《1噸數(shù)控座式焊接變位機設計畢業(yè)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《1噸數(shù)控座式焊接變位機設計畢業(yè)設計（78頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、畢業(yè)設計（論文）說明書 I 1 噸數(shù)控座式焊接變位機設計 摘要 在我國，焊接變位機也已悄然成為制造業(yè)的一種不可缺少的設備。近十年來，這 一產(chǎn)品在我國工程機械行業(yè)，有了較大的發(fā)展，并獲得了廣泛的應用。使用焊接變位 機可縮短焊接輔助時間，提高勞動生產(chǎn)率，減輕工人勞動強度，保證和改善焊接質量， 并可充分發(fā)揮各種焊接方法的效能。隨著計算機技術不斷向智能化發(fā)展，自動控制和 信息技術在制造業(yè)中的廣泛應用，焊接變位機也朝著智能化、多功能化、大型化、集 成化、高精度、高可靠度方向發(fā)展。本文主要論述了焊接變位機的組成，結構及工作 原理。其中它的回轉機構和傾斜機構是本次設計的核心部分，直流電動機通過帶輪傳 動，渦

2、輪蝸桿減速器傳動，使回轉工作臺達到要求回轉速度，傾斜機構則通過二級齒 輪傳動實現(xiàn)工作臺翻轉，主要涉及到齒輪傳動設計及軸的設計與校核等。 關鍵詞：焊接變位機械；回轉機構；減速器；傾斜機構 畢業(yè)設計（論文）說明書 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

3、 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 weldi

4、ng 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 r

5、eliability . 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

6、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 畢業(yè)設計（論文）說明書 III 目錄 摘要 . Abstract . 目錄 . 第 1 章 緒論 .1 1.1 課題研究的意義及現(xiàn)狀 .1 1.2 論文主要研究內容 .1 第 2 章 焊接變位

7、機械概述 .2 2.1 焊接變位機械的分類 .2 2.2 焊接變位機械的組成 .4 2.3 焊接變位機械的工作原理 .4 2.4 焊接變位機國家行業(yè)標準 .5 第 3 章 座式焊接變位機的設計 .9 3.1 回轉機構的設計 .9 3.2 傾斜機構的設計 .29 3.3 底座和箱體的簡單設計 .32 結論 .33 參考文獻 .34 致謝 .35 附件 1 .36 附件 2 .59 畢業(yè)設計（論文）說明書 1 第1章 緒論 1.1 課題研究的意義及現(xiàn)狀 伸臂式、傾翻回轉式和雙立柱單回轉式等普通焊機變位機械在我國已經(jīng)廣泛 應用，國外大型結構件的焊接一般應用機械手，從國內目前的工藝現(xiàn)狀及設備投 入情況

8、，全用焊接機器人代替手工焊接作業(yè)條件還不成熟。但是如果沒有焊接變 位機，對于復雜結件內的一些立焊縫、仰焊縫等單純靠人工調整至容易焊接的平 焊或船焊位置是不可能的。人無法按焊接工藝執(zhí)行，焊接質量也無法保證。因此， 近年來人工焊接變位機得到國內工程機械行業(yè)的廣泛共識，都在加大這方面的投 入。而本次論文處于對大學四年所學的知識進行的一次綜合性的梳理及應用，對 學生的綜合能力進行的一次較為實質性的鍛煉。 1.2 論文主要研究內容 本論文主要對焊接變位機械的分類以及應用進行闡述，并從整體上對座式焊接變 位機進行設計。全文的主要內容包括以下幾個方面： （1） 焊接變位機械分類 （2） 焊接變位機械的組成

9、（3） 焊接變位機械的工作原理 （4） 回轉機構中減速器、轉軸、軸承等的設計 （5） 傾斜機構中齒輪、滑動軸承等的設計 畢業(yè)設計（論文）說明書 2 第2章 焊接變位機械概述 2.1 焊接變位機械的分類 焊接變位機械是改變焊件、焊機或焊接空間位置來完成機械化、自動化焊接的各 種機械設備。 焊接變位機械的分類及各類所屬設備如下： 通常焊接變位機械可分為變位機、翻轉機、滾輪架、升降機等四大類： 一、焊接變位機 是通過工作臺的旋轉和翻轉運動，使工件所有焊縫處于最理想的位置進行焊接， 使焊縫質量的提高有了可靠的保證，它是焊接各種軸類、盤類、筒體等回轉體零件的 理想設備，同時也可用來焊接機架、機座、機殼等

10、非長形工件。 二、焊接翻轉機 是將工件繞水平軸翻轉，使之處于有利施焊位置的機械，適用于梁、柱、框架、 橢圓容器等長形工件的裝配焊接。 焊接翻轉機種類繁多，常見的有框架式、頭尾架式、鏈式、環(huán)式等。 三、滾輪架 是借助焊件與主動滾輪間的摩擦力帶動圓筒形焊件旋轉的機械裝置。主要應用于 回轉體工件的裝配與焊接，其載重可從幾十千克到千噸以上。按其結構形式可分為三 大類： 1、自調式滾輪架 畢業(yè)設計（論文）說明書 3 2、長軸式焊接滾輪架。 3、組合式焊接滾輪架。 四、升降機 是用來將工人及裝備升降到所需的高度的裝置，主要用于高大焊件的手工焊和 自動焊及裝配作業(yè)。其主要結構形式有： 1、管結構肘臂式。 2

11、、管筒肘臂式。 3、板結構肘臂式。 4、立柱式。 畢業(yè)設計（論文）說明書 4 圖 2-1 伸臂式焊接變位機 2.2 焊接變位機械的組成 本次設計的座式焊接變位機由回轉機構，傾斜機構及其機架三大部分組成。其中： 回轉機構由工作臺，回轉主軸，二級蝸輪蝸桿減速器，帶輪，電動機，箱體等組成； 傾斜機構由扇形齒輪，傳遞齒輪，小齒輪，帶制動電動機的擺線針輪減速機等組成。 2.3 焊接變位機械的工作原理 焊接變位機械主要為達到和保持焊接位置的最佳狀態(tài)，本次設計的座式焊接變位 機是通過改變焊件的位置達到相應要求，其具體的實現(xiàn)過程是：回轉機構由電動機拖 動，電動機輸出一定的轉速，經(jīng)過帶輪一次減速后，然后經(jīng)過二級

12、蝸輪蝸桿減速器兩 次減速，最后由回轉主軸，經(jīng)過工作臺輸出焊件所需要的焊接速度，以期達到所需要 的焊縫要求。傾斜機構通過整個回轉機構的傾斜實現(xiàn)回轉工作臺的傾斜。 座式焊接變位機的結構特點是工作臺連同回轉機構支承在兩邊的傾斜 軸上，工作臺以焊速回轉，傾斜軸通過機構傳動或液壓缸多在 140 范圍內恒速傾斜， 此種變位機對生產(chǎn)的適應性較強，承載能力可達 50t，再焊接結構生產(chǎn)中應用最為廣 畢業(yè)設計（論文）說明書 5 泛。 2.4 焊接變位機（Positioner）國家行業(yè)標準 2.4.1 范圍 本標準規(guī)定了焊接變位機的型號、參數(shù)、技術要求、檢驗及驗收規(guī)則、包裝及標 志等方面的內容。 本標準適用于各種類

13、型的焊接變位機。 2.4.2 引用 標準列標準所包含的條文，通過在本標準中引用而構成為本標準的條文。本標準 出版時，所示版本均為有效。所有標準都會被修訂，使用本標準的各方應探討使用下 列標準最新版本的可能性。 GB/T 40641983 電氣設備安全設計導則 2.4.3 術語 2.4.3.1 最大負荷 Q 變位機所允許承載的工件最大重量，kg。 2.4.3.2 偏心距 A 工作臺面處于鉛垂位置時，最大負荷（工件）的重心距工作臺回轉軸線的距離，mm。 2.4.3.3 重心距 B 工作臺面處于鉛垂位置時，最大負荷（工件）的重心距工作臺面的距離，mm。 2.4.3.4 回轉速度 n1 工作臺繞其回轉

14、軸（圖 1 中 z 軸）回轉的速度，r/min。 2.4.3.5 傾斜速度 n2 工作臺繞其傾斜轉軸（圖 2-2 中 y 軸）傾斜的速度，（）/min。 2.4.3.6 傾斜角度 工作臺可傾斜的角度（見圖 1），（）。 2.4.3.7 臺面高度 H 工作臺在最低水平位時，其臺面距地面的距離（見圖 1），mm。 畢業(yè)設計（論文）說明書 6 2.4.4 型號與參數(shù) 2.4.4.1 型號表示方法 變位機型號用漢語拼音字母和阿拉伯數(shù)字表示： HB HB 焊接變位機名稱代號，H 和 B 分別為“焊”字和“變”字的漢語拼音第一個字母 最大負荷 Q 值，kg 變位機工作臺調高功能代號，用 1 或 2 表示。

15、1 表示工作臺高度固定，2 表示工 作臺高度可調 標記示例：HB5002 表示最大負荷為 500kg、工作臺高度可調的焊接變位機。 2.4.4.2 參數(shù) 焊接變位機的型號及參數(shù)要求如下： 表 2-1 焊接變位機的型號及參數(shù) 型號 最大負 荷 Q(KG) 偏心距 A(MM) 重心距 B(MM) 臺面高 度 H(MM) 回轉速度 N1(R/MIN) 焊接額 定電流 A（MA ） 傾斜角 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

16、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 80

17、00 200 400 1600 0.0250.80 1600 135 畢業(yè)設計（論文）說明書 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 10

18、00 3150 0.0100.315 2000 105 HB8000 0 80000 1601000 31500.0100.315 2000 105 圖 2-2 焊接變位機示意圖 此處省略 NNNNNNNNNNNN 字。如需要完整說明書和設計圖紙等.請 聯(lián)系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套機械畢業(yè)設計下載！ 該論文已經(jīng)通過答辯 畢業(yè)設計（論文）說明書 8 2.4.5 技術要求 2.4.5.1 回轉驅動 2.4.5.1.1 回轉驅動應實現(xiàn)無級調速，并可逆轉。 2.4.5.1.2 在回轉速度范圍內，承受最大載荷時轉速波動不超過 5%。 2.4.5.2 傾斜驅動 2.4.5.2.1 傾斜驅動應

19、平穩(wěn)，在最大負荷下不抖動，整機不得傾覆。最大負荷 Q 超過 25kg 的，應具有動力驅動功能。 2.4.5.2.2 應設有限位裝置，控制傾斜角度，并有角度指示標志。 2.4.5.2.3 傾斜機構要具有自鎖功能，在最大負荷下不滑動，安全可靠。 2.4.5.3 其他 2.4.5.3.1 變位機控制部分應設有供自動焊用的聯(lián)動接口。 2.4.5.3.2 變位機應設有導電裝置，以免焊接電流通過軸承、齒輪等傳動部位。導電 裝置的電阻不應超過 1m，其容量應滿足焊接額定電流的要求。 2.4.5.3.3 電氣設備應符合 GB/T 4064 的有關規(guī)定。 2.4.5.3.4 工作臺的結構應便于裝卡工件或安裝卡具

20、，也可與用戶協(xié)商確定其結構形 式。 2.4.5.3.5 最大負荷與偏心距及重心距之間的關系，應在變位機使用說明書中說明。 2.4.6 檢驗項目及驗收規(guī)則 2.4.6.1 檢測輸出軸（工作臺）轉速，結果應符合表 2-1 和 2.4.5.1 的要求。 2.4.6.2 首次生產(chǎn)時，應進行變位機的空轉及負荷試驗，結果應符合表 2-1 及 2.4.5.1 和 2.4.5.2 的要求。 2.4.6.3 變位機應備有產(chǎn)品合格證書和使用說明書。 2.4.7 標志與包裝 2.4.7.1 變位機應涂敷防銹底漆及表層漆。涂層應牢固，其中表層涂漆色彩應協(xié)調美 觀。 2.4.7.2 變位機應在標牌上標明名稱、型號、最大

21、負荷、工作電壓、電機功率、出廠日 畢業(yè)設計（論文）說明書 9 期、制造廠家等。 2.4.7.3 變位機的包裝應牢固可靠，符合運輸部門的有關規(guī)定。 第 3 章 座式焊接變位機的設計 3.1 回轉機構的設計 畢業(yè)設計（論文）說明書 10 3.1.1 工作臺及其工件總質量 ，回轉主軸的危險斷面位于軸承處，所受的Kgm130 彎曲力矩為： 圖 3-1 回轉主軸受力分析示意圖 （3-1） sincosi2cosin22hGehMw 其中： 綜和質量 偏心距e 臺面高度。h 回轉軸傾斜角 回轉軸轉角 根據(jù)焊接變位機國家行業(yè)標準 me250h7 其中重心距取 600 其軸承處的扭矩： 畢業(yè)設計（論文）說明書

22、 11 （3-2）cosineGMn 按第三強度理論折算的當量彎矩為： （3-3）2nwxd22sincosieh 該式在滿足 條件時才出現(xiàn)最大值。其值為:sinhectg （3-4）Gxd2ma 對于指定的變位機： ，該數(shù)據(jù)由文獻10表 7-11 查得。3.0e （3-5）74.1inhectg （3-6）.62min1maxt 因此回轉主軸的強度可選在 的范圍內任意位置進行計算。inax 主軸材料用 45 號鋼（調制處理） = = =61.1 （3-7）Kn15.270Mpa d （3-8） m1.810.625.4ehG103632 取 d=120mm，校驗主軸： （3-9） Mpaeh

23、dGeh62232 .583.10 其中 Mpa.6 初步確定主軸的結構尺寸如下圖 畢業(yè)設計（論文）說明書 12 圖 3-2 主軸的結構與裝配 3.1.2 減速器的設計 3.1.2.1 二級渦輪蝸桿的設計 3.1.2.1.1 二級渦輪蝸桿尺寸的計算 總傳動比：初選電機為滿載轉速 1440r/min 的直流電動機 工作臺設計回轉轉速為 0.10.6r/min = =2400 （3-10）nim總 6.014 平均傳動比：初選帶傳動的傳動比 1.4，帶i = （3-11）平 均i4.1.2 取實際蝸桿頭數(shù)：Z =1，1 蝸輪齒數(shù)： Z =Z 41.4 （3-12）21平 均i 則 Z =412 查

24、文獻3表蝸桿渦輪參數(shù)的匹配（GB10085-88） 取 Z =41 =10 = 90 =022m1d2x 畢業(yè)設計（論文）說明書 13 根據(jù)蝸輪蝸桿工作情況，選取蝸桿特性系數(shù):q=9 蝸桿模數(shù) = =10，1m2 則蝸桿尺寸： = =90 （3-12）1dqm = +2 =90+20=110 （3-13）aah = -2 =90-24=66 （3-14）1f1f 蝸輪尺寸： 分度圓直徑 = Z =10 41=410 （3-15）2dm2m 齒頂圓直徑 =d +2 =430 （3-16）2a 齒根圓直徑 d = -2 1.2=386 （3-17）2fm 渦輪齒寬 =0.75 =82.5 （3-1

25、8）B1a 3.1.2.1.2 蝸輪的齒面接觸疲勞強度校核 蝸輪蝸桿材料選用： 蝸輪選用鑄造錫青銅：zCuSn10P1; 蝸桿選用 20Cr. 蝸輪蝸桿中心矩 = . （3-19）2qZmam2509410）（ 接觸疲勞強度： =Z Z （3-20）HE32aTK Z 材料的彈性影響系數(shù)。E 對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時取 Z =155EMpa21 Z 兩材料的接觸系數(shù)，由文獻1表 11-18 查得：Z =2.6 畢業(yè)設計（論文）說明書 14 K工作載荷系數(shù)， = ， AVK 機械使用系數(shù)，A 由文獻1表 10-2 得： =1.15A ：齒面載荷分布系數(shù)，K 由文獻1表 10-4 得： K

26、 ：動載系數(shù)，V 由文獻1表 10-8 得： =1V ：齒間載荷分配系數(shù)系數(shù)，K 由文獻1表 10-3 得： =1K tan （3-21）91qZ 得 6.34 = =12740 （3-22）2TGemN.31852.0 滑動速度： （3-23）sndVs /02.34.6cos10694.cos106co21 查表蝸桿傳動的當量摩擦角 6.5v （3-24）53.0)6.34.tan(91)tan(v （3-25）8056.總 其中軸承效率 0.99 攪油效率 0.98 畢業(yè)設計（論文）說明書 15 （3-26）NiT3.152.043821總 所以接觸疲勞強度 （3-27）MpaH 268

27、1.9525.0.8/3.6.21053 其中 蝸桿螺旋面硬度 268Mpa 3.1.2.1.3 蝸輪的齒根彎曲疲勞強度校核 根據(jù)公式： （3-28）FFaFYmdKT2153. 其中： Y 蝸輪齒形系數(shù)，2Fa 可由蝸輪的當量齒數(shù) Z 及蝸輪變位系數(shù) X 決定。2V2 可由文獻1圖 11-19 查得 Y =2.4Fa Y 螺旋角影響系數(shù)， =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 可由文獻 1表 11-8 查得: =56H pa

28、 為壽命系數(shù): FNK N 為應力循環(huán)系數(shù)： N=60 j n L =60 1 0.6 21900=788400 （3-32）2h J:蝸輪每轉一次，每個輪齒的嚙合次數(shù). 這里取 j=1; n :蝸輪轉速, =0.6 ;22nmi/r 畢業(yè)設計（論文）說明書 16 L :工作壽命, h L =365 6 10=21900 （3-33）hh = 1.37 （3-34）FNK8710 ,蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件。F 3.1.2.1.4 蝸桿的剛度校核 蝸桿受力后如產(chǎn)生過得變形，就會造成輪齒上的載荷集中，影響蝸輪與蝸桿的正確嚙 合。所以需進行蝸桿的剛度校核，其校核剛度條件為： = （3-3

29、5）yyLEIFrt2148 其中y蝸桿材料許用的最大撓度。 = = = （3-36）y10d9m0. 其中 d 為蝸桿分度圓直徑。1 E 蝸桿材料的彈性模量。 E=2.07 Mpa50 I 蝸桿危險截面的慣性矩。 （3-37）I641fd 其中 d 為蝸桿的齒根圓直徑。1f d = 66mmf =5.958 10 （3-38）I647 L 蝸桿兩端支撐點間的跨距。 L 0.9 =0.9 =369 （3-39）2d10m 蝸桿所受的圓周力。1tF 畢業(yè)設計（論文）說明書 17 = = =3384.4 （3-40）1tF2dT09.35N 蝸桿所受的徑向力。1rF = = = tan20 =58

30、28.5 （3-41）1r2tFant2dT41.09835N 其中 為蝸輪齒形角。 =20 0.369 =0.073 （3-42）64.01307.2485825y 3 y=0.0730.09=y蝸桿的剛度滿足使用條件。 3.1.2.1.5 選取蝸桿傳動的潤滑方法 根據(jù)蝸輪蝸桿的相對滑動速度 V =0.02/s，s 載荷類型為重型載荷，故可采用油池潤滑。 3.1.2.1.6 二級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置 = +1000 (1-)/ s （3-43）0taPd 其中 周圍空氣的溫度，常溫情況下可取。at 蝸桿蝸輪的傳動效率。 0.53 箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，可取 =(8.151

31、7.45),w/(m.)，dd 當周圍空氣流動良好時 可取偏大值。這里取 17d d P輸入功率。 =157 41 =0.404kw （3-44）PwT2602. t。=20 + =20+53.2=73.2 （3-45）.350174.）（ 73.280 其中 80為其臨界溫度。 畢業(yè)設計（論文）說明書 18 故在通風良好的情況下，不需要加散熱裝置。 3.1.2.2 一級蝸輪蝸桿的設計 3.1.2.2.1 一級渦輪蝸桿尺寸的計算 選取實際蝸桿頭數(shù)：Z =1，蝸輪齒數(shù)：1 Z =i Z （3-46）21 Z =412 查文獻3表蝸桿渦輪參數(shù)的匹配（GB10085-88） 選取 =5 =10 x

32、=-0.5mq2 則蝸桿尺寸： = =50 （3-47）1dqm = +2 =50+10=60 （3-48）aah d = -2 =50-12=38 （3-49）1f1f 蝸輪尺寸：分度圓直徑 = Z =5 41=205 （3-50）2m2m 齒頂圓直徑 = +2 （1+x ）=205+2 =210 （3-512ad ）（ 5.01 ） 齒根圓直徑 = -2 (1.2-x)=205-2 =188 （3-52）2fhdm）（ 5.021m 渦輪齒寬 =0.75 =45 (3-53)B1ad 校核蝸輪的齒面接觸疲勞強度： 蝸輪蝸桿材料選用： 蝸輪選用鑄造錫青銅：zCuSn10P1; 蝸桿選用 20

33、Cr. 3.1.2.2.2 蝸輪的齒面接觸疲勞強度校核 首先蝸輪蝸桿材料選用：蝸輪選用鑄造錫青銅：zCuSn10P1; 畢業(yè)設計（論文）說明書 19 蝸桿選用 20Cr. 蝸輪蝸桿中心矩 a= = =125 （3-54）21xmd25.050m 根據(jù)接觸疲勞強度公式： = Z （3-55）HE32aTK Z 材料的彈性影響系數(shù)，單位是 Mpa .E 對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時取 =155 。EZMpa21 兩材料的接觸系數(shù)： 由文獻1表 11-18 查得：Z =2.5 工作載荷系數(shù)，K = （3-56）KAVK 其中： 機械使用系數(shù)，A 由文獻1表 10-2 得： =1.15AK 齒面載

34、荷分布系數(shù)K 由文獻1表 10-4 得： 動載系數(shù)，V 由文獻1圖 10-8 得： =1VK 齒間載荷分配系數(shù)，K 由文獻1表 10-3 得： =1 tan （3-57）10qZ 得： 5.71 畢業(yè)設計（論文）說明書 20 = （3-58）2T1579.083mN 滑動速度： Vs= （3-59）sndV /4.071.5cos1604.cos16cos1 查文獻1表 11-18 蝸桿傳動的當量摩擦角 25.3v （3-60）634.0)25.71tan()tan( v （3-61）98.0634.總 其中軸承效率 0.99 攪油效率 0.98 （3-62）1TNi04.63.41572總

35、所以接觸疲勞強度 155 （3-63）HMpa8.1725.015.21033 其中蝸桿螺旋面強度 268Mpa :鑄造錫青銅蝸輪的基本許用應力。由文獻 1表 11-7 查得：H = 268 ，pa =K =0.86 268=231.4 （3-64）HFNHMpa 其中 蝸輪蝸桿工作壽命系數(shù)， FNK N 為應力循環(huán)系數(shù)： N=60 j n L =60 1 0.6 41 21900=32324400 （3-65）2h J:蝸輪每轉一次，每個輪齒的嚙合次數(shù). 這里取 j=1; n :蝸輪轉速, n =24.6 ;22min/r 畢業(yè)設計（論文）說明書 21 L :工作壽命,h =365 6 10

36、=21900h （3-66）hL = 0.86 （3-67）FNK8710 ,蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件。F 3.1.2.2.3 蝸輪的齒面彎曲疲勞強度校核 根據(jù)公式： = （3-68）FFFaYmdKT2153. 其中： Y 蝸輪齒形系數(shù)，2Fa 可由蝸輪的當量齒數(shù) Z 及蝸輪變位系數(shù) X 決定。2V2 可由文獻1圖 11-19 查得 Y =3.0Fa Y 螺旋角影響系數(shù)， 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 可由文獻

37、1 表 11-8 查得: =56Hpa 為壽命系數(shù): FNK ,蝸輪的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件。 3.1.2.2.4 蝸桿的剛度校核 蝸桿受力后如產(chǎn)生過得變形，就會造成輪齒上的載荷集中，影響蝸輪與蝸桿的正確嚙 合。所以需進行蝸桿的剛度校核，其校核剛度條件為： = （3-72）yyLEIFrt2148 畢業(yè)設計（論文）說明書 22 其中y蝸桿材料許用的最大撓度。 = = =0.05 （3-73）y10d5m 其中 d 為蝸桿分度圓直徑。1 E 蝸桿材料的彈性模量。 E=2.07 50Mpa I 蝸桿危險截面的慣性矩。 （3-74）I641fd 其中 d 為蝸桿的齒根圓直徑。1f d =38m

38、mf =1.02 10 （3-75）I64385 L 蝸桿兩端支撐點間的跨距。 L 0.9d =0.9 =184.5 （3-76）205m 蝸桿所受的圓周力。1tF = = =241.6 （3-78）1tFdT05.46N 蝸桿所受的徑向力。1rF = = = tan20 =557.5 （3-79）1r2tant2dT05.17 其中 為蝸輪齒形角。 =20 184.5 =0.00375 （3-80）64381.07.2485 2y 3 0.003750.05= ,蝸桿的剛度滿足使用條件。y 畢業(yè)設計（論文）說明書 23 3.1.2.2.5 蝸桿傳動的潤滑方法 根據(jù)蝸輪蝸桿的相對滑動速度 V

39、=0.44 ，ssm/ 載荷類型為重型載荷，故可采用油池潤滑。 3.1.2.2.6 一級蝸桿蝸輪傳動熱平衡計算校核及其選用冷卻裝置 = + （3-81）0tasPd1 其中 周圍空氣的溫度，常溫情況下可取 20。at 蝸桿蝸輪的傳動效率。 0.634 箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，可取 =(8.1517.45),w/(m.)，dd 當周圍空氣流動良好時 可取偏大值。這里取 17d d P輸入功率。 =6.04 41 41 =0.637 （3-82）PwT2602.kw =20+ =20+43=63 （3-83）0t .3501746.）（ 6380 其中 80為其臨界溫度。 故在通風良好的情況下，不需要

40、加散熱裝置。 3.1.2.2.7 一級渦輪蝸桿傳動渦輪軸的校核 圖 3-3 軸的結構與裝配 按扭轉強度條件計算 畢業(yè)設計（論文）說明書 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 畢業(yè)設計（論文）說明書 25 圖 3-4 軸的載荷分析圖 其中 =3384.4 =5828.5 = =1531.71tFN1rF1a2tFN = 1531.7 （3-84）2tdT = =

41、557.5 （3-85）2rtan = =956.7 （3-86）1M248.6mN. = = = =131.1ca224WTMT22 32901.1057795 14, 取 Z =20 Z =1.4 20=28 則 =9.525min12bPm 3.1.2.3 計算帶輪節(jié)圓直徑 = =60.67 （3-89）11Zdb205.9 = = =84.94 （3-90）22Pb8.m 3.1.2.4 計算帶長 L =2 a cos+ + （3-91）p021d18012d 要求： 0.7 （3-92）21d0a21d 即 102m0a2.91m 取 a =2000 =arcsin =3.48 （3

42、-93）ad21 則 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 實際中心距 =198.8 （3-95）cos210ZPabm 3.1.2.5 帶輪傳動額定功率 （3-96 ）ZK0W =1 = =1 （3-97） 14.0sb 畢業(yè)設計（論文）說明書 27 b =25.4mm b 估計為 25.4mm0ss 3.1.2.6 輪寬 b =25.4 =24.42 （98）s014.0PKZd 14.5m 所以 可取為 25.4 .sbm 3.1.3 回

43、轉機構中標準件的校核 3.1.3.1 軸承校核 3.1.3.1.1 一級渦輪蝸桿傳動蝸桿軸軸承校核 選取 7009AC 角接觸球軸承正裝 =241.6 =557.5 =1531.71tFN1r1aFN 1rF1tF1a 圖 3-5 軸承受力圖 求的軸承處支反力 = = =303.81R2 225.76.41N 軸向力 F =1531.7aeN 派生軸向力 =0.68 =206.61d1R =0.68 =206.622 +F 1dFad 畢業(yè)設計（論文）說明書 28 所以軸承 1 放松，軸承 2 壓緊 軸向力 = =206.6aFdN = +F =1738.321ae = =0.680.71Ra

44、8.306 則當量動載荷 = =206.61rPRN2RFa7.083 則當量動載荷 =0.41 +0.85 =0.41 =1602.282rP22aF5.1738.083N 所以 2dFae1 所以軸承 1 壓緊，軸承 2 放松 軸向力 = + F =1290.1+2853.3=4143.4a2dae N = =2853.3 N = =0.9660.7總1RFa8.453 則當量動載荷 =0.41 +0.85 =5185.41rP1R1aFN總2RFa 7.068.493 則當量動載荷 = =4196.12rP總 N 所以 ,校核軸承 11r2 畢業(yè)設計（論文）說明書 30 = = =3.9

45、 （3-100）nL601PC36.0414.5180233510h 符合要求 3.1.3.2 鍵的選擇與校核 3.1.3.2.1 一級渦輪蝸桿傳動： 依據(jù)軸頸查文獻1表 6-1 取 l=22 63bh14m 校核： = = =11.7 =120150 （3-101）pkldT32108526345.07MpaMpa 符合條件 3.1.3.2.2 二級渦輪蝸桿傳動 依據(jù)軸頸查文獻1表 6-1 取 l=32 80bh18m 校核 = = =95.3 =120150 （3-102）pkldT3210128085.23MpaMpa 符合條件 3.2 傾斜機構的設計 3.2.1 傾斜軸的設計 3.2.

46、1.1 傾斜軸尺寸計算 估計回轉工作臺及回轉機構的總重量 =2000 9.8=19600GKgN 其對傾斜軸的最大傾覆力矩 = =19600 =15484 （3-103）TM2eh225.07.m 預估滑動軸承處軸頸 120mm 則 =1+ =1+0.5 120/2 400=1.0225 （3-104）fKRd2 主軸在 =90 =0 時 支反力 =1C3.40969.05.031.2. =45092.3 N 畢業(yè)設計（論文）說明書 31 主軸在 = =90 時K 支反力 K21C1RG2ehf = 019.4.0962 =33305.9 N C 取大值1 所以實心軸頸 = =76.7 （3-

47、105）d315lC36102.459m 取 =120mm 符合條件d 3.2.1.2 傾斜軸的強度校核 傾斜軸強度校核 = =37.1 21234tFehWLG4960223201.4.591.Mpa （3-106） 傾斜軸選用 45 號鋼調質 =60Mpa 3.2.2 齒輪設計 扇形大齒輪選取 =8 =101mZ 傳遞齒輪選取 =8 =67 小齒輪選取 =8 =17 傾斜機構齒輪為開式傳動，按齒根彎曲疲勞強度校核 傾斜機構的齒輪為開式傳動，校核其齒根彎曲疲勞強度： 公式為 = （3-107）FbmYKSatF 扇形大齒輪： = = =38326.7tFdT280.154N = =1.0 =

48、1.518KVA38.1. 畢業(yè)設計（論文）說明書 32 =2.18FaY =1.79S =70bm =8 則 = =405.4F6108779.2.35.1Mpa = = =489.2 （3-108）FSKNlim3.1502pa 符合要求F 傳遞齒輪： = = =38326.7tdT280.154N = =1.0 =1.529KVA39.1. =2.25FaY =1.74S =87bm =8 則 = =329.6F6108774.25.3529.1Mpa = = =486.9SKNlim. 符合要求F 小齒輪： = = =38326.7tdT2136.02N = =1.0 =2.244KA

49、VK04.21. =2.97FaY =1.52S b=110m 畢業(yè)設計（論文）說明書 33 m=8m 則 = =441.2F610852.97.324.Mpa = = =530.8SKNlim. 符合要求F 3.2 底座和箱體的簡單設計 底座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，其次是強度和抗振性能；當同時 用作滑道時，滑道部分還應具有足夠的耐磨性。此外，對具體的機械，還應滿足特殊 的要求，并力求具有良好的工藝性。 底座和箱體的結構尺寸和大小，決定于安裝在它的內部或外部的零件和部件的形狀和 尺寸及其相互配置，受力與運動情況等。設計時應使所裝的零件和部件便于裝拆與操 作。 底座和箱體的一些結構

50、和尺寸，如壁厚，凸緣寬度，肋板厚度等，對機座和箱體的工 作能力，材料消耗，質量和成本，均有重大的影響。但是由于這些部位的形狀不規(guī)則 和應力的分布復雜性，基本上按照經(jīng)驗公式，經(jīng)驗數(shù)據(jù)，或比照現(xiàn)用的類似機件進行 設計，而略去強度和剛度等的分析與校核。 此次論文設計采用的機座和箱體的設計采用經(jīng)驗公式和比照的方法進行設計。 畢業(yè)設計（論文）說明書 34 結論 本論文結合 1t 座式焊接變位機的基本要求和特點，對焊接變位機的設計進行了闡 述以及計算，所做的工作主要有以下幾個方面： （1） 焊接變位機械的分類 （2） 座式焊接變位機的組成 （3） 座式焊接變位機的工作原理 （4） 回轉機構中減速器、轉軸、

51、軸承等的設計 （5） 傾斜機構中齒輪、滑動軸承等的設計 （6） 回轉機構裝配圖的繪制 （7） 座式焊接變位機裝配圖的繪制 （8） 回轉機構箱體零件的繪制 畢業(yè)設計（論文）說明書 35 參考文獻 1 濮良貴,紀名剛 . 機械設計(第八版)M.北京:高等教育出版社,2006. 2 機械設計手冊 (新版 3)M.北京:機械工業(yè)出版社,2004. 3 朱龍根. 簡明機械零件設計手冊M.北京:機械工業(yè)出版社,1997. 4 周壽森. 焊接機構生產(chǎn)及裝備M.北京:機械工業(yè)出版社,1999. 5 中國機械工程學會 ,焊接學會. 焊接手冊M.北京:機械工業(yè)出版社,1992. 6 焦馥杰. 焊接結構分析基礎M.

52、上海:上海科學技術文獻出版社,1991. 7 曾樂. 焊接工程學 M.北京:新時代出版社,1986. 8 沈世瑤. 焊接方法及設備M.北京:機械工業(yè)出版社,1982. 9 上海船舶工業(yè)設計研究院,機械工業(yè)部第五設計研究院,北京船舶工程第五設計 研究所. 焊接設備選用手冊M.北京:機械工業(yè)出版社,1984. 10 美國焊接學會 ,韓鴻碩,張桂清. 焊接新技術M.北京:宇航出版社,1981. 11 薛迪目. 焊接概論M .北京:機械工業(yè)出版社,1987. 12 機械設計手冊 (第二版)M.北京:機械工業(yè)出版社,2004. 13 劉鴻文. 材料力學M .北京:高等教育出版社,2006. 14 張海根

53、. 機電傳動控制M.北京:高等教育出版社,2001. 15 陳于萍, 周兆元. 互換性與測量技術基礎M.北京:機械工業(yè)出版社,2007. 16 李慶芬, 朱世范,陳其廉. 機電工程專業(yè)英語M.哈爾濱:哈爾濱工程大學出版社, 2007. 畢業(yè)設計（論文）說明書 36 致謝 本次論文是在終結大學四年學習的情況下進行的，力求對大學之所學能夠來一次 集中鞏固及其創(chuàng)新利用。它涵蓋面很廣，涉及了機械的所有內容，是培養(yǎng)高級工程技 術人才的一次綜合訓練。經(jīng)過論文的選材，開題，構思，設計等一系列的訓練，相信 自己對設計有了進一步的認識，在計算能力，英文文獻閱讀翻譯，查找相關信息等多 種能力得到了一次深刻的鍛煉，

54、在整個過程中，可以說完成了工程師基本訓練和逐步 具有從事科學研究的工作能力，受益匪淺，相信對以后的學習工作會有很大幫助。 本論文是在劉琨明老師及其院里老師的悉心幫助，指導下完成的，在此表示真誠 的謝意！ 畢業(yè)設計（論文）說明書 37 附件 1 外文資料翻譯 畢業(yè)設計（論文）說明書 38 外文資料翻譯 1 高精度數(shù)控焊接變位機控制系統(tǒng)設計與實現(xiàn) 石 圩 ，樊 丁 ，陳 劍 虹 摘 要：研制弧焊機器人用數(shù)控焊接變位機對弧焊機器人柔性加工單元( WE MC)的設 計具有重要的意義。作者以基于數(shù)字信號處理器(DSP) 的研華多軸運動控制卡 P C L- 8 3 2卡為設計核心 ， 采用基于模糊規(guī)則的智

55、能雙模協(xié)調控制器，即采用比例積分微 分控制器(PID)和模糊控制器的加權合成算法，控制過程 中模糊控制器和PID控制器同 時輸出控制量，當控制誤差較大時模糊控制器的輸出權重較大，而當控制誤差較小時 PID控制器的輸出權重較大，有效避免了變結構控制器切換過程中的震蕩，實現(xiàn)了焊接 變位機的高精度位置控制。作者對實時控制軟件的結構設計和實時性要求進行了詳細 的理論分析，提出了基于DOS(Disk operation system)系統(tǒng)下的高精度數(shù)控焊接變位 機多任務實時控制軟件的設計與實現(xiàn)方法。進行了多種工件的焊接試驗， 試驗表明該 控制系統(tǒng)工作可靠，效果良好。 關鍵詞： 數(shù)控焊接變位機；智能雙模控

56、制器；實時多任務控制系統(tǒng) ；弧焊機器人 0 序言 近年來，為了適應快速變化的市場需求，生產(chǎn)商頻繁地更換產(chǎn)品的品種和批量， 這就對生產(chǎn)設備的自動化程度和柔性化程度提出了很高要求?；『笝C器人柔性加工單 元正是一種具有柔性化特點的高度自動化焊接設備。它不僅能提高焊接生產(chǎn)率、產(chǎn)品 的焊接質量和可靠性、加工柔性和制造精度，而且還能改善工人的勞動環(huán)境， 降低勞 動強度， 提高經(jīng)濟效益。 目前，我國研制的焊接機器人尚未產(chǎn)業(yè)化，焊接柔性加工單元技術尚處于探索階 段，國內生產(chǎn)、應用主要靠全套引進?；『笝C器人在國外已經(jīng)批量化，價格相對較低， 而與機器人相配套的數(shù)控變位系統(tǒng) 卻因加工對象而異，多屬單件生產(chǎn)，因此價格

57、往往 是機器人本身價格的37倍。作者的研究目的是在進口弧焊機器人的基礎上，再根據(jù) 特定產(chǎn)品，自行研制焊接變位機等機器人 的外 圍設 備及控制系統(tǒng)，可以節(jié)約大量外 匯，實現(xiàn)低成本焊接自動化。高精度數(shù)控焊接變位機控制系統(tǒng)必須具有合理的體系結 構、較強的數(shù)據(jù)運算和處理能力、良好的信息融合控制功能，以及開放的軟硬件接口。 畢業(yè)設計（論文）說明書 39 1 系統(tǒng)的硬件組成 根據(jù)設計要求，變位機載重500kg，能在兩旋轉軸所確定的空間旋轉并可在任意位 置定位，且要保持速度均勻，這就要求對電機實行速度和位置控制。作者選用了交流 伺服控制系統(tǒng)，并采用工業(yè)控制計 算機作為核心，應用全閉環(huán)控制方案，保證在惡劣條件

58、下系統(tǒng)的控制精度與工作可靠 性。圖1為控制系統(tǒng)的硬件結構框圖。 2 控制結構及算法 2.1 控制結構 按伺服系統(tǒng) 的反饋控制方式來分，可分為開環(huán)控制、半閉環(huán)控制和全閉環(huán)控制三 種方式。由于全閉環(huán)結構的位置檢測元件安裝于主軸上，理論上可以消除機械傳動誤 差如齒輪間隙等引起的控制誤 差，可以獲得很高的到位精度，因此數(shù)控焊接變位機控制系統(tǒng)采用全閉環(huán)控制方案。 2.2 智能雙?？刂扑惴?畢業(yè)設計（論文）說明書 40 在數(shù)控焊接變位機的位置控制中,由于系統(tǒng)傳動鏈中有的運動副如齒輪等存在間隙 或失動量,使得變位機的位移與指令之間出現(xiàn)非線性關系。同時當變位機工作臺傾斜運 動時，由于工件及工作臺的重心高及偏心

59、矩不斷變化，造成電機的輸出轉矩不斷改變， 而且焊接工件的形狀及重量多變，使得變位機的控制存在嚴重的非線性;再加上交流電 機是一個高階次、強耦合、參數(shù)時變的非線性控制對象，尤其是調速方式更增加了其 動態(tài)過程的復雜性。因此，被控的交流伺服驅動系統(tǒng)具有很復雜的多重非線性關系,難 以建立起準確的數(shù)學模型。 傳統(tǒng)的比例積分微分控制器(PID)智能化程度不高，其參數(shù)整定后就不再改變，自 適應能力差，對于高度非線性、時變的系統(tǒng)不能滿足控制要求，但PID控制器在小偏差 范圍內有較高的控制精度。模糊控制是一種模仿人類思維方式的智能控制算法，它不 需要被控對象的精確模型，對非線性系統(tǒng)有很好的適應能力，但是由于缺少

60、積分環(huán)節(jié)， 穩(wěn)態(tài)靜差難以消除。結合二者優(yōu)點，作者采用了加權合成算法的智能雙模模糊-PID控 制器。 控制過程中，采用 FuzzyPID型的變結構控制，或者采用其它類型的多控制器變 結構控制時，對確定的系統(tǒng)，適當選取切換點可以解決變結構控制問題，但切換點的 選取有時并不準確，而且不同控制器之間的切換，容易導致控制量的突變。常規(guī)的變 結構控制是一個非 0即1的精確選擇，但實際上，不同控制器在不同誤差域都是有 定 效果的，差別僅在于控制性能的好壞而已，因此絕對地選擇控制器將會丟失有用的控 制信息。針對上述缺點，采用基于模糊規(guī)則的多控制器協(xié)調控制，控制器結構如圖2所 示。 把PID控制器稱為A，模糊控

61、制器稱為B，把誤差大小依次分成七個等級 E=6，5,4,3,2,1,0。采用如下控制規(guī)則，當誤差很大時，完全由B控制；當誤差很小 時，完全由A控制；誤差較大時，B控制作用強，A作用弱；誤差較小時，A控制作用強， 畢業(yè)設計（論文）說明書 41 B作用弱。把總的控制作用最后通過對兩個控制器的加權合成來得到。 用正態(tài)型模糊變量來描述模糊概念， 因純正態(tài)函數(shù)是凸型函數(shù)，不滿足單調遞升 或單調遞減的需要，采取由正態(tài)函數(shù)變化而來的S型函數(shù)。其表達式如下 將所確定的隸屬函數(shù)在誤差論域點離散化，取=0.4，則不同誤差域控制器的作用 強度如表1所示。 這樣，系統(tǒng)控制作用就由PID控制器U (k)和模糊控制器U

62、(k)共同決定。即 AB 2.3 速度控制 在每一個控制循環(huán)中，電腦輸出脈沖給每一根軸，對于每一個脈沖輸出，伺服電 機驅動器比伺服電動機快一步，一個脈沖代表一個位置命令，脈沖頻率代表軸的移動 速度，脈沖數(shù)量代表位移量。在控制過程中，有兩個主要的影響位移速度的因素，第 一個是控制循環(huán)的時間間隔，第二個是每一個控制循環(huán)中的脈沖數(shù)量。根據(jù)控制精度 的要求，控制循環(huán)的時間間隔定為 5ms，所以，在系統(tǒng)中，影響位移速度的因素是在 每一個控制循環(huán)中的脈沖數(shù)量，脈沖循環(huán)的周期是非常短的（毫秒級） ，甚至在每一個 控制循環(huán)中，移動速度隨偏差不同，但是在顯微鏡中的執(zhí)行結果是平穩(wěn)的移動速度。 3 控制系統(tǒng)的軟件結

63、構 數(shù)控變位機的軟件是在面向對象環(huán)境中編程的，整個系統(tǒng)有初始化模塊，通信模 畢業(yè)設計（論文）說明書 42 塊，誤差處理模塊，I/O 控制模塊，顯示模塊，技術模塊，編輯和文本處理模塊，插補 計算和伺服電動機械控制模塊等等，這些不同的模塊有不同的任務，他們能劃分成兩 類，實時任務模塊和非實時任務模塊，實時任務模塊根據(jù)重要程度被劃分成不同的優(yōu) 先程度，圖 3 定義了模塊類型。 在傳統(tǒng)的單任務控制系統(tǒng)機制中，單循環(huán)是主要的結構，所有的模塊整體運作， 但實際上每一個模塊有不同的執(zhí)行頻率，在這樣的結構中去滿足復雜的時間協(xié)調要求 是非常困難的。 考慮到數(shù)控變位機的控制系統(tǒng)必須劃分成多個模塊，他可以定義為子任

64、務，多任 務機制應該用來執(zhí)行這些任務，在多任務控制系統(tǒng)中，每一個模塊在執(zhí)行完成后反饋 給系統(tǒng)安排，任務的執(zhí)行結果是可變的，他可以在執(zhí)行過程中動態(tài)的改變，每一個子 任務的優(yōu)先權決定他的執(zhí)行頻率，有高優(yōu)先權的的任務有高的執(zhí)行頻率，每一個任務 在他各自的時間中運行，控制系統(tǒng)中復雜的實時要求應該通過設定合理的時間和每一 個任務的優(yōu)先權實現(xiàn)。 4 實驗結果 4.1 雙?？刂破鞣抡婵刂平Y果 為了檢驗雙?？刂破鞯目刂菩?對其進行了仿真試驗，作為對照，把經(jīng)典 PID 控制、 模糊控制和雙模協(xié)調控制都集中在一起，便于比較.圖 4 是系統(tǒng)階躍響應曲線的仿真結 果。 從圖 4 中可以看出，P I D 控制有幾次超調

65、，隨著輸入頻率的增大，超調量也增大， 畢業(yè)設計（論文）說明書 43 且過渡時間較長，導致指令在稍有變化后，響應不能及時跟蹤指令的變化，控制精度 低。模糊控制響應快，但穩(wěn)態(tài)精度低。只有雙模協(xié)調控制既超調很小，又達到很高的 穩(wěn)態(tài)精度，控制效果好。 從計算機仿真的結論來看，文中提出的方法能有效地協(xié)調系統(tǒng)的動靜態(tài) 特性 之 間的矛盾，滿足了系統(tǒng)對位置控制的要求。 4.2 位置控制的試驗結果 圖 5 為位置誤差測試曲線。誤差通過檢測光電編碼器位置反饋與給定量的差值得 到。光電編碼器選用 2500 個脈沖轉，經(jīng) 4 倍頻后達 100 000 個脈沖 轉。從三條誤 差曲線可看出，其共同趨勢是，在指令突變時，

66、 誤差曲線也變化劇烈， 容易產(chǎn)生振 蕩。不同的是，模糊控制誤差曲線突變大，但能很快進入穩(wěn)定；P I D 控制突變不如模 糊控制明顯，但需要多次反復才可穩(wěn)定下來； 而雙模協(xié)調控制誤差曲線則規(guī)則得多， 突變不明顯，最后實際靜差在 4 - 5 個脈沖范圍內變化。由此可知其理論位置控制。 相對誤差為 5100000=0.0 0 5(變位機運行在 360 以內)。 絕對誤差為 53.1 41000100000= 0.157 turn （工作臺邊緣，工作臺直徑為 1000 mm） 。 畢業(yè)設計（論文）說明書 44 同時為了驗證整個控制系統(tǒng)的控制精度和可靠性，對典型焊件進行了多次焊接試 驗，結果證明該系統(tǒng)滿足與機器人配合工作的位置控制和速度控制精度要求。 5 結論 (1)作者所設計的雙模智能控制器，既利用了模糊控制在誤差較大時調節(jié)快 的優(yōu)點， 又利用了傳統(tǒng) PID 控制在誤差小時的調節(jié)精度高的優(yōu)勢，提高了高精度數(shù)控焊接變位 機控制系統(tǒng)的響應速度和定位精度。 (2)控制系統(tǒng)引入多任務機制，可以有效地改善程序結構，提高系統(tǒng)的實時性，滿 足復雜系統(tǒng)的控制要求。 畢業(yè)設計（論文）說明書 45 (3)所設計的