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圖書分類號：
密 級：
畢業(yè)設(shè)計
隨車起重機下車設(shè)計
THE INFRASTRUCTURE DESIGN OF LORRY-MOUNTED CRANE
學生姓名
陸衛(wèi)杰
學院名稱
徐州工程學院
專業(yè)名稱
機械設(shè)計制造及自動化
指導教師
李清偉
2008年
6月
2日
徐州工程學院畢業(yè)設(shè)計
徐州工程學院學位論文原創(chuàng)性聲明
本人鄭重聲明： 所呈交的學位論文，是本人在導師的指導下，獨立進行研究工作所取得的成果。除文中已經(jīng)注明引用或參考的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品或成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標注。
本人完全意識到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔。
論文作者簽名： 日期： 年 月 日
徐州工程學院學位論文版權(quán)協(xié)議書
本人完全了解徐州工程學院關(guān)于收集、保存、使用學位論文的規(guī)定，即：本校學生在學習期間所完成的學位論文的知識產(chǎn)權(quán)歸徐州工程學院所擁有。徐州工程學院有權(quán)保留并向國家有關(guān)部門或機構(gòu)送交學位論文的紙本復印件和電子文檔拷貝，允許論文被查閱和借閱。徐州工程學院可以公布學位論文的全部或部分內(nèi)容，可以將本學位論文的全部或部分內(nèi)容提交至各類數(shù)據(jù)庫進行發(fā)布和檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。
論文作者簽名： 導師簽名：
日期： 年 月 日 日期： 年 月 日
摘 要
隨著現(xiàn)代科學技術(shù)的迅速發(fā)展，起重機在現(xiàn)代化生產(chǎn)過程中應用越來越廣。本文首先介紹了隨車起重機的結(jié)構(gòu)和特點，重點對隨車起重機下車的各部分進行了設(shè)計；回轉(zhuǎn)機構(gòu)采用液壓馬達驅(qū)動回轉(zhuǎn)支承實現(xiàn)，回轉(zhuǎn)機構(gòu)的液壓控制系統(tǒng)設(shè)置了緩沖閥，可以實現(xiàn)自由滑轉(zhuǎn)和平穩(wěn)微動；支腿機構(gòu)通過水平液壓缸和垂直液壓缸實現(xiàn)各支腿的收縮動作，采用并聯(lián)控制系統(tǒng)實現(xiàn)各支腿的同時動作。
具體內(nèi)容主要包括：
1．支腿的選型與跨距的確定,穩(wěn)定性的校核與驗算。
2．回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設(shè)計,支承裝置的選型與計算.
3．液壓系統(tǒng)的設(shè)計以及液壓元件的選擇。
本設(shè)計的主要特點是：機構(gòu)簡單,節(jié)省投資，控制方便。對確定中、小隨車起重機設(shè)計具有一定的參考價值。
關(guān)鍵詞：隨車起重機；回轉(zhuǎn)機構(gòu)；支腿 ；液壓系統(tǒng)
Abstract
With the rapid development of the science and technology, the truck crane is widely used in the modernization production process.In the article, the structure of the truck crane is briefly introduced, The second part is designed:The pump is used to drive the rotation structure and the dead value is used in the hydraulic system in order to rotate steadily;The level and vertical hydraulic cylinder are used to drive the support legs.
This design main content includes:
1. The design of the type and span of the legs and the checkout of the stability;
2. The design of rotation structure and its type;
3. The design of hydraulic system and the choice of the hydraulicunits.
The advantage of the design is simple structure and operation. It can help to design truck crane.
Keywords： truck crane ; rotation fulcrum arrangement ; Leg；Hydraulic system
目 錄
1 緒論 1
1.1概論 1
1.2隨車起重機市場的發(fā)展水平和趨勢 1
1.3隨車起重機的數(shù)字化簡介 2
2 隨車起重機的技術(shù)參數(shù) 4
2.1主要性能參數(shù) 4
2.2參數(shù)確定 5
3 支腿型式選擇與計算 6
3.1支腿型式分類及選擇 6
3.2 支腿跨距確定 6
3.3支腿受力分析 7
3.4活動支腿危險截面計算 8
4 底盤類型與選擇 9
4.1汽車起重機底盤分類 9
4.2底盤選擇和承載力計算 10
4.2.1底盤選擇 10
4.2.2起重車軸載質(zhì)量分配 10
5 起重車穩(wěn)定性計算 13
5.1起重車最不利工況 13
5.2起運車最不利工況位置的整車質(zhì)量 14
5.3動穩(wěn)定性校核計算 14
5.4靜穩(wěn)定性校核計算 17
6 回轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計 19
6.1工況及載荷 19
6. 2 回轉(zhuǎn)支承選型及強度驗算 19
6.2.1回轉(zhuǎn)支承選型 19
6.2.2回轉(zhuǎn)支撐強度驗算 21
6.2.3回轉(zhuǎn)支撐聯(lián)接螺栓計算 21
6.3回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設(shè)計 22
6.3.1回轉(zhuǎn)機構(gòu)的類型 22
6.3.2回轉(zhuǎn)機構(gòu)的布置型式選擇 22
6.3.3回轉(zhuǎn)機構(gòu)驅(qū)動裝置設(shè)計 22
7 液壓系統(tǒng)原理設(shè)計及液壓原件選擇 28
7. 1液壓系統(tǒng)型式 28
7.1.1開式和閉式系統(tǒng) 28
7.1.2單泵和多泵系統(tǒng) 28
7. 2液壓系統(tǒng)的控制 29
7.2.1定量節(jié)流控制系統(tǒng) 29
7.2.2變量系統(tǒng) 30
7.3下車液壓系統(tǒng)設(shè)計 30
7.4液壓缸的選擇 33
7.4.1缸體與缸蓋連接結(jié)構(gòu) 33
7.4.2活塞與活塞桿連接結(jié)構(gòu) 33
7.4.3活塞桿頭部結(jié)構(gòu)： 33
7.4.4導向套結(jié)構(gòu) 33
7.4.5密封與防塵結(jié)構(gòu) 33
7.4.6緩沖結(jié)構(gòu) 33
7.4.7垂直液壓缸的選擇 34
7.4.8水平液壓缸的選擇 35
7.4.9液壓缸主要零部件材料及技術(shù)要求 36
7.5其他液壓元件的選擇 36
7.6液壓系統(tǒng)性能驗算 37
結(jié)論 40
致謝 41
參考文獻 42
附錄 43
附錄一 43
英文原文 43
中文翻譯 59
68
1 緒論
1.1概論
隨車起重機可以裝在各種車輛上實現(xiàn)車輛的自裝自卸，配上不同的取物裝置能吊運不同形狀物品，因而有著廣泛的用途。例如，用于林業(yè)部門的集材；建筑部門的混凝土構(gòu)件和材料的運輸；小型集裝箱的裝卸；裝在鐵路工務(wù)車輛上用于線路維修；城市交通部門用來吊運日用品；市政工程用來搞環(huán)境衛(wèi)生和綠化；供電部門用來立桿架線；部隊用來裝運后勤物資；石油部門用來固定井架；野外勘測 部門用來轉(zhuǎn)場運輸?shù)鹊?。在船舶和碼頭上，也可固定隨車起重機用來吊裝貨物。
1.2隨車起重機市場的發(fā)展水平和趨勢
傳統(tǒng)的吊運作業(yè)一般需要一輛汽車起重機與一輛貨運卡車配合使用才能完成，而隨車起重機帶給用戶的價值是：一臺車輛同時具備貨運與裝卸兩項功能。除此之外，隨車起重機的吊運功能較普通起重吊運設(shè)備優(yōu)點更多，它不僅具備強大的自我裝卸和設(shè)備安裝。在為用戶提供高效安全吊運作業(yè)的同時，亦減少了作業(yè)時設(shè)備和人力的投入。隨車起重機在我國已廣泛應用于貨物運輸。我國隨車起重機是20世紀80年代初，在軍事隨車起重機和鐵路用軌道起重機基礎(chǔ)上逐漸發(fā)展起來并用于民用的，從市場狀況看，南方地區(qū)由于經(jīng)濟發(fā)展水平相對較高，隨車起重機的使用量也相對較大，但是90%的產(chǎn)品都是進口品牌，國內(nèi)市場目前總需求量在2000臺左右，其中一部分為軍品市場，由于我國大噸位汽車起重機市場份額還不是太大，隨車起重機起重能力在50-200kN.m的產(chǎn)品有較大潛力，起重能力太大的產(chǎn)品國內(nèi)幾乎沒有通用底盤匹配。
國內(nèi)產(chǎn)品同質(zhì)化現(xiàn)象嚴重，存在外形單調(diào)、功能單一、操作不方便、安全性能低等問題。我國隨車起重機以直臂卷揚為主，受國內(nèi)汽車底盤的限制，起重力矩小，其他性能指標也低于國外先進產(chǎn)品。尤其是液壓系統(tǒng)、控制系統(tǒng)的技術(shù)水平較低，安全裝置不齊全，操作不方便。一般只裝有起升高度限位及平衡閥、溢流閥等普通安全裝置，全部為手動操作。而國外早已將電子技術(shù)廣泛運用到隨車起重機上，如帶有微電腦的力矩限制器及防傾翻保護器等，并且已實現(xiàn)了有線與無線遙控。國內(nèi)產(chǎn)品以起重作業(yè)及運輸功能為主，而國外產(chǎn)品均有多種附具，主要加裝在吊臂頭部，如工作斗、抓斗、高空作業(yè)平臺、各種抓具、夾具、吊籃、螺旋鉆、板叉、裝輪胎機械手、拔樁器等，使隨車起重機具備了一機多用的功能。我國隨車起重機設(shè)計單調(diào)，忽視了和汽車外形的協(xié)調(diào)。而國外對隨車起重機的著色非常嚴格，不僅在外形和著色上實現(xiàn)和卡車的一體化，還要求和城市的景觀相協(xié)調(diào)。?
歐洲隨車起重機主要的產(chǎn)品結(jié)構(gòu)形式為折疊臂式，具有“多關(guān)節(jié)”、“可折疊”等優(yōu)點，幾乎都將有線遙控和無線遙控作為產(chǎn)品的選裝部件，提高了產(chǎn)品的使用便利性和操作安全性?？紤]到不同工作的需要，還將液壓卷揚機構(gòu)作為選裝部件，從而將折疊臂隨車起重機和伸縮臂隨車起重機進行了有機的結(jié)合，性能上更趨于完善。使之同時成為一種優(yōu)秀的空中作業(yè)平臺。加裝載人吊籃后，可根據(jù)需要將作業(yè)平臺升至高空、潛入橋下，配上相應附件后，可擴充功能以完成某些特定工作，如處理工作廢渣、吊運型材、挖砂、掘土、鉆孔、植桿，甚至可用于交通事故救援。液壓控制系統(tǒng)和執(zhí)行元件的高質(zhì)量，使產(chǎn)品在零下40度到零上50度范圍內(nèi)都可以正常工作。?
現(xiàn)在，歐洲隨車起重機主要廠家的產(chǎn)品從0.5噸米到100噸米之間的系列十分密集，品種超過100種，為用戶的選用提供了極大的便利，單臺產(chǎn)品最大起重量已超過60噸，產(chǎn)品的吊臂長度從2米左右到30多米，最大起重力矩已超過100噸米。今后發(fā)展趨勢是多功能、大型化?，F(xiàn)在已開發(fā)出裝6～8節(jié)伸縮臂的產(chǎn)品，液壓系統(tǒng)油缸壓力已達30～88MPa，比10年前約提高50％，從而使油缸尺寸縮小，可在油泵規(guī)格不變或略有減小的情況下，提高油缸工作速度。隨車起重機除用于普通起重作業(yè)外，還廣泛用于其他各種行業(yè)。如高空作業(yè)、橋梁維修、高空架線及檢測等。從80年代末到90年代，隨車起重機發(fā)展速度極快，世界隨車起重機年總產(chǎn)量已達10萬臺左右。由于國外勞動力成本很高，強調(diào)工作效率，施工中基本不存在人工裝卸。隨車起重機有使用靈活、技術(shù)成熟等特點，所以在歐洲市場隨車起重機市場前景廣闊。?
1.3隨車起重機的數(shù)字化簡介
隨著現(xiàn)代軍事科技的飛速發(fā)展特別是高科技大型作戰(zhàn)裝備的出現(xiàn)，為現(xiàn)代軍事交通保障提出了前所未有的需求，針對軍隊對高科技兵器裝備的實際需求，軍事交通學院，中國重汽，陜西建筑機械有限公司聯(lián)合研究開發(fā)的第一臺大噸位的數(shù)字式隨車起重機已順利通過先期試驗。該機采用電子和液壓雙重控制的裝卸起重機械、高科技兵器快速安裝定位和軍用橋梁拼裝架設(shè)的綜合能力。該機技術(shù)先進，開發(fā)難度較大，無論是在起重量、工作速度、整機自重等基本指標上，還是在可靠性、操作舒適性等方面都代表了隨車起重機的先進水平。
一.主要結(jié)構(gòu)
1.底盤：在設(shè)計中，多選底盤為斯太爾越野型，為驅(qū)動，承載能力大，發(fā)動機功率高，操縱、行駛性能優(yōu)良，整機可靠性高，通過性能好，機動性強。底盤上裝有長為6m的標準式車廂，可轉(zhuǎn)載25t貨物，可減少工作車輛數(shù)量，提高伴隨保障能力。
2.主臂及其伸縮機構(gòu)：起重機主臂采用薄壁低合金高強度鋼材制成箱型斷面。根據(jù)性能要求，主臂采用二節(jié)折疊式臂架，伸縮臂采用6節(jié)、6邊形截面。吊臂頭部裝有起升用的滑輪組，還可以在伸縮臂的端頭另附裝副臂。
3.轉(zhuǎn)臺：為便于折疊臂架的布置，采用立柱時轉(zhuǎn)柱、偏心式裝。轉(zhuǎn)臺置于車架后端，質(zhì)量可靠。
4.起升、回轉(zhuǎn)、變幅機構(gòu)：主副起升采用定量馬達驅(qū)動，回轉(zhuǎn)機構(gòu)為定量行星減速器輸出軸上的小齒輪，使之繞固定在車架上的內(nèi)嚙合回轉(zhuǎn)支撐轉(zhuǎn)動來實現(xiàn)回轉(zhuǎn)。
5.驅(qū)動系統(tǒng)：一個獨立的發(fā)動機驅(qū)動雙變量實現(xiàn)動力的輸出，液壓支腿通過底盤取得驅(qū)動齒輪泵實現(xiàn)動力輸出。
6.液電及控制系統(tǒng)。所有關(guān)鍵元件，主泵、主操縱閥、先導控制單元等均為進口件。
7.其他機構(gòu)及安全裝置略。
2 隨車起重機的技術(shù)參數(shù)
2.1主要性能參數(shù)
隨車起重機的主要性能參數(shù)是起重機工作性能指標，也是設(shè)計的依據(jù)，主要包括起重量、工作幅度、起重力矩、起升高度、工作速度、自重、通過性能等。
表2-1參數(shù)表
1.額定起重量:汽車起重機額定起重量是在各種工況下安全作業(yè)所容許起吊重量的最大質(zhì)量值，包括取物裝置重量。
2.工作幅度:在額定起重量下，起重機回轉(zhuǎn)中心的軸線距吊鉤中心的距離。工作幅度決定起重機的工作范圍。
3.起重力矩:起重機的工作幅度與相應起重量的乘積為起重力矩，它是綜合起重量與幅度兩個因數(shù)的參數(shù)，能比較全面和確切地反映起重機的起重能力。
4.起升高度:吊鉤起升到最高位置時，鉤口中心到支撐地面的距離。在標定起重機性能參數(shù)時，通常以額定起升高度表示。額定起升高度是指滿載時吊鉤上升到最高極限位置時從鉤口中心至支撐地面的跟離。對于動臂式起重機，當?shù)醣坶L度一定時，起升高度隨幅度的減小而增加。
5.工作速度:汽車起重機的工作速度主要指起升、回轉(zhuǎn)、變幅、伸縮臂機構(gòu)及支腿收放的速度。起升速度指吊鉤平穩(wěn)運動時，起吊物品的垂直位移速度;回轉(zhuǎn)速度指起重機轉(zhuǎn)臺每分鐘轉(zhuǎn)數(shù);變幅速度指變幅時，幅度從最大(最小)變到最小(最大)所用的時間;伸縮臂速度指起重臂伸縮時，其頭部沿伸縮臂軸線的移動速度。
6.自重:指起重機處于工作狀態(tài)時起重機本身的全部質(zhì)量，它是評價起重機的綜合指標，反映了起重機設(shè)計、制造和材料的技術(shù)水平。
7.通過性能:是汽車起重機正常行使通過各種道路的能力。汽車起重機通過性能接近一般公路車輛。接近角、離去角、離地間隙越大，最小轉(zhuǎn)彎直徑越小，說明整機通過性能越好。
2.2參數(shù)確定
參考同噸位產(chǎn)品技術(shù)參數(shù)及所選底盤的參數(shù)情況初定主要技術(shù)參數(shù)為:
最大額定起重量(噸) : 6.3
最大起重量力矩(kN·m): 12.6
基本臂長度(m) : 4
全伸臂長度(m) : 9
主臂節(jié)數(shù): 3
最大工作幅度(m) : 8.2
最大起升高度(m) : 11
回轉(zhuǎn)速度(r/min): 0～2. 5
支腿跨距(m): 2.25～5.12
3 支腿型式選擇與計算
3.1支腿型式分類及選擇
隨車起重機支腿從結(jié)構(gòu)特點上可分為四類：
1.蛙式支腿：在支腿搖臂上開有滑槽，當支腿支腳著地后，油缸活塞頭部沿槽外滑，使力臂增大。因此滑槽式的蛙式支腿改善了在接地后水平位移的缺點，減小了油缸中閉鎖壓力。
2. H式支腿：此支腿外伸距離大，每一支腿有兩個液壓缸，即水平伸縮（或略帶傾斜的）和垂直支承液壓缸，支腿呈H形。為保證有足夠距離，左右支腿相互叉開。H式支腿對地面適應性好，易于調(diào)平，廣泛采用在中、大型起重機上。但H式支腿高度高，影響作業(yè)空間。同時，支腿必須與橫梁固接，以保證支腿結(jié)構(gòu)體系的穩(wěn)定。
3. X式支腿：X式支腿的垂直支承液壓缸作用在活動支腿的中間，活動支腿外伸端直接支承在地面上，使支承更加穩(wěn)定。但X式支腿離地間隙小，在支腿向下運動時端部有水平位移。它與H型支腿常混合應用在起重機上。
4.輻射式支腿：此結(jié)構(gòu)適合大型輪胎起重機上，由于大型輪胎起重機支腿反力非常大，所以車架結(jié)構(gòu)的高度大。為了減輕車架重量，減少車架變形，將支腿做成輻射式，使回轉(zhuǎn)支承裝置承受的全部力和力矩直接作用在支腿結(jié)構(gòu)上，這樣處理可減輕整個底盤重量5-10%。而對回轉(zhuǎn)支撐裝置處的變形可比通常的形式減輕一半左右。
綜上選擇常用的支腿結(jié)構(gòu)型式H型支腿。
3.2 支腿跨距確定
由于隨車起重機主要在側(cè)方工作，國家系列中又規(guī)定了幅度的最小值，所以某一噸位起重機的支腿橫向跨距不得超過某規(guī)定數(shù)值以滿足有效幅度要求。但跨距取大了，雖然在起重機工作時穩(wěn)定性好，但過大的穩(wěn)定性也是不必要的，有時甚至是有害的；因為當超載時，過大的穩(wěn)定性使起重機司機不感到超載的危險，當無自動報警裝置時，而有使吊臂損壞的可能。因此支腿橫向跨距選取要適當，原則上是起重機在吊臂強度允許的起重量時，其穩(wěn)定性達到規(guī)定的要求即可。
支腿橫向外伸跨距的最小值應使保證最大起重量和其它各重力對該側(cè)支腿中心線作用的傾覆力矩和穩(wěn)定力矩處于平衡狀態(tài).見圖4-1。起重機在圖示位置工作時，有可能造成右側(cè)支腿略微翹起。按ZBT59001-87隨車起重運輸汽車技術(shù)條件》要求兩支腿支撐時，與臂架方位相反一側(cè)的支腿離地數(shù)據(jù)，最外緣的上翹量不大于60m m "，故此時地面對整車作用力F與ma、Q及mk的總和相等。對支腿中心取力矩可求出a值。
圖3-1支腿跨距
a=[(L+L1)m4+(r+L1)QK]/(mk+m4+QK) 式 （3.1）
式中a—支腿與車架中心的距離
L—起重臂質(zhì)心至立柱中心的距離
r—起重裝置的工作幅度
m4—起重臂質(zhì)量
Q—起重質(zhì)量
mk—不包括起重臂質(zhì)量的整車整備質(zhì)量
K—動載系數(shù),取K= 1. 2
注：動載系數(shù)是考慮風載荷、慣性力等對載荷Q產(chǎn)生的內(nèi)部附加動載荷影響系數(shù),查文獻,取K=1.2。
當r=9m,Q=1400kg,L=4m,L1=0.3m, m4=600kg, mk=7600kg,代入上式得：
a=[(4+0.3)600+(9+0.3)14001.2] /(7600+600+14001.2)
=1.8m
由上分析可知，跨距的選擇要大于2a即可滿足起重機設(shè)計要求。
選取最大跨距為5.12m。
3.3支腿受力分析
起重機支腿壓力是指支腿在起重機吊重時所承受的最大法向反作用力。
按最危險工況汽車大部分輪胎被支承油缸頂起，整車處三點支承狀態(tài)。若每個支腿上的壓力按均布載荷考慮，則：
F= G/3 式(3.2)
式中 F—單個支腿所承受的載荷
G—整車滿載時的重力
G=144000N,則F=144000/3=48000(N)
3.4活動支腿危險截面計算
活動支腿危險截面為固定支腿與活動支腿的搭接處，對其強度和腹板的穩(wěn)定性需要進行校核計算。截面尺寸及其余條件如下：
支腿最大反力：RD =48KN
支腿反力到危險截面的距離：LD=1.615m
危險截面對于X軸上部抗彎模量：WS=2.60 m3
腹板的高度：H0=0.3m
危險截面對于X軸下部抗彎模量：WX=2.43 m3
腹板的厚度：=0.012m
許用應力(材料選用HG60)：=322Mpa
由于：
，所以強度滿足設(shè)計要求。
截面腹板局部穩(wěn)定性驗算：
由于
查表得：MPa
=81
所以截面局部不失穩(wěn)。
4 底盤類型與選擇
在進行起重機的設(shè)計前，要先選擇合適的底盤，確定基本的承載力，確保起重機的安全性能和使用壽命。
4.1汽車起重機底盤分類
汽車起重機底盤按總體性能可分為通用汽車底盤、專用汽車底盤二種。通用汽車底盤(圖4-1 a)指通用汽車的二類底盤。由于原汽車車架的強度和剛度滿足不了起重機在起重作業(yè)時的要求，故需要在原汽車底盤上增設(shè)帶有固定支腿和回轉(zhuǎn)支撐連接的副車架以實現(xiàn)對上車的支撐，所以整個起重機的重心較高，重量也較大，從而導致整機性能下降。但由于通用底盤的價格較低，在中小噸位的汽車起重機上比較常用。
專用的汽車底盤是按起重機要求專門設(shè)計制造的。專用底盤軸距較長，車架剛性好，其駕駛室的布置有三種形式，一是正置駕駛室(與通用汽車一樣)，如圖4- la，二是側(cè)置的偏頭式駕駛室(圖4-lb)，三是前懸下沉式駕駛室(圖4-lc)。正置平頭駕駛室的汽車起重機行駛狀態(tài)，臂架放置在駕駛室上面，所以整車重心較高:側(cè)置偏頭式駕駛室的汽車起重機，其臂架位于駕駛室側(cè)方，行駛狀態(tài)整機重心大大降低，但駕駛室視野不良;前懸下沉式駕駛室的汽車起重機，盡管臂架置于駕駛室上方，但臂架位置不高，故起重機重心低，其駕駛室懸掛在前橋前面，使車身較長，適合使用較長臂架，且乘坐舒適、視野開闊;不足之處在于駕駛室懸掛在前橋前，故前橋軸荷大，同時使車身增長，接近角減小，通過性稍差。
圖4-1底盤類型圖
4.2底盤選擇和承載力計算
4.2.1底盤選擇
隨車起重機選用通用底盤時，要根據(jù)通用載重汽車的承載能力和最大總質(zhì)量來選擇。中、小型汽車起重機總質(zhì)量分別約為120%和140%的起重量，即將汽車滿載后的總重量乘上0. 70～0. 83得到的數(shù)值為改裝后的起重機最大額定起重量。為了保持原車軸荷的合理分配，在總布置時可通過改變上車三鉸點位置及配重的重量和距回轉(zhuǎn)中心的位置來調(diào)整。
當選用專用底盤時，按起重機總質(zhì)量和底盤的橋荷來確定橋數(shù)，按發(fā)動機取力器扭矩來選擇傳動系各總成。專用底盤的變速箱、傳動軸、主傳動和橋箱一般都選用現(xiàn)有的通用汽車底盤部件。汽車起重機的橋荷受到道路、橋梁標準的限制。在一般雙橋起重機底盤中，若前后橋都是單胎，則前、后橋荷各為總重的50%;若后橋為雙胎，則后橋為70%的總重。在三橋汽車底盤中，雙胎后雙橋總載荷為2X40%的總重，這主要是按輪胎數(shù)目來確定。
由于本起重機要達到較高的起升高度需要較長主臂，故選用前懸下沉式駕駛室底盤?？疾靽鴥?nèi)底盤情況選用 EQ1141G7D1底盤，技術(shù)參數(shù)為:
底盤型號 EQ1141G7D1
驅(qū)動形式 42
起重能力(kN·m) 126
軸距(mm) 5600
車輛(長寬高) (mm) 9650×2490×3250
底盤整備質(zhì)量(kg)(含固定支腿箱) 8205
廠定最大總質(zhì)量(kg) 14400
橋荷分配:前軸(kg) 520
后橋(kg) 740
接近角/離去角 34°/19°
最高車速(km/h) 85
最小轉(zhuǎn)彎直徑(m) 20
額定功率（kw） 132
最大扭矩(N m/r/min) 610/1500
4.2.2起重車軸載質(zhì)量分配
起運車總體布置應盡量使改裝后整車軸載質(zhì)量與原車相近，前置式起運車如圖3-2所示，由于起重裝置的安裝.造成車廂縮短.使整車的軸載質(zhì)量發(fā)生變化。軸載質(zhì)量的計算隨著車輛行駛時起重臂所處位置的不同而不同。現(xiàn)以車輛行駛時.起重臂處在車廂上方為例介紹軸載質(zhì)量的計算方法。同理可求出 重臂處在駕駛室與車廂之間及起重臂處在駕駛室上方等情況的軸載質(zhì)量。具體介紹如 ：
圖4-2 整車軸載質(zhì)量分配
前軸軸載質(zhì)量
1)空載:
mk1=[m2L2+m1L1+m4L4+m3L3]/L 式（4.1）
2) 滿載:
mm1=[ m2L2+m1L1+m4L4+（mh+m3）L3] /L 式（4.2）
式中mk1—空載時的前軸軸載質(zhì)量
m2—汽車二類底盤質(zhì)量
m4—起重臂質(zhì)量
m1—起重裝置立柱等部件的質(zhì)量
m3—車廂質(zhì)量
mm1—滿載時前軸的軸載質(zhì)量
mh—裝載貨物的質(zhì)量
L2—汽車一類底盤質(zhì)心至后軸的距離
L4—起重臂質(zhì)心至后軸的距離
L1—立柱質(zhì)心至后軸的距離
L3—車廂質(zhì)心至后軸的距離
L—軸距
F1—地面對汽車后軸的作用力
F2—地面對汽車前軸作用力
m2=6000kg,m4=600kg,m1=1500kg,m3=500kg,mh=6300kg,L2=3.04m, L4=2.7m,L1=4.7m,L3=0.6m 帶入得，
mk1=(60003.04+15004.7+6002.7+5000.6)/5.6=4859(kg)
mm1=[60003.04+15004.7+6002.7+(6300+500)0.6]/5.6
=5534(kg)
后軸軸載質(zhì)量
空載：
mk2=mkmk1 式（4.3）
式中mk2—空載時的后軸軸載質(zhì)量
mK—汽車整備質(zhì)量
mk =8205kg, mk1=4859kg,得
mk2=82054859=3346(kg)
滿載:
mm2=mmmm1 式（4.4）
式中mm2—滿載時的后軸軸載質(zhì)量
mm—汽車最大總質(zhì)量
mm =14400kg, mm1=5534kg, 得
mm2=144005534=8866(kg)
5 起重車穩(wěn)定性計算
5.1起重車最不利工況
起重車在起重作業(yè)時，由于起吊過重的重物、操作失誤引起的過大慣性力、支撐面的沉陷或過大的風力等原因，起重機往往突然喪失穩(wěn)定甚至傾翻肇事。因為起重機的穩(wěn)定完全由機械自重來維持，故有一定的限度。往往起重機的結(jié)構(gòu)件（如吊臂、支腿等）和其零件強度還足夠能承受外來載荷時，起重機由于自重不夠而失去穩(wěn)定。但有時起重機穩(wěn)定性過大，在沒有起重量指示器的情況下，吊臂也可以由于超載而損壞。因此，起重機設(shè)計要進行穩(wěn)定性計算。
標準ZBT 59001-87指出：“穩(wěn)定性計算應考慮最不利位置”。針對此原則，對起重車的工作情況分析如下：
起運車起吊時，支腿伸出以撐實地面，此時后輪和兩支腿四支點構(gòu)成傾覆線，由于起運車質(zhì)心對傾覆線的穩(wěn)定力矩相應較小，當起重裝置在整車側(cè)方起吊載荷時，穩(wěn)定性較差，并且起重機回轉(zhuǎn)中心相對于汽車縱向中心向左偏移L1，故起運車最不利工位應在左側(cè)，當起重臂中心線與傾覆線相交于P點.即兩線處于相互垂直狀態(tài)時.整車穩(wěn)定力矩最小，傾覆力矩最大.整車這時傾翻的可能性最大。此時正是起運車的最不利位置。具體見圖5-1.圖中可用下式求得:
tg= 式(5.1)
圖5-1起運車最不利工況位置
注：AB—后懸掛間距 CD—支腿跨距
OT—起重臂長 L—后軸中心至支腿中心距離
O—起重機回轉(zhuǎn)中心 AD、BC—起運車傾覆線
代入數(shù)據(jù),上式可以求得： tg=1/3
5.2起運車最不利工況位置的整車質(zhì)量
當起重機在側(cè)方起吊載荷時，汽車車架作為非剛體將產(chǎn)生扭曲變形.造成整車另一側(cè)支腿翹起。作為穩(wěn)定力的汽車整備質(zhì)量m0此時只有部分質(zhì)量被使用.同時前后橋的懸架與車架未鎖定，屬彈性聯(lián)接，這時穩(wěn)定力矩使用的部分整備質(zhì)量為m02。
m02= m0mamb 式（5.2）
式中：
ma—前橋質(zhì)量
mb—后橋質(zhì)量
ma=520kg, mb=740kg代入上式可求得：
m02=8205kg520kg740kg=6945kg
考慮汽車底盤一般以縱向中心線對稱布置，根據(jù)圖5-2可求得m02g在支腿上的分力m01g。
圖5-2 支腿處分力的確定
m01g=m02g（LL5）/L 式(5.3)
式中：
L5—起重機支腿到m02的距離
L—汽車后軸到支腿的距離
g—重力加速度
m01是前置式起運車穩(wěn)定性計算中的一個關(guān)鍵，如用m02作為穩(wěn)定力參數(shù)進行穩(wěn)定計算，將會產(chǎn)生較大程度的誤差。
如考慮為重力，則G01= m01g。
L5=1.66m,L=4.7m, m02=6945kg,代入上式可求得：
G01= m01g=694510(4.71.66)/4.7=44920N
5.3動穩(wěn)定性校核計算
按標準ZBT 59001-87計算載荷如下表所示：
表5-1載荷
表中:PQ一為最大起升重量
慣性載荷是起重機在起吊載荷回轉(zhuǎn)作業(yè)時，由離心力與水平慣性力作用.造成載荷偏擺一個角而產(chǎn)生一水平分力PH。
PH= PQtg
查有關(guān)起重機械手冊，一般推薦= 4.5°。
PH=630010tg4.5°=4958(N)
風載荷P w由風載體形系數(shù)C，風壓值q及迎風面積A決定。
P w=CqA 式(5.4)
按標準ZBT 59001-87.工作狀態(tài)下的風載荷q=125N/m2，風載體形系數(shù)一般取C= 1.2～1.4。
結(jié)合前面分析綜合考慮場地傾斜、風載荷及慣性力對工作中的起運車穩(wěn)定性的影響，作出受力分析圖，如圖5-3所示。
圖5-3起運車工作狀態(tài)受力分析
圖中：
G01—汽車整備質(zhì)量產(chǎn)生的重力；用于起吊載荷時的穩(wěn)定力
G1—起重機質(zhì)量產(chǎn)生的重力
G2—起重臂質(zhì)量產(chǎn)生的重力
PQ—最大臂幅下的起升載荷質(zhì)量產(chǎn)生的重力
PH—慣性載荷力
—場地傾斜角
PW1、PW2、PW3—垂直作用在汽車側(cè)面、起重臂、載荷上的風載荷力
按7T3T 59001-87起運車的起重機在給定的荷作用下，“當傾覆力矩的代數(shù)和不大于穩(wěn)定力矩之和時，認為起重車是穩(wěn)定的”這一準則，起重車的作業(yè)穩(wěn)定性應符合如下條件：
Mdw≥MdQ 式(5.5)
式中：
Mdw—作業(yè)穩(wěn)定性計算中穩(wěn)定力矩之和，大小為：
Mdw= G01[(L2+L1)cosh5sin] cos+
G1[L2cosh3sin]cos 式(5.6)
MdQ—作業(yè)穩(wěn)定性計算中傾覆力矩之和，大小為：
MdQ=G2[(h1+L3cos)L2coscos]+
1.1PQ[(h2+L4cos) L2coscos]+h4PW1+h6PW2+h2PW3+h1PH 式(5.7)
起重機在起吊載荷到目標位置從空中突然放下時，因加速度和慣性，使載荷產(chǎn)生一個垂直方向的力；另外，起重機在起吊載荷回轉(zhuǎn)時，因離心力和水平慣性力的作用，使載荷偏擺一個角而產(chǎn)生一個水平分力PH?？紤]到上述兩力不可能同時發(fā)生，而且后一種力對傾覆產(chǎn)生的副作用更大，故將PH列入上面的公式。
由式(5.4)可以求得：
PW1=1.212510=1500(N)
PW2=1.21252.7=405(N)
PW3=1.21255=750(N)
G01=44920NG1=21000N，G2=6000N,PQ=14000N,PH=4958N,h1=3.79m, h2=3.2m, h3=2.2m, h4=1.6m, h5=1.3m, h6=2.5m, L1=0.3m, L2=2.26m, L3=4m, L4=9m代入公式(5.6)、(5.7)分別可得：
Mdw=44920[(2.26+0.3)cos21.3sin2]0.95+21000(1.7 cos22.2 sin2)0.95=153135(Nm)
MdQ=6000(1.05442.560.95)+1.114000(1.05492.560.95)+49584+1.61500+2.5405+7502.2 =148229(Nm)
顯然，Mdw≥MdQ，故滿足起重車的作業(yè)穩(wěn)定性要求。
5.4靜穩(wěn)定性校核計算
按ZBT 59001-87《隨車起重運輸車技術(shù)條件》，計算載荷如下表所示：
表5-2載荷
表中：F—由主臂架和小臂的自身質(zhì)量折算的載荷。
聯(lián)系到圖5-2 (b)中的實際情況，F(xiàn)為動臂、吊臂、伸縮臂折算到臂端的質(zhì)量所引起的載荷。G2為動臂、吊臂、伸縮臂的質(zhì)心位置。
F=G2L3/L4 式(5.8)
代入數(shù)據(jù)可求得：F=2670N
在靜穩(wěn)定性校核計算中,其最不利的靜止位置應是前面分析出的最不利工況處于靜止狀態(tài)的情況，因此有：
Mjw=Mdw
式中：Mjw—靜穩(wěn)定性計算中穩(wěn)定力矩之和
按ZBT 59001-87《隨車起重運輸車技術(shù)條件》，起運車的靜穩(wěn)定性應符合下式：
Mjw≥MjQ 式(5.10)
式中：MjQ—靜穩(wěn)定性計算中傾覆力矩之和
靜止狀態(tài)下的傾覆力矩之和MjQ可用下式求得：
MjQ=G2[(h1+L2cos)L2coscos]+
(1.25PQ+0.1F)[(h2 +L4cos)L2coscos] 式(5.11)
代入數(shù)據(jù)得：
MjQ=6000(1.054+2.562.560.95)+(1.2514000+0.12670)(1.05492.560.95) =126926(Nm)
所以有 MjQ≤Mjw=Mdw=153135Nm ,故靜穩(wěn)定性滿足設(shè)計條件。
6 回轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計
6.1工況及載荷
回轉(zhuǎn)支承裝置承受回轉(zhuǎn)平臺上的全部載荷，作用在回轉(zhuǎn)支承裝置上的垂直力有臂架自重Gb，上車其它部分重量G1和起升載荷PQ，以及相應的沖擊或動載作用。水平力有沿著臂架方向的風力，吹在重物上的W1，吹在起重機上的W2，回轉(zhuǎn)時的離心力和垂直于臂架平面內(nèi)的制動切向慣性力，重物的離心力P1，切向慣性力P11，起重機回轉(zhuǎn)部分自重的離心力P2，切向慣性力P22。
由于回轉(zhuǎn)部分的重心靠近回轉(zhuǎn)中心，可忽略P11、 P22的作用。在回轉(zhuǎn)支承裝置上的水平力還有回轉(zhuǎn)齒輪的嚙合力Pr，它的大小由小齒輪上所傳遞的扭矩決定，方向由小齒輪離臂架軸線水平投影位置而定。由于沿臂架變幅平面內(nèi)(Z-X平面)的力矩大，而在與臂架變幅平面垂直平面內(nèi)(Z-Y平面)的水平力和力矩較小，在合成時Z-Y平面內(nèi)的力和力矩可不考慮，把載荷合成為垂直力GP，力矩M和水平力H得：
GP=KPQ+Gb+G1 式(6.1)
M=KPQR+GbLbG1L1+P1h+W1h+W2hW 式(6.2)
H=W1+ W2 +P1Prcosr 式(6.3)
式中K為超載系數(shù)K=0.55(1+),汽車起重機上離心力和風力引起的力矩一般占起升載荷引起的力矩10%左右，則：
M=KPQR+GbLbG1L1 式(6.4)
同時水平力H一般遠遠不到10%的GP ,取H=0. 1G。則：
GP=KPQ+Gb+G1 式(6.5)
M=KPQR+GbLbG1L1 式(6.6)
H=0.1 GP 式(6.7)
最大計算工況為起重機受最大起重力矩工況，即：PQ=63000N，R=2m，此時Gb =6000N、Lb=1m、G1=8000N、L1=0.3m，把以上數(shù)據(jù)代入上式得：
GP =1.263000+6000+8000=89600(N)
M =1.21.1630002+600080000.3=169920(Nm)
H =0.1 GP=8960(N)
6. 2 回轉(zhuǎn)支承選型及強度驗算
6.2.1回轉(zhuǎn)支承選型
1) 結(jié)構(gòu)型式的選擇
常用回轉(zhuǎn)支承的結(jié)構(gòu)型式有四種：單排球式、交叉滾柱式、雙排球式、三排柱式。
????由經(jīng)驗和計算可知：相同外形尺寸的回轉(zhuǎn)支承, 單排球式的承載能力高于交叉滾柱式和雙排球式。
在傾覆力矩160噸米載荷以下，選用單排球式回轉(zhuǎn)支承其性價比高于三排柱式回轉(zhuǎn)支承，為首選形式。當傾覆力矩高于160噸米時應該優(yōu)先考慮選用三排柱式回轉(zhuǎn)支承。
所以選擇單排球式支撐結(jié)構(gòu)。
2)單排回轉(zhuǎn)支撐系列的選擇
在國內(nèi)，目前單排球式回轉(zhuǎn)支承有3個系列的尺寸規(guī)格： HS系列，Q系列和01系列。各系列特點分別如下：
a.HS系列單排球式回轉(zhuǎn)支承是歷史的延續(xù)。以前，國內(nèi)生產(chǎn)的回轉(zhuǎn)支承的主要型式是交叉滾柱式，后來生產(chǎn)單排球式回轉(zhuǎn)支承以后，交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承被取代，為了保持主機的安裝尺寸不受影響，設(shè)計了外形及安裝尺寸與原來交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承完全相同但內(nèi)部結(jié)構(gòu)改為單排球式的HS系列單排球式回轉(zhuǎn)支承。其特點是外形尺寸大，例如：HSN1250.40的重量是470Kg, 而相同承載能力的QNA1250.40的重量是388 Kg, 所以HS系列回轉(zhuǎn)支承占用較多的資源，制造成本比相同的承載能力的Q系列和01系列回轉(zhuǎn)支撐高10%以上，同國外相同承載能力的回轉(zhuǎn)支撐相比差得更遠。
因此，從節(jié)約成本和資源出發(fā)，HS系列應該盡可能不用?？紤]到改變回轉(zhuǎn)支承后會改變主機的相關(guān)尺寸，因此這個過程會比較痛苦，但是新的設(shè)計不應選用HS系列。
b.01系列單排球式回轉(zhuǎn)支承是1984年原機械部推出的以軸承編號為基準的回轉(zhuǎn)支承系列。其安裝螺栓孔數(shù)量多，比較合理，但是滾道參數(shù)存在不合理匹配，例如011.45.1400與 011.35.1400回轉(zhuǎn)支承，其外形尺寸和安裝尺寸完全相同，其制造成本基本相同，但是011.45.1400使用的是直徑45mm鋼球，而011.35.1400使用的是直徑35mm鋼球，后者的承載能力降低了22％。所以在選用01系列單排球式回轉(zhuǎn)支撐應注意選擇較大鋼球的規(guī)格。
c.Q系列單排球式回轉(zhuǎn)支承是1986年建設(shè)部在參考了01系列回轉(zhuǎn)支承的參數(shù)后，經(jīng)過優(yōu)化后設(shè)計的單排球式回轉(zhuǎn)支承系列，相同承載能力的回轉(zhuǎn)支承的截面尺寸更緊湊，重量更輕，具有更好的性價比。
根據(jù)以上載荷計算和分析，初選JB2300-84系列QWC·800·25A單排四點球回轉(zhuǎn)支撐，其參數(shù)如下：
鋼球直徑 d=0.025 m
滾柱長度 L=0.020 m
螺栓孔個數(shù) n=18
內(nèi)螺栓中心圓直徑 Du=0.736 m
滾道中心圓直徑 D0 =0.8 m
鋼球個數(shù) n1=86
鋼球之間的隔離寬度 b=0.002 m
接觸角 =450
螺栓直徑 d1=0. 020 m
齒數(shù) Z=118
6.2.2回轉(zhuǎn)支撐強度驗算
計算額定靜容量Co：座圈材料采用50Mn，滾道表面硬度HRC=55，查表得應力系數(shù)f0=3.5公斤/毫米2 。
Co= fod2nsin=3.51070.025286sin45=1330(kN)
根據(jù)組合后的外載荷，計算當量軸向載荷Ceq:
Ceq=GP+(KMM/D0)+KHH 式(6.8)
KM, KH:系數(shù)，其中KM=5, KH=3.44
Ceq=89600+(5169920/0.8)+3.448960=1182(kN)
由于f=Co/Ceq=1330/1182=1.13
因隨車起重機f 為取值范圍1.0～1.25，f實際值在取值范圍內(nèi)，所以選取此型號的回轉(zhuǎn)支撐滿足條件。
6.2.3回轉(zhuǎn)支撐聯(lián)接螺栓計算
螺栓拉力計算：
螺栓最大拉力
P=(4M)/(Dun)Gp/n
=(4169920)/(0.73618)89600/18=46327 (N)
螺栓計算拉力
Pca1=1.75P=1.7546327=81071 (N)
螺栓直徑計算
d1=(4Pca1/[])1/2 式(6.9)
式中[]=/n+1
材料選用40Cr調(diào)制處理，=900MPa，安全系數(shù)n+1，按GB3811-86取1. 5，
d1=[(481071)/(900106/1.5)] 1/2
=0.013(m)
查表得：螺栓公稱直徑20mm
疲勞破壞驗算：
當回轉(zhuǎn)支撐工作時，各螺栓中的力是變化的，此時材料的許用應力要比靜許用應力小，但比對稱循環(huán)時的許用應力大。這類載荷相當在一靜應力的基礎(chǔ)上，加上一對稱循環(huán)應力。
其對稱循環(huán)應力
=0. 25P/ (2A1)
=(0.2546327)/[23.14(0.020/2)2]=18.5(MPa)
對稱循環(huán)的許用應力為:[] =0. 38/n式中：=340MPa為調(diào)制處理后的40Cr在0.3106循環(huán)次數(shù)內(nèi)(即回轉(zhuǎn)支撐裝置工作十年的循環(huán)次數(shù))的許用疲勞極限。n=4為疲勞極限的安全系數(shù)。[]=32. 3 MPa。由于<[]，所以螺栓在規(guī)定時間內(nèi)不會疲勞破壞。
6.3回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設(shè)計
6.3.1回轉(zhuǎn)機構(gòu)的類型
回轉(zhuǎn)機構(gòu)將整個回轉(zhuǎn)平臺（包括吊臂、起升機構(gòu)等）在回轉(zhuǎn)支承裝置上作全回轉(zhuǎn)。回轉(zhuǎn)運動可在左、右方向上任意進行。只有特定的起重機上，才設(shè)有非全回轉(zhuǎn)的回轉(zhuǎn)機構(gòu)或干脆不設(shè)有回轉(zhuǎn)機構(gòu)，在需要時用行走機構(gòu)來調(diào)整空間位置。
全回轉(zhuǎn)的回轉(zhuǎn)機構(gòu)由三部分組成：
(一)回轉(zhuǎn)機構(gòu)的原動機。它是整機的傳動分流裝置中的一個傳動元件，在機械傳動中是某根軸，在電力傳動中是電動機，在液壓傳動中是液壓馬達。它的動力是由起重機的總動力源——內(nèi)燃機供給，并經(jīng)機械傳動、或電能、或液壓能變換而來的。
(二)回轉(zhuǎn)機構(gòu)的機械傳動裝置。一般是起減速作用。
(三)回轉(zhuǎn)小齒輪?；剞D(zhuǎn)機構(gòu)通過它和回轉(zhuǎn)支承裝置上的大齒圈嚙合，以實現(xiàn)回轉(zhuǎn)平臺的回轉(zhuǎn)運動。
此回轉(zhuǎn)機構(gòu)采用液壓傳動，而回轉(zhuǎn)馬達有高速和低速之分。高速馬達的工作速度大部分在每分鐘1000轉(zhuǎn)以上，輸出扭矩較小，必須配以傳動比為40～100甚至更大的減速裝置。低速大扭矩液壓馬達的轉(zhuǎn)速在0～100轉(zhuǎn)范圍內(nèi)，因此可以直接在馬達軸上裝上回轉(zhuǎn)小齒輪，若馬達輸出扭矩滿足不了回轉(zhuǎn)阻力矩的要求，則需要適當放大扭矩。采用低速大扭矩馬達，雖然馬達本身重量、尺寸都較大，但省去了多級的減速裝置。
由上分析，回轉(zhuǎn)機構(gòu)采用在低速大扭矩馬達上直接裝上小齒輪，通過小齒輪與大齒圈的嚙合，實現(xiàn)回轉(zhuǎn)運動。
6.3.2回轉(zhuǎn)機構(gòu)的布置型式選擇
回轉(zhuǎn)機構(gòu)的布置有兩種型式。第一種將回轉(zhuǎn)機構(gòu)布置在回轉(zhuǎn)平臺上，并隨回轉(zhuǎn)平臺一起繞回轉(zhuǎn)支撐裝置的大齒圈回轉(zhuǎn)，回轉(zhuǎn)小齒圈即作自轉(zhuǎn)運動又作公轉(zhuǎn)運動。由于大齒圈的滾圈固定在底盤車架上，使回轉(zhuǎn)機構(gòu)的維修比較方便，但回轉(zhuǎn)平臺顯得擁擠。第二種將回轉(zhuǎn)機構(gòu)布置在回轉(zhuǎn)車架上，回轉(zhuǎn)小齒輪帶動大齒輪回轉(zhuǎn)，而大齒圈的滾圈與回轉(zhuǎn)平臺連在一起。這種布置對回轉(zhuǎn)機構(gòu)維修不便，但回轉(zhuǎn)平臺上顯得比較利索。設(shè)計中選擇了第二種布置方式。
6.3.3回轉(zhuǎn)機構(gòu)驅(qū)動裝置設(shè)計
1）回轉(zhuǎn)機構(gòu)回轉(zhuǎn)阻力矩確定
回轉(zhuǎn)機構(gòu)的工作載荷是回轉(zhuǎn)阻力矩Msw，起重機在回轉(zhuǎn)起動時，回轉(zhuǎn)阻力矩Msw有下列阻力矩組成：
Msw=Mf+MS+MW+MP 式（6.10
式中Mf為回轉(zhuǎn)支撐裝置的摩擦阻力矩；MS為回轉(zhuǎn)平臺傾斜時引起的回轉(zhuǎn)阻力矩；Mw為風壓引起的阻力矩；MP為回轉(zhuǎn)慣性引起的回轉(zhuǎn)阻力矩。
回轉(zhuǎn)支撐裝置的摩擦阻力矩Mf
Mf= Do/2，起動時摩擦阻力矩最大Mf=1.5Mf。
式中是回轉(zhuǎn)支撐全部滾動體上的總壓力；為滾動體綜合摩擦系數(shù)，滾球式取0.007；