电动轮胎起重机运行机构设计.docx
《电动轮胎起重机运行机构设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《电动轮胎起重机运行机构设计.docx（25页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
电动轮胎起重机运行机构设计
电动轮胎起重机运行机构设计
电动轮胎起重机因其机动性好，操纵轻便，能很好地满足多用途装卸作业的需要，因而在港口，货场，车站得到了广泛地使用。
而根据轮胎起重机的作业特点为其配备特制的专用底盘较一般装卸运输车辆底盘结构截然不同，其行驶工况和对其行驶机构的要求同其他轮式运行车辆亦有很大区别。
本文根据作者从事轮胎起重机设计制造的经验，对轮胎起重机行驶机构的设计进行了总结和探讨。
一行驶机构的典型构成、方案及选择
轮胎式起重机运行机构由传动系统，运行支承系统，转向系统和制动系统四部分组成。
1传动系统
如图1-1为分别驱动方案，电机通过联轴节，减速器，链轮及链传动分别驱动左右驱动轮。
该方案采用串激直流电机，利用电机转速可随外负载变化的特性实现起重机转向时左右轮的差速，同时在电气控制系统中通过电机的并联或串联运行以实现起重机高速、低速行驶或在坡度上爬坡行驶。
该传动方案传动效率较低，存在开式传动环节，传动噪音大，传动元件磨损较快，机构布置所需空间较大，目前仅在小吨位轮胎起重机机上应用，在大吨位轮胎起重机中较少应用。
图1-1
如图1-2为集中驱动方案，由电机通过联轴节、变速器、万向传动轴、驱动桥主减速器、差速器、车轮轮边减速器驱动车轮转动。
在该方案中通过改变变速器的传动比可适应在不同工况路面上行驶。
目前，变速器均采用专用设计，但通过合理匹配，也可选用其它工程机械已成系列并成熟的产品，如装载机变速器。
集中驱动方案传动效率较高，机构布置紧凑，零部件通用化程度高，应于优先采用。
图1-2
在目前电力传动轮胎起重机中，其驱动机大都采用直流串激电机，其特性曲线软，可带载起动及反转，能较好适应车辆工作需要，因而得到了广泛的应用。
随着交流调速技术，电力拖动技术的发展和对环保，节能要求的不断提高，交流电机在电动轮胎起重机中也将会得到应用,通过变频调速、增加液力传动单元等措施，可较好的改善其牵引性能。
2运行支承系统
轮胎起重机运行支承系统由车架、车桥、悬挂装置、车轮和轮胎组成。
2.1车架
车架将起重机工作时作用于回转支承装置上的载荷传递给起重机支腿或轮胎再传递至地面。
在起重机运行时，承受各构件的重力和行驶驱动、制动系统传递的各种力、力矩。
车架必须具有足够的强度，适当的抗弯刚度、抗扭刚度。
图1-3及图1-4为两种常用结构型式。
图1-3为大箱形梁结构。
此种结构其抗扭刚度大，在地面很平时可有效减小或消除支腿抬腿现象。
但由于采用封闭箱形结构，在支腿受力不均或地面不平时，结构中存在着很大扭转剪应力，特别是在与回转支承部位连接处，由于约束刚性较大，约束剪应力往往极大，易于此部位出现焊缝、焊缝母材开裂。
此种结构形式应用已趋于少见。
图1-3
图1-4为双梁结构，该种结构形式其抗扭刚度虽较箱形梁小，但其可较好适应地面不平和各支腿受力不均情况，结构中约束扭转剪应力较
图1-4
小，各部位、构件受力明确，结构能较好地与计算简化模型相符合，计算结果可很好的与实际测量值相吻合。
现该结构已得到大量应用，新设计时应优先考虑。
2.2车桥
一般采用双车桥，前桥为转向桥，后桥为驱动桥。
对大吨位起重机为提高其通过性能通常采用多桥，前桥转向，中后桥驱动，其驱动桥为贯通式。
对大吨位起重机，也有采用双前桥的，但为减小行驶转弯半径，一般采用多转向桥。
确定车桥数目受轮轴许用载核的限制，同时还应考虑作业场所道路和桥梁标准的许用承载能力，特别是需经常在公路上行驶转场作业的起重机，其轴荷应符合我国公路技术标准中关于车辆轴荷规定（单桥13吨，双桥2X12吨）。
过去，起重机车桥一般根据车架结构和传动系统的要求进行特殊设计，车桥结构笨重，生产成本高，制造周期长。
随着工程机械技术的不断进步与发展，现已有成系列的工程机械驱动桥及转向桥可供选用。
在新设计时应优先采用外购成品桥。
对大吨位轮胎起重机，现已有大负荷承栽能力的车桥可供选用，如作业场所，道路条件允许，应优先采用双桥，以减小整机尺寸。
2.3悬挂装置
由于轮胎起重机运行速度一般较低，作业时又有带载行驶作业要求，故一般均采用刚性悬挂。
其悬挂主要连接形式有如下两种。
一是采用三支点方式，后桥采用两个支点同车架刚性连接，前桥通过中央水平铰同车架铰接，前桥可绕水平铰中心线上下摆动，在前桥两端采用限位装置限制其上下摆动角度。
二是采用四支点方式，前、（中）后桥均在车桥两边通过刚性支点与车架连接。
采用第一种连接方式，各车桥及车轮受力明确，能较好的适应不平道路，但车辆在侧坡上行驶时稳定性差，吊载行驶时需将前桥固定使其成为四点刚性支承。
四支点连接方式，整机稳定性好，能较好地适应吊载行驶工况，然而在不平路面上行驶时各车桥及车轮受力不均，甚尔会出现一个或多个车轮腾空现象，但随着港口路面条件改善，该种连接方式已得到越来越广泛的应用。
设计时，应根据起重机用途及将可能适应的作业场所选择采用何种悬挂连接方式。
当起重机行驶速度大于30Km/h时，则应采用弹性悬挂，在吊载作业时采用锁紧装置将弹性悬挂装置锁死使之成为刚性悬挂。
常用的弹性悬挂有钢板弹簧悬挂，扭杆弹簧悬挂，空气弹簧悬挂，油气弹簧悬挂。
国外轮胎起重机车桥同车架连接已有采用主动式油气悬挂装置的应用，其所有车轮都通过油气悬挂同车架连接，当车架位于最低位置时为刚性悬挂，车架升起时则为弹性悬挂。
2.4车轮与轮胎
一般采用标准汽车车轮，充气橡胶轮胎或其它工程机械车轮与轮胎,如装载机,工程运输车等。
因起重机自重较大，为提高轮胎承栽能力和适应起重吊栽行驶，应选用承栽能力大的高压轮胎。
3转向系统
轮胎起重机均采用偏转车轮转向。
司机室布置在整机上车时，均采用全液压动力转向操纵系统。
该系统由油泵装置、全液压转向器、转向油缸及转向梯形机构组成。
转向操纵系统通过全液压转向器的计量供油驱动转向油缸，推动转向梯形机构。
转向油缸有单作用缸和双作用缸两种方式，普通单驱动油缸由于左右转向速度不一致，而采用贯通式单作用油缸结构又较复杂，故单作用油缸方式已较少采用，现已普遍采用双驱动转向油缸方式。
由于起重机轴荷大，其转向桥一般都采用双胎，轴向所需安装空间尺寸较大，同时为避免转向梯形机构梯形臂与轮胎轮辋产生干涉，并减小转向主销受力，在轮距确定的条件下也希望车轮纵向轴线至主销距离尽量小，故应最大限度加大主销间距，所以应采用内置式转向梯形机构。
4制动系统
由行车制动和驻车制动两套系统组成。
制动系统包括制动器和制动操纵装置，此两套系统应分别设独立的操纵装置，但其制动器可以共用。
轮胎起重机一般采用气动驱动操纵装置，内涨蹄式制动器。
制动方案一是通过后桥双腔作用气室，其前后腔分别由行车制动和驻车制动操纵系统控制，可实现行车制动和驻车制动。
也有采用单作用气室实现行车制动，另外在电机输出轴上设中央制动器实现驻车制动。
双腔作用气室因零件少，安装维护方便，现已得到越来越广泛应用。
轮胎起重机机一般采用后桥车轮制动，大吨位起重机也有采用全轮制动的，具体设计时应根据实际需要确定。
二传动系统的设计计算
1运行阻力计算
起重机行驶时受到道路滚动阻力、坡度阻力、风阻力及加速时的惯性力作用。
1.1滚动阻力Ff
Ff=mgfcosα2-1
m整机质量,kg
g重力加速度,9.8m/s2。
f道路滚动阻力系数。
α道路坡度角。
1.2坡度阻力Fα
Fα=mgsinα2-2
1.3风阻力Fw
Fw=KA0qⅠ2-3
A0起重机迎风面积,m2。
K风力系数。
qⅠ计算风压，N/m2。
轮胎起重机虽然运行速度较低，但主要应用于海港货场等开阔多风作业区域，且自身迎风面积较大，故应考虑其运行时的风阻力。
1.4惯性阻力Fj
Fj=meqa2-4
meq=m+jeie2/rq2+j1i12/rq2+j2i22/rq2+…jq/rq2+jc/rc2
=δm
δ=1+jeie2/mrq2+j1i12/mrq2+j2i22/mrq2+…jq/mrq2+jc/mrc2
meq电机、传动轴、其它传动件及车轮的转动惯量转换到驱动车轮轴上的等效质量,kg。
δ质量转换系数,初步计算时可取δ=1.2～1.6。
je电机转子转动惯量,kgm2。
j1、j2…变速器、传动轴、其它传动件转动惯量,kgm2。
jq、jc驱、从动车轮转动惯量,kgm2。
rq、rc驱、从动车轮滚动半径,m。
ie、i1、i2…电机、传动轴、其它传动件到驱动车轮的速比。
a=
加速度，可取为0.5-1.1m/s2。
小吨位取大值，大吨位取小值。
2电机功率计算和电机选择
应分别按下述三种工况计算电机功率。
工况Ⅰ：
起重机在坚硬水平路面上克服Ⅰ类风荷，以设计最高车速匀速直线行驶，并保留一定的动力储备。
工况Ⅱ：
起重机在坚硬路面上克服Ⅰ类平均风荷，平均连续爬坡度为2%，以设计平均车速匀速直线行驶。
工况Ⅲ：
起重机在不良路面上克服Ⅱ类风荷，以低速匀速爬上最大坡度。
2.1工况Ⅰ电机功率P1
P1=
kW2-5
K考虑车辆加速的动力系数。
与起重机起步加速度相关，可根据惯性阻力、滚动阻力、风阻力之和同滚动阻力、风阻力之和之比值确定，一般可取K=2.5～3.0，要求起步加速快则取大值，反之取小值。
F1=Ff+FwⅠN
Ff平路上的滚动阻力,N。
FwⅠⅠ类风阻力,N。
Vmax设计最高车速,m/s。
λ电机力矩过载倍数，对直流串励电机取电机二倍额定电流时对应力矩同电机额定力比值，λ=2.0～2.25。
他励和复励电机，λ=1.5～2.0。
对交流笼形电机，λ=1.6～2.2。
对交流绕线电机,λ=1.5～2.0。
对交流电机，因当发电机组容量较小时，还应考虑电压损失，上述系数应乘以0.72。
β电机转速适应系数，β=nN/nM,nN,nM分别为电机额定功率转速和最大转矩时转速。
对直流串励电机取β=1.15～1.3,对他励电机和交流电机取β=1～1.1。
对复励电机应根据他（并）、串励绕组安匝数比例确定。
η传动系统效率,对机械传动取η=0.85-0.9,对液力机械传动取η=0.75-0.85。
2.2工况Ⅱ电机功率PⅡ
PⅡ=
kW2-6
FⅡ=Ff+Fα+0.7FWⅠN
VP设计平均车速，一般可取为最高运行速度的0.7倍，m/s。
计算坡度阻力时按平均坡度2%计算。
2.3工况Ⅲ电机功率PⅢ
PⅢ=
kW2-7
FⅢ=Ff+Fαmax+FWⅡN
Vmin设计低速运行车速,m/s。
2.4电机选择及验算
电机额定功率按S2-60分钟工作制标定，对其它工作制电机，可按电机技术参数表和其它换算规则进行换算。
按工况Ⅰ计算功率选择电机以保证具有适当的起步加速能力，按工况Ⅱ核算电机发热和工况Ⅲ计算功率核算电机过载能力。
电机额定功率Pe≥P1和Pe≥PⅡ,并使Pe≥PⅢ/λ
3传动系统传动比的确定
按车辆最高运行速度确定高速档传动比，根据最大爬坡度及低速运行速度计算低速档传动比。
当传动系的传动比变化范围在2～4时，可只取两档，变化范围在4～10或更高时，为减小车辆起步加速时间，充分利用电机功率，应设中间档。
3.1高速档传动比的计算
按最高运行速度来确定传动比时，由于此时计算功率小于电机额定功率，电机转速高于额定转速，应先根据电机外特性曲线绘制电机功率-速度曲线，找出等于高速运行时计算功率对应点电机转速，按下式计算。
imin=
2-8
r=εr0轮胎滚动半径，m。
r0轮胎自由半径，m。
ε轮胎变形系数，低压胎，ε=0.93～0.95，高压胎ε=0.945～0.95
n电机转速，rpm。
vmax车辆最大运行速度，km/h。
3.2低速档传动比的计算
考虑起重机爬长坡工况和保证在坡度上的起步加速能力，按电机额定工作点的转速和起重机的最小运行车速以式（2-9）计算最大传动比。
imax=
2-9
ne电机额定转速，rpm。
Vmin车辆低速运行速度，km/h。
确定imax时,需按下式校核爬坡能力，同时保证驱动轮不打滑。
imax≥
2-10
imax≤
2-11
αmax道路最大坡度角。
Tmax电机最大驱动力矩，N.m。
Z驱动桥对路面垂直正压力，N。
ψ道路粘着系数。
3.3中间传动比的确定
为使在各档位换档时速度平滑过度，使换档平稳，根据分析各档传动比的数值应按几何级数排列。
其档位数可根据实际需要确定，各档传动比的公比系数q则为：
q=
q值不可超过2，否则会造成换档困难。
三车桥、轮胎的计算载荷、选择
轮胎起重机应按下述情况分别计算桥荷、轮胎负荷，并据此选择车桥、轮胎或进行车桥设计，强度校核。
1车桥垂直方向载荷
参见图3-1。
图3-1
1.1车辆静止、臂架位于车辆纵轴方向或在水平路面匀速运行时。
前桥轴荷，Z1=
N3-1
后桥轴荷，Z2=
N3-2
m整机质量，kg。
L1、L2分别为整机重心到前、后轴距离，m。
L轴距，m。
计算时应考虑起重机臂架前置和后置，及臂架角度对整机重心影响分别计算。
还应考虑臂架自地面拉起工况，此时臂架前方所在车桥轴荷较大。
当车辆不打支腿吊载或吊载行驶时，需根据实际吊载重量和幅度计算出整机重心位置按上式计算。
臂架垂直于起重机纵轴线吊载时会引起车桥两侧受力严重不均，一般不应允许。
1.2车辆加速行使时。
车辆加速时会改变车辆前后轴的载荷分配。
前桥轴荷,Z1=
N3-3
后桥轴荷,Z2=
N3-4
a车辆运行加速度，m/s2。
Hg整机重心高度，m。
车辆运行最大加速度受到路面粘着系数限制，当轮胎达到滑移状态时，其轴荷分配为：
对单驱动桥后轮驱动时，a=Z2ψ/m。
前桥轴荷,Z1=
N3-5
后桥轴荷,Z2=
N3-6
对全轮驱动时，a=gψ。
前桥轴荷,Z1=
N3-7
后桥轴荷,Z2=
N3-8
1.3车辆制动时。
前桥轴荷,Z1=
N3-9
后桥轴荷,Z2=
N3-10
最大制动减速度受到路面粘着系数限制，当轮胎与地面达到滑移状态时。
对单后桥制动，a=Z2ψ/m
前桥轴荷,Z1=
N3-11
后桥轴荷,Z2=
N3-12
对单前桥制动，a=Z1ψ/m
前桥轴荷,Z1=
N3-13
后桥轴荷,Z2=
N3-14
对全轮制动，a=gψ
前桥轴荷,Z1=
N3-15
后桥轴荷,Z2=
N3-16
由前几式可以看出，位于车辆前进方向的单桥制动时，该车桥上所受载核较大。
由于车辆加速度一般小于由路面粘着条件确定的最大加速度值，而制动时其制动距离需严格控制，为充分利用粘着重量，轮胎一般进入滑移状态，故可只按制动工况计算前后轴载荷。
1.4车辆位于坡度上时。
图3-2
参见图3-2。
前桥轴荷Z1=
N3-17
后桥轴荷Z2=
N3-18
1.5车辆通过不平路面时。
车辆通过不平路面时，会引其较大的冲击载荷，轴荷可按下式计算，此时可不考虑作用于车桥上的水平载荷。
3-19
车桥上的动负荷。
δ动载系数，δ=2.5。
2车桥水平方向载荷
水平方向载荷有两个方向，及车辆纵轴方向与车轴线方向。
车辆纵轴方向水平载荷可根据传递到车轮轴上的最大起动转矩、车轮上的制动力矩、坡度上的水平分力求出。
由于起重机运行速度一般较低，转弯时由离心力引起的水平载荷较小，可以不计算。
当车辆位于斜坡上时，车轮上除有水平侧向力外，坡度还会引起车桥两侧载荷变化。
2.1坡度上车轮上的侧向力及两侧车轮垂直反力。
参见图3-3。
图3-3
对三支点悬挂方式,其水平侧向力全部由刚性支撑车桥车轮承受,水平载荷分别为:
H1=H2=
N3-20
刚性支撑车桥两侧车轮垂直支反力分别为:
N1=
3-21
N2=
3-22
Z在车辆纵轴方向刚性支撑桥轴荷
B轮距
α1横向坡度角,一般不得超过
对四点支撑刚性悬挂,可认为水平侧向力由四点均匀承受。
H1=H2=
N3-23
车桥两侧车轮垂直支反力分别为:
N1=
3-24
N2=
3-25
3车桥选择
应根据车辆稳定匀速运行或静止时的轴负荷选择车桥,并依据所求得的垂直方向及水平方向的动载荷校核车桥强度,对转向桥,还需考虑转向时的水平力。
对于驱动桥,还应电机额定力矩传递到主减速器、轮边减速器上的扭矩校核相应传动零部件的疲劳强度,按电机最大力矩传递到驱动桥传动零部件上的扭矩校核零部件的静强度。
4轮胎选择及轮胎承载力计算
充气轮胎承载能力按下式确定
W=
3-26
K轮胎构造系数,K=0.425～0.465
A车辆运行速度系数,见下表。
P轮胎充气压力,kg/cm2。
d轮辋直径，cm。
B装在理想轮辋上的轮胎断面宽度，cm。
可按下式计算。
B=
3-27
B1轮胎断面宽度，cm。
C轮辋宽度，cm。
速度系数A
速度km/h
60
40
25
15
8
5
0
A
1.0
1.1
1.15
1.25
1.6
1.9
3.0
相同规格轮胎在运行速度和充气压力不同时其承载能力不一样，轮胎承载力为：
W1=
3-28
W轮胎技术规格表中给定的标定承载能力
A轮胎标定承载能力对应的速度系数，一般为1。
P轮胎标定承载能力对应的气压。
A1轮胎实际运行速度对应的速度系数。
P1轮胎实际充气压力，MPa。
轮胎选择应根据起重机稳定匀速前进或吊载低速行驶时的最大单胎轮胎负荷选取，满足：
W1＞N3-29
N轮胎最大单胎静负荷，由于起重机一般均采用双胎，受力时会存在不均现象，可取为单侧车轮总负荷的0.6倍。
同时还需满足最大单胎动负荷小于轮胎极限负荷（3W）。
车桥上并装双胎时,两轮胎侧面应保证具有一定间隙,双胎最小中心距不得小于1.2B0（B0,新胎断面充气宽度）。
四转向系统设计计算
1转向阻力矩计算
如图4-1，根据塔布莱克公式可推得双胎转向阻力矩公式。
图4-1
M1=
4-1
M1转向桥一侧的静转向阻力矩。
N轮胎上的垂直载荷（双胎）,N。
μ综合摩擦系数，是比值
的函数,其区线见图4-2。
e1,e2轮胎接地中心至转向主销中心线与地面交点距离，m。
ρ当量滚动半径，ρ=B/3，B轮胎断面宽度，m。
如为单胎，可直接按塔布莱克公式计算。
转向桥总转向阻力矩可直接将桥荷代入上式计算。
但校核零部件强度时需考虑两侧受力不均分别计算。
上式计算结果为原地转向静阻力矩，车辆在运行中，随着车速提高，其转向阻力矩逐渐减小，稳定运行时阻力矩约为转向静阻力矩的三分之一左右。
图4-2μ-
曲线图
2转向油缸的设计计算
2.1油缸活塞杆的推力
参见图4-3。
分析计算表明，一侧转向轮偏角最大时，所需活塞推力最大，且应以原地转向静阻力矩计算。
对单转向作用油缸,其活塞杆推力F
F=
4-2
=M1+M2,转向桥原地转向静阻力矩，N.m。
η考虑各转动铰点摩擦及油缸内摩擦阻力的效率系数，可取η=0.85-0.9。
L作用力臂，m。
作用力臂L可按下式计算
L=R2cos（α-θ-π/2）4-3
θ=
4-4
α转向接叉转向臂同车轴线夹角。
图4-3
对双作用转向缸
伸出油缸活塞推力F1
F1=
4-5
缩回缸活塞力F2
F2=F1/β4-6
β=1/（1-λ2）
λ=d/D，d、D分别为作用缸杆径与缸径。
M1、M2分别为伸出、缩回油缸侧车轮转向阻力矩，
L1、L2分别为伸出、缩回油缸侧油缸作用力臂，按式4-3分别代入转向臂同车轴夹角计算。
t1、t2分别为伸出、缩回油缸侧转向梯形横杆对转向销轴作用力臂，m。
t1、t2可分别按下式计算。
t1=
4-7
t2=
4-8
φ1、φ2左右转向梯形臂与车轴线夹角。
双作用缸转向梯形横杆压力T
T=
4-9
2.2油缸缸径计算
D=
mm4-10
λ=d/D，油缸杆径比，可按标准系列。
p系统工作压力，Mpa。
由全液压转向器额定工作压力确定。
F油缸活塞杆最大推力，N。
3全液压转向器选择
全液压转向器选型包括额定工作压力与排量两个方面。
额定工作压力均有标准系列规定,设计时只需使至转向系统压力与之匹配即可。
选择时主要是确定转向器排量。
3.1转向器排量
q=
4-11
n方向盘允许转动圈数,一般可按5～8圈确定.
η从转向器到转向油缸总的容积效率,η=0.8～0.85。
V转向轮从一侧向另一侧偏转最大转角时转向油缸的有效容积。
其容积分情况分别按下式计算。
对单作用普通油缸
V=
4-12
对单作用贯通式油缸
V=
4-13
S油缸工作行程。
对双作用油缸
V=
+
4-14
S1、S2分别为伸出缸与缩回缸工作行程。
4转向梯形机构设计
转向梯形机构采用内置式。
可采用设置目标函数利用计算机进行优化设计,另文详述。
五制动系统设计计算
1轮胎起重机制动性能指标
轮胎起重机制动性能指标推荐值
起重量
最高车速V
km/h
制动初速度V0
km/h
制动距离Sz
m
制动减速度az
m/s2
Q≤8
≤25
10
2
3
＞25
20
6
3.5
Q≥8
≤25
10
2.5
2.5
＞25
20
7
3
起重机实际制动距离为:
Sz=Szt+Som5-1
Szt理论制动距离,在制动器制动力矩作用下车辆移动距离,m。
So司机反应时间和踏下制动踏板到制动器达到计算制动力矩时间t0内,车辆通过距离,So=V0t0,一般可取t0=0.25s。
2车辆正常行驶车轮制动力矩确定
正常行驶车轮制动力矩T按规定的制动距离计算。
T=δmrV02/2SztN.m5-2
δ旋转零部件质量转换系数,δ=1.2～1.6,具体计算见第二部分。
m车辆总质量
r轮胎滚动半径，m。
V0制动初速度,m/s。
Szt理论制动距离,m。
3最大制动力矩Tmax的计算
Tmax按车辆在良好水平的沥青或混凝土路面上紧急制动，车轮抱死拖滑工况计算，参见图3-1。
3.1全部车轮制动时。
前轮最大制动力矩
T1max=
N.m5-3
后轮最大制动力矩
T2max=
N.m5-4
3.2仅后部车轮（与车辆前进方向相反）制动时，车轮所需制动力矩为：
Tmax=
N.m5-5
r轮胎滚动半径，m。
ψ轮胎同地面粘着系数。
取ψ=0.6～0.7。
3.3仅前部车轮（与车辆前进方向相同）制动时，车轮所需制动力矩为：
Tmax=
N.m5-6
4驻车最大制动力矩Tzmax计算
驻车最大制动力矩按起重机最大爬坡度，轮胎与地面粘着系数计算。
4.1全部车轮制动时,车轮上总制动力矩
Tzmax=mgψrcosαN.m5-7
4.2起重机朝上坡方向,后部车轮制动时,车轮上制动力矩:
Tzmax=
N.m5-8
α最大爬坡度。
4.3起重机朝上坡方向,前部车轮制动时,车轮上制动力矩:
Tzmax=
N.m5-9
起重机朝下坡方向时
升级会员 