1、许用应力小，但比对称循环时的许用应力大。这类载荷相当在静应力的基础上，加上对称循环应力。其对称循环应力.对称循环的许用应力为.式中为调制处理后的在.循环次数内即回转支撑装置工作十年的循环次数的许用疲劳极限。为疲劳极限的安全系数。.。由于，起动时摩擦阻力矩最大.。，最大起重力矩时.时，.由.,查表.，.。则.回转平台倾斜引起的阻力矩由于起重机支腿无自动调平装置，因而可能使回转平台倾斜，回转部分的自重和重物在倾斜方向的分力形成了回转阻力矩。式.倾斜阻力矩的大小随转角的位置而变，式中分别为起重物吊臂及回转部分自重的重心离回转中心的距离。当角为时，回转阻力矩达最大值代入数据得，.风压引起的回转阻力矩式.式中为风压力，由设计规范取的标准风压，则为和分别为起重物吊臂和回转部分。

2、.接触最小安全系数.总工作时间.应力循环次数接触寿命系数.许用接触应力.计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整，否则，尺寸调整后还应再进行验算。由于采用正常齿轮，所以齿顶高系数取为.，顶隙系数取为.，分度圆压力角度数为标准值。确定小齿轮的其它参数如下分度圆直径齿顶高齿根高.齿全高.齿顶圆直径.齿根圆直径基圆直径齿距.齿厚.齿槽宽.基圆齿距.法向齿距.顶隙选择液压马达由上可选择型低速大扭矩马达，此类马达具有噪声低起动转矩大低速稳定性好效率高寿命长转速范围宽等优点。排量，额定压力，输出转矩。马达的出口流量启动时间验算马达的启动时间不宜过长，这将影响起重机生产率，但更主要的是启动时间不宜过短，过短将引起过大的惯性力而损坏吊臂或机构零件，或引起吊重物过大偏摆。

3、同承载能力的回转支承的截面尺寸更紧凑，重量更轻，具有更好的性价比。根据以上载荷计算和分析，初选系列••单排四点球回转支撑，其参数如下钢球直径.滚柱长度.螺栓孔个数内螺栓中心圆直径.滚道中心圆直径.钢球个数钢球之间的隔离宽度.接触角螺栓直径.齿数回转支撑强度验算计算额定静容量座圈材料采用，滚道表面硬度，查表得应力系数.公斤毫米。根据组合后的外载荷，计算当量轴向载荷式.,系数，其中,.由于.因随车起重机为取值范围，实际值在取值范围内，所以选取此型号的回转支撑满足条件。回转支撑联接螺栓计算螺栓拉力计算螺栓最大拉力.螺栓计算拉力螺栓直径计算式.式中材料选用调制处理安全系数，按取.，查表得螺栓公称直径疲劳破坏验算当回转支撑工作时，各螺栓中的力是变化的，此时材料的许用应力要比。

4、构及支腿收放的速度。起升速度指吊钩平稳运动时，起吊物品的垂直位移速度回转速度指起重机转台每分钟转数变幅速度指变幅时，幅度从最大最小变到最小最大所用的时间伸缩臂速度指起重臂伸缩式.式中为回转速度为回转启动时间，般在为马达轴上的零件的飞轮矩末项比重很小，仅占，故可省略。代入数据可得.回转阻力矩马达轴回转功率式.式中为马达超载系数，由手册查得，液压马达取为以千瓦计，则以公斤米计，以转分计，代入数据可得.回转小齿轮设计小齿轮用，调质处理，硬度在,平均取。初选小齿轮齿数由,则由于，可得小齿轮分度圆直径齿宽系数取.初步齿宽.小齿轮校核计算圆周速度.精度等级选级精度使用系数动载系数由于运行平稳速度低，故取齿间载荷分配系数由可取.齿向载荷分布系数.载荷系数.弹性系数.节点区域系数。

5、支承占用较多的资源，制造成本比相同的承载能力的系列和系列回转支撑高以上，同国外相同承载能力的回转支撑相比差得更远。因此，从节约成本和资源出发，系列应该尽可能不用。考虑到改变回转支承后会改变主机的相关尺寸，因此这个过程会比较痛苦，但是新的设计不应选用系列。.系列单排球式回转支承是年原机械部推出的以轴承编号为基准的回转支承系列。其安装螺栓孔数量多，比较合理，但是滚道参数存在不合理匹配，例如与回转支承，其外形尺寸和安装尺寸完全相同，其制造成本基本相同，但是使用的是直径钢球，而使用的是直径钢球，后者的承载能力降低了。所以在选用系列单排球式回转支撑应注意选择较大钢球的规格。.系列单排球式回转支承是年建设部在参考了系列回转支承的参数后，经过优化后设计的单排球式回转支承系列，相。

6、的迎风面积及其形心离回转中心的距离，值分别为为风载体系数取.。显然，风阻力矩最大值是当时，则惯性引起的回转阻力矩惯性引起的回转阻力矩有三部分组成起重物的惯性吊臂和其他回转部分的惯性以及旋转零件的惯性所引起得阻力矩。后轴的距离起重臂质心至后轴的距离立柱质心至后轴的距离车厢质心至后轴的距离轴距地面对汽车后轴的作用力地面对汽车前轴作用力,.,.,.,.带入得，后轴轴载质量空载式.式中空载时的后轴轴载质量汽车整备质量得满载式.式中满载时的后轴轴载质量汽车最大总质量得起重车稳定性计算.起重车最不利工况起重车在起重作业时，由于起吊过重的重物操作失误引起的过大惯性力支撑面的沉陷或过大的风力等原因，起重机往往突然丧失稳定甚至倾翻肇事。因为起重机的稳定完全由机械自重来维持，故有定的。

7、无法正常工作。故需要验算启动时间，按等加速启动计算。式.式中为启动时间秒为回转速度为马达轴上平均启动扭矩为回转机构总传动比为回转机构的总传动效率。代入数据，可得.满足启动时间要求。故马达的选择满足此回转工作要求。键联接的强度校核键轴和轮毂的材料都是钢，查阅机械设计表得许用积压应力，取。由所以该平键的挤压强度满足，键是安全的。液压系统原理设计及液压原件选择.液压系统型式开式和闭式系统按油液循环方式不同，液压系统可分为开式系统和闭式系统。开式系统是指液压泵从油箱吸油，把压力油输给执行元件，执行元件排出的油则直接流回油箱图。开式系统结构简单，液压油能够得到较好的冷却，油液中杂质易沉淀，但油箱尺寸较大，空气脏物容易进入系统中去，会导致工作机构运动的不平稳。在实际应用中多用。

8、入上式可求得动稳定性校核计算按标准计算载荷如下表所示表载荷表中为最大起升重量惯性载荷是起重机在起吊载荷回转作业时，由离心力与水平惯性力作用.造成载荷偏摆个角而产生水平分力。查有关起重机械手册，般推荐.。.风载荷由风载体形系数，风压值及迎风面积决定。式.按标准.工作状态下的风载荷，风载体形系数般取。结合前面分析综合考虑场地倾斜风载荷及惯性力对工作中的起运车稳定性的影响，作出受力分析图，如图所示。图起运车工作状态受力分析图中汽车整备质量产生的重力用于起吊载荷时的稳定力起重机质量产生的重力起重臂质量产生的重力最大臂幅下的起升载荷质量产生的重力惯性载荷力场地倾斜角垂直作用在汽车侧面起重臂载荷上的风载荷力按起运车的起重机在给定的荷作用下，“当倾覆力矩的代数和不大于稳定力矩之。

9、于发热较多的液压系统，如具有节流调速回路的系统。在开式系统中，采用的液压泵为定量泵或单向变量泵，考虑到泵的自吸能力和避免产生吸空现象，对自吸能力差的液压泵，通常将其工作转速限制在额定转速的以内，或增设个辅助泵。工作机构的换向则借助于换向阀。换向阀换向时，除了产生液压冲击外，运动部件的节流损失将转变为热能，而使油温增加。但由于开式系统结构简单，因此仍为大多数工程机械采用。闭式系统是指液压泵的排油腔直接与执行元件的进油管相连，执行元件的回油管直接与液压泵的吸油管相连，油液在系统的管路中进行封闭循环图油路。外形及安装尺寸与原来交叉滚柱式回转支承完全相同但内部结构改为单排球式的系列单排球式回转支承。其特点是外形尺寸大，例如.的重量是,而相同承载能力的.的重量是,所以系列回。

10、图中可用下式求得式.图起运车最不利工况位置注后悬挂间距支腿跨距起重臂长后轴中心至支腿中心距离起重机回转中心起运车倾覆线代入数据,上式可以求得.起运车最不利工况位置的整车质量当起重机在侧方起吊载荷时，汽车车架作为非刚体将产生扭曲变形.造成整车另侧支腿翘起。作为稳定力的汽车整备质量此时只有部分质量被使用.同时前后桥的悬架与车架未锁定，属弹性联接，这时稳定力矩使用的部分整备质量为。式.式中前桥质量后桥质量,代入上式可求得考虑汽车底盘般以纵向中心线对称布置，根据图可求得在支腿上的分力。图支腿处分力的确定式.式中起重机支腿到的距离汽车后轴到支腿的距离重力加速度是前置式起运车稳定性计算中的个关键，如用作为稳定力参数进行稳定计算，将会产生较大程度的误差。如考虑为重力，则。.,.。

11、和时，认为起重车是稳定的”这准则，起重车的作业稳定性应符合如下条件式.式中作业稳定性计算中稳定力矩之和，大小为式.作业稳定性计算中倾覆力矩之和，大小为.式.起重机在起吊载荷到目标位置从空中突然放下时，因加速度和惯性，使载荷产生个垂直方向的起重机,下车,设计,毕业设计,全套,图纸摘要随着现代科学技术的迅速发展，起重机在现代化生产过程中应用越来越广。本文首先介绍了随车起重机的结构和特点，重点对随车起重机下车的各部分进行了设计回转机构采用液压马达驱动回转支承实现，回转机构的液压控制系统设置了缓冲阀，可以实现自由滑转和平稳微动支腿机构通过水平液压缸和垂直液压缸实现各支腿的收缩动作，采用并联控制系统实现各支腿的同时动作。具体内容主要包括．支腿的选型与跨距的确定,稳定性的校核。

12、度。往往起重机的结构件如吊臂支腿等和其零件强度还足够能承受外来载荷时，起重机由于自重不够而失去稳定。但有时起重机稳定性过大，在没有起重量指示器的情况下，吊臂也可以由于超载而损坏。因此，起重机设计要进行稳定性计算。标准指出“稳定性计算应考虑最不利位置”。针对此原则，对起重车的工作情况分析如下起运车起吊时，支腿伸出以撑实地面，此时后轮和两支腿四支点构成倾覆线，由于起运车质心对倾覆线的稳定力矩相应较小，当起重装置在整车侧方起吊载荷时，稳定性较差，并且起重机回转中心相对于汽车纵向中心向左偏移，故起运车最不利工位应在左侧，当起重臂中心线与倾覆线相交于点.即两线处于相互垂直状态时.整车稳定力矩最小，倾覆力矩最大.整车这时倾翻的可能性最大。此时正是起运车的最不利位置。具体见图.。

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