堆垛机设计-毕设论文

Km?1.15——与零件表面加工光洁度有关的应力集中系数

故???1???2581??100MPa 1.611.6??????1??，通过

③.静强度计算

卷筒轴属于升降机构低速轴零件，其动力系数取为?c2?1.2

M?max??c2M??1.2?37575?45090N?mm

M?max37575??27.2MPa 0.1d30.1?253?300?187.5MPa 许用应力 ?????s?n1.6?max??max?????，通过

故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过 （2）选择轴承

由于卷筒轴上的左轴承的内、外圈以同样转速转动，故无相对运动，可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与轴一同旋转，应按照额定动负荷来选择

①.左端轴承 轴承的额定静负荷

C0?n0P0 (5-10)

式中C0——额定静负荷

P0——当量静负荷

n0——安全系数，取n0?1.04

选用调心球轴承，型号为1205，轴承的额定静负荷C0?4020N，左轴承的当量静负荷

P0?fdRA?1.1?1125?1237.5N

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式中fd?1.1——动负荷系数

n0P0?1.04?1237.5?1287N?C0 选取安全 ②.右端轴承

令右端轴承也采用1205，其额定动载荷动负荷?C??9320 右轴承的径向负荷

Fr?fdRB?1.1?835?921.8N

轴向负荷 Fa?0

设轴承工作时数Lh?4000h，查得1205轴承的e=0.27，令当量动载荷

Fa?0?e，故x=1，y=2.4，FrP?xFr?yFa?1?980?2.4?0?980N

106C3Lh?() (5-11)

60nP式中Lh———轴承的寿命，单位为h n———轴承内外圈的相对转速，r/min。 C———轴承的额定动载荷，单位N

60nLh360?36.46?4000C所以()?3??2.06 66P1010C故动负荷C?()P?2..06?980?2018.8N??C?，安全

P

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6 堆垛机稳定性计算

6.1 堆垛机稳定性分析

由于堆垛机在启动、加速、制动过程中惯性力的作用，会使堆垛机立柱在巷道纵向方向上发生弯曲振动，由材料力学知识可知，立柱顶端的弯曲挠度最大，这就可能会导致堆垛机对高层货架进行存取作业时定位精度不足，从而影响工作的稳定性，而且这种振动是影响精度的主要原因之一，特别是在堆垛机速度提高以后，振动的振幅越大。由实验可知，运行速度及加速度越大，振幅越大。柱端振幅一旦超过极限值将发生存取故障。因此研究堆垛机高速运行时立柱在惯性力和他载荷作用下沿巷道纵向挠度问题及振动问题对于解决提升运行速度带来的一些问题有一定的帮助。

6.2 运行中立柱挠度的计算

6.2.1 立柱的相关计算

堆垛机在静止、运行、制动过程中，其立柱不同程度受到外力的作用，导致了立柱产生挠度和振动。大量的实验表明，立柱静止时的静挠度是一定的，但在运行过程中随着加速度的不同，立柱的挠度也将发生变化，立柱的变形与加速度存在很大的关系。此时若定位装置安装在立柱及上、下横梁上，误差将会增大，定位精度难以得到保证，容易引发事故。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。

6.2.2堆垛机外载荷计算

双立柱相当于一组悬臂梁，双立柱与下横梁构成一刚性架，在外力作用下，双立柱

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产生了弯曲变形，立柱顶端的挠度可以通过叠加法来进行计算。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货叉的连接作用下几乎可以认为是一致的，故本文只对其中的一个进行挠度分析计算（振动分子也只分析其中一个立柱）

1．载货台上的滚轮压力可以由图6.1所示的载货台在OYZ平面内载荷简图，

?m?0得正滚轮的压力

1 P1?[(Q?G5)l1?G1l2?G6l3?Te] KN （6-1）

s

图6.1 堆垛机总体载荷受力图

由立柱在XOZ的平面受力图,有公式： ?m?0可得侧滚轮压力

P2?1(Q?G5)l KN （6-2） s2．总提升力由?Fz?0，受力分析可得

T?Q?G5?G6?G1 KN （6-3）

3．立柱的顶部作用力通过图6.3表示的堆垛机载货台提升卷扬系统力学简图，可确定立柱上横梁上作用力F，即为立柱轴向压力：

W??1(G1?Q?G5?G6)KN （6-4）

?1为动力系数，由最大起升加速度决定。 (1)

滚轮的摩擦力

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