说明书双立柱巷道物流堆垛起重机(编辑修改稿)

说明书双立柱巷道物流堆垛起重机(编辑修改稿)内容摘要：

（ ） 以固定端 E 视为坐标原点，算得： P3 =de W 以固定端 D 视为坐标原点，算得： P4 = dde )(  W 用积分法算出其挠度为：  = x x EIM0 0 2dx2 = 261EI [ P4 x3 P3 (xd)3 ] （ ） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 当 x=l1 时，代入式（ ）算得： 3 = dEIW26[(e+d) l1 3 e(l1 d)2 ] （ ） i4 = xEIM0 2dx= dEIW22 22 )()([ xdedxe ] （ ） 当 x=l1 时， 代入式（ ）算得： i4 = dEIW22 [e(l1 d)2 +(e+d)l21 ] （ ） 所以 4 = i4  (l3 l1 ) 前叉的设计分析 载荷 W 在 d 区间产生的反力有 P3 , P4 ，在 E 点的倾斜角为 i5 ，挠度为 5 ，受力分析如图 所示： 图 前叉的受力分析 转矩方程为： M= deW x 用积分法算出其转角为： i=dxd = dEIeWx322+i0 （ ） 挠度为：  = dEIeWx336+i0 x+ 0 （ ） 当 x=d 时， D 端的截面转角 i0 =36EIeWd （ ） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 当 x=d 时 ， 将式（ ）代入式（ ）和式（ ）中，分别算得此段的转角和挠度： 5i = 33EIeWd 5 = 33EIeWd (l3 l1 ) 因此，设载货台和立柱为刚性时，伸缩货叉工作的总扰度为  总 = 1 + 2 + 3 + 4 + 5 注：当托盘货架进深为 1100mm时， 值应控制在 10~15mm[8]。 货叉各参数的选择 a=650mm b=400mm c=200mm d=400mm e=150mm l0 =1000mm l1 =600mm l2 =750mm l3 =120mm 故可取上叉、下叉、中叉长为： L1 = l0 =2 5=1100mm L2 =b+c+d+2 5=1100mm L3 = l3 c+ 2 5=1100mm 上叉为板状，并取其宽也为 1100mm，厚度取 100mm，其余数据见装配图上标注。 因各数据取值都较大，故能满足条件。 货叉内部零件的选取与校核 轴承的选取校核 设计选取货叉伸缩机构的工作速度为 10m/min,则每各轴承所承受的压力为F=1500 10/4=3750N 转速为 n=10000r/ d (r/min), 取 C=110 则 dmin =C3nP=110 360100 00100 0 0   d dmin = 取 d=20mm, 则 n=10000/20 =查表，选择深沟球轴承，代号为 6404 其基本参数为： d=20mm D=72mm B=19mm 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 cr =31000N cor =15200N 径向载荷 Fr =1500 10/4=3750N 轴向载荷 Fa =0N  Fa / Fr =0e= 查表得 x=1 y=0 Pr =x Fr +y Fa = Fr =3750N 又查表得： fd = fT =1 fn = fh= fm =1 C=Tndmh ff fff Pr =   3750== cr 轴承的额定静载荷 Por = Fr + Fa =22503750N 因 Por Fr 故取 Por = Fr = 满足 轴承的寿命 Lh = n60106 ( TPfCfP )3 = n60106 (  )3 =22446h 因 Lh h=6000h 故轴承寿命满足条件。 则轴承选取合适。 齿轮的选取校核 选取齿轮为 45 钢，调质处理，齿面硬度 HB=217—255，平均硬度为 236 初步计算传动尺寸 为软齿面开式传动 dmin =3 21 )][(12HHE ZZZZuudKT   （ 1）转矩 T1 = 610 P1 /n1 = Nmm （ 2）设计时，因 V 值未知， KV 不能确定，故可初选 Kt = （ 3）取齿宽系数 d = （ 4）取弹性系数 ZE = （ 5）初选螺旋角  =12o ，取节点区域系数 ZH = 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 （ 6）初选 Z1 =23，齿条 Z 2= 则得重合度  =[（ 1/ Z1 +1/ Z 2） ]cos = 取轴面重合度  = d Z1 tg = 取重合度系数 Z = (7) 取螺旋角系数 Z = (8) 许用接触应力由式 [ H] =HHNSZ lim 取接触疲劳极限应力为 limH =595MPa 齿轮的应力循环次数分别为 N=60naLh = 810 取寿命系数 ZN = 取安全系数 SH = 则 [ H] =HHNSZ lim =  = MPa （ 9）齿轮的分度圆直径 dt1 ,初算为 u=Z2 /Z1 = 故 11uu 则 dmin =3 21 )][(12HHE ZZZZuudKT   =130mm 确定传动尺寸 （ 1）计算载荷系数 取使用系数 KA = 因 V= 11 1 0 / m in 1 / 66 0 1 0 0 0tdn m  m/s 取动载系数 KV = 取齿向载荷分布系数 K = 取齿间载荷分配系数 K = 故 K= KA KV K K = （ 2）对 td1 修正 d1 = td1 3 1/ tkk = 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 （ 3）确定模数 m=dcos /Z= 取 m=6 （ 4）故 d1 =cosmZ=012cos236=141mm 并取 b=50mm 校核齿根弯曲疲劳强度 F =YYYYbmdKT SF112 [ F] 式中各参数： (1) mdbTK 11 各值同前 (2) 因当量系数 ZV =Z/cos120 = 故取齿形系数 YF =，应力修正系数 YS = (3) 取重合度系数 Y  (4) 取螺旋角系数 Y  (5)许用弯曲应力 [FFNF SY lim]   取弯曲疲劳极限应力 lim 220F  MPa 取寿命系数 Y N ， 取安全系数 S F 故 [FFNF SY lim]   = 220 / 176MPa 则 F =YYYYbmdKT SF112=〈 176MPa=[ ]F 故能满足齿根弯曲疲劳极限。 设计合理。 链轮链条的选取校核 设轴径 d=80mm，链传动比 i=1 链速 n=V d/100060  =P= w2 5 060/10101 5 0 0  选择链轮齿数：初步确定 Z=21 定链的节距 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 取 K A ，齿数系数 K Z ，多排链系数 K P 所需传递功率为 / 1 7 5 / 2A Z PK K P K    kW 由此，可选取满足条件的 08A 链， P= 定链长、中心距 初定中心距 a=40p，则链节数 L 2120210 )2(22 zzapzzpaP  =101 节 链长 L=LP P/1000=101 中心距 a= 21222121 )2(8)2()2[(4  zzzzLzzLp PP =508mm 中心距调整量 2 2     mm 实际中心距 39。 50 8 25 .4 48 3a a a     mm 求作用在轴上的力 工作拉力 F=1000P/V=1500N 作用在轴上的压力 FQ ==1800N 轴径 33m in / 1 1 0 2 .5 / 1 5 9 .2 1 3d C P n  mm 取 d=16mm 取轮径 D=80mm 计算结果总汇：链条规格： 08A 单排链， 101 节，长 米 ， 大小轮齿数都为 21，中心距 39。 483a mm， 压轴力 F NQ 1800 ，轴径 d=16mm，轮径 D=80 mm【 10】。 货叉伸缩装置中的电机 和 减速器的选取 齿轮 5 的转速为 m i n/ 60/20xx0060100060 rd vn   电机功率： P=/ = 选取电机功率为 ，电机型号为： YVF290S6 转速为 980r/min,安装型式选取 B3 为此，减速器的传动比为 i=980/= 则选取减速器型号为 TZSD112【 12】。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 本章小结 本章对堆垛机的货叉机构进行了设计，分别对上叉、中叉、下叉等进行了结构计算和力的分析。 最后确定了货叉的各部分参数。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 第 5 章 堆垛机行走机构的设计计算 堆垛机行走轮的设计计算 选定带型 根据 dP = 和 min/9801 rn  ,查表确定为 PI型。 传动比 i 为 21nni （ ） 由行走速度初步确定小带轮的转速为 12 m  rn 则 i 确定小带轮基准直径 由大带轮与电机同轴确定大带轮基准直径为电机的输出轴直径，即 mmdd 321 则小带轮的基准直径 2d 为   112 dd idd （ ） 则   mmd d  带速 v 为 100060 11 ndv p （ ） 则 smsmv /   此处 11 dp dd  初定轴间距 按要求取 mma 2620  所需基准长度 0dL 为    02122100 422 a ddddaL ddddd   （ ） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 则 :        mmmmmmaddddaL ddddd 2232223222622422202122100 选取基准长度为 609mm。 a 为 2 00 dd LLaa  （ ） 则 mmmma 2622  （ 1）安装时所需最小轴间距 mina 为  dd Lbaa in  （ ） 查表得 mmbd  ，则   mmmmmmmma 2 5 16 0 90 0 6 2m i n  （ 1） 张紧或补偿身长所需最大轴间距 maxa 为 dLaa ax  （ ） 则 mmmmmma 2 7 46 0 6 2m a x  1 为  211  a dd dd （ ） 则  211  a dd dd 所示： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 24 图 皮带轮结构简图 行走机构减速器的选取 行走机构中的减速器可根据机构的传动比从标准中选用。 行走机构的传动比由下式确定： nni m （ ） 式中， mn —电动机额定转速； n —车轮的转速 代入相关数据到式（ ）。