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1、 頂升旋轉機構設計  摘要 當前汽車用蓄電池是利用高度自動化的制造流水線進行生產(chǎn)。但現(xiàn)有結構技術中，汽車蓄電池在打碼時，通常采用人工手動旋轉后打碼，既耗費人力效率又低。本論文為汽車用蓄電池在生產(chǎn)線上的打碼工序設計一個頂升旋轉裝置，用于蓄電池旋轉頂升定位后完成打碼工序。完成的主要內(nèi)容如下： 1.針對打碼需要的工況進行分析，完成頂升機構和旋轉機構的整體設計及重要零部件的選型，并用SolidWorks軟件進行整體的建模。 2.使用ANSYS Workbench軟件對頂升機構的三種工況進行有限元分析，其中單獨分析傳動機構的靜力學，結果表明該裝置整體

2、強度、剛度滿足要求。在此裝置靜力學分析的基礎上進行不同工況的模態(tài)分析，查看整體變形情況，結合兩者的結果進行個別零件的結構優(yōu)化。 通過上述研究，該結構的實現(xiàn)將為快速打碼提供技術支持和理論指導。有利于提高蓄電池打碼生產(chǎn)效率，降低生產(chǎn)成本，并且有重要的工程應用意義。 關鍵詞：頂升機構、旋轉機構、靜力學分析、優(yōu)化 全套圖紙加扣 3346389411或3012250582 Abstract At present, automobile batteries are produced by highly automated manufacturing lines. Howeve

3、r, in the current structure technology, when the automobile battery is coding, it usually USES manual manual rotation to code, which is not only labor-intensive but also low in efficiency. This paper designs a jacking rotating device for the coding process of automobile battery on the production lin

4、e, which is used to complete the coding process after the battery jacking positioning. The main contents completed are as follows: 1.Analyze the working conditions required for coding and determine the schemes of key institutions. Complete the overall design of jacking mechanism and rotary mechanis

5、m，and check important parts, and finally use SolidWorks software for overall modeling. 2. The finite element analysis of three oerating environment of jacking mechanism was carried out by ANSYS Workbench，ANSYS Workbench was used for finite element analysis of three working conditions of jacking mec

6、hanism, among which the statics of transmission mechanism is analyzed separately. The results show that the overall statics conditions of the device meet the requirements. On the basis of the static analysis of the device, the modal analysis of different working environment is conducted, the overall

7、 deformation is viewed, and the structural optimization of individual parts is conducted based on the results of both. Through the above research, the realization of this structure will provide technical support and theoretical guidance for fast coding. It is beneficial to increase production effic

8、iency of battery coding, reduce the production cost, and has important engineering application significance. Key Words：jacking mechanism, rotating mechanism, statics analysis, optimization II 目錄 摘要 I 目錄 III 第1章 緒論 1 1.1 研究意義 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 1.2.1 在數(shù)控機床上的應用 1 1.2.2 在生產(chǎn)線上的應用 3 1.3 總

9、體技術方案 5 第2章 頂升旋轉機構的設計 7 2.1 頂升機構分類 7 2.2 頂升機構的設計 8 2.2.1 氣缸型號的選取 9 2.3 旋轉機構的設計 10 2.3.1 旋轉機構的分類 10 2.3.2 旋轉機構的工作原理 10 2.3.3 齒輪齒條設計 12 2.3.4 軸的校核 16 2.3.5 軸承的校核 18 2.3.6 鍵的校核 19 2.3.7 裝置的其他部件的選用 19 2.4 本章小結 20 第3章 頂升旋轉機構靜力學分析 21 3.1 有限元分析介紹 21 3.2 ANSYS Workbench軟件介紹 21 3.3 頂升機構靜力學分析

10、 21 3.4 齒輪齒條靜力學分析 25 3.5 本章小結 26 第4章 頂升機構模態(tài)分析及優(yōu)化 27 4.1 頂升機構模態(tài)分析 27 4.1.1 靜止工況模態(tài)分析 27 4.1.2 運動工況模態(tài)分析 29 4.2 系統(tǒng)關鍵部位的優(yōu)化 30 4.3 本章小結 32 第5章 總結與展望 33 參考文獻： 34 致謝 36 附錄 37 IV 第1章 緒論 1.1 研究意義 隨著技術的進步、社會的發(fā)展，在生產(chǎn)中采取自動化生產(chǎn)線加工的方式也越來越普遍，旋轉機構和頂升機構是這種方式中的重要部件。特別是在電子制造行業(yè)和汽車裝配線及生產(chǎn)流水線中中，不論是汽

11、車零件的安裝還是在生產(chǎn)線中汽車的裝配，都需要頂升機構和旋轉機構的配合使用來方便工人的操作。汽車用蓄電池在產(chǎn)品打標的過程中，有些產(chǎn)品需要人工轉換方向再來完成打標。這種打標方式由工人操作費力，效率特別低，而且容易出現(xiàn)安全隱患。 因此，為了提高此工序的效率，設計出一個角度可控的旋轉機構和實現(xiàn)升降的頂升機構二合一的裝置。適用于汽車用蓄電池的的頂升旋轉后打碼，在使用操作過程中，安全可靠，操作簡單。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 旋轉機構是實現(xiàn)工件位置變化的重要機構，在電子、農(nóng)業(yè)、食品等自動生產(chǎn)線上和機械加工行業(yè)應用的非常廣泛。在機械加工中大部分用回轉工作臺即作為機床的功能部件來實現(xiàn)角度的變化。 1.2

12、.1 在數(shù)控機床上的應用 隨著計算機科學、數(shù)控技術、機械制造技術的不斷發(fā)展，旋轉機構在機床上的結構也變得多種多樣。 在數(shù)控回轉工作臺的設計中王友林等[1]使用蝸輪蝸桿傳動機構設計了新型兩軸工作臺，兩軸可聯(lián)動使用，其中第一個軸能獨立實現(xiàn)90°以內(nèi)的旋轉，另外一根軸控制實現(xiàn)360°的旋轉，既可以單獨控制又能聯(lián)動控制。為了克服加工中心中零件有不均勻孔分布時調(diào)整工位的問題，銅陵有色安慶月山礦業(yè)公司[2]研究設計了采用箱體式結構的數(shù)控回轉工作臺，工況為重載情況下回轉臺能夠旋轉準確的角度而沒有偏差，定位精度達到30＂。煙臺公司研制的TK2500系列數(shù)控回轉工作臺則是驅動方式上有所突破，采用電機直驅的方

13、法，將絕對編碼器的應用添加到工作臺中，在旋轉定位時提高了精度。同樣使用電機直驅并且是國內(nèi)首次應用西門子生產(chǎn)的大力矩電機的是齊重數(shù)控公司，在新開發(fā)的一種 [3]磨床工作臺中投入使用，降低了工作臺徑向和端面跳動度，實現(xiàn)了高精度傳動隨著企業(yè)技術的不斷投入，產(chǎn)品的設計思路與工藝手段不斷完善。 但是機床使用直驅方式驅動就技術而言，國外早已領先國內(nèi)很多。和國內(nèi)在數(shù)控機床方面使用電機直驅的時間不同，早在二十世紀 90 年代初，德國就已經(jīng)制造出了世界上首個使用電機直驅的方式驅動機床運作，并且在漢諾威國際機床展上展覽出了這個高端的加工中心[4]?，F(xiàn)在世界上銷量領先的幾個機床制造公司，例如馬扎克和德瑪機都是用直

14、接驅動來提升數(shù)控機床主軸的旋轉速度和精度?？梢姴捎弥苯域寗拥姆绞揭呀?jīng)成為制造業(yè)中的首選，提高生產(chǎn)的效率和準確性。 而且國外相較于國內(nèi)在機床回轉工作臺的結構設計上很有自己的想法。即可以實現(xiàn)旋轉的動作，又能使零件翻轉的機床由意大利茵塞公司生產(chǎn)的數(shù)控回轉工作臺可以完成，主要是通過液壓缸實現(xiàn)定位支撐的，如圖1.1所示。 在這種[5]支承結構形狀復雜的機械中，不同機器位置的承載能力差異很重要。為適應核電反應堆吊籃的內(nèi)部加工，在設計中可以互相借鑒和應用不同機床的結構思路，例如在回轉工作臺的設計中運用銑床、鏜床的立柱式設計實現(xiàn)回轉工作臺的回轉運動，可實現(xiàn)分度，如圖1.2所示。 圖1.1 INNSE 可

15、翻轉回轉工作臺 圖1.2 INNSE 環(huán)形車銑加工工作臺 旋轉機構在其他方面的應用也非常廣泛。吳瑞清[6]為解決注塑機上由于慣性的作用，合模時的轉動盤的旋轉角度超過180 °，導致動模與定模不能對齊進行合模的缺陷，設計了一種裝有定位裝置的注塑機轉動盤，即包括與底座固定連接的螺套和與螺套內(nèi)螺紋相嚙合的螺桿。這其中設計的導向桿與導向槽相互配合，而導向槽設計成可利用滑塊從第一個定位到第二個定位的轉換，所以就實現(xiàn)了推動導向桿就能精準控制轉盤旋轉180°。 市場上大轉臺定角度旋轉機構多采用電動機直連或者角度分割器實現(xiàn)。但是相對于一些小的裝置，使用電動機直連的方式控制旋轉會使得生產(chǎn)成本變高。

16、要確保角度的精確還需另外安裝角度控制器，這樣安裝的空間大，而且整體的成本也不比電動機的低，所以也不是最佳的選擇。為解決成本上的難題，賈萍萍[7]等設計改進一種全自動水膠貼合機，其中轉臺旋轉機構即一種大轉臺定角度旋轉機構，通過旋轉氣缸加上軸環(huán)的方式實現(xiàn)轉臺旋轉和雙工位之間的切換。這個設計能夠保證在降低設備成本的同時也保證旋轉的定位精度，其實現(xiàn)了設備在運行過程中雙工位之間的平穩(wěn)旋轉的功能，且具有角度自由選擇設備自動化程度高，節(jié)約人力成本，提高生產(chǎn)效率。 旋轉機構和升降機構共同配合使用的場所也是非常多見的。王慧蓮[8]等設計了一種可以代替絕緣高架車完成狹窄場所的帶電作業(yè)項目,即180°旋轉升降絕緣

17、平臺。解決了在高壓狀態(tài)下的電力檢修上，碰到的狹窄的空間中絕緣高架車受到限制，使得整個工作面臨停滯的問題。此裝置首先用升降機構保證絕緣平臺的高度，即讓絕緣平臺上升一米，再通過旋轉機構中設計的蝸輪蝸桿副實現(xiàn)平臺以導軌為旋轉軸的180°的旋轉,來調(diào)整絕緣平臺相的水平位置位置,為工作人員提供更加靈活的操作條件。 在表演中旋轉升降舞臺的使用非常的普遍，根據(jù)表演的需要，呈現(xiàn)方式也不同。常用的舞臺升降機構有液壓式和機械式，其中會采用剪叉結構來使行程放大。大多數(shù)的舞臺升降系統(tǒng)顧慮安全和承重因素，將臺面和升降機頂部連結，實現(xiàn)平穩(wěn)的升降卻不能實現(xiàn)舞臺旋轉。王棟[9]等人發(fā)明了只有一個驅動裝置卻可以實現(xiàn)舞臺的旋轉

18、和升降一套系統(tǒng)，固定架和旋轉舞臺中通過桿支撐，當電機驅動齒輪旋轉時，舞臺旋轉再通過中間支撐桿結構中的套桿和滑輪組的配合使舞臺上升，完成邊上升邊旋轉的動作，制造成本低，適用性廣。 1.2.2 在生產(chǎn)線上的應用 自動化生產(chǎn)線上送料系統(tǒng)或者上料系統(tǒng)中旋轉裝置和頂升裝置的應用非常普遍。對于自動化生產(chǎn)線上加工技術的探索和應用，我國與國外相比較起步較晚。在二十世紀20-50年代期間，隨著工業(yè)的發(fā)展，為了利用資源并且減輕勞動強度，適應生產(chǎn)需要，各種單機半自動化加工設備出現(xiàn)[10]，伴隨著出現(xiàn)的就是微電子技術，此技術是以集成電路為核心，對自動化生產(chǎn)線的發(fā)展帶來了巨大的影響，并意味著進入了單機半自動化階段。

19、六十年代-七十年代中期，在此階段的基礎上，改版了原有的加工裝置，增加了上下料裝置，將單個工藝過程實現(xiàn)了加工循環(huán)，對于大中批量生產(chǎn)有了硬性的加工條件，比原來在半自動化階段提高了效率。七十年代以后[11,12]，隨著計算機輔助技術、信息技術、機器人和自動化技術的飛速發(fā)展，市場競爭進一步加劇，豐富了自動化生產(chǎn)線的技術，集結了各種傳感、集結、接口和計算機技術。在這些技術的推動下，自動化生產(chǎn)線有了更加顯著的進步，激勵和推動國內(nèi)出現(xiàn)一些向輕工業(yè)、食品和農(nóng)業(yè)等行業(yè)對口的，采用完全自動化生產(chǎn)的公司，并在不斷地改進和優(yōu)化自己的生產(chǎn)線技術 [13]。 現(xiàn)在的大批量生產(chǎn)的自動化生產(chǎn)線中使用各種數(shù)控機床和工業(yè)機器人

20、技術，不僅減小設備的占地面積更加重要的是提高了整體的生產(chǎn)效率，大大降低了生產(chǎn)的經(jīng)濟成本，有巨大的經(jīng)濟效益 [14,15]。 圖 1.3汽車部件裝配線和生產(chǎn)線 在自動線的輸送中，出現(xiàn)融合幾種機構、一起實現(xiàn)幾種動作的高效率、低成本的裝置的現(xiàn)象非常的應運?；剞D式數(shù)控多工位運輸機的分選和轉向提升運輸功能可廣泛應用于各種行業(yè)中，例如輕工業(yè)、重工業(yè)、汽車行業(yè)和廣告業(yè)等。適應不同重量物體的搬運、標準提升和機械手的精確定位助力，適應不同生產(chǎn)工藝和裝備要求，如圖 1.3所示： 為解決隨著汽車玻璃產(chǎn)量的提升，原有的汽車玻璃運輸方式已經(jīng)不能滿足汽車整車生產(chǎn)的問題趙興新設計出一種新型輸送系統(tǒng)，實現(xiàn)汽車玻

21、璃的頂升和旋轉；在手拉天車系統(tǒng)的夾具內(nèi)設有伸縮氣缸和旋轉氣缸，旋轉氣缸可將玻璃旋轉到適當角度，以便于玻璃進行下一個工序。玻璃頂升系統(tǒng)內(nèi)一共有 4 套玻璃頂升機構，頂升機構內(nèi)設有伸縮氣缸，配合機械結構可實現(xiàn)對汽車玻璃的舉升，每個工作區(qū)域的2個玻璃頂升機構分別用于前風窗玻璃和后風窗玻璃的舉升，以方便 AGV 小車的搬運和卸載[16]。 姜力[17]等為了解決 TFT－LCD 生產(chǎn)過程中對玻璃在垂直方向移動以及水平方向旋轉的問題，同時考慮傳輸玻璃平穩(wěn)要求以及傳輸潔凈環(huán)境的要求，設計出玻璃的旋轉頂升對中的傳輸裝置。將頂升與旋轉機構配合使用，既加快了生產(chǎn)過程，又減少了成本的投入，極大地提高了生產(chǎn)效益。

22、在汽車生產(chǎn)線上，運用頂升和旋轉機構也很常見。劉維峰等[18]為方便汽車自動生產(chǎn)線中座椅翻轉的生產(chǎn)，設計了一種托盤自動旋轉裝置，既能旋轉座椅又可舉升。它的頂升和旋轉都是通過氣缸實現(xiàn)，升降氣缸用于整個裝備的升降，而旋轉氣缸控制托盤的旋轉角度，既可以減少人的勞動強度，又可以提升整個工作效率。姚敏[19]等為解決汽車安裝生產(chǎn)線由于生產(chǎn)需要和廠房的限制不能高效率的完成升降旋轉工作，即工人操作某一個工序要先調(diào)整工作臺中零件的方向，然后再調(diào)整工作臺的高度，這樣一步一步完成裝配工作，影響生產(chǎn)效率，他設計一種裝配工作臺和升降臺是一起的裝置，滿足了操作者靈活多變的工作需求。 李晶[20]設計了一種全自動錘珠機解

23、決珠形首飾件生產(chǎn)設備落后、加工步驟繁瑣、耗費人力大且制作精度不夠、效率低的現(xiàn)實矛盾。此裝置為實現(xiàn)旋轉和升降，用步進電機提供動力，旋轉模塊中帶動齒輪齒條旋轉，為后續(xù)沖壓動作提供一個新的加工工位；升降模塊中主要設計絲杠提升或降低滑軌，用這兩個機構實現(xiàn)脫模和入模動作。 再多工位的靈活運輸?shù)膬?yōu)化上曲文[21]結合自動化生產(chǎn)線中國內(nèi)外現(xiàn)有的運輸設備，設計了回轉式數(shù)控多工位運輸機?；剞D式就是將多工位合理布置后，數(shù)字化完成一系列工序，在運輸、出料和后續(xù)工位的操作都變得非常高效。而且在某一工序中使用電機驅動絲杠的升降，比起其他的升降裝置結構更加緊湊，占地面積少。 1.3 總體技術方案 圖 1.4 技術路

24、線 本論文為汽車用蓄電池在生產(chǎn)線上的打碼工序設計一個頂升旋轉裝置，用于蓄電池旋轉頂升定位后完成打碼工序。主要研究內(nèi)容有： 第一章：緒論，主要就使用頂升旋轉機構的同類型設備的國內(nèi)外研究現(xiàn)狀，包括作為機床部件和生產(chǎn)線上的輔助裝置的應用，課題的研究意義等進行分析和闡述。 第二章：設計頂升旋轉機構的工作原理和主要組成，主要對機構的設計進程進行理論概述，概念建模后對主要的零部件進行校核驗證，對執(zhí)行機構進行了詳細的研究設計，插入機構的相關的三維模型，便于說明。 第三章：依據(jù)結構設計完成頂升旋轉機構的三維建模，利用ANSYS Workbench軟件對整個裝置及重要的傳動機構進行靜力學分析，

25、查看其強度和剛度是否滿足要求。 第四章：依據(jù)頂升旋轉機構結構特點和工作情況，進行機構的模態(tài)分析，結合靜力學分析結果對部分零件進行結構參數(shù)優(yōu)化。 第五章：總結和展望，對整個研究課題進行總結，總結全文內(nèi)容和主要工作。  6 武漢理工大學畢業(yè)設計（論文） 第2章 頂升旋轉機構的設計 2.1 頂升機構分類 頂升機構實現(xiàn)的方式有很多，具體有以下幾種方式： 1.滾珠絲桿：電機帶動轉一圈則為一個導程，精度高，頂升均勻，效率一般超過90%； 2.梯形絲杠：截面為梯形，螺母座與其面摩擦而實現(xiàn)直線運動，滑動摩擦面損傷較大，有一定的自鎖性，不適用于高速傳遞，與滾珠絲桿相比較，溫升較

26、大，效率很低，在30%左右； 3.同步帶：耐磨性強，適用溫度范圍較大，一般速度不超過50m/s，適合低速運動，噪聲小，保養(yǎng)方便，效率很高； 4.直線電機：精度高但價格昂貴； 5.齒輪齒條：結構簡單，承載能力大，可無限延長距離，但是噪音大、精度不高、需要潤滑。 6.氣缸：結構簡單，氣源來源方便，便于貯存。工作性能安全可靠，工作的壓強一般為0.2-0.8MPa，速度選擇方便，但輸出力和力矩不大。 通過初步比較上述方法的優(yōu)缺點，發(fā)現(xiàn)氣缸頂升機構的運行比較平穩(wěn)，而且考慮到頂升的行程不大，且成本不高，所以最終選用氣缸頂升。 為了實現(xiàn)蓄電池在傳輸過程中實現(xiàn)垂直方向的升降以及水平方向上的旋轉達到

27、打標的位置要求，本文設計出一種裝置同時滿足要求，圖 2.1是該裝置的結構示意圖： 圖 2.1頂升旋轉裝置示意圖 1、托架；2、MGPM50-75三軸氣缸；3、頂升組裝板；4、氣缸頂板；5、偏心調(diào)整輪組；6、緩沖器；7、固定板；8、連接板；9、滑塊；10、齒條+滑軌；11、齒輪；12、旋轉墊圈；13、軸座；14、圓錐滾子軸承；15、托板；16、定位銷；17、MDBB32-Z250標準氣缸 設計的頂升旋轉機構主要包括托板、旋轉機構、托架、頂升用氣缸和頂升組裝板等等。托板和旋轉軸通過螺栓和螺釘連接，托板上設計有定位銷用于角度的定位，托板和旋轉組裝安裝板依次通過中部

28、的帶有圓錐滾子軸承的頂升旋轉軸連接，帶有圓錐滾子軸承的頂升旋轉軸套著齒輪，齒輪又與齒條相嚙合。當氣缸帶動齒條運動時，齒輪便繞著頂升旋轉軸帶動托板旋轉。旋轉組件安裝板上相對的位置裝有緩沖器和螺栓，托板底下設計一個擋板，當齒輪帶動托板旋轉時螺栓擋板相碰實現(xiàn)旋轉的角度為180度，同時擋板和緩沖器相碰，起到減小瞬間沖擊的一個作用。托架與頂升氣缸底部連接，頂升氣缸頂部裝有氣缸頂板，與旋轉組件安裝板相連接，利用三軸缸控制整個機構的上升或下降。 2.2 頂升機構的設計 此次頂升機構的實現(xiàn)主要采用兩個三軸氣缸同步頂升的方式實現(xiàn)。三軸氣缸可以承受較大的載荷，導向精度高,可承受較大側向力。 設計主要由兩個氣

29、缸和組裝頂升板以及調(diào)整輪組組成。旋轉機構與頂升機構有一部分相連，所以有另外的連接板也包含在頂升機構中。通過氣缸實現(xiàn)頂升板上的所有的部件的一起頂升或下降。 圖 2.2 頂升機構的組成 從圖 2.2中可以看出兩個三軸氣缸上安裝氣缸頂板，氣缸頂板和組裝頂升板用螺栓固定，三軸氣缸底部與托架固定。在機構頂升或下降過程中，通過同步氣動回路控制兩個三軸氣缸的同步性，避免出現(xiàn)因不同步導致頂升板的傾斜。由于托盤和頂升板之間有一段距離，減少托板受到位置不穩(wěn)的情況出現(xiàn)，在托板和頂升板之間放置調(diào)整輪組用以微調(diào)。 2.2.1 氣缸型號的選取 按照設計氣缸的運動方向為豎直運動，氣缸的實際負載是由工況決定的

30、，即此機構中一起頂升的部件加上托板載著的零件的總重估算為80Kg，有兩個三軸缸同步使其上升下降，故每個三軸缸承受的實際負載為40Kg。 負載率n和理論負載及實機負載有關系，而負載率n的選取與氣缸的運動速度有關，如表2.1所示： 表 2.1氣缸負載性能與運動速度頂升機構組成 負載的運動狀態(tài) 靜負載 如加緊、低速壓鉚 動載荷 氣缸速度<100mm/s 氣缸速度100~500mm/s 氣缸速度>500mm/s 負載率n ≤80% ≤65% ≤50% ≤30% 根據(jù)運動狀態(tài)與負載率的關系表格，三軸缸的速度選為100mm/s，對應選擇的負載率為n=50%。 根據(jù)實際負

31、載力與理論力的公式: n=FFO×100% （2.1） 得出理論負載力為： F0=Fn=40g50%=800N 氣缸缸徑與理論負載力的公式為： Fo=π4D2P （2.2） 式中：FO-氣缸理論輸出力（N）；D-氣缸缸徑（mm）；P-工作壓力（kgf/cm2）。 P一般取0.2~0.8Mpa，在此處取0.5MPa 經(jīng)計算得出: D2=4F0πP=4×800Nπ×0.5MPa=2

32、037.18mm2 所以D=45.13mm，根據(jù)一些氣缸生產(chǎn)廠商的產(chǎn)品手冊，故選用D=50mm,需要頂升50mm，故選擇75mm的行程，根據(jù)一些氣缸生產(chǎn)廠商的產(chǎn)品手冊，此設計中選用三軸氣缸MGPM50-75。 2.3 旋轉機構的設計 2.3.1 旋轉機構的分類 旋轉機構分為傳動機構和動力機構，常采用的傳動機構有如下幾種： 主要是將旋轉運動改變?yōu)橹本€運動的有螺旋式旋轉機構、曲柄式旋轉機構、蝸輪蝸桿式和齒輪齒條式。幾種機構的構成方式不同但是最終的目的一樣，都有各自的優(yōu)點和短板。凸輪式旋轉機構中凸輪作為主動件在輕工業(yè)鄰域使用的較廣；曲柄式旋轉機構多用于汽車領域，最常見的是作為發(fā)動機的主要部

33、件，將力變換為轉矩，驅動車輪的轉動。這其中有自鎖性能的有螺旋式旋轉機構和蝸輪蝸桿式機構，前者需要選擇合適的導程角，而且可以獲得很多的減速比，后者則是需要其螺旋線升角小于當量摩擦角。蝸輪蝸桿機構的傳動方式與齒輪齒條傳動相似，都有傳動平穩(wěn)的優(yōu)點，但是齒輪齒條傳動精度高，不論齒條有多長都能滿足傳動的精度，傳動速度可以很高，而且齒條齒輪傳動對于結構設計來講要相對簡單一些。 通過以上幾種傳動機構的比對，選取更適合此裝置的齒輪齒條機構。考慮到旋轉機構連接在頂升組裝板上，需要給傳動機構提供動力的裝置輕便且可以不干涉其他零件與頂升板組裝，提供動力的裝置選用氣缸，方便安裝。 2.3.2 旋轉機構的工作原理

34、 圖 2.3 旋轉機構的組成 如圖 2.3所示，旋轉機構分別由三部分構成：傳動機構、動力源和旋轉控制部件。傳動機構是齒輪齒條副，由氣缸提供動力。齒條帶動齒輪旋轉，齒輪和旋轉軸及托板一起旋轉，實現(xiàn)物體的轉向。托板底下設有擋板，擋板和兩個互呈180°安裝在頂升組裝板上的緩沖器配合實現(xiàn)旋轉的角度在0~180°。氣缸通過連接板與頂升組裝板固定，確保齒條直線運動的滑塊通過固定板與頂升組裝板連接。 一、 轉動慣量的計算 1. 本設計中涉及到的零件為汽車用蓄電池尺寸為244mm*172mm*188mm,參考重量為17.2Kg I1=ma2+b212=17.2×(0.2442+0.1722)

35、12=0.128Kg·m2 （2.3） 2. 托盤 本設計中設計直徑為570mm,假設整個托盤質量均勻分布，材料選定為灰鑄鐵，利用SW質量檢測估算出其質量為21.866 kg I2=mr22=21.866×0.28522=0.888Kg·m2 （2.4） 3. 轉動慣量總和 I=I1+I2=0.888+0.128=1.016Kg·m2 設計由氣缸帶動齒輪保證2s內(nèi)旋轉180°，故在旋轉期間不能超過其最大速度。 4. 合外力矩 M=Iβ=Iωt=1.016×π22=0.7979

36、N.m （2.5） 5. 計算理論力 初步設定齒輪為直齒圓柱齒輪，取模數(shù)m=2、齒數(shù)z=63，則： M=Fr （2.6） F=Md12=0.74922×63×10-32=12.66N 二、 氣缸的選型計算 1. 缸徑的計算 由于實際推力較小，所以普通氣缸就能滿足要求。計算時考慮到其他因素，將實際推力取為F=15N。根據(jù)運動狀態(tài)與負載率的關系，氣缸的速度選為100mm/s，對應選擇的負載率為n=50%。 根據(jù)實際負載力與理論力的公式，得出理論負載力為： F0=F

37、n=15N50%=30N 根據(jù)氣缸缸徑與理論負載力的公式（P取0.5Mpa），得出缸徑值： D2=4F0πP=4×30Nπ×0.5MPa=76.39mm2 所以D=8.74mm，根據(jù)表格選擇D=32mm的標準氣缸可以滿足。 2. 行程的計算 由于齒輪旋轉一半能滿足旋轉角度，所以取齒輪的一半周長作為走過的行程， L=d1π2=126×π2=197.92mm 選擇的標準行程應該預留，故選擇250mm，最終確定為 2.3.3 齒輪齒條設計 一、 齒輪設計 根據(jù)齒輪保證2s內(nèi)旋轉180°，知道齒輪的角速度為： ω=π2rad/s 一般齒輪模數(shù)在2~3mm之間，壓力角取α

38、=20°，直齒圓柱齒輪齒數(shù)≥17，故取模數(shù)m=2、壓力角 α=20°、齒數(shù)z=63,選用軟齒面，HB<350，精度等級7級。 選用材料：齒輪和齒條都采用調(diào)質處理，齒輪的硬度需比齒條的高，所以齒輪材料選40Cr，硬度為280HBS，齒條材料選45鋼，硬度為240HBS。 分度圓直徑: d1=mz1=2×63=126mm 角速度與線速度的關系： v=ωr=π2×126×10-32=0.099m/s （2.7） 線速度與轉速的關系： v=D×π×n （2.8）

39、 n=vDπ=0.099m/s126mm×3.14=0.25r/min 1. 按齒面接觸強度設計（查詢齒輪設計手冊所得） 由設計計算公式進行計算，即 dt1≥2.323KtTφdu+1uZEσH2 （2.9） 1) 確定公式內(nèi)的數(shù)值 i. 試選載荷系數(shù)Kt=1.2 b) 計算齒輪的傳遞轉矩（預模數(shù)m=2mm,直徑d=126mm） T=Fd12=12.66N×126mm2=0.7979×103N·mm （2.10） c) 查表選齒寬系數(shù)φd=0.5 d) 由表查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12 e) 由圖按齒面

40、硬度查得接觸疲勞強度極限齒輪的σHlim1=600Mpa，齒條的σHlim2=550Mpa f) 應力循環(huán)次數(shù) N=60njLh=60×0.25×1×2×8×300×8=5.76×105 （2.11） g) 由圖取得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=KHN2=1.4 h) 計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)SHmin=1.3， σH=σHlimKHNSHmin （2.12） σH1=1.4×6001.3=646.15MPa σH2==1.4×5501.3=592.31MPa 比較兩個值的大小，取較小的σH=σH2=592.

41、31MPa 2) 計算 i. 齒輪的分度圓直徑 dt1≥2.3231.2×0.7979×1030.563+163189.8592.312=13.562mm b) 圓周速度v v=π×dt1×n60×1000=π×13.562×0.2560000=0.18mm/s （2.13） c) 齒寬b b=φd·dt1=0.5×13.562=6.781mm d) 齒寬與齒高之比 mt=dt1z=13.56263=0.21mm （2.14） h=2.25mt=2.25×0.21=0.526mm （2.15） bh=6.781

42、0.526=12.89 e) 載荷系數(shù) 根據(jù)7級精度查得KV=1,直齒輪KHα=KFα=1，查得使用系數(shù)KA=1.35，查表格7級精度、齒輪懸臂布置時KHβ=1.18，由bh=12.89、KHβ=1.18查得KFβ=1.15，載荷系數(shù)K=KHαKAKHβKV=1.18×1.35×1×1=1.593 f) 按實際的計算分度圓直徑 d1=dt13KKt=13.562×31.5931.2=14.905mm （2.16） g) 模數(shù) m=d1z=14.90563=0.236mm 2. 按齒根彎曲強度設計 m≥32KTφdz2YFaYSaσF

43、 （2.17） 1) 確定數(shù)值 a) 由圖查得彎曲疲勞強度極限齒輪σFlim1=500Mpa,齒條σFlim2=380Mpa b) 由圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=1.1, KFN2=1.2 c) 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數(shù)SFmin=1. σF=σFlimKFNSFmin （2.18） σF1=σFlim1KFN1SFmin=1.1×5001.2=458.33MPa σF2=σFlim2KFN2SFmin=1.2×3801.2=380MPa d) 載荷系數(shù) K=KAKVKFβKFα=1.35×1.15×1×

44、1=1.5525 e) 由齒形系數(shù)查得YFa1=2.75, YFa2=2.16，應力校正系數(shù)YSa1=1.68，YSa2=2.02 f) 計算齒輪齒條的YFaYSaσF并加以比較 YFa1YSa1σF1=2.75×1.68458.33=0.01008 YFa2YSa2σF2=2.16×2.02380=0.01148 齒輪的數(shù)值大。 2) 設計計算 m≥32×1.5525×0.7979×1030.5×632×0.01148=0.24mm 由于齒輪模數(shù)m的大小主要決定彎曲強度，而齒面接觸疲勞強度主要取決于齒輪直徑。將對應的值即算得的模數(shù)m=0.24和算的分度圓直徑d=14.905m

45、m，帶入式子中算出齒輪齒數(shù) z=dm=14.9050.24≈63 以上驗證了m=2, d=126mm的齒輪是符合強度要求的。 二、 齒條設計 根據(jù)與齒輪嚙合的特征，齒條模數(shù)取m=2，齒數(shù)選取為z=63。 設計的托板載著零件旋轉180°，即通過齒輪旋轉180°實現(xiàn)。齒條將要走過的距離為齒輪周長的一半，故設計齒輪的長度時理應多取一些值，齒條的長度設計參考齒輪的周長: l=πd=3.14×126=395.84mm 取整后齒條的長l=395mm （三）齒輪齒條參數(shù)表 表 2.2齒輪齒條的參數(shù)表 名稱 計算公式 齒輪 齒條 模數(shù) m 2 2 齒數(shù) z 63 63

46、 齒頂高 ha=ha*m 2mm 2mm 齒根高 hf=ha*+c*m 2.5mm 2.5mm 全齒高 h=ha+hf 4.5mm 4.5mm 分度圓直徑 d=mz 126mm - 齒頂圓直徑 dh=d+2ha 130mm - 齒根圓直徑 df=d-2hf 121mm 121mm 齒寬 b 25mm 30mm 齒距 p=πm 6.28mm 6.28mm 齒厚 s=p2 3.14mm 3.14mm 齒槽寬 e=p2 3.14mm 3.14mm 2.3.4 軸的校核 1. 計算軸的直徑 計算軸的最小直徑（查《

47、機械設計手冊（第5版）》6-1-19表可取C=112） P=Tn9550 (2.19) P=0.7979N·m×0.25r/min9550=2.08×10-5Kw d≥C3Pn=112×32.08×10-50.25=4.89mm (2.20) 式中：P-軸傳遞的功率（Kw）；n-軸的工作轉速（r/min）. 考慮和綜合實際情況，軸的最小直徑設計時取40mm 2. 校核 選材為45鋼，調(diào)質處理，機械性能查表6-1-1得抗拉強度σb=650

48、MPa,屈服強度 σs=360MPa,彎曲疲勞極限σ-1=270MPa，扭轉疲勞極限τ-1=155MPa，許用彎曲應力σ+1=215Mpa、σo=100Mpa、σ-1=60 Mpa。 1) 計算作用在齒輪上的力： 已知d=126mm，T=0.7979×103N·mm，則 圓周力Ft : Ft=2Td=2×0.7979×103N·mm126mm=12.66N (2.21) 徑向力Fr : Fr=Fttan20°=12.66×tan20°=4.61N (2.22) 2) 求作用在軸上的力 a) 水平支反力： Ft=FHA+FH

49、BFt×(L1+L2)=FHB×L2 FHA=-14.61N、FHB=27.27N MH1=FHA×L2=-589.6395N·mm b) 垂直支反力 Fr=FVA+FVBFr×(L1+L2)=FVB×L2 FVA=-14.45N、FVB=19.06N MV=FVA×L2=-241.662N·mm c) 合成彎矩 MH=MH2+MV2 =637.2403N·mm 圖 2.4 受力、扭彎矩圖 d

50、) 扭矩T=797.9N·mm e) 校核危險截面 校核軸上受力最大的彎矩和扭矩的危險截面的強度。根據(jù) σα=(MW)2+4(?T2W)2=M2+?T2W≤σ-1 (2.23) 查手冊取脈動循環(huán)系數(shù)?=0.6，計算當量彎矩， Mα1=MH2+?T2=637.24032+0.6×797.92=797.0365N·mm σα=Mα10.1d3=797.03650.1×403≈0.1242MPa 已選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，查的σ-1=60MPa。因此σα<σ-1，故軸設計的尺寸強度足夠。 2.3.5 軸承的校核 對于GB/T297-94

51、圓錐滾子軸承30208，查詢機械手冊得到： 基本額定動載荷：Cr=34KN 由上述軸的計算得，軸所受的軸向力 支點A處軸承所受的合力： RA=FHA2+FVA2=1.952+14.452=14.58N 支點B處軸承所受的合力： RB=FVB2+FHB2=14.612+19.062=24.01N 由計算可得，靠近齒輪的支點B處軸承易受損壞，B處為緊邊。 Fr=FB=24.01N，F(xiàn)a=G=390.66N. 得徑向動載荷系數(shù)x=0.4，y=1.6，據(jù)公式可得軸承的當量動載荷P的值： P=xFr+yFa=0.4×24.01+1.6×390.66=634.66N Lh=106

52、60×n(CP)ε (2.24) Lh=2×8×300×8=38400h 因為是圓錐滾子軸承，其中ε取103，n=0.25r/min,帶入值： Lh=10660×0.25(34000634.66)103=3.86×1010>38400h 所以軸承符合要求。 2.3.6 鍵的校核 校核齒輪處的鍵連接 查取機械設計手冊，根據(jù)載荷類型選擇C型平鍵 尺寸為：b×h=12mm×8mm , GB/T1096-2003 查表鋼的靜鏈接在使用時的許用應力[σp]=100~120MPa 校核鍵： σp=2T×103Kld=2×797.94

53、×30×40=0.332MPa<[σp] (2.25) 式中，T為傳動轉矩，d為軸的直徑，h為鍵的高度，l為鍵的工作長度。經(jīng)計算可知，所選取的鍵合乎設計的要求，可用。 2.3.7 裝置的其他部件的選用 1. 偏心調(diào)整輪組 機構在頂升過程中，托板承載著物體有可能會出現(xiàn)傾斜，為避免這種情況的發(fā)生，設置四個偏心調(diào)整輪組，分別由左右兩個支架、支撐滾輪、曲軸、軸承和軸承擋圈構成。其中曲軸將和滾輪接觸的部分與不接觸的部分設計成不同軸，達到支撐滾輪可幫助托板完成自調(diào)節(jié)，讓托板始終保持平穩(wěn)。支撐滾輪選用橡膠，材質軟，有緩沖功能。 2. 緩沖器的選用 旋轉機構帶著物體旋轉到指定角

54、度，會出現(xiàn)瞬間運動形式的改變，可能會有沖擊，需要液壓緩沖器緩解?？紤]到是旋轉撞擊，且物體質量為17.2Kg，但是旋轉速度低，故選用小的緩沖器。 取旋轉半徑為物體底部對角線的一半，大約為150mm，角速度已知是π/2rad/s，計算相關的值： EK=12ω2=1.23N·m (2.26) 計算得出動能非常的小，故選型時只看物體質量與角速度即可，考慮安裝環(huán)境，最終選擇最大吸收能量為60J 的ACA2020-1N緩沖器。 角度的控制需要有一個剛性的里零件使物體定位，選用螺栓定位，將螺栓和緩沖器安裝在

55、一起。 3. 軸承座 旋轉軸上選用嵌入式軸座，優(yōu)點是重量輕、結構緊湊，軸承座結構尺寸按照用其定位的軸承的外徑來確定。 4. 潤滑油的選擇 旋轉軸上的齒輪與軸承采用同種潤滑油比較便利，考慮該裝置用于小型設備，選用一般工業(yè)用油潤滑。 2.4 本章小結 本章主要對頂升旋轉裝置的頂升機構和旋轉機構分開設計包括標準件的選型以及旋轉機構中關鍵零件的校核計算。 20 武漢理工大學畢業(yè)設計（論文） 第3章 頂升旋轉機構靜力學分析 3.1 有限元分析介紹 有限元分析（FEA，F(xiàn)inite Element Analysis）的定義是利用數(shù)學近似的方法對真實物理系統(tǒng)（幾何和載荷工況）進行模

56、擬。它的主要運用的思路是將復雜問題簡單化，將其細分割為若干個小的單元來求解，結合起來所得到結果并不是原來問題的精確的答案，而是無限趨近于正確答案的近似解。這個方法早先出現(xiàn)是為了檢查計算航空行業(yè)中某些結構強度是否符合要求，但現(xiàn)在這種方法對其它領域的問題也適用，逐漸成為解決工程應用問題最有效的手段之一。 由于它適用性廣泛，不僅能對某一結構進行分析和校核，所以有限元分析方法不拘泥于一個領域的發(fā)展，而是慢慢的向各種機構的優(yōu)化方面涉及，成為工程設計的重要組成部分[22] 。 3.2 ANSYS Workbench軟件介紹 利用有限元分析的軟件有很多，目前被人熟知的有：ABAQUS、ANSYS和M

57、SC三個知名度較大的公司。其中ANSYS 軟件是由美國 SASI公司研究開發(fā)的一款包含結構分析、流體分析、磁場分析和耦合場分析等多功能一體的有限元分析軟件。此軟件一般分為前處理、分析和后處理模塊。從7.0版本開始分為ANSYSY經(jīng)典和ANSYS Workbench界面。其中ANSYS Workbench具有協(xié)同仿真環(huán)境，可以將較為復雜的系統(tǒng)進行線性和非線性分析、動力學分析、熱、電磁場以及耦合場等進行分析 [23]。有經(jīng)典界面沒有的優(yōu)點，就是實現(xiàn)了軟件前后處理之間的信息調(diào)用，可以在相同的前處理情況下，連接到用戶自己想要的分析模塊中，在一個模塊中可以任意改變前處理，在變化后可刷新得到之后的結果，使

58、用非常方便。 3.3 頂升機構靜力學分析 1、導入模型 本文研宄過程中采用SolidWorks建立裝配體的簡化模型，將模型保存為x-t格式后直接導入到ANSYS Workbench中，進行后續(xù)的操作。 2、網(wǎng)格劃分 ANSYS軟件提供的網(wǎng)格劃分方式有：四面體劃分網(wǎng)格法(Terahedrons)、掃掠法（Swept Meshing）、自動劃分法（Automatic）、六面體劃分網(wǎng)格（Hex Dominat）、多層劃分（multizone）和笛卡爾（Cartesian）等方式。此次模型主要用四面體網(wǎng)格劃分，細化接觸面和易變形區(qū)域，總共劃分網(wǎng)格節(jié)點為224486，單元為127513。

59、3、定義材料屬性 裝配體模型導入后，對各個零件材料屬性進行設置，可以自己輸入也可從外部導入。在此次分析中除了特定的幾個零件的材料屬性是自己手動設置外，其他零件用默認的材料。定義的零件屬性如表 3.1所示： 表 3.1頂升機構零件材料屬性表 零件 材料 密度Kg/m-3 楊氏模量Pa 泊松比 托板 HT300 7300 1.43E+11 0.27 旋轉軸 45鋼 7890 2.09E+11 0.269 氣缸軸 鋁合金 2770 7.1E+10 0.33 其他 Structural Steel 7850 2E+11 0.3 4、施加約束條

60、件 模型是有多個零件組成的裝配體，在ANSYS Workbench導入裝配體時，程序就會在自動掃描形成接觸副，由于是線性計算，主要使用綁定接觸和不分離接觸。根據(jù)工況的不同，分別施加約束，保證裝配體的自由度。 5、分析結果 頂升機構的靜力學分析主要分成三大工況，分別為有載荷靜止工況、有載荷頂升工況和有載荷下降工況。其中每個工況又分為兩個，在托板正中央和邊緣處不同位置受到載荷的小工況。根據(jù)工況的不同分別施加約束。 （1）靜止工況 圖 3.1靜止工況的應力變形圖和等效應力圖 由圖 3.1可得，靜止工況中將物體放在正中央時最大變形在托板邊緣處，但是整體的最大變形不到0. 1m

61、m；在邊緣處受力時最大應力變形也在托板的邊緣處，也是非常小，但跟前一種情況比較變形較大。兩種情況的最大等效應力在氣缸頂板和頂升組裝板的連接點處，有可能是出現(xiàn)了網(wǎng)格劃分不精細的問題，但都不超過5 MPa，符合要求。 （2）頂升工況 圖 3.2頂升工況的應力變形圖和等效應力圖 由圖 3.2可得，頂升工況物體放在正中央最大應力變形處在氣缸軸和氣缸頂板相連的部分，而物體放在邊緣處的最大應力變形處在在托盤的邊緣，雖然位置不同但變形非常?。蛔畲蟮牡刃υ谑┘酉蛏蠅簭姷臍飧纵S部位，都是15. 175MPa，符合要求。  （3）下降工況 圖 3.3下降工況的應力變形圖和等效應力圖

62、 由圖 3.3可得，下降工況物體放在正中央最大應力變形處在頂升組裝板的突出部位邊緣處，而物體放在邊緣處的最大應力變形處在在托盤的邊緣，雖然位置不同但變形非常?。蛔畲蟮牡刃υ谑┘酉蛏蠅簭姷臍飧纵S部位，都是18.774MPa，符合要求。 3.4 齒輪齒條靜力學分析 將齒輪齒條裝配體在SW中建好模型后，另存為X-T格式導入到Workbench界面。賦予材料屬性后設置好接觸對，再進行網(wǎng)格劃分。共劃分網(wǎng)格節(jié)點為392146，單元為197486，然后設置約束后進行有限元分析，得到齒輪副的應力變形圖和等效應力圖。 表 3.2齒輪齒條材料屬性表 零件 材料 密度Kg/m-3 楊氏模量P

63、a 泊松比 齒輪 40Cr 7870 2.11E+11 0.277 齒條 45鋼 7890 2.09E+11 0.269 圖 3.4齒輪齒條應力變形圖和等效應力圖 由圖3.4可得，齒輪齒條在扭矩和帶動齒條運動的壓強的作用下，最大的變形量值為2.6401mm，總的最大變形量不大；由圖可知，在模擬正常運動情況下，最大等效應力發(fā)生在齒輪齒條嚙合的地方，即齒根處。分析得出的最大的接觸應力為264.23MPa，齒輪齒條的許用接觸應力為600MPa，因此符合強度要求。 3.5 本章小結 本章首先介紹有限元和有限元分析軟件ANSYS Workbench的相關理論介紹

64、，再進行不同工況下的頂升機構的靜力學分析，查看整體的強度和剛度是否滿足要求。之后進行旋轉機構中齒輪齒條的應力分析，得出的強度滿足要求。 26 武漢理工大學畢業(yè)設計（論文） 第4章 頂升機構模態(tài)分析及優(yōu)化 模態(tài)分析是彈性結構的一種分析方法，以確定彈性結構物在特定頻率或某一范圍內(nèi)的各階主要模態(tài)的特性，就可以推測結構在此頻率范圍內(nèi)在外部或內(nèi)部各種振源作用下產(chǎn)生的實際振動響應[24]。模態(tài)分析在預測物體在不同情況的振源下產(chǎn)生的實際變形和失效有著重要的意義。通過得到特定頻率下的固有振型，進行故障診斷，分析結構受到影響的頻率下實際振動響應，維護設備安全使用。模態(tài)分析過程可分為四個步驟：1. 動

65、態(tài)數(shù)據(jù)的采集及頻響函數(shù)或脈沖響應函數(shù)分析；2.建立結構數(shù)學模型；3.參數(shù)識別，細分為頻域法、時域法和混合域法；4. 振形動畫。 頂升機構的工作狀態(tài)為升起和下降，整個裝置在運動過程中有可能受到振動發(fā)生部分零件失效，因此對頂升機構進行模態(tài)分析對結構設計有重要意義。 模態(tài)分析的核心內(nèi)容是確定描述結構系統(tǒng)動態(tài)特性的參數(shù)，對于一個N自由度的線性系統(tǒng)，有限元的基本方程[25]為： Mu+Cu+Ku=F(t) (4.1) 式中：M-質量矩陣；u-加速度向量；C-阻尼矩陣；u-速度向量；K-剛度矩陣；u-位移向量；F（t）-作用力向量；t-時間。 假設為自由

66、振動并忽略阻尼，方程式變?yōu)椋? Mu+Ku=0 (4.2) 自由振動滿足如下方程： u=φicosωi (4.3) 式中：φi-第i階模態(tài)形狀的特征向量；ωi-第i階自然振動頻率 由式子4.2和4.3可以算出結構振動的特征方程： -ωi 2M+K=0 (4.4) 通過上式可以計算出結構第i階自然振動頻率ωi 2 4.1 頂升機構模態(tài)分析 對頂升機構進行模態(tài)分析時，為了盡可能的和實際工作情況相符合，在靜力學分析的基礎上，用相同的約束和荷載，對靜止工況和運動工況進行求解運算分別得到其前六階固有頻率和固有振型。 4.1.1 靜止工況模態(tài)分析 圖 4.1靜止工況前六階振型 表 4.1各階模態(tài)參數(shù)及振型分析表 模態(tài) 頻率Hz 振型分析 1 855.21 托板在豎直方向上下振動，部分零件開始變形 2 855.23 托板在豎直方向上下振動，部分零件開始變形 3 987.33 托板發(fā)生變形，整體變形較小 4 1230.