大學畢業(yè)設計 - I - 目錄 摘 要 .I ABSTRACT.II 第一章 緒 論 . 1 1.1 裝載機簡介 . 1 1.2 設計內容 . 1 1.3 裝 載機發(fā)展概況 . 2 第二章 裝載機總體設計 .3 2.1 裝載機總體參數的確定 . 3 2.2 裝載機的插入阻力與掘起阻力的確定 . 4 第三章 裝載機工作裝設置計 .6 3.1 工作裝置的設計要求 . 6 3.1.1 概述 . 6 3.1.2 輪式裝載機工作過程 . 7 3.1.3 輪式裝載機工作裝置設計要求 . 7 3.2 鏟斗設計 . 8 3.2.1 鏟斗的結構形式 . 8 3.2.2 鏟斗的分類 . 9 3.2.3 鏟斗的設計要求 . 9 3.2.4 鏟斗設計 . 9 3.3 動臂設計 . 14 3.3.1 對動臂的設計要求 . 14 3.3.2 動臂鉸點位置的確定 . 14 3.3.3 動臂長度 Dl 的確定 . 16 3.3.4 動臂結構和形狀的確定 . 17 3.4 連桿機構的設計 . 18 大學畢業(yè)設計 - II - 3.4.1 工作裝置連 桿機構的類型 . 18 3.4.2 連桿機構的設計要求 . 20 3.4.3 連桿機構尺寸參數設計及鉸點位置確定 . 21 第四章 工作裝置受 力分析及強度計算 .26 4.1 確定計算位置及典型工況 . 26 4.1.1 計算位置的確定 . 26 4.1.2 典型工況選取和外載荷的計算 . 26 4.2 工作裝置受力分析 . 27 4.2.1 對稱載荷工況 . 27 4.2.2 偏載工況 . 30 4.3 工作裝置強度校核 . 31 4.3.1 動臂 . 31 4.3.2 鉸銷強度的校核 . 32 第五章 工作裝置的建模及仿真分析 .34 5.1 工作裝置建模 . 34 5.1.1 在 Pro/E 中建立鏟斗 . 34 5.1.2 啟動 ADAMS/View 程序 . 35 5.1.2 檢查和設置建?；经h(huán)境 . 35 5.1.3 Pro/E 鏟斗模型導入 ADAMS . 35 5.1.4 工作裝置的幾何建模 . 36 5.1.5 創(chuàng)建約束及施加運動和載荷 . 38 5.2 初步仿真分析該模型的性能參數 . 41 5.2.1 鏟斗后傾角及卸載角的測量 . 41 5.2.2 分析 .43 第六章 結 論 .44 參 考 文 獻 .45 致 謝 .46 大學畢業(yè)設計 - I - 摘 要 裝載機是一種用途較廣的鏟運、施工機械。 它廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口和礦山等工程建設。裝載機具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，是現(xiàn)代機械化施工中不可缺少的裝備之一。 ADAMS 是 一款虛擬樣機技術軟件，其強大的機械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術大大簡化了機械產品的設計過程 ,縮短了產品開發(fā)的周期和成本 ,明顯提高了產品質量。應用 ADAMS 軟件設計裝載機，首先是虛擬樣機模型的建模，然后是樣機仿真，在本設計中， 我們對工作裝置設計計算和虛擬樣機建模 ，使用 ADAMS 對其進行模擬仿真控制，而其工作裝置用 ProE 進行了建模 ，可以根據設計者要求來進行調整，從而方便了設計者的不同需求。 關 鍵詞： 裝載機；工作裝置 ； ADAMS； 仿真 大學畢業(yè)設計 - II - Abstract Loader is a broader use of scraper, construction machinery. It widely used in highway, railway, construction, utilities, ports and mines, and other construction projects. Loader is operating speed, high efficiency, good mobility, the advantages of operating the Light, lower costs of the project has played an important role in the construction of a modern mechanized equipment indispensable one. ADAMS as a virtual prototyping software, its powerful dynamic mechanical system simulation technology greatly simplifies the mechanical product design process and shorten the product The development cycle and cost, significantly improved product quality. ADAMS application software design loaders, is the first virtual prototype model of modeling, simulation and prototype is in the design, We design and calculation of the working device and the virtual prototype modeling, the use of its ADAMS simulation control, and their work devices ProE a standard model, designers can adjust to demand, thus facilitating the different needs of the designers. Keywords: Loader； Work-Equipment； ADAMS； Simulation 大學畢業(yè)設計 - 1 - 第一章 緒 論 1.1 裝載機簡介 裝載機屬于鏟土運輸機械類，是一種通過安裝在前端一個完整的鏟斗支承結構和連桿，隨機器向前運動進行裝載或挖掘，以及提升、運輸和卸載的自行式履帶或輪胎機械。它廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口和礦山等工程建設。裝載機具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，因此成為工程建設中土石方施工的主要機種之一，對于加快工程建設速度，減輕勞動強度，提高工程質量，降低工程成本都發(fā)揮著重要的作用，是現(xiàn)代機械化施工中不可缺少的裝備之一。 近年來，裝載機的品種和產量在國內外都得到了迅 猛的發(fā)展。此次的設計任務就是裝載機的重要組成部分 工作裝置。 圖 1-1 輪式裝載機結構示意圖 1 柴油發(fā)動機； 2 液力變矩器； 3 變速箱； 4 前、后橋； 5 車架鉸鏈； 6 動臂提升油缸； 7 轉斗油缸； 8 鏟斗； 9 駕駛室； 11 濾清器 1.2 設計內容 ZL_50 輪式裝載機工作裝置建模及仿真；工作裝置選型設計；工作裝置模型的建立；工作裝置仿真分析是本次設計的主要內容。這次設計應用到虛擬樣機技術軟件 ADAMS、PRO/E 軟件的建模。 設計時利用 ADAMS、 PRO/E 等軟件對輪式裝載機工作裝置進行設計和分析 ， 可以快捷、高效、精確地解決許多設計上的難題， 使設計的工作量減少，設計工作得到簡化，設計效大學畢業(yè)設計 - 2 - 率和設計水平明顯提高，裝載機工作裝置綜合性能得到改善。 1.3 裝載機發(fā)展概況 盡管國產輪式裝載機的技術發(fā)展水平與西方發(fā)達國家存在著很大的差距，但也應該考慮到歷史和國情的原因。目前國產輪式裝載機亦正在從低水平、低質量、低價位、滿足功能型向高水平、高質量、中價位、經濟實用型過渡。從仿制仿造向自主開發(fā)過渡，各主要廠家也不斷進行技術投入，采用不同的技術路線，在關鍵部件及系統(tǒng)上技術創(chuàng)新，擺脫目前產品設計雷同，無自己特色和優(yōu)勢的 現(xiàn)狀，正在從低水平的無序競爭的怪圈中脫穎而出，成為裝載機行業(yè)的領先者。其發(fā)展體現(xiàn)出以下一些趨勢。 大型和小型輪式裝載機，在近幾年的發(fā)展過程中，受到客觀條件及市場總需求量的限制。競爭最為激烈的中型裝載機更新速度將越來越快。 各生產廠家根據實際情況，重新進行總體設計，優(yōu)化各項性能指標，強化結構件的強度及剛度，以使銘機可靠性得到提高。 優(yōu)化系統(tǒng)結構，提高系統(tǒng)性能。如動力系統(tǒng)的減振、散熱系統(tǒng)的結構優(yōu)化、工作裝置的性能指標優(yōu)化及各鉸點的防塵、工業(yè)造型設計，逐步引進最新的傳動系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)技術，予以國產化 、商業(yè)化，降低能耗，提高性能 利用電子技術及負荷傳感技術來實現(xiàn)變速箱的自動換擋及液壓變量系統(tǒng)的應用，提高效率、節(jié)約能源、降低裝載機作業(yè)成本。大學畢業(yè)設計 - 3 - 第二章 裝載機總體設計 輪式裝載機設計包括總體 設計、工作裝置設計和底盤設計。 裝載機總體設計要完成的工作是根據它的用途、作業(yè)情況、制造條件及設計任務書的要求合理地選擇機型，確定性能參數、整機尺寸、各部件的結構形式等，進行總體布置，從而實現(xiàn)整機的各種性能指標。 裝載機是由許多部件組合起來的一個有機整體，其整機性能不僅取決于每個部件的品質，而且主要取決于各部件之 間的相互協(xié)調，這種相互協(xié)調是通過總體設計實現(xiàn)的，所以裝載機總體設計對它的銘機性能起決定性作用。 而 各總成性能的協(xié)調如何，則又取決于總體參數及各總成部件的匹配情況及其布置的合理性，如果在設計過程中缺乏全局觀點，而對總體參數及各總成部件的匹配考慮不周，或者注意不夠，即便所設計的各部件結構是先進的，性能是良好的，但組合在一起不一定能獲得整機的良好性能。因此，正確的選擇和確定總體參數，能使設計部分獲得良好的匹配關系。 2.1 裝載機總體參數的確定 本次設計主要內容在于用現(xiàn)代先進的 CAD/CAE 等方面的軟件，對工作裝置 進行建模及仿真分析。但在對工作裝置進行設計之前，我們必須先確定整體結構及整車的性能參數，由整車的要求來確定工作裝置各構件的參數。整車的主要技術參數是根據主要用途，作業(yè)條件等實際情況合理選擇的。類比現(xiàn)在國內外廣泛應用的 ZL 系裝載機，整車主要技術參數見 (表 2-1)。 由于這 次設計最初技術參數是通過統(tǒng)計類比方法選取的，所以對與今后參數的確定則要求結合類比與計算方法來確定。 (表 2-1)最初設計參數 序號 基本參數名稱 單位 LG952L ZL50C- 設計 ZL50 1 額定斗容量 m3 2.7 3 2.7 2 額定載重量 t 5 5 5 3 最大卸載高度 mm 3197 2910 3180 4 對應卸載距離 mm 1214 1350 1274 5 輪距 mm 2250 2240 2250 6 軸距 mm 2760 2245 2450 7 功率 kw 162 162 162 大學畢業(yè)設計 - 4 - 2.2 裝載機的插入阻力與掘起阻力的確定 裝載機的工作阻力是多種阻力的合力。由于物料性質和工作機構工作方式的不同，工作阻力有不同的計算方法，一般工作阻力通常分別按插人阻力和掘起阻力進行計算 。 (1) 插入阻力 插入阻力就是鏟斗插人料堆時，料堆對鏟斗的反作用力 （圖 2-1）所示 。插人阻力由鏟斗前切削刃和兩側斗壁的切削刃的阻力，鏟斗底和側壁內表面與物料 的摩擦阻力，鏟斗底外表面和物料的摩擦阻力組成。這些阻力與物料的種類、料堆高度、鏟斗插人料堆的深度、鏟斗的結構形狀等有關。計算上述阻力比較困難，一般按以下經驗公式來確定總插人阻力。 圖 2-1 25.143218.9 CgX LBKKKKP (N) 1 (2.1) 式中 XP 鏟斗插入阻力（ N）； 8 最大掘起力 KN 150 150 150 9 滿斗舉升時間 s 6 6 5 10 空斗下降時間 s 4 4 5 11 轉斗卸載時間 s 2 2 2 12 輪胎規(guī)格 23.5-25 23.5-25 23.5-25 13 外形尺寸 （長 寬 高） mm mm mm 7597 3024 3309 7620 2990 3260 7598 3024 3290 大學畢業(yè)設計 - 5 - 1K 被鏟掘物料的塊度及松散程度影響系數；對于 小塊 物料 (碎石和 沙礫 ) 75.01 K 2K 物料種類影響系數； 同理取 1.02 K3K 料堆高度影響系數； 其值取中間值 8.03 K4K 鏟斗形狀系數 ， 一般在 1.1 1.8 之間，對于前刃不帶齒的斗， 4K 取較大值 ,本機是帶齒的斗且較大，則取 5.14 K CL 鏟斗插入料堆深度 (cm)， 在 一 次鏟掘法時，取等于 0.7 0.8 斗底長度，在配合鏟掘法時，取等于 0.25 0.35 斗底的長度 ，取 536.1 7 63.03.0 gc LLcm gB 鏟斗寬度 (cm)。 4.302gBcm 則有CL=53cm，gB=302.4cm， 1K =0.75， 2K =0.8，3K=1.0， 4K =1.5 把以上各參數代入公式（ 2.1）得 NP X 28.3 8 1 4 14.3 0 2535.18.01.075.08.9 25.1 (2) 掘起阻力 掘起阻力就是指鏟斗插人料堆一定深度后，舉升動臂時物料對鏟斗的反作用力 （圖 2-1）所示 。掘 起阻力同樣與物料的種類、塊度、松散程度、密度、物料之間及物料與鏟斗之間的摩擦阻力有關。 最大掘起阻力 發(fā)生在鏟斗開始提升時，并假定作用在 鏟斗斗刃上，隨著動臂的提升，掘起阻力逐漸減小。鏟斗開始提升時的掘 起阻力 由公 式 （ 2.2） 計算： tgCZ KBLP 2.21 (2.2) 式中 ZP 掘起阻力 (N)； CL 鏟斗插入料堆的深度 (m)； 53.0CLm gB 鏟斗寬度 (m)； 024.3gBm tK 開始提升時物料的剪切應力 .對于塊度是 0.1-0.3m的已松散的巖石，取tK=35000Pa 則有 NP z 510234.13 5 0 0 0024.353.02.2 大學畢業(yè)設計 - 6 - 第三章 裝 載機工作裝置設計 3.1 工作裝置的設計要求 3.1.1 概述 裝載機工作裝置主要由鏟斗和支持鏟斗進行裝載作業(yè)的連桿的系統(tǒng)組成，依靠這套裝置裝載機可以對汽車、火車進行散料裝載作業(yè)，也可以對散料進行短途運輸作業(yè)，還可以進行平地修路等作業(yè)。把鏟斗更換成專門的裝置，還可以進行其他裝載作業(yè)。 裝載機工作裝置的結構和性能直接影響整機的工作尺寸和性能參數，因此，工作裝置的合理性直接影響裝載機的生產效率、工作負荷、動力與運動特性、不同工況下的作業(yè)效果、工作循環(huán)的時間、外形尺寸和發(fā)動機功率等。輪式裝載機工作裝置有多種形式 ，根據桿數和運動特征可分為正桿四轉、正轉五桿、正轉六桿、反轉六桿、正轉八桿等類型。下面以常見的反轉六桿式工作機構有二種形式如圖（圖 3-1）， 圖 3-1 反轉六連桿機構 下面以常見的反轉六桿式工作機構 （圖 3-1） a 圖為例，敘述其組成。 如圖 3-2 所示，輪式裝載機工作裝置由鏟斗、連桿、搖臂、動臂、轉斗油缸、舉升油缸組成。這個機構實質是兩個四桿機構。 大學畢業(yè)設計 - 7 - 圖 3-2 裝載機工作裝置組成 1-鏟斗； 2-連桿； 3-搖臂； 4-動臂 3.1.2 輪式裝載機工作過程 輪式裝載機是一種鏟、裝、運、卸一體化的自行式設備，它的工作過程由 六種工況組成。 插入工況 動臂下方，鏟斗放置于地面，斗尖觸地，斗底板與地面呈 3 5 傾角，開動裝載機，鏟斗借助機器的牽引力插入料堆。 鏟裝工況 鏟斗插入料堆后，轉動鏟斗鏟取物料，待鏟斗口翻至近似水平為止。 重載運輸工況 鏟斗鏟裝滿物料后舉升動臂，將鏟斗舉升至運輸位置（即鏟斗斗底離地高度不小于機器的最小允許離地間隙），然后驅動機器駛向卸載點。 舉升工況 保持轉斗缸長度不變，操作舉升缸，將動臂升至上限位置，準備卸載。 卸載工況 在卸載點，在舉升工況下操作轉斗缸翻轉鏟斗，向溜井倉或運輸車輛中卸載，鏟斗 物料卸凈后下放動臂，使鏟斗恢復至運輸位置。 空載運輸工況 卸載結束后，裝載機再由卸載點空載返回裝載點。 3.1.3 輪式裝載機工作裝置設計要求 根據輪式裝載機的作業(yè)特點，其工作裝置的設計應滿足以下要求。 大學畢業(yè)設計 - 8 - (l) 基本要求 所設計的裝載機應具有較強的作業(yè)能力，鏟斗插人料堆的阻力要小，在料堆中鏟掘的能力大、能耗小。工作機構的各桿件受力狀態(tài)良好，強度壽命合理。結構和工作尺寸適應生產條件需要，效率高。結構簡單緊湊，制造及維修容易，操作使用方便。 (2) 特殊要求 由于鏟斗寬度和容積都較大，所以鏟裝阻力大，裝滿 系數小，因此，設計時必須合理選取鏟斗的結構和尺寸，以減小工作阻力，達到裝滿卸凈、運輸平穩(wěn)。 鏟斗由運輸工況被舉升到最高卸載位置的過程中，為避免鏟斗中物料撒出，要求鏟斗作“平移運動”。嚴格要求鏟斗舉升平 動是很困難的 。從不易撒料這一目的出發(fā)，絕對平動并無必要，只要把鏟斗舉升時的傾角變化限制在一定許可范圍之內即可。 鏟斗能自動放平。鏟斗在最高位置卸載后廠閉鎖轉斗油缸，下放動臂，鏟斗能自動變成插人工況（開始插人狀態(tài)）的功能稱為“鏟斗自動放平”它對定點高位卸載很有意義。 輪式裝載機的工作機構屬于連桿機構 ，設計中要特別注意防止各個工況出現(xiàn)構件相 互干擾、“死點”、“自鎖”和“機構撕裂”等現(xiàn)象；各處傳動角不得小于 10。 應盡量減小工作機構的前懸（即工作機構重心至整機重心的距離）、長度和高度，以提高裝載機在各種工況下的穩(wěn)定性和司機的視野。 3.2 鏟斗設計 工作裝置是裝載機的執(zhí)行機構之一，鏟斗是這個執(zhí)行機構的執(zhí)行構件，它是工作裝置的重要部件。鏟斗直接與物料接觸，是裝、運、卸的工具，工作時，它被推壓插人料堆鏟取物料，工作條件惡劣，要承受很大的沖擊力和劇烈的磨損，因此鏟斗的設計質量對裝載機的作業(yè)能力有較大影 響。 所以鏟斗的設計就是根據裝載機的主要用途和作業(yè)條件，從而減少插入阻力，掘起阻力及提高生產率，合理的確定鏟斗的幾何形狀和尺寸。 3.2.1 鏟斗的結構形式 鏟斗通常用低碳，耐磨，高強度鋼板焊接而成。由切削刃、側壁切削刃、斗底、斗后壁、擋板、角板、耐磨板、護板或支角組成。 由于鏟斗是直接與物料接觸，特別是鏟裝堅硬的砂等物料，斗前緣與斗壁磨損較快，因此，斗前緣采用耐磨的高錳鋼等優(yōu)質材料，或者是堆焊硬質合金 。 此設計采用堆焊 TDP-1(35)型合金，硬度 HR(要求在 35 以上），側切削刃和加強角板都采用高強度耐磨板料 制成，耐，磨板和支角亦都用耐磨材料制成，可以更換，用以增加大學畢業(yè)設計 - 9 - 鏟斗的使用壽命。鏟斗前緣的斗齒是用 65Mn 鍛制后熱處理或 ZG13Mn 鑄成型斗齒。斗齒是易換件，磨損較快，必要時應予以更換。 輪式裝載機的鏟斗斷面形狀一般為“ U” 形，用鋼板焊接而成。常見鏟斗結構如圖 3-3所示。 (a)直線形斗刃鏟斗 (b)V 形斗刃鏟斗 (c)直線形帶齒鏟斗 (d)弧形帶齒鏟斗 圖 3-3 常見鏟斗結構 鏟斗由斗底、側壁、斗刃及后壁等部分組成，如圖 3-4 所示。 圖 3-4 輪式裝載機鏟斗結構 1 防滋板； 2 連 接耳； 3 斗后壁 4 斗前壁； 5 斗側壁； 6 切削刃； 7 斗齒； 8 斗側刃 本次設計鏟斗采用直線形 帶斗齒的切削刃 如圖 3-3(c)所示 ，其特點是結構簡單，具有良好的平地性能，能適于鏟裝較松散的物料，帶有斗齒的鏟斗在鏟斗插入、料堆時，減少刀刃與料堆的作用面積，使插入力集中在斗齒上，容易插入縫隙，破壞物料結構，因而帶有齒的。 3.2.2 鏟斗的分類 鏟斗按卸載方式一般可分為整體前卸式、側卸式、推卸式和底卸式等數種 。 3.2.3 鏟斗的設計要求 (1) 插入及鏟起阻力小，作業(yè)效率高； (2) 鏟斗工作條 件惡劣，要求強度，剛度足夠且耐磨； (3) 由所鏟裝物料的種類和重度不同，設計不同結構形式的鏟斗。 3.2.4 鏟斗設計 大學畢業(yè)設計 - 10 - 1、 鏟斗基本參數的確定 鏟斗的幾何斷面形狀由 鏟 斗的圓弧半徑 r、張開角 、后壁高度 h、底壁長 l 和鏟斗寬度 B 五個基本參數確定。此外， 鏟斗的寬度 Bg應大于 裝載機兩前輪外側間的寬度 ，每側大出 50100mm。如果鏟斗寬度小于兩輪外側間的寬度，則鏟斗鏟取物料后形成的料堆階梯會損傷輪胎側壁，并增加行駛時輪胎的阻力。所 以 是 保護輪胎不受損傷，底壁相對地面應有一定傾角，以減少摩擦阻力并保護底壁。 在設計鏟斗時， 可 參照同類型鏟斗，選擇 r、 h、 l、參數；設計時，把鏟斗的回轉半徑 R（即鏟斗與動臂鉸接點至切削刃間的距離） 作為基本參數，鏟斗的其他參數則作為 R 的函數。 R 是鏟斗的回轉半徑（見圖 3-2 所示）它的大小不僅直接影響鏟斗底壁的長度，而且還直接 影響轉斗時掘起力及斗容的大小，所以它是一個與整機總體有關的參數 圖 3-5 鏟斗尺寸參照 (1)計算鏟斗內壁寬度 0B abbB w 2)2.01.0(0 (3.1) 試中 b 裝載機輪距， mm ； wb 輪胎寬度， mm； a 鏟斗側壁切削刃厚度， mm。 由總體設計中可知： 2250b 595wb 22a 則有 298022217959522500 B mm (2)計算回轉半徑 R 由圖 3-5 可以看出，鏟斗橫截面積 ) 1801(5.02 c ots i n)c os(5.0 212 rKZgRS(3.2) 而鏟斗幾何斗容 2.10 rS VBSV (3.3) 大學畢業(yè)設計 - 11 - 若斗容量為額定容量，則回轉半徑 R 為 1 8 015.02co ts i nco s5.02.1210rKZgrBVR 1 (3.4) 式中 rV 設計任務書給的鏟斗額定容量， 3m ； 0B 鏟斗內側寬度 ， m g 鏟斗斗底長度系數 ， 53.140.1g； Z 后斗壁長度系數 ， 2.11.1Z ； K 擋板高度系數 ， 14.012.0K ； r 圓弧半徑系數 ， 4.035.0 Rrr ； 1 擋板與后斗壁間夾角，選擇時應使側壁切削刃與擋板的夾角為 90； 斗底與后斗壁間夾角 （即張開角）， 5245 ； 圖 3-5 中 各參數含義如下 。 r 鏟斗的圓 弧半徑， m； Rr )4.035.0( gL 斗底長度，指鏟斗切削刃至斗底延長線與后斗壁延線交點的距離 ， m, RRL gg 53.14.1 ZL 后壁長度，是指由后斗壁上緣至后壁延長線交點的距離 ， m， RRL KZ 2.11.1 KL 擋板高度 ， m， RRL KK 14.012.0 由式 (3-4)可知，當 rV 、0B已知，只要初選g、 Z 、 K 、 r ，系數值和 、 1 值，即可求得新鏟斗的基本參數。調整參數，根據調整后的各值與 R 之比分別計算g、 Z 、 K 、r 值，然后代入式 (3.4)，即可確定新鏟斗的回轉半徑 R。由 R 和計算出來的各系數值，即可確定新鏟斗的其他參數值。 大學畢業(yè)設計 - 12 - 由總體參數知： 37.2 mVr 29800 Bmm=2.98m ?。篻=1.45 z=1.12 K=0.12 r=0.38 =48 1=8 代入公式 3.4 得鏟斗的回轉半徑 R： R=1.218m 所以： mRrr 462.0218.138.0 mRL gg 7 6 6.12 1 8.145.1 mRL ZZ 38.12 1 8.112.1 mRL KK 1 4 6.02 1 8.112.0 一般取鏟斗側壁切削刃相對斗底壁的傾角 60500。鏟斗與 動臂鉸銷（稱下鉸接點）距斗底壁的高度 Rh )12.006.0( 。 所以鏟斗與動臂鉸銷距斗底壁的高度： h 0.104R=0.104 1.218=0.1273m。 2、鏟斗容量計算 鏟斗容量是裝載機的總體參數之一，鏟斗幾何尺寸初步確定后，應立即進行斗容計算，以檢驗其是否滿足給定的斗容要求，若計算值與要求值不符，則需修改有關尺寸，直至滿足要求為止。如前所述，鏟斗的斗容量已經系列化，其計算也已標準化，計算方法如下。 (1) 平裝斗容 鏟斗的平裝容量（見圖 3-6 ）按式 (3.5)計算。 對于有防 溢 板的鏟斗 baSBVS 20 32( 3m ) (3.5) 式中 S 有擋板的鏟斗橫截面面積，； 0B 鏟斗內側寬度， m； a 擋板高度， m； b 斗刃刃口與擋板最上 部之間的距離， m。 大學畢業(yè)設計 - 13 - 圖 3-7 額定斗容鏟斗的橫截面 圖 3-6 鏟斗容量計算 (2) 額定容量 額定容量（見圖 3-6）按式（ 3.6）計算。 對于有防溢 板的鏟斗 cabBbVVSr 68202 ( 3m ) (3.6) 3、 鏟斗截面的計算機輔助設計 裝載機鏟斗的設計實質是確定鏟斗的截面形狀和尺寸。用人工設計鏟斗截面很繁瑣，修改也很麻煩，而用計算機輔助設計鏟斗的截面既簡單、迅速又準確。下面介紹鏟斗截 面的計算機輔助設計。 (1) 堆積高度 c 的計算 利用公式 (3.6)計算鏟斗容量時，式中 c的計算可參照圖 3-7 用下述方法進行。圖 3-7是額定容量鏟斗的橫截面，其中擋板 DN 高為 ,CD 是鏟斗開口長 b,IH 是斗尖至鏟斗側壁的高度 c。根據美國汽車工程師手冊規(guī)定 IH垂直于 CD，且 IK=CK/2 =b/4 。按照通常的設計要求 , 擋板 DN 應垂直于斗側壁 CN , 所以 CKH CND 。因而 mmabbabKHIKc 40524122 (3.7) (2) 鏟斗的開口長 b的計算 由圖 3-7 知 c os2c os2 2222 ZgZg LLLLNOCOCONOCN mmLLLLLNDCNb ZgZKg 1330c os222222 大學畢業(yè)設計 - 14 - 圖 3-8 鏟斗 截面計算 (3) 鏟斗橫截面 S 的計算 如圖 3-8 所示，鏟斗平裝容量橫截面面積 S由 5 塊基本幾何圖形組成。 54321 SSSSSS 式中 1S 扇形 AGF 的面積， 2S 直角三角形 GFN 的面積， 3S 直角三角形 GAC 的面積， 4S 三角形 CGN 的面積， 5S 直角三角形 CND 的面積， 246.0)180(360)180(360 221 rGFS 079.02t a n21212 rLrFNGFS z 1705.02t a n21213 rLrCAGAS g 1758.0)()(4 NGlCGlCNllS 097.0c os22121 225 zggzk LLLLLCNNDS 所以 ： 7683.01758.0097.01705.0079.0246.054321 SSSSSS 鏟斗的幾何 斗容量按式 (3-5)計算： 32 25.22535.233.1146.03298.27683.0 mV S 額定斗容按式 (3.6)計算 37.274.249 6.025.2 mV r 3.3 動臂設計 3.3.1 對動臂的設計要求 (1) 結構簡單，容易制造； (2) 受力合理，強度，剛度足夠。 3.3.2 動臂鉸點位置的確定 大學畢業(yè)設計 - 15 - 動臂鉸點位置的確定，應在總體參數己確定后，以及鏟斗主要尺寸確定后進行。動臂與鏟斗連接點也稱下鉸點，其下限位置應保證鏟斗正常工作位置和下挖掘位置還有鏟斗在運輸位置時，仍與輪胎保持有定問隙為準，而且下鉸點與地而應有 200 300 的離地間隙。其上限位置應保證鏟斗有最大卸載高度、卸載角度及最小卸載距離。其具體位置可用作圖方法來確定，根據鏟斗形狀、幾何尺寸及鏟斗與地面應保持的角度可以確定下鉸點1B的下限位置Bh（見圖 3-9），然后將鏟斗轉置運輸位置并留出定間隙，繪出輪胎位置，再根據最大卸載高度maxsH、最小卸載minsl及卸載角度要求，可以確定下鉸點上限位置。 圖 3-9 確定動臂鉸點位置及長度計算圖 動臂與機架的連結點 A(上鉸點 )應在 BB1 連線的垂直平分線上。當其他要求不變時， A點的前后位置將影響動臂的長度 Dl 、動臂的回轉角、動臂伸出最大距離以及鏟斗在升起時擺動的角度。 A 點與前輪中心的距離為 Al ， Al 增大則動臂增長而動臂回轉角將會減小，大學畢業(yè)設計 - 16 - 且動臂伸出距離減小，提高裝載機在鏟斗最人伸出時的穩(wěn)定性。因此，在總 體布置允許的條件下，Al可以適當的增大， 但也會增加司機室布置的困難，一般動臂轉動的角度 在8090（如圖 3-9 所示）。 動臂與車架鉸點的高度通常?。?mmRHA 8.2 1 7 21 2 1 87 8 4.15.25.1 (3.8) 式中 R 鏟斗回轉半徑 (m) (1) Rh /sin 即 =6 動臂處于最低位置時，鏟斗斗底與地面成 3-5傾角 ，取 =5則下鉸點 B 的下限位置： hB=Rsin( + ) =1.218 sin(6 +5 )=0.2324m 在 230300mm的范圍內，故合理。 (2) 下鉸點 B 的上限位置： hB1=Rsin( + )+Hsmax=1.218 sin(6+45) +3.18 =4.1265m 3.3.3 動臂長度 Dl 的確定 (1) 動臂長度計算 動臂鉸點位置確定之后，按定比例作圖即可直接求得。除此之外， 也可以按圖 3-9 利用幾何關系可求出動臂的長度： 2m a x2m i n s i nc os RHHlRll AsBsD(3.9) 式中 minsl 鏟斗最小卸載高度，單位 m； R 鏟斗回轉半徑，單位 m； 鏟斗回轉半徑與斗底夾角，單位度 ； 鏟斗最大卸載高度時的最大卸載角，單位度 ； Bl 動臂與車架連接鉸點到裝載機前面外廓部分（輪胎）的水平 距離，單位 m； maxsH 最大卸載高度，單位 m； AH 動臂與車架連接鉸點高度，單位 m； Dl 動臂的長度，單位 m 。 則?。?minsl=1274mm =6 R =1218mm =45 maxsH=3180mm 大學畢業(yè)設計 - 17 - AH=2172.8mm Bl=1628.8mm 把參數 代入公式 （ 3.9） 則求得：Dl=2895mm=2.895m (2) 動臂轉動的角度 17.84/a r c s in2 DBA lhH ，在 8090的可選范圍內，故合適。 (3) 驗算最小距離 2.1266m in BDs lll mm 可近似的看作 1274mm, Dl 的長度滿足總體尺寸的要求 。 3.3.4 動臂結構和形狀的確定 動臂的形狀按其縱向中心線形狀可分為直 線形和曲線形兩種。如圖 3-10 所示 。 直線行動臂結構簡單，制造容易，而且受力情況好，通常正轉式連桿工 作裝置多采用這種形式；曲線型動臂一般常用于反轉式連桿作裝置，這種形式的動臂可使反轉式 連桿工 作裝置布置更為合理。 而這次設計選著曲線形動臂。 圖 3-10 動臂形式 ( a )單板型 ( b )雙板型 ( c )工字型 ( d )箱型 圖 3-11 動臂斷面形狀 動臂的斷面機構形式有單板、雙板和箱形，如圖 3-11。許多裝載機采用單板，這種動臂機構簡單，工藝性好，但抵抗受扭的剛性較差；大中型裝載機多采用雙板形或箱形斷面結 構的動臂，可 以改善單板動臂受扭剛度不好的影響。為了減少動臂的重量，動臂的斷面尺寸 可 按等強度設計。 本次設計采用的是曲線形單 板動臂，這樣不但結構簡單容易制造，而且經濟性好。 (a) 曲線形 (b)直線形 大學畢業(yè)設計 - 18 - 3.4 連桿機構的設計 3.4.1 工作裝置連桿機構的類型 綜合國內、外輪式裝載機的 工作裝置的形式，主要有 7 種類型的連桿機構。按工作機構的構件數不同，可分為三桿、四桿、五桿、六桿和八桿連桿機構。按輸入桿和輸出桿的轉向是否相同又分為正轉和反轉連桿機構。 7 種連桿機構如圖 3-12 所示。 (1)正轉八桿機構 正轉八桿機構見圖 3-12(a)。此機構在轉斗油缸大腔進油時轉斗鏟取，所以掘起力較大；各構件尺寸配置合理時，鏟斗具有較好的舉升平動性能；連桿系統(tǒng)傳動比較大，鏟斗能獲得較大的卸載角和卸載速度，因此卸載干凈、速度快；由于傳動比大，還可適當減小連桿系統(tǒng)尺寸，因而司機視野得到改善，但是一定要“適當”，否 則易使連桿系統(tǒng)倍力系數減小，影響掘起力發(fā)揮。 正轉八桿機構的主要缺點是機構復雜，不易實現(xiàn)鏟斗自動放平。 (2)轉斗油缸前置式正轉六桿機構 轉斗油缸前置式正轉六桿機構見圖 3-12(b) 。此機構的轉斗油缸與鏟斗和搖臂直接連接，該工作機構由兩個平行四桿機構組成，它可使鏟斗具有很好的平動性能。它比八桿機構簡單，司機視野較好。這種機構的缺點是轉斗時油缸小腔進油，掘起力相對較?。贿B桿系統(tǒng)傳動比小，使得轉斗油缸活塞行程大，油缸加長，卸載速度不如八桿機構；由于轉斗油缸前置，使工作機構前懸增大，影響整機穩(wěn)定性和行駛的平穩(wěn) 性；也不能實現(xiàn)鏟斗的自動放平。 (3)轉斗油缸后置式正轉六桿機構 轉斗油缸后置式正轉六桿機構見圖 3-12(c)。此種機構與上述前置式油缸相比，前懸較大、傳動比較大、活塞行程較短；有可能將動臂、轉斗油缸、搖臂和連桿設計在同一平面內，從而簡化了結構，改善了動臂和鉸銷的受力狀態(tài)。缺點是轉斗油缸與車架的鉸接點位置較高，影響司機視野；轉斗時油缸小腔進油，掘起力相對較小。為了增大掘起力，需提高液壓系統(tǒng)壓力或加大轉斗油缸直徑，這樣質量會增大。 (4)轉斗油缸后置式反轉六桿機構 轉斗油缸后置式反轉六桿機構見圖 3-12(d)。這種機構有如下優(yōu)點： a .轉斗油缸大腔進油時轉斗，并且連桿系統(tǒng)的倍力系數能設計成較大值，所以可獲得較大的掘起力 ； b.恰 當地選擇各構件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以實現(xiàn)鏟斗的自動放平； 大學畢業(yè)設計 - 19 - (a)正轉八桿機構 (b)轉斗油缸前且式正轉六桿機構 (c)轉斗油缸后置式正轉六桿機構 (d)轉斗油缸后里式反轉六桿機構 (e)正轉四桿機構 (f)正轉五桿機構 (g)動胃可伸縮 式三桿機構 圖 3-12 輪式裝載機工作裝置機構類型 大學畢業(yè)設計 - 20 - 1 動臂伸縮油缸 2 轉斗油缸 3 動份舉升油缸 4 鏟斗后開口油缸 c結構十分緊湊，前懸小，司機視野好。缺點是 搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄空間，容易發(fā)生構件相互干涉。 (5) 正轉四桿機構 正轉四桿機構見圖 3-12 ( e )。它是 7 種連桿機構最簡單的一種，容易保證四桿機構實現(xiàn)鏟斗舉升平動，此機構前懸較小。缺點是轉斗的油缸小腔進油，油缸輸出力較小，又因連桿系統(tǒng)倍力系數難以設計出較大值，所以轉斗油缸活塞行程大，油缸尺寸??；此外，在卸載時 活塞桿易與斗底相碰，所以卸載角減小。為避免碰撞，需把斗底制造成凹形，因而既減小了斗容，又增加了制造困難，而且鏟斗也不能實現(xiàn)自動放平。 (6) 正轉五桿機構 正轉五桿機構見圖 3-12 ( f )。為克服正轉四桿機構卸載時活塞桿易與斗底相碰的缺點，在活塞桿與鏟斗之間增加一根短連桿，從而使正轉四桿機構變成為正轉瓦桿機構。當鏟斗翻轉鏟取物料時，短連桿與活塞桿在油缸拉力和鏟斗重力作用下成一直線，如同一桿；當鏟斗卸載時，短連桿能相對活塞桿轉動，避免 了 活塞桿與斗底相碰。此機構的其他缺點仍如正轉四桿機構。 (7) 動臂 可伸縮式三桿機構 動臂可伸縮式三桿機構見圖 3-12 ( g ) 。 它的最大特點是動臂可借助油缸 1 進行伸縮。這種機構的鏟斗插人工況是靠動臂伸出實現(xiàn)的，它解決了靠機器行走插人易使輪胎嚴重磨損問題；卸載時可伸出動臂，以獲得較大的卸載高度和卸載距離；而運輸工況時可縮回動臂，以減小前懸，從而提高了行駛的穩(wěn)定性。這種機構的缺點是既不能實現(xiàn)鏟斗平動，又不能實現(xiàn)鏟斗自動放平，結構亦比較復雜。 綜上分析可知，反轉六桿工作機構優(yōu)點較多，能比較理想地滿足鏟、裝、卸作業(yè)要求，所以它在露天裝載機和地下鏟運機上都得到廣泛的應用。因此 ,本次設計工作裝置采用反轉六桿連桿機構。 3.4.2 連桿機構的設計要求 不管用什么方法確定各鉸接點的坐標值，但最終都必須滿足對工作機構設計提出的各種要求。在運動學方面，必須滿足鏟斗舉升平動、自動放平、最大卸載高度、最小卸載跟離和各個位置的卸載角等要求；在動力學方面，主要是在滿足挖掘力、舉升力和生產率的要求前提下，使轉斗油缸和舉升油缸的所需輸出力及功率盡量減小。 在設計反轉六桿工作機構時，要注意的是，一定要保證機構在各種工況的各個位置都能正常工作，不得出現(xiàn)“死點”、“自鎖”和“機構撕裂”等機構運動被破壞的現(xiàn)象。 目前，工作裝置連桿機構尺寸參數的設計主要有兩種方法，即圖解法和解析法。 所以在設計時要大學畢業(yè)設計 - 21 - 滿足一下幾點： (1) 動臂從最低位置到最大卸載高度的提升過程中，保證斗中料不撒落，鏟斗后傾角的變化盡量?。ㄒ话悴怀^ 15）； (2) 在動臂提升高度范圍內的任意位置 ,鏟斗的卸載角不小于 45，以保證鏟斗能卸凈物料； (3) 作業(yè)時與其他的構件無運動干涉； (4) 使駕駛員工作方便，安全及視野寬闊。 (5) 最小傳動角不小于 10，以便提高傳動效率和減少鉸銷的擠壓應力。 3.4.3 連桿機構尺寸參數設計及鉸點位置確定 圖解法 比較直觀，易于掌握，是目前工程設計時常用的一種方法。圖解法是在初步確定了最大卸載高度、最小卸載距離、卸載角、輪胎尺寸和鏟斗幾何尺寸等整機主要參數后進行的，它通過在坐標圖上確定工況（見圖 3-13）時工作機構的 9 個鉸接點的位置來實現(xiàn)。 (1) 動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點 G 、 B 、 A 的確定 1) 確定坐標系如圖 3-13 所示，先在坐標紙上選取直角坐標系 xOy，并選定長度比 。 大學畢業(yè)設計 - 22 - 圖 3-13 動臂上三鉸接點設計 2) 畫鏟斗圖 把已設計好的鏟 斗橫截面外廓圖按比例畫在 xOy 坐標里，斗尖對準坐標原點 O，斗前壁與 x軸呈 3 5 前傾角。此為鏟斗插人料堆時位置，即工況 。 3) 確定動臂與鏟斗的鉸接點 G 由于 G 點的 x 坐標值越小，轉斗掘起力就越大，所以 G 點靠近 O 點是有利的，但它受斗底和最小離地高度的限制，不能隨意減小；而 G 點的 y坐標值增大時，鏟斗在料堆中的鏟取面積增大，裝的物料多，但這樣縮小 G 點與連桿鏟斗鉸接點 F 的距離，使掘起力下降。綜合考慮各種因素的影響，設計時，一般根據坐標圖上工況工時的鏟斗實際狀況，在保證 G 點 y 軸坐標值Gy=250 350mm 和 x軸坐標值Gx盡可能小而且不與斗底干涉的前提下，在坐標圖上人為地把 G 點初步確定下來。 4) 確定動臂與機架的鉸接點 A 以 G 點為圓心，使鏟斗順時針轉動，至鏟斗斗口 OO與 x軸近似平行為止，即工況。 把已選定的輪胎外廓畫在坐標圖上。作圖時，應使輪胎前緣與工況時鏟斗后壁的間隙盡量小些，目的使機構緊湊、前懸小，但一般不小于 50mm ；輪胎中心 Z 的 y坐標值應等于輪胎的工作半徑 KR 。 根據給定的最大卸載高度 xh、最小卸載距離xl和卸載角x，畫出鏟斗在最高位置卸載時的位置圖，即工況，并令此時斗尖為 4O ， G 點位置為 G，如圖 3-14 所示。 以 G點為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗口與 x軸平行，即得到鏟斗最高舉升位置圖（即工況）。 連接 GG并作其垂直平分線。因為 G 和 G點同在以 A 點為圓心， 動臂 Dl 長為半徑的圓弧上，所以 A 點必在 GG的垂直平分線上?？傻?A 點坐標。 5) 確定動臂與搖臂的鉸接點 B B 點的位置是一個十分關鍵的參數。它對連桿機構的傳動比、倍力系數、連桿機構的布置以及轉斗油缸的長度等都有很大影響。如圖 3-14 所示，根據分析和經驗，一般取 B點在 AG 連線的上方，過 A 點的水平線下方，并在 AG 的垂直平分線左側盡量靠近工況時的鏟斗處。相對前輪胎， B 點在其外廓的左上部。 (2) 連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點 F 、 E 的確定 因為 G 、 B 兩點已被確 定，所以再確定 F 點和 E 點實際上是為了最終確定與鏟斗相大學畢業(yè)設計 - 23 - 連的四桿機構 GFEB(即 GF2E2B)的尺寸，如圖 3-14 所示。 圖 3-14 連桿、搖臂、轉斗油缸尺寸設計 確定 F、 E 兩點時，既要考慮對機構運動學的要求，如必須保證鏟斗在各工況時的轉角，又要注意動力學的要求，如鏟斗在鏟裝物料時應能輸出較大的掘起力，同時，還要防止前述各種機構運動被破壞的現(xiàn)象。為此，建議按下述方法進行設計。 1) 按雙搖桿條件設計四桿機構 令 GF 桿為最短桿， BG 桿為最長桿，即必有 GF+BGFE + BE 1 (3.10) 如圖 3-14 所示，若令 GF =a 、 FE=b 、 BE=c、 BG =d ，并將式 (3.10)不等號兩邊同 除以 d，經整理可得下式，即 K=b d c d a d2 銷軸支座的擠壓應力 jy=P1/L1d=218MPa 銷軸套的擠壓應力 jy= P1/L3d=218MPa 此處 P1 是把作用在銷上的力看做集中應力求解的，實際上銷的受力要分散的多。由計算結果，安全系數均大于 2，所以搖臂銷強度滿足要求。 b 動臂缸銷強度校核 P1 =PH/2=134.75K N W= d3/32=12.3 cm3 L2 =1/2 L1+a+H/2=25/2+2.5+12=27mm W =P1L2/W=295.8 MPa 銷軸支座的擠壓應力 jy= P1/L1d = 115 MPa 銷軸套的擠壓應力 jy= P1/L3d = 145MPa 顯然，銷及軸套均滿足強度要求。大學畢業(yè)設計 - 34 - 第五章 工作裝置的建模及仿真分析 輪式裝載機是一種用途較廣的施工機械，其工作裝置是完成鏟、裝、運、卸等作業(yè)并帶有液壓缸的空間多桿機構。工作裝 置設計水平的高低直接影響裝載機作業(yè)性能的好壞，進而影響整機工作效率。過去基本沿用類比法進行設計，工作繁瑣、設計精度低、周期長，且不易獲得各項性能指標都比較滿意的設計方案。隨著計算機技術的發(fā)展及各種 CAD、 CAE 軟件的應用，輪式裝載機工作裝置的設計與傳統(tǒng)設計方法相比較，有了很大的改變。利用 CAD、 CAE 技術可以快捷、高 效、精確地解決許多技術上的難題，縮短產品設計周期，提高設計質量， 增強產品的市場競爭力。 在本章中，我們先利用 Pro/E 和 ADAMS 建立工作裝置的模型，然后再在 ADAMS 中對工作裝置的模型進行仿 真分析。初步是在 Pro/E 中建立鏟斗的模型，然后將鏟斗的模型導入 ADAMS 中。然后在 ADAMS 中將模型建好，并對整個工作裝置模型進行仿真分析。 5.1 工作裝置建模 5.1.1 在 Pro/E 中建立鏟斗 在 Pro/E 中分別建立鏟斗的模型如（圖 5-1） 首先，啟動 Pro/E 程序；選著新建按鈕后選零件、實體缺省模式；其次，選拉伸按鈕，選取參考面，畫出鏟斗的橫截面的平面圖，再進行拉伸距離；然后選取抽殼按鈕，選著參照面，再選取抽殼的厚度打對勾進行抽殼；其他的用拉伸進行作圖；最后，用拉伸把鏟斗得斗齒畫好，選著陣列按鈕選 著斗齒進行陣列后得到的圖如圖 5-1 圖 5-1 鏟斗圖 大學畢業(yè)設計 - 35 - 5.1.1 動 ADAMS/View 程序 1. 點擊 adams/view 圖標，啟動 adams/view. 2. 在歡迎對話框中選擇 creat a new model 項，重力設置 Earth Normal.參數；單位設置選擇 MMKS 系統(tǒng)。 3. 選擇 OK。 5.1.2 檢查和設置建?；经h(huán)境 檢查默認單位，在 setting 菜單選擇 units 命令，顯示單位設置對話框，當前的設置應該為 MMKS 系統(tǒng) 在 setting 菜單，選 working grid 命令，顯示設置工作柵格對話 框。設置 sizeX=3500mm,sizeY=4000mm,spcingX=50mm選擇 OK.。在 setting 菜單，選擇 Gravity 命令，顯示設置重力加速度對話框；當的的重力設置應該為 X=0， Y=-9.8065， Z=0。Gravity=on 選擇 OK 按鈕。 5.1.3 Pro/E 鏟斗模型導入 ADAMS 在 Pro/E 中把鏟斗的模型建好后，再把建好的鏟斗模型保存為副本類型為 *.slp 或 *.x_t格式。 在 ADAMS 中，選著 Adams/View 菜單欄的 File 中的 Import，再輸入如圖 5-3，然 圖 5-3 鏟斗導入 后， 選擇 OK。 圖 5-2 工作柵格 大學畢業(yè)設計 - 36 - 5.1.4 工作裝置的幾何建模 1.創(chuàng)建動臂 a. 定義關鍵點 根據所設計的動臂，畫出動臂的截面形狀，在其邊緣標出一系列關鍵點的坐標，如表5-1； (表 5-1) 動臂關鍵點坐標 在工具箱選擇 定義點工具。選擇參數： Add to Ground,Dont attatch；根據表中的坐標，分別定義各點。 b. 在幾何建模工具箱中選擇 創(chuàng)建板工具。 在參數設置欄，設置如圖 5-4；其中，厚度根據自己動臂的寬度設定，半徑根據動臂前后兩鉸點外緣半徑設定。再把創(chuàng)建好的進行copy，在 工具箱中選擇 進行移動，在參數設置欄，設置如圖 5-5。 c.創(chuàng)建動臂的中間梁。選擇工具箱中的 工具。 在參數設置欄，設置如圖 5-6；其中，厚度根據自圖 5-4 圖 5-5 圖 5-6 大學畢業(yè)設計 - 37 - 己動臂中間梁的寬度設定，半徑根據動臂的形狀設定。 在 Adams 中從而可以得到動臂如圖 5-7 圖 5-7 動臂 2.創(chuàng)建連桿、搖臂、油缸 a.創(chuàng)建連桿 根據所設計的連桿和連桿的關鍵點，在幾何建模工具箱中選擇創(chuàng)建板工具。須參數設置如圖 5-8，依次選擇 F 點 E 點。將連桿重命名 liangan。 b.創(chuàng)建搖臂 創(chuàng)建搖臂的方法跟創(chuàng)建連桿的類似，將搖臂重命名 yaobi。 c.創(chuàng)建油缸 根據所設計的油缸和油缸的關鍵點，在幾何建模工具箱中選擇 創(chuàng)建板工具。須參數設置如圖5-9 和圖 5-10，選擇 C 點 D 點。就可以創(chuàng)建轉斗油缸。而創(chuàng)建舉升油缸的方法跟創(chuàng)建轉斗油缸的方法類似。 根據以上關鍵點 建立的實體模型如（圖 5-11）所示 圖 5-8 連桿參數 圖 5-9 圖 5-10