【導(dǎo)讀】的設(shè)計、貨叉伸縮機構(gòu)的設(shè)計計算和PLC控制程序上。在進行行走機構(gòu)的設(shè)計時，主要是。序的設(shè)計，有比較詳細(xì)的流程，程序能夠?qū)崿F(xiàn)所要求的功能。在本文最后部分，對該堆垛。機的穩(wěn)定性進行了較為詳細(xì)的討論，保證了堆垛機工作時運行的平穩(wěn)性。Keywords:PLC，stackingcrane，machine，travelingmechanism，stability,forks

　　

【正文】 垛機行走時的加減速度情況。堆垛機完成入庫或出庫一次工作循環(huán)所需平均時間稱為基本作 業(yè)時間，用 T。來表示。 圖 1 堆垛機行走加減速度示意圖 設(shè)堆垛機開動率為 n，為堆垛機實際開動時間占工作時 間的百分比。若一天工作時間為 8h，則堆垛機每天可經(jīng)歷的工 作 循環(huán)次數(shù)為 8x3 600x n／ To (5) 式 (5)中，時間 To單位為秒。 若堆垛機壽命按 10年計，每年工作 300 天，每天工作 8h， 基本作業(yè)時間 To=100 秒，開動率 n=70％，則堆垛機的循環(huán) 壽命為 : 10x300x8x3 ／ 100≈ 6x 510 (次 ) 圖 堆垛機行走加減速度示意圖 第 3 章 水平運行機構(gòu)設(shè)計方案 水平運動機構(gòu)總體方案的確定 根據(jù)以上計算可初步確定有以下方案： 方案 1：選擇設(shè)計單立柱無軌道式堆垛機； 方案 2：選擇設(shè)計單立柱雙軌道式堆垛機； 方案 3：選擇設(shè)計單立柱單軌道式堆垛機； 根據(jù)以上計算可知：此堆垛機的最大載荷重量為 2021Kg，水平運動速度為 63m/min 以及所受的載荷均很小，故選擇第三 種方案： 單立柱型 單軌道堆垛機。 其優(yōu)點在于支撐于地面可避免受力的分配不均所引起的種種問題 ，單立柱適用于堆垛機的結(jié)構(gòu)特點 ,單軌道可以適應(yīng)巷道內(nèi)狹窄的空間。另外水平行走機構(gòu)按行走軌跡有兩種型式 直線型和曲線轉(zhuǎn)軌型，針對本課題的要求選擇直線型。 水平運行機構(gòu)具體布置的主要問題 1. 因為下橫梁時主要的承載部件，機架的運行速度很高，而且在受載之后向下?lián)锨瑱C構(gòu)零部件的安裝可能不十分準(zhǔn)確，所以如果單從保持機構(gòu)的運動性能和補償安裝的不準(zhǔn)確性著眼，凡是靠近電動機、減速器和車輪的軸，最好都用浮動軸。 2. 為了減少立柱的扭轉(zhuǎn)載荷，應(yīng)該使機構(gòu)零件盡量靠近立柱；盡量靠近端梁，使端 梁能直接支撐一部分零部件 的重量。 3. 對于行走機構(gòu)的設(shè)計應(yīng)該參考現(xiàn)有的資料，使安裝運行機構(gòu)的平臺減小，占用巷道的空間最小，總之考慮到堆垛機的設(shè)計和制造方便。 機構(gòu)的布置形式 水平運行機構(gòu)由電機、減速機、車輪組、緩沖器等組成。它的布置形式多種多樣，但比較合理的驅(qū)動形式如圖 1和圖 2所示的兩種。圖 1采用的是一般臥式減速器。圖 2采用套裝式減速器 ，本次設(shè)計選用圖一所示結(jié)構(gòu) 圖 采用一般的臥式減速器 圖 采用套裝立式減速器 堆垛機設(shè)計計算 主動行走輪直徑的確定 走行輪有主動輪與從動輪各 1 個，由于堆垛機在操作貨叉時的反作用力會對走行輪產(chǎn)生側(cè)壓，為了防止走行輪由于側(cè)壓脫軌與走行中的爬行現(xiàn)象，需安裝側(cè)面導(dǎo)輪驅(qū)動輪的末端齒輪采用輪軸直接連接的驅(qū)動方式。 走行輪的允許載重量等各參數(shù)間有下列關(guān)系式： P39。 =KD39。 （ B2r）（ kg） 且 K= vk?240240 （ kg/cm2 ） 式中， P39。 — 允許載重量（ kg） D39。 — 車輪的踏面直徑（ cm） B— 鋼軌寬（ cm） r— 鋼軌頭部的圓角半徑（ cm） K— 許用應(yīng)力系數(shù)（ kg/cm2 ） v— 走行速度（ m/min） k— 許用應(yīng)力（球墨鑄鐵的許用應(yīng)力為 50）（ kg/cm2 ） 首先確定 B=， r=, k=50 kg/cm2 , v=63m/min 則 K= vk?240240 = 6324050240?? =40（ kg/cm2 ） P39。 =2195/2= 則代入上式可得 ： D39。 =，則車輪的軸徑為 d 3min / nPC? =34mm 取 d =50mm,車輪直徑可 適當(dāng)取大為 D=100mm 軸上的軸承選取代號為 6210，基本尺寸為 ： d=50mm, D=90mm, B=20mm. 運行阻力計算 (1)有軌巷道堆垛機的運行時的靜阻力 小型有軌巷道堆垛機沿軌道直線運行時，行走輪與軌道之間以及行走輪與軸承之間，都存在著摩擦阻力，另外軸與輪轂之間也存在著滑動摩擦阻力、因此，為了簡化討論，假定全部載荷作用在一個行走輪上。當(dāng)行走輪沿著軌道滾動時，其受力情況如圖 所示。 圖 摩擦阻力計算 由彎矩平衡條件得 ： M=F2d +Nf=fWD2 即有 )2)(( DfDudGPW f ??? 考慮其它阻力的附加阻力，乘以一個系數(shù) K即 W= KDfDudGP )2)(( ?? 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)。 查得：滾動阻力系數(shù) f=，軸承摩擦系數(shù)μ =，附加阻力系數(shù) k=2，代入上式中： 當(dāng)滿 載時的運行摩擦阻力： W =21750（ +2 ） 2=35235N 當(dāng)小型有軌巷道堆垛機在室內(nèi)運行時，風(fēng)阻力和軌道斜坡阻力較小，經(jīng)常忽略不計；所以小型有軌巷道堆垛機的靜阻力等于其摩擦阻力。 于是計算得到滿載時的運行阻力為 35235N 行走電動機功率的計算 有軌巷道堆垛機的運行機構(gòu)的電動機的功率，是根據(jù)堆垛機滿載穩(wěn)定運行時的靜阻力進行計算。堆垛機水平運行部分重 200kg，升降部分重 700kg，立柱重 10=967kg，故堆垛機自重 W=967+900=1867kg，行走速度 v=63m/s=，滾動阻力系數(shù) u=，動力傳動效率 ? =，行走阻力為 R=（ W+2W） u=（ 18670+6000） = 故最高時速需動力 P=Rv/? = 選用電動機 Y8022；額定功率 ，滿載轉(zhuǎn)速 2830r/min 電動機的重量 Gd=45kg，電機軸 ]1[ D=19mm，長 L=285，效率 %。 電動機的發(fā)熱校驗 等效功率： Nx=K25 r 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： NxP,故初選電動機發(fā)熱條件通過。 減速器的選擇 車輪的轉(zhuǎn)數(shù)： nc=Vdc/（ π Dc） =63?1000/? 100=機構(gòu)傳動比： i。 =n1/nc=2830/= 減速器的第一級傳動比為 ,第二級的傳動比為 ，考慮空間位子條件，用帶輪連接電動機和減速器， 傳動比為 。 圖 減速器的外觀圖 各軸的轉(zhuǎn)速計算 電動機輸出軸： mn =2830r/min 減速器 高速軸： n? = 12/inm =2830/=1400r/min 減速器中間軸軸 : 2312 /inn ? = 1400/減速器低速軸： 3423 /inn ? = 560/ 各軸的輸入功率計算 電動機的額定功率： mp = 減速器高速軸 ： ?1p mp ? ? =? = 減速器中間軸軸 : 12 Pp ? ? 12? =? = 減速器低速軸 ： 12 Pp ? ? 23? =?= 各軸的轉(zhuǎn)矩計算 減速器高速軸 mNnPT ????? 4 0 0/ 5 5 0/9 5 5 0 111 減速器中間軸軸 : mNnPT ????? 減速器低速軸： mNnPT ????? 0 0/ 5 5 0/9 5 5 0 333 齒輪的設(shè)計與計算 齒輪的材料選擇 一般齒輪要選擇用 20 rC 鋼， 硬度為 5662HRC，由圖 ]2[ 528d 查得彎曲疲勞極限應(yīng)力 limF? =450MPa；由圖 529d 查得接觸疲勞極限應(yīng)力 limH? =1500 Mpa. 齒輪的 計算 其傳動的許用應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力分別為 ]2[ ： ? ? lim /H H N HZS??? [ F? ]= limF? NstYY / FS 式中： limH? ? 實驗齒輪的接觸疲勞極限（ aMP ）； limF? ? 實驗齒輪的彎曲疲勞極限（ aMP ）； limH? 、 limF? 分別由圖表查?。挥蓤D可查得 limH? =1500 aMP ； limF? =450 aMP ； stY 實驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，按國家校準(zhǔn)，取 。 HS 、 FS 接觸強度和彎曲強度計算的安全系數(shù) HS =， FS = NZ NY 接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，用于考慮應(yīng)力循環(huán)次數(shù)的影響。NZ =, NY = 齒輪的應(yīng)力工作循環(huán)次數(shù)計算 60 hN njL? =60? 1400? 1? （ 250? 16? 5） =? 108 所以： ? ? lim /H H N HZS??? =1500? [ F? ]= limF? NstYY / FS =450?2? 齒輪傳動的計算載荷 計算載荷 nc nF KF? AVK K K K K??? 式中： K載荷系數(shù)； AK 使用系數(shù)； VK 動載系數(shù)； K? 齒間載荷分配系數(shù)； K? 齒間載荷分布系數(shù)； nF 齒輪法向力； 使用系數(shù) AK = 動載系數(shù) VK = 齒間載荷分配系數(shù) K? = 齒間載荷分布系數(shù) K? = 所以 K=? ? ? =； 齒根彎曲疲勞強度計算 ? ?112/F F a S a FK T Y Y bd m???? 式中： FaY 齒形系數(shù)；查表得 FaY = SaY 應(yīng)力校正系數(shù)；查表得 SaY = 2450m inlim1 ?????? XNF STFFP YYs Y?? 已知 1T =● M， K= 初步確定各參數(shù)知 1Z =39， ???? iZZ ，取 2Z =97， ?d? ， ? = ?15 ， u=97/39= 則 1vZ = 1Z /cos3 ? =39/ cos3 ?15 =43 查表知小齒輪復(fù)合齒形系數(shù) 1FSY = 108c os97c os 3322 ??? ??ZZ v ?? c os)]11([ 21 vvva ZZ ??? = ?15c os)]1081431([ ?? = ???Y 可求的模數(shù)為 3 2 2 15c ???? ??? ?nm = 取 nm =2mm 中心距為 a=?cos2 )( 21 ZZmn ?=?15cos2 )9739(2 ??= 取 a=161mm 可知 cos? = 1612 )9739(22 )( 21 ? ????a ZZm n = 可得 ? =? 則小齒輪分度圓直徑為 mmzmd n 392c os 11 ???? ? mmzmd n 972c os 22 ???? ? mmdb d ???? ? mmbb 4237)105(21 ??????? ，取為 40mm HPEH uubdKTZZ ?? ? ??? )1(109 211 取 M P aZZ E 8 9, ??? MP aH 327) ( 2 ???? ????? 1Z1, WNlimNlimlim ???? ZSZZS HWHHHP ，取?? 計算得 1000MPaHP ?? .,HP 故合格?? ?H 齒面的接觸疲勞強度計算 ? ?HH??? 式中： H? 接觸應(yīng)力； ? ?H? 許用接觸應(yīng)力； H? = ? ? 3112 1 / d H EKT u d u Z Z?? ? ? ? 式中： HZ? 區(qū)域系數(shù)，對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪， HZ =； d? 齒寬系數(shù)。 由以上計算得 H? = 32 1. 79 47 33 00 2 / 26 8 1. 2X X X X=? ? ?H? 所以符合要求 夾軌器的選擇 夾軌 器是軌道式行走設(shè)備不可缺少的安全保護裝置，當(dāng)主機不工作時 ,可以靠夾軌器把它固定在軌道上 ,以防被大風(fēng)吹走而發(fā)生傾倒事故 .目前國內(nèi)每年都有幾起因夾軌器不可靠而造成主機被風(fēng)吹跑 ,引起翻車的事故 ,給國家造成巨大的經(jīng)濟損失 .重錘式和彈簧式兩種夾軌器是利用連桿機和杠桿夾鉗各自把重錘重力和彈簧頂力傳遞到夾鉗的鉗口上 ,使夾鉗夾緊軌道而達到固定主機的作用 .當(dāng)主機工作需要在軌道上行走時 ,操縱電器裝置 ,使夾軌器上的液壓泵站投入工作 ,各自抬起重錘和空縮彈簧 ,通過相同途徑使夾鉗張開 .該設(shè)備具有結(jié)構(gòu)新穎 ,外形美觀，對軌道直線的適應(yīng)性強等優(yōu)點 .根據(jù)機械結(jié)構(gòu)特點，選擇 XJYT600 型 夾軌器。 主要技術(shù)參數(shù) ：見結(jié)構(gòu)圖 ； ： ； ：見說明書； ：按照客戶指定型號（ QU120~QU80）； 2次。 結(jié)構(gòu)特點 ,造型美觀 . ,對中性好 ,以滿足起重機跑偏要求 . (專利產(chǎn)品 ),增加摩擦系數(shù) ,以提