起重機 底盤課件

1、摘 要在我國，車載起重機的發(fā)展已有五十年歷史了，由于受到客觀條件的限制，一度發(fā)展的較慢。進入九十年代發(fā)展迅速，但與國際先進水平還相差很遠，主要表現(xiàn)在產(chǎn)品質(zhì)量的穩(wěn)定性、自動化、智能化等方面。隨著國家基礎建設的規(guī)模不斷加大，許多生產(chǎn)場合都需要對設備、產(chǎn)品、零件、貨物等進行搬運和位移，車載起重機在起重運輸行業(yè)和野外作業(yè)發(fā)揮的作用也將越來越大，時常也將越來越大。作為車載起重機的核心部分，起重機底盤的作用最為重要。它不僅承擔著起重的負荷要求，而且還承擔著著運輸作用，可以說起重設備的性能良好與否很大程度上取決于起重機底盤的性能質(zhì)量。所以說，很有必要對起重機的底盤進行專門的研究與分析。使其能夠滿足使用功能要

2、求，安全可靠，結(jié)構(gòu)合理，重量輕，操作使用方便，對許多生產(chǎn)場合與起重運輸?shù)刃袠I(yè)，具有很強的現(xiàn)實意義。對原始車載起重機資料進行分析，在設計過程部分，首先對裝載起重機的汽車的底盤進行選擇，確定起重機的技術(shù)參數(shù)，重點就在車載起重機的液壓系統(tǒng)進行論述和設計，以及對起重機的主要機構(gòu)如起升機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)的型式和計算方法做出論述，對回轉(zhuǎn)機構(gòu)機械裝配部分也進行了設計，最后對影響起重機能力的支腿型式及其跨距的確定進行設計。 關鍵詞：機械液壓起重機AbstractThe design and production of the vehicle-mounted crane have more than 50 year

3、s history in our country. The development of vehicle-mounted crane, however, was slow as the well known reason. Since 1990s, it was accelerated in our country, but the products still could not reach the advanced international level in the quality stability, automation, and intelligent. With the incr

4、easing size of the national infrastructure, many occasions need vehicle-mounted crane to move and shift production equipment,products,components and goods, etc. Vehicle-mounted crane in lifting the transport industry and the role of field operations will be increasing, and the market will be growing

5、, too.In this paper, the design of truck crane is studied in detail and sub-chapter, each section is discussed in the design process. Choosing the vehicle chassis which loading the cranes is described at first. Next is to identify technical parameters of crane. And the design of the vehicle with the

6、 liquid press system is the key. The design method of main mechanisms of the crane, which includes the winch section and the rotary bearing section, is described. Mechanical assembly design of the rotary mechanism is also conducted. At last this paper gives a brief description of the support leg, wh

7、ich affects the performance of crane greatly.This vehiclemounted crane can satisfy these requests, safety dependable, construction reasonable, the light weight and operating convenient. It gives a lot of uses to many occasions and lift production of transport industries, which will have great applic

8、ation background.Key words:rotary mechanismvehicle-mounted crane目錄摘要IAbstractII緒論11起重機底盤設計及計算22底盤整備設計與計算73車載起重機的穩(wěn)定性374 結(jié)論48致謝49參考文獻5021緒 論工程機械種類繁多，應用十分廣泛。近年來，工程機械發(fā)展異常迅速、持續(xù)火爆，新理念、新技術(shù)、新工藝、新材料不斷給予工程機械新的活力，因而工程機械行業(yè)的工程技術(shù)人員隨之面臨著新的挑戰(zhàn)和考驗。工程起重機是一種以間歇式、重復工作方式，通過起重吊鉤或其他吊具起升、下滑，或升降與運移重物的機器設備，是國民經(jīng)濟各生產(chǎn)部門提高勞動生產(chǎn)率、生

9、產(chǎn)過程機械化不可缺少的大型機械設備，被廣泛地應用于各種物料的起重、運輸、裝卸和安裝等作業(yè)中，在應用工程起重機作業(yè)和施工的各部門減輕工人的繁重體力勞動，加快施工與作業(yè)進度，降低施工與作業(yè)成本，提高質(zhì)量等方面，起著非常重要的作用。車載式起重機是將起重作業(yè)部分裝在載重貨車上的一種起重機。車載起重機由于具備既能起重、又能載貨、機動靈活這一獨特的優(yōu)點，而廣泛應用于交通運輸、土木建筑業(yè)（包括建筑工程、公路橋梁工程、市政修建工程、機械化基礎工程等）、電業(yè)、野外作業(yè)、石材業(yè)、碼頭的貨物裝卸及遠距離轉(zhuǎn)移貨物，加裝附加裝置后，還可用于橋梁維修、高空架線及檢測等作業(yè)中。隨著國家基礎建設的規(guī)模不斷加大，隨車起重機在起

10、重運輸行業(yè)和野外作業(yè)發(fā)揮的作用也將越來越大。第一章 起重機底盤概述1.1 概述底盤總布置設計是起重類產(chǎn)品設計中的一個重要部分，是一個反復協(xié)商調(diào)整的過程。傳統(tǒng)的設計方法在底盤總布置的過程中耗費了設計者大量的時間與精力，使設計工作中存在大量的重復性勞動。參數(shù)化設計方法與傳統(tǒng)的設計方法截然不同，特別是對經(jīng)常需要修改的零部件設計或需要調(diào)整，協(xié)商的總布置設計，采用此方法將使修改工作十分容易。它將大大提高設計效率，避免重復性勞動。隨著計算機技術(shù)的飛速發(fā)展，將參數(shù)化設計方法運用的汽車設計實踐中，已是一個可行而且實用的方法。 在認真研究了國內(nèi)外關于參數(shù)化技術(shù)在現(xiàn)代設計中應用的基礎上，介紹了參數(shù)化設計的基本思想

11、。對參數(shù)化技術(shù)在汽車底盤設計中的應用作了理論上的初步探討，針對底盤設計中參數(shù)化實現(xiàn)的各個主要環(huán)節(jié)作了基礎方法上的研究。 本課題在對起重機底盤進行必要的力學、動力學分析的基礎上，也嘗試性地進行了基于三維設計軟件(CAD)的仿真設計，可以對于底盤設計提供數(shù)據(jù)和實體支撐。在傳統(tǒng)的設計過程中,零部件的幾何模型是用固定尺寸值得到的,所以零部件的結(jié)構(gòu)形狀的修改比較麻煩,即使一個小的細節(jié)需要修改都必須重新繪圖.所謂參數(shù)化設計即是在設計中產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)形式是確定的,它需要根據(jù)某些具體的條件和具體的參數(shù)來決定產(chǎn)品某一結(jié)構(gòu)形式下的結(jié)構(gòu)參數(shù),從而設計出不同規(guī)格的產(chǎn)品.它的基本任務就是完成將原始圖形中的形式參數(shù)用符合設計

12、圖形的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)數(shù)值來代替其具體結(jié)構(gòu)參數(shù)的數(shù)值又與具體產(chǎn)品有關。參數(shù)化程序設計的基本過程是:創(chuàng)造原始圖形確定繪圖參數(shù)由專業(yè)知識確定原始圖形參數(shù)與具體結(jié)構(gòu)參數(shù)之間的關系產(chǎn)生設計圖紙及相關文檔.其整個過程需要數(shù)據(jù)庫及數(shù)據(jù)庫管理系統(tǒng)對各種數(shù)據(jù)圖形進行存儲及管理。利用參數(shù)化技術(shù)進行設計可以十分容易的修改圖形，并能將以往某些產(chǎn)品設計的經(jīng)驗和知識繼承下來。設計者就可以把時間精力集中于更具創(chuàng)造性的概念和整體設計上去因此可以充分發(fā)揮創(chuàng)造力提高設計效率。1.2 在進行總體布置時應按照以下原則: 盡量避免對起重機底盤各總成位置的變動因為一些總成部件位置的變動，不僅會增加成本，而且也可能影響到整車性能。但有時為了

13、滿足專用上作裝置的性能要求，也需要作一些改動，如截短原底盤的后懸、燃油箱和備胎架的位置作適當調(diào)整等。但改變的原則是不影響整車性能。應滿足專用上作裝置性能的要求，使專用功能得到充分發(fā)揮。例如氣卸散裝水泥罐式汽車的專用功能是利用壓縮空氣使水泥流態(tài)化后，通過管道將水泥輸送到具有一定高度和水平距離的水泥庫中。氣卸水泥的主要性能指標是水泥剩余率或?；衣?，為了降低這一指標，可將罐體布置成與水平線成一定角度，如圖2-1所示。但這樣布置會使整車質(zhì)心提高，減少了側(cè)傾穩(wěn)定角，因此也一可以水平布置。所以在進行總布置時，要從多方而綜合考慮。在底盤總體裝配中，底盤是由許多零部件裝配而成，而這些零部件又是由一些子零部件裝

14、配而成，這樣就形成了一個樹型關系，即裝配關系樹。在建立底盤裝配模型之前，首先要弄清和建立好參數(shù)化底盤總體裝現(xiàn)的樹型結(jié)構(gòu)。這個裝配關系樹的根節(jié)點就是要建立起來的底盤裝配文件，各大總成作為這個關系樹的一級節(jié)點，一些復雜的總成如車架總成等還會包含二級，三級等節(jié)點。節(jié)點之間的關系是由一層層的父節(jié)點與子節(jié)點之間的參數(shù)關聯(lián)相聯(lián)系。父節(jié)點與子節(jié)點之間的參數(shù)關聯(lián)是通過其尺寸參數(shù)和位置參數(shù)表示出來的一般的底盤總體裝配關系樹的結(jié)構(gòu)。1起重機底盤的設計及計算設計指標與要求1.整車外形尺寸設計指標 根據(jù)汽車起重機底盤的行業(yè)標準JB/T6042的要求，該底盤的最大外型尺寸:總長小大于13000mm.高度小超過2800m

15、m，總寬小超過2800mm o2.整車總質(zhì)量和底盤整備質(zhì)量的設計指標 整車總重不超過48490kg，底盤整備質(zhì)量小超過16500kg.1.1車載起重機底盤的選擇所謂起重機底盤，是指除車架更換外（若有必要時），其余皆采用原汽車底盤。小型的起重機可在原汽車底盤上附加副車架以支承上車結(jié)構(gòu)，因為原汽車車架的強度和剛度都滿足不了起重機在起重時的要求。雖然采用附加副車架的工藝比較簡單，但整個起重機的重心較高，重量較大。所以選用專用的汽車底盤。車載起重機各項參數(shù)見表1-1。表1-1起重機主要技術(shù)參數(shù)最大起重量16t 幅度在2.8m最大起重力矩508/575t·m主臂長度12.850m四節(jié)液壓伸縮主

16、臂接長段10/17m網(wǎng)格式（偏置0°/20°/40°）固定副臂12m、18m、24m、30m(偏置3°/20°)塔式工況副臂18m、24m、30m、36m、42m(最大主臂46.2m+副臂42m)塔式角度83°或70°最大臂桿長度使用主臂接長段 67m使用固定副臂 80m使用變幅副臂（塔式工況）88.2m配重11t、27t、47t行駛狀態(tài)下總重60t起重機總長度15.3m、總寬度3m、總高度3.85m工作幅度2.844m工作速度（起升速度）卷揚 1ms 最大 2ms卷揚 1ms 最大 2ms變幅時間全程 60s回轉(zhuǎn)速度02r

17、min行駛速度倒檔06kmh 前進擋070kmh吊臂伸縮速度主臂12.850m 全程110s1.1.1車載起重機底盤類型從總的性能上看，可分為：通用的汽車底盤、專用的汽車底盤和專用的輪胎底盤三種。1.1.2底盤輪軸的布置和軸荷的確定汽車起重機底盤的輪軸（也稱橋）布置有多種形式。驅(qū)動橋的數(shù)目取決于所需牽引力的大小，而其輪軸總數(shù)取決于整機重量，換言之，輪軸數(shù)目受到輪軸的許用載荷的控制。一根輪軸的許用載荷取決于橋殼強度和輪胎的許用負荷。但還必須考慮到道路和橋梁標準的許用承載能力。等速行駛時的軸荷是最主要的軸荷。它受到道路。橋梁標準的限制，同時也受到輪胎許用負荷的限制。采用10輪式。1.1.3底盤主要

18、尺寸的確定汽車的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸等。1.軸距尺寸L軸距的最終確定應通過總布置和相應的計算來完成，其中包括檢查起重機底盤的軸距L是總體設計中較主要的參數(shù)。它將決定和影響整機長度、吊臂長度、轉(zhuǎn)彎半徑、底盤重量和軸荷的分配等。最小轉(zhuǎn)彎半徑和萬向節(jié)傳動的夾角是否過大，軸荷分配是否合理，乘坐是否舒適以及能否滿足整車總體設計的要求等。為此，該底盤的軸距(前一、二軸中心與后三、四軸中心距離)。在復軸式的雙前后橋底盤中L是指復軸式前橋和后橋中心之間的距離（見圖1-1）。一般起重機的輪胎直徑在1.1-1.4m左右，而輪胎間以不能夾石塊為宜，一般為5-15cm左右。因此底盤

19、長度和軸距的關系見下式Lc=LF+L'2+L+L''2+L1L-lF-lr (1-1)前懸的距離L 取決于發(fā)動機位置、駕駛室形式及所需的軸荷分布。前懸距離長，則前橋軸荷大，接近角小。前懸距離一般為軸距L的30-40軸距左右。軸距直接影響起重機轉(zhuǎn)彎半徑。最小轉(zhuǎn)彎半徑與軸距的關系如下Rmin=Lsinmax+C (1-2)式中max外前輪的最大轉(zhuǎn)角； C主銷中心至外前輪中心的距離。為使轉(zhuǎn)角半徑小，從機動性出發(fā)，軸距取得小些為好。軸距還受到上車回轉(zhuǎn)平臺尾部長度的控制因為一般汽車期間回轉(zhuǎn)在中心靠近在后橋軸線左右。軸距要保證回轉(zhuǎn)平臺可以自由回轉(zhuǎn)，故不能太小了。2.前懸尺寸L 前懸

20、選定的方法: 同類車型對比，可得到一些借鑒; 總布置結(jié)構(gòu)校核; 研究工程用車的接近角合理。通過對本車的使用條件、設計要求及同類車型的對比等綜合因素考慮，本車的前懸尺寸。3.后懸尺寸L起重機底盤的后懸長度主要與整車的后支腿尺寸、軸距及軸荷分配有關。后懸也小宜過長，以免使汽車的離去角過小而引起上下坡時剮地，同時轉(zhuǎn)彎也小靈活。4.輪距B底盤輪距對汽車的總寬、總質(zhì)量、橫向穩(wěn)定性和湘L動性都有較大的影響。輪距愈大，則懸架的角剛度愈大，汽車的橫向穩(wěn)定性愈好。對重型車來說小是輪距越大越好，否則會使汽車的總寬和總質(zhì)量過大。輪距必須與汽車的總寬相適應。5.汽車的最小離地間隙、接近角、離去角、縱向通過角的參數(shù)確定

21、最小離地問隙、接近角、離去角是確定汽車通過性的重要參數(shù)，本文所討論的底盤的最小離地問隙為270mm，接近角為16.5 0，離去角為230，縱向通過角為340 0 6.汽車的外廓尺寸 汽車的外廓尺寸包括其總長、總寬、總高。他應根據(jù)汽車的類型、用途、承載力、道路條件、結(jié)構(gòu)選型與布置以及有關標準、法規(guī)限制等因素來確定。在滿足使用要求的前提下，應力求減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車的質(zhì)量，降低制造成本，提高汽車的動力J吐、經(jīng)濟性和機動性。本文所討論的汽車起重機底盤的外廓尺寸.1.2支腿壓力的計算1.2.1支腿形式及其跨距確定為增大起重機在起重工作時的起重能力，起重機設有支腿。支腿要求堅固可靠，伸縮方便。

22、在行駛時收回，工作時外伸撐地。1)支腿跨距的確定支腿跨距的確定完全從穩(wěn)定角度出發(fā)。支腿橫向外伸跨距的最小值是要保證起重機在正側(cè)方吊重的穩(wěn)定，即在起吊臨界起重量Qcr時，全部重量的合力將落在支腿中心上，也就是要使支腿中心線A內(nèi)、外的力矩處于平衡狀態(tài)。即G3l3+a+G1l1+a+G2a=Gbr-a+PQcr(R-a) (1-3)得a=3.743m，取a=3.8m。所以兩支腿跨距為7.6m。式中G1上車的重量（N）；G2下車的重量（N）；G3配重的重量（N）；Gb吊臂的重量（N）； l1上車重心離回轉(zhuǎn)中心的距離；l2下車重心離回轉(zhuǎn)中心的距離；l3配重重心離回轉(zhuǎn)中心的距離；r吊臂重心離回轉(zhuǎn)中心的距離

23、。而支腿橫向跨距的選取，應大于或等于公式（2-3）求得的值的兩倍。PQcr為臨界起重量相應的起升載荷。支腿縱向跨距的確定，原則上與橫向跨距的確定一樣，條件也是在支腿中心線（A點）內(nèi)、外的力矩要平衡Gl3+b1+G2l2+b1+G1l1+b1=Gbr-b1+PQcr(R-b1) (1-4)則支腿在后方離回轉(zhuǎn)中心距離為b1=3.146m，取b1=3.2m1.3底盤金屬結(jié)構(gòu)的設計計算1.3.1計算簡圖的確定車架框架上的縱梁（A'B'和C'D'）一般做出箱型截面，以提高縱梁扭轉(zhuǎn)剛度，從而減少整個框架過大的翹曲。在縱梁兩端有橫梁（B'C'和D'A&

24、#39;）相連，形成封閉框架。計算和試驗都表明中間橫梁（IK等）在框架中的作用不大。若中間橫梁與回轉(zhuǎn)支承處橫梁有斜撐相連時，框架的抗扭剛度有顯著提高。M=G0r0 (1-12)由公式（1-12）得M=3132276N·m支腿與縱梁的連接形式可分為兩類：一種是與車架縱梁焊成一體的H型支腿和蛙式支腿。另一種是X型支腿和與車架縱梁鉸接相連的H型支腿。若采用第一類：FC=12FC+FB+aL(FC-FB) (1-13)FB=12FC+FB-aL(FC-FB) (1-14)由公式（1-13）和公式（1-14）得FC=1009556.2122N FB=-103009.5662N若采用第二類：FC

25、'=FC''-FC0'=L(FC+FB)2(L+e)+a(FC-FB)2(L+e)+eFBL+e (1-15)FB'=FB''-FB0'=LFC+FB2L+e-aFC-FB2L-e+eFCL+e (1-16)由公式(1-15)和（1-16）得FC=FC'=576812.743N FB=FB'=120228.035N第二類方法橫梁上受力變化即扭矩變化小，取固接的H型支腿。所以上車參數(shù)見表1-3。2底盤整備設計與計算2.1吊臂連接尺寸的確定2.1.1吊臂根部鉸點位置的確定箱型吊臂根部鉸點的位置與吊臂長度、起升高度和幅度

26、有關（見圖2-1）。設吊臂工作長度為l，則lW=H+b-h-e0-e1cossin (2-1)lW=R+e+e0-e1cossin (2-2)式中b吊鉤滑輪組最短距離，約為1.5-2m；e0根部鉸點離吊臂基本截面中心線的距離，帶有符號；e1頭部滑輪軸心離吊臂基本截面中心線的距離，帶有符號；吊臂仰角。從公式（2-1）中可見根部鉸點離地高度h的大小影響吊臂長度，但h取大了雖使臂長減短，但將使整車重心抬高。因此，h要取得適當，一般在2-3m之間。當根部鉸點位于吊臂面中心線上方時則取大一些，反之則取小一些。當H以系列標準中規(guī)定的基本臂極限起升高度（H）代入，以'代入其值小于最大仰角max，&#

27、39;=（0.70.8）max，則可從公式（2-1）中求得基本臂工作長度l0，一般在計算中可省略e0-e1cos項，因為此項較小。以求得的l0代入公式（2-2），并以規(guī)定的最小幅度值Rmin代入，可得到吊臂根部鉸點離回轉(zhuǎn)中心的距離e。e=l0cos'-Rmin-e0-e1sin' (2-3)由公式（2-3）求得e=4.625m當'取值較大時，則在一定的l0值下，e值變?。纯拷剞D(zhuǎn)中心），反之則e值較大。e值大，可使車重心后移，對行駛時的前軸軸荷有利。但此時為了滿足R和H的要求，要么'取較小值而使吊臂受力不利，要么吊臂長度l0取得較大些。吊臂根部鉸點離回轉(zhuǎn)平臺面

28、的高度h0為 H0=h-h2-h1 (2-4)式中h2回轉(zhuǎn)支承裝置的高度，一般約為0.15-0.2m。應指出，在確定吊臂根部鉸點時可參考同類型起重機的尺寸。在吊臂根部鉸點位置確定后，需用規(guī)定的最大起升高度H1代入公式（2-1）計算出主吊臂最大長度lmax。所以，可求得H0=1.51m2.1.2吊臂各節(jié)尺寸的確定主吊臂的最大長度lmax是由基本臂結(jié)構(gòu)長度l10和伸縮臂外伸長度li組成的：lmax=l10+l2+l3+=l10+l2'+a2+l3'+a3+ (2-5)式中 l2', l3'伸縮臂的伸縮長度，而伸縮長度往往取同一長度l'，則外伸長度l2=l3=

29、l=l'+a；a2、a3為二、三節(jié)臂縮回后外露部分的長度，一般取同一數(shù)（a0.25m）。若a2為臂頭滑輪中心離基本臂端面的距離，則基本臂結(jié)構(gòu)長度（l1'=l1）上a0即為基本臂的工作長度l0，所以l0=l10+a0=l1+a0 (2-6)而a0=a2+a2+a3+=(K-1)a，此為四節(jié)伸縮缸，所以K取4，代入公式（2-5），則有l(wèi)max=l1-K-1a+K-1l=l10+K-1l'+K-1a=l0+(K-1)l' (2-7)式中K吊臂的節(jié)數(shù)，取決于吊臂的最大長度和基本臂長度?；颈酃ぷ鏖L度l0可以取得比公式（2-1）求得的大一些，但受到整車極限長度的限制。而主

30、吊臂最大長度取決于最大起升高度，可用表2-1確定吊臂節(jié)數(shù)，再從公式（2-7）和公式（2-1）求得各節(jié)伸縮臂的外伸長度l。表3-1起重機吊臂節(jié)數(shù)最大起升高H1/m1015161920293040吊臂節(jié)數(shù)K2233445第i節(jié)伸縮臂縮回后，除外露部分長度a外，在前節(jié)（i-1）節(jié)臂中的長度為li'加上伸出后仍在前節(jié)臂內(nèi)的那部分搭接長度li''。第i節(jié)臂插在前節(jié)臂內(nèi)的長度為（li'+li''），設第i節(jié)臂的結(jié)構(gòu)長度為li0,則: li0=li'+li''+a=li'+li'' (2-8)搭接長度li'

31、;'力求短些，以減輕吊臂重量。但是太短了，將使搭接部分反力增大，引起搭接部分吊臂的蓋板或側(cè)板局部失穩(wěn)，同時也使吊臂的間隙變形增大。因此，搭接長度要取得適當，一般為伸縮臂外伸長度的1/4-1/5（吊臂較長者取后值，較短者取前值，同步伸縮者可取后值）。各節(jié)伸縮臂插入前一節(jié)臂內(nèi)都留一段距離，這是結(jié)構(gòu)上的需要，在此距離內(nèi)要設置伸縮油缸的鉸支座和其他需要的構(gòu)件，其大小視具體情況而定，常在0.25-0.40m范圍內(nèi)。因此，前一節(jié)臂和后一節(jié)臂的結(jié)構(gòu)長度有下列關系li0=li+10+c-a (2-9)從公式(2-8)知li+10=li+1'+li+1''+a (2-10)將公式

32、(2-10)代入公式(2-9)得：li'+li''+a=li+1'+li+1''+c (2-11)已知li'=li+1'=l', li=li+1=l，則從上式可知后節(jié)臂的搭接長度比前一節(jié)臂的搭接長度小一些，因為一般情況下結(jié)構(gòu)空距c比外露部分長度a總是大一些。這在受力上也是合理的。今有四節(jié)伸縮臂，其最后一節(jié)即第四節(jié)的搭接長度為l4''，令其等于1/5的外伸長度（0.2l），而當已知lmax和l0時，l可從公式（2-7）中求得，則吊臂的各節(jié)搭接長度和結(jié)構(gòu)長度分別為：l4''=0.2l；l40=1

33、.2l；l3''=0.2l+(c-a)； l30=1.2l+(c-a)；l2''=0.2l+2(c-a)l20=1.2l+2(c-a)l10=1.2l+3c-a=1.2l+(K-1)(c-1) (2-12)由公式（2-12）和上述結(jié)果可得：l4''=2.4m； l40=15m；l3''=3.25m； l30=15.75m；l2''=4m；l20=16.5m；l10=17.25m因此，從公式（2-1）求得的基本臂的工作長度必須滿足下列公式l0=l10+a(K-1)1.2l+(K-1)c=1.2(l'+a)+(

34、K-1)c (2-13)當不滿足時，基本臂工作長度和伸縮臂外伸長度要再從公式（2-7）和公式（2-13）聯(lián)立方程中求得，并再次將求得的l0代入公式（2-3）重定鉸點離回轉(zhuǎn)中心的位置e。2.1.3變幅液壓缸鉸點的確定變幅液壓缸根部鉸點（O1）的位置，一般使其落在回轉(zhuǎn)支承裝置的滾道上，從而改善了平臺的受力情況。當采用單變幅液壓缸時，其鉸點O1離回轉(zhuǎn)中心的距離f即為回轉(zhuǎn)支承裝置的滾道半徑（D/2）。當采用雙變幅液壓缸時，其鉸點離回轉(zhuǎn)中心的距離f取決于雙缸間的距離B。若已知吊臂寬度Bb則雙缸間距離B1.8Bb，則其回轉(zhuǎn)中心的距離f可由下式f=(D2)2-(B2)2 (2-14)得f=0.75m一般情況

35、下，由于回轉(zhuǎn)支承裝置直徑D和吊臂寬度Bb都與起重能力成正比，從現(xiàn)在的輪胎式起重機上統(tǒng)計得知：D（2.12.4）B (2-15)則從公式（2-14）和公式（2-15）可求得：f=0.9D/2如圖2-1所示是表示吊臂和變幅液壓缸鉸點的相互位置。實際上，吊臂根部鉸點（O）在求得h0和e后已經(jīng)確定。變幅液壓缸根部的鉸點（O1）在求得f后也可認為是確定了的，因為鉸點離滾道面的距離（h）是由構(gòu)造所定，一般取15cm左右。現(xiàn)在確定變幅液壓缸與吊臂的支承鉸點位置（O2）。鉸點O2要選取的滿足下述條件，即在變幅縮回時，吊臂位于行駛狀態(tài)，變幅液壓缸長度為最短長度；而當全伸時，吊臂位于最大仰角狀態(tài)，液壓缸長度達最大

36、長度。由于變幅液壓缸常采用單級液壓缸，故其外伸長度和基本長度有下列關系選取第二種方法。計算如下：O1O2min=S+C1+C2=S+(0.30.4)O1O2min (2-16)O1O2max=(1.61.7)O1O2min (2-17)現(xiàn)在連接吊臂鉸點（O）、變幅液壓缸鉸點（O1）和鉸點（O2）形成三角形OO2O2'或OO1O2。從圖2-2上可知O2OO2'即為吊臂最大仰角（max），一般為75°-80°左右。由于吊臂根部鉸點（O）和液壓缸支承鉸點（O2）不一定位于臂架基本截面的型心縱軸線上，如圖2-2所示，故O1O2連線和水平線的夾角可用下式求得=arcs

37、ine2-e0OO2 (2-18)得=0式中，e0和e2均帶符號，在中線以上者為正，以下為負，當（e2-e0）為負值時，角位于水平線下方，也帶負號。由于O1O2'是未知的，在初算時，可假定=0（實際上，除非伸縮機構(gòu)有特殊要求，如采用人力驅(qū)動等，也盡量做成這樣）。還應指出，根部鉸點O1的位置不一定落在回轉(zhuǎn)支承裝置的前方滾道上。若為使整個上車重心往后移，可將鉸點O1落在回轉(zhuǎn)支承裝置的后方滾道上。若考慮到在最大起重力矩工礦時的變幅力不要過大，因而希望此時的力臂為最大，則最大受力時的變幅油缸的根部鉸點將落在以最大力臂r為半徑的圓的切點上.2.3桁架式吊臂連接尺寸及其折疊機構(gòu)桁架式吊臂常分為幾段

38、，即基本臂根節(jié)段、基本臂頂節(jié)段（在大型起重機中頂節(jié)段做得很短，僅是個滑輪組件）和中間插入節(jié)段，中間插入節(jié)段有很多節(jié)，按需要逐節(jié)插接加長。為使吊臂長度有較多級的變化，以充分利用起重機的起重能力，中間插入節(jié)段可以做得短些，但太短了插接費時，故每段約為3-5m。所謂基本臂長度是指無插接節(jié)段時的最短工作吊臂的長度。該長度一般由行駛條件決定，在慢速行駛的起重機中，常在10m左右。采用折疊式桁架吊臂可使基本臂工作長度增大到15m左右，行駛速度也可提高。為了增加橫向出平面的整體穩(wěn)定，桁架臂根部的鉸點要有一定的寬帶，在鋼結(jié)構(gòu)設計中建議為1/10-1/20的臂長。它一般位于回轉(zhuǎn)支承裝置的滾道上，使鉸點上的力直接

39、傳給支承裝置。為使變幅鋼繩力不至于過大，固定變幅機構(gòu)定滑輪的支架（人字架）要離吊臂根部鉸點處遠一些和高一些，因此一般布置在平臺尾部并有一定的高度。在中、小型起重機中，人字架的最高點就顯得低了。為便于公路行駛，人字架做成伸縮式或折疊式，起重時伸起，高度可達3.5m以上，行駛時縮回，可到2.0m左右。為不使吊臂在風載作用下或突然失重時向后傾倒，必須設有保險桿或保險鋼絲繩，以防止吊臂向后傾倒。保險桿是可伸縮的，套管中設有彈簧，上端與吊臂鉸接（鉸接位于根節(jié)段，離平臺約2m以上處），下端鉸接在回轉(zhuǎn)平臺上。3底盤的穩(wěn)定性起重機有兩種穩(wěn)定性：一是轉(zhuǎn)移時的行駛穩(wěn)定性；二是工作狀態(tài)下的起重穩(wěn)定性（包括不吊重工況

40、的自身穩(wěn)定性）。分析如下。3.1行駛穩(wěn)定性3.1.1縱向行駛穩(wěn)定性起重機在行駛過程中，由于某種原因（如上坡）使其前輪（轉(zhuǎn)向輪）對地面的法向作用力為零時，則起重機前輪的偏移不能確定起重機的行駛方向。此時，可以認為車輛已失去穩(wěn)定，無法控制其行駛方向。當后輪（驅(qū)動輪）對地面的法向作用力所引起的牽引力為零時（被下滑力抵消），車輛失去行駛能力，也破壞了車載起重機的穩(wěn)定性。圖3-1為起重機上坡行駛圖。此時可能失穩(wěn)，地面的反作用力Z1=G1=0,由于上大坡，行駛速度低，不做加速運動，故可忽略一切慣性力和風阻力。其各作用力在后輪與地面接觸點O2為中心的力矩平衡式表達如下Z1L+Ghgsin-GL2cos=0

41、(3-1)式中G機械總重量；L2重心離后軸距離。當Z1=0時，則Ghgsin-GL2cos=0 (3-2)因此可能失去操縱穩(wěn)定的極限坡度為0=tan-1L2hg (3-3)得0=16.67°，取0=15°另外，當車輛下滑力接近于驅(qū)動輪上的附著力（F=Z ）時，車輛就不能上坡，驅(qū)動輪開始打滑。即Z1=(GL1cos+Ghgsin)L (3-4)則后輪為驅(qū)動輪時的打滑極限坡度角為=arctanL1L-hg(3-5)一般汽車起重機重心較低，均能滿足上述條件，如果起重機重心較高，達軸距之半，易失去縱向穩(wěn)定性，故設計時應予注意。3.1.2橫向行駛穩(wěn)定性起重機在彎道上或直邊上轉(zhuǎn)向時常受

42、側(cè)向力，如離心力、橫向風力等。起重機在側(cè)向力作用下有時克服了車輪的附著力，從而產(chǎn)生側(cè)滑移，或?qū)④囕v橫向傾翻。圖3-2為起重機中心上作用有兩個力，起重機自重力G和離心力Pjy=GV2gR，若Zr=0，則車向左傾翻的極限條件為tan0=V2gRhg-B2hg+(V2gR)(B2) (3-6)就是說橫向坡度角不得小于0。若在水平路面上（0=0），則當轉(zhuǎn)彎半徑為R時，車輛轉(zhuǎn)向所允許的最大速度由公式(3-6)得Vmax=4.80m/s。再分析車輛引起側(cè)滑移的情況，此時側(cè)向力大于或等于側(cè)向附著力，即Pjycos-GsinY1+Yr=Z1+Zr=(Gcos+Qjysin) (3-7)則其極限條件為tan=V

43、2gR-1+V2gR (3-8)若在水平路面上（=0），當轉(zhuǎn)彎半徑為R時車輛不致側(cè)滑的允許最大速度為Vmax=gR (3-9)由公式（3-9）可得Vmax=9.70m/s為行駛安全起見，應使側(cè)滑發(fā)生在翻車前，即Vmax<V<Vmax即gR<gRB2hg ，故應使B2hg> (3-10)這就是橫向行駛穩(wěn)定性的基本條件。式中，B為輪距，一般硬路面的取0.7-0.8。因此，一般汽車起重機均能滿足此公式（B>2hg）。起重機重心較高，也應加以注意2。3.2車載起重機穩(wěn)定性3.2.1 底盤整備質(zhì)量 類比于整車整備質(zhì)量，底盤質(zhì)量是指完全裝好各底盤組成部件的的質(zhì)量，包括潤滑油、

44、燃料、隨車上其、備胎等所有裝置的質(zhì)量。參考同類起重整車質(zhì)量，在此基礎上在增加車廂升高裝置的質(zhì)量，便可估算整車整備質(zhì)量。汽車最大軸載質(zhì)量的分配應基本接近原車底盤軸載要求。又由于車廂升高的同時，其質(zhì)心向后移，因此起重底盤的質(zhì)心位置可比常規(guī)車體質(zhì)量略向前移。3.2.2車載起重機的失穩(wěn)起重機在起重作業(yè)時，由于起吊過重的重量、操縱失誤引起的過大慣性力、支承面的沉陷或過大的風力等原因，往往突然喪失穩(wěn)定甚至傾翻。因為起重機的穩(wěn)定完全由機械自重來維持，故有一定限度。往往在起重機的結(jié)構(gòu)件（如吊臂、支腿等）和其零件強度還足夠承受外來載荷時，起重機由于自重不夠而失去穩(wěn)定。但有時其中直接穩(wěn)定性過大，在沒有起重量指示的情況下，吊臂也可以由于超載過大而損壞。因此，起重機在設計時要選取適當?shù)姆€(wěn)定性。3.3 輪胎的確定 本文所討論的起重底盤屬于中速車輛，工作路而較為復雜，既有轉(zhuǎn)場時的高等級公路，又有在工地的惡劣路而，所以要求輪胎要同時能夠適應公路和非公路。因而底盤驅(qū)動輪選用12.00R20規(guī)格的輪胎，而轉(zhuǎn)向輪選用14.00R20規(guī)格。輪胎。3.4起重性能在確定支腿跨距2a后，再將