堆垛机设计_毕业设计

题目：堆垛机 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 （机械部分） 专业：机械设计制造及其自动化 学生： （签名） 指导教师： （签名） 摘 要 本文主要是有轨堆垛机的机械部分设计，包含堆垛机的行走机构、升降机构、伸缩机构的设计，其中重点放在了行走机构的设计上。根据比较选择了单立柱堆垛机，在进行机构的设计时，根据电机确定机构的总体结构，再由运行阻力计算行走电机的功率，进而确定电机型号。本设计升降轨道采用双柱型轨道，结构简单工艺性好，货叉伸缩机构借鉴了抽屉轨道的原理。根据设计要求对各主要部件初步选型后再对部件进行强度的校核，来保证选择的合理性。在本文最后部分，对该堆垛机的刚性和稳定性进行了较为详细的 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 ，从而保证了堆垛机工作时运行的平稳性和可靠性。 关键词：有轨堆垛机，行走机构，双柱型轨道 Subject: The Design of the mechanical structure of a Stacker Crane Abstract This paper describes the design of the mechanical structure , including the walking、lifting、stretch outing and draw backing mechanism 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 resistance to calculation 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 components 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: stacker crane, walking mechanism, double column type orbit 目 录 11 绪 论 11.1 有轨巷道堆垛机的发展： 21.2有轨巷道堆垛机的类型： 31.3有轨巷道堆垛起重机的发展趋势和研究意义： 52 堆垛机的结构设计 52.1堆垛机的总体结构： 52.2 起重重量 62.3 水平载荷 62.4 载荷状态 62.5 循环寿命 83 行走机构 设计方案 关于薪酬设计方案通用技术作品设计方案停车场设计方案多媒体教室设计方案农贸市场设计方案 83.1 行走机构总体方案的确定 83.2 行走运行机构布置的主要问题 93.3行走机构功率的确定于电机的选择 93.3.1轨道及车轮 93.3.2车轮踏面的疲劳强度校核 113.3.2 主动行走轮直径的确定 123.3.3 运行阻力计算 153.4行走轮主轴的设计计算 153.4.1 同步带传动设计计算 183.4.2轴的设计计 224 堆垛机伸缩机构设计 224.1伸缩机构的方案确定 224.2 货叉传动装置的选型 234.3 货叉传动齿轮、齿条的计算 285 升降机构的设计 285.1 升降机构的总体选型 285.1.1定机构的工作级别 285.1.2计算钢丝绳最大静拉力并选择钢丝绳 295.1.3确定最小的卷绕直径 305.1.4选择电动机并验算制动力矩 315.2 卷筒的设计 356 堆垛机稳定性计算 356.1 堆垛机稳定性分析 356.2 运行中立柱挠度的计算 356.2.1 立柱的相关计算 356.2.2堆垛机外载荷计算 386.2.2 堆垛机静态刚度的分析 406.2.3 堆垛机结构强度计算 426.2.4 整体稳定性计算 43结 论 44致 谢 45参考文献 1 绪 论 我们熟知的轨巷道堆垛机是随着立体化仓库的发展而发展起来的专用起型重机，通常我们称之简称为：堆垛机。堆垛机是立体化仓库中最重要的起重运输设备之一，它是代表立体仓库的标志。其主要作用是在货架仓库巷道里沿轨道运行，将位于巷道口处的货物存入货格中，或者取出货格里的货物运送至巷道口，从而来完成出入库作业。本文着重就堆垛机的机械结构设计进行初步探讨。 1.1 有轨巷道堆垛机的发展： 在20世纪70年代初我国开始研究使用带有巷道式堆垛机的立体化仓库，不完全统计，到现在已建成又三百余座左右。堆垛机作为立体化仓库中最重要的运输设备之一，也得到了较快的发展。 但是我国现阶段堆垛机的技术发展与应用和世界先进水平相比存在着较大的差别。堆垛机作为立体仓库中重要的运输设备, 它的各项技术参数的选用, 将直接影响到整座立体仓库的运行效率和经济效益，更直接表现了我国堆垛机的发展状态，下面仅以速度参数来说明： 堆垛机的速度参主要指水平行走速度、升降速度和货叉伸缩速度。这三项参数的高低, 直接关系到出人库频率的高低。从表中数据不难看出, 目前我国堆垛机的运行速度要落后于日本。 1.2有轨巷道堆垛机的类型： 按现行机械行业 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 , 有轨巷道堆垛起重机分类方式多种多样, 如按支承方式、用途、控制方式、结构、运行轨迹等分类。但无论何种类型的堆垛机, 一般都由水平行走机构、升降机构、货叉伸缩机构、机架和电气设备等基本部分组成。在目前立体仓库应用中, 堆垛机的分类最常见的是按结构形式分类和按运行轨迹分类。从结构形式上来说目前立体化仓库中的堆垛机有双立柱堆垛机和单立柱堆垛机；按照运行轨迹形式来分, 有直线运行型堆垛机和曲线运行型堆垛机。 双立柱堆垛机：双立柱堆垛机的机架一般是由两根立柱、上横梁和货横梁组的一个长方形的框架。立柱形式有方管、圆管、槽钢等。方管可以兼作升降导轨, 圆管附加铜套做升降导轨。双立柱堆垛机的最大优点在于其强度和刚性好, 且运行起来比较平稳。对于升降高度较高、起重量较大和水平运行速度高的情况, 一般多采用双立柱结构堆垛机。双立柱堆垛机的升降机构, 普遍采用链条传动或者滚筒传动， 由电机减速机驱动链轮转动, 通过链条来使载货台沿立柱或升降导轨作升降运动。因为链条传动多采用封闭链或配重装置, 会受到空间尺寸的限制, 传动及其布置比较复杂,所以本文采用滚筒钢丝绳传动。其结构如图1. 1 所示 图1. 1 双立柱有轨巷道堆垛机 单立柱堆垛机：单立柱堆垛机的机架一般由一根立柱和货横梁组成。立柱多采用较大的∃型钢或焊接拼制, 在立柱上再附加联接导轨。整体机构重量相对较轻, 消耗的材料少所以制造成本较低, 不过其刚性相对稍差一些。在载货台及货物重量对立柱的偏心作用下，以及在行走、制动时产生的水平惯性力作用, 使单立柱堆垛机在使用上有一定的局限性。不适合用于起重量较大和水平运行速度比较高的场所。单立柱堆垛机升降结构一般多采用钢丝绳传动, 由电机减速机驱动卷筒, 再通过钢丝绳牵引载货台沿立柱或升降钢轨来作升降运动。钢丝绳传动的传动和布置相对容易, 但定位精度稍差些。 其结构如图1.2 所示 图1. 2 单立柱有轨巷道堆垛机 直线运行型堆垛机：直线运行型堆垛机只能够在巷道内的直线轨道上来回运行,无法自行转换巷道。只能通过其他辅助输送设备来转换巷道, 如堆垛机转运车等。直线运行型堆垛机优点在于可以实现高速运行, 可以很好地满足出人库频率较高的立体仓库作业需求, 因此应用最为广泛。 曲线运行型堆垛机：曲线运行型堆垛机的车轮与货横梁的联接是通过垂直轴铰在一起的, 从而能够实现在环形及其他的曲线轨道上的运行, 即可行走轨迹可以是曲线, 不用通过其他的辅助输送设备便可以实现从一个巷道自行转移到另一个巷道。此类型的堆垛机亦被称作做转轨堆垛机。但是曲线运行型堆垛机在使用上存在一定的局限性, 它只适用于一些出人库频率较低的立体仓库。因为它不但场地会受到轨道转弯半径的限制, 而且在其转弯时速度特别的慢, 因此无法满足出人库频率高立体仓库的作业。 1.3有轨巷道堆垛起重机的发展趋势和研究意义： 随着经济全球化步伐的日益加快和信息技术的快速发展，传统行业和人们的消费方式不断发生深刻的变化，现代物流在经济活动中的地位越来越高，物流设备的需求也在快速地增长。物流实验室是一座理论与实践的桥梁，现在我国高校建立了一批物流实验 室，据不完全统计，目前有160 多所高校建立了自己的物流实验室。物流实验室为学生提供了实用的实验平台，深化了学生们对现代物流概念的理解，而且能够提高学生的操作能力，这是一种内融有机械，电气，计算机等技术一体化的技术，在这种技术中 可以将不同领域 的各个层次的知识与能力融会一体。堆垛机作为其中的机械部分发挥着不可替代的作用。 2 堆垛机的结构设计 2.1堆垛机的总体结构： 巷道单立柱堆垛机共有三种运动，在轨道上的运动为行走运动，将其视为Y轴向运动。在竖直方向为载物台的升降运动，将其视为Z轴向运动。载物台上货叉进行存储作业的运动为伸缩运动，将其视为X轴向运动。可将三个运动建立三维坐标系， 图2.1 堆垛机的正常作业示意图： 图中：1.立柱；2.货叉机构； 3.载物台；4.导轨；5地面导轨；6提升机构；7钢丝绳；8滑轮；9上部导轨 2.2 起重重量 实际起重重量包括货叉总重量和货物重量，用 表示。 货物正常起吊时不可避免会有动载冲击作用，所以我们可以设计起重的重量为： = EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT （2-1） 上式中， 是冲击系数， 它的选取由堆垛机的分类决定： I类 = 1．1， II类 = 1．25， Ⅲ类 = 1．4， IV类 = 1．60 本文设计中Ls=50+20=70kg; 堆垛机载荷小且平稳运行环境良好取 = 1．1。 2.3 水平载荷 堆垛机在水平方向加速或者减速行走时，必然产生一定的水平惯性力。即 = EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT 上式中， 称为动载荷系数，由于加速度是无法确定的，我们用额定速度 v来表示。 水平行走： =0．000 5 v； 2.4 载荷状态 堆垛机正常时，其承载能力是上述各种载荷与自重 的不同组合 我们可以分为： A．正常工作状态：Mx( + EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT ） （2-2） B．特殊工作状态： Mx( + EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT )+ （2-3） C．起吊工作状态： + （2-4） D．停止： + （2-5） 上述表达式中，M 为 业系数，与前述堆垛机的分类有有关： I类 M = 1．0， Ⅱ类 M = 1.05； Ⅲ类 M = 1．1， IV类 M = 1.20。 2.5 循环寿命 堆垛机完成入库或出库一次工作循环所需的平均时间为作业时间：T。堆垛机开动率：n（堆垛机一天实际开动时间占工作时间百分比）。设日工作时间为8h，那么堆垛机每天的工作总循环次数为 N=8x3600xn／To （2-6） 式中，时间To单位：秒。 若堆垛机设计寿命10年，年工作300天，日工作8小时。 基本作业时间To=100秒，开动率 n=70％，则 堆垛机的循环寿命: 10x300x8x3 600x0.7／100≈ 6x (次 ) 图2.2 堆垛机行走加减速度示意图 3 行走机构设计方案 3.1 行走机构总体方案的确定 堆垛机的行走机构主要有以下方案： 方案1：单立柱无轨道式堆垛机； 方案2：单立柱双轨道式堆垛机； 方案3：单立柱单轨道式堆垛机； 因为此堆垛机的最大设计载荷重量为50Kg，水平运动速度为60m/min以及所承受的载荷均很小，故选择第二种方案：单立柱双轨道堆垛机。它的优点在于支撑于地面可避免受力分配不均所引起的种种问题，单立柱适用于堆垛机的结构特点,双轨道平衡性好，可以很好地适应横向不平衡扭矩。另外水平行走机构按行走轨迹有两种型式-直线型和曲线转轨型，针对本课题的要求选择直线型。 堆垛机的行走机构本设计选用带有减速器的减速机为动力元件，减速机为标准产品结构简单紧凑；通过同步带传动来驱动车轴，同步带是综合了带传动、链条传动和齿轮传动的优点而发展起来的新塑传动带。同步带传动（传动比准确，对轴作用力小，结构紧凑，耐油，耐磨性好，抗老化性能好；车轮为无轮缘圆柱车轮，是为了避免车轮在运行时轮缘啃轨。 3.2 行走运行机构布置的主要问题 1.货横梁是主要的承载部件，而且在受载之后向货挠曲，机构零部件的安装可能不十分准确，所以从保持机构的运动性能和补偿安装的不准确性着想，靠近电动机、减速器和车轮的轴，我们尽量采用浮动轴。 2. 为了减少立柱的扭转变形，应该使机构零件尽量靠近立柱和端梁，使端梁能够直接支撑部分零部件的重量。 3. 对于行走机构的设计应该参考现有的产品，尽量使安装运行机构的平台减小，占用巷道的空间小，总之要考虑到堆垛机的设计和制造方便。 3.3行走机构功率的确定于电机的选择 3.3.1轨道及车轮 车辆轨道一般有铁路钢轨（p型）或者起重机专用钢轨（QU型）、方钢、扁钢等类型。根据设计载荷情况，本文选择轻型铁路钢轨（p型）的18kg/m型钢轨 钢轨类型(公斤/米) 尺寸（毫米） 截面面积F(厘米2) 理论重量(公斤/米) 18 高A度 底B宽 头C宽 腰D厚 23.07 18.06 90 80 40 10.0 表3.1 3.3.2车轮踏面的疲劳强度校核 堆垛机采用带有外缘的圆柱形铸钢车轮，轨道采用头部带有一定曲率半径的轨道 ，理论上来看属于点接触。但是随着使用时间的推移，轨道头部逐渐被磨损，车轮与轨道逐步演变为线接触。因此我们按线接触计算 ，其 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 为： Pc=(2Pmax+Pmin )／3 (3-1) 上式中：Pmax设备正常工作时候的最大轮压； Pmin为设备正常工作时候的最小轮压 Pc ≤ EMBED Equation.KSEE3 \* MERGEFORMAT DLK （3-2） 上式中： 一转速系数 (按下表8.1-103选取 )； 一工作级别系数 (按下表8.1-104选取)；D一车轮直径 (mm)；L 车轮与轨道接触的有效长度 (mm)；K一与车轮材料有关的许用系数 (按表 8.1-102选取)。 Pc=（550×9.8+500×9.8）／3=5227N ≤0.66×1.12×80×36×3.8=8090N 故满足要求，可以选用型号为18kg/m型钢轨；Q235 图3.1 3.3.2 主动行走轮直径的确定 行走轮分别有主动轮与从动轮各两个，由于堆垛机在操纵货叉时的反作用力会对行走轮产生侧压，为了防止行走轮由于侧压脱轨与行走中的爬行现象，导轮驱动轮的末端齿轮采用轮轴直接连接的驱动方式。 行走轮的允许载重量等各个参数间有货列关系式： P =KD （B-2r）（kg） 其中K= （kg/cm ） （3-3） 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/cm ） v—走行速度（m/min） k—许用应力（球墨铸铁的许用应力为50）（kg/cm ） 首先确定B=4cm，r=0.2cm, k=50kg/cm , v=60m/min 则 K= = =40（kg/cm ） F =550/4=137.50kg 则代入上式可得：D =1.1cm，而车轮的轴径为 d =14.1mm （3-4） 取d =30mm,车轮直径可适当取大为D=80mm 轴上的轴承选取代号为6207，基本尺寸为：d=35mm, D=72mm, B=17mm. 3.3.3 运行阻力计算 (1)有轨巷道堆垛机的运行静阻力计算 当小型有轨式巷道堆垛机在沿轨道直线运行时，行走轮与轨道之间、行走轮与轴承之间都存在着一定的摩擦阻力，轴与轮毂之间不可避免地也存在着滑动摩擦阻力。因此我们为了简化计算，可以假定全部载荷作用在其中一个行走轮之上。当行走轮沿着轨道滚动行走时，其受力情况如图3.2所示。 图3.2摩擦阻力计算 1．堆垛机运行机构的运行阻力的计算 运行摩擦阻力包括车轮轴承中的摩擦阻力和车轮踏面沿轨道的滚动摩擦阻力； （3-5） 式中， G———堆垛机自身净质量（500kg）； Q———额定起重总质量（50 kg）； D———车轮直径（80mm）； K———车轮沿轨道的滚动摩擦力臂（取0.5 mm）； U———轴承摩擦系数（滚动：U=0.02）； d———轴承内径（30 mm）； f———摩擦系数（f=0.030）。 所以； 当当小型有轨巷道堆垛机在室内环境运行时，风阻、轨道斜坡阻力相对较小，可以忽略不计；所以我们认为小型有轨巷道堆垛机的静阻力就等于其摩擦阻力。 2.堆垛机行走电机功率计算 当堆垛机满载稳定运行时电动机功率： Pts=Ff*νs×10-3／60η （3-6） 式中： Pts———堆垛机在满载时的静功率（kW）； νs———堆垛行走行速度（取大值60 m/min）， η———机构总效率（取η=0.9）。 所以，Pts=Ff*νs×10-3／／60η=282.9*60／60*0.9=314w 3．堆垛机电动机起动时加速功率计算： （1）加速运行时电动机的动态功率： Pd=∑G D2 n2×10-3／365 tst （3-7） 式中， Pd———电机动态功率（kW）； ∑GD2——机构的总飞轮矩，即质量平移折算到电动机轴上的飞轮矩和电动机轴上旋转质量的飞轮矩之和（N·m2）； n———电机额定转速（r/min）； tst———机构的起动时间（s）。 （2）机构的总飞轮矩∑GD2计算： ∑GD2=365Gm∑ν2s／9.8n2+1.1m（GD2M+GD2） （3-8） 式中： ∑Gm———机构总质量的重力（N）； νs———堆垛机的运行速度（m/s）； m—— 电机的个数； GD2M———电机转子的飞轮矩（N·m2）； GD2c———电机的轴上其它的传动件飞轮矩（N·m2） 将式（2）代入式（1）中可简化为 （3-9） 起动时间tst根据νs运行速度选取，a、是机构的加速度 （3-10） 所以， = 4.堆垛机行走电机的选择确定 堆垛机运行电机功率P的选择，需要大于静功率与动态功率之和， P≥Pst+Pd=172.5+314=486.5w 由此看出，堆垛机运行机构电动机属于小功率电机。 我们选择R37型斜齿轮硬齿面减速机，输出转速为247r/min，输出转矩为41n.m，减速比5.67。电机座型号Y90s 额定功率 1.1kw 16KG 3.4行走轮主轴的设计计算 3.4.1 同步带传动设计计算 1、确定计算功率 电动机每天工作8小时左右，查表得到工作情况系数 =1.4。则计算功率为: （3-11） 2、选定同步带带型和节距 由同步带选型图我们选择H型带 ，节距 图3.3 同步带选型图 3、选取主动轮齿数 查表知道带轮最小齿数为14，现在选取小带轮齿数为20。 4、小带轮节圆直径确定 （3-12） 5小带轮转速计算 （3-13） H =40m/s 6 、大带轮相关数据确定 由于系统传动比为 ，所以大带轮相关参数数据与小带轮完全相同。齿数 ，节距 7、初定中心距 根据公式 （3-14） 得 现在选取中心距为25mm。 8、同步带带长及其齿数确定 = ( ) = =762mm （3-15） 9 实际中心距 （3-16） 10、带轮啮合齿数计算 在本次设计中传动比为1，所以啮合齿数为带轮齿数的一半，即 =10。 11、基本额定功率 的计算 （3-17） 查基准同步带的许用工作压力和单位质量表可以知道 =2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步带的基准额定功率为 = 12、带宽 （3-18） 公式中： 为带的基准宽度查表知为76.2mm； 啮合齿数系数，根据小带轮啮合齿数选择, 时取1； 13、轴上载荷 （3-19） 14、 同步带的设计 在这里，我们选用梯形带 型号 节距 齿形角 齿根厚 齿高 齿根圆角半径 齿顶圆半径 H 12.7 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 表3.2 同步带尺寸 图3.4 同 步 带 15 同步带轮的设计结果 图3.5 同步带轮用梯形齿 3.4.2轴的设计计 轴的最小直径的确定: （3-20） 试中A0取110，n为轴的转速为238.85r/min. 取d=30mm轴上的轴承选取深沟球轴承代号为6207 基本尺寸：d=30mm; D=72mm; B=17mm; 基本额定动载荷19.5KN 轴的结构： 轴的受力图： 垂直弯矩图： 水平弯矩图： 合成弯矩图： 轴的扭矩图： 当量弯矩图： （3-21） 校核轴径： 许用应力 ，校核最大应力处即可（图示25mm处） （3-22） 所以轴是安全的。 4 堆垛机伸缩机构设计 4.1伸缩机构的方案确定 伸缩机构是堆垛机存取货物的直接执行机构，安装在载货台上。本机构采用差动式伸缩货叉，由上叉、货叉及起导向作用的滚轮等组成，以减少巷道的宽度，且使之具有足够的伸缩行程。 因为存取货物时货叉伸出的距离超过本身的长度，所以货叉为伸缩装置，货叉固定在载货台本体上，起到支承作用，由上面的上叉叉取货物。 货叉的伸缩可以采用齿轮齿条传动或者同步带传动，本设计采用齿轮齿条传动，齿轮齿条传动具有结构简单，传动关系清晰等优点。 货叉主要由电动机（自带减速机）、齿轮齿条传动装置、货叉和滚轮等组成。 货叉由货叉支承板、货叉立板、货叉齿条板和货叉底板组成，货叉支承板下部安装有滚轮，货叉底板则是整个货叉的支承板，其上固定有电动机、货叉立板、货叉齿条板、货叉支承板和双向挡板。焊接在货叉底板上的双向挡板则限制货叉的极限伸缩位置。 本货叉传动系统除了电动机安装在货叉左侧以外，基本为对称布置，左半部分相当于左货叉，右半部分相当于右货叉，这样同步带传动布置于货叉中间，从而提高系统的平稳性。 4.2 货叉传动装置的选型 取运行阻力系数 ，于是 （4-1） 式中G——运行质量的重力（N） 取机构的总效率 ，则运行静功率为 （4-2） 电动机选择： 减速器型号R27，输出转速48r/min，输出转矩35N.M，减速比28.76；电机型号Y63，额定功率180W，转速1930r/min。 4.3 货叉传动齿轮、齿条的计算 货叉的伸缩设计速度v为9m/min，即9000mm/min；齿轮齿条分度圆直径为60mm，则圆周长度为： （4-3） 齿轮转速为 （4-4） ⑴.选择齿轮、齿条材料 齿轮选用45号钢调质 HBS1＝245--275HBS 齿条选用45号钢正火 HBS2＝210--240HBS ⑵.按齿面接触疲劳强度计算 （4-5） 计算出 在0.13和0.22之间，取 确定齿轮齿条传动精度等级为第 公差组8级 齿轮的分度圆直径 (4-6) 齿宽系数按齿轮相对轴承为悬臂布置取为 齿轮齿数 ＝20 齿条长度为600mm 由电动机的转速和减速器的传动比计算出传动轴上的齿轮的转速 则齿轮转矩 T1=9.55×106P/n=9.55×106×0.42/48=83560Nmm 载荷系数 K= EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 (4-7) 使用系数KA=1 动载荷系数KV=1.18 齿向载荷分布系数 =1.22 齿间载荷分布系数 由β＝0 及εr＝ ＝〔1.88-3.2（1/ +1/ ）〕cosβ=1.68 查得 ＝1.21 则载荷系数k的初值k=1×1.18×1.22×1.21＝1.74 弹性系数 =189.8 节点影响系数 =2.5 重合度系数 =0.87 许用接触应力 (4-8) 接触疲劳极限应力 , =570N/ =460 N/ 应力循环次数为 N1=60nj =60×48×1×（8×300×8）=5.5× N2=N1/μ＝4.6× 接触强度得寿命系数 硬化系数 =1 接触强度安全系数 ＝570×1×1/1.1=518 N/ ＝460×1×1/1.1=418 N/ 故 的设计初值 = =40㎜ 齿轮模数m= =40/20=2mm 所以取m=3㎜ 齿轮分度圆直径的参数圆整值为 =20×3=60㎜ 圆周速度v= =0.18m/s 与估取 相近，满足要求 因为齿宽系数 ＝0.4 所以齿轮齿宽 对于正常齿， ， 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 取齿条齿根高 齿条齿顶高 齿条宽度 齿条总高度 式中 为轮齿底部到齿条底部的高度 齿距 齿厚 齿槽宽 ⑶.齿根弯曲疲劳强度校核计算 (4-9) 齿形系数 齿轮 =2.55 齿条 =2.45 应力修正系数 齿轮 =1.63 齿条 =1.65 重合度系数 许用弯曲应力[σF]= 弯曲疲劳极限 =460 N/ =390 N/ 弯曲寿命系数 尺寸系数Yx=1 安全系数 =1.25 则 ＝460×1×1/1.25=368 N/ =390×1×1/1.25=312 N/ 故 ＝2×1.46×83560×2.55×1.63×0.70/(60×180×6)=11.78 N/ EMBED Equation.3 [ ] ＝2×1.46×83560×2.45×1.65×0.7/(50×180×6)=13.74 N/ EMBED Equation.3 [ ] 5 升降机构的设计 5.1 升降机构的总体选型 升降重量 ，升降速度v=0.25m/s，升降高度H=2m 5.1.1定机构的工作级别 堆垛机工作级别根据堆垛机使用条件的两个重要数据——载荷状态和利用等级来划分，是堆垛机设计的依据，现由设计原始数据和堆垛机实际运行情况选定三个参数如下： 利用等级T6，载荷情况L2，工作级别M6 5.1.2计算钢丝绳最大静拉力并选择钢丝绳 采用单联滑轮组，此时：m=n m——滑轮组倍率 n——悬挂物品挠性件分支数 升降机构以省力钢丝绳滑轮组作为执行构件，选取悬挂物品挠性件分支数n为1，滑轮组倍率m为1 钢丝绳最大静拉力为: N （5-1） Q——升降载荷（N）， ， ——升降质量，即起重量（kg） qa——滑轮组分支数 q——滑轮组倍率 a——滑轮组钢丝绳卷入卷筒根数 ——机构总效率，取为0.98 本机构中q=1,a=1 依据最大静拉力选择 型的钢丝绳，钢丝强度极限 取选择系数C=0.114 钢丝绳直径为 取d=6mm 钢丝绳的最小破断拉力Fo=8.34KN（纤维芯钢丝绳），钢丝绳的安全系数为， （5-2） 满足要求 5.1.3确定最小的卷绕直径 取弯曲频率系数 ；卷筒的工作级别系数 ；滑轮的工作级别系数 ， 卷筒最小直径 ， 滑轮最小直径 设计采用齿轮连接盘式的单层卷绕单联卷筒 取以绳槽底测量的卷筒直径（即卷筒名义直径） ，则以钢丝绳圈中心测量的卷筒直径为131mm 卷筒为标准槽形的卷筒，槽距p=7mm，则总长 76mm （5-3） 取L=150mm，满足要求 卷筒槽形的槽底半径R＝3.3mm 卷筒壁厚 （5-4） 取 卷筒强度计算： 其中 ， ， ，P=7mm 材料为铸造碳钢ZG270—500，则 ，满足要求 铸钢卷筒应进行退火处理，表面不得有裂纹，表面上不得有影响使用性能和有损外观的显著缺陷（如气孔、疏松、夹渣等）。 选择以绳槽底测量的直径为110mm的标准滑轮。 5.1.4选择电动机并验算制动力矩 电动机的静功率为 （5-5） v——额定升降速度（m/s） ——机构效率，初算时近似取 m——机构电动机个数 （5-6） 选用带有减速器的电机，结构紧凑，安装方便。减速器型号：R57，输出转速37r/min，输出转矩181N.M，传动比37.30；电机型号Y80,额定功率0.75KW,转速1390r/min，电机质量11KG。 5.2 卷筒的设计 卷筒名义直径D=125mm，螺旋节距p=7mm，卷筒长度L=150mm，壁厚 ，钢丝绳最大静拉力 （1）卷筒心轴计算 轴的材料为45号钢，调质处理。 图5.1 卷筒心轴的受力图 心轴的最小直径: （5-7） 试中A0取110，n为轴的转速r/min. 最后取d=25mm 1. 支座反力 EMBED Equation.DSMT4 EMBED Equation.DSMT4 轴右轮毂支承处最大弯矩 轴左轮毂支承处最大弯矩 计算选用右轮毂支承处最大弯矩 ②.疲劳计算 对于疲劳计算采用等效弯矩，选等效系数 ，等效弯矩 弯曲应力 （5-8） 轴的载荷变化为对称循环 轴的材料为45号钢 许用弯曲应力 (5-9) 式中n=1.6——安全系数 K——应力集中系数， ——与零件几何形状有关的应力集中系数 ——与零件表面加工光洁度有关的应力集中系数 故 ，通过 ③.静强度计算 卷筒轴属于升降机构低速轴零件，其动力系数取为 许用应力 ，通过 故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过 （2）选择轴承 由于卷筒轴上的左轴承的内、外圈以同样转速转动，故无相对运动，可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与轴一同旋转，应按照额定动负荷来选择 ①.左端轴承 轴承的额定静负荷 (5-10) 式中 ——额定静负荷 ——当量静负荷 ——安全系数，取 选用调心球轴承，型号为1205，轴承的额定静负荷 ，左轴承的当量静负荷 式中 ——动负荷系数 选取安全 ②.右端轴承 令右端轴承也采用1205，其额定动载荷动负荷 右轴承的径向负荷 轴向负荷 设轴承工作时数 ，查得1205轴承的e=0.27，令 ，故x=1，y=2.4，当量动载荷 (5-11) 式中 ———轴承的寿命，单位为h n———轴承内外圈的相对转速，r/min。 C———轴承的额定动载荷，单位N 所以 故动负荷 ，安全 6 堆垛机稳定性计算 6.1 堆垛机稳定性分析 由于堆垛机在启动、加速、制动过程中惯性力的作用，会使堆垛机立柱在巷道纵向方向上发生弯曲振动，由材料力学知识可知，立柱顶端的弯曲挠度最大，这就可能会导致堆垛机对高层货架进行存取作业时定位精度不足，从而影响工作的稳定性，而且这种振动是影响精度的主要原因之一，特别是在堆垛机速度提高以后，振动的振幅越大。由实验可知，运行速度及加速度越大，振幅越大。柱端振幅一旦超过极限值将发生存取故障。因此研究堆垛机高速运行时立柱在惯性力和他载荷作用下沿巷道纵向挠度问题及振动问题对于解决提升运行速度带来的一些问题有一定的帮助。 6.2 运行中立柱挠度的计算 6.2.1 立柱的相关计算 堆垛机在静止、运行、制动过程中，其立柱不同程度受到外力的作用，导致了立柱产生挠度和振动。大量的实验表明，立柱静止时的静挠度是一定的，但在运行过程中随着加速度的不同，立柱的挠度也将发生变化，立柱的变形与加速度存在很大的关系。此时若定位装置安装在立柱及上、下横梁上，误差将会增大，定位精度难以得到保证，容易引发事故。所以，堆垛机在提升速度时要充分考虑加速度与挠度的变化关系。本小节通过对立柱挠度的分析，得出立柱顶端的变形量，并确定随着加速度的提高，对立柱的影响。 6.2.2堆垛机外载荷计算 双立柱相当于一组悬臂梁，双立柱与下横梁构成一刚性架，在外力作用下，双立柱产生了弯曲变形，立柱顶端的挠度可以通过叠加法来进行计算。由于堆垛机为双立柱，两个立柱在外力作用下产生的挠曲变形在货叉的连接作用下几乎可以认为是一致的，故本文只对其中的一个进行挠度分析计算（振动分子也只分析其中一个立柱） 1．载货台上的滚轮压力可以由图6.1所示的载货台在OYZ平面内载荷简图， 得正滚轮的压力 KN （6-1） 图6.1 堆垛机总体载荷受力图 由立柱在XOZ的平面受力图,有公式： 可得侧滚轮压力 KN （6-2） 2．总提升力由 ，受力分析可得 KN （6-3） 3．立柱的顶部作用力通过图6.3表示的堆垛机载货台提升卷扬系统力学简图，可确定立柱上横梁上作用力F，即为立柱轴向压力： KN （6-4） 为动力系数，由最大起升加速度决定。 (1) 滚轮的摩擦力 KN （6-5） 式中f滚动摩擦系数，我们采用钢制滚轮其摩擦系数：f=0.08， (2) 提升绳的张力为： KN （6-6） 式中 为提升系统的效率，可取 =0.98-0.99。 图6.2 XOZ平面受力图 图6.3 提升系统力学简图 (3) 立柱顶部压力 （6-7） 其中 和 分别为顶部滑轮及上横梁的重量· 由以上分析知立柱在两个平面内都承受外载荷的作用，但在XOZ平面的力只有在堆垛机停止，货叉伸出取货时才存在，所以，我们对立柱只进行YOZ平面的受力分析。 4．YOZ平面内：当载货台位于最高位置且满载时，以最大加(减)速度起(制)动时，立柱处于最不利情况。此时如图6-4所示。堆垛机立柱受到惯性均布力q、载货台惯性力P、载货台的偏心力矩的共同作用。立柱的横向力矩为： （6-8） P=(Q+ KN （6-9） M=P(H-h-s)+ KN.M （6-10） 5．弯矩放大系数见图6.4，在该平面立柱受轴向力F，横向力p，q和偏心力矩的共同作用下是压弯构件。我们简化认为轴向压力始终平行于Z轴，而且在立柱上作用有一定的弯矩，所以立柱弯曲变形由图6.5示。图中 是横向力和偏心力矩的共同作用在顶端产生的挠度值，在轴向力F作用下，挠度由 增大到f，根据弹性变形分析 图6.4 YOZ平面内受力简图 图6.5 YOZ面内立柱挠曲变形示意图 f= （6-11） 式中：a=F/ 是立柱中心受压的临界载荷 （6-12） 式中，I为惯性矩；E是立柱的弹性模量。 6.2.2 堆垛机静态刚度的分析 立柱静的态刚度既是货台处于立柱最高工作位置时货叉顶端的巷道纵向平面挠度，挠度应小于一定的许用值，f<<[f]由图6.5当货台在立柱最高工作位置时，在偏心力矩M作用情况下，立柱顶端的水平位移由三部分构成： 1．在M作用下立柱端部水平位移 ； 2．在M作用下滚轮处截面转角 引起的顶端水平位移： EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 h； 3．下横梁和立柱连接位置处的截面转角引起的立柱顶的水平位移： = H； 即f= + + 。 (1) 计算 由下图得到外载荷弯矩图[ ] 、单位力弯矩图[ ]、单位载荷弯矩图[ ] 图6.6 堆垛机的刚度计算简图 由上图计算得： (6-13) 式中： 为立柱垂直纵向平面的惯性矩； 下横梁垂直纵向平面轴的惯性矩； E 惯性模量； (2)由外载荷弯矩图[ ]，单位载荷弯矩图[ ]得： (6-14) (6-15) 3) 计算 取横梁为研究对象，如图6.7所示， 为下横梁支撑的总质量： (6-16) 由外载荷弯矩图[ ]、单位载荷弯矩图[ ]可以得到立柱和下横梁连接面处转角 ： (6-17) (6-18) 图6.7 下横梁计算简图 可见由下横梁引起的立柱顶部挠度与立柱高度一定程度上呈现正比关系，因此对于改善结构系统刚度增强横梁非常重要。对与立柱而言增强横梁对结构重量影响不大，因此在设计下横梁时尽量避免出现明显下挠。 静刚度的校核时，f= + + 《[f]。挠度的许用值[f]目前还没有统一得标准。根据以往的设计经验，通常可以取：[f]=H／2000——H／1000。 6.2.3 堆垛机结构强度计算 结构在受载后达到某种特定状态便不能满足规定的功能要求，我们称此特定状态为符合该功能的极限状态。 (1)在钢结构设计中的强度计算公式，我们采用双向压弯构件强度计算公式． (6-19) 式中，N为轴向压力单位kN；A为截面积单位cm ： 、 分别是X，Y轴的最大弯矩单位Nm； 和 分别是X，Y轴的截面抗弯模量； 和 是X，Y向的塑性发展系数，它与截面形式，塑性发展深度以及应力状态有关系。 [ ]为材料的许用应力，钢材的[ ]为450kg/ cm . (2)堆垛机结构强度计算 堆垛机的立柱属于双向压弯构件，在力柱和横梁连接处是危险截面，所以选此面进行强度校核。 (6-20) (3)下横梁强度计算 我们把下横梁在YOZ平面内简化为如下图所示 图6.11 下横梁强度计算简图 图中 是下横梁上的均布载荷，M：立柱底部截面最大弯矩， ：额定起重重量和上部全部结构自重载荷总和。 电动机系统的重量。 (6-21) 上式中 ：危险截面处的弯矩； ：下横梁在X轴方向抗弯模量． 6.2.4 整体稳定性计算 整体机构失稳时呈现出弯曲和扭转并存的变形状态。堆垛机在沿巷道方向行走时，货叉是处于缩回状态的，当堆垛机停稳时货叉伸出，产生YOZ面的偏心弯矩．因此我们在计算时，只需要考虑弯曲变形。由极限状态设计准则整体稳定性: (6-22) 式中， EMBED Equation.3 是X轴向和Y轴向的中心压杆稳定性系数， 是X轴向的临界载荷。 结 论 本设计的内容为有轨巷道堆垛起重机，设计重点从行走、升降、伸缩机构的结构设计着手，分析了堆垛机的运行机理。重点设计了行走机构的结构设计，通过计算完成行走机构各个部件的选型并确定了尺寸及电机、减速器的选取，最终设计出了满足条件、灵活、适用、简捷、方便的行走机构，并绘制出了行走机构零件图和装配图；最后对堆垛机运行过程中的整体稳定性进行了分析。本次设计囊括了大学四年所学知识的各个方面，是我在以后的学习工作前对各个学科课程的一次深入的、综合性的练习，锻炼了自己发现问题、分析问题、解决问题的能力，并为以后的工作学习打下良好的基础。本次设计是对四年以来学习的总结，并锻炼了总体设计的能力。由于本人能力有限，，设计中难免有考虑不周与设计不正确的地方，希望各位老师能够给予谅解，并提出您的宝贵建议，我将不胜感。 致 谢 在论文完成之际，首先要向我的指导老师王老师，表示衷心的感谢和诚挚的敬意。在资料的收集、撰写、修改直到打印完成自始自终都是在老师的悉心指导和勉励下完成的，他自始至终督促我的进度，解惑释疑，并经常提一些关键性的意见，使我茅塞顿开。陈老师平易近人，学识广博，耐心细致。在此我向老师您表示由衷的感谢。 还要感谢我的同学们对我的关心和帮助，他们的启发和友爱互助的精神对我论文的完成起了极大的帮助作用。 最后，再次向他们表示忠心的感谢！ 参考文献 [1] 邱宣怀.机械设计（第四版）.北京：高等教育出版社 ，2010：199~202，228~236， [2] 何铭新.钱可强.机械制图（第五版）.北京：高等教育出版社,2004:216~232 [3] 刘鸿文.材料力学（第四版）.北京：高等教育出版社,2003 176~182 [4] 曲彩云.陈保华.机械设计手册（新版第二卷）.北京：机械工业出版社，2004.8：6-119~6-121,8-3~8-40,8-79~8-85. 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United States Patent 1997 � EMBED Equation.3 ��� � EMBED Equation.3 ��� PAGE IV _1234568150.unknown _1335441396.unknown _1398849311.unknown _1399804710.unknown _1399805667.unknown _1399806501.unknown _1399807337.unknown _1399807501.unknown _1399818324.unknown _1399818325.unknown _1400445091.unknown _1399807593.unknown _1399807403.unknown _1399806543.unknown _1399807241.unknown _1399806502.unknown _1399805908.unknown _1399806317.unknown _1399806500.unknown _1399806498.unknown _1399806285.unknown _1399805790.unknown _1399805791.unknown _1399805690.unknown _1399805789.unknown _1399805277.unknown _1399805579.unknown _1399805633.unknown _1399805513.unknown _1399805577.unknown _1399805099.unknown _1399805133.unknown _1399804999.unknown _1399200579.unknown _1399201051.unknown _1399210268.unknown _1399639021.unknown _1399639983.unknown _1399804573.unknown _1399639856.unknown _1399319909.unknown _1399639020.unknown _1399201233.unknown _1399206431.unknown _1399201356.unknown _1399201136.unknown 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