毕业论文双立柱式巷道堆垛机的设计.doc

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1、 I 毕业论文 双立柱式巷道堆垛机的设计 II 摘 要 自动化立体仓库是物流中的重要组成部分，它是在不直接进行人工干预 的情况下自动地存储和取出物流的系统。它是现代工业社会发展的高科技 产物，对提高生产率、降低成本有着重要意义。 近年来，随着企业生产与管理的不断提高，越来越多的企业认识到物流 系统的改善与合理性对企业的发展非常重要。堆垛机是自动化立体仓库中 最重要的起重堆垛设备，它能够在自动化立体的巷道中来回穿梭运行，将 位于巷道口的货物存入货格；或者相反取出货格内的货物运送到巷道口。 本文详细论述了在现代大多数企业中普遍使用的双立柱堆垛机的设计方 案，文章的重点放在其三个部件：升降机构、行走

2、机构、货叉伸缩机构的 设计上，并设计一种带柔性装置的堆垛机安全机构的设计方案。首先，提 出各个机构的总体设计方案；其次，对各个机构的受力情况进行了分析并 计算，然后估算初取值，再进行校核，最后确定各个实际值。 关键词：关键词： 自动化立体仓库；堆垛机；设计 The Design of two pillar type III of Narrow-Aisle Stacker Crane Abstract Automation three-dimensional storehouse is that thing flows important composition part, it is to s

3、tock and take out voluntarily under not directly carrying out the condition of artificial intervention the system that thing flows out . it is the high-tech outcome of modern industrial social development, for raise productivity and reduction cost have important meaning. In recent years, along with

4、the unceasing raising of enterprise production and management, more and more enterprises know that thing flows out reasonability and the improvement of system, is very important for the development of enterprise . Stacker cranes is automation three-dimensional storehouse in most important take heavy

5、 crane pile up equipment, it can in the tunnel of automation cube in the shuttle operation of round trip, will locate in tunnel the goods of mouth stock goods shelf; or opposite take out the goods transit in goods shelf go to tunnel mouth. This paper has discussed the focal point of design scheme an

6、d article of the two pillar stacker crane of universal use in modern most enterprises in detail put , in thirdly parts: elevator Gou , walk organization and fork telescoping mechanism design , design a kind of tape the cranes safe organization of flexible installation design scheme. first, put forwa

7、rd the overall design scheme of every organization; secondly, for every organization analyse by force condition calculate , then estimation beginning take value, check nuclear, final definite every reality again worth. IV Keyword: automation three-dimensional storehouse; stacker cranes 1 目 录 摘摘 要要 .

8、I THE DESIGN OF TWO PILLAR TYPEII ABSTRACTII 第一章第一章 绪绪 论论.3 1.1 研究背景及内容3 1.1.1 研究背景及意义.3 1.1.2 研究的内容.3 1.2 堆垛机的结构设计概述4 1.2.1 堆垛机结构的组成和形式.4 1.2.2 巷道堆垛机的特点.5 1.3 堆垛机所受载荷的简化方法5 第二章第二章 堆垛机门架的结构设计计算堆垛机门架的结构设计计算.8 2.1 框架的弯矩和挠度8 2.1.1 由于水平载荷产生的弯距.10 2.1.2 由行走车轮的反力产生的弯距.14 2.1.3 有叉取作业产生的弯矩.15 2.2 设计数据计算校核15

9、 2.2.1 框架结构的设计数据如下：.15 2.2.2 各部分的弯矩.16 2.2.3 结构构件的弯曲应力.17 第三章第三章 堆垛机伸缩货叉机构的设计计算堆垛机伸缩货叉机构的设计计算.18 3.1 伸缩货叉的扰度与强度18 3.1.1 下叉的受力分析计算:19 3.1.2 中叉的受力分析计算.21 3.1.3 前叉的设计分析计算.23 3.2 货叉各参数的选择.24 3.3 货叉内部零件的选取与校核.24 3.3.1 轴承 4 的选取校核.24 3.3.2 齿轮 5 的选取校核.25 3.3.3 货叉内部钢丝绳的选取校核.28 3.4 货叉伸缩装置中的 SEW 减速机的选取28 第四章第四

10、章 堆垛机行走机构的设计计算堆垛机行走机构的设计计算.29 2 4.1 堆垛机走行轮的设计计算及其校核29 4.2 行走装置的 SEW 减速机的选取30 第五章第五章 堆垛机升降机构的设计计算堆垛机升降机构的设计计算.31 5.1 升降机构零部件的设计计算31 5.2 升降机构的卷扬机的选取31 结结 论论.33 致致 谢谢.34 参考文献参考文献.35 附录附录.36 3 第一章 绪 论 近年来，随着企业生产与管理的不断提高，越来越多的企业认识到物 流系统的改善与合理性对企业提高生产率、降低成本非常重要。堆垛机是 自动化立体仓库中最重要的起重堆垛设备。本文着重就堆垛机的结构设计 进行初步研究

11、。 1.1 研究背景及内容 1.1.1 研究背景及意义 自动化立体仓库是物流中的重要组成部分，它是在不直接进行人工干 预的情况下自动地存储和取出物流的系统。它是现代工业社会发展的高科 技产物，对提高生产率、降低成本有着重要意义。近年来，随着企业生产 与管理的不断提高，越来越多的企业认识到物流系统的改善与合理性对企 业的发展非常重要。堆垛机是自动化立体仓库中最重要的起重堆垛设备， 它能够在自动化立体的巷道中来回穿梭运行，将位于巷道口的货物存入货 格；或者相反取出货格内的货物运送到巷道口。 世界主要工业国家都把着眼点放在开发性能可靠的新产品和采用高新 技术上，更加注重实用性和安全性。在堆垛机方面，

12、我们应当看到和世界 发达国家的差距，总结经验，找出不足，打破传统思路，推出新的外形和 更高性能的堆垛机。 相信，通过我们的不断努力，必能设计出高速、安全、可靠性能高的 堆垛机，为增强我国综合国力，为我国填补一分科技空白。 1.1.2 研究的内容 在堆垛机设计中将做以下工作： （1） 堆垛机的门架的设计计算； （2） 堆垛机的货叉伸缩机构的设计计算； 4 （3） 堆垛机的行走机构的设计计算； （4） 堆垛机的升降机构的设计计算； 1.2 堆垛机的结构设计概述 1.2.1 堆垛机结构的组成和形式 堆垛机结构主要有三个机构组成： （1） 升降机构有卷扬机和钢丝绳组成。升降机构的工作速度一般控 制在

13、1525m/min，最高可达 60m/min，设计时选取 20m/min. （2） 行走机构有电动机、减速器（或者式 SEW 减速机）和行走轮 组成。在其顶部设置导向轮沿固定在货架上弦的导轨导行。下 部装有水平导轮沿货架下部的水平导规导行。行走机构的工作 速度依据巷道长度和物料出入库频率而定，正常工作速度控制 在 50100m/min，最高可达到 240m/min,设计时选取 100m/min. （3） 货叉伸缩机构是堆垛机的取放物料装置，它有前叉、中间叉、 固定叉、驱动齿轮等组成。货叉伸缩机构的工作速度控制在 15m/min，最高可达 40m/min，设计时选取 20m/min. 系统总体方

14、案示意图如下： 5 图 2.3 堆垛机总体方案示意图 1货物 2货叉伸缩机构 3载货台 4司机室 5立柱 6下横梁 7水平运行机构 8起升机构 9钢丝绳 10升降导轨 11顶部滑轮 12上部导轮 1.2.2 巷道堆垛机的特点 由于使用场合的限制，巷道堆垛机在结构和性能方面有以下特点： 1）整机结构高而窄，其宽度一般不超过储料单元的宽度，因此限制 了整机布置和结构选型。 2）金属结构件除应满足强度和刚度要求外，还要有较高的制造和安 装精度。 3）采用专门的取料装置，常用多节伸缩货叉或货板机构。 4）各电气传动机构应同时满足快速、平稳和准确。 1.3 堆垛机所受载荷的简化方法 堆垛机的机架有立柱、

15、上下梁组成，整机结构高而窄。堆垛机工作时， 6 将受到载货台、货物的铅垂作用，行走、制动和加减速的水平惯性力作用 以及起吊时的冲击载荷作用；某些特殊环境下，还要受到风力的作用。堆 垛机每完成一个工作循环，以上载荷将重复出现一次。因次，堆垛机所受 的是交替变化的载荷。为了保证堆垛机安全可靠的工作，其刚结构部分的 强度与刚度计算是必不可少的。 在此，就堆垛机所受载荷简化的基本方法作一说明。 1）起重重量 PL 实际起重重量包括吊具重量和额定重量之和，用 SL表示。考虑到货物正 常起吊时的动载冲击作用，则设计起重重量 PL=fSL 式中，f称为冲击系数，与堆垛机分类有关： 1 类 f=1. 1 2

16、类 f=1.25 3 类 f=1.4 4 类 f=1.6 2）水平载荷 S H 堆垛机沿水平方向加减速行走，必然存在与其加速度有关的水平惯 性力。即 S= S 式中，称为动载荷系数，由于加速度的不确定 H L 性，一般用额定速度 v 来确定。 水平行走时 =0.0005v； 旋转时 =0.0004v. 3）风力载荷 SW 风力载荷 S为风压力 q 与受风面积的乘机，即 S=qA WW 堆垛机工作时，风压力 q=1742.7 4 h 非工作状态，风压力 q=148.1 式中，h 为吊具高度，单位 4 h mm 4)起吊冲击载荷 SR 7 在正常情况下，起吊货物的加速度可能很大，这时的冲击载荷很大

17、， 设计时应另行考虑。 5）载荷状态 堆垛机工作时，其承载能力是上述各种载荷与自重 S 的不同组合： G A 正常工作状态：M（S +fS + S） GLH B 特殊工作状态：M（S +f S + S）+ S GLHW C 起吊工作状态：S + S + S GLH D 停止：S + S GW 以上各式中，M 称为作业系数，与堆垛机的分类有关： 1 类 M=1.0； 2 类 M=1.05； 3 类 M=1.1；4 类 M=1.20 8 第二章 堆垛机门架的结构设计计算 门架是堆垛机的主要结构物，有单柱式和矩形框架式。按支承方式，又 可分为安装在货架上的上部支承式和安装在地面上的下部支承式。不论哪

18、 种型式都带有伸缩货叉和人工驾驶室（有时也没有）的货合。升降台沿立 柱升降，同时靠地上和顶上的导轨保持走行稳定和支持货叉伸出进行装卸 作业时的翻转弯矩。 在门架上安装有卷扬、走行等机械装置，以及配置有电气控制开关、控 制装置、配线等。下部支承式的集中放在门架下部。 由于走行起动、停止及加减速时产生的惯性力，门架在通道的纵向发 生挠曲，整个门架成为振动体，其柱端的振动较大。同样，在通道的直角 方向，立柱由于货叉作业时的弯矩作用而发生弯曲，使伸长着的伸缩叉的 前端的挠度增大。 柱端振动：和货叉前端的挠度一超过极限，就成为堆垛机自动定位的 障碍，所以门架应具有足够的强度和挠度小的适当刚度。 本次毕业

19、设计选取双立柱下部支承式门架进行结构计算。 2.1 框架的弯矩和挠度 9 双立柱门架简图 堆垛机的矩形门架是超静定结构。这里按角变位移法解如下： 堆垛机门架的设计计算参数： Q 上梁及附件重量 1 Q 货台、货物、附件及搭乘人员(本设计没有人工驾驶室，所以此 2 重量不计入)的总重量 Q 电气控制盘的重量 3 Q 卷扬装置的重量 4 Q5 上横梁的重量 10 Q6下横梁的重量 Q7立柱的总重量 q 柱的单位长度的平均重量 作用在门架上的惯性力：H =（/g）Q 及 qh/g i i1 (:减速度，g =9.8 米 /秒 ) 2 h h 下梁中心线分别到 Q Q 的中心高度 1 414 l立柱的

20、中心距 I 立柱 AB、DC 的断面惯性距 1 上梁与下梁端部的偏转角 R因构件两端变位产生的弯距 E：纵弹性模量 C由构件的中间载荷在杠端产生的弯距，称为载荷项。 K = I / h 立柱的刚度 K=I/l 上下梁的刚度 11 1 n=K/ K 刚度比 M弯距 1 2.1.1 由于水平载荷产生的弯距 作出作用于框架结构的惯性力图解： 11 h3 h2 h1 l 2 1 B C D B l D 1C 4 h4 h1 图 1 列出角变位移方程： M=2EK（2+-3R） AB1 A B M=2EK（2+-3R） BA1 B A M=2EK（2+） BC1 B C M=2EK（2+） CB1 C

21、B M=2EK（2+-3R）+C CD1 C D CD M=2EK（2+-3R）-C DC1 D C DC M=2EK（2+） AD1 A D M=2EK（2+） DA1 D A 其中载荷项： C=（1/h）H h(h -h ) +H h ( h - h ) +q h/12g CD 2 12 2 212 2 3313 22 1 C=（1/h）H h(h -h ) +H h( h - h )+q h/12g DC 2 12 2 212 2 33 2 13 2 1 12 有节点的弯距平衡方程式： M+ M=0 M +M=0 BA BC AB AD M+ M=0 M+ M=0 CB CD DA DC

22、 由隔离体静力平衡方程式： M +M+ M +M+H h +H h + H h + q h/2g=0 AB BA CD DC112233 2 1 +=4 R +（n/6EK）(C- C-H h -H h - H hA B C D DCCD11223 -q h/2g) 3 2 1 有上面各式，可先求出、 R 再带入可求出A B C D 上下梁内力M M、M 、M； 、 AD AD BC CB 立柱内力M = -M、M= - M AB AD BA BC M= - M、 M= - M CD CB DC DA 图 2 列出角变位移方程式： M=2EK（2+-3R）-C “ AB1 “ A “ B “

23、AB M=2EK（2+-3R）+C “ BA1 “ B “ A “ BA M=2EK(2+) “ BC “ B “ C M=2EK(2+) “ CB “ C “ B M=2EK（2+-3R） “ CD1 “ C “ D “ M=2EK（2+-3R） “ DC1 “ D “ C “ M=2EK(2+) “ AD “ A “ D 13 M=2EK(2+) “ DA “ D “ A 固端弯距（载荷项） C=（1/h）H h (h -h ) + q h/12g AB 2 14414 22 1 C=（1/h）H h(h -h )+ q h/12g BA 2 144 2 14 2 1 C =C=C=C=C

24、=C CDDCBCCBADDA 有节点的弯距平衡方程式： M+ M=0 M+ M=0 “ AB “ AD “ BA “ BC M+M=0 M+ M=0 “ CB “ CD “ DC “ DA 有隔离体静力平衡方程式： M+ M+M+ M+ H h +q h/2g “ AB “ BA “ CD “ DC44 2 1 +=4R +(n/6EK)( C -C- H h -q “ A “ B “ C “ D “ ABBA44 h/2g)=0 2 1 解上面各式，可先求出、R。 “ A “ B “ C “ D “ 再求出上下梁及立柱的内力 有水平载荷产生的弯距，可由图 1 图 2 叠加得出： M= M+

25、 M M= M+ M 1AB AB “ AB1BC BC “ BC M= M+ M M= M+ M 1CD CD “ CD1DA DA “ DA 又有节点方程式可得 M= -M M= -M M= -M M= -M 1AB1AD1BC1BA1CD1CB1DA1DC 门架立柱端部的线变位 ： 14 =+=h (R +R ) “ 1 “ 2.1.2 由行走车轮的反力产生的弯距 受力分析图如下： 列出角变位移方程式： D BC a l a A h1 M=2EK（2+） 2BCB C M=2EK（2+） 2ABA B M=2EK（2+） 2BAB A M=2EK（2+） 2CBC B M=2EK（2+）

26、 2CDC D M=2EK（2+） 2DCD C M=2EK（2+）+C 2ADA D 15 M=2EK（2+）-C 2DAD A 固端弯距：C=V a =n(2+n)C/2EK (n+1)(n+3) = -nc/2EK(n+1)(n+3) A B = - = - A D B C M=1/(n+1)(n+3)(2n+3) 2AB aV M=1/(n+1)(n+3)(n) 2BA aV M=1/(n+1)(n+3)n(n+2) 2DA aV 在此，M= - M M= - M M= - M M= - M 2AB2DC2BA2BC2CB2CD2DA2AD V：走行车轮的反力，按 1/2（堆垛机总重量

27、+载重）求出。 2.1.3 有叉取作业产生的弯矩 由于货叉作业，在门架上及与走行方向成直角的方向增加了弯矩， 产生了扰度。但是，此弯矩相比前两种相差很大，而且不会在货叉伸出的 情况下走行，所以可以认为最大弯矩为 M 和 M 合成的弯矩。 12 2.2 设计数据计算校核 2.2.1 框架结构的设计数据如下： 上下梁为焊接件，具体尺寸见图 立柱（12.5 等边角钢，I=361.,67 厘米 ） 4 l=1.2m h =20m h =18m h =2m h =1m a=0.5m 1234 Q =200kg Q =700kg Q =150kg Q =250kg 1234 q=0.85kg/cm /g=

28、0.1 H =0.1Q ii 堆垛机总重量（自重+载重）=1300kg 16 载重增加 25%作为试验载荷，为 300*（1+25%）=375kg 根据 1.1.3 的讨论，关于载荷的补加系数，对堆垛机的冲击系数 f=1.4，作业系数 M*=1.1。则载荷组合为 M*（S +S +S）。 GLH 2.2.2 各部分的弯矩 n=K/K =Ih /I l= 111 23.6 1.2723 201024 固端弯矩：C=24.9Nm C=28.6 Nm ABBA C=57.4 Nm C=34.5 Nm CDDC R=R +R =0.0018+0.00075=0.00255 “ 走行停止时产生振动的立柱

29、上端的线变位： =1780 0.00255=4.54cm (注：值容许范围一般在 2.55cm,符合要求) 由水平载荷产生的各部分的弯矩： M=M*（M+M）=1.1 （186.5+76.5）=289.4 Nm 1AD AD “ AD M= M*(M+M)=1.1 (170.7+73.4)=266.1 Nm 1BC BC “ BC M= M*(M+M)=1.1 (178.2+73.4)=276.8 Nm 1CB CB “ CB M= M*(M+M)=1.1 (176.2+75)=276.3 Nm 1DA DA “ DA 由走行轮的反力产生的各部分的弯矩: V=M*(8000-2300-2300

30、)/2=4906kg 固端弯矩: C=4906 45=220. 8Nm 因此:M=87.4 Nm M=28.2 Nm M=133.4 Nm 2AB2BA2DA 最大弯矩:M= -289.4+87.4= -201 Nm AB 17 M= -266.1+28.2= -237.9 Nm BA M=266.1-28.2=237.9 Nm BC M=276.8+28.2=305.0 Nm CB M= -276.8-28.2= -305.0 Nm CD M= -276.3-87.4= -363.7 Nm DC M=276.3+133.4=409.7 Nm DA M=289.4-133.4=156.0 Nm

31、 AD 2.2.3 结构构件的弯曲应力 上下梁的断面系数 Z=498 cm ,柱的断面系数 Z =789cm 3 1 3 则:= -2560N/cm = -3010N/cm AB 2 BA 2 =4780 N/cm =613 N/cm BC 2 CB 2 = -3870 N/cm = -4610 N/cm CD 2 DC 2 =8230 N/cm =2870 N/cm DA 2 AC 2 随着堆垛机往复运动,这些应力交变出现,在下梁 A 和 D 点产生最 大应力振幅.如用应力比法,则 K= -2870/8230= -0.35,按切口分类为 a,可查 出疲劳许用应力为 12500 N/cm .故

32、能满足上述弯曲应力条件. 2 第三章 堆垛机伸缩货叉机构的设计计算 货叉是堆垛机中最主要的部分, 所设计的货叉,是三节伸缩式货叉,即由 上叉、中叉、下叉以及导向滚子等构成的货叉. 它主要由 SEW 减速机、齿 18 轮、齿条、下叉、中叉、钢丝绳 、叉、上叉、轴承等组成.如图所示. 1、滑轮 2、导向轮 3、行走轮 4、SEW 减速机 5、齿轮 6、滑轮 7、深沟球轴承 8、固定叉（下叉）9、中叉 10、上叉 11、齿条 下叉 1 侧面装有轴承 4 并固定在载货台的台架上,中叉 2 的下板与工字行 导轨相连,上叉 4 的顶板与立板相连,在立板上装有轴承 4.货叉电机通过链轮 链条带动齿轮 5 旋

33、转,齿轮带动齿条及中叉 2 运动,同时中叉 2 中的链轮 7 通 过链条带动上叉 3 沿着中叉 2 中的工字行导轨运行.中叉可在齿轮、齿条或 链轮、链条的驱动下从中叉的中点,向前或向后移动大约自身长度的一半,上 叉可从中叉的中点,向前或向后伸出比自身稍长的长度. 3.1 伸缩货叉的扰度与强度 19 所设计的货叉是指货叉插入货架中的部分,应以厚度尽量薄,同时叉前 端的扰度控制在最小,作为设计的目标. 货叉各参数如下: W: 载荷 I ,I, I : 分别为下叉 中叉 上叉的重力方向的惯性矩 123 E: 材料的纵弹性系数 3.1.1 下叉的受力分析计算: 如图,假设 l 为不变形部分的长度. 3

34、 20 ba x l l1 l2 P =W l /b ,ax l 时的弯矩为 12 0 M= - P (x-a) 0 1 l bxP 1 i =i -dx= i - +(x-a) -(1) 10 x EI M 0 1 0 1 1 2EI p 0 3 l bx 2 = i x-dx= i x-+(x-a) -(2) 0 xx EI M 00 1 0 1 1 bEI p 0 3 l bx 3 当 x= i 时, =0 0 i = -( i +b)-(3) 0 01 1 6IEI abp 0 将(3)代入(1),x=l 时 c 点的倾角与为 0 t = - = -l 1 01 01 6 )( IEI

35、 laabp 1 01 01 6 )( IEI laabp 3 21 3.1.2 中叉的受力分析计算 图 a: 因载荷 W 的作用,在 b 间产生反力 P ,P , 12 设点的倾角为 i ,扰度为 22 ba x l l1 l2 M= P x=x = -= - 1 b Wl2 2 2 dx d 2 EI M bEI xWl 2 2 i= -+i -(4) dx d bEI xWl 2 2 2 2 0 = -+ i x+-(5) bEI xWl 2 3 2 6 00 因 x=b 时, =0, =0 0 则 i =-(6) 0 2 2 6EI bWl 将(6)代入(4),求 x=b 时的倾斜角

36、i = - = - 2 2 2 3EI bWl 2 2 2 3EI bWl 2 l 图 b: 把 b 段作为刚性,c 点作为固定端考虑,并设由于 W 在中叉产 22 生的反力为 P 和 P ,而由这些反力作用在叉子前端产生的扰度为和,则 343 4 cde l 2l x M= - P (x-d)+ P x 34 P =W P =W 3 d e 4 d de)( = -dx = - P x - P (x-d) xx EI M 00 2 2 2 6 1 EI 4 3 3 3 在 x=l 时 = -(e+d) l-e(l -d) 13 dEI W 2 6 1 3 1 2 其次 i = -dx= -

37、4 x EI M 0 2 dEI W 2 2 22 )()(xdedxe 当 x=l时, i = -e(l -d) +(e+d)l 14 dEI W 2 2 1 22 1 所以 = i(l -l ) 4 4 31 3.1.3 前叉的设计分析计算 载荷 W 在 d 区间产生的反力有 P , P ，在 E 点的倾斜角为 i ， 345 23 扰度为,受力分析如下： 5 cde l 2l 则 M=x = -= - d eW 2 2 dx d 3 EI M dEI eWx 3 i= -+i -(7) dx d dEI eWx 3 2 2 0 = -+i x+-(8) dEI eWx 3 3 6 00

38、当x=d时, =0, =0 , i =-(9) 0 0 3 6EI eWd 将（9）代入（7） ，当 x=d 时 i = - = -(l -l ) 6 3 6EI eWd 5 3 3EI eWd 31 因此，设载货台和立柱为刚性时，伸缩货叉工作的总扰度为 =+ 1 2 3 4 5 （注）当托盘货架进深为厘米时，值应控制在 1015 毫米。 24 3.2 货叉各参数的选择 a=50cm b=50cm c=5cm d=45cm e=5cm l =100cm l =50cm l =55cm l =105cm 0123 上叉、下叉、中叉长为：L = L = L =100 123 上叉为板状，并取其宽也

39、为 120cm，其余数据见装配图上标注。 代入数据可得 =+ 1 2 3 4 5 =) I 35714.3 I 1595238 I 234127 I 1833333.3 I 2500000 (- 32221 ) I 35714.3 I 3662698.3 I 2500000 -( 321 令 |1510 注：注：满足上述要求设计上、中、下叉的尺寸，详细尺寸见图纸。 3.3 货叉内部零件的选取与校核 3.3.1 轴承 4 的选取校核 设计选取货叉伸缩机构的工作速度为 20m/min 则每各轴承所承受的压力为 F=400 10/4=1000N 转速为 n=20000r/d (r/min), 取 C

40、=110 则 d=C min 6020000 201000 110 3 d n P 所以 d110mm min 所以 取 d=110mm, 则 n=20000/110=57.958r/min 25 机械设计查表 18.1，选择深沟球轴承 GB/T 276，代号为 6130 其基本参数为：d=50mm D=110mm B=27mm c =61.8KN c=38.0KN ror 径向载荷 F =400 10/4=1000N r 轴向载荷 F =0N F / F =0h=6000h 故轴承寿命满足条件。则轴承选取合适。 h 3.3.2 齿轮 5 的选取校核 1. 选取齿轮为 45 钢，调质处理，齿面

41、硬度 HB=217255， 平均硬度为 236 2. 初步计算传动尺寸 为软齿面开式传动 d= min 3 21 ) ( 12 H HE ZZZZ u u d KT （1）转矩 T =9.55P /n =162.43d Nmm 1 6 10 11 （2）设计时，因 V 值未知，K 不能确定，故可初选 K =1.4 Vt 26 （3）取齿宽系数=1.1 d （4）取弹性系数 Z =189.8 E MPa （5）初选螺旋角=12 ，取节点区域系数 Z=2.46 o H （6）初选 Z =23，齿条 Z= 12 则得重合度=1.88-3.2（1/ Z +1/ Z）cos=1.7 12 取轴面重合度=

42、0.318Z tg=1.77 d 1 取重合度系数 Z =0.765 （7）取螺旋角系数 Z =0.99 （8）许用接触应力由式= H H HN S Z lim 取接触疲劳极限应力为=595MPa limH 齿轮的应力循环次数分别为 N=60naL =1.08 h 8 10 取寿命系数 Z=1.06 取安全系数 S=1.0 NH 则=630.7 Mpa H H HN S Z lim 0 . 1 59506 . 1 （9）齿轮的分度圆直径 d ,初算为 u=Z /Z = 故 t 121 1 1 u u 则 d=272mm min 3 21 ) ( 12 H HE ZZZZ u u d KT 3.

43、 确定传动尺寸 （1）计算载荷系数 取使用系数 K =1.0 A 27 因 V=smm nd t /6/1min/10 100060 11 取动载系数 K =1.15 V 取齿向载荷分布系数 K =1.11 取齿间载荷分配系数 K =1.2 故 K= K K K K =1.53 AV （2）对修正 d =133.9mm t d1 1t d1 3 1 / t kk （3）确定模数 m=dcos/Z=5.69 取 m=6 （4）故 d =141mm 并取 b=50mm 1 cos mZ 0 12cos 236 4. 校核齿根弯曲疲劳强度= F Y YYY bmd KT SF 1 1 2 F 式中各参数：（1）各值同前mdbTK 11 （2）因当量系数 Z =Z/cos12 =23.5 V 0 故取齿形系数 Y =2.64，应力修正系数 Y =1.58 FS