毕业论文双立柱式巷道堆垛机的设计(32页).doc

-毕业论文双立柱式巷道堆垛机的设计-第 28 页毕业论文双立柱式巷道堆垛机的设计摘 要 自动化立体仓库是物流中的重要组成部分，它是在不直接进行人工干预的情况下自动地存储和取出物流的系统。它是现代工业社会发展的高科技产物，对提高生产率、降低成本有着重要意义。 近年来，随着企业生产与管理的不断提高，越来越多的企业认识到物流系统的改善与合理性对企业的发展非常重要。堆垛机是自动化立体仓库中最重要的起重堆垛设备，它能够在自动化立体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双立柱堆垛机的设计方案，文章的重点放在其三个部件：升降机构、行走机构、货叉伸缩机构的设计上，并设计一种带柔性装置的堆垛机安全机构的设计方案。首先，提出各个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，然后估算初取值，再进行校核，最后确定各个实际值。关键词： 自动化立体仓库；堆垛机；设计 The Design of two pillar typeof Narrow-Aisle Stacker CraneAbstract Automation three-dimensional storehouse is that thing flows important composition part, it is to stock and take out voluntarily under not directly carrying out the condition of artificial intervention the system that thing flows out . it is the high-tech outcome of modern industrial social development, for raise productivity and reduction cost have important meaning. In recent years, along with the unceasing raising of enterprise production and management, more and more enterprises know that thing flows out reasonability and the improvement of system, is very important for the development of enterprise . Stacker cranes is automation three-dimensional storehouse in most important take heavy crane pile up equipment, it can in the tunnel of automation cube in the shuttle operation of round trip, will locate in tunnel the goods of mouth stock goods shelf; or opposite take out the goods transit in goods shelf go to tunnel mouth. This paper has discussed the focal point of design scheme and article of the two pillar stacker crane of universal use in modern most enterprises in detail put , in thirdly parts: elevator Gou , walk organization and fork telescoping mechanism design , design a kind of tape the cranes safe organization of flexible installation design scheme. first, put forward the overall design scheme of every organization; secondly, for every organization analyse by force condition calculate , then estimation beginning take value, check nuclear, final definite every reality again worth. Keyword: automation three-dimensional storehouse; stacker cranes目 录摘 要ITHE DESIGN OF TWO PILLAR TYPEIIABSTRACTII第一章 绪 论31.1 研究背景及内容31.1.1 研究背景及意义31.1.2 研究的内容31.2 堆垛机的结构设计概述41.2.1 堆垛机结构的组成和形式41.2.2 巷道堆垛机的特点51.3 堆垛机所受载荷的简化方法5第二章 堆垛机门架的结构设计计算82.1框架的弯矩和挠度82.1.1 由于水平载荷产生的弯距102.1.2 由行走车轮的反力产生的弯距142.1.3 有叉取作业产生的弯矩152.2 设计数据计算校核152.2.1 框架结构的设计数据如下：152.2.2 各部分的弯矩162.2.3 结构构件的弯曲应力17第三章 堆垛机伸缩货叉机构的设计计算183.1 伸缩货叉的扰度与强度183.1.1下叉的受力分析计算:193.1.2 中叉的受力分析计算213.1.3 前叉的设计分析计算233.2 货叉各参数的选择243.3 货叉内部零件的选取与校核243.3.1 轴承4的选取校核243.3.2 齿轮5的选取校核253.3.3 货叉内部钢丝绳的选取校核283.4 货叉伸缩装置中的SEW减速机的选取28第四章 堆垛机行走机构的设计计算294.1 堆垛机走行轮的设计计算及其校核294.2 行走装置的SEW减速机的选取30第五章 堆垛机升降机构的设计计算315.1 升降机构零部件的设计计算315.2 升降机构的卷扬机的选取31结 论33致 谢34参考文献35附录36第一章 绪 论近年来，随着企业生产与管理的不断提高，越来越多的企业认识到物流系统的改善与合理性对企业提高生产率、降低成本非常重要。堆垛机是自动化立体仓库中最重要的起重堆垛设备。本文着重就堆垛机的结构设计进行初步研究。1.1 研究背景及内容1.1.1 研究背景及意义自动化立体仓库是物流中的重要组成部分，它是在不直接进行人工干预的情况下自动地存储和取出物流的系统。它是现代工业社会发展的高科技产物，对提高生产率、降低成本有着重要意义。近年来，随着企业生产与管理的不断提高，越来越多的企业认识到物流系统的改善与合理性对企业的发展非常重要。堆垛机是自动化立体仓库中最重要的起重堆垛设备，它能够在自动化立体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。世界主要工业国家都把着眼点放在开发性能可靠的新产品和采用高新技术上，更加注重实用性和安全性。在堆垛机方面，我们应当看到和世界发达国家的差距，总结经验，找出不足，打破传统思路，推出新的外形和更高性能的堆垛机。相信，通过我们的不断努力，必能设计出高速、安全、可靠性能高的堆垛机，为增强我国综合国力，为我国填补一分科技空白。1.1.2 研究的内容在堆垛机设计中将做以下工作：（1） 堆垛机的门架的设计计算；（2） 堆垛机的货叉伸缩机构的设计计算； （3） 堆垛机的行走机构的设计计算；（4） 堆垛机的升降机构的设计计算；1.2 堆垛机的结构设计概述1.2.1 堆垛机结构的组成和形式 堆垛机结构主要有三个机构组成：（1） 升降机构有卷扬机和钢丝绳组成。升降机构的工作速度一般控制在1525m/min，最高可达60m/min，设计时选取20m/min.（2） 行走机构有电动机、减速器（或者式SEW减速机）和行走轮组成。在其顶部设置导向轮沿固定在货架上弦的导轨导行。下部装有水平导轮沿货架下部的水平导规导行。行走机构的工作速度依据巷道长度和物料出入库频率而定，正常工作速度控制在50100m/min，最高可达到240m/min,设计时选取100m/min.（3） 货叉伸缩机构是堆垛机的取放物料装置，它有前叉、中间叉、固定叉、驱动齿轮等组成。货叉伸缩机构的工作速度控制在15m/min，最高可达40m/min，设计时选取20m/min.系统总体方案示意图如下：图2.3堆垛机总体方案示意图1货物 2货叉伸缩机构 3载货台 4司机室5立柱6下横梁7水平运行机构 8起升机构 9钢丝绳10升降导轨11顶部滑轮 12上部导轮1.2.2 巷道堆垛机的特点 由于使用场合的限制，巷道堆垛机在结构和性能方面有以下特点：1） 整机结构高而窄，其宽度一般不超过储料单元的宽度，因此限制了整机布置和结构选型。2） 金属结构件除应满足强度和刚度要求外，还要有较高的制造和安装精度。3） 采用专门的取料装置，常用多节伸缩货叉或货板机构。4） 各电气传动机构应同时满足快速、平稳和准确。1.3 堆垛机所受载荷的简化方法 堆垛机的机架有立柱、上下梁组成，整机结构高而窄。堆垛机工作时，将受到载货台、货物的铅垂作用，行走、制动和加减速的水平惯性力作用以及起吊时的冲击载荷作用；某些特殊环境下，还要受到风力的作用。堆垛机每完成一个工作循环，以上载荷将重复出现一次。因次，堆垛机所受的是交替变化的载荷。为了保证堆垛机安全可靠的工作，其刚结构部分的强度与刚度计算是必不可少的。在此，就堆垛机所受载荷简化的基本方法作一说明。 1）起重重量PL 实际起重重量包括吊具重量和额定重量之和，用SL表示。考虑到货物正常起吊时的动载冲击作用，则设计起重重量PL=f·SL 式中，f称为冲击系数，与堆垛机分类有关：1类 f=1. 1 2类 f=1.25 3类 f=1.4 4类 f=1.62）水平载荷S 堆垛机沿水平方向加减速行走，必然存在与其加速度有关的水平惯性力。即S= ×S 式中，称为动载荷系数，由于加速度的不确定性，一般用额定速度v来确定。 水平行走时 =0.0005v； 旋转时 =0.0004v.3）风力载荷S 风力载荷S为风压力q与受风面积的乘机，即S=q·A 堆垛机工作时，风压力 q=1742.7 非工作状态，风压力 q=148.1 式中，h为吊具高度，单位mm4)起吊冲击载荷S 在正常情况下，起吊货物的加速度可能很大，这时的冲击载荷很大，设计时应另行考虑。5）载荷状态 堆垛机工作时，其承载能力是上述各种载荷与自重S的不同组合： A 正常工作状态：M·（S+f·S+ S） B 特殊工作状态：M·（S+f· S+ S）+ S C 起吊工作状态：S+ S+ S D 停止：S+ S 以上各式中，M称为作业系数，与堆垛机的分类有关： 1类M=1.0； 2类M=1.05； 3类M=1.1；4类M=1.20第二章 堆垛机门架的结构设计计算门架是堆垛机的主要结构物，有单柱式和矩形框架式。按支承方式，又可分为安装在货架上的上部支承式和安装在地面上的下部支承式。不论哪种型式都带有伸缩货叉和人工驾驶室（有时也没有）的货合。升降台沿立柱升降，同时靠地上和顶上的导轨保持走行稳定和支持货叉伸出进行装卸作业时的翻转弯矩。在门架上安装有卷扬、走行等机械装置，以及配置有电气控制开关、控制装置、配线等。下部支承式的集中放在门架下部。 由于走行起动、停止及加减速时产生的惯性力，门架在通道的纵向发生挠曲，整个门架成为振动体，其柱端的振动较大。同样，在通道的直角方向，立柱由于货叉作业时的弯矩作用而发生弯曲，使伸长着的伸缩叉的前端的挠度增大。 柱端振动：和货叉前端的挠度一超过极限，就成为堆垛机自动定位的障碍，所以门架应具有足够的强度和挠度小的适当刚度。 本次毕业设计选取双立柱下部支承式门架进行结构计算。2.1框架的弯矩和挠度双立柱门架简图堆垛机的矩形门架是超静定结构。这里按角变位移法解如下： 堆垛机门架的设计计算参数： Q上梁及附件重量 Q货台、货物、附件及搭乘人员(本设计没有人工驾驶室，所以此重量不计入)的总重量 Q电气控制盘的重量 Q卷扬装置的重量 Q5 上横梁的重量 Q6下横梁的重量 Q7立柱的总重量q 柱的单位长度的平均重量 作用在门架上的惯性力：H=（/g）Q及 qh/g(:减速度，g =9.8米 /秒) hh下梁中心线分别到Q Q的中心高度 l立柱的中心距I立柱AB、DC的断面惯性距上梁与下梁端部的偏转角 R因构件两端变位产生的弯距 E：纵弹性模量 C由构件的中间载荷在杠端产生的弯距，称为载荷项。K= I/ h立柱的刚度 K=I/l 上下梁的刚度 n=K/ K刚度比 M弯距2.1.1 由于水平载荷产生的弯距作出作用于框架结构的惯性力图解：图1 列出角变位移方程： M=2EK（2+-3R）M=2EK（2+-3R）M=2EK（2+）M=2EK（2+）M=2EK（2+-3R）+C M=2EK（2+-3R）-CM=2EK（2+）M=2EK（2+）其中载荷项：C=（1/h）H h(h-h)+Hh( h- h)+q h/12gC=（1/h）H h(h-h)+Hh( h- h)+q h/12g有节点的弯距平衡方程式：M+ M=0 M +M=0M+ M=0 M+ M=0由隔离体静力平衡方程式：M +M+ M +M+H h +H h+ Hh+ q h/2g=0+=4 R+（n/6EK）(C- C-H h-H h- Hh-q h/2g)有上面各式，可先求出、 R再带入可求出上下梁内力M M、M 、M； 、立柱内力M = -M、M= - M M= - M、 M= - M图2 列出角变位移方程式： M=2EK（2+-3R）-C M=2EK（2+-3R）+CM=2EK(2+)M=2EK(2+)M=2EK（2+-3R）M=2EK（2+-3R）M=2EK(2+)M=2EK(2+)固端弯距（载荷项）C=（1/h）Hh(h-h)+ q h/12gC=（1/h）Hh(h-h)+ q h/12gC =C=C=C=C=C有节点的弯距平衡方程式：M+ M=0 M+ M=0M+M=0 M+ M=0有隔离体静力平衡方程式：M+ M+M+ M+ Hh +q h/2g+=4R+(n/6EK)( C -C- Hh -q h/2g)=0 解上面各式，可先求出、R。再求出上下梁及立柱的内力有水平载荷产生的弯距，可由图1 图2叠加得出：M= M+ M M= M+ MM= M+ M M= M+ M又有节点方程式可得M= -M M= -M M= -M M= -M门架立柱端部的线变位 ：=+=h(R+R)2.1.2 由行走车轮的反力产生的弯距受力分析图如下：列出角变位移方程式：M=2EK（2+）M=2EK（2+）M=2EK（2+）M=2EK（2+）M=2EK（2+）M=2EK（2+）M=2EK（2+）+CM=2EK（2+）-C固端弯距：C=V =n(2+n)C/2EK (n+1)(n+3) = -nc/2EK(n+1)(n+3) M=1/(n+1)(n+3)(2n+3)M=1/(n+1)(n+3)(n)M=1/(n+1)(n+3)n(n+2)在此，M= - M M= - M M= - M M= - MV：走行车轮的反力，按1/2（堆垛机总重量+载重）求出。2.1.3 有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。但是，此弯矩相比前两种相差很大，而且不会在货叉伸出的情况下走行，所以可以认为最大弯矩为M和M合成的弯矩。 2.2 设计数据计算校核2.2.1 框架结构的设计数据如下：上下梁为焊接件，具体尺寸见图 立柱（12.5等边角钢，I=361.,67厘米） l=1.2m h=20m h=18m h=2m h=1m a=0.5mQ=200kg Q=700kg Q=150kg Q=250kgq=0.85kg/cm /g=0.1 H=0.1Q堆垛机总重量（自重+载重）=1300kg载重增加25%作为试验载荷，为300*（1+25%）=375kg根据1.1.3的讨论，关于载荷的补加系数，对堆垛机的冲击系数f=1.4，作业系数M*=1.1。则载荷组合为M*（S+S+S）。2.2.2 各部分的弯矩n=K/K=Ih/Il=固端弯矩：C=24.9Nm C=28.6 NmC=57.4 Nm C=34.5 NmR=R+R=0.0018+0.00075=0.00255走行停止时产生振动的立柱上端的线变位： =17800.00255=4.54cm(注：值容许范围一般在2.55cm,符合要求)由水平载荷产生的各部分的弯矩：M=M*（M+M）=1.1（186.5+76.5）=289.4 Nm M= M*(M+M)=1.1(170.7+73.4)=266.1 NmM= M*(M+M)=1.1(178.2+73.4)=276.8 Nm M= M*(M+M)=1.1(176.2+75)=276.3 Nm由走行轮的反力产生的各部分的弯矩:V=M*(8000-2300-2300)/2=4906kg固端弯矩: C=490645=220. 8Nm因此:M=87.4 Nm M=28.2 Nm M=133.4 Nm最大弯矩:M= -289.4+87.4= -201 Nm M= -266.1+28.2= -237.9 Nm M=266.1-28.2=237.9 Nm M=276.8+28.2=305.0 Nm M= -276.8-28.2= -305.0 Nm M= -276.3-87.4= -363.7 Nm M=276.3+133.4=409.7 Nm M=289.4-133.4=156.0 Nm2.2.3 结构构件的弯曲应力上下梁的断面系数Z=498 cm,柱的断面系数Z=789cm则:= -2560N/cm = -3010N/cm =4780 N/cm =613 N/cm = -3870 N/cm = -4610 N/cm =8230 N/cm =2870 N/cm随着堆垛机往复运动,这些应力交变出现,在下梁A和D点产生最大应力振幅.如用应力比法,则K= -2870/8230= -0.35,按切口分类为a,可查出疲劳许用应力为12500 N/cm.故能满足上述弯曲应力条件.第三章 堆垛机伸缩货叉机构的设计计算 货叉是堆垛机中最主要的部分, 所设计的货叉,是三节伸缩式货叉,即由上叉、中叉、下叉以及导向滚子等构成的货叉. 它主要由SEW减速机、齿轮、齿条、下叉、中叉、钢丝绳 、叉、上叉、轴承等组成.如图所示.1、滑轮 2、导向轮 3、行走轮 4、SEW减速机 5、齿轮 6、滑轮7、深沟球轴承 8、固定叉（下叉）9、中叉 10、上叉 11、齿条下叉1侧面装有轴承4并固定在载货台的台架上,中叉2的下板与工字行导轨相连,上叉4的顶板与立板相连,在立板上装有轴承4.货叉电机通过链轮链条带动齿轮5旋转,齿轮带动齿条及中叉2运动,同时中叉2中的链轮7通过链条带动上叉3沿着中叉2中的工字行导轨运行.中叉可在齿轮、齿条或链轮、链条的驱动下从中叉的中点,向前或向后移动大约自身长度的一半,上叉可从中叉的中点,向前或向后伸出比自身稍长的长度.3.1 伸缩货叉的扰度与强度所设计的货叉是指货叉插入货架中的部分,应以厚度尽量薄,同时叉前端的扰度控制在最小,作为设计的目标.货叉各参数如下:W: 载荷I ,I, I: 分别为下叉 中叉 上叉的重力方向的惯性矩E: 材料的纵弹性系数3.1.1下叉的受力分析计算:如图,假设l为不变形部分的长度. P=W l/b ,ax l时的弯矩为M= - P(x-a)i=i-dx= i- +(x-a)-(1)= ix-dx= ix-+(x-a)-(2)当x= i时, =0i= -( i+b)-(3)将(3)代入(1),x=l时c点的倾角与为t= - = -l3.1.2 中叉的受力分析计算图a: 因载荷W的作用,在b间产生反力P,P,设点的倾角为i,扰度为 M= Px=x = -= -i= -+i-(4)= -+ ix+-(5) 因x=b时, =0, =0 则i=-(6)将(6)代入(4),求x=b时的倾斜角i= - = -图b: 把b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P和P,而由这些反力作用在叉子前端产生的扰度为和,则 M= - P(x-d)+ PxP=W P=W= -dx= - Px- P(x-d)在x=l时 = -(e+d) l-e(l-d)其次i= -dx= -当x=l时, i= -e(l-d)+(e+d)l所以 = i(l-l)3.1.3 前叉的设计分析计算载荷W在d区间产生的反力有P, P，在E点的倾斜角为i，扰度为,受力分析如下：则 M=x = -= - i= -+i-(7) = -+ix+-(8)当x=d时, =0, =0 , i=-(9)将（9）代入（7），当x=d时 i= - = -(l-l) 因此，设载货台和立柱为刚性时，伸缩货叉工作的总扰度为（注）当托盘货架进深为厘米时，值应控制在1015毫米。 3.2 货叉各参数的选择a=50cm b=50cm c=5cm d=45cm e=5cml=100cm l=50cm l=55cm l=105cm上叉、下叉、中叉长为：L= L= L=100上叉为板状，并取其宽也为120cm，其余数据见装配图上标注。代入数据可得 令|注：满足上述要求设计上、中、下叉的尺寸，详细尺寸见图纸。3.3 货叉内部零件的选取与校核3.3.1 轴承4的选取校核设计选取货叉伸缩机构的工作速度为20m/min则每各轴承所承受的压力为F=40010/4=1000N转速为n=20000r/d (r/min), 取C=110 则 d=C所以 d110mm所以 取d=110mm, 则n=20000/110=57.958r/min 机械设计查表18.1，选择深沟球轴承 GB/T 276，代号为6130其基本参数为：d=50mm D=110mm B=27mm c=61.8KN c=38.0KN 径向载荷 F=40010/4=1000N 轴向载荷F=0N F/ F=0<e=0.26 查表得x=1 y=0 P=x F+y F= F=1000N又查表得：fd取为1.5轴承的当量动载荷Pr=fd ×（1× F+0× F ）=1500N38.0KN满足要求 n=579r/min轴承的寿命L=()=467915h因L>>h=6000h 故轴承寿命满足条件。则轴承选取合适。3.3.2 齿轮5的选取校核1. 选取齿轮为45钢，调质处理，齿面硬度HB=217255，平均硬度为236 2. 初步计算传动尺寸 为软齿面开式传动d= （1）转矩T=9.55P/n=162.43d Nmm （2）设计时，因V值未知，K不能确定，故可初选K=1.4 （3）取齿宽系数=1.1（4）取弹性系数Z=189.8 （5）初选螺旋角=12，取节点区域系数Z=2.46 （6）初选Z=23，齿条Z=则得重合度=1.88-3.2（1/ Z+1/ Z）cos=1.7取轴面重合度=0.318Ztg=1.77取重合度系数Z=0.765（7）取螺旋角系数Z=0.99（8）许用接触应力由式= 取接触疲劳极限应力为=595MPa 齿轮的应力循环次数分别为N=60naL=1.08 取寿命系数Z=1.06 取安全系数S=1.0 则=630.7 Mpa （9）齿轮的分度圆直径d,初算为u=Z/Z= 故 则d=272mm3. 确定传动尺寸（1）计算载荷系数取使用系数K=1.0因V=取动载系数K=1.15取齿向载荷分布系数K=1.11取齿间载荷分配系数K=1.2故K= K K K K=1.53 （2）对修正d=133.9mm （3）确定模数m=dcos/Z=5.69 取m=6 （4）故d=141mm 并取b=50mm 4. 校核齿根弯曲疲劳强度=式中各参数：（1）各值同前（2）因当量系数Z=Z/cos12=23.5 故取齿形系数Y=2.64，应力修正系数Y=1.58（3）取重合度系数Y（4）取螺旋角系数Y（5）许用弯曲应力 取弯曲疲劳极限应力 取寿命系数Y， 取安全系数S 故 =1.0 则 =4.29MPa176MPa= 故能满足齿根弯曲疲劳极限。 设计合理。3.3.3 货叉内部钢丝绳的选取校核 选取钢丝绳6×37标准（GB 110274）钢丝绳直径D=8.7由于伸缩货叉式克服滚动摩擦阻力很小，选取的钢丝绳强度足够。3.4 货叉伸缩装置中的SEW减速机的选取 齿轮5的转速为 可取齿轮5与减速器的外端接口传动比i=3. 且齿轮传动所需功率为P=FV=300×0.015 其中摩擦阻力系数为0.015 则选取减速型机号为R147。第四章 堆垛机行走机构的设计计算首先，堆垛机的驱动型式设计成“下部支承下部驱动型”，该型式的走行装置安装在下梁上，通过减速装置驱动走行轮，走行轮支承堆垛机的全部重量，在单轨上走行。4.1 堆垛机走行轮的设计计算及其校核走行轮有主动轮与从动轮各1个，由于堆垛机在操作货叉时的反作用力会对走行轮产生侧压，为了防止走行轮由于侧压脱轨与走行中的爬行现象，需安装侧面导轮驱动轮的末端齿轮采用轮轴直接连接的驱动方式。走行轮的允许载重量等各参数间有下列关系式：Q堆垛机总重量估计为3kg B钢轨宽（cm） v走行速度为4（m/s）每个行走轮所承受压力Q=(Q1 Q2 Q3 Q4 Q5 Q6 Q7) 2 1500kg所以行走轮所承受轮压P =15KN,查文献起重机械和吊装表85选择直径D=250的轮子，其许用轮压P=33KNP.轨道的选择：由表84，可选择P18的钢轨车轮的校核：已知P18钢轨的曲率半径R=90,钢制车轮与轨道点接触应力为：d =850×其中(r1 =125 R =90 Pj =r×KchI ×Px Px =15KW为电动机在设计速度下时的静功率，计算详见行走机构SEW减速机选择。r =0.8 KchI =1.0 ) 代入公式Pj =12KW所以d1391 N/2查表88可选择材料是45，ZG55;许用d 1700 N24.2 行走装置的SEW减速机的选取 走行装置在额定速度下必需的功率为：Px =其中m =1 V =4 m/s F =W摩擦 + W风 + W斜坡 = Q×10×其中后两项为0 =0.9 =0.015代入数据得F=450N 将此代回上式得Px =2KW选择SEW减速机所需功率 PW =Kd × PX Kd =3代入数据得