毕业设计（论文）堆垛机升降结构设计

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1、前言发展物流技术不仅仅是人们关注的话题，更主要的是已变成人们脚踏实地的行动。物流技术的发展离不开物流设备等基础设施的发展，应该说阻碍物流技术进步的不是软件问题，而更多反映在基础硬件的问题。自动化立体仓库作为物资流通中的关键单元，担负着重要的作用。现代化大生产，越来越促使工业生产社会化、专业化、集中化的发展趋势，生产的高度机械化,自动化必然要求物资的供应分发及时、迅速、准确。这就促使立体仓库技术得到迅速的发展。现代物流技术对企业的发展起到很大的促进作用，而自动化立体仓库是现代物流系统中的一个最重要的部分，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

2、，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。自动化立体仓库是整个物流系统的基础，是整个物流系统能否快速、准确流通的基石。在自动化立体仓库之前，仓库的存储主要利用人工来搬运，这种仓储方式的效率是非常的低，由于仓库的高度低仓库的库存量在同一建筑面积情况下利用率低，工人劳动强度高;而且仓库的管理比较复杂，货物分类复杂。而自动化立体仓库可以解决上述的问题，还可以节省仓储的成本。自动化立体仓库是现代物流的代表技术，具备提升物流管理水平、提高作业效率、与ERP系统接口、节省占地等诸多优点。自动化立体仓库以巷道堆

3、垛起得机为主、并 结合入出库周边设备来进行作业的一种仓库。自动货立体具有存储量大 存储效率高、空间利用率高、自动化和信息化水平高等优点，越来越得 到人们的广泛认同和普遍使用。我国在自动化立体仓库这方面起步较慢，但是发展速度很快，目前与欧美西方先进国家水平日益接近，很多企业也认识到自动化立体仓库对企业的生存的重要性，利用自动化立体仓库的计算机功能能够获取市场的第一信息，对企业的决策起到举足轻重的重用。第一章 概述1.1 自动化立体仓库随着经济的快速发展，当前世界经济向着全球化和市场化前进。集物流、信息流和资金流于一身的物流配送中心，在全球化和市场化的时代里，进一步促

4、进了世界经济与贸易的发展。代表21世纪国际物流先进技术的物流配送中心的特征是自动化、计算机化、信息化、网络化、智能化、柔性化、电子商务化、标准化和社会化。自动化立体仓库在现代化的物流配送中心中起到了重大的作用，可以说没有自动化立体仓库就没有现代化的物流系统。在全球化和市场化的国际经济活动中，流通是联系生产和消费的纽带。只有通过商品流通才能体现出商品的价值及其使用价值，流通是国民经济运行的大动脉。自动化立体仓库加速了商品流通，减少了商品损坏，降低产品成本。 1.1.1自动化立体仓库的发展商品的发展促使世界社会化的进步，从而促使世界经济一体化发展，这更加使得企业已经跨过了国界，从而企业之间的竞争更

5、加的激烈，这使得企业之间运用各种方法提高效率，降低成本。自动化立体仓库就是在这个时候这种情况下发展起来的，这是经济社会的发展决定的。国内外自动化仓库的发展（1） 国外自动化仓储的发展 国外自动化仓库是第二次世界大战后开始建立的，20 世纪60年代得到广泛使用，自动化程度不断加大。20世纪80年代初世界自动化仓库的拥有量已超过4000座，日，美，西欧国家最多。美国是研究和应用自动化仓库技术较早的国家之一。1950年美国制造了手动控制堆垛机用于仓库内堆垛工作。1963年美国率先在高架仓库中采用计算机控制技术，建立了第一座计算机控制的立体仓库。自动化仓库起始于美国和德国，但在数量上后来被日本超过，除

6、美国，日本外许多西欧国家在研究自动化仓库方面取得了很大进步。20世纪70年代，发达国家大力推广商品物流自动化，高速化，信息化，发展城市商品配送中心，简历大型仓库。巷道堆垛作业双循环次数提高到了50-70次h，仓库的利用率高达96%-98%；技术上采用条形码识别系统，巷道堆垛操作台上的显示屏取代了传动的提货单；移动式机械手或机器人自动检或系统，可把订单所列的多种货物拣到大集装箱；自动引导小车的使用，使工作效率提高了20倍。（2） 我国自动化仓储的发展 我国在自动化立体仓库的研究和应用方面起步较早，1963年，北京起重运输机研究所设计了第一台1.25t桥式堆垛机，并由大连起重机厂完成试制。我国目前

7、已经建厂数百所各种类型的自动仓库，多数是中小型仓库。大型自动仓库的技术性能和可靠性要求高，工艺性强，设计制造难度大，大多由外国进口。近几年来，随着我国机械制造技术研究和应用的迅速发展，大型自动仓库也开始由国内设计和总承包。我国之际引进国外的先进技术和经验开发设计和制造自动化立体仓库。随着我国自动化仓库的研究和应用的迅速发展，我国出现了很大科研单位。（3） 国外自动化仓库的发展趋势1大型自动化仓库系统已经不是发展方向。随着科学技术的发展，世界主要工业国家都将着眼于开发性能可靠地新产品和采用高技术上，国内外在建设物流系统及自动化仓库方面也更加注重实用性和安全性。2货架普遍采用装配式结构，高层化，有

8、利于批量生产，降低生产成本，提高精度，便于现场安装和调试。3在堆垛机方面，不断推出具有新的外形和更高性能的设备，进一步提高电子和控制技术的应用。在使堆垛机具有更高定位精度的同时，提高搜索能力和运行速度。4 产品生产专业化，规模化，有利于产品质量的提高和成品的降低。5 普遍采用扫描技术，提高信息的传输速度和准确性。6 计算机管理网络化。7 人工技能技术和多媒体技术的应用。1.1.2自动化立体仓库的分类1. 按照建筑形式分类 按照建筑形式，自动化仓库可分为整体式和分离式两种。整体式是指货架除了储存货物外，还可以作为建筑物的支撑结构，分离式是指储存货物的货架独立存在，在建筑物内部。2按照建筑高度分类

9、. 按照高度不同，自动仓库可以分为低层型（5米以下），中层型（512米）和高层型（12米以上）。3. 按照货架的形式分类 按照仓库的构造方式可以分为单元货格式，贯通式，水平旋转式和垂直旋转式仓库。 4按照仓库的作业形式分类按照仓库的作业方式可以分为单元货架式，移动货架式和拣选货架式仓库。5. 按照自动化仓库的作用分类 可以分为生产性仓库和流通式仓库。6. 按照自动化仓库与生产连接的紧密程度分类 可以分为独立型， 紧密型和紧密型仓库1.1.3自动化立体仓库的系统构成自动化立体仓库系统一般由货物存储系统，货物存取系统，货物输送系统系统，控制和管理系统四个部分组成。1.2堆垛机 堆垛机是整个自动化立

10、体仓库的核心设备，通过手动操作、半自动操作或全自动操作实现把货物从一处搬运到另一处。堆垛机是自动化立体仓库的重要组成部分，是直接将货物放入制定货格的装置，其形式有多种：堆垛机形式多种多样，包括单轨巷道式堆垛机、双轨巷道式堆垛机、转巷道式堆株机、单立柱型堆垛机、双立柱型堆垛机等等。1.2.1分类堆垛机的分类方式有很多种，主要分类形式如下：按照立柱的个数分为单立柱式和双立柱式 按照有无导轨，堆垛机可以分为有轨堆垛机和无轨堆垛机。有轨堆垛机是指堆垛机沿着巷道内的轨道运行;无轨堆垛机又称高架叉车。在立体仓库中主要的作业设备为有轨巷道堆垛机，无轨巷道堆垛机和普通叉车。 按照高度不同，堆垛机可以分为低层型

11、，中层型和高层型。低层型堆垛机一般起升高度在5m以下，主要用于分体式高层货架仓库及简易立体仓库：中层型堆垛机是指起升高度在515m之间；高层型堆垛机是指起升高度在1 5m以上，主要用于一体式的高层货架仓库。 按照驱动方式不同，堆垛机可以分为上部驱动，下部驱动和上下部相结合的驱动方式。 按照自动化程度不同，堆垛机可分为手动，半自动，自动堆垛机。手动和半自动堆垛机上有司机室，自动堆垛机不带有司机室，采用自动控制装置进行控制，可以进行自动寻址，自动装卸货物。按照用途不同，堆垛机可以分为桥式堆垛机和巷道堆垛机。1.2.2堆垛机的结构构成堆垛机由机架（上横梁、下横梁、立柱）、水平行走机构、提升机构、载货

12、台、货叉及电气控制系统构成。 1 机架堆垛机的机架是整个堆垛机的载体，是承载了堆垛机的全部的重量，它包括了上横梁、下横梁、立柱，这三部分把机架形成一个集体，机架有单立柱和双立柱两种形式，在相同情况下，单立柱是用于重量较小，速度较慢的场合，因为它的振动比较大，刚性不是很好。双立柱则用于承载量大，速度要求高的场合。机架下面有地轨，是支撑整个堆垛机重量用的，行走轮起到支撑重量和导向作用。机架上有载货台，控制台，起升机构和货叉等结构。2. 水平行走机构水平行走机构是用于将堆垛机运动到一定地方的装置，由电机驱动，按照驱动地方的不同，可以分为：地面驱动式，顶部驱动式和中部驱动式等几种，一般是地面

13、驱动和顶部驱动，本设计就是用地面驱动式，因为地面驱动式安装简单，地位较为准确。3. 提升机构提升机构就是要完成将载货台提升到一定高度的装置，另外其还要负责货叉的微升，微将。提升机构的提升方式有：钢丝绳提升，链条提升。提升机构包括以下部分: 电动机、制动器、减速机、卷筒或链轮以及柔性件组成，常用的柔性件有钢丝绳和起重链等.4. 载货台 载货台是一个承载机构，用于安装货叉，同时载货台上有导轮，用于固定载货台，不使其发生倾斜，钢丝绳或链条连接到载货台上，提升载货台。5. 货叉货叉是直接安装在载货台上，分为上叉，中叉，下叉。目的是当货物到达相应高度时将货物送进货格，其由电动机等组成。6. 电气控制系统

14、电气控制系统主要包括电力拖动、控制、检测和安全保护。在电力拖动方面，目前国内多用的是交流变频调速、交流变极调速和可控硅直流调速，涡流调速己很少使用。对堆垛机的控制一般采用可编程控制器、单片机、单板机和计算机等。堆垛机必须具有自动认址、货位虚实等检测以及其他检测。电力拖动系统要同时满足快速、平稳和准确三个方面的要求。堆垛机的结构设计除需满足强度要求外，还须具有足够的刚性，并且满足精度要求。另外安全保护装置也是堆垛机的重要组成部分，这是为了防止突发的事故而设置的，一般包括：终端限位保护、连锁保护、正位检测控制、载货台断绳保护、断电保护等。第二章 整体方案的选择2.1 门架结构的选择门架结构的设计根

15、据货架形式确定，如图2-1： 图2-1 货架结构图门架结构有单立柱式和双立柱式两种，这两种的选择的选择通常会考虑到的是立柱的稳定性，结构的紧奏性。双立柱结构的机架由两根立柱和上、下横梁组成一个长方形的框架。这种结构强度和刚性都比较好，适用于起重量较大或起升高度比较高的场合。单立柱式堆垛机机架只有一根立柱和一根下横梁，整机重量比较轻，制造工时和材料消耗少，结构更加紧凑且外形美观。堆垛机运动时，司机的视野比较宽阔，但刚性稍差。由于载货台与货物对单立柱的偏心作用，以及行走、制动和加速减速的水平惯性力的作用对立柱会产生动、静刚度方面的影响。由于本毕业设计组的能力有限，安装水平不高，所以在安装立柱时难免

16、有误差，同时如果采用单立柱，则在运动的过程中振动会很大，这对水平方向将产生很大的压力，单立柱还对导论的安装形式和安装精度有较大难度。综合考虑上诉情况，本设计组决定采用双立柱形式机架。 图2-2：双立柱形式根据货架尺寸得到立柱的相关尺寸： 立柱高度2.5米，立柱截面宽度为75mm×45mm，厚度1.5mm。立柱材料为不锈钢双立柱的固定： 立柱的上横梁上安装有行走轮，用于导向作用，立柱安装在行走小车上，用螺栓将两个小立柱固定在小车上，然后立柱套于小立柱上，小立柱与立柱之间用螺栓联结。这方面的内容将在后面章节介绍。2.2起升方式的选择2.2.1起升方式的比较1.链条式起升方式所谓链条式起升

17、方式就只利用链条链轮进行传动，从而提升货物。从门架的情况我们可以确定如果采用链条式起升方式，就需要首先用传动链将动能传递到立柱顶部，再通过起重链来提升货物。下面分析链条起升方式的优缺点：（1）传动链、优点：链传动由链条盒链轮组成，通过链轮轮齿与链条链节的啮合来传动。链传动无弹性滑动和整体打滑现象，能保证准确的传动比和很高的传动效率。有链条挠性构件，不需要安装太紧，故对轴的压力不大，链传动的整体尺寸较小，结构紧凑，同时能在高温和潮湿条件下工作。缺点：只能实现平行轴之间链轮的同向传动，运转时不能保证瞬时的传动比，磨损后易产生跳齿，工作时产生噪音，不宜用在载荷变化大，高速和急速反向的传动。 （2）起

18、重链 起重链条有环形焊接链和片式焊接链。焊接链与钢丝绳相比，优点是挠性大，链轮齿数可以很少，因而直径小，结构紧凑，其缺点是对冲击的敏感性大，突然破短的可能性大，磨损也较快。另外不能用于高速，起重链用于起重量小，起升高度小，起升速度低的其中机械。链条传动还要有链条加紧装置，从而还增加了安装的难度。2钢丝绳式起升方式 钢丝绳起升方式是最常用的其中方式。由于它具有强度高、自重轻、挠性好、运动平稳、极少突然断裂等优点，广泛应用于起升机构、变幅机构、牵扯引机构中，有时也用于旋转机构。钢丝绳强度高、自重轻、柔韧性好、耐冲击，安全可靠。在正常情况下使用的钢丝绳不会发生突然破断，但可能会因为随的栽荷超过其极限

19、友断力而破坏。钢丝绳的破坏是有前兆的，总是从断丝开始，极少发生整条绳的突然断裂。图2-2所示为典型的钢丝绳装置方案。卷筒和滑轮的直径应为所用负担直径参见起重机标准。卷筒为带沟的圆筒，钢丝绳在沟内缠绕的方向与缠入沟内时的钢绳方向之间的角度在以内，当货台在最低位置时，在卷筒上残留的钢丝绳必须在2圈以上。 图2-2 1、起升装置2、滑轮3、导轮4、卷筒5、减速装置6、起升电机结论：根据以上对钢丝绳和链条两种主要的传动方式优缺点的比较，以及根据实际的情况我们选用钢丝绳作为升降装置的挠性构件。选用图2-2所示的升降结构，包括电动机，减速器，卷筒等装置。 图2-2 1、减速装置2、带制动器的电机3、联轴器

20、4、卷筒2.2.2钢丝绳起重类型的选择钢丝绳由电机带动卷筒运动，从而进行拉升钢丝绳，卷筒有单联式和双联式，钢丝绳通常还与滑轮相结合，滑轮有定滑轮和动滑轮，定滑轮的作用是改变钢丝绳的方向即力的方向，动滑轮的作用是节省力的作用，有多少动滑轮就相应地减少多少力。卷筒长度随着堆垛机的增大而增大，为了能够用卷筒，在各种装卸机械上可以采用缩短卷筒长度以节约空间的多层绕绳卷筒，考虑到本设计的实际安装尺寸，决定采用单联多层绕绳卷筒。由于本设计的起重量小，以及受到安装条件的限制，决定不使用动滑轮，只适用定滑轮改变方向。本论文主要是对堆垛机起升装置进行设计与相关的校核心，其主要尺寸是根据货架的结构与实验条件进行设

21、计并确定相关的参数，由上面已经确定选用双立柱钢丝绳作为绕性装置的有轨巷道堆垛机。那么对于堆垛机起升装置的设计应按双立柱进行设计，包括对起升所用的升降台、上横梁的设计、卷筒的设计和起升电机、相关减速器、联轴器的选择。2.3 升降台的设计首先对升降台的结构进行设计，载货台总成主要由导轮架、载货台体、导向座、及滑轮组等组成；其上装有货叉装置、断绳保护装置、升降认址装置、货物位置异常检测装置等。其中升降台全部使用28*28的方通钢焊接而成。如图2-3所示图2-3 载货台结构今用八个导轮作为导向部件安装在升降台两侧的8个方通横梁上，使八个导轮夹住两根立柱确保其在起落时不会前后晃动。再安装4个导轮在立柱相

22、对面上，以保证其不会左右晃动。另外本论文还包括了导轮和滑轮的选择。第三章 起升电机的选择3.1电机的计算牵引电机性能的优劣，直接影响到立体仓库提升系统性能的好坏。提升系统的启动加速、平稳运行及制动减速由牵引电机控制着，所以牵引电机性能直接影响提升系统的启动、制动性能。另外，升降系统的平层准确度既与制动距离、制动力矩有关，又与牵引电机的性能有关。牵引电机的机械特性必须能在四个象限中运行，而速度是可调的。在堆垛机运行过程中，牵引电动机需频繁的起动、制动、正转、反转，而且负荷变化大，经常工作在重点短时状态、电动状态、制动状态下，对电机要求较高。根据工作性质，牵引电动机应该有以下特点:(l)、能频繁的

23、制动和起动。(2)、起动电流较小。(3)、要有发电制动的特性，能由电动机本身的性质来控制牵引系统在满载下行和空载上行时的速度。(4)、要有较硬的机械特性，不会因起升装置载重的变化而引起提升速度的过大变化。(5)、电动机运转平稳，工作可靠，运行噪声低。普通交流感应电动机的转子电阻低，机械特性好，转差率S小，运行效率高。可是这类交流感应电动机的起动电流大，一般为额定电流的47倍，同时起动转矩也较大，一般为额定转矩的3一5倍。如果选用为起升系统的电动机，会因为起升系统的频繁起动，它的起动电流会造成电网电压的大幅度波动，还会增加电动机的发热量，使得温度超过允许的限度，所以普通交流电机不适合用做立体仓库

24、的牵引电动机。在堆垛机上常用的曳引电机有交流单速电动机、交流双速电动机、直流高速电动机、直流低速电动机等。其中直流电机用于直流拖动系统、交流单速电机用于小型货梯上。在此，堆垛机的曳引电动机选用交流双速电动机，其性能满足上述曳引系统的各项要求。3.1.1牵引电机调速方法研究牵引电机选定之后，还需要选择其调速方式。目前主要有交流变极调速系统、交流变压调速系统、变频变压调速系统等。变极调速系统是在运行时，串连电阻或电抗启动，变极减速平层的。这就造成了起、制动加速度大，运行不平稳。交流调压调速系统采用可控硅取代起、制动电阻、电抗器，从而控制起制动电流，实现制动速度的闭环控制。提高了系统的平层精度。交流

25、异步电机的转速，是其定子绕组上交流电源频率的函数。所以只要均匀地改变定子绕组的供电频率，就可以平稳地改变电机的同步转速。但是系统要求电机的最大转速不变，维持磁通量恒定。因此，在改变定子绕组上电源频率的同时，对其供电电压也要做相应的调节。能够同时改变供电电源的电压和频率的调速系统，就称为变频变压调速系统(VVVF)。3.1.2牵引电机容量选择 牵引电机是提升系统的动力源，输入功率(转矩)通过牵引系统牵引提升装置运行。根据提升速度和重量，可计算出堆垛机运行对牵引机的功率需求，这个功率就是提升系统的额定计算功率，是选用合适功率的牵引电机的依据。倍率:牵引电机上卷筒的线速度与提升装置速度之比称为牵引比

26、，用表示，此处用动滑轮传动所以=2。机械效率：令牵引机中牵引轮上钢丝绳承受的拉力为，提升装置总重力为，则机械效率=（）/。牵引电机容量的选择：N=式中：额定载重量，=609.8=588(N)；提升速度，=15；机械效率，这里=0.975。计算得N=。3.1.3减速比的计算本设计是利用调频进行调速的，调频的最小频率为20赫兹，电机转速n=，其中p为极对数，取p=2的电机。则卷筒的线速度为v= ；d=100mm，i为减速比，f20赫兹则i= ，按照堆垛机所需的速度为低速5m/min,中速15m/min，则可以得出最小转速比为：=37.7 3.1.4对于输出扭矩的计算平稳上升阶段是输出扭矩最大阶段则

27、应算这个时候的扭矩。平稳上升就是等速起升载荷，这时卷筒上的载荷扭矩为 式中：为额定起重量（N）与取物装置自重大问（N）, =588（N）； 卷筒计算直径，现取=100mm； 滑轮组的倍率，=1； 滑轮组的效率，=0.975；所以可得扭矩=30.153.2电机的选择 由以上计算可得起升装置所需要的电机的容量N，则电机的功率：式中：系数，根据堆垛机的工作级别M3查表可得取0.85，现取=0.80。那么。选择的电机的图片及电机信息参考附录。由附录本设计决定选用微特微品牌电机，其型号为Y100-200 200W,减速比为50，允许负载44.0 N×m.外形尺寸如附录所示。 制动器是用于机构或

28、机器减速或使其停止的装置，有时也用于调节或限制机构或机器的运动速度。它是保证机构或机器正常安全工作地重要部件。包括：电力制动、机械式制动。本设计所选的电动机已经自带了制动器，故不再进行选择。3.3电动机、卷筒的安装形式选择由于联轴器的安装尺寸过大，与实际的安装位置不符，故电动机与卷筒的传动连接不选用，而选用齿轮传动。由此，电动机与卷筒的轴线平行安装。共有两种形式：电动机与卷筒轴线在大致同一水平；电动机与卷筒轴线在同一垂直方向。两种方式的比较：由示意图可知：1.电动机与卷筒的轴线平行安装方式的稳定性较好，而且齿轮在行走小车的侧面，可以降低整体的高度，故不容易振动。2. 电动机与卷筒轴线在同一垂直

29、方向时，整个卷筒是由轴承座支撑着，而轴承座必须安装在一个高度大约在100mm的支架上，而且在支架上还需安装垫块，这样整个高度就很高，要在小车上进行二次安装，则容易产生振动。在运行时，系统不稳定。由此比较：本设计选择电动机与卷筒轴线在同一垂直方向的方案1、2分别表示齿轮1、齿轮2图3-1 电动机与卷筒轴线在同一垂直方向1、2分别表示齿轮1、齿轮2图3-2 电动机与卷筒的轴线平行安装方式在电动机与卷筒的轴线平行位置选择：当卷筒靠近立柱时，钢丝绳的垂直方向分力较大，对固定滑轮的铁板受力较大，容易使铁板受弯变形。所以选用卷筒远离立柱的方式。具体安装尺寸在装配途中描述。第四章 起升机构零部件的计算4.1

30、钢丝绳的选择与计算4.1.1机构工作类型的确定机构利用等级按机构设计寿命分为十级，见表8-1-1（机械设计手册），总设计寿命规定为机构假定的使用年数内运转的总小时数，它仅作为机构零件的设计基础，而不能视为保用期，由机械设计手册表8-1-1，可选机构利用等级为T4。由上式计算可知最大受力为603.07(N)则该机构为经常承受轻载荷，偶尔承受最大的载荷，再根据机械设计手册中的表8.1-3可确定机构载荷状态为L1-轻。根据机械设计手册中的表8.1-3可确定机构工作类型为M3。钢丝绳的选择钢丝绳的选择分两个部分进行：理论计算钢丝绳的直径，初定直径；校核其强度。4.1.2最大静拉力的计算钢丝绳最大静拉力

31、：在起升机构中，钢丝绳最大工作静拉力是由起生载荷考虑滑轮组效率和承载分支数后确定，起升载荷是指起升质量的重力。起升质量包括起升的最大有效物品，取物装置（下滑轮组，吊钩，吊梁，抓斗，容器，起重电磁铁等），悬挂挠性件及其它在升降中的设备质量，起升高度小于50米的钢丝绳质量科不计。确定滑轮组的的倍率系数：本设计中由于安装的关系则不使用省力滑轮组和增速滑轮组，只选用改变其方向的功能。按使用的目的，滑轮可分为省力滑轮组和增速滑轮组两类。在堆垛机中使用最普遍的是省力滑轮组，应用这种滑轮组后，当重量一定时，绕入卷筒的绳索分支比不不用滑轮组而直接绕入卷筒的绳索分支力要小，但这时物品的升降速度却比不用滑轮组而直

32、接绕入卷筒的速度降低了。而在本设计中由于安装的关系则不使用省力滑轮组和增速滑轮组，只选用改变其方向的功能。 滑轮组的倍率是用来表征滑轮组减速（或省力）的大小的。=式中：滑轮组中承载绳索分支数； 绕入卷筒的绳索分支数； 省力滑轮组中常用的有单联滑轮组和双联滑轮组两种。单联滑轮组的特点是绕入卷筒的绳索分支数为一根，即=1；而双联滑轮组绕入卷筒的绳索分支有两根，即=1本堆垛机的设计为了方便起升选择倍率=1。滑轮的阻力系数的计算：其阻力包括两种，即绳索僵性阻力和轮轴阻力。 （1）绳索僵性阻力 绳索在进入滑轮时由直变弯，离开滑轮时由弯变直，克服绳索的僵性阻力，需要附加的作用力。（2）轮轴阻力 滑轮在轴上

33、转动时，滑轮轴承的摩擦阻力，即为轮轴阻力。以上两种阻力合成后的总附加阻力以表示，则 滑轮的总附加阻力可写成： =式中：由实验决定的系数，于是 式中：=(1+)-滑轮的阻力系数。对于钢丝绳滑轮，当滑轮用滑动轴承时，一般取阻力系数；而用滚动轴承时，。4.1.3确定最大静拉力绳索的最大张力为： 式中：-取物装置与起升装置重量之和，本设计中=609.8=588(N)； -滑轮组的倍率，由上设计可知=1。 -滑轮组型式的系数，当为双联滑轮组时=1； -滑轮组的效率，可由起重机运输机械查得=0.975。=(N4.1.4确定钢丝绳尺寸 钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力按GB/T3811-1983确定，计算

34、方法如下： （1）式中：钢丝绳最小直径（mm）； 钢丝绳最大静拉力（N）； 选择系数（）。选择系数的取值与机构的工作级别有关，按表8.1-8选取。表中的数值是对钢丝绳充满系数，折减系数时的选择系数值。当钢丝绳的、和与表中不同时，则可根据工作级别从表8.1-7中选取值，并根据所选择钢丝的、和的值按（2）式计算：然后再按（1）式计算绳径。 式中：-安全系数，按表8.1-8选取； -钢丝绳捻制折减系数，按表8.1-9选取； -钢丝绳充满系数，按下式求得： ； -钢丝的公称抗拉强度，Mpa。由上述的公式可求得=2.41mm则初步选择钢丝绳的直径为3mm。4.1.5校验钢丝绳直径本设计初步选取纤维芯钢丝

35、绳其中结构型式为+FC，公称抗拉强度取=1470MPa，=0.88，=0.46。则=0.0982。查表8-1-9公称直径为=3mm的钢丝绳的公称抗拉强度为=1470MPa，最小破断力=12.20 MPa的纤维芯钢丝绳。标记：3NAT6*7+FC1470ZS12.23.10GB/T89181996按钢丝绳所在机构工作级别有关的安全系数来选择钢丝绳直径时，所选择钢丝绳的破断拉力下还应满足下式：式中：-所选用的钢丝绳最小破断力（N），已选定=12.20 MPa； -安全系数，按表8.1-8选取=4。 -折减系数，已选定=0.88。 校核可知此型号的钢丝绳符合要求4.2滑轮的设计计算4.2.1滑轮结构

36、和材料滑轮一般用来导向和支承，以改变绳索及其传递闰力的方向或平衡绳索分支的拉力。承受载荷不大的小尺寸滑轮（）一般制成实体滑轮，用Q235-A或铸铁（如HT150）。承受载荷大的滑轮一般采用球铁（如QT420-10）或铸钢（如ZG230-450、ZG270-500或ZG35Mn等）、铸成带筋和孔或轮辐的结构。大型滑轮（）一般用型钢和钢板的焊接结构。受力不大的滑轮直接装于心轴；受力较大的滑轮则装在滑动轴承（轴套材料采用青铜或粉未冶金材料等）或滚动轴承上，后者一般用在转速较高，载荷大的工况。轮毂长与轴套的直径比一般为1.5-1.8。4.2.2滑轮规格选择根据GB/T38111988规定，按钢丝绳子中

37、心来计算滑轮的最小直径，即 式中 按纲丝绳的中心计算的滑轮的最小直径（mm）； 钢丝绳的直径，由上式的选择可知=3mm； 与机构工作级别和钢丝绳有关的系数，按表8.1-61 可根据工作系数查得=16。则可得滑轮的最小直径163=48mm。查机械工程设计手册绳槽两侧面夹角为30°到90°，一般为35°到45，滑轮的内圈高度为12.5根据以上的计算可知滑轮的受力不大久为603.07N，并且滑轮槽截面形状和尺寸对于滑轮组工作的可靠性和钢丝绳使用寿命都有很大影响。因此只要保证槽形有下面的要求：（1）应保证钢丝绳与槽形有足够的接触面积；（2）容许钢丝绳有一定限度的偏斜（通常

38、约为1/10），不使钢丝绳与槽形边缘摩擦。根据上述情况按机械工程设计手册选择槽形，由上述计算可知，所以此滑轮可选用HT200铸铁铸造成，而且滑轮受力不大仅为603.07N，所以可把滑轮直接安在心轴上。由图8-1-3旁边标注可知滑轮绳槽底半径R=(0.53-0.6)d。可得钢丝绳半径为3mm的槽底半径为1.8mm，此标准为根据钢丝绳直径d的最大允许偏差为+7%确定的.则可以得到本设计的滑轮绳槽底半径R=(0.53-0.6)d=1.61.8mm而本设计所选用的滑轮的绳槽底半径R=1.74.2.3滑轮强度计算根据机械工程设计手册小型铸造滑轮的强度尺寸决定与铸造工艺条件，一般不进行强度计算。由于本设计

39、所选用得滑轮属于小型滑轮故不进行强度计算。4.3 卷筒的计算卷筒的类型较多，最常用的是齿轮联结盘式和周边大齿轮式两种，其结构特点是卷筒轴不受扭矩，只承受弯矩。尤其是前者是目前标准型桥式起重机典型结构，分组性好，为封闭式传动。缺点是检修时需顺着轴向外移卷筒。周边大齿轮，一般均为开式传动。4.3.1卷筒的技术条件卷筒有单层卷绕单联卷筒，单层卷绕双联卷筒，本设计选用单层卷绕单联卷筒。 根据机械工程设计手册得：卷筒技术条件应按JB/T 90006.31999起重机用铸造卷筒技术条件的规定，其具体要求如下：（1）材料 铸造卷筒的材料应采用不低于GB/T 9439中规定的HT 200灰铸铁，或GB/T 1

40、1352中规定动作ZG 270-500铸钢。铸铁件需经时效处理以消除内应力，铸钢件应进行退火处理。（2）表面质量 卷筒不得有裂纹。成品卷筒的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）。（3）尺寸公差和表面初糙度 同一卷筒上左右旋槽的底径差，不得超过GB/T 18011999中规定的h12.加工表面未注公差尺寸的公差等级应按GB/T 1804中的m级（中等级）。未注加工表面粗糙度值按GB/T 1031中的12.5um。形位公差 卷筒上配合圆（D1）的高度，同轴度，左右螺旋槽的径向圆跳动 以及端面圆跳动，不得大于GB/T 1184中的下列值：；孔不低于8级； =。 4.3

41、.2卷筒的尺寸计算 （1）、卷筒的直径 根据GB/T 3811-1988规定 ,按钢丝绳中心来计算卷筒的最小直径式中按钢丝绳中心来计算卷筒的最小直径mm 钢丝绳的直径，由前面的选择可知=3mm；与机构工作级别和钢丝绳有关的系数，按表8.1-61 可根据工作系数查得=14。则可得卷筒的最小直径=143=42mm。由于本设计的起升高度很小，需要卷入卷筒的钢丝绳的长度只有2米，由实际情况可初步选择卷筒的名义直径为。3、卷筒的长度 决定于绕在它上面的绳索工作圈数Z或绳索工作长度（绕绳量），而则由起升高度与滑轮组型式和倍率来决定，当为单滑轮组时，则工作长度为： 式中： 卷筒上有螺旋槽部分长； 最大起升高

42、度，此堆垛机=2.0m； 卷筒计算直径，由钢丝绳中算起的卷筒直径此处=100+3=53mm；取103mm 为固定钢丝绳的安全圈数，现取； 绳槽槽距，此值可由P的需要根据钢丝绳直径查得=3.6mm。且p=（1.11.2）d，由此可得=29.43mm 。本设计选取100mm。此长度加上电机宽度及制动器、联轴器宽度满足设定的货架之间的宽度。所以选择此种形式的卷筒即可。此卷筒直径，长度为=；槽底半径，标准槽形槽距；起升高度，滑轮倍率=2；标记为：A1001003.33.621左JB/T9006.21999。4.3.3卷筒强度计算根据机械工程设计手册卷筒的材料一般采用不低于HT200铸铁、特殊需要时可用

43、ZG230450，ZG270500铸钢或用Q235A焊接制造。若忽略卷筒自重力，卷筒在钢丝绳最大拉力作用下，使卷筒子产生压、弯曲和扭应力。其中压应力最大。当时，弯曲和扭应力合成应力不超过压应力。所以，当时只计算压应力即可。当时还要考虑弯曲应力。本设计中，不用考虑弯曲应力8。卷筒弯矩图3-1所示：图4-1 卷筒受力图当时，只计算压应力，当单层卷绕时，压应力应按下式来计算 式中：单层卷绕卷筒压应力； 钢丝绳最大拉力本设计中； 卷筒壁厚，本设计中壁厚的计算公式为： =0.02D+（610） =0.0250+6 =7mm 应力减小系数，一般取=0.75；由表8.162选择1.8. 许用力，对铸铁=，现

44、取=40；可算得；由计算可知此卷筒合用。4.4传动轴的强度校核传动轴在工作时，同时受到扭转、弯曲和压缩三种负荷，不仅承受静载荷，而且还有附加动载荷作用。目前国内外主要根据规范公式计算轴径，而主要依据扭矩，即以轴在额定工况时传递的平均扭矩所产生的扭应力!，应小于或等于许用扭转应力，并考虑一些经验数据推导出来的。而没有明确考虑扭转、弯曲、压缩三种负荷的综合作用。为了反映实际受力情况，以及对规范公式计算出的轴径作进一步校核，有必要对传动轴的强度进行计算和校核。 传动轴强度校核的基本方法，是按规范计算出传动轴的基本轴径的基础上，计算静载荷下的合成应力，再引用实际经验所确定的安全系数来考虑动载荷的作用。

45、用这种方法来验算强度，虽然与实际情况不尽相符，但实践证明是可行的。下图为轴的图形：图4-2 轴示意图因为轴在云装的古城中受到弯矩和扭矩的作用，所以应对其进行弯扭合成强度校核。弯扭强度校核已经综合了正应力、切应力，故不用再单独校核。按弯扭合成强度条件校核（第三强度理论）= =M/W =T/2W W=0.1则=52.4MPaQ235的=160Mpa 则按弯扭合成强度条件校核合适4.5直齿圆柱齿轮的强度计算本节是对传动齿轮强度的校核，本设计采用了直齿圆柱齿轮传动，两轮大小相同，齿数为60，模数为2，压力角为20度，则和相等。下面是校核内容：4.5.1轮齿的受力分析忽略摩擦力，法向力Fn沿啮合线作用于

46、节点处（将分布力简化为集中力）Fn与过节点P的圆周切向成角度。Fn可分解为Ft和Fr1、力的大小圆周力  Ft=2/d1    Ft1=-Ft2径向力  Fr=Ft/tg    Fr1=-Fr2      大小相等，方向相反法向力  Fn=Ft/cos   Fn1=-Fn2 图4-3 齿轮受力图T1小齿轮上传递的扭矩（N.mm）30.15  d1小齿轮上的60直径（mm）, =20°2、力的方向Ft“主反从同”，Fr

47、指向轴线外齿轮背向轴线内齿轮4.5.2齿根弯曲疲劳强度计算防止弯曲疲劳折断由于轮齿啮合时，啮合点的位置从齿顶到齿根不断变化，且轮齿啮合时也是由单对齿到两对齿之间变化，由此，齿根部分的弯曲应力是在不断变化，最大弯曲应力产生在单齿对啮合区的最高点但计算比较复杂。计算假设：1）单齿对啮合；2）载荷作用于齿顶；3）计算模型为悬臂梁；4）用重合度系数考虑齿顶啮合时非单齿对啮合影响；5）只考虑弯曲应力，裂纹首先在受拉侧产生，且压应力对较小对拉应力有抵消作用；6）危险截面30°切线法定齿顶压力角弯曲拉应力；产生压应力如图8-16，齿根危险截面的弯曲应力是为：计入载荷系数K，代入上式YFaYFa齿形

48、系数，只与齿形有关，即与，C*，Z1，X，有关，当，C*一定时，只与Z1，X，有关，而与m无关。弯曲疲劳强度的校核公式：  Mpa  (8-4)其中，Y=0.25+0.75/          端面重合度令齿宽系数（设计时选定），将和，代入上式得校核公式：   Mpa           (8-5a)设计公式： （mm）取标准值  （8-5b）计算

49、值的确定; 查机械设计表9-6得=1.0 ；图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齿轮材料为40Cr，硬度200HBs。查表10-20C得=380MPa所以弯曲疲劳强度的校核合适。4.5.3齿面接触疲劳强度计算防止疲劳点蚀要求齿面的最大接触应力不超过接触疲劳极限应力      Mpa         引入齿宽系数，则得（）设计公式：  （mm） 

50、;   对于标准直齿轮，  分别得    Mpa        (mm)     查机械设计得 U=1则=100415041.9=100.4MPa查图10-21得=440Mpa所以齿面接触疲劳强度计算合适4.5.4齿轮传动强度计算说明1、弯曲强度计算，要求， ，公式（8-5b）对大小齿轮，其它参数均相同只有不同，应将和中较大者代入计算。2、接触强度计算公式中，3、轮齿面按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯曲疲劳强度

51、硬齿面按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度或分别按两者设计取较大者参数为设计结果（书本）4、在用设计公式定d1或m时，、预先未知试取载荷系数Kt代K（一般Kt=1.21.4）计算得d1(mn)论为d1t(mnt)按d1t计算v查、计算，若K与Kt相差较大，则应对d1t(mnt)进行修正。  （这里考虑斜齿轮的一般情况）5、在其它参数相同的条件下，弯曲疲劳强度与m成正比，接触疲劳强度与d1（i一定）或中心距a成正比，即与mz乘积成正比，而与m无关例：m=2，Z1=40，Z2=80；m=4，Z1=20，Z2=40。两对齿轮接触疲劳强度是相同的。第五章 对门架及相关结构的计算 门

52、架结构包括了立柱、横梁、固定螺栓等，由于在运动的过程中它们受到了挠度、力的作用，所以有必要对它们的强度进行校核。5.1 立柱挠度的计算机构不管是在静止状态还是在运动状态，立柱始终都会受到力和弯矩扭矩的作用，对静止状态和对运动状态的校核实为了保证堆垛机的安全。本章节就是针对堆垛机立柱的强度而进行计算的，分为静止状态和运动状态进行。5.1.1静止状态立柱强度的计算在静止状态下，堆垛机载货台上没有货物，载货台位于非工作位置，整个立柱受力极小，故不对静止状态下堆垛机进行分析只对其运动状态下分析。5.1.2运动状态下对立柱的相关计算堆垛机在静止、起升、降落、伸缩叉过程中，会产生振动以及由于力的作用点和方

53、向的改变，立柱就会不停地改变其受力和扭矩，弯矩的方向，振动也随之而来。在静止情况下，立柱所受的静挠度和受力是一定的，然而堆垛机在行走，起升等运动状态下，随着速度的不断改变，受到了不同的加速度作用，堆垛机的受力情况会产生很大的改变，而且有些改变是突然发生的，这些改变都会对立柱的挠度产生很大的变化，此时定位装置若安装在立柱及上、下横梁上，误差将会增大，定位精度很难得到保证，容易引起事故。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。本课题选取的堆垛机是按照半闭环进行速度的调速控制，每条运行曲线是根据实际情况通过大量实验得出的，因此每条运行曲线的速度变化是不同，这样加速度的变化对堆垛机立

54、柱的影响也不一样。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。5.1.3立柱挠度的计算分析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天轨的连接作用下几乎一致的，故本课题只对其中一个进行挠度分析计算(后面的振动分析亦只分析一个立柱的)。本计算以载货台在最高位置时计算，因这时的挠度最大。堆垛机立柱的受力分析如图5-1所示。图5-1 立柱受力示意图由叠加法可知，立柱顶端的挠度为:如图5-2所示：图5-2立柱顶端挠度其中：一由惯性力F,引起的立柱柱端挠度，m一各部分质量引起的惯性力，N。货物及货叉质量，上横梁及导轮质量，提升机构质量，；各质量的

55、坐标，在此设计中以上三个机构的坐标为：(kg)50512(mm)345345345(mm)210025002150a堆垛机的加速度，,取a=0.9m/s*s；立柱材料的杨氏弹性模量，因为是Q235钢所以=200GPa立柱横截面对中性轴的惯性矩，75mm*45mm钢所以=0.000000569 =0.000000533I=0.000000569-0.000000533=0.000000036立柱高度,=2.5m；所以由以上三种质量所引起的挠度：由各质点质量对立柱轴线的力偶引起的立柱柱端挠度,m各质点质量对立柱轴线的力偶，N.mg一重力加速度，g=9.8； 所以由各质点质量对立柱轴线的力偶引起的立

56、柱柱端挠度为：立柱自重产生的惯性均匀分布力引起的立柱柱端挠度m。立柱自重均匀分布质量，=2.844kg/m。所以由立柱自重产生的惯性均匀分布引起的立柱柱端挠度为：由叠加法可知，立柱顶端的挠度为:根据堆垛机标准3.2.1.4的规定，而本设计中：则选取的立柱符合挠度要求。5.2立柱弯矩剪力的校核在载货台运动的过程中，立柱受到弯矩的作用，从而使立柱受到剪力的作用，现在对弯矩产生的建立进行校核。1.在门架的连线方向上：由以上可知其受最大弯矩为：M=265.422N.M I=0.000000036 276.48Mpa由于是双立柱所以=138Mpa 1.5×2.在垂直于货架方向上：图5-3 一端

57、固定一端支撑的梁的剪力计算示意图 在这方向上的I=275663.25× M=298.840.000002Mpa则综合得138Mpa<160Mpa由立柱弯矩产生的剪力校核合适。5.3运行中立柱的振动分析 堆垛机启动以后，在达到最大加速度以前，一直是以非匀加速运行的，所以在运行过程中，其立柱的振动的振幅也是不停的改变。当加速度达到最大时，立柱柱端的振幅也最大，对此时柱端进行振动分析，得出最大振幅，用以解决在提升速度以后引起的振动问题。建立堆垛机振动模型，并解决其振动问题。 由于双立柱堆垛机的两个立柱在运行过程中以共同的频率，共同振幅的振动的，所以在本文仅对其中一个立柱进行振动分析，

58、该立柱相当于一个悬臂梁，梁长为h m。堆垛机是由无穷多个质点构成的弹性系统，并且在构件的连接处采用弹性阻尼隔振技术，求解这样的多自由度系统有一定的难度。为了简化计算，把堆垛机简化成理想状态下的单质点的振动，如图5-4。图5-4 双立柱简化图由上一节可知，把堆垛机立柱简化为悬臂梁，并根据材料力学知识我们可以得知，悬臂梁的静挠度在外力P的作用下为：，如图5-5。图5-5悬臂梁此时，悬臂梁起弹簧的作用，自由端产生的静变形所需要的力就是梁的弹簧系数k：根据梁端的振动微分方程：得出立柱的振动频率为:其中，m'为悬臂梁在自由端的等效质量。换算质量系统与原来的多质点系统具有相同振形和相同的频率。换算

59、质量在工程中经常用的有两种方法:刚度法和能量法。能量法的换算原理为具有换算质量的系统于原多质点系统在振动时的最大动能相同。假定梁自由振动的振动形式和悬臂梁在自由端加一集中静载荷时的静挠度曲线一样。在梁端在载荷P的作用下，悬臂梁自有端的挠度为: ，在截面x处的挠度为：，在自由振动中，梁各点的振幅仍然近似按比例，即: 其中为梁的自由端的振幅。设质量m的自由振动可以表示为，而梁的振动可以表示为:全梁动能的最大值为: =所以：,则此时带入公式得出立柱悬臂梁的振动频率：5.4横梁挠度的计算横梁所受最大挠度可认为是起升装置重力F（N）所引起的挠度和横梁自重所引起的之和，即。图5-6 受到集中力作用时的变形

60、情况当起升装置重力F（N）单独作用于横梁上时，此时横梁所受的挠度可简化成上图，此时挠曲轴方程为：式中：E弹性模量，此横梁选用的是Q235，所以E=200GPa； I，此时I=3.6mm； 横梁的长度，此处取=690mm。当x=l/2时，有最大挠度值即：图5-7 受到均布载荷时的情况当仅考虑横梁自重时的挠度曲线方程为： 式中：q理论重量，方通钢的q=2.844kg/m。 当x=l/2时，挠度有最大值，此时。则此时横梁所受的最大挠度值是：由堆垛起重机标准第3.2.1.1条可知要求和上横梁的水平弯曲，为上横梁的长度。此设计为=690mm，即要求，由上面计算可知：则横梁校核合适。5.5对立柱固定螺栓的

61、计算螺栓型号为GB/T 5782 M8×80.对螺栓的计算主要进行的是拉伸强度校核由上得F1=588N，m=50Kg，a=0.2，许用拉应力为160则螺栓所受最大拉力为F=588+50×0.2=598N共有八个螺栓联结，直径为8mm，则<160则螺栓校核合适第六章 总结不知不觉，短短一个学期的毕业设计即将结束，这也是我的大学阶段的最后一个学习实践任务，是我将四年大学所学到得知识融会贯通的机会，也是我最后一次锻炼自己，为即将在社会中工作地最后准备。在张铁异老师的指导下，我完成了我的毕业设计。本次毕业设计是为学校教学做一个自动化立体仓库的模型，是要做出实物的一个毕业设计，而我负责的是自动化立体仓库中的起升装置部分的设计，本设计是与市场的现实材料相结合，所以在设计的过程当中，我首先是在理论上将设计方案设计出来，然后再在市场上寻找相关的材料，尽量使用标准材料，然后根据市场，在原来的理论基础上进行修改，使理论和实际相结合。另外有些零部件需要自己进行加工制造，也是先进行理论分析，从而确定其的安装尺寸和方式，确定最后的制造结构。设计的堆垛机起升装置包括了：电动机、卷筒、齿轮、钢丝绳、滑轮、载货台等的设计。设计顺序为：首先收集有关的资料，了解堆垛机的各种形式，各种工作方式，大致对堆垛机有个较全面的认识；然后设计门架结构，由货架高度定出门架高度