挖掘机挖掘机构设计

1.1液压挖掘机的工作特点和基本类型 1.1.1液压挖掘机的特点

液压挖掘机由于采用了液压传动装置而使其在结构、技术性能和使用效果等方面及机械传动的单斗挖掘机相比具有很多特点，其优点综合叙述如下：

1.技术性能提高，工作装置品种扩大.单斗液压挖掘机及同级机重的机械挖掘机相比挖掘力约提高一倍，液压挖掘机最大挖掘力可达机重的1/2，而机械挖掘机只达机重的1/4. 因此在整机参数不变下，可加大铲斗容量。提高生产率.抓斗可以强制切土和闭斗，使切土力和闭斗力都提高。液压挖掘机的行走力和牵引力远远大于机械挖掘机，爬披能力都大为提高，还可换装加宽履带，使机械接地比压大大降低（甚至<10kPa) 。

2.简化结构、减少易损件。采用液压传动后省去了机械挖掘机复杂的中间传动零部件，简化结构并减少易损件。由于传动装置紧凑，重量减少导致转台、底架等结构件的尺寸和重量都相应降低，故同级液压挖掘机可比机械挖掘机总重量减轻30-40 %。

3. 传动性能改善，工作平稳、安全可靠。采用液压传动后能无级调速且调速范围大（最高及最低速度之比可达1000:1)，能得到较低的稳定转速，液压元件的运动惯性较小并可作高速反转，因此在挖掘饥工作中换向频繁的情况下动作平稳、冲击很小，而且液压油还能吸收部分冲击能量减少机械的冲击、振动。

4 .机构布置合理紧凑.由于液压传动采用油管连接，各机构部件之间相互位置可不受传动关系的影响限制，布置可较灵活。

5. 操作简便、灵活.液压传动比机械传动操纵轻便而灵活，采用先导阀后，操纵杆数大为减少，主操纵手柄为2个，故操纵轻便司机的劳动强度大为减轻，驾驶室及机棚完全隔开，噪音减小、视野良好，振动减径，改善了司机的工作条件。

6.易实现“三化”、提高质量。液压元件易于实现标准化、系列化、通用化。便于组织专业化生产，进一步提高产品质量、降低成本。

液压挖掘机的主要缺点是：

1.对液压元件加工精度要求高，要求严格，制造较为困难。使用中系统出现故障，现场进行排除较困难，维修条件和修理调整的技术都要求较高。

2. 液压油的粘度受温度影响较大，总效率较低，同时液压系统容易漏

油，掺入空气后产生噪音和振动，动作不稳，并对液压元件产生腐蚀作用。 1.1.2 液压挖掘机的基本类型和主要特点

单斗液压挖掘机可按用途及其主要装置的特征进行分类。

按液压挖掘机主要用途及工作装置的不同分为通用型和专用型两种。中小型挖掘机大多数为通用型，以挖掘土攘容重18000N，1m3为标准反铲斗的主要装置外，还配有道于挖掘各种轻重土质和挖掘幅度的反铲、正铲、抓斗、起重等多种装置而大型液压挖掘机则以矿用正铲为主要装置外，一般亦配有挖掘轻重土、各种挖掘幅度的正、反铲等装置。主要用于矿山采掘和装载、称采矿或矿用型。按工作装置的结构不同分为铰接式和伸缩臂式挖掘机，常用者均为铰接式，伸缩臂式挖掘机因可用于平整清理场地等作业，所以有挖掘平地机之称.按行走装置的不同，液压挖掘机分为履带式、轮胎式、汽车式、悬挂式及拖式等种。

履带式因有良好通过性能应用最广，对松软地面或沼泽地带还可采用加宽、加长以及浮式履带来降低接地比应。

轮式挖掘机具有行走速度快，机动性好、可在城市道路边行，故近年来在中小型挖掘机中发展较快。

汽车式、悬挂式是以汽车及拖拉机为基础机械装设挖掘或装载工作装置的小型挖掘机.适用于城建小量土方工程及农村建筑.拖式则没有行走驱动机构，转移时由牵引车牵引，主要优点为结构简单、成本低。

按回转部分转角的不同，液压挖掘机有全国转和半回转两类.大部分液压挖掘机是全国转式的，小型液压挖掘机如悬挂式等工作装置仅能作1800左右的回转，为半回转式。液压挖掘机按主要机构是否全部采用液压传动又分为全液压式及半液压式两种。两者区别在于半液压传动挖掘机的行走机构采用机械传动，少数挖掘机仅工作装置采用液压传动，如大裂矿用挖掘机等。目前国产轮胎式液压挖掘机多采用半压式。 1.2 液压挖掘机的发展概况

1.2.1国外液压挖掘机的目前水平和发展趋势

第一台手动挖掘机问世至今已有130多年的历史，期间经历了由蒸汽驱动半回转挖掘机到电力驱动和内燃机驱动全回转挖掘机、应用机电液一体化技术的全自动液压挖掘机的逐步发展过程。

由于液压技术的应用，20世纪40年代有了在拖拉机上配装液压反铲的悬挂式挖掘机，20世纪50年代初期和中期相继研制出拖式全回转液压挖掘机和履带式全液压挖掘机。初期试制的液压挖掘机是采用飞机和机床的液

压技术，缺少适用于挖掘机各种工况的液压元件，制造质量不够稳定，配套件也不齐全。从20世纪60年代起，液压挖掘机进入推广和蓬勃发展阶段，各国挖掘机制造厂和品种增加很快，产量猛增。

从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。 1.2.2 国内液压挖掘机的发展概况

我国的挖掘机生产起步较晚，从1954年抚顺挖掘机厂生产第一台斗容量为1m3的机械式单斗挖掘机至今，大体上经历了测绘仿制、自主研制开发和发展提高等三个阶段。

新中国成立初期，以测绘仿制前苏联20世纪30～40年代的W501、W502、W1001、W1002等型机械式单斗挖掘机为主，开始了我国的挖掘机生产历史。由于当时国家经济建设的需要，先后建立起十多家挖掘机生产厂。

到20世纪80年代末，我国挖掘机生产厂已有30多家，生产机型达40余种。中、小型液压挖掘机已形成系列，斗容有0.1～2.5 m3等12个等级、20多种型号，还生产0.5-4m3以及大型矿用10m3、12m3机械传动单斗挖掘机，1m3隧道挖掘机，4m3长臂挖掘机，1000m3／h的排土机等，还开发了斗容量0.25m3的船用液压挖掘机，斗容量0.4m3、0.6m3、0.8m3的水陆两用挖掘机等。

业内人士指出，我国单斗液压挖掘机应向全液压方向发展；斗容量宜控制在0.1～15 m3；而对于大型及多斗挖掘机，由于液压元件的制造、装配精度要求高，施工现场维修条件差等，则仍以机械式为主。应着手研究、运用电液控制技术，以实现液压挖掘机操纵的自动化。 1.3 设计概述

本设计为履带式液压挖掘机挖掘机构。及其它类型的挖掘机相比，这种类型的挖掘机因有良好通过性能应用最广，对松软地面或沼泽地带还可采用加宽、加长以及浮式履带来降低接地比压。

液压挖掘机的主要特点为：能无级调速且调速范围大，能得到较低的稳定转速，快速作用时，液压元件产生的运动惯性小，加速性能好，并可作高速反转，传动平稳，结构简单，可吸收冲击和振动，操纵省力，易实现自动化控制，易于实现标准化、系列化、通用化。

本次设计的主要参数是斗容量0.23m3,它属于中小型液压挖掘机，主要设计挖掘机的工作装置。

在设计中，采用了履带式行走装置，来满足要求。上部转台是全回转式，

因此它可在一个更大的范围内工作。又因采用液压传动控制而使整机性能得以改善。及机械式挖掘机相比，其挖掘力提高到2～3倍，整机质量约为5吨，挖掘力约为42.5kN，最大卸载高度约为5.66m，最大挖掘深度3.83m，最大挖掘半径约为6.13m，从中可以看出整机作业能力有了很大的改进，不仅挖掘力大，且机器重量轻，传动平稳，作业效率高，结构紧凑。另外，还对挖掘机的工作装置提出基于结构推理的机构方案创新设计方法。

1.4设计任务

设计一个标准斗容为0.23m，挖掘Ⅳ级及以下土壤的液压挖掘机。 其具体参数如下：

表1 设计参数

最大挖掘最大挖掘最大卸载高最大卸载最大挖掘

铲斗容量

深度

0.23(m3)

3.83 (m)

) 半径

6.13(m

5.66(m)

)

N)

度

高度

3.97(m

力 42.5(K

32.液压挖掘机反铲工作装置 2.1 反铲装置的工作原理

反铲是中小型液压挖掘机的主要工作装置。液压挖掘机的反铲装置由动臂，斗杆，铲斗，以及动臂油缸，斗杆油缸，铲斗油缸和连杆机构组成。其构造特点是各部件之间的连接全部采用铰接，通过油缸的伸缩来实现挖掘工作中的各种动作。

动臂的小铰点及回转平台铰接，并以动臂油缸来支撑和改变动臂的倾角，通过动臂油缸的伸缩可使动臂绕小铰点转动而升降。斗杆铰接于动臂的上端，斗杆及动臂的相对位置由斗杆油缸来控制，当斗杆油缸伸缩时，斗杆便可绕动臂上焦铰点转动。铲斗及斗杆前端铰接，并通过铲斗油缸伸缩使铲斗绕该点转动。为增大铲斗的转角，通常以连杆机构及铲斗连接。 2.2反铲装置工作特点

反铲主要用于挖掘停机面以下的土壤。其挖掘轨迹决定于各油缸的运动及其相互配合的情况。当采用动臂油缸工作并进行挖掘时（斗杆油缸和铲斗油缸不工作）可以得到最大的挖掘半径和最长的挖掘行程。此时铲斗的挖掘轨迹是以动臂下铰点为中心，斗齿尖至该铰点的距离为半径而做的圆弧线，其极限挖掘高度和深度（不是最大挖掘深度）即圆弧线之起点、终点，分别决定于动臂的最大上倾角和下倾角（动臂对水平线的夹角），也即决定于动臂油缸的行程。由于这种挖掘方式时间长并且由于稳定条件限制挖掘力的发挥，实际工作中基本不采用。

在实际挖掘工作过程中，往往需要采用各种油缸的联合工作。如当挖掘

基坑时由于挖掘深度较大，并要求有较陡而平整的基坑时，则采用动臂及斗杆两种油缸同时工作。当挖掘坑底，挖掘行程将结束为加速将铲斗装满土，以及挖掘过程需要改变铲斗及切削角等情况下，则要求采用斗杆及铲斗油缸共同工作。显然此时挖掘机的挖掘轨迹是由相应油缸分别工作时的轨迹组合而成。当然，这种动作能否实现决定于液压系统的设计。

当液压挖掘机反铲装置的结构形式机构尺寸定时（包括动臂，斗杆，铲斗尺寸，饺点位置，相对的允许转角或各油缸的行程等），即可用作图法求得挖掘机挖掘轨迹的包

络图，即挖掘机在任意正常工作周位置时，控制到的工作范围，图上各控制尺寸即液压挖掘机的工作尺寸。对于反铲装置的只要工作尺寸为最大挖掘深度和最大挖掘半径，包络图中可能有部分区间靠近甚至深入到挖掘机停机点以下，这一范围的土壤虽然能挖掘但可能引起土壤的崩塌而影响机械的稳定性和安全性，除有条件的挖沟作业一般不使用。故有的挖掘机工作尺寸图上标明有效的工作范围，或以虚线表明此段的挖掘轨迹。

图2-1反铲挖掘范围示意图

挖掘机反铲装置的最大挖掘力决定于液压系统的工作压力，油缸尺寸，以及油缸间作用力影响（斗杆，动臂油缸的闭锁压力及力臂）外。还决定及整机的稳定和地面的附着情况。

反铲挖掘机速度 结构尺寸已定的条件下决定于液压系统对工作油缸的供油量，对动臂油缸和斗杆油缸为提高其单独工作的挖掘速度，在液压系统中可采用合流供油措施来保证。

液压反铲都采用转斗卸土，卸载较准确，平稳，便于装车工作。

3.挖掘机的工作装置设计

3.1确定动臂、斗杆、铲斗的结构形式 3.1.1确定动臂的结构形式

动臂是反铲工作装置的主要部件，斗杆的结构形式往往取决及动臂的机构形式。目前采用得多的是整体式动臂，组合式动臂用在作业工况复杂、多变的场合，现一般作为特殊配置。

整体式动臂的优点是结构简单，轻巧，质量轻而刚度大。其缺点是更换的工作装置少，通用性较差。多用于长期作业条件相似的挖掘机上。整体式动臂又可分为直动臂和弯动臂两种。其中的直动臂结构简单、质量轻、制造方便，主要用于悬挂式液压挖掘机，但它不能使挖掘机获得较大的挖掘深度，不适用于通用挖掘机；弯动臂是目前应用最广泛的结构型式，及同长度的直动臂相比，可以使挖掘机有较大的挖掘深度，但降低了卸土高度，这正符合挖掘机反铲作业的要求。

图3-1整体直动臂 图3-2整体弯动臂

经比较，选择整体弯动臂。 3.1.2确定斗杆的结构形式

斗杆也有整体式和组合式两种，大多挖掘机都采用整体式斗杆，当需要调节斗杆长度或杠杆比时采用更换斗杆的办法，或者在斗杆上设计2-4个可供调节的孔。

图3-3 整体式斗杆图3-4 组合式斗杆 经比较，选择整体式斗杆。

3.1.3确定铲斗的结构形式和斗齿的安装结构

基本要求

1)铲斗的纵向剖面形状应适应挖掘过程各种物料在斗中运动规律，有利于物料的流动，使装土阻力最小，有利于将铲斗充满。

2)装设斗齿，以增大铲斗对挖掘物料的线比压，斗齿及斗形参数具有较小的单位切削阻力，便于切入及破碎土壤。斗齿应耐磨、易于更换。

3)为使装进铲斗的物料不易掉出，斗宽及物料直径之比应大于4：1。 4)物料易于卸净，缩短卸载时间，并提高铲斗有效容积。 反铲用的铲斗形状、尺寸及其作业对象有很大关系。为了满足各种挖掘作业的需要，在同一台挖掘机上可配以多种结构型式的铲斗，图3-5、图3-6分别为反铲用铲斗的基本形式和常用形式。铲斗的斗齿采用装配式，其形式有橡胶卡销式和螺栓连接式，如图3-5所示。

图3-5反铲用铲斗基本形式

图3-6反铲用铲斗常用结构

图3-7斗齿安装形式

经比较，选择a安装形式 3.1.4铲斗及铲斗液压缸的连接形式

铲斗及液压缸连接的结构型式有四连杆机构和六连杆机构，如图3-8所示。其中的四连杆机构方式是铲斗直接铰接于液压缸，使铲斗转角较小，工作力矩变化较大；六连杆机构连接方式的特点是，在液压缸活塞杆行程相同条件下，铲斗可获得较大转角，并改善机构的传动特性。

图3-8 铲斗的连接形式

图3-8a为直接连接，铲斗、斗杆及铲斗液压缸组成四连杆机构.图3-8 b 中铲斗液压缸通过摇抨1 和连杆2及铲斗相连，及斗杆组成六连杆机构.图3-8d 及图3-8b 类似，区别在于前者液压缸及活塞杆端铰接于摇杆两端之间.

经比较：选用b结构。虽然.六连抨中方式b和d 在液压缸行程相同时，后者能得到更大的铲斗转角，但其铲斗挖掘力的平均值较小。

铲斗液压缸一般都只有一个，因为传动比小，单油缸作用力足以保证斗齿所需作用力。

3.2 确定动臂、斗杆、铲斗油缸的铰点布置 3.2.1 确定动臂油缸的布置

动臂液压缸的连接，一般有两种布置方褒.第一种如图3-9a和b 所示，动臂液压缸装于动臂的前下方，动臂下支承点(即及转台的铰点〉可以设在转台回转中心之前。，并稍高于转台平面，也可以设置在转台之后，改善受力状况。

图3-9 动臂油缸的布置

a图中，铰点设在动臂箱体下方的凸缘上，b图中，设在动臂箱体中间，铰点布置a不削弱动臂结构强度，但影响动臂下降幅度，b则及之相反，但对动臂双液压缸则较合适。C和d动臂、动臂液压缸位于动臂的上方或后方，有的称之为“悬挂式液压缸”。由此，选定方案a为动臂油缸的布置方案。

3.2.2 斗杆油缸的布置

反铲斗杆油缸的布置如图所示。

图3-10 斗杆油缸的布置

3.2.3铲斗油缸的布置

如前所述，斗杆油缸的布置采用如图所示：

图3-11 铲斗油缸的布置

3.3 动臂、斗杆、铲斗机构参数的选择 3.3.1反铲装置总体方案的确定

动臂及动臂油缸的布置：确定用整体式动臂，天鹅颈型动臂，动臂油缸的布置为下置式。

斗杆及斗杆油缸的布置：采用整体式斗杆，不使用变铰点调节。

动臂及斗杆的长度比：即特性参数k1=l1/l2 取k1=2，为长动臂短斗杆方案。

3.3.2斗型参数的选择

图3-12 斗型示意图

斗容量q ，平均斗宽B ，转拌挖据华径R和转斗拮据接满转角2φ是铲斗的四个主要参数。 R、B，2φ三者及q之间有以下几何关系：（见【2】P75）

q12RB(2sin2)Ks 2式中土壤松散洗漱Ks的近似值为1.25，因为我国标准斗容指堆尖容量，所以装满系数不再考虑。

令q=0.23，R=0.7，2φ=90°，则由上述公式可以求出B=1.3，显然，B过大会造成最大挖掘阻力和转斗挖掘能容量E增大，不利于提高效率。于是增大R,使R=0.96，则求出B=0.7，合适。 3.3.3动臂机构参数的选择

(一)动臂的运动分析

图3-13动臂摆角范围计算简图

图3-14 F点坐标计算简图

1.

动臂的摆角

动臂的摆角1max是动臂油缸长度L1的函数，动臂上任意一点在任意时刻的坐标值也都是L1的函数。设特性参数ρ=L1min/l5，σ=l7/l5 如图3-14所示，当L1=L1min时得

在△ACB中，据余弦定理知：

1min =ACB0=cos1212l72l52L1min2)（3-1） []=cos(22l7l5当L1=L1max时则得

1max=ACBz=cos[l127l5L21max2l7l522221（3-2） 1]=cos()2动臂的摆角范围为

1max=1max-2221-cos(1)（3-3） 1=cos()1min2222动臂的瞬时转角为

2221(L1/L1min)211)—cos()（3-4） 1=cos(22不难列出动臂上任意一点的坐标方程，现在只推导F点的坐标方程。有

3-2得

20BCD111cos(1l5l7L12l5l7222)11 （3-5）

令21UCF202（3-6） 当F点在水平线CU之下时21为负，否则为正。

F点的X坐标方程为：XFl30l1cos（3-7a）

21F点的Y坐标方程为：YFYCl1sin21（3-7b） 这里C点的Y坐标值可由图达到

Ylsin（3-8）

C19122.动臂油缸的作用力臂

设Al2l7l5l5(1L1)。则

22l5e12A(Al5)(Al7)(AL1)L1l[(L1)2Ll5212L1)]（3-9）

1][1(l52e当l1分别取l1min和l1max可得到作用力臂e10和e1fL1是一条正弦曲线。，即

e101Z2L1minl25L1min)[(l52L1min)]（3-10a） 1][1(l52e1Zl2L251maxL1max)[(l52L1max)]（3-10b）

1][1(l52显然动臂油缸的作大作用力臂为e1maxl5，这时L1l7l5l52221，

1cos(

11) 2（二）动臂机构参数的选择及计算 0由【2】P75选取动臂弯角1120，取特性参数k31.2 由【2】P72取K1=1.8，根据要求R1=6.13m,l3=0.678m 由【2】P76公式 l)(6.130.678)(R1.94m l111.8k1321120 1kk31.2 1.8 1lkl1121.81.943.492m R6.13m

l0.678m13l413.492l1=1.83m 2201k32k3cos111.221.2cos120ll21.94m 1.841l42k3l411.21.832.196m 22213m l41l1l41)39ZFCcos(2l42l122212.914.642.43cos()22.914.64270l 422.196m油缸下置时动臂有刚全伸及全缩时的力臂比k4=e1z/e10.取k4=1 3927

0k41 7ll2.11m 0.8m 1max5LL 2.9m1.7m01min1min49图3-15 动臂的三维效果图 根据对照比较选取l72.11m，l50.8m。 2.9m1.7m根据对动臂油缸的设计可知L1max，L1min 根据公式（3-1）可得 222222l7l5L1min12.110.81.70)cos() 1mincos(2l7l522.110.811max169 0解得 1min4901min490 同样根据公式（3-2）可得 222222l7l5L1max12.110.82.9)cos() 1maxcos(2l7l522.110.81 11.7 k 40.14 解得 由公式（3-3）得动臂转角范围1max 1max1max1690 1max1min16949120000 2.63 1LL1maxmin2.91.71.73.125 0 取 k4sin1maxsin16900.14 1sin1min1.7sin49根据公式（2-33）得 l7l52.112.630.8 Ll1min51.72.1250.8e 100.75m 0.009me1Z12.12513.1252.63 112.631.7111.702.125 e1max0.8m0所以最终以上数据的选取满足要求。 再由公式（3-10a）(3-10b)分别求取e10和e1Z 166 L 1e101.701.700.8[(2.631][1()2.63)]0.75m 21.700.80.82222221.95m

2.902.900.8[1][1(0.82.63)]0.009m e1z22.90(2.630.8)显然动臂油缸最大作用力臂为e1maxl50.8m lcos(l1157)cos210.80()682.112GGD0.437t 2GT0.391t1.95mMz4.8104Nm 2.110.8此时L1l7l5 满斗时处在最大半径时动臂油缸应该有足够的提升力矩，工作装置各个部件重量可以按[3]P78表2-7估计 2GGD1.9q1.90.230.437tGT1.7q1.70.230.391t MT2.4105Nm llMzG141GGD(l10.7l2)GT(l1l23)223.4920.6780.450.437(3.4920.71.94)0.391(3.4921.94)224.8tm4.8104Nm经过对比参照后取e=0.9m MTp1eMZ 6MTd2425100.90.152421.51060.652.4105Nm MTMz0.48105Nm 所以所设计的动臂油缸满足要求

3.3.4斗杆机构参数的选择

(一)斗杆的运动分析

斗杆的位置参数是L1和L2的函数。这里暂时先讨论斗杆相对于动臂的运动，也即只考虑L2的影响。斗杆机构及动臂机构性质类似，它们都是四杆机构，但连杆比例不同。在动臂机构中一般L7>L5,在斗杆机构中一般L9>l=0.96m。

图3-16斗杆机构摆角计算简图

1.斗杆相对于动臂的摆角范围

2max=¦2max2min222l82l92L21l8l9L2min2maxcos()cos() （3-17）

2l8l92l8l912斗杆油缸的作用力臂

设Be2l8l9L2，则 22B(Bl8)(Bl9)(BL2)（3-18）

L2e2f(L2)e20也是正弦曲线。当分别取L2L2min和L2L2max时可得到e20和e2z。即

（3-19a）

2Bmin(Bminl8)(Bminl9)(BminL2min)L2min2Bmax(Bmaxl8)(Bmaxl9)(BmaxL2max)L2maxe2z（3-19b）

ll8显然，斗杆油缸最大作用力臂e2maxl9，这是2DFEsin1(9),L2l82l92

（二）斗杆机构参数选择计算

PGmax28.6KN P22.04105N图3-17 斗杆机构参数计算简图 根据斗杆挖掘阻力计算，并参考有关资料，查的挖掘力值，按要求的最大挖掘力确定斗杆油缸的最大作用力臂l9。 查找资料确定挖掘机斗杆挖掘力，定该斗杆挖掘力值为PGmax28.6KN 根据【2】P79公式（2-52） 即 e2maxl9PGmax(l2l3) P2e2max0.367m2max90 又有l21.94m,l30.678m,PGmax28.6KN 3.140.112P221.510N/m2.04105N 462所以e2max2.86104(1.940.678)l90.367m 52.0410 假设斗杆摆角范围为90,即2max90 在三角形E0EZF中已知l0.367m,90可得E0Ez1.54m 选择油缸L2min1.03m，则L2max1.56m 2L2max1.561.5 L2min1.03l81.3m 由【2】P75公式（2-54） 即： l8L2min2l922L2minl9cos(222max2 )) Bmax1.61Bmin1.34 1.030.36721.030.367cos(1.3902由前面公式可得 llL2max1.30.3671.56Bmax891.6122 l8l9L2min1.30.3671.03Bmin1.3422e200.24e2Z0.23 再有公式（3-19a）（3-19b）可求得 21.34(1.341.3)(1.340.367)(1.341.03)0.241.0321.61(1.611.3)(1.610.367)(1.611.56)e2z0.231.56e20显然，斗杆油缸最大作用力臂e2maxl90.367m 这时2DFEsin1(9)sin1(ll80.367)161.3 216l21.24m l2l82l921.320.36721.24m图3-18 斗杆三维效果图

3.3.5铲斗机构参数的选择

（一）铲斗运动分析

铲斗相对于X-Y坐标系的运动是L1,L2和L3的函数，西那在讨论铲斗相对于斗杆的运动。如图3-19所示，G点为铲斗油缸及斗杆的铰点。F点为斗杆及动臂的铰点Q点为铲斗及斗杆的铰点，V点为铲斗的斗齿点，K点为连杆及斗杆的铰点，N点是曲柄及斗杆的铰点，M点为铲斗油缸

及曲柄铰点，H点为曲柄及连杆的铰点。

图3-19 铲斗连杆机构传动比计算简图

（二）铲斗参数设计 1，斗形参数的选择 斗容q,平均斗宽B，挖掘半径和转斗挖掘装满角度2是铲斗的四个主要参数。他们间的关系为 1qR2B(2sin2)Ks2 Ks1.25q0.23m3

一般土壤松散系数Ks1.25;q0.23m3 由【2】P75表（2-6）比较取B=0.7m，取290。则可以求出R R2q20.230.96mB(2sin2)Ks0.7(1.57sin90)1.25B=0.7m R0.96m l30.678m

铲斗上两铰点K及Q间距l24 K2l24l3由【2】P75知，取K20.35,l30.678m 则l24K2l30.350.6780.2373m,取l24=0.3m l24=0.3m 图3-20 铲斗三维效果图

4.动臂、斗杆的结构强度校核计算分析 4.1计算工况的选择及斗杆的强度计算

1.液压挖掘机在工作过程中外载荷复杂多变，工作装置各构件的内力随

各组油缸力及运动变量的改变而变化。因此，合理的确定计算工况是进行工作装置强度计算的前提。

斗杆的计算工况为：动臂位于最低；斗杆油缸作用力臂最大；斗齿尖位于铲斗及斗杆铰点和斗杆及动臂铰点连线的延长线上；侧齿遇到障碍作用有横向力WK.

图4-1 斗杆计算图

2．铲斗所受的侧向力决定于液压挖掘机的制动力矩，其值为Ps式中：PS———铲斗所受的最大侧向力 MZ———液压挖掘机回转机构的制动力矩 r———侧向力作用点至回转中心的距离

Mz r在距离铰点B为lc的截面Cx的在和，其轴向力有下式求得：

NPdcos(ra)SbPbsinag'bsin

式中：g'b---截面Cx以左部分的斗杆重量； β---斗杆对水平线的倾角

截面上任意一点的正应力安下式求得：

'σMcyMcxN

JxJyF式中：x，y---从截面中心线y-y,x—x到所求点的距离

JJx，y---截面对y-y,x—x轴惯性矩 F---截面面积

截面上任意一点的切应力可按照下式求得： τ

MkpQxSy '2Fn2Jyn

图4-2 斗杆危险截面

图4-3 斗杆截面图

3．截面图形的几何性质

截面1

2截面面积 F=304.5cm

Sx983.5cm2截面对参数轴的静矩 截面形心 YcSx3.23cm F截面的惯性矩Jx3795.6cm4 抗弯截面模数 WxJx3795.6313.6cm3 ymax12.1截面的惯性矩 Jy3218.3cm4 抗弯截面模数 WyJyxmax3218.3214.5cm3 15截面2

2截面面积 F=154.5cm

Jx34445.3cm4截面的惯性矩 抗弯截面模数 WxJx34445.34592.7cm3 xmax7.5截面的惯性矩 Jy5853.3cm4 抗弯截面模数 WyJyymax5853.3296.3cm3

19.75截面3

2截面面积 F=126cm 截面对参数轴的静矩Sx863.1cm2 截面形心YcSx863.16.85cm F126截面的惯性矩Jx19979.2cm4 抗弯截面模数 WxJx19979.21331.9cm3 ymax15

截面的惯性矩

Jy4549.5cm4Jy抗弯截面模数 Wy4.2、强度计算

xmax4549.5606.6cm3 7.5斗杆材料选择为16Mn

根据图示的斗杆各铰点的受离情况，斗杆上截面1、截面2、截面3应力值为：

1．截面1

弯矩：MxPb(llcosa)pdhg'br'RalcNS4.9103Nm

My3.28103Nm

轴力：N4.8105N 切力：Q7.63104N 截面1的应力

Mx4.9103Nmx1563.7N/cm23Wx313.6cm3.28103Nm2y1531.2N/cmWy214.5cm3N4.810N1582.6N/cm22F304.5cmQ7.63104N2250.6N/cmF304.5m25My

N按第四强度理论其合成应力为：

r4232467723250.624697.01N/cm246.9MPa

2．截面2

弯矩：Mx4.01105Nm

My6334Nm

轴力：N3.47105N 切力：Q1.13105N 截面Ⅱ—Ⅱ上的应力

Mx4.01105Nm2x8736N/cmWx4592.7cm3yMyWy6334Nm22138N/cm296.3cm3

N3.47105N2N2250N/cmF154.5cm2Q1.13105N2735N/cmF154.5cm2按第四强度理论其合成应力为：

r4232131242373521.32104N/cm2132MPa

3．截面3

Mx8.32104Nm弯矩：

My1.05104Nm

轴力：N2.36105N 切力：Q7.25104N 截面Ⅲ—Ⅲ上的应力

Mx8.32104Nm2x6250N/cmWx1331.9cm31.05104Nm2y1763N/cmWy606.6cm3N2.36105NN1873N/cm22F126cmQ7.25104N2576N/cmF126cm2My

按第四强度理论其合成应力为：

r423298862357629936N/cm299.36MPa

从以上四个截面应力可知，用16Mn 为材料强度极限 [b]18000N/cm2=180Mpa，各截面应力均小于[b]，强度要求可以满足。 4.3动臂的强度计算

动臂最大受力位置的确定

动臂强度计算，同样应该按照挖掘工作中的可能出现的最大载荷来选定计算位置。一般认为最大载荷发生在铲斗油缸挖掘到最大深度的时候，如果这是由于挖掘机的稳定性或斗杆油缸承载能力的限制，在铲斗切削刃不能实现最大挖掘力，那么计算位置就应该选择使斗杆转过一些角度的时候。

图4-4 动臂挖掘力分布图

整体式弯动臂对弯曲部分的断面进行强度计算时，颖考虑按曲梁进行设计，即在弯曲平面内的应力按照下式计算

σ=

NM1y1• FFrkyr式中：F---断面面积

r---断面弯曲处的曲率半径

y---断面重心至计算点的距离，该点在曲率中心及断面重心之间为负，反之为正

k---断面形状及曲梁曲率有关系数

1FydF yrk=-



图4-5 动臂截面图

图4-6 挖掘力力臂图示

图4-7 挖掘力力臂测量

A点及B点的受力计算

A点：取整个工作装置为隔离体，由于挖掘力（42.5KN）的作用点距A点的力臂333cm和动臂油缸距A点的力臂为65.3cm。由此可得动臂油缸受力为：

P42500333145002008050220900256141670N

65.3（2）B点：取铲斗，斗杆为隔离体，由图量的斗杆油缸距B点的力臂为34cm，挖掘力（42500N）到B点的距离为144cm。从而得斗杆油缸受力：

P4250033390057100008214719N

65.3动臂横截断面的形式及主要符号的意义

图4-8 动臂截面图示

——横截断面截面积 IiX——横截面面绕X轴的惯性矩 WiX——横截面绕X轴的截面模数 Iiy——横截面面绕Y轴的惯性矩 wiy——横截面绕Y轴的截面模数 Aim

——横截面中心线所包围的面积 MT——机器制动力矩(9926400Ncm) Pk——侧向力、由机器制动力矩所引起 i中

——挖掘力均匀作用于各斗齿引起的正应力 i侧——挖掘力作用于一个边齿引起的应力 Zi——剪切应力 b=70cm——铲斗宽

Fi所取截面受力计算： 剖面所取部位如图所示。（图中剖面位置尺寸分别为和B、A点的距离尺寸单位为cm）

动臂材料为16Mn.

挖掘力均匀的作用于铲斗的个斗齿上或者仅作用于斗齿上 1—1截面

a=35,h=24,t1.5

F11.53521.5(243)2168cm23524332213I1x15624cm41212 156243w1X1302cm24/23580004650012014464N/cm220013022—2截面

a=33,h=49.8, t1.5

F21.53521.5(49.83)2242.4cm23549.833245.83I2X104034cm41212104034w2X4178cm349.8/23580004650018023793N/cm22004178

3—3截面

a=35,h=30, t1.5

F335303227186cm23530332273I3X26262cm41212 262623w3X1750.8cm30/252600043500046500300435000403500075316406.7N/cm22751750.84—4截面

a=35,h=47.9, t1.5

F43547.93244.93113.3cm23547.933244.93I4X79164.5cm4121279164.5w4X3526.2cm344.9/252600043500046500300435000443500075411673.4N/cm23035262)挖掘力仅作用于旁边的一个斗齿上，并有侧向力PK的作用。

图4-9 侧向力力臂图示

图4-10 侧向力力臂测量

由图量得侧向力距离回转中心的距离为310cm

PKMT859000027709.6N 310310①1—1截面

2435321323I1y28406cm41212w1yJ1y/35/21623.2cm3A1m(353)(243)672cm228406144644481.5N/cm21623.2315003101096205012125N/cm226721.5

1123124481.523212525799.1N/cm2②2—2截面

49.835346.8323I2y50136cm41212w2yJ2y/35/22864.9cm3A2m(49.83)(353)1497.6cm250136237933810.5N/cm22864.931500310109620502953.5N/cm221497.61.5

2223223810.523953.524152.9N/cm2③3—3截面

3035327323I3y33459.5cm41212w3yJ3y/35/21911.9cm3A3m(353)(303)864cm233459.5316406.716445.5N/cm2864315003101096205031652.7N/cm228641.5

33233216445.5231652.7216692.7N/cm2④4—4截面

47.935344.9323I4y48535.7cm41212w4yJ4y/35/22773.4cm3A4m(353)(47.93)1436.8cm248535.7411673.411690.9N/cm22773.431500310109620504994.1N/cm221436.81.5

44234211690.923994.1211817.0N/cm2动臂材料为16Mn.[b]=33000N/cm,经过对动臂的静强度计算，可知动臂的强度满足要求。

25.油泵、油缸的选择计算 5.1 油泵的选择要求

1.压力、流量、转速等参数必须合理选择；

2.要有较好的调速性能并能适应负载居变的工况； 3.使用可靠、耐久

4.对污染的敏感性较小 5.力求降低噪音；

各种类型油泵的主要特点：

轴向柱塞泵通称为柱塞泵。柱塞泵及齿轮泵，叶片泵相比，结构紧凑，寿命长，噪音小，效率高，单位重量功率大（即在同样的情况下，体积重量较小，可获得较高的压力和较大的流量），流量和输油方向可调。目前，单斗液压挖掘机所用的柱塞泵，工作压力在250~320kg/cm2以上。

轴向柱塞泵及径向柱塞泵想比较，当功率及转速相同时，径向尺寸较小，结构紧凑，转动部分惯性较距较小，单位功率所消耗的金属少，泵的径向作用力小，变量调节方便；缺点是轴向尺寸较大，结构比较复杂，轴向作用力大。制造困难，价格较高。

齿轮泵结构简单，工作可靠，维护方便，但是漏油较多，效率低，吸油高度一般不大于500毫米，轴承负荷较大，磨损较剧烈，寿命较低，不能实现变量。

叶片泵结构紧凑，外形尺寸较小，运转平稳，输油量均匀，噪音小，耐久性好。但是叶片泵压力较低，耐冲击载荷较差。

轴向柱塞泵分为斜盘式和斜轴式两种，斜盘式轴向柱塞泵由于强度较低，工作条件要求教高，对污染叫敏感等，故在挖掘机上较少应用。

5.2油缸的设计

1.油缸设计时应该考虑以下几点：

在保证获得所需往复运动速度和推力的前提下，应该尽量叫嚣油缸的外廓尺寸；挖掘机由于受重量和安装位置的限制，对此要求更高。

要有良好的密封防尘装置。高压容积的密封是一切液压部件及正常工作的决定因素，一切液压部件都不允许有漏油，而减少内漏是提高油缸溶剂效率所必须的。挖掘机的油缸活塞经常伸出缸筒外面，而暴露于大气中致使其表面沾染灰尘杂物。影响使用寿命，为避免把灰尘污物带进油缸而污染液压油，并且防止摩擦表面尽快的磨损，必须注意防尘。

能够及时将油缸内的空气排除出去。

保证活塞杆只受中心拉压，不受偏心力作用。 应该根据工作要求采取必要的缓冲措施。

油缸很长时，活塞杆的挠度不应该过大，以影响密封效果。

油缸的主要参数（包括缸体内径，壁厚，活塞杆外径和油缸行程等），应根据其工作要求按照有关标准要求来确定。然后对其强度和活塞的稳定性进行演算。 2.油缸内径D的确定 已知油泵的流量 Q25535.69.9L/min155500mlmin Q155500mlmin 由[3]P114初步选取油缸内径为140mm，外径为180mm材料为45号钢经过调质处理，油压为21.5MP。 无杆腔速度为v1 v则 1QQ15550090%909.5cm/min15.15cmsD23.14142s44 v15.1cms

1 有杆腔速度为v2 初步估计活塞直径为70mm Q15550090%v2(Q2d2)3.14(14272)1212.7cm/min20.2cms44 v 220.2cmsv15.15cms，v1220.2cms 根据对比其他挖掘机参数次速度符合要求。 3.油缸外径D外计算（——油缸壁厚） 初步估计油缸外径为180mm，油缸壁厚50mm，选取油缸体为锻造[]=115MP D500.2778180 []=115MP  D0.2778

根据【4】P17265, 即/D=0.08~0.3时，壁厚按下式计算 pmaxDmax2.3p3pC1C2(mm) C=1~2(mm) 式中 C1————缸桶外径公差余量，通常C=1~2(mm); C2---------腐蚀余量 D ————油缸内径（mm）; PmaxPmax= ————油缸实验压力（MP）约比最大工作压力（1.2~1.3）p p大20%~30%，即 Pmax=（1.2~1.3）p p []————油缸材料许用应力（MP） 21.51061.20.180.0010.0010.025.2m2.3115106321.5106 25mm 取25mm 则DD2140225190mm 4.活塞杆直径的确定 d=80mm 1dD 式中： D------缸桶内径 -----速比，根据表17-6-3选取=2； d1402198.9mm2 n k=3 则有 取d=100mm 5.活塞杆强度计算 活塞杆在稳定工况下，只受推力和拉力，可以近似的用直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行计算： F1064d2pp15.910N5k J 4.9106m4式中：F------活塞杆的作用力 d------活塞杆直径 p-----材料的许用应力，MPa p 无缝钢管于是有：21.5106=100~110MPa i0.025m E =1.1 2.110kg64cm20.14210642.14p100 40.12m=2 所以，活塞杆满足强度要求。 6.活塞杆稳定性验算 受压活塞杆稳定条件表示为 pPKnk  176.9 pk——临界力 ；nk——安全系数 ，一般取nk=3。 l2k2 79.2 EJkgp1i当 时(l) l——活塞杆计算长度，l=1800mm J——活塞杆横截面的惯性矩， J3.140.1644.910m6464 d44ii——活塞杆横截面的回转半径 ， d0.10.025m44 ——长度系数。取=1.1 E——活塞杆材料弹性模数。对于钢取 62E2.110kgcm 取活塞杆材料为45钢调质处理，则 [s]=350MP=3500kg/cm2 p8.610Nnk5k1Ei3.14s2.1103500676.9P 3.310N 5l1.1180079.225 因为>1所以 EJp3.142.1104.910(l)(1.11.8)k22221062.5910Kg5 2.59106N2.59108.610N3 P21.5100.143.310N4 k5k625 6pn显然Ppnkk，所以活塞杆满足稳定性要求。 7．油缸端盖法兰的设计 发兰的结构有四种，通过比较对照优先选用端盖式加导向环法兰，其参数根据其选定。 图4-1油缸法兰三维效果图 法兰及缸体用六个内六角螺栓紧固，其公称直径10mm 查【5】P45选择螺钉GB70-85 M1060 6.小型液压挖掘机的技术发展趋势

小型挖掘机的技术发展顺应全球多样化施工现场的需求，经历了三十多年的历史演变过程，经历不断的改进，在技术性能，作业功能，作业效率，安全，环保，节能和维护保养等方面有了大幅度提高，形成了比较一致的技术标准和作业规范。主要体现在一下几个方面：

1.无尾回转和动臂偏转技术 作为小挖基本概念的动臂偏转和无尾回转功能及20世纪90年代中后期面向世界推出，无尾回转结构的应用，使其在狭窄的地带作业时无需担心尾部的碰撞。其设计难点在于回转平台的总体布置，以及整机稳定性的解决。

2.新型液压控制技术 新型液压控制技术具有作业效率高，操作性能好，具有良好经济性和环境适应性，可进行高效率，强有力的作业。新的液压系统不受负荷大小的影响，完全根据操纵杆的幅度分配所需液压油的流量，完全柑橘操作人员的意图轻松完成作业。

3.安全性能 设备的安全性能给操作者提供安心作业的环境，提高操作人员的安全性。小型挖掘机的安全性主要体现在驾驶室的设计上，在驾驶室的使用中，应满足一下性能要求：可满足必须的能量吸收；可满足必须

的抗载荷；成员安全区域足够大。

4.环保技术 主要体现在高功率，低油耗，清洁排放发动机的应用上。新型发动机同时降低了震动和噪声，有易于环境保护和操作人员的健康。

5.人机工程技术 司机室符合人机工程徐原理，内部宽敞，造型美观，操作方便，省力，仪表显示直观准确，能给驾驶员提供一种舒适的操作环境，充分减轻驾驶员的疲劳。

参考文献

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[19]Hirokazu Araya, Masayuki KagoshimaMechanical Engineering

Research Laboratory, Kobe Steel, Ltd., Nishi-ku, Kobe Hyogo 651 2271, Japan27 June 2000附录：

Semi-automatic control system for hydraulic shovel

Hirokazu Araya, Masayuki Kagoshima

Mechanical Engineering Research Laboratory, Kobe Steel, Ltd.,

Nishi-ku, Kobe Hyogo 651 2271, Japan

Accepted 27 June 2000

Abstract:

A semi-automatic control system for a hydraulic shovel has been developed. Using this system, unskilled operators canoperate a hydraulic shovel easily and accurately. A mathematical control model of a hydraulic shovel with a controller wasconstructed and a control algorithm was developed by simulation. This algorithm was applied to a hydraulic shovel and itseffectiveness was evaluated. High control accuracy and high-stability performance were achieved by feedback plusfeedforward control, nonlinear compensation, state feedback and gain scheduling according to the attitude. q2001 ElsevierScience B.V. All rights reserved.

Keywords: Construction machinery; Hydraulic shovel; Feedforward; State feedback; Operation

1. Introduction

A hydraulic shovel is a construction machinerythat can be regarded as a large articulated robot.Digging and loading operations using this machinerequire a high level of skill, and cause considerablefatigue even in skilled operators. On the other hand,operators grow older, and the number of skilledoperators has thus decreased. The situation calls forhydraulic shovels, which can be operated easily byany person

The reasons why hydraulic shovel requires a highlevel of skill are as follows.

1. More than two levers must be operated simultaneouslyand adjusted well in such operations.

2. The direction of lever operations is differentfrom that of a shovel’s attachment movement.

For example, in level crowding by a hydraulicshovel, we must operate three leverssimultaneously to move the top of a bucketalong a level surface. In this case, the leveroperation indicates the direction of the actuator, butthis direction differs from the working direction.

If an operator use only one lever and other freedomsare operated automatically, the operation becomesvery easily. We call this system a semi-automaticcontrol system.

When we develop this semi-automatic controlsystem, these two technical problems must be solved.

1. We must use ordinary control valves for automaticcontrol. 2. We must compensate dynamic characteristicsof a hydraulic shovel to improve the precisionof control.

We have developed a control algorithm to solvethese technical problems and confirm the effect ofthis control algorithm by experiments with actualhydraulic shovels. Using this control algorithm, wehave completed a semi-automatic control system forhydraulic shovels. We then report these items. 2. Hydraulic shovel model

To study control algorithms, we have to analyzenumerical models of a hydraulic shovel. The hydraulicshovel’s boom, arm, and bucket jointsare hydraulically driven..

The details of the model are described in thefollowing. 2.1. Dynamic model

Supposing that each attachment is a solid body,from Lagrange’s equations of motion, the followingexpressions are obtained:

2.2. Hydraulic model

Each joint is driven by a hydraulic cylinder whoseflow is

controlled by a spool valve.. We can assume the following:

1. The open area of a valve is proportional to thespool displacement. 2. There is no oil leak.

3. No pressure drop occurs when oil flows throughpiping.

4. The effective sectional area of the cylinder isthe same on both the head and the rod sides. 3. Angle control system

The angleθis basicallycontrolled to follow the reference angle θby position feedback. In order to obtain more accuratecontrol, nonlinear compensation and state feedbackare added to the position feedback. We will discussdetails of these algorithms as follows. 3.1. Nonlinear compensation

In the ordinary automatic control systems, newcontrol devices such as servo valves are used. In oursemi-automatic system, in order to realize the coexistenceof manual and automatic operations, we mustuse the main control valves, which are used inmanual operation. In these valves, the relation betweenspool displacement and open area is nonlinear.Then, in automatic operation, using this relation, thespool displacement is inversely calculated from therequired open area, and the nonlinearity is compensated. 3.2. State feedback

Based on the model discussed in Section 2, if thedynamic

characteristics for boom angle control arelinearized in the vicinity of a certain standard condition， the closed-loop transfer function can be expressed by

Adding this factor, the coefficient of s2 becomeslarger, thus, the system becomes stable. In this way,acceleration feedback is effective in improving theresponse characteristics. However, it is generally difficult to detect

accelerationaccurately. To overcome this difficulty, cylinderforce feedback was applied instead of accelerationfeedback. In this case,cylinder force is calculated from detected cylinderpressure and filtered in its lower-frequency portion. This is called pressure feedback.

4. Servo control system

When one joint is manually operated and anotherjoint is controlled automatically to follow the manualoperation, a servo control system must be required.For example, as shown in Fig. 6, in the level crowdingcontrol, the boom is controlled to keep the armend height Z（calculated fromθ1and θ2.）to reference Z. In order to obtain more accurate control, thefollowing control actions are introduced.

Adaptive gain scheduling according to the attitude In articulated machines like hydraulic shovels,dynamic characteristics are greatly susceptible to theattitude. Therefore, it is difficult to control the machinestably at all attitudes with constant gain. Tosolve this problem, the adaptive gain schedulingaccording to the attitude is multiplied in the

feedbackloop（Fig. 6）the adaptive gain（KZ or Kθ）is characterized as a function of twovariables, Z means the height of the bucket. 5. Results and analysis of field test

We put the field test with the system. We confirmedthat the system worked correctly and theeffects of the control algorithm described in Chaps. 3and 4 were ascertained as follows.

Automatic control tests of individual attachments

For each attachment of the boom, arm, and bucket,the reference angle was changed 5°stepwise fromthe initial value, and the responses were measured;thus, the effects of the control algorithm described inChap. 3 were ascertained.

6. Conclusions

This paper has shown that combining state feedbackand feedforward controls makes it possible toaccurately control the hydraulic shovel, and alsoshowed that nonlinear compensation makes it possibleto use ordinary control valves for automaticcontrols. The use of these control techniques allowseven unskilled operators to operate hydraulic shovelseasily and accurately.

We will apply these control techniques to otherconstruction machinery such as crawler cranes, andimprove the conventional construction machinery tothe machines which can be operated easily by anyone.

半自动液压挖掘机控制系统

弘和阿拉亚，正幸鹿儿岛

机械工程研究实验室，神户制钢有限公司，西神户兵库县651 2271，日本 接受2000年6月27日 摘要：

一种液压挖掘机的半自动控制系统已经研制成功。使用这个系统，不熟练的操作者可以轻松而准确地控制液压挖掘机。一个以控制器控制液压挖掘机的数学模型，构建一个由模拟控制算法开发。该算法被应用于液压挖掘机，并且对它的有效性进行了评价。控制精度高和高稳定性能得以实现是由于前馈加反馈控制，非线性补偿的实现，状态反馈和增益调度。 关键词：工程机械；液压铲；前馈；状态反馈；运行 1.介绍

液压挖掘机是工程机械，可以看做是一个关节机器人。在挖掘和装载作业时候，使用这台机器需要一个高层次的技能，即使是一个熟练的操作

者也会感到相当疲劳。另一方面，操作者年龄的增长，以及熟练的操作人员数量也因此减少。这种局势要求液压挖掘机可以被任何一个人轻松的操作。

操作液压挖掘机需要高度的技巧的原因，有以下几个方面： 1.两个以上的操纵杆在很多情况下需要同时运行和调整。 2.操纵杆操作的方向及一铲的运动的很不同的。

例如，在用液压挖掘机平整地面时候，我们必须同时操作3个操作杆来移动铲斗的顶部使其水平移动。在这种情况下，操纵杆的运动指示了执行器的方向，但这个方向不同于工作方向。

如果经操作者只用一个杠杆并且其他自由度都是自动操作，操作就会变得非常容易。我们称这个系统为半自动控制系统。

要开发这个半自动控制系统，这两个技术问题必须解决： 1.我们必须使用普通控制阀来实现自动控制。

2.我们必须补偿液压铲动态特性，提高控制精度。

我们已经制定了控制算法来解决这些技术问题，并确认了这一实验及实际液压挖掘机控制算法的影响。使用此控制算法，我们已经完成了对液压挖掘机进行半自动控制的系统。然后，我们报告这些项目。 2.液压铲模型

学习控制算法，我们要分析的液压挖掘机数值模型。液压挖掘机的动臂，斗杆和铲斗都是液压驱动。 该模型的细节描述如下。 2.1.动态模型

假如每个附件是一个坚实的身体从运动拉格朗日方程，得到以下表达式：

2.2.液压模型

每个节点驱动液压缸的流量是由滑阀控制。我们可以设想如下： 1.一个开放的面积比例阀的阀芯位移。 2.没有漏油。

3.当液压油通过管道时候不发生压力下降。 4. 在头和杆双方的气缸的有效截面积相同。

3.角控制系统

角θ是基本控制遵循的的地址反馈参考角度θ。为了获得更精确的控制，状态反馈和非线性补偿被添加到位置反馈。我们将讨论这些算法的细节如下： 3.1非线性补偿

在普通的自动化控制系统，新的控制设备例如伺服阀被采用。在我们的半自动化系统，为了实现手动和自动操作并存，我们必须使用主控制阀（是在手动操作中使用）。在这些阀中，阀芯位移和开放区域面积的关系是非线性的。然而，在自动操作中，利用这种关系，阀芯位移是及所需的空地成反比计算出来的，并且是非线性补偿。 3.2状态反馈

根据在第2节讨论的模型，如果角控制臂的动态特性，在某一个标准的条件下附近线性化，闭环传递函数可表示为

加上这一因素，对S2的系数变大，因此，系统趋于稳定。这样，加速度反馈是有效改善响应特性。

不过，人们普遍难以准确检测加速度。为了克服这一困难，气缸采用力反馈，而不是加速度反馈。在这种情况下，汽缸力的计算方法是检测气缸压力，并在其低频率部分的过滤。这就是所谓的压力反馈。 4.伺服控制系统

当一个关节是手动操作，另外的一个关节是通过跟随手工操作来实现控制自动的时候，一个伺服控制系统就是必需的。例如，如图6所示，在水平控制中，通过控制动臂以保持高度Z（由θ1和θ2计算出来）。为了获得更精确的控制，下面的控制行动进行了介绍。

图6 框图控制系统

根据姿势自适应增益调度

对于铰接式机如液压挖掘机，动态特性要很容易的跟随操作者的意识而改变。因此，在恒定增益的情况下它很难稳定地控制机器的所有姿势。为了解决这个问题，根据自适应增益调度的态度是成倍增加反馈回路（图6）。自适应增益（KZ或Kθ）被作为两个变量，Z是指动臂的高度 5.结果和现场分析测试

我们用该系统进行试验。我们证实，该系统工作正常，在第3和4部分所描述的控制算法的影响确定如下。

个别附件自动化控制测试

对于每一个附件如动臂，斗杆，以及铲斗，参考角度逐步由初始值变了正负5°，并测定了反应，因此，在第三章所描述的控制算法的影响得以确定。 6.结论

本文表明，状态反馈和前馈控制相结合使我们能够精确地控制液压挖掘机，并表明，非线性补偿使得它可以使用普通的自动调节阀控制。这些控制技术的使用使不熟练操作者轻松的操作液压挖掘机。

我们将运用这些技术来控制的其他工程机械如履带式起重机，提高传统工程机械使其可以由任何人很容易地操作。