堆垛机设计说明

1、I / 48题目：堆垛机设计（机械部分）题目：堆垛机设计（机械部分）专业：机械设计制造与其自动化专业：机械设计制造与其自动化学生：（签名）学生：（签名）指导教师：（签名）指导教师：（签名）摘摘 要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。

2、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，从而保证了堆垛机工作时运行的平稳性和可靠性。关键词关键词：有轨堆垛机，行走机构，双柱型轨道 Subject:Subject:The Design of the mechanical structure of a II / 48Stacker CraneAbstractAbstractThis paper describes the design of the mechanical structure , including the walking、lifting、stretch outing and draw backing mec

3、hanism 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 re

4、sistance tocalculation 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 compone

5、nts 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:Keyw

6、ords:stacker crane,walkingmechanism,double column type orbitIII / 48目目 录录1 1 绪论绪论 1 11.1 有轨巷道堆垛机的发展：11.2 有轨巷道堆垛机的类型：21.3 有轨巷道堆垛起重机的发展趋势和研究意义：32 2 堆垛机的结构设计堆垛机的结构设计 5 52.12.1 堆垛机的总体结构：堆垛机的总体结构：5 52.2 起重重量 52.3 水平载荷 62.4 载荷状态 62.5 循环寿命 63 3 行走机构设计方案行走机构设计方案 8 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 83.3 行走

7、机构功率的确定于电机的选择 93.3.1 轨道与车轮 93.3.2 车轮踏面的疲劳强度校核 93.3.2 主动行走轮直径的确定 113.3.3 运行阻力计算 123.4 行走轮主轴的设计计算 153.4.1 同步带传动设计计算 153.4.2 轴的设计计 184 4 堆垛机伸缩机构设计堆垛机伸缩机构设计 22224.1 伸缩机构的方案确定 224.2 货叉传动装置的选型 224.3 货叉传动齿轮、齿条的计算 235 5 升降机构的设计升降机构的设计 28285.1 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 285.1.3 确定最小的

8、卷绕直径 295.1.4 选择电动机并验算制动力矩 30IV / 485.2 卷筒的设计 316 6 堆垛机稳定性计算堆垛机稳定性计算 35356.1 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 356.2.2 堆垛机静态刚度的分析 386.2.3 堆垛机结构强度计算 406.2.4 整体稳定性计算 42结论结论 4343致致 4444参考文献参考文献 45451 / 481 1 绪绪 论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

9、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。1.11.1 有轨巷道堆垛机的发展：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

10、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。2 / 481.21.2 有轨巷道堆垛机的类型：有轨巷道堆垛机的类型：按现行机械行业标准, 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

11、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

12、链或配重装置, 会受到空间尺寸的限制, 传动与其布置比较复杂,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。在载货台与货物重量对立柱的偏心作用下，以与在行走、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

13、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的直线轨道上来回运行,无法3 / 48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与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

14、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。1.31.3 有轨巷道堆垛起重机的发展趋势和研究意义：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

15、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。4 / 482 2 堆垛机的结构堆垛机的结构设计设计2.12.1 堆垛机的堆垛机的总体结构：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

16、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2.22.2 起重重量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SL会有动载冲击作用，所以我们可以设计起重的重量为：= （2-1）LPSL上式中，是冲击系数， 它的选取由堆垛机的分类决定： I 类 = 11， II 类 = 125，类 = 14， IV 类 = 160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= 11。5 / 482.32.3 水

17、平载荷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 = HSSL 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：=0000 5 v； 2.42.4 载荷状态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EG我们可以分为：A正常工作状态：Mx(+ ） （2-2）EGLSB特殊工作状态： Mx(+ )+ （2-3）EGLSWSC起吊工作状态：+ （2-4）EGLSD停止：+ （2-5） EGWS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 = 10， 类 M = 1.05； 类 M = 11

18、， IV 类 M = 1.20。 2.52.5 循环寿命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=8x3600 xnTo （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。 6 / 48基本作业时间 To=100 秒，开动率 n=70，则堆垛机的循环寿命: 10 x300 x8x3 600 x0.7100 6x(次 )510图 2.2 堆垛机行走加减速度示意图7 / 483 3 行走机构设计方

19、案行走机构设计方案3.13.1 行走机构总体方案的确定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 以与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

20、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。3.23.2 行走运行机构布置的主要问题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

21、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，8 / 48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。3.33.3 行走机构功率的确定于电机的选择行走机构功率的确定于电机的选择3.3.13.3.1 轨道与车轮轨道与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)高 A 度底 B 宽头 C 宽腰 D 厚1890804010.023.0718.06表

22、3.13.3.23.3.2 车轮车轮踏面的疲劳强度校核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 DLK （3-2）1C2C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1C2C8.1-104 选取)；D 一车轮直径 (mm)；L 车轮与轨道接触的有

23、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)。 9 / 48Pc=（5509.8+5009.8）3=5227N 0.661.1280363.8=8090N故满足要求，可以选用型号为 18kg/m 型钢轨；Q23510 / 48 图 3.13.3.23.3.2 主动行走轮直径的确定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

24、K=（kg/cm ） （3-3）vk2402402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）2 k许用应力（球墨铸铁的许用应力为 50） （kg/cm ）2首先确定 B=4cm，r=0.2cm, k=50kg/cm , v=60m/min2则 K=40（kg/cm ）vk24024060240502402F =550/4=137.50kg则代入上式可得：D =1.1cm，而车轮的轴径为11 / 48d=14.1mm （3-4）3min/nPC取 d =30mm,车轮直径可适当取

25、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.3.3.33.3.3 运行阻力计算运行阻力计算(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）gfQG

26、UdKDgQGFf22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轴承径（30 mm） ；f摩擦系数（f=0.030） 。所以；12 / 48当当小2 50050 9.80.02*30* 0.550050 9.8*0.03269.5802FfN型有轨巷道堆垛机在室环境运行时，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*s

27、10-360 （3-6）式中：Pts堆垛机在满载时的静功率（kW） ；s堆垛行走行速度（取大值 60 m/min） ，机构总效率（取 =0.9） 。所以，Pts=Ff*s10-360=282.9*6060*0.9=314w3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 n210-3365 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（Nm2） ；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=365Gm2s9

28、.8n2+1.1m（GD2M+GD2） （3-8）式中：Gm机构总质量的重力（N） ；s堆垛机的运行速度（m/s） ；13 / 48m 电机的个数；GD2M电机转子的飞轮矩（Nm2） ；GD2c电机的轴上其它的传动件飞轮矩（Nm2）将式（2）代入式（1）中可简化为 （3-9）stSMtvGd980015. 1P2起动时间 tst 根据 s 运行速度选取，a、是机构的加速度 （3-10）25 . 00 . 1avtsst所以，=stSMtvGd980015. 1P2w5 .1720 . 298000 . 18 . 930015. 124.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

29、要大于静功率与动态功率之和，PPst+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 16KG3.43.4 行走轮主轴的设计计算行走轮主轴的设计计算3.4.13.4.1 同步带传动设计计算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）0.486 1.40.68caAPK PKW14 / 482、选定同步带带型和节距由同步带选型图我们

30、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）1120 12.780.93.14bz Pdmm5小带轮转速计算 （3-13）max247 3.14 80.91.05/6000060000DnVm sVH =40m/smaxV6 、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一样。齿数，节距220z 15 / 487、初定中心距根据公式 （3-14）得 0110232mmamm现在选取中心距为25mm。8、同步带带长与其齿数确定=() = =762mm （3-15）

31、2 2503.14 80.9 9 实际中心距 （3-16）21255.444mmlDalDmm10、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=2(2100.850.448 1.05 )1.052.21000KW12、带宽 （3-18）1.141.14000.6876.227.22.2 1czPbbmmk P 公式中：为带的基准宽度查表知为76.2mm；0b16 / 48 啮合齿数系数，根据小带轮啮合齿

32、数选择,时取1；zk6mZ 13、轴上载荷 （3-19）10001000 0.68647.61.05cQPFNv14、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H12.740。6.124.31.021.02表3.2 同步带尺寸图3.4 同 步 带15同步带轮的设计结果17 / 48图3.5 同步带轮用梯形齿3.4.23.4.2 轴的设计计轴的设计计轴的最小直径的确定: （3-20）3300.511014.1238.85pdAmmn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

33、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：18 / 48垂直弯矩图：水平弯矩图：合成弯矩图：19 / 48轴的扭矩图：当量弯矩图： （3-21）2287986 .MMTN mm20 / 48校核轴径：许用应力，校核最大应力处即可（图示 25mm 处）160bMPa（3-22）33mi10.1 60bMdmmmm所以轴是安全的。21 / 484 4 堆垛机伸缩机构设计堆垛机伸缩机构设计4.14.1 伸缩机构的方案确定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

34、货叉，由上叉、货叉与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

35、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。4.24.2 货叉传动装置的选型货叉传动装置的选型取运行阻力系数，于是0.85 （4-1） NwGFf8 .4998 . 96085. 0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00.922 / 48 （4-2）WVFPSTST3 .839 . 0100015. 08 .49910000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

36、180W，转速1930r/min。4.34.3 货叉传动齿轮、齿条的计算货叉传动齿轮、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）3.14 60188.4Cdmm齿轮转速为 （4-4）900047.7 / min188.4vnrC.选择齿轮、齿条材料齿轮选用45号钢调质 HBS1245-275HBS齿条选用45号钢正火 HBS2210-240HBS.按齿面接触疲劳强度计算 （4-5） 33(0.013 0.022)/(0.013 0.022)48 0.42/ 48tvn P n计算出在0.13和0.22

37、之间，取tv0.2/tvm s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)213121()EHdHZZZKT udu齿宽系数按齿轮相对轴承为悬臂布置取为0.4d齿轮齿数201Z齿条长度为600mm23 / 48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139048 / min29nr则齿轮转矩T1=9.55106P/n=9.551060.42/48=83560Nmm载荷系数 K= (4-7)AKVKKK使用系数KA=1动载荷系数KV=1.18齿向载荷分布系数=1.22K齿间载荷分布系数由0K与r1.88-3.2（1/+1/）cos=1.68 1Z1Z查得1.

38、21K则载荷系数k的初值k=11.181.221.211.74弹性系数=189.8EZ2/mmN节点影响系数=2.5HZ重合度系数=0.87Z许用接触应力 (4-8)lim/NWHHHZZS接触疲劳极限应力,1limHlim2H=570N/lim1H2mm=460 N/lim2H2mm应力循环次数为 N1=60nj=60481（83008）=5.5hL710N2=N1/4.671024 / 48接触强度得寿命系数121NNZZ硬化系数=1WZ接触强度安全系数1.1HS57011/1.1=518 N/1H2mm46011/1.1=418 N/2H2mm故的设计初值1td=40 213121()E

39、HtdHZZZKT udu232 1.74 83560 1.2 1 189.8 2.5 0.87()0.41.2418齿轮模数m=40/20=2mm11/tdZ所以取m=3齿轮分度圆直径的参数圆整值为=203=6011dZ m圆周速度v=0.18m/s 1/60000d n与估取相近，满足要求0.2/tvm s因为齿宽系数0.4d所以齿轮齿宽10.4 6024dbdmm对于正常齿，1ah0.25c齿顶高1 33aahh mmm 齿根高*()(1 0.25)33.75fahhc mmm齿顶圆直径2602 366aaddhmm 齿根圆直径2602 3.7552.5ffddhmm 取齿条齿根高3fh

40、mm25 / 48齿条齿顶高3.5ahmm齿条宽度25bmm齿条总高度13.53410.5afHhhhmm 式中为轮齿底部到齿条底部的高度1h齿距3.14 39.42pm 齿厚/23.14 324.71sm 齿槽宽/23.14 324.71em .齿根弯曲疲劳强度校核计算 (4-9)112aaFSKTFY Y YFbd m齿形系数 齿轮=2.55aFY1aFY齿条=2.452aFY应力修正系数 齿轮=1.63aSY1aSY齿条=1.652aSY重合度系数0.250.75/0.250.75/1.680.7aY许用弯曲应力F=lim/NxFF Y YS弯曲疲劳极限=460 N/lim1F2mm=3

41、90 N/lim2F2mm弯曲寿命系数121NNYY尺寸系数Yx=1安全系数=1.25FS26 / 48则46011/1.25=368 N/111lim1/NXFFFY YS2mm=39011/1.25=312 N/222lim2/NXFFFY YS2mm故21.46835602.551.630.70/(601806)=11.781FN/2mm1F21.46835602.451.650.7/(501806)=13.742FN/2mm2F27 / 485 5 升降机构的设计升降机构的设计5.15.1 升降机构的总体选型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=2mk

42、gCP1005.1.15.1.1 定机构的工作级别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 M65.1.25.1.2 计算钢丝绳最大静拉力并选择钢丝绳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=nm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） 98098. 0118 . 91000maxqaQSQ升降

43、载荷（N） ，gCQp2/81. 9smg 升降质量，即起重量（kg）pCqa滑轮组分支数q滑轮组倍率28 / 48a滑轮组钢丝绳卷入卷筒根数机构总效率，取为 0.980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6 7MPai1570取选择系数 C=0.114钢丝绳直径为mmSCd6 . 3980114. 0max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）66 . 898034. 810001000max0SFN满足要求5.1.35.1.3 确定最小的卷绕直径确定最小的卷绕直径取弯曲频率系数；卷筒的工作级别

44、系数；滑轮的工作级12h161h别系数，181h卷筒最小直径， 96611621mindhhD滑轮最小直径mmdhhDc108611821min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mmDd125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29 / 4876mm （5-3）7613114. 31200010maxPZDaHL 取 L=150mm，满足要求卷筒槽形的槽底半径 R3.3mm卷筒壁厚 （5-4）5 .125 . 810612502. 010602. 0D 取mm10卷筒强度计算：cpPFAmax

45、1/1其中，P=7mmmax1502FN75. 01Amm10材料为铸造碳钢 ZG270500，则MPascp13522702，满足要求/115020.7513.413510 7cpMPaMPa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。5.1.45.1.4 选择电动机并验算制动力矩选择电动机并验算制动力矩电动机的静功率为 （5-5）wmQvPst28885. 01100025. 08 . 91001000v额定升降速度（m/s）机构效率，初算时近似取85. 0m机构电动机个数

46、 （5-6） 600.25 60 1000100036.46 / min3.14 131ddvnrD30 / 48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。5.25.2 卷筒的设计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10mm丝绳最大静拉力max980SN（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）3300.28

47、811021.9436.46pdAmmn试中 A0 取 110，n 为轴的转速 r/min.31 / 48最后取 d=25mm. 支座反力980 45980 1101125135aRN980 25980 90835 .135bRN mm 轴右轮毂支承处最大弯矩45835 4537575BMRN mm轴左轮毂支承处最大弯矩251125 2528125AMRN mm计算选用右轮毂支承处最大弯矩.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1.11.1 3757541332.5ddMkMN mm弯曲应力 （5-8） 3341332.529.90.10.1 25dMMPad轴的载荷变化为对称

48、循环轴的材料为 45 号钢1600;300;0.43258bsbMPaMPaMPa许用弯曲应力 (5-9)111Kn式中 n=1.6安全系数K应力集中系数，1.4 1.151.61xmKKK与零件几何形状有关的应力集中系数1.4xK 与零件表面加工光洁度有关的应力集中系数1.15mK故125811001.61 1.6MPa32 / 48，通过1.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21.2cmax21.2 3757545090cMMN mmmaxmax333757527.20.10.1 25MMPad许用应力 300187.51.6sMPan，通过 max故卷筒轴的疲劳和静强

49、度计算通过（2）选择轴承由于卷筒轴上的左轴承的、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，座圈与轴一同旋转，应按照额定动负荷来选择.左端轴承轴承的额定静负荷 (5-10)000Cn P式中额定静负荷0C当量静负荷0P安全系数，取0n01.04n 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04020CN负荷01.1 11251237.5dAPf RN式中动负荷系数1.1df 选取安全0001.04 1237.51287n PNC33 / 48.右端轴承令右端轴承也采用 1205，其额定动载荷动负荷 9320C 右轴承的径向负荷1.1 8

50、35921.8rdBFf RN轴向负荷 0aF 设轴承工作时数，查得 1205 轴承的 e=0.27，令，故4000hLh0arFeFx=1，y=2.4，当量动载荷1 9802.4 0980raPxFyFN (5-11)6310()60hCLn P式中轴承的寿命，单位为h hLn轴承外圈的相对转速，r/min。C轴承的额定动载荷，单位N所以33666060 36.46 4000()2.061010hnLCP故动负荷，安全 ()2.06 9802018.8CCPNCP34 / 486 6 堆垛机稳定性计算堆垛机稳定性计算6.16.1 堆垛机稳定性分析堆垛机稳定性分析由于堆垛机在启动、加速、制动过

51、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，运行速度与加速度越大，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与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。6.26.2 运行中立柱挠度的计算运行中立柱挠度的计算6.2.16.2.1 立柱的相关计算立柱的相关计算堆垛机在静止、运行、

52、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与上、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。6.2.26.2.2 堆垛机外载荷计算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35 / 48产生了弯曲变形，立柱顶

53、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平面载荷简图，得正滚轮的压力 0m KN （6-1） )(13621151eTlGlGlGQsP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 0m KN （6-2）lGQsP)(1522总提升力由，受力分析可得 0zF KN （6-3）165GGGQT3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

54、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）)(6511GGQGW为动力系数，由最大起升加速度决定。1(1)滚轮的摩擦力36 / 48 KN （6-5）fPPFf)(221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)提升绳的力为： KN （6-6）/ )(1fFWT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）上横梁滑轮G31GTF其中和分别为顶部滑轮与上横梁的重量滑轮G上横梁G由以上分析知立柱在两个平面都承受外载荷的作用，但在XOZ平面的力只有在

55、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。4YOZ平面：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） 00q:m am立柱单位质量 P=(Q+ KN （6-9）)aGGG65137 / 48 M=P(H-h-s)+ KN.M （6-10）sPv122/qH5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

56、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滑轮G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0f图6.4 YOZ平面受力简图 图6.5 YOZ面立柱挠曲变形示意图f= （6-11）)1/(0af式中：a=F/是立柱中心受压的临界载荷kF（6-12）224/ HEIFk式中，I为惯性矩；E是立柱的弹性模量。6.2.26.2.2 堆垛机静态刚度的分析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，ff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

57、水平位移由三部分构成：1在M作用下立柱端部水平位移；0f2在M作用下滚轮处截面转角引起的顶端水平位移：h；11f138 / 483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；2f2即f=+。0f1f2f(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0fpM1M矩图2M图6.6 堆垛机的刚度计算简图由上图计算得：011 a212()()/22323bbfM Hh HhEIHaMHbMEIBBB柱柱 (6-13)22332()/ 2(/3a)/M HhEIMHEIbB柱梁）（式中：为立柱垂直纵向平面的惯性矩；柱I下横梁垂直纵向平面轴的惯性矩；梁IE 惯性模量；梁

58、I(2)由外载荷弯矩图，单位载荷弯矩图得：pM2M 221122()/M()/233aabbM HhEIEIBBBB柱柱332+(M/3EIBM HhabMEI梁柱）(6-14) aEI3)(2331BbMhhHEIhmhf梁柱(6-15)39 / 483)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：2f0G (6-16) 6543210GGGGGGGQG 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pM2M角：2 (6-17)2322132211002BaaGBabBbbGBabEI(6-18)(32222022abBabEIHGHf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0f1f2f据以往的设计经验，通常可以取：f=H2000H1000。6.2.36.2.3 堆垛机结构强度计算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