车辆工程毕业设计论文-双立柱巷道物流堆垛起重机设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-双立柱巷道物流堆垛起重机设计(编辑修改稿)内容摘要：

上叉的重力方向的惯性矩 E: 材料的纵弹性系数 下叉的受力分析 : 如图 所示 baxl l 1l 2 图 下叉的受力分析 进行受力分析时，在 AC 段内取距 A 端为 x 的任意截面为研究对象，则该截面上黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 产生的反力 P1 =W l2 /b a x  l0 时的弯矩方程为： M= 01lbxP P 1 (xa) （ ） 用积分法求得 BC 端截面 转角为： i 1 = i 0 xEIM0 1dx= i 0 112EIp [03lbx+(xa) 2 ] （ ） BC 端截面 挠度为：  = i 0 x x x EIM0 0 1dx= i 0 x11bEIp [03lbx+(xa) 3 ] （ ） 当 x= 0 时 ,A 端的截面转角 i 0 = 0116 IEIabp ( 0l +b) （ ） 当 x=l0 时，将式（ ）代入式（ ）和式（ ）中，分别算得在 c 点处的转角和挠度。 1i = 0101 6 )( lEI laabp  （ ）  1 = 0101 6 )( lEI laabp   l 3 （ ） 中叉的受力分析 如图 所示：因载荷 W 的作用，在 b 间产生反力 P1 ,P2 ， 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 图 中叉的受力分析计算 进行受力分析时，在 BF 段内取距左端为 x 的任意截面为研究对象 当 0lxa  时，可算得其转矩方程为 : M= P1 x= bWl2 x （ ） 用积分法算出其转角 i=dxd = bEIxWl2222+i0 （ ） 挠度为：  = bEIxWl2326+ i0 x+ 0 （ ） 当 x=b 时， B 端的截面转角 i0 =226EIbWl （ ） 当 x=b 时，将式（ ）代入式（ ）和式（ ）中，分别算得此段的转角和挠度 i 2 = 223EIbWl （ ）  2 = 223EIbWl 2l （ ） 如图 所示：将 b 段作为刚性 ,c 点作为固定端（即视为悬臂梁）考虑 ,并设由于W 在中叉产生的反力为 P3 和 P4 ,而由这些反力作用在货叉前端产生的 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 图 受力分析 转矩方程为： M= P 3 (xd)+ P 4 x （ ） 以固定端 E 视为坐标原点，算得： P3 =de W 以固定端 D 视为坐标原点，算得： P4 = dde )(  W 用积分法算出其挠度为：  = x x EIM0 0 2dx2 = 261EI [ P4 x3 P3 (xd)3 ] （ ） 当 x=l1 时，代入式（ ）算得： 3 = dEIW26[(e+d) l1 3 e(l1 d)2 ] （ ） i4 = xEIM0 2dx= dEIW22 22 )()([ xdedxe ] （ ） 当 x=l1 时， 代入式（ ）算得： i4 = dEIW22 [e(l1 d)2 +(e+d)l21 ] （ ） 所以 4 = i4  (l3 l1 ) 前叉的设计分析 载荷 W 在 d 区间产 生的反力有 P3 , P4 ，在 E 点的倾斜角为 i5 ，挠度为 5 ，受力黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 分析如图 所示： 图 前叉的受力分析 转矩方程为： M= deW x 用积分法算出 其转角为： i=dxd = dEIeWx322+i0 （ ） 挠度为：  = dEIeWx336+i 0 x+ 0 （ ） 当 x=d 时， D 端的截面转角 i0 =36EIeWd （ ） 当 x=d 时 ， 将式（ ）代入式（ ）和式（ ）中，分别算得此段的转角和挠度： 5i = 33EIeWd 5 = 33EIeWd (l3 l1 ) 因此，设载货台和立柱为刚性时，伸缩货叉工作的总扰度为 总 = 1 + 2 + 3 + 4 + 5 注： 当 托盘货架进深为 1100mm时， 值应控制在 10~15mm[8]。 货叉各参数的选择 a=650mm b=400mm c=200mm d=400mm e=150mm l0 =1000mm l1 =600mm l2 =750mm l3 =120mm 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 故可取上叉、下叉、中叉长为： L1 = l0 =2 5=1100mm L2 =b+c+d+2 5=1100mm L3 = l3 c+ 2 5=1100mm 上叉为板状，并取其宽也为 1100mm，厚度取 100mm，其余数据见装 配图上标注。 因各数据取值都较大，故能满足条件。 货叉内部零件的选取与校核 轴承的选取校核 设计选取货叉伸缩机构的工作速度为 10m/min,则每各轴承所承受的压力为F=1500 10/4=3750N 转速为 n=10000r/ d (r/min), 取 C=110 则 dmin =C3nP=110 360100001000   d dmin = 取 d=20mm, 则 n=10000/20 =查表，选择深沟球轴承，代号为 6404 其基本参数为： d=20mm D=72mm B=19mm cr =31000N cor =15200N 径向载荷 Fr =1500 10/4=3750N 轴向载荷 Fa =0N  Fa / Fr =0e= 查表得 x=1 y=0 Pr =x Fr +y Fa = Fr =3750N 又查表得： fd = fT =1 fn = fh= fm =1 C=Tndmh ff fff Pr =   3750== cr 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 轴承的额定静载荷 Por = Fr + Fa =22503750N 因 Por Fr 故取 Por = Fr = 满足 轴承的寿命 Lh = n60106 ( TPfCfP )3 = n60106 (  )3 =22446h 因 Lh h=6000h 故轴承寿命满足条件。 则轴承选取合适。 齿轮的选取校核 选取齿轮为 45 钢，调质处理，齿面硬度 HB=217—255，平均硬度为 236 初步计算传动尺寸 为软齿面开式传动 dmin =3 21 )][(12HHE ZZZZuudKT   （ 1）转矩 T1 = 610 P1 /n1 = Nmm （ 2）设计时，因 V 值未知， KV 不能确定，故可初选 Kt = （ 3）取齿宽系数 d = （ 4）取弹性系数 ZE = （ 5）初选螺旋角  =12o ，取节点区域系数 ZH = （ 6）初选 Z1 =23，齿条 Z 2= 则得重合度  =[（ 1/ Z1 +1/ Z 2） ]cos = 取轴面重合度  = d Z1 tg = 取重合度系数 Z = (7) 取螺旋角系数 Z = (8) 许用接触应力由式 [ H] =HHNSZ lim 取 接触疲劳极限应力为 limH =595MPa 齿轮的应力循环次数分别为 N=60naLh = 810 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 取寿命系数 ZN = 取安全系数 SH = 则 [ H] =HHNSZ lim =  = MPa （ 9）齿轮的分度圆直径 dt1 ,初算为 u=Z2 /Z1 = 故 11uu 则 dmin =3 21 )][(12HHE ZZZZuudKT   =130mm 确定传动尺寸 （ 1）计算载荷系数 取使用系数 KA = 因 V= 11 1 0 / m in 1 / 66 0 1 0 0 0tdn m  m/s 取动载系数 KV = 取齿向载荷分布系数 K = 取齿间载荷分配系数 K = 故 K= KA KV K K = （ 2）对 td1 修正 d1 = td1 3 1/ tkk = （ 3）确定模数 m=dcos /Z= 取 m=6 （ 4）故 d1 =cosmZ=012cos236=141mm 并取 b=50mm 校核齿根弯曲疲劳强度 F =YYYYbmdKT SF112 [ F] 式中各参数： (1) mdbTK 11 各值同前 (2) 因当量系数 ZV =Z/cos120 = 故取齿形系数 YF =，应力修正系数 YS = (3) 取重合度系数 Y  黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 (4) 取螺旋角系数 Y  (5)许用弯曲应力 [FFNF SY lim]   取弯曲疲劳极限应力 lim 220F  MPa 取寿命系数 Y N ， 取安全系数 S F 故 [FFNF SY lim]   = 220 / 176MPa 则 F =YYYYbmdKT SF112=〈 176MPa=[ ]F 故能满足齿根弯曲疲劳极限。 设计合理。 链轮链条的选取校核 设轴径 d=80mm，链传动比 i=1 链速 n=V d/100060 =P= w2 5 060/10101 5 0 0  选择链轮齿数：初步确定 Z=21 定链的节距 取 K A ，齿数系数 K Z ，多排链系数 K P 所需传递功率为 / 1 0 . 8 7 0 . 2 5 / 1 . 0 0 . 2 2A Z PK K P K    kW 由此，可选取满足条件的 08A 链， P= 定链长、中心距 初定中心距 a=40p，则链节数 L 2120210 )2(22 zzapzzpaP  =101 节 链长 L=LP P/1000=101 中心距 a= 21222121 )2(8)2()2[(4  zzzzLzzLp PP =508mm 中心距调整量 2 2 1 2 .7 2 5 .4ap    mm 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 实际中心距 39。 5 0 8 2 5 .4 4 8 3a a a     mm 求作用在轴上的力 工作拉力 F=1000P/V=1500N 作用在轴上的压力 FQ ==1800N 轴径 33m i n / 1 1 0 2 . 5 / 1 5 9 . 2 1 3d C P n  mm 取 d=16mm 取轮径 D=80mm 计算结果总汇：链条规格： 08A 单排链， 101 节，长 米 ， 大小轮齿数都为。