立体仓库巷道式堆垛机设计docx.docx
- 文档编号:14019643
- 上传时间:2023-06-20
- 格式:DOCX
- 页数:35
- 大小:127.54KB
立体仓库巷道式堆垛机设计docx.docx
《立体仓库巷道式堆垛机设计docx.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《立体仓库巷道式堆垛机设计docx.docx(35页珍藏版)》请在冰点文库上搜索。
立体仓库巷道式堆垛机设计docx
1绪论1.1本课题研究的背景及意义
我国现在正处于工业化、城市化开展的高速期,未来一段时间内,土地资源和劳动力资源将会成为制约企业开展的瓶颈,鉴于此,建造立体仓库是未来企业开展趋势,自动化立体仓库是现代物流中的重要组成局部,是实现物流系统合理化的关键。
它具有空间利用率高,便于实现自动化管理,实时自动结算库存货物种类和数量等许多优点,对加快物流速度、提高劳动生产率、降低生产本钱很重要,已开场应用于汽车、电子、医药、烟草、建材、邮电等许多行业。
堆垛机是自动化立体仓库中最重要的搬运、起重、堆垛设备,对立体仓库的出入库效率有决定性影响,是立体仓库能否到达设计要求的关键设备之一。
而我国在堆垛机制造技术上和世界兴旺国家有很大差距,鉴于我国未来物流业开展的广阔空间,堆垛机技术落后必将成为限制我国自动化立体仓库开展的瓶颈,使我国在国际物流业竞争中处于不利地位。
鉴于以上因素,开展堆垛机技术有积极意义。
1.2有轨巷道堆垛机的开展现状
有轨巷道堆垛起重机是随着立体仓库的出现而开展起来的专用起重机,通常简称为堆垛机。
其主要用途是在高层货架仓库的巷道内沿轨道运行,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,完成出入库作业。
20世纪70年代初期,我国开场研究采用巷道式堆垛机的立体仓库,1980年我国第•座自动化立体仓库在北京汽车制造厂投产,从此自动化立体仓库在我国得到了迅速开展。
据不完全统计,到目前已建成三百余座。
堆垛机做为立体仓库中最重要的起重运输设备,也得到了较快的开展。
早期的堆垛机是在桥式起重机的起重小车上悬挂一个门架,利用货叉在立柱上的上下运动及立柱的旋转运动来搬运货物,通常称之为桥式堆垛机。
1960年左右在美国出现了巷道堆垛机,这种堆垛机是在地面的导轨上行走,利用货架上部的导轨防止倾倒。
随着立体仓库的开展,巷道堆垛机逐渐替代了桥式堆垛机。
随着计算机控制技术和自动化立体仓库的开展,堆垛机的应用越来越广泛,技术性能越来越好,高度也在不断增加,到1970年实现了由货架支承的高度为40米的堆垛机。
堆垛机的运行速度也不断提高,目前堆垛机水平运行速度可达200m/min,起升速度高达120ni/min,货叉伸缩速度达50m/mino2004年国际物流综合展览会上推出的超高效能巷道堆垛机走行速度500m/min,加减速0.5G,处理能力每小时500箱,实现了自动化立体仓库存取效率的飞跃。
80年代初期,巷道堆垛机的运行能力主要由机械的速度模式来决定,速度控制是将子母电机或变极电机进展复合,机械式地进展速度切换来控制高速、低速运行。
因此,4堆垛机升降机构的设计计算
4.1升降机构零部件的设计计算
(1)起重钢丝绳〔以最大静载荷计算)
钢丝绳最大拉力
七一堆垛机最大起升载荷。
一起升滑轮组倍率77—滑轮组总效率
钢丝绳破段拉力
n一平安系数,取5
根据破段拉力选择钢丝绳:
钢绳6x19B类同向d=8mm⑷
(2)滑轮选择
根据起升钢丝绳直径确定滑轮尺寸,滑轮为标准件,滑轮轮径D与钢绳直径d比:
D/cl>25
选取滑轮的轴径d=50mm,轮径D=200mm
(3)卷筒选择采用单层绕线卷筒,卷简直径D>Dmin=/7J=25x8=200。
而。
一钢绳中心计算的卷筒最小直径
〃一钢绳直径h一起升系数〔中级)
为缩短卷筒长度,选取卷筒的直径为D=250mm,钢绳中心计算的卷筒直径为。
产263响卷筒绕线长度11一堆垛机最大起升高度t一绳槽节距Z。
一附加平安圈数
卷筒总长度Ly=L0+2L,+L2=420+50+80=550〃〃〃
上一固定绳头长度,取25mmL2—工艺长度,取80mm。
(4)制动器
制动器的制动力矩Mr=伽乌2=1.6x0.88顷'9.8x0.263=86/v.w2ia2x12.7x2
/?
一制动平安系数,取1.6i一卷筒至制动器轴传动比〃一传动效率
制动器选择制动力矩100N•,〃4.2升降机构的电机减速器的选取
考虑电机在一个工作周期内工作时间最长的情况,即载货台由低端将货物送到最高层然后返回,速度图简化如下:
有速度图和负载情况求出的电机负载图为
负载持续率Fc=+打$x100%=20%
V+&)+!
>"
V+&)+!
>"
1.6xl()3
0.75x5+31
=6.8kw
Ca一起动恶化系数,查得0.75
把等效功率转化为F%=25%的功率
电动机选择:
电动机YZR160M1-6型,额定功率6.3KW,额定转数921r/min
卷筒转速,—/冷=*=72.6〃min
电动机至卷筒传动比为对嘿*5堆垛机行走机构的设计计算
5.1主动行走轮直径确实定
行走轮用球墨铸铁,钢轨选用30Kg/m型轻轨
由最大接触应力公式
式中,P一最大轮压,17500N;b—轮与轨道接触线长,60mm;E},E2-分别为行走轮与钢轨弹性模量,E,=162GPa,旦二210GPa;
M,#2一分别为行走轮与钢轨泊松比,//,=0.29外=0.3;p—行走轮半径,选择150mm
铸铁的抗压强度后」=筒
=800/2.5=320MPa 取车轮直径为D=300〃"〃2运行阻力计算 (1)有轨巷道堆垛机的运行时的静阻力 有轨巷道堆垛机沿轨道直线运行时,行走轮与轨道之间以及行走轮与轴承之间,都存在着摩擦阻力。 为了简化计算,假定全部载荷作用在一个行走轮上,其受力情况如图5.1所示。 由弯矩平衡条件得: M=/N%+Nf及M=? 吧 考虑其它阻力的附加阻力,乘以一个系数K。 即 昭= 昭= 图5.1行走轮受力 式中A/—驱动力矩(MPa);N一堆垛机的额定起重量和自重之和(N); 行走轮滚动摩阻系数;D、d一分别为车轮直径和轴径(mm); "一轴承摩擦系数。 由[2]P119查得: 滚动阻力系数f=0.05/n/n,轴承摩擦系数//=0.02,附加阻力系数K=2.0,代入上式中: 当有轨巷道堆垛机在室内运行时,风阻力和轨道斜坡阻力较小,经常忽略不计;所以有轨巷道堆垛机的静阻力等于其摩擦阻力。 于是计算得到满载时的运行阻力为350N。 5.3行走电动机功率的计算 有轨巷道堆垛机的运行机构的电动机的功率,是根据堆垛机满载稳定运行时的静阻力进展计算。 按照运行静阻力、运行速度计算机构的静功率。 静功率(kw)的计算公式为 W,—运行机构稳定运行时的静阻(N); V一堆垛机的运行速度Wmin)取120m/min计算; 查[14]表31-27选用电动机Y100L2-4,转速1430r/min,质量38kg5.4减速器的选择 170 车轮的转数: n=V/ttD==127r/min71x().3 机构传动比: 》=〃/〃'=1430/127=11.2 根据传动比初选择减速器型号为: FA37,输出转速128r/min,传动比11.08,输入功率3kw。 F系列斜齿轮硬齿面减速机具有体积小、传递扭矩大的特点;传动效率高,耗能低,性能优越。 5.5验算起动时间 电动机起动时间G,是根据电动机的平均起动力矩Msav,减去电动机轴上静阻力矩域后,将剩余力矩克制堆垛机起动过程中的惯性阻力矩计算,所以起动时间由下式确定: 4―IW+(1•I~1・2)z[g。 2]l 式中k』-许用起动时间,对堆垛机取k]=5~8s; M广电动机轴上的静阻力矩(N•m); Mfav-电动机的平均起动力矩(N•m); Z-驱动电机数,取Z=l; 对于Y型电机Msav=(0.45~0.5伽.“+虬”),计算得Msav=40.6~45N•m 启动时间超出许用起动时间0.2s,考虑到起动时间过短产生过大晃动影响,可以认为此起动时间合格。 5.6制动时间计算 堆垛机制动时,制动时间的取决于制动器选择是否合理,由下式计算制动时间式中必/广制动器制动力矩(N•,〃);Z-制动器数,取Z=l; 制动轴上的静阻力矩(N•"? );.Dr] M,=—LW=x350=4.5N•m;2iB22x11.2 -电动机轴与制动器轴之间的传动比;一制动器轴与行走轮轴之间的传动比; 传动总效率,取0.96;。 -车轮直径; -对于堆垛机的许用制动时间与行走距离及停车精度有关,取[f」=5~8s 由G? <[,」=5~8s得,Mr 由G? <[,」=5~8s得,Mr =22.9~16Ns 制动器选择规格制动力矩20N・m,制动时间5.9s6堆垛机金属构造设计 双立柱机架由两根立柱和上下横梁组成一个平面框架,具有良好的整体刚度,在门架上安装卷扬,走行等机械装置,由于走行起动,停顿及加速减数时产生的惯性力,门架在通道的纵向发生挠曲,整个门架成为振动体,其柱端振动较大。 同样,在通道的垂直方向,立柱由于货叉作业时的弯矩作用而发生弯曲,使伸长的伸缩叉的前端挠度增大,影响正常定位。 为防止柱端振动和挠度超限而影响定位,需对门架构造进展分析计算。 堆垛机门架的设计计算参数: 上下梁〔槽钢22a,上、下各两根) 立柱(槽钢22a,两根组焊成立柱) 上梁及附件质量(Z=350Kg 货台、货物、附件总质量Q2=1200Kg 卷扬装置的质量=400心 立柱的单位长度的平均质量q=50kg/m 作用在门架上的惯性力: 上梁及附件乩=KQ=1.96x35()=686N 货台、货物、附件 卷扬装置H,=阳=1.96x400=784/V (“为加速减速时的加速度,夕=1.96〃? /s2) 下梁中心线到的重心高度=10//7,/? 2=9m,hj=\m 立柱的中心距/=2m 立柱AB、DC的断面惯性矩/,=4780cmA 上下梁BC、AD的断面惯性矩1=4780C7774 立柱的刚度K.=/,//? =4780/1000=4.78顷? 上下梁的刚度K=/〃=4780/200=23.9c* 刚度比〃=KiK[=23.9/4.78=5 纵弹性模量E=2\^GPa上梁与下梁端部的偏转角 R一因构件两端变位产生的节点位移 C一由构件的中间载荷在杆端产生的弯矩,称为载荷项。 堆垛机作业类型: 按起重机作业性质定为III型(经常起吊额定重量货物,使用不很频繁工作有规那么)载荷系数: 固定载荷系数6=1.2〔轨道无接缝,V>90m/min),移动载荷系数巾=1.4。 6.1水平载荷产生的弯矩计算 将图6.1中作用于框架构造的惯性力,分解为如图6.2所示(a)、(b),用角变位移进展计算。 作出作用于框架构造的惯性力图解图6.2门架受力变形分析 图〔a)中各项的角变位移方程式: 其中载荷项: =2352x9x(10-9)2/1024-50xl02xl.96/12=1028N-m=2352x92x(10-9)/102+50x102x1.96/12=2722N-m 由节点的弯距平衡方程列a图平衡方程组: (1)4+2胁+1)+诚—3R=0 (2)2久(〃+1)+亿+〃毒—3R=0 (3)n0B+20c(n+1)+-3R+CCD! 2EKX=0 (4)+".+2%S+l)—3R=0 (5)OMb+OcE一4R=,杞dc_Ccd_HM_H2堪一qh;们2g)低EK 由上面 (1)、 (2)、(3)、(4)、(5)组成方程组,利用高斯消元法求解增广矩阵如下表6-1表6-1a图方程组增广矩阵 L 矗 6c 毒 R 值 式⑴ 1 12 5 0 -3 0 式⑵ 12 1 0 5 -3 0 式⑶ 0 5 12 1 -3 -0.5977x10-3 式⑷ 5 0 1 12 -3 2.14x10-3 式⑸ 1 1 1 1 -4 -7.1508x103 求解程序见附录。 可求出 再带入前列各角变位移方程式,可求出上下梁内力 立柱弯矩M=-M,Mcd=-Mcb,dc=-MDA 图b分析计算 固端弯距(载荷项) 列出角变位移方程式: 由节点的弯距平衡方程列b图平衡方程组: (1〕20;(1+n)+0B+n9D-3R=nCAB/2EK ⑵0;+2任(〃+1)+成;-3R-=tCbJ2EK (3)〃亿+2。 ](〃+1)+/)-3/? =0 (4)成;+。 ;+2如(〃+l)—3R‘=0 有隔离体静力平衡方程式: (5)+仄+&+用,一4R=n(CAB一CBA-明匕-qh;P/2)/6欣 由上面 (1)、 (2)、(3)、(4)、(5)组成方程组,利用高斯消元法求解方程组增广矩阵矩阵如下表6-2。 表6-2b图方程组增广矩阵 L R 值 式⑴ 12 1 0 5 -3 7.23xlO-4 式⑵ 1 12 5 0 -3 -4.42x1(尸 式⑶ 0 5 12 1 -3 0 式⑷ 5 0 1 12 -3 0 式⑸ 1 1 1 1 -4 -0.85x10-3 解. 上面各式,可求出 代人角变位移方程得上下梁弯矩: 立柱弯矩 由水平载荷产生的弯距,可由图S)、图(b)叠加得出: 走行停顿时发生振动门架立柱上端的线变位5: 值容许范围一般在2.5—5cm,符合要求) 3行走车轮的反力产生弯矩计算 受力分析图如6.3示,其中V为车轮反力。 列出角变位移方程式: Mad2=2EKE+3d)+C 行走车轮反力: 固定端弯矩: 0.4=4="c那么Mw=协=2880N•mw(〃+1血+3) 且由MAB2=DC2^BA2=BC2=CB2=CD2^DA2=AD2 由水平载荷产生的弯矩与行走车轮反力产生的弯矩的和弯矩为: 由于立柱和上下梁采用同种材料,只需校核最大弯矩所在截面的强度,其抗弯截面系数W=436cm3门架构造满足强度要求。 5.4计算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。 该变形造成货叉在伸出时变形,应考虑其大小。 货叉完全伸出产生弯矩: 门架倾斜角: 由于立柱变形产生的货叉尖端下沉: 那么货叉伸出后尖端总下沉量为货叉自身变形量与立柱变形产生的货叉尖端下沉之和,即£△=△+否、=6.92+7.5=14.42w〃z 当托盘货架进深为110〃以时,△值应控制在10-15〃"〃以内,满足。 ([3]P129) 由货叉外伸产生的弯矩相比前两类弯矩影响较小,而且堆垛机不会在货叉伸出的情况下走行,所以可以认为最大弯矩为水平载荷产生的弯矩与行走车轮的反力产生的弯矩的合成弯矩,门架强度可由此最大弯矩校核。 7制动机构和平安机构设计1制动机构设计 该装置由钳口、支架、底座、连杆、推杆、电磁铁、磨擦片组成,构造如图7.1所示。 1-上导轨2-钳口3-支板4-连杆5-推杆6-电磁铁7-支座 图7.1天轨制动装置 该装置通过支座7固定在堆垛机上横梁,当堆垛机下部行走轮系执行制动时,电磁铁6通电,推动推杆5,将连杆4推到死点,制动钳2夹紧上导轨1,将堆垛机位置固定。 连杆机构传动可靠,可保证随机夹持导轨,稳固机身。 当行走机构释放制动时,电磁铁同时断电,同步制动装置在弹簧力拉动下,使连杆脱离死点,夹紧钳松开。 钳口会提前张开不会影响正常运行,该制动装置采用常开式,即通电后制开工作,断电后保持常开,可减小能耗。 考虑导向与运行的平稳,同步制动装置也可同时安装导轮机构。 为缓解制动产生的过高刚度,防止制动扭矩对堆垛机机身以及磨擦片的损伤,在磨擦片前后设置弹性橡胶,以缓冲制动冲击。 6.2平安机构设计 本设计在参考其他设计根底上提出一种弹性装置的堆垛机平安机构设计方案。 其构造简图如图7.2所示。 图7.2平安机构 如图示,载货台在自重作用下使弹簧压产生一定形变,弹簧组件下端接触制动爪,当钢丝绳断裂时,载货台失重下滑,滑轮失去钢绳拉力使弹簧恢复原型,向下压制动爪,通过合理选择弹簧刚度,将对制动爪产生足够的压力,通过杠杆作用将制动片紧压立柱,在摩擦力作用下制动片相对立柱上移,产生楔块效应,将载货台制动。 在更换钢绳后只要钢绳上拉,制动力自行消失,恢复正常工作。 在正常工作过程中,制动爪在自重作用下远离立柱,不会对运动产生干扰。 弹簧选择: 〔参考[6]弹簧设计P608.表4.1-6) 最小工作载荷 R=200x9.8/2=980/V 最大工作载荷 F〃=1200x9.8/2=5880N 弹簧工作行程 力=30〃〃〃〔根据构造自定) 弹簧端部构造形式及支承圈数 〃z=2・5〔选择两端并紧磨平式) 实验载荷 Fs=FJS或Fs="0・8,计算八=7350"查表取近似值 Fs=7170/V 弹簧中颈 D=70/77/77 簧丝直径 d=12mm 节距 t=24.2mm 实验载荷下的变形量 fs=12.2〃 工作圈数 查标准系列〃=4.() 刚度 K=588/〃=147N/〃皿 总圈数 n}=n+n7=4+2.5=6.5 弹簧内径 £)! =D—d=70—12=58〃〃〃 弹簧外径 D2=O+d=70+12=82〃m 弹簧自由高度 Hq=m+(〃z-0・5)d=4x24.2+(2.5-0.5)x12=120〃m 压并高度 Hh=(.-0.5)d=(6.5-0.5)x12=72mm 最小工作载荷作用下弹簧高度 =120-980/147=113肋 最大工作载荷作用下弹簧高度 =120-5880/147=80/ww 实际工作行程 h=Hl-Hn=113—80=33"〃〃 销轴的抗剪强度校核销轴受剪力F,=22/4=1200x9.8/4=2940N 销轴横截面上切应力为 「=生=癸四=4.2MPa<[r]=30MPa满足强度要求(轴销材料为20钢)A707LJ 式中人-轴销的横截面积。 8总结与展望 针对立体仓库货物搬运不便的问题,本设计对立体仓库专用堆垛机进展研究,分析了堆垛机的特点,设计了能够适应自动化生产中物料搬运的双立柱巷道堆垛机,重点对其机架、升降机构、货叉伸缩机构、水平行走机构四局部进展分析设计,本次毕业设计主要做了以下工作: 最高行走速度不超过100m/min,最高升降速度不超过20m/min,在高速化上受到了制约。 于是,在速度控制方面采用了直流电机的电压切换控制方式,使巷道堆垛机的最高行走速度到达125m/min,最高升降速度到达30m/min。 但是,伴随高速化的另一个重要问题是停顿,为了滑动停顿就必须降到很低的速度。 当进展速度切换时,由于急加减速而形成的或是由于制动停顿而引起的冲击,诱发了机械的振动。 现代堆垛机多使用变频调速,速度控制更加平稳,解决了变速时的冲击问题,但是在堆垛机制动器抱闸停顿时,也会产生冲击,在堆垛机机架较高的情况下,造成机架晃动,目前只能通过改善控制减小冲击,尚无更好的解决方法。 目前,我国巷道堆垛机的性能参数和可靠性有待进一步提高。 国产堆垛机的质量相对国外堆垛机而言差距较大,为使国产堆垛机赶超国际水平,应加强自主研究和开发。 1.3本课题设计任务及要求 此堆垛机用于机械加工工厂的毛坯、零件仓库,仓库货架总高度为10m,货物单元长、宽尺寸为1200x1000mm,额定负载800kg,最高行走速度120m/min,最高升降速度30m/min,最高货叉速度30m/min,首层货架高度600mm,负载单元器具为托盘或货箱,货叉数为双货叉,每小时出入库20次,平均工作周期3mino 本次毕业设计对堆垛机的机械构造进展设计,主要包括门架构造、行走机构、升降机构、货叉伸缩机构。 设计出更合理堆垛机门架构造,在保证其强度及刚度条件下尽量减轻整机重量,同时,设计出能减轻堆垛机制动时晃动的辅助天轨制动装置和更加简单可靠的断绳保护装置。 2堆垛机总体方案确实定 堆垛机工作于立体仓库货架之间,为节省空间,加大有限空间存货量,现代立体仓库货架间距做的很窄而高度很高。 堆垛机在此环境下工作,决定其整体构造高而窄,为防止倾倒,将堆垛机行走轨道设计成上下双轨,下部地轨起支撑和引导作用,上部天轨可支持堆垛机直立行走,保证不发生倾倒事故。 金 高而窄的构造也造成堆垛机沿高度方向刚度缺乏,在起停过程中振动严重,会延长定位时间,影响效率,也会造成堆垛机定位不准确,无法正常工作。 为减轻刚度缺乏造成的影响,堆垛机设计中要非常注意机构的动刚度。 2.1有轨巷道堆垛机门架构造选型 按传统门架构造形式堆垛机可分为双立柱有轨巷道堆垛机和单立柱有轨巷道堆垛机: (1)双立柱有轨巷道堆垛机 双立柱有轨巷道堆垛机由两根立柱、上横梁、下横梁 (1)对门架构造受力变形情况利用角变位移法进展详细分析计算,为选材及焊接方式提供依据,计算过程中采用了C语言编程求解多元方程组,编写了高斯消元法的程序,简化计算过程,提高求解精度; (2)水平行走机构设计中增加天轨制动机构,可以提高制动稳定性,减少制动停车时间; (3)升降机构设计中设计了断绳保护机构,可以保证堆垛机在工作中发生断绳事故后载货台可靠制动; ⑷对升降机构、货叉伸缩机构和水平行走机构的工作载荷分析计算,选择动力源,设计各执行机构。 由于时间和条件限制,本设计中还有缺乏,可以从以下两方面完善: (1)门架构造设计时采用先选材料后计算受力的方法,由于堆垛机自重载荷影响,很难做到准确计算,准确选材。 在设计方法可以尝试开发出设计软件,用己有的产品作为数据库资料调用,能有效减少设计时间,防止手动屡次试算的弊病。 同时,可以利用有限元分析,设计出更可靠、更合理的门架构造。 (2)在控制上考虑较少,利用现代成熟的自动控制技术,可以大幅度提高堆垛机工作的性能。 参考文献 [1]邱宣怀主编.机械设计国].北京: 机械工业出版社,1997田奇主编.仓储物流机械设与设备[M].北京: 机械工业出版社,2008.4 [2](日)吉国宏.自动化立体仓库堆垛机设计M.第一机械工业部第四设计院? 堆垛机设计? 翻译组译.北京: 人民铁道出版社,1979(日)本田早苗主编.装卸机械设计[M].周耀坤译.北京: 中国铁道出版社,1982 [3]刘鸿文主编.材料力学[M].第四版.北京: 高等教育出版社,2004.1机械设计实用手册编委会.机械设计实用手册[«.北京: 机械工业出版社,2008.4 [4]沈敏德陈照强范维华宋章领.有轨巷道堆垛机3级直线差动式货叉机构设计[J].山东轻工业学院? 起重运输机械? .2009(7): 22-24刘昌祺,董良.
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 立体仓库 巷道 堆垛 设计 docx