方 吉，申金鵬，丁洪鈞，李曉峰

（1.大連交通大學(xué)機(jī)車車輛工程學(xué)院，遼寧 大連 116028；2.中車齊齊哈爾車輛有限公司，黑龍江 齊齊哈爾 161000）

1 引言

底門(mén)開(kāi)閉機(jī)構(gòu)是鐵路漏斗車非常重要的快速卸貨工具，歷年來(lái)由于設(shè)計(jì)等原因?qū)е略谶\(yùn)行途中出現(xiàn)底門(mén)打不開(kāi)、關(guān)不上或意外打開(kāi)等意外情況，給鐵路貨運(yùn)造成不利的影響[1-3]。為了避免類似情況的發(fā)生，在底門(mén)開(kāi)閉機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)過(guò)程中需要對(duì)其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)分析。為了考察漏斗車底開(kāi)門(mén)機(jī)構(gòu)能否實(shí)現(xiàn)預(yù)期的基本動(dòng)作，首先建立漏斗車底開(kāi)門(mén)機(jī)構(gòu)的多體仿真模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真，分析其各部件運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系，驗(yàn)證該機(jī)構(gòu)的可行性。施加貨物載荷，進(jìn)行觸碰開(kāi)門(mén)及關(guān)門(mén)動(dòng)力學(xué)過(guò)程計(jì)算，并校驗(yàn)關(guān)鍵部件的穩(wěn)定性及強(qiáng)度。

2 建立多體動(dòng)力學(xué)模型

利用MSC.ADAMS 多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)軟件建立漏斗車底門(mén)開(kāi)閉機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型[4]，漏斗車底開(kāi)門(mén)機(jī)構(gòu)主要由底門(mén)、傳動(dòng)軸、短連桿、長(zhǎng)連桿、曲杠桿、開(kāi)門(mén)觸碰及關(guān)門(mén)觸碰裝置等組成。其中開(kāi)門(mén)限位塊和開(kāi)門(mén)及關(guān)門(mén)止擋以簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)代替，其它主要結(jié)構(gòu)均按實(shí)際設(shè)計(jì)尺寸建模，如圖1 所示。

為了考察該機(jī)構(gòu)是否能夠?qū)崿F(xiàn)，開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂與開(kāi)門(mén)觸臺(tái)碰撞后順利實(shí)現(xiàn)打開(kāi)底門(mén)的基本動(dòng)作，進(jìn)行開(kāi)門(mén)過(guò)程運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真；等貨物完全卸載完成后，通過(guò)關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂與關(guān)門(mén)觸臺(tái)的碰撞接觸，順利將底門(mén)關(guān)閉到死點(diǎn)鎖緊位置。開(kāi)門(mén)過(guò)程是開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂與開(kāi)門(mén)觸臺(tái)短暫接觸后，底門(mén)就與開(kāi)門(mén)觸臺(tái)分離并自動(dòng)開(kāi)啟，因此開(kāi)門(mén)力指受開(kāi)門(mén)觸臺(tái)的接觸面傾斜度影響，而開(kāi)門(mén)觸臺(tái)高度對(duì)開(kāi)門(mén)力影響很小，主要影響發(fā)生接觸時(shí)間。

在關(guān)門(mén)過(guò)程中，關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂滑輪最終必須越過(guò)關(guān)門(mén)觸臺(tái)頂面，因此關(guān)門(mén)觸臺(tái)頂面與關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂滑輪底面的相對(duì)高度對(duì)關(guān)門(mén)接觸力起決定性影響。為了保證底門(mén)安全的關(guān)門(mén)到位，實(shí)際設(shè)計(jì)過(guò)程中會(huì)在此處預(yù)留高度過(guò)盈量，高度過(guò)盈量太小不利于關(guān)門(mén)到位，太大則造成關(guān)門(mén)力及結(jié)構(gòu)內(nèi)載荷過(guò)大可能造成結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度不足，因此需要擬定一個(gè)合適的取值[5]。本次計(jì)算取20mm 的高度過(guò)盈量（即在關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂滑輪經(jīng)過(guò)關(guān)門(mén)觸臺(tái)最高頂面時(shí)，由于存在彈簧關(guān)門(mén)觸臺(tái)最高頂面會(huì)被下壓20mm）。

圖1 漏斗車底門(mén)開(kāi)閉機(jī)構(gòu)多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型Fig.1 Multi-Body System Dynamics Model of HopperCar Opening and Closing Mechanism

圖2 正向開(kāi)門(mén)觸臺(tái)模型Fig.2 Forward Opening Contact Model

圖3 正向關(guān)門(mén)觸臺(tái)模型Fig.3 Forward Closing Contact Model

圖4 反向關(guān)門(mén)觸臺(tái)模型Fig.4 Reverse Closing Contact Model

其中開(kāi)門(mén)觸臺(tái)只有一種形式，如圖2 所示。其接觸方式分正向開(kāi)門(mén)和反向開(kāi)門(mén)兩種，關(guān)門(mén)觸臺(tái)的正向關(guān)門(mén)和反向關(guān)門(mén)過(guò)程分別采用兩種不同的觸臺(tái)形式，如圖3、圖4 所示。在ADAMS/View 中接觸力的求解方法有下面兩種：（1）補(bǔ)償法需選擇合適懲罰系數(shù)與補(bǔ)償系數(shù)，設(shè)置的懲罰系數(shù)越大則嵌入體積越小，此時(shí)的接觸剛度越大；（2）沖擊函數(shù)法是利用軟件函數(shù)庫(kù)中的Impact 函數(shù)進(jìn)行接觸力的計(jì)算，所需構(gòu)件嵌入時(shí)生成的彈性力和物體間相對(duì)速度生成的阻尼力這兩部分。采用沖擊函數(shù)法定義滑輪與開(kāi)門(mén)觸臺(tái)之間的接觸，如圖5 所示。

圖5 滑輪-開(kāi)門(mén)觸臺(tái)接觸模型Fig.5 Contact Model of Opening Contact Table

接觸可以分為法向接觸與切向接觸。其中切向接觸的摩擦求解較為復(fù)雜，通常分為動(dòng)摩擦和靜摩擦[6]。

法向接觸力的廣義表示形式為：

式中：K—赫茲接觸剛度；δi—法向的穿透深度；C—阻尼系數(shù)，計(jì)算過(guò)程中選取合適的接觸阻尼參數(shù)可以使得接觸面處的振動(dòng)快速收斂，如圖6 所示；e—力的指數(shù)，該車滑輪與移動(dòng)軌道為鋼材料之間的接觸，取值為1.5；Vi—法向相對(duì)速度[7]。

圖6 阻尼與穿透深度曲線Fig.6 Damping and Penetration Depth Curves

3 傳動(dòng)受力分析

首先是漏斗車底門(mén)上載荷的確定，根據(jù)底門(mén)正上方的貨物重量來(lái)計(jì)算垂向載荷，單個(gè)底門(mén)上貨物：3.04t×1.56（相關(guān)系數(shù)）=4.74t。重力：4.74t×9.8=4.65E4N，施加方向?yàn)樨Q直向下，在開(kāi)門(mén)過(guò)程中力的方向始終向下，載荷的施加在底門(mén)的幾何中心處。鋼結(jié)構(gòu)密度取7850kg/m3，根據(jù)各部件的幾何模型，計(jì)算質(zhì)量、質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等動(dòng)力學(xué)參數(shù)。鋼對(duì)鋼動(dòng)摩擦系數(shù)取0.15，靜摩擦系數(shù)0.2，開(kāi)門(mén)觸臺(tái)及關(guān)門(mén)觸臺(tái)的移動(dòng)速度設(shè)定0.5m/s，考慮到關(guān)門(mén)過(guò)程中底門(mén)上貨物已經(jīng)卸載完畢，底門(mén)上載荷定義時(shí)間歷程定義，如圖7 所示。

圖7 底門(mén)上貨物載荷的定義Fig.7 Definition of Load on the Bottom Door

3.1 準(zhǔn)靜態(tài)受力分析

圖8 底門(mén)機(jī)構(gòu)受力簡(jiǎn)化模型Fig.8 Simplified Model of Door Mechanism

該底開(kāi)門(mén)機(jī)構(gòu)基本結(jié)構(gòu)類似于一個(gè)雙四桿機(jī)構(gòu)，如圖8 所示。其中左側(cè)門(mén)、長(zhǎng)拉桿、中心轉(zhuǎn)軸及車體構(gòu)成四桿機(jī)構(gòu)，另外右側(cè)門(mén)和短連桿中心轉(zhuǎn)軸及車體另外一套四桿機(jī)構(gòu)，其中中心轉(zhuǎn)軸是公共的部件。在做仿真計(jì)算前，建立一個(gè)簡(jiǎn)化的力學(xué)模型進(jìn)行計(jì)算是有必要的，其計(jì)算結(jié)果判斷仿真結(jié)果是否可靠的一個(gè)重要依據(jù)。由于在開(kāi)門(mén)階段，底門(mén)上存在貨物載荷作用，因此，只有將開(kāi)門(mén)觸臺(tái)的斜面角度設(shè)計(jì)與圖8 中開(kāi)門(mén)力方向垂直才能有效的減少開(kāi)門(mén)所需觸碰力。

其中，貨物載荷包括底門(mén)和貨物的自重F1=47793.6 牛頓，載荷力臂L1=256.7mm，左拉桿力臂L2=345.2mm，右拉桿力臂L3=330mm，中心軸左側(cè)力臂L5=20mm，中心軸右側(cè)力臂L4=22mm。開(kāi)門(mén)磚壁的力臂L6=278mm，忽略摩擦力和慣性力，可以通過(guò)下面靜平衡方程計(jì)算獲得開(kāi)門(mén)驅(qū)動(dòng)力。

通過(guò)式（2）～式（4）的計(jì)算可獲得開(kāi)門(mén)所需驅(qū)動(dòng)力F 為5499.0N，簡(jiǎn)化公式計(jì)算的結(jié)果是近似的，由于沒(méi)考慮慣性力和摩擦力，計(jì)算結(jié)果應(yīng)該比實(shí)際情況要小一些，可以用來(lái)校核仿真計(jì)算的結(jié)果是否可靠。開(kāi)門(mén)所需的最大載荷理論上應(yīng)該是在啟動(dòng)階段，啟動(dòng)之后最大靜態(tài)摩擦系數(shù)變成動(dòng)摩擦系數(shù)之后所需開(kāi)門(mén)力會(huì)小一些，當(dāng)開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂越過(guò)四桿機(jī)構(gòu)死點(diǎn)位置之后門(mén)在重力作用下底門(mén)自動(dòng)開(kāi)門(mén)。

3.2 正向開(kāi)門(mén)過(guò)程受力仿真分析

當(dāng)開(kāi)門(mén)觸臺(tái)與開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂接觸，打破自鎖死點(diǎn)狀態(tài)之后系統(tǒng)會(huì)因貨物重力自動(dòng)開(kāi)門(mén)。底門(mén)打開(kāi)后，貨物會(huì)自動(dòng)卸載，底門(mén)上的載荷會(huì)不斷減少，然后底門(mén)撞擊開(kāi)門(mén)限位裝置并停下來(lái)。在1.82s 時(shí)刻，開(kāi)門(mén)觸臺(tái)與開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂發(fā)生接觸；2.10s 門(mén)完全打開(kāi)，底門(mén)與開(kāi)門(mén)限位塊發(fā)生接觸。其中開(kāi)門(mén)止擋塊、開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂、長(zhǎng)連桿、短連桿、彈簧擋座受力時(shí)間歷程，如圖9～圖13 所示。最大受力，如表1 所示。

圖9 單個(gè)開(kāi)門(mén)止擋塊受力過(guò)程Fig.9 Reaction Force on Single Door Stop Block

圖10 開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂的接觸合力Fig.10 Contact Force of the Door Open Arm

圖11 長(zhǎng)連桿所受合力Fig.11 The Reaction Force of the Long Link

圖12 短連桿所受合力Fig.12 The Acting Forces of the Short Connecting Rod

圖13 單個(gè)彈簧擋座的受力Fig.13 Force on Single One Spring Seat

表1 正向開(kāi)門(mén)過(guò)程受力匯總Tab.1 Force Summary of the Positive Opening Process

3.2 反向開(kāi)門(mén)過(guò)程受力仿真分析

當(dāng)開(kāi)門(mén)觸臺(tái)撞擊開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂，打破系統(tǒng)自鎖的死點(diǎn)狀態(tài)，系統(tǒng)會(huì)因貨物重力自動(dòng)開(kāi)門(mén)，底門(mén)打開(kāi)后，貨物會(huì)自動(dòng)卸載，底門(mén)上的載荷會(huì)不斷減少，然后底門(mén)撞擊開(kāi)門(mén)限位裝置并停下來(lái)。在1.36s時(shí)刻，開(kāi)門(mén)觸臺(tái)與開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂發(fā)生接觸；1.66s 門(mén)完全打開(kāi)，底門(mén)與開(kāi)門(mén)限位塊發(fā)生接觸。其中開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂所受接觸合力，如圖14 所示。最大受力匯總，如表2 所示。

圖14 開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂的接觸合力Fig.14 Contact Force of the Door Open Arm

表2 反向開(kāi)門(mén)過(guò)程受力匯總Tab.2 Summary of Forces in Reverse Opening Process

3.3 正向關(guān)門(mén)過(guò)程受力仿真分析

由于關(guān)門(mén)過(guò)程中，關(guān)門(mén)觸臺(tái)的高度對(duì)結(jié)構(gòu)受力影響很大，如果關(guān)門(mén)高度過(guò)高，當(dāng)門(mén)已經(jīng)關(guān)閉到位，觸臺(tái)將繼續(xù)對(duì)結(jié)構(gòu)施加載荷，使結(jié)構(gòu)產(chǎn)生額外的內(nèi)力作用。本次計(jì)算采用關(guān)門(mén)觸臺(tái)頂面與關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂滑輪底面間有20mm 的高度過(guò)盈量，在關(guān)門(mén)觸臺(tái)與地面之間安裝彈簧，彈簧剛度225N/mm。關(guān)門(mén)觸臺(tái)的縱向移動(dòng)速度為0.5m/s，在5.62s 時(shí)刻，關(guān)門(mén)觸臺(tái)開(kāi)始與關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂產(chǎn)生接觸，在9.69s 關(guān)門(mén)到位并穩(wěn)定下來(lái)。其中開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂的接觸合力，如圖15所示。關(guān)門(mén)觸臺(tái)彈簧壓縮量，如圖16 所示。最大受力見(jiàn)匯總，如表3 所示。

圖15 關(guān)門(mén)觸臺(tái)與關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂的接觸合力Fig.15 Contact Force Between Door-Closing Contact Platform and Door-Closing Rotating Arm

圖16 關(guān)門(mén)觸臺(tái)彈簧壓縮量Fig.16 Spring Compression of Closing Contact Platform

表3 正向關(guān)門(mén)過(guò)程受力匯總Tab.3 Forces Summary of Parts during Forward Closing

3.4 反向關(guān)門(mén)過(guò)程受力仿真分析

同正關(guān)門(mén)過(guò)程關(guān)門(mén)觸臺(tái)頂面與關(guān)門(mén)鎖緊位關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂滑輪底面間有20mm 的高度過(guò)盈量，在關(guān)門(mén)觸臺(tái)處增加彈簧，彈簧剛度225N/mm。關(guān)門(mén)觸臺(tái)的縱向移動(dòng)速度為0.5m/s，在5.53s 時(shí)刻，關(guān)門(mén)觸臺(tái)開(kāi)始與關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂接觸，在9.63s 關(guān)門(mén)到位并穩(wěn)定下來(lái)。其中開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂所受接觸合力，如圖17 所示。最大受力匯總，如表4所示。

圖17 關(guān)門(mén)觸臺(tái)與開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂的接觸合力Fig.17 Contact Resultant Force Between Closed Contact Platform and Open Revolving Arm

表4 反向關(guān)門(mén)過(guò)程受力匯總Tab.4 Forces Summary of Parts in Reverse Closing Process

4 關(guān)鍵部件強(qiáng)度及穩(wěn)定性分析

從前面的動(dòng)力學(xué)分析可以看出四種仿真模擬過(guò)程中反向開(kāi)門(mén)過(guò)程受力最大，因此主要以反向開(kāi)門(mén)過(guò)程的受力來(lái)校核各部件的強(qiáng)度是否滿足要求[8]。其中長(zhǎng)連桿屬于二力桿屬于是細(xì)長(zhǎng)結(jié)構(gòu)，主要承受軸向壓力作用且載荷較大，所以有可能會(huì)出現(xiàn)失穩(wěn)，因此除了需要強(qiáng)度計(jì)算外還需要對(duì)其進(jìn)行屈曲穩(wěn)定性計(jì)算。曲桿、開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂和關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂做強(qiáng)度計(jì)算即可。傳動(dòng)軸受力比較復(fù)雜，且結(jié)構(gòu)中心部分是空心的，所以按開(kāi)門(mén)最大扭矩并考慮兩個(gè)不同位置曲桿均勻受載和遠(yuǎn)端單側(cè)受載的極限工況來(lái)分別校核其強(qiáng)度[9]。長(zhǎng)連桿有限元模型，如圖18 所示。最大的峰值載荷為20863.2N，平行于連桿軸線的壓力，最大應(yīng)力為39.3MPa，最大位移為0.07mm，滿足應(yīng)力不超過(guò)216MPa 的標(biāo)準(zhǔn)要求，如圖19 所示。長(zhǎng)連桿屈曲穩(wěn)定性的第一階失穩(wěn)振型，如圖20 所示。當(dāng)載荷大于或等于6.0856E5N 時(shí)，結(jié)構(gòu)可能出現(xiàn)如下的彎曲失穩(wěn)[10-11]。動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果中該桿最大受力為20863.2N 力小于6.0856E5N，所以安全。

圖18 長(zhǎng)連桿有限元模型Fig.18 Finite Element Model of Long Connecting Rod

圖19 長(zhǎng)連桿應(yīng)力分布Fig.19 Stress Distribution of Long Connecting Rod

圖20 長(zhǎng)連桿屈曲穩(wěn)定性系數(shù)Fig.20 Buckling Stability Coefficient of Long Connecting Bar

短連桿最大的峰值載荷為25116.2N，平行于連桿軸線的壓力，最大應(yīng)力為42.9MPa，最大位移為0.03mm，滿足應(yīng)力不超過(guò)216MPa 的標(biāo)準(zhǔn)要求，如圖21 所示。曲桿同時(shí)受短連桿和長(zhǎng)連桿的壓力作用，其中長(zhǎng)連桿的最大的峰值載荷為20863.2N，平行長(zhǎng)連桿軸線的壓力，短連桿的最大的峰值載荷為25116.2N，平行短連桿軸線的壓力，在這兩個(gè)力同時(shí)作用下的強(qiáng)度計(jì)算，如圖22 所示。最大應(yīng)力為34.4MPa，最大位移為0.03mm，滿足應(yīng)力不超過(guò)216MPa 的標(biāo)準(zhǔn)要求。開(kāi)門(mén)過(guò)程觸碰最大峰值載荷進(jìn)行加載（最大峰值為8096.9N），最大應(yīng)力為212MPa，如圖23 所示。最大位移為1.2mm，滿足應(yīng)力不得超過(guò)許用應(yīng)力216MPa 的標(biāo)準(zhǔn)要求。關(guān)門(mén)過(guò)程觸碰載荷峰值進(jìn)行加載（最大峰值為6400.5N），最大應(yīng)力為195MPa，最大位移為1.7mm，滿足應(yīng)力不得超過(guò)許用應(yīng)力216MPa 的標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖21 短連桿應(yīng)力云圖Fig.21 Stress Distribution of Short Connecting Rod

圖22 曲桿應(yīng)力云圖Fig.22 Stress Distribution of Curved Bar

圖23 開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂應(yīng)力云圖Fig.23 Stress Distribution of Open-Door Rotating Arm

圖24 關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂應(yīng)力云圖Fig.24 Stress Distribution of the Closing Arm

表5 關(guān)鍵部件強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果匯總Tab.5 Summary of Strength Calculation Results for Key Components

通過(guò)關(guān)鍵部件的強(qiáng)度計(jì)算分析，結(jié)果匯總，如表5（部件序號(hào)參見(jiàn)圖1）所示。考慮到同一側(cè)門(mén)的兩套機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)完全一致，由于安裝誤差或某些突發(fā)情況可能導(dǎo)致單側(cè)受力的情況，因此將相關(guān)桿件的載荷放大為原來(lái)的2 倍進(jìn)行校核，可以給出比較保守的評(píng)估結(jié)果。假設(shè)單側(cè)受載極限情況的，等效于最大載荷放大2 倍，根基線形靜力學(xué)基本理論應(yīng)力放大為原來(lái)的2 倍[12]。由于傳動(dòng)軸應(yīng)力最大位置是發(fā)生在端部軸頸部，且單側(cè)受載或兩均勻受載對(duì)傳動(dòng)軸的應(yīng)力計(jì)算影響不大，所以應(yīng)力不變；而開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂和關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂的通過(guò)仿真獲得觸碰力載荷本身屬于單側(cè)受載情況，因此應(yīng)力也不變，且都小于216MPa，滿足強(qiáng)度要求。長(zhǎng)連桿除了強(qiáng)度滿足要求外，屈曲穩(wěn)定性也滿足要求。

5 結(jié)論

通過(guò)漏斗車底門(mén)開(kāi)閉機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)仿真分析與強(qiáng)度計(jì)算得出的主要結(jié)論如下：（1） 通過(guò)正向與反向開(kāi)關(guān)門(mén)過(guò)程的動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算結(jié)果，正向開(kāi)門(mén)所需驅(qū)動(dòng)力為7182.7N，這與準(zhǔn)靜態(tài)的簡(jiǎn)化計(jì)算結(jié)果5499.0N 相對(duì)比較接近，由于準(zhǔn)靜態(tài)計(jì)算忽略慣性和摩擦力，因此計(jì)算結(jié)果比仿真計(jì)算要小一些這是符合理論的。通過(guò)對(duì)比間接的驗(yàn)證了仿真計(jì)算結(jié)果的有效性。（2）通過(guò)正向開(kāi)門(mén)與關(guān)門(mén)過(guò)程的動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算，可以看出開(kāi)門(mén)過(guò)程整體受力比關(guān)門(mén)過(guò)程要大，由于開(kāi)門(mén)過(guò)程底門(mén)上有貨物載荷作用，而關(guān)門(mén)過(guò)程底門(mén)上無(wú)載荷作用，因此其主要載荷是觸臺(tái)高度過(guò)盈量造成的內(nèi)力作用。（3）通過(guò)強(qiáng)度計(jì)算，可以得出短連桿、長(zhǎng)連桿、曲桿、傳動(dòng)軸、開(kāi)門(mén)轉(zhuǎn)臂、關(guān)門(mén)轉(zhuǎn)臂在動(dòng)力學(xué)仿真獲得的最大載荷作用下應(yīng)力小于216MPa 的標(biāo)準(zhǔn)，滿足強(qiáng)度要求，長(zhǎng)連桿屈曲穩(wěn)定性也滿足要求。