《双立柱式巷道堆垛机的设计.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《双立柱式巷道堆垛机的设计.pdf（48页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、 I 摘 要 自动化立体仓库是物流中的重要组成部分，它是在不直接进行人工干预的情况下自动地存储和取出物流的系统。它是现代工业社会发展的高科技产物，对提高生产率、降低成本有着重要意义。近年来，随着企业生产与管理的不断提高，越来越多的企业认识到物流系统的改善与合理性对企业的发展非常重要。堆垛机是自动化立体仓库中最重要的起重堆垛设备，它能够在自动化立体的巷道中来回穿梭运行，将位于巷道口的货物存入货格；或者相反取出货格内的货物运送到巷道口。本文详细论述了在现代大多数企业中普遍使用的双立柱堆垛机的设计方案，文章的重点放在其三个部件：升降机构、行走机构、货叉伸缩机构的设计上，并设计一种带柔性装置的堆垛机安
2、全机构的设计方案。首先，提出各个机构的总体设计方案；其次，对各个机构的受力情况进行了分析并计算，然后估算初取值，再进行校核，最后确定各个实际值。关键词：自动化立体仓库；堆垛机；安全机构；设计 The Design of two pillar type II of Narrow-Aisle Stacker Crane Abstract Automation three-dimensional storehouse is that thing flows important composition part,it is to stock and take out voluntarily under
3、 not directly carrying out the condition of artificial intervention the system that thing flows out.it is the high-tech outcome of modern industrial social development,for raise productivity and reduction cost have important meaning.In recent years,along with the unceasing raising of enterprise prod
4、uction and management,more and more enterprises know that thing flows out reasonability and the improvement of system,is very important for the development of enterprise.Stacker cranes is automation three-dimensional storehouse in most important take heavy crane pile up equipment,it can in the tunne
5、l of automation cube in the shuttle operation of round trip,will locate in tunnel the goods of mouth stock goods shelf;or opposite take out the goods transit in goods shelf go to tunnel mouth.This paper has discussed the focal point of design scheme and article of the two pillar stacker crane of uni
6、versal use in modern most enterprises in detail put,in thirdly parts:elevator Gou,walk organization and fork telescoping mechanism design,design a kind of tape the cranes safe organization of flexible installation design scheme.first,put forward the overall design scheme of every organization;second
7、ly,for every organization analyse by force condition calculate,then estimation beginning take value,check nuclear,final definite every reality again worth.Keyword:automation three-dimensional storehouse;stacker cranes;safe III organization;design 目 录 摘 要.I IV The Design of two pillar type.I Abstract
8、.II 第一章 绪论.1 1.1 研究背景及内容.1 1.1.1 研究背景及意义.1 1.1.2 研究的内容.1 1.2 堆垛机的结构设计概述.2 1.2.1 堆垛机结构的组成和形式.2 1.2.2 巷道堆垛机的特点.2 1.3 堆垛机所受载荷的简化方法.2 第二章 堆垛机门架的结构设计计算.5 2.1 框架的弯矩和挠度.5 2.1.1 由于水平载荷产生的弯距.6 2.1.2 由行走车轮的反力产生的弯距.9 2.1.3 有叉取作业产生的弯矩.10 2.2 设计数据计算校核.10 2.2.1 框架结构的设计数据如下：.10 2.2.2 各部分的弯矩.11 2.2.3 结构构件的弯曲应力.12 第
9、三章 堆垛机伸缩货叉机构的设计计算.13 3.1 伸缩货叉的扰度与强度.13 3.1.1 下叉的受力分析计算:.14 3.1.2 中叉的受力分析计算.15 3.1.3 前叉的设计分析计算.17 3.2 货叉各参数的选择.18 3.3 货叉内部零件的选取与校核.18 3.3.1 轴承 4 的选取校核.18 3.3.2 齿轮 5 的选取校核.19 3.3.3 链轮 7、链条的选取校核.22 3.4 货叉伸缩装置中的电机、减速器的选取.23 第四章 堆垛机行走机构的设计计算.24 4.1 堆垛机走行轮的设计计算.24 4.2 走行装置的电机、减速器的选取.24 第五章 堆垛机升降机构的设计计算.26
10、 5.1 升降机构零部件的设计计算.26 5.2 升降机构的电机减速器的选取.26 5.3 制动器的制动容量的设计.26 第六章 堆垛机的安全机构的设计.28 V 结 论.29 致 谢.30 参考文献.31 附录.32 1 双立柱式巷道堆垛机的设计 第一章 绪论 近年来，随着企业生产与管理的不断提高，越来越多的企业认识到物流系统的改善与合理性对企业提高生产率、降低成本非常重要。堆垛机是自动化立体仓库中最重要的起重堆垛设备。本文着重就堆垛机的结构设计进行初步研究。1.1 研究背景及内容 1.1.1 研究背景及意义 自动化立体仓库是物流中的重要组成部分，它是在不直接进行人工干预的情况下自动地存储和
11、取出物流的系统。它是现代工业社会发展的高科技产物，对提高生产率、降低成本有着重要意义。近年来，随着企业生产与管理的不断提高，越来越多的企业认识到物流系统的改善与合理性对企业的发展非常重要。堆垛机是自动化立体仓库中最重要的起重堆垛设备，它能够在自动化立体的巷道中来回穿梭运行，将位于巷道口的货物存入货格；或者相反取出货格内的货物运送到巷道口。世界主要工业国家都把着眼点放在开发性能可靠的新产品和采用高新技术上，更加注重实用性和安全性。在堆垛机方面，我们应当看到和世界发达国家的差距，总结经验，找出不足，打破传统思路，推出新的外形和更高性能的堆垛机。相信，通过我们的不断努力，必能设计出高速、安全、可靠性
12、能高的堆垛机，为增强我国综合国力，为我国填补一分科技空白。1.1.2 研究的内容 在堆垛机设计中将做以下工作：（1）堆垛机的门架的设计计算；（2）堆垛机的货叉伸缩机构的设计计算；（3）堆垛机的行走机构的设计计算；（4）堆垛机的升降机构的设计计算；（5）堆垛机的安全机构的设计计算。2 1.2 堆垛机的结构设计概述 1.2.1 堆垛机结构的组成和形式 堆垛机结构主要有三个机构组成：（1）升降机构有电动机、制动器、减速器、卷筒、钢丝绳及防落安全装置组成。升降机构的工作速度一般控制在 1525m/min，最高可达 45m/min，设计时选取 20m/min.（2）行走机构有电动机、联轴节、制动器、减速
13、器和行走轮组成。在其顶部设置导向轮沿固定在货架上弦的导轨导行。下部装有水平导轮沿货架下部的水平导规导行。行走机构的工作速度依据巷道长度和物料出入库频率而定，正常工作速度控制在50100m/min，最高可达到 180m/min,设计时选取 90m/min.（3）货叉伸缩机构是堆垛机的取放物料装置，它有前叉、中间叉、固定叉、驱动齿轮等组成。货叉伸缩机构的工作速度控制在15m/min，最高可达 30m/min，设计时选取 20m/min.1.2.2 巷道堆垛机的特点 由于使用场合的限制，巷道堆垛机在结构和性能方面有以下特点：1）整机结构高而窄，其宽度一般不超过储料单元的宽度，因此限制了整机布置和结构
14、选型。2）金属结构件除应满足强度和刚度要求外，还要有较高的制造和安装精度。3）采用专门的取料装置，常用多节伸缩货叉或货板机构。4）各电气传动机构应同时满足快速、平稳和准确。5）配备可靠的安全装置，控制系统应具有一系列连锁保护措施。1.3 堆垛机所受载荷的简化方法 堆垛机的机架有立柱、上下梁组成，整机结构高而窄。堆垛机工作时，将受到载货台、货物的铅垂作用，行走、制动和加减速的水平惯性力作用以及起吊时的冲击载荷作用；某些特殊环境下，还要受到风力的作用。堆垛机每完成一个工作循环，以上载荷将重复出现一次。因次，堆垛机所受的是交替变化的载荷。为了保证堆垛机安全可靠的工作，其刚结构部分的强度与刚度计算是必
15、不可少的。在此，就堆垛机所受载荷简化的基本方法作一说明。3 1）起重重量 PL 实际起重重量包括吊具重量和额定重量之和，用 SL表示。考虑到货物正常起吊时的动载冲击作用，则设计起重重量PL=SL 式中，称为冲击系数，与堆垛机分类有关：1 类=1.1 2 类=1.25 3 类=1.4 4 类=1.6 2）水平载荷 SH 堆垛机沿水平方向加减速行走或旋转时，必然存在与其加速度有关的水平惯性力。即 SH=SL 式中，称为动载荷系数，由于加速度的不确定性，一般用额定速度 v 来确定。水平行走时=0.0005v；旋转时=0.0004v.3）风力载荷 SW 风力载荷 SW为风压力 q 与受风面积的乘机，即
16、 SW=qA 堆垛机工作时，风压力 q=1742.74h 非工作状态，风压力 q=148.14h 式中，h 为吊具高度，单位取mm 4)起吊冲击载荷 SR 在正常情况下，起吊货物的加速度可能很大，这时的冲击载荷很大，设计时应另行考虑。5）载荷状态 堆垛机工作时，其承载能力是上述各种载荷与自重 SG的不同组合：A 正常工作状态：M（SG+SL+SH）B 特殊工作状态：M（SG+SL+SH）+SW 4 C 起吊工作状态：SG+SL+SH D 停止：SG+SW 以上各式中，M 称为作业系数，与堆垛机的分类有关：1 类 M=1.0；2 类 M=1.05；3 类 M=1.1；4 类 M=1.20 5 第
17、二章 堆垛机门架的结构设计计算 门架是堆垛机的主要结构物，有单柱式和矩形框架式。按支承方式，又可分为安装在货架上的上部支承式和安装在地面上的下部支承式。不论哪种型式都带有伸缩货叉和人工驾驶室（有时也没有）的货合。升降台沿立柱升降，同时靠地上和顶上的导轨保持走行稳定和支持货叉伸出进行装卸作业时的翻转弯矩。在门架上安装有卷扬、走行等机械装置，以及配置有电气控制开关、控制装置、配线等。下部支承式的集中放在门架下部。由于走行起动、停止及加减速时产生的惯性力，门架在通道的纵向发生挠曲，整个门架成为振动体，其柱端的振动较大。同样，在通道的直角方向，立柱由于货叉作业时的弯矩作用而发生弯曲，使伸长着的伸缩叉的
18、前端的挠度增大。柱端振动：和货叉前端的挠度一超过极限，就成为堆垛机自动定位的障碍，所以门架应具有足够的强度和挠度小的适当刚度。本次毕业设计选取双立柱下部支承式门架进行结构计算。2.1 框架的弯矩和挠度 堆垛机的矩形门架是超静定结构。这里按角变位移法解如下：堆垛机门架的设计计算参数：Q1上梁及附件重量 Q2货台、货物、附件及搭乘人员的总重量 Q3电气控制盘的重量 Q4卷扬装置的重量 q 柱的单位长度的平均重量 作用在门架上的惯性力：Hi=（/g）Qi及 qh1/g (:减速度，g=9.8 米/秒2)h1h4下梁中心线分别到 Q1 Q4的中心高度 l立柱的中心距 I1立柱 AB、DC 的断面惯性距
19、 6 上梁与下梁端部的偏转角 R因构件两端变位产生的弯距 E：纵弹性模量 C由构件的中间载荷在杠端产生的弯距，称为载荷项。K1=I1/h1立柱的刚度 K=I/l 上下梁的刚度 n=K/K1刚度比 M弯距 2.1.1 由于水平载荷产生的弯距 作出作用于框架结构的惯性力图解：h3h2h1l21BCDBlD1C4h4h1 图 1 列出角变位移方程：MAB=2EK1（2A+B-3R）MBA=2EK1（2B+A-3R）MBC=2EK1（2B+C）MCB=2EK1（2C+B）MCD=2EK1（2C+D-3R）+CCD 7 MDC=2EK1（2D+C-3R）-CDC MAD=2EK1（2A+D）MDA=2E
20、K1（2D+A）其中载荷项：CCD=（1/h21）H2 h22(h1-h2)2+H3h3(h1-h3)2+q h21/12g CDC=（1/h21）H2 h22(h1-h2)2+H3h32(h1-h3)+q h21/12g 有节点的弯距平衡方程式：MBA+MBC=0 MAB+MAD=0 MCB+MCD=0 MDA+MDC=0 由隔离体静力平衡方程式：MAB+MBA+MCD+MDC+H1 h1+H2 h2+H3h3+q h21/2g=0 A+B+C+D=4 R+（n/6EK）(CDC-CCD-H1 h1-H2 h2-H3h3-q h21/2g)有上面各式，可先求出A、B、C、D、R再带入可求出
21、上下梁内力MAD MAD、MBC、MCB；、立柱内力MAB=-MAD、MBA=-MBC MCD=-MCB、MDC=-MDA 图 2 列出角变位移方程式：MAB=2EK1（2A+B-3R）-CAB 8 MBA=2EK1（2B+A-3R）+CBA MBC=2EK(2B+C)MCB=2EK(2C+B)MCD=2EK1（2C+D-3R）MDC=2EK1（2D+C-3R）MAD=2EK(2A+D)MDA=2EK(2D+A)固端弯距（载荷项）CAB=（1/h21）H4h4(h1-h4)2+q h21/12g CBA=（1/h21）H4h42(h1-h4)+q h21/12g CCD=CDC=CBC=CCB
22、=CAD=CDA 有节点的弯距平衡方程式：MAB+MAD=0 MBA+MBC=0 MCB+MCD=0 MDC+MDA=0 有隔离体静力平衡方程式：MAB+MBA+MCD+MDC+H4h4+q h21/2g A+B+C+D=4R+(n/6EK)(CAB-CBA-H4h4-q h21/2g)=0 解上面各式，可先求出A、B、C、D、R。再求出上下梁及立柱的内力 9 有水平载荷产生的弯距，可由图1 图 2 叠加得出：M1AB=MAB+MAB M1BC=MBC+MBC M1CD=MCD+MCD M1DA=MDA+MDA 又有节点方程式可得 M1AB=-M1AD M1BC=-M1BA M1CD=-M1C
23、B M1DA=-M1DC 门架立柱端部的线变位：=+=h1(R+R)2.1.2 由行走车轮的反力产生的弯距 受力分析图如下：列出角变位移方程式：DBCalaAh1 M2BC=2EK（2B+C）M2AB=2EK（2A+B）M2BA=2EK（2B+A）10 M2CB=2EK（2C+B）M2CD=2EK（2C+D）M2DC=2EK（2D+C）M2AD=2EK（2A+D）+C M2DA=2EK（2D+A）-C 固端弯距：C=Va A=n(2+n)C/2EK(n+1)(n+3)B=-nc/2EK(n+1)(n+3)A=-D B=-C M2AB=1/(n+1)(n+3)(2n+3)aV M2BA=1/(n
24、+1)(n+3)(naV)M2DA=1/(n+1)(n+3)n(n+2)aV 在此，M2AB=-M2DC M2BA=-M2BC M2CB=-M2CD M2DA=-M2AD V：走行车轮的反力，按1/2（堆垛机总重量+载重）求出。2.1.3 有叉取作业产生的弯矩 由于货叉作业，在门架上及与走行方向成直角的方向增加了弯矩，产生了扰度。但是，此弯矩相比前两种相差很大，而且不会在货叉伸出的情况下走行，所以可以认为最大弯矩为M1和 M2合成的弯矩。2.2 设计数据计算校核 2.2.1 框架结构的设计数据如下：上下梁（槽钢 200*90*8，I=8360 厘米4）柱（290*7.9 矩形钢管 44 角钢，
25、I=19014 厘米4）11 l=3m h1=20m h2=18m h3=2m h4=1m a=0.5m Q1=350kg Q2=2300kg Q3=400kg Q4=400kg q=0.85kg/cm /g=0.1 Hi=0.1Qi 堆垛机总重量（自重+载重）=8000kg 载重增加 25%作为试验载荷，为 1500*（1+25%）=1875kg 根据 1.1.3 的讨论，关于载荷的补加系数，对堆垛机的冲击系数=1.4，作业系数 M*=1.1。则载荷组合为 M*（SG+SL+SH）。2.2.2 各部分的弯矩 n=K/K1=Ih1/I1l=2.73 固端弯矩：CAB=24.9Nm CBA=28
26、.6 Nm CCD=57.4 Nm CDC=34.5 Nm R=R+R=0.0018+0.00075=0.00255 走行停止时产生振动的立柱上端的线变位：=17800.00255=4.54cm(注：值容许范围一般在 2.55cm,符合要求)由水平载荷产生的各部分的弯矩：M1AD=M*（MAD+MAD）=1.1（186.5+76.5）=289.4 Nm M1BC=M*(MBC+MBC)=1.1(170.7+73.4)=266.1 Nm M1CB=M*(MCB+MCB)=1.1(178.2+73.4)=276.8 Nm M1DA=M*(MDA+MDA)=1.1(176.2+75)=276.3 N
27、m 由走行轮的反力产生的各部分的弯矩:V=M*(8000-2300-2300)/2=4906kg 固端弯矩:C=490645=220.8Nm 12 因此:M2AB=87.4 Nm M2BA=28.2 Nm M2DA=133.4 Nm 最大弯矩:MAB=-289.4+87.4=-201 Nm MBA=-266.1+28.2=-237.9 Nm MBC=266.1-28.2=237.9 Nm MCB=276.8+28.2=305.0 Nm MCD=-276.8-28.2=-305.0 Nm MDC=-276.3-87.4=-363.7 Nm MDA=276.3+133.4=409.7 Nm MAD
28、=289.4-133.4=156.0 Nm 2.2.3 结构构件的弯曲应力 上下梁的断面系数 Z=498 cm3,柱的断面系数 Z1=789cm3 则:AB=-2560N/cm2 BA=-3010N/cm2 BC=4780 N/cm2 CB=613 N/cm2 CD=-3870 N/cm2 DC=-4610 N/cm2 DA=8230 N/cm2 AC=2870 N/cm2 随着堆垛机往复运动,这些应力交变出现,在下梁 A 和 D 点产生最大应力振幅.如用应力比法,则 K=-2870/8230=-0.35,按切口分类为 a,可查出疲劳许用应力为 12500 N/cm2.故能满足上述弯曲应力条件
29、.13 第三章 堆垛机伸缩货叉机构的设计计算 货叉是堆垛机中最主要的部分,所设计的货叉,是三节伸缩式货叉,即由上叉、中叉、下叉以及导向滚子等构成的货叉.它主要由电机、减速器、链轮、链条、齿轮、齿条、下叉、中叉、上叉、轴承等组成.如图所示.下叉 1 侧面装有轴承 4 并固定在载货台的台架上,中叉 2 的下板与工字行导轨相连,上叉 4 的顶板与立板相连,在立板上装有轴承 4.货叉电机通过链轮链条带动齿轮 5 旋转,齿轮带动齿条及中叉 2 运动,同时中叉 2 中的链轮7 通过链条带动上叉 3 沿着中叉 2 中的工字行导轨运行.中叉可在齿轮、齿条或链轮、链条的驱动下从中叉的中点,向前或向后移动大约自身
30、长度的一半,上叉可从中叉的中点,向前或向后伸出比自身稍长的长度.3.1 伸缩货叉的扰度与强度 14 所设计的货叉是指货叉插入货架中的部分,应以厚度尽量薄,同时叉前端的扰度控制在最小,作为设计的目标.货叉各参数如下:W:载荷 I1,I,2 I3:分别为下叉 中叉 上叉的重力方向的惯性矩 E:材料的纵弹性系数 3.1.1 下叉的受力分析计算:如图,假设l3为不变形部分的长度.baxll1l2 P1=W l2/b ,ax l0时的弯矩为 M=01lbxP-P1(x-a)i1=i0-xEIM01dx=i0-112EIp03lbx+(x-a)2-(1)=i0 x-xxEIM001dx=i0 x-11bE
31、Ip03lbx+(x-a)3-(2)当 x=i0时,=0 15 i0=-0116IEIabp(i0+b)-(3)将(3)代入(1),x=l0时 c 点的倾角与为 t1=-01016)(IEIlaabp 1=-01016)(IEIlaabpl3 3.1.2 中叉的受力分析计算 图 a:因载荷 W 的作用,在 b 间产生反力 P1,P2,设点的倾角为i2,扰度为2 baxll1l2 M=P1x=bWl2x 22dxd=-2EIM=-bEIxWl22 i=dxd=-bEIxWl2222+i0-(4)=-bEIxWl2326+i0 x+0-(5)因 x=b 时,=0,0=0 16 则 i0=226EI
32、bWl-(6)将(6)代入(4),求 x=b 时的倾斜角 i2=-223EIbWl 2=-223EIbWl2l 图 b:把 b 段作为刚性,c 点作为固定端考虑,并设由于 W 在中叉产生的反力为 P3和 P4,而由这些反力作用在叉子前端产生的扰度为3和4,则 cdel2lx M=-P3(x-d)+P4x P3=deW P4=dde)(W=-xxEIM002dx2=-261EI P4x3-P3(x-d)3 在 x=l1时 3=-dEIW26(e+d)l13-e(l1-d)2 其次 i4=-xEIM02dx=-dEIW2222)()(xdedxe 17 当 x=l1时,i4=-dEIW22-e(l
33、1-d)2+(e+d)l21 所以 4=i4(l3-l1)3.1.3 前叉的设计分析计算 载荷 W 在 d 区间产生的反力有 P3,P4，在 E 点的倾斜角为 i5，扰度为5,受力分析如下：cdel2l则 M=deWx 22dxd=-3EIM=-dEIeWx3 i=dxd=-dEIeWx322+i0-(7)=-dEIeWx336+i0 x+0-(8)当x=d时,=0,0=0,i0=36EIeWd-(9)将（9）代入（7），当 x=d 时 18 i6=-36EIeWd 5=-33EIeWd(l3-l1)因此，设载货台和立柱为刚性时，伸缩货叉工作的总扰度为 =1+2+3+4+5（注）当托盘货架进深
34、为110 厘米时，值应控制在 1015 毫米。3.2 货叉各参数的选择 a=65cm b=40cm c=20cm d=40cm e=15cm l0=100cm l1=60cm l2=75cm l3=120cm 故可取上叉、下叉、中叉长为：L1=l0=25=110cm L2=b+c+d+25=110cm L3=l3-c+25=110cm 上叉为板状，并取其宽也为 110cm，厚度取 10cm,其余数据见装配图上标注。因各数据取值都较大，故能满足条件。3.3 货叉内部零件的选取与校核 3.3.1 轴承 4 的选取校核 设计选取货叉伸缩机构的工作速度为 10m/min 则每各轴承所承受的压力为 F=
35、150010/4=3750N 转速为 n=10000r/d(r/min),取 C=110 则 dmin=C3nP=11036010000100014.3103750d dmin=16.2mm 取 d=20mm,则 n=10000/20=159.2r/min 查表 7-2-52，选择深沟球轴承，代号为 6404 其基本参数为：d=20mm D=72mm B=19mm cr=31.0KN cor=15.2KN 径向载荷 Fr=150010/4=3750N 轴向载荷 Fa=0N Fa/Fr=0e=0.26 19 查表得 x=1 y=0 Pr=x Fr+y Fa=Fr=3750N 又查表得：fd=1.
36、1 fT=1 fn=0.485 fh=2.29 fm=1 C=Tndmhfffff Pr=1486.01.1129.23750=19.4KN31.0KN=cr 轴承的额定静载荷 Por=0.6 Fr+0.5 Fa=22503750N 因 Por Fr 故取 Por=Fr=3.75KNh=6000h 故轴承寿命满足条件。则轴承选取合适。3.3.2 齿轮 5 的选取校核 1.选取齿轮为 45 钢，调质处理，齿面硬度 HB=217255，平均硬度为 236 2.初步计算传动尺寸 为软齿面开式传动 dmin=321)(12HHEZZZZuudKT （1）转矩 T1=9.55610P1/n1=162.4
37、3d Nmm （2）设计时，因 V 值未知，KV不能确定，故可初选 Kt=1.4 （3）取齿宽系数d=1.1（4）取弹性系数 ZE=189.8MPa （5）初选螺旋角=12o，取节点区域系数 ZH=2.46 （6）初选 Z1=23，齿条 Z2=20 则得重合度=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）cos=1.7 取轴面重合度=0.318dZ1tg=1.77 取重合度系数 Z=0.765（7）取螺旋角系数 Z=0.99（8）许用接触应力由式H=HHNSZlim 取接触疲劳极限应力为limH=595MPa 齿轮的应力循环次数分别为N=60naLh=1.08810 取寿命系数ZN=1.06 取安全
38、系数 SH=1.0 则H=HHNSZlim=0.159506.1=630.7 Mpa （9）齿轮的分度圆直径 dt 1,初算为 u=Z2/Z1=故11uu 则 dmin=321)(12HHEZZZZuudKT=130mm 3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 取使用系数 KA=1.0 因 V=smmndt/6/1min/1010006011 取动载系数KV=1.15 取齿向载荷分布系数 K=1.11 取齿间载荷分配系数 K=1.2 21 故 K=KA KV K K=1.53 （2）对td1修正 d1=td131/tkk=133.9mm （3）确定模数 m=dcos/Z=5.69 取 m=6 （4
39、）故 d1=cosmZ=012cos236=141mm 并取 b=50mm 4.校核齿根弯曲疲劳强度F=YYYYbmdKTSF112F 式中各参数：（1）mdbTK11各值同前（2）因当量系数ZV=Z/cos120=23.5 故取齿形系数 YF=2.64，应力修正系数 YS=1.58（3）取重合度系数 Y69.0（4）取螺旋角系数Y9.0（5）许用弯曲应力 FFNFSYlim 取弯曲疲劳极限应力MPaF220lim 取寿命系数Y0.1N，取安全系数S25.1F 故 FFNFSYlim=1.0MPa17625.1/220 则 F=YYYYbmdKTSF112=4.29MPa176MPa=F 故能
40、满足齿根弯曲疲劳极限。设计合理。22 3.3.3 链轮、链条的选取校核 设轴径 d=80mm，链传动比 i=1 链速 n=Vd/100060=159.2r/min P=0.1w25060/10101500 1.选择链轮齿数：初步确定 Z=21 2.定链的节距 取 K0.1A，齿数系数 K87.0Z，多排链系数K0.1P 所需传递功率为KWKPKKPZA22.00.1/25.087.01/由此，可选取满足条件的08A链，P=12.7mm 3.定链长、中心距 初定中心距 a=40p，则链节数 L2120210)2(22zzapzzpaP=101 节 链长 L=LPP/1000=10112.7/10
41、00=1.28m 中心距a=21222121)2(8)2()2(4zzzzLzzLpPP=508mm 中心距调整量mmpa4.257.1222 实际中心距mmaaa4834.25508 4 求作用在轴上的力 工作拉力F=1000P/V=1500N 作用在轴上的压力FQ=1.2F=1800N 轴径mmnPCd132.159/5.2110/33min 取 d=16mm 取轮径 D=80mm 计算结果总汇：链条规格：08A 单排链，101 节，长 1.28 米 大小轮齿数都为 21，中心距mma483 23 压轴力 FNQ1800，轴径 d=16mm，轮径 D=80 mm。3.4 货叉伸缩装置中的电
42、机、减速器的选取 齿轮 5 的转速为min/78.2314114.360/10100060100060rdvn 可取齿轮 5 与减速器的外端接口传动比 i=3.且齿轮传动所需功率为 P=FV=（1500+2300）KN860/1010 则可选择电机型号为 Y250M-6，额定功率为 37KW 转速为 980r/min，效率为 90.8%，且 90.8%KW6.3337 8KW 安装型式选取 B3，国际标准机座号为 250M65。为此，减速器的传动比为 i=980/23.78min/74.133r 则选取减速器型号为 ZLY（低速级中心距）180。24 第四章 堆垛机行走机构的设计计算 首先，堆
43、垛机的驱动型式设计成“下部支承下部驱动型”，该型式的走行装置安装在下梁上，通过减速装置驱动走行轮，走行轮支承堆垛机的全部重量，在单轨上走行。4.1 堆垛机走行轮的设计计算 走行轮有主动轮与从动轮各 1 个，由于堆垛机在操作货叉时的反作用力会对走行轮产生侧压，为了防止走行轮由于侧压脱轨与走行中的爬行现象，需安装侧面导轮驱动轮的末端齿轮采用轮轴直接连接的驱动方式。走行轮的允许载重量等各参数间有下列关系式：P=KD（B-2r）（kg）且 K=vk240240（kg/cm2）式中，P允许载重量（kg）D车轮的踏面直径（cm）B钢轨宽（cm）r钢轨头部的圆角半径（cm）K许用应力系数（kg/cm2）v走
44、行速度（m/min）k许用应力（球墨铸铁的许用应力为 50）（kg/cm2）首先确定 B=6.4cm，r=0.2cm,k=50 kg/cm2,v=90m/min 则 K=vk240240=9024050240=36.4（kg/cm2）P=(143212QqlQQQQ)/4=(350+2300+400+400+0.8522000+350)/4=7200/4=1800kg 则代入上式可得：D=8.2cm，则车轮的轴径为 d3min/nPC=11.2mm 取 d=50mm,车轮直径可适当取大为 D=100mm 则走行轮的转速为 n=901000/100=287r/min 轴上的轴承选取型号为 618
45、10，基本尺寸为：d=50mm,D=65mm,B=7mm.4.2 走行装置的电机、减速器的选取 走行装置在额定速度下必需的功率为：25 P=116120vWr（KW）其中，rfdQWr1)2(式中，rW走行阻力 d走行轮轴的直径 摩擦系数 f滚动摩擦系数 Q堆垛机的总重量 由此，求得 P=KW88.179.0612050/90)1.02/503.0(7200 则可选取电机型号为 Y200L1-2，转速为 2950r/min,额定功率为 30KW，效率为 90%，且 3090%=27KW88.17，可选。安装型式选取 B3，国际标准机座号为 200L55。为此，减速器的传动比为 i=2950/2
46、87=10.28，则可选取减速器标准型号为 ZLY（低速级中心距）200。26 第五章 堆垛机升降机构的设计计算 升降机构采用钢丝绳卷筒装置结构，用钢丝绳作柔性件，质量轻，工作安全，噪声小，其传动装置一般装在下部。卷筒为带沟的圆筒，钢丝绳在沟内缠绕的方向与缠入沟内的钢丝绳方向之间的角度不超过4 度。升降机构的设计传动链：电机-联轴器-减速器-卷筒-钢丝绳-货台。5.1 升降机构零部件的设计计算 定滑轮的轴径与轮径的设计计算：则对定滑轮 n=100020/3.14d,p=(1500+2300)10/4=9500N 则9.28/3minnPCd mm 选取滑轮的轴径 d=50mm，轮径 D1=10
47、0mm 则滑轮的转速 n1=127.39r/min 选取卷筒的直径为 D2=200mm,卷筒的轴径取为 d=85mm 则卷筒的转速 n2=n1D1/D2=63.7r/min 每根钢丝绳所承受的拉力为 F=(1500+2300)10/4=9500N=9.5KN 则手选钢丝绳为第二组 619（a）类。选取钢丝绳公称直径为 6mm，公称抗拉强度为 1570MPa 钢芯钢丝绳的最小破断拉力为 20.10KN9.5KN,满足要求。5.2 升降机构的电机减速器的选取 将载荷 W+货台的自重 G 以速度 v 米/分提升时的功率为：6120)(vGWLg=67.1298.0612020)23001500(KW
48、 由此，选取电机型号为 Y315S-10，额定功率为 55KW，效率为 92%，转速为 590r/min,选取安装型式为 B3，国际标准机座号为 315S75。则减速器的传动比为 i=590/63.7=9.25 减速器的型号为 ZLY（低速级中心距）180。5.3 制动器的制动容量的设计 在堆垛机上使用的制动器，在走行装置上作走行减速与停止之用。在 27 升降方面用来使运动中的载荷减速并在停止后保持安全，必须有足够的制动转矩。一般规定，提升装置的制动器的制动转矩应为相当于额定载重量的货物被吊起时的最大转矩值的1.5 倍以上，但一般在走行方面的制动转矩值为电机额定转矩的100%即可。28 第六章
49、 堆垛机的安全机构的设计 堆垛机的立柱高度高达 20 米，载货台升降速度也达到 20 米/分，而载货台是沿堆垛机立柱的升降导轨上下运行的承载结构，上有货叉机构、司机室等，其升降运行靠卷筒系统。为了保证堆垛机正常工作，确保载货台上人员、货物的安全，载货台都必须装有安全机构。巷道堆垛机安全机构的作用是：当载货台发生断绳事件时，能自动可靠的将载货台停止，避免发生溜车或坠车事故。因此，对这种安全机构的设计要求是灵敏度高、作用可靠、冲击小、结构简单、安装方便。本文设计一种带柔性装置的堆垛机夹轨机构。其设计要点是：在楔快结构中加入滚珠，它在夹轨块和固定块之间的关滑槽内滚动，还需滚珠盒用于固定滚珠轴，它与固
50、定块之间的相对位置由调节螺栓调整并用联接弹簧相连。当断绳时，两夹轨块上移，并和立柱导轨两面吸合，同时又和固定块接触并行成楔块作用，在楔块作用下压紧导轨，产生摩擦阻力使载货台停止下降。加入滚珠后，夹轨作用后压力达到最大时，夹轨块连同载货台以恒压值在导轨上平面滑动一个位移而停止，因而载货台冲击明显减少，导轨上的局部挤压力和磨损情况大大改善。具体尺寸详见安全机构装配图。29 结 论 本次“双立柱巷道堆垛机的设计”属于工程制图设计，从门架设计以及几个主要重点机构的结构设计着手，分析了堆垛机的运行机理。论文首先从堆垛机的特点及组成形式开始，接着分析门架的受力情况及推导出门架的弯矩及挠度关系式，再设计出数