轮胎起重机稳定性 支腿反力 计算
支反力的几何计算法
支反力的几何计算法李毅民摘要：本文详细介绍了采用几何方法计算支反力，在实际的设计中可以简化设计计算。
关键字：支反力计算在门式起重机、斗轮堆取料机的设计过程中通常要进行轮压计算，以便进行轨道的基础设计与走行台车组的刚度、强度校核。
上述设备的门座一般为三支点或四支点支承。
此类设备的整机重心随着俯仰角度与回转角度的变化而变化。
根据重心的位置，采用几何计算法可以较容易的计算出各支承点的支反力。
1、支点支承形式支反力的计算三支点支承形式就是门座架下由三个支腿支承。
如图1。
图1 三支点支承图中A 、B、 C为三个支承点的位置，D为重心的位置。
由A 、B、 C组成的三角形为任意三角形，D为任意三角形内的任意一点。
过D点分别作到顶点A,B,C点的连线AD,BD,CD,将大三角形划分成三个小三角形,由△ACD成的三角形的面积为Sb; 由△ABD形成的三角形的面积为Sc;由△BCD 形成的三角形的面积为Sa；由△ABC形成的三角形的面积为S。
上述各三角形面积的具体数值可在绘图CAD工具上直接测量得到。
设：作用在重心D点的载荷为G；各支腿的支反力分别为N A，N B，N C 。
则有：对边三角形面积某一支腿下的支反力= ━━━━━━·重心处载荷（1）大三角形面积式（1）中对边三角形面积为大三角形某一顶点（计算该点支反力）所对边的小三角形的面积。
如A点的对边三角形为△BCD。
由式（1）得：SaN A=━━·G (2)SSbN B=━━·G (3)SScN C=━━·G (4)S即三支承点某点的支反力是与重心划分三个三角形后对边三角形的面积与载荷成正比，与三支承点所形成的三角形面积成反比。
2、四支点支反力的计算图2四支点支承四支点就是门座架下由四个支腿组成，如图2，图中A，B，C，D，为四个支承点的位置。
由A，B，C，D构成的几何形状为矩形或正方形，E为在矩形内任意一点处重心位置。
过E点分别作矩形四个边的垂线,将矩形划分为四个小矩形,设由A,B,C,D构成的矩形面积为S,如图2,四个小矩形的面积分别为Sa,Sb,Sc,Sd。
汽车起重机支腿压力实用计算
汽车起重机支腿压力实用计算汽车起重机是一种专门用于搬运、举升、装卸物品的机械设备。
在工作时，为了保证稳定和安全，汽车起重机通常会配备支腿用于增加支撑面积和稳定性。
支腿起着承重和分散压力的作用，因此对支腿的压力进行实用计算非常重要。
1.起重机的总重量起重机的总重量是指不包括荷载时的重量，通常可以从产品规格表中获得。
为了简化计算，可假设起重机的总重量均匀分布在支腿上。
2.荷载的重量荷载的重量是指需要起重机承载的物品或货物的重量。
荷载的重量可以通过称重设备或货物的重量描述中获得。
同样，为了简化计算，可假设荷载的重量均匀分布在支腿上。
3.支腿的数量和布置方式支腿的数量和布置方式对于支腿压力的计算至关重要。
一般情况下，汽车起重机通常配备3至4根支腿，支腿的布置方式有对角布置和平行布置两种。
对于对角布置的支腿，支腿的单边支撑力可以通过以下公式计算：Fs=(T+M)/d其中，Fs表示单边支撑力，T表示起重机的总重量，M表示荷载的重量，d表示支撑面的长度。
对于平行布置的支腿，支腿的单边支撑力可以通过以下公式计算：Fs=(T+M)/(2*n)其中，Fs表示单边支撑力，T表示起重机的总重量，M表示荷载的重量，n表示支腿的数量。
4.支撑面的长度支撑面的长度是指支腿与地面接触的面积的长度。
支撑面的长度可以通过支腿的长度和支腿与地面接触的距离计算得出。
支撑面的长度越大，支腿的压力越小。
5.支腿的长度支腿的长度是指支腿伸展出来的长度。
支腿的长度越大，支腿的压力越小。
在进行实际计算时，需要根据具体的起重机参数和支腿布置情况，结合以上公式进行计算。
此外，为了确保安全，计算得到的支撑力应该小于起重机和支腿的额定载荷。
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。
轮胎起重机稳定性 支腿反力 计算
轮胎起重机稳定性、支腿反力计算1、基本符号及参数回转支承以下结构自重（不包含回转支承自重）mg1，重心坐标Xg1，Yg1，Zg1，风力作用面积及中心高areaw1x，Zw1x，areaw1y，Zw1y。
回转支承下安装面高度 Hz21(支腿)，hz211（轮胎）支腿纵向间距s支腿横向间距b回转中心线相对于支承面形心的偏心距ex，ey。
坡度角angleps，anglepb。
采用轮胎支撑援用支腿纵横向间距概念，轴距LS，轮距LB。
计算基准：回转中心线、支腿支承面/轮胎支承面。
回转支承以上固定部分结构自重mg21，重心坐标Xg21，Yg21，Zg21，风力作用：areaw21x，Zw21x，areaw21y，Zw21y，xw21y。
回转支承以上摆动部分结构自重mg2b，重心坐标Xg2b，Yg2b，Zg2b，风力作用：areaw2bx，Zw2bx，areaw2by，zw2by，xw2by。
回转支承以上结构自重mg2，重心坐标Xg2，Yg2，Zg2，风力作用：areaw2x，Zw2x，areaw2y，zw2y，xw2y。
臂架下铰点坐标Xb，Yb，Zb。
计算基准：回转中心线、回转支承下安装面。
不包括取物装置（吊钩等）。
臂架长度L0(i)，质量、重心及迎风面积mgb(i)，xgb(i)，ygb(i)，zgb(i)，areawgbx(i)，xwgbx(i)，areawgby(i)，xwgby(i)。
基准：对臂架尾部铰点及纵轴线。
头部结构尺寸L11，L12 ，L13。
臂架头部等效质mgbeq有效起升载荷mgq。
吊钩质量mgd。
动滑轮组、拉臂绳质量及长度mgdh，mgdk(i)，ldk（i）。
n 回转速度 rpm，Time2 回转起制动时间 s。
Angle 臂架仰角Angleaa1 臂架平面内货物偏摆角，Angleaa2 垂直臂架平面货物偏摆角。
自重冲击系数coffw1。
起升动载系数coffw2。
vhs，vrs 起升、变幅单绳绳速。
起重机的稳定性系数计算
4起重机的稳定性系数计算4.1流动式起重机的稳定性与安全流动式流动式起重机最严重的事故是“翻车”事故，其根本原因是丧失稳左，所以起重机的稳N与全关系十分密切。
流动式起重机的稳泄性可分为行驶状态稳宦性和匸作状态稳定。
(1-D)1.影响稳定性的因素轮式起重机作业时的稳龙性，完全由机械的自重来维持，所以有一泄的限度，往往在起重机的结构件(如吊骨、支腿等)强度还足够的情况下，整机却由于操作失误和作业条件不好等原因，突然丧失稳左而造成整机倾翻事故。
因而轮式起重机的技术条件规左，起重机的稳定系数K 不应小于1. 15。
轮式起重机在使用中，应主要注意以下诸因素对起重机稳左性的不利影响O(2-B) (5-H)(1)吊臂长度的影响起重机的伸臂越长或幅度越大，对稳左性越不利，特别是液压伸缩骨起重机，当吊臂全伸时，在某一泄倾角(使用说明书中有规定)以下，即使不吊载荷，也有倾翻危险；当伸臂较长，并吊有相应的额肚载荷时，吊皆会产生一左的挠曲变形，使实际的工作幅度增大，倾翻力矩也随之增大。
(2)离心力的影响轮式起重机吊重回转时会产生离心力，使重物向外抛移。
重物向外抛移(相当于斜拉) 时，通过起升钢丝绳使吊臂端部承受水平力的作用，从而增大倾翻力矩。
特别是使用长吊臂时，臂端部的速度和离心力都很大，倾翻的危险性也越大。
所以，起重机司机操纵回转时要特别慎重，回转速度不能过快。
(3)起吊方向的影响汽车式起重机的稳左性，随起吊方向不同而不同，不同的起吊方向有不同的额左起重量。
在稳左性较好的方向起吊的额左载荷，当转到稳左性较差的方向上就会超载，因而有倾翻的可能性。
一般情况下，后方的稳立性大于侧方的稳圧性，而侧方的稳左性，大于前方的稳左性：即后方稳泄性＞侧方稳泄性〉前方的稳左性。
所以，应尽量使吊臂在起重机的后方作业，避免在前方作业。
(4)风力的影响工作状态最大风力，一般规定为6级风，对于长大吊臂，风力的作用很大，从表28可看出风力的影响。
(推荐)起重机吊支腿负荷计算
(推荐)起重机吊支腿负荷计算起重机的吊支腿是起重机稳定运行的重要部分，负责承受起重机提升负荷时的垂直力和水平力。
为了确保吊支腿的安全稳定，我们需要进行负荷计算。
本文将就起重机吊支腿负荷计算的方法和步骤做一个简要介绍。
1. 起重机吊支腿负荷计算的背景起重机吊支腿负荷计算是为了确保起重机稳定运行，避免过载和倾覆的发生。
吊支腿在受力过大的情况下可能会出现变形或破坏，因此负荷计算是确保吊支腿能够安全承载起重物的重要环节。
2. 起重机吊支腿负荷计算的步骤（1）确定起重机的工作条件和设计参数：包括起重机的额定载荷、吊臂长度、起升高度、支腿布置方式等。
（2）计算吊物对支腿产生的垂直力：根据起重机的额定载荷，通过力学原理计算出吊物产生的垂直力。
（3）计算吊物对支腿产生的水平力：根据吊物的水平力矩和支腿的位置，通过力学原理计算出吊物对支腿产生的水平力。
（4）确定支腿的数量和位置：根据起重物的负荷特点和起重机的设计要求，确定支腿的数量和位置。
支腿的数量和位置要合理布置，以保证吊支腿能够平衡承受吊物的垂直力和水平力。
（5）根据支腿的数量和位置，计算单个支腿的承载能力：根据支腿的材料和截面尺寸，通过结构力学原理计算单个支腿的承载能力。
（6）在计算时要考虑支腿的系数：支腿实际的承载能力需要考虑系数，如支腿的容许应力系数、稳定系数等，以确保支腿在实际使用时具备足够的安全保证。
3. 起重机吊支腿负荷计算的注意事项在进行起重机吊支腿负荷计算时，需要注意以下几个方面：（1）准确获取起重机的工作条件和设计参数，确保计算的准确性。
（2）在计算垂直力和水平力时，要注意计算公式的准确性和合理性，避免出现误差。
（3）支腿的数量和位置的选择要根据实际情况进行合理判断，确保支腿能够稳定支撑吊物的负荷。
（4）在计算单个支腿的承载能力时，需要综合考虑材料的强度指标和支腿的结构特点，计算结果应与实际情况相匹配。
4. 总结起重机吊支腿负荷计算是确保起重机的安全运行的重要环节。
港口起重机第八章 轮压、抗倾覆稳定性
Ⅳ．突然卸载
注：PD——由机构驱动产生的惯性力
PQ——最大起升载荷 PⅠ——起重机的有效载荷
PWⅡ——起重机承受的工作状态风载荷 PWⅢ——起重机承受的非工作状态风载荷
14
3．校验方法 （1）起重机抗倾覆稳定性（抗前倾覆稳定性）
M ＞ M
j 1 j i 1
n
m
i
→
∑ M稳 ＞ ∑ M倾
稳定力矩由自重载荷计算 倾覆力矩由计算载荷计算
2017/10/8
二．起重机抗倾覆稳定性校验计算 ——除流动式、塔式和浮式起重机以外的起重机抗倾覆稳定性的校验计算 1．计算工况
计算工况 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 计算条件 基本稳定性 动态稳定性 计算载荷特征 计算起升载荷及其动态作用，不考虑其他载荷 既计算起升载荷及其动态作用，又考虑工作风载荷和惯性力
非工作最大风载荷 只计算最大的非工作风载荷，不考虑其他载荷 突然卸载 考虑货物突然卸载的反向作用及工作风载荷向后作用
考虑：最不利的载荷组合、最不利的位置
（2）工作状态的抗后倾覆稳定性
① 力矩法
M
q
0.9 M j
j 1
n
② 重力法 不考虑风载荷，静止起重机总重心在水平支承面上的 投影位置 → 安全区域 ——稳定区域
2017/10/8 15
☆ 工作状态的抗后倾覆稳定性——重力法 支承面的稳定区域 ——阴影部分
VD
M PG1 PG 2 M 2t (1 ) x y 4 4 S 2S 2B
① Mx=fx(φ)、My=fy(φ) 当 dVB/dφ =0 →φ=arctg(S/B) 即臂架平面垂直于支承平面对角线AC 时 → VB 有最大值、VD 有最小值 ② 当E落在对角线 AC（ Ⅱ 或 Ⅲ位置）时 → VA 或VC有最大值 ③ 当VD ≤ 0 时→起重机变为三支点支承 2017/10/8 →按三支点工况重新计算
汽车起重机支腿最大载荷简易计算公式
70/ 2020年第22期DESIGN CALCULATION汽车起重机支腿最大载荷简易计算公式黎建良广东水电二局股份有限公司 广州 511340摘 要：对已有的简易计算公式进行了简化和推导，并将其计算结果与利用整机稳定性原理推算出数据进行比对，验证了简易公式的可信度，提出了改善安全性的措施。
关键词：汽车起重机；支腿载荷；计算公式中图分类号：TU61 文献标识码：A 文章编号：1001-0785（2020）22-0070-03Abstract: The existing simple calculation formula is simplified and deduced, and the calculation results are compared with thecalculated data based on the stability principle of the whole machine. The reliability of the simple formula is verified, and the measures to improve the safety are put forward.Keywords: truck crane; maximum load of outrigger; calculation formula0 引言如何简单快捷地计算汽车起重机支腿的最大载荷（即地面支承反力）是困扰许多现场工程技术人员的一个不大不小的问题。
计算汽车起重机支腿最大载荷，其目的是在设计吊装方案或校验承托结构安全性时，作为计算地面承载能力或承托结构承载能力的依据。
计算汽车起重机支腿载荷的方法很多，典型的有理论计算法、简易公式法和由设备厂家提供的计算软件。
其中，理论计算法需要有完整的结构参数来支持，且计算比较复杂；计算软件只有个别厂家提供特定型号供购机客户使用。
因此，简易公式法是最适合一般工程计算的方法，因其应用场合并不需要很高的精度。
试评轮胎式起重机支腿反力的几种计算方法
若令
注
、
do 卜
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,
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,
,
可 解得
x
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或
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这 表 明 当外 力
刀 e
、 、
作用 在起重 机 对 称中心 线时
( 3)~
,
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可供 面 可 按 式
,
( 6)计算
除 了 上面 的 分 析 外 只 要 稍 加 注 意 一 下 式
(3 ) 一 ( 6 ) 会 发 现 其 中 明 显 存在
。 ,
与实 际 情 况 不
J
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符 的 情 况 众 所 周 知 轮 胎 式 起 重 机 起 吊接 近 额
定起 重 量时 尽 管 整 个 系统 的重 心仍 落 在 四 个 支 腿 连 线之 内 但 只 要 吊 臂 处 于 某一 工 作 范 围 就 会有 一 个 支 腿 抬 起 的 情 况 发 生
。 , 。 , , 陌
对 称结 构 支 反 力 的 简化 计 算 》 一 文 中提 出 的 计
、
个 支 腿 反 力 却永 远 大 于 零 表 明 始终 受 有 地 面
的 支 反 力 这 显 然 不 符 合 事实
, 。
算方 法 与 美 德 厂 家 早 已 使 用 过 的 算 法 完 全 一
致 尽 管推 导 公 式 的 方 法 不 一 样 但 只要 把本 文
。
,
轮 胎 式 起 重 机 支 腿 计 算简 图 置
,
G
,
为 下车 重 心 位 和
证 明 曹 强 同 志 的 公 式 实 质 是 力分 配 法
, ,
至 于文
浅析轮式起重机的作业稳定性计算
168研究与探索Research and Exploration ·智能检测与诊断中国设备工程 2021.05 (下)当轮式起重机在开展作业的过程中，往往会因为起吊较重的物体，致使起重机所受到的压力或载荷过大，致使它失去稳定性，从而引发翻倒的情况发生。
这主要是因为起重机的稳定性完全依赖自身重量进行维持，因此使得具有一定的局限性，由此便可以了解到稳定性在起重机中占据着重要的作用。
1 稳定临界状态如图1中的内容所示，可以了解到稳定临界状态是建立稳定性计算公式的重要依据，也是我们判断起重机稳定性是否良好的标准。
例如，当起重机在开展作用时，如果发生倾翻，浅析轮式起重机的作业稳定性计算王丰（徐州重型机械有限公司，江苏 徐州 221000）摘要：在整个轮式起重机中，它的稳定性是一项重要的指标。
其稳定性的计算具有多种不同的方式，例如，静态稳定性计算、动态稳定性计算、水平侧向稳定性计算方式等，在对其稳定性计算时，应按照实际的情况选用不同的计算方法。
在本文中，主要是简单地探讨轮式起重机的作业稳定性。
关键词：轮式起重机；作业稳定性；有效计算中图分类号：TH213.6 文献标识码：A 文章编号：1671-0711（2021）05（下）-0168-03那么，它的B ‘、B 支腿便会离开地面，另外的A ‘、A 便会围绕进行翻转直到倾翻倒地为止。
由此，通过图1中的内容，我们从理论的角度分析，该起重机在运作时必然出现了一个处于稳定和失衡的状态中。
通俗地说来，便是在这一个过程中起重机的重量被A ‘、A 所撑住，而B ‘、B 离开地面，虽然起重机既不出现倾翻，也不恢复稳定，这便是起重机的中间状态。
另外，若是倾翻边缘A ‘、A 是一个平衡点，如果我们在它即将发生倾翻或稳定时施加一个重量，将会使得这个平衡遭受到破坏，马上让起重机出现倾翻或反复状态，那么，该情况统称为稳定临界状态。
关金属附件等和建筑物电位端子板进行连接。
同时一般也是使用目测的方式检测，对各类导线连接情况进行检查。
吊车反力牛腿受力计算表格
吊车梁，牛腿反力计算工程名称：二台吊车一. 已知条件：1. 柱距Bay8m2. 跨度L22.5m3. 吊车A吊重T a5Ton4. 吊车B吊重T b16Ton二. 吊车资料：A :起重机总重W a19.900Ton小车（电葫芦）重G a 2.192Ton最大轮压P a9.200Ton轮距K a 3.500m鞍座长 B a 5.100mB :起重机总重W b27.200Ton小车（电葫芦）重G b 6.611Ton最大轮压P b18.100Ton轮距K b 4.200m鞍座长 B b 5.860m三. 吊车梁受力计算：最大轮压（考虑动力系数）P amax=1.05*P a9.660TonP bmax=1.05*P b19.005Ton 最小轮压P amin=(W a-G a)/4 4.427TonP bmin=(W b-G b)/4 5.147Ton纵向水平刹车力 F a1=0.1*P a0.920TonF b1=0.1*P b 1.810Ton横向水平刹车力 F a2=0.1*(T a+G a)/40.180TonF b2=0.1*(T b+G b)/40.565Ton吊车梁受弯最大时轮子定位：有三轮作用在吊车梁上离端头最近轮子距端头X 1.698m两吊车相临轮距K0 1.63m 四. 牛腿反力计算：牛腿偏心距e0.7m最大竖向反力 Hmax=Pb*(2-Kb/bay)+Pa*(2-(2*K0+Ka)/bay)37.324Ton最小竖向反力 Hmin=Pbmin*(2-Kb/bay)+Pamin*(2-(2*K0+Ka)/bay)12.705Ton横向反力V0.834Ton最大弯矩Mmax=Hmax*e26.126T-m最小弯矩Mmin=Hmin*e8.894T-m返回目录。
汽车起重机支腿反力简化计算方法与实验验证
４ 结 论
本 文采用 有 限元软 件 Ａ ｓｓ 立 主动 台车 架 的 ｎｙ 建 有 限元 模 型 ，对 其 进行 了静 力 学 计 算 ，并 设 计 了 与有 限 元 分 析 相 吻 合 的工 况 应 力 测 试 系 统 ，对 主
［ ］Ｙ ｓｉｉ ａ ａｉＲ ｓａｃ ｔ ａｈｅｉｇａｌ ｈｗ ｉ ｔ ｅ ５ ｏｈｍ ｍ ｋ． ｅｅｒｈｉ ｏ ｃ ｉ ｎ ｇｔｅｇ — Ｔ ｎ ｖ ｉ ｈ ｖ
ｈｅ ｅ ｂ ｄ ｔ ｉ ｎ ｔｕ ｔ ｒ ｐ ｉ ｚｎ ｎ ｌ ｓ ： ａｍ ｏ ｉｌ ｏ ｙ ｕ ｉ ｚ ｇ ｓｒ ｃｕ ｅ ｏ ｔ ｌｉ ｍｉｉｇ ａ ａｙ ｉ ｓ ｉ ｆ ｒａ
ｌｈｗ ｉｈ ａｄ ｈｇ ｎ ｇ ｅｉｌ ｂ ｄ ［ ］ ．Ｓ Ｅ ｉ ｔｅｇｔ ｎ ｉ ａｄ ｒ ｉ ｖｈｃ ｏｙ Ｊ ＪＡ ｇ ｈ ｉｄ ｅ
形式 的主动 台车架 ，并对其 进行 了有 限元 分析 ，研
收稿 日期 ：２ １ ｏ Ｏ ０ １一 ７一 １
汽 车 起 重 机 支 腿 反 力简 化 计 算 方 法 与 实验 验 证
房 晓文 陈学东 周 振华 钱 俊兵
华 中科 技 大 学机 械 科 学与 工程 学院 武 汉 ４ ０ ７ ３０４
Ｒｅ ｉｗ，１ ９ （ Ｏ）：５ ５—５ １ ｖｅ ９９ ２ ５ ６．
作 地
邮
者 ：万正喜 址 ：长沙市雨花 区湖南长重机器股份有限公司
编 ：４ ０ １ １０ ４
动 台车架 进 行 了应 力 测 试 ，测 试 结 果 验 证 了有 限
元分 析结 果 的 正 确 性 。在 此 基 础 上 提 出 了新 结 构
摘 要 ：在汽车起重机支腿反 力计 算 中，提出 了必须 同 时考 虑 车架大梁 扭转 变形 和支腿 弯 曲变形 的观点 ， 并据此建立 了起重机 支腿 反力 计算模型 。通过实验验 证 ，表 明文 中给 出的计算 模型 能较好地反 映支反力 的幅值 与变化规律 ，为后续 的实 验和结构优化提供 了理论依据 。 关键词 ：汽 车起重机 ；支腿反 力 ；计算 方法 ；实验验证 中图分 类号 ：Ｔ ２ ３ ６ Ｈ １ ． 文献标识码 ：Ａ 文章编号 ：１０ ０ ８ （ ０２ ３— ｏ９一 ４ ０ １— ７ ５ ２ １ ）Ｏ ０ ８ ｏ
第十五章 轮胎式起重机的稳定性
三 起重机行驶状态的重心位置
起重机的行驶稳定性程度 取决于其重心高度和重心离前 后桥的位置。 后桥的位置。采用实验的方法 将起重机前轴抬起， 将起重机前轴抬起，用重量后 移的方法来计算重心高度。 移的方法来计算重心高度。
GL cosα +G(hg −rk )sin α 1
' −G2Lcosα = 0
对于吊臂的考虑 吊臂的重力应分为两部分： 吊臂的重力应分为两部分：
lb r +e Gh = Gb = Gb l R+e l − lb R−r = Gb Gr = Gb l R+e
由于吊臂自重力的重心距回转中心的距离是变化的， 由于吊臂自重力的重心距回转中心的距离是变化的，其 引起的力矩也是变化的。 引起的力矩也是变化的。不同的稳定力矩和倾翻力矩求得的 稳定系数不同。各种不同的稳定系数计算公式参考表15 15稳定系数不同。各种不同的稳定系数计算公式参考表15-1。
各作用力对后轮接地点求力矩平衡方程： 各作用力 α −GL2 cosα = 0
当 1 =0 ， Z 时 则 Ghg sin α −GL cosα = 0 2 因 可 得 去 纵 定 极 坡 角 ： 此 求 失 操 稳 的 限 度 为 −1 L α0 = tg 2 hg
第三节 轮胎式起重机的起重性能
轮胎式起重机的起重量与工作幅度的关系
KQ (R−a) = G (l3 + a) +G (l1 + a) +G2a −G (r −a) −(aK −1 Gh (R−a) g ) 3 1 b
设计步骤： 设计步骤： （1）估计起重机各部分重量及其重心位置 ） （2）确定支腿跨距 后，确定配重 ）确定支腿跨距2a后 （3）根据等稳定条件，从上式中计算起重量与工作幅度 ）根据等稳定条件， 的关系。 的关系。
起重机支腿支撑反力的分析计算
作者简介： 郭耀松 （1976— ， 山东东明人， ） 男， 工程师， 研究方向： 现代设计方法。
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起重机支腿支撑反力的分析计算
郭耀松 （马尼托瓦克东岳重工有限公司 ） !!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!" !!!!"
车架结构所受到的载荷大致包括以下几种： 1 ）下车 自重载荷， 主要是汽车起重机底盘 （包括车架本身） 受到的重力， 该载荷为固定载荷， 其重量和重心位置 2 ）上车自重， 这 不随起重机作业状态的改变而改变； 里所谓的上车是指与底盘连接处回转支承以上的机 构，这些机构的重量可分为固定重量和可变重量两 部分， 固定重量是指随着作业状态 （如作业幅度、 吊 臂伸缩长度的变化等 的改变， ） 机构的重量以及相对 于回转中心的重心位置不发生变化， 而吊臂、 起升重 物以及变幅液压缸由于作业状态的改变，其重量或 重心相对于回转中心的位置有所变化， 因此， 这些机 构的重量为可变重量； 3 ）作用力矩， 这部分力矩是上 车机构的重量 （包括固定重量和可变重量 相对于回 ） 转中心产生的力矩， 该力矩随着起重机的回转运动， 产生的力矩分量也不断发生变化，从而使各支腿承 4 ）支腿支撑反力， 该力是 受的载荷也不断发生变化； 指由于受到以上载荷的作用使得汽车起重机的支腿 受到的反作用力。 本文仅限于研究静态的纵向载荷和纵向反作用 力， 支腿所受到的水平摩擦力忽略不计。 构建的车架 图 RA， RC， 结构受力简图如图 2 所示， 2 中， RB， RD， RE 分别为 5 个支腿的支撑反力， 1 为上车所受重 F 力， 0 为下车所受重力， 为上车作用于回转中心的 G M 转矩， 为吊臂作业方位角。 α
轮胎起重机稳定性 支腿反力 计算
轮胎起重机稳定性支腿反力计算轮胎起重机稳定性、支腿反力计算1、基本符号及参数回转支承以下结构自重(不包含回转支承自重)mg1，重心坐标Xg1，Yg1，Zg1，风力作用面积及中心高areaw1x，Zw1x，areaw1y，Zw1y。
回转支承下安装面高度 Hz21(支腿)，hz211(轮胎)支腿纵向间距s支腿横向间距b回转中心线相对于支承面形心的偏心距ex，ey。
坡度角angleps，anglepb。
采用轮胎支撑援用支腿纵横向间距概念，轴距LS，轮距LB。
计算基准:回转中心线、支腿支承面/轮胎支承面。
回转支承以上固定部分结构自重mg21，重心坐标Xg21，Yg21，Zg21，风力作用:areaw21x，Zw21x，areaw21y，Zw21y，xw21y。
回转支承以上摆动部分结构自重mg2b，重心坐标Xg2b，Yg2b，Zg2b，风力作用:areaw2bx，Zw2bx，areaw2by，zw2by，xw2by。
回转支承以上结构自重mg2，重心坐标Xg2，Yg2，Zg2，风力作用:areaw2x，Zw2x，areaw2y，zw2y，xw2y。
臂架下铰点坐标Xb，Yb，Zb。
计算基准:回转中心线、回转支承下安装面。
不包括取物装置(吊钩等)。
臂架长度L0(i)，质量、重心及迎风面积mgb(i)，xgb(i)，ygb(i)，zgb(i)，areawgbx(i)，xwgbx(i)，areawgby(i)，xwgby(i)。
基准:对臂架尾部铰点及纵轴线。
头部结构尺寸L11，L12 ，L13。
臂架头部等效质mgbeq有效起升载荷mgq。
吊钩质量mgd。
attention to improving the quality and efficiency of development and pay more attention to security and reform the people's livelihood, more focus on maintaining social harmony and stability, and promote the development of township economy in a better and faster, create a new normal XX development and lay a more solid foundation for XX build a well-off society. Completed tasks this year, we must always pay special attention to the primary task of development. XX weak economic base, low levels of development, economic construction is the Center, we have to create conditions for faster economic development, accumulating more wealth, better people's lives. Effort should be made to this year's economic growth, revenue growth, people have maintained a high rate of income growth, GDP growth of more than 15 per cent respectively. Always grasp the fundamental impetus for reform. We are now "no soldiers behind" many indicators ranked in the bottom of the county from getting bigger. Only by going all out to hard work, hard work, innovation, reform does not adapt to institutional mechanisms, practices, it is possible to change the face of XX poor, into a well-off society together with people across the country. We want to break the old patterns of thinking, methods and organization of work, bravely and boldly into, making full use of all the advantages, comprehensive reforms, to makeall its vitality for development impulse, let full play to all sources of wealth creation. Should always stability动滑轮组、拉臂绳质量及长度mgdh，mgdk(i)，ldk(i)。
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、模型建立及臂架回转过程受力分析面的刚度相同。
1、支点反力计算公式处迭加，根据受力平衡可得附件三：R 11 4 G0 (1 e0 ) G 1(1 e1 ) M ( cos b b sin b a 图 1 四支腿反力简图R 21 G 0 (1 4 e0)bG 1 (1 e1 )bM (cossin)b aR3 1G0(14 G1e0 ) (1 bM (cossin)b a1 R 44G 0 (1e 0) G 1(1 b e 1) M ( bbcos sin 为 G0、 G1 位置到四支腿对称中心的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 G0、 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 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 。
mmm2 重转台）尾部回转半径（平衡徐工 QY130K 汽车起重机主要参 表 1 数7.56m ，横向距离 7.6m ，支腿箱体位于 吊机支腿纵向距离4600桥和 3 桥之间及车架后端，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图 2 车轴及转盘中心位置尺寸由轴重参数得：下车重量 G0 =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：9700 3 12700 4.4 12500 5.75 9100 7.62 9100 10.04 9100 11.46 Rc622006.78m则下车重心 G0 到臂架回转中心 G1 的纵向距离为 6.78-4.9=1.88m工作臂架回转中心 G1 到两后支腿的纵向距离为 3.63m ，上车配重及吊重支点G1 到支腿对称轴中心 O 点距离 e1=0.15m ，下车重心 G0 到支腿对称中心 O 的距 离 e0=1.88-0.15=1.73m 。
吊车反力牛腿受力计算表格
吊车梁，牛腿反力计算工程名称：二台吊车一. 已知条件：1. 柱距Bay8m2. 跨度L22.5m3. 吊车A吊重T a5Ton4. 吊车B吊重T b16Ton二. 吊车资料：A :起重机总重W a19.900Ton小车（电葫芦）重G a 2.192Ton最大轮压P a9.200Ton轮距K a 3.500m鞍座长 B a 5.100mB :起重机总重W b27.200Ton小车（电葫芦）重G b 6.611Ton最大轮压P b18.100Ton轮距K b 4.200m鞍座长 B b 5.860m三. 吊车梁受力计算：最大轮压（考虑动力系数）P amax=1.05*P a9.660TonP bmax=1.05*P b19.005Ton 最小轮压P amin=(W a-G a)/4 4.427TonP bmin=(W b-G b)/4 5.147Ton纵向水平刹车力 F a1=0.1*P a0.920TonF b1=0.1*P b 1.810Ton横向水平刹车力 F a2=0.1*(T a+G a)/40.180TonF b2=0.1*(T b+G b)/40.565Ton吊车梁受弯最大时轮子定位：有三轮作用在吊车梁上离端头最近轮子距端头X 1.698m两吊车相临轮距K0 1.63m 四. 牛腿反力计算：牛腿偏心距e0.7m最大竖向反力 Hmax=Pb*(2-Kb/bay)+Pa*(2-(2*K0+Ka)/bay)37.324Ton最小竖向反力 Hmin=Pbmin*(2-Kb/bay)+Pamin*(2-(2*K0+Ka)/bay)12.705Ton横向反力V0.834Ton最大弯矩Mmax=Hmax*e26.126T-m最小弯矩Mmin=Hmin*e8.894T-m返回目录。
集装箱侧面起重运输车作业稳定性计算
集装箱侧面起重运输车作业稳定性计算作者：郭阳春来源：《专用汽车》 2018年第8期摘要：集装箱侧面起重运输车具有双起重装置，起重作业时，双起重装置动作必须同步，支腿不能离地。
常规整体稳定计算方法，仅适用于具有单起重装置的专用车辆的作业稳定性计算。
介绍了具有双起重装置的集装箱侧面起重运输车的作业稳定性计算时应采用的前、后起重装置稳定性分别计算的方法，为该类车型的设计提供了参考。
关键词：集装箱侧面起重运输车稳定性支腿反力中图分类号：U469.6+2 文献标识码：A 文章编号：1004-0226(2018)08-0090-041前言集装箱侧面起重运输车是一种具备双起重装置的专用运输车辆，可以从车辆侧面起重作业，完成对集装箱的装、卸、运输作业。
整车外形如图1所示。
集装箱侧面起重运输车主要工作原理及特点：从底盘变速器PTO口输出动力，驱动双联齿轮泵，产生压力油源，驱动起重机构液压缸，实现吊机的展收；双起重装置（前、后吊机）采用折臂式结构形式，同步展收；上、下臂液压缸联动，可实现吊载物垂直升降；起重作业过程中，垂直支腿不得离开地面。
作业工况如图2、3所示。
2常规整体稳定性计算方法集装箱侧面起重运输车简化后的作业工况俯视图如图4所示。
计算工况可分为：a．无风试验或运行；b．有风工作或运行；c．侧坡试验或运行。
下面以无风试验或运行工况为例，介绍作业稳定性计算。
展开水平支腿，伸出垂直支腿，支脚板在A、B、C、D四点将整车支起，所有轮胎离地，车架调整至水平状态。
图4中线段AB为倾覆线．根据图4可得公式：可见，稳定性系数大于1．符合稳定性标准要求。
但是，该型号集装箱侧面起重运输车在实际工作中，却出现了一个支腿离地的现象。
对于具有单起重装置的专用车辆（如汽车起重机）．只要没有发生整机倾翻，允许一个支腿离地或松动，稳定性为合格，没有同步要求，故整体稳定性计算方法适用于具有单起重装置的专用车辆作业稳定性计算；但对于具有双起重装置（前、后吊机）的集装箱侧面起重运输车，在起吊集装箱时，某一支腿离地，会出现前、后起重装置不同步现象，影响起重作业的稳定性及安全性。
刚度不协调汽车起重机支腿反力理论计算研究
0 引 言 汽车起重机广泛应用于各种物体吊载，是一种非常重
要的大型工程器械。汽车起重机正常工作时需要伸展支腿， 依靠支腿支撑整个起重机和吊载。如果某个支腿的支反力为 0，且抬腿量超过安全需要范围，可能会导致起重机整体倾翻， 造成非常严重的人员或经济损失。因此，支腿反力计算是汽 车起重机设计中至关重要的环节，是确保整机安全可靠使用 必须考虑的重要因素。
了变形协调方程，采用平衡力系的方法进行求解。刘振国 [7] 基于超静定结构理论结合程序修正系数为多支腿起重机支反 力的求解提供了新的思路。张成、张文学和陈盈 [8] 提出一 种贡献矩的方法，该法可对四支腿支撑的反力和三支腿支撑 的反力进行修正为工程现场快速确定支腿反力提供了参考。
综上所述，目前国内外主要研究了传统四支腿结构的 起重机支腿反力计算，较少考虑支腿刚度对支反力计算的影 响。针对刚度不协调的五支腿汽车起重机，论文采用超静定 结构力法理论建立汽车起重机支腿反力理论计算模型，利用 有限元仿真模型对理论计算模型进行了三种典型工况的验 证，并研究了支腿刚度对支腿反力计算的影响。
1.2 理论模型的建立
五支腿汽车起重机支腿反力计算属于二次超静定问题，
根据超静定结构力法理论，求解支腿反力需要去掉两个多
余的约束得到静定的基本结构。力法基本结构的选择是较
为重要，故在选择基本结构时，有必要先对支腿的受力进
行初步的分析，从而使选出的基本结构在臂架旋转角范围
内不出现负值，吊臂旋转方位角用 α 表示，α 的取值范围为 0°～ 360° [10]。如图 3 所示，当臂架在 X-Z 平面内第一象
有限元结果 /N 1.028e5 0.788e5 0.647e5 1.045e5 0.980e5
吊机常用稳定性验算
吊机常用稳定性验算静态稳定性常用稳定性安全系数K 1表示（见图15-15）；K 1＝223324421122M G ()()() 1.4M ()(R )l G l l G l l G l l Q G l ++++--=≥+-稳倾吊式中 G 1 —— 起重臂重量；G 2 —— 下车重量；G 3 —— 上车重量；G 4 —— 平衡重；（Q ＋G 吊）—— 起重量加吊具重量；b.动态稳定动态稳定性就是除起重机自重和吊载之外，还要考虑风力、惯性力、离心力和坡度的影响。
风力是考虑不利于稳定性的工作风力，与起重机臂长度有直接关系，例如以10m/s 的风速为例，起重臂长为10m ，产生的倾翻力矩为1800N •m ；臂长为20m ，产生倾翻力矩为8000N •m ；臂长为30m 时，倾翻力矩为20000N •m 。
坡度的影响也是不可忽视的，经计算，当起重机倾斜1º时，起重能力要下降7.4%；倾斜2º时，降低14.3%；倾斜3º时，降低19.8%。
惯性力主要是指物品突然起吊和下放突然刹车时，产生的不利稳定的惯性力。
实际是增加了起吊重力。
离心力是指起重机回转时，起重臂、吊物所产生的离心力。
特别是吊物的离心力，通过钢丝绳直接作用在起重臂端部，增加起重机的倾翻力矩。
图15-16 起重机动态稳定计算图动态稳定性安全系数为： 212112222221202(0.5)(0.5)()sin 900(0.5)b Q G Qv Qn Rh G lc R l Ph P h v h Qh Gh gt gt n h K Q R l α++---+++++-=-⎡⎤⎢⎥⎣⎦ 式中 Q —— 起吊载荷；G —— 起重机自重；G b —— 折算到臂头的起重臂自重；R —— 幅度；P 1 —— 作用在起重机上的工作状态最大风力；P 2 —— 作用在起吊物品上的工作状态最大风力；h 1、h 2 —— 与P 1、P 2对应的高度；h 0 —— 起吊物品至臂端的高度；t 1 —— 起升机构启、制动时间；t 2 —— 变幅机构启、制动时间；v 1 —— 起升速度；v2 ——变幅速度；n ——起重机回转速度；α——起重机支承面倾角；l、c ——尺寸见图15-16。
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轮胎起重机稳定性、支腿反力计算1、基本符号及参数回转支承以下结构自重（不包含回转支承自重）mg1，重心坐标Xg1，Yg1，Zg1，风力作用面积及中心高areaw1x，Zw1x，areaw1y，Zw1y。
回转支承下安装面高度 Hz21(支腿)，hz211（轮胎）支腿纵向间距s支腿横向间距b回转中心线相对于支承面形心的偏心距ex，ey。
坡度角angleps，anglepb。
采用轮胎支撑援用支腿纵横向间距概念，轴距LS，轮距LB。
计算基准：回转中心线、支腿支承面/轮胎支承面。
回转支承以上固定部分结构自重mg21，重心坐标Xg21，Yg21，Zg21，风力作用：areaw21x，Zw21x，areaw21y，Zw21y，xw21y。
回转支承以上摆动部分结构自重mg2b，重心坐标Xg2b，Yg2b，Zg2b，风力作用：areaw2bx，Zw2bx，areaw2by，zw2by，xw2by。
回转支承以上结构自重mg2，重心坐标Xg2，Yg2，Zg2，风力作用：areaw2x，Zw2x，areaw2y，zw2y，xw2y。
臂架下铰点坐标Xb，Yb，Zb。
计算基准：回转中心线、回转支承下安装面。
不包括取物装置（吊钩等）。
臂架长度L0(i)，质量、重心及迎风面积mgb(i)，xgb(i)，ygb(i)，zgb(i)，areawgbx(i)，xwgbx(i)，areawgby(i)，xwgby(i)。
基准：对臂架尾部铰点及纵轴线。
头部结构尺寸L11，L12 ，L13。
臂架头部等效质mgbeq有效起升载荷mgq。
吊钩质量mgd。
动滑轮组、拉臂绳质量及长度mgdh，mgdk(i)，ldk（i）。
n 回转速度 rpm，Time2 回转起制动时间 s。
Angle 臂架仰角Angleaa1 臂架平面内货物偏摆角，Angleaa2 垂直臂架平面货物偏摆角。
自重冲击系数coffw1。
起升动载系数coffw2。
vhs，vrs 起升、变幅单绳绳速。
mhs，mrs 钢丝绳单位长度质量。
货物悬挂高度 Hzq。
上车臂架轴线与底架纵向轴线的夹角anglebx。
2、整机重心及迎风面计算整机重心(计算基准为回转中心线，支承面)臂架Xgb1=)sin()()cos()(angle i zgb angle i xgb xb -⨯+-⨯+Zgb1=)sin()()cos()(angle i xgb anglei zgb zb -⨯--⨯+ Ygb1=)(i ygb变幅拉臂绳组Xk=)sin(13)cos()12)(0(angle l angle l i l xb -⨯+-⨯-+zk=)sin()12)(0()cos(13angle l i l angle l zb -⨯---⨯+ lkm=22)()(zm zk xm xk -+- angkmh=)tan(xmxk zm zk a --mgrs=mrs ar i ldk lkm ⨯⨯-))((变幅动滑轮组总质量mgdrMgdr=)(i mgdk mgdh mgrs ++Xgdr=m gdrangkm h i ldk lkm i m gdk i ldk lkm m gdh m grs i ldk lkm xm ))cos())2)(()())((2))(((⨯-⨯+-⨯+⨯-+Zgdr=m gdrangkm h i ldk lkm i m gdk i ldk lkm m gdh m grs i ldk lkm zm ))sin())2)(()())((2))(((⨯-⨯+-⨯+⨯-+臂架摆动部分重心及迎风面积Mg2b=mgdr i mgb+)( Xg2b=bmg xgdr mgdr xgb i mgb 21)(⨯+⨯Yg2b=bm g ygb i mgb 21)(⨯ Zg2b=bmg zgdr mgdr zgb i mgb 21)(⨯+⨯ Areaw2bx=)sin()(angle i areawgbx⨯ Areaw2by=)(i areawgbyZw2bx=)sin()(angle i xwgbx zb ⨯+Zw2by=)sin()(anglei xwgby zb ⨯+ Xw2by=)cos()(anglei xwgby xb ⨯+ （变幅绳及动滑轮组迎风面积忽略不计）上车重心及迎风面积（不含起升吊钩、起升钢丝绳）Mg2=b mg mg 221+Xg2=2222121mg b mg b xg mg xg ⨯+⨯ Yg2=2222121mg b mg b yg mg yg ⨯+⨯ Zg2=2222121mg b mg b zg mg zg ⨯+⨯Areaw2x=bx areaw x areaw 221+Areaw2y=by areaw y areaw 221+Zw2x=xareaw bx zw bx areaw x zw x areaw 2222121⨯+⨯ Zw2y=yareaw by zw by areaw y zw y areaw 2222121⨯+⨯ xw2y=yareaw by xw by areaw y xw y areaw 2222121⨯+⨯整机重心Xg=21))sin(2)cos(2(211mg mg anglebx yg anglebx xg mg xg mg +-⨯+-⨯⨯+⨯ Yg=21))sin(2)cos(2(211mg mg anglebx xg anglebx yg mg yg mg +-⨯--⨯⨯+⨯ Zg=21)221(211mg mg zg hz mg zg mg ++⨯+⨯按质量等效原则折算到臂架头部的等效质量mgbeq=)(012)(0)2)(()())((2))(()(0)()(i l l i l lkm i ldk lkm i m gdk i ldk lkm m gdh i ldk lkm m grs i l i xgb i m gb -⨯-⨯+-⨯+-⨯+⨯3、稳定性计算Kmg 自重计算系数；kmq 载荷计算系数；kw 风载荷计算系数；kh 水平力计算系数3.1、基本稳定性Mghs=ah mhs i l ⨯⨯⨯)(04.0(i)Mq=mghs mgq mgdg ++Hzq=)sin()(0)cos(1121angle i l anglel zb hz -⨯--⨯-+对倾覆边AB anglebx=0 Mwab1=))sin()cos()2((8.9))sin()cos()2(()21(8.9angleps hzq angleps ex s r m q km q angleps zg angleps xg ex s m g m g km g ⨯-⨯+-⨯⨯⨯-⨯-⨯--⨯+⨯⨯对倾覆边BC anglebx=90 Mwbc1=))sin()cos()2((8.9))sin()cos()2(()21(8.9anglepb hzq anglepb ey b r m q km q anglepb zg anglepb yg ey b m g m g km g ⨯-⨯+-⨯⨯⨯-⨯-⨯--⨯+⨯⨯对倾覆边CD anglebx=180 Mwcd1=))sin()cos()2((8.9))sin()cos()2(()21(8.9angleps hzq angleps ex s r m q km q angleps zg angleps xg ex s m g m g km g ⨯-⨯--⨯⨯⨯-⨯-⨯++⨯+⨯⨯对倾覆边AD anglebx=270 Mwad1=))sin()cos()2((8.9))sin()cos()2(()21(8.9anglepb hzq anglepb ey b r m q km q anglepb zg anglepb yg ey b m g m g km g ⨯-⨯--⨯⨯⨯-⨯-⨯++⨯+⨯⨯支腿工况，四个方位kmg=1.0 Kmq=mqmgbeq ⨯+1.025.1带载运行，前进或后退方向二个方位，anglebx=0、180kmg=1.0 Kmq=mqmgbeq ⨯+1.033.13.2、工作稳定性带载回转，风顺臂架方向 angleaa1=))60(4.08.9100025.0)602(tan(22hzq q r n a ⨯⨯-⨯+⨯⨯⨯ππ 货物悬挂长度取为0.4倍货物悬挂点高度值。
对倾覆边AB anglebx=0Mwab2=))2121(21)121()21(()1tan(8.9))221(211())sin()cos()2((8.92zg hz fig zgb hz figb zgdr hz figdr kh angleaa hzq m q kh q c x zw hz x areaw x zw x areaw kw angleps hzq angleps ex s r m q km q +⨯++⨯++⨯⨯-⨯⨯⨯⨯-⨯⨯+⨯+⨯⨯-⨯-⨯+-⨯⨯⨯-Figdr=3600)2(2n xgdr mgdr ⨯⨯⨯⨯π Figb=3600)2(1)(2n xgb i mgb ⨯⨯⨯⨯π Fig21=3600)2(21212n xg mg ⨯⨯⨯⨯π对倾覆边BC anglebx=90Mwbc2=))2121(21)121()21(()1tan(8.9))221(211())sin()cos()2((8.9))sin()cos()2(()21(8.9zg hz fig zgb hz figb zgdr hz figdr kh angleaa hzq m q kh q c x zw hz x areaw y zw y areaw kw anglepb hzq anglepb ey b r m q km q anglepb zg anglepb yg ey b m g m g km g +⨯++⨯++⨯⨯-⨯⨯⨯⨯-⨯⨯+⨯+⨯⨯-⨯-⨯+-⨯⨯⨯-⨯-⨯--⨯+⨯⨯对倾覆边CD anglebx=180Mwcd2=))2121(21)121()21(()1tan(8.9))221(211())sin()cos()2((8.9))sin()cos()2(()21(8.9zg hz fig zgb hz figb zgdr hz figdr kh angleaa hzq m q kh q c x zw hz x areaw x zw x areaw kw angleps hzq angleps ex s r m q km q angleps zg angleps xg ex s m g m g km g +⨯++⨯++⨯⨯-⨯⨯⨯⨯-⨯⨯+⨯+⨯⨯-⨯-⨯--⨯⨯⨯-⨯-⨯++⨯+⨯⨯对倾覆边AD anglebx=270Mwad2=))2121(21)121()21(()1tan(8.9))221(211())sin()cos()2((8.92zg hz fig zgb hz figb zgdr hz figdr kh angleaa hzq m q kh q c x zw hz x areaw y zw y areaw kw anglepb hzq anglepb ey b r m q km q +⨯++⨯++⨯⨯-⨯⨯⨯⨯-⨯⨯+⨯+⨯⨯-⨯-⨯--⨯⨯⨯-支腿工况，四个方位。