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小轮齿数在推荐值中选取大齿轮数取齿数比传动比误差合格齿根弯曲疲劳强度设计计算由式得中心距Ⅱ级齿轮传动设计齿轮材料热处理齿面硬度精度等级及齿数本设计采用硬齿面小齿轮调质及表面淬火大齿轮钢调质及表面淬火由于故合格尺寸计算主要几何尺寸小轮分度圆直径大轮分度圆直径根圆直径弹性系数许用接触应力硬化系数均匀硬齿面接触最小安全系数接触疲劳极限荷系数由ν载荷系数节点区域系数ε重合度系数由ε大齿轮齿宽为了保证足够的齿宽接触，补偿轴向安装误差，大齿轮齿宽按表第系列圆整考虑到传递动力的模数般大于，取验算齿面接触疲劳强度ε小轮圆周速率动载期寿命年计算则小齿轮的大，按小齿轮估算弯曲疲劳极限，双向传动乘以弯曲最小安全系数试验齿轮应力修正系数弯曲寿命系数按每天工作小时，每年天，预数齿间载荷分配系数则载荷初值应力修正系数齿形系数重合度由式度设计计算由式得小轮转矩齿宽系数载荷系数ν使用系数动载荷系数处估其值齿向载荷分布系表面淬火由于采用淬火，齿轮变形小，不易摩削，所以采用级精度。

小齿轮数在推荐值中选取大齿轮数取齿数比传动比误差﹤合格齿根弯曲疲劳强，采用轮齿弯曲疲劳强度强度进行设计计算，再进行接触疲劳强度验算。

由于配对小齿轮齿根薄弱，弯曲应力也较大，且应力循环次数多，所以小齿轮的强度比大齿轮的硬度高些。

小齿轮渗碳淬火大齿轮第Ⅱ轴扭矩Ⅱ第Ⅲ轴扭矩Ⅲ齿轮设计Ⅰ级齿轮传动设计齿轮材料热处理齿面硬度精度等级及齿的选用本设计采用硬齿面第Ⅰ轴功率Ⅰ马η轴承第Ⅱ轴功率ⅡⅠη闭齿第Ⅲ轴功率ⅢⅡη开齿η轴承η卷轴承各轴扭矩计算第Ⅰ轴扭矩Ⅰ名为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴。

各轴转速计算第Ⅰ轴转速第Ⅱ轴转速第Ⅲ轴转速各轴功率计算马达功率马马马速及卷筒转速，所以总传动比为卷马传动比分配传动比分配的合理，传动系统结构紧凑重量轻成本低，润滑条件好。

由取传动装置的运动参数计算从减速器的高速轴开始各轴命名速及卷筒转速，所以总传动比为卷马传动比分配传动比分配的合理，传动系统结构紧凑重量轻成本低，润滑条件好。

由取传动装置的运动参数计算从减速器的高速轴开始各轴命名为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴。

各轴转速计算第Ⅰ轴转速第Ⅱ轴转速第Ⅲ轴转速各轴功率计算马达功率马马马第Ⅰ轴功率Ⅰ马η轴承第Ⅱ轴功率ⅡⅠη闭齿第Ⅲ轴功率ⅢⅡη开齿η轴承η卷轴承各轴扭矩计算第Ⅰ轴扭矩Ⅰ第Ⅱ轴扭矩Ⅱ第Ⅲ轴扭矩Ⅲ齿轮设计Ⅰ级齿轮传动设计齿轮材料热处理齿面硬度精度等级及齿的选用本设计采用硬齿面，采用轮齿弯曲疲劳强度强度进行设计计算，再进行接触疲劳强度验算。

由于配对小齿轮齿根薄弱，弯曲应力也较大，且应力循环次数多，所以小齿轮的强度比大齿轮的硬度高些。

小齿轮渗碳淬火大齿轮表面淬火由于采用淬火，齿轮变形小，不易摩削，所以采用级精度。

小齿轮数在推荐值中选取大齿轮数取齿数比传动比误差﹤合格齿根弯曲疲劳强度设计计算由式得小轮转矩齿宽系数载荷系数ν使用系数动载荷系数处估其值齿向载荷分布系数齿间载荷分配系数则载荷初值应力修正系数齿形系数重合度由式弯曲疲劳极限，双向传动乘以弯曲最小安全系数试验齿轮应力修正系数弯曲寿命系数按每天工作小时，每年天，预期寿命年计算则小齿轮的大，按小齿轮估算按表第系列圆整考虑到传递动力的模数般大于，取验算齿面接触疲劳强度ε小轮圆周速率动载荷系数由ν载荷系数节点区域系数ε重合度系数由ε大齿轮齿宽为了保证足够的齿宽接触，补偿轴向安装误差，大齿轮齿宽弹性系数许用接触应力硬化系数均匀硬齿面接触最小安全系数接触疲劳极限故合格尺寸计算主要几何尺寸小轮分度圆直径大轮分度圆直径根圆直径中心距Ⅱ级齿轮传动设计齿轮材料热处理齿面硬度精度等级及齿数本设计采用硬齿面小齿轮调质及表面淬火大齿轮钢调质及表面淬火由于采用淬火，轮齿变形小，不易摩削，所以采用级精度。

小轮齿数在推荐值中选取大齿轮数取齿数比传动比误差合格齿根弯曲疲劳强度设计计算由式得小轮转矩齿宽系数载荷系数ν使用系数ν动载荷系数，初估其值齿向载荷分布系数齿向载荷分配系数则载荷初值应力修正系数齿形系数重合度由式εε弯曲疲劳极限，双向传动乘以弯曲最小安全系数试验齿轮应力修正系数弯曲寿命系数按每天工作小时，每年天，预期寿命年计算则小齿轮的模数，按小齿轮估算差表，第系列圆整，取验算齿面接触疲劳强度ε小轮圆周速度动载荷系数由动载系数数模仍取节点区域系数ε重合度系数由ε大齿轮齿宽为了保证足够的齿宽接触，补偿轴向安装误差小齿轮齿宽弹性系数许用接触应力硬化系数均为硬齿面接触最小安全系数接触疲劳极限尺寸计算主要几何尺寸小轮分度圆直径大轮分度圆直径根圆直径顶圆直径计算对起重臂每节臂的交界处为受力最危险截面，依次为从基本臂到三节臂的最危险的截面，只需验算这些截面即可截面截面截面表截面强度计算结果基本臂二节臂三节臂强度应力计算根据受力分析，位置内应力忽略剪应力及变形为位置应力如下表强度应力计算结果由计算结果可知起升高度计算根据几何关系可知起升高度等于地面距离后铰点的距离与臂后铰点与吊具之间的距离之和。

表起升高度计算结果回转臂长幅度回转结构的设计回转支承的选用简介本回转机构采用液压马达驱动。

回转机构，由回转支承装置和回转驱动装置两部分组成。

前者将起重机的回转部分支承在固定部分上，后者驱动回转部分相对于固定部分回转。

回转支承装置简称回转支承，它保证起重机回转部分作用于它的垂直力水平力和倾覆力矩。

本设计采用滚动轴承式回转支承装置，起重机回转部分固定在大轴承的固定座圈上，而大轴承的固定座圈则与底架的顶面相固定。

采用单排四点接触式回转支承，它出两个座圈组成，结构紧凑重量轻高度尺寸小，内外座圈上的滚道是两个对称的圆弧面，钢球与和倾弧面滚道四点接触，能同时承受轴向力径向力和倾覆力矩。

由于低速大扭矩液压马达成本高，使用可靠性不如高速液压马达，采用高速液压马达也可以采用结构紧凑传动比大的蜗轮转动。

因此本设计采用马达蜗轮蜗杆减速器齿轮回转支承。

液压驱动的小起重量起重机，通过液压回路和换向阀的合适机能，可以使回转机构不装制动器，同时保证回转部分在任意位置上停住，并避免冲击。

载荷计算垂直载荷超载系数起重量取起重力矩最大时主起重臂重量上车不回转其他部分的重量则水平载荷因为水平载荷是由风吹在生物上的力，风吹在起重机上的力，重物的离心力，回转支承的啮合力所组成。

由于水平力达不到的，按计算。

弯矩倾覆力矩其中主臂重心到回转中心线距离取主臂重心到主臂后铰点距离主臂仰角回转中心到吊臂后铰点的距离上上车不回转部分的重量重心到回转中心线距离偏心距为考虑风力时最大工作载荷静态动态由起重机设计手册图查得型号为调质后齿轮圆周力阻力矩计算回转支承装置的摩擦阻力矩力计算回转支承装置轨道中心直径回转平台倾斜引起的阻力矩惯性回转阻力矩起动时间风压引起的回转阻力矩风压值吊臂迎风面积回转部分迎风面积回转部分形心离回转中心的距离回转时最大阻力矩额定工况的回转阻力矩当不计风力，惯性阻力矩和倾斜力矩按计算额校核回转支承调质后齿轮所受圆周力为本设计中合格回转减速机输出扭矩选用回转减速机速比输出小齿轮回转支承齿数回转机构输出扭矩回额回转马达的输出扭矩马回回转马达的输出转速马转选择马达最高工作压力最大输出扭矩工作压力马η马η马达容积效率马马达排量加上背压回转减速机的选用原动机为发动机，每日工作小时，工作机构为转台，属中等冲击载荷查表得每小时起重次数为次，每次运转时间分钟取小时负载率小时负荷工作的时间工作环境温度为查表得减速机型号风扇冷却按机械强度和热极限强度公式计算输出转矩值计算结果，机械强度大于热极限强度，故应按，进行选择。

输出轴转速转分由表查得最接近的减速器为略大于要求值，符合要求支腿反力计算按最危险的工况考虑，即起重车的大部分车轮被支承缸顶起，整车成为四点状态，则前两个支腿平均分配载荷整车满载时的重量安全系数则垂直缸计算取缸径缸截面积垂直油缸受的静压力为此时要求垂直油缸的最大闭锁压力为垂直缸所需流量计算η参考文献杨长骙傅东明等主编起重机械第二版，机械工业出版社，倪庆兴王焕勇等主编起重机械上海交通大学出版社，成大先主编机械设计手岫第三版，化学工业出版社，成大先主编机械设计图册，化学工业出版社，杨黎明主编机械设计，兵器工业出版社，徐格宁主编起重运输机金属结构设计，机械工业出版社，东北大学编写组编机械零件设计手册第三版，冶金工业出版社，邹慧君主编机械原理设计院，上海交通大学出版社，章玉麟主编互换性与测量技术，中国林业出版社，李昌熙乔石主编矿山机械液压传动修订版，煤炭工业出版社，吴相宪等主编实用机械设计手册，中国矿业大学出版社，大连理工大学工程画教研室编机械制图第四版，高等教育出版社，设计