堆垛機設計說明

1、I / 48題目：堆垛機設計（機械部分）題目：堆垛機設計（機械部分）專業(yè)：機械設計制造與其自動化專業(yè)：機械設計制造與其自動化學生：（簽名）學生：（簽名）指導教師：（簽名）指導教師：（簽名）摘摘 要要本文主要是有軌堆垛機的機械部分設計，包含堆垛機的行走機構、升降機構、伸縮機構的設計，其中重點放在了行走機構的設計上。根據比較選擇了單立柱堆垛機，在進行機構的設計時，根據電機確定機構的總體結構，再由運行阻力計算行走電機的功率，進而確定電機型號。本設計升降軌道采用雙柱型軌道，結構簡單工藝性好，貨叉伸縮機構借鑒了抽屜軌道的原理。根據設計要求對各主要部件初步選型后再對部件進行強度的校核，來保證選擇的合理性。

2、在本文最后部分，對該堆垛機的剛性和穩(wěn)定性進行了較為詳細的分析，從而保證了堆垛機工作時運行的平穩(wěn)性和可靠性。關鍵詞關鍵詞：有軌堆垛機，行走機構，雙柱型軌道 Subject:Subject:The Design of the mechanical structure of a II / 48Stacker CraneAbstractAbstractThis paper describes the design of the mechanical structure , including the walking、lifting、stretch outing and draw backing mec

3、hanism of a stacker crane,in my design work I focus on the design of the walking mechanisms. According to the comparison we choice the single pillar stacker , In the design of the mechanism ,we according to he motor institutions determine the general structure of a stacker crane, Then cording the re

4、sistance tocalculation traveling motor power and determine the motor model. Tracking the movement double column type orbit. Structure is simple and good in usability. The goods for the expansion institutions fork drawer the principle of orbit. According to the design requirements of the main compone

5、nts of preliminary selection, then to parts of checking intensity. to ensure that the choice of rationality . In the last part of this paper , the stacker strength and stability for a more detailed analysis , so as to ensure the smoothness of work stacker slide may run and reliability .Keywords:Keyw

6、ords:stacker crane,walkingmechanism,double column type orbitIII / 48目目 錄錄1 1 緒論緒論 1 11.1 有軌巷道堆垛機的發(fā)展：11.2 有軌巷道堆垛機的類型：21.3 有軌巷道堆垛起重機的發(fā)展趨勢和研究意義：32 2 堆垛機的結構設計堆垛機的結構設計 5 52.12.1 堆垛機的總體結構：堆垛機的總體結構：5 52.2 起重重量 52.3 水平載荷 62.4 載荷狀態(tài) 62.5 循環(huán)壽命 63 3 行走機構設計方案行走機構設計方案 8 83.1 行走機構總體方案的確定 83.2 行走運行機構布置的主要問題 83.3 行走

7、機構功率的確定于電機的選擇 93.3.1 軌道與車輪 93.3.2 車輪踏面的疲勞強度校核 93.3.2 主動行走輪直徑的確定 113.3.3 運行阻力計算 123.4 行走輪主軸的設計計算 153.4.1 同步帶傳動設計計算 153.4.2 軸的設計計 184 4 堆垛機伸縮機構設計堆垛機伸縮機構設計 22224.1 伸縮機構的方案確定 224.2 貨叉?zhèn)鲃友b置的選型 224.3 貨叉?zhèn)鲃育X輪、齒條的計算 235 5 升降機構的設計升降機構的設計 28285.1 升降機構的總體選型 285.1.1 定機構的工作級別 285.1.2 計算鋼絲繩最大靜拉力并選擇鋼絲繩 285.1.3 確定最小的

8、卷繞直徑 295.1.4 選擇電動機并驗算制動力矩 30IV / 485.2 卷筒的設計 316 6 堆垛機穩(wěn)定性計算堆垛機穩(wěn)定性計算 35356.1 堆垛機穩(wěn)定性分析 356.2 運行中立柱撓度的計算 356.2.1 立柱的相關計算 356.2.2 堆垛機外載荷計算 356.2.2 堆垛機靜態(tài)剛度的分析 386.2.3 堆垛機結構強度計算 406.2.4 整體穩(wěn)定性計算 42結論結論 4343致致 4444參考文獻參考文獻 45451 / 481 1 緒緒 論論我們熟知的軌巷道堆垛機是隨著立體化倉庫的發(fā)展而發(fā)展起來的專用起型重機，通常我們稱之簡稱為：堆垛機。堆垛機是立體化倉庫中最重要的起重運

9、輸設備之一，它是代表立體倉庫的標志。其主要作用是在貨架倉庫巷道里沿軌道運行，將位于巷道口處的貨物存入貨格中，或者取出貨格里的貨物運送至巷道口，從而來完成出入庫作業(yè)。本文著重就堆垛機的機械結構設計進行初步探討。1.11.1 有軌巷道堆垛機的發(fā)展：有軌巷道堆垛機的發(fā)展：在20世紀70年代初我國開始研究使用帶有巷道式堆垛機的立體化倉庫，不完全統(tǒng)計，到現在已建成又三百余座左右。堆垛機作為立體化倉庫中最重要的運輸設備之一，也得到了較快的發(fā)展。 但是我國現階段堆垛機的技術發(fā)展與應用和世界先進水平相比存在著較大的差別。堆垛機作為立體倉庫中重要的運輸設備, 它的各項技術參數的選用, 將直接影響到整座立體倉庫的

10、運行效率和經濟效益，更直接表現了我國堆垛機的發(fā)展狀態(tài)，下面僅以速度參數來說明：堆垛機的速度參主要指水平行走速度、升降速度和貨叉伸縮速度。這三項參數的高低, 直接關系到出人庫頻率的高低。從表中數據不難看出, 目前我國堆垛機的運行速度要落后于日本。2 / 481.21.2 有軌巷道堆垛機的類型：有軌巷道堆垛機的類型：按現行機械行業(yè)標準, 有軌巷道堆垛起重機分類方式多種多樣, 如按支承方式、用途、控制方式、結構、運行軌跡等分類。但無論何種類型的堆垛機, 一般都由水平行走機構、升降機構、貨叉伸縮機構、機架和電氣設備等基本部分組成。在目前立體倉庫應用中, 堆垛機的分類最常見的是按結構形式分類和按運行軌跡

11、分類。從結構形式上來說目前立體化倉庫中的堆垛機有雙立柱堆垛機和單立柱堆垛機；按照運行軌跡形式來分, 有直線運行型堆垛機和曲線運行型堆垛機。雙立柱堆垛機：雙立柱堆垛機的機架一般是由兩根立柱、上橫梁和貨橫梁組的一個長方形的框架。立柱形式有方管、圓管、槽鋼等。方管可以兼作升降導軌, 圓管附加銅套做升降導軌。雙立柱堆垛機的最大優(yōu)點在于其強度和剛性好, 且運行起來比較平穩(wěn)。對于升降高度較高、起重量較大和水平運行速度高的情況, 一般多采用雙立柱結構堆垛機。雙立柱堆垛機的升降機構, 普遍采用鏈條傳動或者滾筒傳動，由電機減速機驅動鏈輪轉動, 通過鏈條來使載貨臺沿立柱或升降導軌作升降運動。因為鏈條傳動多采用封閉

12、鏈或配重裝置, 會受到空間尺寸的限制, 傳動與其布置比較復雜,所以本文采用滾筒鋼絲繩傳動。其結構如圖1. 1 所示圖1. 1 雙立柱有軌巷道堆垛機單立柱堆垛機：單立柱堆垛機的機架一般由一根立柱和貨橫梁組成。立柱多采用較大的型鋼或焊接拼制, 在立柱上再附加聯接導軌。整體機構重量相對較輕, 消耗的材料少所以制造成本較低, 不過其剛性相對稍差一些。在載貨臺與貨物重量對立柱的偏心作用下，以與在行走、制動時產生的水平慣性力作用, 使單立柱堆垛機在使用上有一定的局限性。不適合用于起重量較大和水平運行速度比較高的場所。單立柱堆垛機升降結構一般多采用鋼絲繩傳動, 由電機減速機驅動卷筒, 再通過鋼絲繩牽引載貨臺

13、沿立柱或升降鋼軌來作升降運動。鋼絲繩傳動的傳動和布置相對容易, 但定位精度稍差些。其結構如圖1.2 所示圖1. 2 單立柱有軌巷道堆垛機直線運行型堆垛機：直線運行型堆垛機只能夠在巷道的直線軌道上來回運行,無法3 / 48自行轉換巷道。只能通過其他輔助輸送設備來轉換巷道, 如堆垛機轉運車等。直線運行型堆垛機優(yōu)點在于可以實現高速運行, 可以很好地滿足出人庫頻率較高的立體倉庫作業(yè)需求, 因此應用最為廣泛。 曲線運行型堆垛機：曲線運行型堆垛機的車輪與貨橫梁的聯接是通過垂直軸鉸在一起的, 從而能夠實現在環(huán)形與其他的曲線軌道上的運行, 即可行走軌跡可以是曲線, 不用通過其他的輔助輸送設備便可以實現從一個巷

14、道自行轉移到另一個巷道。此類型的堆垛機亦被稱作做轉軌堆垛機。但是曲線運行型堆垛機在使用上存在一定的局限性, 它只適用于一些出人庫頻率較低的立體倉庫。因為它不但場地會受到軌道轉彎半徑的限制, 而且在其轉彎時速度特別的慢, 因此無法滿足出人庫頻率高立體倉庫的作業(yè)。1.31.3 有軌巷道堆垛起重機的發(fā)展趨勢和研究意義：有軌巷道堆垛起重機的發(fā)展趨勢和研究意義：隨著經濟全球化步伐的日益加快和信息技術的快速發(fā)展，傳統(tǒng)行業(yè)和人們的消費方式不斷發(fā)生深刻的變化，現代物流在經濟活動中的地位越來越高，物流設備的需求也在快速地增長。物流實驗室是一座理論與實踐的橋梁，現在我國高校建立了一批物流實驗 室，據不完全統(tǒng)計，目

15、前有160 多所高校建立了自己的物流實驗室。物流實驗室為學生提供了實用的實驗平臺，深化了學生們對現代物流概念的理解，而且能夠提高學生的操作能力，這是一種融有機械，電氣，計算機等技術一體化的技術，在這種技術中 可以將不同領域 的各個層次的知識與能力融會一體。堆垛機作為其中的機械部分發(fā)揮著不可替代的作用。4 / 482 2 堆垛機的結構堆垛機的結構設計設計2.12.1 堆垛機的堆垛機的總體結構：總體結構：巷道單立柱堆垛機共有三種運動，在軌道上的運動為行走運動，將其視為 Y 軸向運動。在豎直方向為載物臺的升降運動，將其視為 Z 軸向運動。載物臺上貨叉進行存儲作業(yè)的運動為伸縮運動，將其視為 X 軸向運

16、動?？蓪⑷齻€運動建立三維坐標系，圖 2.1 堆垛機的正常作業(yè)示意圖：圖中：1.立柱；2.貨叉機構； 3.載物臺；4.導軌；5 地面導軌；6 提升機構；7 鋼絲繩；8 滑輪；9 上部導軌2.22.2 起重重量起重重量實際起重重量包括貨叉總重量和貨物重量，用表示。 貨物正常起吊時不可避免SL會有動載沖擊作用，所以我們可以設計起重的重量為：= （2-1）LPSL上式中，是沖擊系數， 它的選取由堆垛機的分類決定： I 類 = 11， II 類 = 125，類 = 14， IV 類 = 160本文設計中 Ls=50+20=70kg; 堆垛機載荷小且平穩(wěn)運行環(huán)境良好取= 11。5 / 482.32.3 水

17、平載荷水平載荷堆垛機在水平方向加速或者減速行走時，必然產生一定的水平慣性力。即 = HSSL 上式中，稱為動載荷系數，由于加速度是無法確定的，我們用額定速度 v 來表示。 水平行走：=0000 5 v； 2.42.4 載荷狀態(tài)載荷狀態(tài)堆垛機正常時，其承載能力是上述各種載荷與自重的不同組合EG我們可以分為：A正常工作狀態(tài)：Mx(+ ） （2-2）EGLSB特殊工作狀態(tài)： Mx(+ )+ （2-3）EGLSWSC起吊工作狀態(tài)：+ （2-4）EGLSD停止：+ （2-5） EGWS上述表達式中，M 為 業(yè)系數，與前述堆垛機的分類有有關：I 類 M = 10， 類 M = 1.05； 類 M = 11

18、， IV 類 M = 1.20。 2.52.5 循環(huán)壽命循環(huán)壽命堆垛機完成入庫或出庫一次工作循環(huán)所需的平均時間為作業(yè)時間：T。堆垛機開動率：n（堆垛機一天實際開動時間占工作時間百分比） 。設日工作時間為 8h，那么堆垛機每天的工作總循環(huán)次數為N=8x3600 xnTo （2-6）式中，時間 To 單位：秒。 若堆垛機設計壽命 10 年，年工作 300 天，日工作 8 小時。 6 / 48基本作業(yè)時間 To=100 秒，開動率 n=70，則堆垛機的循環(huán)壽命: 10 x300 x8x3 600 x0.7100 6x(次 )510圖 2.2 堆垛機行走加減速度示意圖7 / 483 3 行走機構設計方

19、案行走機構設計方案3.13.1 行走機構總體方案的確定行走機構總體方案的確定堆垛機的行走機構主要有以下方案：方案 1：單立柱無軌道式堆垛機；方案 2：單立柱雙軌道式堆垛機；方案 3：單立柱單軌道式堆垛機；因為此堆垛機的最大設計載荷重量為 50Kg，水平運動速度為 60m/min 以與所承受的載荷均很小，故選擇第二種方案：單立柱雙軌道堆垛機。它的優(yōu)點在于支撐于地面可避免受力分配不均所引起的種種問題，單立柱適用于堆垛機的結構特點,雙軌道平衡性好，可以很好地適應橫向不平衡扭矩。另外水平行走機構按行走軌跡有兩種型式-直線型和曲線轉軌型，針對本課題的要求選擇直線型。堆垛機的行走機構本設計選用帶有減速器的

20、減速機為動力元件，減速機為標準產品結構簡單緊湊；通過同步帶傳動來驅動車軸，同步帶是綜合了帶傳動、鏈條傳動和齒輪傳動的優(yōu)點而發(fā)展起來的新塑傳動帶。同步帶傳動（傳動比準確，對軸作用力小，結構緊湊，耐油，耐磨性好，抗老化性能好； 車輪為無輪緣圓柱車輪，是為了避免車輪在運行時輪緣啃軌。3.23.2 行走運行機構布置的主要問題行走運行機構布置的主要問題1.貨橫梁是主要的承載部件，而且在受載之后向貨撓曲，機構零部件的安裝可能不十分準確，所以從保持機構的運動性能和補償安裝的不準確性著想，靠近電動機、減速器和車輪的軸，我們盡量采用浮動軸。2. 為了減少立柱的扭轉變形，應該使機構零件盡量靠近立柱和端梁，使端梁能

21、夠直接支撐部分零部件的重量。3. 對于行走機構的設計應該參考現有的產品，盡量使安裝運行機構的平臺減小，8 / 48占用巷道的空間小，總之要考慮到堆垛機的設計和制造方便。3.33.3 行走機構功率的確定于電機的選擇行走機構功率的確定于電機的選擇3.3.13.3.1 軌道與車輪軌道與車輪車輛軌道一般有鐵路鋼軌（p 型）或者起重機專用鋼軌（QU 型） 、方鋼、扁鋼等類型。根據設計載荷情況，本文選擇輕型鐵路鋼軌（p 型）的 18kg/m 型鋼軌鋼軌類型(公斤/米)尺寸（毫米）截面面積F(厘米2)理論重量(公斤/米)高 A 度底 B 寬頭 C 寬腰 D 厚1890804010.023.0718.06表

22、3.13.3.23.3.2 車輪車輪踏面的疲勞強度校核踏面的疲勞強度校核堆垛機采用帶有外緣的圓柱形鑄鋼車輪，軌道采用頭部帶有一定曲率半徑的軌道 ，理論上來看屬于點接觸。但是隨著使用時間的推移，軌道頭部逐漸被磨損，車輪與軌道逐步演變?yōu)榫€接觸。因此我們按線接觸計算 ，其公式為： Pc=(2Pmax+Pmin )3 (3-1)上式中：Pmax設備正常工作時候的最大輪壓；Pmin 為設備正常工作時候的最小輪壓 Pc DLK （3-2）1C2C上式中：一轉速系數 (按下表 8.1-103 選取 )； 一工作級別系數 (按下表1C2C8.1-104 選取)；D 一車輪直徑 (mm)；L 車輪與軌道接觸的有

23、效長度 (mm)；K 一與車輪材料有關的許用系數 (按表 8.1-102 選取)。 9 / 48Pc=（5509.8+5009.8）3=5227N 0.661.1280363.8=8090N故滿足要求，可以選用型號為 18kg/m 型鋼軌；Q23510 / 48 圖 3.13.3.23.3.2 主動行走輪直徑的確定主動行走輪直徑的確定 行走輪分別有主動輪與從動輪各兩個，由于堆垛機在操縱貨叉時的反作用力會對行走輪產生側壓，為了防止行走輪由于側壓脫軌與行走中的爬行現象，導輪驅動輪的末端齒輪采用輪軸直接連接的驅動方式。行走輪的允許載重量等各個參數間有貨列關系式：P=KD （B-2r） （kg） 其中

24、K=（kg/cm ） （3-3）vk2402402式中，P允許載重量（kg） D 車輪的踏面直徑（cm） B鋼軌寬（cm） r鋼軌頭部的圓角半徑（cm） K許用應力系數（kg/cm ） v走行速度（m/min）2 k許用應力（球墨鑄鐵的許用應力為 50） （kg/cm ）2首先確定 B=4cm，r=0.2cm, k=50kg/cm , v=60m/min2則 K=40（kg/cm ）vk24024060240502402F =550/4=137.50kg則代入上式可得：D =1.1cm，而車輪的軸徑為11 / 48d=14.1mm （3-4）3min/nPC取 d =30mm,車輪直徑可適當取

25、大為 D=80mm軸上的軸承選取代號為 6207，基本尺寸為：d=35mm, D=72mm, B=17mm.3.3.33.3.3 運行阻力計算運行阻力計算(1)有軌巷道堆垛機的運行靜阻力計算當小型有軌式巷道堆垛機在沿軌道直線運行時，行走輪與軌道之間、行走輪與軸承之間都存在著一定的摩擦阻力，軸與輪轂之間不可避免地也存在著滑動摩擦阻力。因此我們?yōu)榱撕喕嬎悖梢约俣ㄈ枯d荷作用在其中一個行走輪之上。當行走輪沿著軌道滾動行走時，其受力情況如圖 3.2 所示。圖 3.2 摩擦阻力計算1堆垛機運行機構的運行阻力的計算運行摩擦阻力包括車輪軸承中的摩擦阻力和車輪踏面沿軌道的滾動摩擦阻力； （3-5）gfQG

26、UdKDgQGFf22式中，G堆垛機自身凈質量（500kg） ；Q額定起重總質量（50 kg） ；D車輪直徑（80mm） ；K車輪沿軌道的滾動摩擦力臂（取 0.5 mm） ；U軸承摩擦系數（滾動：U=0.02） ；d軸承徑（30 mm） ；f摩擦系數（f=0.030） 。所以；12 / 48當當小2 50050 9.80.02*30* 0.550050 9.8*0.03269.5802FfN型有軌巷道堆垛機在室環(huán)境運行時，風阻、軌道斜坡阻力相對較小，可以忽略不計；所以我們認為小型有軌巷道堆垛機的靜阻力就等于其摩擦阻力。2.堆垛機行走電機功率計算當堆垛機滿載穩(wěn)定運行時電動機功率：Pts=Ff*s

27、10-360 （3-6）式中：Pts堆垛機在滿載時的靜功率（kW） ；s堆垛行走行速度（取大值 60 m/min） ，機構總效率（取 =0.9） 。所以，Pts=Ff*s10-360=282.9*6060*0.9=314w3堆垛機電動機起動時加速功率計算：（1）加速運行時電動機的動態(tài)功率：Pd=G D2 n210-3365 tst （3-7）式中，Pd電機動態(tài)功率（kW） ；GD2機構的總飛輪矩，即質量平移折算到電動機軸上的飛輪矩和電動機軸上旋轉質量的飛輪矩之和（Nm2） ；n電機額定轉速（r/min） ；tst機構的起動時間（s） 。（2）機構的總飛輪矩GD2 計算：GD2=365Gm2s9

28、.8n2+1.1m（GD2M+GD2） （3-8）式中：Gm機構總質量的重力（N） ；s堆垛機的運行速度（m/s） ；13 / 48m 電機的個數；GD2M電機轉子的飛輪矩（Nm2） ；GD2c電機的軸上其它的傳動件飛輪矩（Nm2）將式（2）代入式（1）中可簡化為 （3-9）stSMtvGd980015. 1P2起動時間 tst 根據 s 運行速度選取，a、是機構的加速度 （3-10）25 . 00 . 1avtsst所以，=stSMtvGd980015. 1P2w5 .1720 . 298000 . 18 . 930015. 124.堆垛機行走電機的選擇確定堆垛機運行電機功率 P 的選擇，需

29、要大于靜功率與動態(tài)功率之和，PPst+Pd=172.5+314=486.5w由此看出，堆垛機運行機構電動機屬于小功率電機。 我們選擇 R37 型斜齒輪硬齒面減速機，輸出轉速為 247r/min，輸出轉矩為 41n.m，減速比 5.67。電機座型號 Y90s 額定功率 1.1kw 16KG3.43.4 行走輪主軸的設計計算行走輪主軸的設計計算3.4.13.4.1 同步帶傳動設計計算同步帶傳動設計計算1、確定計算功率電動機每天工作8小時左右，查表得到工作情況系數=1.4。則計算功率為: （3-11）0.486 1.40.68caAPK PKW14 / 482、選定同步帶帶型和節(jié)距由同步帶選型圖我們

30、選擇 H型帶，節(jié)距圖3.3 同步帶選型圖3、選取主動輪齒數查表知道帶輪最小齒數為 14，現在選取小帶輪齒數為 20。4、小帶輪節(jié)圓直徑確定 （3-12）1120 12.780.93.14bz Pdmm5小帶輪轉速計算 （3-13）max247 3.14 80.91.05/6000060000DnVm sVH =40m/smaxV6 、大帶輪相關數據確定由于系統(tǒng)傳動比為，所以大帶輪相關參數數據與小帶輪完全一樣。齒數，節(jié)距220z 15 / 487、初定中心距根據公式 （3-14）得 0110232mmamm現在選取中心距為25mm。8、同步帶帶長與其齒數確定=() = =762mm （3-15）

31、2 2503.14 80.9 9 實際中心距 （3-16）21255.444mmlDalDmm10、帶輪嚙合齒數計算在本次設計中傳動比為 1，所以嚙合齒數為帶輪齒數的一半，即=10。11、基本額定功率的計算 （3-17）查基準同步帶的許用工作壓力和單位質量表可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。所以同步帶的基準額定功率為=2(2100.850.448 1.05 )1.052.21000KW12、帶寬 （3-18）1.141.14000.6876.227.22.2 1czPbbmmk P 公式中：為帶的基準寬度查表知為76.2mm；0b16 / 48 嚙合齒數系數，根據小帶輪嚙合齒

32、數選擇,時取1；zk6mZ 13、軸上載荷 （3-19）10001000 0.68647.61.05cQPFNv14、同步帶的設計在這里，我們選用梯形帶型號節(jié)距齒形角齒根厚齒高齒根圓角半徑齒頂圓半徑H12.740。6.124.31.021.02表3.2 同步帶尺寸圖3.4 同 步 帶15同步帶輪的設計結果17 / 48圖3.5 同步帶輪用梯形齒3.4.23.4.2 軸的設計計軸的設計計軸的最小直徑的確定: （3-20）3300.511014.1238.85pdAmmn試中 A0取 110，n 為軸的轉速為 238.85r/min.取 d=30mm 軸上的軸承選取深溝球軸承代號為 6207 基本

33、尺寸：d=30mm; D=72mm; B=17mm; 基本額定動載荷 19.5KN軸的結構：軸的受力圖：18 / 48垂直彎矩圖：水平彎矩圖：合成彎矩圖：19 / 48軸的扭矩圖：當量彎矩圖： （3-21）2287986 .MMTN mm20 / 48校核軸徑：許用應力，校核最大應力處即可（圖示 25mm 處）160bMPa（3-22）33mi10.1 60bMdmmmm所以軸是安全的。21 / 484 4 堆垛機伸縮機構設計堆垛機伸縮機構設計4.14.1 伸縮機構的方案確定伸縮機構的方案確定伸縮機構是堆垛機存取貨物的直接執(zhí)行機構，安裝在載貨臺上。本機構采用差動式伸縮

34、貨叉，由上叉、貨叉與起導向作用的滾輪等組成，以減少巷道的寬度，且使之具有足夠的伸縮行程。因為存取貨物時貨叉伸出的距離超過本身的長度，所以貨叉為伸縮裝置，貨叉固定在載貨臺本體上，起到支承作用，由上面的上叉叉取貨物。貨叉的伸縮可以采用齒輪齒條傳動或者同步帶傳動，本設計采用齒輪齒條傳動，齒輪齒條傳動具有結構簡單，傳動關系清晰等優(yōu)點。貨叉主要由電動機（自帶減速機） 、齒輪齒條傳動裝置、貨叉和滾輪等組成。貨叉由貨叉支承板、貨叉立板、貨叉齒條板和貨叉底板組成，貨叉支承板下部安裝有滾輪，貨叉底板則是整個貨叉的支承板，其上固定有電動機、貨叉立板、貨叉齒條板、貨叉支承板和雙向擋板。焊接在貨叉底板上的雙向擋板則限

35、制貨叉的極限伸縮位置。本貨叉?zhèn)鲃酉到y(tǒng)除了電動機安裝在貨叉左側以外，基本為對稱布置，左半部分相當于左貨叉，右半部分相當于右貨叉，這樣同步帶傳動布置于貨叉中間，從而提高系統(tǒng)的平穩(wěn)性。4.24.2 貨叉?zhèn)鲃友b置的選型貨叉?zhèn)鲃友b置的選型取運行阻力系數，于是0.85 （4-1） NwGFf8 .4998 . 96085. 0式中G運行質量的重力（N）取機構的總效率，則運行靜功率為00.922 / 48 （4-2）WVFPSTST3 .839 . 0100015. 08 .49910000電動機選擇： 減速器型號R27，輸出轉速48r/min，輸出轉矩35N.M，減速比28.76；電機型號Y63，額定功率

36、180W，轉速1930r/min。4.34.3 貨叉?zhèn)鲃育X輪、齒條的計算貨叉?zhèn)鲃育X輪、齒條的計算貨叉的伸縮設計速度 v 為 9m/min，即 9000mm/min；齒輪齒條分度圓直徑為 60mm，則圓周長度為： （4-3）3.14 60188.4Cdmm齒輪轉速為 （4-4）900047.7 / min188.4vnrC.選擇齒輪、齒條材料齒輪選用45號鋼調質 HBS1245-275HBS齒條選用45號鋼正火 HBS2210-240HBS.按齒面接觸疲勞強度計算 （4-5） 33(0.013 0.022)/(0.013 0.022)48 0.42/ 48tvn P n計算出在0.13和0.22

37、之間，取tv0.2/tvm s確定齒輪齒條傳動精度等級為第公差組8級齒輪的分度圓直徑 (4-6)213121()EHdHZZZKT udu齒寬系數按齒輪相對軸承為懸臂布置取為0.4d齒輪齒數201Z齒條長度為600mm23 / 48由電動機的轉速和減速器的傳動比計算出傳動軸上的齒輪的轉速139048 / min29nr則齒輪轉矩T1=9.55106P/n=9.551060.42/48=83560Nmm載荷系數 K= (4-7)AKVKKK使用系數KA=1動載荷系數KV=1.18齒向載荷分布系數=1.22K齒間載荷分布系數由0K與r1.88-3.2（1/+1/）cos=1.68 1Z1Z查得1.

38、21K則載荷系數k的初值k=11.181.221.211.74彈性系數=189.8EZ2/mmN節(jié)點影響系數=2.5HZ重合度系數=0.87Z許用接觸應力 (4-8)lim/NWHHHZZS接觸疲勞極限應力,1limHlim2H=570N/lim1H2mm=460 N/lim2H2mm應力循環(huán)次數為 N1=60nj=60481（83008）=5.5hL710N2=N1/4.671024 / 48接觸強度得壽命系數121NNZZ硬化系數=1WZ接觸強度安全系數1.1HS57011/1.1=518 N/1H2mm46011/1.1=418 N/2H2mm故的設計初值1td=40 213121()E

39、HtdHZZZKT udu232 1.74 83560 1.2 1 189.8 2.5 0.87()0.41.2418齒輪模數m=40/20=2mm11/tdZ所以取m=3齒輪分度圓直徑的參數圓整值為=203=6011dZ m圓周速度v=0.18m/s 1/60000d n與估取相近，滿足要求0.2/tvm s因為齒寬系數0.4d所以齒輪齒寬10.4 6024dbdmm對于正常齒，1ah0.25c齒頂高1 33aahh mmm 齒根高*()(1 0.25)33.75fahhc mmm齒頂圓直徑2602 366aaddhmm 齒根圓直徑2602 3.7552.5ffddhmm 取齒條齒根高3fh

40、mm25 / 48齒條齒頂高3.5ahmm齒條寬度25bmm齒條總高度13.53410.5afHhhhmm 式中為輪齒底部到齒條底部的高度1h齒距3.14 39.42pm 齒厚/23.14 324.71sm 齒槽寬/23.14 324.71em .齒根彎曲疲勞強度校核計算 (4-9)112aaFSKTFY Y YFbd m齒形系數 齒輪=2.55aFY1aFY齒條=2.452aFY應力修正系數 齒輪=1.63aSY1aSY齒條=1.652aSY重合度系數0.250.75/0.250.75/1.680.7aY許用彎曲應力F=lim/NxFF Y YS彎曲疲勞極限=460 N/lim1F2mm=3

41、90 N/lim2F2mm彎曲壽命系數121NNYY尺寸系數Yx=1安全系數=1.25FS26 / 48則46011/1.25=368 N/111lim1/NXFFFY YS2mm=39011/1.25=312 N/222lim2/NXFFFY YS2mm故21.46835602.551.630.70/(601806)=11.781FN/2mm1F21.46835602.451.650.7/(501806)=13.742FN/2mm2F27 / 485 5 升降機構的設計升降機構的設計5.15.1 升降機構的總體選型升降機構的總體選型升降重量，升降速度 v=0.25m/s，升降高度 H=2mk

42、gCP1005.1.15.1.1 定機構的工作級別定機構的工作級別堆垛機工作級別根據堆垛機使用條件的兩個重要數據載荷狀態(tài)和利用等級來劃分，是堆垛機設計的依據，現由設計原始數據和堆垛機實際運行情況選定三個參數如下：利用等級 T6，載荷情況 L2，工作級別 M65.1.25.1.2 計算鋼絲繩最大靜拉力并選擇鋼絲繩計算鋼絲繩最大靜拉力并選擇鋼絲繩采用單聯滑輪組，此時：m=nm滑輪組倍率n懸掛物品撓性件分支數升降機構以省力鋼絲繩滑輪組作為執(zhí)行構件，選取懸掛物品撓性件分支數 n 為 1，滑輪組倍率 m 為 1鋼絲繩最大靜拉力為:N （5-1） 98098. 0118 . 91000maxqaQSQ升降

43、載荷（N） ，gCQp2/81. 9smg 升降質量，即起重量（kg）pCqa滑輪組分支數q滑輪組倍率28 / 48a滑輪組鋼絲繩卷入卷筒根數機構總效率，取為 0.980本機構中 q=1,a=1依據最大靜拉力選擇型的鋼絲繩，鋼絲強度極限6 7MPai1570取選擇系數 C=0.114鋼絲繩直徑為mmSCd6 . 3980114. 0max取 d=6mm鋼絲繩的最小破斷拉力 Fo=8.34KN（纖維芯鋼絲繩） ，鋼絲繩的安全系數為， （5-2）66 . 898034. 810001000max0SFN滿足要求5.1.35.1.3 確定最小的卷繞直徑確定最小的卷繞直徑取彎曲頻率系數；卷筒的工作級別

44、系數；滑輪的工作級12h161h別系數，181h卷筒最小直徑， 96611621mindhhD滑輪最小直徑mmdhhDc108611821min設計采用齒輪連接盤式的單層卷繞單聯卷筒取以繩槽底測量的卷筒直徑（即卷筒名義直徑），則以鋼絲繩圈中心mmDd125測量的卷筒直徑為 131mm卷筒為標準槽形的卷筒，槽距 p=7mm，則總長29 / 4876mm （5-3）7613114. 31200010maxPZDaHL 取 L=150mm，滿足要求卷筒槽形的槽底半徑 R3.3mm卷筒壁厚 （5-4）5 .125 . 810612502. 010602. 0D 取mm10卷筒強度計算：cpPFAmax

45、1/1其中，P=7mmmax1502FN75. 01Amm10材料為鑄造碳鋼 ZG270500，則MPascp13522702，滿足要求/115020.7513.413510 7cpMPaMPa鑄鋼卷筒應進行退火處理，表面不得有裂紋，表面上不得有影響使用性能和有損外觀的顯著缺陷（如氣孔、疏松、夾渣等） 。選擇以繩槽底測量的直徑為 110mm 的標準滑輪。5.1.45.1.4 選擇電動機并驗算制動力矩選擇電動機并驗算制動力矩電動機的靜功率為 （5-5）wmQvPst28885. 01100025. 08 . 91001000v額定升降速度（m/s）機構效率，初算時近似取85. 0m機構電動機個數

46、 （5-6） 600.25 60 1000100036.46 / min3.14 131ddvnrD30 / 48選用帶有減速器的電機，結構緊湊，安裝方便。減速器型號：R57，輸出轉速37r/min，輸出轉矩181N.M，傳動比37.30；電機型號Y80,額定功率0.75KW,轉速1390r/min，電機質量11KG。5.25.2 卷筒的設計卷筒的設計卷筒名義直徑 D=125mm，螺旋節(jié)距 p=7mm，卷筒長度 L=150mm，壁厚，鋼10mm絲繩最大靜拉力max980SN（1）卷筒心軸計算軸的材料為 45 號鋼，調質處理。圖 5.1 卷筒心軸的受力圖心軸的最小直徑: （5-7）3300.28

47、811021.9436.46pdAmmn試中 A0 取 110，n 為軸的轉速 r/min.31 / 48最后取 d=25mm. 支座反力980 45980 1101125135aRN980 25980 90835 .135bRN mm 軸右輪轂支承處最大彎矩45835 4537575BMRN mm軸左輪轂支承處最大彎矩251125 2528125AMRN mm計算選用右輪轂支承處最大彎矩.疲勞計算對于疲勞計算采用等效彎矩，選等效系數，等效彎矩1.11.1 3757541332.5ddMkMN mm彎曲應力 （5-8） 3341332.529.90.10.1 25dMMPad軸的載荷變化為對稱

48、循環(huán)軸的材料為 45 號鋼1600;300;0.43258bsbMPaMPaMPa許用彎曲應力 (5-9)111Kn式中 n=1.6安全系數K應力集中系數，1.4 1.151.61xmKKK與零件幾何形狀有關的應力集中系數1.4xK 與零件表面加工光潔度有關的應力集中系數1.15mK故125811001.61 1.6MPa32 / 48，通過1.靜強度計算卷筒軸屬于升降機構低速軸零件，其動力系數取為21.2cmax21.2 3757545090cMMN mmmaxmax333757527.20.10.1 25MMPad許用應力 300187.51.6sMPan，通過 max故卷筒軸的疲勞和靜強

49、度計算通過（2）選擇軸承由于卷筒軸上的左軸承的、外圈以同樣轉速轉動，故無相對運動，可按照額定靜載荷來選擇。右軸承的外座圈固定，座圈與軸一同旋轉，應按照額定動負荷來選擇.左端軸承軸承的額定靜負荷 (5-10)000Cn P式中額定靜負荷0C當量靜負荷0P安全系數，取0n01.04n 選用調心球軸承，型號為 1205，軸承的額定靜負荷，左軸承的當量靜04020CN負荷01.1 11251237.5dAPf RN式中動負荷系數1.1df 選取安全0001.04 1237.51287n PNC33 / 48.右端軸承令右端軸承也采用 1205，其額定動載荷動負荷 9320C 右軸承的徑向負荷1.1 8

50、35921.8rdBFf RN軸向負荷 0aF 設軸承工作時數，查得 1205 軸承的 e=0.27，令，故4000hLh0arFeFx=1，y=2.4，當量動載荷1 9802.4 0980raPxFyFN (5-11)6310()60hCLn P式中軸承的壽命，單位為h hLn軸承外圈的相對轉速，r/min。C軸承的額定動載荷，單位N所以33666060 36.46 4000()2.061010hnLCP故動負荷，安全 ()2.06 9802018.8CCPNCP34 / 486 6 堆垛機穩(wěn)定性計算堆垛機穩(wěn)定性計算6.16.1 堆垛機穩(wěn)定性分析堆垛機穩(wěn)定性分析由于堆垛機在啟動、加速、制動過

51、程中慣性力的作用，會使堆垛機立柱在巷道縱向方向上發(fā)生彎曲振動，由材料力學知識可知，立柱頂端的彎曲撓度最大，這就可能會導致堆垛機對高層貨架進行存取作業(yè)時定位精度不足，從而影響工作的穩(wěn)定性，而且這種振動是影響精度的主要原因之一，特別是在堆垛機速度提高以后，振動的振幅越大。由實驗可知，運行速度與加速度越大，振幅越大。柱端振幅一旦超過極限值將發(fā)生存取故障。因此研究堆垛機高速運行時立柱在慣性力和他載荷作用下沿巷道縱向撓度問題與振動問題對于解決提升運行速度帶來的一些問題有一定的幫助。6.26.2 運行中立柱撓度的計算運行中立柱撓度的計算6.2.16.2.1 立柱的相關計算立柱的相關計算堆垛機在靜止、運行、

52、制動過程中，其立柱不同程度受到外力的作用，導致了立柱產生撓度和振動。大量的實驗表明，立柱靜止時的靜撓度是一定的，但在運行過程中隨著加速度的不同，立柱的撓度也將發(fā)生變化，立柱的變形與加速度存在很大的關系。此時若定位裝置安裝在立柱與上、下橫梁上，誤差將會增大，定位精度難以得到保證，容易引發(fā)事故。所以，堆垛機在提升速度時要充分考慮加速度與撓度的變化關系。本小節(jié)通過對立柱撓度的分析，得出立柱頂端的變形量，并確定隨著加速度的提高，對立柱的影響。6.2.26.2.2 堆垛機外載荷計算堆垛機外載荷計算雙立柱相當于一組懸臂梁，雙立柱與下橫梁構成一剛性架，在外力作用下，雙立柱35 / 48產生了彎曲變形，立柱頂

53、端的撓度可以通過疊加法來進行計算。由于堆垛機為雙立柱，兩個立柱在外力作用下產生的撓曲變形在貨叉的連接作用下幾乎可以認為是一致的，故本文只對其中的一個進行撓度分析計算（振動分子也只分析其中一個立柱）1載貨臺上的滾輪壓力可以由圖6.1所示的載貨臺在OYZ平面載荷簡圖，得正滾輪的壓力 0m KN （6-1） )(13621151eTlGlGlGQsP圖6.1 堆垛機總體載荷受力圖由立柱在 XOZ 的平面受力圖,有公式：可得側滾輪壓力 0m KN （6-2）lGQsP)(1522總提升力由，受力分析可得 0zF KN （6-3）165GGGQT3立柱的頂部作用力通過圖6.3表示的堆垛機載貨臺提升卷揚系

54、統(tǒng)力學簡圖，可確定立柱上橫梁上作用力F，即為立柱軸向壓力：KN （6-4）)(6511GGQGW為動力系數，由最大起升加速度決定。1(1)滾輪的摩擦力36 / 48 KN （6-5）fPPFf)(221式中 f 滾動摩擦系數，我們采用鋼制滾輪其摩擦系數：f=0.08，(2)提升繩的力為： KN （6-6）/ )(1fFWT式中為提升系統(tǒng)的效率，可取=0.98-0.99。圖 6.2 XOZ 平面受力圖 圖 6.3 提升系統(tǒng)力學簡圖(3)立柱頂部壓力（6-7）上橫梁滑輪G31GTF其中和分別為頂部滑輪與上橫梁的重量滑輪G上橫梁G由以上分析知立柱在兩個平面都承受外載荷的作用，但在XOZ平面的力只有在

55、堆垛機停止，貨叉伸出取貨時才存在，所以，我們對立柱只進行YOZ平面的受力分析。4YOZ平面：當載貨臺位于最高位置且滿載時，以最大加(減)速度起(制)動時，立柱處于最不利情況。此時如圖6-4所示。堆垛機立柱受到慣性均布力q、載貨臺慣性力P、載貨臺的偏心力矩的共同作用。立柱的橫向力矩為： （6-8） 00q:m am立柱單位質量 P=(Q+ KN （6-9）)aGGG65137 / 48 M=P(H-h-s)+ KN.M （6-10）sPv122/qH5彎矩放大系數見圖6.4，在該平面立柱受軸向力F，橫向力p，q和偏心力矩的共同作用下是壓彎構件。我們簡化認為軸向壓力始終平行于Z軸，而且在立柱上作用

56、有一定的彎矩，所以立柱彎曲變形由圖6.5示。圖中是橫向力和偏心力矩的共同作用在滑輪G頂端產生的撓度值，在軸向力F作用下，撓度由增大到f，根據彈性變形分析0f圖6.4 YOZ平面受力簡圖 圖6.5 YOZ面立柱撓曲變形示意圖f= （6-11）)1/(0af式中：a=F/是立柱中心受壓的臨界載荷kF（6-12）224/ HEIFk式中，I為慣性矩；E是立柱的彈性模量。6.2.26.2.2 堆垛機靜態(tài)剛度的分析堆垛機靜態(tài)剛度的分析立柱靜的態(tài)剛度既是貨臺處于立柱最高工作位置時貨叉頂端的巷道縱向平面撓度，撓度應小于一定的許用值，ff由圖6.5當貨臺在立柱最高工作位置時，在偏心力矩M作用情況下，立柱頂端的

57、水平位移由三部分構成：1在M作用下立柱端部水平位移；0f2在M作用下滾輪處截面轉角引起的頂端水平位移：h；11f138 / 483下橫梁和立柱連接位置處的截面轉角引起的立柱頂的水平位移：=H；2f2即f=+。0f1f2f(1) 計算 由下圖得到外載荷彎矩圖 、單位力彎矩圖、單位載荷彎0fpM1M矩圖2M圖6.6 堆垛機的剛度計算簡圖由上圖計算得：011 a212()()/22323bbfM Hh HhEIHaMHbMEIBBB柱柱 (6-13)22332()/ 2(/3a)/M HhEIMHEIbB柱梁）（式中：為立柱垂直縱向平面的慣性矩；柱I下橫梁垂直縱向平面軸的慣性矩；梁IE 慣性模量；梁

58、I(2)由外載荷彎矩圖，單位載荷彎矩圖得：pM2M 221122()/M()/233aabbM HhEIEIBBBB柱柱332+(M/3EIBM HhabMEI梁柱）(6-14) aEI3)(2331BbMhhHEIhmhf梁柱(6-15)39 / 483)計算 取橫梁為研究對象，如圖 6.7 所示，為下橫梁支撐的總質量：2f0G (6-16) 6543210GGGGGGGQG 由外載荷彎矩圖、單位載荷彎矩圖可以得到立柱和下橫梁連接面處轉pM2M角：2 (6-17)2322132211002BaaGBabBbbGBabEI(6-18)(32222022abBabEIHGHf圖6.7 下橫梁計算簡圖可見由下橫梁引起的立柱頂部撓度與立柱高度一定程度上呈現正比關系，因此對于改善結構系統(tǒng)剛度增強橫梁非常重要。對與立柱而言增強橫梁對結構重量影響不大，因此在設計下橫梁時盡量避免出現明顯下撓。靜剛度的校核時，f=+f。撓度的許用值f目前還沒有統(tǒng)一得標準。根0f1f2f據以往的設計經驗，通?？梢匀。篺=H2000H1000。6.2.36.2.3 堆垛機結構強度計算堆垛機結構強度計算結構在受載后達到某種特定狀態(tài)便不能滿足規(guī)定的功能要求，我們稱此特定狀態(tài)為符合該功能的極限狀態(tài)。(1)在鋼結