X-Y数控工作台机电系统设计说明书

1、目录1. 引言：32. 设计任务34图6-22 X-Y数控工作台外形43. 总体方案的确定43.1 机械传动部件的选择43.1.1导轨副的选用43.1.2丝杠螺母副的选用43.1.3减速装置的选用43.1.4伺服电动机的选用53.1.5检测装置的选用53.2 控制系统的设计53.3 绘制总体方案图54.机械传动部件的计算与选型54.1 导轨上移动部件的重量估算64.2 铣削力的计算64.3 直线滚动导轨副的计算与选型（纵向）64.3.1 块承受工作载荷的计算及导轨型号的选取64.3.2 距离额定寿命L的计算74.4 滚珠丝杠螺母副的计算与选型74.4.1 最大工作载荷Fm的计算74.4.2 最

2、大动工作载荷FQ的计算74.4.3 初选型号84.4.4 传动效率的计算84.4.5 刚度的验算84.4.6 压杆稳定性校核94.5 步进电动机减速箱的选用94.6 步进电动机的计算与选型94.6.1 计算加在步进电动机转轴上的总转动惯量Jeq94.6.2 计算加在步进电动机转轴上的等效负载转矩Teq104.6.3 步进电动机最大静转矩的选定114.6.4 步进电动机的性能校核125. 增量式旋转编码器的选用136. 绘制进给传动系统示意图137控制系统硬件电路设计138. 步进电动机的驱动电源选用159. 设计感想1610. 参考文献17X-Y数控工作台机电系统设计1. 引言：现代科学技术的

3、不断发展，极大地推动了不同学科的交叉与渗透，导致了工程领域的技术革命与改造。在机械工程领域，由于微电子技术和计算机技术的迅速发展及其向机械工业的渗透所形成的机电一体化，使机械工业的技术结构、产品机构、功能与构成、生产方式及管理体系发生了巨大变化，使工业生产由“机械电气化”迈入了“机电一体化”为特征的发展阶段。2. 设计任务题目：X-Y数控工作台机电系统设计任务：设计一种供应式数控铣床使用的X-Y数控工作台，主要参数如下：立铣刀最大直径的d=15mm；立铣刀齿数Z=3;最大铣削宽度=15mm;最大背吃刀量=7mm;加工材料为碳素钢或有色金属。X、Y方向的脉冲当量=0.005mm/脉冲;X、Z方向

4、的定位精度均为mm;工作台面尺寸为，加工范围为;工作台空载进给最快移动速度：;工作台进给最快移动速度:; 图6-22 X-Y数控工作台外形 3. 总体方案的确定3.1 机械传动部件的选择3.1.1导轨副的选用要设计X-Y数控车床工作台用来配套立式数控铣床，需要承受的载荷不大，行程短，而且脉冲当量小，定位精度适中，因此选用直线滚动导轨副，它具有运动灵敏度高，牵引力小，移动轻便；定位精度高，磨损小，无爬行现象，精度保持性好，润滑系统简单，维修方便。3.1.2丝杠螺母副的选用伺服电动机的旋转运动需要通过丝杠螺母副转换成直线运动，需要满足0.004mm冲当量和mm的定位精度，滑动丝杠副为能为力，只有选

5、用滚珠丝杆副才能达到要求，滚珠丝杠螺母副的结构：根据条件要求,选用内循环的形式，内循环的回路短,滚珠数目少,流畅性好,摩擦损失小，传动效率高，且径向尺寸结构紧凑，轴向刚度高,适用于各种高灵敏、高刚度的精密进给定位系统。滚珠丝杠螺母副的预紧：由于次立式工作台有一定的定位精度要求，载荷不大，故选择的调隙方式是垫片调隙式，这种调隙方式结构简单，尺寸紧凑，但调整不方便。滚珠丝杠螺母副的支撑及轴端形式：由于丝杠为卧式安装，工作台行程不长，其最快的移动速度为，所需的转速不高，且有一定的精度要求，故可以采用一端固定，一端游动的支承形式。3.1.3减速装置的选用选择了步进电动机和滚珠丝杆副以后，为了圆整脉冲当

6、量，放大电动机的输出转矩，降低运动部件折算到电动机转轴上的转动惯量，可能需要减速装置，且应有消间隙机构，选用无间隙齿轮传动减速箱。3.1.4伺服电动机的选用任务书规定的脉冲当量尚未达到0.001mm，定位精度也未达到微米级，空载最快移动速度也只有因此3000mm/min，故本设计不必采用高档次的私服电动机，因此可以选用混合式步进电动机。以降低成本，提高性价比。3.1.5检测装置的选用选用步进电动机作为伺服电动机后，可选开环控制，也可选闭环控制。任务书所给的精度对于步进电动机来说还是偏高，为了确保电动机在运动过程中不受切削负载和电网的影响而失步，决定采用半闭环控制，拟在电动机的尾部转轴上安装增量

7、式旋转编码器，用以检测电动机的转角与转速。增量式旋转编码器的分辨力应与步进电动机的步距角相匹配。考虑到X、Y两个方向的加工范围相同，承受的工作载荷相差不大，为了减少设计工作量，X、Y两个坐标的导轨副、丝杠螺母副、减速装置、伺服电动机以及检测装置拟采用相同的型号与规格。3.2 控制系统的设计1）设计的X-Z工作台准备用在数控车床上，其控制系统应该具有单坐标定位，两坐标直线插补与圆弧插补的基本功能，所以控制系统设计成连续控制型。2）对于步进电动机的半闭环控制，选用MCS-51系列的8位单片机AT89S52作为控制系统的CPU，能够满足任务书给定的相关指标。3）要设计一台完整的控制系统，在选择CPU

8、之后，还要扩展程序存储器，键盘与显示电路，I/O接口电路，D/A转换电路，串行接口电路等。4）选择合适的驱动电源，与步进电动机配套使用。3.3 绘制总体方案图总体方案图如图3.1所示。图3.1 总体方案图4.机械传动部件的计算与选型4.1 导轨上移动部件的重量估算按照下导轨上面移动部件的重量来进行估算。包括工件、夹具、工作台、上层电动机、减速箱、滚珠丝杠副、导轨座等,估计重量约为800N.4.2 铣削力的计算 根据设计任务，加工材料为碳素钢或有色金属及如下参数：立铣刀 ： 最大直径d立铣刀齿数Z最大切削宽度最大背吃刀量15mm315mm8mm设零件的加工方式为立式铣削，采用硬质合金立铣刀，工件

9、的材料为碳钢。则由表3-7查得立铣时的铣削力计算公式为： (6-11)今选择铣刀的直径为d=15mm，齿数Z=3,为了计算最大铣削力，在不对称铣削情况下，取最大铣削宽度为，背吃刀量=7mm ，每齿进给量，铣刀转速。则由式（6-11）求的最大铣削力：采用立铣刀进行圆柱铣削时，各铣削力之间的比值可由金属切削原理与刀具表10-1查得，各铣削力之间的比值范围如下：=(1.01.2)/=(0.20.3)/=（0.350.4）1.10.250.38考虑逆铣时的情况，可估算三个方向的铣削力分别为：进给力：背向力：垂直进给力：任务书要求卧铣，现考虑立铣，则工作台受到垂直方向的铣削力，受到水平方向的铣削力分别为

10、和。今将水平方向较大的铣削力分配给工作台的纵向，则纵向铣削力，径向铣削力为。4.3 直线滚动导轨副的计算与选型（纵向）4.3.1 块承受工作载荷的计算及导轨型号的选取工作载荷是影响直线滚动导轨副使用寿命的重要因素。本例中的X-Y工作台为水平布置，采用双导轨、四滑块的支承形式。考虑最不利的情况，即垂直于台面的工作载荷全部由一个滑块承担，则单滑块所受的最大垂直方向载荷为： (6-12)其中，移动部件重量800N，外加载荷，代入式（6-12），得最大工作载荷=686N=0.686kN。查表3-41，根据工作载荷=0.686kN，初选直线滚动导轨副的型号为KL系列的JSA-LG15型，其额定动载荷，额

11、定静载荷。任务书规定工作台面尺寸为，加工范围为，考虑工作行程应留有一定余量，查表3-35，按标准系列，选取导轨的长度为520mm。4.3.2 距离额定寿命L的计算上述所取的KL系列JSA-LG25系列导轨副的滚道硬度为60HRC，工作温度不超过C，每根导轨上配有两只滑块，精度为4级，工作速度较低，载荷不大。查表3-36表3-40，分别取硬度系数f=1.0，温度系数f=1.00，接触系数f=0.81，精度系数f=0.9，载荷系数f=1.5，代入式（3-33），得距离寿命：L=远大于期望值50Km，故距离额定寿命满足要求。4.4 滚珠丝杠螺母副的计算与选型4.4.1 最大工作载荷Fm的计算如前页所

12、述，在立铣时，工作台受到进给方向的载荷（与丝杠轴线平行）Fx=1408N,受到横向载荷（与丝杠轴线垂直）Fy=320N，受到垂直方向的载荷（与工作台面垂直）Fz=486N.已知移动部件总重量G=800N，按矩形导轨进行计算，查表3-29，取颠覆力矩影响系数K=1.1，滚动导轨上的摩擦系数=0.005。求得滚珠丝杠副的最大工作载荷：=1.11408+0.005(486+320+800)N1557N4.4.2 最大动工作载荷FQ的计算设工作台在承受最大铣削力时的最快进给速度v=400mm/min，初选丝杠导程Ph=5mm,则此时丝杠转速n=v/Ph=80r/min。取滚珠丝杠的使用寿命T=1500

13、0h,代入L0=60Nt/106,得丝杠寿命系数L0=72（单位为：106r）。查表3-30，取载荷系数fw=1.2,滚道硬度为60HRC时，取硬度系数fH=1.0,代入式（3-23），求得最大动载荷：FQ=4.4.3 初选型号根据计算出的最大动载荷和初选的丝杠导程，查表3-31，选择济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的G系列2005-3型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器单螺母式，其公称直径为20mm，导程为5mm，循环滚珠为3圈*1系列，精度等级取5级，额定动载荷为9309N，大于FQ，满足要求。4.4.4 传动效率的计算将公称直径,导程,代入，得丝杠螺旋升角。将摩擦角，代入,得传动效率。4.4

14、.5 刚度的验算(1) X-Y工作台上下两层滚珠丝杠副的支承均采用“单推-单推”的方式，见书后插页图6-23。丝杠的两端各采用-对推力角接触球轴承，面对面组配，左、右支承的中心距约为a=500mm；钢的弹性模量E=2.1105Mpa;查表3-31，得滚珠直径Dw=3.175mm，丝杠底径d2=16.2mm,丝杠截面积S=/4=206.12m。忽略式（3-25）中的第二项，算得丝杠在工作载荷Fm作用下产生的拉/压变形量mm=0.0180mm.。根据公式，求得单圈滚珠数Z=20；该型号丝杠为单螺母，滚珠的圈数列数为31，代入公式Z圈数列数，得滚珠总数量=60。丝杠预紧时，取轴向预紧力/3=519N

15、。则由式（3-27），求得滚珠与螺纹滚道间的接触变形量mm。因为丝杠有预紧力，且为轴向负载的1/3，所以实际变形量可以减少一半，取=0.0012mm。将以上算出的和代入，求得丝杠总变形量（对应跨度500mm）=0.0192mm=19.2本例中，丝杠的有效行程为330mm，由表3-27知，5级精度滚珠丝杠有效行程在315400mm时，行程偏差允许达到25，可见丝杠刚度足够。4.4.6 压杆稳定性校核根据公式（3-28）计算失稳时的临界载荷FK。查表3-34，取支承系数=1；由丝杠底径d2=16.2mm求得截面惯性矩3380.88；压杆稳定安全系数K取3（丝杠卧式水平安装）；滚动螺母至轴向固定处的

16、距离a取最大值500mm。代入式（3-28），得临界载荷FK=1557N，故丝杠不会失稳。综上所述，初选的滚珠丝杠副满足使用要求。4.5 步进电动机减速箱的选用为了满足脉冲当量的的设计要求，增大步进电动机的输出转矩，同时也为了使滚珠丝杠和工作台的转动惯量折算到电动机轴上尽可能的小，今在步进电动机的输出轴上安装一套齿轮机减速，采用一级减速，步进电动机的输出轴与齿轮相连，滚珠丝杠的轴头与大齿轮相连。其中大齿轮设计成双片结构，采用图3-8所示的弹簧错齿法消除侧隙。已知工作台的脉冲当量=0.004mm/脉冲，滚珠丝杠的的导程Ph=5mm， 初选步进电动机的步距角=0.75°。根据式（3-12

17、），算得减速比：=（0.755）/（3600.004）=25/10本设计选用常州市新月电机有限公司生产的JBF-3型齿轮减速箱。大小齿轮模数均为1mm，齿数比为75：30，材料为45调质钢，齿表面淬硬后达到55HRC。减速箱中心距为（75+30）1/2mm=57mm,小齿轮厚度为20mm，双片大齿轮厚度均为10mm。4.6 步进电动机的计算与选型4.6.1 计算加在步进电动机转轴上的总转动惯量Jeq 已知：滚珠丝杠的公称直径d0=20mm，总长l=500mm，导程Ph=5mm，材料密度=7.8510-5kg/;移动部件总重力G=800N；小齿轮齿宽b1=20mm.，直径d1=30mm，大小齿轮

18、齿宽b2=20mm，直径d2=75mm；传动比i=25/10。如表4-1所示，算得各个零部件的转动惯量如下： 滚珠丝杠的转动惯量Js=0.617kg·cm2;拖板折算到丝杠上的转动惯量Jw=0.517kg·cm2;小齿轮的转动惯量Jz1=0.125 kg·cm2；大齿轮的转动惯量Jz2=4.877 kg·cm2。初选步进电动机的型号为90YBG2602,为两相混合式，由常州宝马集团公司生产，二相八拍驱动时的步距角为0.75°，从表（4-5）查得该型号的电动机转子的转动惯量Jm=4 kg·cm2。则加在步进电动机转轴上的总转动惯量为：=

19、5.087 kg·cm24.6.2 计算加在步进电动机转轴上的等效负载转矩Teq 分快速空载和承受最大负载两种情况进行计算。1) 快速空载起动时电动机转轴所承受的负载转矩由式（4-8）可知，包括三部分;一部分是快速空载起动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩；一部分是移动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩；还有一部分是滚珠丝杠预紧后折算到电动机转轴上的附加摩擦转矩。因为滚珠丝杠副传动效率很高，根据式（4-12）可知，相对于和很小，可以忽略不计。则有：=+ （6-13）根据式（4-9），考虑传动链的总效率，计算空载起动时折算到电动机转轴上最大加速转矩：= (6-14)其中： =156

20、2.5r/min (6-15)式中空载最快移动速度，任务书指定为3000mm/min；步进电动机步距角，预选电动机为0.75；脉冲当量，本例=0.004mm/脉冲。设步进电机由静止加速至所需时间，传动链总效率。则由式（6-14）求得：=由式（4-10）知，移动部件运动时，折算到电动机转轴上的摩擦转矩为：= (6-16)式中导轨的摩擦因素，滚动导轨取0.005垂直方向的铣削力，空载时取0传动链效率，取0.7最后由式（6-13）求得快速空载起动时电动机转轴所承受的负载转矩： =+=0.2988Nm (6-17) 2) 最大工作负载状态下电动机转轴所承受的负载转矩由式（4-13）可知，包括三部分：一

21、部分是折算到电动机转轴上的最大工作负载转矩；一部分是移动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩；还有一部分是滚珠丝杠预紧后折算到电动机转轴上的附加摩擦转矩，相对于和很小，可以忽略不计。则有： =+ （6-18）其中折算到电动机转轴上的最大工作负载转矩由公式（4-14）计算。有：再由式（4-10）计算垂直方向承受最大工作负载情况下，移动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩：最后由式（6-18），求得最大工作负载状态下电动机转轴所承受的负载转矩：=+=0.643N/m （6-19）最后求得在步进电动机转轴上的最大等效负载转矩为：4.6.3 步进电动机最大静转矩的选定 考虑到步进电动机的驱动电源受

22、电网电压影响较大，当输入电压降低时，其输出转矩会下降，可能造成丢步，甚至堵转。因此，根据来选择步进电动机的最大静转矩时，需要考虑安全系数。取K=4, 则步进电动机的最大静转矩应满足： （6-20）初选步进电动机的型号为90BYG2602，由表4-5查得该型号电动机的最大静转矩=6Nm。可见，满足要求。4.6.4 步进电动机的性能校核图4.1 90BYG2602电动机的运行矩频特性曲线1)最快工进速度时电动机的输出转矩校核 任务书给定工作台最快工进速度=400mm/min，脉冲当量/脉冲，由式（4-16）求出电动机对应的运行频率。从90BYG2602电动机的运行矩频特性曲线图4.1可以看出在此频

23、率下，电动机的输出转矩5.6Nm，远远大于最大工作负载转矩=0.643Nm，满足要求。2）最快空载移动时电动机输出转矩校核 任务书给定工作台最快空载移动速度=3000mm/min，求出其对应运行频率。由图4.1查得，在此频率下，电动机的输出转矩=1.7Nm，大于快速空载起动时的负载转矩=0.2988Nm，满足要求。3）最快空载移动时电动机运行频率校核 与快速空载移动速度=3000mm/min对应的电动机运行频率为。查表4-5可知90BYG2602电动机的空载运行频率可达20000，可见没有超出上限。4）起动频率的计算 已知电动机转轴上的总转动惯量，电动机转子的转动惯量，电动机转轴不带任何负载时

24、的空载起动频率（查表4-5）。由式（4-17）可知步进电动机克服惯性负载的起动频率为：说明：要想保证步进电动机起动时不失步，任何时候的起动频率都必须小于。实际上，在采用软件升降频时，起动频率选得更低，通常只有100。综上所述，本次设计中工作台的进给传动系统选用90BYG2602步进电动机，完全满足设计要求。5. 增量式旋转编码器的选用本设计所选步进电动机采用半闭环控制，可在电动机的尾部转轴上安装增量式旋转编码器，用以检测电动机的转角与转速。增量式旋转编码器的分辨力应与步进电动机的步距角，可知电动机转动一转时，需要控制系统发出个步进脉冲。考虑到增量式旋转编码器输出的A、B相信号，可以送到四倍频电

25、路进行电子四细分，因此，编码器的分辨力可选120线。这样控制系统每发一个步进脉冲，电动机转过一个步距角，编码器对应输出一个脉冲信号。此次设计选用的编码器型号为：ZLK-A-120-05VO-10-H 盘状空心型，孔径10mm，与电动机尾部出轴相匹配，电源电压+5V，每秒输出120个A/B脉冲，信号为电压输出。6. 绘制进给传动系统示意图进给传动系统示意图如图6.1所示。图6.1 进给传动系统示意图7控制系统硬件电路设计根据任务书的要求，设计控制系统的硬件电路时主要考虑以下功能：接收键盘数据，控制LED显示接受操作面板的开关与按钮信息；接受车床限位开关信号；接受电动卡盘夹紧信号与电动刀架刀位信号；控制X，Z向步进电动机的驱动器；控制主轴的正转，反转与停止；控制多速电动机，实现主轴有级变速；控制交流变频器，实现主轴无级变速；控制切削液泵启动/停止；控制电动卡盘的夹紧与松开；控制电动刀架的自动选刀；与PC机的串行通信。 CPU选用MCS-51系列的8位单片机AT89S52，采用8279，和W27C512，