日照职业技术学院毕业设计（论文）
Gg－斗杆所受重力(N) Gb－动臂所受重力(N)
Gdt－铲斗及其装载土壤的重力(N)
Gg＝4.3?103N，Gb＝5.14?103N，ldA查阅相关资料，选取Gdt＝1.5?103N+mg，
＝3.8m，lgA=2.8m, lbA=1.2m, l3=0.55m.
其中铲斗的重力为1.5?103N，根据公式
m? kS??V (3.2)
S V?VRkS (3.3)
?? (3.4)
式中 －装载土壤的质量（kg） V－平均有效斗容量（m3）
?－铲斗充满系数（m3），根据工作环境，选择充满系数为1
ms??－自然情况下土壤的密度，根据工作环境，选择??1750kg?m S－疏松后的土壤密度
S?3kS－土壤的松散系数，根据工作环境，取k?1.35
代入数据，求得：
?s?1296.3kg?m?3 m?233.3kg
Fb?(14.39?12.04?6.17)x103?0.55?60?103N
3.4 机电一体化液压挖掘机工作原理[6]
机电一体化液压挖掘机采用三组液压缸使工作装置具有三个自由度，铲斗可实现有限的平面转动，加上液压马达驱动回转运动，使铲斗运动扩大到有限的空间，再通过行走马达驱动行走(移位)，使挖掘空间可沿水平方向得到间歇地扩大，从而满足挖掘作业的要求。
3.5 机电一体化液压挖掘机工作技术要求
采用了柴油机-液压泵复合控制。操作者根据工况，利用作业模式选择开关（功率预选开关）选择合理的功率模式：重载高速、正常工作、轻载低速。通过电子调节器调节发动机油门和液压泵的排量，使供给功率与负载需要功率相匹配。
采用了电液比例控制技术，通过改变34B-R6/H6型带阀芯位移反馈的电液比例方向阀的比例电磁铁的输入电流，不但可以改变阀的工作液流方向，而且可以改变阀口大小实现流量控制，是一种较为理想的电、液转换和功率放大元件，与伺服控制相比具有成本低、抗干扰性好、能量损失小、对油液清洁度无特殊要求等优点。
工况在线监测系统包括单片主处理器模块、面板控制系统、模拟信号调理模块、A/D转换及光电隔离模块、电源模块及传感器等部分。其中单片主处理器模块是系统的核心部分，主要功能有面板的控制管理，A/D转换部分的控制管理、模拟量、开关量和转换信号的输入、处理和存储。面板控制模块是整个系统的入机接口，它包括键盘、声光报警电路和点阵式液晶显示器。模拟信号调理电路的任务是实现各路模拟量信号的输入和调整，将传感器和敏感元件的输出电信号转变为满足A/D转换输入要求的标准电平信号。A/D转换及光电隔离模块的功能是将所有的被检测转变成为单片机所接受的数字量，具体包括开关量、转换信号的整形、模拟量的A/D转换
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和输入输出信号的光电隔离等。电源模块将液压挖掘机上的蓄电池或发电机输出的+24V直流电转换成系统各模块以及系统配备的传感器所需的各种类型的电平电压。传感器处于液压挖掘机与监测系统的接口位置，是一个能量变换器，它直接从液压挖掘机中提取被除数检测的工况特征参数，感受状态的变化并转换成便于测量的物理量。
计算机控制系统将来自各传感器的检测信息和外部输入命令进行集中、储存、分析加工，根据信息处理结果，按照一定的程序和节奏发出相应的指令控制整个系统有目的的运行。如利用压力传感器可实现过载情况下的路径自主校正；利用超阶级声波测距传感器能实现 回转过程中的自动避障。 3.6 液压缸主要几何尺寸的计算[7]
挖掘机各驱动和传动系统包括：发动机、液压泵、液压马达、电液比例换向阀、动臂缸、斗杆缸及齿轮传动。本设计主要对动臂缸进行相关设计。 3.6.1 动臂液压缸内径尺寸与活塞杆直径的确定
由表3.1、表3.3、表3.4可知，小挖掘机液压系统在最大负载约为Fb?60?10N106Pa，液压缸选用单杆式，并在工作时进行差动时宜取液压缸的工作压力P＝13×
连接。此时液压缸无杆腔工作面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍。由于液压缸回油路上必须具有背压力存在，以防止挖掘机卸土后突然前冲，由表3.5,可取P1＝8×105Pa.
表3.3 按负载选择执行元件工作压力 负载F/N <5000 工作压力p/MPa <0.8～1 5000～10000 10000～30000 1.5～2 2.5～4 30000～50000 4～5 >50000 >5～7 3表3.4 按主机类型选择执行元件工作压力 液压机 农业机械 中、大挖掘机 小型工程机械 重型机械 工程机械辅助机构 起重运输机构 20～32 主机类型 机床 磨床 组合机床 龙门刨床 3～5 ≤8 拉床 工作压力 p/Mpa ≤2 8～10 10～16 系统类型 简单系统或轻载节流调速系统 回油路带调速阀的系统 回油路设置有背压阀的系统 用补油泵的闭式回路 回油路较复杂的工程机械 回油路较短，且直接回油箱 表3.5 执行元件背压力 背压力/Mpa 0.2～0.5 0.4～0.6 0.5～1.5 0.8～1.5 1.2～3 可忽略不计 由于是差动式单杆连接，所以活塞杆直径d与缸筒直径D的关系为d=0.707D。根据公式
600002A1??cm=47.62 (3.5) P10.86P?(13?)?1022
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故有 D=4A1/?=77.9mm，d=0.707D=55.07mm (3.6) 当按GB/T2348－1993将这些直径圆整理成就近标准值时得：D=80mm , d =63mm，由此求得液压缸两腔的实际有效面积为
A??D2/4?50.24cm2 A2??(D2?d2)/4?19.08cm2 (3.7)
3.6.2 液压缸行程的确定
液压缸行程主要依据机构的运动要求而定。但为了简化工艺和降低成本，应尽量采用GB/T2348-1993标准的液压缸行程，则根据技术要求，取行程为630mm。 3.7 液压缸结构参数的计算 3.7.1 缸筒壁厚的计算
对于低压系统或D/?≥16时，液压缸缸筒厚度一般按薄壁筒计算，公式如下：
PyD?? (3.8)
2[?]式中 ?－液压缸缸筒厚度
Py－试验压力(Mpa)，当工作压力P≤16 Mpa时，Py=1.5P，当工作压力31.5≥P≥16 Mpa时，Py=1.25P，当工作压力P≤31.5Mpa时，Py=1.15P,这里应取Py=1.5P =19.5Mpa。
D－液压缸内径(m) －缸体材料的许用应力（Mpa），可通过下面公式求得：
?[?]?
?b?b－缸体材料的抗拉强度(Mpa)
n－安全系数，n=3.5～5，一般取n=5
n (3.9)
但对于锻钢45的许用应力[?]一般都取[?]=110(Mpa)
19.5?80?7.091mm 则??2?110根据《机械设计手册》，取液压缸外直径为D1=100mm. 3.7.2 液压缸油口直径的计算
液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度和油口最高液流速度v0而定，公式如下：
v d0?0.13Dv/v0 (3.10) 式中 d0－液压缸油口直径(m)
D－液压缸内径(m)
v－液压缸最大输出速度(m/min)
v0－油口液流速度(m/min)，根据《机械设计手册》，取v0=7m/min
同时对于单杆油塞式液压差动联接时，活塞的外伸速度为:
式中
v－液压缸差动联接时，活塞外伸的速度，可视为油口液流的速度(m/min)
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Qvv?60 (3.11)
A3日照职业技术学院毕业设计（论文）
Qv－液压泵流量(m3/s)，Qv＝2?45.8?37?128.6L/min
A3－活塞杆面积，其公式如下:
A3??4d2 (3.12)
式中 d－活塞杆直径(m) 所以A3?式得：d0?0.13?8?10?2?4d2?0.312?10?2代入数据，解析以上公
?128.6?10?3/(0.312?10?2?7)?2.5?10?2m，
故取d0?25mm
3.7.3 缸头厚度计算
本设计采用的是螺钉联接法兰缸头，其厚度的计算公式为：
h?3F(D0?dcp) (3.13)
?dcp[?]式中 h－法兰厚度(m)
D0－螺钉孔分布圆直径(m)，根据《机械设计手册》，取D0=12.5mm [?]－法兰材料的许用应力(Mpa)，取45钢，[?]＝120 Mpa F－法兰受力总和(N)，其计算公式为：
dcp－法兰内径(m)，根据《机械设计手册》，取dcp=9mm
?2?22F?dP?(dH?d)q (3.14)
44d?6mm
d－密封环外径(m)，根据《机械设计手册》，取dH?8mm
6 P－系统工作压力(pa)， P?13?10pa
d－密封环内径(m)，根据《机械设计手册》，取
H q－附加密封力(pa)，若采用金属材料时，q值取屈服点，此处取材料为
45钢，则q=110Mpa
代入数据，求出得：
3???(12.5?9)?10?2?(49?13?64?110?49?110)?10?4h?9?10?2??110?4
?2.46?10?2m故取h?30mm
3.7.4下盖联接螺钉强度校核计算
螺钉联接可采用高强度螺钉M16×1.5(GB/T70.1-2000)联接,两端数量均为24件，螺钉精度等级为10.9级，其强度校核，公式如下：
拉应力： ??4kF=7.7Mpa (3.15)
?Zd02 13
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k1kFd0剪应力： ??=3.1Mpa (3.16)
0.2zd13式中 k：螺纹拧紧系数，此处取k=1.25
k1: 螺纹摩擦系数,一般取k1=0.12 d0：螺纹外径，根据《机械设计手册》，取d0=16mm d1：螺纹内径，根据《机械设计手册》，取d1=d0-1.0825×1.5＝14.4mm z：数量为24
[?]：螺钉材料屈服强度，取45钢，则 [σ] =110Mpa
得：?n???3??1.3??10.01Mpa?[?]，符合工况要求，则验证合格，可取。 3.7.5 活塞杆柔度校核计算
24L活塞杆细比计算如下： λ=≤[λ] (3.17)
?d2此处：L为折算长度，导向套中心至吊头尺寸，约630mm，活塞杆直径d=63mm，[λ]活塞杆许用细长比，按规定拉力杆此处[λ]≤100。 计算得??4?630/3.14?40.96?10塞杆长度和缸筒长度的取值合格。
?4?19.6?[?]，故满足要求，则活
4 液压系统原理图的制定
4.1 制定基本方案
(1) 制定调速方案
液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合——容积节流调速。节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用闪流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，
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