1吨数控座式焊接变位机设计毕业设计

毕业设计（论文）说明书 I 1 吨数控座式焊接变位机设计 摘要 在我国，焊接变位机也已悄然成为制造业的一种不可缺少的设备。近十年来，这 一产品在我国工程机械行业，有了较大的发展，并获得了广泛的应用。使用焊接变位 机可缩短焊接辅助时间，提高劳动生产率，减轻工人劳动强度，保证和改善焊接质量， 并可充分发挥各种焊接方法的效能。随着计算机技术不断向智能化发展，自动控制和 信息技术在制造业中的广泛应用，焊接变位机也朝着智能化、多功能化、大型化、集 成化、高精度、高可靠度方向发展。本文主要论述了焊接变位机的组成，结构及工作 原理。其中它的回转机构和倾斜机构是本次设计的核心部分，直流电动机通过带轮传 动，涡轮蜗杆减速器传动，使回转工作台达到要求回转速度，倾斜机构则通过二级齿 轮传动实现工作台翻转，主要涉及到齿轮传动设计及轴的设计与校核等。 关键词：焊接变位机械；回转机构；减速器；倾斜机构 毕业设计（论文）说明书 II Abstract In our country, welding positioner has quietly become an indispensable manufacturing equipment. Over the past decade, the product has made significant development and access to a wide range of applications in the field of construction machinery industry in China. The application of welding positioner can reduce the time and raise labor productivity, reduce labor intensity of workers, to assure and improve the welding quality,and give full play to the performance of various welding methods. As computer technology continues to become intelligent, and a wide range of applications of automatic control and information technology in manufacturing Industry, welding positioner also towards to become intelligent, multi-functional, and large-scale, integrated, high-precision, high reliability . This article focuses on the composition, structure and working principle of the welding positioner.The design of turning gear and the tilting mechanism is the core.DC motor through the belt driving, worm gear reducer to drive rotary table to meet the required speed.The tilted mechanism through the spur gear reducer to make rotary table to flip, Mainly related to the design of gear and shaft and its verification, etc. Key words: welding posioner; turning gear; retarder;tilting mechanism 毕业设计（论文）说明书 III 目录 摘要 . Abstract . 目录 . 第 1 章 绪论 .1 1.1 课题研究的意义及现状 .1 1.2 论文主要研究内容 .1 第 2 章 焊接变位机械概述 .2 2.1 焊接变位机械的分类 .2 2.2 焊接变位机械的组成 .4 2.3 焊接变位机械的工作原理 .4 2.4 焊接变位机国家行业标准 .5 第 3 章 座式焊接变位机的设计 .9 3.1 回转机构的设计 .9 3.2 倾斜机构的设计 .29 3.3 底座和箱体的简单设计 .32 结论 .33 参考文献 .34 致谢 .35 附件 1 .36 附件 2 .59 毕业设计（论文）说明书 1 第1章 绪论 1.1 课题研究的意义及现状 伸臂式、倾翻回转式和双立柱单回转式等普通焊机变位机械在我国已经广泛 应用，国外大型结构件的焊接一般应用机械手，从国内目前的工艺现状及设备投 入情况，全用焊接机器人代替手工焊接作业条件还不成熟。但是如果没有焊接变 位机，对于复杂结件内的一些立焊缝、仰焊缝等单纯靠人工调整至容易焊接的平 焊或船焊位置是不可能的。人无法按焊接工艺执行，焊接质量也无法保证。因此， 近年来人工焊接变位机得到国内工程机械行业的广泛共识，都在加大这方面的投 入。而本次论文处于对大学四年所学的知识进行的一次综合性的梳理及应用，对 学生的综合能力进行的一次较为实质性的锻炼。 1.2 论文主要研究内容 本论文主要对焊接变位机械的分类以及应用进行阐述，并从整体上对座式焊接变 位机进行设计。全文的主要内容包括以下几个方面： （1） 焊接变位机械分类 （2） 焊接变位机械的组成 （3） 焊接变位机械的工作原理 （4） 回转机构中减速器、转轴、轴承等的设计 （5） 倾斜机构中齿轮、滑动轴承等的设计 毕业设计（论文）说明书 2 第2章 焊接变位机械概述 2.1 焊接变位机械的分类 焊接变位机械是改变焊件、焊机或焊接空间位置来完成机械化、自动化焊接的各 种机械设备。 焊接变位机械的分类及各类所属设备如下： 通常焊接变位机械可分为变位机、翻转机、滚轮架、升降机等四大类： 一、焊接变位机 是通过工作台的旋转和翻转运动，使工件所有焊缝处于最理想的位置进行焊接， 使焊缝质量的提高有了可靠的保证，它是焊接各种轴类、盘类、筒体等回转体零件的 理想设备，同时也可用来焊接机架、机座、机壳等非长形工件。 二、焊接翻转机 是将工件绕水平轴翻转，使之处于有利施焊位置的机械，适用于梁、柱、框架、 椭圆容器等长形工件的装配焊接。 焊接翻转机种类繁多，常见的有框架式、头尾架式、链式、环式等。 三、滚轮架 是借助焊件与主动滚轮间的摩擦力带动圆筒形焊件旋转的机械装置。主要应用于 回转体工件的装配与焊接，其载重可从几十千克到千吨以上。按其结构形式可分为三 大类： 1、自调式滚轮架 毕业设计（论文）说明书 3 2、长轴式焊接滚轮架。 3、组合式焊接滚轮架。 四、升降机 是用来将工人及装备升降到所需的高度的装置，主要用于高大焊件的手工焊和 自动焊及装配作业。其主要结构形式有： 1、管结构肘臂式。 2、管筒肘臂式。 3、板结构肘臂式。 4、立柱式。 毕业设计（论文）说明书 4 图 2-1 伸臂式焊接变位机 2.2 焊接变位机械的组成 本次设计的座式焊接变位机由回转机构，倾斜机构及其机架三大部分组成。其中： 回转机构由工作台，回转主轴，二级蜗轮蜗杆减速器，带轮，电动机，箱体等组成； 倾斜机构由扇形齿轮，传递齿轮，小齿轮，带制动电动机的摆线针轮减速机等组成。 2.3 焊接变位机械的工作原理 焊接变位机械主要为达到和保持焊接位置的最佳状态，本次设计的座式焊接变位 机是通过改变焊件的位置达到相应要求，其具体的实现过程是：回转机构由电动机拖 动，电动机输出一定的转速，经过带轮一次减速后，然后经过二级蜗轮蜗杆减速器两 次减速，最后由回转主轴，经过工作台输出焊件所需要的焊接速度，以期达到所需要 的焊缝要求。倾斜机构通过整个回转机构的倾斜实现回转工作台的倾斜。 座式焊接变位机的结构特点是工作台连同回转机构支承在两边的倾斜 轴上，工作台以焊速回转，倾斜轴通过机构传动或液压缸多在 140 范围内恒速倾斜， 此种变位机对生产的适应性较强，承载能力可达 50t，再焊接结构生产中应用最为广 毕业设计（论文）说明书 5 泛。 2.4 焊接变位机（Positioner）国家行业标准 2.4.1 范围 本标准规定了焊接变位机的型号、参数、技术要求、检验及验收规则、包装及标 志等方面的内容。 本标准适用于各种类型的焊接变位机。 2.4.2 引用 标准列标准所包含的条文，通过在本标准中引用而构成为本标准的条文。本标准 出版时，所示版本均为有效。所有标准都会被修订，使用本标准的各方应探讨使用下 列标准最新版本的可能性。 GB/T 40641983 电气设备安全设计导则 2.4.3 术语 2.4.3.1 最大负荷 Q 变位机所允许承载的工件最大重量，kg。 2.4.3.2 偏心距 A 工作台面处于铅垂位置时，最大负荷（工件）的重心距工作台回转轴线的距离，mm。 2.4.3.3 重心距 B 工作台面处于铅垂位置时，最大负荷（工件）的重心距工作台面的距离，mm。 2.4.3.4 回转速度 n1 工作台绕其回转轴（图 1 中 z 轴）回转的速度，r/min。 2.4.3.5 倾斜速度 n2 工作台绕其倾斜转轴（图 2-2 中 y 轴）倾斜的速度，（）/min。 2.4.3.6 倾斜角度 工作台可倾斜的角度（见图 1），（）。 2.4.3.7 台面高度 H 工作台在最低水平位时，其台面距地面的距离（见图 1），mm。 毕业设计（论文）说明书 6 2.4.4 型号与参数 2.4.4.1 型号表示方法 变位机型号用汉语拼音字母和阿拉伯数字表示： HB HB 焊接变位机名称代号，H 和 B 分别为“焊”字和“变”字的汉语拼音第一个字母 最大负荷 Q 值，kg 变位机工作台调高功能代号，用 1 或 2 表示。1 表示工作台高度固定，2 表示工 作台高度可调 标记示例：HB5002 表示最大负荷为 500kg、工作台高度可调的焊接变位机。 2.4.4.2 参数 焊接变位机的型号及参数要求如下： 表 2-1 焊接变位机的型号及参数 型号 最大负 荷 Q(KG) 偏心距 A(MM) 重心距 B(MM) 台面高 度 H(MM) 回转速度 N1(R/MIN) 焊接额 定电流 A（MA ） 倾斜角 度 () HB25 25 4063 - 0.5016.00 315 135 HB25 25 50 80 - 0.258.00 500 135 HB100 100 63 100 - 0.103.15 500 135 HB250 250 160400 10000.051.60 630 135 HB500 500 160 400 1000 0.051.60 1000 135 HB1000 1000 250 400 1250 0.051.60 1000 135 HB2000 2000 250400 12500.031.00 1250 135 HB3150 3150 250 400 1600 0.031.00 1250 135 HB4000 4000 250 400 1600 0.031.00 1250 135 HB5000 5000 250400 16000.0250.80 1250 135 HB8000 8000 200 400 1600 0.0250.80 1600 135 毕业设计（论文）说明书 7 HB1000 0 10000 200400 20000.0250.80 1600 135 HB1600 0 16000 200 500 2000 0.0160.50 1600 120 HB2000 0 20000 200630 25000.0160.50 2000 120 HB3150 0 31500 200 800 2500 0.0160.50 2000 120 HB4000 0 40000 160800 31500.0100.315 2000 105 HB5000 0 50000 160 1000 3150 0.0100.315 2000 105 HB8000 0 80000 1601000 31500.0100.315 2000 105 图 2-2 焊接变位机示意图 此处省略 NNNNNNNNNNNN 字。如需要完整说明书和设计图纸等.请 联系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！ 该论文已经通过答辩 毕业设计（论文）说明书 8 2.4.5 技术要求 2.4.5.1 回转驱动 2.4.5.1.1 回转驱动应实现无级调速，并可逆转。 2.4.5.1.2 在回转速度范围内，承受最大载荷时转速波动不超过 5%。 2.4.5.2 倾斜驱动 2.4.5.2.1 倾斜驱动应平稳，在最大负荷下不抖动，整机不得倾覆。最大负荷 Q 超过 25kg 的，应具有动力驱动功能。 2.4.5.2.2 应设有限位装置，控制倾斜角度，并有角度指示标志。 2.4.5.2.3 倾斜机构要具有自锁功能，在最大负荷下不滑动，安全可靠。 2.4.5.3 其他 2.4.5.3.1 变位机控制部分应设有供自动焊用的联动接口。 2.4.5.3.2 变位机应设有导电装置，以免焊接电流通过轴承、齿轮等传动部位。导电 装置的电阻不应超过 1m，其容量应满足焊接额定电流的要求。 2.4.5.3.3 电气设备应符合 GB/T 4064 的有关规定。 2.4.5.3.4 工作台的结构应便于装卡工件或安装卡具，也可与用户协商确定其结构形 式。 2.4.5.3.5 最大负荷与偏心距及重心距之间的关系，应在变位机使用说明书中说明。 2.4.6 检验项目及验收规则 2.4.6.1 检测输出轴（工作台）转速，结果应符合表 2-1 和 2.4.5.1 的要求。 2.4.6.2 首次生产时，应进行变位机的空转及负荷试验，结果应符合表 2-1 及 2.4.5.1 和 2.4.5.2 的要求。 2.4.6.3 变位机应备有产品合格证书和使用说明书。 2.4.7 标志与包装 2.4.7.1 变位机应涂敷防锈底漆及表层漆。涂层应牢固，其中表层涂漆色彩应协调美 观。 2.4.7.2 变位机应在标牌上标明名称、型号、最大负荷、工作电压、电机功率、出厂日 毕业设计（论文）说明书 9 期、制造厂家等。 2.4.7.3 变位机的包装应牢固可靠，符合运输部门的有关规定。 第 3 章 座式焊接变位机的设计 3.1 回转机构的设计 毕业设计（论文）说明书 10 3.1.1 工作台及其工件总质量 ，回转主轴的危险断面位于轴承处，所受的Kgm130 弯曲力矩为： 图 3-1 回转主轴受力分析示意图 （3-1） sincosi2cosin22hGehMw 其中： 综和质量 偏心距e 台面高度。h 回转轴倾斜角 回转轴转角 根据焊接变位机国家行业标准 me250h7 其中重心距取 600 其轴承处的扭矩： 毕业设计（论文）说明书 11 （3-2）cosineGMn 按第三强度理论折算的当量弯矩为： （3-3）2nwxd22sincosieh 该式在满足 条件时才出现最大值。其值为:sinhectg （3-4）Gxd2ma 对于指定的变位机： ，该数据由文献10表 7-11 查得。3.0e （3-5）74.1inhectg （3-6）.62min1maxt 因此回转主轴的强度可选在 的范围内任意位置进行计算。inax 主轴材料用 45 号钢（调制处理） = = =61.1 （3-7）Kn15.270Mpa d （3-8） m1.810.625.4ehG103632 取 d=120mm，校验主轴： （3-9） MpaehdGeh62232 .583.10 其中 Mpa.6 初步确定主轴的结构尺寸如下图 毕业设计（论文）说明书 12 图 3-2 主轴的结构与装配 3.1.2 减速器的设计 3.1.2.1 二级涡轮蜗杆的设计 3.1.2.1.1 二级涡轮蜗杆尺寸的计算 总传动比：初选电机为满载转速 1440r/min 的直流电动机 工作台设计回转转速为 0.10.6r/min = =2400 （3-10）nim总 6.014 平均传动比：初选带传动的传动比 1.4，带i = （3-11）平 均i4.1.2 取实际蜗杆头数：Z =1，1 蜗轮齿数： Z =Z 41.4 （3-12）21平 均i 则 Z =412 查文献3表蜗杆涡轮参数的匹配（GB10085-88） 取 Z =41 =10 = 90 =022m1d2x 毕业设计（论文）说明书 13 根据蜗轮蜗杆工作情况，选取蜗杆特性系数:q=9 蜗杆模数 = =10，1m2 则蜗杆尺寸： = =90 （3-12）1dqm = +2 =90+20=110 （3-13）aah = -2 =90-24=66 （3-14）1f1f 蜗轮尺寸： 分度圆直径 = Z =10 41=410 （3-15）2dm2m 齿顶圆直径 =d +2 =430 （3-16）2a 齿根圆直径 d = -2 1.2=386 （3-17）2fm 涡轮齿宽 =0.75 =82.5 （3-18）B1a 3.1.2.1.2 蜗轮的齿面接触疲劳强度校核 蜗轮蜗杆材料选用： 蜗轮选用铸造锡青铜：zCuSn10P1; 蜗杆选用 20Cr. 蜗轮蜗杆中心矩 = . （3-19）2qZmam2509410）（ 接触疲劳强度： =Z Z （3-20）HE32aTK Z 材料的弹性影响系数。E 对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时取 Z =155EMpa21 Z 两材料的接触系数，由文献1表 11-18 查得：Z =2.6 毕业设计（论文）说明书 14 K工作载荷系数， = ， AVK 机械使用系数，A 由文献1表 10-2 得： =1.15A ：齿面载荷分布系数，K 由文献1表 10-4 得： K ：动载系数，V 由文献1表 10-8 得： =1V ：齿间载荷分配系数系数，K 由文献1表 10-3 得： =1K tan （3-21）91qZ 得 6.34 = =12740 （3-22）2TGemN.31852.0 滑动速度： （3-23）sndVs /02.34.6cos10694.cos106co21 查表蜗杆传动的当量摩擦角 6.5v （3-24）53.0)6.34.tan(91)tan(v （3-25）8056.总 其中轴承效率 0.99 搅油效率 0.98 毕业设计（论文）说明书 15 （3-26）NiT3.152.043821总 所以接触疲劳强度 （3-27）MpaH 2681.9525.0.8/3.6.21053 其中 蜗杆螺旋面硬度 268Mpa 3.1.2.1.3 蜗轮的齿根弯曲疲劳强度校核 根据公式： （3-28）FFaFYmdKT2153. 其中： Y 蜗轮齿形系数，2Fa 可由蜗轮的当量齿数 Z 及蜗轮变位系数 X 决定。2V2 可由文献1图 11-19 查得 Y =2.4Fa Y 螺旋角影响系数， =1- =1- =0.955 （3-29）1403.6 =( ) 2.4 0.955=3.59 （3-30）F.099.8355.1410Mpa = =1.37 56=76.72 （3-31）FNKH 其中 可由文献 1表 11-8 查得: =56H pa 为寿命系数: FNK N 为应力循环系数： N=60 j n L =60 1 0.6 21900=788400 （3-32）2h J:蜗轮每转一次，每个轮齿的啮合次数. 这里取 j=1; n :蜗轮转速, =0.6 ;22nmi/r 毕业设计（论文）说明书 16 L :工作寿命, h L =365 6 10=21900 （3-33）hh = 1.37 （3-34）FNK8710 ,蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。F 3.1.2.1.4 蜗杆的刚度校核 蜗杆受力后如产生过得变形，就会造成轮齿上的载荷集中，影响蜗轮与蜗杆的正确啮 合。所以需进行蜗杆的刚度校核，其校核刚度条件为： = （3-35）yyLEIFrt2148 其中y蜗杆材料许用的最大挠度。 = = = （3-36）y10d9m0. 其中 d 为蜗杆分度圆直径。1 E 蜗杆材料的弹性模量。 E=2.07 Mpa50 I 蜗杆危险截面的惯性矩。 （3-37）I641fd 其中 d 为蜗杆的齿根圆直径。1f d = 66mmf =5.958 10 （3-38）I647 L 蜗杆两端支撑点间的跨距。 L 0.9 =0.9 =369 （3-39）2d10m 蜗杆所受的圆周力。1tF 毕业设计（论文）说明书 17 = = =3384.4 （3-40）1tF2dT09.35N 蜗杆所受的径向力。1rF = = = tan20 =5828.5 （3-41）1r2tFant2dT41.09835N 其中 为蜗轮齿形角。 =20 0.369 =0.073 （3-42）64.01307.2485825y 3 y=0.0730.09=y蜗杆的刚度满足使用条件。 3.1.2.1.5 选取蜗杆传动的润滑方法 根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度 V =0.02/s，s 载荷类型为重型载荷，故可采用油池润滑。 3.1.2.1.6 二级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 = +1000 (1-)/ s （3-43）0taPd 其中 周围空气的温度，常温情况下可取。at 蜗杆蜗轮的传动效率。 0.53 箱体的表面传热系数，可取 =(8.1517.45),w/(m.)，dd 当周围空气流动良好时 可取偏大值。这里取 17d d P输入功率。 =157 41 =0.404kw （3-44）PwT2602. t。=20 + =20+53.2=73.2 （3-45）.350174.）（ 73.280 其中 80为其临界温度。 毕业设计（论文）说明书 18 故在通风良好的情况下，不需要加散热装置。 3.1.2.2 一级蜗轮蜗杆的设计 3.1.2.2.1 一级涡轮蜗杆尺寸的计算 选取实际蜗杆头数：Z =1，蜗轮齿数：1 Z =i Z （3-46）21 Z =412 查文献3表蜗杆涡轮参数的匹配（GB10085-88） 选取 =5 =10 x =-0.5mq2 则蜗杆尺寸： = =50 （3-47）1dqm = +2 =50+10=60 （3-48）aah d = -2 =50-12=38 （3-49）1f1f 蜗轮尺寸：分度圆直径 = Z =5 41=205 （3-50）2m2m 齿顶圆直径 = +2 （1+x ）=205+2 =210 （3-512ad ）（ 5.01 ） 齿根圆直径 = -2 (1.2-x)=205-2 =188 （3-52）2fhdm）（ 5.021m 涡轮齿宽 =0.75 =45 (3-53)B1ad 校核蜗轮的齿面接触疲劳强度： 蜗轮蜗杆材料选用： 蜗轮选用铸造锡青铜：zCuSn10P1; 蜗杆选用 20Cr. 3.1.2.2.2 蜗轮的齿面接触疲劳强度校核 首先蜗轮蜗杆材料选用：蜗轮选用铸造锡青铜：zCuSn10P1; 毕业设计（论文）说明书 19 蜗杆选用 20Cr. 蜗轮蜗杆中心矩 a= = =125 （3-54）21xmd25.050m 根据接触疲劳强度公式： = Z （3-55）HE32aTK Z 材料的弹性影响系数，单位是 Mpa .E 对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时取 =155 。EZMpa21 两材料的接触系数： 由文献1表 11-18 查得：Z =2.5 工作载荷系数，K = （3-56）KAVK 其中： 机械使用系数，A 由文献1表 10-2 得： =1.15AK 齿面载荷分布系数K 由文献1表 10-4 得： 动载系数，V 由文献1图 10-8 得： =1VK 齿间载荷分配系数，K 由文献1表 10-3 得： =1 tan （3-57）10qZ 得： 5.71 毕业设计（论文）说明书 20 = （3-58）2T1579.083mN 滑动速度： Vs= （3-59）sndV /4.071.5cos1604.cos16cos1 查文献1表 11-18 蜗杆传动的当量摩擦角 25.3v （3-60）634.0)25.71tan()tan( v （3-61）98.0634.总 其中轴承效率 0.99 搅油效率 0.98 （3-62）1TNi04.63.41572总 所以接触疲劳强度 155 （3-63）HMpa8.1725.015.21033 其中蜗杆螺旋面强度 268Mpa :铸造锡青铜蜗轮的基本许用应力。由文献 1表 11-7 查得：H = 268 ，pa =K =0.86 268=231.4 （3-64）HFNHMpa 其中 蜗轮蜗杆工作寿命系数， FNK N 为应力循环系数： N=60 j n L =60 1 0.6 41 21900=32324400 （3-65）2h J:蜗轮每转一次，每个轮齿的啮合次数. 这里取 j=1; n :蜗轮转速, n =24.6 ;22min/r 毕业设计（论文）说明书 21 L :工作寿命,h =365 6 10=21900h （3-66）hL = 0.86 （3-67）FNK8710 ,蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。F 3.1.2.2.3 蜗轮的齿面弯曲疲劳强度校核 根据公式： = （3-68）FFFaYmdKT2153. 其中： Y 蜗轮齿形系数，2Fa 可由蜗轮的当量齿数 Z 及蜗轮变位系数 X 决定。2V2 可由文献1图 11-19 查得 Y =3.0Fa Y 螺旋角影响系数， Y =1- =1- =0.959 （3-69）1407.5 =( ) 3.0 0.959=1.55 （3-70）F25.03.1410Mpa = =0.86 56=48.16 （3-71）FNKH 其中 可由文献1 表 11-8 查得: =56Hpa 为寿命系数: FNK ,蜗轮的齿根弯曲疲劳强度满足使用条件。 3.1.2.2.4 蜗杆的刚度校核 蜗杆受力后如产生过得变形，就会造成轮齿上的载荷集中，影响蜗轮与蜗杆的正确啮 合。所以需进行蜗杆的刚度校核，其校核刚度条件为： = （3-72）yyLEIFrt2148 毕业设计（论文）说明书 22 其中y蜗杆材料许用的最大挠度。 = = =0.05 （3-73）y10d5m 其中 d 为蜗杆分度圆直径。1 E 蜗杆材料的弹性模量。 E=2.07 50Mpa I 蜗杆危险截面的惯性矩。 （3-74）I641fd 其中 d 为蜗杆的齿根圆直径。1f d =38mmf =1.02 10 （3-75）I64385 L 蜗杆两端支撑点间的跨距。 L 0.9d =0.9 =184.5 （3-76）205m 蜗杆所受的圆周力。1tF = = =241.6 （3-78）1tFdT05.46N 蜗杆所受的径向力。1rF = = = tan20 =557.5 （3-79）1r2tant2dT05.17 其中 为蜗轮齿形角。 =20 184.5 =0.00375 （3-80）64381.07.2485 2y 3 0.003750.05= ,蜗杆的刚度满足使用条件。y 毕业设计（论文）说明书 23 3.1.2.2.5 蜗杆传动的润滑方法 根据蜗轮蜗杆的相对滑动速度 V =0.44 ，ssm/ 载荷类型为重型载荷，故可采用油池润滑。 3.1.2.2.6 一级蜗杆蜗轮传动热平衡计算校核及其选用冷却装置 = + （3-81）0tasPd1 其中 周围空气的温度，常温情况下可取 20。at 蜗杆蜗轮的传动效率。 0.634 箱体的表面传热系数，可取 =(8.1517.45),w/(m.)，dd 当周围空气流动良好时 可取偏大值。这里取 17d d P输入功率。 =6.04 41 41 =0.637 （3-82）PwT2602.kw =20+ =20+43=63 （3-83）0t .3501746.）（ 6380 其中 80为其临界温度。 故在通风良好的情况下，不需要加散热装置。 3.1.2.2.7 一级涡轮蜗杆传动涡轮轴的校核 图 3-3 轴的结构与装配 按扭转强度条件计算 毕业设计（论文）说明书 24 1T2tF2a1rFt1a59 2281R 2R(a)2tF1rF 59 2281 R 2R 220.4N.m HM 59 2281 R 2R1tF M 132.6N.m 482.0N.m VM T 2r r 826.4N.m (b) (c) (d) 107.9N.m 毕业设计（论文）说明书 25 图 3-4 轴的载荷分析图 其中 =3384.4 =5828.5 = =1531.71tFN1rF1a2tFN = 1531.7 （3-84）2tdT = =557.5 （3-85）2rtan = =956.7 （3-86）1M248.6mN. = = = =131.1ca224WTMT22 32901.1057795 14, 取 Z =20 Z =1.4 20=28 则 =9.525min12bPm 3.1.2.3 计算带轮节圆直径 = =60.67 （3-89）11Zdb205.9 = = =84.94 （3-90）22Pb8.m 3.1.2.4 计算带长 L =2 a cos+ + （3-91）p021d18012d 要求： 0.7 （3-92）21d0a21d 即 102m0a2.91m 取 a =2000 =arcsin =3.48 （3-93）ad21 则 L =2 +3.14 /2+3.14 /180 p98.0294.867.067.094.8.3 =629.3m inv = =3.14 =14.92 （3-94）12Zb20865.86 实际中心距 =198.8 （3-95）cos210ZPabm 3.1.2.5 带轮传动额定功率 （3-96 ）ZK0W =1 = =1 （3-97） 14.0sb 毕业设计（论文）说明书 27 b =25.4mm b 估计为 25.4mm0ss 3.1.2.6 轮宽 b =25.4 =24.42 （98）s014.0PKZd 14.5m 所以 可取为 25.4 .sbm 3.1.3 回转机构中标准件的校核 3.1.3.1 轴承校核 3.1.3.1.1 一级涡轮蜗杆传动蜗杆轴轴承校核 选取 7009AC 角接触球轴承正装 =241.6 =557.5 =1531.71tFN1r1aFN 1rF1tF1a 图 3-5 轴承受力图 求的轴承处支反力 = = =303.81R2 225.76.41N 轴向力 F =1531.7aeN 派生轴向力 =0.68 =206.61d1R =0.68 =206.622 +F 1dFad 毕业设计（论文）说明书 28 所以轴承 1 放松，轴承 2 压紧 轴向力 = =206.6aFdN = +F =1738.321ae = =0.680.71Ra8.306 则当量动载荷 = =206.61rPRN2RFa7.083 则当量动载荷 =0.41 +0.85 =0.41 =1602.282rP22aF5.1738.083N 所以 2dFae1 所以轴承 1 压紧，轴承 2 放松 轴向力 = + F =1290.1+2853.3=4143.4a2dae N = =2853.3 N = =0.9660.7总1RFa8.453 则当量动载荷 =0.41 +0.85 =5185.41rP1R1aFN总2RFa 7.068.493 则当量动载荷 = =4196.12rP总 N 所以 ,校核轴承 11r2 毕业设计（论文）说明书 30 = = =3.9 （3-100）nL601PC36.0414.5180233510h 符合要求 3.1.3.2 键的选择与校核 3.1.3.2.1 一级涡轮蜗杆传动： 依据轴颈查文献1表 6-1 取 l=22 63bh14m 校核： = = =11.7 =120150 （3-101）pkldT32108526345.07MpaMpa 符合条件 3.1.3.2.2 二级涡轮蜗杆传动 依据轴颈查文献1表 6-1 取 l=32 80bh18m 校核 = = =95.3 =120150 （3-102）pkldT3210128085.23MpaMpa 符合条件 3.2 倾斜机构的设计 3.2.1 倾斜轴的设计 3.2.1.1 倾斜轴尺寸计算 估计回转工作台及回转机构的总重量 =2000 9.8=19600GKgN 其对倾斜轴的最大倾覆力矩 = =19600 =15484 （3-103）TM2eh225.07.m 预估滑动轴承处轴颈 120mm 则 =1+ =1+0.5 120/2 400=1.0225 （3-104）fKRd2 主轴在 =90 =0 时 支反力 =1C3.40969.05.031.2. =45092.3 N 毕业设计（论文）说明书 31 主轴在 = =90 时K 支反力 K21C1RG2ehf = 019.4.0962 =33305.9 N C 取大值1 所以实心轴颈 = =76.7 （3-105）d315lC36102.459m 取 =120mm 符合条件d 3.2.1.2 倾斜轴的强度校核 倾斜轴强度校核 = =37.1 21234tFehWLG4960223201.4.591.Mpa （3-106） 倾斜轴选用 45 号钢调质 =60Mpa 3.2.2 齿轮设计 扇形大齿轮选取 =8 =101mZ 传递齿轮选取 =8 =67 小齿轮选取 =8 =17 倾斜机构齿轮为开式传动，按齿根弯曲疲劳强度校核 倾斜机构的齿轮为开式传动，校核其齿根弯曲疲劳强度： 公式为 = （3-107）FbmYKSatF 扇形大齿轮： = = =38326.7tFdT280.154N = =1.0 =1.518KVA38.1. 毕业设计（论文）说明书 32 =2.18FaY =1.79S =70bm =8 则 = =405.4F6108779.2.35.1Mpa = = =489.2 （3-108）FSKNlim3.1502pa 符合要求F 传递齿轮： = = =38326.7tdT280.154N = =1.0 =1.529KVA39.1. =2.25FaY =1.74S =87bm =8 则 = =329.6F6108774.25.3529.1Mpa = = =486.9SKNlim. 符合要求F 小齿轮： = = =38326.7tdT2136.02N = =1.0 =2.244KAVK04.21. =2.97FaY =1.52S b=110m 毕业设计（论文）说明书 33 m=8m 则 = =441.2F610852.97.324.Mpa = = =530.8SKNlim. 符合要求F 3.2 底座和箱体的简单设计 底座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗振性能；当同时 用作滑道时，滑道部分还应具有足够的耐磨性。此外，对具体的机械，还应满足特殊 的要求，并力求具有良好的工艺性。 底座和箱体的结构尺寸和大小，决定于安装在它的内部或外部的零件和部件的形状和 尺寸及其相互配置，受力与运动情况等。设计时应使所装的零件和部件便于装拆与操 作。 底座和箱体的一些结构和尺寸，如壁厚，凸缘宽度，肋板厚度等，对机座和箱体的工 作能力，材料消耗，质量和成本，均有重大的影响。但是由于这些部位的形状不规则 和应力的分布复杂性，基本上按照经验公式，经验数据，或比照现用的类似机件进行 设计，而略去强度和刚度等的分析与校核。 此次论文设计采用的机座和箱体的设计采用经验公式和比照的方法进行设计。 毕业设计（论文）说明书 34 结论 本论文结合 1t 座式焊接变位机的基本要求和特点，对焊接变位机的设计进行了阐 述以及计算，所做的工作主要有以下几个方面： （1） 焊接变位机械的分类 （2） 座式焊接变位机的组成 （3） 座式焊接变位机的工作原理 （4） 回转机构中减速器、转轴、轴承等的设计 （5） 倾斜机构中齿轮、滑动轴承等的设计 （6） 回转机构装配图的绘制 （7） 座式焊接变位机装配图的绘制 （8） 回转机构箱体零件的绘制 毕业设计（论文）说明书 35 参考文献 1 濮良贵,纪名刚 . 机械设计(第八版)M.北京:高等教育出版社,2006. 2 机械设计手册 (新版 3)M.北京:机械工业出版社,2004. 3 朱龙根. 简明机械零件设计手册M.北京:机械工业出版社,1997. 4 周寿森. 焊接机构生产及装备M.北京:机械工业出版社,1999. 5 中国机械工程学会 ,焊接学会. 焊接手册M.北京:机械工业出版社,1992. 6 焦馥杰. 焊接结构分析基础M.上海:上海科学技术文献出版社,1991. 7 曾乐. 焊接工程学 M.北京:新时代出版社,1986. 8 沈世瑶. 焊接方法及设备M.北京:机械工业出版社,1982. 9 上海船舶工业设计研究院,机械工业部第五设计研究院,北京船舶工程第五设计 研究所. 焊接设备选用手册M.北京:机械工业出版社,1984. 10 美国焊接学会 ,韩鸿硕,张桂清. 焊接新技术M.北京:宇航出版社,1981. 11 薛迪目. 焊接概论M .北京:机械工业出版社,1987. 12 机械设计手册 (第二版)M.北京:机械工业出版社,2004. 13 刘鸿文. 材料力学M .北京:高等教育出版社,2006. 14 张海根. 机电传动控制M.北京:高等教育出版社,2001. 15 陈于萍, 周兆元. 互换性与测量技术基础M.北京:机械工业出版社,2007. 16 李庆芬, 朱世范,陈其廉. 机电工程专业英语M.哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社, 2007. 毕业设计（论文）说明书 36 致谢 本次论文是在终结大学四年学习的情况下进行的，力求对大学之所学能够来一次 集中巩固及其创新利用。它涵盖面很广，涉及了机械的所有内容，是培养高级工程技 术人才的一次综合训练。经过论文的选材，开题，构思，设计等一系列的训练，相信 自己对设计有了进一步的认识，在计算能力，英文文献阅读翻译，查找相关信息等多 种能力得到了一次深刻的锻炼，在整个过程中，可以说完成了工程师基本训练和逐步 具有从事科学研究的工作能力，受益匪浅，相信对以后的学习工作会有很大帮助。 本论文是在刘琨明老师及其院里老师的悉心帮助，指导下完成的，在此表示真诚 的谢意！ 毕业设计（论文）说明书 37 附件 1 外文资料翻译 毕业设计（论文）说明书 38 外文资料翻译 1 高精度数控焊接变位机控制系统设计与实现 石 圩 ，樊 丁 ，陈 剑 虹 摘 要：研制弧焊机器人用数控焊接变位机对弧焊机器人柔性加工单元( WE MC)的设 计具有重要的意义。作者以基于数字信号处理器(DSP) 的研华多轴运动控制卡 P C L- 8 3 2卡为设计核心 ， 采用基于模糊规则的智能双模协调控制器，即采用比例积分微 分控制器(PID)和模糊控制器的加权合成算法，控制过程 中模糊控制器和PID控制器同 时输出控制量，当控制误差较大时模糊控制器的输出权重较大，而当控制误差较小时 PID控制器的输出权重较大，有效避免了变结构控制器切换过程中的震荡，实现了焊接 变位机的高精度位置控制。作者对实时控制软件的结构设计和实时性要求进行了详细 的理论分析，提出了基于DOS(Disk operation system)系统下的高精度数控焊接变位 机多任务实时控制软件的设计与实现方法。进行了多种工件的焊接试验， 试验表明该 控制系统工作可靠，效果良好。 关键词： 数控焊接变位机；智能双模控制器；实时多任务控制系统 ；弧焊机器人 0 序言 近年来，为了适应快速变化的市场需求，生产商频繁地更换产品的品种和批量， 这就对生产设备的自动化程度和柔性化程度提出了很高要求。弧焊机器人柔性加工单 元正是一种具有柔性化特点的高度自动化焊接设备。它不仅能提高焊接生产率、产品 的焊接质量和可靠性、加工柔性和制造精度，而且还能改善工人的劳动环境， 降低劳 动强度， 提高经济效益。 目前，我国研制的焊接机器人尚未产业化，焊接柔性加工单元技术尚处于探索阶 段，国内生产、应用主要靠全套引进。弧焊机器人在国外已经批量化，价格相对较低， 而与机器人相配套的数控变位系统 却因加工对象而异，多属单件生产，因此价格往往 是机器人本身价格的37倍。作者的研究目的是在进口弧焊机器人的基础上，再根据 特定产品，自行研制焊接变位机等机器人 的外 围设 备及控制系统，可以节约大量外 汇，实现低成本焊接自动化。高精度数控焊接变位机控制系统必须具有合理的体系结 构、较强的数据运算和处理能力、良好的信息融合控制功能，以及开放的软硬件接口。 毕业设计（论文）说明书 39 1 系统的硬件组成 根据设计要求，变位机载重500kg，能在两旋转轴所确定的空间旋转并可在任意位 置定位，且要保持速度均匀，这就要求对电机实行速度和位置控制。作者选用了交流 伺服控制系统，并采用工业控制计 算机作为核心，应用全闭环控制方案，保证在恶劣条件下系统的控制精度与工作可靠 性。图1为控制系统的硬件结构框图。 2 控制结构及算法 2.1 控制结构 按伺服系统 的反馈控制方式来分，可分为开环控制、半闭环控制和全闭环控制三 种方式。由于全闭环结构的位置检测元件安装于主轴上，理论上可以消除机械传动误 差如齿轮间隙等引起的控制误 差，可以获得很高的到位精度，因此数控焊接变位机控制系统采用全闭环控制方案。 2.2 智能双模控制算法 毕业设计（论文）说明书 40 在数控焊接变位机的位置控制中,由于系统传动链中有的运动副如齿轮等存在间隙 或失动量,使得变位机的位移与指令之间出现非线性关系。同时当变位机工作台倾斜运 动时，由于工件及工作台的重心高及偏心矩不断变化，造成电机的输出转矩不断改变， 而且焊接工件的形状及重量多变，使得变位机的控制存在严重的非线性;再加上交流电 机是一个高阶次、强耦合、参数时变的非线性控制对象，尤其是调速方式更增加了其 动态过程的复杂性。因此，被控的交流伺服驱动系统具有很复杂的多重非线性关系,难 以建立起准确的数学模型。 传统的比例积分微分控制器(PID)智能化程度不高，其参数整定后就不再改变，自 适应能力差，对于高度非线性、时变的系统不能满足控制要求，但PID控制器在小偏差 范围内有较高的控制精度。模糊控制是一种模仿人类思维方式的智能控制算法，它不 需要被控对象的精确模型，对非线性系统有很好的适应能力，但是由于缺少积分环节， 稳态静差难以消除。结合二者优点，作者采用了加权合成算法的智能双模模糊-PID控 制器。 控制过程中，采用 FuzzyPID型的变结构控制，或者采用其它类型的多控制器变 结构控制时，对确定的系统，适当选取切换点可以解决变结构控制问题，但切换点的 选取有时并不准确，而且不同控制器之间的切换，容易导致控制量的突变。常规的变 结构控制是一个非 0即1的精确选择，但实际上，不同控制器在不同误差域都是有 定 效果的，差别仅在于控制性能的好坏而已，因此绝对地选择控制器将会丢失有用的控 制信息。针对上述缺点，采用基于模糊规则的多控制器协调控制，控制器结构如图2所 示。 把PID控制器称为A，模糊控制器称为B，把误差大小依次分成七个等级 E=6，5,4,3,2,1,0。采用如下控制规则，当误差很大时，完全由B控制；当误差很小 时，完全由A控制；误差较大时，B控制作用强，A作用弱；误差较小时，A控制作用强， 毕业设计（论文）说明书 41 B作用弱。把总的控制作用最后通过对两个控制器的加权合成来得到。 用正态型模糊变量来描述模糊概念， 因纯正态函数是凸型函数，不满足单调递升 或单调递减的需要，采取由正态函数变化而来的S型函数。其表达式如下 将所确定的隶属函数在误差论域点离散化，取=0.4，则不同误差域控制器的作用 强度如表1所示。 这样，系统控制作用就由PID控制器U (k)和模糊控制器U (k)共同决定。即 AB 2.3 速度控制 在每一个控制循环中，电脑输出脉冲给每一根轴，对于每一个脉冲输出，伺服电 机驱动器比伺服电动机快一步，一个脉冲代表一个位置命令，脉冲频率代表轴的移动 速度，脉冲数量代表位移量。在控制过程中，有两个主要的影响位移速度的因素，第 一个是控制循环的时间间隔，第二个是每一个控制循环中的脉冲数量。根据控制精度 的要求，控制循环的时间间隔定为 5ms，所以，在系统中，影响位移速度的因素是在 每一个控制循环中的脉冲数量，脉冲循环的周期是非常短的（毫秒级） ，甚至在每一个 控制循环中，移动速度随偏差不同，但是在显微镜中的执行结果是平稳的移动速度。 3 控制系统的软件结构 数控变位机的软件是在面向对象环境中编程的，整个系统有初始化模块，通信模 毕业设计（论文）说明书 42 块，误差处理模块，I/O 控制模块，显示模块，技术模块，编辑和文本处理模块，插补 计算和伺服电动机械控制模块等等，这些不同的模块有不同的任务，他们能划分成两 类，实时任务模块和非实时任务模块，实时任务模块根据重要程度被划分成不同的优 先程度，图 3 定义了模块类型。 在传统的单任务控制系统机制中，单循环是主要的结构，所有的模块整体运作， 但实际上每一个模块有不同的执行频率，在这样的结构中去满足复杂的时间协调要求 是非常困难的。 考虑到数控变位机的控制系统必须划分成多个模块，他可以定义为子任务，多任 务机制应该用来执行这些任务，在多任务控制系统中，每一个模块在执行完成后反馈 给系统安排，任务的执行结果是可变的，他可以在执行过程中动态的改变，每一个子 任务的优先权决定他的执行频率，有高优先权的的任务有高的执行频率，每一个任务 在他各自的时间中运行，控制系统中复杂的实时要求应该通过设定合理的时间和每一 个任务的优先权实现。 4 实验结果 4.1 双模控制器仿真控制结果 为了检验双模控制器的控制效,对其进行了仿真试验，作为对照，把经典 PID 控制、 模糊控制和双模协调控制都集中在一起，便于比较.图 4 是系统阶跃响应曲线的仿真结 果。 从图 4 中可以看出，P I D 控制有几次超调，随着输入频率的增大，超调量也增大， 毕业设计（论文）说明书 43 且过渡时间较长，导致指令在稍有变化后，响应不能及时跟踪指令的变化，控制精度 低。模糊控制响应快，但稳态精度低。只有双模协调控制既超调很小，又达到很高的 稳态精度，控制效果好。 从计算机仿真的结论来看，文中提出的方法能有效地协调系统的动静态 特性 之 间的矛盾，满足了系统对位置控制的要求。 4.2 位置控制的试验结果 图 5 为位置误差测试曲线。误差通过检测光电编码器位置反馈与给定量的差值得 到。光电编码器选用 2500 个脉冲转，经 4 倍频后达 100 000 个脉冲 转。从三条误 差曲线可看出，其共同趋势是，在指令突变时， 误差曲线也变化剧烈， 容易产生振 荡。不同的是，模糊控制误差曲线突变大，但能很快进入稳定；P I D 控制突变不如模 糊控制明显，但需要多次反复才可稳定下来； 而双模协调控制误差曲线则规则得多， 突变不明显，最后实际静差在 4 - 5 个脉冲范围内变化。由此可知其理论位置控制。 相对误差为 5100000=0.0 0 5(变位机运行在 360 以内)。 绝对误差为 53.1 41000100000= 0.157 turn （工作台边缘，工作台直径为 1000 mm） 。 毕业设计（论文）说明书 44 同时为了验证整个控制系统的控制精度和可靠性，对典型焊件进行了多次焊接试 验，结果证明该系统满足与机器人配合工作的位置控制和速度控制精度要求。 5 结论 (1)作者所设计的双模智能控制器，既利用了模糊控制在误差较大时调节快 的优点， 又利用了传统 PID 控制在误差小时的调节精度高的优势，提高了高精度数控焊接变位 机控制系统的响应速度和定位精度。 (2)控制系统引入多任务机制，可以有效地改善程序结构，提高系统的实时性，满 足复杂系统的控制要求。 毕业设计（论文）说明书 45 (3)所设计的