【導讀】統(tǒng)的改善與合理性對企業(yè)提高生產(chǎn)率、降低成本非常重要。堆垛機是自動化立。本文著重就堆垛機的結構設計進行初步研究。有軌巷道式堆垛機的立體倉庫。柱上的上下運動及立柱的旋轉(zhuǎn)運動來搬運貨物，通常稱之為橋式堆垛機[3]。止傾倒[[4]隨著立體倉庫的發(fā)展，巷道堆垛機逐漸替代了橋式堆垛機。1967年開始安裝高度為25米高度的堆垛機。增加，到1970年實現(xiàn)了由貨架支承的高度為40米的堆垛機。單立柱有軌巷道堆垛機的機架由一根立柱、下橫梁和上橫梁組成。不適于起重量大和水平運行速度高的堆垛機。按支承方式分類，有軌巷道堆垛機分為懸掛型和地面支承型。堆垛機門架的上部。導軌的兩側，從而防止堆垛機運行時產(chǎn)生擺動和傾剎。懸掛式堆垛機有如下優(yōu)。和懸掛型有軌巷道堆垛機相比，這種堆垛。直線運行型堆垛機只能在巷道內(nèi)直線軌道上運行，不能自行轉(zhuǎn)換巷道。曲線運行型堆垛機在使用上有局限性，只適用于出入庫頻率較低的立體

　　

【正文】 速度越大， 振幅越大。柱端振幅一旦超過極限值將發(fā)生存取故障。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。 堆垛機在靜止、運行、制動過程中，其立柱不同程度的受到外力的作用， 導致立柱產(chǎn)生撓度和振動。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系。此時定位裝置若安裝在立柱及上、下橫梁上，誤差 將會增大，定位精度很難得到保證，容易引起事故。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系。本課題選取的堆垛機是按照半閉環(huán)進 行速度的調(diào)速控制 ，每條運行曲線是根據(jù)實際情況通過大量實驗得出的，因此 每條運行曲線的速度變化是不同，這樣加速度的變化對堆垛機立柱的影響也不 一樣。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。 根據(jù)各零件的布置，將堆垛機簡化為三維與二維模型，并對模型進行撓度 計算和振動分析。圖 4 42 分別為堆垛機的三維與二維模型。 圖 41 堆垛機三維簡化圖圖 42 堆垛機二維簡化圖 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計（論文） 35 由二維簡化圖可知，下橫梁為剛性體，雙立柱相當于懸臂梁，雙立柱與下 橫 梁構成一剛性架，在外力作用下，立柱產(chǎn)生彎曲變形， _立柱柱端的撓度可以 用疊加法進行計算。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 )。 堆垛機立柱的受力分析如圖 43 所示。 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) 大學畢業(yè)設計（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，上橫梁及導輪質(zhì)量，提升機構質(zhì)量，電控柜質(zhì) 量， 行走機構質(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)大學畢業(yè)設計（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)大學畢業(yè)設計（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)大學畢業(yè)設計（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)大學畢業(yè)設計（論文） 29 金屬結構中的鋼制壓桿其安全系數(shù)取 ~. 取 =1/3 表 41 堆垛機各技術參數(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)當前位置與存儲在 PLC 中的目的地址相比較，選擇一 條適當?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，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。將以上數(shù)據(jù)帶入 公式，可得 : = 其中， C 1 = C2 。 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。 由 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計（論文） 30 （ 427） 下橫梁彎曲撓度的最大值在中間位置 x= m 時有 : v()= 104m 由上式結果可知 : f 中點 = v() ≤ B/1000=4885/1000= 即 :堆垛機在調(diào)速以后以最大的加速度運行時，下橫梁的水平彎曲在控制范圍 之內(nèi)，不影響堆垛機的整體結構的穩(wěn)定。 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。當加速度達到最大 時，立柱柱端的振幅也最大，對此時柱端進行振動分析，得出最大振幅，用以 解決在提升速度以后引起的振動問 題。建立堆垛機振動模型，并解決其振動問 題。由于雙立柱堆垛機的兩個立柱在運行過程中以共同的頻率，共同振幅的振 動的，所以在本文僅對其中一個立柱進行振動分析，該立柱相當于一個懸臂梁 . 堆垛機是由無窮多個質(zhì)點構成的彈性系統(tǒng)，并且在構件的連接處采用彈性 阻尼隔振技術，求解這樣的多自由度系統(tǒng)有一定的難度。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。 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計（論文） 31 圖 47 堆垛機振動模型 由上一節(jié)可知，把堆垛機立柱簡化為懸臂梁，并根據(jù)材料力學知識我們可 以得知，懸臂梁的靜撓度 S 在 外力 P 的作用下為 : （ 428） 此時，懸臂梁起彈簧的作用，自由端產(chǎn)生的靜變形所需要的力就是梁的彈 簧系數(shù) k, （ 429） 圖 48 懸臂梁 根據(jù)梁端的振動微分方程： （ 430） 得出立柱的振動頻率為 : （ 431） (432) 其中， m39。為懸臂梁在自由端的等效質(zhì)量。 換算質(zhì)量系統(tǒng)與原來的多質(zhì)點系統(tǒng)具有相同振形和相同的頻率。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。 能量法的換算原理為具有換算質(zhì)量的系統(tǒng)于原多質(zhì)點系統(tǒng)在振動時的最 大動能相同。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。在梁端在載荷 P 的作用下，懸臂梁自有端的撓度為 : ,在截面 X 處的撓度為 : ,在自由振動中，梁各點的振幅 仍然近似按比例，即 : (433) 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計（論文） 32 其中為梁的自由端的振幅。設質(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 應用平面假設，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。 圖 49 梁的振動模型 以表示梁的橫向位移，它是截面橫截面積的 x 和時間 t 的函數(shù)，以 f(x, t)表示作用于梁上的單位長度的橫向力。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。取微段 d x，如上圖所示，用 Q（ x, t） 表示剪切力， M(x, t)表示彎矩。在鉛直方向 Y 方向的運動 方程為 : 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計（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數(shù)和二階時間導數(shù)。 連續(xù)系統(tǒng)的振動問題同離散系統(tǒng)的振動問題在處理上有相同的地方，連續(xù) 系統(tǒng)中的各點同時到達最大幅值，又同時離開平衡位置。用數(shù)學語言講，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。 將式帶入，并由波動方程得 : （ 444） 本模型中梁的單位體積、橫截面積，橫截面對中心主軸的慣性矩都 為常數(shù)，所以方程可以簡化為 : （ 445） 單獨考慮立柱頂端的振動時，此時頂端的振動為單自由度，振幅函數(shù)為 : 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計（論文） 34 （ 446） 由此確定立柱頂端的振幅在加速度最大時，即 : 柱端振幅最大， （ 447） 式中 : A max— 加速度最大時立柱頂端的撓度 。 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)。 結論 35 結論 本次設計從門架設計以及幾個主要重點機構的結構設計著手，分析了堆垛 機的運行機理。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 力情況及推導出門架的彎矩及撓度關系式，再設計出數(shù)據(jù)進行校核，最終設計 出了滿足承受重載，高而窄的雙立柱門架； 詳細重點設計了行走機構 的結構設計，首先列出了行走機構的常見傳動方 案，并通過計算完成行走機構各個部件的選型并確定了尺寸及電機、減速器的 選取，最終設計出了滿足條件、靈活、適用、簡捷、方便的行走機構，并繪制 出了行走機構零件圖和裝配圖；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。 本次設計，囊括了大學四年所學知識的方方面面，是我在以后的學習工作 之前，對各個學科課程的一次深入的綜合性的練習，鍛煉了自己發(fā)現(xiàn)問題、分 析問題、解決問題的能力，并為以后的工作學習打下良好的堅實的基礎。本次 設計是對四年以來學習的總結，并鍛煉了總體 設計的能力。 由于本人能力有限，以及時間上的倉促，設計中難免有考慮不周與設計不 正確的地方，希望各位老師能夠給予諒解，并提出您的寶貴建議，我將不勝感激。