如何计算汽车吊支腿反力

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，G0为下车重量；G1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；e0、e1为G、G1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。

R1、R2、R3、R4分别是四支腿的支反力,其中R3、R4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、e1为G、G1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 5.7591007.62910010.04910011.46622006.78Rc 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离为，上车配重及吊重支点G1到支腿对称轴中心O点距离e1=，下车重心G到支腿对称中心O的距离e=。

汽车起重机支腿反力简化计算方法
汽车起重机是一种常见的工程机械，在进行工作时需要支腿起重，以确保机器的稳定性和安全性。

然而，支腿的反力计算一直以来都是一个难题，因为涉及到很多复杂的物理参数和计算公式。

本文介绍一种简化的汽车起重机支腿反力计算方法，以方便工程师和技术人员进行实际操作。

首先，我们需要知道支腿反力的计算公式为F=mg/cosα，其中F 为支腿反力，m为机器重量，g为重力加速度，α为支腿与水平面夹角，cos为余弦函数。

这个公式很简单，但是涉及到很多参数需要精确测量和计算，比如机器重量、支腿数量和位置、支腿与地面的夹角等等。

这些参数往往需要现场测量，而且误差可能很大，因此计算反力的结果往往不够准确。

为了简化计算，我们可以采用一种近似的方法，即假设支腿反力与机器重量成比例关系，即F=k m，其中k为比例系数。

这个假设的依据是，支腿反力主要是由机器重量产生的，因此反力应该与重量成正比。

这个假设并不完全准确，因为支腿的位置和夹角也会对反力产生影响，但是在一定范围内应该是可行的。

为了确定比例系数k，我们需要进行一些实验。

具体方法是，先测量机器的重量m，然后在支腿下面放置一个称重传感器，用来测量支腿反力F。

然后对机器进行一些不同的运动和工作，比如举起和放下重物，移动位置等等，记录下反力和机器重量的数据。

最后，通过统计分析数据得到比例系数k的值。

这种简化的计算方法有一定的误差，但是可以大大减少现场测量的工作量，同时也可以提高计算的精度。

因此，对于一些实际操作中需要频繁计算支腿反力的场合，这种方法是值得推广和应用的。

三一220t汽车吊支腿压力计算书一、工程概况大新大厦改扩建项目1#6015拆卸时需三一220t全路面汽车吊在地面上进行作业，220吨汽车吊吊装50m吊臂时作业半径12m，吊臂重量8.36t。

二.吊装计算参数1).220t汽车吊整机自重72t;2).220t汽车吊平衡重75t;3).6015塔吊吊臂自重8.36t;三、作业工况分析现场情况，最不利吊装工况：1.工况a— 220t汽车吊在作业半径12m处吊装吊臂；四、支腿压力计算1.支腿反力计算公式:N ∑∑+++=XiXi Xi My Yi Yi Yi Mx n Q G ****)( G ——汽车吊整车自重（含配重）；Q ——汽车吊起重载荷（吊重）；N ——汽车吊支腿反力；n ——汽车吊支腿数；Mx 、My ——作用于汽车吊上的外力对通过回转中心的X\Y 轴的力矩值； Xi 、Yi ——支腿至通过回转中心的X 、Y 轴的距离；2.220t 汽车吊整机自重:G=72+75=147t;3.工况a —吊装6015吊臂时的支腿最大压力:1)50m 吊臂自重8.36t考虑动载荷时汽车吊起吊重量:Q=8.36*1.5=12.54t(动载系数取为1.5)2).吊装对X,Y 轴的力矩Mx=12.54*10=125.4t.mMy=12.54*6.6=82.76t.mt N 58.534*3.8*3.8 3.8*76.824*3.8*3.8 3.8*4.1254.5421147)3(=+++=4、220t 汽车吊支腿压力分散处理1).600*600支腿对地下室顶板的压应力:工况中取吊装吊臂时支腿最大压力N=53.58t P=2/49.1600*60010000*58.53600*600mm N N ==2).在4个支腿下垫2m*2m 钢板进行分散处理时支腿压应力: P=2/14.02000*200010000*58.532000*2000mm N N ==吊车支腿压力示意图。

汽车起重机支腿反力简化计算方法
汽车起重机是一种常见的工程机械，其支腿反力计算是其中的重要问题。

针对这个问题，本文提出一种简化的计算方法，以提高计算效率和准确度。

首先，我们需要明确汽车起重机支腿反力的概念。

支腿反力是指支腿对地面的反作用力，其大小与支腿的长度、支腿与地面的夹角、支腿和起重机的质量等因素有关。

传统的支腿反力计算方法比较繁琐，需要考虑多个因素，并且涉及到复杂的计算公式。

而本文提出的简化计算方法则可以极大地简化计算过程，使得计算更加方便快捷。

具体而言，我们可以采用以下步骤进行计算：
1. 首先，确定汽车起重机的质量以及支腿的长度和夹角。

2. 然后，将起重机的质量均分到各个支腿上，计算每个支腿上的质量。

3. 接着，根据支腿长度和夹角计算出每个支腿对地面的反作用力。

4. 最后，将各个支腿对地面的反作用力相加，即可得到汽车起重机的支腿反力。

需要注意的是，这种简化计算方法对于支腿长度和夹角相同的情况较为适用，对于长度和夹角不同的情况可能存在一定误差。

总体而言，汽车起重机支腿反力的计算是一项重要的工作，采用简化计算方法可以极大地提高计算效率和准确度。

同时，我们也需要
注意选择合适的计算方法，以满足实际工程需要。

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，G0为下车重量；G1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；e0、e1为G、G1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。

R1、R2、R3、R4分别是四支腿的支反力,其中R3、R4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、e1为G、G1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 5.7591007.62910010.04910011.46622006.78Rc 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 。

汽车吊支腿反力计算 excel汽车吊支腿反力计算 Excel汽车吊支腿是一种用于支撑和稳定汽车的设备，通常用于卸货、维修和停放。

在使用汽车吊支腿时，需要计算支腿的反力，以确保汽车的稳定性和安全性。

本文将介绍如何使用Excel 计算汽车吊支腿的反力。

我们需要了解汽车吊支腿的基本原理。

汽车吊支腿的作用是通过支撑力来抵消汽车的重力，从而使汽车保持平衡。

支腿的反力是指支腿对地面施加的力，它的大小取决于支腿的长度、角度和地面的摩擦系数等因素。

为了计算支腿的反力，我们需要使用牛顿第二定律和牛顿第三定律。

牛顿第二定律表明，物体的加速度与作用力成正比，与物体的质量成反比。

牛顿第三定律表明，任何两个物体之间的作用力大小相等、方向相反。

在 Excel 中，我们可以使用以下公式来计算支腿的反力：F = m * g / cosθ其中，F 表示支腿的反力，m 表示汽车的质量，g 表示重力加速度，θ 表示支腿与地面的夹角。

在计算反力时，我们还需要考虑地面的摩擦系数。

地面的摩擦系数越大，支腿的反力就越小，反之亦然。

我们可以使用以下公式来计算地面的摩擦力：Ff = μ * Fn其中，Ff 表示地面的摩擦力，μ 表示地面的摩擦系数，Fn 表示支腿对地面的垂直力。

我们可以使用以下公式来计算支腿的反力：F = m * g / cosθ + μ * Fn在Excel 中，我们可以使用函数来计算这些公式。

例如，我们可以使用 COS 函数来计算夹角的余弦值，使用 SUM 函数来计算总反力，使用 IF 函数来判断支腿是否滑动等。

使用Excel 计算汽车吊支腿的反力可以帮助我们确保汽车的稳定性和安全性。

通过了解支腿的基本原理和使用Excel 函数，我们可以轻松地计算支腿的反力，并根据需要进行调整。

汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析Document serial number【UU89WT-UU98YT-UU8CB-UUUT-UUT108】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，G0为下车重量；G1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；e0、e1为G、G1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。

R1、R2、R3、R4分别是四支腿的支反力,其中R3、R4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、e1为G、G1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 5.7591007.62910010.04910011.46622006.78Rc 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离为，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=，下车重心G 0到支腿对称中心O 的距离e 0=。

汽车吊支腿反力及抗倾覆验算解释说明1. 引言1.1 概述汽车吊支腿反力及抗倾覆验算是在汽车设计和安全评估中非常重要的一部分。

汽车吊支腿反力是指在起重操作过程中，为了保持整个汽车的平衡和稳定，所产生的对地面的反作用力。

而抗倾覆验算则是为了确保汽车在不同工况下具备足够的抗倾覆能力，以避免发生倾覆事故。

1.2 文章结构本文将首先介绍汽车吊支腿反力的定义和作用，包括它在起重过程中的具体功能。

接着，我们将深入探讨汽车吊支腿反力计算方法及关键要点，解释如何通过简化模型和考虑不同因素来准确计算相应数值。

随后，我们将通过一个实例分析来展示特定汽车吊支腿反力的验算过程和结果说明。

对于抗倾覆验算部分，我们将介绍其背景和意义，阐明为什么抗倾覆验算对于保证汽车运行安全至关重要。

同时，在分析影响抗倾覆能力的因素时，我们将探讨重量分布、重心高度、支撑面积和地面条件等关键因素，并介绍常用的抗倾覆验算方法和技术手段。

在实际案例研究部分，我们将探讨如何通过抗倾覆验算进行设计优化，即通过改变汽车吊支腿结构来提升抗倾覆能力。

同时，我们将基于实测数据进行安全评估，对比不同设计方案的抗倾覆验算结果并提出相关建议。

最后，我们还会分享一些成功案例，展示具有良好抗倾覆能力的汽车吊支腿的设计与应用。

1.3 目的本文旨在深入探讨汽车吊支腿反力及抗倾覆验算的理论与实践，并以此为基础提供设计优化和安全评估的指导。

通过详细解释这些概念、计算方法和技术手段，读者可以更好地理解抗倾覆能力对于汽车运行安全的重要性，并得到一些实用的设计经验和建议。

同时，在未来研究方向上，我们也希望能够发现更加有效和可靠的汽车吊支腿反力及抗倾覆验算方法，进一步提升汽车的安全性能。

2. 正文2.1 汽车吊支腿反力的定义和作用汽车吊支腿反力是指在汽车吊使用过程中，支撑装置（即吊支腿）所受到的反向力量。

它的作用是通过与地面产生的反力相互作用，提供吊车稳定平衡的支撑力。

2.2 汽车吊支腿反力的计算方法及关键要点计算汽车吊支腿反力需要考虑多个因素，包括载荷重量、工况条件、地面摩擦系数等。

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,G０为下车重量;Ｇ1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;e0、e１为G、G1位置到四支腿中心得距离,按对称轴为直角坐标系定位、R1、Ｒ２、R3、R4分别就是四支腿得支反力,其中Ｒ3、R４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、e1为G、Ｇ1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。

汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析是对汽车吊机在使用过程中支腿反力的计算及梁板受力情况进行分析和计算的工作。

汽车吊机支腿反力计算是为了确定支腿的尺寸和设计要求，以确保吊机的稳定性和安全性。

梁板受力分析则是为了确定梁板在受力状态下的应力和变形，以评估梁板的结构强度和稳定性。

首先，对于汽车吊机支腿反力计算，需要考虑吊机的整体重量、支腿的长度和间距、支腿材料的强度和刚度等因素。

一般来说，支腿反力需要满足以下几个条件：1.平衡条件：吊机的总重力应该能够通过支腿反力来平衡，即吊机的总重力等于支腿反力的合力。

这可以用力的平衡方程来表示：ΣFy=0，ΣFx=0，ΣM=0。

2.支腿间距条件：支腿的间距应该足够，以保证支腿反力的合力通过支腿的安全性能。

一般来说，支腿的间距应该满足等式w*l≥F，其中w 为吊机的自重压力，l为支腿的间距，F为支腿反力的合力。

3.支腿强度条件：支腿的强度需要满足所受力的要求，主要包括压力和弯矩。

支腿的压力应该满足：P=F/A，其中P为支腿的压力，F为支腿反力的合力，A为支腿的截面面积。

支腿的弯矩应该满足：M=F*l/2，其中M为支腿的弯矩，F为支腿反力的合力，l为支腿的长度。

其次，对于梁板受力分析，需要考虑梁板所受的载荷、梁板的尺寸和截面形状、梁板材料的强度和刚度等因素。

一般来说，梁板受力分析可以采用弹性力学的基本原理，通过受力平衡和变形方程来计算应力和变形。

在梁板的受力分析中，主要需要计算梁板的弯矩、剪力和轴力。

根据梁板的几何形状和所受载荷的位置，可以确定梁板上各点的应力和变形。

在计算弯矩和剪力时，需要考虑横向水平力的作用，以及可能存在的附加载荷。

梁板的弯矩和剪力可以通过弯矩和剪力图来表示，这些图可以根据受力平衡和几何关系来绘制。

弯矩和剪力图可以帮助确定梁板的最大弯矩和剪力位置，以及梁板的强度和稳定性。

最后，对于梁板的应力和变形计算，可以使用弹性力学的基本原理和材料的本构关系来进行。