Использование метода Парето для принятия решения о размещении товаров на складе
Поможем в ✍️ написании учебной работы
Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Склад является наиболее общим элементом логистических цепей. Рационализация материальных потоков на нем – резерв повышения эффективности функционирования любого предприятия.

Применение метода Парето позволяет минимизировать количество передвижений на складе посредством разделения всего ассортимента на группы, требующие большого количества перемещений, и группы, к которым обращаются достаточно редко.

Как правило, часто отпускаемые товары составляют лишь небольшую часть ассортимента, и располагать их необходимо в удобных, максимально приближенных к зонам отпуска местах, вдоль так называемых «горячих» линий. Товары, требующиеся реже, отодвигают на «второй план» и размещают вдоль «холодных» линий.

Вдоль «горячих» линий могут располагаться также крупногабаритные товары и товары, хранящиеся без тары, так как их перемещение связано со значительными трудностями [6].

Графическая иллюстрация метода Парето представлена на листе 6 графической части проекта.

 

 



Конструкторская разработка (проектирование комплекса передвижных стеллажей КСП – 2,0–5,4)

Устройство и принцип работы комплекса передвижных стеллажей КСП – 2,0 – 5,4

Предназначен для хранения, уложенных в тару или на плоские поддоны массой брутто 1 т, на складах предприятия снабжения. Обслуживается из 13 передвижных стеллажей с одним проходом, который может быть образован между любыми смежными стеллажами в результате их раздвижения. Представляет собой сборно-разборную конструкцию, состоящую из перфорированных стоек, полок для груза, ограничителей, и смонтированную на раме с колесами. Каждый стеллаж имеет механизм передвижения.

Основные технические данные комплекса приведены в таблице 5.1.

 

Таблица 5.1 – Технические данные стенда

Допускаемая нагрузка, т:
на ячейку 2
на комплекс 624
Скорость передвижения стеллажей, м/мин 4
Число:  
ячеек встеллаже 24
грузовых мест в ячейке 2
ячеек в комплексе 312
Ширина прохода между стеллажами, мм 2000
Установленная мощность, кВт 19,5
Габаритные размеры, мм:  
ячейки 265x900x1250
стеллажа 8740x2090x5400
комплекса 28500x8740x5400
Масса комплекса, т 47,5


Технические расчеты

Выбор схемы передвижения контейнеров

Проведя анализ существующих схем механизмов подъема, выбираем схему, состоящую из следующих составных частей:

– привод (мотор-редуктор);

– тормоз дисковый:

– барабан:

Перемещение груза осуществляется с помощью тележки.

Исходя из конструкции проектируемого механизма подъема, наиболее рациональной является следующая схема механизма подъема (рисунок 5.1).

 

Рисунок 5.1 – Кинематическая схема механизма подъема

1 – электродвигатель;

2 – муфта;

З – тормоз дисковый;

4 – редуктор;

5 – ходовое колесо.

 

Эта схема позволяет получить привод с минимальными габаритами.

Выбор и расчет ходовых колес

При проектировании механизма передвижения необходимо нагрузку на колеса распределять равномернее. Число ходовых колес в зависимости от грузоподъемности можно принять 4.

 

Рисунок 5.2 – Схема для определения распределения нагрузки на колеса механизма передвижения

 

При симметрично расположенном грузе (рисунок 5.2) нагрузка на колесо будет равна

 

Fмах=F1= F2=(Fгр+Fт)/z (5.1)

 

где Fгр и Fт – соответственно вес груза и тележки;

z – число колес.

Fгр=60*9,81=588,6 кН,

 

Fт=0,1*Fгр=0,1*588,6=58,9 кН. (5.2)

 

Fмах=588,6+58,9)/4=162кН.

Определяем сопротивление перемещению тележки.

При движении колесного хода тележки преодолеваются сопротивления: перекатыванию колес, уклона рельс, сил инерции при трогании с места. Сумма сопротивлений может быть выражена в виде толкающей силы на ходовых колесах:

 

Fпер=F+Fα+Fв+Fин (5.3)

 

Сила F и момент сопротивления М перекатыванию колес по рельсу состоят из сопротивлений: качения колеса, трения в подшипниках, в ребордах колес и торцах втулок.

 

F=Fмахβ (2*μ +fd)/D (5.4)

 

где Fмах – общая (суммарная) нагрузка на колеса, Н;

μ – коэффициент трения качения колеса, мм;

f – коэффициент трения в цапфе (подшипниках колес);

β – коэффициент, учитывающий сопротивление от трения реборд и торцов втулок;

d=0,2*D=0,2*200=40 мм – диаметр цапфы (средний диаметр подшипника) колеса, мм.

F=162000*2,5 (2*0,0004+0,015*40)/200=1217 Н,

Сила сопротивления от уклона подкрановых путей определяются по формуле Fα =α*Fмах

Расчетный уклон подкрановых путей с железобетонным фундаментом на металлических балках принимаем 0,001.

Fα =0,001*162000=162Н,

Сила сопротивления движению от ветровой нагрузки при работе кранов в закрытых помещениях равны 0.

Сила сопротивления от инерции поступательно движущихся масс на колесе


Fин= Fо*V/(g*tp) (5.6)

 

где g – ускорение силы тяжести, (м/с2);

tp – время разгона. Принимаем tp=2 с.

Fин= 162000*0,07/(9,81*2)=578 Н.

Fпер=1216+162+0+578=1956 Н;

Выбор электродвигателя

Определяем потребную мощность механизма передвижения тележки при установившемся движении.

 

Р= Fпер*V/(1000*ŋ) (5.7)

 

где ŋ – КПД механизма.

Р= 1956*0,07/(1000*0,8)=0,17 кВт.

Из каталогов подбираем электродвигатель 4А71В8УЗ. Мощность – 250 Вт, число оборотов – 750 мин-1 [12].

Определим частоту вращения ходового колеса

 

nк=60*V/(π*D)=60*0,07/(π*0,2)=6,7 мин-1. (5.8)

 

Определим передаточное число механизма передвижения

 

u=n/ nк=750/6,7=112. (5.9)

 

Выбор редуктора

Выбираем редуктор КЦ2–500 с передаточным числом Uр=118, номинальный крутящий момент – 8900 Н*м, масса – 420 кг [11].

Проверка: (118–112)*100%/118=5%. Следовательно, дополнительной передачи в приводной станции не используем.

Проверка электродвигателя и тележки

Проверим выбранный двигатель по пусковому моменту.

Находим номинальный момент, передаваемый двумя муфтами двигателя, равный моменту статических сопротивлений

 

Тмномс=Fпер*D/(2*up*ŋ)= 1956 *0,2/(2*118*0,8)=2 Н*м. (5.10)

 

Расчетный момент для выбора соединительных муфт

 

Тм= Тмном12 (5.11)

 

где к1, к2 – коэффициенты.

Тм= 2*1,2*1,1=2,64Н*м.

Из таблиц подбираем муфту упругую со звездочкой с крутящим моментом 63 Н*м, учитывая, что диаметр трансмиссионного вала равен 25 мм. Диаметр муфты D=58 мм.

Всего на валу предусматривается 4 муфты.

Фактическая скорость передвижения тележки

 

Vфпер=Vпер*u/up=0,07*112/118=0,066 м/с (5.12)

 

Полагаем, что общее число ходовых колес тележки z=4, из них приводных zпр=2.

Находим максимально допустимое ускорение крана при пуске

 

амах= {[zпр*(φ/кφ+f*dк/D)/z – (2*μ+f*dк)*kp/D] – Fp/(m*g)}*g (5.13)

 

где zпр – число приводных ходовых колес;

z – общее число ходовых колес;

φ – коэффициент, учитывающий сцепления ходовых колес с рельсами;

кφ – коэффициент запаса сцепления;

kp – коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд ходовых колес и торцов ступиц колеса;

Fp – ветровая нагрузка;

m – масса тележки, кг.

амах={[2*(0,15/1,2+0,015*0,04/0,2)/4 – (2*0,0004+0,015*0,04)*2/0,2] – -0}*9,81=0,49 м/с2.

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления

 

Tдоп=V/aмах=0,07/0,49=0,14 с. (5.14)

 

Средний пусковой момент двигателя

 

Тср.п=(φмах+ φмin)*Тном/2 (5.15)

 

где φмах – максимальная кратность пускового момента двигателя,

φмin – 1,1…1,4;

 

Тном=9550*Р/n=9550*0,25/750=1,18 Н*м (5.16)

 

Тср.п=(15+1,1)*1,18/2=9,5 Н*м.

Момент статических сопротивлений при работе тележки без груза

 

Тс=FIпер*D/(2*up*ŋ) (5.17)

 

FIперр*m*g*(f*dк+2μ)/D=2*5890*9,81 (0,015*0,04+2*0,0004)/0,2=809 Н (5.18)

 

Тс=809*0,2/(2*204,8*0,8)=0,5 Н*м.

Момент инерции ротора двигателя Ip=0,002 кг*м2 и муфт вала IIм=4*Iм=4*0,00028=0,00112 кг*м2


I=Ip+IIм=0,002+0,00112=0,00312 кг*м2 (5.20)

 

Фактическое время пуска механизма передвижения без груза

 

tп=δIn/(9,55 (Тср.п – Тс))+9,55 (m+Q) V2/(n((Тср.пс) ŋ (5.21)

tп =1,1*0,00312*750/(9,55 (9,5–8,6))+9,55*(588,6+58,9)*0,072/(750 (9,5–

-8,6)*0,8)=0,4 с.

 

Фактическое ускорение тележки без груза при пуске

 

аф= Vфпер/ tп=0,07/3,25=0,02 м/с2< амах =0,49 м/с2 (5.22)

 

Проверим тележку на отсутствие буксования ходового колеса по рельсу. Проверяем фактический запас сцепления. Суммарная нагрузка на приводные колеса без груза

 

Fпр=m*zпр*g/z=5890*2*9,81/4=28890 Н (5.23)

 

Фактический запас сцепления будет равен

 

kφ=Fпр φ/ (FIпер+mg (a/g-zпрfdk/(zD)) (5.24)

 

kφ =288900*0,15/(8090+58900*9,81 (0,02/9,81–2*0,015*0,04/(4*0,2))=5,15>1,2

Расчет тормоза

Максимально допустимое замедление крана при торможении

амах=0,49 м/с2.

Принимаем по таблицам амах=0,15 м/с2 [12].

Время при торможении крана без груза


tт= Vфпер/ амах=0,07/0,15=0,47 с (5.25)

 

Сопротивление при торможении крана без груза

 

Fттр=mg(fdk+2μ)/D=58900*9,81 (0,015*0,04+2*0,0004)/0,2=4050 Н (5.26)

 

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении тележки

 

Ттс= FттрDŋ/(2*uр)= 4050*0,2*0,8/(2*118)=2,75Н*м (5.27)

 

Момент сил инерции при торможении тележки без груза

 

Ттин=δIn/(9,55*tт)+9,55mV2 ŋ /(n*tт) (5.28)

 

Ттин = 1,1*0,00312*750/(9,55*0,47)+9,55*58900*0,072*0,8/(750*0,47)=2 Н*м

Расчетный тормозной момент на валу тормоза

 

Ттр= Ттинтс=2–0,16=1,84≈2 Н*м. (5.29)

 

Из таблиц выбираем тормоз типа ТКТ-100 с диаметром тормозного шкива Dт=100 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=20 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=2 Н*м [11].

Расчет валов и опор ходовых колес

Мощность на валу

 

Р=10-3*F0*V=10-3*1956 *0,07=0,14кВт. (5.30)

 

Крутящий момент


Т=30*Р/(π*n)= 30*140/(3,14*6,7)=200 Н*м. (5.31)

 

Составляем расчетную схему приводного вала:

 

Рисунок 5.3 – Расчетная схема приводного вала

 

Определим реакции в опорах вала:

 – F1*1,25+Rв*2,5=0;

Rв=323750*1,25/2,5=161875 Н.

 F1*1,25 – RА*2,5=0;

RА=323750*1,25/2,5=161875 Н.

Проверка: Σ Fiy= RА+ Rв-F1=0 32375+32375–64750=0

Изгибающие моменты в сечениях:

Сечение 1: Ми1=1,25*RА =1,25*161875 =202344 Н*м.

Сечение 2: Ми2=1,25*RА =1,25*161875 =202344Н*м.

Вычислим эквивалентный изгибающий момент:

 

Мэкв=√ М2экв2=√2023442 +2002=202344 Н*м (5.32)


В качестве материала для изготовления вала выбираем сталь 45 с термообработкой (улучшение). Твердость заготовки – 240…270 НВ,

Рассчитаем диаметр вала в опасном сечении:

 

dв= 3√ Мэкв/(0,1*[σ])= 3√ 202344 /(0,1*80)≈29 мм (5.33)

 

Конструктивно принимаем 30 мм

Принимаем диаметр вала под подшипник dп=30 мм, под муфту для соединения валов dм=25 мм.

Для закрепления на валу ходового колеса и соединительной муфты применяем призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360/СТ СЭВ 189–75. Материал шпонок – сталь 45 с пределом прочности [13]

Расчет шпонки под муфту.

Определим рабочую длину шпонки:

 

lр ≥2*Т*103/(d (h-t1) [σ])=2*60*103/(25 (7–4) 60)=27 мм (5.34)

 

где Т – наибольший крутящий момент на валу, Нм;

d – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

 – допускаемые напряжения смятия;

 – заглубление шпонки в валу, мм.

Выбрана шпонка для диаметра 40 мм с размерами b=8 мм; h=7 мм; t1=4 мм [13].

Определим полную длину шпонок: l=lp+b=27+8=35 мм.

Длину шпонки выбираем из ряда стандартных (с. 58, /6/): l =36 мм.

Обозначение выбранных шпонок:

Шпонка 8х7х36 ГОСТ 23360–78.

Выбор и расчет подшипников вала

Принимаем под диаметр вала d=30 мм предварительно подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные легкой узкой серии по ГОСТ 5720 – 75, 8545 – 75 [14].

Условное обозначение подшипника: 206;

Статическая грузоподъемность: С0=10000 Н;

Динамическая грузоподъемность: С=19500 Н.

Эквивалентная нагрузка на подшипник определяется по формуле:

 

 (5.35)

 

где X – коэффициент радиальной нагрузки, X=1;

V – коэффициент вращения, т. к. вращается внутреннее кольцо подшипника, то V=1;

 – коэффициент безопасности;

 – температурный коэффициент;

Расчет подшипника проводим по номинальной долговечности:

 

 (5.36)

 

где n=6,7 об/мин – частота вращения вала;

Lh=(19500/5499)3*106/(60*6,7)=110924>27500

Значит, назначенный подшипник пригоден для эксплуатации в данных условиях.








Дата: 2019-04-22, просмотров: 379.