【文章內容簡介】 內徑為 12mm。 (6)初定導軌的長度 由機構尺寸可定導軌長度為 400mm。 (7)導軌撓 度 變形計算 根據文獻【 5】 P351。352采用極限法計算導軌的撓度變形， 因為作用在導軌中間的力產生撓度變形最大，工作臺的受力如圖 31所示： 劉茂盛：規(guī)整與秩序（小型 NC 立體倉庫設計） 8 圖 31 工作臺受力圖 根據材料力學知識求得： F1 = ?255N， F2 = 130N 負號表示方向向下?？紤]最不利的工作條件將 F F2全部作用于一根導軌上計算導軌受力圖如圖 32所示，且最大的力作用于導軌的中點位置上。 圖 32 導軌受力圖 F1產生的變形 ?1： ?1 = F1l348EI = 10。3m F2產生的變形 ?2： ?2 = Fb（ l2。a2）329√3lEI = 10。3m 所以導軌產生的變形 為： ?=?1 ??2 = 。產生的變形遠小于導軌工作的允許變形量，所以導軌滿足條件。 貨叉伸縮機構部分整體圖 升降機構部分整體圖如圖 33 所示： 圖 33 貨叉伸縮 機構爆炸圖 華東交通大學畢業(yè)設計（論文） 9 升降機構的機械設計 因升降機構需要考慮自鎖，所以采用絲杠螺母傳動。以下是根據文獻【 2】 P295。299來計算的。 上升機械所承受的重力 G 貨叉與貨物的總重量為 20kg,所以總體質量 G=200N。 螺桿和螺母設計 根據文獻【 2】 P295。299傳動形式：采用絲桿傳動，螺母移動的方式。螺母為整體式螺母，螺紋為梯形螺紋，牙型角 α = 30176。，高傳導螺紋，采用單線頭。 （ 1） 螺桿和螺母的材料 螺桿的材料初定為合金鋼 40Cr，查文獻【 2】 P121得 : ?b = 980MPa ?s = 785MPa 螺母的材料初定為鑄造青銅，查文獻【 2】 P123得： ?b = 310MPa ?s = 170MPa （ 2） 初定螺桿螺母尺寸 ① 螺桿中徑 d2 根據文獻【 2】 p296的公式： d2 ≥ √ Fφ[p](mm) 式中： [p]— 許用比壓（ MPa），查文獻【 2】 p296表 171[p] = 15MPa； φ — 螺母高徑比系數，整體式螺母取為 ~，取 φ= ； F — 軸向力，在此軸向力 F=G=200N。 代入數據得： d2 ≥ 根據計算的 d2 ≥ 【 2】 P158表 93得： d = 20mm P = 5mm 由 d = 20mm和 P = 5mm查文獻【 2】 P158表 92得： d3 = D2 = d2 = D4 = D1 = 15mm ② 螺母的高度 H H = 20 = 50mm ③ 旋合圈數 u = HP = 505 = 10 式中： P— 螺距 （ mm） ④ 螺紋的工作高度 h = = 5 = ⑤ 校核螺母比壓 p = Fπd2hu= 10 = ≤ [p] ⑥ 驗算自鎖條件 ψ = arctan Sπd2≤ ρv = arctan fcosα2 劉茂盛：規(guī)整與秩序（小型 NC 立體倉庫設計） 10 式中： α— 螺紋牙型角 ； ψ— 螺紋升角（度）； S — 螺紋導程（ mm）； ρv— 當量摩擦角（度）； f — 摩擦系數，查文獻【 2】 P297表 172，查得 f = 。 代入公式得： ψ = 176。， ρv = 176。， ψ ρv，滿足自鎖條件。 ⑦ 驗算螺桿強度 ?ca = √( 4Fπd12)2 +3( 13)2 ≤ [?] 式中： T1 = d22 Ftan(ψ+ρv)(N?mm) 代入參數計算得： T1 = ?mm， ?ca = [??] 查文獻【 2】 P297表 173 [?] = ?s3~5 ，取 [?] = ?s5 = 2355 = 47MPa，因為 ?ca ? [?]所以螺桿滿足強度要求。 （ 1） 螺母計算 根據耐磨性計算確定 d2之后，初步擬定螺母尺寸如圖 34 所 示： D2 = D1 = D4 = 圖 34 絲桿螺母結構尺寸 ① 螺紋牙剪切強度 τ = Fπdbu ≤ [τ] 式中： [τ]— 材料許用剪切應力 （ MPa） , 查文獻【 2】 P297表 173得： [τ]= 30MPa； b— 螺紋牙根部寬度，梯形螺紋 b = (mm)代入數據 b = ； 代入式中計算得： τ = [??]，所以螺紋剪切強度符合工作條件。 ② 螺紋牙彎曲強度 ?b = 6Fl?πdb2u ≤ [?b] 式中： l?— 彎曲力臂 (mm)， l? = d。d22 = ； [?b]— 許用彎曲應力 (mm)，查文獻【 2】 P297表 173 得： [?b]= 40MPa； 代入公式計算得： ?b = [?b]= 40MPa，符合要求。 ③ 螺母抗拉、扭強度核算 ? ≤ [?]l 華東交通大學畢業(yè)設計（論文） 11 式中： [?]l— 螺母材料的許用壓力： [?]l = [?b]= 。 σ = ， S 指螺母面積，代入數據得： σ = 。 因為 ? [?]l，所以螺母抗拉、扭強度符合要求。 （ 2） 螺桿的穩(wěn)定性計算 絲桿采用兩端固定，其長度系數由文獻【 6】 P99表 514 得： μ =，螺桿的安全系數： Ssc = FcrF ≥ [Ss] 式中： [Ss]— 螺桿穩(wěn)定性安全系數取為 3~5； Fcr — 臨界壓力（ N），視柔度為 λs = μlρ的不同分別確定； ρ = d14 是螺桿危險剖面的慣性半徑 （ mm） ； l— 螺桿的工作長度， l=900mm； 代入公式可得： λs = 124 100 Fcr = Ssc = 110 [Ss]max = 4, 所以螺桿穩(wěn)定性足夠。 軸承的選擇 根據文獻【 6】螺桿的公稱直徑 d = 20mm，求軸承所受的軸向力和徑向力 ： Fa = μF = 200 = 20N F1 = Fa sinψ = 176。 = F2 = Facosψ = 圖 35 軸承受力分析 查文獻【 2】 P182表 102 初選 7002AC 角接觸球 軸承， dD B = 15 32 9，Cr = ,C0r = 。 ⑴ 求 Fr1和 Fr2 徑向力可認為全部作用在導軌上，所以Fr = 0, Fae = Fr1v = 10900 = Fr2v = 圖 36 軸承正裝受力分析 ⑵ 求 Fa1和 Fa2 根據文獻【 6】 P322表 137 得： Fd1 = Fd2 = = Fa2 = Fd2 = Fa1 = Fd2 + Fae = + = 劉茂盛：規(guī)整與秩序（小型 NC 立體倉庫設計） 12 由： Fa1Fr1= = 90 ??， 所以有 X1 = ， Y1 = ； 所以： P1 = ( + )= 由： Fa2Fr2= = = e，所以有 X2 = 1， Y2 = 0， 所以： P2 = 1 = ⑶ 驗算軸承壽命 由于 P1 P2， n = 100025 = 400r/min，所以按軸承 1 受力大小驗算： Lh = 10660 400(5950)3 = 911830h 20xx0? 所以所選軸承滿足要求；所選軸承為： 7002AC 角接觸球軸承， dD B = 15 32 9，Cr = ,C0r = 。 電機的選擇 ⑴ 傳動總效率 ? 傳動總效率為： ? = ?1?2?3 式中： ?1— 滑動絲杠傳動效率，查文獻【 4】 P425式 573 ?1 = tanψ tan (ψ:ρv)=； ?2— 軸承的傳動效率，查文獻【 2】 P9表 12得： ?2 = ； ?3— 聯(lián)軸器傳動效率，查文獻【 2】 P9表 12得： ?3 = 。 代入參數得： ? = 。 ⑵ 轉動慣量 Jeq 根據文獻【 1】 P56。63絲杠轉動慣量 的 計算公式： J1 = mjD28 = 10。4kg? cm2 工作臺折算到絲杠的轉動慣量： J2 = m(Ph2π)2 = 10。4kg ?cm2 所以： Jeq = (+) 10。4 = 10。4kg ?cm2 ⑶ 求 Teq 根據文獻【 1】 P56。63 的計算公式： Teq = Tamax +Tf + T0 式中： Tamax = 2πJeqnm60ta ，其中 ta = ~1s ,取 1s， nm = 400r/min代入公式計算得： Tamax = ?m； Tf = F摩 Ph2π?i = ?m； T0 = 0。 華東交通大學畢業(yè)設計（論文） 13 所以有 Teq = += ?m ⑷ 電機選擇 根據力矩選擇上海昀研自動化科技有限公司生產的 57RB76156 型號的步進電機，n = 400r/min， T = ? m。 滑動導軌的計算 以下是根據文獻【 4】 P122。184來計算的： ⑴ 選擇圓柱形導軌，采用兩導軌兩滑塊的形式 。 ⑵ 初定導軌尺寸 取圓柱導軌直徑 d = 20mm，導軌長度根據絲杠長度計算，因為絲桿長度為 900mm，所以導軌長度也初定為 l = 900mm。 ⑶ 初定滑塊及滑座的尺寸 滑塊為圓柱形，內徑為 d1 = 20mm，外徑為 d2 = 40mm， 長度為 50mm； 滑座為一長方體長為： 700mm；寬為 200mm；高為 60mm。導軌與絲桿的中心距為 。 ⑷ 導軌的撓度變形計算 計算貨叉帶來的扭矩，受力 分析如圖 37所示，貨叉部分的重力為 200N，力到導軌之間的距離為 100mm。 圖 37 豎直導軌受力分析 所 以扭矩 M = 200 = 20N? m，由力學知識可知在導軌中間產生的撓度變形大，所以設力矩產生在中間處。 根據公式： W = Mx6lEI(l2 ?3b2 ?x2) b = 900?a， I = 20464 = W = Mx6lEI (14l2 ? x2) 當 x = l2√3時，代入數據得： Wmax = ，撓度變形符合條件。 聯(lián)軸器的選用 選用廣州凌科自動化設備有限公司的 LK6250612 系列的聯(lián)軸器。 升降機構部分整體圖 升降機構部分整體圖如圖 38 所示： 劉茂盛：規(guī)整與秩序（小型 NC 立體倉庫設計） 14 圖 38 升降機構爆炸圖 水平行走機構設計 因為水平行走采用同步帶就能滿足要求，且同步帶的傳動效率高，所以采用同步帶傳動。 行走機構所承受的重力 G 升降機構的總體重力為 300N，貨叉及貨物的重力為 200N，所以水平行走機構所受的總體質量 G總 = 500N。 同步帶的設計 以下是根據文獻【 1】 P20。31來計算的：導軌材料初定為鋼 Q235，查文獻【 2】表 71得 ?max = 235MPa。滑塊材料為青銅，查文獻【 2】表 172 得鋼和青銅的摩擦系數 f=，所以 F = 500 = 50N。 ⑴ 傳動比的確定 由設計任務可定 i = 1。 ⑵ 主動輪的轉速 n、傳遞功率 P 由設計任務可知 V = 10m/s,則傳遞功率由公式得： P = FV = 50 1060 = 。 預選電機轉速為 :n = 60r/min。 ⑶ 確定帶的設計功率 Pd 根據文獻【 1】 P28查表 318 取工作情況系數 KA = ，由公式 : Pd = KAP = = 10W。 ⑷ 選擇帶型和節(jié)距 Pb 根據帶的設計功率 Pd = 10W和主動輪轉速 n = 60r/min，由文獻【 1】 P29圖 314 和表310 中選擇同步帶、型號為 XL 型節(jié)距 Pb = 。 ⑸ 確定主帶輪齒數 Z和主帶輪節(jié)圓直徑 d1 華