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
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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
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目 录
摘要………………………………………………………………………………………I Abstract…………………………………………………………………………………II 绪论………………………………………………………………………………………1 1 起重机底盘设计及计算……………………………………………………2 2 底盘整备设计与计算…………………………………………………7 3 车载起重机的稳定性………………………………………………………………14 4 结论……………………………………………………………………………………19 致谢……………………………………………………………………………………错误!未
定
义
书
签
。
参考文献………………………………………………………………………………21
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绪 论
工程机械种类繁多，应用十分广泛。近年来，工程机械发展异常迅速、持续火爆，新理念、新技术、新工艺、新材料不断给予工程机械新的活力，因而工程机械行业的工程技术人员随之面临着新的挑战和考验。
工程起重机是一种以间歇式、重复工作方式，通过起重吊钩或其他吊具起升、下滑，或升降与运移重物的机器设备，是国民经济各生产部门提高劳动生产率、生产过程机械化不可缺少的大型机械设备，被广泛地应用于各种物料的起重、运输、装卸和安装等作业中，在应用工程起重机作业和施工的各部门减轻工人的繁重体力劳动，加快施工与作业进度，降低施工与作业成本，提高质量等方面，起着非常重要的作用。
车载式起重机是将起重作业部分装在载重货车上的一种起重机。车载起重机由于具备既能起重、又能载货、机动灵活这一独特的优点，而广泛应用于交通运输、土木建筑业（包括建筑工程、公路桥梁工程、市政修建工程、机械化基础工程等）、电业、野外作业、石材业、码头的货物装卸及远距离转移货物，加装附加装置后，还可用于桥梁维修、高空架线及检测等作业中。随着国家基础建设的规模不断加大，随车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。
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第一章 起重机底盘概述
1.1 概述
底盘总布置设计是起重类产品设计中的一个重要部分，是一个反复协商调整的过程。传统的设计方法在底盘总布置的过程中耗费了设计者大量的时间与精力，使设计工作中存在大量的重复性劳动。参数化设计方法与传统的设计方法截然不同，特别是对经常需要修改的零部件设计或需要调整，协商的总布置设计，采用此方法将使修改工作十分容易。它将大大提高设计效率，避免重复性劳动。随着计算机技术的飞速发展，将参数化设计方法运用的汽车设计实践中，已是一个可行而且实用的方法。
在认真研究了国内外关于参数化技术在现代设计中应用的基础上，介绍了参数化设计的基本思想。对参数化技术在汽车底盘设计中的应用作了理论上的初步探讨，针对底盘设计中参数化实现的各个主要环节作了基础方法上的研究。
本课题在对起重机底盘进行必要的力学、动力学分析的基础上，也尝试性地进行了基于三维设计软件(CAD)的仿真设计，可以对于底盘设计提供数据和实体支撑。在传统的设计过程中,零部件的几何模型是用固定尺寸值得到的,所以零部件的结构形状的修改比较麻烦,即使一个小的细节需要修改都必须重新绘图.所谓参数化设计即是在设计中产品的结构形式是确定的,它需要根据某些具体的条件和具体的参数来决定产品某一结构形式下的结构参数,从而设计出不同规格的产品.它的基本任务就是完成将原始图形中的形式参数用符合设计图形的具体结构参数数值来代替其具体结构参数的数值又与具体产品有关。参数化程序设计的基本过程是:创造原始图形
确定绘图参数
由专业知识确定原始图形参数与具体结构参数之间的关系
产生设计图纸及相关文档.其整个过程需要数据库及数据库管理系统对各种数据图形进行存储及管理。利用参数化技术进行设计可以十分容易的修改图形，并能将以往某些产品设计的经验和知识继承下来。设计者就可以把时间具创造性的概念和整体设计上去
因此可以充分发挥创造力
精力集中于更
提高设计效率。
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1.2 在进行总体布置时应按照以下原则:
尽量避免对起重机底盘各总成位置的变动因为一些总成部件位置的变动，不仅会增加成本，而且也可能影响到整车性能。但有时为了满足专用上作装置的性能要求，也需要作一些改动，如截短原底盘的后悬、燃油箱和备胎架的位置作适当调整等。但改变的原则是不影响整车性能。应满足专用上作装置性能的要求，使专用功能得到充分发挥。例如气卸散装水泥罐式汽车的专用功能是利用压缩空气使水泥流态化后，通过管道将水泥输送到具有一定高度和水平距离的水泥库中。气卸水泥的主要性能指标是水泥剩余率或剩灰率，为了降低这一指标，可将罐体布置成与水平线成一定角度，如图2-1所示。但这样布置会使整车质心提高，减少了侧倾稳定角，因此也一可以水平布置。所以在进行总布置时，要从多方而综合考虑。
在底盘总体装配中，底盘是由许多零部件装配而成，而这些零部件又是由一 些子零部件装配而成，这样就形成了一个树型关系，即装配关系树。在建立底盘装配模型之前，首先要弄清和建立好参数化底盘总体装现的树型结构。这个装配关系树的根节点就是要建立起来的底盘装配文件，各大总成作为这个关系树的一级节点，一些复杂的总成如车架总成等还会包含二级，三级等节点。节点之间的关系是由一层层的父节点与子节点之间的参数关联相联系。父节点与子节点之间的参数关联是通过其尺寸参数和位置参数表示出来的一般的底盘总体装配关系树的结构。
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1 起重机底盘的设计及计算
设计指标与要求
1.整车外形尺寸设计指标
根据汽车起重机底盘的行业标准JB/T6042的要求，该底盘的最大外型尺寸:总长小大于13000mm.高度小超过2800mm，总宽小超过2800mm o 2.整车总质量和底盘整备质量的设计指标
整车总重不超过48490kg，底盘整备质量小超过16500kg.
1.1 车载起重机底盘的选择
所谓起重机底盘，是指除车架更换外（若有必要时），其余皆采用原汽车底盘。小型的起重机可在原汽车底盘上附加副车架以支承上车结构，因为原汽车车架的强度和刚度都满足不了起重机在起重时的要求。虽然采用附加副车架的工艺比较简单，但整个起重机的重心较高，重量较大。
所以选用专用的汽车底盘。 车载起重机各项参数见表1-1。
表1-1 起重机主要技术参数
最大起重量 最大起重力矩 主臂长度 主臂接长段 固定副臂 塔式工况副臂 塔式角度 最大臂杆长度 16t 幅度在2.8m 508/575t·m 12.8—50m四节液压伸缩 10/17m网格式（偏置0°/20°/40°） 12m、18m、24m、30m(偏置3°/20°) 18m、24m、30m、36m、42m(最大主臂46.2m+副臂42m) 83°或70° 使用主臂接长段 67m 使用固定副臂 80m 使用变幅副臂 （塔式工况） 配重 行驶状态下总重 11t、27t、47t 60t 88.2m 4 / 25
起重机总长度 工作幅度 工作速度 （起升速度） 变幅时间 回转速度 行驶速度 吊臂伸缩速度 15.3m、总宽度3m、总高度3.85m 2.8—44m 卷扬Ⅰ 卷扬Ⅱ 全程 60s 0—倒档0— 前进挡0— 最大 最大 主臂12.8—50m 全程110s 1.1.1 车载起重机底盘类型
从总的性能上看，可分为：通用的汽车底盘、专用的汽车底盘和专用的轮胎底盘三种。
1.1.2 底盘轮轴的布置和轴荷的确定
汽车起重机底盘的轮轴（也称桥）布置有多种形式。驱动桥的数目取决于所需牵引力的大小，而其轮轴总数取决于整机重量，换言之，轮轴数目受到轮轴的许用载荷的控制。一根轮轴的许用载荷取决于桥壳强度和轮胎的许用负荷。但还必须考虑到道路和桥梁标准的许用承载能力。等速行驶时的轴荷是最主要的轴荷。它受到道路。桥梁标准的限制，同时也受到轮胎许用负荷的限制。采用10轮式。 1.1.3 底盘主要尺寸的确定
汽车的主要尺寸参数包括轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬等。 1.轴距尺寸L
轴距的最终确定应通过总布置和相应的计算来完成，其中包括检查起重机底盘的轴距L是总体设计中较主要的参数。它将决定和影响整机长度、吊臂长度、转弯半径、底盘重量和轴荷的分配等。最小转弯半径和万向节传动的夹角是否过大，轴荷分配是否合理，乘坐是否舒适以及能否满足整车总体设计的要求等。为此，该底盘的轴距(前一、二轴中心与后三、四轴中心距离)。
在复轴式的双前后桥底盘中L是指复轴式前桥和后桥中心之间的距离（见图1-1）。一般起重机的轮胎直径在1.1-1.4m左右，而轮胎间以不能夹石块为宜，一般为5-15cm左右。因此底盘长度和轴距的关系见下式
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(1-1)
前悬的距离L 取决于发动机位置、驾驶室形式及所需的轴荷分布。前悬距离长，则前桥轴荷大，接近角小。前悬距离一般为轴距L的30％-40％轴距左右。轴距直接影响起重机转弯半径。最小转弯半径与轴距的关系如下
(1-2)
式中
——外前轮的最大转角；
C——主销中心至外前轮中心的距离。为使转角半径小，从机动性出
发，轴距取得小些为好。
轴距还受到上车回转平台尾部长度的控制因为一般汽车期间回转在中心靠近在后桥轴线左右。轴距要保证回转平台可以自由回转，故不能太小了。 2.前悬尺寸L
前悬选定的方法:
① 同类车型对比，可得到一些借鉴; ② 总布置结构校核;
③ 研究工程用车的接近角合理。
通过对本车的使用条件、设计要求及同类车型的对比等综合因素考虑，本车的前悬尺寸。 3.后悬尺寸L
起重机底盘的后悬长度主要与整车的后支腿尺寸、轴距及轴荷分配有关。后悬也小宜过长，以免使汽车的离去角过小而引起上下坡时剐地，同时转弯也小灵活。 4.轮距B
底盘轮距对汽车的总宽、总质量、横向稳定性和湘L动性都有较大的影响。轮距愈大，则悬架的角刚度愈大，汽车的横向稳定性愈好。对重型车来说小是轮距越大越好，否则会使汽车的总宽和总质量过大。轮距必须与汽车的总宽相适应。 5.汽车的最小离地间隙、接近角、离去角、纵向通过角的参数确定
最小离地问隙、接近角、离去角是确定汽车通过性的重要参数，本文所讨论的
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底盘的最小离地问隙为270mm，接近角为16.5 0，离去角为230，纵向通过角为340 0
6.汽车的外廓尺寸
汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。他应根据汽车的类型、用途、承载力、道路条件、结构选型与布置以及有关标准、法规限制等因素来确定。在满足使用要求的前提下，应力求减小汽车的外廓尺寸，以减小汽车的质量，降低制造成本，提高汽车的动力J吐、经济性和机动性。本文所讨论的汽车起重机底盘的外廓尺寸.
1.2 支腿压力的计算
1.2.1 支腿形式及其跨距确定
为增大起重机在起重工作时的起重能力，起重机设有支腿。支腿要求坚固可靠，伸缩方便。在行驶时收回，工作时外伸撑地。
1)支腿跨距的确定
支腿跨距的确定完全从稳定角度出发。支腿横向外伸跨距的最小值是要保证起重机在正侧方吊重的稳定，即在起吊临界起重量
时，全部重量的合力将落在支腿
中心上，也就是要使支腿中心线A内、外的力矩处于平衡状态。即
(1-3)
得a=3.743m，取a=3.8m。所以两支腿跨距为7.6m。 式中
——上车的重量（N）； ——下车的重量（N）； ——配重的重量（N）； ——吊臂的重量（N）；
——上车重心离回转中心的距离； ——下车重心离回转中心的距离； ——配重重心离回转中心的距离； r——吊臂重心离回转中心的距离。
而支腿横向跨距的选取，应大于或等于公式（2-3）求得的值的两倍。起重量相应的起升载荷。
为临界
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支腿纵向跨距的确定，原则上与横向跨距的确定一样，条件也是在支腿中心线（A点）内、外的力矩要平衡
(1-4)
则支腿在后方离回转中心距离为
3.146m，取
3.2m
1.3 底盘金属结构的设计计算
1.3.1 计算简图的确定
车架框架上的纵梁（
和
）一般做出箱型截面，以提高纵梁扭转刚度，从
和
）相连，形成封闭框架。
而减少整个框架过大的翘曲。在纵梁两端有横梁（
计算和试验都表明中间横梁（IK等）在框架中的作用不大。若中间横梁与回转支承处横梁有斜撑相连时，框架的抗扭刚度有显著提高。
(1-12)
由公式（1-12）得M=3132276N·m
支腿与纵梁的连接形式可分为两类：一种是与车架纵梁焊成一体的H型支腿和蛙式支腿。另一种是X型支腿和与车架纵梁铰接相连的H型支腿。
若采用第一类：
(1-13)
(1-14)
由公式（1-13）和公式（1-14）得若采用第二类：
(1-15)
(1-16)
由公式(1-15)和（1-16）得
576812.743N
120228.035N
第二类方法横梁上受力变化即扭矩变化小，取固接的H型支腿。 所以上车参数见表1-3。
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2 底盘整备设计与计算
2.1 吊臂连接尺寸的确定
2.1.1 吊臂根部铰点位置的确定
箱型吊臂根部铰点的位置与吊臂长度、起升高度和幅度有关（见图2-1）。设吊臂工作长度为l，则
(2-1) (2-2)
式中 b——吊钩滑轮组最短距离，约为1.5-2m；
——根部铰点离吊臂基本截面中心线的距离，带有符号； ——头部滑轮轴心离吊臂基本截面中心线的距离，带有符号； ——吊臂仰角。
从公式（2-1）中可见根部铰点离地高度h的大小影响吊臂长度，但h取大了虽使臂长减短，但将使整车重心抬高。因此，h要取得适当，一般在2-3m之间。当根部铰点位于吊臂面中心线上方时则取大一些，反之则取小一些。当H以系列标准中规定的基本臂极限起升高度（H）代入，以代入[其值小于最大仰角—0.8）
，=（0.7
]，则可从公式（2-1）中求得基本臂工作长度，一般在计算中可省略项，因为此项较小。以求得的代入公式（2-2），并以规定的最小幅度
值代入，可得到吊臂根部铰点离回转中心的距离e。
(2-3)
由公式（2-3）求得e=4.625m
当取值较大时，则在一定的值下，e值变小（即靠近回转中心），反之则e值
较大。e值大，可使车重心后移，对行驶时的前轴轴荷有利。但此时为了满足R和H的要求，要么取较小值而使吊臂受力不利，要么吊臂长度取得较大些。吊臂根部铰点离回转平台面的高度为
式中
(2-4)
——回转支承装置的高度，一般约为0.15-0.2m。
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应指出，在确定吊臂根部铰点时可参考同类型起重机的尺寸。在吊臂根部铰点位置确定后，需用规定的最大起升高度代入公式（2-1）计算出主吊臂最大长度
所以，可求得
1.51m
。
2.1.2 吊臂各节尺寸的确定
主吊臂的最大长度
是由基本臂结构长度和伸缩臂外伸长度组成的：
(2-5)
式中
,
——伸缩臂的伸缩长度，而伸缩长度往往取同一长度，则外伸长
度
；
、…——为二、三节臂缩回后外露部分的长度，一般取同一数（a≈0.25m）。 若为臂头滑轮中心离基本臂端面的距离，则基本臂结构长度（为基本臂的工作长度l0，所以
）上即
(2-6)
而则有
，此为四节伸缩缸，所以K取4，代入公式（2-5），
(2-7)
式中 K——吊臂的节数，取决于吊臂的最大长度和基本臂长度。基本臂工作长
度l0可以取得比公式（2-1）求得的大一些，但受到整车极限长度的限制。而主吊臂最大长度取决于最大起升高度，可用表2-1确定吊臂节数，再从公式（2-7）和公式（2-1）求得各节伸缩臂的外伸长度l。
表3-1 起重机吊臂节数
最大起升高 H1/m 吊臂节数K 2 2—3 3—4 4—5 10—15 16—19 20—29 30—40 第i节伸缩臂缩回后，除外露部分长度a外，在前节（i-1）节臂中的长度为加上伸出后仍在前节臂内的那部分搭接长度。第i节臂插在前节臂内的长度为（
），设第i节臂的结构长度为,则:
(2-8)
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搭接长度力求短些，以减轻吊臂重量。但是太短了，将使搭接部分反力增大，引起搭接部分吊臂的盖板或侧板局部失稳，同时也使吊臂的间隙变形增大。因此，搭接长度要取得适当，一般为伸缩臂外伸长度的1/4-1/5（吊臂较长者取后值，较短者取前值，同步伸缩者可取后值）。各节伸缩臂插入前一节臂内都留一段距离，这是结构上的需要，在此距离内要设置伸缩油缸的铰支座和其他需要的构件，其大小视具体情况而定，常在0.25-0.40m范围内。因此，前一节臂和后一节臂的结构长度有下列关系
(2-9)
从公式(2-8)知
(2-10)
将公式(2-10)代入公式(2-9)得：
(2-11)
已知
,
，则从上式可知后节臂的搭接长度比前一节臂的
搭接长度小一些，因为一般情况下结构空距c比外露部分长度a总是大一些。这在受力上也是合理的。
今有四节伸缩臂，其最后一节即第四节的搭接长度为，令其等于1/5的外伸长度（0.2l），而当已知和结构长度分别为：
=0.2l；=1.2l；=0.2l+(c-a)；=1.2l+(c-a)；=0.2l+2(c-a)
=1.2l+2(c-a)
和时，l可从公式（2-7）中求得，则吊臂的各节搭接长度
(2-12)
由公式（2-12）和上述结果可得：
=2.4m； =15m；=3.25m； =15.75m；=4m；=16.5m；=17.25m 因此，从公式（2-1）求得的基本臂的工作长度必须满足下列公式
(2-13)
当不满足时，基本臂工作长度和伸缩臂外伸长度要再从公式（2-7）和公式（2-13）联立方程中求得，并再次将求得的代入公式（2-3）重定铰点离回转中心的位置e。 2.1.3 变幅液压缸铰点的确定
变幅液压缸根部铰点（
）的位置，一般使其落在回转支承装置的滚道上，从
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而改善了平台的受力情况。当采用单变幅液压缸时，其铰点离回转中心的距离f
即为回转支承装置的滚道半径（D/2）。当采用双变幅液压缸时，其铰点离回转中心的距离f取决于双缸间的距离B。若已知吊臂宽度Bb则双缸间距离B≈1.8Bb，则其回转中心的距离f可由下式
(2-14)
得f=0.75m
一般情况下，由于回转支承装置直径D和吊臂宽度现在的轮胎式起重机上统计得知：
(2-15)
则从公式（2-14）和公式（2-15）可求得：
如图2-1所示是表示吊臂和变幅液压缸铰点的相互位置。实际上，吊臂根部铰点（O）在求得和e后已经确定。变幅液压缸根部的铰点（
）在求得f后也可认为都与起重能力成正比，从
是确定了的，因为铰点离滚道面的距离（Δh）是由构造所定，一般取15cm左右。现在确定变幅液压缸与吊臂的支承铰点位置（
）。铰点
要选取的满足下述条件，即
在变幅缩回时，吊臂位于行驶状态，变幅液压缸长度为最短长度；而当全伸时，吊臂位于最大仰角状态，液压缸长度达最大长度。由于变幅液压缸常采用单级液压缸，故其外伸长度和基本长度有下列关系
选取第二种方法。 计算如下：
(2-16)
(2-17)
现在连接吊臂铰点（O）、变幅液压缸铰点（O1）和铰点（O2）形成三角形或
。从图2-2上可知∠
即为吊臂最大仰角（
），一般为75°-80°左
右。由于吊臂根部铰点（O）和液压缸支承铰点（心纵轴线上，如图2-2所示，故
）不一定位于臂架基本截面的型
连线和水平线的夹角可用下式求得
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(2-18)
得
）为负值时，角
式中，和均带符号，在中线以上者为正，以下为负，当（位于水平线下方，也带负号。由于
是未知的，在初算时，可假定=0（实际上，
除非伸缩机构有特殊要求，如采用人力驱动等，也尽量做成这样）。
还应指出，根部铰点
的位置不一定落在回转支承装置的前方滚道上。若为使
落在回转支承装置的后方滚道上。若考虑到在最
整个上车重心往后移，可将铰点
大起重力矩工矿时的变幅力不要过大，因而希望此时的力臂为最大，则最大受力时的变幅油缸的根部铰点将落在以最大力臂r为半径的圆的切点上.
2.3 桁架式吊臂连接尺寸及其折叠机构
桁架式吊臂常分为几段，即基本臂根节段、基本臂顶节段（在大型起重机中顶节段做得很短，仅是个滑轮组件）和中间插入节段，中间插入节段有很多节，按需要逐节插接加长。为使吊臂长度有较多级的变化，以充分利用起重机的起重能力，中间插入节段可以做得短些，但太短了插接费时，故每段约为3-5m。所谓基本臂长度是指无插接节段时的最短工作吊臂的长度。该长度一般由行驶条件决定，在慢速行驶的起重机中，常在10m左右。采用折叠式桁架吊臂可使基本臂工作长度增大到15m左右，行驶速度也可提高。
为了增加横向出平面的整体稳定，桁架臂根部的铰点要有一定的宽带，在钢结构设计中建议为1/10-1/20的臂长。它一般位于回转支承装置的滚道上，使铰点上的力直接传给支承装置。为使变幅钢绳力不至于过大，固定变幅机构定滑轮的支架（人字架）要离吊臂根部铰点处远一些和高一些，因此一般布置在平台尾部并有一定的高度。在中、小型起重机中，人字架的最高点就显得低了。为便于公路行驶，人字架做成伸缩式或折叠式，起重时伸起，高度可达3.5m以上，行驶时缩回，可到2.0m左右。为不使吊臂在风载作用下或突然失重时向后倾倒，必须设有保险杆或保险钢丝绳，以防止吊臂向后倾倒。保险杆是可伸缩的，套管中设有弹簧，上端与吊臂铰接（铰接位于根节段，离平台约2m以上处），下端铰接在回转平台上。
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3 底盘的稳定性
起重机有两种稳定性：一是转移时的行驶稳定性；二是工作状态下的起重稳定性（包括不吊重工况的自身稳定性）。分析如下。
3.1 行驶稳定性
3.1.1 纵向行驶稳定性
起重机在行驶过程中，由于某种原因（如上坡）使其前轮（转向轮）对地面的法向作用力为零时，则起重机前轮的偏移不能确定起重机的行驶方向。此时，可以认为车辆已失去稳定，无法控制其行驶方向。当后轮（驱动轮）对地面的法向作用力所引起的牵引力为零时（被下滑力抵消），车辆失去行驶能力，也破坏了车载起重机的稳定性。图3-1为起重机上坡行驶图。此时可能失稳，地面的反作用力
,
由于上大坡，行驶速度低，不做加速运动，故可忽略一切惯性力和风阻力。其各作用力在后轮与地面接触点
为中心的力矩平衡式表达如下
(3-1)
式中 G——机械总重量；
——重心离后轴距离。 当
时，则
(3-2)
因此可能失去操纵稳定的极限坡度为
(3-3)
得
，取
15°
另外，当车辆下滑力接近于驱动轮上的附着力（F=Z ）时，车辆就不能上坡，驱动轮开始打滑。即
(3-4)
则后轮为驱动轮时的打滑极限坡度角为
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(3-5)
一般汽车起重机重心较低，均能满足上述条件，如果起重机重心较高，达轴距之半，易失去纵向稳定性，故设计时应予注意。 3.1.2 横向行驶稳定性
起重机在弯道上或直边上转向时常受侧向力，如离心力、横向风力等。起重机在侧向力作用下有时克服了车轮的附着力，从而产生侧滑移，或将车辆横向倾翻。
图3-2为起重机中心上作用有两个力，起重机自重力G和离心力则车向左倾翻的极限条件为
，若，
(3-6)
就是说横向坡度角不得小于。若在水平路面上（时，车辆转向所允许的最大速度由公式(3-6)得
），则当转弯半径为R。
再分析车辆引起侧滑移的情况，此时侧向力大于或等于侧向附着力，即
(3-7)
则其极限条件为
(3-8)
若在水平路面上（
），当转弯半径为R时车辆不致侧滑的允许最大速度为
(3-9)
由公式（3-9）可得
为行驶安全起见，应使侧滑发生在翻车前，即故应使
即 ，
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(3-10)
这就是横向行驶稳定性的基本条件。式中，B为轮距，一般硬路面的取0.7-0.8。因此，一般汽车起重机均能满足此公式（
[2]
）。起重机重心较高，也应加以注意
。
3.2 车载起重机稳定性
3.2.1 底盘整备质量
类比于整车整备质量，底盘质量是指完全装好各底盘组成部件的的质量，包括润滑油、燃料、随车上其、备胎等所有装置的质量。参考同类起重整车质量，在此基础上在增加车厢升高装置的质量，便可估算整车整备质量。
汽车最大轴载质量的分配应基本接近原车底盘轴载要求。又由于车厢升高的同时，其质心向后移，因此起重底盘的质心位置可比常规车体质量略向前移。 3.2.2 车载起重机的失稳
起重机在起重作业时，由于起吊过重的重量、操纵失误引起的过大惯性力、支承面的沉陷或过大的风力等原因，往往突然丧失稳定甚至倾翻。因为起重机的稳定完全由机械自重来维持，故有一定限度。往往在起重机的结构件（如吊臂、支腿等）和其零件强度还足够承受外来载荷时，起重机由于自重不够而失去稳定。但有时其中直接稳定性过大，在没有起重量指示的情况下，吊臂也可以由于超载过大而损坏。因此，起重机在设计时要选取适当的稳定性。
3.3 轮胎的确定
本文所讨论的起重底盘属于中速车辆，工作路而较为复杂，既有转场时的高等级公路，又有在工地的恶劣路而，所以要求轮胎要同时能够适应公路和非公路。因而底盘驱动轮选用12.00R20规格的轮胎，而转向轮选用14.00R20规格。
轮胎。
3.4 起重性能
在确定支腿跨距2a后，再将设计要求的起重量和相应的臂长、幅度代人稳定性公式可求得配重
的重量。然后，从等稳定性角度出发，从稳定性公式中求出不同
幅度、不同臂长时的相应起重量。所谓设计要求的起重量和其相应臂长、幅度是指
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起重机由于使用要求，在某一定的臂长和幅度下必须吊升的起重量。一般按系列设计的起重机常取基本臂时的最大额定起重量和其相应的幅度为计算依据。起重机的起重能力不仅是由整机稳定性决定的，而且还受到吊臂强度的控制。吊臂截面的选择也是按某一工况（一定的臂长和幅度及其相应的起重量）来计算。然后，再按吊臂已有强度的可能性确定在不同臂长和幅度下的起重量。由此绘出的起重量-幅度曲线称为强度起重特性曲线（见表3-1），不同的臂长也可得出一组不同的曲线。
使用要点：
(1) 主臂分4个伸缩节，第1、2和3节由液压缸来伸出或收缩，第4节与地3节由钢绳联接，同时收缩。四节杆伸缩比例必须一样，特别要指出的是第1节可以保持在收缩位置。
(2) 主臂工况时，爱某个主臂长度（表中有*标记），第1节伸缩节，必须在吊载之前出并用销子锁住。操作是在程序控制下进行的，超出操作要求，安全保护装置起作显示误
用，将报警操作。
二维
总装示
意图：
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三维总装示意图：
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结 论
本文通过对起重机的底盘系统几个重要方面进行了分析，目的是为改善底盘的强度和承载能力，提高了起升机构的提升速度，从而达到了提高效率，同时减少冲击，提高了安全性。
起重机底盘由传动系、行驶系、转向系和制动系四部分组成。起重机地盘的作用是支撑、安装起重机发动机及其各部件、总成，形成起重机的整体造型，并接受发动机的动力，使起重机产生运动，保证正常行驶。起重机底盘对整车而言就像人的骨盆对人体的重要性。组件的相关尺
寸都是按照标准程序所计算选择出来的，并且查阅相关资料对各零件进行了承载能力的受力分析与强度校核。
由于本人设计经验有限，因素考虑不全再所难免，出现不妥之处，望各位老师批评指正。
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