优化机构（精选12篇）
优化机构 篇1
0 引言
空间对接机构是实现载人航天器空间交会对接,以及开展在轨服务的关键系统[1,2,3],其中周边式对接机构捕获锁具有实现两航天器间捕捉和释放的功能[4,5]。型号产品研制过程中,对捕获锁上的锁舌弹簧机构有如下要求:对接捕获阶段,要求锁舌能够在卡板器较小的作用力下就压入,并快速弹出完成对卡板器的捕获;对接拉紧阶段,捕获锁能够可靠自锁并承受数千牛的拉力;对接分离阶段,捕获锁解锁后,要求对卡板器仅有数牛的脱离阻力。就空间对接而言,完成捕获是实现对接的先决条件,因此装配在对接机构对接环上的三套捕获锁的性能至关重要。前期经过多轮仿真参数试凑、摸索试验,不断修配锁舌滑槽形状,调整锁舌弹簧机构扭簧和拉簧参数,所设计的捕获锁单个锁舌压入力达34N。为减小捕获锁锁舌压入力,避免由于捕获力过大而无法快速捕获,并使得空间两飞行器碰撞弹开而导致空间对接失败,就需要对捕获锁开展优化设计工作,从而提高空间对接捕获一次成功率。
1 优化设计数学建模
为满足上述空间对接捕获各项要求,采用图1所示的捕获锁结构[6]:锁舌位于捕获锁中部,其受卡板器垂直向下压力,运动轨迹由拉簧、扭簧和卡板器外力综合决定;与此同时,在卡板器下压到底后,由拉簧和扭簧形成的组合弹簧机构提供锁舌自动回弹动力。设计销轴和锁舌等参数,使得处于图1所示位置时,锁舌在销轴约束下处于自锁锁紧状态;在解锁工况时,通过转动手动解锁手柄破坏偏心轴自锁条件,或由电动解锁机构驱动销轴使锁舌脱离自锁位置,卡板器就可以克服拉簧和扭簧较小的阻力而脱离捕获锁锁舌的锁定状态。
1.扭簧2.摆杆3.锁舌4.拉簧5.销轴6.卡板器7.偏心轴8.手动解锁手柄9.电动解锁机构
捕获锁功能在于实现自动捕获和自锁锁紧。锁舌除两弹簧外无约束的运动可以减小锁舌自动捕获时的压入力,从而使其达到最大的灵活性。因此,建立的数学模型以拉簧的刚度kL、原长l0和扭簧的刚度kN、初始扭矩M04个参数为优化设计对象。预期目标为:确保捕获锁的自动捕获和自锁锁紧功能,并使锁舌在除两弹簧外无其他约束的情况下,具有最大的运动灵活性,反映在测量指标上就是锁舌压入力的值最小。
基于以上想法,首先建立关于锁舌压入力的方程,并将此方程作为目标函数;其次由初始和最终力学平衡关系建立两个约束方程;之后以锁舌回弹时间限制所确定的方程为第三个约束方程。按照文献[7?9]方法建立以上数学模型,其中采用分析力学建立的第三个约束方程为非线性微分方程组,为实现快速求解,故采取简化措施,以建立符合工程精度要求的快速可解模型。
1.1 末位置平衡态目标函数的建立
根据锁舌受到卡板器作用力后运动的连续性,以及现有试验数据曲线的直观显示,可以假定锁舌与卡板器相分离、回弹前的那一片刻获得最大的锁舌压入力(该假设由后续的仿真加以初步验证,如果仿真情况与此不符,再进行该目标函数的修改)。根据这一时刻的力学平衡关系,建立压入力目标函数和约束方程。对应锁舌、连杆的受力分析如图2所示。
图2中,坐标原点O为摆杆旋转轴中心,A为锁舌滚轮中心点,B为锁舌与摆杆连接点,C为锁舌与拉簧连接点,D为拉簧与捕获锁基体连接点,图中锁舌处于自锁位置时与销的接触点E未标识。
假设摆杆OB与x轴正向夹角为θ,且如图2所示逆时针方向为正;锁舌简化边线BC与y轴正向的夹角为α,同理假定逆时针方向为正;拉簧DC与x轴正向夹角为β,同理假定逆时针方向为正。
本文中,以l0代表拉簧原长,以θ0代表扭簧不产生扭矩时相对标定零度的转角,以M0代表扭簧预紧扭矩;此外以下标“1”表示初始状态量,以下标“2”表示末状态量。以下捕获锁的基本设计参数为已确定的设计定值:摆杆OB长lOB、锁舌上BC长lBC、AB长lAB、D点坐标(xD,yD)、θ1、α1。
按照基本几何学和力学分析可得:
B点坐标(xB、yB)为
C点坐标(xC、yC)为
A点坐标(xA、yA)为
扭簧力矩为
拉簧力为
拉簧长度为
拉簧力F′ 与x轴的夹角为
拉簧力F′ 对于B点力矩长为
拉簧力F′ 对于O点力矩为
外力F对于B点力矩长为
外力F对于O点力矩为
对B点建立力矩平衡式为
即
对O点建立力矩平衡式为
将以上分析求得量代入相对B点建立的力矩平衡式(1),整理求得
将末位置时的参数θ2、α2、β2及A、C点末坐标代入式(3),并令:
从而得到由末位置确定的目标函数:
1.2 保持末位置平衡约束方程的建立
受力分析及各参量定义、确定与建立末位置平衡态目标函数时相同。
将所求得的各个分析量代入相对O点建立的力矩平衡式(2),整理求得
将末位置时的参数θ2、α2、β2及A、C点末坐标代入式(5),并令:
由此得
显然,末位置平衡态时,通过相对B点建立力矩平衡式和相对O点建立的力矩平衡式所求得的力大小应该相等,所以由式(6)和式(4)得到一个力平衡约束方程:
1.3 保持初始位置平衡约束方程的建立
在地面试验时,因为有重力的影响,要求拉簧和扭簧具有一定的初始拉力和扭矩,否则可能会出现锁舌自然下摆一定角度而无法定位在所要求的初始位置的情况。当然,在空间失重条件下,这一个约束条件并不存在。因此,当加入此约束不会较大影响锁舌压入力这一个关键指标时,为方便重力环境下试验则接受该约束;反之,将酌情考虑是否加入该约束。考虑重力环境下初始平衡状态结构图见图3。图3中:m1为摆杆质量,r1为摆杆重心到O点距离,m2为锁舌质量,r2为锁舌重心到过B点铅垂线的距离。
要防止锁舌和摆杆重力条件下的自然下摆,只需要拉簧力F′和扭簧M对O点产生的力矩大于重力产生的力矩即可;当有超过时,锁舌受到下端E处销子的作用力而平衡。
由以上分析结合1.1节分析所得已知量,拉簧力F′ 和扭簧M对O点产生的力矩为
重力对O点产生的力矩为
由M′-M″ >0得到第二个约束方程如下:
令:
由此得到第二个约束方程:
1.4 锁舌回弹时间约束方程的建立
显而易见,捕获锁捕获运动构件构成了一个二自由度系统,要求得其受到两根弹簧作用力时的准确运动轨迹并最终求得回弹至自锁位置时的时间,可以采用最为基本的分析力学方法。锁舌受力分析如图4所示。图4中,r3为锁舌重心O2与B点距离,φ为BO2与铅垂线方向夹角,J1为摆杆对O点转动惯量,J2为锁舌对B点转动惯量。
系统动能为
系统势能(在此仅考虑空间失重情况)为
由以上得拉格朗日函数:
拉簧主动力F′(θ,φ)与扭簧主动力矩M(θ)对此系统的虚功δW为
为简化工程设计,鉴于实际拉簧与水平夹角β变化很小这一现实情况,在本文中假设其只提供水平方向拉力。
由此得到广义力如下:
将以上各方程代入拉格朗日方程:
计算化简得
式(18)即为该系统动力学方程,对其求解后理论上可以得到各个时刻位置对应的相关量,前后运动时间也可以对其进行积分运算而得到。然而,由于式(18)是颇为复杂的非线性微分方程组,实际求解较为困难,考虑到计算效率以及实际工程计算精度需求等各方面因素,提出如下近似回弹时间的计算方法。
首先,实际设计和现有产品锁舌绕B点的旋转角度较小,即φ的始末差值并不大,可将扭簧回复到原始位置的时刻视为锁舌回弹的终止时刻,并不考虑锁舌绕自体旋转所具有的动能,即相当于取消了B处的这一个自由度;然后,将两根弹簧前后的能量差转化为锁舌和摆杆到达终点位置时所具有的动能,由此求得末角速度ω,取其一半为平均角速度,由θ前后角度差 Δθ除以 即可求得近似的回弹时间。显而易见,由此造成的直接影响是计算所得的锁舌回弹角速度过大,因此最后将限定回弹时间乘以一个系数η加以修正。基于以上思路,计算步骤如下:
两弹簧始末位置能量差为
由M0=kN(θ1-θ0)可以求得
锁舌和摆杆在末位置时的近似动能为
由W = T最终求解得
则锁舌和摆杆回弹时间为
锁舌回弹时间上限tmax的计算思路为:假定回弹开始那一时刻,与卡板器端角接触点即A点的纵坐标为yA,其值可由该时刻θ和α 值代入上文中A点坐标公式求得;卡板器向下运行至终点时,其端角Z点纵坐标yZ不难从现有设计图纸中获得;从飞船对接初始条件中可以找到所需要的对接速度,在此加严设计,取卡板器向下运行速度最大值为v ;由此得到锁舌回弹时间上限计算式:
将以上各式代入(可以先取η值为0.85,视后续应用遗传算法优化计算结果再行修改),运算化简得
令:
由此得到第三个约束方程为
1.5 待定变量消参
综合整理可以看出:以上各个分量和方程式在终止位置θ2和α2确定时都可以唯一确定,由此对末态值后续应用算法模糊预估时就能进行程序运算。
进一步由锁舌与卡板器结构简图(图5)可以分析得到,锁舌产生回弹动作时,锁舌与卡板器接触点A,都在图示过卡板器角点F(xF、yF)的铅垂线上(考虑锁舌上滚轮半径r的影响则应为xF-r)。由此可以依据几何运动关系将θ2与α2中的一个量用另一个来表示,从而减少算法模糊预估参数数量。
由结构简图可以列出以下关系式:
解得:
由以上分析得出如下结论:在对拉簧刚度kL、原长l0和扭簧刚度kN、初始扭矩M04个参数进行优化设计的时候,只需要输入终止位置估计量α2,就可以实现目标函数、约束方程求解。
2 遗传算法优化求解
遗传算法(genetic algorithm,GA)是把自然遗传学和计算机科学结合起来的优化方法,可以在整个可行域里进行随机寻优,能够很好地解决一般优化算法所存在的局部最优问题,典型遗传算法流程包含选择、交叉和变异等运算[10?11]。为使遗传算法与所述的工程问题实现衔接,按照所建立的数学模型,设计捕获锁适应度函数如下:
即设定适应度最大值为100;同时按照F、g1、g2和g3项目的紧要程度设定A、A1、A2和A34个对应权系数数值。
在遗传算法中,由于运算中的选择对应的是整个群体,因此需要设计一个好的算法,使得选择运算尽可能随机,从而避免多代优化后,在整个群体内显示出“近亲繁殖”的规律,导致运算收敛性不佳[12]。与此同时,为提高程序计算效率,选择运算只有兼具随机性和规律性,才能使所编制的遗传算法程序在实现运算收敛性的同时,又能高效性运行。对于该选择算法设计难题,本文设计基于随机顺序配对机制的选择算法流程[13]。
如图6所示,采用循环链表形式作为初始种群的初始数据库表达结构,从而构成一个闭环的群体。利用随机数生产函数,随机选择其中的一个个体,标志为K。此后,沿顺时针、逆时针两个方向依次选择个体,将个体K-1和K+1作为后续交叉和变异运算的母体,依次类推顺序配对。从该选择算法可以看出,由于每代选择运算时,都是随机抽取一点,可以避免选择机制出现规律性,从而影响进化运算效果;同时又在确定该点之后,所有选择均按照指针顺序移动定位,从而保障了选择运算的高效性。
按照以上基于循环链表进行初始种群选择,构建随机顺序配对机制,改进的遗传算法程序能在1s内完成程序自检、运算,输出拉簧和扭簧各个优化参数值,并求出对应的锁舌最大压入力F=6.534N。
3 仿真分析复核
目前仿真技术已成为产品设计研究的有效手段,能够有效降低系统研制成本,降低由于设计不当就工程实施投产所存在的风险[14,15,16]。对此,利用Pro/Engineer软件构建模型后,导入ADAMS动力学仿真系统,并将以上计算得到的优化参数值作为仿真输入,施加运动副、约束和载荷等项目后,进行捕获锁动力学仿真,仿真过程如图7所示。
输出仿真结果曲线,如图8 所示,且设定图7a所示位置为卡板器垂直下行位移s的零点,在零点位置接触瞬间,由于设定卡板器以200mm/s下行运动,与锁舌发生碰撞,因此产生瞬间冲击,该数值约5.451N,之后振荡衰减,符合碰撞效应。
从捕获力仿真曲线可以看到锁舌压入力F峰值为6.197N,相比遗传算法程序6.534N计算值,偏小近5%,分析其原因如下。
(1)输入的终止位置α2为预估量,初始程序运算与仿真测量值有差异,使得锁舌的最大位移得以减小,表现在锁舌压入力上就是所得到的仿真值小于遗传算法程序计算值;
(2)遗传算法程序计算所对应的数学模型,在锁舌回弹时间约束方程的建立过程中,为避免求解复杂非线性微分方程,采用了工程简化处理方法,因此将引入一定的计算偏差。
4 优化设计后试验
经一系列优化设计,投产并装配三套捕获锁,每套捕获锁均采取双锁舌设计以提高捕获可靠性,并研制测试装置进行测试工作,如图9所示。
通过试验,测得三套捕获锁捕获力曲线如图10所示,从中可以看到双锁舌捕获锁的最大捕获压入力F为17.2N,平均单锁舌压入力为8.6N,相比理论值增大近30%。原因在于:为确保锁舌回弹时间小于50ms指标要求,拉簧、扭簧参数均往上取整,以及由于锁舌机构运动摩擦的存在,使捕获压入力增大。总体而言,相比早前单锁舌压入力34N,大幅减小,显著提高了捕获锁锁舌的运动灵活性。
最后,将所研制的捕获锁装配至周边式对接机构中,并于2011年11月在实现的“神舟八号”飞船与“天宫一号”目标飞行器的首次交会对接中一次捕获成功;后续所研制的捕获锁产品又在“神舟九号”和“神舟十号”中得以应用,并圆满完成飞行试验,表明捕获锁产品研制工作获得了成功。
5 结束语
本文对周边式对接机构捕获锁设计进行分析,首先,建立数学模型;接着,在满足工程需要的前提下,进行了简化处理,避免反复优化计算时求解复杂非线性微分方程这一难题;随后,利用循环链表、采用随机顺序配对机制,改进编制遗传算法程序,实现多参数优化问题快速求解;之后,进行产品仿真分析和试验测试工作,有效改善了捕获锁产品性能;最终,所研制的捕获锁产品成功完成了国内首次交会对接等三次在轨飞行试验,为我国载人航天工程的顺利实施和后续空间站工程的建设和运营作出了贡献。
优化机构 篇2
蒋 伟
内容摘要：基层检察院内设机构过多，存在职责交叉、职能错位等弊端，应当“以深化改革和依法治国”精神为指引，按照“精简、效能”原则整合机构，依照法治原则优化检察权配臵，新建工作机制，保障检察权独立行使。
关键词：机构臃肿
依法整合职权优化
独立高效
党的十八大三中、四中全会分别做出了深化改革和依法治国的决定，顺应人民群众新期待，从国家长治久安和社会发展高度对司法改革做出了战略部署。基层检察院作为司法机关的重要组成部分，务必以中央依法治国和深化司法改革的指导精神和基本原则为方向，以务实作风、创新思维、法治模式来进一步深化检察改革，整合内设机构资源，优化检察权配臵，才能保障检察工作与时俱进地科学发展。
一、正视内设机构现状与弊端
现目前，基层检察院一般设立了政治处、办公室、研究室、行政装备科、侦查监督科、未成年人刑事犯罪检察科、公诉科、反贪污贿赂局、反渎职侵权局、职务犯罪预防科，监所检察科、民事行政检察科、控告申诉检察科、法警大队、监察科、案件管理办公室、派驻检察室等内设机构；此外，派驻纪检组长名义是纪委派驻人员，实际是本单位占编领导干部。而在职务犯罪侦查过程中，往往实行的是集中反贪、反渎、预防、法警等部门力量合力攻坚形式。这些机构的设立，表面上来看，基本遵循了上下对应设臵原则，但从数量上来看,有点过多、过滥。主要弊端表现如下：
一是机构过多，人力资源分散。一般基层院编制60人左右，院领导大致7人，法警7—8人。普遍有18个内设（派驻）机构，反贪、公诉、办公室人员配臵稍多一些，这样就导致了一些1人或无人科室的出现，某些机构负责人交叉兼职在所难免。又比如，监察科的其工作内容完全与政治处、派驻纪检组重合，队伍的教育整顿一般都由政治处完成。有些基层院为解决法警职级待遇，就安排一名法警担任监察科长，享受中层干部待遇。
二是机构职责交叉混乱。比如，控告申诉检察科，受理职务犯罪举报和开展初查工作，实际上反贪、反渎都直接在做这些工作，控申部门在这方面仅起个登记转发作用，可有可无；其他民事行政案件申诉，有单独的民事行政检察科受理和承办。
三是机构名称混乱，名不副实。比如，县级院行政装备科，其上级院对口部门为计划财务装备处，承担后勤管理保障职责，“行政”、“计划”二字显得多余。又比如，派驻检察室，都要负责若干个乡镇相关检察工作，有的叫派出检
察室，有的叫XX乡（镇）检察室，名称混乱，往往让群众产生错觉。检察室往往只有1人，甚至是兼职轮流的，作用发挥较小。
四是机构职级高低不一。同为内设机构，反贪、反渎、案管负责人均为副科职干部，其他科室负责人为股所级；不同区县检察室主任，有的配备为副科职，有的配备为股所级。让其他科室负责人心有不平。比如公诉科承担了业务工作非常繁重，一年忙碌无四季，负责人自然有怨言。
四是业务部门人员和行政管理服务人员比例不协调，非业务部门人员比例偏大，政治处、办公室、行装、党务人员等过多，往往占50%以上；这些部门主要应对同级党委、政府的“摊派”工作，大多与检察工作无直接联系。比如，县委要求选派一名以上年轻检察干部常驻乡村担任村书记或村主任助理，工作主要内容就是乡村干部职责；与其这样，还不如直接把这名干部调到乡镇或农业对口部门工作。
二、内设机构改革思路
一是要遵循检察属性规律。鉴于以上弊端，内设机构设臵的改革势在必行，否则，是无法适应“强化监督，维护公平正义”的历史新任务的。我们应当在宪法和法律的规定范围内,充分考虑到法律监督职权配臵的科学性、合理性, 从发挥法律监督整体职能出发,对机构和相近的连贯职责进行必要的精简、调整，使机构设臵和人员配臵精干高效。人力
资源必须大量向业务部门倾斜和充实，既要考虑到整体协调、配合,又要考虑相互之间的监督制约,实现法律监督功能的最大化和最优化的组织系统架构。
二是要贯彻好“适应需要、统一规范、精干效能”三大原则。按照检察权优化配臵、提升效能的思路，内设机构改革应遵循“适应需要、统一规范、精干效能”三原则。“适应需要”原则，必须首先适应法律监督业务工作需要，再考虑行政管理和后勤保障服务需要，来确定机构和人力资源分布。不能搞简单的撤销机构或裁减人员，而应从实际出发，在职能整合基础上，进行合理调整，优化重组，确保所设机构和人员配臵适应检察工作长远发展的需要。“统一规范”原则，要求内设机构名称要统一规范。同一层级院之间以及基层与上级院之间内设机构的数量、名称应大体一致，相互对应；此外，内设机构的职能应统一规范，分工和隶属、制约关系要明确，务求形成完整统一，相互协调，各司其职，各负其责的法律监督体系。“精简效能”原则，是任何机构设臵都应遵循的基本原则。我们应引进和参照现代企业管理制度的科学原理，充实履行检察职能的业务办案部门，精简行政和后勤部门，全面实行检察官分类制度管理，优化力量配臵，增强内部活力。
三是地方党委不再分摊任务和考核。要顺利完成以上改革，要尽快实现检察工作与地方工作脱钩。同级党委、政府
不再安排诸如招商引资、环境美化、扶贫惠民、经济建设等非检务活动。不脱钩的话，综合服务部门人员就精简不掉，要牵涉大量人力、物力去应对地方党委政府安排的其他工作，执法办案的一线人员得不到调整充实，强化法律监督职能也就落不到实处。检察机关只能通过法律监督，查办和惩治犯罪，营造廉洁政务环境、维护社会稳定来实现服务地方发展大局；应当取消同级党委、政府对检察机关进行目标考核制度，这样一来就利于检察机关独立依法办案，在查办职务犯罪上将摆脱束缚，一定会带来更大的检察效能提升空间。
三、内设机构职能整合构想
应根据宪法和法律的规定,以强化检察职能实现为主,合并职能重叠部门,以求达到履职公正、高效的目标。按照上述机构改革思路，进一步强化职能和人力资源整合。
首先，组建反职务犯罪局。强化职务犯罪查办和预防工作，将反贪、反渎、控申、预防四个机构合并，成立反职务犯罪局，行使职务犯罪预防、受理、侦查职责，设臵局长和教导员各1名，按照副科职干部配备。在各地侦查办案实践中，这四个部门资源和人力往往是集中使用的，这是合并的现实基础。
第二，民事行政检察科更名为民行科。民事行政检察科名称太冗长，要精简名称，根据发展需要扩充职能，更名为
民行科。主要职责在于受理不服法院生效的各类民事、行政判决、裁定，对行政机关的执法活动进行监督，做好刑事司法和行政执法的相关衔接工作，发现贪污贿赂渎职犯罪线索的，移交职务犯罪侦查局。
第三，撤销行政装备科，司法警察大队更名为法警队。法警队除履行办案安全保卫和机关安全职责外，还应当将行政装备科的车辆驾驶、枪弹管理划归法警警察大队。理由是车辆驾驶、枪弹使用本身就是法警队分内之事，职责不应“张冠李戴”到行政装备科头上。财务管理（出纳、会计）职责划归政治处，因为政治处本身就承担干部人事、职级、工资调整等报送审核职责。
第四，案件管理办公室更名为“案管办”，调整职责。鉴于案管办重要的业务统筹管理功能，其重要职责和检委会专职委员重合，案管办主任由检委会专职委员担任。调整办公室职责范围，将人民监督员工作移交案管办，因为人民监督员核心工作就是监督评议“三类”案件、“五种情形”，这项工作由案管办承担更为合适；办公室主要负责文秘、信息（机要）、网络管理、简报文件编发打印，内外上下联络、机关环境等。
第五，撤销法律政策研究室。将执法理论调研工作纳入案管办来统筹，理由是基层更注重实践层面问题，执法一线人员的调研才真正有价值，能做到有的放矢，杜绝不着边际 的“高谈阔论”。综合管理类调研纳入政治处统筹安排；研究室原来承担的检委会日常工作交由案管办承担。
第六，撤销未成年人刑事犯罪检察科。将其审查逮捕、审查起诉等职责回归侦查监督科和公诉科，同时侦查监督科精简更名为“侦监科”；理由在于基层院人手少，该科室一般配2个人，而未成年人案件团伙作案中的嫌疑人、当事人比较多，是无法独立完成该类询问、讯问和材料整理以及审查逮捕和审查起诉的任务，反而把原来的科室人员分散。比如，一个案件中，既有成年人，也有未成年人，该有哪个科承办？无形之中增加科室之间协调管理成本，甚至推诿扯皮；而且，这种模式下办理未成年人案件，审查逮捕、审查起诉多为同一个检察官办理，有违“捕”“诉”分工制约的基本原则，尽管提高了效率，但也更容易出错案。
第七，规范设臵检察室。在离县城较远的重点乡镇布局2个检察室，涵盖周边若干乡镇，主要职责在于法制宣传和基层干部职务犯罪预防，受理并初核移交职务类犯罪线索，对法庭、派出所和其他基层单位的执法活动开展法律监督。
第八，明确纪检组长属纪委派驻属性，不占本单位编制，由纪委直管，可列席院党组会，设专用办公室，主要职责在于纪律作风巡查；监察科直接取消，职责合并到政治处。
这样一来，基层院内设机构设臵，就可按照名称简洁、职能优化、运转高效原则大致确定为综合服务和业务履职两
类。综合服务类3个：政治处、办公室、法警队，业务类8个：案管办、反职务犯罪局、侦监科、公诉科、民行科、监所科、派驻检察室（2个）。设臵副检察长3名，1名分管综合服务机构，2名分管业务机构，不致使工作出现推诿、重合；综合类和业务类人力资源以1:2为宜，用以保障和突出执法监督主业，顺应检察职能高效运转的新需要。
四、建立新的体制机制，保障依法独立行使检察权 十八届三中、四中全会明确指出，确保依法独立公正行使检察权，推动省以下地方检察院人财物统一管理，探索建立与行政区划适当分离的司法管辖制度，探索实行行政事务管理权和检察权相分离制。基于中央这一顶层设计，我们可以以此精神为指引，进一步理顺和建立新体制、新机制。
一是组织管理体制，以系统垂直管理为主。基层检察院的组织人事工作由由上级检察机关决定，报同级党委组织部门备案；经费保障由省级财政统筹，与地方财政脱钩，避免基层院“吃人嘴软、拿人手短”；避免在职务犯罪查办中，不敢较真碰硬，为依法独立行使检察权提供制度保障。当然，检察院也不可能成为独立王国，不受监督制约自身也必将产生腐败。因此，在政治结构中，必须坚持向人大报告工作，主动接受同级党委和各界监督，让检察权在阳光下运行。
二是工作绩效考评机制，应当以法律监督业务为核心。在整个检察绩效考评中，要突出业务考核分值，以占80%分
值为宜，行政事务和综合服务类占20%，尽可能减少信息调研采用等务虚文字材料的比重份量，特别是加分创新项目，更要严格标准，要摆脱上级院的文件简报依赖症。在业务部门考核中，坚持数量、质量并重，合理确定各部门基础工作任务，加分项目主要集中：职务犯罪具体大案、要案的突破办理上，追诉漏罪、漏犯、监督立案、案件抗诉成功方面；扣分项目主要在基数未完成和案件质量评查环节方面，实行不足或瑕疵倒扣分制度。在综合行政事务考核方面，实行负面清单倒扣分制度，比如，违法违纪、非正常减员、安全事故、财务规范等。
三是建立检察官分类管理和职业保障制度。单设建立检察官职级序列，去掉行政化，加强职业保障建设，根据案件数量、质量、办案时长来计发办案补贴或奖金，实行办案责任终身负责制；检察官执法办案过程中，任何人不得干涉。行政主管不同意或有其他意见的，不能直接否定或改变检察官方案、处臵结果；如有必要，可以提交检察委员会讨论决定，按照检委会决定执行；检委会改变检察官意见的，检察官可以不承担责任。这样以来，既可调动主办检察官积极性，增强其工作责任心，又可以保障检察官行使检察权的独立性，减少和防止干扰，还可以防止检察官独断专行、枉法舞弊等不良后果，保障司法的公正性。
参考文献：
1.《宪法视野下的检察权优化配臵》——《贵州社会科学》2012.05期，作者——作者韩成军
2.《全面深化改革必须全面推进依法治国》——《求是》2014.22期，作者——穆虹
3.《关于检察权优化配臵的几个问题》——《河北法学》2008.11期，作者——李兴友 任国强
4.《地方人民检察院的设臵与检察管理体制改革》——《人民检察》2014.13期，作者——马楠
5.《检察视野中的司法经费省以下统一管理》——《人民检察》2014.13期，作者——罗庆华
优化机构 篇3
关键词：知识产权；行政保护；机构设置
改革开放以来，伴随着世界经济环境与技术发展，全球知识产权发展取得了极大进步。特别是近些年来，科学技术持续发展，经济全球化，产业结构不断调整，国际竞争日趋激烈，知识产权观念越加深入人心。随着知识产权在国际经济竞争中的发挥的作用日益增大，这就要求我国要继续推动知识产权发展，增加知识产权的投入与保护。在我国知识产权实行的是行政保护与司法保护双轨制保护。以我国现行情况来看，行政力量不可否认的具有比司法力量更大的权能，因此不得不说知识产权行政保护是目前我国最强的保护手段，是知识产权保护中重要的一环。由于我国根据知识产权的不同种类， 设置了诸多行政执法机关， 从而导致执法机关过多，致使执法机关之间相互冲突。我国的知识产权行政保护存在诸多隐患，这就要求我们对知识产权保护机构进行优化配置。
一、我国知识产权行政保护及管理机构设置现状
所谓知识产权行政保护，是指为了更好的对知识产权实施保护，由国家知识产权行政主管及相关管理机构在遵循法定程序和运用法定行政方法的前提下，依据我国知识产权实际情况，所采取的一系列方式。以我国的实际情况而言，知识产权的保护离不开行政保护与司法保护。尤其是发展中国家， 行政保护在本国知识产权保护中占据重要地位。在我国， 知识产权的行政保护与知识产权制度一起成长， 并在知识产权保护中起到了极大作用。可以预见，行政保护在未来相当长的一段时间里，依旧是我国知识产权保护的重要手段。在国际社会中从Trips制定后，各国就承认并支持了知识产权行政保护[1]。
知识产权行政保护较之司法保护有一下几个优势：
第一，行政保护具有主动性，行政管理机关可以不经权利人举报或申诉，依职权主动对知识产权实施保护，从而使权利人的合法权利免于遭受更大的损失。
第二， 行政保护具有高效性，程序启动便捷、快速，能够及时和有效地保护权利人的合法权益。能够快速保护当事人的合法权利，保护知识产权免受侵犯。
第三， 行政保护具有专业性，是专门负责知识产权保护的行政机关，拥有一批具备专业背景、执法经验丰富的工作人員能充分发挥自身的专业优势， 处理涉及比较复杂的技术问题；
第四， 通过对知识产权侵权行为实施行政处罚，可以建立一种对侵权行为的有效威慑， 从而起到侵权预防作用[2]。
目前我国已经建立起比较完备的知识产权法律法规体系，除了国内法，如中国自行制定的《商标法》、《专利法》、《著作权法》等一系列法律、法规、规章为行政机关开展知识产权行政保护提供了法律依据；国际法，包括中国加入的国际条约、国际惯例，以及双边或多边签署的协议，同样，也为中国开展知识产权行政执法提供了法律基础。依据这些法律，在中国受行政保护的知识产权除了专利、商标、著作权（版权）之外，还包括植物新品种、地理标志等。上述法律法规，形成了一个完整的知识产权行政保护法律体系，奠定了我国知识产权行政保护法律制度基础。
二、我国知识产权行政保护管理机构中存在的问题
虽然，我国知识产权行政保护机构已经建立起了一套完整的体系，同时也为知识产权保护作出了巨大的贡献。但是，我国知识产权行政保护机构所存在的种种问题已经极大制约着其职能的行使。
1.保护机构部门繁多，职权分散
在我国知识产权的行政机构过多， 各部门各自为政， 形成多足鼎立的格局， 突出体现为职能交叉和重复管理。
在该图中我国仅中央机构设计知识产权的就有10家。从全国范围来讲，省以下知识产权保护机构设置情况差别很大，有的部门在省以下实行垂直管理，例如工商局、质监局等，在市、县两级都设有机构；有的部门在市一级基本建立了机构，但是在县一级则未能完整建立机构，例如知识产权局、版权局等。经常出现有利可图时相互争抢、没有利益或对自己不利时相互推诿的现象， 导致在执法过程中极易产生扯皮与冲突。
2.执法队伍专业化水平不足，缺乏相关素养
知识产权人才要求既要懂得知识产权专业法理又要懂得技术原理，对外语要求也比较高，社会上比较缺乏。就我国目前的执法队伍建设，对于基层队伍而言，大部分基层执法人员专业化水平不足，缺乏应当具备的素养。目前，我国基层的执法人员年龄集中于35岁-45岁左右，同时还有许多55岁以上的老同志。执法人员的文化水平大多停留于高中毕业，专科与本科学历多为自学，缺乏对于知识产权专业法理的理解以及相关的技术原理。这就造成了在基层中，对于知识产权的保护仅仅停留于基本的认知，对于复杂的案件，很难判断是否侵犯知识产权以及相关认定，处理。这样就造成，基层知识产权侵犯事件不绝，同时使得权利人相关权利收到极大损害。
3.行政执法程序不当
行政法的原则之一便是程序正当。在我国这样一个法制人员主观随意性很强的国家，历来“重实体、轻程序”，因而更有必要借鉴英美法系国家的程序原则，将程序正当原则作为行政法的基本原则，以规范行政主体的行政行为，特别是行政自由裁量行为[3]。程序正义在国外早已被重视，但是由于我国自古以来“重实体轻程序”，行政机关在日常执法过程中往往对违反程序的做法不以为然，甚至认为行政程序的规定是对行政机关效率的发挥的一种制约，在实际执法过程中没有严格按照程序执法，致使背后暗箱操作、询私舞弊等行为时有发生，损害了权利人的合法权利。例如，在地方基层中的绝大多数知识产权案件中，丝毫没有程序性可言。案件的办结成卷，并不是与办案过程相符，而是当案件处理完结之后，由负责机关自行组卷成档。同时，对于当事人本应当享有的权利，实际上并没有被告知。往往是，当事人只有在被处罚时，才得知整个案件已经结束。
nlc202309021845
三、我国知识产权行政保护机构优化
1.在已有机构基础上，整合知识产权行政保护机构
由于我国的知识产权管理机构过多，导致行政执法不一，不仅没能减少知识产权权利冲突，反而降低了管理的效率。因此，应当设立一个统一的管理机构，合并所有的知识产权行政管理部门，合并后再根据知识产权类别设立相应的分支机构。就目前的机构设置的情况而言，以工商行政管理局为主干，在此基础上整合各个涉及知识产权行政保护的机构。主要依据有两点：
（1）在我国所有的知识产权行政保护机构的设置中，只有工商行政管理局具有从中央到地方的机构设置，这就是其他机构所不具备的条件相比较其他机构仅存在于对城市中知识产权的保护，工商行政管理局对于地方基层中的知识产权保护则具有举足轻重的作用。在多数人意识中，知识产权（下转第31页）（上接第29页）保护应该是集中于城市地区，这里经济发达，人口数量多，确实城市中的侵犯知识产权的案件发生率高。但是，基层社区，乡镇才是重灾区。人们大多惊愕于城市案知识产权案件中的天价的罚款，却不曾注意基层知识产权案件的屡禁不止。基层由于经济基础，就决定了不会出现城市中那样的大案要案。但是侵权商品确实充斥着整个基层市场。而具有基层组织的工商行政管理局在保护知识产权中起到了举足轻重的作用，同时工商行政管理局也为知识产权保护做出了极大贡献。因此，工商行政管理局为主干有其必然性就、合理性。
（2）由于基层知识产权工作是知识产权工作的重中之重，因此如何在基层打开局面，将侵犯知识产权的行为从基层铲除，也是这个新设立机构所必须注重的。工商行政管理局自成立的40余年以来，因其基层机构的存在，在处理基层知识产权案件有着丰富的经验。对于，基层案件的处理能够手到擒来，也善于发现存在于基层中的侵犯知识产权的案件。同时，由于工商行政管理局的多年基层工作实践，基层人民群众更加认可工商行政管理局，方便人民群众寻求帮助。
2.加强执法队伍建设，吸收知识产权人才，提高专业素质
目前，我国知识产权执法队伍专业化水平不足，缺乏相关知识产权知识。致使知识产权侵权案件缕缕不绝。这对这一情形有以下建议：
（1）是要推进建设国家知识产权人才培养基地，加大各类型知识产权专业人才的培养力度和规模，培养师资，鼓勵各大院校开设相关的知识产权专业课程，从源头上扩大供给。同时，各知识产权执法队伍着重从各大院校引进知识产权人才，充实队伍，强化队伍素质。
（2）是要制定在岗培训规划，对目前已从事知识产权行政保护工作的人员进行不断培训提高，广泛开展知识产权专门培训。
3.严格而贯彻程序
知识产权的行政保护与司法保护相比，优势在于可以主动对知识产权的违法案件进行查处。但我国的知识产权行政执法部门在执法过程中程序意识不强，往往存在一些有违规、违法的行为，可能会出现权利的寻租、地方保护主义等问题，导致行政保护效率降低、经济秩序混乱，会对政府的行政形象和权威造成不良影响。在知识产权行政执法的全过程中，应该严格贯彻执行包括听证原则、说明理由原则、回避原则、信息公开原则在内的程序原则。
综上所述， 为更好的完善我国知识产权行政保护制度，应当优化行政资源配置， 建立一个统一的知识产权机构， 统一负责知识产权行政管理和保护事务， 加强组织机构和人才队伍建设，严格遵守相关执法程序。 以达到优化知识产权行政管理机构体系， 提升保护效率， 打造服务型政府的目标。
参考文献：
[1]莫于川.知识产权行政保护制度亟待改革[J].《改革》，1998， 06期：89-95
[2]戴琳.论我国的知识产权行政保护及行政管理机构设置[J].《云南大学学报（法学版）》，2010-11-15
[3]胡宇.论行政法的基本原则[J].《学习与探索》，2003-08-23
菱形车转向机构的分析与优化 篇4
转向系统是用来保持或者改变车辆行驶方向的机构, 在车辆转向行驶时, 保证各转向轮之间有协调的转角关系。传统的四轮车辆通过转向传动结构来调节左右两个前轮同时偏转以实现转向。这种传统的车辆由于前、后、左、右各车轮平行设置, 因此, 其转弯半径相对较大, 操作也不是很灵活。菱形车四个车轮按前后各一个、中间两个呈菱形布置, 其转弯半径较小, 操作灵活。传统车辆的四轮转向效果与菱形车的四轮转向机构相比, 在相同轴距和转角情况下, 菱形车的转向半径明显小于一般轿车的转向半径[1,2]。
自钟志华院士提出菱形车概念以来, 很多学者对菱形车进行了分析研究[3,4,5]。本文拟运用有限转动张量和空间解析几何的方法建立菱形车转向拉杆机构参数化运动模型, 通过遗传算法对转向拉杆的参数进行优化, 为菱形车的工程化提供理论支持。
1 转向系统机构优化设计问题的提出
传统车辆车轮转向示意图如图1所示;菱形车辆车轮转向示意图如图2所示。菱形车特殊的底盘结构导致了一般轿车的转向系统无法在其上布置, 因此菱形车的转向系统采用了前后联动转向机构。前后联动转向机构与传统的转向机构一样, 包括转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部分, 如图3所示。其中转向操纵机构与普通轿车的并没有区别, 针对菱形车特殊的结构设计了两级齿轮的转向器, 转向传动机构则由三大机构组成, 分别为前轮转向拉杆机构、过渡拉杆机构和后轮转向拉杆机构。其中过渡拉杆机构为一对称结构, 通过中间反向摆臂使前后轮转向相反, 前轮转向拉杆机构与后轮转向拉杆机构则为四连杆机构, 以实现前后轮联动转向。根据转向拉杆机构的相似性, 在此仅取前轮转向拉杆机构进行分析, 后轮转向拉杆机构可以类推。
1.前转向轮 2.过渡拉杆机构 3.后转向轮4.后轮转向拉杆机构 5.转向器 6.前轮转向拉杆机构
如图4所示, 转向拉杆机构的转向节连杆与悬架的摆臂在车辆的中心面投影设置成等长且平行, 连杆随着车轮做与摆臂相同的运动以减小被动转向, 且转向节连杆位于与主销垂直的平面内。
根据文献[6]要求, 当汽车前行向左或向右转弯时, 转向盘向左向右的回转角和转向力不得有显著差异, 转向系统必须保证驾驶员在正常驾驶操作位置上能方便、准确地操作。当车轮跳动了一定的高度后, 车轮的转角会与未跳动时有一定的变化, 这将影响到转向系统的准确性。四连杆机构在受空间结构限制的情况下输入角转动相同的角度时, 向左和向右的回转角不一定能相等。因此, 要通过拉杆机构的长度和位置参数使得车轮的跳动对转角的影响尽可能降到最低, 同时使得车轮向左转向右转的角度差尽可能小。
2 转向器输出摆臂与转向节摆臂的转角关系
2.1坐标系的确定
为分析前轮转向拉杆机构的运动, 整体坐标系Y方向取为整车运动方向的左侧, Z方向取为方向机输出臂运动平面的法线方向, X方向则由右手法则确定, 坐标原点O与转向器输出臂的I点重合。根据以上坐标系建立了如图5所示的菱形车前轮转向拉杆机构空间拓扑结构, 图中, IE为转向器输出摆臂, 绕支撑轴CD转动, IE垂直CD于点I;HF为转向节摆臂, 绕转向轮主销AB转动, HF垂直AB于点H。E、F点分别为摆臂铰点, EF为转向节连杆。
2.2各点坐标的确定
这里取IE长为l1, 与Y方向的夹角为θ1, HF长为l2, 与Y方向的夹角为θ2, EF与Y方向的夹角为θ3。由于转向节连杆EF与悬架的摆臂在车辆的中心面投影等长且平行, 而悬架的摆臂由整车的结构确定, 取为x, 则转向节连杆EF的长度l3为
l3=x/sin θ3 (1)
要确定转向器输出摆臂与转向节摆臂的转角关系, 需要确定图5中各关键点的坐标。
2.2.1 跳动角度的确定
车轮跳动一定高度ΔH时, 会引起转向节连杆在XZ平面上的投影绕E点转动λ角, 如图6所示。在这里不考虑悬架橡胶衬套的变形, 由几何关系可得到λ角与ΔH的关系:
式中, γ为主销的后倾角。
2.2.2 H、H′点坐标计算
根据图5所示转向拉杆结构, I点的整体坐标为 (0, 0, 0) , 根据几何关系可以计算出H点的整体坐标:
Hx=l1sin θ1-l2sin β2+l3sin θ3
Hy=l1cos θ1-l2cos θ2+l3cos θ3
Hz=0
同理, 车轮跳动后的H′点坐标为
H′x=l1sin θ1-l2sin θ2+l3sin θ3cos λ
H′y=l1cos θ1-l2cos θ2+l3cos θ3
H′z=l3sin θ3sin λ
2.2.3 E点坐标计算
E点在转向拉杆机构的运动过程中始终处于O1X1Y1平面内, 并且在以I点为圆心、IE为半径的圆上摆动, 因此, E点坐标为
当转向器输出摆臂处于初始位置时, E点的坐标为
(Ex0, Ey0, Ez0) T=
(l1sin θ1, l1cos θ1, 0) T
2.2.4 F、F′点坐标计算
同理, F、F′点在转向拉杆机构运动的过程中始终处于O2X2Y2和O3X3Y3平面内, 并且分别在以H、H′点为圆心, HF、H′F′为半径的圆上摆动, 因此F、F′点坐标为:
当转向节摆臂处于初始位置时, F、F′点的坐标为:
2.3转角关系方程的建立
当设计前转向轮向某一方向转动β1角度时, 即转向节摆臂HF绕车轮主销AB任意摆动β1角时, 转向器输出摆臂IE绕支撑轴CD摆动α角。当转向器输出摆臂IE绕支撑轴CD摆动相同的α角时, 跳动情况下转向节摆臂H′F′绕跳动后的主销A′B′摆动β2角。当转向器输出摆臂IE绕支撑轴CD摆动-α角时, 转向节摆臂HF绕车轮主销AB摆动β3角。定义单位矢量o、p、q分别沿转轴CD、AB和A′B′。当转向节摆臂HF转动β1角到HF1时, 方向机输出摆臂IE、转向节摆臂H′F′分别转动α、β2角到IE1、H′F′1, 应用有限转动张量, 有:
HF1=Zp β1HF (3)
Zp β1=cos β1I+ (1-cos β1) pp+sin β1P
式中, I为单位并矢;P为矢量;p为对应的张量。
同理:
IE1=Zo αIE (4)
H′F′1=Zq β2H′F′ (5)
Zo α=cos αI+ (1-cos α) oo+sin αO
Zq β2=cos β2I+ (1-cos β2) qq+sin β2Q
式中, O为矢量o对应的张量;Q为矢量q对应的张量。
由式 (3) 、式 (4) 可得到未跳动时两摆臂转角关系的超越方程[7]:
ξ (β1) cos α+η (β1) sin α=ζ (β1) (6)
由式 (6) 可得
ξ (β1) = (HI-Zp αHF) (I-oo) IE
η (β1) = (HI-Zp αHF) OIE
ζ (β1) =ξ (β1) + (HI+IE) (Zp α-I) HF
Δ (β1) =ξ2 (β1) +η2 (β1) -ζ2 (β1)
由式 (4) 、式 (5) 可得到跳动后两摆臂转角关系的超越方程:
ξ (α) cos β2+η (α) sin β2=ζ (α) (8)
由式 (8) 可得
ξ (α) = (IH′-Zo αIE) (I-qq) H′F′
η (α) = (IH′-Zo αIE) QH′F′
ζ (α) =ξ (α) + (IH′+H′F′) (Zo α-I) IE
Δ (α) =ξ2 (α) +η2 (α) -ζ2 (α)
当转向器输出摆臂IE转动-α角时, 根据式 (3) 、式 (4) 可得到两摆臂转角关系的超越方程:
ξ (-α) cos β3+η (-α) sin β3=ζ (-α) (10)
由式 (10) 可得
ξ (-α) = (IH-Zo αIE) (I-pp) HF
η (-α) = (IH-Zo αIE) PHF
ζ (-α) =ξ (-α) + (IH+HF) (Zo α-I) IE
Δ (-α) =ξ2 (-α) +η2 (-α) -ζ2 (-α)
3 结构的遗传算法优化
3.1优化目标的建立
车轮跳动一定高度ΔH时, 转向节摆臂由HF跳到H′F′位置。当转向器输出臂IE绕I点转动α角到IE1时, 转向节摆臂HF、H′F′分别绕H、H′点转动β1和β2角到HF1、H′F′1位置。由于车轮跳动导致的变化为
Δβ1=β2-β1 (12)
当转向器输出摆臂向相反方向转动-α角时, 转向节摆臂摆动β3, 向左和向右的转角差可表示为
Δβ2=|β3|-β1 (13)
将式 (9) 、式 (11) 分别代入式 (12) 、式 (13) , 就可得出车轮跳动所造成的转角变化关系和车轮向左转向右转的转角差。
近年来得到快速发展的遗传算法, 是一类模拟达尔文自然进化论的仿生随机优化方法。通过在一组当前潜在解之间进行一定的遗传操作, 如选择、杂交和变异, 产生更好的解。这一过程反复进行, 直至找到一个可以被接受的解。遗传算法较之其他搜索技术具有许多优越性, 具体体现在鲁棒性、固有并行性和全局性。
优化设计的目的是使实际值尽量接近理想值, 根据转向拉杆机构具体结构确定优化变量、优化目标以及搜索域。选取转向器输出摆臂IE长度为l1, 与Y方向的夹角为θ1, 转向节摆臂HF长度为l2, 与Y方向的夹角为θ2, 转向节连杆EF与Y方向的夹角θ3为设计变量。取车轮跳动后导致的车轮最大转角的变化max Δβ1, 车轮向左转向右转所产生的最大角度差max Δβ2为优化目标。菱形车转向拉杆机构的运动学目标函数表达式如下[8,9,10]:
式中, w1、w2为加权系数。
转向系统必须保证将驾驶员的操作准确地传递到转向轮, 过大的车轮跳动带来的角度差Δβ1和过大的转向轮向左转和向右转角度差Δβ2都是不允许的, 根据样车检测, Δβ1和Δβ2在同一个数量级上, 因此在此w1、w2都取为0.5。转向拉杆机构的尺寸受到整个结构的约束, 因此, 优化变量的范围必须根据菱形车转向拉杆机构位置的许可空间确定, 其余参数根据菱形车总体布置结构来确定。
3.2数学模型的验证
在进行遗传算法优化之前, 为了验证运动学方程的合理性, 任意选取两组转向拉杆机构的参数, 在ADAMS软件中建立虚拟样机模型。采用同样的转向拉杆机构参数, 利用本文的公式推导出Δβ1和Δβ2, 两者结果对比如图7所示。图7a为选择车轮跳动100mm时, 车轮从-45°到45°范围内角度差, 图7b为选择车轮转动45°时, 转向器向反方向转动相同的角度所产生的角度差。
从图7可以看出, 两者结果非常一致, 从而验证了本文转向拉杆机构运动学模型的正确性。由图7a中可以看出, 车轮跳动前后角度的变化曲线为一凹形曲线, 最大的角度差出现在许可范围的两端;由图7b中可以看出, 车轮向左转向右转角度差曲线为一递增曲线, 最大的角度差出现在转角最大的时候。因此, 车轮跳动导致的车轮最大转角的变化max Δβ1, 车轮向左转向右转所产生的最大角度差max Δβ2都出现在转角最大时。
ADAMS仿真结果*运动学模型计算结果1.l1=280mm, l2=180mm, θ1=45°, θ2=45°, θ3=135°2.l1=300mm, l2=160mm, θ1=45°, θ2=40°, θ3=120°
3.3优化结果及其分析
根据菱形车转向拉杆机构的运动学模型, 计算车轮在100mm的垂向跳动过程中, 由于车轮跳动所带来的在许可范围内的最大转向角度变化, 以及当车轮向某一方向转动最大角度时向左转和向右转的角度差。图8所示为优化过程中的遗传算法寻优性能跟踪图, 由图8可以看出, 在变异到900代以后目标函数值得到了明显的收敛。
表1所示为菱形车转向拉杆机构的部分优化解, 设计人员可以根据拉杆机构的具体设计要求, 选择满足设计要求的转向拉杆机构参数。从表1中可以看出, 优化后的菱形车车轮跳动100mm时, 最大转向角的变化可以控制在0.11°以内, 向某一方向转动最大角度时, 向左转向右转的角度差控制在0.032°以内, 很好地优化了目标值。
4 结束语
本文运用有限转动张量和空间解析几何法建立了菱形车转向拉杆机构参数化运动学模型, 并验证了模型的正确性。基于该运动学模型, 结合遗传算法, 以摆臂、连杆长度和初始位置作为优化变量, 对车轮跳动导致的转角变化和车轮向左转向右转的角度差进行了优化。通过对转向拉杆的参数优化, 使得在设计转向系统时可以根据优化结果选择合适的摆臂、连杆参数。为菱形车的工程化提供了理论依据, 具有实际工程应用意义。
摘要：根据菱形车转向系统转向拉杆机构前后对称的特点, 为前轮转向拉杆机构建立了空间运动学方程。在ADAMS软件中建立虚拟样机模型, 验证了运动学方程的正确性。运用遗传算法, 以各连杆的长度和初始位置为参数, 对车轮向左转和向右转的转角关系以及车轮跳动过程中的转角变化进行了优化。根据菱形车的结构要求优化出了相应的各连杆的长度和初始位置, 为菱形车的转向机构设计提供了理论基础。
关键词：菱形车,转向拉杆机构,优化分析,遗传算法
参考文献
[1]余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社, 1999.
[2]郑军.新概念车舒适性与操纵稳定性研究[D].长沙:湖南大学, 2001.
[3]毛建中, 唐友名, 钟志华.类菱形概念车中悬架优化设计[J].汽车工程, 2007, 29 (2) :153-156.
[4]黄智, 钟志华.菱形新概念车转向性能分析[J].湖南大学学报 (自然科学版) , 2006, 33 (6) :46-50.
[5]查云飞, 毛建中, 钟志华.类菱形概念车转向传动机构设计与分析[J].交通标准化, 2008 (6) :193-196.
[6]国家机械工业局.GB 17675-1999.汽车转向系基本要求[S].北京:中国标准出版社, 1999.
[7]洪嘉振.计算多体系统动力学[M].北京:高等教育出版社, 1999.
[8]袁传义, 陈龙, 江浩斌.电动助力转向系统多目标优化控制研究[J].中国机械工程, 2007, 18 (14) :1757-1760.
[9]Mark E, Alex M, Jeffrey H.Multi-objective Opti-mal Design of Groundwater Remediation Systems:Application of the Niched Pareto Genetic Algorithm (NPGA) [J].Advances in Water Remurces, 2002, 25 (1) :51-65.
优化机构 篇5
基于粒子群算法的并联机构结构参数优化设计
介绍了粒子群优化算法的原理和实现方法,分析了该算法的主要参数对搜索性能的`影响,并把粒子群算法用于六自由度的并联机构的参数优化设计中,取得了较好的效果,试验证明,粒子群算法是一种有效的优化方法,适用于大型复杂结构的优化设计.
作 者：孙凡国 黄伟 KONG Fan-guo HUANG Wei 作者单位：五邑大学,机电工程系,广东,江门,529020刊 名：机械设计与研究 ISTIC PKU英文刊名：MACHINE DESIGN AND RESEARCH年，卷(期)：22(3)分类号：V221.6关键词：粒子群优化算法 进化计算 优化设计
优化机构 篇6
一、温岭农商银行人力资源优化配置的做法
近年来，温岭农商银行在人力资源优化配置方面作出有益的尝试，实施了柜面业务分离、人员分流行动计划，对非核心业务实行外包管理等，取得了明显成效。
（一）实施“三加三减”，优化柜组人员配置。一是组织机构“加”法。温岭农商银行成立了领导小组，为切实推进减员增效、推动经营转型和发展方式转变提供有力的组织保障。二是电子渠道“加”法。深入推进“丰收村村通”工程建设，布放附行式自助设备297台、离行式自助设备118台，POS机2259台，安装自助终端246台、助农POS终端812台，在部分网点配备自助填单机和54台自助发卡机。同时，在全市设立8家全能型金融便民服务点一丰收e家，为周边居民提供除对公和现金业务外的所有金融业务，实现辖内所有行政村金融服务点的全覆盖。三是数据采集“加”法。2015年初，该行进行了柜面业务分离基础数据采集分析，累计采集业务总笔数为5.92万笔，测算业务耗时近697.8万秒，平均每笔业务用时135秒。通过对业务饱和度等的综合分析、合理测算出全行柜组和临柜人员可以精减的数量。四是柜面设置“减”法。根据前期的测算工作，对辖内73家网点营业期间客流量、业务交易量、网点柜员办理业务效率进行跟踪监测与分析，取消网点4A2岗的倒班制度，设定每个网点应设柜组数和配置的柜员数量，适度降低柜员占比。在营业时间安排方面，各网点结合自身客户规律制定“弹性化”上班制度，调整柜组的上班时间，进行错峰上岗，满足业务高峰期的实际需要。五是业务引导“减”法。通过制订客户经理业务经营考核办法、电子银行业务精准营销劳动竞赛、对柜面交易客户金融产品营销专项竞赛、调整内勤人员工作质与量考核计酬、开展多形式的营销宣传活动等一系列方法，进一步做好自助终端及电子渠道等宣传推广工作，做实自助机具、电子银行操作使用辅导工作，营销金融产品，引导客户到自助机具办理业务。六是柜面业务“减”法。全面梳理柜面各项业务，对不同业务流程开展分析讨论，简化操作流程，将能够集中的业务统一集中到后台处理，让前台柜员释放大量的时间和精力用于营销和服务客户，从而减轻支行和网点压力，缩短客户等候时间，提升网点客户体验。到目前，有效分流了64名柜员，其中37人担任专职大堂经理，27人转型到客户经理，柜员人数从上423人精简至359人。
（二）实施非核心业务外包，降低人力资源成本。为更好地配置人力资源，充分借用社会资源为客户提供专业的服务，该行把非核心环节业务发包给外部专业机构（公司）。一是社区经理外包模式。为了更好地实现“一站式便民贴心服务”，该行将社区经理服务进行外包，主要包括业务分流、客户服务、维持秩序、巡视检查等，进一步满足了周边居民存取款、咨询、缴费等金融需求。目前，8家丰收e家金融服务点运行良好，取得了周边客户的一致好评。二是信贷内勤外包模式。首先在同业竞争激烈的3家支行、10家网点配备了10名外包人员作为信贷内勤，主要负责收集客户资料、授权书等，并提交审批；同时在授权范围内与客户真实、完整地签订各类贷款业务法律文书，以及对贷款资料及时、完整地进行归档。配备信贷内勤后，将客户经理从繁忙的日常信贷事务中解放出来，使他们走出去营销。同时，通过流程改造和网格化管理，办贷效率得到提升，缩短客户等待办理业务时间。三是医导人员外包模式。该行与市第一人民医院、市民卡中心、银联商务及第三方软件公司共同合作启动智慧医疗——银医通项目试点，实现医院的开户、结算、信贷等一揽子业务。对医导服务人员实行外包管理，主要负责分诊、导诊、信息收集反馈、自助终端使用及市民卡业务。目前该行共有13名医导在人民医院服务，且整体服务效果较好。
（三）发挥薪酬考核作用。优化人力资源配置。温岭农商银行对薪酬管理体系进行重新设计，薪酬方案引进了先进的管理理念，对优化人力资源配置起到了促进作用。一是实行全员等级工资制。通过薪级和薪档确定薪酬，其中网点负责人以上业绩效酬部分或全额与综合管理挂钩。支行（部）、网点根据经营规模、经营状况等，划分支行（部）、网点经营管理等级，支行（部）行长（总经理）、网点主任等按支行（部）及网点经营管理等级套档，该办法有效地纠正了过去大支行和小支行、大网点和小网点管理难度不同，固定效酬基本相同的矛盾；使各支行、网点员工有了清晰的目标和努力方向，充分调动员工的工作积极性，达到支行、网点争先移位，提升综合实力和综合经营管理水平，建立长效考核机制的目的。二是强化客户经理的考核。出台了《客户经理业务经营绩效考核办法》，将业务经营指标分解落实到每个客户经理，从“佣金”和“得分”两个维度加强对客户经理的绩效考核，强化贷款扩面、资产质量以及电子银行的考核，在保证“量”的基础上更加注重对“质”的考核，科学合理评价客户经理的经营业绩，建立激励约束机制，实行客户经理退出机制，充分调动营销积极性。三是强化大堂经理的考核。该行出台大堂经理薪酬及绩效考核管理办法，优化大堂经理绩效考核，将小额可分离业务任务分解落实到每个大堂经理，并按月考核到人。在薪酬结构表中增加了委派风险经理、大堂经理、集中加钞员、集中对账员的薪酬等级，并对等级标准及项目进行调整，将薪酬向营销层面倾斜。
二、人力资源优化配置存在的问题
从目前情况看，农信机构虽然在人力资源优化配置上作了有益的探索，但在人力资源结构、岗位设置、自助设备宣传和外包管理等方面还存在一些问题，需要在今后工作中加以解决。
（一）人力资源结构欠合理。教育培训投入较少。银行是知识型聚集的行业，如何调动员工积极性，做到人尽其才，是人力资源管理中的重要工作。温岭农商银行目前缺少更为科学的岗位分析与配比需求测试，应将更多的人力资源配置在业务营销、提升综合竞争力等核心业务层面。培训方面，比较注重业务知识、合规操作、风险防范等培训，缺乏完善的员工培训体系，尤其是素质教育与针对性的岗位培训。
nlc202309091434
（二）网点岗位设置相对单一，排班制度还需完善。随着客户需求的多元化，营业网点功能不仅限于传统的现金业务和个人业务，更需要差异化服务。温岭农商银行各个网点的人员岗位设置相对单一，除了几个较大规模支行设置非现金区、VTP客户室，总体缺少个性化的网点定位。从去年实施“业务分离、柜员分流”行动计划以来。该行虽然对柜组排班制度进行了调整，但是目前柜组日平均业务量59.55笔，明显偏低。如何转变传统金融服务理念，提高网点服务效率、服务质量，仍是目前转型的一个难点。
（三）自助设备宣传引导仍待加强，机具体验问题较多。虽然温岭农商银行加强对自助设各的宣传与引导，但受部分营业网点场地因素、客户文化层次、年龄结构的影响，自助机具的使用率仍需不断提高。在自助机具使用过程中，故障率高，维修速度慢等因素也使得客户的体验度打了折扣。
（四）外包管理仍需进一步加强，风险隐患仍然存在。随着外包业务品种不断增多、外包人员队伍不断加大，需要完善对外包人员的培训效果测评、服务效果评估，确保外包人员的服务质量。同时，要加强对外包人员的思想教育和行为管理，切实防范外包人员的道德风险。
三、优化人力资源配置的对策
针对人力资源配置方面存在的问题，农信机构要高度重视这项工作，把它作为提升自身竞争力、实现可持续发展的重要工作来抓。重点可从以下几方面考虑。
（一）合理规划人员结构，科学制订培训计划。在网点人员结构方面，农信机构要根据网点业务发展水平和实际需求，合理规划柜面人员的年龄层次、学历层次，科学地制定人员培养计划，优化柜面人员结构。及时、合理地进行定员定岗，合理核定全市柜员柜组数、可转岗人数。组织理论学习加实战演练的转岗适岗培训，全面提升转岗人员的岗位使用度和综合业务素质。一是组织大规模、高强度的柜员业务技能培训，让他们全面熟悉各项业务，提升综合业务能力，为人员优化配置奠定基础。二是在专家授课组织理论学习的基础上，穿插培训营销实践、客户上门走访、案例分析等实践课程，使转岗员工快速了解和掌握新岗位所需技能，提升岗位适应度；三是对新岗位员工开展日常性“传、帮、带”，固化前期培训效果，实施持续性、渐进式的培训。四是通过拓宽人员晋升通道，激励员工自主学习。
（二）合理配置网点岗位，建设外拓营销团队。组建营销分队，提升外拓营销能力。到6月底，温岭农商银行204名客户经理的平均管贷户数为314户，最多的客户经理管贷户数达到646户，工作强度大。为将传统的客户经理从各项指标中释放出来，更好地维护信贷客户，在配备信贷内勤的基础上，将柜面分流人员组建成营销类客户经理团队。设立营销客户经理岗，原则上在优秀的综合柜员和大堂经理中选拔，为客户提供电子银行业务、理财业务、银行卡业务、中间业务等非信贷类类业务的功能宣讲和使用辅导；开展扫街式、精准化的金融产品服务营销与推广，并将有信贷需求的客户转介给信贷客户经理调查；开展水费、电费、电信费、燃气费等委托代扣签约营销；开展基础金融知识进村进社区，进企进市场活动；通过不同形式收集客户有效信息，并提供给后台挖掘分析，筛选潜在客户。
（三）加强自助设备布放。提升电子银行替代率。在综合考虑网点客户情况、业务情况以及未来网点发展情况，科学系统地配置网点各类渠道资源。合理布放ATM机、CRS机、POS机、助农终端等自助机具。设立离行式自助银行、农信之家、便民自助服务点的同时，更要加强后续的管理排查工作并将关键指标纳入到客户经理的薪酬考核中去，要求其定期巡视、按期回访，加强宣传。提高自助设备性能，降低自助设备故障率，提升客户体验度。将自助设备的日常维护、加钞清机、错账处理等大量操作性业务交与集中运营专业维护团队处理，前台柜员可释放大量的时间和精力用于营销和服务客户，从而提高客户的满意度。
（四）完善外包服务方式，强化
自动开锁器机构结构优化设计 篇7
自动开锁器是一种广泛地应用于航空救生的关键装备, 它用来自动地控制救生装备上的燃爆机构, 使降落伞延长一定的时间在预定的高度和时间工作, 以达到安全救生的目的。但自动开锁器回零指示机构的回零精度是引起时间误差不稳定的主要原因, 严重地影响了产品的交付和安全性。特别是同一只该产品由不同人员操作, 其时间误差出入很大, 即使是同一个人员操作也常常会出现这样的情况。通过对自动开锁器回零指示机构的分析计算、模型优化设计和优化后自动开锁器的验证, 表明优化后取得了良好的使用效果, 保障了产品的正常供应部队和安全使用。
2 结构与原理
2.1 结构
自动开锁器由回零指示机构、动力机构、时间机构、高度机构、轮系机构和锁紧机构等六大机构组成。
2.2 工作原理
自动开锁器的时间机构靠动力弹簧推力使其齿轮系转动, 时间机构的限时组件的转动位移 (γ) 与预设时间 (t) 相对应, 此时时间机构的开锁棘轮转动, 当开锁棘轮转动的转角 (θ′) 等于时间机构的限时组件的转动位移 (γ) 时, 锁紧机构解除时间限制, 实现自动开锁器在预设的时间开锁。
自动开锁器的高度机构是通过膜盒感受大气压力而膨胀或收缩, 带动制动杆运动, 当高度大于预设高度, 由于膜盒膨胀, 制动杆锁住时时间机构不能转动;当高度下降时, 膜盒被压缩直到预设的高度, 此时制动杆锁不住时间机构, 通过延迟一定的时间后, 动力弹簧释放输出动力, 实现自动开锁器在预设的高度开锁。
3 回零指示机构
回零指示机构主要由复位指针和零线刻度盘组成。钟表机构每次工作完成后, 扇形齿轮在扇形齿轮弹簧的作用下带动传动小齿轮、棘轮和棘爪回位, 但棘轮和棘爪每次回位后的位置是随机的, 所以自动开锁器的计时必须规定从某一固定位置开始计时, 回零指示机构就是起这样的作用, 它不仅消除了棘轮与棘爪间及传动轮系间的间隙, 而且规定了每次时间机构开始计时的同一起始位置, 所以回零指示精度的高低直接影响自动开锁器延时时间的准确性。
3.1 设计指标要求
按项目时间误差设计要求如表1:
3.2 基于SolidWorks三维模型
从左侧三维模型可知回零指示机构复位指针的回转中心与扇形齿轮的回转中心一致, 扇形齿轮位于时间机构的一级传动链上。示机构原模型复位指针的回转中心与级传动链上。指示机构原模型复位指针的回转中心与级传动链上。指示机构原模型复位指针的回转中心与级传动链上。
3.3原模型分析计算
(1) 已知复位指针半径R=11.4mm～16mm, 取中间值14mm)
若扇形齿轮回转1°, 则复位指针尖端转动的弧长了L1为:
(2) 传动齿轮转动113°对应时间是5s, Z扇=90, Z传=15)
若扇形齿轮每转1°, 则复位指针走过的时间为:
(3) 现零刻线线宽为0.35mm>0.244mm, 故复位指针尖端回零刻线时引起的时间误差为:
从表1中可以看出所有时间点的最小常温误差为0.350s, 因0.350s<0.380s, 故在复位指针回零时很易造成时间点超差。
4 优化设计
4.1 优化三维模型
从以上优化后三维模型可知回零指示机构复位指针的回转中心与扇形齿轮的回转中心不一致, 而是处于时间机构的三级转动链上
4.2优化分析计算
(1) 从优化后三维模型中可知复位指针回转半径就是复位指针的长度, 复位指针长度设计为8.5mm, 即R=8.5m
因为, 故扇形齿轮回转1°, 则复位指针尖端转动6°, 其指针尖端转动的弧长为
所以复位指针转动弧长放大, 则时间误差缩小为原来
若扇形齿轮每转1°, 则复位指针走过的时间为:
(2) 现零刻线线宽为0.15mm<0.244mm, 故复位指针尖端回零刻线时引起的时间误差为:
从表1中可以看出所有时间点的最小常温误差为0.350s, 因0.350s远大于0.0045s, 故在复位指针回零时不会造成时间点超差。
5 试验验证
为了验证优化设计后效果, 将库存的23只产品进行复测, 测试设备发现10只产品时间误差超差, 将此10只产品按优化设计要求改装, 结果一次提交验收合格, 顺利通过各鉴定试验项目的考验;后又经1100km/h地面弹射试验, 结果表明优化后自动开锁器时间误差精度满足设计指标要求, 性能稳定可靠。
6 结论
自动开锁器经优化设计后提高了时间指示精度, 保障了该产品时间误差的稳定性和可靠性, 实现了该产品时间指示精度的优化设计, 同时为解决同类相似产品时间误差超差问题提供了启迪。
摘要：自动开锁器被广泛地应用于空降兵、投物和飞行员座椅弹射救生等, 它是航空救生装备系统的关键组成部分。回零指示机构是自动开锁器内部的重要机构, 采用可调式回零指示机构能满足对时间参数的高精度调节要求;通过对该机构进行分析计算, 得出了该机构结构与时间参数误差的关系, 便于该机构安装位置的选择, 并以此为目标对该机构结构进行了优化设计。优化后自动开锁器一次验收合格率上升了8%, 机构回零更加操作简便、准确, 很好地满足了使用要求。
关键词：回零指示机构,三维模型,分析计算,产品验证
参考文献
[1]六项互换性基础标准汇编.中国标准出版社, 1987.[1]六项互换性基础标准汇编.中国标准出版社, 1987.
[2]自动开锁器通用规范.国防科学技术工业委员会, 1998.[2]自动开锁器通用规范.国防科学技术工业委员会, 1998.
弹齿式地膜捡拾机构模拟优化 篇8
我国目前的农业生产中广泛运用了地膜覆盖栽培技术,导致田间地膜残留量激增,严重污染农田与环境。目前,采用机械回收残膜代替人工捡拾已成为一种趋势,弹齿式收膜机作为一种新型的残膜回收机械,得到了高度重视[1,2,3]。
捡膜弹齿( 以下简称弹齿) 是残膜回收机主要的工作部件,结构简单; 但在实际作业过程中,受各种载荷作用,弹齿易发生过量变形、磨损甚至折断等失效。另外,弹齿的入土特性也是一个十分重要的问题。因此,对其结构及受力模拟优化,可为残地膜回收机的设计及优化提供理论依据。
1 弹齿捡拾机构工作原理
图1是弹齿式拾膜部件的结构示意图[4]。其由地轮带动弹齿轮运转,弹齿沿滑道运动,完成捡拾地膜与卸膜的工作过程。弹齿捡膜的工作过程是弹齿以一定角度进入土壤,将垄面的残膜挑起,再将其挑离整个土面的过程,是一个复杂的非线性结构动力学问题。在整个非线性动态响应过程中,土壤材料呈现很明显的非线性特征,弹齿与土壤的接触也是非线性的[5]。
2 弹齿捡膜过程的数值模拟
2. 1 模拟方案确定
2. 1. 1 土壤模型参数选择
本文选择LS - DYNA材料库中的第147号材料MAT147( MAT_FHWA_SOIL) 作为土壤模型材料,对于土体切削的数值模拟过程非常适用。MAT_FHWA_SOIL土壤模型材料[6,7]的具体参数设置及取值如表1所示。
2. 1. 2 模型的简化与规划
1) 弹齿的运动轨迹是通过滑道控制的,并非是完整的圆周回转运动,考虑到只有弹齿入土的过程对弹齿的受力是有价值的,在空中回转的过程并不对弹齿构成劣质影响。弹齿入土拾膜过程是圆周回转运动,将弹齿运动简化为匀速圆周运动。
2) 弹齿捡膜的工作过程中既有弹齿随弹齿轴的旋转运动,又有弹齿随机具前进的进给运动。在ANSYS / LS - DYNA中让弹齿同时做水平和旋转运动,整个模型结构会因约束冲突造成无法运动或发生变形,故将弹齿运动简化为弹齿的旋转运动与土壤的水平进给运动。
3) 在ANSYS中建立的土壤模型为矩形土块,土块的尺寸根据弹齿模型的尺寸来确定,土块距弹齿的间隙为0. 1mm。
4) 弹齿是由螺旋弹簧结构和圆柱轴组成,采用在UG生成弹齿的三维模型,导入ANSYS软件。其中,螺旋弹簧的半径为16mm,圈数为6,高度为30mm。
5) 弹齿与弹齿轴之间为螺栓固定,在此忽略螺栓、螺母,将模型简化为弹齿固连在弹齿轴上。
6) 假定土壤为各项同性,各个部分的密度、含水率、内聚力等物理参数一致。
7) 在ANSYS中采用的协调单位制为g - mm - s,分析弹齿从入土至出土过程应力及应变状态。
2. 2 有限元数值模拟分析过程
2. 2. 1 前处理
1) 建立模型。将在UG建好的弹齿三维模型导入ANSYS中生成弹齿的几何模型,进行简化处理,只保留1根弹齿。
2) 定义单元特性。定义弹齿的单元类型为SOLID164,没有转动自由度,需增加一个刚体来带动弹齿转动。弹齿与弹齿轴相比,弹齿的形变要远大于弹齿轴的形变量,弹齿轴形变可忽略,可将弹齿轴看作刚体。刚体的单元类型也选择SOLID164,采用单积分点算法。
3) 定义材料 属性。弹齿 的材料为65Mn,密度DENS = 7. 85×10- 3g / cm3,弹性模量EX = 2. 1×1011Pa,泊松比NUXY = 0. 3。
ANSYS材料库中不包含土壤模型材料,先在ANSYS中将土壤定义为线弹性材料,生成K文件后,根据表1修改相应的关键字文件,使之变成MAT_FHWA_SOIL材料模型。
4) 划分网格。采用扫略方式划分刚体网格,网格尺寸控制为5; 使用自由方式划分弹齿网格,网格尺寸控制为5; 用映射方式划分土壤网格,将土壤切分,采用不用的网格密度,与弹齿直接接触的部分网格尺寸控制为4; 两侧土壤网格尺寸控制为7. 5。
5) 创建组元。在ANSYS / LS - DYNA中许多命令都是与组元PART号直接相关的,如定义接触界面、加载等。组元PART是一个具有唯一单元类型号、实常数号和材料号组成的集合。本文定义的组元1为刚体,组元2为弹齿,组元3为土壤。
6) 定义接触类型。简化后的模型中弹齿与刚体之间是固定在一起的,用于这种连接的接触为固连接触( TDSS) 。定义接触组元为弹齿,目标组元为刚体。弹齿与土壤之间的运作过程属于“一个物体的面穿透另一个物体的面”的范畴,所以选用面面侵蚀接触类型( ESTS) 。定义接触组元为弹齿,目标组元为土壤。
2. 2. 2 加载与求解
定义边界条件,为了能使弹齿入土过程平稳的运行,需要对土壤施加边界条件。定义土壤模型的两个侧边X方向位移( UX) 和Z方向位移( UZ) 的零位移边界条件; 定义远离弹齿的土壤表面为无反射边界条件,来模拟土壤为无限大空间,以避免边界处波的反射对求解域的影响。
施加载荷,本文定义3组数组( 表2) ,即时间数组、弹齿角速度数组和土壤水平运动速度数组。
将定义好的角速度载荷数组施加到刚体组元上,方向为Z方向; 将速度载荷施加到土壤两个侧边所有的节点上。
输出、修改关键字文件,设置求解时间为1s,调整时间步长因子为0. 6。为加快计算速度,采用质量缩放的办法,即通过调整单元密度来调整时间步长; 在“Massscalingtimestepsize”设置对话框中定义最小时间步长 - 1E - 7,对时间步长小于设定值的单元采用质量缩放; 设置好求解选项后输出关键字K文件。
LS - DYNA求解,将经修改后的K文件调入LS DYNA求解器中求解计算。
2. 3 模拟结果及分析
采用LSTC自己开发的专用后处理器LS - PREPOST 3. 0,读入二进制计算结果数据文件d3plot,图形显示各种计算结果并分析。
2. 3. 1 弹齿与土壤作用过程状态分析
在弹齿入土至出土的切削土壤的过程中,弹齿以匀角速度绕自身弹齿轴的轴线作匀速旋转运动,土壤以一定的速度沿Y方向做匀速直线运动。
弹齿与土壤接触过程的状态以及其受到应力状态如图2所示。
图2( a) 所示为弹齿刚刚与土壤发生接触时,弹齿与土壤的应力状态; 图2( b) 为弹齿切削土壤过程中弹齿完全进入土壤之前的临界状态位置; 图2( c) 为弹齿完全进入土壤之后的应力状态图; 图2( d) 为弹齿运动至快要出土时的应力状态图。
从图2中可以看出: 弹齿上受力较大的部分集中弹齿长杆的上半部分。在整个过程中,土壤受到的应力与弹齿相比较小,这是由于土壤主要受到压力和剪切力的作用,这些作用要比弹齿上所受到的弯矩作用小很多。在整个过程中,弹齿轴上的应力值一直为0,这是因为将弹齿轴进行了简化处理,将其看作刚体,是一种理想状态,受到任何力都不会发生变形,所以弹齿轴上的应力为0。
土壤所受应力云图如图3所示。由图3可以看出: 土壤受到应力主要发生在和弹齿相接触的部位附近,其他部分并无应力; 在弹齿与土壤接触的位置上,土壤受到的应力最大,这与理论分析的状态相符。
2. 3. 2 弹齿在运动过程中的应力分析
弹齿自入土至出土的运动过程中,在不同时刻不同位置的Mises等效应力的分布如图4所示。图4中( a) 、( b) 、( c) 、( d) 分别对应前文图2中( a) ~ ( d) 的应力状态。即图4( a) 为弹齿刚刚接触土壤时所受到的应力分布; 图4( b) 为弹齿完全进入土壤之前的临界状态; 图4( c) 为弹齿完全进入土壤之后的应力分布状态; 图4( d) 为弹齿快要出土时的应力分布。
通过图4中显示结果分析可知,弹齿上受力较大的部分位于弹齿长杆的上半部分,由弹齿的齿尖至齿根部分,弹齿上受到的应力逐渐增大,在弹齿长杆的齿根部分达到最大。这是由于弹齿主要受到弯矩的作用,由齿尖至齿根部分,随着力臂的越来越大,弹齿所受弯矩也越来越大,在齿根部分力臂最大,所以相应所受弯矩为最大,因弯矩的主要作用,应力也达到最大。图4( b) 为弹齿在整个过程中受到应力最大的位置,最大应力值为2. 7×108Pa。由此可以得出: 弹齿受到应力最大发生在弹齿完全进入土壤之前的临界状态。这是因为在弹齿与土壤开始发生接触,逐步切削土壤时,弹齿与土壤之间夹角越来越小,相应的力臂越来越大,所受到的弯矩越来越大,导致应力越来越大; 在弹齿完全进入土壤之前的临界状态时,角度达到最小,所以相应所受到的应力达到最大。从图4( b) 中还可以看出: 弹齿有很微量的变形,但完全入土之后又恢复至原状,说明在这过程中并未发生塑性变形。从图4( c) 中可以看出,弹齿在完全进入土壤之后,应力变小,这是由于完全进入土壤之后,弹齿与土壤部分之间的夹角又在逐渐变大。图4( d) 是发生在弹齿运动至快要出土时,由图4( c) 和图4( d) 比较可以看出,应力值相差不大,说明进入土壤之后,没有其他外力的影响下,弹齿所受到的应力值逐渐趋于稳定。这与弹齿的工作原理相吻合。
由试验结果得到: 弹齿上受到应力最小的部分分布在弹齿弹簧螺旋部分的位置,如图5所示的几个位置。这说明弹簧螺旋部分不是弹齿的吃力部分,弹齿所受应力主要由弹齿长杆部分承担。因此,应该特别注意弹齿长杆部分的结构参数对应力结果的影响。
选取弹齿上较大Mises等效应力值所对应的几个单元进行分析,得到这几个单元在整个过程中的应力变化曲线。 所选取的 单元为A ( H11471 ) 、B( H12760) 、C( H12878) 、D( H12818) 和E( H17338) ,其等效应力变化曲线如图6所示。
由图6中可知,所取的几个单元的应力曲线变化趋势相近。在初始位置时应力为0,此时弹齿与土壤还未发生接触; 随后应力会有一个突增的过程,表示弹齿开始和土壤接触; 而后会有一段应力持续增长的过程,表明弹齿在继续与土壤发生作用,还未完全进入土壤; 然后,应力值达到一个顶峰,此时弹齿完全进入土壤,之后应力值开始下降,并稳定在一个应力值附近有少许的波动。这与前文应力云图的描述相符。
3 结论
1) 在弹齿作业过程中,在入土临界点,弹齿上的应力及应变达到最大值,功耗始终处于较低水平( 不超过200W) 。
优化机构 篇9
凸轮机构广泛应用于混凝土喷浆机中。混凝土喷浆机凸轮机构的关键要求, 是在满足使用要求的基础上, 能够保证结构紧凑、良好的运动和传力性能。结构参数是结构正常运行的理论保证, 故为保证其要求, 控制和优化其相关参数, 是混凝土喷浆机设计的重点, 在此, 运用MATLAB的强大数据计算能力和数据可视化功能, 可简洁、准确地进行喷浆机凸轮机构的设计[1,2,3]。
1 凸轮机构设计的基本流程和数学模型
1.1 喷浆机凸轮机构设计的基本流程 (见图1)
1.2 建立数学模型
为使计算公式统一, 引入凸轮转向系数 λ 和从动件偏置方向系数p, 并做出表1 规定。
1) 根据反转法原理, 可以得出喷浆机凸轮理论轮廓的直角坐标方程式:
式中:为凸轮转角;s为从动件位移;s0为结构常数, 。
2) 喷浆机凸轮实际轮廓直角坐标系方程式:
3) 喷浆机凸轮轮廓线理论压力角:
4) 喷浆机轮廓上理论曲率半径:
5) 喷浆机凸轮轮廓直角坐标的一阶和二阶导函数为:
2 编制M文件使用主要函数和流程
编写MATLAB的M文件的流程如图2 所示。
3 混凝土喷浆机凸轮设计计算实例
3.1 已知条件
凸轮作逆时针方向转动, 从动件偏置在凸轮轴心的右边, 即:λ=-1;p=1, 从动件在推程作等加速、等减速运动, 在回程作余弦加速度运动, 其相关参数见表2[5,6]。
3.2 计算结果
通过已知条件和数学模型, 运用MATLAB编写M文件, 运行计算可得出如下结果:
1) 输出的从动件的相关运动图如图3。
2) 混凝土喷浆机凸轮轮廓的压力角和曲率半径的计算结果如表3。
3) 混凝土喷浆机凸轮的理论轮廓线与实际轮廓线的直角坐标计算在此省略。
混凝土喷浆机凸轮的理论轮廓与实际轮廓图如图4所示[2]。
4改进后凸轮柱塞式混凝土喷浆机泵送机构设计
将优化设计后混凝土喷浆机的凸轮结构应用于泵送机构中。泵送机构如图5所示, 凸轮柱塞式湿喷机泵送系统实物照片如图6所示。
5 结语
本文基于理论计算运用MATLAB软件, 编制M文件, 对混凝土喷浆机的凸轮结构进行计算和拟合优化, 对现今混凝土喷浆机存在的些许问题, 有一定的指导意义。实践证明, 对混凝土喷浆机凸轮存在的设计缺陷有较大的改进, 使混凝土喷浆机更加实用可靠[7,8], 较好解决了施工过程中出现的振动较大、出料不均匀等技术问题。
摘要：现今广泛应用的凸轮柱塞式湿喷浆机在实际使用的过程中存在些许问题, 如运行时振动较大、出料不均匀、堵管等, 经分析知, 凸轮机构对其影响较大。文中运用凸轮的理论设计依据, 建立相关的数学模型, 通过MATLAB编写程序, 从而对喷浆机的凸轮进行优化设计与计算, 给出了喷浆机凸轮的设计流程和MATLAB的M文件的编写流程, 以达到理论与软件结合, 从而使其设计计算更加快捷准确, 对混凝土喷浆机凸轮的设计缺陷进行优化改进, 使之更加可靠实用。
关键词：喷浆机,数学模型,MATLAB,凸轮设计
参考文献
[1]郭仁生.基于MATLAB的凸轮机构设计[J].顺德职业技术学院学报, 2005 (1) :20-22.
[2]郭仁生.机械工程设计分析和MATLAB应用[M].北京:机械工业出版社, 2010.
[3]崔希海, 黄改焕.矿用新型全液压柱塞泵式湿式喷浆机的研发[J].煤炭技术, 2014 (11) :194-196.
[4]马井雨, 马忠诚, 汪澜, 等.国内喷射混凝土用喷射机的发展概述[J].混凝土, 2012 (9) :142-144.
[5]范玉, 王凤清, 张君伟, 等.SBL40型螺杆式喷浆机的研发[J].煤矿机械, 2014, 35 (6) :146.
[6]陈杰, 荆升国, 李鉴, 等.PS6I矿用混合型湿喷机组的设计及性能分析[J].煤炭科学技术, 2014, 42 (3) :81-84.
[7]陈连, 邹广萍.机械可靠性设计的最优化方法及其应用研究[J].机械设计与制造, 2006 (2) :8-10.
熄焦车开门机构的优化设计 篇10
熄焦车是焦炉机械配套设备之一,它主要负责完成接焦、熄焦和卸焦的任务,开门机构是熄焦车的核心部件,它的使用性能直接标志着熄焦车的整体设计水平。太原重工技术中心设计了一种新式结构的熄焦车开门机构,它具有加工制造简单、生产成本低的优点,该种结构在大型焦炉配套的熄焦车设备上逐渐得到应用。为了设计出适应新工况和工艺要求的熄焦车开门机构,我们根据整个机构在空间的实际运动状态,运用理论力学知识对开门机构进行了受力分析和计算,从生产实际情况出发,提出了两种可行性优化设计方案,并利用RecurDyn软件对优化设计方案进行了多体动力学仿真分析,验证了优化方案的可靠性。
1 熄焦车开门机构受力的理论分析计算
熄焦车开门机构装配示意图如图1所示。它主要由气缸、推杆、摆杆、杠杆、中间轴、轴承座、车门等几大部分组成。工作时,气缸活塞杆行走一定行程,推动杠杆机构运动使车门转动打开一定的角度,以达到顺利卸焦的目的。运用理论力学知识对该机构的运动过程进行分析,并结合实际工况可知,该机构在工作运行中任意一个瞬间的运动都可看作一个空间力系平衡。气缸需要克服的外力主要是车门重量,所以分别选取车门、杠杆机构作为研究对象。车门XY平面受力见图2,在平衡位置处,车门主要受到推杆的推力Ft、车门的自重G以及车门旋转轴处(C点)的支撑力Fm。对车门支撑点C取力矩,由力矩平衡方程有:
其中:L1为车门重力G(B点)到车门支撑点(C点)到的力臂;L2为推杆推力Ft到车门支撑点(C点)的力臂。由图2可知,随着车门打开角度φ的增大,L1在逐渐增大,而L2在逐渐减小。由公式(1)可知推杆推力Ft在逐渐增大,当车门开到最大位置时,Ft达到最大值。
杠杆在XY平面受力见图3。同理对杠杆旋转中心D点取力矩,由力矩平衡方程有:
其中:L4为气缸推力Fq到中间轴轴心D点处的力臂;L3为推杆反作用推力F′t到中间轴轴心D点处的力臂。由图3也可看出:随着车门的转动,L4逐渐减小,F′t逐渐增大,所以Fq逐渐增大,当车门开到最大位置时,Fq也达到最大值。
由式(1)和式(2)可知,影响气缸推力大小的因素包括:车门重量G、车门打开角度φ、推杆推力到车门旋转中心C的力臂L2、推杆反作用力到中间轴旋转中心D的力臂L3、气缸推力到中间轴旋转中心D的力臂L4。
2 熄焦车开门机构优化设计
根据前面开门机构理论分析研究结论可知,影响气缸推力大小主要有5个因素,由于开门机构中熄焦车车门重量、位置、打开角度以及中间轴位置等参数均是根据现场实际工况确定,同时摆杆位置静止时必须在锁紧位置,因此影响气缸最大推力的前4个因素是不能轻易改变的,在优化设计中考虑为常量。则设计变量为气缸推力Fq与中间轴旋转中心D的垂直距离L4。选定开门机构的气缸推力Fq为目标函数,在车门重量作用给推杆的反推力大小一定条件下,以数学方法和多体动力学仿真分析为工具,不断调整设计变量,即气缸推力Fq与中间轴旋转中心的垂直距离L4,最后使目标函数即气缸推力获得最优(小)值。本文以熄焦车车门重量为42.8kN的开门机构为研究对象,气缸以恒定的速度10 mm/s推压,作用一定时间,使气缸达到最大行程约433 mm,对其进行优化设计分析。结合实际工况,分两种情况进行优化设计。
2.1 在原设计基础上对开门机构进行优化改进
当气缸中心提高到一定高度,气缸活塞杆和杠杆处于一条直线时,机构处于死点位置,杠杆将无法转动,气缸推力恒定致使气缸脱离气缸座,非常危险,因此设计时一定要避开此位置(见图4)。同时根据图4中的实际参数可以计算出气缸提高后气缸中心相对于中间轴轴心D的最大垂直距离L(mm):
图5为气缸中心提高到某高度时的理论分析。由图5可知:开门机构中原气缸中心相对于中间轴轴心的高度为150mm,再结合图4可得出原气缸中心能提的极限高度h=L-150=301.66-150=151.66mm。从图5可看出:随着气缸中心能提的高度h的逐渐增大,L4在逐渐增大,由公式(2)可知其他参数不变的情况下,Fq在逐渐减小。
这里选取气缸中心能提的高度为h=30mm、h=50mm、h=70mm、h=90mm、h=120mm共5组数据进行研究。
对这5种优化方案均可通过CAD二维图纸放样,直接测出车门打开到最大位置时对应的L1、L2、L3、L4的具体数值,再应用式(1)和式(2)可直接求得优化结构中对应的气缸最大推力Fq,具体求解结果见表1。
2.2 重新设计对开门机构进行优化设计
如果设计的杠杆始末位置在同一高度,则气缸最大推力Fq为水平方向,即在其他方向没有力的消耗,此时气缸推力Fq与中间轴旋转中心的距离L4为最理想状态,并且随着气缸高度的增加,L4逐渐增大,但同时气缸行程、杠杆长度也随之增大,气缸位置也需要后移,这需要根据实际情况(熄焦车预留安装空间位置大小、气缸设计能力等)来确定。本文选用气缸中心高度为150mm(原高度)和调高到200mm两种设计方案进行分析(这里气缸中心的高度指相当于中间轴轴心的高度)。
(1)气缸中心高度为150 mm,气缸行程变为520mm,气缸中心后移60 mm,杠杆由250 mm变为300mm,此时L4=150mm,具体方案理论分析见图6。
(2)气缸中心高度变为200 mm,气缸行程变为693mm,气缸中心抬高50mm,同时后移146mm,杠杆由250mm变为400mm,此时L4=200mm,具体方案理论分析见图7。
对这2种优化方案均可通过CAD二维图纸放样,直接测出车门打开到最大位置时对应的L1、L2、L3的具体数值,再应用式(1)和式(2)可直接求得优化结构中对应的气缸最大推力Fq,具体求解结果见表2。
2.3 开门机构优化设计多体动力学仿真分析
结合实际工况,选用NX 7.5建立2.1和2.2中提到的7种优化设计方案的三维装配模型,然后将这7种三维模型经过力学等效简化处理后导入到专业的多体动力学仿真分析软件RecurDyn中,再将各自工程实际中气缸行程、车门重量等真实的工作参数作为边界条件定义施加,然后对开门机构进行仿真分析。图8和图9分别为2.1和2.2优化设计方案中的两种气缸最大推力随时间变化的关系曲线。由图8和图9看出:当气缸开始工作时,气缸的推力较小,随着车门打开角度φ的增大,气缸推力开始缓慢上升,当开到一定角度时,气缸推力急剧上升,当达到规定的行程时,车门开到最大位置,气缸推力也达到最大值。仿真分析结果不仅可以与前面总结出的理论计算结果进行对比验证,同时也为新机构的优化设计奠定坚实的理论基础。
通过表1和表2可知:优化改进仿真分析结果与理论求解结果误差均较小,最大误差为1.1%,随着变量L4的增加,Fq在逐渐减小,进一步验证了前面总结出的开门机构理论求解方法的准确性与可靠性。熄焦车开门机构在原设计基础上进行优化后,气缸最大推力大幅度降低,最大降低约34.2%;经过重新设计相关参数进行优化后,气缸最大推力比原设计中气缸最大推力最大降低约45.8%。但需要提醒的是气缸行程达到一定长度时,制作气缸的成本也会相应增加,在实际设计中要综合考虑产品的成本。
3 结论
通过理论分析得出影响熄焦车开门机构气缸推力大小的因素后,提出了优化设计方案,经过多体动力学仿真分析RecurDyn软件进一步验证优化方案的可行性和正确性,气缸所需最大推力明显下降,杠杆、键、气缸支座、轴承支座等受力也显著降低。通过优化设计不用加大气缸的直径和压强就可以满足不同工况和工艺要求的熄焦车开门机构的性能要求,这对于降低产品制作和开发成本、提高产品设计效率、提高产品的设计质量和安全使用性能都具有一定的现实意义。
摘要：为了使新型结构的熄焦车开门机构能够满足不同型号焦炉的工况和工艺要求,首先对熄焦车开门机构的受力进行了分析和计算,然后根据总结出的影响气缸推力大小的因素对开门机构提出了两种优化设计方案,并对优化方案进行多体动力学仿真分析,验证了方案的可靠性,降低了产品的设计成本,也提高了整套产品的设计质量和安全使用性能。
关键词：熄焦车,开门机构,优化设计
参考文献
[1]李锦标.UG NX 7.5产品设计一体化解决方案[M].北京:机械工业出版社,2011.
[2]焦晓娟,张湝渭,彭斌彬.RecurDyn多体系统优化仿真技术[M].北京:清华大学出版社,2010.
[3]陆风仪.机械设计基础[M].北京:机械工业出版社,2011.
优化机构 篇11
关键词：行为引导型 感性认识 理性认识 电教演示
铰链四杆机构是本课程的一个重点，它的实用性很强，但是技校学生基础差，观察能力和专业学习能力都比较差。在教学中，教师利用多媒体教学与生活实例结合，结合人们对事物的认识规律，让学生通过观察动画得到感性认识，再通过实验验证理论上升到理性认识，从而提高教学效果。因此，笔者探讨运用行为引导教学法，强调学生的主体地位。
一、运用问题引导法，诱发学生学习兴趣
讲台如舞台，教师如导演。一堂课的开始就如序幕一样，可见引入很重要，关系到能否吸引学生的注意力，直接影响学生的听课质量。结合本课内容，教师设计情景导入，首先让学生观察，从生活情境中的健身器材、工业生产中的破碎机、运输车，到铁路运输中的火车车轮和飞机的起落架等机械运动，从而提出这些机械运动都是如何实现的？这些实例大到生产、运输，小到日常生活用品，都与我们的生活息息相关，随处可见。这样的引入不仅能凸显出内容的重要性，同时又能诱发学生的好奇心，只有抓住学生的注意力，才能更好地引入本课内容。
二、通过电教演示法，增强感性认识
人们对任何具体事物的认识，都是从感性认识开始的，它是外界客观事物作用于人的感觉器官而产生的。人们通过眼、耳、鼻、舌、身等接触客观事物，形成对客观事物的感性认识。教师要充分利用这一特点，利用多媒体教学手段，让学生首先产生感性认知，引导学生思维，从而掌握基本概念。如在讲解关于四杆机构的三种形式时，教师先以现实生活中随处可见的例子做演示，如缝纫机的脚踏板、公交车门、健身器材、折叠桌椅和汽车雨刷等，这样易与学生形成共识，让学生能够融入课堂，充分发挥其主观能动性。在传统的教学中，教师是口若悬河，滔滔不绝，但是学生的情况却是云里雾里，不知所云，效果可想而知。我们可以将传统教学与多媒体教学相结合，通过多媒体图文并茂的图形、动画、声音视频等信息给学生提供多种感官刺激。教师可以省时省力，学生也可以从教师枯燥无味的解说中解脱出来。动画演示不仅可以轻松展现动态过程，使过程直观化，还可以吸引学生的注意力。教师在备课选材时需要注意两个问题：一要围绕生活，结合实际，引起共鸣，如果选材不当，将会适得其反；二要注意学生层次，掌握由浅入深、由易到难、循序渐进的原则，避免学生出现自弃或自满情绪，使好生、差生都能参与进来，调动全体学生积极参加课堂活动的积极性。
三、采用行为引导型教学，由感性认识上升到理性认识
感性认识有很大的局限性，它只认识事物的表面现象，不能反映客观事物内在的本质和规律，是认识的低级阶段。因此，感性认识有待于上升为理性认识。而由感性认识过渡到理性认识，必须在实践的基础上，发挥其主观能动性，创造两个必要条件：一是占有丰富可靠的感性材料；二是运用科学的思维方法对感性材料进行加工制作。
一节课45分钟，学生的注意力集中的时间一般在15～20分钟，时间一长，学生容易形成视觉和听觉疲劳，所以，应当采用行为引导型教学方法改善学生的听课情况。对于铰链四杆机构类型的构成条件这一重要知识点的学习，传统的教学方法是根据三角形两边之和大于第三边的理论进行不等式的数学推导，其过程繁琐而刻板，学生难以理解，效果欠佳。而运用“行为引导型教学”方法，教师将班级进行分组，提前将材料（长度不同的硬纸板、圆珠笔笔芯、打火机）、实验要求及实验报告发给大家，由动手能力强的学生任组长，让每组制作不同杆长的四杆机构，并分析四杆机构的运动特性，填写实践报告。实验报告的内容包括：小组成员、四杆机构的杆长、四杆机构可以实现的运动形式及实现该运动形式时四杆的长度需要满足的条件等。最后，根据实验实现的运动情况分析出四杆机构的杆长条件。上课时，教师让学生分组演示并汇报实验结果。通过分析实验结果，归纳总结得到四杆机构三种类型构成条件的结论。
在实验过程中，教师充分发挥学生主观能动性，边设计，边思考，既巩固了理论知识使学生对四杆机构从感性认识上升到理性认识，又提高了动手能力，同时又加强了合作意识和团队精神，实现了理论与实践的有效结合，进一步培养了学生探询知识的自觉性和主动性。在展示设计成果环节，既锻炼了学生的表达能力，同时又增强了学生的自信心和自豪感。这样的教学方法真正做到教师起主导作用，学生起主体作用，实现教法、学法、能力训练三者统一。
在分组实验过程中，教师需要注意的有：一是学生分组时，把好生、差生搭配起来，避免部分学生的消极放弃现象。二是教师对实验数据的设置要精心准备，不宜过难或过简单。学生只要跳一下，就可以摘到果子，太容易会产生自满，太难会出现放弃现象。三是由于中职学生的总结和逻辑思维能力有限，教师要对实验表格进行条理性设计。四是小组的每位成员要有分工，避免部分学生不参与讨论，却可以享受实验成果，教师要让学生各尽其能，各有所得。五是教师上课展示的时间要恰当，避免时间过长。
四、归纳总结，讲练结合，强化新知
通过实验，学生的理性认知达到了一定程度，但因为实验是分组进行的，所以教师要将各组的实验情况进行归纳总结，将结果进行梳理，从而将学生的理性认识转化成一种完整的知识体系。教师要对各组学生的实验结果进行汇总整合，帮助学生理清思路，带领学生共同总结结论，得到铰链四杆机构的三种运动类型、需要满足的杆长条件及应用场合。这样既提高了学生的总结归纳能力，加深了理性认识，又将结论中运用的数据进行了验证，从而让学生实现了由量变到质变的飞跃。
五、联系实际，拓展延伸，扩大知识面
在课后作业中，教师除了布置一般的练习题外，还要留一些拓展作业，可以让学生联系生活实际，观察现实生活中有哪些地方能运用铰链四杆机构，而运用铰链四杆机构还能解决生活中的哪些问题。教学来源于实践，又服务于实践，这是学习的最终目的。教师要让学生“动”起来，接受“活”的教育，闪烁“活”的思维，在“动”中去体验，在“动”中获得真知，培养能力，养成勇于创新、勇于探索的品质。要让学生从原有的生活经验入手，在课程中进行整合，使学生有一个学习、吸纳、提升的过程，丰富拓展学生原有的生活经验，最终回归生活。
六、结语
优化机构 篇12
曲柄滑块机构广泛应用于压缩机、冲床、往复活塞式发动机等的主机构中。传动角和行程速比系数K是衡量曲柄滑块机性能的两个重要指标。传动角越大, 机构的传动性能越好。一般规定机构的最小传动角, 在传递较大力矩时, 应使。对于曲柄滑块机构, 当主动件为曲柄时, 最小传动角出现在曲柄与机架垂直的位置, 如图1所示。行程速比系数K越大, 则机构的急回特性越明显, 对生产率越有利。多种机床就是利用偏置曲柄滑块机构的滑块具有急回特性, 来达到刀具的慢进和空程急回目的的。
偏置曲柄滑块机构传统的设计方法是:给定滑块的行程H、偏距e程和滑块的行程速比系数K, 图解法求出曲柄的长度a和连杆的长度b。这样设计结果虽是唯一的, 但不一定是最佳的。传动角往往得不到保证。所以诸多研究者开始探索优化设计。最初的机构优化设计大都是结合图解法和解析法, 建立数学模型, 再借助计算机语言辅助来完成的。这对研究者的数学和编程水平要求较高。但随着三维设计软件的运用和升级, 我们可以很轻松地借助三维设计软件完成机构的优化设计。文献1采用Pro/E对已知偏距e, 行程H, 滑块与曲柄轴心的最大距离不超过一定值的曲柄滑块机构进行了保证最小传动角最大化的优化设计, 但方法较繁琐, 未充分发挥Pro/E中骨架模型的作用。
本文将介绍一种充分运用骨架模型, 能轻松完成机构优化并且较易评价机构急回特性的新方法。
2 创建骨架模型 (Create skeleton model)
在组件模式下创建骨架模型文件, 在骨架模型文件中创建草绘如图2所示。图2中绘制了机构的两个极限位置以及传动角最小时机构的位置。右上方绘制的圆仅是为了防止优化时, 系统将曲柄转至垂直向下时的传动角判断为机构最小传动角最大的位置。图2中标注的800和200为已知条件, 角度20为变量, 783.39和381.96亦是变量, 但只能作为参照尺寸标出, 参照尺寸角度42.02为与传动角相等的角度, 即图中。为后面分析方便, 在草绘中亦画出了表示滑块中心与曲柄轴心的最远水平距离的线段, 即参照尺寸为1148.06的线段。
3 创建构件 (Create components)
构件的创建和构件间运动关系的定义可参考文献[2], 完成的机构如图3所示。
4 创建分析特征 (Set analysis feature)
选择菜单栏“分析→测量→角度”命令, 在“角”对话框中选择“特征”, 即创建分析特征, 再分别选择骨架模型上表示机构的最小传动角的两条线, 调节箭头如图4所示, 即得这两图元夹角, 确定后在模型树中出现ANALYSIS_ANGLE_1特征。再创建滑块中心与曲柄轴心的最远水平距离的长度分析特征ANALYSIS__LENGTH_1, 如图5所示。
5 优化分析 (Optimum analysis)
6 设计更改 (Design change)
若设计要 求为行程 速比系数K = 1.2 , 滑块行程H=120mm, 在工作行程最小传动角呈最大。则只需将图2草绘中将行程800改为200, 将极位夹角20°改为K=1.2对应的16.36°, 然后将曲柄长度尺寸、连杆长度尺寸及偏距作为设计变量做优化即可, 得到最小传动角的最大值为47.21°, 曲柄长度为94.10mm, 连杆长度255.86mm, 偏距79.73mm。设计的修改十分方便。
7 结论 (Conclusion)
在Pro/E中, 骨架模型为运动机构的概念设计提供了一个强大的工具, 也为在Pro/E中进行运动机构的优化提供了便利。合理设计骨架模型, 可使得机构优化更加快捷、准确、直观。
参考文献
[1]韩炬, 冯华, 黄家.基于Creo Parametric的包装机曲柄滑块机构的优化设计[J].包装工程, 2013, 34 (1) :65-68.
[2]曹雪玉.基于骨架模型的运动机构的精确设计[J].企业技术开发, 2013, 32 (28) :16-17.