立体仓库巷道式堆垛机设计说明

1绪论

1.1本课题研究的背景与意义

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，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汽车制造厂投产，从此自动化立体仓库在我国得到了迅速发展。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

下运动与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知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达200m/min,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-VI”，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c因此，

最高行走速度不超过lOOm/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/min,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，应加强自主研究知开发。

1.3本课题设计任务与要求

此堆垛机用于机械加工工厂的毛坯、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/niin,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，在保证其强度与刚度条件下尽量

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。

2堆垛机总体方案的确定

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卷道堆垛机和单立柱有轨巷道堆垛

机：

(1)双立柱有轨巷道堆垛机

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、下横梁和上檎梁组底'工的栩麴值地染I期

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，以与行走、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与毛坯的搬运，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货叉伸缩机构图2.2单立柱有轨巷道堆垛机

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C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.齿轮齿条式伸缩叉

如图2.3,电动机与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。

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切滑轮连

接，如图2.5.电动葫芦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

不采用。

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，图2.5电动葫芦起升机构

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，卷筒是丰标件，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，目前市场上卷道堆垛机多采用这种升降装置，故本设计采用，其结构如图

2.60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，卷简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

置。

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卷扬机起升机枸

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。（a）图采用的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。

图2.7卷扬机布置形式

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与时停止，避免发生溜车或坠车事故因此，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行走机构驱司形式

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llOOmm,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货叉尺寸参数

a=650mmb=350nunc=20Omnid=350mme=100mm

10=900mm11=550nm12=650mm13=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

V=V/3=30/3=10/w/min

3.2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，此时各支撑点欠的径向

载荷为最大。

1.固定叉2.中叉3.上叉4.滑轮15.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

4

FR=Q(c•十d+e)/b=9800x(200十350十100)/350=1.82x10N

4

Fc=Q(Z?+c+d+e)/b=9800x(350+200+350+100)/350=2.8xION

FD=Qe/d=9800x100/350=28(X)N

心=Q(l+e/d)=9800x(l+100/350)=1.26x104N

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=0.5/CmaxFB,FC9FD，F£)=0.75X(F5,FC,FD,一严

式中K为载荷均衡系数，与加工和装配精度有关，一般取K=1.5〜1.7。

使中叉运动的驱动力

F=+2c+2d+2e)/b

=0.02x98(X)x(35()+4(X)+7(X)+2(X))/35()=923N

式中f为滚动轴承摩擦阻力系数，40.02

3.3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dl=63mm

则

(1)小齿轮转速

1000XV

=51r/nin

血i

(2)小齿轮(减速电机输出轴)转矩

923x10

=9.55x=28.7N.m

「等"逐60x51

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名,输出扭矩

丁(28.7

I———----一29.8N“〃

710.96

电机功率。=(〃i/9550〃=0.16Kw

式中，〃为总传动效空。

减速器采用型号R17,输出转速54r/min,输入功率0.18kw,最大扭矩30N.m

电动机选择Y801-4,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、在E点的领斜角为小扰度为必，受力分析如

图3.3所示。

Mma=eW=100x1000x9.8+2=4.9x1。5即.N

其中w为单个货叉受力，w按载重增加25%作为试验载荷。

%”二4.9x105

由皿咪得：W>=3.06c/??,

3⑻160xlO6

设计货叉的抗弯截面系数应大于3.06CH?

上义设计如下：材料为Q235

图3.4上叉截面尺寸

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度校核。

中性轴以上部分截面对中性轴静矩

>小-鼻+出守=110x5x(14.44—2.5)+2x5x(14.44—5甘+2=7.0cm3

4.9X1()3X7.0

=HM/^<[r]=lOOMpa满足弯曲切应力强度。

31.4x2x0.5

d26_M_e^x

次—一亘一一EIR

,dbeWx2.

I=----=---------FZo

dx2EI3d

…砺+"°

S=0,6=0'有I。=

6Ely

当x=t/时

.eWd

L百

eWd,x100x4900x350x600

dc.=------(h/,—/.)=------------：----------r=-0.5〃〃〃

3EI，3”3x200X103X31.4X104

3.4.2中间叉受力分析

因载荷W的作用,在匕间产生反力巴、6,设C点的倾角为，2,扰度为2

1h

当工=〃时，Mniax=H72=4900x65O=3.2xl()6N•/出〃

设计选择矩形空心型铜，由［可25二”得

W2

M79x106

VK>Vv1==2.0x104"阳广=20cm3

同16050

由此选择型钢尺寸如图3.6。

2

_d__8_—___M__—__W__l~.x

2

ddWl2x.

+I()

~dx~~2EI2h

6Ekb°°

因x=Z?时，S=(),4=0

图3.6中间又截面

则'。售

6E/2

求x=〃时的倾斜角

\Vl.b

3EI、

Wl.b,49()0x650x35()x1150―

，c=-----xL=------------；-------------=-3.4mm

XX3XX4

3EI2220010120.5710

根据图3.7

图3.7中间叉前端受力变形图

把〃段作为刚性，c点作为固定端考虑，并设由于W在中叉产生的反力为八和巴，

而由这些反力作用在叉子前端产生的扰度为名和品，则

M=-P^x-d)-^P4x

A=-WP

d4d

b=C[普尔=一看同丁一八(x—d)[

在x二九时

二W1)34二4900x[(100+350).5503—100(550-350)3

334=-0.72mm

6EI2d%%>I6x200x10x120.57x10x350

其次(=-[~^—dx=---——x[-e(x-J)2+(e-\-d)x2]

4

J。EI22EI?d

当X=/I时，乙=_^jx[_e(/]_d)2+(e+d)/：

/LLI、Cl

所以

4900x卜100x(550-350)?+(100+350)x550?

^4=I4X(/3-/1)=(1150-550)=-2.3/WH

2x200xIO3x120.57xIO4x350

因此，设载货台和立柱为刚性时，伸缩货叉工作的总扰度为

△=伪+心+6+，=0.5+3.4+0.72+2.3=692mm

4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

竺二丝J200X9.8二60Goz

a/]ari2x0.98

分一堆垛机最大起升载荷。一起升滑轮组倍率〃一滑轮组总效率

钢丝绳破段拉力

S==5x6（XX）=3.0x1（尸N

h"IIIclA

n—安全系数，取5

根据破段拉力选择钢丝绳:钢绳6x19B类同向d=8mm[4]

（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/6/>25

选取滑轮的轴径d=50mnb轮径D=200mm

（3）卷筒选择

采用单层绕线卷筒，卷筒直径。2£>min=W=25x8=200,阳〃

。形一钢绳中心计算的卷简最小直径

1一钢绳直径h一起升系数（中级）

为缩短卷筒长度，选取卷筒的直径为D=250mm,钢绳中心计算的卷筒直径为。尸263mm

卷筒绕线长度

LQ=2t（Ha/十Z（））=2x8xKT?*（iox2/乃x0.263+2）=420mm

H一堆垛机最大起升高度1一绳槽节距Z。一附加安全圈数

卷筒总长度Lz=L（i+2L^L2=420+50+80=550〃〃〃

右一固定绳头长度，取25nrni4一工艺长度，取80mll1。

（4）制动器

00

制动器的制动力矩M8二"7=1.6x0.88口'9.8x0.263=出^.m

2ia2x12.7x2

£一制动安全系数，取1.6i一卷简至制动器轴传动比"一传动效率

制动器选择制动力矩\OON-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

69<V69<V

67<V67<V

64<W64<V

111155«

0itu

Is12

3005

量金心x100%=2。％

负载持续率Fc

L6x0=6.8日，

等效功率%=

0.75x5+31

Ca一起动恶化系数，查得0.75

把等效功率转化为尺\二25%的功率

电动机选择:

电动机YZR160Ml-6型，额定功率6.3KW,额定转数921r/min

卷筒转速nw-av/TTD.=~x30-72.6/7min

7x0.26

电动机至卷筒传动比为，=区=察=12.7

%,72.6

5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

T~

S/max:4——工——r=282MP〃

]就1二五十匕q

IE[E2

式中，尸一最大轮压，17500N；b一轮与轨道接触线长，60mm；

用,七2一分别为行走轮与钢轨弹性模量，E=162GPa,£2=210GPa；

〃i，〃2一分别为行走轮与钢轨泊松比，.=0.29//2=0.3；

p一行走轮半径，选择150nlm

铸铁的抗压强度口1==8(X)12.5=320MPa＜合格

ninciA

取车轮直径为0=300〃"〃

5.2运行阻力计算

(1)有轨巷道堆垛机的运行时的静阻力

有轨巷道堆垛机沿轨道直线运行时，行走轮与轨道之间以与行走轮与轴承之间，都

存在着摩擦阻力。为了简化计算，假定全部载荷作用在一个行走轮上，其受力情况如图

5.1所o

由弯矩平衡条件得：

M=〃N*+Nf与M=^Wf

考虑其它阻力的附加阻力，乘以一个系数即

叼W铮普人

图5.1行走轮受力

式中M一驱动力矩(MPa)；

N一堆垛机均额定起重量和自重之和(N)；

/一行走轮滚动摩阻系数；

D、d一分别为车轮直径和轴径(mm)；

〃一轴承摩擦系数。

由[2]P119查得:

滚动阻力系数f=0.05/H/H,轴承摩擦系数〃=0.()2,附加阻力系数K=2.0,代入

上式中:

acx|()4V9

%=300——®Sx7O+2xO.O5)=35ON

当有轨巷道堆垛机在室运行时，风阻力和轨道斜坡阻力较小，经常忽略不计；所以

有轨巷道堆垛机的静阻力等于其摩擦阻力。

于是计算得到满载时的运行阻力为350N。

5.3行走电动机功率的计算

有轨巷道堆垛机的运行机构的电动机的功率，是根据堆垛机满载稳定运行时的静阻

力进行计算。按照运行静阻力、运行速度计算机构的静功率。静功率(k\v)的计算公式为

wv350>120

九=t=0.7KW

60x1(X)0-6()xKXX)

%一运行机构稳定运行时的静阻(N)；

V一堆垛机的运行速度(m/min)取120m/niin计算；

查［14］表31-27选用电动机Y100L2-4,转速1430r/min,质量38kg

5.4减速器的选择

120

车轮的转数：n=V/TID=-----=127r/min

乃x0.3

机构传动比：/=«/«'=1430/127=11.2

根据传动比初选择减速器型号为：FA37,输出转速128r/min,传动比11.08,输入

功率3kw。

F系列斜齿轮硬齿面减速机具有体积小、传递扭矩大的特点；传动效率高，耗能低,

性能优越。

5.5验算起动时间

电动机起动时间心，是根据电动机的平均起动力矩用刈，减去电动机轴上静阻力矩

%后，将剩余力矩克服堆垛机起动过程中的惯性阻力矩计算，所以起动时间由下式确

定：

(.+：)。+0।〜I2)Z[G£>2]<\ts](⑵P123式4—78)

375(加卬,—M)

式中L]-许用起动时间，对堆垛机取k,]=5~8s；

电动机轴上的静阻力矩(N.m)；

M”,、「电动机的平均起动力矩(Mm)；

Z-驱动电机数，取Z=l；

对于Y型电机/皿=(0.45+MJ计算得%“=40.6~45M〃z

14303.5X1Q4X0.32

-375x(45-4.5)[11.2x0.96+(1.1~1.2)x0.067=8.25

启动时间超出许用起动时间0.2s,考虑到起动时间过短产生过大晃动影响，可以认

为此起动时间合格。

5.6制动时间计算

堆垛机制动时，制动时间的取决于制动器选择是否合理，由下式计算制动时间

四(PQ+GE)D)2

+(1.1〜\.2)Z\GD];B

375(ZMB-A/,')F

式中M厂制动器制动力矩

Z-制动器数，取Z=l；

%'-制动轴上的静阻力矩("・"?)；

Drj...03x0.96

叫=-----W=------------X350=4.5/V•m；

2%2x11.2

匕-电动机轴与制动器轴之间的传动比；

is?-制动器轴与行走轮轴之间的传动比；

"-传动总效率，取0.96；

。-车轮直径；

上卜对于堆垛机的许用制动时间与行走距离与停车精度有关，取上』=5~8s

1430x[3.5xl04x0.32X0.96/11.22+(1.1-1.2)x0.067xI2]

375(M"-4.5)

由5工匕]=5〜8s得，MB=22.9-16^-W

制动器选择规格制动力矩20N•帆，制动时间5.9s

6堆垛机金属结构设计

双立柱机架由两根立柱和上下横梁组成一个平面框架，具有良好的整体刚度，在门

架上安装卷扬，走行等机械装置，由于走行起动，停止与加速减数时产生的惯性力，门

架在通道的纵向发生挠曲，整个门架成为振动体，其柱端振动较大。同样，在通道的垂

直方向，立柱由于货叉作业时的弯矩作用而发生弯曲，使伸长的伸缩叉的前端挠度增大,

影响正常定位c为防止林端振动和挠度超限而影响定位,需对门架结构进行分析计算C

堆垛机门架的设计计算参数：

上下梁（槽钢22a,上、下各两根）

立柱（槽钢22a,两根组焊成立柱）

上梁与附件质量。=350Kg

货台、货物、附件总质量。2=1200Kg

卷扬装置的质量且=40）Kg

立柱的单位长度的平均质量4=50kg/〃？

作用在门架上的惯性力：

上梁与附件兄=限=1.96x350=686N

货台、货物、附件

H2=pQ2=1.96X1200=2352N

卷扬装置=尸。3=1.96x400=784?/

（4为加速减速时的加速度，尸=1.96机/1）

下梁中心线到。「。3的重心高度％=10机，%=9用,久=1〃2

立柱的中心距/=2〃？

立柱AB、DC的断面惯性矩苗=4780a/

上下梁BC、AD的断面惯性矩/=4780t加1

立柱的刚度（=1]/%=4780/1000=4.78c，帆3

上下梁的刚度K=///=4780/200=23.9c/??3

刚度比〃=K/KI=23.9/4.78=5

纵弹性模量E=210GRz

。一上梁与下梁端部的偏转角

R—因构件两端变位产生的节点位移

。一由构件的中间载荷在杆端产生的弯矩，称为载荷项。

堆垛机作业类型：

按起重机作业性质定为HI型（经常起吊额定重量货物,使用不很频繁工作有规则）

载荷系数：固定载荷系数6:1.2（轨道无接缝，V>90m/min）,移动载荷系数3:1.4。

6.1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）、（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

图6.2门架受力变形分析

图（a）中各项的角变位移方程式：

吃8=2明（24+4-3R）

加见=2石储（2冉+&-3R）

唳=2次（2公+4）

M'CR=2EK（2OC+OH）

MCD=2EK］（2%+-3R）+CCD

MDC=2EK］（2OD+OC-3R）-CDC

MA/）=2EK（2/+0；J

加以=2%（2%十4）

其中载荷项：

CCD=〃2〃2(〃i_力2J/〃:+qh；0/12

=2352X9X(10-9)2/102+50xIO2x1.96/12=1028N-m

。女=凡抬(4-〃2)/鬣+渥夕/12

=2352x92x(10-9)/102+50xlO2xl.96/12=2722N-m

由节点的弯距平衡方程列a图平衡方程组：

BA+“Be=0

(1)。八+24(〃+1)+〃％-37?=0

以8+%/)=。

(2)2。4(〃+1)+4+〃，)-3/?’=0

MCH+MCD=0

(3)nOB+2Oc[n+1)+6>D-3R+CCD/2EK,=0

DC=°

(4)nO'A+Oc+2O\\n+1)-3/?-CDC/2EK.=0

A/A8+BA+CD+A/+H।h、+//2^2+qh「f3/2g=O

(5)O\+—+.+--4R'=n(CDC-CCD-H2h2-qh^/2g)/6EK

由上面(1)、(2)、(3)、(4)、(5)组成方程组，利用高斯消元法求解增广矩阵如下

表6-1

表6-1a图方程组增广矩阵

44/R值

式⑴11250-30

式⑵12105-30

式⑶05121-3-0.5977x10-3

式⑷50112-32.14x10-3

式(5)1111-4-7.1508X10-3

求解程序见附录。可求出

0\=0.000264=0.(3004060c=0.000275=0.000588R=0.002171

再带入前列各角变位移方程式，可求出上下梁力

M'=11202/V-mM'I)A=14455N-mM'c=10911N•"?=9596N-m

立柱弯矩

AB=AD»BA=BC»CD=CB»^DC=DA

图b分析计算

固端弯距(载荷项)

。八8=&%(九一4)2/6+脑//12

=784x1x(10—9)2+50X1()2x1.96/12=1452N〃z

。4=%后(九一〃3)/〃：+咕//12

=784x(10-l)xl2-102+50xl02xl.96-12=887^/??

CCD=CDC=CRC=CCB=CAD=CDA=0

列出角变位移方程式：

MAB=2EK](20A+0B-3R)-CAB

"8八=2£、(24+0；-3/?)+0.

%C=2EK(2/+6；)

M'CB=2EK(2e；+/)

Mg=2EK^C+OD-3R)

M隧=2EK1冈十或-3R)

M：L2EK(2&+4)

M；)A=2EK瓯+吟

由节点的弯距平衡方程列b图平衡方程组：

“八8+M；。=°

(1)2%(1+〃)+/+nOD-3R=nCAB/2EK

MB/l+Msc=0

(2)04+2。8(〃+1)+〃。；-3/?=-nCBA/2EK

MCB+MCD~0

(3)nOR+20c(n+1)+0D-3R=0

MDC+MDA=°

(4)〃夕;+2/(〃+l)-3R=0

有隔离体静力平衡方程式：

AB+”8八+M8+M陞+”5〃5+"l//2g=0

(5)0A+0li+0c+0D-4R=n(CAH-CHA-H3h3-qhffi/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6-2b图方程组增广矩阵

_•

源a;R值

式⑴12105-37.23x10”

式⑵11250-3-4.42x1O-4

式⑶05121-30

式⑷50112-30

式⑸1111-4-0.85x10-3

解上面各式，可求出

-56

0\=1.23x1070R=-1.08xl00'c=6.87x10^0D=8.06x10R=2.59x10

代人角变位移方程得上下梁弯矩：

MAD=2544N•=474N•m

Mg=1272N-MDA=\393N-tn

立柱弯矩

MAB=一M.cBA=BCCD=CBDC~DA

由水平载荷产生的弯距，可由图(a)、图(b)叠加得出：

4

M.ni=M*(M+MW)=1.51X10N-nun

4

Maci=M*(M如+A/"。)=1.25x10N•mm

M,)=1.2X1()4N.〃"〃

CoRI\CoLZ>/

MDM=MDA+MDA)=\.74x10JN•mm

走行停止时发生振动门架立柱上端的线变位3：

8=3+8="(/?+/?)=10x(2.17xICT，+2.60x10^)=2.4cm

（5值容许围一般在2.5—5（:必符合要求）

6.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：

MW=2EK（2%+%）

监^=2%（2%+%）

%C2=2EK（2%+%）

MCB2=2EK（2%+册）

"°2=2明（2%+为）

MDC2=2EK.M+Q

MAO2=2EK（2〃+%）+C

MDA2=2EK（2OD+OA）-C图6.3行走轮受力分析图

行走车轮反力：

V=M*(Q—0+%)g/2=1.1x(3550-1200+1.4x1200)x9.8^2=2.17xlO4N

固定端弯矩：

C=Va=2.17xlO4X0.4=0.87X104A^-/W

/=〃(〃+2)CV2EK(”+血+3)

OH=fC/2EK(〃+lX〃+3)

%=-%

则孙碓=嚼厂2880M〃Z

(〃+1)(〃+3J

nVa

M=——v——；=U09N•加

D必A27(n+lX/i+3)

一nVa(n+2)一会、，

=(〃+“〃+3)=7758Mm

且由MAB2=一Moc2,M/M2"一"8c2=MCB2=.M82,MDA2=.MAD2

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:

M,、B=M^+MAB2=-1.22x1（/N•m

%八=%川+的八2=-L14xlO4M〃?

4

MBC=MBCI+MBC2=1.14X10A^-/77

4

MCB=MCBI+A/c82=L31x10N.m

Mg=cm+Mcm=-1.31x104N•m

4

MDC-MI)C.+Mnr,=—2.03x10N-m

=M/M+=2.52x1(/N•团

M.n=M4n,+A/.n,=7.36x10'N•tn

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=436C〃/

67

(Tm.ix==2.52x1(//436x10-=5.78x10Pa=57.8MP。<[a]

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，在门架上与与走行方向成直角的方向增加了弯矩，产生了扰度。该

变形造成货叉在伸出时变形，应考虑其大小。

货叉完全伸出产生弯矩：

=1.37xK/Nm

门架倾斜角：

22495-3

6?l11ax=//IA/0/3E/7?1=10X1.37X10/3X2I0X10X4.62X!0-xlO=4.69X10

由于立柱变形产生的货叉尖端下沉：

司=(，3+/。/2.nax=(115。+450)x4.69xl。"=7.5mm

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=△+4.=6.92+7.5=14.4>7?m

当托盘货架进深为110〃〃〃时，△值应控制在10-15〃?机以，满足。([31P129)

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

zF。

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

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与磨擦片的损伤，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

本设计在参考箕他设计基础上提出一种弹性奘置的堆垛机安全机构设计方案。箕结

构简图如图7.2所示。

钢绳

图7.2安全机构

如图示，载货台在自重作用下使弹簧压产生一定形变，弹簧组件下端接触制动爪，

当钢丝绳断裂时，载货台失重下滑，滑轮失去钢绳拉力使弹簧恢复原型，向下压制动爪,

通过合理选择弹簧刚度，将对制动爪产生足够的压力，通过杠杆作用将制动片紧压立柱,

在摩擦力作用下制动片相对立柱上移，产生楔块效应，将载货台制动。在更换钢绳后只

要钢绳上拉，制动力自行消失，恢复正常工作。在正常工作过程中，制动爪在自重作用

下远离立柱，不会对运动产生干扰。

弹簧选择：（参考［6］弹簧设计P608.表4.1-6）

最小工作载荷F]=200x9.8/2=980^

最大工作载荷Fn=1200x9.8/2=5880N

弹簧工作行程6=30〃〃%（根据结构自定）

弹簧端部结构形式与〃Z=2.5（选择两端并紧磨平式）

支承圈数

实验载荷4=K/S2或尸,=尸“/0.8,计算吊=7350N查表取近似值

F=717。N

s

弹簧中颈D=70mm

簧丝直径d=12mm

节距t=24.2/7?/??

实验载荷下的变形量fs=12.2〃

工作圈数查标准系列〃=40

刚度K=588/n=\47N/mm

总圈数nx=n+nz=4+2.5=6.5

弹簧径。1=D—J=70-12=58〃〃〃

弹簧外径D-,=D+d=70+12=82〃》7?

弹簧自由高度HQ=nt+（n7-0.5）4=4x24.2+（2.5-0.5）x12=120zwn

压并高度Hh=（，八一0.5）d=（6.5-0.5）x12=72mm

最小工作载荷作用下H]=120-98