立體倉庫巷道式堆垛機設計.doc
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1 緒論 1.1 本課題研究的背景及意義 我國現在正處于工業(yè)化、城市化發(fā)展的高速期，未來一段時間內，土地資源和勞動力資源將會成為制約企業(yè)發(fā)展的瓶頸，鑒于此，建造立體倉庫是未來企業(yè)發(fā)展趨勢，自動化立體倉庫是現代物流中的重要組成部分，是實現物流系統(tǒng)合理化的關鍵。它具有空間利用率高，便于實現自動化管理，實時自動結算庫存貨物種類和數量等許多優(yōu)點，對加快物流速度、提高勞動生產率、降低生產成本很重要，已開始應用于汽車、電子、醫(yī)藥、煙草、建材、郵電等許多行業(yè)。 堆垛機是自動化立體倉庫中最重要的搬運、起重、堆垛設備，對立體倉庫的出入庫效率有決定性影響，是立體倉庫能否達到設計要求的關鍵設備之一。而我國在堆垛機制造技術上和世界發(fā)達國家有很大差距，鑒于我國未來物流業(yè)發(fā)展的廣闊空間，堆垛機技術落后必將成為限制我國自動化立體倉庫發(fā)展的瓶頸，使我國在國際物流業(yè)競爭中處于不利地位。鑒于以上因素，發(fā)展堆垛機技術有積極意義。 1.2 有軌巷道堆垛機的發(fā)展現狀 有軌巷道堆垛起重機是隨著立體倉庫的出現而發(fā)展起來的專用起重機，通常簡稱為堆垛機。其主要用途是在高層貨架倉庫的巷道內沿軌道運行，將位于巷道口的貨物存入貨格，或者相反，取出貨格內的貨物運送到巷道口，完成出入庫作業(yè)。 20世紀70年代初期，我國開始研究采用巷道式堆垛機的立體倉庫，1980年我國第一座自動化立體倉庫在北京汽車制造廠投產，從此自動化立體倉庫在我國得到了迅速發(fā)展。據不完全統(tǒng)計，到目前已建成三百余座。堆垛機做為立體倉庫中最重要的起重運輸設備，也得到了較快的發(fā)展。 早期的堆垛機是在橋式起重機的起重小車上懸掛一個門架，利用貨叉在立柱上的上下運動及立柱的旋轉運動來搬運貨物，通常稱之為橋式堆垛機。1960年左右在美國出現了巷道堆垛機，這種堆垛機是在地面的導軌上行走，利用貨架上部的導軌防止傾倒。隨著立體倉庫的發(fā)展，巷道堆垛機逐漸替代了橋式堆垛機。 隨著計算機控制技術和自動化立體倉庫的發(fā)展，堆垛機的應用越來越廣泛，技術性能越來越好，高度也在不斷增加，到1970年實現了由貨架支承的高度為40米的堆垛機。堆垛機的運行速度也不斷提高，目前堆垛機水平運行速度可達200m/min，起升速度高達120m/min，貨叉伸縮速度達50m/min。2004年國際物流綜合展覽會上推出的超高效能巷道堆垛機“H-V1”，走行速度500m/min，加減速0.5G，處理能力每小時500箱，實現了自動化立體倉庫存取效率的飛躍。 80年代初期，巷道堆垛機的運行能力主要由機械的速度模式來決定，速度控制是將子母電機或變極電機進行復合，機械式地進行速度切換來控制高速、低速運行。因此，最高行走速度不超過100m/min，最高升降速度不超過20m/min，在高速化上受到了制約。于是，在速度控制方面采用了直流電機的電壓切換控制方式，使巷道堆垛機的最高行走速度達到125m/min，最高升降速度達到30m/min。但是，伴隨高速化的另一個重要問題是停止，為了滑動停止就必須降到很低的速度。當進行速度切換時，由于急加減速而形成的或是由于制動停止而引起的沖擊，誘發(fā)了機械的振動。 現代堆垛機多使用變頻調速，速度控制更加平穩(wěn)，解決了變速時的沖擊問題，但是在堆垛機制動器抱閘停止時，也會產生沖擊，在堆垛機機架較高的情況下，造成機架晃動，目前只能通過改善控制減小沖擊，尚無更好的解決辦法。 目前，我國巷道堆垛機的性能參數和可靠性有待進一步提高。國產堆垛機的質量相對國外堆垛機而言差距較大，為使國產堆垛機趕超國際水平，應加強自主研究和開發(fā)。 1.3 本課題設計任務及要求 此堆垛機用于機械加工工廠的毛坯、零件倉庫，倉庫貨架總高度為10m，貨物單元長、寬尺寸為1200x1000mm，額定負載800kg，最高行走速度120m/min，最高升降速度30m/min，最高貨叉速度30m/min，首層貨架高度600mm，負載單元器具為托盤或貨箱，貨叉數為雙貨叉，每小時出入庫20次，平均工作周期3min。 本次畢業(yè)設計對堆垛機的機械結構進行設計，主要包括門架結構、行走機構、升降機構、貨叉伸縮機構。設計出更合理堆垛機門架結構,在保證其強度及剛度條件下盡量減輕整機重量，同時，設計出能減輕堆垛機制動時晃動的輔助天軌制動裝置和更加簡單可靠的斷繩保護裝置。 2 堆垛機總體方案的確定 堆垛機工作于立體倉庫貨架之間，為節(jié)省空間，加大有限空間存貨量，現代立體倉庫貨架間距做的很窄而高度很高。堆垛機在此環(huán)境下工作，決定其整體結構高而窄，為防止傾倒，將堆垛機行走軌道設計成上下雙軌，下部地軌起支撐和引導作用，上部天軌可支持堆垛機直立行走，保證不發(fā)生傾倒事故。 高而窄的結構也造成堆垛機沿高度方向剛度不足，在起停過程中振動嚴重，會延長定位時間，影響效率，也會造成堆垛機定位不準確，無法正常工作。為減輕剛度不足造成的影響，堆垛機設計中要非常注意機構的動剛度。 2.1 有軌巷道堆垛機門架結構選型 按傳統(tǒng)門架結構形式堆垛機可分為雙立柱有軌巷道堆垛機和單立柱有軌巷道堆垛機： (1)雙立柱有軌巷道堆垛機 雙立柱有軌巷道堆垛機由兩根立柱、上橫梁、下橫梁和帶貨叉的載貨臺組成，立柱、上橫梁和下橫梁組成一個長方形的框架，一般稱為機架。這種堆垛機的最大優(yōu)點就是強度和剛性都比較好，能快速起、制動，并且運行平穩(wěn)。一般用在起升高度較高、起重量較大和水平運行速度較高的立體倉庫中，其缺點是自重較大。 (2)單立柱有軌巷道堆垛機 圖2.1 雙立柱有軌巷道堆垛機 單立柱有軌巷道堆垛機的機架由一根立柱、下橫梁和上橫梁組成。立柱多采用型鋼或焊接制作，立柱上附加導軌。整機重量較輕，消耗材料少，因此制造成本相對較低，但剛性稍差。由于載貨臺和貨物對立柱有偏心作用，以及行走、制動時產生的水平慣性力作用，使單立柱有軌巷道堆垛機在使用上有較大的局限性。不適于起重量大和水平運行速度高的堆垛機。 圖2.2 單立柱有軌巷道堆垛機 通過對比分析，本設計中堆垛機應用于機械零件及毛坯的搬運，受力較大。單立柱堆垛機結構剛度小，設計大剛度門架較困難。且本設計針對加大倉庫存貨量的中型倉庫，庫高為10米，單立柱結構做到10米高，會顯著提高成本，不夠經濟。故本設計采用雙立柱有軌巷道堆垛機，這種堆垛機強度和剛性都比較好，能快速起、制動，并且運行平穩(wěn)。用在起升高度較高、起重量較大和水平運行速度較高的立體倉庫中，符合本設計的任務要求。 2.2 貨叉伸縮機構 2.2.1 貨叉結構 貨叉伸縮機構是堆垛機存取貨物的執(zhí)行機構，置于堆垛機載貨臺上，可以橫向伸縮以便向兩側貨格送入或取出貨物。一般按叉子的數量分為單叉貨叉，雙叉貨叉和多叉貨叉，其中多叉貨叉多用在特長貨物的堆垛。 由于工作需要，堆垛機貨叉在收回狀態(tài)下的長度要小于巷道的寬度，但伸展后的長度卻要大大長于巷道寬度。為了從結構上實現這個要求，必須采用多級伸縮式貨叉，目前最常用的是3級直線差動式貨叉。底叉固定在載貨臺上，動力裝置安裝在底叉上，通過傳動機構驅動中叉相對底叉運動，中叉和上叉之間裝有直線差動機構，使中叉相對底叉運動時，上叉相對中叉以2倍速運動，從而實現大距離伸叉的要求。 2.2.2 中叉板的驅動 中叉的運動是通過安裝在底叉板或載貨臺上的電動機和傳動機構驅動執(zhí)行機構實現的，傳動方案有齒輪齒條傳動和鏈條傳動。 1.齒輪齒條式伸縮叉 如圖2.3，電動機及減速機構安裝在載貨臺上，齒條固定在中間叉上，齒輪固定在載貨臺中部，驅動齒條從中點，向左或向右移動大約自身長度的的一半。前叉可以從中間叉的中點，在鏈條或鋼絲繩驅動下向左或向右伸出比自身稍長的長度。 圖2.3 齒輪齒條式伸縮叉伸縮機構 2.鏈條鏈輪式伸縮叉 如圖2.4，固定叉安裝在載貨臺上，固定貨叉、中、上叉之間由鏈輪鏈條進行連接，電動機通過驅動鏈輪由鏈條帶動中間叉運動，從固定叉中點向左或向右伸縮，在中叉向左或向右伸縮時，由另外兩條鏈帶動上叉以三倍速度伸縮。 圖2.4 鏈條式貨叉伸縮機構 分析以上兩方案，鏈條式貨叉伸縮機構采用鏈輪鏈條執(zhí)行動作，鏈輪鏈條機構整體尺寸較大，由圖中也可以看到，鏈條數較多，空間布置不便，容易造成鏈條間的干涉，傳動中有一定的速度波動，貨叉位置控制難以做到很精確，不利于檢測。齒輪齒條式貨叉伸縮機構采用齒輪齒條執(zhí)行動作，速度平穩(wěn)，結構簡單緊湊，齒輪齒條耐用度高，減少維修輔助時間。鑒于以上優(yōu)點，本設計采用齒輪齒條式貨叉伸縮機。 2.3 起升機構 2.3.1 起升機構形式 起升機構通過支架用螺栓固定在立柱下端，本設計可參考方案有電動葫蘆起升機構，卷揚機起升機構以及鏈條起升機構。 1.電動葫蘆起升機構 圖2.6吊鏈式起升機構 鋼絲繩由電動葫蘆卷筒引出，通過上橫梁的兩個固定滑輪與載貨臺上的動滑輪連接，如圖2.5.電動葫蘆作為起升機構應用很廣泛，但在調速方面，市場上目前暫無可調頻調速的電動葫蘆，需要專廠定制，且市場成熟度不是很好，在一定程度上增加成本。由于本設計中堆垛機對定位要求很高，電動葫蘆由于調速上的缺陷難以做到很精確定位，市場上現有的產品升降速度也不能滿足任務要求，故不采用。 2.吊鏈式起升機構 圖2.5 電動葫蘆起升機構 采用鏈輪與鏈條起升，該形式在結構上由于升降電機裝置上置，使堆垛機重心上移，增加了不穩(wěn)定因素。鏈傳動本身不穩(wěn)定，工作中產生振動和脈動，且工作一段時間吊鏈伸長量超標(5%)，必須更換，增加了成本和輔助時間，對于高度較高的堆垛機設備不是最合理的選擇，本設計不采用。 3.卷揚機起升機構 該機構可采用專業(yè)起重用調頻調速電機，通過直連式或聯(lián)軸器與減速器軸連接，輸出軸上安裝卷筒，卷筒是非標件，可根據具體起升高度自行設計。根據市場上現有堆垛機設備調查，目前市場上巷道堆垛機多采用這種升降裝置，故本設計采用，其結構如圖2.6。鋼絲繩3纏繞在卷筒8上，由卷筒引出后通過上橫梁的固定滑輪2與載貨臺上的動滑輪10連接，卷筒在電動機驅動下轉動，通過控制電動機輸出轉速可以準確控制載貨臺位置。 1-機架 2-定滑輪 3-鋼絲繩 4-電動機 5-支座 6-聯(lián)軸器 7-減速器 8-卷筒 圖2.6 卷揚機起升機構 2.3.2 卷揚機構的布置方案 卷揚機典型布置方案有3種，如圖2.7。(a)圖采用的是平行軸圓柱齒輪減速器，它將電動機和卷筒布置在減速器的同側，這種布置型式結構最緊湊，整套機構外形尺寸最小。但它要求減速器的中心距具有一定的數值。 (b)圖采用的也是平行軸圓柱齒輪減速器，它將電動機和卷筒布置在減速器的兩側，這種布置型式適用于減速器的中心距不夠大，整套機構的寬度尺寸不受限制的情況。 (c)圖采用的是直交軸的減速器，它是在整套機構的長度尺寸不受限制的情況下采用的一種布置型式。 圖2.7 卷揚機布置形式 鑒于巷道堆垛機的工作環(huán)境限制，選擇圖(a)的布置形式，其結構緊湊，也便于安裝。 2.3.3 安全機構 為了保證堆垛機正常工作，確保載貨臺上人員、貨物的安全，當載貨臺工作中發(fā)生斷繩事故時，必須自動可靠地將載貨臺及時停止，避免發(fā)生溜車或墜車事故 因此，載貨臺必須裝有安全機構。這種安全機構的設計要求是敏度高、作用可靠、沖擊小、結構簡單、安裝方便等。 2.4 行走機構 行走機構是堆垛機水平運動的驅動機構，一般由電動機，聯(lián)軸器，制動器，減速器和行走車輪組成。按運行機構所在位置的不同分為地面運行式和上部運行式，由于上部運行式堆垛機的天軌設計強度要求高，制造難度大，增加了倉庫頂棚成本，行走驅動在頂部使堆垛機重心上移，增加不穩(wěn)定因素，維修不便。行走驅動機構地面布置利用地軌支撐驅動輪，很容易保證剛度，成本較低，維修方便，結構合理。本設計采用地面驅動形式，主動輪和從動輪沿設在地面上的單軌運行，結構圖如2.8所示。 圖2.8 行走機構 堆垛機的頂部用兩組水平輪固定在上橫梁的工字鋼導上，如圖2.9。上橫梁和立柱焊接在一起，下橫梁用槽鋼和鋼板拼焊，行走驅動機構，主從動車輪，電器柜等都裝在它的上面。 圖2.9 天軌機構 行走機構驅動形式如圖2.10，圖a采用一般臥式減速器，減速器輸出軸通過聯(lián)軸器連接驅動輪，整體尺寸較大。圖b采用套裝式減速器，減速器提供空心軸孔，驅動輪軸直接插入減速器空心軸孔中，車輪組安裝時較簡便，并能使運行機構整體布置緊湊。主動車輪通過鍵與軸連接，減速器底座用螺栓固定在下橫梁一側的底座上，輸入側通過電機連接盤與電機殼相連。同時可將車輪軸通過帶偏心法蘭依靠螺栓固定在下橫梁端頭兩側板上，利用帶孔偏法蘭心可調整被動車輪輪心與軌面距離，從而達到調整立柱對軌道的垂直度。 行走車輪在鋪設于地面的單軌上行走，為防止走行輪行走中產生脫軌現象，本設計安裝側面導輪機構。在下橫梁兩端頭部設置清軌器和聚氨脂緩沖器，減少碰撞時的沖擊力。 圖2.10 行走機構驅動形式 (a) (b) 由于堆垛機的高窄結構，當堆垛機下部行走機構制動時，慣性力的作用會導致運動方向出現點頭擺動。由于車體的擺動，在停車過程中會產生定位誤差，既影響準確尋址定位，又會產生震動，增加噪音，造成機體的損傷。隨著堆垛機運行速度的提高，制動帶來的擺動幅度會越來越大，因此消除慣性、減小擺動顯得尤為重要。此外，由于天軌與導輪之間存在間隙，又無夾緊定位，停車存取作業(yè)時，由上導輪間隙產生的角傾斜，加大了貨叉作業(yè)時產生的下?lián)?。要克服以上不足，堆垛機停車過程必須即制即停，并且保持足夠的剛度，從而減小作業(yè)時產生振動，克服上部導輪間隙造成的傾斜，減小貨叉的下?lián)?，提高定位精度? 根據堆垛機運行停車制動產生點頭擺動的機理分析，要有效避免點頭擺動，必須實現堆垛機下部與上部同步制動。目前國內制造的有軌巷道堆垛機尚無同步制動裝置。為解決堆垛機制動時的沖擊問題，需要設計同步夾緊制動裝置。 3 貨叉伸縮機構設計計算 3.1 直線差動機構設計 3.1.1 伸縮叉尺寸確定 根據使用要求，確定貨叉長度為1000mm，貨叉伸出量為1100mm，由結構特點初步設計貨叉各段尺寸如下圖3.1所示。 圖3.1 貨叉尺寸參數 a=650mm b=350mm c=200mm d=350mm e=100mm l=900mm l=550mm l=650mm l=1150mm 3.1.2 中叉速度確定 由圖2.3可知，當中叉相對于底叉運動時，動滑輪和定滑輪構成動滑輪組。根據動滑輪的特點，當動滑輪以速度V相對于定滑輪運動時，也就是中叉板相對于底叉板運動速度為V時，動滑輪與上叉板之間的鋼繩就會以近似于2V的速度相對于動滑輪運動，從而帶動上叉板以近似于2V的速度相對于中叉板運動，實現了速度和行程的倍增，最終上叉板相對于底板實現3倍速的運動。貨叉的伸叉速度為V，則中叉的運行速度 3.2 各叉導向軸承徑向載荷計算 各叉板在相互運動時，應保持穩(wěn)定的導向支撐連接關系，本設計采用滾動軸承和凹槽組成的滾動副。貨叉在長度方向有2個支撐點，能形成懸臂支撐關系，可以承受載荷。圖3.2給出了貨叉最大伸展狀態(tài)時各叉板之間的連接支撐關系，此時各支撐點處的徑向載荷為最大。 1.固定叉 2.中叉 3.上叉 4.滑輪1 5.滾輪 6.繩索 7.滑輪2 圖3.2 貨叉支撐結構 如圖3.2所示，貨物和活動叉板部分的當量載荷為Q，為最大載荷的1.25倍，根據靜力平衡關系可以求得導向軸承B、C、D、E處的徑向載荷分別為 對于支撐點數大于2的情況，考慮到凹槽加工誤差的因素，可以仍按靠近貨物端的2個點來計算，結果偏安全。實際結構中，導向軸承為沿叉兩側對稱布置，因此導向軸承的徑向載荷 [7] 式中K為載荷均衡系數，與加工和裝配精度有關，一般取K=1.5～1.7。 使中叉運動的驅動力 式中f為滾動軸承摩擦阻力系數，f=0.02 3.3 中叉驅動機構的設計 機構形式見圖2.3，采用漸開線直齒圓柱齒輪和齒條傳動，小齒輪直接安裝在減速電機的輸出軸上，根據結構布置和強度分析確定小齒輪分度圓直徑為d1 =63mm 則 (1)小齒輪轉速 (2)小齒輪(減速電機輸出軸)轉矩 確定減速電機的輸出扭矩T和輸出轉速n。減速電機輸出轉速為，輸出扭矩 電機功率 式中，為總傳動效率。 減速器采用型號R17，輸出轉速54r/min，輸入功率0.18kw，最大扭矩30N.m 電動機選擇Y801-4，額定功率0.55kw，額定轉速1390r/min。 3.4 伸縮貨叉的撓度與強度 3.4.1 前叉的受力分析 載荷在區(qū)間產生的反力有、，在E點的傾斜角為，擾度為,受力分析如圖3.3所示。 圖3.3 前叉受力變形圖 由，當時，有 其中為單個貨叉受力，按載重增加25%作為試驗載荷。 由得： 設計貨叉的抗彎截面系數應大于 上叉設計如下：材料為Q235 圖3.4 上叉截面尺寸 由于上叉跨度短，在支撐附近有很大載荷，故進行彎曲切應力強度校核。 中性軸以上部分截面對中性軸靜矩 滿足彎曲切應力強度。 , ,有 當時 3.4.2 中間叉受力分析 圖3.5 中間叉總體受力變形圖 因載荷的作用，在間產生反力、，設點的傾角為,擾度為 當時， 設計選擇矩形空心型鋼，由得 由此選擇型鋼尺寸如圖3.6。 圖3.6 中間叉截面尺寸 因時，, 則 求時的傾斜角 根據圖3.7 圖3.7 中間叉前端受力變形圖 把段作為剛性，點作為固定端考慮，并設由于在中叉產生的反力為和，而由這些反力作用在叉子前端產生的擾度為和，則 在時 其次] 當時， 所以 因此，設載貨臺和立柱為剛性時，伸縮貨叉工作的總擾度為 4 堆垛機升降機構的設計計算 4.1 升降機構零部件的設計計算 （1）起重鋼絲繩（以最大靜載荷計算） 鋼絲繩最大拉力 —堆垛機最大起升載荷 —起升滑輪組倍率 —滑輪組總效率 鋼絲繩破段拉力 n—安全系數，取5 根據破段拉力選擇鋼絲繩：鋼繩6x19 B類同向 d=8mm[4] （2）滑輪選擇 根據起升鋼絲繩直徑確定滑輪尺寸，滑輪為標準件，滑輪輪徑D與鋼繩直徑d比： 選取滑輪的軸徑d=50mm，輪徑D=200mm （3）卷筒選擇 采用單層繞線卷筒，卷筒直徑 —鋼繩中心計算的卷筒最小直徑 —鋼繩直徑 h—起升系數（中級） 為縮短卷筒長度，選取卷筒的直徑為D=250mm，鋼繩中心計算的卷筒直徑為=263mm 卷筒繞線長度 H—堆垛機最大起升高度 t—繩槽節(jié)距 —附加安全圈數 卷筒總長度 —固定繩頭長度，取25mm —工藝長度，取80mm。 （4）制動器 制動器的制動力矩 —制動安全系數，取1.6—卷筒至制動器軸傳動比 —傳動效率 制動器選擇制動力矩 4.2 升降機構的電機減速器的選取 考慮電機在一個工作周期內工作時間最長的情況，即載貨臺由低端將貨物送到最高層然后返回，速度圖簡化如下： 有速度圖和負載情況求出的電機負載圖為 負載持續(xù)率 等效功率 Ca—起動惡化系數，查得0.75 把等效功率轉化為=25%的功率 電動機選擇： 電動機YZR160M1-6型，額定功率6.3KW，額定轉數921r/min 卷筒轉速 電動機至卷筒傳動比為 5 堆垛機行走機構的設計計算 5.1 主動行走輪直徑的確定 行走輪用球墨鑄鐵，鋼軌選用30Kg/m型輕軌 由最大接觸應力公式 式中， —最大輪壓，17500N； b—輪與軌道接觸線長，60mm； —分別為行走輪與鋼軌彈性模量，=162GPa ,=210GPa； —分別為行走輪與鋼軌泊松比，=0.29 =0.3； —行走輪半徑，選擇150mm 鑄鐵的抗壓強度<合格 取車輪直徑為 5.2 運行阻力計算 (1)有軌巷道堆垛機的運行時的靜阻力 有軌巷道堆垛機沿軌道直線運行時，行走輪與軌道之間以及行走輪與軸承之間，都存在著摩擦阻力。為了簡化計算，假定全部載荷作用在一個行走輪上，其受力情況如圖5.1所示。 由彎矩平衡條件得： 及 考慮其它阻力的附加阻力，乘以一個系數即 圖5.1 行走輪受力 式中 —驅動力矩(MPa)； —堆垛機的額定起重量和自重之和(N)； —行走輪滾動摩阻系數； 、—分別為車輪直徑和軸徑(mm)； —軸承摩擦系數。 由[2]P119查得： 滾動阻力系數 ，軸承摩擦系數，附加阻力系數，代入上式中： 當有軌巷道堆垛機在室內運行時，風阻力和軌道斜坡阻力較小，經常忽略不計；所以有軌巷道堆垛機的靜阻力等于其摩擦阻力。 于是計算得到滿載時的運行阻力為350N。 5.3 行走電動機功率的計算 有軌巷道堆垛機的運行機構的電動機的功率，是根據堆垛機滿載穩(wěn)定運行時的靜阻力進行計算。按照運行靜阻力、運行速度計算機構的靜功率。靜功率(kw)的計算公式為 —運行機構穩(wěn)定運行時的靜阻(N)； —堆垛機的運行速度(m/min)取120m/min計算； 查[14]表31-27選用電動機Y100L2-4,轉速1430r/min,質量38kg 5.4 減速器的選擇 車輪的轉數： 機構傳動比： 根據傳動比初選擇減速器型號為：FA37，輸出轉速128r/min，傳動比11.08，輸入功率3kw。 F系列斜齒輪硬齒面減速機具有體積小、傳遞扭矩大的特點；傳動效率高，耗能低，性能優(yōu)越。 5.5 驗算起動時間 電動機起動時間，是根據電動機的平均起動力矩，減去電動機軸上靜阻力矩后，將剩余力矩克服堆垛機起動過程中的慣性阻力矩計算，所以起動時間由下式確定： （[2]P123式4-78） 式中 -許用起動時間，對堆垛機??； -電動機軸上的靜阻力矩； -電動機的平均起動力矩； -驅動電機數，取； 對于Y型電機，計算得 啟動時間超出許用起動時間0.2s，考慮到起動時間過短產生過大晃動影響，可以認為此起動時間合格。 5.6 制動時間計算 堆垛機制動時，制動時間的取決于制動器選擇是否合理，由下式計算制動時間 式中-制動器制動力矩； -制動器數，??； -制動軸上的靜阻力矩； ； -電動機軸與制動器軸之間的傳動比； -制動器軸與行走輪軸之間的傳動比； -傳動總效率，取0.96； -車輪直徑； -對于堆垛機的許用制動時間與行走距離及停車精度有關，取 由得， 制動器選擇規(guī)格制動力矩，制動時間5.9s 6 堆垛機金屬結構設計 雙立柱機架由兩根立柱和上下橫梁組成一個平面框架，具有良好的整體剛度，在門架上安裝卷揚，走行等機械裝置，由于走行起動，停止及加速減數時產生的慣性力，門架在通道的縱向發(fā)生撓曲，整個門架成為振動體，其柱端振動較大。同樣，在通道的垂直方向，立柱由于貨叉作業(yè)時的彎矩作用而發(fā)生彎曲，使伸長的伸縮叉的前端撓度增大，影響正常定位。為防止柱端振動和撓度超限而影響定位，需對門架結構進行分析計算。 堆垛機門架的設計計算參數： 上下梁（槽鋼22a，上、下各兩根） 立柱（槽鋼22a，兩根組焊成立柱） 上梁及附件質量 貨臺、貨物、附件總質量 卷揚裝置的質量 立柱的單位長度的平均質量 作用在門架上的慣性力： 上梁及附件 貨臺、貨物、附件 圖6.1 作用于框架結構的慣性力 卷揚裝置 (為加速減速時的加速度, ) 下梁中心線到-的重心高度 立柱的中心距 立柱AB、DC的斷面慣性矩 上下梁BC、AD的斷面慣性矩 立柱的剛度 上下梁的剛度 剛度比 縱彈性模量 —上梁與下梁端部的偏轉角 —因構件兩端變位產生的節(jié)點位移 —由構件的中間載荷在桿端產生的彎矩，稱為載荷項。 堆垛機作業(yè)類型: 按起重機作業(yè)性質定為Ⅲ型(經常起吊額定重量貨物,使用不很頻繁工作有規(guī)則) 載荷系數:固定載荷系數φ=1.2（軌道無接縫，V>90m/min），移動載荷系數ψ=1.4。 6.1 水平載荷產生的彎矩計算 將圖6.1中作用于框架結構的慣性力，分解為如圖6.2所示(a)、(b）,用角變位移進行計算。 作出作用于框架結構的慣性力圖解 圖6.2 門架受力變形分析 圖（a）中各項的角變位移方程式： 其中載荷項： = = 由節(jié)點的彎距平衡方程列a圖平衡方程組： (1) (2) (3) (4) (5) 由上面(1)、(2)、(3)、(4)、(5)組成方程組，利用高斯消元法求解增廣矩陣如下表6-1 表6-1 a圖方程組增廣矩陣 值 式(1) 1 12 5 0 -3 0 式(2) 12 1 0 5 -3 0 式(3) 0 5 12 1 -3 式(4) 5 0 1 12 -3 式(5) 1 1 1 1 -4 求解程序見附錄?？汕蟪? 再帶入前列各角變位移方程式，可求出上下梁內力 立柱彎矩 ，，， 圖b 分析計算 固端彎距（載荷項） 列出角變位移方程式： 由節(jié)點的彎距平衡方程列b圖平衡方程組： （1） （2） （3） （4） 有隔離體靜力平衡方程式： （5） 由上面(1)、(2)、(3)、(4)、(5)組成方程組，利用高斯消元法求解方程組增廣矩陣矩陣如下表6-2。 表6-2 b圖方程組增廣矩陣 值 式(1) 12 1 0 5 -3 式(2) 1 12 5 0 -3 式(3) 0 5 12 1 -3 0 式(4) 5 0 1 12 -3 0 式(5) 1 1 1 1 -4 解上面各式，可求出 代人角變位移方程得上下梁彎矩： 立柱彎矩 由水平載荷產生的彎距，可由圖（a）、圖（b）疊加得出： 走行停止時發(fā)生振動門架立柱上端的線變位 ： （值容許范圍一般在2.5—5cm，符合要求) 6.3 行走車輪的反力產生彎矩計算 受力分析圖如6.3示，其中V為車輪反力。 列出角變位移方程式： 圖6.3 行走輪受力分析圖 行走車輪反力： 固定端彎矩： = - = - 則 且由 由水平載荷產生的彎矩與行走車輪反力產生的彎矩的和彎矩為： 由于立柱和上下梁采用同種材料，只需校核最大彎矩所在截面的強度，其抗彎截面系數 門架結構滿足強度要求。 6.4 計算叉取作業(yè)產生的彎矩 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，產生了擾度。該變形造成貨叉在伸出時變形，應考慮其大小。 貨叉完全伸出產生彎矩： 門架傾斜角： 由于立柱變形產生的貨叉尖端下沉： 則貨叉伸出后尖端總下沉量為貨叉自身變形量與立柱變形產生的貨叉尖端下沉之和，即 當托盤貨架進深為110時，值應控制在10-15以內，滿足。([3]P129) 由貨叉外伸產生的彎矩相比前兩類彎矩影響較小，而且堆垛機不會在貨叉伸出的情況下走行，所以可以認為最大彎矩為水平載荷產生的彎矩與行走車輪的反力產生的彎矩的合成彎矩，門架強度可由此最大彎矩校核。 7 制動機構和安全機構設計 7.1 制動機構設計 該裝置由鉗口、支架、底座、連桿、推桿、電磁鐵、磨擦片組成，結構如圖7.1所示。 1-上導軌 2-鉗口 3-支板 4-連桿 5-推桿 6-電磁鐵 7-支座 圖7.1 天軌制動裝置 該裝置通過支座7固定在堆垛機上橫梁，當堆垛機下部行走輪系執(zhí)行制動時，電磁鐵6通電，推動推桿5，將連桿4推到死點，制動鉗2夾緊上導軌1，將堆垛機位置固定。連桿機構傳動可靠，可保證隨機夾持導軌，穩(wěn)固機身。當行走機構釋放制動時，電磁鐵同時斷電，同步制動裝置在彈簧力拉動下，使連桿脫離死點，夾緊鉗松開。鉗口會提前張開不會影響正常運行，該制動裝置采用常開式，即通電后制動工作，斷電后保持常開，可減小能耗?？紤]導向與運行的平穩(wěn)，同步制動裝置也可同時安裝導輪機構。為緩解制動產生的過高剛度，避免制動扭矩對堆垛機機身以及磨擦片的損傷，在磨擦片前后設置彈性橡膠，以緩沖制動沖擊。 7.2 安全機構設計 本設計在參考其他設計基礎上提出一種彈性裝置的堆垛機安全機構設計方案。其結構簡圖如圖7.2所示。 圖7.2 安全機構 如圖示，載貨臺在自重作用下使彈簧壓產生一定形變，彈簧組件下端接觸制動爪，當鋼絲繩斷裂時，載貨臺失重下滑，滑輪失去鋼繩拉力使彈簧恢復原型，向下壓制動爪，通過合理選擇彈簧剛度，將對制動爪產生足夠的壓力，通過杠桿作用將制動片緊壓立柱，在摩擦力作用下制動片相對立柱上移，產生楔塊效應，將載貨臺制動。在更換鋼繩后只要鋼繩上拉，制動力自行消失，恢復正常工作。在正常工作過程中，制動爪在自重作用下遠離立柱，不會對運動產生干擾。 彈簧選擇：（參考[6]彈簧設計P608.表4.1-6） 最小工作載荷 最大工作載荷 彈簧工作行程 （根據結構自定） 彈簧端部結構形式及支承圈數 （選擇兩端并緊磨平式） 實驗載荷 或，計算 查表取近似值 彈簧中頸 簧絲直徑 節(jié)距 實驗載荷下的變形量 工作圈數 查標準系列 剛度 總圈數 彈簧內徑 彈簧外徑 彈簧自由高度 壓并高度 最小工作載荷作用下彈簧高度 最大工作載荷作用下彈簧高度 實際工作行程 銷軸的抗剪強度校核 銷軸受剪力 銷軸橫截面上切應力為 滿足強度要求（軸銷材料為20鋼） 式中-軸銷的橫截面積。 8 總結與展望 針對立體倉庫貨物搬運不便的問題，本設計對立體倉庫專用堆垛機進行研究，分析了堆垛機的特點，設計了能夠適應自動化生產中物料搬運的雙立柱巷道堆垛機，重點對其機架、升降機構、貨叉伸縮機構、水平行走機構四部分進行分析設計，本次畢業(yè)設計主要做了以下工作： (1)對門架結構受力變形情況利用角變位移法進行詳細分析計算，為選材及焊接方式提供依據，計算過程中采用了C語言編程求解多元方程組，編寫了高斯消元法的程序，簡化計算過程，提高求解精度； (2)水平行走機構設計中增加天軌制動機構，可以提高制動穩(wěn)定性，減少制動停車時間； (3)升降機構設計中設計了斷繩保護機構，可以保證堆垛機在工作中發(fā)生斷繩事故后載貨臺可靠制動； (4)對升降機構、貨叉伸縮機構和水平行走機構的工作載荷分析計算，選擇動力源，設計各執(zhí)行機構。 由于時間和條件限制，本設計中還有不足，可以從以下兩方面完善： (1)門架結構設計時采用先選材料后計算受力的方法，由于堆垛機自重載荷影響，很難做到精確計算，精確選材。在設計方法可以嘗試開發(fā)出設計軟件，用已有的產品作為數據庫資料調用，能有效減少設計時間，避免手動多次試算的弊病。同時，可以利用有限元分析，設計出更可靠、更合理的門架結構。 (2)在控制上考慮較少，利用現代成熟的自動控制技術，可以大幅度提高堆垛機工作的性能。 參考文獻 [1] 邱宣懷主編.機械設計[M].北京:機械工業(yè)出版社,1997 [2] 田奇主編.倉儲物流機械設與設備[M].北京:機械工業(yè)出版社,2008.4 [3] (日)吉國宏.自動化立體倉庫堆垛機設計[M].第一機械工業(yè)部第四設計院《堆垛機設計》翻譯組譯.北京:人民鐵道出版社,1979 [4] (日)本田早苗主編.裝卸機械設計[M].周耀坤譯.北京:中國鐵道出版社，1982 [5] 劉鴻文主編.材料力學[M].第四版.北京:高等教育出版社,2004.1 [6] 機械設計實用手冊編委會.機械設計實用手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,2008.4 [7] 沈敏德 陳照強 范維華 宋章領.有軌巷道堆垛機3級直線差動式貨叉機構設計[J].山東輕工業(yè)學院《起重運輸機械》.2009(7)：22-24 [8] 劉昌祺，董良.自動化立體倉庫的設計[M].北京：機械工業(yè)出版社,2004 [9] 劉遠偉,何民愛.物流機械[M].北京:機械工業(yè)出版社,2006.8 [10] 趙波.吉林大學.碩士學位論文[D].自動化立體倉庫堆垛機運行系統(tǒng)的研究 [11] 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printf("請輸入增廣矩陣\n"); for(i=0;i
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