雙立柱巷道式堆垛機畢業設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 比并選擇減速器 傳動系統的總速比為電動機額定轉速與卷筒轉速之比 卷筒轉速根據起升速度 v計算： 第 11 頁 共 25 頁 m i n/ 00 0060 rDvn dd ???????? ? 傳動總速比 ??i ，選用 JZQ標準減速器的第 I檔速比 i=， 選用減速器為： JQZ250I4Z。 聯軸器的選擇 此聯軸器為減速器高速軸使用的聯軸器，而減速器低速軸通過卷筒上的齒輪連接盤直接與卷筒連接 ， 聯軸器采用調節性能較好的梅花形彈性聯軸器 。 選用 LM6 型梅花形彈性聯軸器即可，轉動慣量為 mkg? ，能長期傳遞的最大轉矩為 710Nm。 制 動器的制動容量的設計 在堆垛機上使用的制動器，在走行裝置上作走行減速與停止之用。在升降方面用來使運動中的載荷減速并在停止后保持安全，必須有足夠的制動轉矩。一般規定，提升裝置的制動器的制動轉矩應為相當于額定載重量的貨物被吊起時的最大轉矩值的 ，但一般在走行方面的制動轉矩值為電機額定轉矩的 100%即可。 載貨臺斷繩保護裝置 堆垛 垛起重機載貨臺架運行安全可靠，根據 91堆垛起重機安全規范中 條規定，當承載鋼絲繩斷裂時，斷繩保護裝置應能可靠地動作，斷繩保護裝置產 生的制動力應不小于被制動部分全部載荷的 ，同時，在安全規范 不依賴其他動力、獨立可靠地工作的性能。 目前，鋼絲繩提升式施工升降機安全防墜器按制動形式不同，大致分為滑楔式、偏心輪式及銷式三類。 （ 1）、 滑楔式安全防墜器 滑楔式安全防墜器結構示意圖如圖 7所示，它主要由動滑楔、定滑楔及控制系統組成。其制動原理為：當控制機構將動滑楔向上推動時，動滑楔相對定滑楔產生水平位移，動滑楔與導軌接觸后產生摩擦力，摩擦力阻滯動滑楔隨吊籠一起下滑，而此時動滑楔與定滑楔相對水平位移繼續增大 ，導致動滑楔與導軌摩擦力也繼續增大，直至制動為止 [13]。 這類安全防墜器制動快捷迅速，平穩沖擊小，但對動滑楔的制作精度、導軌的直線度和平整度要求較高。 第 12 頁 共 25 頁 圖 7 滑楔式安全防墜器 （ 2）、 偏心輪式安全防墜器 偏心輪式安全防墜器結構如圖 8所示，它的制動機構由偏心輪機構組成，其制動原理為：當控制機構將偏心輪向上旋轉后，偏心輪與滑軌接觸，產生摩擦，隨著吊籠繼續下滑，偏心輪繼續旋轉，由于偏心的原因，偏心輪對導軌的正壓力增大，摩擦力也繼續增大，直至制動為止。這類 安全防墜器的制動迅速平穩，但對偏心輪制作精度、滑軌的直線度和平整度要求較高，加工難度大。 圖 8 偏心輪式安全防墜器 （ 3）、 銷式安全防墜器 銷式安全防墜器機構如圖 9所示，它的制動器由銷機構組成，其制動原理為：當控制機構將銷彈出后，根部卡在吊籠橫梁上，端部卡在塔身橫桿上而制動。這類安全防墜裝置制動時間短，結構簡單，比較經濟實用。但銷對塔身橫桿由于消耗重力功和慣性動能而產生很大沖擊，故要求滑銷、吊籠橫梁和塔身的強度較 高 [14， 15]。 第 13 頁 共 25 頁 圖 9 銷式安全防墜器 （ 4）、 技術指標要求 制動時間與制動距離是安全防墜器最為重要的性能指標，根據《施工升降機規范》，設定具體的設計指標參數為： 制動時間： t≤ ； 制動距離： S≤ 。 在滿足以上兩個設計指標的同時，應盡量提高安全防墜器的可靠性。同時，還應該考慮到如何簡化機構，使其便于安裝調 試。 （ 5）、 安全防墜器總體方案的制定 通過對現有制動形式的研究與分析，這里安全防墜器采用了瞬時式楔塊制動。該安全防墜器主要由驅動機構、傳動機構和制動機構三部分組成。 ① 驅動機構 驅動機構是當提升鋼絲繩斷裂時安全防墜器動作的動力源。它的形式有電動、液壓、氣動，還可以采用彈簧、人工控制形式。對于驅動機構的設計，應盡量使其結構簡單、動作靈敏，并根據實際情況合理地選用驅動形式。這里采用彈簧作為安全防墜器的驅動機構； ② 傳動機構 傳動機構的作用是實現由發動機構到制動機構之間運動的傳遞，其形式有很多種，這里設計的傳動機構 主要由連桿構成，這是因為連桿機構具有傳動準確、工作靈活可靠，便于安裝調試的優點； ③ 制動機構 制動機構的作用是當升降機發生故障時，在驅動機構的帶動下完成對載貨臺的制動，安全防墜器制動機構形式的選擇取決于提升設備的形式和布置方式以及軌道的形式。軌道一般分為軟性軌道和剛性軌道，軟性軌道主要是鋼絲繩。升降機采用鋼絲繩提升載貨臺，軌道采用剛性軌道，材料為冷拉鋼板。由于導軌表面的光滑度，以及導軌與塔身之 第 14 頁 共 25 頁 間的連接板都會影響載貨臺的上下運動，因此為了防止載貨臺在上下運動過程中出現被卡、擱的情況，將制動楔塊做成非封閉的形式。 采用雙向制動機構，該機構有兩個相對的動滑楔，布置在導軌兩側，兩個動滑楔由導軌兩側等距抱緊。動滑楔與導軌表面相接觸，具有承載能力大，制動準確，工作可靠的優點。 結構原理如下： 圖 10 載貨臺斷繩保護裝置工作原理示意圖 1． 滾輪 2．動滑楔 3．墊鐵 4． U型螺栓 5．拉臂支架 6．拉臂 7．活動板 8．立柱面 9．彈簧 10．拉桿 11．提升滑輪 四、 堆垛機行走機構和機架的選型設計 （一）、 堆垛機行走機構的選型設計 提升重量 Cp=3000N，運行速度 v=1m/s，堆垛 機重量 C=50000N，機構工作級別為 M4。 確定車輪直徑 根據經驗，由于機構布置上的原因，堆垛機自重在四個車輪上的分布是不均勻的，假設不均勻系數為 ，則最大一個車輪由堆垛機自重引起的輪壓為： NRt ??? 起升載荷在四個車輪上的分布可以認為是均勻的，于是每一只車輪由起升載荷產生的輪壓為： NR 750430001 ?? 從而可得車輪的最小輪壓（就是空載輪壓） ： 第 15 頁 共 25 頁 NRR t 15000m in ?? 最大輪壓為滿載輪壓，即： NRRR 1 5 7 5 01tm a x ??? 車輪的等效疲勞計算載荷為： NRRRt 155003 1500015750232 m inm a x ?????? 采用帶水平輪的車輪組，車輪采用 有 輪緣車輪，為了防止出軌在軌道兩側加水平導向輪，車輪直徑 D=250mm，車輪允許輪 壓為 。 選擇電動機 取運行阻力系數 ?? （滾動軸承），于是： NGF )5 0 0 0 03000( ????? ? G—— 運行質量的重力（ N） 取機構的總效率 ?? ，則運行靜功率為： KWvFP stst 00 00 0 ?? ??? ? 選用機座號為 QS08的三合一減速器，其內含 電動機是機座號為 112M的 YZR型繞線型電動機，在 JC=25%時，額定功率為 ，同步轉速為 1000r/min，轉動慣量 mkgJ a ?? 。 緩沖器的選擇 堆垛機在運動過程中控制系統失控時，就會和巷道口的機械裝置發生碰撞，為了減小碰撞時對堆垛機造成的危害，在堆垛機上的下橫梁兩端安裝了緩沖器。緩沖器主要用來吸收發生碰撞時所產生的能量，緩沖器的緩沖容量 W 按下式計算： W =( 0G + 1G ) 0V /(2 )=15 mkN? 式中 W —— 緩沖器緩沖容量 ( mkN? )； 0V —— 碰撞瞬時速度 ( min/m )； 0G —— 堆垛機自重 (kg )； 1G —— 額定起重量 (kg )。 第 16 頁 共 25 頁 選擇： HT31600② ，緩沖容量為 16 mkN? ，緩沖行程為 120S/mm，緩沖力為 27