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摘 要
近些年來，隨著企業(yè)管理和倉儲工作的不斷提升，特別是大量電商的飛速發(fā)展。更多的企業(yè)開始關注物流系統(tǒng)的創(chuàng)新和改進。在物流的最重要環(huán)節(jié)倉儲的工作中，自動化程度逐漸提高，全新智能的存儲物流系統(tǒng)應運而生。伴隨著現(xiàn)代化技術和科技的發(fā)展，更高效率耕地成本的倉儲系統(tǒng)不斷出現(xiàn)。堆垛機作為自動化倉庫中一個重要的儲存、移動、提取的工具，它是隨著立體智能倉庫的發(fā)展而逐漸出現(xiàn)的新的專用提升設備。它能能夠自動的在倉庫內進行穿梭運動，根據(jù)指令存取貨物。
本次畢業(yè)設計就是根據(jù)堆垛機在企業(yè)生產(chǎn)中的應用，通過對堆垛機的發(fā)展狀況以及分類進行詳細的了解和闡述，然后對堆垛機的整體結構進行了設計。同時針對堆垛機的重點零部件門架和載貨臺進行了詳細的分析計算，并對其結構進行了設計。根據(jù)任務書給定的基本參數(shù)，對其進行了受力、結構、承載都多方面的計算。最后形成了一個系統(tǒng)的堆垛機設計。
關鍵詞： 雙立柱堆垛機；門架；載貨臺；設計計算
Abstract
In recent years, with the improving of the enterprise management and warehouse work, especially the rapid development of large amounts of electricity. More enterprises begin to pay close attention to the innovation and improvement of logistics system. The most important link in logistics, warehousing, gradually improve the degree of automation, a new intelligent storage logistics system arises at the historic moment. With the development of modern technology, science and technology, higher efficiency of cultivated land cost of storage system appear constantly. Stacker as a important in automated warehouse storage, moving, extraction tool, it is with the development of three-dimensional intelligent warehouse and developed a new special lifting equipment. It can automatically move back and forth movement in the warehouse, according to the instructions to access goods.
This graduation design is according to the stacker in the application of enterprise production, based on the development status and classification of stacker understanding and expounds in detail, and then to design the overall structure of the stacker. At the same time for the key parts of the door frame and cargo stacking machines carried on the detailed analysis and calculation, and the structure design. According to the specification given basic parameters, force, structure, carry on the various calculation. Finally formed a system design of stacker.
Keywords ：Double column piling machine; The door frame; Cargo units; Design calculation
目 錄
1緒論 1
1.1研究背景及內容 1
1.1.1研究背景及意義 1
1.1.2研究的內容 2
1.2堆垛機的結構設計概述 2
1.2.1堆垛機結構的組成和形式 2
1.2.2巷道堆垛機的特點 2
1.3堆垛機所受載荷的簡化方法 3
2堆垛機門架的結構設計計算 5
2.1框架的彎矩和撓度 5
2.1.1由于水平載荷產(chǎn)生的彎距 6
2.1.2 由行走車輪的反力產(chǎn)生的彎距 7
2.1.3 有叉取作業(yè)產(chǎn)生的彎矩 8
2.2設計數(shù)據(jù)計算校核 9
2.2.1框架結構的設計數(shù)據(jù)如下 9
2.2.2各部分的彎矩 9
2.2.3結構構件的彎曲應力 10
3堆垛機伸縮貨叉機構的設計計算 11
3.1伸縮貨叉的擾度與強度 11
3.1.1下叉的受力分析計算 12
3.1.2中叉的受力分析計算 12
3.1.3前叉的設計分析計算 14
3.2貨叉各參數(shù)的選擇 15
3.3貨叉內部零件的選取與校核 15
3.3.1軸承4的選取校核 15
3.3.2齒輪5的選取校核 16
3.3.3鏈輪、鏈條的選取校核 17
3.4貨叉伸縮裝置中的電機、減速器的選取 18
4堆垛機行走機構的設計計算 20
4.1堆垛機走行輪的設計計算 20
4.2走行裝置的電機、減速器的選取 20
5堆垛機升降機構的設計計算 22
5.1升降機構零部件的設計計算 22
5.2升降機構的電機減速器的選取 22
5.3制動器的制動容量的設計 23
6堆垛機的安全機構的設計 24
結論 25
致謝 26
參考文獻 27
附錄 28
第一章 緒 論
作為自動化立體倉庫的核心部件，堆垛機負擔著全部出庫、進庫、盤庫等任務。自動化立體倉庫的發(fā)展就是以堆垛機的發(fā)展為主要標志。[1]
初期的立體倉庫使用的堆垛機以橋式起重機為基礎，這種堆垛機是從起重機的大梁上懸掛一個門架(立柱)，利用門架的上下和旋轉運動來搬運貨物。1960年左右，美國出現(xiàn)了沒有大梁的巷道式堆垛機，這種堆垛機是在地面上的導軌上行走，利用貨架上邊的導軌防止傾倒，或者相反，在上邊的導軌上行走，利用地面的導軌防止傾倒。隨著立體倉庫的發(fā)展，巷道式堆垛機逐漸代替了橋式堆垛機。[2] 橋式堆垛機被淘汰的原因如下：
（1） 與巷道式堆垛機相比，自重很大，必須用比較堅固的建筑結構。
（2） 為使堆垛機的大梁通過，在倉庫的天栩與貨架之間要有很大的空間。
（3） 堆垛機的通道寬度大，而且也受大梁的跨度的限制(約為13-23 米)。
（4） 更為重要的是它難以實現(xiàn)自動化控制等問題。
但是，橋式堆垛機對重、長物料的高堆垛可以發(fā)揮其特長。如當前在人工控制的鋼鐵倉庫(盤料、鋼帶、鋼板、棒材、型鋼、管材等)還使用這種堆垛機，它可以搬運長達20米，重達20噸的貨物。
隨著微電子技術的發(fā)展，出現(xiàn)了計算機控制的堆垛機，而且，堆垛機的結構也有了較大的改變。首先，由貨架支撐式改變?yōu)榈孛嬷问?；其次，大、中、小型立體倉庫都有了發(fā)展，雙立柱堆垛機也隨之誕生，而且逐漸體現(xiàn)出其優(yōu)越性。
巷道式堆垛機是在所謂高層、高速、高密度儲藏的概念下的產(chǎn)物，它的歷史較短，目前正在發(fā)展之中。但現(xiàn)在差不多己經(jīng)定型，盡管各廠家各有獨創(chuàng)，結構形式有些差異，但可以說大同小異，所有的堆垛機都不外乎由機架、載貨臺、伸縮貨叉、軌道和控制系統(tǒng)等部分組成。
機架，除輕載荷、低層貨架用單立柱型堆垛機外，一般都是矩形框架結構。它們的支撐與驅動方式有：上部支撐上部驅動型，下部支撐下部驅動型，下部支撐上下同時驅動型。另外，還有一種適用于小型立體倉庫的用絲杠螺母驅動的小型堆垛機。
近年來，隨著企業(yè)生產(chǎn)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)提高生產(chǎn)率、降低成本非常重要。堆垛機是自動化立體倉庫中最重要的起重堆垛設備。本文著重就堆垛機的結構設計進行初步研究。
1.1研究背景及內容
1.1.1研究背景及意義
自動化立體倉庫是物流中的重要組成部分，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(xiàn)代工業(yè)社會發(fā)展的高科技產(chǎn)物，對提高生產(chǎn)率、降低成本有著重要意義。近年來，隨著企業(yè)生產(chǎn)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。堆垛機是自動化立體倉庫中最重要的起重堆垛設備，它能夠在自動化立體的巷道中來回穿梭運行，將位于巷道口的貨物存入貨格；或者相反取出貨格內的貨物運送到巷道口。
世界主要工業(yè)國家都把著眼點放在開發(fā)性能可靠的新產(chǎn)品和采用高新技術上，更加注重實用性和安全性。在堆垛機方面，我們應當看到和世界發(fā)達國家的差距，總結經(jīng)驗，找出不足，打破傳統(tǒng)思路，推出新的外形和更高性能的堆垛機。
相信，通過我們的不斷努力，必能設計出高速、安全、可靠性能高的堆垛機，為增強我國綜合國力，為我國填補一分科技空白。
1.1.2研究的內容
在堆垛機設計中將做以下工作：
（1） 堆垛機的門架的設計計算；
（2） 堆垛機的貨叉伸縮機構的設計計算；
（3） 堆垛機的行走機構的設計計算；
（4） 堆垛機的升降機構的設計計算；
（5） 堆垛機的安全機構的設計計算。
1.2堆垛機的結構設計概述
1.2.1堆垛機結構的組成和形式
堆垛機結構主要有三個機構組成：
（1） 升降機構有電動機、制動器、減速器、卷筒、鋼絲繩及防落安全裝置組成。升降機構的工作速度一般控制在15m/min以內。
（2） 行走機構有電動機、聯(lián)軸節(jié)、制動器、減速器和行走輪組成。在其頂部設置導向輪沿固定在貨架上弦的導軌導行。下部裝有水平導輪沿貨架下部的水平導規(guī)導行。行走機構的工作速度依據(jù)巷道長度和物料出入庫頻率而定，正常工作速度控制在10~60m/min，設計時選取50m/min。
（3） 貨叉伸縮機構是堆垛機的取放物料裝置，它有前叉、中間叉、固定叉、驅動齒輪等組成。貨叉伸縮機構的工作速度控制在15m/min，最高可達30m/min，設計時選取20m/min。
（4） 載荷要求500Kg以上。
1.2.2巷道堆垛機的特點
由于使用場合的限制，巷道堆垛機在結構和性能方面有以下特點：[1]
（1） 整機結構高而窄，其寬度一般不超過儲料單元的寬度，因此限制了整機布置和結構選型。
（2） 金屬結構件除應滿足強度和剛度要求外，還要有較高的制造和安裝精度。
（3） 采用專門的取料裝置，常用多節(jié)伸縮貨叉或貨板機構。
（4） 各電氣傳動機構應同時滿足快速、平穩(wěn)和準確。
（5） 配備可靠的安全裝置，控制系統(tǒng)應具有一系列連鎖保護措施。
1.3堆垛機所受載荷的簡化方法
堆垛機的機架有立柱、上下梁組成，整機結構高而窄。堆垛機工作時，將受到載貨臺、貨物的鉛垂作用，行走、制動和加減速的水平慣性力作用以及起吊時的沖擊載荷作用；某些特殊環(huán)境下，還要受到風力的作用。堆垛機每完成一個工作循環(huán)，以上載荷將重復出現(xiàn)一次。因次，堆垛機所受的是交替變化的載荷。為了保證堆垛機安全可靠的工作，其剛結構部分的強度與剛度計算是必不可少的。
在此，就堆垛機所受載荷簡化的基本方法作一說明。[1]
（1）起重重量P
實際起重重量包括吊具重量和額定重量之和，用S表示?？紤]到貨物正常起吊時的動載沖擊作用，則設計起重重量P= S
式中，稱為沖擊系數(shù)，與堆垛機分類有關：
1類 =1. 1 2類 =1.25 3類 =1.4 4類 =1.6
（2）水平載荷S
堆垛機沿水平方向加減速行走或旋轉時，必然存在與其加速度有關的水平慣性力。即S=S 式中，稱為動載荷系數(shù)，由于加速度的不確定性，一般用額定速度v來確定。
水平行走時 =0.0005v； 旋轉時 =0.0004v.
（3）風力載荷S
風力載荷S為風壓力q與受風面積的乘機，即S=qA
堆垛機工作時，風壓力 q=1742.7
非工作狀態(tài)，風壓力 q=148.1 式中，h為吊具高度，單位取mm
（4)起吊沖擊載荷S
在正常情況下，起吊貨物的加速度可能很大，這時的沖擊載荷很大，設計時應另行考慮。
（5）載荷狀態(tài)
堆垛機工作時，其承載能力是上述各種載荷與自重S的不同組合：
A 正常工作狀態(tài)：M（S+S+ S）
B 特殊工作狀態(tài)：M（S+ S+ S）+ S
C 起吊工作狀態(tài)：S+ S+ S
D 停止：S+ S
以上各式中，M稱為作業(yè)系數(shù)，與堆垛機的分類有關：
1類 M=1.0； 2類M=1.05； 3類M=1.1；4類M=1.20
2 堆垛機門架的結構設計計算
門架是堆垛機的主要結構物，有單柱式和矩形框架式。按支承方式，又可分為安裝在貨架上的上部支承式和安裝在地面上的下部支承式。不論哪種型式都帶有伸縮貨叉和人工駕駛室（有時也沒有）的貨合。升降臺沿立柱升降，同時靠地上和頂上的導軌保持走行穩(wěn)定和支持貨叉伸出進行裝卸作業(yè)時的翻轉彎矩。
在門架上安裝有卷揚、走行等機械裝置，以及配置有電氣控制開關、控制裝置、配線等。下部支承式的集中放在門架下部。
由于行走起動、停止及加減速時產(chǎn)生的慣性力，門架在通道的縱向發(fā)生撓曲，整個門架成為振動體，其柱端的振動較大。同樣，在通道的直角方向，立柱由于貨叉作業(yè)時的彎矩作用而發(fā)生彎曲，使伸長著的伸縮叉的前端的撓度增大。
柱端振動和貨叉前端的撓度超過極限，就成為堆垛機自動定位的障礙，所以門架應具有足夠的強度和撓度小的適當剛度。
本次畢業(yè)設計選取雙立柱下部支承式門架進行結構計算。
2.1框架的彎矩和撓度
堆垛機的矩形門架是超靜定結構。堆垛機門架的設計計算參數(shù)[3]
Q——上梁及附件重量
Q——貨臺、貨物、附件及搭乘人員的總重量
Q——電氣控制盤的重量
Q——卷揚裝置的重量
Q——柱的單位長度的平均重量
作用在門架上的慣性力：
H=（/g）Q及 qh/g (:減速度，g =9.8米 /秒)
h~h——下梁中心線分別到Q~ Q的中心高度
l——立柱的中心距
I——立柱AB、DC的斷面慣性距
——上梁與下梁端部的偏轉角
R——因構件兩端變位產(chǎn)生的彎距
E——縱彈性模量
C——由構件的中間載荷在杠端產(chǎn)生的彎距，稱為載荷項。
K= I/ h——立柱的剛度
K=I/l——上下梁的剛度
n=K/ K——剛度比
M——彎距
2.1.1由于水平載荷產(chǎn)生的彎距
作出作用于框架結構的慣性力圖解[3]：
圖2-1框架結構的受力分析
圖2-1(a) 列出角變位移方程：
M=
M=
M=2EK
M=2EK
M=2EK+C
M=2EK-C
M=2EK
M=2EK
其中載荷項：
C=（1/h）[H h(h-h)+Hh( h- h)]+q h/12g
C=（1/h）[H h(h-h)+Hh( h- h)]+q h/12g
有節(jié)點的彎距平衡方程式：
M+ M=0 M +M=0
M+ M=0 M+ M=0
由隔離體靜力平衡方程式：
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再帶入可求出
上下梁內力——M M、M 、M； 、
立柱內力——M = -M、M= - M
M= - M、 M= - M
圖2-1(b) 列出角變位移方程式：
M=2EK（2+-3R）-C
M=2EK（2+-3R）+C
M=2EK (2+)
M=2EK (2+)
M =2EK（2+-3R）
M=2EK（2+-3R）
M=2EK (2+)
M=2EK (2+)
固端彎距（載荷項）
C=（1/h）Hh(h-h)+ q h/12g
C=（1/h）Hh(h-h)+ q h/12g
C =C=C=C=C=C
有節(jié)點的彎距平衡方程式：
M+ M=0 M+ M=0
M+M=0 M+ M=0
有隔離體靜力平衡方程式：
+++=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內力
有水平載荷產(chǎn)生的彎距，可由圖(a) 圖(b)疊加得出：
M= M+ M M= M+ M
M= M+ M M= M+ M
又有節(jié)點方程式可得
M= -M M= -M M= -M M= -M
門架立柱端部的線變位 ：
=+=h(R+R)
2.1.2由行走車輪的反力產(chǎn)生的彎距
受力分析圖2-2如下[3]：
圖2-2
列出角變位移方程式：
M=2EK（2+）
M=2EK（2+）
M=2EK（2+）
M=2EK（2+）
M=2EK（2+）
M=2EK（2+）
M=2EK（2+）+C
M=2EK（2+）-C
固定端彎距： 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= - M
V——走行車輪的反力，按1/2（堆垛機總重量+載重）求出。
2.1.3 有叉取作業(yè)產(chǎn)生的彎矩
由于貨叉作業(yè)，在門架上及與走行方向成直角的方向增加了彎矩，產(chǎn)生了擾度。但是，此彎矩相比前兩種相差很大，而且不會在貨叉伸出的情況下走行，所以可以認為最大彎矩為M和M合成的彎矩。
2.2設計數(shù)據(jù)計算校核
2.2.1框架結構的設計數(shù)據(jù)如下
上下梁（槽鋼200*90*8，I=8360厘米）
立柱（290*7.9矩形鋼管44角鋼，I=19014厘米）
l=3m h=20m h=18m h=2m h=1m a=0.5m
Q=350kg Q=2300kg Q=400kg Q=400kg
q=0.85kg/cm /g=0.1 H=0.1Q
堆垛機總重量（自重+載重）=8000kg
載重增加25%作為試驗載荷，為1500*（1+25%）=1875kg
根據(jù)1.1.3的討論，關于載荷的補加系數(shù)，對堆垛機的沖擊系數(shù)=1.4，作業(yè)系數(shù)M*=1.1。則載荷組合為M*（S+S+S）。
2.2.2各部分的彎矩
n=K/K=Ih/Il=2.73
固定端彎矩： C=24.9Nm
C=28.6 Nm
C=57.4 Nm
C=34.5 Nm
R=R+R=0.0018+0.00075=0.00255
行走停止時產(chǎn)生振動的立柱上端的線變位：
=17800.00255=4.54cm
(注：值容許范圍一般在2.5—5cm,符合要求)
由水平載荷產(chǎn)生的各部分的彎矩：
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 Nm
M= M*(M+M) =1.1(178.2+73.4)=276.8 Nm
M= M*(M+M) =1.1(176.2+75)=276.3 Nm
由行走輪的反力產(chǎn)生的各部分的彎矩：
V=M*(8000-2300-2300)/2=4906kg
固端彎矩：
C=490645=220. 8Nm
因此：
M=87.4 Nm M=28.2 Nm M=133.4 Nm
最大彎矩：
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 Nm
2.2.3結構構件的彎曲應力
上下梁的斷面系數(shù)Z=498 cm，柱的斷面系數(shù)Z=789cm
則： = -2560N/cm = -3010N/cm
=4780 N/cm =613 N/cm
= -3870 N/cm = -4610 N/cm
=8230 N/cm =2870 N/cm
隨著堆垛機往復運動，這些應力交變出現(xiàn)，在下梁A和D點產(chǎn)生最大應力振幅。如用應力比法，則K= -2870/8230= -0.35，按切口分類為a，可查出疲勞許用應力為12500 N/cm。故能滿足上述彎曲應力條件。[3]
3 堆垛機伸縮貨叉機構的設計計算
貨叉是堆垛機中最主要的部分，所設計的貨叉是三節(jié)伸縮式貨叉，即由上叉、中叉、下叉以及導向滾子等構成的貨叉。它主要由電機、減速器、鏈輪、鏈條、齒輪、齒條、下叉、中叉、上叉、軸承等組成。如圖3-1所示。
圖3-1 貨叉
下叉1側面裝有軸承4并固定在載貨臺的臺架上，中叉2的下板與工字行導軌相連，上叉4的頂板與立板相連,在立板上裝有軸承4.貨叉電機通過鏈輪鏈條帶動齒輪5旋轉，齒輪帶動齒條及中叉2運動,同時中叉2中的鏈輪7通過鏈條帶動上叉3沿著中叉2中的工字行導軌運行。中叉可在齒輪、齒條或鏈輪、鏈條的驅動下從中叉的中點，向前或向后移動大約自身長度的一半，上叉可從中叉的中點，向前或向后伸出比自身稍長的長度。
3.1伸縮貨叉的擾度與強度
圖3-2 貨叉撓度
所設計的貨叉是指貨叉插入貨架中的部分，應以厚度盡量薄，同時叉前端的擾度控制在最小，作為設計的目標。
貨叉各參數(shù)如下：:
W——載荷
I、I 、I—— 分別為下叉，中叉，上叉的重力方向的慣性矩
E——材料的縱彈性系數(shù)
3.1.1下叉的受力分析計算：
如圖3-3，假設l為不變形部分的長度
.
圖3-3 下叉受力分析圖
P=W l/b ,ax l時的彎矩為
M= - P(x-a)
i=i-dx= i- [+(x-a)] 式(3.1)
= ix-dx= ix-[+(x-a)] 式(3.2)
當x= i時, =0
i= -( i+b) 式(3.3)
將(3.3)代入(3.1),x=l時c點的傾角與為
t= - = -l
3.1.2中叉的受力分析計算
圖3-4,因載荷W的作用,在b間產(chǎn)生反力P，P,
設點的傾角為i，擾度為
圖3-4 中叉的受力分析
M= Px=x = -= -
i== -+i 式(3.4)
= -+ ix+ 式(3.5)
因x=b時，=0, =0
則 i= 式(3.6)
將(3.6)代入(3.4),求x=b時的傾斜角
i= - = -
圖3-5,把b段作為剛性,c點作為固定端考慮,并設由于W在中叉產(chǎn)生的反力為P和P，
而由這些反力作用在叉子前端產(chǎn)生的擾度為和，則
圖3-5 中叉的撓度分析圖
M= - P(x-d)+ Px
P=W P=W
= -dx= -[ Px- P(x-d)]
在x=l時，
= -[(e+d) l-e(l-d)]
其次i= -dx= -]
當x=l時，
i= -[-e(l-d)+( e+d)l]
所以 = i(l-l)
3.1.3前叉的設計分析計算
載荷W在d區(qū)間產(chǎn)生的反力有P，P，在E點的傾斜角為i，
擾度為受力分析如下：
圖3-6前叉的受力分析
則 M=x = -= -
- i== -+i 式(3.7)
= -+ix+ 式(3.8)
當x=d時,
=0, =0 , i= 式(3.9)
將（3.9）代入（3.7），當x=d時
i= - = -(l-l)
因此，設載貨臺和立柱為剛性時，伸縮貨叉工作的總擾度為：
Δ=++++
（注）當托盤貨架進深為110厘米時，Δ值應控制在10~15毫米。
3.2貨叉各參數(shù)的選擇
a=65cm b=40cm c=20cm d=40cm e=15cm
l=100cm l=60cm l=75cm l=120cm
故可取上叉、下叉、中叉長為：
L= l=25=110cm
L=b+c+d+25=110cm
L= l-c+ 25=110cm
上叉為板狀，并取其寬也為110cm，厚度取10cm,其余數(shù)據(jù)見裝配圖上標注。因各數(shù)據(jù)取值都較大，故能滿足條件。
3.3貨叉內部零件的選取與校核
3.3.1軸承4的選取校核 [4]
設計選取貨叉伸縮機構的工作速度為：10m/min
則每各軸承所承受的壓力為：F=150010/4=3750N
轉速為：n=10000r/d (r/min)，取C=110
則
d=C=110
=16.2mm
取d=20mm, 則n=10000/20=159.2r/min
查表7-2-52，選擇深溝球軸承，代號為6404
其基本參數(shù)為：d=20mm D=72mm B=19mm
c=31.0KN c=15.2KN
徑向載荷 F=150010/4=3750N
軸向載荷 F=0N F/ F=0
>h=6000h 故軸承壽命滿足條件，則軸承選取合適。
3.3.2齒輪5的選取校核 [4]
（1）選取齒輪為45鋼，調質處理，齒面硬度HB=217—255，平均硬度為236
（2）初步計算傳動尺寸：軟齒面開式傳動
d=
1）轉矩T=9.55P/n=162.43d Nmm
2）設計時，因V值未知，K不能確定，故可初選K=1.4
3）取齒寬系數(shù)=1.1
4）取彈性系數(shù)Z=189.8
5）初選螺旋角=12，取節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z=2.46
6）初選Z=23，齒條Z2=
則得重合度=[1.88-3.2（1/ Z+1/ Z）]cos=1.7
取軸面重合度=0.318Ztg=1.77
取重合度系數(shù)Z=0.765
7）取螺旋角系數(shù)Z=0.99
8）許用接觸應力為：[=
取接觸疲勞極限應力為：=595MPa
齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為：N=60naL=1.08
取壽命系數(shù)Z=1.06，取安全系數(shù)S=1.0
則
[===630.7 Mpa
9）齒輪的分度圓直徑d，初算為u=Z/Z= 故
則
d==130mm
（3）確定傳動尺寸
1）計算載荷系數(shù)
取使用系數(shù)K=1.0
因此V=
取動載系數(shù)K=1.15
取齒向載荷分布系數(shù)K=1.11
取齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.2
故K= K K K Kα=1.53
2）對修正d==133.9mm
3）確定模數(shù)m=dcos/Z=5.69 取m=6
4）故d===141mm 并取b=50mm
（4）校核齒根彎曲疲勞強度：
=[
式中各參數(shù)：1）各值同前
2）因當量系數(shù)Z=Z/cos12=23.5故取齒形系數(shù)Y=2.64，應力修正系數(shù)Y=1.58
3）取重合度系數(shù)Y
4）取螺旋角系數(shù)Y
5）許用彎曲應力[
取彎曲疲勞極限應力：.取壽命系數(shù)：Y.取安全系數(shù)：S
故
[ =1.0
則
==4.29MPa〈176MPa=[
故能滿足齒根彎曲疲勞極限設計合理。
3.3.3鏈輪、鏈條的選取校核 [4]
設軸徑：d=80mm，鏈傳動比：i=1
鏈速：
n=V=159.2r/min
P=0.1
（1）選擇鏈輪齒數(shù)：初步確定Z=21
（2）定鏈的節(jié)距
取K，齒數(shù)系數(shù)K，多排鏈系數(shù)K
所需傳遞功率為：
由此，可選取滿足條件的08A鏈，P=12.7mm
（3）定鏈長、中心距
初定中心距a=40p，則鏈節(jié)數(shù)：
L=101節(jié)
鏈長：
L=LP/1000=10112.7/1000=1.28m
中心距：
a==508mm
中心距調整量：
實際中心距：
（4）求作用在軸上的力
工作拉力：
F=1000P/V=1500N
作用在軸上的壓力：
F=1.2F=1800N
軸徑：
取d=16mm，取輪徑D=80mm
計算結果總匯：
鏈條規(guī)格：08A單排鏈，101節(jié)，長1.28米
大小輪齒數(shù)都為：21，中心距：
壓軸力：F，軸徑：d=16mm，輪徑：D=80mm。
3.4貨叉伸縮裝置中的電機、減速器的選取[5]
齒輪5的轉速為：
可取齒輪5與減速器的外端接口傳動比：i=3.
且齒輪傳動所需功率為：
P=FV=（1500+2300）
則可選擇電機型號為：Y250M-6，額定功率為：37KW，轉速為：980r/min，效率為：90.8%，實際功率：90.8%>8KW
安裝型式選取B3，國際標準機座號為250M65。
為此，減速器的傳動比為：i=980/23.78
則選取減速器型號為ZLY（低速級中心距）180。
第四章 堆垛機行走機構的設計計算
首先，堆垛機的驅動型式設計成“下部支承下部驅動型”，該型式的走行裝置安裝在下梁上，通過減速裝置驅動走行輪，走行輪支承堆垛機的全部重量，在單軌上走行。
4.1 堆垛機走行輪的設計計算
走行輪有主動輪與從動輪各1個，由于堆垛機在操作貨叉時的反作用力會對走行輪產(chǎn)生側壓，為了防止走行輪由于側壓脫軌與走行中的爬行現(xiàn)象，需安裝側面導輪驅動輪的末端齒輪采用輪軸直接連接的驅動方式。
走行輪的允許載重量等各參數(shù)間有下列關系式：
P=KD（B-2r）（kg） 且K=（kg/cm）
式中，P—允許載重量（kg） D—車輪的踏面直徑（cm）
B—鋼軌寬（cm） r—鋼軌頭部的圓角半徑（cm）
K—許用應力系數(shù)（kg/cm） v—走行速度（m/min）
k—許用應力（球墨鑄鐵的許用應力為50）（kg/cm）
首先確定B=6.4cm，r=0.2cm, k=50 kg/cm, v=90m/min
則 K===36.4（kg/cm）
P=()/4
=(350+2300+400+400+0.85+350)/4=7200/4=1800kg
則代入上式可得：D=8.2cm，則車輪的軸徑為d=11.2mm
取d =50mm,車輪直徑可適當取大為D=100mm
則走行輪的轉速為n=901000/100=287r/min
軸上的軸承選取型號為61810，基本尺寸為：d=50mm, D=65mm, B=7mm.
4.2 走行裝置的電機、減速器的選取
走行裝置在額定速度下必需的功率為：
P=（KW） 其中，
式中，—走行阻力 d—走行輪軸的直徑
—摩擦系數(shù) f—滾動摩擦系數(shù) Q—堆垛機的總重量
由此，求得P=
則可選取電機型號為Y200L1-2，轉速為2950r/min,額定功率為30KW，效率為90%，且3090%=27，可選。
安裝型式選取B3，國際標準機座號為200L55。
為此，減速器的傳動比為i=2950/287=10.28，
則可選取減速器標準型號為ZLY（低速級中心距）200。
第五章 堆垛機升降機構的設計計算
升降機構采用鋼絲繩卷筒裝置結構，用鋼絲繩作柔性件，質量輕，工作安全，噪聲小，其傳動裝置一般裝在下部。卷筒為帶溝的圓筒，鋼絲繩在溝內纏繞的方向與纏入溝內的鋼絲繩方向之間的角度不超過4度。
升降機構的設計傳動鏈：電機-聯(lián)軸器-減速器-卷筒-鋼絲繩-貨臺。
5.1 升降機構零部件的設計計算
定滑輪的軸徑與輪徑的設計計算：
則對定滑輪n=100020/3.14d, p=(1500+2300)10/4=9500N
則 mm
選取滑輪的軸徑d=50mm，輪徑D=100mm
則滑輪的轉速n=127.39r/min
選取卷筒的直徑為D=200mm,卷筒的軸徑取為d=85mm
則卷筒的轉速n= nD/ D=63.7r/min
每根鋼絲繩所承受的拉力為F=(1500+2300)10/4=9500N=9.5KN
則手選鋼絲繩為第二組619（a）類。
選取鋼絲繩公稱直徑為6mm，公稱抗拉強度為1570MPa
鋼芯鋼絲繩的最小破斷拉力為20.10KN>9.5KN,滿足要求。
5.2 升降機構的電機減速器的選取
將載荷W+貨臺的自重G以速度v米/分提升時的功率為：
=KW
由此，選取電機型號為Y315S-10，額定功率為55KW，效率為92%，
轉速為590r/min,選取安裝型式為B3，國際標準機座號為315S75。
則減速器的傳動比為i=590/63.7=9.25
減速器的型號為ZLY（低速級中心距）180。
5.3 制動器的制動容量的設計
在堆垛機上使用的制動器，在走行裝置上作走行減速與停止之用。在升降方面用來使運動中的載荷減速并在停止后保持安全，必須有足夠的制動轉矩。一般規(guī)定，提升裝置的制動器的制動轉矩應為相當于額定載重量的貨物被吊起時的最大轉矩值的1.5倍以上，但一般在走行方面的制動轉矩值為電機額定轉矩的100%即可。
6 堆垛機的安全機構的設計
堆垛機的立柱高度高達20米，載貨臺升降速度也達到20米/分，而載貨臺是沿堆垛機立柱的升降導軌上下運行的承載結構，上有貨叉機構、司機室等，其升降運行靠卷筒系統(tǒng)。為了保證堆垛機正常工作，確保載貨臺上人員、貨物的安全，載貨臺都必須裝有安全機構。
巷道堆垛機安全機構的作用是：當載貨臺發(fā)生斷繩事件時，能自動可靠的將載貨臺停止，避免發(fā)生溜車或墜車事故。因此，對這種安全機構的設計要求是靈敏度高、作用可靠、沖擊小、結構簡單、安裝方便。
本文設計一種帶柔性裝置的堆垛機夾軌機構。
其設計要點是：在楔快結構中加入滾珠，它在夾軌塊和固定塊之間的關滑槽內滾動，還需滾珠盒用于固定滾珠軸，它與固定塊之間的相對位置由調節(jié)螺栓調整并用聯(lián)接彈簧相連。
當斷繩時，兩夾軌塊上移，并和立柱導軌兩面吸合，同時又和固定塊接觸并行成楔塊作用，在楔塊作用下壓緊導軌，產(chǎn)生摩擦阻力使載貨臺停止下降。加入滾珠后，夾軌作用后壓力達到最大時，夾軌塊連同載貨臺以恒壓值在導軌上平面滑動一個位移而停止，因而載貨臺沖擊明顯減少，導軌上的局部擠壓力和磨損情況大大改善。
具體尺寸詳見安全機構裝配圖。[8]
結論
本次“雙立柱巷道堆垛機機械部分的設計”從門架設計以及幾個主要重點機構的結構設計著手，分析了堆垛機的運行機理。論文首先從堆垛機的特點及組成形式開始，接著分析門架的受力情況及推導出門架的彎矩及撓度關系式，再設計出數(shù)據(jù)進行校核，最終設計出了滿足承受重載的雙立柱門架。
詳細重點設計了貨叉伸縮機構的結構設計，首先分析貨叉的受力圖，并推導出彎矩撓度公式，設計出貨叉的外部結構尺寸，接著又設計校核了貨叉內部零件的尺寸，最終設計出了滿足條件、靈活、適用、簡捷、方便的貨叉結構，并選取出適宜的電機、減速器；介紹了堆垛機的升降機構和行走機構的設計計算，并確定了尺寸及電機、減速器的選??；最后，設計出了一種體積小、靈敏度高、動作可靠、帶柔性裝置的堆垛機安全機構的設計方案，并給出詳細尺寸及夾軌原理。
該雙立柱式堆垛機應用于重載荷、高層貨架的自動化立體倉庫中，是自動化立體倉庫中用來取貨堆垛的核心設備。
致謝
能順利完成本次畢業(yè)論文設計，首先與我的導師的悉心教導分不開的，在此，我先向老師致以我深深的謝意！
本次論文設計從論文的選題、撰寫、修改直到打印完成自始自終都是在老師的悉心指導和勉勵下完成的。老師淵博的學識、敏銳的思維、民主而嚴謹?shù)淖黠L使我受益非淺；毛老師一絲不茍的鉆研精神，嚴謹求實的治學態(tài)度，執(zhí)著忘我的工作作風，獨樹一幟的思維方式，無時無刻不在影響著我，讓我終身難忘。她的言傳身教，將永遠指導著我今后的學習和工作。
感謝圖書館、資料室、微機室的各位老師的關心和幫助。
感謝機械教研室的諸位老師，在進行畢業(yè)論文工作中所給予的幫助，他們的不倦教誨和點撥是我今日點滴知識的來源。
還要感謝我的學友和朋友對我的關心和幫助，他們的啟發(fā)和友愛互助的精神給予我論文寫作極大的幫助。
最后，再次向他們表示忠心的感謝！
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