《畢業(yè)論文雙立柱式巷道堆垛機的設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)論文雙立柱式巷道堆垛機的設計（40頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 I畢業(yè)論文雙立柱式巷道堆垛機的設計 II摘 要 自動化立體倉庫是物流中的重要組成部分，它是在不直接進行人工干預的情況下自動地存儲和取出物流的系統(tǒng)。它是現(xiàn)代工業(yè)社會發(fā)展的高科技產(chǎn)物，對提高生產(chǎn)率、降低成本有著重要意義。 近年來，隨著企業(yè)生產(chǎn)與管理的不斷提高，越來越多的企業(yè)認識到物流系統(tǒng)的改善與合理性對企業(yè)的發(fā)展非常重要。堆垛機是自動化立體倉庫中最重要的起重堆垛設備，它能夠在自動化立體的巷道中來回穿梭運行，將位于巷道口的貨物存入貨格；或者相反取出貨格內(nèi)的貨物運送到巷道口。本文詳細論述了在現(xiàn)代大多數(shù)企業(yè)中普遍使用的雙立柱堆垛機的設計方案，文章的重點放在其三個部件：升降機構、行走機構、貨叉伸縮機構的

2、設計上，并設計一種帶柔性裝置的堆垛機安全機構的設計方案。首先，提出各個機構的總體設計方案；其次，對各個機構的受力情況進行了分析并計算，然后估算初取值，再進行校核，最后確定各個實際值。關鍵詞：關鍵詞： 自動化立體倉庫；堆垛機；設計 The Design of two pillar type IIIof Narrow-Aisle Stacker Crane Abstract Automation three-dimensional storehouse is that thing flows important composition part, it is to stock and take o

3、ut voluntarily under 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 r

4、aising of enterprise production 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

5、equipment, it can in the tunnel 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 th

6、e two pillar stacker crane of universal 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

7、design scheme of every organization; secondly, for every organization analyse by force condition calculate , then estimation beginning take value, check nuclear, final definite every reality again worth. IV Keyword: automation three-dimensional storehouse; stacker cranes 1目 錄摘摘 要要 .ITHE DESIGN OF TW

8、O PILLAR TYPE.IIABSTRACT.II第一章第一章 緒緒 論論.31.1 研究背景及內(nèi)容.31.1.1 研究背景及意義.31.1.2 研究的內(nèi)容.31.2 堆垛機的結構設計概述.41.2.1 堆垛機結構的組成和形式.41.2.2 巷道堆垛機的特點.51.3 堆垛機所受載荷的簡化方法.5第二章第二章 堆垛機門架的結構設計計算堆垛機門架的結構設計計算.82.1 框架的彎矩和撓度.82.1.1 由于水平載荷產(chǎn)生的彎距.102.1.2 由行走車輪的反力產(chǎn)生的彎距.142.1.3 有叉取作業(yè)產(chǎn)生的彎矩.152.2 設計數(shù)據(jù)計算校核.152.2.1 框架結構的設計數(shù)據(jù)如下：.152.2.2

9、 各部分的彎矩.162.2.3 結構構件的彎曲應力.17第三章第三章 堆垛機伸縮貨叉機構的設計計算堆垛機伸縮貨叉機構的設計計算.183.1 伸縮貨叉的擾度與強度.183.1.1 下叉的受力分析計算:.193.1.2 中叉的受力分析計算.213.1.3 前叉的設計分析計算.233.2 貨叉各參數(shù)的選擇.243.3 貨叉內(nèi)部零件的選取與校核.243.3.1 軸承 4 的選取校核.243.3.2 齒輪 5 的選取校核.253.3.3 貨叉內(nèi)部鋼絲繩的選取校核.283.4 貨叉伸縮裝置中的 SEW 減速機的選取.28第四章第四章 堆垛機行走機構的設計計算堆垛機行走機構的設計計算.29 24.1 堆垛機

10、走行輪的設計計算及其校核.294.2 行走裝置的 SEW 減速機的選取.30第五章第五章 堆垛機升降機構的設計計算堆垛機升降機構的設計計算.315.1 升降機構零部件的設計計算.315.2 升降機構的卷揚機的選取.31結結 論論.33致致 謝謝.34參考文獻參考文獻.35附錄附錄.36 3第一章 緒 論近年來，隨著企業(yè)生產(chǎn)與管理的不斷提高，越來越多的企業(yè)認識到物流系統(tǒng)的改善與合理性對企業(yè)提高生產(chǎn)率、降低成本非常重要。堆垛機是自動化立體倉庫中最重要的起重堆垛設備。本文著重就堆垛機的結構設計進行初步研究。1.1 研究背景及內(nèi)容1.1.1 研究背景及意義自動化立體倉庫是物流中的重要組成部分，它是在不

11、直接進行人工干預的情況下自動地存儲和取出物流的系統(tǒng)。它是現(xiàn)代工業(yè)社會發(fā)展的高科技產(chǎn)物，對提高生產(chǎn)率、降低成本有著重要意義。近年來，隨著企業(yè)生產(chǎn)與管理的不斷提高，越來越多的企業(yè)認識到物流系統(tǒng)的改善與合理性對企業(yè)的發(fā)展非常重要。堆垛機是自動化立體倉庫中最重要的起重堆垛設備，它能夠在自動化立體的巷道中來回穿梭運行，將位于巷道口的貨物存入貨格；或者相反取出貨格內(nèi)的貨物運送到巷道口。世界主要工業(yè)國家都把著眼點放在開發(fā)性能可靠的新產(chǎn)品和采用高新技術上，更加注重實用性和安全性。在堆垛機方面，我們應當看到和世界發(fā)達國家的差距，總結經(jīng)驗，找出不足，打破傳統(tǒng)思路，推出新的外形和更高性能的堆垛機。相信，通過我們的不

12、斷努力，必能設計出高速、安全、可靠性能高的堆垛機，為增強我國綜合國力，為我國填補一分科技空白。1.1.2 研究的內(nèi)容在堆垛機設計中將做以下工作：（1） 堆垛機的門架的設計計算；（2） 堆垛機的貨叉伸縮機構的設計計算； 4（3） 堆垛機的行走機構的設計計算；（4） 堆垛機的升降機構的設計計算；1.2 堆垛機的結構設計概述1.2.1 堆垛機結構的組成和形式 堆垛機結構主要有三個機構組成：（1） 升降機構有卷揚機和鋼絲繩組成。升降機構的工作速度一般控制在 1525m/min，最高可達 60m/min，設計時選取 20m/min.（2） 行走機構有電動機、減速器（或者式 SEW 減速機）和行走輪組成。

13、在其頂部設置導向輪沿固定在貨架上弦的導軌導行。下部裝有水平導輪沿貨架下部的水平導規(guī)導行。行走機構的工作速度依據(jù)巷道長度和物料出入庫頻率而定，正常工作速度控制在 50100m/min，最高可達到 240m/min,設計時選取 100m/min.（3） 貨叉伸縮機構是堆垛機的取放物料裝置，它有前叉、中間叉、固定叉、驅動齒輪等組成。貨叉伸縮機構的工作速度控制在15m/min，最高可達 40m/min，設計時選取 20m/min.系統(tǒng)總體方案示意圖如下： 5圖 2.3 堆垛機總體方案示意圖1貨物 2貨叉伸縮機構 3載貨臺 4司機室 5立柱6下橫梁 7水平運行機構 8起升機構 9鋼絲繩10升降導軌 11

14、頂部滑輪 12上部導輪1.2.2 巷道堆垛機的特點 由于使用場合的限制，巷道堆垛機在結構和性能方面有以下特點：1）整機結構高而窄，其寬度一般不超過儲料單元的寬度，因此限制了整機布置和結構選型。2）金屬結構件除應滿足強度和剛度要求外，還要有較高的制造和安裝精度。3）采用專門的取料裝置，常用多節(jié)伸縮貨叉或貨板機構。4）各電氣傳動機構應同時滿足快速、平穩(wěn)和準確。1.3 堆垛機所受載荷的簡化方法 堆垛機的機架有立柱、上下梁組成，整機結構高而窄。堆垛機工作時， 6將受到載貨臺、貨物的鉛垂作用，行走、制動和加減速的水平慣性力作用以及起吊時的沖擊載荷作用；某些特殊環(huán)境下，還要受到風力的作用。堆垛機每完成一個

15、工作循環(huán)，以上載荷將重復出現(xiàn)一次。因次，堆垛機所受的是交替變化的載荷。為了保證堆垛機安全可靠的工作，其剛結構部分的強度與剛度計算是必不可少的。在此，就堆垛機所受載荷簡化的基本方法作一說明。 1）起重重量 PL 實際起重重量包括吊具重量和額定重量之和，用 SL表示?？紤]到貨物正常起吊時的動載沖擊作用，則設計起重重量 PL=fSL 式中，f稱為沖擊系數(shù)，與堆垛機分類有關：1 類 f=1. 1 2 類 f=1.25 3 類 f=1.4 4 類 f=1.62）水平載荷 SH 堆垛機沿水平方向加減速行走，必然存在與其加速度有關的水平慣性力。即 S= S 式中，稱為動載荷系數(shù)，由于加速度的不確定HL性，一

16、般用額定速度 v 來確定。 水平行走時 =0.0005v； 旋轉時 =0.0004v.3）風力載荷 SW 風力載荷 S為風壓力 q 與受風面積的乘機，即 S=qAWW 堆垛機工作時，風壓力 q=1742.74h 非工作狀態(tài)，風壓力 q=148.1 式中，h 為吊具高度，單位4hmm4)起吊沖擊載荷 SR 7 在正常情況下，起吊貨物的加速度可能很大，這時的沖擊載荷很大，設計時應另行考慮。5）載荷狀態(tài) 堆垛機工作時，其承載能力是上述各種載荷與自重 S 的不同組合：G A 正常工作狀態(tài)：M（S +fS + S）GLH B 特殊工作狀態(tài)：M（S +f S + S）+ SGLHW C 起吊工作狀態(tài)：S

17、+ S + SGLH D 停止：S + SGW 以上各式中，M 稱為作業(yè)系數(shù)，與堆垛機的分類有關： 1 類 M=1.0； 2 類 M=1.05； 3 類 M=1.1；4 類 M=1.20 8第二章 堆垛機門架的結構設計計算門架是堆垛機的主要結構物，有單柱式和矩形框架式。按支承方式，又可分為安裝在貨架上的上部支承式和安裝在地面上的下部支承式。不論哪種型式都帶有伸縮貨叉和人工駕駛室（有時也沒有）的貨合。升降臺沿立柱升降，同時靠地上和頂上的導軌保持走行穩(wěn)定和支持貨叉伸出進行裝卸作業(yè)時的翻轉彎矩。在門架上安裝有卷揚、走行等機械裝置，以及配置有電氣控制開關、控制裝置、配線等。下部支承式的集中放在門架下部

18、。 由于走行起動、停止及加減速時產(chǎn)生的慣性力，門架在通道的縱向發(fā)生撓曲，整個門架成為振動體，其柱端的振動較大。同樣，在通道的直角方向，立柱由于貨叉作業(yè)時的彎矩作用而發(fā)生彎曲，使伸長著的伸縮叉的前端的撓度增大。 柱端振動：和貨叉前端的撓度一超過極限，就成為堆垛機自動定位的障礙，所以門架應具有足夠的強度和撓度小的適當剛度。 本次畢業(yè)設計選取雙立柱下部支承式門架進行結構計算。2.1 框架的彎矩和撓度 9雙立柱門架簡圖堆垛機的矩形門架是超靜定結構。這里按角變位移法解如下： 堆垛機門架的設計計算參數(shù)： Q 上梁及附件重量1 Q 貨臺、貨物、附件及搭乘人員(本設計沒有人工駕駛室，所以此2重量不計入)的總重

19、量 Q 電氣控制盤的重量3 Q 卷揚裝置的重量4 Q5 上橫梁的重量 10 Q6下橫梁的重量 Q7立柱的總重量q 柱的單位長度的平均重量 作用在門架上的慣性力：H =（/g）Q 及 qh/gii1(:減速度，g =9.8 米 /秒 )2 h h 下梁中心線分別到 Q Q 的中心高度1414 l立柱的中心距I 立柱 AB、DC 的斷面慣性距1上梁與下梁端部的偏轉角 R因構件兩端變位產(chǎn)生的彎距 E：縱彈性模量 C由構件的中間載荷在杠端產(chǎn)生的彎距，稱為載荷項。K = I / h 立柱的剛度 K=I/l 上下梁的剛度 111n=K/ K 剛度比 M彎距12.1.1 由于水平載荷產(chǎn)生的彎距作出作用于框架

20、結構的慣性力圖解： 11 h3h2h1l21BCDBlD1C4h4h1圖 1 列出角變位移方程： M=2EK（2+-3R）AB1ABM=2EK（2+-3R）BA1BAM=2EK（2+）BC1BCM=2EK（2+）CB1CBM=2EK（2+-3R）+CCD1CDCD M=2EK（2+-3R）-CDC1DCDCM=2EK（2+）AD1ADM=2EK（2+）DA1DA其中載荷項：C=（1/h）H h(h -h ) +H h ( h - h ) +q h/12gCD212221223313221C=（1/h）H h(h -h ) +H h( h - h )+q h/12gDC2122212233213

21、21 12有節(jié)點的彎距平衡方程式：M+ M=0 M +M=0BABCABADM+ M=0 M+ M=0CBCDDADC由隔離體靜力平衡方程式：M +M+ M +M+H h +H h + H h + q h/2g=0ABBACDDC11223321+=4 R +（n/6EK）(C- C-H h -H h - H hABCDDCCD11223-q h/2g)321有上面各式，可先求出、 R 再帶入可求出ABCD上下梁內(nèi)力M M、M 、M； 、ADADBCCB立柱內(nèi)力M = -M、M= - MABADBABC M= - M、 M= - MCDCBDCDA圖 2 列出角變位移方程式： M=2EK（2+

22、-3R）-CAB1ABAB M=2EK（2+-3R）+CBA1BABAM=2EK(2+)BCBCM=2EK(2+)CBCBM=2EK（2+-3R）CD1CDM=2EK（2+-3R）DC1DCM=2EK(2+)ADAD 13M=2EK(2+)DADA固端彎距（載荷項）C=（1/h）H h (h -h ) + q h/12gAB214414221C=（1/h）H h(h -h )+ q h/12gBA214421421C =C=C=C=C=CCDDCBCCBADDA有節(jié)點的彎距平衡方程式：M+ M=0 M+ M=0ABADBABCM+M=0 M+ M=0CBCDDCDA有隔離體靜力平衡方程式：M+

23、 M+M+ M+ H h +q h/2gABBACDDC4421+=4R +(n/6EK)( C -C- H h -q ABCDABBA44h/2g)=021 解上面各式，可先求出、R。ABCD再求出上下梁及立柱的內(nèi)力有水平載荷產(chǎn)生的彎距，可由圖 1 圖 2 疊加得出：M= M+ M M= M+ M1ABABAB1BCBCBCM= M+ M M= M+ M1CDCDCD1DADADA又有節(jié)點方程式可得M= -M M= -M M= -M M= -M1AB1AD1BC1BA1CD1CB1DA1DC門架立柱端部的線變位 ： 14=+=h (R +R )12.1.2 由行走車輪的反力產(chǎn)生的彎距受力分析

24、圖如下：列出角變位移方程式：DBCalaAh1M=2EK（2+）2BCBCM=2EK（2+）2ABABM=2EK（2+）2BABAM=2EK（2+）2CBCBM=2EK（2+）2CDCDM=2EK（2+）2DCDCM=2EK（2+）+C2ADAD 15M=2EK（2+）-C2DADA固端彎距：C=V a=n(2+n)C/2EK (n+1)(n+3) = -nc/2EK(n+1)(n+3)AB= - = -ADBC M=1/(n+1)(n+3)(2n+3)2ABaV M=1/(n+1)(n+3)(n)2BAaV M=1/(n+1)(n+3)n(n+2)2DAaV 在此，M= - M M= - M

25、 M= - M M= - M2AB2DC2BA2BC2CB2CD2DA2ADV：走行車輪的反力，按 1/2（堆垛機總重量+載重）求出。2.1.3 有叉取作業(yè)產(chǎn)生的彎矩由于貨叉作業(yè)，在門架上及與走行方向成直角的方向增加了彎矩，產(chǎn)生了擾度。但是，此彎矩相比前兩種相差很大，而且不會在貨叉伸出的情況下走行，所以可以認為最大彎矩為 M 和 M 合成的彎矩。 122.2 設計數(shù)據(jù)計算校核2.2.1 框架結構的設計數(shù)據(jù)如下：上下梁為焊接件，具體尺寸見圖 立柱（12.5 等邊角鋼，I=361.,67 厘米 ） 4l=1.2m h =20m h =18m h =2m h =1m a=0.5m1234Q =200

26、kg Q =700kg Q =150kg Q =250kg1234q=0.85kg/cm /g=0.1 H =0.1Qii堆垛機總重量（自重+載重）=1300kg 16載重增加 25%作為試驗載荷，為 300*（1+25%）=375kg根據(jù) 1.1.3 的討論，關于載荷的補加系數(shù)，對堆垛機的沖擊系數(shù)f=1.4，作業(yè)系數(shù) M*=1.1。則載荷組合為 M*（S +S +S）。GLH2.2.2 各部分的彎矩n=K/K =Ih /I l=11123.61.2723201024固端彎矩：C=24.9Nm C=28.6 NmABBAC=57.4 Nm C=34.5 NmCDDCR=R +R =0.0018

27、+0.00075=0.00255走行停止時產(chǎn)生振動的立柱上端的線變位： =1780 0.00255=4.54cm(注：值容許范圍一般在 2.55cm,符合要求)由水平載荷產(chǎn)生的各部分的彎矩：M=M*（M+M）=1.1 （186.5+76.5）=289.4 Nm 1ADADAD M= M*(M+M)=1.1 (170.7+73.4)=266.1 Nm1BCBCBCM= M*(M+M)=1.1 (178.2+73.4)=276.8 Nm 1CBCBCBM= M*(M+M)=1.1 (176.2+75)=276.3 Nm1DADADA由走行輪的反力產(chǎn)生的各部分的彎矩:V=M*(8000-2300-2

28、300)/2=4906kg固端彎矩: C=4906 45=220. 8Nm因此:M=87.4 Nm M=28.2 Nm M=133.4 Nm2AB2BA2DA最大彎矩:M= -289.4+87.4= -201 NmAB 17 M= -266.1+28.2= -237.9 NmBA M=266.1-28.2=237.9 NmBC M=276.8+28.2=305.0 NmCB M= -276.8-28.2= -305.0 NmCD M= -276.3-87.4= -363.7 NmDC M=276.3+133.4=409.7 NmDA M=289.4-133.4=156.0 NmAD2.2.3

29、結構構件的彎曲應力上下梁的斷面系數(shù) Z=498 cm ,柱的斷面系數(shù) Z =789cm313則:= -2560N/cm = -3010N/cmAB2BA2 =4780 N/cm =613 N/cmBC2CB2 = -3870 N/cm = -4610 N/cmCD2DC2 =8230 N/cm =2870 N/cmDA2AC2隨著堆垛機往復運動,這些應力交變出現(xiàn),在下梁 A 和 D 點產(chǎn)生最大應力振幅.如用應力比法,則 K= -2870/8230= -0.35,按切口分類為 a,可查出疲勞許用應力為 12500 N/cm .故能滿足上述彎曲應力條件.2第三章 堆垛機伸縮貨叉機構的設計計算 貨叉

30、是堆垛機中最主要的部分, 所設計的貨叉,是三節(jié)伸縮式貨叉,即由上叉、中叉、下叉以及導向滾子等構成的貨叉. 它主要由 SEW 減速機、齒 18輪、齒條、下叉、中叉、鋼絲繩 、叉、上叉、軸承等組成.如圖所示. 1、滑輪 2、導向輪 3、行走輪 4、SEW 減速機 5、齒輪 6、滑輪7、深溝球軸承 8、固定叉（下叉）9、中叉 10、上叉 11、齒條下叉 1 側面裝有軸承 4 并固定在載貨臺的臺架上,中叉 2 的下板與工字行導軌相連,上叉 4 的頂板與立板相連,在立板上裝有軸承 4.貨叉電機通過鏈輪鏈條帶動齒輪 5 旋轉,齒輪帶動齒條及中叉 2 運動,同時中叉 2 中的鏈輪 7 通過鏈條帶動上叉 3

31、沿著中叉 2 中的工字行導軌運行.中叉可在齒輪、齒條或鏈輪、鏈條的驅動下從中叉的中點,向前或向后移動大約自身長度的一半,上叉可從中叉的中點,向前或向后伸出比自身稍長的長度.3.1 伸縮貨叉的擾度與強度 19所設計的貨叉是指貨叉插入貨架中的部分,應以厚度盡量薄,同時叉前端的擾度控制在最小,作為設計的目標.貨叉各參數(shù)如下:W: 載荷I ,I, I : 分別為下叉 中叉 上叉的重力方向的慣性矩123E: 材料的縱彈性系數(shù)3.1.1 下叉的受力分析計算:如圖,假設 l 為不變形部分的長度. 3 20baxll1l2P =W l /b ,ax l 時的彎矩為120M= - P (x-a)01lbxP1i

32、 =i -dx= i - +(x-a) -(1)10 xEIM010112EIp03lbx2= i x-dx= i x-+(x-a) -(2)0 xxEIM001011bEIp03lbx3當 x= i 時, =00i = -( i +b)-(3)00116IEIabp0將(3)代入(1),x=l 時 c 點的傾角與為0t = - = -l101016)(IEIlaabp101016)(IEIlaabp3 213.1.2 中叉的受力分析計算圖 a: 因載荷 W 的作用,在 b 間產(chǎn)生反力 P ,P ,12設點的傾角為 i ,擾度為 22baxll1l2M= P x=x = -= -1bWl222

33、dxd2EIMbEIxWl22i= -+i -(4)dxdbEIxWl22220= -+ i x+-(5)bEIxWl232600 因 x=b 時, =0, =00 則 i =-(6)0226EIbWl將(6)代入(4),求 x=b 時的傾斜角i = - = -2223EIbWl2223EIbWl2l圖 b: 把 b 段作為剛性,c 點作為固定端考慮,并設由于 W 在中叉產(chǎn) 22生的反力為 P 和 P ,而由這些反力作用在叉子前端產(chǎn)生的擾度為和,則 3434cdel2lx M= - P (x-d)+ P x34P =W P =W3de4dde)( = -dx = - P x - P (x-d)

34、 xxEIM0022261EI4333在 x=l 時 = -(e+d) l-e(l -d) 13dEIW261312其次 i = -dx= -4xEIM02dEIW2222)()(xdedxe當 x=l時, i = -e(l -d) +(e+d)l 14dEIW221221所以 = i(l -l )44313.1.3 前叉的設計分析計算載荷 W 在 d 區(qū)間產(chǎn)生的反力有 P , P ，在 E 點的傾斜角為 i ，345 23擾度為,受力分析如下：5cdel2l則 M=x = -= -deW22dxd3EIMdEIeWx3 i= -+i -(7)dxddEIeWx3220 = -+i x+-(8

35、)dEIeWx33600當x=d時, =0, =0 , i =-(9)0036EIeWd將（9）代入（7） ，當 x=d 時 i = - = -(l -l )636EIeWd533EIeWd31 因此，設載貨臺和立柱為剛性時，伸縮貨叉工作的總擾度為 =+12345（注）當托盤貨架進深為厘米時，值應控制在 1015 毫米。 243.2 貨叉各參數(shù)的選擇a=50cm b=50cm c=5cm d=45cm e=5cml =100cm l =50cm l =55cm l =105cm0123上叉、下叉、中叉長為：L = L = L =100123上叉為板狀，并取其寬也為 120cm，其余數(shù)據(jù)見裝配圖

36、上標注。代入數(shù)據(jù)可得 =+12345=)I35714.3I1595238I234127I1833333.3I2500000(-32221)I35714.3I3662698.3I2500000-(321令 |1510注：注：滿足上述要求設計上、中、下叉的尺寸，詳細尺寸見圖紙。3.3 貨叉內(nèi)部零件的選取與校核3.3.1 軸承 4 的選取校核設計選取貨叉伸縮機構的工作速度為 20m/min則每各軸承所承受的壓力為 F=400 10/4=1000N轉速為 n=20000r/d (r/min), 取 C=110 則 d=Cmin60200002010001103dnP所以 d110mmmin所以 取 d

37、=110mm, 則 n=20000/110=57.958r/min 25機械設計查表 18.1，選擇深溝球軸承 GB/T 276，代號為 6130其基本參數(shù)為：d=50mm D=110mm B=27mm c =61.8KN c=38.0KN ror徑向載荷 F =400 10/4=1000Nr 軸向載荷 F =0N F / F =0h=6000h 故軸承壽命滿足條件。則軸承選取合適。h3.3.2 齒輪 5 的選取校核1. 選取齒輪為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度 HB=217255，平均硬度為 236 2. 初步計算傳動尺寸 為軟齒面開式傳動 d= min321)(12HHEZZZZuudKT

38、（1）轉矩 T =9.55P /n =162.43d Nmm161011 （2）設計時，因 V 值未知，K 不能確定，故可初選 K =1.4Vt 26 （3）取齒寬系數(shù)=1.1d（4）取彈性系數(shù) Z =189.8EMPa （5）初選螺旋角=12 ，取節(jié)點區(qū)域系數(shù) Z=2.46oH （6）初選 Z =23，齒條 Z=12則得重合度=1.88-3.2（1/ Z +1/ Z）cos=1.712取軸面重合度=0.318Z tg=1.77d1取重合度系數(shù) Z =0.765（7）取螺旋角系數(shù) Z =0.99（8）許用接觸應力由式=HHHNSZlim 取接觸疲勞極限應力為=595MPalimH 齒輪的應力循

39、環(huán)次數(shù)分別為 N=60naL =1.08h810 取壽命系數(shù) Z=1.06 取安全系數(shù) S=1.0NH 則=630.7 MpaHHHNSZlim0 . 159506. 1 （9）齒輪的分度圓直徑 d ,初算為 u=Z /Z = 故t 12111uu 則 d=272mmmin321)(12HHEZZZZuudKT3. 確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù)取使用系數(shù) K =1.0A 27因 V=smmndt/6/1min/1010006011取動載系數(shù) K =1.15V取齒向載荷分布系數(shù) K =1.11取齒間載荷分配系數(shù) K =1.2故 K= K K K K =1.53AV （2）對修正 d =133.

40、9mmtd11td131/tkk （3）確定模數(shù) m=dcos/Z=5.69 取 m=6 （4）故 d =141mm 并取 b=50mm 1cosmZ012cos236 4. 校核齒根彎曲疲勞強度=FYYYYbmdKTSF112F式中各參數(shù)：（1）各值同前mdbTK11（2）因當量系數(shù) Z =Z/cos12 =23.5V0 故取齒形系數(shù) Y =2.64，應力修正系數(shù) Y =1.58FS（3）取重合度系數(shù) Y69. 0（4）取螺旋角系數(shù) Y9 . 0（5）許用彎曲應力FFNFSYlim 取彎曲疲勞極限應力MPaF220lim 取壽命系數(shù) Y， 取安全系數(shù) S 0 . 1N25. 1F 28 故

41、=1.0 FFNFSYlimMPa17625. 1/220 則 =4.29MPa176MPa=FYYYYbmdKTSF112F 故能滿足齒根彎曲疲勞極限。 設計合理。3.3.3 貨叉內(nèi)部鋼絲繩的選取校核 選取鋼絲繩 637 標準（GB 110274）鋼絲繩直徑 D=8.7由于伸縮貨叉式克服滾動摩擦阻力很小，選取的鋼絲繩強度足夠。3.4 貨叉伸縮裝置中的 SEW 減速機的選取 齒輪 5 的轉速為min/42.2327214. 360/20100060100060rdvn 可取齒輪 5 與減速器的外端接口傳動比 i=3. 且齒輪傳動所需功率為 P=FV=3000.015KN5160/2010 其中

42、摩擦阻力系數(shù)為 0.015 則選取減速型機號為 R147。 29第四章 堆垛機行走機構的設計計算首先，堆垛機的驅動型式設計成“下部支承下部驅動型” ，該型式的走行裝置安裝在下梁上，通過減速裝置驅動走行輪，走行輪支承堆垛機的全部重量，在單軌上走行。4.1 堆垛機走行輪的設計計算及其校核走行輪有主動輪與從動輪各 1 個，由于堆垛機在操作貨叉時的反作用力會對走行輪產(chǎn)生側壓，為了防止走行輪由于側壓脫軌與走行中的爬行現(xiàn)象，需安裝側面導輪驅動輪的末端齒輪采用輪軸直接連接的驅動方式。走行輪的允許載重量等各參數(shù)間有下列關系式：Q堆垛機總重量估計為 3kg B鋼軌寬（cm） v走行速度為 4（m/s）每個行走輪

43、所承受壓力Q =(Q1 Q2 Q3 Q4 Q5 Q6 Q7) 2 1500kg所以行走輪所承受輪壓 P =15KN,查文獻起重機械和吊裝表 85選擇直徑 D=250的輪子，其許用輪壓P=33KNP.軌道的選擇：由表 84，可選擇 P18 的鋼軌車輪的校核：已知 P18 鋼軌的曲率半徑 R=90,鋼制車輪與軌道點接觸應力為：d =850其中32111PRrj(r1 =125 R =90 Pj =rKchI Px Px =15KW 為電動機在設計速度下時的靜功率，計算詳見行走機構 SEW 減速機選擇。r =0.8 KchI =1.0 ) 30代入公式Pj =12KW所以 d1391 N/2查表 8

44、8 可選擇材料是 45，ZG55;許用d 1700 N24.2 行走裝置的 SEW 減速機的選取 走行裝置在額定速度下必需的功率為：Px =10001FVm其中 m =1 V =4 m/s F =W摩擦 + W風 + W斜坡 = Q10其中后兩項為 0 =0.9 =0.015代入數(shù)據(jù)得F=450N 將此代回上式得Px =2KW選擇 SEW 減速機所需功率 PW =Kd PX Kd =3代入數(shù)據(jù)得 PW = 6 KW 查上海嘉田傳動機械有限公司選型手冊選擇 SEW 減速機的型號為KA77 31第五章 堆垛機升降機構的設計計算 升降機構采用鋼絲繩卷筒裝置結構，用鋼絲繩作柔性件，質(zhì)量輕，工作安全，噪

45、聲小，其傳動裝置一般裝在下部。卷筒為帶溝的圓筒，鋼絲繩在溝內(nèi)纏繞的方向與纏入溝內(nèi)的鋼絲繩方向之間的角度不超過 4 度。 升降機構的設計傳動鏈：卷揚機 -鋼絲繩-貨臺。5.1 升降機構零部件的設計計算定滑輪的軸徑與輪徑的設計計算：則對定滑輪 n=1000 20/3.14d, p=700 10/2=3500N則 mm9 .28/3minnPCd選取滑輪的輪徑 D =180mm1則滑輪的轉速 n =127.39r/min1選取卷筒的直徑為 D =200mm,卷筒的軸徑取為 d=85mm2則卷筒的轉速 n = n D / D =63.7r/min2112每根鋼絲繩所承受的拉力為 F=700 10/4=

46、1750N=1.75KN則手選鋼絲繩為第二組 6 19 類。選取鋼絲繩公稱直徑為 6.2mm，公稱抗拉強度為 1400MPa鋼芯鋼絲繩的最小破斷拉力為 20KN1.75KN,滿足要求。5.2 升降機構的卷揚機的選取將載荷 W+貨臺的自重 G 以速度 v 米/分提升時的功率為：=KW6120)(vGWLg7.61198. 0612020)30004000( 32由此，根據(jù)上海春鳳機械公司選型手冊選取卷揚機型號為 JK1 型，額定功率為 5.5KW。 33結 論本次“雙立柱巷道堆垛機的設計”屬于工程制圖設計，從門架設計以及幾個主要重點機構的結構設計著手，分析了堆垛機的運行機理。論文首先從堆垛機的特

47、點及組成形式開始，接著分析門架的受力情況及推導出門架的彎矩及撓度關系式，再設計出數(shù)據(jù)進行校核，最終設計出了滿足承受重載，高而窄的雙立柱門架；詳細重點設計了貨叉伸縮機構的結構設計，首先分析貨叉的受力圖，并推導出彎矩撓度公式，設計出貨叉的外部結構尺寸，接著又設計校核了貨叉內(nèi)部零件的尺寸，最終設計出了滿足條件、靈活、適用、簡捷、方便的貨叉結構，并選取出適宜的電機、減速器；介紹了堆垛機的升降機構和行走機構的設計計算，并確定了尺寸及電機、減速器的選取；最后，設計出了一種體積小、靈敏度高、動作可靠、帶柔性裝置的堆垛機安全機構的設計方案，并給出詳細尺寸及夾軌原理。本次設計，囊括了大學四年所學知識的方方面面，

48、是我在以后的學習工作之前，對各個學科課程的一次深入的綜合性的練習，鍛煉了自己發(fā)現(xiàn)問題、分析問題、解決問題的能力，并為以后的工作學習打下良好的堅實的基礎。本次設計是對四年以來學習的總結，并鍛煉了總體設計的能力。由于本人能力有限，以及時間上的倉促，設計中難免有考慮不周與設計不正確的地方，希望各位老師能夠給予諒解，并提出您的寶貴建議，我將不勝感激！ 34致 謝 能順利完成本次畢業(yè)論文設計，首先與 X 老師的悉心教導分不開的，在此，我先向 X 老師致以我深深的謝意！本次論文設計從論文的選題、撰寫、修改直到打印完成自始自終都是在X 老師的悉心指導和勉勵下完成的。X 老師淵博的學識、敏銳的思維、民主而嚴謹

49、的作風使我受益非淺；梁老師一絲不茍的鉆研精神，嚴謹求實的治學態(tài)度，執(zhí)著忘我的工作作風，獨樹一幟的思維方式，無時無刻不在影響著我，讓我終身難忘。他的言傳身教，將永遠指導著我今后的學習和工作。感謝機械教研室的諸位老師，在進行畢業(yè)論文工作中所給予的幫助，他們的不倦教誨和點撥是我今日點滴知識的來源。感謝圖書館、資料室、微機室的各位老師的關心和幫助， 。還要感謝我的學友和朋友對我的關心和幫助，他們的啟發(fā)和友愛互助的精神給予我論文寫作極大的幫助。最后，再次向他們表示忠心的感謝！ 35參考文獻 1日吉國宏， 自動化倉庫堆垛機設計 ，北京：中國鐵道出版社，1979。2劉昌祺， 物流配送中心設計 ，北京：機械工

50、業(yè)出版社，2001。3程育仁、繆龍秀、侯炳麟， 疲勞強度 ，北京：中國鐵道出版社，1990。4劉品、劉麗華、柳河、袁正友， 互換性與測量技術基礎 ，哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2000。5劉鴻文， 材料力學 ，北京：高等教育出版社，1991。6邱宣懷主編 機械設計第四版，高等教育出版社。7周驥平、王崗， 機械制造自動化技術 ，北京：機械工業(yè)出版社，2001 。8.機械設計聯(lián)合編寫組， 機械設計手冊 ，北京：化學工業(yè)出版社，1983。9.王麗潔、吳佩年， 畫法幾何及機械制圖 ， 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，1998.4。10周奇才、黃孝民， 巷道堆垛機安全機構的設計 ，上海：上海鐵道學院學報

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