摘 要
随着经济建设的迅速发展，我国的基础建设力度正逐渐加大，道路交通，机场，港口，水利水电，市政建设等基础设施的建设规模也越来越大，市场汽车起重机的需求也随之增加。本文通过对徐工50吨汽车起重机主臂进行研究，进一步进行主臂设计，通过计算对主臂的三铰点、主臂的长度、及每节臂的长度、液压缸尺寸进行确定，选择零部件，确定主臂伸缩方式及主臂内钢丝绳的缠绕方法，通过SOLID WORKS软件对主臂进行三维建模。
关键词：50吨汽车起重机、主臂设计、三铰点、伸缩方式、三维建模
Abstract
With the rapid development of economic construction, China's infrastructure is gradually
increase the intensity, road traffic, airports, ports, water conservancy and hydropower, municipal construction of infrastructure such as the scale of construction is also growing, crane truck crane market demand with the increase. Based on the Xu Gong 50 tons of truck crane boom study, further boom design, by calculating the main arm of the three hinges, the main arm length, and the length of each arm, hydraulic cylinder size identify, select Parts and components, identify the main telescopic arm and the boom in the way of winding rope method, SOLID WORKS software on the main arm for three-dimensional modeling.
Keywords: 50-ton truck crane，the boom design，the three hinge points ，stretching，three-dimensional modeling
1绪论
1.1起重机械的工作特点及其在国民经济中的作用
起重机械式用来对物料进行起重、运输、装卸和安装作业的机械。它可以完成靠人力无法完成的物料搬运动作，以减轻人们的体力劳动，提高生产效率，在工厂、车站、矿山、港口、建筑工地、仓库、水电站等多个领域的部门中得到了广泛的应用，随着生产规模日益扩大，特别式现代化、专业化的生产需求，各种专门用途的起重机相继产生，在许多重要的部门中，不仅式生产过程中的辅助机械，而且已成为生产流水作业生产线上不可缺少的重要机械设备它的发展对国民经济建设起着积极的促进作用。
起重机式一种循环的，间歇运动的，短程搬运物料的机械，一个工作循环，一般包括上料，运送，卸料及回到原位的过程，即取物装置从取物地点，由起升机构吧物料提起，由运行回转或变幅机构把物料移位，然后物料在指定的地点下放，接着进行相反的动作，使取物装置回到原位，以便进行下一步的工作循环，在两个工作循环之间一般由短暂的停歇。起重机工作时，各机构经常是处于启动，制动，正向，反向，等相互交替的运动状态之中。
在高层建筑，冶金，化工，电站等大型项目的建设中，需要吊装和搬运的工程量日益增多，其中不少组合件的吊装和搬运重量达到几百吨。因此必须选用一些大型的起重机进行诸如锅炉及厂房设备的吊装工作。通常采用的大型起重机有龙门起重机，门座式起重机，塔式起重机，履带起重机，轮式起重机以及厂房内装置的桥式起重机等。
在公路，桥梁，水利电力等建设施工中，起重机的使用范围更式极为广泛，无论式装载设备器材，吊装厂房构件，安装电站设备，调运浇筑混凝土，模板，开挖废渣及其它建筑材料等均需使用起重机械，尤其式水电工程施工，不但工程规模浩大，而且地理条件特殊，施工季节性强，工程本身又很复杂，而且吊装搬运的设备，建筑材料量大品种多。除了上面介绍的起重机外，在水电工程中还采用一些其它的大型设备，如缆索起重机，浮式起重机等，在电站厂房及建筑物上安装各种类型的起重机，供检修机组，启闭闸门，及起吊拦污栏之用，这些起重机由大型龙门起重机，固定卷扬起重机以及弧形闸门起重机等。这些专门用途的起重机一般吨位较大，如用起吊闸门的龙门起重机，和固定卷扬起重机，起到了工程起重机的作用，起重机在未来的国家建设当中，还将起到更大的作用。
1.2国内汽车起重机的发展概况和发展趋势
1.2.1国内汽车起重机的发展概况
中国的汽车式起重机诞生于上世纪的10年代，经过了近30年的发展，期间有过3次主要的技术改进，分别为70年代引进苏联的技术，80年代引进日本的技术，90年代引进德国的技术。但是总体来说，中国的汽车式起重机产业始终走着自主创新的道路，有着自己清晰的发展脉络，尤其是进几年，中国的汽车式起重机产业取得了长足的发展，虽然与国外相比还有一定的差距，但是这个差距正在逐渐的缩小。而且我国目前在中小吨位的汽车式起重机的性能已经完好，能够满足现实生产的要求。在不久的将来，我国的汽车式起重机行业一定会发展成为一个发展稳定，市场化程度高的成熟产业。
许多专家认为，高速发展的市场，是中国汽车式起重机产业各个厂商有利的技术创新基础和环境。近几年，中国汽车式起重机产业除了一家较小的公司与日本起重机品牌厂家合资以外，其余厂家一直在追赶国外先进水平的进程中，一直坚持自主的技术创新道路，基本上没有整体引进国外技术的做法，也使的中国汽车式起重、产业在达到和接近国际先进水平的同时，在产品技术上有明显的中国特质。
中国汽车式起重机已经大量使用PLC可编程集成控制技术，带有总线接口的液压阀块，液压马达，油泵等控制和执行元件已较为成熟，液压和电器已实现了紧密的结合。可通过软件实现控制性能的调整，大幅度简化控制系统，减少液压元件，提高系统的稳定性，具备了实现故障自动诊断，远程控制的能力。
当前我国新一代汽车起重机产品，起重作业的操作方式，大面积应用先导比例控制，具有良好的微调性能和精控性能，操作力小，不易疲劳。通过先导比例手柄实现比例输送多种负荷的无级调速，有效防止起重作业时的二次下滑现象，极大的提高了起重作业的安全性、可靠性和作业效率。
部分大型汽车式起重机还在伸缩臂上使用了单缸插销的伸缩技术，通过液压销作用，以单个液压油缸可完成多节伸臂的运动，并达到各种工况的程度控制和自动伸缩，改变了以往能不油缸加内部绳排的作业方式，使起重机相对更轻，拓展了起重机向更高工作高度发展的空间。
在走向国际市场的过程中，我国汽车式起重机产业近几年品质水平的快速提高，也得到了国际拥护的高度肯定，由于产品使用规范，用户的专业素质较高，出口产品的质量反馈比在过内有了明显的减少，产品反映较好。这都为中国汽车式起重机行业的发展打下了良好的基础。
1.2.2国内汽车起重机发展趋势
我国的汽车式起重机的生产企业要想在本领域生存与发展，需要做的事情还很多，由于市场需求的增大，也要求生产企业不断创新，在保证起重机性能的基础上还要不断开发出更大吨位的新产品，满足市场的需求。只有这样才能从市场中获得养分和活力使自己生存，在生存中发展，在发展中壮大。
主要的发展趋势应该有以下几点：
（1） 扩大产品的品种。
在企业内部应建立完善的产品研究和开发体系，使产品系列化，品种齐全，要形成大中小完整系列，增多产品数量，使生产规模不断的扩展。
（2） 增大起重力矩。
目前我国生产的汽车式起重机大多是100吨以下的中小吨位的起重机，大吨位生产的很少，而随着社会的发展，对机动灵活的大型起重机械的需求越来越大，这都是汽车式起重机发展的养分，所以增大其中力矩迫在眉睫。
（3） 增加起重机功能。
随着国民经济的快速发展，用户对汽车式起重机的使用上的要求越来越多，希望能够一机多用，已经不仅仅是在搬运重物时使用，而是满足在不同环境和工种的使用，这些都为未来起重机的发展找清了方向。
（4） 全力打造自己的品牌。
目前中国的汽车起重机生产企业，缺少自己的专业研究人员和开发队伍，而是去模仿别人生产的成品，没有发展方向和竞争力。未来经济的全球化以及由此引发的一系列问题，使得竞争手段从传统的产品，价格等层次转嫁到品牌的竞争上来。所以各大汽车式生产企业应该 努力打造自己的品牌，从而使自己发展壮大。
（5） 开创自我空间占领市场。
我国的各大汽车式起重机生产企业要不断创新，大胆进行运行急智的改革，面向市场，结构优化，人员重组，引进设备，进行刻苦的技术研发，在不断完善自我的前提下，占领市场。
1.3国外汽车起重机发展概况及发展趋势
1.3.1国外汽车起重机发展概况
目前世界上约有百余家企业生产汽车起重机，但著名的也就右十余家，如美国的格鲁夫、德国的利勃海尔、徳马克、日本加藤、多田野等。生产的汽车起重机品种有数百种，90年代以来，生产，销售各种吨位的起重机万余台。
汽车起重机的市场主要集中在东亚、北美和欧洲。东亚约占销售量的40%，北美和欧洲各约占20%。国外汽车起重机发展的主要特点可以归纳为：多品种生产，标准化程度高和一机多用。
就分布于三大市场的产品而言，以德国为主的欧洲市场，其产品主要特点为：
（1）全地面起重机占主导地位，约占市场份额的80%。
（2）大吨位产品为主，利勃海尔公司占销售额的70%～80%式100吨以上的产品。
（3）技术先进，及时采用世界最新的技术成果。
（4）专用配套件多，这以为欧洲发展汽车起重机的得天独厚的条件。
以日本为主的东亚市场和以美国为主的北美市场，其产品主要特点有：
（1）越野汽车起重机占主导地位，约占70%～80%，其次为轮式起重机，全地面起重机所占比例较小。
（2）多系列生产，中大吨位居多。
（3）注重适应性和经济性。在保证产品性能和功能的前提下，大量采用通用配套件，而不强调追赶新技术，故产品可靠性较好。
目前，世界汽车起重机的生产，从技术上讲，德国利勃海尔公司略占优势，但从企业规模上讲，美国格鲁公司居世界首位。而生产量则是日本的多田野和藤加最多。市场总的趋势式供大于求，面对激烈竞争，国外各大公司除了纷纷增加投资、扩大生产、提高自身的竞争能力外，还通过联合或兼并来提高在国际市场的份额。如1984年，美国格鲁夫公司收购了英国老牌企业科尔斯公司。1987年，德国克虏伯公司收购了格的瓦尔德公司，称为当时德国最大的起重机公司，但该公司1995年又被美国格鲁夫公司收购。1990年，日本多田野兼并了德国法恩公司等。
在起重机行业内，国外的大型汽车起重机的发展比我国迅速，在技术和运用上已相当成熟，目前国际市场对汽车起重机的需求在不断增加，从而使国外各大汽车式起重机制企业在生产中更多的应用优化设计，机械自动化和自动化设备，这对起重机行业的发展造成了很大的影响。目前国外的起重机企业主要是生产大吨位的起重机，而且有完善的设计体系，和一批先进的研发人员，不断的进行创新和完善。国外的制造企业现在已经达到规模化的生产，技术含量比较高，而且液压技术和电子技术在汽车起重机的设计中也已广泛的应用，很多企业的品牌在用户的心中已经打上了坚实的烙印，这也使的国外起重机的继续发展占有了更大的优势。
1.3.2国外汽车起重机发展趋势
（1） 设计、制造的计算机化、自动化
近年来，随着电子计算机的广泛应用， 许多国外起重机制造商从应用起重机辅助设计系统（CAD），提高到应用计算机进行起重机的模块设计。起重机采用模块单元化设计，不仅是一种设计方法的改革，而且将影响整个起重机行业的技术、生产和管理水平，老产品的更新换代，新产品的研制速度都将大大加快。对起重机的改进，只需更改几个模块；设计新的起重机只需新的不同模块进行组合，提高了通用化程度，可使单件小批量的产品，改成相对批量的模块生产，能使较少的模块形式，组合成不同规格的起重机，满足市场的需求，增强了竞争力。
（2） 起重机控制元件的革新与应用
起重机的定位精度是对起重机的重要要求，多数采用转角码盘，齿轮链，激光头与钢板孔带来保证，定位精度通常为±3㎜，高于1mm的精度需另加定位系统。在起重机起升速度和制动器方面的改进，则使用低速运行的起重机吊钩精确定位，起重机的刹车系统也应用微处理进行控制和监视工作。
遥控系统用于汽车式起重机及其他移动式起重机械，这种系统包括在控制者身上的控制器，和安装在起重机上的接收器 ，控制器具有电磁辐射发生器，接收器与作用在起重机传动装置的操纵机械的转换部分相连。遥控器的使用不仅节省人力，提高工作效率，而且使操作者的工作条件有所改善。
起重机的距离检测防撞装置，采用无线电信号型的防撞装置，防撞系统由三相系统组成，用来监控起重机前端行使距离，一般首先发出信号警示，接着将大车车速减小到50%，最后切断电机电源，将大车制动。
（3） 新材料、新工艺的应用。
由于钢铁工业新技术的应用，刚才质量得以提高，在设计起重机主梁强度时，可使用较高的许用应力，而不需要较高的安全系数，以便减少起重机材料用量，从而降低设备的重量和价格，起重机配套的零部件的制造也得益于新材料的不断产生，使得起重机向更轻，更好的方向发展。
在机加工方面，大量采用少切削的精密铸件，尤其是铝合金铸件见多，加工设备大量采用高精度，高效的加工中心，数控自动机床等，及保证了质量，又提高了劳动生产率，降低了成本，同时在机械线使用机械代替人工操作如焊接机械手和配用机械手等。
国外起重机的未来发展之路是走向专业化，标准化，和系列化，只有这样才能最快的制造和装配出品种多样化的产品
1.4solid works软件的介绍
美国Solid Works公司是一家专门从事开发三维机械设计软件的高科技公司，公司宗旨是使每位设计工程师都能在自己的微机上使用功能强大的世界最新CAD/CAE/CAM/PDM系统，公司主导产品是世界领先水平的Solid Works软件。
90年代初，国际微机市场发生了根本性的变化，微机性能大幅提高，而价格一路下滑，微机卓越的性能足以运行三维CAD软件。为了开发世界空白的基于微机平台的三维CAD系统，1993年PTC公司的技术副总裁与CV公司的副总裁成立SolidWorks公司，并于1995年成功推出了SolidWorks软件，引起世界相关领域的一片赞叹。在Solid Works软件的促动下，1998年开始，国内、外也陆续推出了相关软件；原来运行在UNIX操作系统的工作站CAD软件，也从1999年开始，将其程序移植到Windows操作系统中。
由于SolidWorks出色的技术和市场表现，不仅成为CAD行业的一颗耀眼的明星，也成为华尔街青睐的对象。终于在1997年由法国达索公司以三亿一千万的高额市值将SolidWorks全资并购。公司原来的风险投资商和股东，以原来一千三百万美元的风险投资，获得了高额的回报，创造了CAD行业的世界纪录。并购后的SolidWorks以原来的品牌和管理技术队伍继续运作，成为CAD行业一家高素质的专业化公司。
功能描述
（1）、Top Down(自顶向下)的设计
（2）、Down Top (自下向上)的设计
（3）、配置管理
（4）．易用性及对传统数据格式的支持
（5）．零部件镜像
（6）.装配特征
（7）．工程图
（8）．eDrawing
（9）．钣金设计
（10）．3D草图
（11）.曲面设计
（12）．基于INTERNET的协同工作
（13）动画功能——Animator
1.5本课题内容及重要意义
课题内容：
学习solid works软件，能熟练应用软件进行建模，并进行装配。
通过计算确定基本参数，对各节臂的尺寸进行确定，对臂的铰点进行确定。
主臂运动方案的确定，大臂采用形式，伸缩方式以及钢丝绳绕线方式等。
在solid works环境下进行机械结构设计，建立50吨汽车起重机的基本臂的三维模型
课题重要意义：
近年来，随着社会的发展，社会生活中对起重机的需求越来越大，所以起重机的研发越来越紧迫，由于汽车式起重机转场灵活，从而方便快捷，所以进几年我国的汽车式起重机发展很快。但是，与国外汽车式起重机相比，国外汽车式起重机技术得到了飞速发展，为了降低整机成本，提高性能，整机质量越来越小，在起重性能相同的情况下，自重约比十年前降低了２０％左右，由于车辆自重的减小，使车辆采用尽可能少的轴数（尤其是大吨位起重机），这样，大大简化了车辆的结构，成本降低，同时提高了起重机的作业能力及使用经济性，所以，同等吨位的销售价较前十年有大幅下降，对中国国内市场造成了很大冲击，因此，对我国的汽车式起重机的生产者来说是一个严峻的考验。基本臂是起重机的最主要的部件，它的优劣直接关系到起重机的性能，所以加大对汽车式起重机的基本臂结构设计的研究，努力创新和借鉴外国经验是当务之急。
250吨汽车式起重机的主要技术参数和工作级别
2.1 50吨汽车式起重机的主要技术参数
起重机的技术参数表征起重机的作业能力，汽车式起重机的主要技术参数包括起重量、起升高度、幅度、起重力矩等。这些参数表名起重机工作性能和技术经济指标，它是设计起重机的技术依据，也是生产使用中选择起重机技术性能的依据。
（1）起重量
起重机起吊重物的质量称为起重量，通常以Q表示，单位为kg或t。起重机的起重参数通常是以额定起重量表示的。所谓额定起重量是指起重机在各种工况下安全作业所容许的起吊重物的最大质量的值，它是随着幅度的加大而减小的。带有吊钩的起重机的额定起重量不包括吊钩和滑轮组的自重。
汽车式起重机的额定起重量随着吊臂的方位（侧方、后方、前方三个基本作业方位）不同而有所变化。汽车式起重机的额定起重量还分支腿全伸、不用支腿吊臂行驶2种情况。起重机吊重行使时，起重臂必须前置。起重机不用支腿作业和吊重行使时的额定起重量决定于轮胎、车桥（或轮对转向架）的承载能力。
如上所术，由于汽车式起重机的各种工况比较复杂，考虑的因素较多，额定起重量不只一个时，通常称额定起重量为最大起重量。此次设计的是50吨汽车式起重机的主臂，所以取起重量为Q=50t。
（2）起升高度
起升高度是指从地面或轨道顶面至取物装置最高起生位置的铅垂距离（吊钩取取钩环中心），单位为米。如果取物装置能下落到地面或轨面以下，从地面或轨面至取物装置最低下放位置间的铅垂距离称为下放深度。此时总起升高度H为轨面以上的起升高度h2和 轨面以下的下放深度h3之和，H=h2+h3。
由于汽车式起重机的起升高度随着臂架仰角和臂架长度变化，在各种臂长和不同臂架仰角时可得相应的起升高度曲线。汽车式起重机起升高度的选择按作业要求而定。在确定起升高度时，应考虑配属的吊具、路基和汽车高度保证起重机能将最大高度的物品装入车内。
汽车式起重机的最大起升高度的确定是根据起重机作业要求和起重机总体设计的合理性综合考虑。参见《起重机设计手册》汽车式起重机技术参数表，如表2.1所示50吨汽车式起重机的基本臂的范围为11.0∕9.0（米），最长主臂范围为32∕24（米），及徐工生产的50吨汽车起重机的参考值，选择起升高度为基本臂作业9.854米，最长主臂作业32米。图2.1所示为汽车起重机起升高度图。
（3）幅度
旋转臂架式起重机处于水平位置时，回转中心线与取物装置中心线垂直之间的水平距离称为幅度（R）。幅度的最小值Rmax和最大值Rmin根据作业要求而定。在臂架变幅平面内起重机机体的最外边至取物中心铅垂线之间的距离称为有效幅度，有效幅度可为正值或副值。
汽车式起重机有效幅度通常是指使用支腿工作，臂架位于侧向最小幅度时，取物装置中心铅垂线至该侧两支腿中心连线的水平距离，它表示汽车式起重机在最小幅度时工作的可能性。汽车式起重机的幅度R如图2.1所示。参见表2.1，此次汽车式起重机的幅度R=3m。
（4）起重力矩
起重力矩是臂架类起重机主要技术数据之一，它等于额定起重量Q和其相对应的工作幅度R的乘积，即M=Q×R，起重力矩一般用t·m为单位。参见表1，Q=50t，R=3m,此次设计的汽车式起重机的起重力矩为M=Q×R=50×3=150t·m。同时参见表1可知，基本臂起重力矩为150 t·m，最长主臂的起重力矩为85 t·m。
2.2 50吨汽车起重机的工作级别
（1） 起重机利用等级
起重机在有效工作期间有一定总工作循环数，起重机作业的工作循环是从准备其吊物品开始到下一次其吊物品为止的过程。工作循环次数表征起重机的利用程度，是起重机分级的基本参数之一。确定适当的使用寿命时要考虑经济，技术和环境等因素，同时还要考虑设备老化的影响。
工作循环次数除了可根据经验确定，还可根据下式进行计算：
（3）幅度
旋转臂架式起重机处于水平位置时，回转中心线与取物装置中心线垂直之间的水平距离称为幅度（R）。幅度的最小值Rmax和最大值Rmin根据作业要求而定。在臂架变幅平面内起重机机体的最外边至取物中心铅垂线之间的距离称为有效幅度，有效幅度可为正值或副值。
汽车式起重机有效幅度通常是指使用支腿工作，臂架位于侧向最小幅度时，取物装置中心铅垂线至该侧两支腿中心连线的水平距离，它表示汽车式起重机在最小幅度时工作的可能性。汽车式起重机的幅度R如图2.1所示。参见表2.1，此次汽车式起重机的幅度R=3m。
（4）起重力矩
起重力矩是臂架类起重机主要技术数据之一，它等于额定起重量Q和其相对应的工作幅度R的乘积，即M=Q×R，起重力矩一般用t·m为单位。参见表1，Q=50t，R=3m,此次设计的汽车式起重机的起重力矩为M=Q×R=50×3=150t·m。同时参见表1可知，基本臂起重力矩为150 t·m，最长主臂的起重力矩为85 t·m。
2.3 50吨汽车起重机的工作级别
（1） 起重机利用等级
起重机在有效工作期间有一定总工作循环数，起重机作业的工作循环是从准备其吊物品开始到下一次其吊物品为止的过程。工作循环次数表征起重机的利用程度，是起重机分级的基本参数之一。确定适当的使用寿命时要考虑经济，技术和环境等因素，同时还要考虑设备老化的影响。
工作循环次数除了可根据经验确定，还可根据下式进行计算：
（2.1）
式中 : Y—起重机的使用寿命以年计算，与起重机的类型、用途、环境、技术、经济因素有关。 由于本设计为50吨，参见《起重机设计手册》不同类型起重机使用寿命表，如表2.3所示，可知Y=13年。
B—起重机一年中的工作天数，取B=300天。
H—起重机每天工作小时数，取H=8小时。
T—起重机一个工作循环的时间，设定为T=300秒。
根据以上计算所得出的数据， (次)
参见《起重机设计手册》起重机利用等级表，如表2.2所示，可以选择起重机的利用等级为，起重机的 使用情况为 ，经常中等的使用。
表2.2 起重机利用等级
| 利用等级 | 总的工作循环次数N | 起重机使用情况 | 利用等级 | 总的工作循环次数N | 起重机使用情况 |
| 1.6 | 5 | 经常中等的使用 | |||
| 3.2 | 1 | 不经常繁忙使用 | |||
| 6.3 | 不经常使用 | 2 | |||
| 1.25 | 4 | 繁忙的使用 | |||
| 2.5 | 经常清闲的使用 | 4 |
| 起重机类型 | 使用寿命（年） | ||
| 汽车起重机（通用汽车底盘） | 10 | ||
轮胎起重机和汽车起重机（专用底盘） | 起 重 量 （t） | 小于16 | 11 |
| 16～40 | 12 | ||
| ＞40～100 | 13 | ||
| 大于100 | 15 | ||
| 塔式起重机 | 小于10 | 10 | |
| 等于和大于10 | 16 | ||
桥式和门式起重机 | 工作级别 | 、 | 30 |
| 、、 | 25 | ||
| 、 | 20 | ||
| 履带起重机 | 10 | ||
| 门座和铁路起重机 | 25 | ||
载荷状态是起重机分级的另一个基本参数，它表明起重机的主要机构—起升机构受载的
轻重程度。载荷状态与两个因素有关：一个是实际起升载荷，与额定起升载荷之比，令一个是实际起升载荷的作用次数N1，与工作循环次数N之比。
此次设计根据实际情况及汽车式起重机实际的使用情况，可根据表2.4选择=0.125，即很少吊起额定载荷，一般起吊轻载荷。
表2.4 起重机的载荷状态及其名义载荷谱系数
| 载荷状态 | 名义载荷谱系数 | 说明 |
| —轻 | 0.125 | 很少起升额定载荷，一般起升轻微载荷 |
| —中 | 0.25 | 有时起升额定载荷，一般起升中等载荷 |
| —重 | 0.5 | 经常起升额定载荷，一般起升重载荷 |
| —特重 | 1.0 | 频繁的起升额定载荷 |
划分起重机的工作级别，示为了对起重机金属结构和机构设计提供了合理的基础，它能使起重机胜任它需要完成的工作任务，起重机的工作级别使根据起重机的利用等级和起重机的载荷状态而确定，根据《起重机设计手册》中，起重机工作级别的划分，如表2.5所示，可以确定，此汽车式起重机的工作级别为A4。
表2.5 起重机工作级别的划分
| 载荷状态 | 名义载荷谱系数 | 利用等级 | |||||||||
| —轻 | 0.125 | ||||||||||
| —中 | 0.25 | ||||||||||
| —重 | 0.5 | ||||||||||
| —特重 | 1.0 |
主臂尺寸的的确定包含以下的的内容：一、 吊臂根部铰点位置的确定，二、吊臂各节尺寸的确定，三、变幅液压缸铰点的确定，四、截面的选择及截面尺寸的确定。由于此次设计的50吨汽车式起重机的起升高度为32米，参见表3.1，选择吊臂的节数为5。
表3.1 起重机吊臂节数
| 最大起升高度H(m) | 10～15 | 16～19 | 20～29 | 30～40 |
| 吊臂节数K | 3 | 2～3 | 3～4 | 4～5 |
吊臂根部铰点的位置与吊臂长度，起升高度和幅度有关。设吊臂的工作长度为lw。即：
（3.1）
从而得出=10.8m。
式中：H—基本臂的起升高度，H=9.854m。
b—吊头距滑轮组的最短距离，b=1.5m。
、—根部铰点和头部滑轮轴心离吊臂基本截面轴心的距离，并带有正负号，在中心线以下者为正，以上为负。由于此项数值较小，所以在计算时可以不计。
h—根部铰点离地距离，参见徐州重型的h值，取h=2.4m。
—吊臂仰角，其值小于最大仰角=80°，即=0.7amax。即=56°。
吊臂根部离铰点的距离e
（3.2）
得出吊臂根部离铰点的距离e=1.73m。所以取距离e=1.73m。
吊臂根部铰点离回转平面的高度为
=2.4-0.16-1.4=0.84m
式中：——为回转支承装置的高度， = 0.16m。
——为起重机汽车底盘的高度， =1.4m。
将最大起升高度H1带入公式得出主吊臂最大长度。
（3.3）
式中：H1—最长主臂作业长度，H1=32m。
a，b，h同上。
3.2 吊臂各节尺寸的确定
主吊臂的最长长度是由基本臂结构长度和外伸长度所组成。
即 （3.4）
式中﹑﹑﹑﹑为各节伸缩臂的伸缩长度，在设计当中，伸缩长度往往取同一数值，即。则外伸长度，﹑﹑﹑为二，三，四，五节臂缩回后外漏部分的长度，在计算时取同一数值（a=0.20米）。
若假设为臂头滑轮中心离基本臂端面的距离，则基本臂结构长度加上即为基本臂的工作长度。 =+=+
而=+++=（K-1）
将上式带入式（3.4）可得
=-（K-1）+（K-1）
=+（K-1）+（K-1）=+（K-1） （3.5）
即 37.5=10.8+（5-1）
从中可以得出=6.675（m）。
式中：K-为吊臂的节数。
从而得出外伸长度为=6.855（m）。
在第i节臂退回后，除外露部分长度a外，在前节（i-1）节臂中的长度加上伸出后仍在前节臂中的那部分搭接长度，第i节臂插在前节臂内的长度为（+），假设第i节臂的结构长度为，则
=++a =+ （3.6）
搭接长度应该短些，以减轻吊臂重量。但是，太短将搭接部分反力增大了，引起搭接部分吊臂的盖板或侧板局部失稳，同时，也是吊臂的间隙变形增大。因此，搭接部分要根据实际经验和优化设计而定，一般为伸缩臂外伸长度的1/4—1/5。
各节伸缩臂插入前一节都留有一段距离c，这是结构上的需要，在此距离内要设置伸缩油缸的铰支座和其它的结构构件，其大小视情况而定，在此次设计中选择c=0.55m。
因此前后两节臂由这样的关系 =+c-a （3.7）
从式3-6可知， =++a
=++a
将上述两式代入式（3.7），可得。
++a=++c
已知， ==， ==，从上式可知，后一节的搭接长度，臂前一节的搭接长度小一些，因为一般情况下结构空间c臂外露空间a大一些，得出
=+（c-a） （3.8）
此次设计共有5节臂，其最后一节的搭接长度为使其等于1/5的外伸长度，现在和已经得出，则根据式（3.7），吊臂的各节搭接长度和结构长度分别为，
=0.22=0.22×6.875=1.512（m） =1.22=1.22×6.875=8.388（m）
=0.22+（c-a）=1.862（m） =1.22+（c-a）=8.738（m）
=0.22+2×（c-a）=2.212（m） =1.22+2×（c-a）=9.088（m）
=0.22+3×（c-a）=2.562（m） =1.22+3×（c-a）=9.438（m）
=0.22+4×（c-a）=2.912（m） =1.22+4×（c-a）=9.798（m）
各节臂长度尺寸的验算
计算的基本臂工作长度必须满足下面的式子，所计算的各节臂的长度值才能满足需要，
=+（K-1）≥1.2+（K-1）c=1.2（+）+（K-1）c （3.9）
式中： =9.798+0.2（5-1）=10.598（m）
1.2（+）+（K-1）c=1.2×（6.675+0.2）+（5-1）×0.55=10.45（m）
即式（3.9）成立，所计算各节臂的长度满足要求。
上述为所计算出的各节臂的长度尺寸，参考徐州重型50吨汽车起重机设计各节臂尺寸的确定，最终确定长度为: =9.875（m）、=9.455（m）、 =9.055（m）、 =8.780（m）、 =8.360（m）。
3.3 变幅液压缸铰点的确定
变幅液压缸的焦点如图3.1所示，变幅液压缸根部铰点（）的位置，一般使其落在回转支撑装置的滚道上，从而改变了平台的受力情况。采用双作用液压缸，其铰点离回转中心的距离f取决于双缸间的距离B,可通过下式算得：
（3.10）
由于回转支撑装置D和吊臂宽度B都与起重能力有关，一般取D=(2.1～2.4)B。则从式3-10得出，
m
式中：D-起重机底盘直径，D=2m。
从而可以得出铰点已经确定。
图3.1主臂铰点确定图
铰点在求得和已经确定即=0.84m，e=1.73m，所以认定铰点已经确定。因为铰点离滚道面的距离式构造所定，一般取=0.18m。
在图3.1中可以看出，只有在基本臂上固定的铰点尚未确定。铰点的取得要满足下述条件，在变幅缸缩回时， 吊臂位在行驶状态，变幅液压缸长度为最短长度；而当全伸时吊臂位在最大仰角状态，液压缸长度达到最大长度。连接吊臂铰点（），变幅缸铰点（）和（），形成或。在中，在中，.面角是与水平线的夹角，它可由下式求得：
（3.11）
式中： =0.84m， =0.18m， =1.73m， =0.9m。
从而可以得出： =14.087°。
在和确定后，用三角公式求得的位置，在中，其边角关系为：
在中，
已知，， =（1.6～1.7），并带入上述2式并消去、，可得的二次方程式，
（3.12）
式中： =2.71m， =80°， =14.087°。
的值是根据实际的情况而定，在设计中，大体是所设计的铰点应位于基本臂工作长度的中点处，由利于起重机的受力分布，使支点能够达到最大的作用效果。
将上述值带入式(3.12)得出： =0时， =7.23或1.01，
=50时， =4.24或1.73，
=40时， =5.59或1.32，
在=40时，比较接近中点值，所以铰点位置确定为： =40时， =5.59或1.32，在=5.59时，根部铰点的位置落在前方轨道上， =1.32时，根部铰点落在后方轨道上。
根据上述计算，汽车起重机铰点的位置已经确定。
3.4 吊臂截面的选择及截面尺寸确定
伸缩吊臂的截面形状由很多种，主要包括：矩形、正梯形、倒梯形、六边形、槽形、角钢组合式等。其在总体设计中，高度比一般在1.3～1.8范围内，侧板一般选用薄钢板，厚度在3.2～10范围内，侧板薄一些对减轻吊臂重量极为有效，但必须考虑其局部失稳的问题，有的在钢板上格一段距离扎一条横向筋，或者在侧板受压区设置纵向筋，以增加其抗屈曲能力。有的为了减轻重量也可在侧板上开大孔，并卷边加强。下地板一般做的臂上底板后些，一方面可以使截面中性轴下移，从而减少下底板上的压缩应力，一方面满足下底板局部应力的需要，为了减轻自重，吊臂应尽量做成等强度式梁。整个箱形吊臂也可做成头稍细，根稍粗的棱锥体状，但大多采用贴加强板的方法来改变截面的面积特性，在局部高应力处采用局部加强板局部加强。
矩形的箱形截面的最危险处为四角焊缝处，该处应力最大，也是最容易产生应力集中的地方，为了改善应力状况最号选用其它形式。梯形截面的横向抗弯刚度和抗扭刚度比矩形好，正梯形侧板的上半部拉应力较大，提高了侧板的稳定系数：倒梯形的下底板载，可以避免下地板的局部失稳。吊臂下截面做成圆形或其它折线状（即槽形和六边形），都是为了提高下底板的抗局部失稳的能力，和减小侧板的计算宽度，这样一来可以采用更薄的钢板，而充分利用钢板的强度，特别在采用高强度钢材时。因为高强度钢板的抗局部失稳的能力并不比普通钢板的能力号，所以，改变局部失稳在此显得更为重要。角钢组合式截面正像桁架臂炫杆那样，将材料集中在四各受力最大的角上，同时将焊缝移至中部，大大改善了应力集中现象，该截面工艺复杂，制造成本高。
在经过研究计算结果和实际生产表明，吊臂截面上半部分采用矩形，下半部分采用外凸折板形（即槽形）最好。以相同起重能力为条件，以矩形截面为比较标准，将其它截面的截面面积的下降百分比数（即耗钢量）列于表3.6中
表3.6 各种截面形状的比较表
| 正梯形 | 倒梯形 | 六边形 | 角钢组合式 | 槽形 |
| 20% | 5% | 25% | 24% | 35% |
图3.3 各节臂截面尺寸的确定
4主臂伸缩机构的设计计算
4.1 臂架伸缩机构的驱动形式
主臂的伸缩机构很多，可以从两种角度进行分类，即按驱动形式的不同，以及各节臂间的伸缩次序关系不同进行分类。
按驱动形式的不同，可分为液压、液压—机械和人力三种。采用液压驱动时，执行元件选用液压油缸，利用缸体和活塞杆的相对运动推动，推动下节臂的伸缩，在设计三节臂伸缩机构时，为了减轻重量，还可以利用吊臂之间的伸缩比例，采用钢丝绳和滑轮组实现第三节臂的伸缩，以实现第三节臂的伸缩，这就形成了液压机械驱动。在某些情况下可以取消伸缩机构，代之采用人力驱动，或采用推杆和绳索的器件，而辅之以人工安装插销等方法伸缩吊臂，这就形成了人力驱动。这几种方法往往在小于等于三节臂的情况下使用。
对于拥有三节或三节以上的吊臂来讲，各节臂的伸缩方式可以由不同的选择，但是，大致可以分为三类。
（1）顺序伸缩：指吊臂在伸缩过程中，各节伸缩臂必须按一定先后顺序，完成伸缩动作。
（2）同步伸缩：指吊臂在伸缩过程中，各节伸缩臂同时以相同的形成比例进行伸缩。
（3）伸缩：指吊臂在伸缩过程中，各节臂均能进行伸缩。显然，伸缩机构，同样也可以完成顺序伸缩或同步伸缩的动作。
在现实中，三节伸缩臂或三节以上的伸缩机构，往往式上述几种伸缩机构的中和，而很少单独采用某一种伸缩机构。在三节伸缩臂时，基本上采用一个液压缸加一个滑轮组的同步伸缩机构。超过三节臂时，常用两个液压缸加一个滑轮组的伸缩机构，或采用三各液压缸的伸缩机构，五节臂时为两个液压缸加两个滑轮组，或最后一节的伸缩可用手动的或简单的插销式伸缩机构。
本次设计的五节臂伸缩，采用后种方法过于落后，顾采用第一种方法。即，用两个液压缸加两个滑轮组的伸缩方式。
图4.1为50吨汽车起重机主臂设计的两个液压缸和两套钢丝绳系统组成的同步伸缩机构，图中液压缸3的活塞杆与基本臂由销轴1相接，液压缸3的缸体与二节臂通过销轴2相接，液压缸伸出时，直接带动二节臂及其余的臂同时伸出，这个时候完成第一次的伸出动作。图中液压缸14的活塞杆与二节臂由销轴11相接，液压缸14的缸体与三节臂由销轴13相接；钢丝绳13一端通过销轴11与二节臂相接，绕过伸绳滑轮17，另一端通过销轴16与四节臂相接；钢丝绳18一端通过销轴14与三节臂相接，绕过伸绳滑轮20，另一端与五节臂相接。液压缸2在伸出的过程中，直接带动三节臂向前运动，这时由于钢丝绳13的长度是不变的，导致钢丝绳13一端变长，另一端也得随之运动，顾通过滑轮17带动四节臂向前运动；四节臂在向前运动的时候，由于钢丝绳18的长度是不变的，导致三节臂也五节臂之间的距离增大，顾通过伸绳滑轮20，钢丝绳带动五节臂向前运动。上述过程综合在一起是一个联动的过程，彼此相连，同时运动，从而达到了同步伸缩的目的。缩回的过程是通过，回绳滑轮3、7，钢丝绳5、9的带动实现的，其过程与吊臂伸绳的过程完全相同。
图4.1 50吨汽车起重机伸缩机构设计
4.2 臂架伸缩液压缸的计算及选择
4.2.1 缸筒内径计算
主臂液压缸定为2节，尺寸形状可按如下进行设计计算，当主臂仰角为56°时，工作幅度为3米时，主臂吊最大载荷Q=50T,此时伸缩缸承受最大压力
T （4.1）
伸缩缸在工作时能够达到的工作压力按30MPa计算，根据公式如下
(4.2)
式中:D—液压缸的内径
F—最大载荷
P—工作压力
可得出，D=159mm,参见表4.1，取D=160mm。
表4-1 缸桶内径选择表
| 8 | 10 | 12 | 16 | 20 | 25 | 32 | 40 | 50 |
| 63 | 80 | 100 | 125 | 160 | 200 | 250 | 320 | 400 |
（1）计算
活塞杆直径d一般按液压缸往复运动速度比计算，公式如下：
（4.3）
式中：D—液压缸直径
--往复运动速度比，参见表4.2，选择=2。
可得出：d=113mm；参见表4.3，选择d=125mm。
表4.2 速度比选择
| 压力MPa | ≤10 | 12.5～20 | ≥20 |
| 速度比 | 1.33 | 1.46 | 2 |
| 4 | 5 | 6 | 8 | 10 | 12 | 14 | 16 | 18 |
| 20 | 22 | 25 | 28 | 32 | 35 | 40 | 45 | 50 |
| 56 | 63 | 70 | 80 | 90 | 100 | 110 | 125 | 140 |
| 160 | 180 | 200 | 220 | 250 | 280 | 320 | 360 |
活塞杆工作时，一般主要受轴向主要拉压作用力，因此活塞杆的强度验算，可按直杆拉压强度验算，可按直杆拉压公式计算， 即
（4.4）
式中： --活塞杆内应力。
F—液压缸负载力。
--活塞杆材料许用应力，，为材料的抗拉强度，材料为45号钢，故为
600MPa，n为安全系数，一般取n≥3～5，n取5。
将上述值代入， 式（4.3）成立，所以强度满足要求。
（3）稳定性验算
当活塞杆直径与液压缸安装长度之比为1：10以上时，活塞杆容易出现不稳定状态，产生纵向弯曲破坏，这时需要进行受压稳定性计算。
计算时吧液压缸整体看成一个和活塞杆截面相等的杆件，采用欧拉公式计算出临界压缩载荷，再带入压杆稳定公式进行计算。
欧拉公式为： (4.5)
式中：E—材料的弹性模数，对钢而言，E=MPa。
J—活塞杆截面惯性矩， =。
L—液压缸安装长度，由文献〔1〕可知，此处选择为L=14.9m液压缸长度l=7.5米 。
--长度折算系数，由文献〔1〕可知， =1。
计算可得=N。
压杆稳定公式为：
（4.6）
式中： --安全系数，一般取=3.5。
将带入上式，所得结果与式（4.4）不符合。
参见表4.3，重新选择活塞杆直径d=140mm。
将上述值代入式（4.3）进行强度验算，式（4.3）成立，即满足强度要求。
所得=26.4N。将上述数值再次代入式（4.5），进行稳定性验算，计算可知，所得结果与式（4.4）相符合，可以确定尺寸为d=140mm。
4.2.3 缸筒壁厚及外径计算
液压缸壁厚和外径由强度条件确定
（1）缸筒壁厚的确定
缸筒分为2种，当缸筒内径D和壁厚的比值时，称为薄壁缸筒，反之称为厚壁缸筒。
对薄壁缸筒
(4.7)
式中： --液压缸的耐压试验压力，当P＜16MPa时， =1.5P。当P＞16MPa时， =1.25P，P为液压缸工作压力为30MPa。
--缸筒材料的许用应力，,为材料的抗拉强度，材料为45号钢取=600MPa，N为安全系数，一般取N=5。
D—缸筒内径D=160mm。
将上述数值代入式（4.6）可得， =25mm。
此时，不满足式，所以所求液压缸不是薄壁缸筒，为厚壁缸筒。
对厚壁缸筒
（4.8）
通过上式求得=9.13，取整为=10mm。
即所得缸筒壁厚为10mm。
（2）缸筒外径计算
缸筒外径为
（4.9）
所得结果为=180mm。
通过计算得出液压缸的基本参数为：
缸筒内径：160mm 活塞杆直径：140mm 缸筒外径：180mm
根据上述数值，参见徐工液压件厂的伸缩缸技术参数选择液压缸的参数如下：
缸径：160，杆径：140，工作压力：20Mpa，实验压力：25Mpa，行程：7500。
5零部件的选择
5.1 钢丝绳的计算和选择
钢丝绳的选择主要包括钢丝绳结构形式的选用和钢丝绳直径的确定。
5.1.1 钢丝绳结构形式的选用
绕经滑轮和卷筒的工作机构钢丝绳应选用线接触钢丝绳；在腐蚀环境中采用镀锌钢丝绳。本机构所需钢丝绳为绕经滑轮和卷筒，故选择线接触钢丝绳。
5.1.2 起升用钢丝绳直径的计算
钢丝绳的直径d可通过下式计算即
(5.1)
式中：C—选择系数。
S—钢丝绳最大工作静拉力。
选择系数C的确定与机构的工作级别由关，可通过下式确定。
（5.2）
式中：n—安全系数，由文献〔1〕可知，n=5
k—钢丝绳捻制拆减系数，一般选取k=0.82.
--钢丝绳充满系数，由下式确定，。通常选取为=0.46。
--钢丝绳的公称抗拉强度，由文献〔1〕可知， =1850N/。
将上述值带入式（5.2）可得C=0.096。
最大静拉力S的确定
采用单连滑轮组最大工作静拉力
（5.3）
式中：—起升载荷， =+，为额定起升载荷，为取物装置的重力，
由文献〔1〕可知， =0.03，即=51.5。
m—滑轮组倍率，由文献〔1〕可知，m=10。
--滑轮组效率，由文献〔1〕可知， =0.92。
将上述值代入式（5.3可得S=5.6 (N)。
将式（5.2）和式（5.3）所得数值代入式（5.1）可得出 钢丝绳直径d=22.72mm。
参见文献〔1〕可知，可选用钢丝绳型号为6T(25)—23—1850——光—右交GB1102—74。
5.1.3 主臂伸缩用钢丝绳的计算选用
当满载时，大臂仰角为56°，作用在缸的轴向力为：F==N,
F由8根钢丝绳来承担（其中4根拉第4节臂，其中4根拉第5节臂），每根钢丝绳绳承受的拉力为N。参见文献〔1〕可知，选择钢丝绳直径为d=13mm，公称抗拉强度为1700 N/，最小破断拉力为113KN。即型号为：6X（37）-13-1700-I-光-右交GB1102-74。
5.2 滑轮及滑轮组的选择
滑轮用以支撑钢丝绳，并能改变钢丝绳的走向，平衡钢丝绳分支的拉力，组成滑轮组达到省力或增速的目的。
5.2.1 构造和材料的选用
承受负载不大的滑轮，结构尺寸较小（直径D≤350mm），通常做成实体结构，用强度不低于铸铁HT200的材料制造。承受大载荷的滑轮，为了减轻重量，多做成筋板带孔的结构，用强度不低于铸铁HT200、球铁QT40-17和铸钢ZG230-450等材料制造。大型滑轮（直径D≥800mm）由轮缘及带筋板的轮辐和轮毂焊接而成，单件生产时也易选择焊接滑轮。铸铁滑轮适用于工作级别M4以下的机构，钢制滑轮用于工作级别M4以上的机构。
滑多装在滚动轴承上，用尼龙和其它材料做成的滑动轴承，也开始在起重机的滑轮上使用。
钢丝绳出入钢丝绳绳槽的偏角过大时（＞5°），绳槽侧壁将受到很大横向力的作用，容易使槽口损坏，使钢丝绳脱槽，为了减小钢丝绳的磨损，在滑轮绳槽中可用铝或聚酰胺作为垫衬材料，这使滑轮构造复杂，只有当钢丝绳很长，在技术和经济上要求较高时，才推荐使用。
根据上述描述，选择滑轮的材料为铸铁HT200，滑轮的构造为多筋板带孔的结构。
5.2.2 起升用滑轮尺寸的确定及选用
滑轮的主要尺寸是滑轮直径D,轮毂宽度B和绳槽尺寸，滑轮结构尺寸可按钢丝绳直径进行选定。
（1） 工作滑轮直径
（5.4）
式中： --按钢丝绳中心计算的滑轮直径（mm）。
d—钢丝绳直径。
--轮绳直径比系数与机构工作级别，钢丝绳结构有关。参见下表5.1，由于机构工作级别为M4，于是选得轮绳直径比系数为18。
将数值带入式（5.1）得出起升用滑轮414mm。
（2）轮毂宽度B
一般情况下，B=（1.5～1.8 ） （5.5）
式中： --滑轮轴径，此处设计为30mm。参照上式取得B=54mm。
表5.1 轮绳直径比系数
| 机构工作级别 | e |
| ～ | 16 |
| 18 | |
| 20 | |
| 22.4 | |
| 25 | |
| 28 |
②对于流动式起重机，建议取e=18，与工作级别无关。
（3）滑轮绳槽尺寸
由于选用滑轮为铸造滑轮，参见文献〔1〕可选用，滑轮绳槽半径为11.5，表面粗糙度为2级的绳槽断面，标记为绳槽断面 11.5-2ZBJ8006.1-87。
由此确定起升用滑轮规格为： =414mm，B=54mm，绳槽断面为11.5-2ZBJ8006.1-87。主臂伸缩用滑轮计算即选用主臂伸缩用滑轮的设计与起升用滑轮一致，故按式（5.1）及式（5.2）确定，滑轮由于受空间的制约在此选择e=12滑轮轴径=20主臂伸缩用滑轮的规格为：
=156，B=26，绳槽断面为6.5-2 ZBJ8006.1-87。
5.2.3 滑轮组的选择
由钢丝绳依次绕过若干动滑轮和定滑轮而组成的装置称为滑轮组，滑轮组根据功能可分为增速滑轮组和省力滑轮组。按照构造特点分为单联滑轮组和多联滑轮组，汽车起重机的起升机构的 滑轮组为单联滑轮组与多层绕卷筒配合使用。滑轮组的主要规格为：滑轮组的倍率，滑轮组的滑轮配置和滑轮组的效率。
滑轮组的倍率和滑轮组的效率在前面已经选取即参照参见文献〔1〕可知。分别为m=10， =0.92。滑轮组的滑轮配置简图如下图5.1所示。
图5.1 滑轮组的滑轮配置简图
6主臂的三维建模及装配
在设计装配体时有两种设计方法：自下而上设计，或自上而下设计。这两种方法可分别使用，也可以结合起来使用。
在自下而上的设计方法中，首先生成单独的零件，并将其插入空白装配体文件中，然后根据设计要求，在零部件之间建立一定的配合或者约束条件，最终形成装配。自下而上设计的优点是：
（1）由于零部件式设计的，它们的相互关系及重建行为更为简单。
（2）使用自下而上设计方法可以使设计人员专注于单个零件的设计工作。
（3）当不需要相对于其它零件建立控制零件大小和尺寸的参考关系时，则此方法较为适用。
自上而下设计方法是从装配体中开始设计工作的，这式两种设计方法的不同之处。设计人员可以使用一个零件的几何体来帮助定义另一个零件，或生成组装零件后，才添加加工特征。
从机器设计的角度出发，应该首选自上而下的设计方法，因为按照传动设计习惯，只有完成装配体的设计后，才能根据装配体中各零部件的功能、用途、相互关系、使用要求、连接方式等，展开零部件的设计工作。因此可以将布局草图作为设计的开端，定义固定的零件位置，基准面等，然后参考这些定义来设计相关零件。
在自上而下的装配体设计中，一般在关联装配体中生成和修改零部件，一般设计技巧如下：
（1）在关联装配体中生成和编辑零部件，可以使用一个零部件的集合特征帮助定义另一个零部件。当在零部件之间建立参考关系时，模型将完全相关联，对参考零部件所做的改变会使其它零部件相应更新。
（2）以布局草图作为设计的开始，来定义固定的零部件位置、基准面等，然后参考这些定义来设计零件。
（3）只能在组装零部件后添加生成切除或孔特征，因为这些装配体特征只存在于关联装配体中。
（4）参考起重一个零部件的阵列特征，或通过在装配体中生成一个阵列，放置多个零部件阵列。
（5）通过一个链接重组来合并装配体零部件。
汽车起重机的主臂主要由以下部分组成：基本臂，二节臂，三节臂，四节臂，五节臂，吊头架，变幅座等部件组成。此次毕业设计参照徐工的50吨汽车起重机相关资料，及前面所计算出来的数据，进行建模。设计方法为上述两种方法的综合。
下面对建模过程中主要部件的建模过程及方法给予介绍，由于每节臂的建模过程由很多相似之处，所以以基本臂的建模为例，再附加其它主要部件的建模。
6.1 基本臂的建模
基本臂作为其余四节的主要载体，在主臂的设计中最为重要，基本臂主要由基本臂臂箍，变幅缸支撑座，理绳器等部件组成。
6.1.1 基本臂臂箍的建模
基本臂臂箍在基本臂中的作用是，支撑第2节臂，并且对第2节臂起导向的作用，主要由基本臂中箍、左上滑块、右上滑块、下滑块组成。
图中 ：1上筋板2侧上筋板3基本臂后箍4固定板（左）5基本臂中上箍6基本臂中下箍7基本臂前箍
图6.2基本臂中箍爆炸视图
基本臂中箍是整个基本臂臂箍的框架，整个基本臂臂箍在此基础上进行装配，建模过程是通过拉伸凸台拉、伸切除功能，对基本臂中上箍、中下箍、基本臂前箍和基本臂后箍进行建模，再用相同的方式画出其它零部件，并且将它们装配在一起。下图6.2为基本臂中箍的装配体爆炸图。
左上滑块是臂箍上端对二节臂的主要支撑点，并且起着导向的作用，建模过程是通过拉伸切除、拉伸凸台等功能进行零部件建模，零件建模结束之后，进行装配。首先将侧挡板、下挡板、后挡板装配在一起构成上滑块座，再依次将调整垫、上滑块、上滑块固定块、左上移动板、左上滑块盖通过配合关系装配在一起，生成左上滑块的三维模型。下图6.3为左上滑块的爆炸视图。
图中：1左上滑块盖、2侧挡板1、3上滑块固定块、4调整垫1、5上滑块固定块、
6左上移动板、7侧挡板2、8下挡板、9调整垫
图6.3 左上滑块爆炸视图
在上述操作中，基本臂臂箍的主要部件的建模已经结束，以基本臂中箍为基准，
进行装下滑块式臂箍下端对二节臂的主要支撑点，并且起着导向的作用，建模过程式通过拉伸切除、旋转凸台、拉伸凸台等功能进行零部件建模，先将侧支板、底板、加强筋、套、下滑块座、轴支撑板进行装配，形成装配体下滑块座，在以下滑块座作为框架，将调整垫板、下滑块、轴销装配在下滑块座上，形成装配体下滑块。下图6.4为下滑块的爆炸视图。
图中：
1下滑块、2调整垫板、3销轴、4轴支撑板
1、5侧支撑板1、6加强筋1、7侧支撑板
2、8底板、9轴支撑板2、10套、11加强筋
图6.4 下滑块爆炸视图
形成基本臂臂箍装配体，如图6.5所示。基本臂臂箍爆炸视图如图6.6所示。
6.1.2 理绳器的建模
图中：1左上滑块、2基本臂中箍、3左下滑块1、4右上滑块、5右下滑块
图6-6基本臂臂箍爆炸视图
6.1.2 理绳器的建模
理绳器被固定在基本臂的最上端，与基本臂臂箍紧密相连，主要作用是，在起重机工作时，钢丝绳伸缩与理绳器相接触，并且在理绳器的滚筒上滚动，减少钢丝绳在工作时的磨损，对钢丝绳起到了保护的作用，是起重机主臂上必不可少的部分。理绳器主要由滚筒、理绳轴、支架等部件组成。
滚筒主要与钢丝绳接触，减少钢丝绳的磨损，由滚筒堵、滚筒轴、平垫圈、卷筒轴等部件组成。如下图6.7为卷筒爆炸视图。
图中：1滚筒堵1、2平垫圈1、3滚筒、4平垫圈2、5滚筒堵2、6滚筒轴
图6.7 卷筒爆炸视图
理绳轴靠近基本臂臂箍一端，起到转动的作用，通过支架与滚筒相连，通过理绳器支座，固定在基本臂上。图6.8为理绳轴爆炸视图。
图中：1轴堵头1、2平垫圈1、3理绳器、4平垫圈2、5轴堵头2
图6.8 理绳轴爆炸视图
经过上述的建模，滚筒和理绳轴的模型已经基本建立，继续建立支架和理绳器支座的模型后，理绳器的的模型已经建立，理绳器的模型如图6.9所示。理绳器爆炸视图如图6.10所示。
图6.9 理绳器三维模型
图中：1理绳器支座1、2支架1、3卷筒、4理绳器支座2、5理绳轴、6支架2
图6.10 理绳器爆炸视图
6.1.3 变幅缸支撑座建模
变幅缸支撑座作为变幅液压缸与主臂的铰接点，在起重机变幅时起着重要的作用，变幅缸支撑座在基本臂上有一固定的最优点，在设计时，通过计算已经得出，这也足已说明它的重要性。变幅缸支撑座主要由侧支板、横板、加强板等几各部件组成。首先，对各个部件进行建模，最后形成支撑座三维模型。图6.11为变幅缸支撑座的三维模型，图6.12为变幅缸支撑座的爆炸视图。
图6.11 变幅缸支撑座模型
图中：1横板、2侧支板1、3外套1、4中间支板1、5堵板、6盖板、
7中间套、8中间支板2、 9侧支板2、10外套2
图6.12 变幅缸支撑座爆炸视图
6.1.4 基本臂的总装配
上述建模已经将基本臂的主要部件建立，再对其余部件进行建模，即完成零部件的建模过程，其余部件建模比较简单，不在这里进行描述，将上述部件装配在一起的三维模型如图6.13所示。图6.14为基本臂的主要部件的爆炸视图。其余小部件的装配在图6.15中的剖面图进行表示。
图6.13 基本臂的装配图
图中：1基本臂臂箍、2理绳器、3贴板、4基本臂臂体、
5变幅缸支撑座、6外贴板1、7外贴板2。
图6.14 基本臂的爆炸视图
图6.15 基本臂装配体剖面图
6.2 主臂建模总装配
按照基本臂建模的方法，依次对其余4节臂进行建模， 并且对吊头架进行建模。将各个臂按照配合关系装配在一起，形成装配体，如图6.17所示，为50吨汽车起重机主臂的装配体爆炸图。
图中：1吊头架、2五节臂、3四节臂、4三节臂、5液压缸2、6二节臂、7液压缸1、8基本臂、9伸缩缸1前轴、10伸缩缸1后轴、11主轴、12伸缩缸2前轴、13、伸缩缸2后轴
图6.17 主臂爆炸视图
由于主臂总装配图比较复杂，用上述图形不能完全表达，现采用剖面的方法，在主臂三维型上确定几个面，通过该面在三维模型上形成剖面。
现按上述方法确定四个平面，作为所选参考平面。
参考面1：距主臂后端为1000mm的平面
参考面2：距主臂后端为8000mm的平面
参考面3：距主臂左端面为150mm的平面
参考面4：距主臂上端面为140mm的平面
以上述的参考面为基准，来确定各剖面图，最终确定剖面图如图6.18、图6.19、图6.20、图6.21所示，根据实际需要，前两个为参考面两端的剖面，后两个为其中一个较为典型的剖面。
图6.18 参考面1所对应剖面图
图6.19 参考面2所对应剖面图
图6.20 参考面3所对应剖面图
图6.21 参考面4所对应剖面图
结论
通过本次毕业设计，基本上掌握了汽车起重机的结构，及其主要的工作原理，并且通过查阅资料和图纸，锻炼了自己绘图以及识图的能力。
在本次毕业设计中，在查阅资料之后，首先对起重机主臂所需要设计的部分进行计算，计算得出了三铰点的位置数值，各节臂的长度值，液压缸的主要尺寸；并根据计算选取了滑轮、钢丝绳等主要部件；设计了主臂的伸缩机构，确定它的工作原理。并参照徐工的50吨汽车起重机的资料，选取截面形状及尺寸。在上述数值确定之后，对主臂进行三维建模，首先对零部件进行建模，之后根据配合关系进行装配，在经过装配之后发现，很多地方出现干涉，从而可以看到，实际设计和装配整机，还有着一定距离。然而也使我看到了三维建模的重要性，它可以使我们缩短生产周期，降低成本，在问题扩大化之前，将其解决，为生产制造提供了前期条件。
致谢
本次毕业设计历时两个多月，从选题、开题报告的撰写到查阅相关资料、零件图建模、装配体的形成，完成说明书，其间每一过程都得到指导教师刘炜老师的悉心指导，刘老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从开题报告的撰写到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配体的形成等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是刘老师仍然细心地纠设计中的错误。除了敬佩刘老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。 在此表示诚挚的感谢和由衷的敬意。
通过本次设计，也是我学习了很多关于工程机械的知识，同时也看到了自己的不足，这也促使我在以后的工作中，也要努力的学习知识，全面的掌握机械设计的技能，为自己的未来大好基础。
然后还要感谢大学三年来所有的老师，为我们打下机械专业知识的基础；同时还要感谢所有的同学们，正是因为有了你们的支持和鼓励。此次毕业设计才会顺利完成。
最后感谢我的母校—湖南铁路科技职业技术学院三年来对我的栽培。
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