数控卧式加工中心主轴箱及进给机构设计

1、第 页共54页第 页共54页第1页共54页数控卧式加工中心主轴箱及进给机构设计加工中心集计算机技术、电子技术、自动化控制、传感测量、机械制造、网络通信技术于一体，是典型的机电一体化产品，它的发展和运用，开创了制造业的新时代，改变了制造业的生产方式、产业结构、管理方式，使世界制造业的格局发生了巨大变化。现在的CAD/CAM、FMS、CIMS,都是建立在数控技术之上。目前数控技术已经广泛运用于制造业，数控技术水平的高低已成为衡量一个国家制造业现代化程度的核心标志。而加工中心的发展最为重要。随着科学技术的高速发展,市场上对数控的要求也有很大的改变,正要求数控系统朝着高速、高精度、高可靠性发展,为追求

2、加工效率及更通用化迫使数控机床结构模块化、智能化、柔性化、用户界面图形化,科学计算可视化,内置高性能PLC,多媒体技术应用等方面发展。加工中心的优点有：1）提高加工质量；2）缩短加工准备时间；3）减少在制品；4）减少刀具费；5）最少的直接劳务费；6）最少的间接劳务费；7）设备利用率高。总的来说,加工中心的发展动向是高速、进一步提高精度和愈发完善的机能。本设计说明书以大量图例来说明加工中心的主轴箱设计及横向进给机构的设计的思路。设计中得到颜竟成教授的悉心指导,在此向他表示诚挚的的感谢。由于编者的水平和经验有限,加之设计时间较短、资料收集较困难,说明书中难免有缺点和错误,在此恳请读者谅解,并衷心希

3、望广大读者提出批评意见,使本设计说明书能有所改进。机床总体方案设计1.1机床总体尺寸参数的选定根据设计要求并参考实际情况,初步选定机床主要参数如下：工作台宽度X长度400X1600mmXmm工作台最大纵向行程650mm工作台最大横向行程450mm工作台最大垂直行程500mmX、Y轴步进电机a12/3000iZ步进电机a12/3000i主轴最大输出扭矩70公斤力X米主轴转速范围452000r/min主电动机的功率4kw主轴电动机转速1500r/min机床外行尺寸（长X宽X高）2488X1200X2710mmXmmXmm500kg机床净重机床主要部件及其运动方式的选定主运动的实现因所设计的卧式加工

4、中心要求能进行车、铣和镗，横向方向的行程比较大，因而采用工作台不动，而主轴箱各轴向摆放为卧式的机构布局；采用交流无级调速电动机实现无级调速，并且串联有级变速箱来扩大变速范围。为了使主轴箱在数控的计算机控制上齿轮的传动更准确、更平稳、工作更可靠，主轴箱主要采用离合器交换齿轮的有级变速。给运动的实现本次所设计的机床进给运动均由单片机进行数字控制，因此在X、Y、Z三个方向上，进给运动均采用滚珠丝杠螺母副，其动力由步进电机通过调隙齿轮传递。数字控制的实现采用单片机控制，各个控制按钮均安装在控制台上，而控制台摆放在易操作的位置，这一点须根据实际情况而定。1.2.4机床其他零部件的选择考虑到生产效率以及生

5、产的经济性，机床附件如油管、行程开关等，以及标准件如滚珠丝杠、轴承等均选择外购形式。机床总体布局的确定确定主轴箱传动系统方案：主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它应具有一定的转速（速度）和一定的变速范围，以便采用不同材料的刀具，加工不同材料、不同尺寸、不同要求的工件，并能方便地实现运动的开停、变速、换向和制动等。加工中心主传动系统主要包括电动机、传动系统和主轴部件，它与普通机床的主传动系统相比在结构上比较简单，这是因为变速功能全部或大部分由主轴电动机的无级调速来承担。机床上常用的变速电动机有直流电动机和交流变频电动机，在额定的转速上为恒功率变速，通常变速范围仅为2-3；额定转速以下为恒

6、转矩变速，调整范围很大，变速范围可大30甚至更大。上述功率和转矩特性一般不能满足机床的使用要求。为了扩大恒功率调速范围，在变速电动机和主轴之间串联一个有级变速箱。本机床采用交流调速电机变速，为了在变速范围内，满足一定恒功率和恒转矩的要求，为了进一步扩大变速范围，在后面串联机械有级变速装置。确定主轴箱有级变速级数：TOC o 1-5 h z取变速箱的公比为9f等于电动机的恒功率变速范围R，即9=R,fdpfdp功率特性图是连续的，无缺口和无重合。如变速箱级数为Z,则主轴的恒功率变速范围rnp等于R=9z-1R=9zNPfdpf变速箱的变速级数可得出：Z=虫lg9主轴要求的恒功率变速范围R=200

7、0/45=44.4NP电动机的恒功率变速范围R二2000/1500=1.34dP取变速箱的公比申=R=1.41fdp故变速箱的变速级数Z=竺=也=11.15lg9lg1.41故通过圆整取Z=12。确定各齿轮的齿数：在确定齿轮齿数时应注意：齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大，而且增大齿数和还会提高齿轮的线速度而增大躁声，所以在设计时要把齿数和控制在S1820,因而齿轮的齿数和不应过小。min受结构限制的个齿轮（尤其是最少齿轮），应能可靠地装到轴上或进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽a2m（m为模数），以保证有足够强的强度，避免出现变形或断裂现象。应保证：D一T2m2m

8、in标准直齿圆柱齿轮，其最少齿根直径D=m（z-2.5），代入上式可得:minminZmin6.5+式中:Z齿轮的最少齿数；minm齿轮模数；齿轮键槽顶面至轴心线的距离。由于此传动在同一变数组为同模数传动，各对齿轮的齿数的齿数之比，必须满足传动比；当各对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和必然相等，可列出:z=uz1jj2z+z=sj1j2z式中:z.z分别为J齿轮副的主动与从动齿轮的齿数j1j2uJ齿轮副的传动比；js齿轮副的齿数和。z由上述公式可得:第 页共54页第 页共54页第 页共54页z=j1z=j2uT+uszsz因此，选定了齿数和S，便可以计算出各齿轮的齿数，或

9、者由上式确定出齿轮Z副的任一齿轮后，用上式算出另一齿轮的齿数。查表选择齿轮的齿数：其中a代表二轴，b代表三轴，c代表四轴，d代表主轴。拟定主运动转速图：由上述计算得，12级转速各传动组中传动数的确定方案有：12=4X3,12=3X4,12=3X2X2,12=2X3X2,12=2X2X3按照“前多后少”的原则，确定各传动组的传动副数为12=3X2X2。根据“前密后疏”的原则，确定基本组在前，后面依次扩大，因此得结构式为12=3x2x2，136第二扩大组的两个传动比连线之间，相距格数应为ZnZb=3x2=6，变速范围是申6=1.416沁8，在允许的范围内，所选定的结构式共有三个传动组。因此变速机构

10、需要四轴，再加上电动机轴共五轴，故转速图有五条竖线。由于齿轮传动比受到1U2的限制，现在传动组C的变速范围为申6=8。可知4这个传动组中两个传动副的传动比必然是极限值，即=2=(P2该传动组的升降速度传动比都达到了极限值，就确定了轴III的六级转速只有一种可能，即为1801000r/min。轴II-I之间，两条传动比连线间应相距3格，取P2=1.41=p，因此,确定轴II的转速为355710r/min。对于轴I,取ua1112.8p3=2,u2a3图2.1加工中心转速图于是决定了轴I的转速为1000r/min，电动机轴与轴I之间为齿轮传动,传动比为1000：1440，综合上述，主轴的调速范围：

11、45.63.90.125.180.250.355.5000.710.1000.1400.2000。转速图如下：n(2000)nn(1400)ni0(1000)n?(710)巾(500)巾(355)皿(250)巾(1B0)(125)n3(90)川(63)ni(45)主运动的设计计算电动机的选择电动机的功率的计算查机床主轴/变速箱设计指导：端铣：硬质合金端铣刀，铣刀材料是45号钢；1)主切削力F=118a0.85f0.75-0.73a1.0n0.13zcezp公式中背吃刀量aq3:4,取a=4mm,侧吃刀量a=(0.4:0.8)d取0.8d=160mme每齿进给量fq0.1:0.2(mm/z),取

12、/=0.2(mm/z)zz刀具直径d=200mm铳刀齿数z=4,选V=100m/sc铳刀转速Fc=HE:mm0.13Z=118x1600.85x0.20.75x200-0.75x4x16Oo.i3x4=1706.3NF=118a085j0.75d-0-73ano3z所以主切削力cezp=118x1600.85x0.20.75x200-0.75x4x1600.13x4=1706.3N2）切削功率铳削过程中消耗的功率P主要按圆周切削力F和铳削速度V进行计算p=亠c1000 x60cCc=17063x100kw=2.84kw兀x60进给运动也消耗一些功率Pf，般情况下PfJ015P（式中H-铣床传动

13、效率），取6=0.85）,1.15P0n1.15x2.84085kw=3.84kw电动机参数的选择在选择电动机时，必须使得pP，根据这个原则，查机械设计手额定总册选取Y112M-4型电动机，功率为4kw。其基本参数如下（单位为mm）:满载转速为1440r/min齿轮传动的设计计算由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮也能满足传动设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都选用7-6-6的精度。具体设计

14、步骤如下：2.2.1模数的估算按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后方可确定，所以只在草图画后校核用。在绘草图之前，先估算再标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算公式：m32mm（式中N即为齿轮所传递的功率）w3Zn齿面点蚀的估算公式：A323mm（式中N即为齿轮所传递的功率）其中n为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。j由中心距A及齿数z、Z求出模数：122Am二mmjZ+Z12根据估算所得m和m中较大的值，选取相近的标准模数。wj前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下第一对齿轮副Qn=1440r/minjjm32mm=32wZn4mm沁1.39

15、mm34x1440A32mm=32Vnj41440mm沁4.49mm2A2x4.49O11mm=mm沁0.11mmz+z34+4712所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为mm1.39mmwQn=1000r/minj第二对齿轮mm=32Znj.m32w4mm沁1.69mm27x1000A32mm=32nj4mm沁5.02mm10002A2x5.02013mm=mm沁0.13mmz+z27+5312所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为mm1.69mmw第 页共54页第 页共54页Qn=355r/minj第三对齿轮副Znjm32wN32=32,2.4mm沁1.82mm37x3552.4355Nmm=

16、32n2A2x6.05clm=mm=mm沁0.134mmjz+z37+5312A32mm沁6.05mm所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为mm1.82mm第四对齿轮副Qn=125r/minj=32j.m32wNmmZn2.4mm沁2.45mm40 x125N2.4c“mm=323mm8.56mmn31252A2x8.56m=mm=mm0.14mmjz+z40+8012A32d=47x2=94mma1d=55x2=110mma2d=60 x2=120mma3d=37x2=74mmb1所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为mm2.45mmw综合上述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但

17、因为V轴的转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加V轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在I-III对齿轮模数均为m=2mm1，在WV对齿轮上就取m=2.5mm2齿轮分度圆直径的计算根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮的分度圆直径为：单位（mm）d=34x2=68mma1d=27x2=54mma2d=21x2=42mma3d=53x2=106mmb1d=30 x2=60mmb2d=40 x2.5=100mmc1d=24x2.5=60mmc22.2.3齿轮宽度B的确定d=60 x2=120mmb2d=80 x2.5=200mmc1d=96

18、x2.5=240mmc2齿轮影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反而容易引起振动和噪音。一般取B=（610）m。本次设计中，取主动轮宽度B=9m=18mm（最后一对齿轮也取B=79m=18mm）。齿轮其他参数的计算根据机械原理中关于渐开线圆柱齿轮参数的计算公式及相关参数的规定，齿轮的其他参数都可以由以上计算所得的参数计算出来，本次设计中，这些参数在此不在一一计算。齿轮结构的设计不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构的要求也不同，七级精度的齿轮，用较高精度的滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚或插后要剃

19、齿，使精度高于7级，或者淬火后再珩齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须达到6级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。齿轮的校核（接触疲劳强度）计算齿轮强度用的载荷系数K,包括使用系数K，动载荷系数K，齿间AV载荷分配系数K及齿向载荷分布系数K，即：apK=KKKKAVap=1.25x1.07x1.1x1.12=1.65查表得：Z=0.88,Z=2.5,Z=189.8且E（2K兀（u+1丿c=ZZZ1HHEbd2U11将数据代入得；Cp1100mpaH齿轮接触疲劳强度满足，因此接触的应力小于许用的接触应力。其他齿轮也符合要求，故其余齿轮不需验算，在此略去。轴的设计计算2.3

20、.1各传动轴轴径的估算滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的，而且轴的设计是在初步计算轴径的基础上进行的，因此先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度法用下列公式进行估算。dA0Pmmn1-p4丿对于空心轴，则dA0式中，P轴传递的功率，KW；n轴的计算转速，r/min;A其经验值见表0取p的值为1.5。(1)、计算各传动轴传递的功率P根据电动机的计算选择可知，本次设计所用的电动机额定功率N二4kw，各传d动轴传递的功率可按下式计算：p=Nxqdq-电机到传动轴之间传动效率；由传动系统图可以看出，本次设计中采用了联轴器和齿轮传动，及轴承。则各轴传递的功率为：耳二0.94,耳二0.94,耳二0.93,耳二

21、0.911234所以，各传动轴传递的功率分别为：p=pxq=4x0.94=3.76kw11p=pxq=3.76x0.94=3.53kw212p=pxq=3.53x0.94=3.29kw323p=pxq=3.29x0.91=2.96kw4342)估算各轴的最小直径d115x岸1n本次设计中，考虑到主轴的强度与刚度以及制造成本的经济性，初步选择主轴的材料为40Cr,其他各轴的材料均选择45钢，取A0值为115,各轴的计算转速可推算出为：n=1440r/min,n=1000r/min,n=355r/min,n=125r/min1234所以各轴的最小直径为：d115x1d115x2d115x3d115

22、x4在以上各轴中，因有些轴上开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大到5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径为：d=20mm,d=25mm,d=30mm2min3min4min对于主轴应该应用公式；dAx0故主轴为d115x=37.4mm考虑到轴上有花键，所以应将轴的最少直径增大5%，将增大的直径在圆整后取d=60mm4各轴段长度值的确定各轴段的长度值，应根据主轴箱的具体结构而定，且必须满足以下的原则应满足轴承及齿轮的定位要求。轴的刚度与强度校核1）轴的受力分析及受力简图由主轴箱的展开图可知，该轴的动力源由电动机通过弹性联轴器传递过来，而后通过齿轮将动力传递到

23、下一根轴。其两端通过一对角接触轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的是直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以，只要校核其在XZ平面和YZ平面的受力。轴所受载荷是从轴上零件传来的,计算时常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作铰链支座上的粮，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。其受力简图如下：在XZ平面内：h-ti图2.2XZ平面受力分析在YZ平面内：图2.3YZ平面受力分析2）作出轴的弯矩图根据上述简图，分别按XZ平面及YZ平面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出两个平面的上的弯矩图。则该

24、轴在XZ平面内的弯矩图为:同理可得在YZ平面内的弯矩图为:3）作出轴的扭矩图由受力分析及受力简图可知则扭矩图为：图2.6扭矩图4）作出总的弯矩图由以上求得的在XZ、YZ平面的弯矩图，根据m=pM2+M2可得总XZYZ的弯矩图为：5）作出计算弯矩图根据已作出的总弯矩图和扭矩图，则可由公式M=JM2+T）2求ca出计算弯矩，其中a是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数，因通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的边应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。既当扭转切应力为静应力时，取a=0.3;扭转切应力为脉动循环变应力

25、时，取a=0.6；若扭矩切应力也为对称循环变应力时，则取a=l。应本次设计中扭转切应力为静应力，所以取a=0.3，则计算弯矩图为：图2.8计算弯矩图（6）校核轴的强度选择轴的材料为45钢，并经过调质处理。由机械设计手册查得其许用弯曲应力为60MP，由计算弯矩图可知，该轴的危险截面在B的作用点上，由于该作用点上开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩：W二兀d4+（D-d）（D+d）2zd/32D其中Z为花键的数目，在本次设计中，z=&D=36mm,d=32mm,b=6mm所以其截面的惯性矩为W=273.5mm3根据标准直齿圆柱齿轮受力计算公式可得圆周力与径向力：Ft=2耳F=Fxtgad1rt

26、其中T1为小齿轮传递的扭转，Nmm；a为啮合角，对标准齿轮，取a=200；而尸与F分别对应与XZ平面及平面YZ的力。各段轴的长度可从2号A0图中得tr出，则根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为：M=25014.22Nm，ca则该轴危险截面所受的弯曲应力为：5=25014.22/524.38沁47.7MP20000h,故满足要求。h计算机械传动系统的刚度3.5.1机械传动系统的刚度计算（1）计算滚珠丝杠的拉压刚度K。S本机床工作台的丝杠支承方式为一端固定、一端游动。由图可知，滚珠丝杠螺母中心至固定端的距离a=L时，滚珠丝杠具有最小拉压刚度K，由TOC o 1-5 h zYsmin式得兀d

27、2E3432K=_x10-3=1.65x102xN/pm=253.42N/pm HYPERLINK l bookmark125 smin4L766Y当a=L=166mm时，滚珠丝杠螺母副具有最大拉压刚度K，由公式得jsmin兀d2E3432K=_2_X10-3=1.65X102XN/pm=1162.59N/pmsmin4L166Y2)计算滚珠丝杠螺母副支承轴承的刚度K。b已知轴承接触角0二600,滚动体直径d二7.144mm,滚动体个数Z=17,轴承的最大轴向工作载荷F=935.1N，可得BmaxK=2x2.34x3dZ2Fsin20=2x2.34x37.144x172x935.1xsin26

28、0N/pmbQBmax=458.52N/pm3)计算滚珠与滚道的接触刚度K。S查表得滚珠丝杠的刚度K=973N/pm，额定动载荷C=30000N，滚a珠丝杠上所承受的最大轴向载荷F=935.1N，又公式得13=973xBmax(935.1、0.1x30000丿丄3N/pm=659.72N/pm(4)计算进给传动系统的综合拉压刚度K。由公式得进给传动系统的综合拉压刚度的最大值为1Kmax1Ksmax11111+=+=0.0046KK1162.59458.52659.72bc故K=217.4N/pmmax由公式得进给传动系统的综合拉压刚度的最小值为1min1Ksmin11111+=+=0.0074

29、KK253.42458.52659.72bc故K=131.6N/pmmin滚珠丝杠螺母副的扭转刚度计算由图可知，扭转作用点之间的距离L2=1048mm，剪切模量G=8.1x104MPa,滚珠丝杠的底径d2-34.3叫故由公式得兀d4G3.14x34.3x10-3Jx8.1x104x106K=2_=Nm/rad=10497.35Nm/rad032L32x1048x10-32驱动电动机的选型与计算3.6.1计算折算到电动机轴上的负载惯量计算滚珠丝杠的转动惯量J。r已知滚珠丝杠的密度p=7.8x10-3Kg/cm3，可得J=0.78x10-3兰D4L=0.78x10-3x2.54x4.8+34x8.

30、7+44x88+34x9)kgcmrJJj=1=18.84kgcm2计算联轴器的转动惯量J0。J=0.78x10-3x(D4-34)x7.8kgcm2=7.39kgcm20由公式计算折算到电动机轴上的移动部件的转动惯量一。L已知机床执行部件(即工作台、工件和夹具)的总质量m=918kg，电动机每转一圈，机床执行部件在轴向移动的距离L=10mm=0.01m,则1)=918x2kgcm2=23.28kgcm2(2x3.14丿由式计算加在电动机轴上总的负载转动惯量JdJ=J+J+J=(18.84+7.39+23.28)kgcm2=49.5kgcm2dr0L计算折算到电动机轴上的负载力矩(1)由式计算

31、切削负载力矩T。C切削状态下坐标轴的轴向负载力F=F=935.1N，电动机每转一aamax圈，机床执行部件在轴向移动的距离L=10mm=0.01m,进给传动系统的总效率耳=0.90，贝VFLa2兀耳935.1x0.012x3.14x0.9Nm=1.66NmFLT=_=二90.4x0.01Nm=0.16Nm在不切削状态下坐标轴的轴向负载力F=90.4N,故卩0由式计算摩擦负载力矩T。卩2兀耳2x3.14x0.9由式计算滚珠丝杠的预紧而产生的附加负载力矩Tf。滚珠丝杠螺母副的预紧力F=311.7N，滚珠丝杠螺母副的基本导程L=10mm=0.01m,滚珠丝杠螺母副的效率耳=094，贝廿FpL0(1_

32、n2)2兀耳0311.7x0.01G0.942)Nm=0.065Nm2x3.14x0.9计算坐标轴折算到电动机轴上各种所需的力矩(1)由公式计算线性加速力矩T1。a1已知机床执行部件以最快速度运动时电动机的最高转速n=2000r/min,max电动机的转动惯量J=62kg/cm2，坐标轴的负载惯量mJ=49.51kg/cm2。取进给伺服系统的位置环增益k=20Hz,则加速时间ms33t二二s二0.15s,ak20s2兀n=max.al60 x9801md蔦9囂00X(62+4951)X(一-cms20=0.05s,故ap2兀nmax.60 x980t(J+J)=2X3.14X2000 x(62

33、+49.51kfcmmd60 x980 x0.15a=150.85kdfcm=14.78Nm(2)计算阶跃加速力矩。1加速时间t=aka=476.38kdfcm=46.69Nm计算坐标轴所需的折算到电动机轴上的各种力矩。由公式计算线性加速时的空载启动力矩T。qT=T+(T+T)=(14.78+0.16+0.065)Nm=15.005Nmqa1卩f由公式计算阶跃加速时的空载启动力矩T。qT=T+(T+T)=(46.69+0.16+0.065)Nm=46.92Nmqap卩f由公式计算空载时的快进力矩力矩T。KJT=(T+T)=(0.16+0.065)Nm=0.225NmKJ卩F由公式计算切削时的工

34、进力矩TGJT=(T+T)=(1.66+0.065)Nm=1.725NmGJcf选择驱动电动机的型号(1)选择驱动电动机的型号。根据以上计算和表格，选择日本FANUC公司生产的al2/3000i型交流伺服电动机为驱动电动机。其主要技术参数如下：额定功率，3KW；最高转速，3000r/min;额定力矩，12Nm；转动惯量，62kgcm2；质量，18kg。交流伺服电动机的加速力矩一般为额定力矩的510倍，若按5倍计算,该电动机的加速力矩为60Nm，均大于本机床工作台线性加速时的空载启动力矩T=14.78Nm或阶跃加速时的空载启动力矩T=46.92Nm，所以，qq不管采用何种加速方式，本电动机均满足

35、加速力矩要求。该电动机的额定力矩为12Nm，均大于本机床工作台的快进力矩T=0.225Nm或工进力矩T=1.725Nm。因此，不管是快进还是工KJGJ进，本电动机均满足驱动力矩的要求。（2）惯性匹配验算为了使机械传动系统的惯量达到较合理的匹配，系统的负载惯量J与伺服d电动机的转动惯量J之比一般应满足下式，即mJ0.25Wjd1m在本设计中，J49.51=0.8wb.25,1，故满足要求。J62m机械传动系统的动态分析3.7.1计算丝杠-工作台纵向振动系统的最低固有频率wnc已知滚珠丝杠螺母副的综合拉压刚度K=K=135x106N/m,滚珠0min1丝杠螺母副和机床执行部件的等效质量为m=m+石

36、m，其中m、m分别d3ss为机床执行部件的质量和滚珠丝杠螺母副的质量，已知m=918kg,则兀m=_x42x110.5x7.8x10-3kg=10.83kgs4m=m+1m=918+1x10.83kg=921kgd3s3巴胖rad/s=378rad/s3.7.2计算扭转振动系统的最低固有频率nt折算到滚珠丝杠轴上的系统的总当量转动惯量为J=J+J=(18.84+7.39)kgcm2=26.23kgcm2=0.0026kgm2sr0又丝杠的扭转刚度K=K=10497.35Nm/rad,则S0nt匹=卩0497.35厂=0.0026srad/s=2009rad/s由以上计算可知，丝杠-工作台纵向振

37、动系统的最低固有频率o=383rad/s、扭转振动系统的最低固有频率o=2009rad/s都比较ncnt高。一般按o=300rad/s的要求来设计机械传动系统的刚度，故满足要求。n3.8机械传动系统的误差计算与分析3.8.1计算机械传动系统的反向死区A已知进给传动系统的综合拉压刚度的最小值K=135x106N/m,，导min轨的静摩擦力F)=90.4N，由公式得A=25p仁x103=Xx103mm=1.37x10-3mmK135x106min即A=1.37pm兀2.67pm,故满足要求。计算机械传动系统由综合拉压刚度变化引起的定位误差5kmax由公式得5=F|丄-丄kmax01kkminmax

38、1X103=90.4x131.6x106217x106?X103mm=0.27x103mm即5=0.27pmp4pm，故满足要求。kmax计算滚珠丝杠因扭转变形产生的误差（1）由公式计算由扭矩引起的滚珠丝杠螺母副的变形量0。负载力矩T=T=225NMM。由图得扭矩作用点之间的距离kjL=1048mm，丝杠底径d=34-3mm，则22TL225x10480=7.21x10-22=7.21x10-2x孑、=0.012。d4（34.3）42（2）由该扭转变形量0引起的轴向移动滞后量&将影响工作台的定位精度。由公式得00.012&=L=10 xmm=0.0003mm=0.3pm0360360确定滚珠丝

39、杠螺母副的精度等级和规格型号确定滚珠丝杠螺母副的精度等级本机床工作台采用半闭环控制系统，V、e应满足下列要求300PpV0.8x（定位精度-5-5）=0.8x（20-0.28-0.3）pm=15.5pm300Pkmaxe0.8x（定位精度-5-5）=15.5pmpkmax滚珠丝杠螺母副拟采用的精度等级为2级，查表得匕00p=8pmp15.5pm；查表得，当螺纹长度为850mm时，e=15pm兀15.5pm,故满足设计要求。p确定滚珠丝杠螺母副的规格型号滚珠丝杠螺母副的规格型号为FFZD4010-3-P2/1105X850,其具体参数如下。公称直径与导程：40mm,10mm；螺纹长度：850mm

40、；丝杠长度：1150mm；类型与精度：P类，2级精度。滚珠丝杆副的预紧方式为了消除间隙和提高滚珠丝杆副的刚度，可以预加载荷，使它在过盈的条件下工作，常用的预紧方式有：双螺母垫片式预紧、双螺母螺纹式预紧、双螺母齿差式预紧等。预紧后的刚度可提高到无预紧时的2倍。但是，预紧载荷过大，将使寿命下降和摩擦力矩加大，通常，滚珠丝杆在出厂时，就已经由制造商调好预加载荷，并且预加载荷往往与丝杆副的额定动载荷有一定的比例关系。双螺母垫片式预紧：调整方法：调整垫片厚度，使螺母产生轴向位移。特点：结构见到，装卸方便，刚度高；但调整不便，滚道有磨损时，不能随时消除间隙和预紧，适用于高刚度重载传动。双螺母螺纹式预紧：调

41、整方法：调整端部的圆螺母，使螺母产生轴向位移。结构紧凑，工作可靠，调整方便，但准确性差，且易于松动，适用于刚度要求不高或随时调节预紧的传动。双螺母齿差式预紧：调整方法：两边的下螺母的凸缘上有外齿，分别与紧固的螺母座4的内齿圈，两个螺母向相同方向旋转，每转过一个齿，调整轴向位移。能够精确地调整预紧力，但结构尺寸较大，装配调整比较复杂，适宜用于高度精度的传动结构。齿轮传动消隙齿轮传动的间隙也叫侧隙，它是指一个齿轮固定不动，另一个齿轮能够作出的最大角位移。传动间隙是不可避免的，其产生的这样原因有：由于制造及装配误差所产生的间隙，为使用热膨胀而特意留出的间隙。为了提高定位精度和工作的平稳性，要尽可能减

42、小传动间隙。除了提高制造和装配精度外，消隙的主要途径有：设计可调传动间隙的机构；设置弹性补偿元件。在这设计里我采用双片直齿轮错齿调整法来消除间隙。控制系统的设计4.1控制系统总体方案的拟订机电一体化控制系统由硬件系统和软件系统两大部分组成。控制系统的控制对象主要包括各种机床，如车床、铣床、，磨床等等。控制系统的基本组成如下图所示：图4.1控制系统总体方案控制系统总体方案总控制系统硬件电路设计4.2.1单片机的设计（1）MCS-51系列单片机的设计MCS-51系列单片机的所有产品都含有8051除程序存储器外的基本硬件，都是在8051的基本上改变部分资源（程序存储器、数据存储器、I/O、定时/计数

43、器及一些其他特殊部件）。在控制系统设计中，我们采用的是8031，8031可寻址64KB字节程序存储器和64KB字节数据存储器。内部没有程序存储器，必须外接EPROM程序存储器。8031采用40条引脚的双列直插式封装（DIP）,引脚和功能分为三个部分。电源及时钟引脚此部分引脚包括电源引脚V、V及时钟引脚XTAL1、XTAL2。ccSS电源引脚接入单片机的工作电源。V（40脚）：接+5V电源。CCV（20脚）：接地。SS时钟引脚（18、19脚）：外接晶体时与片内的反相放大器构成一个振荡器，它提供单片机的时钟控制信号。时钟引脚也可外接晶体振荡器。XTAL1（19）：接外部晶体的一个引脚。在单片机内部

44、，它是一个反相放大器的输入端。当采用外接晶体振荡器时，此引脚应接地。XTAL2（18）：接外部晶体的另一端，。在单片机内部接至反相放大器的输出端。若采用外部晶体振荡器时，该引脚接受振荡器的信号，即把信号直接接至内部时钟发生器的输入端。控制引脚它包括RST、ALE、PSEN.EA等。此类引脚提供控制信号，有些引脚具有复用功能。RST/VPD（9脚）：当振荡器运行时，在此引脚加上两个机器周期的高电平将使单片机复位（RST）。复位后应使此引脚电平为0.5V的低电平，以保证单片机正常工作。掉电期间，此引脚可接备用电源（VPD），以保持内部RAM中的数据不丢失。当V下降到低于规定值，而VPD在其规定的电

45、压范围内（5土0.5）V时，CCVPD就向内部RAM提供备用能源。ALE/PROG（30脚）：当单片机访问外部存贮器时，ALE（地址锁存允许）输出脉冲的下降沿用于锁存16位地址的低8位。即使不访问外部存贮器，ALE端仍有周期性正脉冲输出，其频率为振荡器频率的1/6。但是，每当访问外部数据存贮器时，在两个机器周期中ALE只出现一次，即丢失一个ALE脉冲。ALE端可以驱动8个TTL负载。PSEN（29脚）：此输出为单片机内访问外部程序存储器的读选通信号。在从外部程序存储器指令（或常数）期间，每个机器周期PSEN两次有效。但在此期间，每当访问外部数据存储器时，这两次有效的PSEN信号不出现。PSEN

46、同样可以驱动8个TTL负载。EA/V（31脚）：当EA端保持高电平时，单片机访问的是内部程序存储pp器，但当PC值超过某值时，将自动转向执行外部程序存储器内的程序。当EA端保持低电平时，则不管是否有内部程序存贮器而只访问外部程序存储器。对8031来说，因其无内部程序存储器。所以该引脚必须接地，既此时只能访问外部程序/士旦且存储器。输入/输出引脚输入/输出(I/O)接口引脚包括P0口、P1口、P2口和P3口。P0口(P0.0-P0.7)：为双向8为三态I/O口，当作为I/O口使用时，可直接连接外部I/O设备。它是地址总线低8位及数据总线分时复用口，可驱动8个TTL负载。一般作为扩展时地址/数据总

47、线口使用。P1(P1.0-P1.7)：为8位准双向I/O口，它的每一位都可以分别定义为输入线或输出线(作为输入口时，锁存器必须置1),可驱动4个TTL负载。P2(P2.0-P2.7)：为8位准双向I/O口，当作为I/O口使用时，可直接连接外部I/O设备。它是与地址总线高8位复用，可驱动4个TTL负载，一般作为扩展时地址总线的高8位使用。P3(P3.0-P3.7)：为8位准双向I/O口，是双功能复用口，可驱动4个TTL负载。(2)MCS-51单片机的时钟电路时钟电路是计算机的心脏，它控制着计算机的工作节奏，MCS-51片内有一个反相放大器，XTAL1，XTAL2引脚分别为该反相放大器的输入端和输

48、出端，该反相放大器与片外晶体或陶瓷谐振器一起构成了一个自激振荡器，产生的时钟送至单片机内部的各个部件。单片机的时钟产生方式有内部时钟方式和外部时钟方式两种，大多单片机应用系统采用内部时钟方式。最常用的内部时钟方式采用外接晶体和电容组成的并联谐振回路，不论是HMOS还是CHMOS型单片机，其并联谐振回路及参数相同。如下图所示：XTAL2十MCS-51XTAL1内部时钟方式的时钟电路图4.2时钟电路MCS-51单片机允许的振荡晶体可在1.2MHZ-24MHZ之间可以选择，一般取11.0592MHZ。电容Cl、C2的取值对振荡频率输出的稳定性、大小及振荡电路起振速度有少许影响。C1、C2可在20PF

49、-100PF之间选择，一般当外接晶体时典型取值为30PF，外接陶瓷谐振器时典型取值为47PF，取60PF-70PF时振荡器有较高的频率稳定性。在设计印刷电路板时，晶体或陶瓷谐振器和电容应尽量靠近单片机XTAL1，XTAL2引脚安装，以减少寄生电容，更好地保证振荡器稳定和可靠的工作。为了提高温度稳定性，应采用NPO电容。（3）MCS-51单片机的复位电路计算机在启动运行时都需要复位，使中央处理器CPU和系统中的其他部件都处于一个确定的初始状态，并从这个状态开始工作，单片机的复位都是靠外部电路实现的，MCS-51单片机有一个复位引脚RST，高电平有效。它是施密特触发输入，当振荡器起振后，该引脚上出

50、现两个机器周期（即24个时钟周期）以上的高电平，使器件复位，只要RST保持高电平，MCS-51便保持复位状态。此时ALE,pseN，P0口、P1口、P2口和P3口都输出高电平。RST变位低电平后，退出复位状态，CPU从初始状态开始工作。复位操作不影响片内RAM的内容。MCS-51单片机通常采用上电自动复位和按钮复位两种方式。通常因为系统运动等的需要，常常需要人工按钮复位，如下图所示：图4.3复位电路对于CMOS型单片机因RST引脚的内部有一个拉低电阻，故电阻R2可不接。单片机在上电瞬间，RC电路充电，RST引脚端出现正脉冲，只要RST端保持两个机器周期上的高电平（因为振荡器从起振到稳定大约要1

51、0ms）,就能使单片机有效复位，当晶体振荡频率为12MHZ时，RC的典型值为C=10卩F，R=8.2KQ。简单复位电路中，干扰信号易串入复位端，可能会引起内部某些寄存错误复位，这时可在RST引脚上接一去耦电容。上图那上电按钮复位电路只需将一个常开按钮开关并联于上电复位电路，按下开关一定时间就能使RST引脚端为高电平，从而使单片机复位。系统的扩展在以8031单片机为核心的控制系统中必须扩展程序存储器，用以存放控制程序。同时，单片机内部的存储器容量较小，不能满足实际需要，还要扩展数据存储器。这种扩展就是配置外部存储器（包括程序存储器和数据存储器）。另外，在单片机内部虽然设置了若干并行I/O接口电路

52、，用来与外围设备连接。但当外围设备较多时，仅有几个内部I/O接口是不够的，因此，单片机还需要扩展输入输出接口芯片。（1）程序存贮器的扩展MCS-51系列单片机的程序存贮器空间和数据存贮器空间是相互独立的。程序存储器寻址空间为64KB(OOOOH-OFFFH),8031片内不带ROM，所以要进行程序存贮器的扩展。用作程序存贮器的常用的器件是EPROM。由于MCS-51单片机的P0口是分别复用的地址/数据总线，因此，在进行程序存贮器扩展时，必须用地址锁存器锁存地址信号。通信地址锁存器可使用带三态缓冲输出的八D锁存器74LS373。当用74LS373作为地址锁存器时，锁存器G可直接与单片机的锁存控制

53、信号端ALE相连，在ALE下降沿进行地址锁存。根据应用系统对程序存贮器容量要求的不同，常采用的扩展芯片扩展EPROM2716(2KBX8)、2732A(4KBX8)、2764A(8KBX8)、27128A(16KBX8)、27256A(32KBX8)和27512(64KBX8)等。以上6种EPROM均为单一+5V电源供电，维持电流为35mA40mA,工作电流为75mA-100mA，读出时间最大为250ns,均有双列直插式封装形式，A0-A15是地址线，不同的芯片可扩展的存贮容量的大小不同，因而提供8位地址的P2口线的数量个不相同，故2716为A0-A10，27512为A0-A15；D0-D7是

54、数据线；CE是片选线，低电平有效；CE是数据输出选通线；Vpp是编程电源；Vcc是工作电源，PCM是编程脉冲输入端。根据程序存贮器扩展的原理，以EPROM和锁存器74L373为例对8031单片机进行程序存贮器的扩展。因为2764A是8KB容量的EPROM，故用到了13根地址线，A0-A12。如果只扩展一片程序存贮器EPROM，故可将片选端CE直接接地。下图为扩展两片EPROM的连接方法。同时，8031运行所需的程序指令来自2764A，要把其EA端接地，否则，8031将不会运行。第 页共54页第 页共54页LBm=EFli:m啃晞而G3Da34)3Ja皿i=r-图4.42764的扩展电路（2）数

55、据存贮器的扩展8031单片机内部有128个字节RAM存贮器。CPU对内部的RAM具有丰富的操作指令。但在用于数据采集和处理时，仅靠片内提供的128个字节的数据存贮器是远远不够的。在这种情况下，可利用MCS-51的扩展功能，扩展外部数据存贮器。数据存贮器只使用WR、RD控制线而不用PSEN。正因为如此，数据存贮器与程序存贮器可完全重叠，均为OOOOH-FFFFH，但数据存贮器与I/O口与外围设备是统一编址的，即任何扩展的I/O口以及外围设备均占用数据存贮器地址。8031的P0口为RAM的复用地址/数据线，P2口用于对RAM进行页面寻址（根据其容量不同，所占的P2端口不同，在对外部RAM读/写期间

56、，CPU产生RD/WR信号。在8031单片机应用系统中，静态RAM是最常用的，由于这种存贮器的设计无须考虑刷新问题，因而它与微处理器的接口很简单。最常用的静态RAM芯片有6116C2KBX8）和6264（4KBX8）。单一+5V供电，额定功耗分别为160mW和200mW，典型存取时间均为200ns,均有双列之插式封装，管脚分别为24和20线。下图是6264与8031的连接图。从图可知：6264的片选CS1接8031的P2.7，第二片选线CS2接高电平，保持一直有效状态。因为6264是8KB容量的RAM，故用到了3根地址线。6264的地址范围为0000H-7FFF。对于一个完整的应用系统，必须具

57、备一定容量的程序存贮器和一定容量的数据存贮器。8031单片机外部扩展两片2764EPROM和两片6264静态RAM。程序存贮器2764的地址为：0000H-1FFFH。数据存贮器6264的地址为0000H-7FFFH。1.4:-TT丄丄工亠丄丄丁-亠？一丁二:图4.56264的扩展电路（1）I/O的扩展MCS-51系列单片机大多具有四个8位I/O口（即P0口、P1口、P2口和P3口），原理上这四个I/O口均可用作双向并行I/O接口。但在实际应用中，P0第 页共54页第 页共54页口常被用作为数据总线和低8位地址总线使用，P2口常被用作为高8位地址总线使用，P3口某些位又常用它的第二功能，特别是

58、无ROM型的单片机因必须扩展外部程序存贮器，则更是如此。所以，若一个MCS-51应用系统需连接较多的并行输入/输出的外围设备（如打印机、键盘、显示器等），单片机本身所提供的输入输出口不能满足，就不可避免地要扩展并行I/O接口。常用的MCS-51并行I/O接口扩展方法主要有四种：采用可编程的并行接口电路，如8255A；采用可编程的RAM/IO扩展器，如8155；采用TTL或CMOS电路的三态门、锁存器，如74LS377、74LS373、74LS244；利用MCS-51的并行扩展并行I/O接口。a.8255A可编程外围并行I/O接口8255A可编程输入输出接口芯片，它具有3个8位的并行I/O口，具

59、有三种工作方式，可通过程序改变其功能，因而使用方便，通用性强，可作为单片机与多种外围设备连接时的中间接口电路。在单片机的I/O口扩展8255芯片，其接口相当简单，如下图所示：图4.58255的扩展电路图图中8255的RD、R分别与MCS-51的RD、R相连；8255的D0-D7直接MCS-51的P0口。片选信号CS口及地址选择线A0、A1分别由8031的PO.O、PO.1、P0.2经地址锁存器后提供。故8255的A、B、C口及控制口地址分别为FF7CH、FF7DH、FF7EH、FF7FH。8255的复位端与8031的复位端相连，都接到8031的复位电路上。在实际的应用系统中，必须根据外围设备的

60、类型选择8255的操作方式，并在初始化程序中把相应的控制字写入操作口。8522接口芯片在MCS-51单片机应用系统中广泛用于连接外部设备，如打印机、键盘，显示器以及作为控制信息的输入、输出口。b.8155可编程外围并行I/O接口8155/8156芯片内包含有256个字节RAM，2个8位和一个6位的可编程并行I/O口，一个14位定时器/计数器。8155/8156可直接与MCS-51单片机连接,不需要增加任何硬件逻辑。由于8031单片机外接一片8155后，就综合地扩展了数据RAM、I/O端口和定时器/计数器。因而是MCS-51单片机系统中最常用的外围接口芯片之一。在8155的控制逻辑部件中，设置一