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長春理工大學光電信息學院本科畢業(yè)設計
摘要
汽車起重機是在汽車或者汽車專用底盤上裝置起重設備，完成裝卸貨物和建筑構件裝吊任務的汽車。它是一種行走式起重機械，所以也稱為汽車吊車。起重汽車廣泛應用于交通運輸，建筑工程，油田,礦山，碼頭和國防部門，特別適用于貨物分散，場地狹窄，貨物起落高度大的施工現(xiàn)場。
汽車起重機是各種工程建設廣泛應用的重要設備，它對減輕勞動強度，節(jié)省人力，降低建設成本，提高施工效率，保證工程質量，實現(xiàn)工程施工機械化起著十分重要的作用
中國汽車式起重機已經大量使用PLC可編程集成控制技術，帶有總線接口的液壓閥塊，液壓馬達，油泵等控制和執(zhí)行元件已較為成熟，液壓和電器已實現(xiàn)了緊密的結合?？赏ㄟ^軟件實現(xiàn)控制性能的調整，大幅度簡化控制系統(tǒng)，減少液壓元件，提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，具備了實現(xiàn)故障自動診斷，遠程控制的能力。
關鍵字：汽車起重機 提升機構 起重臂
ABSTRACT
Automobile crane is in a car or automobile chassis device of lifting equipment, to finish loading and unloading goods and building components for lifting motor task. It is a walking type crane, also known as auto crane. Lifting motor is widely used in transportation, construction, oil fields, mines, docks and the Department of defense, is particularly applicable to the goods scattered, narrow space, cargo lifting height in construction site.
Automobile crane is a variety of construction important device that is widely used, which reduces the labor intensity, save manpower, reduce construction cost, improve the efficiency of construction, ensure project quality, achieve construction mechanization plays a very important role
Automobile crane is a variety of construction important device that is widely used, which reduces the labor intensity, save manpower, reduce construction cost, improve the efficiency of construction, ensure project quality, achieve construction mechanization plays a very important role.
Key Words: Truck Crane Hoist Boom Hoisting Mechanism
目錄
緒 論 1
第一章 總體設計 2
1.1 概述： 2
1.1.1起重臂： 2
1.1.2變幅機構： 2
1.1.3提升機構： 2
1.1.4回轉機構： 2
1.2 設計要求 3
1.3 起重機的主要性能參數(shù) 3
1.4 總體設計、計算. 3
1.4.1吊臂幾何尺寸的確定 3
1.4.2：變幅油缸的長度 6
1.4.3．起升機構計算： 8
1.4.4旋轉機構計算： 10
1.4.5滑輪計算： 12
1.4.6支腿裝置 12
第二章 基本臂設計計算 13
2.1 設計計算 13
2.1.1計算參數(shù)： 13
2.1.2.設計計算 15
第三章 整體穩(wěn)定性計算 20
3.1前言： 20
3.2穩(wěn)定性計算：（基本臂） 20
3.2.1．計算工況： 20
3.2.2側方穩(wěn)定： 20
3.2.3．后方穩(wěn)定性： 22
3.3 全伸臂時穩(wěn)定性計算： 23
3.3.1計算工況： 23
3.3.2側方穩(wěn)定性： 23
3.3.3后方穩(wěn)定性： 24
第四章 起重特性曲線 25
4.1概述 25
4.2 吊臂強度起重特性曲線 25
4.2.1全縮臂工作時： 25
4.2.2半伸臂工作時: 25
4.2.3全伸臂工作時： 26
4.3抗傾覆穩(wěn)定性曲線： 26
4.4起重特性曲線的繪制: 26
第五章 起重機的PLC設計 27
5.1分析運行過程 27
5. 2 I/O端口接線 27
5.3 起重機PLC自動控制梯形圖 27
第六章 起升機構裝配工藝 38
總 結 39
參考文獻 40
致 謝 41
緒 論
畢業(yè)設計的目的與任務
畢業(yè)設計是培養(yǎng)學生綜合運用所學的理論知識和技能，提高分析和解決問題能力的一個主要環(huán)節(jié),是學生走向工作崗位之前的工程基本訓練，是完成培養(yǎng)合格高級人才基本訓練的最后一個重要環(huán)節(jié)，其主要目的在于：
1．培養(yǎng)學生綜合運用所學的基礎理論和專業(yè)知識，獨立解決問題的能力，并結合設計、試驗和研究的課題進一步鞏固和擴大所學的專業(yè)知識和基礎理論知識。
2．培養(yǎng)搜集、閱讀和分析參考資料，運用各種標準和工具書籍，編寫技術文件的能力，培養(yǎng)實驗研究、電算和數(shù)據(jù)處理的能力；培養(yǎng)翻譯外文資料的能力；進一步培養(yǎng)學生的計算及制圖等基本能力。
3．掌握機械產品設計，理論研究和試驗的一般程序和方法。
4．樹立正確的設計思想及嚴肅認真的工作作風。
5. 樹立集體合作設計的協(xié)作精神。
產品概述
汽車起重機是在汽車或者汽車專用底盤上裝置起重設備，完成裝卸貨物和建筑構件裝吊任務的汽車。它是一種行走式起重機械，所以也稱為汽車吊車。起重汽車廣泛應用于交通運輸，建筑工程，油田,礦山，碼頭和國防部門，特別適用于貨物分散，場地狹窄，貨物起落高度大的施工現(xiàn)場。
汽車起重機是各種工程建設廣泛應用的重要設備，它對減輕勞動強度，節(jié)省人力，降低建設成本，提高施工效率，保證工程質量，實現(xiàn)工程施工機械化起著十分重要的作用。
總體結構
汽車起重機的總體機構由上車部分（吊鉤，起重臂，提升機構，變幅機構和回轉機構）。下車部分（行走部分.液壓泵及支腿）等構成。汽車起重機使用汽車底盤，具有行駛速度高.轉移方便的特點。操縱部分采用兩個司機室，結構分布合理，操作環(huán)境舒適，適用于在較長距離的工作場地之間移動和作業(yè)。
第一章 總體設計
1.1 概述：
本設計題目的 QY-16 噸汽車起重機是全液壓全回轉箱型伸縮臂式起重機，上車部分安裝在專用汽車底盤上，駕駛室為側置式窄型駕駛室，使起重臂在行駛狀態(tài)下能夠放在駕駛室的旁側，從而降低了整車的重心。該車具有良好的通過性能，機動靈活，行駛速度高，可實現(xiàn)快速轉移，轉移到作業(yè)場地后又能快速投入到工作中去。因此，特別適用于流動性大，不固定的作業(yè)場所。
該車各工作機構均采用液壓傳動和操縱。具有結構緊湊，操縱省力，元件尺寸小。在工作時候可以實現(xiàn)無級調速，工作平穩(wěn)，安全可靠，適用于各種安裝和裝卸作業(yè)。
下面是對各主要部分的綜述：
1.1.1起重臂：
該機起重臂才用箱型三節(jié)式，其中有兩節(jié)是套裝的伸縮臂，這兩節(jié)臂的伸縮均靠裝在一節(jié)臂中的一個單級伸縮油缸完成的，起重臂的伸縮是在作業(yè)前完成的，在工作過程中起重臂不能隨意伸縮。在行駛狀態(tài)時，起重臂縮回。這種伸縮形式可整體提高起重性能，且搭接處的支反力較小?？紤]受力因素以及重心對起重性能的影響易采用同步伸縮機構，各節(jié)伸縮臂同時以相同的行程比率進行伸縮。由于同步伸縮的摩擦力是愈來愈大的，在接近全伸時摩擦力明顯升高，所以有采用滾動摩擦的要求。臂桿采用低合金高強度結構鋼板焊接成箱型。
1.1.2變幅機構：
變幅機構采用液壓油缸變幅，它具有結構緊湊，自重小，工作平穩(wěn)。易于布置等優(yōu)點。前置式變幅油缸使得變幅推力小，可采用小直徑油缸。臂架懸臂部分短，對臂架受力有利，可明顯改善吊臂受力狀況，但臂架下方有效空間小，不易于小幅度吊起大體積重物等特點。
1.1.3提升機構：
提升機構采用高速液壓馬達（變量軸向柱塞馬達）通過減速器帶動提升卷筒，具有重量輕，體積小，容積效率高，可與驅動油泵互換以及可采用批量生產的標準減速器等特點。起升機構采用的減速器為兩級圓柱齒輪減速器具有結構緊湊，傳動比大，重量輕，功率范圍大等特點。起升卷筒與減速器的連接是將減速器輸出軸加長，卷筒直接固定在軸上，其聯(lián)結結構簡單，扭矩通過卷筒軸傳至卷筒，對卷筒受力較為有利。提升機構采用液壓傳動的單卷筒單軸式起升機構，機構緊湊，有利于整個機構的布置，可提高生產率或進行輔助工作，并且維修和調整均較方便。制動器裝在低速軸上，制動力矩大，但制動平穩(wěn)。
1.1.4回轉機構：
回轉機構的驅動裝置采用低速大扭矩馬達，這樣就省去了減速裝置，使得結構邊的緊湊?；剞D支承裝置采用交叉滾柱式內嚙合回轉支承裝置。這種支承裝置的回轉摩擦阻力距小，承載能力大，高度低，可以降低整車重心，從而增大起重機的穩(wěn)定性能。
支腿機構：
為了增加起重機穩(wěn)定性和減輕輪胎負荷，采用 "H" 型支腿，該支腿具有很高的穩(wěn)定性，用于大中型車輛。液壓油控制各支腿水平缸和垂直缸的動作，并且采用自動調平裝置，適合于不同路面作業(yè)。
上述各部分結構似的該機具有了許多優(yōu)點。
1.2 設計要求
1.采用專用汽車底盤。
2.起重作業(yè)部分的傳動形式為液壓驅動。
3.吊臂截面為箱型結構，且三節(jié)臂實現(xiàn)同步伸縮。
4.伸縮機構采用一級油缸加滑輪組以減輕自重。
5.變幅機構采用單缸前置式。
6.起升機構采用高速馬達驅動帶動行星齒輪減速器的傳動形式。
7.回轉機構采用低速大扭矩馬達直接驅動小齒輪。
8. 底架采用 H 型液壓伸縮支腿。
1.3 起重機的主要性能參數(shù)
1. 最大起重量：額定起重量 16 t(r=3mm)
2. 最大起升高度：全伸臂 22 m. 半伸臂 15.5m. 全縮臂 9.0 m.
3. 支腿跨距： 4.8 m
4. 起重力矩：全伸臂 28 t*m. 全縮臂 48 t*m
5. 速度參數(shù)：吊鉤起升速度 12 m/min(m=6)
6.回轉速度： 0-2 r/min
1.4 總體設計、計算.
1.4.1吊臂幾何尺寸的確定
在已知參數(shù) Rmin=3.0 m 時起升高度為 9.0 m （全縮臂）和 Rmin=5.0 m 起升高度為 22.0 m(全伸臂) 的條件下，通過幾何作圖確定三鉸點的位置，通過作圖得出動臂的相關尺寸如下：
1. 基本臂工作時由圖2-1可計算得出基本臂長：
l= (1-1)
=
=9120 毫米
u1 =tg-1(H1+b-h)/(e+Rmin) (1-2)
=tg-1(900+1500-2235)/(3000+854)
所以得： u1=650
圖 1-1基本臂工作示意圖
2.半伸臂工作時：
l= (1-3)
=
=15542 mm
u=tg-1( H+b-h)/（e+Rmin）
=tg-1 (15500+1500-2235)/(854+4000)
所以得：u=71.80
3.全伸臂工作時：
l= (1-4)
=
=22056 mm
u3=tg-1 (H+b-h)/(e+Rmin)
=tg-1 (22000+1500-2235)/(854+5000)
所以得： u=74.6
上圖中各尺寸如下：
e1=390mm. e2=240mm e3=420mm e0=390mm e=854mm.
b=1500mm H1=9000mm. h=2235mm h-h0=1470mm
R=3000mm(全縮臂) 4000(半伸臂) 5000（全伸臂）。
l=1575mm l”=2120mm
l1=9120mm u1=65 l2=15542mm u2=71.80 l3=22056mm u3=74.6
4. 起重臂機構尺寸的確定：見圖2-2。
圖 1-2起重臂機構尺寸
∵ 基本臂工作長度l
(1-5)
∴基本臂結構長度
在圖2-3中：
∵ (1-6)
∴伸縮臂的伸縮長度為
=(
=(22056-8520-600)/2
=6468mm
第二節(jié)臂外伸長度為 (1-7)
=+=6468+200=6668mm
第三節(jié)臂外伸長度為
=+=6468+400=6868mm
第二節(jié)臂搭接長度為=1558mm
第三節(jié)臂搭接長度為=1358mm
第二節(jié)臂結構長度
=1558+6668
=8226mm
第三節(jié)臂結構長度
=1358+6868
=8226mm
一二節(jié)臂間的結構空距
=9120-8226-400
=494mm
二三節(jié)臂間的結構空距
=8226+400+8226
=400mm
圖 1-3起重臂機構尺寸
1.4.2：變幅油缸的長度
要求；動臂擺角 0—74.6。
由整機和工廠的工藝要求以及變幅油缸的工作壓力決定三鉸點最佳位置如下圖所示：
圖 1-4三鉸點最佳位置
a3=ctg-1 h0/l’ =ctg-1 765/1575 =64.09
a2=tg-1 (e3-e0)/lo =tg-1( 420-390)/4350 =0.395
a1=90-a2-a3 =90
變幅油缸的長度l5=
其中 a==
由圖知：
d=
=
=4350.10 mm
所以：
l= (1-8)
=2870.76 mm.
取整得 l=2870mm 即油缸縮回時長度。
由l5值重新確定角度a1.
a=cos-1( a
=cos-1(1750.957
=25.477
油缸全伸時的長度l5’為
l5’=
=4965.35 mm
取整后得l=4970 mm
重新確定吊臂工作時的最大仰角：
u
=74.777
吊臂擺角 u=0
變幅油缸行程 L=l=4970-2870=2100 mm
變幅油缸的伸縮比 c=l=4970/2870=1.732
油缸類型的選?。?
由受力分析可知，當基本臂起吊最大額定起重量時，變幅油缸的工作壓力值最大。此時，Q吊具自重為G.起重臂自重為G=33.81KN。
變幅油缸的工作壓力為：
T=(R
=(3000+854)[1.2(156.8+3.92)+1/3 *33.81]/2120
=371.1 KN
查《機械手冊》，應選取推力為407.15KN缸徑為180mm的標準工程液壓缸作為變幅油缸。
1.4.3．起升機構計算：
起升機構是起重機械的主要機構，用以實現(xiàn)重物的升降運動。本設計采用液壓傳動的起升機構，由高速油馬達傳動通過減速器帶動起升卷筒減速器選用二級圓柱齒輪標準減速器，起傳動比i=40。
1.鋼絲繩直徑的確定：
選取單聯(lián)卷筒滑輪組倍率m=3~6,取m=6,x=1(多層卷繞)，，。
由已知條件得：
而(拉力)
鋼絲繩直徑,因工作級別為Ms，選取c=0.100()。所以d=16.95mm.，取d=17.5mm,(點接觸鋼絲繩6*37股)。
2. 根據(jù)起重量選取起重量為16tf的單鉤，其主要尺寸為：D=150mm,S=120mm,。（查機械設計手冊）該吊鉤截面為梯形，材料為20鋼。
3.確定卷筒尺寸:
.
卷筒長度,多層卷繞取n=4,
所以L=1.1*6*22000*17.5/[3.14*4*(300+4*17.5)]=546.8mm.,取L=550mm.卷筒壁厚：
強度校核:對于HT300的鑄鐵材料,抗壓強度極限抗拉強度極限.
。
因是多層卷繞，鋼絲繩卷繞箍緊對卷筒產生的壓應力，強度合格。
鋼絲繩卷繞產生的彎曲正應力，其中
M=1/4*SL=1/4*28740*550=3951750
所以，
合成應力：
所以：
4.各層卷繞直徑的確定：
第一層
第二層
第三層
第四層
5.起升油馬達的選擇：
選取二級臥式減速器傳動比i=40,減速箱為ZQH型標準減速箱。
起升速度V=12m/min=0.2m/s 。
(1),滿載起升時需要油馬達輸出的力矩
=1.2（156.8+3.92）[300+（2*4-1）*17.5]/（2*6*40*0.9）
=188.6N*m
(2).油馬達工作壓力
選取MCY14-1B型油馬達，q馬=63ml/r
（3）.根據(jù)起升速度確定油馬達軸轉速
（4）.油馬達進出口流量
(5).各卷繞層起升速度的確定：
第一層
同理，第二層 ，第三層 ，第四層 起升速度：
1.4.4旋轉機構計算：
此次設計的16t全液壓起重機采用的旋轉機構的驅動裝置為低速大扭矩馬達來代替高速馬達配減速裝置的機構。雖然低速大扭矩馬達本身重量和尺寸都較大，但省去了多級的減速裝置。低速大扭矩馬達直接驅動小齒輪旋轉，從而通過旋轉支承裝置實現(xiàn)旋轉機構的旋轉運動，采用低速大扭矩馬達使得結構顯得緊湊，工作平穩(wěn)，并可實現(xiàn)多周旋轉，但低速大扭矩馬達成本高。
回轉支承裝置采用交叉滾柱式內嚙合回轉支承裝置。這種支承裝置的回轉摩擦阻力距小，承載能力大，高度低，可以降低整車重心，從而增大起重機的穩(wěn)定性能。交叉滾柱式旋轉支承裝置滾動軸承的一列滾子中，軸線交叉布置，分別承受向上與向下的軸向力，故受力滾柱為總滾柱數(shù)的一半，但由于滾柱與滾道間的擠壓接觸面積大，故承載能力并不降低。
布置形式是將驅動機構放在起重機回轉部分上，大齒輪固定在起重機非旋轉部分上，不運動，與其嚙合的小齒輪既自轉也圍繞大齒輪公轉。其目的是讓在行駛過程中回轉平臺不會左右擺動，從而增加整車的穩(wěn)定性。
1.旋轉支承裝置的選擇：
交叉滾柱式選擇支承裝置：.（查起重機設計手冊）。
2.作用在支承裝置上的等效彎矩為：
其中G=33.81KN,C=600mm,G=53%*23*9.8=119.462KN.
M=(156.8+3.92)*3000+33.81*(4350*cos65-854)-119.42*600=443765KN*mm
V=
因為
所以
其中，
圖1-5受力分析
(摩擦阻力矩)
(1-9)
R=3000mm,L=4560mm;
所以
傾斜阻力矩
其中
所以：
3.液壓馬達的計算：
(1).油馬達需要輸出的最大力矩：
（2）.油馬達的工作壓力：
（3）.油馬達的轉速:
選取IJMD-125型徑向柱塞馬達，q馬=6140ml/r, n馬=10r/min,
P馬=16Mpa。
1.4.5滑輪計算：
1.4.6支腿裝置
為了增加起重機穩(wěn)定性和減輕輪胎負荷，采用“H”型支腿，該支腿具有對地面適應行好，易于調平并有很高的穩(wěn)定性，用于大中型車輛。液壓油控制各支腿水平缸和垂直缸的動作。該支腿采用自動調平裝置，保證了起重機在不平場地工作時能夠自動保持水平狀態(tài)，從而提高了起重機的穩(wěn)定性，這對提高起重量和增加吊臂長度有利。該機構是將支腿油缸接地和底架傾斜聯(lián)系起來而達到底架調平的，這不但防止了用三個支腿油缸來支承底架的危險，而且能夠在支腿油缸伸出最小行程的情況下來使底架保持水平。此外，當?shù)准芩浇拥貢r，本裝置亦可將其指示出來，所以比起其他調平方法極大的提高了安全性。
第二章 基本臂設計計算
2.1 設計計算
箱形伸縮式吊臂應按最小幅度吊起最大起重量的工況進行計算。而最大幅度吊起最小起重量是由整機穩(wěn)定性決定的。
2.1.1計算參數(shù)：
見圖3-1
基本參數(shù)有：e e
吊具重3.92KN. 吊臂重33.81KN. 起升滑輪組倍率6.
起升滑輪組效率0.952
吊臂材料取40Mn，其屈服極限, 彈性模量E= 吊臂傾角u=.
圖 2-1基本參數(shù)
取截面特性：
圖2-2（基本臂）
A=2(360*5+540*5)=9000 (2-1)
(2-2)
=1.449*10
二節(jié)臂
圖2-3（二節(jié)臂）
=1.176*10
三節(jié)臂
=0.93*10
圖2-4 （三節(jié)臂）
2.1.2.設計計算
1.基本臂工況一：額定起重量工作幅度為基本臂工作時，臂架傾角制動，工作最大風壓，，風向垂直于變幅平面。
（1）.計算簡圖及計算載荷
圖2-5受力分析
（2）.吊臂在變幅平面承受的載荷
1. 垂直載荷Q
取
Q =1.2(156.8+3.92)+1/3*1*33.81
=204.134KN
2.起升繩拉力S
=1.2(156.8+3.92)/6*0.952=33.76KN
3.軸向力P
=33.76*1+204.134*
=218.768KN
4.橫向力
=204.134*cos650
=86.271KN
5.由垂直力Q和起升繩拉力?S對吊臂軸線偏心引起的力矩
=1.2(156.8+3.92)*390sin65-33.76*240*cos0
=60.067KN*m
(3).吊臂在旋轉平面承受的載荷：
1．作用于臂端的側向力=,在此處影響很小，可以忽略不計，因此，
=
=（
=(156.8+3.92)tg3
=8.423KN
2.臂端力矩
=8.423*390
=3.28497KN*m
3.載荷Q在吊臂方向分力R
R=Qsinu
=204.134sin65
=185.008KN
4.變方向軸向力
=
=33.76KN
(4).臨界力計算；
1.變幅平面
因為：=4350/9120 =0.477
可得
=
=5.23*
=
=1.0487
2.旋轉平面：
在式中通過下圖計算：
AD=
=
(5). 強度校核
1．應力計算：
a.變幅平面內力圖.
b.旋轉平面內力圖。
c.正應力計算及校核.
A1-A1
A2-A2
My
50.952*10
471.57967*10
Wy
1.449*10
1.449*10
Mz
72.85895*10
40.17771*10
Wz
1.16*10
1.16*10
Ky
1.0487
1.0487
Kz
1.1997
1.1997
A
9000
9000
-24.1
-24.1
±36.9
±341.3
+75.35 -75.35
+75.35 -75.35
+41.55 -41.35
+41.35 -41.35
+88.15 -62.55
+14.35 -136.35
+358.75 +275.65
-323.85 -406.95
強度合格。
（6）.剛度校核：
1.計算載荷：
=(156.8+3.92)+1/3*33.81=171.99KN
變幅平面水平力T=Qcosu=171.99*cos65=72.686KN
旋轉平面水平力T=8.423KN
2.剛度校核:
a.變幅平面:
,其中
所以
[f]=L’/50=6945/50=138.9mm>
b.旋轉平面：
<[f]
所以在兩個方向的剛度均滿足要求。
第三章 整體穩(wěn)定性計算
3.1前言：
起重機的穩(wěn)定性表示起重機在各種情況下抵抗傾翻保持穩(wěn)定的能力。當起重機承受的升力（包括自身的重力）對支承平面的傾覆軸線產生的傾覆力矩大雨穩(wěn)定力矩時，起重機就繞傾覆軸線傾翻。統(tǒng)計資料表明，在臂架式運行起重機的重大事故中，喪失穩(wěn)定的傾翻事故約占60%。起重機傾翻必然導致機器和貨物破損，人身傷亡，后果極其嚴重。因此，在設計起重機時，必須保證起重機有足夠的抗傾覆穩(wěn)定性。
3.2穩(wěn)定性計算：（基本臂）
3.2.1．計算工況：
. 根據(jù)GB-3811-83規(guī)定，按起重機的特征分，汽車起重機屬動性很大的起重機（工組）。驗算工況是在最小幅度最大起重量，支腿全伸時的側方和后方穩(wěn)定性，根據(jù)
3.2.2側方穩(wěn)定：
圖3-1側方穩(wěn)定性分析
其中，a=4800mm,
b=854mm,c=600mm,G=33.81KN.
故
=702508.86KN*mm
1.無風靜載工況：
(3-1)
(3-2)
所以穩(wěn)定性合格。
2.有風動載工況：
載荷系數(shù)
因吊重鋼絲繩相對于鉛垂線的偏擺角所引起的重物水平分力為：
起重臂水平慣性力為：
與傾覆同向的風力為：
所以：
=1.15*156.8（3000-4800/2）+（8.423+0.291）*9000+4.275*（9000-9120*/2）
=207425.436KN*mm
因為：
所以穩(wěn)定性合格。
1.突然卸載或吊具脫落工況：
此時載荷系數(shù)為
傾覆力矩為：
=-18816KN*mm<0
所以穩(wěn)定性合格。
終上所述，均大于0，側方穩(wěn)定性合格。
3.2.3．后方穩(wěn)定性：
基本臂工作起吊最大額定起重量時，其受力簡圖如下，
傾覆軸線為后支腿中心連線。
基本參數(shù)：b=854mm, c=600mm, d=1770mm, 。
圖4-2后方穩(wěn)定性分析
其中
G根=12.09KN
所以
=539206.56KN*mm
1.無風傾載工況：
所以
故 穩(wěn)定性合格。
2.有風動載工況：
=321027.036KN*mm
故 穩(wěn)定性合格。
3.突然卸載或吊具脫落工況：
=-38572.8KN*mm<0
所以 穩(wěn)定性合格。
綜上所述：后方穩(wěn)定性驗算合格。
3.3 全伸臂時穩(wěn)定性計算：
3.3.1計算工況：
根據(jù)GB3811-83規(guī)定，可知驗算工況是指
最大起重量，支腿全伸時的側方和后方穩(wěn)定性。依據(jù)
，在此僅驗算靜載無風工況。
3.3.2側方穩(wěn)定性：
圖如下：
圖4-3側方穩(wěn)定性分析
其中
所以
=670367.08KN*mm
其中
所以
故 側方穩(wěn)定性驗算通過。
3.3.3后方穩(wěn)定性：
見圖4-2
=225.4*（600+1770）+14.02*（854+1770）-19.79*（5000-1770）
=507064.78KN*mm
所以 后方穩(wěn)定性合格。
第四章 起重特性曲線
4.1概述
起重機的起重特性是由機構，結構和整體穩(wěn)定性三個因素綜合決定的。起重機的起重特性曲線是由吊臂強度起重特性曲線，抗傾覆穩(wěn)定起重特性曲線和設計時所給定的M值所決定的。根據(jù)計算公式可繪制出相應的曲線，曲線與坐標橫軸包圍的面積表示起重機安全工作的范圍。
4.2 吊臂強度起重特性曲線
4.2.1全縮臂工作時：
變幅油缸支承處吊臂的彎矩為：
當R=3000mm,,，,時，可上式求出彎矩
從而可以得到幅度R與起重量Q的關系式
即：
起重量
4.2.2半伸臂工作時:
變幅油缸支承處吊臂的彎矩為:
當R=4000m，
時,可按上式求出彎矩
從而可以得到幅度R與起重量:
即
起重量
4.2.3全伸臂工作時：
變幅油缸支承處吊臂的彎矩為:
當 R=5000mm,
時,可按上式求出彎矩
從而可以得到幅度R與起重量:
即
起重量
4.3抗傾覆穩(wěn)定性曲線：
由式：
可推出
其中.
4.4起重特性曲線的繪制:
將已知數(shù)據(jù)帶入4.2和4.3中的與R的關系式中即可得到起重機穩(wěn)定性和吊臂強度決定的起重特性曲線和起重特性表.
輸出結果及其曲線繪制如下
曲線如下：
第五章 起重機的PLC設計
又由于使用現(xiàn)場的條件不同，要求控制設備有隨機手動控制功能，以保證運行是的安全。采用PLC控制作為起重機質量檢測的控制設備，可以很好地解決實際的要求和問題，我們采用西門子S7-200系列的PLC。
5.1分析運行過程
為了保證程序運行的可靠，程序中設置了前進與后退、左行與右行、上升與下降的互鎖觸點。
進退機構的運行過程，運行時分手動操作和自動操作。
5. 2 I/O端口接線
I/O端口接線圖
5.3 起重機PLC自動控制梯形圖
傳統(tǒng)的電器圖，一般包括電器原理圖、電器布置圖及電器安裝圖。在PLC控制系統(tǒng)中，這一部分圖可以統(tǒng)稱為“硬件圖”。它在傳統(tǒng)電器圖的基礎上增加了PLC部分，因此在電器原理固中應增加PLC的I/O連接圖。 在PLC控制系統(tǒng)的電器圖中包括程序圖(梯形圖)，可以稱它為"軟件圖"。向用戶提供“軟件圖”，可便于用戶生產發(fā)展或工藝改進時修改程序，并有利于用戶在維修時分折和排除故障。
實現(xiàn)上述要求可通過設計PLC梯形圖來實現(xiàn)，程序由圖形方式表達，指令由不同的圖形符號組成，易于理解和記憶。在編制程序過程中，人們習慣于用文字或動作流程圖表達系統(tǒng)的控制過程，然后根據(jù)經驗設計PLC的控制程序(梯形圖)，這樣編寫的程序有很多不嚴密之處，在調試中會出現(xiàn)意想不到的錯誤?；蛴肞LC中的繼電器符號通過狀態(tài)表法和邏輯表達式設計控制系統(tǒng)的PLC程序，雖所編程序嚴密，對于簡單控制系統(tǒng)尚可對于復雜系統(tǒng)，往往卻需要大量中間過程，程序設計過程較為復雜，又極為費時。編程指令：指令是PLC被告知要做什么，以及怎樣去做的代碼或符號。從本質上講，指令只是一些二進制代碼，這點PLC與普通的計算機是完全相同的。同時PLC也有編譯系統(tǒng)，它可以把一些文字符號或圖形符號編譯成機器碼，所以用戶看到的PLC指令一般不是機器碼而是文字代碼，或圖形符號。
梯形圖：
Network 1 // 網(wǎng)絡標題
LD I0.0
AN T37
TON T37, 50
Network 2
LD T37
LDN SM0.1
O C50
CTU C47, 6
Network 3
LD C47
A T37
LDN SM0.1
O C50
CTU C48, 9
Network 4
LD C48
A T37
LDN SM0.1
O C50
CTU C49, 6
Network 5
LD C49
AN T37
LDN SM0.1
O C50
CTU C50, 9
Network 6
LD I0.0
AN C47
AN C59
AN I0.1
LD I0.1
AN I0.0
OLD
= Q0.0
Network 7
LD C49
AN C47
AN C59
AN I0.2
LD I0.2
AN I0.0
OLD
= Q0.1
Network 8
LD I0.0
A C52
TON T40, 10
Network 9
LD T40
AN T41
TON T41, 10
Network 10
LD T41
LDN SM0.1
O C54
CTU C51, 14
Network 11
LD T41
A C51
LDN SM0.1
O C54
CTU C52, 23
Network 12
LD T41
A C52
LDN SM0.1
O C54
CTU C53, 14
Network 13
LD T41
A C53
LDN SM0.1
O C54
CTU C54, 23
Network 14
LD T41
AN C51
AN C59
AN I0.3
LD I0.3
AN I0.0
OLD
= Q0.2
Network 15
LD C52
AN C53
AN C59
AN I0.4
LD I0.4
AN I0.0
OLD
= Q0.3
Network 16
LD I0.0
AN T48
TON T48, 50
Network 17
LD T48
LDN SM0.1
O C58
CTU C55, 2
Network 18
LD T48
A C56
LDN SM0.1
ON C58
CTU C56, 3
Network 19
LD T48
A C56
LDN SM0.1
O C58
CTU C57, 2
Network 20
LDN T48
A C57
LDN SM0.1
O C58
CTU C58, 3
Network 21
LDN T48
AN C55
AN C59
AN I0.5
LD I0.5
AN I0.0
OLD
= Q0.4
Network 22
LD C56
AN C57
AN C59
AN I0.6
LD I0.6
AN I0.0
OLD
= Q0.5
Network 23
LD C37
LD SM0.1
CTU C59, 12
Network 24
LD C59
A I0.0
= Q0.6
第六章 起升機構裝配工藝
汽車起重機屬于小批量生產，起升機構裝配精度要求不太高，一般采用自由公差，故采用自由公差，故采用調整裝配法進行裝配，通過調整墊片來保證裝配精度。
起升機構裝配流程圖如上：
總結
這次畢業(yè)設計過程中，題目的要求是全液壓伸縮臂式起重機，其中起重臂的伸縮和幅度改變都要用到液壓油缸，以及調整起重機穩(wěn)定性的平衡之腿都靠液壓驅動。其中駕駛室操控起重臂的旋轉，它是利用低速大扭矩馬達驅動齒輪進行旋轉的。進一步又進行了結構方案設計，再通過有關參考書進行了簡單的設計計算。然后又繪制了平面圖，其中主要是起重臂的裝配圖，以及吊鉤的零件圖，還有起升機構。通過設計計算與CAD繪圖，我溫習了有關力學、工藝、機械設計等多方面的知識，掌握和鞏固了繪圖的基本技能。畢業(yè)設計教會了我如何思考如何動手，我想其中的點點滴滴都會讓我在走向工作崗位之后，令我收益匪淺。
本次設計主要側重于起重機的上車設計，動臂采用同步伸縮機構，回轉機構采用低速大扭矩馬達代替了減速裝置使得機構變得緊湊等都是這次設計中好的方面。當然在設計中也存在著一些不足之處，如起升機構減速器輸出齒輪與卷筒安裝在同一根軸上，使得結構簡化，并減小了其外形尺寸，但輸出軸安裝調整困難，這是由于在設計中缺乏經驗和考慮不周造成的，若將減速器的圓柱齒輪改為行星齒輪就可以避免這個問題。
參 考 文 獻
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[14] 薛定宇,陳陽泉.基于 MATLAB/simulink 的系統(tǒng)仿真技術與應用[M].清華大學出版社 2002.4
致 謝
歷時數(shù)月的畢業(yè)設計終于接近尾聲。時間在緊張而又愉悅的氣氛中悄然流去，經過老師的指導、同學的幫助以及我自身的努力，畢業(yè)設計也已圓滿完成。此刻，當我回過頭來，對畢業(yè)設計有了一個更為深入的認識。它是培養(yǎng)學生綜合運用所學理論知識和技能的一種綜合性工程實踐訓練，是培養(yǎng)我們創(chuàng)造能力、獨立工作能力，養(yǎng)成理論聯(lián)系實際的工作作風和提高工程實踐能力的主要途徑，是提高分析和解決實際問題能力的一個重要環(huán)節(jié)，是我們走向工作崗位之前的工作基本訓練。因此，進行畢業(yè)設計是一次具有重要意義的歷練。
首先，我要感謝的是陳玲老師的精心指導。有幸在陳老師的指導下完成畢業(yè)設計是一件讓人十分高興的事。陳老師對工作執(zhí)著的精神和認真的態(tài)度，從側面深深地感染并影響著我們。盡管讓我完成一個未接觸過的設計項目有一定的困難，但是在老師的指導和幫助下，我的畢業(yè)設計最終能夠順利的完成。在做畢業(yè)設計期間，陳老師經常找我們見面，檢查設計的完成情況，并對我們不懂得地方做進一步的講解。在畢業(yè)設計的過程中，陳老師的教學工作很忙，但還是抽出休息時間，為我們仔細審閱圖紙，講解每一處錯誤，直到設計過程全部結束，在此非常感謝她。
由于水平有限，加上實際設計經驗欠缺，在我們的設計中必然還存在著很多不完善和不合理的細節(jié)，甚至有錯誤的地方，歡迎老師、同學指正。
此外，還要感謝寢室里的各位兄弟們，是他們的耐心解答了我許多細小繁多的問題，使我的設計工作進行的更為流暢順利。
再次對在設計中給過我?guī)椭椭С值睦蠋熀屯瑢W表示感謝！
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