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有轨装车机机行走机构设计分析,有轨,装车,行走,机构,设计,分析
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- 1 - 中国中国科技论文在线科技论文在线 有轨巷道堆垛机水平行走机构的设计 张岩军* 作者简介：张岩军（1985），男，在读硕士研究生，主要研究方向为机电一体化技术. E-mail: mycambridge （中国矿业大学机电工程学院，江苏徐州 221116） 摘要： 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单立柱式堆垛机水平行走机构的设计方案，首先，提出水平行走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，估取初取值，再进行校核。最后确定各个实际值。 关键词： 自动化； 水平行走机构； 堆垛机； 设计 中图分类号：TH2 Design of the Level Moving Machinery for stacking crane ZHANG Yanjun (Mechanical and Electrical Engineering College,China University Of Mining &Technology, Xuzhou, 221116, China) Abstract: Tacker is the most important automated warehouse lifting stacking equipment, it can tunnel back and forth in an automated shuttle run, and located the goods transit at the mouth of cargo into cargo gateway box, or take out the goods transit to the tunnel mouth.This paper describes the level moving machinery design which is part of the single-mast stacking crane machine widely used in the enterprises . First, a design project of overall design scheme is put forward. Secondly, force condition has carried out to analysis and calculate on each organization. Then, the estimated initial values are obtained, and then checked. Finally the actual value is established. Key words: automation; level moving machinery; stacking crane; design 0 引言引言 自动化立体仓库是伴随着物流发展而迅速兴起的一种新型仓库， 物资储运作业自动化是其重要的内容，实现仓库物资储运作业自动化，仓库机械设备、管理、信息、人才系统配套、协调发展是今后重要的发展趋势。 而巷道式堆垛机是自动化立体仓库重要的组成部分， 因此，巷道式堆垛机的设计和使用就显得尤为重要。 本设计主要完成有轨巷道单立柱式堆垛机水平行走机构的设计。 该行走机构通过在货架巷道间来回穿梭运行，能及时、准确的把堆垛机及货物自动送到指定位置。 1 行走机构工作原理行走机构工作原理 行走机构是有轨巷道堆垛机的重要组成部分，它主要由减速电机、下横梁、主动行走轮组、被动行走轮组、下横梁导向轮、及缓冲器等零件组成。其基本功能是通过减速电机驱动主动行走轮组在地轨上运动， 以一定的速度安全可靠地完成巷道堆垛机沿巷道方向上的水平行走运动。下横梁导向轮通过支架固定在下横梁上，使有轨巷道堆垛机水平运行时，能够沿着地轨行走不至于跑偏， 起到导向的作用。 缓冲器主要用来吸收堆垛机运行到巷道两端是发 - 2 - 中国中国科技论文在线科技论文在线 生碰撞产生的能量。行走机构结构简图如下： 图1 水平行走机构结构简图 Fig. 1 Structural diagram of level moving machinery 1减速电机 2传动齿轮 3箱座 4主动轴 5车轮 6底盘 7电机支架 8车轮从动轴 2 设计参数设计参数 （1）行走速度 (m/min)：4120，变频调速 （2）工作的环境温度：-540 （3）工作情况：每天工作 8 小时，每年工作 300 天 （4）预期使用寿命：10 年 3 行走轮直径的确定行走轮直径的确定 为了选择行走轮，应考虑以下因素以确定其直径： （1）行走轮上的载荷； （2）制造行走轮的金属材料； （3）轨道形式； （4）行走轮转速； （5）机构工作级别。 行走轮直径主要根据疲劳计算轮压选取，其计算公式为： maxmin23ccRRFF+= （1） 式中：cF疲劳计算轮压（N）; maxR堆垛机正常工作时行走轮的最大轮压(N)； minR堆垛机正常工作时行走轮的最小轮压(N)； cF行走轮许用轮压（N）。 - 3 - 中国中国科技论文在线科技论文在线 在实际生活中， 堆垛机行走机构的车轮常采用圆柱形的结构形式， 与头部带曲率半径的轨道配套使用，该结构的接触形式为点接触，从理论分析来看，应按点接触计算。这对于新车轮、 新轨道在最初使用阶段与实际情况是相符合的， 但在行走机构运行过程中不可避免地会存在碰撞、发热、磨损等状况，随着使用时间的增长，轨道头部和车轮会出现不同程度的磨损，车轮与轨道之间的接触形式将逐步成为线接触。此外，在实际生产中，P24P50钢轨头部的曲率半径都是300mm，即不论选用何种型号的钢轨，按点接触计算，对结果均无影响，这也与实际使用情况不符。因此，考虑到实际使用情况，在此按线接触计算，其公式为： 121cFC C DLK= （2） 式中：1C转速系数(按表1选取)； 2C工作级别系数(按表2选取)； D车轮直径(mm)； L车轮与轨道接触的有效长度(mm)； 1K与车轮材料有关的许用接触应力常数(按表3选取)。 表1 由车轮转速决定的转速系数1C 值 Table 1 speed coefficient1CDetermined by the speed of the wheel 转速r/min 112 100 80 63 56 50 45 40 1C 0.79 0.82 0.870.910.920.940.960.97 表2 由工作级别决定的2C值 Table 2 The value of 2CDetermined by the working class 工作级别 M1M3 M4 M5 M6 M7M8 2C 1.25 1.12 1.00 0.9 0.8 表3 由材料抗拉强度决定的1K值 Table 3 The value of1Kdetermined by the tensile strength 抗拉强度b（N/2mm） 500 600 650 700 780 1K 3.8 5.6 6.0 6.6 7.2 注；(1)钢制车轮一般应经热处理， 在确定许用的1K值时仍取材料未经热处理时的b。 (2)当车轮材料采用球墨铸铁时，1K值按b=500N2mm选取。 由此可得车轮直径的计算公式为： 121/()CDFC C LK 选车轮直径 D=250mm，工作等级为 M5,速度为v=40m/min，轮宽 B=100mm，车轮材料选用 65Mn，b=735MPa， 可知：1C=0.72，2C=1.00， L=100mm，1K=7.0，cF=4506000N，得: 121cFC C DLK=125000N4506000N 所以安全。 - 4 - 中国中国科技论文在线科技论文在线 4 运行静阻力的计算运行静阻力的计算 运行静阻力主要包括车轮踏面沿轨道的滚动摩擦阻力及车轮轴承中的摩擦阻力； 由于水平运行时不可避免地会产生一定程度的偏斜， 因此还有导向轮沿轨道侧面的附加摩擦阻力： 这三种阻力之和可用下式计算： 002()()()2nfnGGgdFKUGGgD+=+ （3） 式中：fF运行阻力(N)； 0G堆垛机自重(kg)，这里0G=3000kg； nG额定起重量(kg)，为500kg； D 车轮直径(mm)； K车轮沿轨道的滚动摩擦力臂，通常K取05mm； U轴承摩擦系数；滚动：U=0.0150.02(滚珠式和滚柱式取小值，锥形滚子式取大值)； d轴承内径(mm)，为36mm； 摩擦系数，这里为0.1（无润滑）。 于是得到： 2 (3000500) 9.878(0.50.015)(3000500) 9.8 0.12502fF+=+=3727.7N 5 控制电机的选择控制电机的选择 随着科学技术的发展和创新， 变频调速技术已被广泛应用于工业生产中， 其中应用于起重机械行业更为突出。这是因为变频调速技术具有效率高、调速范围宽、调速精度高、起动/制动平稳且冲击小、可实现无极调速及节约电能等优点。而到目前为止，国内大部分起重机械仍然使用传统的绕线式电动机转子串电阻调速方式， 实现对起重机上各机构起停及运行速度的控制；但该传统调速方式只能进行有级调速，起动/制动冲击电流大，存在大量的转差功率消耗于转子串接的电阻上，致使电机的机械特性很软，调速精度差、范围小，并且对电动机的电刷、滑环及制动器有比较大的冲击，维修率较高。所以，为满足生产需要，提高设备的效益，降低维修率，节约电能等，现选用变频调速电机作为本次设计的单立柱式堆垛机的动力装置。 6 调速电机选型调速电机选型 堆垛机自重1W=30000N，货物重量2W=5000N，行走速度v=40m/min，动力传递总效率=0.8。 （1） 堆垛机行走所需总功率： 3727.7402.51000 601000 60fwFvp=KW （2） 按照满载运行选取所需减速电机的静功率： 2.5 0.83.1rwpp=KW 引入功率储备系数K 1.2 3.13.7KWrpK p= - 5 - 中国中国科技论文在线科技论文在线 （3）选择调速电机的型号 根据工作条件，选择电动机型号为 YCJ280，额定功率为 4 KW，输出转矩 T=2703Nm。 7 缓冲器的选择缓冲器的选择 堆垛机在运行过程中控制系统失控时， 就会和巷道口的机械装置发生碰撞， 为了减小碰撞时对堆垛机造成的危害， 在堆垛机的上下横梁两端安装了缓冲器。 缓冲器主要用来吸收发生碰撞时所产生的能量，缓冲器的缓冲容量T按下式计算： 2200()(3000500)0.6 40/60)28.5(2 9.812 9.81nGGvT+=（ Nm （4） 式中 T缓冲器缓冲容量（Nm）； 0G堆垛机自重（kg）； nG额定起重量（kg）； 0v碰撞瞬时速度（m/s），0v=（0.50.7）v； 表4 缓冲器型号及规格 Table 4 Buffer models and specifications 型号 行程 （mm） 最大吸收能量Nm 小时吸收能量Nm 最高撞击速度m/s 工作温度（）最大有效重量 AD-2025 25 39 30,000 312 -1080312 根据表 4，选择缓冲器型号为 AD2025。 8 开式直齿圆柱齿轮传动的设计计算开式直齿圆柱齿轮传动的设计计算 减速电机与车轮主轴通过齿轮传动连接，设计校核如下： （1）选择材料，确定齿轮的疲劳极限应力 由表 6.26选小齿轮为 40Gr，调质处理，表面硬度 HBS1=260H，大齿轮为 45, 正火处理， 表面硬度 HBS2=260H 许用接触应力H HlimHHmin=.SNZ 接触疲劳极限 Hlim 查图 6-46得：Hlim1=700N/mm2，Hlim2=550N/mm2 应力循环次数 N 由式 6-46 N1 =60n3jLh=60511(830010) =7.34107 N2 = N1/ i12=7.34107/4=1.84107 接触强度最小安全系数 SHmin=1 查图 6-56得接触强度寿命系数 ZN1=1.05,ZN2=1.08 则 H1=7001.05/1=735N/mm2,H2=5501.08/1=594N/mm2 所以 H=594N/mm2 许用弯曲应力F 由式 6-126 FlimHFmin=SNXY Y 弯曲疲劳极限 Flim 查图 6-76 双向传动乘 0.7 - 6 - 中国中国科技论文在线科技论文在线 查图 6-86得弯曲强度强度寿命系数 YN1= YN1=1 查图 6-96得弯曲强度强度尺寸系数 YX=1 弯曲强度最小安全系 SFmin=1.4 则 F1=37811/1.4=270N/mm2 ,F2=29411/1.4=210N/mm2 (2)齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，估取圆周速度 v=0.27m/s ,参考表 6.76、6.86选取齿轮传动的精度等级为 8 级。 小轮分度圆直径 213121()EHHdZ Z ZKT udu+ 查表 6.96得齿宽系数d=1 小轮齿数 z1在推荐值 2040 中选 z1=25，大轮齿数 z2= i12 z1=425 =100 齿数比 u= z2 /z1=100/25=4 传动比误差u/u=(2-2)/2=00.05 小轮转矩 T1 T1=9.55103 Pr/n=9.55106 4/51=749020Nmm 载荷系数 K K=KAKVKaKB KA使用系数 查表 6.36得 KA=1.25 KV动载系数 由推荐值 1.051.4 取 KV=1.2 Ka齿间载荷分布系数 由推荐值 1.01.2 取 Ka=1.0 KB齿向载荷分布系数 由推荐值 1.01.2 取 KB=1.0 载荷系数 K K=KAKVKBKB=1.251.21.01.0 =1.5 材料弹性系数 ZE 查表 6.46得 ZE=189.8(N/mm2)0.5 节点区域系数 ZH 查表 6.36得 ZH=2.5 重合度系数 由推荐值 0.850.92 取 Z=0.87 故 d198.4mm 齿轮模数 m m= d1 /z1=96.7/25 圆整得 m=4 小轮分度圆直径 d1=mz1=425=100mm 圆周速度av 1 1/60000avd n=10051/60000=0.27m/s 标准中心距a a=m(Z1+Z1)/2=4(25+100)/2=250mm 齿宽 b b=dd1=1.0100 大齿轮齿宽2b=b=100mm 小齿轮齿宽1b=2b+（510）=110mm （3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 112FaSaFKTY Y Ybd m= 齿形系数 YFa1 查表 6.56 小轮 YFa1=2.62，大轮 YFa2=2.18。 应力修正系数 YSa 查表 6.56 小轮 YSa1=1.59，大轮 YSa2=1.79。 重合度 a - 7 - 中国中国科技论文在线科技论文在线 11221 (tantan)(tantan)2aaazz=+ = 14 25 cos2025 (tan(arccos)tan20 )24 252 4+ ? 4 100cos20100 (tan(arccos)tan20 )4 1002 4+ ? =1.62 重合度系数Y =0.25+0.75/ a=0.71 故 1111112FFaSaKTYY Ybd m=2 1.5 7490202.62 1.59 0.71110 100 4=151N/ mm2 1222212FFaSaKTYYYb d m= 2 1.5 7490202.18 1.79 0.71100 100 4=156N/mm2 齿根弯曲强度满足要求 （4）齿轮其它主要尺寸计算 大轮分度圆直径 d2 d2=mz2=4100 =400mm 根圆直径 df df1=d1-2hf=100-21.254=90mm df2=d2-2hf=400-21.254=390mm 顶圆直径 da da1=d1+2ha=100+24=108mm da2=d2+2ha=400+24=408mm 9 结语结语 本次设计从有轨巷道式堆垛机的结构和功能出发， 主要设计完成了应用于中小型自动化立体仓库的单立柱式堆垛机的行走机构部分的设计。该行走机构具有结构简单、实用性强、操作方便等特点。 行走机构主要涉及到传动齿轮的设计校核、 车轮直径的设计验算以及电动机功率的选择等。 参考文献参考文献 (References) 1 韩正铜、王天煜主编.机械精度设计与检测.徐州：中国矿业大学出版社，2006. 2王启义主编.中国机械设计大典.北京：机械工业出版社，2008. 3机械设计手册编委会编著.机械设计手册第 3 卷.北京：机械工业出版社，2004. 4 洪钟德主编.简明机械设计手册.上海：同济大学出版社，2002. 5徐洪基、雷光主编：现代机械传动手册.北京：机械工业出版社，2002. 6程志红主编.机械设计.南京：东南大学出版社，2006. 7程志红主编.机械设计课程上机与设计.南京：东南大学出版社，2006. 8 倪继勇、孙晶晶. 部分断面掘进机行走减速器与履带板设计J. 中国科技论文在线，2008，8(1)：1-19 9刘昌祺主编.物流配送中心设施及设备设计.北京：机械工业出版社，2004. 10张德泉、陈思夫、林彬主编.机械制造装备及其设计.天津：天津大学出版社，2003. 11周明衡主编：新离合器、制动器选用手册.北京：化学工业出版社，2003. 12
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