism and machine theory.new Delhi: Wiley & Sons 12