立体仓库巷道式堆垛机设计54018

1、1绪论1.1本课题研究的背景及意义我国现在正处于工业化、城市化发展的高速期，未来一段时间内，土地资源和劳动 力资源将会成为制约企业发展的瓶颈，鉴于此，建造立体仓库是未来企业发展趋势，自 动化立体仓库是现代物流中的重要组成部分，是实现物流系统合理化的关键。它具有空 间利用率高，便于实现自动化管理，实时自动结算库存货物种类和数量等许多优点，对 加快物流速度、提高劳动生产率、降低生产成本很重要，已开始应用于汽车、电子、医 药、烟草、建材、邮电等许多行业。堆垛机是自动化立体仓库中最重要的搬运、起重、堆垛设备，对立体仓库的出入库 效率有决定性影响，是立体仓库能否达到设计要求的关键设备之一。而我国在堆垛机

2、制 造技术上和世界发达国家有很大差距，鉴于我国未来物流业发展的广阔空间，堆垛机技 术落后必将成为限制我国自动化立体仓库发展的瓶颈，使我国在国际物流业竞争中处于不利地位。鉴于以上因素，发展堆垛机技术有积极意义。1.2有轨巷道堆垛机的发展现状有轨巷道堆垛起重机是随着立体仓库的出现而发展起来的专用起重机，通常简称为堆垛机。其主要用途是在高层货架仓库的巷道内沿轨道运行，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，完成出入库作业。20世纪70年代初期，我国开始研究采用巷道式堆垛机的立体仓库，1980年我国第一座自动化立体仓库在北京汽车制造厂投产，从此自动化立体仓库在我国得到了迅

3、速发 展。据不完全统计，到目前已建成三百余座。堆垛机做为立体仓库中最重要的起重运输 设备，也得到了较快的发展。早期的堆垛机是在桥式起重机的起重小车上悬挂一个门架，利用货叉在立柱上的上下运动及立柱的旋转运动来搬运货物，通常称之为桥式堆垛机。1960年左右在美国出现了巷道堆垛机，这种堆垛机是在地面的导轨上行走，利用货架上部的导轨防止倾倒。随 着立体仓库的发展，巷道堆垛机逐渐替代了桥式堆垛机。随着计算机控制技术和自动化立体仓库的发展，堆垛机的应用越来越广泛，技术性 能越来越好，高度也在不断增加，到1970年实现了由货架支承的高度为40米的堆垛机。 堆垛机的运行速度也不断提高，目前堆垛机水平运行速度可

4、达200m/mi n，起升速度高达120m/min,货叉伸缩速度达50m/min。2004年国际物流综合展览会上推出的超高效能巷 道堆垛机H-V1”，走行速度500m/min,加减速0.5G，处理能力每小时500箱，实现了自 动化立体仓库存取效率的飞跃。80年代初期，巷道堆垛机的运行能力主要由机械的速度模式来决定，速度控制是将 子母电机或变极电机进行复合，机械式地进行速度切换来控制高速、低速运行。因此， 最高行走速度不超过100m/min,最高升降速度不超过20m/min,在高速化上受到了制约。 于是，在速度控制方面采用了直流电机的电压切换控制方式，使巷道堆垛机的最高行走 速度达到125m/m

5、in,最高升降速度达到30m/min。但是，伴随高速化的另一个重要问题 是停止，为了滑动停止就必须降到很低的速度。当进行速度切换时，由于急加减速而形 成的或是由于制动停止而引起的冲击，诱发了机械的振动。现代堆垛机多使用变频调速，速度控制更加平稳，解决了变速时的冲击问题，但是 在堆垛机制动器抱闸停止时，也会产生冲击，在堆垛机机架较高的情况下，造成机架晃 动，目前只能通过改善控制减小冲击，尚无更好的解决办法。目前，我国巷道堆垛机的性能参数和可靠性有待进一步提高。国产堆垛机的质量相 对国外堆垛机而言差距较大，为使国产堆垛机赶超国际水平，应加强自主研究和开发。1.3本课题设计任务及要求此堆垛机用于机械

6、加工工厂的毛坯、零件仓库，仓库货架总高度为10m货物单元长、宽尺寸为1200x1000mm额定负载800kg，最高行走速度120m/min,最高升降速度 30m/min,最高货叉速度30m/min,首层货架高度600mm负载单元器具为托盘或货箱， 货叉数为双货叉，每小时出入库20次，平均工作周期3min。本次毕业设计对堆垛机的机械结构进行设计，主要包括门架结构、行走机构、升降 机构、货叉伸缩机构。设计出更合理堆垛机门架结构，在保证其强度及刚度条件下尽量 减轻整机重量，同时，设计出能减轻堆垛机制动时晃动的辅助天轨制动装置和更加简单 可靠的断绳保护装置。图2.1双立柱有轨巷道堆垛机12堆垛机总体方

7、案的确定堆垛机工作于立体仓库货架之间，为节省空间，加大有限空间存货量，现代立体仓 库货架间距做的很窄而高度很高。堆垛机在此环境下工作，决定其整体结构高而窄，为 防止倾倒，将堆垛机行走轨道设计成上下双轨，下部地轨起支撑和引导作用，上部天轨 可支持堆垛机直立行走，保证不发生倾倒事故。高而窄的结构也造成堆垛机沿高度方向刚度不足，在起停过程中振动严重，会延长 定位时间，影响效率，也会造成堆垛机定位不准确，无法正常工作。为减轻刚度不足造 成的影响，堆垛机设计中要非常注意机构的动刚度。2.1有轨巷道堆垛机门架结构选型按传统门架结构形式堆垛机可分为双立柱有轨巷道 堆垛机和单立柱有轨巷道堆垛机：(1) 双立柱

8、有轨巷道堆垛机双立柱有轨巷道堆垛机由两根立柱、 上横梁、下横梁 和带货叉的载货台组成，立柱、上横梁和下横梁组成一个 长方形的框架，一般称为机架。这种堆垛机的最大优点就 是强度和刚性都比较好，能快速起、制动，并且运行平稳。 一般用在起升高度较高、起重量较大和水平运行速度较高 的立体仓库中，其缺点是自重较大。(2) 单立柱有轨巷道堆垛机单立柱有轨巷道堆垛机的机架由一根立柱、 下横梁和 上横梁组成。立柱多采用型钢或焊接制作，立柱上附加导 轨。整机重量较轻，消耗材料少，因此制造成本相对较 低，但刚性稍差。由于载货台和货物对立柱有偏心作用， 以及行走、制动时产生的水平惯性力作用，使单立柱有 轨巷道堆垛机

9、在使用上有较大的局限性。不适于起重量 大和水平运行速度高的堆垛机。通过对比分析，本设计中堆垛机应用于机械零件及 毛坯的搬运，受力较大。单立柱堆垛机结构刚度小，设 计大刚度门架较困难。且本设计针对加大仓库存货量的 中型仓库，库高为10米，单立柱结构做到10米高，会显 著提高成本，不够经济。故本设计采用双立柱有轨巷道 堆垛机，这种堆垛机强度和刚性都比较好，能快速起、 制动，并且运行平稳。用在起升高度较高、起重量较大和水平运行速度较高的立体仓库中，符合本设计的任务要求2.2货叉伸缩机构2.2.1货叉结构货叉伸缩机构是堆垛机存取货物的执行机构，置于堆垛机载货台上，可以横向伸缩 以便向两侧货格送入或取出

10、货物。一般按叉子的数量分为单叉货叉，双叉货叉和多叉货 叉，其中多叉货叉多用在特长货物的堆垛。由于工作需要，堆垛机货叉在收回状态下的长度要小于巷道的宽度，但伸展后的长 度却要大大长于巷道宽度。为了从结构上实现这个要求，必须采用多级伸缩式货叉，目 前最常用的是3级直线差动式货叉。底叉固定在载货台上，动力装置安装在底叉上，通 过传动机构驱动中叉相对底叉运动，中叉和上叉之间装有直线差动机构，使中叉相对底 叉运动时，上叉相对中叉以2倍速运动，从而实现大距离伸叉的要求。2.2.2中叉板的驱动中叉的运动是通过安装在底叉板或载货台上的电动机和传动机构驱动执行机构实 现的，传动方案有齿轮齿条传动和链条传动。1.

11、 齿轮齿条式伸缩叉如图2.3，电动机及减速机构安装在载货台上，齿条固定在中间叉上，齿轮固定在 载货台中部，驱动齿条从中点，向左或向右移动大约自身长度的的一半。前叉可以从中 间叉的中点，在链条或钢丝绳驱动下向左或向右伸出比自身稍长的长度。1 _ .-*尸fr图2.3齿轮齿条式伸缩叉伸缩机构2. 链条链轮式伸缩叉如图2.4，固定叉安装在载货台上，固定货叉、中、上叉之间由链轮链条进行连接, 电动机通过驱动链轮由链条带动中间叉运动，从固定叉中点向左或向右伸缩，在中叉向 左或向右伸缩时，由另外两条链带动上叉以三倍速度伸缩。图2.4链条式货叉伸缩机构图2.5电动葫芦起升机构分析以上两方案，链条式货叉伸缩机

12、构采用链轮链条执行动作，链轮链条机构整体 尺寸较大，由图中也可以看到，链条数较多，空间布置不便，容易造成链条间的干涉， 传动中有一定的速度波动，货叉位置控制难以做到很精确，不利于检测。齿轮齿条式货 叉伸缩机构采用齿轮齿条执行动作，速度平稳，结构简单紧凑，齿轮齿条耐用度高，减 少维修辅助时间。鉴于以上优点，本设计采用齿轮齿条式货叉伸缩机。2.3起升机构2.3.1起升机构形式起升机构通过支架用螺栓固定在立柱下端，本设计可参考方案有电动葫芦起升机 构，卷扬机起升机构以及链条起升机构。1. 电动葫芦起升机构钢丝绳由电动葫芦卷筒引出，通过上横梁的两个固定滑轮与载货台上的动滑轮连 接，如图2.5.电动葫芦

13、作为起升机构应用很广泛，但在调速方面，市场上目前暂无可调 频调速的电动葫芦，需要专厂定制，且市场成 熟度不是很好，在一定程度上增加成本。由于 本设计中堆垛机对定位要求很高，电动葫芦由 于调速上的缺陷难以做到很精确定位，市场上 现有的产品升降速度也不能满足任务要求，故 不米用。2. 吊链式起升机构采用链轮与链条起升，该形式在结构上由 于升降电机装置上置，使堆垛机重心上移，增 加了不稳定因素。链传动本身不稳定，工作中 产生振动和脉动，且工作一段时间吊链伸长量 超标(5%),必须更换，增加了成本和辅助时间， 对于高度较高的堆垛机设备不是最合理的选 择，本设计不采用。3. 卷扬机起升机构该机构可采用专

14、业起重用调频调速电机，通过直连式或联轴器与减速器轴连接，输 出轴上安装卷筒，卷筒是非标件，可根据具体起升高度自行设计。根据市场上现有堆垛 机设备调查，目前市场上巷道堆垛机多采用这种升降装置，故本设计采用，其结构如图 2.6。钢丝绳3缠绕在卷筒8上，由卷筒引出后通过上横梁的固定滑轮 2与载货台上的动滑 轮10连接，卷筒在电动机驱动下转动，通过控制电动机输出转速可以准确控制载货台位图2.7卷扬机布置形式1-机架2-定滑轮3-钢丝绳4-电动机5-支座6-联轴器7-减速器8-卷筒图2.6卷扬机起升机构2.3.2卷扬机构的布置方案卷扬机典型布置方案有3种，如图2.7 o （a）图采用的是平行轴圆柱齿轮减

15、速器，它 将电动机和卷筒布置在减速器的同侧，这种布置型式结构最紧凑，整套机构外形尺寸最 小。但它要求减速器的中心距具有一定的数值。（b）图采用的也是平行轴圆柱齿轮减速器，它将电动机和卷筒布置在减速器的两侧，这种布置型式适用于减速器的中心距不够 大，整套机构的宽度尺寸不受限制的情况。（c）图采用的是直交轴的减速器，它是在整套机构的长度尺寸不受限制的情况下采用的一种布置型式鉴于巷道堆垛机的工作环境限制，选择图（a）的布置形式，其结构紧凑，也便于安 装。2.3.3安全机构为了保证堆垛机正常工作，确保载货台上人员、货物的安全，当载货台工作中发生断绳事故时，必须自动可靠地将载货台及时停止，避免发生溜车或

16、坠车事故因此，载货台必须装有安全机构。这种安全机构的设计要求是敏度高、作用可靠、冲击小、结构 简单、安装方便等。2.4行走机构行走机构是堆垛机水平运动的驱动机构，一般由电动机，联轴器，制动器，减速器和行走车轮组成。按运行机构所在位置的不同分为地面运行式和上部运行式，由于上部 运行式堆垛机的天轨设计强度要求高，制造难度大，增加了仓库顶棚成本，行走驱动在 顶部使堆垛机重心上移，增加不稳定因素，维修不便。行走驱动机构地面布置利用地轨 支撑驱动轮，很容易保证刚度，成本较低，维修方便，结构合理。本设计采用地面驱动形式，主动轮和从动轮沿设在地面上的单轨运行，结构图如2.8所示图2.8行走机构堆垛机的顶部用

17、两组水平轮固定在上横梁的工字钢导上，如图2.9。上横梁和立柱焊接在一起，下横梁用槽钢和钢板拼焊，行走驱动机构，主从动车轮，电器柜等都装在 它的上面图2.9天轨机构行走机构驱动形式如图2.10，图a采用一般卧式减速器，减速器输出轴通过联轴器连接驱动轮，整体尺寸较大。图b采用套装式减速器，减速器提供空心轴孔，驱动轮轴 直接插入减速器空心轴孔中，车轮组安装时较简便，并能使运行机构整体布置紧凑。主 动车轮通过键与轴连接，减速器底座用螺栓固定在下横梁一侧的底座上，输入侧通过电 机连接盘与电机壳相连。同时可将车轮轴通过带偏心法兰依靠螺栓固定在下横梁端头两 侧板上，利用带孔偏法兰心可调整被动车轮轮心与轨面距

18、离，从而达到调整立柱对轨道 的垂直度。行走车轮在铺设于地面的单轨上行走，为防止走行轮行走中产生脱轨现象，本设计 安装侧面导轮机构。在下横梁两端头部设置清轨器和聚氨脂缓冲器，减少碰撞时的冲击 力。(a)(b)图2.10行走机构驱动形式由于堆垛机的高窄结构，当堆垛机下部行走机构制动时，惯性力的作用会导致运动 方向出现点头摆动。由于车体的摆动，在停车过程中会产生定位误差，既影响准确寻址 定位，又会产生震动，增加噪音，造成机体的损伤。随着堆垛机运行速度的提高，制动 带来的摆动幅度会越来越大，因此消除惯性、减小摆动显得尤为重要。此外，由于天轨 与导轮之间存在间隙，又无夹紧定位，停车存取作业时，由上导轮间

19、隙产生的角倾斜， 加大了货叉作业时产生的下挠。要克服以上不足，堆垛机停车过程必须即制即停，并且 保持足够的刚度，从而减小作业时产生振动，克服上部导轮间隙造成的倾斜，减小货叉 的下挠，提高定位精度。根据堆垛机运行停车制动产生点头摆动的机理分析，要有效避免点头摆动，必须实 现堆垛机下部与上部同步制动。目前国内制造的有轨巷道堆垛机尚无同步制动装置。为 解决堆垛机制动时的冲击问题，需要设计同步夹紧制动装置。3货叉伸缩机构设计计算3.1直线差动机构设计3.1.1伸缩叉尺寸确定根据使用要求，确定货叉长度为1000mm货叉伸出量为1100mm由结构特点初步设 计货叉各段尺寸如下图3.1所示。图3.1货叉尺寸

20、参数a=650mmb=350mmc=200mmd=350mme=100mml 0=900mm l 1=550mm l 2 =650mm l 3=1150mm 3.1.2中叉速度确定由图2.3可知，当中叉相对于底叉运动时，动滑轮和定滑轮构成动滑轮组。根据动 滑轮的特点，当动滑轮以速度 V相对于定滑轮运动时，也就是中叉板相对于底叉板运动 速度为V时，动滑轮与上叉板之间的钢绳就会以近似于 2V的速度相对于动滑轮运动，从 而带动上叉板以近似于2V的速度相对于中叉板运动，实现了速度和行程的倍增，最终上 叉板相对于底板实现3倍速的运动。货叉的伸叉速度为V,则中叉的运行速度VV/330/3 10m/min3

21、.2各叉导向轴承径向载荷计算各叉板在相互运动时，应保持稳定的导向支撑连接关系，本设计采用滚动轴承和凹 槽组成的滚动副。货叉在长度方向有2个支撑点，能形成悬臂支撑关系，可以承受载荷。 图3.2给出了货叉最大伸展状态时各叉板之间的连接支撑关系，此时各支撑点处的径向 载荷为最大。1.固定叉2.中叉3.上叉4.滑轮1 5.滚轮6.绳索7.滑轮2图3.2货叉支撑结构如图3.2所示，货物和活动叉板部分的当量载荷为 Q,为最大载荷的1.25倍，根据静 力平衡关系可以求得导向轴承B、C、D E处的径向载荷分别为FbQ cde/b 9800200 350100/3501.82 10NFcQ bcd e /b 9

22、800350200350100 /35042.8 104NFdQe/d9800 100/3502800NFeQ 1e/d 98001 100/3501.26410 N对于支撑点数大于2的情况，考虑到凹槽加工误差的因素，可以仍按靠近货物端的2个点来计算，结果偏安全。实际结构中，导向轴承为沿叉两侧对称布置，因此导向轴承 的径向载荷F .5Kmax F B， F C， F D， F E0.75 F b， F c， F D， F E式中K为载荷均衡系数，与加工和装配精度有关，一般取 K=1.51.7。使中叉运动的驱动力F fQ b 2c 2d 2e / b0.02 9800350400700200 /

23、350923N式中f为滚动轴承摩擦阻力系数，f=0.023.3中叉驱动机构的设计机构形式见图2.3，采用渐开线直齿圆柱齿轮和齿条传动，小齿轮直接安装在减速 电机的输出轴上，根据结构布置和强度分析确定小齿轮分度圆直径为d1 =63mm则(1) 小齿轮转速1000 Vn151r/mind1(2) 小齿轮(减速电机输出轴)转矩确定减速电机的输出扭矩T和输出转速n。减速电机输出转速为ni，输出扭矩T128.729.8N m0.9628.7N mT1n19550P 9.55 空 9.55 心60n160 51电机功率 P Rn1/95500.16KW式中， 为总传动效率。减速器采用型号R17,输出转速5

24、4r/min ,输入功率0.18kw，最大扭矩30N.m由M9.8 24.9 105mm N100 1000其中W为单个货叉受力,W按载重增加25%乍为试验载荷。得：W3W3Mmax7 3.06cm3160 10设计货叉的抗弯截面系数应大于3.06cm3电动机选择丫801-4,额定功率0.55kw，额定转速1390r/min。3.4伸缩货叉的挠度与强度 3.4.1前叉的受力分析载荷W在d区间产生的反力有P3、P4，在E点的倾斜角为i1，扰度为1,受力分析如 图3.3所示。Mmax eW上叉设计如下：材料为Q235no图3.4上叉截面尺寸1由于上叉跨度短，在支撑附近有很大载荷，故进行弯曲切应力强

25、度校核中性轴以上部分截面对中性轴静矩S； Ht X。-22t x t2110 514.44 2.5232 514.44 527.0cm3maxFs max*S；I3 2t4.9 103 7.031.4 2 0.511Mpa100Mpa满足弯曲切应力强度d2MeWxdx2 EI3 El3ddidxeWx22EI3di。eWx36El3dix0,eWd6EI3eWd116EI3eWd3EI3I1100 4900 350 600343 200 1031.4 100.5mm342中间叉受力分析p- M1 7 FBbJ101-ls图3.5中间叉总体受力变形图因载荷W的作用，在b间产生反力R、P2，设c点

26、的倾角为i2 ,扰度为2RxWI2b当 x b时，Mmax Wl24900 6503.2 106N mm设计选择矩形空心型钢，由得W26M max 3.210433W22.0 10 mm 20cm160由此选择型钢尺寸如图3.6d2MWI2Xdx2EI2 El 2b2.dWI2X110dx2EI2bWl2x36EI2bix因 x b时，0,00则i0Wl2b6EI2求x b时的倾斜角Wl2b3EI2Wl2b2133EI23.4mm4900 650 350 1150342 200 10120.57 10根据图3.7c点作为固定端考虑，并设由于把b段作为刚性,W在中叉产生的反力为巳和P4 ,而由这

27、些反力作用在叉子前端产生的扰度为3和4，则0.72mmMP3 x dP4xeedP3WP4Wddx x M213dx-P4X0 0 El 26EI2在xI1时W.33ed l3 el1 d6EJd其次i4x M , dxWe(x0 El 22EI2d当xI1 时，i4We l12EI 2d所以3P3 x d4900100 350 5503 100 550 3504 i4 l3 350 2100 3505502342 200 10120.57 1035011505502.3mm因此，设载货台和立柱为刚性时，伸缩货叉工作的总扰度为0.5 3.40.722.36.92mm4

28、堆垛机升降机构的设计计算4.1升降机构零部件的设计计算（1）起重钢丝绳（以最大静载荷计算）钢丝绳最大拉力maxPqaQ2ga1200 9.82 0.986000NPq 堆垛机最大起升载荷a 起升滑轮组倍率一滑轮组总效率钢丝绳破段拉力Sb nSmax 5 60003.0 104 Nn安全系数，取5根据破段拉力选择钢丝绳：钢绳6x19 B类同向d=8mm（2）滑轮选择根据起升钢丝绳直径确定滑轮尺寸，滑轮为标准件，滑轮轮径D与钢绳直径d比：D/d 25选取滑轮的轴径d=50mm轮径D=200mm（3）卷筒选择采用单层绕线卷筒，卷筒直径D Dmin hd 25 8200mmDmin 钢绳中心计算的卷筒

29、最小直径d 钢绳直径h 起升系数（中级）为缩短卷筒长度，选取卷筒的直径为D=250mmS绳中心计算的卷筒直径为D1 =263mm卷筒绕线长度L0 2t Ha/ D1 Z02 8 10 3 10 2/0.263 2420mmH 堆垛机最大起升高度t 绳槽节距Z0附加安全圈数卷筒总长度 LzL0 2L1 L2 420 50 80 550mmL1 固定绳头长度，取25mm L?工艺长度，取80mm（4）制动器制动器的制动力矩 MbPQd1 1.6 0.881200 9.8 0263 86N m2ia2 12.7 2制动安全系数，取1.6 i 卷筒至制动器轴传动比一传动效率制动器选择制动力矩100N

30、m 4.2升降机构的电机减速器的选取考虑电机在一个工作周期内工作时间最长的情况，即载货台由低端将货物送到最高层然后返回，速度图简化如下：有速度图和负载情况求出的电机负载图为-r4KW5.巧 K曰l仝兌负载持续率Fctb 100% 20%T等效功率PdxPsXtPs2tsP；tb 1.6 103“ 6.8kwCa tst tbts0.75 5 31Ca-起动恶化系数，查得0.75 把等效功率转化为FCn=25%勺功率6.86.1kw电动机选择:电动机YZR160M1-型，额定功率6.3KW 额定转数921r/min卷筒转速nw av/ D172.6r/min0.26电动机至卷筒传动比为匹空12.

31、7nw 72.65堆垛机行走机构的设计计算5.1主动行走轮直径的确定行走轮用球墨铸铁，钢轨选用30Kg/m型轻轨由最大接触应力公式H max22 282MPaI b 1112E1E2式中，F 最大轮压，17500N b 轮与轨道接触线长，60mmE1,E2 分别为行走轮与钢轨弹性模量，E1=162GPa ,E? =210GPa1, 2 分别为行走轮与钢轨泊松比，1 =0.29 2=0.3 ；行走轮半径，选择150mm铸铁的抗压强度p-800/2.5 320MPa 90m/min ,移动载荷系数书=1.46.1水平载荷产生的弯矩计算将图6.1中作用于框架结构的惯性力，分解为如图6.2所示（a）、

32、（b）,用角变位移进 行计算。作出作用于框架结构的惯性力图解icn.一 匕 評H恰卜 -J711/ IhI.1J:.1J fII 1/f-h1Ah2II111爲J*-丄亠%亠1 i 711 kDT tBl图6.2门架受力变形分析图（a）中各项的角变位移方程式:M AB2EQ 2 AB3RM ba2EK1 2 B1A3RM BC2EK 2 B1CM CB2EK 2 c1BM CD2EK1 2 c1D3RCcDM DC2EK1 2 d1C3RCdcM ad2EK 2 a1DM DA2EK 2 d1A其中载荷项:CCDH2h2 h|h2 :2 2qh2/12= 23529109 2/10250 10

33、21.96/121028N mCDCH2h；h2/h：qh：/12= 235292109 /10250 1021.96/122722N m由节点的弯距平衡方程列a图平衡方程组:M baM BC0(1)A 2B n1niC3R0M abM ad02 a n11BniD3r0M CBM CD0n b2 c n1iD3RCCD/2EK10M daM DC0n ac 21Dn13RCdc/2EK10M abM1BAM1CDM DCH 1h12H 2h2qh 1/2g01AiiBCiD4R nCdcCcd H1h1 H 2h2 qh；/2g /6EK由上面、（5）组成方程组，利用高斯消元法求解增广矩阵如

34、下表6-1表6-1 a图方程组增广矩阵1A1B1C1D1R值式11250-30式12105-30式05121-30.5977 10 3式50112-332.14 10式1111-47.1508 10 3求解程序见附录。可求出a 0.000264 b 0.000406 c 0.000275 d 0.000588 r0.002171再带入前列各角变位移方程式，可求出上下梁内力Mad 11202N m M da 14455N m M bc 10911N m M cb 9596N m立柱弯矩M ABM AD ， M BAM BC ， M CDM CB， M DCM DA图b分析计算固端弯距（载荷项）C

35、ABH3h3784hi1h3 2/hi2qh12 /12109 250 102 1.96/121452N mCBAHsh；hih3/h12qh2/127841011210250 102 1.9612887N mCCDCDCCBCCCBC ADCDA0列出角变位移方程式:M ab2EK1 2 A11Bn3RC ABM ba2EK1 2 B11AII3RCbaM BC2EK 2 bRCM CB2EK 2 CIIBM CD2EK1 2 C11DII3RM DC2EK1 2 D11CII3RM AD2EK 2 A11DM da2EK 2 D11A由节点的弯距平衡方程列b图平衡方程组:M ab M ad

36、 0（1）2 A 1nbn d3Rn Cab/2EKM BAM BC0（2）IIA 2B n1IIn C3RCba/2EKM CBM CD0（3）Rn b2 C n 1IID3R0MDCM da 0（4） nA C 2 D n 13R 0 有隔离体静力平衡方程式：“ 2M ABM BAM CDM DC H 5 h5 qh1/2g0nn11no（5）AB C D 4R nCAB Cba H3h3qhi/2/6EK由上面（1）、（2）、（3）、（4）、（5）组成方程组，利用高斯消元法求解方程组增广矩 阵矩阵如下表6-2。表6-2 b图方程组增广矩阵nA11BnCnDnR值式12105-37.23

37、10 4式11250-34.42 10 4式05121-30式50112-30式1111-430.85 10解上面各式，可求出nA41.23 10b11.08 105C6.871056d 8.06 10 R 2.59 10代人角变位移方程得上下梁弯矩:M ad2544N m,MBC474NmM CB1272N m,M；A1393Nm立柱弯矩M abM ad m bam bc mIICDM CBM DCM DA由水平载何产生的弯距，可由图(a)、图(b)叠加得出：M AD1M * M ad M ad1.51410 NmmM BC1M * M BC M BC1.25104 NmmM CB1M *

38、M CB M CB1.2104NmmM DA1M * M DAM DA1.74410 Nmm走行停止时发生振动门架立柱上端的线变位：34h1 R R 102.17 10 32.60 10 42.4cm（值容许范围一般在2.5 5cm符合要求）6.3行走车轮的反力产生弯矩计算受力分析图如6.3示，其中V为车轮反力 列出角变位移方程式：M AB22EQ 2 aBM BA22EK1 2 bAM BC22EK 2 bCM CB22EK 2 cBM CD22EK12 cDM DC 22EK1 2 dCM AD22EK 2 aDCM DA22EK 2 dAC行走车轮反力：V M* Q Q2Q2g/21.1

39、3550固定端弯矩：C Va 2.17 104 0.4图6.3行走轮受力分析图41200 1.4 12009.8 22.17 10 N0.87 104 N mAn n2 C/2EK n1 n 3BnC/2EK n1 n3A =-DB =C则MVa 2n32880NAB2n 1 n3MnVa1109NBA2n 1 n3MnVa n27758NDA2n 1 n3且由M AB2M DC2,MBA2MmmmBC2 M CB2M CD2 , M DA2M AD2由水平载荷产生的弯矩与行走车轮反力产生的弯矩的和弯矩为:4M ABM AB1 M AB21.22 10 N m4M baM ba1M ba21.

40、14 10 N mM CBM CB1M CB21.31 104N mM CDM CD1M CD21.31 104N mM DCM DC1M DC22.03 104 N mM DAM DA1M DA242.52 10 N mM adM AD1M AD237.36 103N m由于立柱和上下梁采用同种材料，只需校核最大弯矩所在截面的强度，其抗弯截面 系数 W 436cm3467max M max /W 2.52 10 /436 105.78 10 Pa 57.8MPa门架结构满足强度要求。6.4计算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。该 变形造成

41、货叉在伸出时变形，应考虑其大小。货叉完全伸出产生弯矩:M 01.37 104 N m门架倾斜角:maxh12M0 /3EI h1102 1.37 104 /3 210 1094.62 10 5 104.69 10 3由于立柱变形产生的货叉尖端下沉:f l3 l0/2 max 1150 450 4.69 10 37.5mm则货叉伸出后尖端总下沉量为货叉自身变形量与立柱变形产生的货叉尖端下沉之和，即f 6.92 7.5 14.42mm当托盘货架进深为110mm时，值应控制在10-15 mm以内，满足。（3P129）由货叉外伸产生的弯矩相比前两类弯矩影响较小，而且堆垛机不会在货叉伸出的情况下走行，所

42、以可以认为最大弯矩为水平载荷产生的弯矩与行走车轮的反力产生的弯矩 的合成弯矩，门架强度可由此最大弯矩校核。7制动机构和安全机构设计7.1制动机构设计该装置由钳口、支架、底座、连杆、推杆、电磁铁、磨擦片组成，结构如图7.1所示。1-上导轨2-钳口 3-支板4-连杆5-推杆6-电磁铁7-支座图7.1天轨制动装置该装置通过支座7固定在堆垛机上横梁，当堆垛机下部行走轮系执行制动时，电磁 铁6通电，推动推杆5,将连杆4推到死点，制动钳2夹紧上导轨1,将堆垛机位置固定。 连杆机构传动可靠，可保证随机夹持导轨，稳固机身。当行走机构释放制动时，电磁铁 同时断电，同步制动装置在弹簧力拉动下，使连杆脱离死点，夹紧钳松开。钳口会提前 张开不会影响正常运行，该制动装置采用常开式，即通电后制动工作，断电后保持常开, 可减小能耗。考虑导向与运行的平稳，同步制动装置也可同时安装导轮机构。为缓解制 动产生的过高刚度，避免制动扭矩对堆垛机机身以及磨擦片的损伤，在磨擦片前后设置 弹性橡胶，以缓冲制动冲击。7.2安全机构设计本设计在参考其他设计基础上提出一种弹性装置的堆垛机安全机构设计方案。其结 构简图如图7.2所