畢業(yè)設計（論文）堆垛機升降結構設計

前言 發(fā)展物流技術不僅僅是人們關注的話題，更主要的是已變成人們腳踏實地的行動。物流技術的發(fā)展離不開物流設備等基礎設施的發(fā)展，應該說阻礙物流技術進步的不是軟件問題，而更多反映在基礎硬件的問題。自動化立體倉庫作為物資流通中的關鍵單元，擔負著重要的作用?，F代化大生產，越來越促使工業(yè)生產社會化、專業(yè)化、集中化的發(fā)展趨勢，生產的高度機械化,自動化必然要求物資的供應分發(fā)及時、迅速、準確。這就促使立體倉庫技術得到迅速的發(fā)展。 現代物流技術對企業(yè)的發(fā)展起到很大的促進作用，而自動化立體倉庫是現代物流系統(tǒng)中的一個最重要的部分，它是在不直接進行人工干預的情況下自動地存儲和取出物流的系統(tǒng)。它是現代工業(yè)社會發(fā)展的高科技產物，對提高生產率、降低成本有著重要意義。近年來，隨著企業(yè)生產與管理的不斷提高，越來越多的企業(yè)認識到物流系統(tǒng)的改善與合理性對企業(yè)的發(fā)展非常重要。自動化立體倉庫是整個物流系統(tǒng)的基礎，是整個物流系統(tǒng)能否快速、準確流通的基石。 在自動化立體倉庫之前，倉庫的存儲主要利用人工來搬運，這種倉儲方式的效率是非常的低，由于倉庫的高度低倉庫的庫存量在同一建筑面積情況下利用率低，工人勞動強度高;而且倉庫的管理比較復雜，貨物分類復雜。而自動化立體倉庫可以解決上述的問題，還可以節(jié)省倉儲的成本。自動化立體倉庫是現代物流的代表技術，具備提升物流管理水平、提高作業(yè)效率、與ERP系統(tǒng)接口、節(jié)省占地等諸多優(yōu)點。 自動化立體倉庫以巷道堆垛起得機為主、并結合入出庫周邊設備來進行作業(yè)的一種倉庫。自動貨立體具有存儲量大存儲效率高、空間利用率高、自動化和信息化水平高等優(yōu)點，越來越得到人們的廣泛認同和普遍使用。我國在自動化立體倉庫這方面起步較慢，但是發(fā)展速度很快，目前與歐美西方先進國家水平日益接近，很多企業(yè)也認識到自動化立體倉庫對企業(yè)的生存的重要性，利用自動化立體倉庫的計算機功能能夠獲取市場的第一信息，對企業(yè)的決策起到舉足輕重的重用。 第一章 概述 1.1 自動化立體倉庫 隨著經濟的快速發(fā)展，當前世界經濟向著全球化和市場化前進。集物流、信息流和資金流于一身的物流配送中心，在全球化和市場化的時代里，進一步促進了世界經濟與貿易的發(fā)展。代表21世紀國際物流先進技術的物流配送中心的特征是自動化、計算機化、信息化、網絡化、智能化、柔性化、電子商務化、標準化和社會化。自動化立體倉庫在現代化的物流配送中心中起到了重大的作用，可以說沒有自動化立體倉庫就沒有現代化的物流系統(tǒng)。在全球化和市場化的國際經濟活動中，流通是聯系生產和消費的紐帶。只有通過商品流通才能體現出商品的價值及其使用價值，流通是國民經濟運行的大動脈。自動化立體倉庫加速了商品流通，減少了商品損壞，降低產品成本。 1.1.1自動化立體倉庫的發(fā)展 商品的發(fā)展促使世界社會化的進步，從而促使世界經濟一體化發(fā)展，這更加使得企業(yè)已經跨過了國界，從而企業(yè)之間的競爭更加的激烈，這使得企業(yè)之間運用各種方法提高效率，降低成本。自動化立體倉庫就是在這個時候這種情況下發(fā)展起來的，這是經濟社會的發(fā)展決定的。 國內外自動化倉庫的發(fā)展 （1） 國外自動化倉儲的發(fā)展 國外自動化倉庫是第二次世界大戰(zhàn)后開始建立的，20 世紀60年代得到廣泛使用，自動化程度不斷加大。20世紀80年代初世界自動化倉庫的擁有量已超過4000座，日，美，西歐國家最多。 美國是研究和應用自動化倉庫技術較早的國家之一。1950年美國制造了手動控制堆垛機用于倉庫內堆垛工作。1963年美國率先在高架倉庫中采用計算機控制技術，建立了第一座計算機控制的立體倉庫。自動化倉庫起始于美國和德國，但在數量上后來被日本超過，除美國，日本外許多西歐國家在研究自動化倉庫方面取得了很大進步。20世紀70年代，發(fā)達國家大力推廣商品物流自動化，高速化，信息化，發(fā)展城市商品配送中心，簡歷大型倉庫。巷道堆垛作業(yè)雙循環(huán)次數提高到了50-70次／h，倉庫的利用率高達96%-98%；技術上采用條形碼識別系統(tǒng)，巷道堆垛操作臺上的顯示屏取代了傳動的提貨單；移動式機械手或機器人自動檢或系統(tǒng)，可把訂單所列的多種貨物揀到大集裝箱；自動引導小車的使用，使工作效率提高了20倍。 （2） 我國自動化倉儲的發(fā)展 我國在自動化立體倉庫的研究和應用方面起步較早，1963年，北京起重運輸機研究所設計了第一臺1.25t橋式堆垛機，并由大連起重機廠完成試制。 我國目前已經建廠數百所各種類型的自動倉庫，多數是中小型倉庫。大型自動倉庫的技術性能和可靠性要求高，工藝性強，設計制造難度大，大多由外國進口。近幾年來，隨著我國機械制造技術研究和應用的迅速發(fā)展，大型自動倉庫也開始由國內設計和總承包。我國之際引進國外的先進技術和經驗開發(fā)設計和制造自動化立體倉庫。隨著我國自動化倉庫的研究和應用的迅速發(fā)展，我國出現了很大科研單位。 （3） 國外自動化倉庫的發(fā)展趨勢 1．大型自動化倉庫系統(tǒng)已經不是發(fā)展方向。隨著科學技術的發(fā)展，世界主要工業(yè)國家都將著眼于開發(fā)性能可靠地新產品和采用高技術上，國內外在建設物流系統(tǒng)及自動化倉庫方面也更加注重實用性和安全性。 2．貨架普遍采用裝配式結構，高層化，有利于批量生產，降低生產成本，提高精度，便于現場安裝和調試。 3．在堆垛機方面，不斷推出具有新的外形和更高性能的設備，進一步提高電子和控制技術的應用。在使堆垛機具有更高定位精度的同時，提高搜索能力和運行速度。 4． 產品生產專業(yè)化，規(guī)?；?，有利于產品質量的提高和成品的降低。 5． 普遍采用掃描技術，提高信息的傳輸速度和準確性。 6． 計算機管理網絡化。 7． 人工技能技術和多媒體技術的應用。 1.1.2自動化立體倉庫的分類 1. 按照建筑形式分類 按照建筑形式，自動化倉庫可分為整體式和分離式兩種。整體式是指貨架除了儲存貨物外，還可以作為建筑物的支撐結構，分離式是指儲存貨物的貨架獨立存在，在建筑物內部。 2．按照建筑高度分類. 按照高度不同，自動倉庫可以分為低層型（5米以下），中層型（5—12米）和高層型（12米以上）。 3. 按照貨架的形式分類 按照倉庫的構造方式可以分為單元貨格式，貫通式，水平旋轉式和垂直旋轉式倉庫。 4．按照倉庫的作業(yè)形式分類 按照倉庫的作業(yè)方式可以分為單元貨架式，移動貨架式和揀選貨架式倉庫。 5. 按照自動化倉庫的作用分類 可以分為生產性倉庫和流通式倉庫。 6. 按照自動化倉庫與生產連接的緊密程度分類 可以分為獨立型， 緊密型和緊密型倉庫 1.1.3自動化立體倉庫的系統(tǒng)構成 自動化立體倉庫系統(tǒng)一般由貨物存儲系統(tǒng)，貨物存取系統(tǒng)，貨物輸送系統(tǒng)系統(tǒng)，控制和管理系統(tǒng)四個部分組成。 1.2堆垛機 堆垛機是整個自動化立體倉庫的核心設備，通過手動操作、半自動操作或全自動操作實現把貨物從一處搬運到另一處。堆垛機是自動化立體倉庫的重要組成部分，是直接將貨物放入制定貨格的裝置，其形式有多種：堆垛機形式多種多樣，包括單軌巷道式堆垛機、雙軌巷道式堆垛機、轉巷道式堆株機、單立柱型堆垛機、雙立柱型堆垛機等等。 1.2.1分類 堆垛機的分類方式有很多種，主要分類形式如下： 按照立柱的個數分為單立柱式和雙立柱式 按照有無導軌，堆垛機可以分為有軌堆垛機和無軌堆垛機。有軌堆垛機是指堆垛機沿著巷道內的軌道運行;無軌堆垛機又稱高架叉車。在立體倉庫中主要的作業(yè)設備為有軌巷道堆垛機，無軌巷道堆垛機和普通叉車。 按照高度不同，堆垛機可以分為低層型，中層型和高層型。低層型堆垛機一般起升高度在5m以下，主要用于分體式高層貨架倉庫及簡易立體倉庫：中層型堆垛機是指起升高度在5—15m之間；高層型堆垛機是指起升高度在1 5m以上，主要用于一體式的高層貨架倉庫。 按照驅動方式不同，堆垛機可以分為上部驅動，下部驅動和上下部相結合的驅動方式。 按照自動化程度不同，堆垛機可分為手動，半自動，自動堆垛機。手動和半自動堆垛機上有司機室，自動堆垛機不帶有司機室，采用自動控制裝置進行控制，可以進行自動尋址，自動裝卸貨物。 按照用途不同，堆垛機可以分為橋式堆垛機和巷道堆垛機。 1.2.2堆垛機的結構構成 堆垛機由機架（上橫梁、下橫梁、立柱）、水平行走機構、提升機構、載貨臺、貨叉及電氣控制系統(tǒng)構成。 1． 機架 堆垛機的機架是整個堆垛機的載體，是承載了堆垛機的全部的重量，它包括了上橫梁、下橫梁、立柱，這三部分把機架形成一個集體，機架有單立柱和雙立柱兩種形式，在相同情況下，單立柱是用于重量較小，速度較慢的場合，因為它的振動比較大，剛性不是很好。雙立柱則用于承載量大，速度要求高的場合。機架下面有地軌，是支撐整個堆垛機重量用的，行走輪起到支撐重量和導向作用。機架上有載貨臺，控制臺，起升機構和貨叉等結構。 2. 水平行走機構 水平行走機構是用于將堆垛機運動到一定地方的裝置，由電機驅動，按照驅動地方的不同，可以分為：地面驅動式，頂部驅動式和中部驅動式等幾種，一般是地面驅動和頂部驅動，本設計就是用地面驅動式，因為地面驅動式安裝簡單，地位較為準確。 3. 提升機構 提升機構就是要完成將載貨臺提升到一定高度的裝置，另外其還要負責貨叉的微升，微將。提升機構的提升方式有：鋼絲繩提升，鏈條提升。提升機構包括以下部分: 電動機、制動器、減速機、卷筒或鏈輪以及柔性件組成，常用的柔性件有鋼絲繩和起重鏈等. 4. 載貨臺 載貨臺是一個承載機構，用于安裝貨叉，同時載貨臺上有導輪，用于固定載貨臺，不使其發(fā)生傾斜，鋼絲繩或鏈條連接到載貨臺上，提升載貨臺。 5. 貨叉 貨叉是直接安裝在載貨臺上，分為上叉，中叉，下叉。目的是當貨物到達相應高度時將貨物送進貨格，其由電動機等組成。 6. 電氣控制系統(tǒng) 電氣控制系統(tǒng)主要包括電力拖動、控制、檢測和安全保護。在電力拖動方面，目前國內多用的是交流變頻調速、交流變極調速和可控硅直流調速，渦流調速己很少使用。對堆垛機的控制一般采用可編程控制器、單片機、單板機和計算機等。堆垛機必須具有自動認址、貨位虛實等檢測以及其他檢測。電力拖動系統(tǒng)要同時滿足快速、平穩(wěn)和準確三個方面的要求。堆垛機的結構設計除需滿足強度要求外，還須具有足夠的剛性，并且滿足精度要求。 另外安全保護裝置也是堆垛機的重要組成部分，這是為了防止突發(fā)的事故而設置的，一般包括：終端限位保護、連鎖保護、正位檢測控制、載貨臺斷繩保護、斷電保護等。 第二章 整體方案的選擇 2.1 門架結構的選擇 門架結構的設計根據貨架形式確定，如圖2-1： 圖2-1 貨架結構圖 門架結構有單立柱式和雙立柱式兩種，這兩種的選擇的選擇通常會考慮到的是立柱的穩(wěn)定性，結構的緊奏性。雙立柱結構的機架由兩根立柱和上、下橫梁組成一個長方形的框架。這種結構強度和剛性都比較好，適用于起重量較大或起升高度比較高的場合。單立柱式堆垛機機架只有一根立柱和一根下橫梁，整機重量比較輕，制造工時和材料消耗少，結構更加緊湊且外形美觀。堆垛機運動時，司機的視野比較寬闊，但剛性稍差。由于載貨臺與貨物對單立柱的偏心作用，以及行走、制動和加速減速的水平慣性力的作用對立柱會產生動、靜剛度方面的影響。 由于本畢業(yè)設計組的能力有限，安裝水平不高，所以在安裝立柱時難免有誤差，同時如果采用單立柱，則在運動的過程中振動會很大，這對水平方向將產生很大的壓力，單立柱還對導論的安裝形式和安裝精度有較大難度。綜合考慮上訴情況，本設計組決定采用雙立柱形式機架。 圖2-2：雙立柱形式 根據貨架尺寸得到立柱的相關尺寸： 立柱高度2.5米，立柱截面寬度為75mm45mm，厚度1.5mm。立柱材料為不銹鋼 雙立柱的固定： 立柱的上橫梁上安裝有行走輪，用于導向作用，立柱安裝在行走小車上，用螺栓將兩個小立柱固定在小車上，然后立柱套于小立柱上，小立柱與立柱之間用螺栓聯結。這方面的內容將在后面章節(jié)介紹。 2.2起升方式的選擇 2.2.1起升方式的比較 1.鏈條式起升方式 所謂鏈條式起升方式就只利用鏈條鏈輪進行傳動，從而提升貨物。從門架的情況我們可以確定如果采用鏈條式起升方式，就需要首先用傳動鏈將動能傳遞到立柱頂部，再通過起重鏈來提升貨物。下面分析鏈條起升方式的優(yōu)缺點： （1）傳動鏈、 優(yōu)點：鏈傳動由鏈條盒鏈輪組成，通過鏈輪輪齒與鏈條鏈節(jié)的嚙合來傳動。鏈傳動無彈性滑動和整體打滑現象，能保證準確的傳動比和很高的傳動效率。有鏈條撓性構件，不需要安裝太緊，故對軸的壓力不大，鏈傳動的整體尺寸較小，結構緊湊，同時能在高溫和潮濕條件下工作。 缺點：只能實現平行軸之間鏈輪的同向傳動，運轉時不能保證瞬時的傳動比，磨損后易產生跳齒，工作時產生噪音，不宜用在載荷變化大，高速和急速反向的傳動。 （2）起重鏈 起重鏈條有環(huán)形焊接鏈和片式焊接鏈。焊接鏈與鋼絲繩相比，優(yōu)點是撓性大，鏈輪齒數可以很少，因而直徑小，結構緊湊，其缺點是對沖擊的敏感性大，突然破短的可能性大，磨損也較快。另外不能用于高速，起重鏈用于起重量小，起升高度小，起升速度低的其中機械。 鏈條傳動還要有鏈條加緊裝置，從而還增加了安裝的難度。 2．鋼絲繩式起升方式 鋼絲繩起升方式是最常用的其中方式。由于它具有強度高、自重輕、撓性好、運動平穩(wěn)、極少突然斷裂等優(yōu)點，廣泛應用于起升機構、變幅機構、牽扯引機構中，有時也用于旋轉機構。鋼絲繩強度高、自重輕、柔韌性好、耐沖擊，安全可靠。在正常情況下使用的鋼絲繩不會發(fā)生突然破斷，但可能會因為隨的栽荷超過其極限友斷力而破壞。鋼絲繩的破壞是有前兆的，總是從斷絲開始，極少發(fā)生整條繩的突然斷裂。 圖2-2所示為典型的鋼絲繩裝置方案。卷筒和滑輪的直徑應為所用負擔直徑參見起重機標準。卷筒為帶溝的圓筒，鋼絲繩在溝內纏繞的方向與纏入溝內時的鋼繩方向之間的角度在以內，當貨臺在最低位置時，在卷筒上殘留的鋼絲繩必須在2圈以上。 圖2-2 1、起升裝置2、滑輪3、導輪4、卷筒5、減速裝置6、起升電機 結論：根據以上對鋼絲繩和鏈條兩種主要的傳動方式優(yōu)缺點的比較，以及根據實際的情況我們選用鋼絲繩作為升降裝置的撓性構件。選用圖2-2所示的升降結構，包括電動機，減速器，卷筒等裝置。 圖2-2 1、減速裝置2、帶制動器的電機3、聯軸器4、卷筒 2.2.2鋼絲繩起重類型的選擇 鋼絲繩由電機帶動卷筒運動，從而進行拉升鋼絲繩，卷筒有單聯式和雙聯式，鋼絲繩通常還與滑輪相結合，滑輪有定滑輪和動滑輪，定滑輪的作用是改變鋼絲繩的方向即力的方向，動滑輪的作用是節(jié)省力的作用，有多少動滑輪就相應地減少多少力。 卷筒長度隨著堆垛機的增大而增大，為了能夠用卷筒，在各種裝卸機械上可以采用縮短卷筒長度以節(jié)約空間的多層繞繩卷筒，考慮到本設計的實際安裝尺寸，決定采用單聯多層繞繩卷筒。 由于本設計的起重量小，以及受到安裝條件的限制，決定不使用動滑輪，只適用定滑輪改變方向。 本論文主要是對堆垛機起升裝置進行設計與相關的校核心，其主要尺寸是根據貨架的結構與實驗條件進行設計并確定相關的參數，由上面已經確定選用雙立柱鋼絲繩作為繞性裝置的有軌巷道堆垛機。那么對于堆垛機起升裝置的設計應按雙立柱進行設計，包括對起升所用的升降臺、上橫梁的設計、卷筒的設計和起升電機、相關減速器、聯軸器的選擇。 2.3 升降臺的設計 首先對升降臺的結構進行設計，載貨臺總成主要由導輪架、載貨臺體、導向座、及滑輪組等組成；其上裝有貨叉裝置、斷繩保護裝置、升降認址裝置、貨物位置異常檢測裝置等。其中升降臺全部使用28*28的方通鋼焊接而成。如圖2-3所示 圖2-3 載貨臺結構 今用八個導輪作為導向部件安裝在升降臺兩側的8個方通橫梁上，使八個導輪夾住兩根立柱確保其在起落時不會前后晃動。再安裝4個導輪在立柱相對面上，以保證其不會左右晃動。 另外本論文還包括了導輪和滑輪的選擇。 第三章 起升電機的選擇 3.1電機的計算 牽引電機性能的優(yōu)劣，直接影響到立體倉庫提升系統(tǒng)性能的好壞。提升系統(tǒng)的啟動加速、平穩(wěn)運行及制動減速由牽引電機控制著，所以牽引電機性能直接影響提升系統(tǒng)的啟動、制動性能。另外，升降系統(tǒng)的平層準確度既與制動距離、制動力矩有關，又與牽引電機的性能有關。牽引電機的機械特性必須能在四個象限中運行，而速度是可調的。 在堆垛機運行過程中，牽引電動機需頻繁的起動、制動、正轉、反轉，而且負荷變化大，經常工作在重點短時狀態(tài)、電動狀態(tài)、制動狀態(tài)下，對電機要求較高。 根據工作性質，牽引電動機應該有以下特點: (l)、能頻繁的制動和起動。 (2)、起動電流較小。 (3)、要有發(fā)電制動的特性，能由電動機本身的性質來控制牽引系統(tǒng)在滿載下行和空載上行時的速度。 (4)、要有較硬的機械特性，不會因起升裝置載重的變化而引起提升速度的過大變化。 (5)、電動機運轉平穩(wěn)，工作可靠，運行噪聲低。 普通交流感應電動機的轉子電阻低，機械特性好，轉差率S小，運行效率高。 可是這類交流感應電動機的起動電流大，一般為額定電流的4~7倍，同時起動轉矩也較大，一般為額定轉矩的3一5倍。如果選用為起升系統(tǒng)的電動機，會因為起升系統(tǒng)的頻繁起動，它的起動電流會造成電網電壓的大幅度波動，還會增加電動機的發(fā)熱量，使得溫度超過允許的限度，所以普通交流電機不適合用做立體倉庫的牽引電動機。 在堆垛機上常用的曳引電機有交流單速電動機、交流雙速電動機、直流高速電動機、直流低速電動機等。其中直流電機用于直流拖動系統(tǒng)、交流單速電機用于小型貨梯上。在此，堆垛機的曳引電動機選用交流雙速電動機，其性能滿足上述曳引系統(tǒng)的各項要求。 3.1.1牽引電機調速方法研究 牽引電機選定之后，還需要選擇其調速方式。目前主要有交流變極調速系統(tǒng)、交流變壓調速系統(tǒng)、變頻變壓調速系統(tǒng)等。 變極調速系統(tǒng)是在運行時，串連電阻或電抗啟動，變極減速平層的。這就造成了起、制動加速度大，運行不平穩(wěn)。交流調壓調速系統(tǒng)采用可控硅取代起、制動電阻、電抗器，從而控制起制動電流，實現制動速度的閉環(huán)控制。提高了系統(tǒng)的平層精度。 交流異步電機的轉速，是其定子繞組上交流電源頻率的函數。所以只要均勻地改變定子繞組的供電頻率，就可以平穩(wěn)地改變電機的同步轉速。但是系統(tǒng)要求電機的最大轉速不變，維持磁通量恒定。因此，在改變定子繞組上電源頻率的同時，對其供電電壓也要做相應的調節(jié)。能夠同時改變供電電源的電壓和頻率的調速系統(tǒng)，就稱為變頻變壓調速系統(tǒng)(VVVF)。 3.1.2牽引電機容量選擇 牽引電機是提升系統(tǒng)的動力源，輸入功率(轉矩)通過牽引系統(tǒng)牽引提升裝置運行。根據提升速度和重量，可計算出堆垛機運行對牽引機的功率需求，這個功率就是提升系統(tǒng)的額定計算功率，是選用合適功率的牽引電機的依據。 倍率:牽引電機上卷筒的線速度與提升裝置速度之比稱為牽引比，用表示，此處用動滑輪傳動所以=2。 機械效率：令牽引機中牽引輪上鋼絲繩承受的拉力為，提升裝置總重力為，則機械效率=（）/。 牽引電機容量的選擇： N= 式中：—額定載重量，=609.8=588(N)； —提升速度，=15； —機械效率，這里=0.975。 計算得N=。 3.1.3減速比的計算 本設計是利用調頻進行調速的，調頻的最小頻率為20赫茲，電機轉速n=，其中p為極對數，取p=2的電機。 則卷筒的線速度為v= ；d=100mm，i為減速比，f＞20赫茲 則i= ，按照堆垛機所需的速度為低速5m/min,中速15m/min，則可以得出最小轉速比為：=37.7 3.1.4對于輸出扭矩的計算 平穩(wěn)上升階段是輸出扭矩最大階段則應算這個時候的扭矩。 平穩(wěn)上升就是等速起升載荷，這時卷筒上的載荷扭矩為 式中：—為額定起重量（N）與取物裝置自重大問（N）, =588（N）； —卷筒計算直徑，現取=100mm； —滑輪組的倍率，=1； —滑輪組的效率，=0.975； 所以可得扭矩=30.15 3.2電機的選擇 由以上計算可得起升裝置所需要的電機的容量N，則電機的功率： 式中：—系數，根據堆垛機的工作級別M3查表可得取—0.85，現取=0.80。那么。 選擇的電機的圖片及電機信息參考附錄。 由附錄本設計決定選用微特微品牌電機，其型號為Y100-200 200W, 減速比為50，允許負載44.0 Nm.外形尺寸如附錄所示。 制動器是用于機構或機器減速或使其停止的裝置，有時也用于調節(jié)或限制機構或機器的運動速度。它是保證機構或機器正常安全工作地重要部件。包括：電力制動、機械式制動。 本設計所選的電動機已經自帶了制動器，故不再進行選擇。 3.3電動機、卷筒的安裝形式選擇 由于聯軸器的安裝尺寸過大，與實際的安裝位置不符，故電動機與卷筒的傳動連接不選用，而選用齒輪傳動。由此，電動機與卷筒的軸線平行安裝。 共有兩種形式：電動機與卷筒軸線在大致同一水平；電動機與卷筒軸線在同一垂直方向。 兩種方式的比較： 由示意圖可知： 1.電動機與卷筒的軸線平行安裝方式的穩(wěn)定性較好，而且齒輪在行走小車的側面，可以降低整體的高度，故不容易振動。 2. 電動機與卷筒軸線在同一垂直方向時，整個卷筒是由軸承座支撐著，而軸承座必須安裝在一個高度大約在100mm的支架上，而且在支架上還需安裝墊塊，這樣整個高度就很高，要在小車上進行二次安裝，則容易產生振動。在運行時，系統(tǒng)不穩(wěn)定。 由此比較：本設計選擇電動機與卷筒軸線在同一垂直方向的方案 1、2分別表示齒輪1、齒輪2 圖3-1 電動機與卷筒軸線在同一垂直方向 1、2分別表示齒輪1、齒輪2 圖3-2 電動機與卷筒的軸線平行安裝方式 在電動機與卷筒的軸線平行位置選擇： 當卷筒靠近立柱時，鋼絲繩的垂直方向分力較大，對固定滑輪的鐵板受力較大，容易使鐵板受彎變形。所以選用卷筒遠離立柱的方式。 具體安裝尺寸在裝配途中描述。 第四章 起升機構零部件的計算 4.1鋼絲繩的選擇與計算 4.1.1機構工作類型的確定 機構利用等級按機構設計壽命分為十級，見表8-1-1（《機械設計手冊》），總設計壽命規(guī)定為機構假定的使用年數內運轉的總小時數，它僅作為機構零件的設計基礎，而不能視為保用期，由《機械設計手冊》表8-1-1，可選機構利用等級為T4。 由上式計算可知最大受力為603.07(N)則該機構為經常承受輕載荷，偶爾承受最大的載荷，再根據《機械設計手冊》中的表8.1-3可確定機構載荷狀態(tài)為L1-輕。 根據《機械設計手冊》中的表8.1-3可確定機構工作類型為M3。 鋼絲繩的選擇 鋼絲繩的選擇分兩個部分進行：理論計算鋼絲繩的直徑，初定直徑；校核其強度。 4.1.2最大靜拉力的計算 鋼絲繩最大靜拉力：在起升機構中，鋼絲繩最大工作靜拉力是由起生載荷考慮滑輪組效率和承載分支數后確定，起升載荷是指起升質量的重力。起升質量包括起升的最大有效物品，取物裝置（下滑輪組，吊鉤，吊梁，抓斗，容器，起重電磁鐵等），懸掛撓性件及其它在升降中的設備質量，起升高度小于50米的鋼絲繩質量科不計。 確定滑輪組的的倍率系數： 本設計中由于安裝的關系則不使用省力滑輪組和增速滑輪組，只選用改變其方向的功能。 按使用的目的，滑輪可分為省力滑輪組和增速滑輪組兩類。在堆垛機中使用最普遍的是省力滑輪組，應用這種滑輪組后，當重量一定時，繞入卷筒的繩索分支比不不用滑輪組而直接繞入卷筒的繩索分支力要小，但這時物品的升降速度卻比不用滑輪組而直接繞入卷筒的速度降低了。而在本設計中由于安裝的關系則不使用省力滑輪組和增速滑輪組，只選用改變其方向的功能。 滑輪組的倍率是用來表征滑輪組減速（或省力）的大小的。 = 式中：—滑輪組中承載繩索分支數； —繞入卷筒的繩索分支數； 省力滑輪組中常用的有單聯滑輪組和雙聯滑輪組兩種。單聯滑輪組的特點是繞入卷筒的繩索分支數為一根，即=1；而雙聯滑輪組繞入卷筒的繩索分支有兩根，即=1 本堆垛機的設計為了方便起升選擇倍率=1。 滑輪的阻力系數的計算： 其阻力包括兩種，即繩索僵性阻力和輪軸阻力。 （1）繩索僵性阻力 繩索在進入滑輪時由直變彎，離開滑輪時由彎變直，克服繩索的僵性阻力，需要附加的作用力。 （2）輪軸阻力 滑輪在軸上轉動時，滑輪軸承的摩擦阻力，即為輪軸阻力。 以上兩種阻力合成后的總附加阻力以表示，則 滑輪的總附加阻力可寫成： = 式中：由實驗決定的系數，于是 式中：=(1+)------滑輪的阻力系數。 對于鋼絲繩滑輪，當滑輪用滑動軸承時，一般取阻力系數；而用滾動軸承時，。 4.1.3確定最大靜拉力 繩索的最大張力為： 式中：-----取物裝置與起升裝置重量之和，本設計中=609.8=588(N)； ---------滑輪組的倍率，由上設計可知=1。 --------滑輪組型式的系數，當為雙聯滑輪組時=1； ----------滑輪組的效率，可由起重機運輸機械查得=0.975。 =(N 4.1.4確定鋼絲繩尺寸 鋼絲繩直徑可由鋼絲繩最大工作靜拉力按GB/T3811-1983確定，計算方法如下： （1） 式中：—鋼絲繩最小直徑（mm）； —鋼絲繩最大靜拉力（N）； —選擇系數（）。 選擇系數的取值與機構的工作級別有關，按表8.1-8選取。表中的數值是對鋼絲繩充滿系數，折減系數時的選擇系數值。 當鋼絲繩的、和與表中不同時，則可根據工作級別從表8.1-7中選取值，并根據所選擇鋼絲的、和的值按（2）式計算：然后再按（1）式計算繩徑。 式中：----安全系數，按表8.1-8選??； ---鋼絲繩捻制折減系數，按表8.1-9選?。? ---鋼絲繩充滿系數，按下式求得： ； ---鋼絲的公稱抗拉強度，Mpa。 由上述的公式可求得=2.41mm 則初步選擇鋼絲繩的直徑為3mm。 4.1.5校驗鋼絲繩直徑 本設計初步選取纖維芯鋼絲繩其中結構型式為+FC，公稱抗拉強度取=1470MPa，=0.88，=0.46。則==0.0982。 查表8-1-9公稱直徑為=3mm的鋼絲繩的公稱抗拉強度為=1470MPa，最小破斷力=12.20 MPa的纖維芯鋼絲繩。標記： 3NAT6*7+FC1470ZS12.23.10GB/T8918—1996 按鋼絲繩所在機構工作級別有關的安全系數來選擇鋼絲繩直徑時，所選擇鋼絲繩的破斷拉力下還應滿足下式： 式中：---所選用的鋼絲繩最小破斷力（N），已選定=12.20 MPa； ---安全系數，按表8.1-8選取=4。 ---折減系數，已選定=0.88。 校核可知此型號的鋼絲繩符合要求 4.2滑輪的設計計算 4.2.1滑輪結構和材料 滑輪一般用來導向和支承，以改變繩索及其傳遞閏力的方向或平衡繩索分支的拉力。承受載荷不大的小尺寸滑輪（）一般制成實體滑輪，用Q235-A或鑄鐵（如HT150）。承受載荷大的滑輪一般采用球鐵（如QT420-10）或鑄鋼（如ZG230-450、ZG270-500或ZG35Mn等）、鑄成帶筋和孔或輪輻的結構。大型滑輪（）一般用型鋼和鋼板的焊接結構。 受力不大的滑輪直接裝于心軸；受力較大的滑輪則裝在滑動軸承（軸套材料采用青銅或粉未冶金材料等）或滾動軸承上，后者一般用在轉速較高，載荷大的工況。輪轂長與軸套的直徑比一般為1.5-1.8。 4.2.2滑輪規(guī)格選擇 根據GB/T3811—1988規(guī)定，按鋼絲繩子中心來計算滑輪的最小直徑，即 式中 —按綱絲繩的中心計算的滑輪的最小直徑（mm）； —鋼絲繩的直徑，由上式的選擇可知=3mm； —與機構工作級別和鋼絲繩有關的系數，按表8.1-61 可根據工作系數查得=16。則可得滑輪的最小直徑163=48mm。 查《機械工程設計手冊》繩槽兩側面夾角為30到90，一般為35到45，滑輪的內圈高度為12.5 根據以上的計算可知滑輪的受力不大久為603.07N，并且滑輪槽截面形狀和尺寸對于滑輪組工作的可靠性和鋼絲繩使用壽命都有很大影響。因此只要保證槽形有下面的要求：（1）應保證鋼絲繩與槽形有足夠的接觸面積；（2）容許鋼絲繩有一定限度的偏斜（通常約為1/10），不使鋼絲繩與槽形邊緣摩擦。 根據上述情況按《機械工程設計手冊》選擇槽形，由上述計算可知，所以此滑輪可選用HT200鑄鐵鑄造成，而且滑輪受力不大僅為603.07N，所以可把滑輪直接安在心軸上。 由圖8-1-3旁邊標注可知滑輪繩槽底半徑R=(0.53-0.6)d?？傻娩摻z繩半徑為3mm的槽底半徑為1.8mm，此標準為根據鋼絲繩直徑d的最大允許偏差為+7%確定的. 則可以得到本設計的滑輪繩槽底半徑R=(0.53-0.6)d=1.6—1.8mm 而本設計所選用的滑輪的繩槽底半徑R=1.7 4.2.3滑輪強度計算 根據《機械工程設計手冊》小型鑄造滑輪的強度尺寸決定與鑄造工藝條件，一般不進行強度計算。由于本設計所選用得滑輪屬于小型滑輪故不進行強度計算。 4.3 卷筒的計算 卷筒的類型較多，最常用的是齒輪聯結盤式和周邊大齒輪式兩種，其結構特點是卷筒軸不受扭矩，只承受彎矩。尤其是前者是目前標準型橋式起重機典型結構，分組性好，為封閉式傳動。缺點是檢修時需順著軸向外移卷筒。周邊大齒輪，一般均為開式傳動。 4.3.1卷筒的技術條件 卷筒有單層卷繞單聯卷筒，單層卷繞雙聯卷筒，本設計選用單層卷繞單聯卷筒。 根據《機械工程設計手冊》得：卷筒技術條件應按JB/T 90006.3—1999《起重機用鑄造卷筒技術條件》的規(guī)定，其具體要求如下： （1）材料 鑄造卷筒的材料應采用不低于GB/T 9439中規(guī)定的HT 200灰鑄鐵，或GB/T 11352中規(guī)定動作ZG 270-500鑄鋼。鑄鐵件需經時效處理以消除內應力，鑄鋼件應進行退火處理。 （2）表面質量 卷筒不得有裂紋。成品卷筒的表面上不得有影響使用性能和有損外觀的顯著缺陷（如氣孔，疏松，夾渣等）。 （3）尺寸公差和表面初糙度 同一卷筒上左右旋槽的底徑差，不得超過GB/T 1801—1999中規(guī)定的h12. 加工表面未注公差尺寸的公差等級應按GB/T 1804中的m級（中等級）。 未注加工表面粗糙度值按GB/T 1031中的12.5um。 形位公差 卷筒上配合圓（D1）的高度，同軸度，左右螺旋槽的徑向圓跳動 以及端面圓跳動，不得大于GB/T 1184中的下列值： ≤；孔不低于8級； =。 4.3.2卷筒的尺寸計算 （1）、卷筒的直徑 根據GB/T 3811-1988規(guī)定 ,按鋼絲繩中心來計算卷筒的最小直徑 式中—按鋼絲繩中心來計算卷筒的最小直徑mm —鋼絲繩的直徑，由前面的選擇可知=3mm； —與機構工作級別和鋼絲繩有關的系數，按表8.1-61 可根據工作系數查得=14。則可得卷筒的最小直徑=143=42mm。 由于本設計的起升高度很小，需要卷入卷筒的鋼絲繩的長度只有2米，由實際情況可初步選擇卷筒的名義直徑為。 3、卷筒的長度 決定于繞在它上面的繩索工作圈數Z或繩索工作長度（繞繩量），而則由起升高度與滑輪組型式和倍率來決定，當為單滑輪組時，則工作長度為： 式中： —卷筒上有螺旋槽部分長； —最大起升高度，此堆垛機=2.0m； —卷筒計算直徑，由鋼絲繩中算起的卷筒直徑此處=100+3=53mm；取103mm —為固定鋼絲繩的安全圈數，現??； —繩槽槽距，此值可由P的需要根據鋼絲繩直徑查得=3.6mm。且p=（1.1—1.2）d， 由此可得=29.43mm 。 本設計選取100mm。 此長度加上電機寬度及制動器、聯軸器寬度滿足設定的貨架之間的寬度。所以選擇此種形式的卷筒即可。此卷筒直徑，長度為=；槽底半徑，標準槽形槽距；起升高度，滑輪倍率=2； 標記為： A100100—3.33.6—21—左JB/T9006.2—1999。 4.3.3卷筒強度計算 根據《機械工程設計手冊》卷筒的材料一般采用不低于HT200鑄鐵、特殊需要時可用ZG230—450，ZG270—500鑄鋼或用Q235—A焊接制造。 若忽略卷筒自重力，卷筒在鋼絲繩最大拉力作用下，使卷筒子產生壓、彎曲和扭應力。其中壓應力最大。當時，彎曲和扭應力合成應力不超過壓應力。所以，當時只計算壓應力即可。當時還要考慮彎曲應力。本設計中，不用考慮彎曲應力[8]。卷筒彎矩圖3-1所示： 圖4-1 卷筒受力圖 當時，只計算壓應力，當單層卷繞時，壓應力應按下式來計算 式中：—單層卷繞卷筒壓應力； —鋼絲繩最大拉力本設計中； —卷筒壁厚，本設計中壁厚的計算公式為： =0.02D+（6~10） =0.0250+6 =7mm —應力減小系數，一般取=0.75； 由表8.1—62選擇1.8. —許用力，對鑄鐵=，現取==40； 可算得；由計算可知此卷筒合用。 4.4傳動軸的強度校核 傳動軸在工作時，同時受到扭轉、彎曲和壓縮三種負荷，不僅承受靜載荷，而且還有附加動載荷作用。目前國內外主要根據規(guī)范公式計算軸徑，而主要依據扭矩，即以軸在額定工況時傳遞的平均扭矩所產生的扭應力!，應小于或等于許用扭轉應力，并考慮一些經驗數據推導出來的。而沒有明確考慮扭轉、彎曲、壓縮三種負荷的綜合作用。為了反映實際受力情況，以及對規(guī)范公式計算出的軸徑作進一步校核，有必要對傳動軸的強度進行計算和校核。 傳動軸強度校核的基本方法，是按規(guī)范計算出傳動軸的基本軸徑的基礎上，計算靜載荷下的合成應力，再引用實際經驗所確定的安全系數來考慮動載荷的作用。用這種方法來驗算強度，雖然與實際情況不盡相符，但實踐證明是可行的。下圖為軸的圖形： 圖4-2 軸示意圖 因為軸在云裝的古城中受到彎矩和扭矩的作用，所以應對其進行彎扭合成強度校核。彎扭強度校核已經綜合了正應力、切應力，故不用再單獨校核。 按彎扭合成強度條件校核（第三強度理論） = =M/W =T/2W W=0.1 則=52.4MPa Q235的[]=160Mpa 則按彎扭合成強度條件校核合適 4.5直齒圓柱齒輪的強度計算 本節(jié)是對傳動齒輪強度的校核，本設計采用了直齒圓柱齒輪傳動，兩輪大小相同，齒數為60，模數為2，壓力角為20度，則和相等。下面是校核內容： 4.5.1輪齒的受力分析 忽略摩擦力，法向力Fn沿嚙合線作用于節(jié)點處（將分布力簡化為集中力）Fn與過節(jié)點P的圓周切向成角度。Fn可分解為Ft和Fr 1、力的大小 圓周力 Ft=2π/d1 Ft1=-Ft2 徑向力 Fr=Ft/tgα Fr1=-Fr2 大小相等，方向相反 法向力 Fn=Ft/cosα Fn1=-Fn2 圖4-3 齒輪受力圖 T1——小齒輪上傳遞的扭矩（N.mm）30.15 d1——小齒輪上的60直徑（mm）, α=20 2、力的方向 Ft——“主反從同”，Fr——指向軸線—外齒輪背向軸線—內齒輪 4.5.2齒根彎曲疲勞強度計算——防止彎曲疲勞折斷 由于輪齒嚙合時，嚙合點的位置從齒頂到齒根不斷變化，且輪齒嚙合時也是由單對齒到兩對齒之間變化，由此，齒根部分的彎曲應力是在不斷變化，最大彎曲應力產生在單齒對嚙合區(qū)的最高點但計算比較復雜。 計算假設：1）單齒對嚙合；2）載荷作用于齒頂；3）計算模型為懸臂梁；4）用重合度系數考慮齒頂嚙合時非單齒對嚙合影響；5）只考慮彎曲應力，∵裂紋首先在受拉側產生，且壓應力對較小對拉應力有抵消作用；6）危險截面——30切線法定 ——齒頂壓力角 →彎曲拉應力；——產生壓應力 如圖8-16，齒根危險截面的彎曲應力是為： 計入載荷系數K，代入上式 ——YFa ∴ YFa——齒形系數，只與齒形有關，即與，C*，Z1，X，有關，當，C*一定時，只與Z1，X，有關，而與m無關。 ∴彎曲疲勞強度的校核公式： Mpa (8-4) 其中，Yε=0.25+0.75/ ——端面重合度 令——齒寬系數（設計時選定），將和，代入上式得 校核公式： Mpa (8-5a) 設計公式：（mm）取標準值 （8-5b） 計算值的確定; 查《機械設計》表9-6得=1.0 ；圖10-8得=1.1 ； 表10-3得=1.0；表10-4得=1.179 Fn==534.75N 查表10-5得=2.28 =1.73 所以： Mpa 齒輪材料為40Cr，硬度200HBs。查表10-20C得[]=380MPa 所以彎曲疲勞強度的校核合適。 4.5.3齒面接觸疲勞強度計算——防止疲勞點蝕 要求齒面的最大接觸應力不超過接觸疲勞極限應力 Mpa引入齒寬系數，則得（） 設計公式： （mm）對于標準直齒輪，， ∴分別得 Mpa (mm) 查《機械設計》得 U=1 則=100415041.9=100.4MPa 查圖10-21得[]=440Mpa 所以齒面接觸疲勞強度計算合適 4.5.4齒輪傳動強度計算說明 1、彎曲強度計算，要求， ，公式（8-5b）對大小齒輪，其它參數均相同只有不同，應將和中較大者代入計算。 2、接觸強度計算公式中，， 3、輪齒面——按齒面接觸疲勞強度設計，再校核齒根彎曲疲勞強度 硬齒面——按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度 或分別按兩者設計取較大者參數為設計結果（書本） 4、在用設計公式定d1或m時，∵、、預先未知→試取載荷系數Kt代K（一般Kt=1.2~1.4）→計算得d1(mn)論為d1t(mnt)→按d1t計算v查、、→計算，若K與Kt相差較大，則應對d1t(mnt)進行修正。 （這里考慮斜齒輪的一般情況） 5、在其它參數相同的條件下，彎曲疲勞強度與m成正比，接觸疲勞強度與d1（i一定）或中心距a成正比，即與mz乘積成正比，而與m無關 例：m=2，Z1=40，Z2=80；m=4，Z1=20，Z2=40。兩對齒輪接觸疲勞強度是相同的。 第五章 對門架及相關結構的計算 門架結構包括了立柱、橫梁、固定螺栓等，由于在運動的過程中它們受到了撓度、力的作用，所以有必要對它們的強度進行校核。 5.1 立柱撓度的計算 機構不管是在靜止狀態(tài)還是在運動狀態(tài)，立柱始終都會受到力和彎矩扭矩的作用，對靜止狀態(tài)和對運動狀態(tài)的校核實為了保證堆垛機的安全。本章節(jié)就是針對堆垛機立柱的強度而進行計算的，分為靜止狀態(tài)和運動狀態(tài)進行。 5.1.1靜止狀態(tài)立柱強度的計算 在靜止狀態(tài)下，堆垛機載貨臺上沒有貨物，載貨臺位于非工作位置，整個立柱受力極小，故不對靜止狀態(tài)下堆垛機進行分析只對其運動狀態(tài)下分析。 5.1.2運動狀態(tài)下對立柱的相關計算 堆垛機在靜止、起升、降落、伸縮叉過程中，會產生振動以及由于力的作用點和方向的改變，立柱就會不停地改變其受力和扭矩，彎矩的方向，振動也隨之而來。在靜止情況下，立柱所受的靜撓度和受力是一定的，然而堆垛機在行走，起升等運動狀態(tài)下，隨著速度的不斷改變，受到了不同的加速度作用，堆垛機的受力情況會產生很大的改變，而且有些改變是突然發(fā)生的，這些改變都會對立柱的撓度產生很大的變化，此時定位裝置若安裝在立柱及上、下橫梁上，誤差將會增大，定位精度很難得到保證，容易引起事故。所以，堆垛機在提升速度時要充分考慮加速度與撓度的變化關系。本課題選取的堆垛機是按照半閉環(huán)進行速度的調速控制，每條運行曲線是根據實際情況通過大量實驗得出的，因此每條運行曲線的速度變化是不同，這樣加速度的變化對堆垛機立柱的影響也不一樣。本小節(jié)通過對立柱撓度的分析，得出立柱頂端的變形量，并確定隨著加速度的提高，對立柱的影響。 5.1.3立柱撓度的計算分析 由于堆垛機為雙立柱，兩個立柱在外力作用下產生的撓曲變形在天軌的連接作用下幾乎一致的，故本課題只對其中一個進行撓度分析計算(后面的振動分析亦只分析一個立柱的)。 本計算以載貨臺在最高位置時計算，因這時的撓度最大。堆垛機立柱的受力分析如圖5-1所示。 圖5-1 立柱受力示意圖 由疊加法可知，立柱頂端的撓度為: 如圖5-2所示： 圖5-2立柱頂端撓度 其中： 一由慣性力F,引起的立柱柱端撓度，m 一各部分質量引起的慣性力，N。 —貨物及貨叉質量，上橫梁及導輪質量，提升機構質量，； —各質量的坐標，在此設計中以上三個機構的坐標為： (kg) 50 5 12 (mm) 345 345 345 (mm) 2100 2500 2150 a—堆垛機的加速度，,取a=0.9m/s*s； —立柱材料的楊氏彈性模量，因為是Q235鋼所以=200GPa —立柱橫截面對中性軸的慣性矩，75mm*45mm鋼所以 =0.000000569 =0.000000533 I=0.000000569-0.000000533=0.000000036 —立柱高度,=2.5m； 所以由以上三種質量所引起的撓度： —由各質點質量對立柱軸線的力偶引起的立柱柱端撓度,m 各質點質量對立柱軸線的力偶，N.m g一重力加速度，g=9.8； 所以由各質點質量對立柱軸線的力偶引起的立柱柱端撓度為： —立柱自重產生的慣性均勻分布力引起的立柱柱端撓度m。 立柱自重均勻分布質量，=2.844kg/m。 所以由立柱自重產生的慣性均勻分布引起的立柱柱端撓度為： 由疊加法可知，立柱頂端的撓度為: 根據堆垛機標準3.2.1.4的規(guī)定，而本設計中： 則選取的立柱符合撓度要求。 5.2立柱彎矩剪力的校核 在載貨臺運動的過程中，立柱受到彎矩的作用，從而使立柱受到剪力的作用，現在對彎矩產生的建立進行校核。 1.在門架的連線方向上： 由以上可知其受最大彎矩為：M=265.422N.M I=0.000000036 276.48Mpa 由于是雙立柱所以=138Mpa 1.5 2.在垂直于貨架方向上： 圖5-3 一端固定一端支撐的梁的剪力計算示意圖 在這方向上的I=275663.25 M=298.84 0.000002Mpa 則綜合得138Mpa <160Mpa 由立柱彎矩產生的剪力校核合適。 5.3運行中立柱的振動分析 堆垛機啟動以后，在達到最大加速度以前，一直是以非勻加速運行的，所以在運行過程中，其立柱的振動的振幅也是不停的改變。當加速度達到最大時，立柱柱端的振幅也最大，對此時柱端進行振動分析，得出最大振幅，用以解決在提升速度以后引起的振動問題。建立堆垛機振動模型，并解決其振動問題。 由于雙立柱堆垛機的兩個立柱在運行過程中以共同的頻率，共同振幅的振動的，所以在本文僅對其中一個立柱進行振動分析，該立柱相當于一個懸臂梁，梁長為h m。 堆垛機是由無窮多個質點構成的彈性系統(tǒng)，并且在構件的連接處采用彈性阻尼隔振技術，求解這樣的多自由度系統(tǒng)有一定的難度。為了簡化計算，把堆垛機簡化成理想狀態(tài)下的單質點的振動，如圖5-4。 圖5-4 雙立柱簡化圖 由上一節(jié)可知，把堆垛機立柱簡化為懸臂梁，并根據材料力學知識我們可以得知，懸臂梁的靜撓度在外力P的作用下為： ，如圖5-5。 圖5-5懸臂梁 此時，懸臂梁起彈簧的作用，自由端產生的靜變形所需要的力就是梁的彈簧系數k： 根據梁端的振動微分方程： 得出立柱的振動頻率為: 其中，m為懸臂梁在自由端的等效質量。 換算質量系統(tǒng)與原來的多質點系統(tǒng)具有相同振形和相同的頻率。換算質量在工程中經常用的有兩種方法:剛度法和能量法。能量法的換算原理為具有換算質量的系統(tǒng)于原多質點系統(tǒng)在振動時的最大動能相同。假定梁自由振動的振動形式和懸臂梁在自由端加一集中靜載荷時的靜撓度曲線一樣。在梁端在載荷P的作用下，懸臂梁自有端的撓度為: ，在截面x處的撓度為：，在自由振動中，梁各點的振幅仍然近似按比例，即: 其中為梁的自由端的振幅。設質量m的自由振動可以表示為，而梁的振動可以表示為: 全梁動能的最大值為: = 所以： ,則此時 帶入公式得出立柱懸臂梁的振動頻率： 5.4橫梁撓度的計算 橫梁所受最大撓度可認為是起升裝置重力F（N）所引起的撓度和橫梁自重所引起的之和，即。 圖5-6 受到集中力作用時的變形情況 當起升裝置重力F（N）單獨作用于橫梁上時，此時橫梁所受的撓度可簡化成上圖，此時撓曲軸方程為： 式中：E—彈性模量，此橫梁選用的是Q235，所以E=200GPa； I—，此時I=3.6mm； —橫梁的長度，此處取=690mm。 當x=l/2時，有最大撓度值即： 圖5-7 受到均布載荷時的情況 當僅考慮橫梁自重時的撓度曲線方程為： 式中：q—理論重量，方通鋼的q=2.844kg/m。 當x=l/2時，撓度有最大值，此時 。 則此時橫梁所受的最大撓度值是： 由《堆垛起重機標準》第3.2.1.1條可知要求和上橫梁的水平彎曲δ，為上橫梁的長度。此設計為=690mm，即要求δ，由上面計算可知： 則橫梁校核合適。 5.5對立柱固定螺栓的計算 螺栓型號為GB/T 5782 M880. 對螺栓的計算主要進行的是拉伸強度校核 由上得F1=588N，m=50Kg，a=0.2，許用拉應力為160 則螺栓所受最大拉力為F=588+500.2=598N 共有八個螺栓聯結，直徑為8mm，則 <160 則螺栓校核合適 第六章 總結 不知不覺，短短一個學期的畢業(yè)設計即將結束，這也是我的大學階段的最后一個學習實踐任務，是我將四年大學所學到得知識融會貫通的機會，也是我最后一次鍛煉自己，為即將在社會中工作地最后準備。在張鐵異老師的指導下，我完成了我的畢業(yè)設計。 本次畢業(yè)設計是為學校教學做一個自動化立體倉庫的模型，是要做出實物的一個畢業(yè)設計，而我負責的是自動化立體倉庫中的起升裝置部分的設計，本設計是與市場的現實材料相結合，所以在設計的過程當中，我首先是在理論上將設計方案設計出來，然后再在市場上尋找相關的材料，盡量使用標準材料，然后根據市場，在原來的理論基礎上進行修改，使理論和實際相結合。另外有些零部件需要自己進行加工制造，也是先進行理論分析，從而確定其的安裝尺寸和方式，確定最后的制造結構。 設計的堆垛機起升裝置包括了：電動機、卷筒、齒輪、鋼絲繩、滑輪、載貨臺等的設計。設計順序為：首先收集有關的資料，了解堆垛機的各種形式，各種工作方式，大致對堆垛機有個較全面的認識；然后設計門架結構，由貨架高度定出門架高度