步进驱动系统与数控直线插补程序的设计说明书

步进驱动系统与数控直线插补程序设计说明书第一章 进给运动驱动系统设计步进电机的选择和齿轮传动比的计算系统总体设计非常重要，是对一部机器的总体布局和全局的安排。总体设计是否合理将对后面几步的设计产生重大影响，也将影响机器的尺寸大小、性能、功能和设计质量。所以，在总体设计时应多花时间、考虑清楚，以减少返工现象。当伺服系统的负载不大、精度要求不高时，可采用开环控制。一般来讲，开环伺服系统的稳定性不成问题，设计时主要考虑精度方面的要求，通过合理的结构参数设计，使系统具有良好的动态响应性能。1.1 系统方案设计在机电一体化产品中，典型的开环控制位置伺服系统是简易数控机床（本实验室自制数控平台）及X-Y数控工作台等，其结构原理如图1-1所示。各种开环伺服系统在结构原理上大同小异，其方案设计实质上就是在图1-1的基础上选择和确定各构成环节的具体实现方案。计算接口功放执行机械机械机或传动执行电路电路元件PLC机构机构图1-1 开环伺服系统结构原理框图1、执行元件的选择选择执行元件时应综合考虑负载能力、调速范围、运行精度、可控性、可靠性及体积、成本等多方面要求。开环系统中可采用步进电机、电液脉冲马达等作为执行元件，其中步进电机应用最为广泛，一般情况下优先选用步进电机，当其负载能力不够时，再考虑选用电液脉冲马达等。2、传动机构方案的选择传动机构实质上是执行元件与执行机构以输出旋转运动和转矩为主，而执行机构则多为直线运动。用于将旋转运动转换为直线运动的传动机构主要有齿轮齿条和丝杠螺母等。前者可获得较大的传动比和较高的传动效率，所能传递的力也较大，但高精度的齿轮齿条制造困难，且为消除传动间隙而结构复杂，后者因结构简单、制造容易而广泛使用。在步进电机与丝杠之间运动的传递有多种方式，可将步进电机与丝杠通过联轴器直接连接，其优点是结构简单，可获得较高的速度，但对步进电机的负载能力要求较高；还可以通过减速器连接丝杠，通过减速比的选择配凑脉冲当量、扭矩和惯量；当电动机与丝杠中心距较大时，可采用同步齿形带传动。3、执行机构方案的选择执行机构是伺服系统中的被控对象，是实现实际操作的机构，应根据具体操作对象及其特点来选择和设计。一般来讲，执行机构中都包含有导向机构，执行机构的选择主要是导向机构的选择。4、控制系统方案的选择控制系统方案的选择包括微控制器、步进电机控制方式、驱动电路等的选择。常用的微控制器有单片机、 PLC、微机插卡、微机并行口、串行口和下位机等，其中单片机由于在体积、成本、可靠性和控制指令功能等许多方面的优越性， 在伺服系统中得到广泛的应用。步进电机控制方式有硬件环行分配器控制和软件环行分配器控制之分，对多相电机还有 X相单X拍、X相2*X拍、X相双X拍和细分驱动等控制方式，如三相步进电机有 3相单3拍、3相6拍、3相双3拍和细分驱动等控制方式，对于控制电路有单一电压控制、高低压控制、恒流斩波控制、细分控制等电路。5、本次课程设计和综合训练方案的选择执行元件选用功率步进电机，传动方案选择带有降速齿轮箱的丝杠螺母传动机构和联轴器，执行机构选用拖板导轨；控制系统中微控制器采用ＰＬＣ控制器，步进电机控制方式采用带有硬件环行分配器的现有步进电机驱动器，在共地的情况下，给该驱动器提供一路进给脉冲、另一路高（低）电平方向控制电位以及使能信号。1.2 传动比计算和步进电机的选择一、X轴（纵向）：减速器传动比计算其中 ：表示步进电机步距角 p ：表示丝杠导程 p：表示脉冲当量步进电机所需力矩计算选择步进电机应按照电机额定输出转矩 T 电机所需的最大转矩 Tmax的原则，首先计算电机所需的负载转矩。作用在步进电机轴上的总负载转矩 T可按下面简化公式计算：PFPFWPFTTJTTWT(JmJE)2i2i2i式中：TJ为启动加速引起的惯性力矩，T为拖板重力和拖板上其它折算到电机轴上的当量摩擦力矩，

TW为加工负载折算到电机轴上的负载力矩，

TO为因丝杠预紧引起的力折算到电机轴上的附加摩擦转矩；

Jm为电机转动惯量

;

Je为折算到电机轴上的等效转动惯量； 为启动时的角加速度; (Jm JE)有参数知； 由空载启动时间和最大进给速度计算得到； p：为丝杠导程。F：为拖板重力和主切削力引起丝杠上的摩擦力， F (mg FZ) ，拖板重量由参数给定，在计算纵向力时（选择纵向电机） ，拖板重量为两个拖板的重量之和，在计算横向力（选择横向电机）时，为小拖板重量，刚与刚的摩擦系数可查资料，一般为0.05~0.2；FW：在选择横向电机时，为工作台上的最大横向载荷，通过给定吃刀抗力 Fy得到；在选择纵向电机时，为工作台上的最大纵向载荷，通过给定吃刀抗力 Fx得到；FO：为丝杠螺母副的预紧力，设取 FW的1/3~1/5；：为伺服进给系统的总效率，取为 0.8； i：为减速器传动比。TTJTTWT(JmPFPFWPFOJE)i2i2i2nmaxvmax601.860r/min3605103p360Tj(JmJ)20.0778.5rad/s5.495N?M取0.8取0.2F（mgFz)(4001200)0.2320NTPFW63800.0756N?m2i23.140.86PFW68000.7961N?mTW2i23.140.86一般启动是为空载，于是空载启动时电机轴上的总负载转矩为：在最大外载荷下工作时，电动机轴上的总负载转矩为：计算出的总负载转矩根据驱动方式，选择电机时还需除以一系数，设为 X相2*X拍驱动方式，则总负载转矩取为：T max{Tq/0.8;Tg/(0.3~0.5)} max{4.67618;2.92374}总负载转矩T取4.676Nm根据求出的负载转矩，和给定的步距角，查询步进电机型号为： 90BYG2502表1-1所选步进电机特性参数规格型号

相 步距角

相电流

最大静转

转动惯量数 （。）

（A）

矩（）

（）90BYG2502 2/4 0.9/1.8 4 6 4 70 90键电空载启空载运E压动频率行频率/V/Hz/Hz半圆键4100180020000381425b L92 134 107 6.6二、同理Z轴（横向）：传动比i：总负载转矩T：TTJTTWTO(JmJE)PFPFWPFO2i2i2inmax602nmax360213.3317.4rad/s280108010TJJmJe0.08N?m217.4rad/s21.392N?m取0.8取0.05PF1067.5T23.140.040714N?m2i0.83.3FW Fy 900NFFW1225N40.2PFo0.210225To23.140.027142N?m2i0.83.3一般启动是为空载，于是空载启动时电机轴上的总负载转矩为：在最大外载荷下工作时，电动机轴上的总负载转矩为 :T maxTq/0.8;Tg/(0.3~0.5) max1.82482;2.0352总负载转矩T取根据求出的负载转矩，和给定的步距角，查询步进电机型号 ;表1-2所选步进电机特性参数规格型号 相 步距角 相电流 最大静转 转动惯量数 （。） （A） 矩（） （）90BYG2502 2/4 0.9/1.8 4 6 4 70 90键电空载启空载运E压动频率行频率/V/Hz/Hz半圆键4100180020000381425b L92 134 107 6.6图1-2进给系统机构1．3齿轮的设计一．X方向的齿轮传动件设计计算：选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）精度等级选用 7级精度；3）试选小齿轮齿数 z1＝20，大齿轮齿数z2＝40的；一级为2按齿面接触强度设计按公式计算，即d12.323KT1u1(ZE)2tdu[H]a）确定公式内的各计算数值4）试选Kt＝1.34）由机械设计书表10－7选取尺宽系数φd＝14）由机械设计书表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa4）由机械设计书图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；4）由公式计算应力循环次数8N 60njhL 60 301 2 8 30015 1.296101 1一级：二级：（6）由机械设计书图 10－19查得接触疲劳寿命系数 KHN1＝0.94；KHN2＝0.98（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数 S＝1，由式（10－12）得[ σH]1＝＝0.90×600MPa＝564MPa[ σH]2＝＝0.95×550MPa＝539MPaKT1u1ZE)2d1t2.323([H]=45.5184mmdu=39.7684mmⅠ.计算圆周速度；Ⅱ.计算齿宽b及模数mt.计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1；根据v=0.51m/s,7级精度，由机械设计书图 10—8查得动载系数KV=0.9；直齿轮由机械设计书表 10—3查得KH=KF =1.2；由机械设计书表10—4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.310由，KH=1.310查《机械设计》图 10-13得KF 1.27。故载荷系数K KAKVKHKH 1 0.9 1.2 1.31 1.4148按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10—10a）得Ⅳ.计算模数按齿根弯曲强度设计由式确定计算参数（1）计算载荷系数KKAKVKFKF10.91.21.271.3716（2）由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1MPa；500大齿轮的弯曲强度极限FE2MPa380（3）由《机械设计》图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.87，KFN2 0.90计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有[F]1KFN1FE1S[F]2KFN2FE2S

310.71MPa247.29MPa查取齿型系数由表10－5查得Yfa1=2.80；Yfa2=2.30（6）查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.71计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较σF大齿轮的数值大。设计计算m2KT1(YFaYSa)321.37162.51033dz1F120对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得模数0.65并就近圆整为标准值m=0.8mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=15.19mm，算出小齿轮齿数:大齿轮齿数几何尺寸计算1）计算中心距2）计算大、小齿轮的分度圆直径（3）计算齿轮宽度二．Z方向的齿轮传动件设计计算：选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度；传动比为3.3.3）试选一级小齿轮齿数 z1＝20，一级大齿轮齿数 z2＝40的；一级传动比。二级小齿轮齿数z3=20，二级大齿轮齿数 Z4=80；二级传动比为。按齿面接触强度设计按公式计算，即32dt≥2.322KtTu1ZHZE·uσHφda）确定公式内的各计算数值4）试选Kt＝1.34）由机械设计书表10－7选取尺宽系数φd＝14）由机械设计书表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa4）由机械设计书图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σ Hlim2＝550MPa；（4）由公式计算应力循环次数8N 60njhL 60 301 2 8 30015 1.296101 1一级：二级：（6）由机械设计书图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；＝0.95KHN2（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数 S＝1，由式（10－12）得[ σH]1＝＝0.90×600MPa＝540MPa[ σH]2＝＝0.95×550MPa＝522.5MPab）计算试算小齿轮分度圆直径 d1t与d3t。；计算圆周速度计算齿宽b及模数，b125.2416mm;b223.7104mm;mt11.26208mm;mt21.18552mm;h12.83968mm;h22.66742mm;18.8888889bh1b2 8.888889h2计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取 KA=1；根据,7级精度，由机械设计书图 10—8查得动载系数`；直齿轮由机械设计书表 10—3查得KH=KF =1.2；由机械设计书表 10—4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH =1.310。由b/h=8.89，KH =1.310由书表10—13查得KF=1.27故载荷系数：K1KAKv1KHKH10.91.21.311.4148K2KAKv2KHKH10.71.21.311.1004按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10—10a）得；计算模数m按齿根弯曲强度设计32KT1YFaYSa确定计算参数由式mn≥2·φdz1σF（1）计算载荷系数K1KAKV1KFKF10.91.21.271.3716K2KAKV2KFKF10.71.21.271.06682）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa，查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限σF2=380MPa。（3）由图10-18取弯曲疲劳强度寿命系数 KFn1=0.87，KFn2=0.9（4）查取齿型系数由表10－5查得Yfa1=2.80；Yfa2=2.52；Yfa3=2.80；Yfa4=2.345（5）查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.625;Ysa3=1.55；Ysa4=1.679（6）计算弯曲疲劳许用应力σF[F]1KFN1FE1S[F]2KFN2FE2S

310.71MPa247.29MPa计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较σF大齿轮的数值大。设计计算21.41841030.01651mn12020.4529mmm232K2T1(YFaYSa)321.06682.5103212020.017140.61dz1F对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得模数0.66并就近圆整为标准值m1=m2=0.8mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=21.33mm，d2=18.75mm算出小齿轮齿数大齿轮齿数几何尺寸计算1）计算中心距（2）计算大、小齿轮的分度圆直径（3）计算齿轮宽度B2=21mm;B1=25mmB4=20mm;B3=24mm1．4丝杠的选择一．设计X方向的滚珠丝杠螺母机构 ：1、X方向丝杠受力分析：X、Z方向的工作台滑板及其组件重量（ W1、W2）以及Z方向的轴向工作载荷Fa2主要由导轨承担，而 X方向丝杠主要承受 X方向的轴向力F。X方向丝杠所受的总轴向力 F由两部分组成：一是刀具所受的 X方向轴向工作载荷 Fa1；二是工作台滑板及其组件重量（ W1、W2）和Z方向的轴向载荷在导轨上产生的合成摩擦力FN两部分组成：F＝Fa1＋FN2(W1W2)22(100300)2FNFa20.21500292.5747N式中F――丝杠所受的总轴向力 N；FN――导轨与工作台滑板之间的摩擦力 N；Fa1――X方向的轴向工作载荷 N；Fa2――Y方向轴向工作载荷 N；μ――导轨与工作台滑板之间的摩擦系数，由于导轨与工作台滑板处于边界润滑状态（脂润滑或油润滑），可取μ＝0.05～0.2 ；W 1――X方向工作台滑板及其组件重量 N；W 2――y方向工作台滑板及组件重量 N；将有关参数代入上述公式可得 X方向丝杠所受的总轴向力 F为：F F F 800 292.5747 1092.5747Na1 N、丝杠设计计算及选择当滚珠丝杠副承受轴向载荷时， 滚珠和滚道型面间便会产生接触应力。 对滚道型面上某一点而言，其应力状态是交变应力。这种交变接触应力作用下， 经过一定的应力循环次数后，就要使滚珠和滚道型面产生疲劳点蚀现象， 随着麻点的扩大滚珠丝杠副就会出现振动和噪音， 而使它失效，这是滚珠丝杠副的主要破坏形式。在设计滚珠丝杠副时，必须保证在一定的轴向工作载荷下，在回转一百万转时，在它的滚道上由于受滚道的压力而不至于出现点蚀现象，此时所能承受的轴向载荷，称为这种滚珠丝杠副的最大（基本）额定动载荷 Ca。设计在较高速度下长时间工作的滚珠丝杠副时，因疲劳点蚀是其主要的破坏形式，故应按疲劳寿命选用，并采用与滚动轴承同样的计算方法，首先从工作载荷F推算最大动载荷Ca，由《机械设计》可知3L10caLF或caca＝F3L式中Ca—最大（基本）额定动载荷（ N），其值查附表5ca――计算额定动载荷F—丝杠所受总的轴向工作载荷（ N）L10—基本额定寿命（以一百万转为一个单位）L’――预期使用寿命（以一百万转为一个单位）（1）、按额定静载荷选择：按 Coa≧F的原则选择丝杠：d0＝16mm（2）、按疲劳寿命选择L =60×n×T/1000000＝60×60×15000/1000000=5.4（百万转）矩形导轨滚珠丝杠副的最大工作载荷：=1300N(3)fH（硬度系数）由 2表取1.0，fW（运转系数）由表 3取1.2，T使用寿命由表 4取为15000h最大动载荷的计算=3763.211N额定动载荷,所以初选丝杠规格时额定动载荷为 3763.311N当滚珠丝杠副在静态或低速状态下（ n<=10r/min)长时间承受工作载荷时，还应使其额定静载荷，即为 3900N.因此，选择出的滚珠丝杠副的规格代号为： 1604——3；公称直径为16mm；导程直径为为4mm；滚珠直径为2.381mm;丝杠底径：13.1mmm;丝杠外径：15.3mm;循环列数 G:3;GD:32;螺母安装尺寸 :28:52: 38L/G/GD:37 、65B:10h:6:5.8:10油杯M：M6额定载荷/N: :4612:8779刚度： G:140GD:279由上述计算可知，应选 d0＝16、基本导程L0＝4mm的滚珠丝杠。二．设计Z方向的滚珠丝杠螺母机构：1、Z方向丝杠受力分析：X、Z方向的工作台滑板及其组件重量（ W1、W2）以及X方向的轴向工作载荷Fa1主要由导轨承担，而 Z方向丝杠主要承受 Z方向的轴向力F。Z方向丝杠所受的总轴向力 F由两部分组成：一是刀具所受的 Z方向轴向工作载荷 Fa2；二是工作台滑板及其组件重量（ W1、W2）和X方向的轴向载荷在导轨上产生的合成摩擦力FN两部分组成：F＝Fa2＋FN2W2)28002(100300)2FNFa1(W10.2178.886N式中F――丝杠所受的总轴向力N；FN――导轨与工作台滑板之间的摩擦力N；Fa1――X方向的轴向工作载荷 N；Fa2――Y方向轴向工作载荷 N；μ――导轨与工作台滑板之间的摩擦系数，由于导轨与工作台滑板处于边界润滑状态（脂润滑或油润滑），可取μ＝0.05～0.2 ；W 1――X方向工作台滑板及其组件重量 N；W 2――y方向工作台滑板及组件重量 N；将有关参数代入上述公式可得 X方向丝杠所受的总轴向力 F为：F F F 1500 178.886 1679.886Na2 N2、丝杠设计计算及选择当滚珠丝杠副承受轴向载荷时，滚珠和滚道型面间便会产生接触应力。对滚道型面上某一点而言，其应力状态是交变应力。这种交变接触应力作用下，经过一定的应力循环次数后，就要使滚珠和滚道型面产生疲劳点蚀现象，随着麻点的扩大滚珠丝杠副就会出现振动和噪音，而使它失效，这是滚珠丝杠副的主要破坏形式。在设计滚珠丝杠副时，必须保证在一定的轴向工作载荷下，在回转一百万转时，在它的滚道上由于受滚道的压力而不至于出现点蚀现象，此时所能承受的轴向载荷，称为这种滚珠丝杠副的最大（基本）额定动载荷 Ca。设计在较高速度下长时间工作的滚珠丝杠副时， 因疲劳点蚀是其主要的破坏形式， 故应按疲劳寿命选用，并采用与滚动轴承同样的计算方法，首先从工作载荷F推算最大动载荷Ca，由《机械设计》可知3L10caLF或caca＝F3L式中Ca—最大（基本）额定动载荷（ N），其值查附表5ca――计算额定动载荷F—丝杠所受总的轴向工作载荷（ N）L10—基本额定寿命（以一百万转为一个单位）L’――预期使用寿命（以一百万转为一个单位）（1）、按额定静载荷选择：按 Coa≧F的原则选择丝杠：d0＝16mm（2）、按疲劳寿命选择fH（硬度系数）由 2表取1.11，fW（运转系数）由表 3取1.2，T使用寿命由表 4取为15000h=60×n×T/1000000＝60×60×15000/1000000=5.4（百万转）矩形导轨滚珠丝杠副的最大工作载荷：=1.1*1500+0.15(1500+1200+300)=4650N最大动载荷的计算=3763.211N额定动载荷,所以初选丝杠规格时额定动载荷为 3763.311N当滚珠丝杠副在静态或低速状态下（ n<=10r/min)长时间承受工作载荷时，还应使其额定静载荷，即为 13950N.因此，选择出的滚珠丝杠副的规格代号为： 2006——3；公称直径为20mm；导程直径为为6mm；滚珠直径为3.5mm;丝杠底径：15.8mmm;丝杠外径：19.3mm;循环列数 G:3;GD:32;螺母安装尺寸 :36:60: 48L/G/GD:52 、92B:11h:6:5.8:10油杯M：M6额定载荷/N: :9366:18324刚度： G:193GD:385由上述计算可知，应选 d0＝20、基本导程L0＝6mm的滚珠丝杠。三、联轴器的选用联轴器的选用依据是其工作条件和结构形式。 在选型时，主要考虑以下几点：1、选联轴器的类型根据传递的转矩大小和转速高低， 以及对缓冲和振动的要求，参考各类联轴器的特点，选择适用的联轴器类型。2、计算联轴器的转矩传动轴上的公称转矩 T(N.m)可永下式进行计算：式中 P ————传递的功率，单位为 kW;n____ 轴的转速，单位为 r/min.实际计算时，应将公称转矩T乘以工作情况系数，得到计算转矩。工作情况系数见表3-44.3、确定联轴器的型号根据计算转矩及所选的联轴器类型，在联轴器的标准中按照下式：的条件确定联轴器的型号。式中，为所选型号联轴器的许用转矩。4、校核最高转速联轴器工作过程中的最高转速 n，不应该超过其允许的最高转速，即5、协调轴孔直径多数情况下，每一型号联轴器适用轴的直径均有一个范围，被联接两轴的直径应当在此范围之内。另外，还要根据所选联轴器的相对位移偏差，规定部件相应的安装精度，使用有非金属弹性元件的联轴器时，还应注意联轴器所在部位的工作温度不要超过该材料所允许的最高温度。第一章 步进电机驱动器实现第一象限顺圆弧 PLC插补程序设计和插补加工2.1开环控制系统开环系统是最简单的进给系统，这种系统的伺服驱动装置主要是步进电机、电液脉冲马达等。由数控系统送出的进给指令脉冲， 经驱动电路控制和功率放大后，驱动步进电机转动，通过齿轮副与滚珠丝杠螺母副驱动执行部件。 这种系统不需要对实际位移和速度进行测量， 更无需将所测得的实际位置和速度反馈到系统的输入端，与输入的指令位置和速度进行比较， 故称之为开环系统。系统的位移精度主要决定于步进电机的角位移精度、 齿轮丝杠等传动元件的导程或节距精度以及系统的摩擦阻尼特性。此类系统的位移精度较低，其定位精度一般可达±0.02mm。如果采取螺距误差补偿和传动间隙补偿等措施，定位精度可提高到±0.0lmm。此外，由于步进电机性能的限制，开环进给系统的进给速度也受到限制，在脉冲当量为 0.0lmm时，一般不超过 5m／min。开环进给系统的结构较简单，调试、维修、使用都很方便，工作可靠，成本低廉。在一般要求精度不太高的机床上曾得到广泛应用。 20世纪60年代，日本生产的数控机床几乎全部采用功率步进电机和电液脉冲马达的开环进给系统。 20世纪70年代初我国也曾仿造过这种开环进给系统的数控机床， 但是欧美等国却很少采用开环进给系统。 进入20世纪70年代中期，日本生产的数控机床也改用了直流或交流伺服电机的半闭环和闭环进给系统。2.2 三菱PLC驱动电路设计表3-1I／O地址分配表输入点输出点地址功能地址功能X0启动Y0M1脉冲X1停止Y1M2脉冲X2复位Y2M1方向X5摇柄X+Y3M2方向X6摇柄X-Y4M1使能X7摇柄Y+Y5M2使能X10摇柄Y+Y6启动指示X11紧停X14X轴左限位X15X轴右限位X16Y轴前限位X17 Y轴后限位SWT-204M+24V红小 黄驱 蓝动 绿器地PUL-PUL+DIR-DIR+ENA-ENA+SWT-204MPUL-PUL+DIR-DIR+ENA-ENA+小 地驱动器+24V红黄蓝绿

220v~+24V4NIC-DG1202相步进电机地24vMcomnNY000L+Y001X000SB1Y002X001SB202急停Y003X01X014X左限位Y004X015X右限位Y005X016Y前限位X017Y后限位FX-3u-64M2相步进电机图3-1 PLC 驱动步进电机接线图本电路能实现两个方向步进电机的插补进给， 和进刀退刀的动作，由于使用晶体管输出使该快速发出脉冲的驱动设计成为可能。 电路接线如图3-1示，该驱动装置由PLC系统（包括：机价、电源、CPU、输入模块、输出模块等）、步进电机驱动器、驱动器电源、步进电机等组成。图中所示是驱动器中含有硬件环型分配器的驱动方式，其中使用YO接PUL+,提供一定的频率的脉冲信号，驱动步进电机按与给定频率对应的转速运行，改变脉冲信号的频率便可以改变步进电机的转速；Y2端口接DIR+，通过高低电平转换改变步进电机的运行方向，如设Y2高电平为正转，则低电平为反转；电源直流地、步进电机驱动器地、PUL-和DIR-与PLC地都连接在一起。接通电源后，PLC上的LED指示步进电机得电情况，两个输入按钮分别控制两个方向的反转后退，点击输入按钮使步进电机反转后退，若需要两个方向都能反转后退和前进进给，需再加上两个向前按钮。还可以增加控制主轴电机、根据光栅反馈控制插补运行速度的项目。电路中+24V电源由PLC提供，R选2.2千欧姆以上。硬件的调试可先使用计算机进行，调试完成后运行看是否按所编程序执行。注意一定经过指导教师检查同意后再接上电源！2.3PLC插补程序设计概述PLC控制步进电机程序的主要任务：（1）控制旋转方向（2）按顺序传送控制脉冲（3）判断步数是否走完。本课程设计和综合训练可根据给定数控平台 X方向与Z方向的丝杠的导程Lx和Lz、步进电机步距角αx、αz和脉冲当量δx、δz，若要让工作台向前行进amm，则步进电机需要运行a/δx（δz）的步数。本次设计由于指标中有最大进给速度，设步进电机步距角为0.75度，例如要求运行角速度为50r/min,即300度/秒（400步/秒），则运行一步为2500us，所以输出高低电平脉冲后各延时1250us即可达到上述目的。步进电机刚启动时的响应频率比较低（100～250步/秒）,而电机启动后进入稳态时的工作频率又远大于启动频率。所以必须采取启动时以低于响应频率的速度运行，然后慢慢加速，加速到响应频率后，就以此速率恒速运行。当快到达终点时，又使其慢慢减速，在低于响应频率的速率下运行，直到走完规定的步数后停机。因此，在启动或停机的过程中，可以均匀减少或增加延时时间（此次设计的延时可采用软件循环延时，也可以采用定时器延时）。逐点比较法逆圆弧插补根据以前学过的知识可知，偏差计算是逐点比较法关键的一步，下面以第一象限圆弧为例导出偏差的计算公式。如图所示，假定顺圆弧SR1的起点为S(XS,YS)，终点E的坐标为（Xe,Ye）。当动点在圆弧上或在圆弧外侧区域时，应-Y方向进给一步；当动点在圆弧内侧区域时，应向+X方图3-2第一象限顺圆弧插补向进给一步；当Fi0时向（-y）轴进给一部，则新的动点坐标为：Xi1XiYi1Yi1新动点偏差函数为Fi1Fi2Yi1当Fi 0时，向（+x）方向进给一步，则新的动点坐标为Xi1 Xi 1Yi1 Yi新的动点偏差函数为 Fi1 Fi 2Xi 1图3-3四个象限圆弧插补偏差计算与进给方向（1）SR1→NR2（X轴反向）；SR1→NR4（Y轴反向）；SR1→SR3（X轴、Y轴同时反向）；SR1 、NR2、SR3和NR4这四种线型的偏差计算公式都相同。NR1→SR2（X轴反向）；SR1→SR4（Y轴反向）；SR1→NR3（X轴、Y轴同时反向）；NR1 、SR2、NR3和SR4这四种线型的偏差计算公式也都相同。（2）SR1→NR1（X、Y对调）；NR1→SR1（X、Y对调）；可见，通过对调 X、Y信号和改变进给方向，各个象限不同走向的圆弧插补运动都可以通过进行第一象限顺圆弧的插补计算或第一象限逆圆弧的插补计算来完成。如图所示，设要加工圆弧SE，圆弧的圆心在坐标原点，圆弧的起点S（XS,YS）、终点E（XE,YE）,圆弧半径为R。令瞬时加工点为i（xi,yi）,它与圆心的距离为Ri。比较Ri和R，可以比较他们的平方值。Ri2=Xi2+yi2R2=x02+y02因此可得圆弧偏差判别式如下：Fi=Ri 2-R2=xi2+yi2-R2若Fi=0,表明加工点i在圆弧上；Fi>0,表明加工点i在圆弧外；Fi<0,表明加工点i在圆弧内。若Fi≥0,为逼近圆弧，下一步向-x轴向进给一步，并算出新的偏差；Fi<0 ，为逼近圆弧，下一步向 +y轴向进给一步，并算出新的偏差 .如此一步步计算和一步步进给，在到达终点后停止运算，就可插补出如图所示第一象限逆圆弧 AB。为简化计算，下面进一步推导偏差计算的递推公式。设加工点正处于i(xi,yi)点，其判别式为Fi=xi2+yi2-