【正文】 1]中所述 ,取制動時間 tz=5s 按空載計算動力矩 ,令 Q=0,得 : Mz= ?? ? ? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ? ?? ? + ? + η 2 0 2 1 / 1 ( 2 ) 375 1 i GD mc GD t n M m C z j 式中 /0 / min 2 ( ) i p p D M p m c j ? η = = ( ) 2 336 1344 ? = m 以下。 m 由 [2]表 3320 查的 :電動機 Y160M18,軸端為圓柱形 ,d1=48mm,L=110mm。 m,重量 G=） ；在靠近減速器端，由 [2]選用兩個聯(lián)軸器 ZLD，在靠近減 速器端浮動軸端直徑為 d=32mm。 m 與原估算的基本相符，故不需要再算。 M 39。由實驗可知，運行速度及加速度越大， 振幅越大。通過大量的實驗表明，靜止時的靜撓度是一定的， 但是在運行過程中隨著加速度的不同，立柱的撓度也逐漸發(fā)生變化，立柱的變 形與加速度很很大的關(guān)系。本小節(jié)通過對立柱撓度的分析，得出立柱頂端的變形量，并確定隨著加 速度的提高，對立柱的影響。由于堆垛機為雙立柱，兩個立柱在外力作用下產(chǎn)生的撓曲 變形在天軌的連接作用下幾乎一致的，故本課題只對其中一個進行撓度分 析計算 (后面的振動分析亦只分析一個立柱的 )。 β 1= β 2 = 根據(jù)堆垛機的制造和組裝要求，要求堆垛機下橫梁的水平彎曲， 其中 B 為主從動輪距。建立堆垛機振動模型，并解決其振動問 題。為懸臂梁在自由端的等效質(zhì)量。假定梁自由振動的振動形式和懸臂梁在自由端加一集 中靜載荷時 的靜撓度曲線一樣。系統(tǒng)的參數(shù)是單位體積質(zhì)量 ，橫截面積 A（ x），彎曲強度 , E 為彈性模量， 橫截面對垂直于 x 和 Y 軸且通過橫截面形心的軸的慣性矩。用數(shù)學(xué)語言講，系統(tǒng) 振動的位移函數(shù) Y(x} t)在時間上和空間上是分離的，即， 位移函數(shù)可以用下面 的式子表達 : 式中， Y(x)表示梁的振動位形，只依賴于變量； F(t)表示梁的振動規(guī)律，只以來于變量。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(dǎo)出門架的彎矩及撓度關(guān)系式，再設(shè)計出數(shù)據(jù)進行校核，最終設(shè)計 出了滿足承受重載，高而窄的雙立柱門架； 詳細重點設(shè)計了行走機構(gòu) 的結(jié)構(gòu)設(shè)計，首先列出了行走機構(gòu)的常見傳動方 案，并通過計算完成行走機構(gòu)各個部件的選型并確定了尺寸及電機、減速器的 選取，最終設(shè)計出了滿足條件、靈活、適用、簡捷、方便的行走機構(gòu)，并繪制 出了行走機構(gòu)零件圖和裝配圖；最后對堆垛機運行過程中的整體穩(wěn)定性進行了 分析計算。 。本次 設(shè)計是對四年以來學(xué)習(xí)的總結(jié)，并鍛煉了總體 設(shè)計的能力。 V max— 堆垛機運行最大速度 : 兩者之間的相對誤差為 : 在堆垛機行業(yè)標準中，規(guī)定堆垛機立柱的振幅控制在 之內(nèi)，根據(jù) 計算結(jié)果可知，堆垛機運行速度提高到 240m/min 以后，立柱的振動振幅控制在 安全范圍之內(nèi)。在鉛直方向 Y 方向的運動 方程為 : 西安工業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 33 （ 437） 簡化方程得： （ 438） 微段的轉(zhuǎn)動方程為 : (439) 簡化方程得 : (440) 將上式帶入公式，可得 : (441) 由材料力學(xué)知識得知 : (442) 綜合以上公式得 : (443) 這就是梁的振動微分方程，其中包括四階空間導(dǎo)數(shù)和二階時間導(dǎo)數(shù)。設(shè)質(zhì)量 m 的自由振動可以表示為 . 而梁的振動可以表示為 : (434) 全梁動能的最大值為 : (435) 所以， ， 帶入公式 (432)得出立柱懸臂梁的振動頻率為 : （ 436） 在以下前提條件下，本課題選用的系統(tǒng)仿真為懸臂梁的彎曲振動，即 :梁 的各截面的中心軸在同一平面內(nèi)， 且在此平面內(nèi)作彎曲振動，在振動過程中仍 應(yīng)用平面假設(shè)，不計轉(zhuǎn)動慣量和剪切變形的影響，同時截面繞中心軸的轉(zhuǎn)動與 橫向位移相比可以忽略不計。換算質(zhì)量 在工程中經(jīng)常用的有兩種方法 :剛度法和能量法。為了簡化計算，把 堆垛機簡化成理想狀態(tài)下的單質(zhì)點的振動。 堆垛機啟動以后，在達到最大加速度以前，一直是以非勻加速運行的， 所以在運行過程中，其立柱的振動的振幅也是不停的改變。 圖 43 堆垛機立柱的受力分析 由疊加法可知，立柱頂端的撓度 f1 為 : f1=f F +f M +f q (41) 圖 44 立柱頂端撓度 —— 由慣性力 F,引起的立柱柱端撓度， m 西安工業(yè) 大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 25 —— 各部分質(zhì)量引起的慣性力， N （ 42） （ 43） __________—— 貨物及貨叉質(zhì)量，上橫梁及導(dǎo)輪質(zhì)量，提升機構(gòu)質(zhì)量，電控柜質(zhì) 量， 行走機構(gòu)質(zhì)量； —— 各質(zhì)量的坐標； A—— 堆垛機的加速度， —— 立柱材料的楊氏彈性模量， I—— 立柱橫截面對中性軸的 J 慣性矩， H—— 立柱高度 m； —— 由各質(zhì)點質(zhì)量對立柱軸線的力偶引起的立柱柱端撓度 m —— 各質(zhì)點質(zhì)量對立柱軸線的力偶， G—— 重力加速度， ； （ 44） —— 立柱自重產(chǎn)生的慣性均勻分布力引起的立柱柱端撓度， m （ 45） —— 立柱自重均勻分布質(zhì)量， kg/m —— 下橫梁與立柱連接處的轉(zhuǎn)角， rad —— 下橫梁的撓曲線方程 : (46) (47) — 由慣性力對立柱軸線的力偶引起的下橫梁與立柱連接處的轉(zhuǎn)角， rad —— 由引起的轉(zhuǎn)角 —— 由引起的轉(zhuǎn)角 西安工業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 26 如圖 45 所示 圖 45 堆垛機立柱及下橫梁彎曲圖 (48) (49) (410) (411) —— 各質(zhì)量重力引起的下橫梁與立柱連接處的轉(zhuǎn)角， rad （ 412） —— 由 :引起的轉(zhuǎn)角 —— 由引起的轉(zhuǎn)角 西安工業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 27 （ 413） (414) (415) (416) —— 下橫梁自重作用引起的下橫梁與立柱連接處的轉(zhuǎn)角， rad (417) (418) (419) 西安工業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 28 (420) —— 下橫梁材料的楊氏彈性模量， MPa —— 下橫梁的長度， m —— 下橫梁截面對中性軸的慣性矩， ma —— 立柱軸線到堆垛機前后行走輪的距離， m —— F 橫梁均勻分布力， kg/m (421) (422) (423) 由于立柱是受壓受彎構(gòu)件，考慮到軸向壓力作用使其撓度增加，其撓度為 : (424) 其中 , , (425) 對于懸臂梁來說，由歐拉公式可得 : (426) 西安工業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 29 金屬結(jié)構(gòu)中的鋼制壓桿其安全系數(shù)取 ~. 取 =1/3 表 41 堆垛機各技術(shù)參數(shù) 立柱慣性矩為 : I1= 103 m4 下橫梁慣性矩為 : I2= 103 m4 堆垛機在運行中根據(jù)當(dāng)前位置與存儲在 PLC 中的目的地址相比較，選擇一 條適當(dāng)?shù)倪\行曲線到達目的貨位，因此在運行中的加速度并不是勻加速直線運 動，并且每選擇一條運行曲線時，堆垛機在運行時的加速度變化是不同的 ，而 頂端的撓度 f=f1+f2= β 1α + β 2 與堆垛機運行時的加速度有關(guān)，由此可知，立 柱頂端的撓度在加速度達到最大即 a=，撓度最大。圖 4 42 分別為堆垛機的三維與二維模型。所以，堆垛機在提升速度 時要充分考慮加速度與撓度的變化關(guān)系。為此研究堆垛機高速運 行時立柱在慣性力及其他載荷作用下沿巷道縱向撓度問題及振動問題對于解決 提升運行速度 帶來的問題有一定的幫助。 m 緩沖器的選擇 小型有軌巷道堆垛機在運動過程中控制系統(tǒng)失控時，就會和巷道口的機械 裝置發(fā)生碰撞，為了減小碰撞時對堆垛機造成的危害，在小型有軌巷道堆垛機 上的下橫梁上分別安裝了緩沖器。 0 M 39。 m, (GD2)L=[MI]=630N m 式中 MI— 連軸器的等效力矩 . MI= el ?M 1 ? =2 = N m 現(xiàn)選用 YWZ200/25 的制動器，查 [1]表 1810 其制動力矩 M=50 N m 滿載起動時間 : t q (Q=Q)= 375( ) 1 m Mq Mj n ? ? ?? ? ?? ? ? + + / 2 η 0 2 / 2 ( ) ( ) i Q G D mc GD C = 375(2 ) 2890 ? ?? ? ?? ? + 2 20210 = 空載啟動時間 : t q (Q=0) = 375( ) 1 m Mq Mj n ? ? ?? ? ?? ? ? + + η 2 / 0 2 / 2 ( ) ( ) i Q G D mc GD C = 375(2 ) 2890 ? ?? ? ?? ? + 2 20210 = 起動時間在允許范圍內(nèi)。 Vdc/ Vdc = 249/240= 由于 N‘ jNe,故所選的電動機和減速器都合適 驗算起動時間 起動時間： Tp= 375( ) 1 m Mq Mj n ? ? ?? ? ?? ? ? + + η 2 / 0 2 / 2 ( ) ( ) i Q G D mc GD C 式中 n1=2890rpm 滿載時運行靜阻力矩： Mj（ Q=Q） = η /0 ( ) i M m Q=Q = 720 =205N Nj = = 式中 K25— 工作類型系數(shù)，由 [1]表 816 查得當(dāng) JC%=25 時， K25= r— 由 [1]按照起重機工作場所得 tq/tg=，由 [1]圖 837 估得 r= 由此可知： NxNe,故初選電動機發(fā)熱條件通過。靜功率 (kw) 的計算公式為 式中 W運行機構(gòu)穩(wěn)定運行時的靜阻 (N)； V堆垛機的運行速度 (m/min)取 240m/min 計算； Z堆垛機運行機構(gòu)的驅(qū)動電機數(shù)，一般取 Z=1； η 運行機構(gòu)傳動的總效率 ,一般取 。 圖 摩擦阻力計算 由彎矩平衡條件得 ： 即有 考慮其它阻力的附加阻力，乘以一個系數(shù) K 即 西安工業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 18 式中 M驅(qū)動力矩 (MPa)； P+G堆垛機的額定起重量和自重之和 (N)； f行走輪滾動摩擦系數(shù)； D、 d分別為車輪直徑和軸徑 (mm)； μ 軸承摩擦系數(shù)。 — 車輪的踏面直徑（ cm） B— 鋼軌寬（ cm） r— 鋼軌頭部的圓角半徑（