随车起重机水平支腿搭接比及截面参数
对强度影响的分析
摘要：本文推导了水平支腿截面应力的理论计算公式，并提取出搭接比值、截面高度与宽度比值两个
变量；针对某一吨位机型，利用理论推导公式计算出以上两个变量分别对水平支腿应力的影，结果表明，随
着搭接比的增大，截面应力降低的幅度会减小，随着截面高度与宽度比值的增大，截面应力降低的幅度不变；另外，在降低相同数值的应力条件下，通过增大搭接比所增加的水平支腿质量要小于增大高宽比值的方式，
应力增量越大，两种方式增加的质量差值越大。
关键词：搭接量；高宽比值；应力；workbench
1前言
汽车起重机进行吊装作业时，需要通过支腿来确保整车的稳定性，同时整机吊载时的重量也依靠支腿
进行平衡，因此通过一定的理论分析，并采取最优的方式确保支腿强度，对于整机性能的保证至关重要。针
对汽车起重机支腿强度的优化，太原重工技术中心的于潜利用Ansys对起重机支腿进行了优化设计，获得最
优的支腿形状及板厚，在满足支腿强度要求的同时，有效节省了材料，降低了成本[1]；林志军、曾远等人建立了活动支腿的有限元模型，利用Ansys软件对活动支腿进行了强度分析，得到了活动支腿上应力较大的区
域和应力分布规律[2]；
本文利用推导出的水平支腿应力公式，提取了搭接比、截面高度与宽度比值两个重要的设计变量，分
别研究了这两个变量对水平支腿截面应力的影响趋势，结果表明，通过合理选取搭接比及高宽比值不仅能够
满足强度要求，还可以达到轻量化设计的目的。
2水平支腿受力分析
2.1 水平支腿截面应力公式推导
图
1 图2
对水平支腿受力分析，截面弯矩如下：
，
式中，：垂直支腿受到垂直向上的支撑力；
：至截面的距离。
水平支腿总长，
令，则，所以，
式中，：水平支腿搭接长度与支腿总长的比值。
支腿截面对轴的惯性矩=
式中，
：上下盖板厚度；
：侧板厚度；
：侧板高度；
：上下盖板宽度
截面的高度和宽度的比值
截面正应力：
式中，：截面截面系数；
截面的切应力：
式中，：作用在垂直支腿上的支反力；
：截面上下盖板面积；
截面的应力：
把得到关于变量为宽高比、搭接量的应力函数
即，
2.2 实例分析
以12吨随车起重机水平支腿为例，对截面应力值进行计算，考察搭接量和截面高度与宽度的比值
对截面应力的影响。
考虑到水平支腿强度、整机稳定性及水平油缸安装空间等，边界条件如下：搭接长度：，截面高度：，垂直支腿支反力，计算结果如下图所示。
图
3 图4
图3表示水平支腿截面复合应力增量随搭接比值的变化趋势图。从图中可以看出，截面高宽比相
同时，随着搭接比的增加，截面复合应力增量逐渐增大，即截面复合应力逐渐减小，而且应力的
减小幅度逐渐减小，当搭接比达到0.4时趋于平缓。当搭接比相同时，随着截面高宽比的增加，截面等
效应力增量逐渐增大，即截面复合应力逐渐减小；随着搭接比的增加，不同截面高宽比所对应的应
力增量差值不变。
图4表示水平支腿截面高宽比及搭接比时，质量增量分别随应力增量的变化曲线图。从图中可以看出，为降低水平支腿截面应力值，通过增加搭接比的方式所增加的质量小于增加高宽
比的方式，且随着应力差值的不断增大，两者质量差距越来越大。
结合上述分析可知，通过增加截面高宽比值及增加搭接比均可以降低水平支腿截面应力；但是增加水
平支腿搭接比效果更明显，更有利于实现轻量化的目的。
3结论
1、水平支腿截面高宽比相同时，随着搭接比的增加，水平支腿截面等效应力相应降低，但是搭接比越大，截面等效应力降低的幅度就越小，因此，当搭接比达到一定值后，通过增加搭接比来降低水平支腿等效应力的效果就不明显了。
2、当搭接比相同时，随着截面高宽比的增加，水平支腿截面的等效应力增量逐渐增大，即水平支腿的截面应力逐渐减小，而且其应力减小值与高宽比的变化成近似线性关系。
3、通过增加截面高宽比或增加搭接比均可以降低水平支腿截面应力，在水平支腿截面应力增量相同的条件下，通过增加搭接比的方式所增加的质量小于增加高宽比的方式，且随着应力差值的不断增大，两者质量差距越来越大，因此，在一定搭接比范围内，通过增加水平支腿搭接比更有利于实现轻量化的目的。
参考文献：
[1]于潜.基于ANSYS的起重机支腿优化设计[J].机械管理开发，2020，35(8)：1-3.
[2]林志军，曾远，李晓斌，等.基于ANSYS的小型移动吊车支腿有限元分析[J].河南科技，2018
(10)：75-76.
作者简介：刘明，男，1987年生，现从事直臂随车起重机设计工作；
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析 标准化管理处编码[BBX968T-XBB8968-NNJ668-MM9N]
附件三： 汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析一、模型建立及臂架回转过程受力分析 汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G 0为下车重量；G 1 为上车和吊重的 重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M；e 0、e 1 为G 、G 1 位置到四支腿中心 的距离，按对称轴为直角坐标系定位。R 1、R 2 、R 3 、R 4 分别是四支腿的支反力,其中R 3 、R 4 为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K汽车起重机支腿间距如图1中，a=，b=。 为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。 1、支点反力计算公式 由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M和吊重P，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得: 图1 四支腿反力简图 e 0、e 1 为G 、G 1 位置到四支腿对称中心的距离。 2、计算底盘重心点位置 当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m，臂长约为，根据额定起重表，幅度 14m、臂长最大吊重为>22t，满足起吊要求。 徐工QY130K汽车起重机车长，宽3m，行驶状态车重55t，主要技术参数详见表1。 表1 徐工QY130K汽车起重机主要参数
吊机支腿纵向距离，横向距离，支腿箱体位于2桥和3桥之间以及车架后端，工作时配重38000kg 。根据车轴及转盘中心位置计算吊装下车重心点G 0，尺寸位置关系详见图2，由合力矩确定的平行力系中心即为吊车重心。 图2 车轴及转盘中心位置尺寸 由轴重参数得：下车重量G 0=9100+9100+9100+12500+12700+9700=62200 kg 上车配重重量=38000 kg 上车未加配重时重心到车后边缘距离Rc 为： 9700312700 4.412500 5.7591007.62910010.04910011.46 62200 6.78Rc m ?+?+?+?+?+?= = 则下车重心G 0到臂架回转中心G 1的纵向距离为工作臂架回转中心G 1到两后支腿的纵向距
技术文献篇论文 中国直臂伸缩式随车起重机 发展趋势与设计技术概论 作者：杨国栋 随车起重机是一种架装于底盘车上，集起重、运输为一体的新型高效起重运输装备。它的工作原理是通过从汽车变速箱中取力带动液压油泵旋转，向各液压工作元件提供高压油，从而实现随车起重机的各种运动。随车起重机以其快速、灵活、高效、便捷以及装卸、运输合二为一的优势被越来越多的用户认识并接受。国内已广泛应用于交通运输、土木建筑、通信电力及城市管网建设等行业的货物装卸及近距离转移货物，添加了附加装臵的变型产品还被广泛应用于消防、军队、非开挖作业及工程抢险等领域。 目前，国际上有瑞典、意大利、奥地利、德国、美国、日本、加拿大等国家的十几家公司生产的几十种规模型号的随车起重机，主要以欧洲为主。欧洲从２０世纪４０－５０年代开始生产随车起重机，主要厂商有HIAB（瑞典）、FASSI(意大利）、FERRARI（意大利）、PALFINGER （奥地利）、TIRRE（德国）、HEILA（意大利）等；亚洲生产随车起重机厂商主要有加藤（日本）、多田野（日本）、古河UNIC（日本）；美洲生产随车起重机厂商主要有ＧＲＯＶＥ等。这些都是世界知名的生产随车起重机的公司，各公司都形成了功能多元化、品种系列化、机电液控制一体化的产品体系，最大起重量已超过60ｔ，吊臂长度已超过30m，最大起重力矩已超过1000KN.m。
我国随车起重机的生产起步较晚，70年代末，全国生产的随车起重机产品品种还非常单一，生产规模也很小；国内最早生产该产品主要有石家庄煤矿机械厂与湖南专用汽车制造厂，到80年代，随车起重机产品的品种及产量逐步呈增长趋势，近几年来，随车起重机在国内市场的产销量增长势头更猛，据行业统计，1999年国内市场年需求量为1000台左右，2002年市场需求量约为2000台，到2009年市场需求量达到5000台左右，今年预计需求量将达到8000台左右。目前，全国具备一定生产规模的随车起重机厂家约有10多家，国有企业主要有中联重型机械科技有限公司、徐州随车起重机公司、石家庄煤矿机械厂、山西长治清华机械厂等，民营企业主要有由湖南专用汽车制造厂改制后分立成的湖北程力汽车公司起重机公司、江西江环汽车有限公司及湖南飞涛专用汽车公司等。 因受国内低端的市场限制及起步较晚的原故，国内随车起重机的总体技术与制造水平和国外相比，还有很大的差距，具体表现在以下几个方面： １．品种少、产量低我国随车起重机现处于初级发展阶段，品种较少。 中小吨位重复较多，至今尚未形成大、中、小完整的系列，年产量只相当于国外一个厂家的生产能力。 ２．起重力矩小，技术水平低我国随车起重机以直臂伸缩式为主，受国内汽车底盘的限制，起重力矩小，其他性能指标也一般低于国外先进产品，液压系统、控制系统的技术水平也有一定差距。目前国内最大的直臂随车起重机只做到十六吨，起重力矩400KN.m，折臂式随车吊起重机也只做到25吨，起重力矩650KN.m
各类吊车技术分析 1．起重量Gn 起重量是起重机安全起升物品的质量，单位T(吨)。对于流动式起重机来说，其额定起重量是随幅度而变化的，标牌上标定的起重量值是最大额定起重量，指基本臂处于最小幅度时的最大起重量。 2．幅度L 幅度是起重机置于水平场地时，吊具垂直中心线至回转中心线之间的水平距离，单位m。它是臂架长度与臂架仰角的函数，在臂架长度一定时，仰角越大，幅度越小。 有效幅度是指使用支腿侧向工作时，吊具垂直中心线至该侧支腿中心线的水平距离。当轮胎式起重机幅度小于支腿跨距一半时，作业无法进行。规定有效幅度A的极限值[A]为： 3．起重力矩M 起重力矩是汽车起重机的起重特性指标，单位N·m，为起重量和相应的工作幅度的乘积。 4．起升高度H 起升高度是吊具上升到最高极限位置时，吊具中心至地
面的垂直距离，单位m。当臂架长度一定，起升高度随幅度减少而增加（见图10－l）。 5．工作速度V （1）起升速度vq。它是起升机构在稳定运行状态下，吊额定载荷的垂直位移速度，单位m/min。为降低功率，减少
冲击，流动式起重机的起升速度应取较低值。 （2）变幅速度v1。它是变幅机构在稳定运动状态下，在变幅平面内吊挂最小额定载荷，从最大幅度至最小幅度的水平位移平均速度，单位m/min。有时用最大幅度到最小幅度的时间表示。变幅速度对起重作业的平稳性和安全性影响较大，平均速度在15m/min左右。 （3）旋转速度ω。它是旋转机构在稳定运动状态下，驱动起重机转动部分的回转角速度，单位r/min。受到旋转启制动惯性力的限制，旋转速度不能过大，一般在3r/min左右，当回转半径增大，旋转速度相应降低。 （4）行走速度v。它是在道路上行驶状态下，流动式起重机的平稳运行速度，单位工作场地转移速度要快，汽车起重机行走速度较高，可以与汽车编队行驶，轮胎起重机的行走速度一般较汽车起重机低。 此外，还有伸缩式臂架起重机特有的参数，臂架伸缩速度，单位m/min，一般外伸速度是缩回速度的1倍左右。支腿收放速度用时间表示，单位s。 各类型工程起重机的特点 随车起重机的工作特点： 1. 行驶速度高，机动灵活。
附件三: 汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析一、模型建立及臂架回转过程受力分析 汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示,G ０为下车重量;Ｇ 1 为上车 与吊重得重量与,移到位于对称轴上得回转中心后产生力矩M;e 0、e １ 为G 、G 1 位 置到四支腿中心得距离,按对称轴为直角坐标系定位、R 1、Ｒ ２ 、R 3 、R 4 分别就是 四支腿得支反力,其中Ｒ 3、R ４ 为近吊装物处两支腿反力,徐工QY130K汽车起重机 支腿间距如图１中,a=３、7８m,b=3、8m。 为简化计算,假设4条支腿支撑在同一水平面内,它们得刚度相同且支撑地面得刚度相同。 １、支点反力计算公式 由图１受力简图,分别计算臂架转化来得集中力矩M与吊重P,最后在支腿处迭加,根据受力平衡可得: 图1 四支腿反力简图 e 0、e 1 为G 、Ｇ 1 位置到四支腿对称中心得距离。 ２、计算底盘重心点位置 当架吊机设边梁时,所需吊幅最大,为13m,臂长约为1８。8m,根据额定起重表,幅度１４m、臂长２1.28m最大吊重为２9。３t＞2２t,满足起吊要求。 徐工ＱY1３0Ｋ汽车起重机车长1４.９5m,宽3m,行驶状态车重５5t,主要技术参数详见表1。 表1 徐工QＹ１30Ｋ汽车起重机主要参数 类别项目单位参数 尺寸参数整机全长mm １4９50 整机全宽mｍ３00０整机全高mm 3９50
轴距第一、二mｍ1420 第二、三mm2４2０第三、四ｍm1875 第四、五mｍ1350 第五、六mm14０0 重量参数行驶状态整机自重ｋg 55０00 一/二轴kg ９100/9１00 三/四轴kｇ910０/125０0 五/六轴ｋg１2700／9７00 支腿距离 纵向ｍ7、56 横向ｍ７。6 转台尾部回转半径(平衡重) mm 4600 吊机支腿纵向距离７.56m,横向距离７。6m,支腿箱体位于２桥与3桥之间以 及车架后端,工作时配重3８000kｇ、根据车轴及转盘中心位置计算吊装下车重 心点G ,尺寸位置关系详见图2,由合力矩确定得平行力系中心即为吊车重心。 图2 车轴及转盘中心位置尺寸 由轴重参数得:下车重量G =9100+９100+9100+12５00+１2700+97０0＝622００ kｇ 上车配重重量=38０00 kg 上车未加配重时重心到车后边缘距离Ｒc为:
第2章门式起重机支腿弯矩对主梁跨中挠度的影响 门式起重机与桥式起重机不同，其两端刚接支腿对主梁挠度有影响。桥式起重机可看成支腿高度为零的特殊门式起重机，因此研究门式起重机支腿弯矩对主梁挠度的影响更具有一般性。服役起重机在质检系统检验检测中，不考虑自重对挠度的影响。根据国家检规描述，在静载试验后, 将小车停在主梁跨中，起升额定载荷，测量跨中的下挠值。因此，整机额定载荷试验按一次超静定计算。当载荷处于跨中时，计算分析支腿弯矩、水平约束力和支腿惯性矩的变化对主梁挠度的影响具有重要意义。 2.1基于图乘法主梁挠度的分析及计算 门架结构按弹性小变形变化进行计算，理论上起重机主梁的挠度应通过分别计算门架平面和支腿平面内的静挠度相叠加而获得，但由于支腿平面内各构件宽度小，刚性强，变形更小，对总的静挠度贡献很小，可以忽略不计。因此，只在门架平面内进行分析计算[112]。此时门架结构简化为3个梁组成。设主梁CD为梁①，左侧支腿AC为梁②，右侧支腿BD为梁③。梁①跨度为L，梁②和梁③长为h，如图2-1所示，F为额定载荷。 图2-1 门架结构简化示意图 2.1.1水平约束力计算 首先，解除图1中B点水平约束，代之以X1，得到静定结构。由力法方程： δ11X1+Δ1F =0 (2-1)式中δ11—在B点沿X1的方向作用一单位力，B点沿X1方向仅因为这一单位力引起的位移，单位：mm/N； Δ1F—在X1的作用点沿X1方向，仅由载荷F引起的位移,单位：mm。
下面采用图乘法求δ11和Δ1F 。载荷F 和水平约束力X 1分别作用下的弯矩图如图2-2和图2-3所示。 由虚功原理： 2111111112422428F F L M M FL L FL L FL h dx h h EI EI EI --???==+= ???? (2-2) 233 1111123 33Z Z M M Lh h h dx EI EI EI EI δ==++? (2-3) 232311*********Z Z Z Z F Z Z I I L FL h I I L I I h X I I h δ?=- =++ (2-4) 式中 I 1—主梁截面惯性矩,单位：m 4； I Z2 、I Z3—左、右侧支腿折算惯性矩[112], 单位：m 4。文中的惯性矩无特殊说明均指门架平面内的惯性矩。 图2-2 载荷F 作用下弯矩图M F 图2-3 当水平约束力X 1=1时的弯矩图1M 2.1.2 载荷和支腿弯矩共同作用下的挠度?b 求挠曲方程时，将原结构分解，如图2-4所示。图中M 2为梁②在C 点对主梁的弯矩，M 3为梁③在D 点对主梁的弯矩。先求解M 2和M 3 在主梁CD 上的挠曲方程。为求挠曲方程，假设一集中载荷P ，施加在距C 任意距离x 处，以左段分离体为研究对象： 图2-4主梁挠曲线计算简图 ①在P 的左侧，距离梁左端为x 0的任意截面上的弯矩M 为： ②在P 的右侧，距离梁左端为x 0的任意截面上的弯矩为： ③根据卡氏定理 [113]，求P 作用点处的挠度。偏导数已求毕，即令假设集中荷载P=0。求挠曲方程。 式中：?m 为支腿弯矩作用下的挠曲方程，单位：mm 。
随车起重运输车结构及技术特点分析 打开文本图片集 在概述随车起重运输车应用发展的基础上，分析了其整车结构型式、起重机与底盘的连接、吊臂、起升机构、支撑装置和回转机构等的技术形式，并归纳分析了随车起重运输车的技术特点。 应用发展概述 随车起重运输车（truck with loading crane）也被称为随车吊装补给车（以下简称“随车吊”），是指装有随车起重机，既能实现货物的自行装卸，又可用于运输货物的专用汽车。它既具有普通货车的运输功能，又兼具有起重机的物资起吊装卸功能，除能完成自身物资的装卸，还可用于为其他车辆装卸货物。因此，随车吊是集起重作业与运输于一体的专用汽车，具有机动性强、搬运成本低、保障作业安全高效等特点。 按用途不同，随车吊可分为通用型和专用型；按传动装置不同的传动方式，可分为机械传动式、液压传动式和电力传动式；按不同的吊臂结构形式可分为折叠吊臂式、桁架吊臂式和伸缩吊臂式；按起重机不同的布置位置，可分为前置式、中置式和后置式；按不同的起升能力可分为轻型、中型和重型。 尽管随车吊在国外民用和军用领域都已得到广泛应用，但其在民用领域的应用相对较早一些，随着科技进步的日新月异和应用范围的不断拓展，其结构型式和相关应用技术也在不断地演化和发展。 结构技術形式分析 1.整车结构型式 根据随车起重机安装位置的不同，随车吊可分为前置、中置和后置三种结构型式，如图1所示。 1.1 前置式
起重机置于车箱和驾驶室之间（见图la），—般为起吊能力小于1t的随车吊所采用，适用于装卸包装成件的货物和集装箱等。由于液压泵安装在距离发动机较近处（汽车前部），距离起重机液压缸的管路较短，功率损失小，相比其他型式，液压传动效率较高。在进行该型式的整车布置时，应注意前轴载荷的分配，防止前轴过载。 1.2 中置式 起重机安装在汽车车箱中部（见图lb），—般为起吊能力在1〜3t范围内的随车吊所采用，且汽车多采用大、中型货车底盘，主要用于装卸、运输长度整齐的木材、管材、建材、条状物件等，货物沿车箱纵向安放。由于起重机布置于车箱中部，相比其他型式，中置式随车吊车箱利用率较低。 1.3 后置式 起重机安装于汽车车箱后部（见图lc），主要用于带有挂车的随车吊。相比中置式随车吊，后置式虽提高了车箱面积利用率，但由于起重机在车辆尾部，改变了原车的轴荷分配，必然影响整车的操纵性能。 在上述三种结构型式中，前置式和后置式应用最为普遍。 2.起重机与底盘的连接 随车起重机通常通过机架与汽车底盘相连，机架组成一般为横梁、纵梁、连接固定装置、支腿支架、液压油箱安装架、固定座及托架等。机架除了实现起重机与底盘的连接固定外，还须具备如下功能：可安装回转机构、能够连接和固定支腿、用于安装和固定液压油箱等。 图2是一种典型的随车起重机机架的结构图，主要由两根横梁、两根纵梁、连接固定装置（U型螺栓和垫板）、支腿支架、固定座和托架等组成。机架上设有安装回转机构的连接螺栓孔。机架由固定连接装置固定于汽车底盘主车架上。 3.吊臂
随车起重机水平支腿搭接比及截面参数 对强度影响的分析 摘要：本文推导了水平支腿截面应力的理论计算公式，并提取出搭接比值、截面高度与宽度比值两个 变量；针对某一吨位机型，利用理论推导公式计算出以上两个变量分别对水平支腿应力的影，结果表明，随 着搭接比的增大，截面应力降低的幅度会减小，随着截面高度与宽度比值的增大，截面应力降低的幅度不变；另外，在降低相同数值的应力条件下，通过增大搭接比所增加的水平支腿质量要小于增大高宽比值的方式， 应力增量越大，两种方式增加的质量差值越大。 关键词：搭接量；高宽比值；应力；workbench 1前言 汽车起重机进行吊装作业时，需要通过支腿来确保整车的稳定性，同时整机吊载时的重量也依靠支腿 进行平衡，因此通过一定的理论分析，并采取最优的方式确保支腿强度，对于整机性能的保证至关重要。针 对汽车起重机支腿强度的优化，太原重工技术中心的于潜利用Ansys对起重机支腿进行了优化设计，获得最 优的支腿形状及板厚，在满足支腿强度要求的同时，有效节省了材料，降低了成本[1]；林志军、曾远等人建立了活动支腿的有限元模型，利用Ansys软件对活动支腿进行了强度分析，得到了活动支腿上应力较大的区 域和应力分布规律[2]； 本文利用推导出的水平支腿应力公式，提取了搭接比、截面高度与宽度比值两个重要的设计变量，分 别研究了这两个变量对水平支腿截面应力的影响趋势，结果表明，通过合理选取搭接比及高宽比值不仅能够 满足强度要求，还可以达到轻量化设计的目的。 2水平支腿受力分析 2.1 水平支腿截面应力公式推导
图 1 图2 对水平支腿受力分析，截面弯矩如下： ， 式中，：垂直支腿受到垂直向上的支撑力； ：至截面的距离。 水平支腿总长， 令，则，所以， 式中，：水平支腿搭接长度与支腿总长的比值。 支腿截面对轴的惯性矩= 式中， ：上下盖板厚度； ：侧板厚度； ：侧板高度； ：上下盖板宽度 截面的高度和宽度的比值 截面正应力： 式中，：截面截面系数； 截面的切应力： 式中，：作用在垂直支腿上的支反力；
起重机总体设计及金属结构设计 龙门式起重机的总体设计包括以下内容：确定总体方案，选择主要参数，确定计 算载荷，计算压轮和稳定性。 起重机的设计参数是指：起重量Q(t)、跨度L(m)起升高度H(m)起升速度 q V (m/min)、小车运行速度o V (m/min)和工作级别等。 起重机的设计参数是指：有无电源(交流或直流)、工作地点(室内或室外)、最大 行程以及工作环境(温度、湿度、有无煤气或酸气)等。 其它要求：如起重机所占空间的限制、司机室的型式(敞开式或封闭式)、司机室 的位置(在桥梁中间或一端)、司机室的高度、操纵方式(手动、电动，遥控)等。 龙门起重机的总体方按和基本参数确定： 龙门起重机广泛用于各种工矿企业、交通运输和建筑施工。主要在露天贮料场、建筑构件加工场、船坞、电站、港口和铁路货站等处，用其装卸及搬运货物、设备以及建筑构件安装等。 一、门架的结构型式： 采用板梁结构。由于板梁结构制造方便，采用这种型式的门式起重机占多数。门架可制成双腿(全门架)，门架主梁与支腿的选择是刚性连接的。门架采用双梁。门架结构是板梁式箱形结构。双梁箱形结构门架的支腿制成“八”字型。 二、门架的主要尺寸的确定： 箱行结构 箱行主梁的截面以矩形截面。门式起重机的主梁高度L H )20 1 ~151(=：当采用 两条刚性支腿时，取L H )251~151(=，H B )3 1 ~21(=，采用单箱型时，取 H B )1~3 2 (=。 对于支腿，腿高h 由所要求的门架净空尺寸确定。刚性支腿的上部连接按箱形结构宽度H b ≥(主梁高度)确定；柔性支腿的上、下部和刚性支腿的下部连接按门架下横梁宽度及具体结果确定。
机电一体化专业毕业设计（论文） 论文标题：液压起重机的液压系统设计 作者姓名： 指导教师： 完成时间： 实习单位：
目录 摘要 (3) 一、概述 (3) （一）关于起重机 (3) （二）液压起重机传动的优缺点 (4) （三）液压传动的工作原理及组成 (4) （四）起重机液压系统的应用现状和发展趋势 (5) 二、起重机液压系统的特点分析 (6) （一）起升机构液压回路 (6) （二）伸缩臂机构液压回路 (7) （三）变幅机构液压回路 (8) 三、液压传动系统的故障分析及排除 (8) （一）液压系统的主要故障 (8) （二）故障检查 (9) （三）液压系统的故障预防 (9) （四）液压系统的故障分析 (10) （五）液压系统的故障排除 (10) 四、起重机重量的确定及机构件参数性能的确定 (12) 五、参考文献 (19) 六、结论 (20)
液压起重机的液压系统设计 内容摘要：本文对液压起重机的设计进行了研究，分章、节逐一论述了设计过程。在设计过程部分，首先对装载起重机的汽车的底盘进行选择，确定起重机的技术参数，重点就车载起重机的液压系统进行论述和设计，以及对起重机的主要机构如起升机构、回转机构的型式和计算方法做出论述，对回转机构机械装配部分也进行了设计，最后对影响起重机起重能力的支腿型式及其跨距的确定进行了简要说明。 关键词：液压起重机，液压系统，回转机构液压缸 一、概述 （一）关于起重机 汽车起重机是装在普通汽车底盘或特制汽车底盘上的一种起重机，其行驶驾驶室与起重操纵室分开设置。这种起重机的优点是机动性好，转移迅速。缺点是工作时须支腿，不能负荷行驶，也不适合在松软或泥泞的场地上工作。 汽车起重机的底盘性能等同于同样整车总重的载重汽车，符合公路车辆的技术要求，因而可在各类公路上通行无阻。此种起重机一般备有上、下车两个操纵室，作业时必需伸出支腿保持稳定。起重量的范围很大，可从8吨～1000吨，底盘的车轴数，可从2～10根。是产量最大，使用最广泛的起重机类型。 汽车液压起重机的外形结构
摘要 随着我国科技水平的快速发展，各行各业都取得了巨大的进步，其中起重机起到了重要的作用，起重机在建筑、开采、挖掘等领域不可或缺。尤其是汽车起重机，因为其具备汽车的特点，即可快速移动，又具有起重机的功能，所以应用的领域更加厂泛。汽车起重机由变幅系统、伸缩系统、卷扬系统、回转系统、支腿系统组成。 变幅系统对起重机的工作稳定性以及起重机的工作性能有十分重要的影响。在本次QY50K起重机变幅液压系统设计中，我以汽车起重机的三铰点设计为基础，首先确定三铰点的设计位置，确定变幅系统的机械结构尺寸，进而对起重机的变幅液压缸及液压油箱的各部分进行选型与计算，确定液压缸及油箱的结构。最后对液压系统中的其他元器件进行选型与介绍，完成对于变幅液压系统原理图的绘制。 关键字: 汽车起重机变幅液压系统三铰点液压油箱
ABSTRACT With the rapid development of China's science and technology, all walks of life have made great progress. The crane has played a major role, crane especially plays an indispensable role in building, mining and other fields. Especially the automobile crane, because of its characteristics of a car can move quickly, but also has the function of the crane, it is widely used. Automobile crane has luffing system, telescopic system, winch system, rotation system, supporting legs system. Luffing system will affect the stability of crane. In the design of crane hydraulic system in this QY50K, I based on the three points of truck crane design, First determine the design of position three hinge point, that will determine the dimensions of mechanical structures of luffing system, so that it can be the amplitude hydraulic cylinder and luffing tank on the crane selection and calculation, Determining the structure of hydraulic cylinder and oil tank. Finally, selection and introduction of other components in the hydraulic system, complete the luffing hydraulic system schematic drawing. Keywords: crane luffing hydraulic system three joint hydraulic tank
附件三： 汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析一、模型建立及臂架回转过程受力分析 汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G 0为下车重量；G 1 为上车 和吊重的重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M；e 0、e 1 为G 、G 1 位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。R 1、R 2 、R 3 、R 4 分别是 四支腿的支反力,其中R 3、R 4 为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K汽车起重机 支腿间距如图1中，a=3.78m，b=3.8m。 为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。 1、支点反力计算公式 由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M和吊重P，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得: 图1 四支腿反力简图 e 0、e 1 为G 、G 1 位置到四支腿对称中心的距离。 2、计算底盘重心点位置 当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m，臂长约为18.8m，根据额定起重表，幅度14m、臂长21.28m最大吊重为29.3t>22t，满足起吊要求。 徐工QY130K汽车起重机车长14.95m，宽3m，行驶状态车重55t，主要技术参数详见表1。 表1 徐工QY130K汽车起重机主要参数
吊机支腿纵向距离7.56m ，横向距离7.6m ，支腿箱体位于2桥和3桥之间以及车架后端，工作时配重38000kg 。根据车轴及转盘中心位置计算吊装下车重心点G 0，尺寸位置关系详见图2，由合力矩确定的平行力系中心即为吊车重心。 图2 车轴及转盘中心位置尺寸 由轴重参数得：下车重量G 0=9100+9100+9100+12500+12700+9700=62200 kg 上车配重重量=38000 kg 上车未加配重时重心到车后边缘距离Rc 为： 9700312700 4.412500 5.7591007.62910010.04910011.46 62200 6.78Rc m ⨯+⨯+⨯+⨯+⨯+⨯= = 则下车重心G 0到臂架回转中心G 1的纵向距离为6.78-4.9=1.88m 工作臂架回转中心G 1到两后支腿的纵向距离为3.63m ，上车配重及吊重支点 G 1到支腿对称轴中心O 点距离e 1=0.15m ，下车重心G 0到支腿对称中心O 的距离e 0=1.88-0.15=1.73m 。 二 、边梁吊装吊机支腿反力计算 边梁重21.97t ，不考虑铺装层，按22t 计算。 1、边梁吊装支腿反力计算 由以上计算可知： a=3.8m ，b=3.78m ，e 0=1.73 m ，e 1=0.15m ， G 0=622KN,G 1=220+380=600KN ； (1)当а=1060时吊重至臂架回转中心G 1的水平距离为7.01m ，吊重产生的力矩M=6.964×220=1542.6KN ·m ；代入上述公式得： (2)当а=440时吊重至臂架回转中心G 1的水平距离为8.744m ，M=8.882×220=1923.7 KN ·m 。代入上述公式得： (3)当а=-220时吊重至臂架回转中心G 1的水平距离为13.8m ，M=13.65×
浅析起重机吊臂结构的有限元分析与优化 摘要：以起重机吊臂为分析对象，采用CEＲO软件建模，以有限元分析软件ANSYSWorkbench为平台，在各种典型的工作条件下对起重机臂进行有限元分析，并利用ansys软件对基础臂的截面参数进行优化。将目标函数设置为起重机臂的 重量，并对其进行优化，以满足强度和刚度作为约束的要求。计算最合理的结构 以节约成本。 关键词：CEＲO 软件建模 ANSYS Workbench 有限元分析结构优化 引言：随着我国起重机行业的不断壮大，起重机吊臂结构有限元的问题引起了人 们的重视。市场反馈的信息及客户需求，制定了 2013—2014 年度随车起重机吊臂结构优化设计指标及措施： 1．吊臂采用HG70高强度结构钢，强度提高10%。相比HG60钢重量降低6%。 2．吊臂最大工作幅度同比国内同型号产品增加8%，10 t机型基本臂达到4500 mm，工作范围增加 8%。 3．吊臂优化设计，筒体焊缝减少到道焊缝，焊缝长度降低到同类型号的1 /4 ～ 1 /2（其他机型有的多达8条焊缝，对焊接要求很高），且大大减少焊后校 正的工作量。 4．吊臂增加了滑块接触点与接触面积，提高了吊臂的可靠性。采用4点支撑，加大滑块面积。 5．吊臂内置伸缩机构，设计上采用了具有部分带载伸缩的结构，整个吊臂整 洁美观，保护伸缩机构效果好，内部采用全钢滑轮及重载轴承，且具有一定的带 载伸缩能力。 吊臂的结构形式主要由吊臂本体结构：即各吊臂的截面形状，吊臂工作长度，加强结构，伸缩机构设计决定。对吊臂本体结构和伸缩机构进行了优化设计。 1 吊臂本体结构设计 吊臂大都采用以高强度钢板为主的箱形截面，国内起重机吊臂的截面形式主 要有四边形、五边形、六边形、八边形等，而中小吨位的起重机吊臂截面形式以 五边形居多。国外的起重机发展时间较长，吊臂的截面形式主要是优化设计过的 圆角化多边形、椭圆形、U 形等，如德国和意大利的起重机吊臂截面主要以椭圆 形居多，而国内只有徐工的大型全路面起重机才使用这样的截面形式。国内的起 重机的吊臂结构基本上都是两块钢板折弯后对焊，整体结构粗糙且不够合理。选 用了强度较好，工艺性好的六边型截面，并对起重机吊臂结构进行合理的力学分 析和优化设计，可以在保证吊臂结构强度和刚度的前提下，较好地选择吊臂截面 形状与尺寸，从而减轻吊臂的自重，进而可以提高吊臂的整体起重性能。对于吊 臂结构的研究，如果采用传统的力学方法来设计和分析起重机吊臂，不但计算量 巨大，理论模型与实际相差远，而且精度较低，设计师为了保证吊臂结构的安全 性和可靠性，往往采取加大安全系数的方法来设计，这样制造出来的起重机就显 得粗糙和笨重。领域里广泛应用的有限元法与 CAD 技术相结合，来共同实现“设 计－评价－再设计”任务的分析自动化，先CEＲO 进行建模，然后利用整合在 一起的有限元软件AN-SYS WOＲKBENCH 对吊臂进行各种典型工况的有限元分析，大大缩短了对其结构进行研究设计和分析的循环周期，提高了产品可靠性，降低 了材料的消耗和生产成本，因此具有良好的社会效益和经济效益。
《流动式起重机的吊装计算》专题培训 流动式起重机主要有履带起重机、汽车起重机、全地面起重机等等。特点:适用范围广,机动性好,可以方便地转移场地,但对道路、场地要求较高,台班费较高。适用范围:适用于单件重量大的大、中型设备、构件的吊装,作业用期短。 一、起重机的基本参数 主要有吊装载荷、吊装计算载荷、工作幅度、起升高度、额定起重量等,这些参数是制定吊装技术方案的重要依据。 1 .吊装载荷 吊装载荷包括： ⑴被吊物（设备或构件）在吊装状态下的重量G1; ⑵吊、索具重量G2（流动式起重机一般还应包括吊钩滑轮组重量和从臂架头部垂下至吊钩的起升钢丝绳重量）。 2 .吊装计算载荷 ⑴动载荷系数起重机在吊装重物的运动过程中对起吊索具附加载荷而计入的系数,称为动载荷系数。在起重吊装工艺计算中,一般取动载荷系数K1=11o
(2)不均衡载荷系数 多台起重机或多套滑轮组等共同抬吊一个重物时，由于起重机械之间的相互运动可能产生作用于起重机械、重物和吊索上的附加载荷,或者由于工作不同步,各分支往往不能完全按设定比例承担载荷,称为不均衡载荷系数。一般取不均衡载荷系数K2=1.1~125° ⑶吊装计算载荷 在起重工程的设计中,多台起重机联合起吊设备,吊装载荷与动载系数、不平衡载荷系数乘积,就是吊装计算载荷(也称计算载荷),计算载荷的一般公式为： Qj=K1×K2×(G1+G2) 式中:Q一计算载荷； (G1+G2)一吊装载荷。 采用双机抬吊时，宜选用同类型或性能相近的起重机，负载分配应合理,单机载荷不得超过自身额定起重量的80%o 3 .工作幅度(起重工作半径) 工作幅度即工作半径，是指起重机回转中心与吊钩中心之间的水平距离。 根据场地站位环境（包括道路、邻近建筑物、障碍物等），吊装对象的外形尺寸，吊装物起止位置等等，来确定选择起重设备的工作半径。
3t起重机设计计算书 1.计算依据： 1.1依据起重机设计规范GB3811-2008, 依据《电动葫芦门式起重机技术条件》 JB/T5663-2008设计。 1.2主要技术参数 主结构：桁架结构 支腿结构：桁架结构 额定起重量：3t 实验负荷静载起重量：3.75t 实验负荷动载荷起重量：3t 吊钩起升速度：7m/min 吊钩行走速度：20m/min 吊钩有效起升高度：24m，4m（桥上）+20m（桥下） 大车行走速度：0-60m/min 大车设计轮压：8t以下 供电方式：自带发电机（低噪音环保型） 工作电源：380v/5Hz 工作状态风压：≤6级（即：250N/m2) 非工作状态风压：≤11级（即：800N/m2) 龙门吊工作级别：A3 起升机构工作级别：M3 大车走行机构工作级别：M4 跨度：9.65m 悬臂：两侧有效悬臂各4米 适应坡度：±2% 走行方式：轮胎式 2.计算说明： 载荷组合计算 2.1载荷计算 2.1.1结构自重载荷 龙门吊大车结构自重约12000kg. 2.1.2起升载荷P Q =30kN 起升冲击系数φ 1 因为0.9≤φ 1≤1.1，取φ 1 =1.05 轮胎式起重机运行冲击系数φ 4 φ 4 =1.3 2.1.5起升载荷动载系数φ 2 φ 2 =1+0.71*V=1+0.71*0.117=1.08 式中：V----起升速度，V=7m/min=0.117m/s 2.1.6运行加速度α 按行程很长的低速与中速的起重设备，根据葫芦的运行速度V=20m/min=0.33m/s，加减速时间按 4.5s考虑。α =0.07m/s2 大车运行速度V=60m/min=1m/s,加减速时间按4.5s考虑，a=0.22m/s2.
摘要 在我国，车载起重机的发展已有五十年历史了，由于受到客观条件的限制，一度发展的较慢。进入九十年代发展迅速，但与国际先进水平还相差很远，主要表现在产品质量的稳定性、自动化、智能化等方面。随着国家基础建设的规模不断加大，许多生产场合都需要对设备、产品、零件、货物等进行搬运和位移，车载起重机在起重运输行业和野外作业发挥的作用也将越来越大，时常也将越来越大。 作为车载起重机的核心部分，起重机底盘的作用最为重要。它不仅承担着起重的负荷要求，而且还承担着着运输作用，可以说起重设备的性能良好与否很大程度上取决于起重机底盘的性能质量。所以说，很有必要对起重机的底盘进行专门的研究与分析。使其能够满足使用功能要求，安全可靠，结构合理，重量轻，操作使用方便，对许多生产场合与起重运输等行业，具有很强的现实意义。对原始车载起重机资料进行分析，在设计过程部分，首先对装载起重机的汽车的底盘进行选择，确定起重机的技术参数，重点就在车载起重机的液压系统进行论述和设计，以及对起重机的主要机构如起升机构、回转机构的型式和计算方法做出论述，对回转机构机械装配部分也进行了设计，最后对影响起重机能力的支腿型式及其跨距的确定进行设计。 关键词：机械液压起重机
Abstract The design and production of the vehicle-mounted crane have more than 50 year’s history in our country. The development of vehicle-mounted crane, however, was slow as the well known reason. Since 1990’s, 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 increasing 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, 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 liquid press system is the key. The design method of main mechanisms of the crane, which in-cludes 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 descrip-tion of the support leg, which affects the performance of crane greatly.This vehiclemount-ed 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 produc-tion of transport industries, which will have great application background. Key words:rotary mechanism vehicle-mounted crane
第三章岸桥的基本参数和主要技术数据 岸桥的基本参数描述了岸桥的特征、能力和主要技术性能。基本参数主要包括几何尺寸、起重量、速度、控制与供电、防摇要求和生产率等。 第一节几何尺寸参数 几何尺寸参数是表示岸桥作业范围、外形尺寸大小及限制空间的技术数据，主要有以下8个参数； 外伸R 0轨上／轨下起升高度H u /H d 轨距S联系横梁下净空高度 C hp 后伸距R b门框内净宽 C wp 基距 B 岸桥（大车缓冲器端部之间）总宽W b 此外，还有门框下横梁上表面离地高度h s、门框外档宽度W p、前大梁宽度B b或小车总宽B t；、梯形架顶点高度H0、仰起后岸桥总高H s、前大梁前端点离海侧轨道中心线的水平面距离L 0、后大梁尾端离陆侧轨道中心线的水平面距离L b、前大梁下表面离地高H b、缓冲器安装高S b，岸桥与船干涉限制尺寸S f、S h、α，以及岸桥与码头固定设施或流动设备干涉的限制尺寸C1、C2、C3、C4、C5等等。尺寸参数示意图如图3－1－1所示。 一、外伸距R 0 小车带载向着海侧运行到前终点位置时，吊具中心线离码头海侧轨道中心线之间的水平距离，称为外伸距，用R 0表示。图3－1—2为岸桥外伸距示意图。 外伸距是表示岸桥可以装卸船舶大小的主要参数。它受到船宽（甲板上集装箱排数）和层高，船的横倾角α、船舶吃水、码头前沿（岸壁至海侧轨中心线之间）的距离F．码头防碰靠垫（也称护舷）的厚度f 以及预留小车制动的安全距离等因素的影响。 岸桥的外伸距除应考虑船宽外，还应考虑船倾斜的影响，因而它与装载的集装箱层高
有关。 超巴拿马型岸桥的外伸距是以能装卸超巴拿马集装箱船（宽度32.3 m以上）为标志的。世界各国码头前沿距离F和碰靠垫厚度f各不相同，F min＝2m，F max＝7.5 m，f min＝0.6 m，f ＝2.0 m。超巴拿马型船宽从14排起至22排不等，因此，超巴拿马型岸桥的外伸距也各max 不相同。 通常，码头前沿F=3 m，碰靠垫f＝1.5 m，14排箱的船宽为35m，甲板上5层箱横倾3°的增量约1.5 m，R 0＝3＋1.5＋（35－1.25）＋1.5，R 0≈40 m。目前最大外伸距达67.5 m。 二、后伸距R b 小车带载向着陆侧运行到后终点位置时，吊具中心线离码头陆侧轨道中心线之间的水平距离，称为后伸距，用R b表示（图3－l－1）。 后伸距是按搬运和存放集装箱船的舱盖板，以及特殊情况下作为接卸车辆的一条通道或临时堆放集装箱的要求来确定的。 舱盖板沿船宽方向可以分放置1块、2块和3块舱盖板3种，如图(3－1－3a 、b）所示。 舱盖板沿船长方向的尺寸一般不超过14 m，以便从起重机门框立柱间（净宽一般为16～ 18 m）通过；沿船宽方向的尺寸为15～17.5 m，可堆放6～7列集装箱。由于是在其中点起 吊，考虑到陆侧门框陆侧边应留有上机的斜梯和行走净空宽度2.5m左右（见图3－1—1）