步進驅(qū)動系統(tǒng)與數(shù)控直線插補程序的設(shè)計說明書

步進驅(qū)動系統(tǒng)與數(shù)控直線插補程序設(shè)計說明書第一章 進給運動驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計步進電機的選擇和齒輪傳動比的計算系統(tǒng)總體設(shè)計非常重要，是對一部機器的總體布局和全局的安排?？傮w設(shè)計是否合理將對后面幾步的設(shè)計產(chǎn)生重大影響，也將影響機器的尺寸大小、性能、功能和設(shè)計質(zhì)量。所以，在總體設(shè)計時應(yīng)多花時間、考慮清楚，以減少返工現(xiàn)象。當伺服系統(tǒng)的負載不大、精度要求不高時，可采用開環(huán)控制。一般來講，開環(huán)伺服系統(tǒng)的穩(wěn)定性不成問題，設(shè)計時主要考慮精度方面的要求，通過合理的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計，使系統(tǒng)具有良好的動態(tài)響應(yīng)性能。1.1 系統(tǒng)方案設(shè)計在機電一體化產(chǎn)品中，典型的開環(huán)控制位置伺服系統(tǒng)是簡易數(shù)控機床（本實驗室自制數(shù)控平臺）及X-Y數(shù)控工作臺等，其結(jié)構(gòu)原理如圖1-1所示。各種開環(huán)伺服系統(tǒng)在結(jié)構(gòu)原理上大同小異，其方案設(shè)計實質(zhì)上就是在圖1-1的基礎(chǔ)上選擇和確定各構(gòu)成環(huán)節(jié)的具體實現(xiàn)方案。計算接口功放執(zhí)行機械機械機或傳動執(zhí)行電路電路元件PLC機構(gòu)機構(gòu)圖1-1 開環(huán)伺服系統(tǒng)結(jié)構(gòu)原理框圖1、執(zhí)行元件的選擇選擇執(zhí)行元件時應(yīng)綜合考慮負載能力、調(diào)速范圍、運行精度、可控性、可靠性及體積、成本等多方面要求。開環(huán)系統(tǒng)中可采用步進電機、電液脈沖馬達等作為執(zhí)行元件，其中步進電機應(yīng)用最為廣泛，一般情況下優(yōu)先選用步進電機，當其負載能力不夠時，再考慮選用電液脈沖馬達等。2、傳動機構(gòu)方案的選擇傳動機構(gòu)實質(zhì)上是執(zhí)行元件與執(zhí)行機構(gòu)以輸出旋轉(zhuǎn)運動和轉(zhuǎn)矩為主，而執(zhí)行機構(gòu)則多為直線運動。用于將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為直線運動的傳動機構(gòu)主要有齒輪齒條和絲杠螺母等。前者可獲得較大的傳動比和較高的傳動效率，所能傳遞的力也較大，但高精度的齒輪齒條制造困難，且為消除傳動間隙而結(jié)構(gòu)復雜，后者因結(jié)構(gòu)簡單、制造容易而廣泛使用。在步進電機與絲杠之間運動的傳遞有多種方式，可將步進電機與絲杠通過聯(lián)軸器直接連接，其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，可獲得較高的速度，但對步進電機的負載能力要求較高；還可以通過減速器連接絲杠，通過減速比的選擇配湊脈沖當量、扭矩和慣量；當電動機與絲杠中心距較大時，可采用同步齒形帶傳動。3、執(zhí)行機構(gòu)方案的選擇執(zhí)行機構(gòu)是伺服系統(tǒng)中的被控對象，是實現(xiàn)實際操作的機構(gòu)，應(yīng)根據(jù)具體操作對象及其特點來選擇和設(shè)計。一般來講，執(zhí)行機構(gòu)中都包含有導向機構(gòu)，執(zhí)行機構(gòu)的選擇主要是導向機構(gòu)的選擇。4、控制系統(tǒng)方案的選擇控制系統(tǒng)方案的選擇包括微控制器、步進電機控制方式、驅(qū)動電路等的選擇。常用的微控制器有單片機、 PLC、微機插卡、微機并行口、串行口和下位機等，其中單片機由于在體積、成本、可靠性和控制指令功能等許多方面的優(yōu)越性， 在伺服系統(tǒng)中得到廣泛的應(yīng)用。步進電機控制方式有硬件環(huán)行分配器控制和軟件環(huán)行分配器控制之分，對多相電機還有 X相單X拍、X相2*X拍、X相雙X拍和細分驅(qū)動等控制方式，如三相步進電機有 3相單3拍、3相6拍、3相雙3拍和細分驅(qū)動等控制方式，對于控制電路有單一電壓控制、高低壓控制、恒流斬波控制、細分控制等電路。5、本次課程設(shè)計和綜合訓練方案的選擇執(zhí)行元件選用功率步進電機，傳動方案選擇帶有降速齒輪箱的絲杠螺母傳動機構(gòu)和聯(lián)軸器，執(zhí)行機構(gòu)選用拖板導軌；控制系統(tǒng)中微控制器采用ＰＬＣ控制器，步進電機控制方式采用帶有硬件環(huán)行分配器的現(xiàn)有步進電機驅(qū)動器，在共地的情況下，給該驅(qū)動器提供一路進給脈沖、另一路高（低）電平方向控制電位以及使能信號。1.2 傳動比計算和步進電機的選擇一、X軸（縱向）：減速器傳動比計算其中 ：表示步進電機步距角 p ：表示絲杠導程 p：表示脈沖當量步進電機所需力矩計算選擇步進電機應(yīng)按照電機額定輸出轉(zhuǎn)矩 T 電機所需的最大轉(zhuǎn)矩 Tmax的原則，首先計算電機所需的負載轉(zhuǎn)矩。作用在步進電機軸上的總負載轉(zhuǎn)矩 T可按下面簡化公式計算：PFPFWPFTTJTTWT(JmJE)2i2i2i式中：TJ為啟動加速引起的慣性力矩，T為拖板重力和拖板上其它折算到電機軸上的當量摩擦力矩，

TW為加工負載折算到電機軸上的負載力矩，

TO為因絲杠預(yù)緊引起的力折算到電機軸上的附加摩擦轉(zhuǎn)矩；

Jm為電機轉(zhuǎn)動慣量

;

Je為折算到電機軸上的等效轉(zhuǎn)動慣量； 為啟動時的角加速度; (Jm JE)有參數(shù)知； 由空載啟動時間和最大進給速度計算得到； p：為絲杠導程。F：為拖板重力和主切削力引起絲杠上的摩擦力， F (mg FZ) ，拖板重量由參數(shù)給定，在計算縱向力時（選擇縱向電機） ，拖板重量為兩個拖板的重量之和，在計算橫向力（選擇橫向電機）時，為小拖板重量，剛與剛的摩擦系數(shù)可查資料，一般為0.05~0.2；FW：在選擇橫向電機時，為工作臺上的最大橫向載荷，通過給定吃刀抗力 Fy得到；在選擇縱向電機時，為工作臺上的最大縱向載荷，通過給定吃刀抗力 Fx得到；FO：為絲杠螺母副的預(yù)緊力，設(shè)取 FW的1/3~1/5；：為伺服進給系統(tǒng)的總效率，取為 0.8； i：為減速器傳動比。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?mTW2i23.140.86一般啟動是為空載，于是空載啟動時電機軸上的總負載轉(zhuǎn)矩為：在最大外載荷下工作時，電動機軸上的總負載轉(zhuǎn)矩為：計算出的總負載轉(zhuǎn)矩根據(jù)驅(qū)動方式，選擇電機時還需除以一系數(shù)，設(shè)為 X相2*X拍驅(qū)動方式，則總負載轉(zhuǎn)矩取為：T max{Tq/0.8;Tg/(0.3~0.5)} max{4.67618;2.92374}總負載轉(zhuǎn)矩T取4.676Nm根據(jù)求出的負載轉(zhuǎn)矩，和給定的步距角，查詢步進電機型號為： 90BYG2502表1-1所選步進電機特性參數(shù)規(guī)格型號

相 步距角

相電流

最大靜轉(zhuǎn)

轉(zhuǎn)動慣量數(shù) （。）

（A）

矩（）

（）90BYG2502 2/4 0.9/1.8 4 6 4 70 90鍵電空載啟空載運E壓動頻率行頻率/V/Hz/Hz半圓鍵4100180020000381425b L92 134 107 6.6二、同理Z軸（橫向）：傳動比i：總負載轉(zhuǎn)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?m2i0.83.3一般啟動是為空載，于是空載啟動時電機軸上的總負載轉(zhuǎn)矩為：在最大外載荷下工作時，電動機軸上的總負載轉(zhuǎn)矩為 :T maxTq/0.8;Tg/(0.3~0.5) max1.82482;2.0352總負載轉(zhuǎn)矩T取根據(jù)求出的負載轉(zhuǎn)矩，和給定的步距角，查詢步進電機型號 ;表1-2所選步進電機特性參數(shù)規(guī)格型號 相 步距角 相電流 最大靜轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn)動慣量數(shù) （。） （A） 矩（） （）90BYG2502 2/4 0.9/1.8 4 6 4 70 90鍵電空載啟空載運E壓動頻率行頻率/V/Hz/Hz半圓鍵4100180020000381425b L92 134 107 6.6圖1-2進給系統(tǒng)機構(gòu)1．3齒輪的設(shè)計一．X方向的齒輪傳動件設(shè)計計算：選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2）精度等級選用 7級精度；3）試選小齒輪齒數(shù) z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝40的；一級為2按齒面接觸強度設(shè)計按公式計算，即d12.323KT1u1(ZE)2tdu[H]a）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值4）試選Kt＝1.34）由機械設(shè)計書表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝14）由機械設(shè)計書表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa4）由機械設(shè)計書圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；4）由公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8N 60njhL 60 301 2 8 30015 1.296101 1一級：二級：（6）由機械設(shè)計書圖 10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝0.94；KHN2＝0.98（7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％，安全系數(shù) 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.計算圓周速度；Ⅱ.計算齒寬b及模數(shù)mt.計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1；根據(jù)v=0.51m/s,7級精度，由機械設(shè)計書圖 10—8查得動載系數(shù)KV=0.9；直齒輪由機械設(shè)計書表 10—3查得KH=KF =1.2；由機械設(shè)計書表10—4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.310由，KH=1.310查《機械設(shè)計》圖 10-13得KF 1.27。故載荷系數(shù)K KAKVKHKH 1 0.9 1.2 1.31 1.4148按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（ 10—10a）得Ⅳ.計算模數(shù)按齒根彎曲強度設(shè)計由式確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)KKAKVKFKF10.91.21.271.3716（2）由《機械設(shè)計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1MPa；500大齒輪的彎曲強度極限FE2MPa380（3）由《機械設(shè)計》圖 10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 0.87，KFN2 0.90計算彎曲疲勞許用應(yīng)力；取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，有[F]1KFN1FE1S[F]2KFN2FE2S

310.71MPa247.29MPa查取齒型系數(shù)由表10－5查得Yfa1=2.80；Yfa2=2.30（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.71計算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較σF大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計計算m2KT1(YFaYSa)321.37162.51033dz1F120對比計算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得模數(shù)0.65并就近圓整為標準值m=0.8mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=15.19mm，算出小齒輪齒數(shù):大齒輪齒數(shù)幾何尺寸計算1）計算中心距2）計算大、小齒輪的分度圓直徑（3）計算齒輪寬度二．Z方向的齒輪傳動件設(shè)計計算：選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；傳動比為3.3.3）試選一級小齒輪齒數(shù) z1＝20，一級大齒輪齒數(shù) z2＝40的；一級傳動比。二級小齒輪齒數(shù)z3=20，二級大齒輪齒數(shù) Z4=80；二級傳動比為。按齒面接觸強度設(shè)計按公式計算，即32dt≥2.322KtTu1ZHZE·uσHφda）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值4）試選Kt＝1.34）由機械設(shè)計書表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝14）由機械設(shè)計書表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa4）由機械設(shè)計書圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σ Hlim2＝550MPa；（4）由公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8N 60njhL 60 301 2 8 30015 1.296101 1一級：二級：（6）由機械設(shè)計書圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；＝0.95KHN2（7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％，安全系數(shù) S＝1，由式（10－12）得[ σH]1＝＝0.90×600MPa＝540MPa[ σH]2＝＝0.95×550MPa＝522.5MPab）計算試算小齒輪分度圓直徑 d1t與d3t。；計算圓周速度計算齒寬b及模數(shù)，b125.2416mm;b223.7104mm;mt11.26208mm;mt21.18552mm;h12.83968mm;h22.66742mm;18.8888889bh1b2 8.888889h2計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1；根據(jù),7級精度，由機械設(shè)計書圖 10—8查得動載系數(shù)`；直齒輪由機械設(shè)計書表 10—3查得KH=KF =1.2；由機械設(shè)計書表 10—4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KH =1.310。由b/h=8.89，KH =1.310由書表10—13查得KF=1.27故載荷系數(shù)：K1KAKv1KHKH10.91.21.311.4148K2KAKv2KHKH10.71.21.311.1004按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（ 10—10a）得；計算模數(shù)m按齒根彎曲強度設(shè)計32KT1YFaYSa確定計算參數(shù)由式mn≥2·φdz1σF（1）計算載荷系數(shù)K1KAKV1KFKF10.91.21.271.3716K2KAKV2KFKF10.71.21.271.06682）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σF1=500Mpa，查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限σF2=380MPa。（3）由圖10-18取彎曲疲勞強度壽命系數(shù) KFn1=0.87，KFn2=0.9（4）查取齒型系數(shù)由表10－5查得Yfa1=2.80；Yfa2=2.52；Yfa3=2.80；Yfa4=2.345（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.625;Ysa3=1.55；Ysa4=1.679（6）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力σF[F]1KFN1FE1S[F]2KFN2FE2S

310.71MPa247.29MPa計算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較σF大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計計算21.41841030.01651mn12020.4529mmm232K2T1(YFaYSa)321.06682.5103212020.017140.61dz1F對比計算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得模數(shù)0.66并就近圓整為標準值m1=m2=0.8mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=21.33mm，d2=18.75mm算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)幾何尺寸計算1）計算中心距（2）計算大、小齒輪的分度圓直徑（3）計算齒輪寬度B2=21mm;B1=25mmB4=20mm;B3=24mm1．4絲杠的選擇一．設(shè)計X方向的滾珠絲杠螺母機構(gòu) ：1、X方向絲杠受力分析：X、Z方向的工作臺滑板及其組件重量（ W1、W2）以及Z方向的軸向工作載荷Fa2主要由導軌承擔，而 X方向絲杠主要承受 X方向的軸向力F。X方向絲杠所受的總軸向力 F由兩部分組成：一是刀具所受的 X方向軸向工作載荷 Fa1；二是工作臺滑板及其組件重量（ W1、W2）和Z方向的軸向載荷在導軌上產(chǎn)生的合成摩擦力FN兩部分組成：F＝Fa1＋FN2(W1W2)22(100300)2FNFa20.21500292.5747N式中F――絲杠所受的總軸向力 N；FN――導軌與工作臺滑板之間的摩擦力 N；Fa1――X方向的軸向工作載荷 N；Fa2――Y方向軸向工作載荷 N；μ――導軌與工作臺滑板之間的摩擦系數(shù)，由于導軌與工作臺滑板處于邊界潤滑狀態(tài)（脂潤滑或油潤滑），可取μ＝0.05～0.2 ；W 1――X方向工作臺滑板及其組件重量 N；W 2――y方向工作臺滑板及組件重量 N；將有關(guān)參數(shù)代入上述公式可得 X方向絲杠所受的總軸向力 F為：F F F 800 292.5747 1092.5747Na1 N、絲杠設(shè)計計算及選擇當滾珠絲杠副承受軸向載荷時， 滾珠和滾道型面間便會產(chǎn)生接觸應(yīng)力。 對滾道型面上某一點而言，其應(yīng)力狀態(tài)是交變應(yīng)力。這種交變接觸應(yīng)力作用下， 經(jīng)過一定的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)后，就要使?jié)L珠和滾道型面產(chǎn)生疲勞點蝕現(xiàn)象， 隨著麻點的擴大滾珠絲杠副就會出現(xiàn)振動和噪音， 而使它失效，這是滾珠絲杠副的主要破壞形式。在設(shè)計滾珠絲杠副時，必須保證在一定的軸向工作載荷下，在回轉(zhuǎn)一百萬轉(zhuǎn)時，在它的滾道上由于受滾道的壓力而不至于出現(xiàn)點蝕現(xiàn)象，此時所能承受的軸向載荷，稱為這種滾珠絲杠副的最大（基本）額定動載荷 Ca。設(shè)計在較高速度下長時間工作的滾珠絲杠副時，因疲勞點蝕是其主要的破壞形式，故應(yīng)按疲勞壽命選用，并采用與滾動軸承同樣的計算方法，首先從工作載荷F推算最大動載荷Ca，由《機械設(shè)計》可知3L10caLF或caca＝F3L式中Ca—最大（基本）額定動載荷（ N），其值查附表5ca――計算額定動載荷F—絲杠所受總的軸向工作載荷（ N）L10—基本額定壽命（以一百萬轉(zhuǎn)為一個單位）L’――預(yù)期使用壽命（以一百萬轉(zhuǎn)為一個單位）（1）、按額定靜載荷選擇：按 Coa≧F的原則選擇絲杠：d0＝16mm（2）、按疲勞壽命選擇L =60×n×T/1000000＝60×60×15000/1000000=5.4（百萬轉(zhuǎn)）矩形導軌滾珠絲杠副的最大工作載荷：=1300N(3)fH（硬度系數(shù)）由 2表取1.0，fW（運轉(zhuǎn)系數(shù)）由表 3取1.2，T使用壽命由表 4取為15000h最大動載荷的計算=3763.211N額定動載荷,所以初選絲杠規(guī)格時額定動載荷為 3763.311N當滾珠絲杠副在靜態(tài)或低速狀態(tài)下（ n<=10r/min)長時間承受工作載荷時，還應(yīng)使其額定靜載荷，即為 3900N.因此，選擇出的滾珠絲杠副的規(guī)格代號為： 1604——3；公稱直徑為16mm；導程直徑為為4mm；滾珠直徑為2.381mm;絲杠底徑：13.1mmm;絲杠外徑：15.3mm;循環(huán)列數(shù) G:3;GD:32;螺母安裝尺寸 :28:52: 38L/G/GD:37 、65B:10h:6:5.8:10油杯M：M6額定載荷/N: :4612:8779剛度： G:140GD:279由上述計算可知，應(yīng)選 d0＝16、基本導程L0＝4mm的滾珠絲杠。二．設(shè)計Z方向的滾珠絲杠螺母機構(gòu)：1、Z方向絲杠受力分析：X、Z方向的工作臺滑板及其組件重量（ W1、W2）以及X方向的軸向工作載荷Fa1主要由導軌承擔，而 Z方向絲杠主要承受 Z方向的軸向力F。Z方向絲杠所受的總軸向力 F由兩部分組成：一是刀具所受的 Z方向軸向工作載荷 Fa2；二是工作臺滑板及其組件重量（ W1、W2）和X方向的軸向載荷在導軌上產(chǎn)生的合成摩擦力FN兩部分組成：F＝Fa2＋FN2W2)28002(100300)2FNFa1(W10.2178.886N式中F――絲杠所受的總軸向力N；FN――導軌與工作臺滑板之間的摩擦力N；Fa1――X方向的軸向工作載荷 N；Fa2――Y方向軸向工作載荷 N；μ――導軌與工作臺滑板之間的摩擦系數(shù)，由于導軌與工作臺滑板處于邊界潤滑狀態(tài)（脂潤滑或油潤滑），可取μ＝0.05～0.2 ；W 1――X方向工作臺滑板及其組件重量 N；W 2――y方向工作臺滑板及組件重量 N；將有關(guān)參數(shù)代入上述公式可得 X方向絲杠所受的總軸向力 F為：F F F 1500 178.886 1679.886Na2 N2、絲杠設(shè)計計算及選擇當滾珠絲杠副承受軸向載荷時，滾珠和滾道型面間便會產(chǎn)生接觸應(yīng)力。對滾道型面上某一點而言，其應(yīng)力狀態(tài)是交變應(yīng)力。這種交變接觸應(yīng)力作用下，經(jīng)過一定的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)后，就要使?jié)L珠和滾道型面產(chǎn)生疲勞點蝕現(xiàn)象，隨著麻點的擴大滾珠絲杠副就會出現(xiàn)振動和噪音，而使它失效，這是滾珠絲杠副的主要破壞形式。在設(shè)計滾珠絲杠副時，必須保證在一定的軸向工作載荷下，在回轉(zhuǎn)一百萬轉(zhuǎn)時，在它的滾道上由于受滾道的壓力而不至于出現(xiàn)點蝕現(xiàn)象，此時所能承受的軸向載荷，稱為這種滾珠絲杠副的最大（基本）額定動載荷 Ca。設(shè)計在較高速度下長時間工作的滾珠絲杠副時， 因疲勞點蝕是其主要的破壞形式， 故應(yīng)按疲勞壽命選用，并采用與滾動軸承同樣的計算方法，首先從工作載荷F推算最大動載荷Ca，由《機械設(shè)計》可知3L10caLF或caca＝F3L式中Ca—最大（基本）額定動載荷（ N），其值查附表5ca――計算額定動載荷F—絲杠所受總的軸向工作載荷（ N）L10—基本額定壽命（以一百萬轉(zhuǎn)為一個單位）L’――預(yù)期使用壽命（以一百萬轉(zhuǎn)為一個單位）（1）、按額定靜載荷選擇：按 Coa≧F的原則選擇絲杠：d0＝16mm（2）、按疲勞壽命選擇fH（硬度系數(shù)）由 2表取1.11，fW（運轉(zhuǎn)系數(shù)）由表 3取1.2，T使用壽命由表 4取為15000h=60×n×T/1000000＝60×60×15000/1000000=5.4（百萬轉(zhuǎn)）矩形導軌滾珠絲杠副的最大工作載荷：=1.1*1500+0.15(1500+1200+300)=4650N最大動載荷的計算=3763.211N額定動載荷,所以初選絲杠規(guī)格時額定動載荷為 3763.311N當滾珠絲杠副在靜態(tài)或低速狀態(tài)下（ n<=10r/min)長時間承受工作載荷時，還應(yīng)使其額定靜載荷，即為 13950N.因此，選擇出的滾珠絲杠副的規(guī)格代號為： 2006——3；公稱直徑為20mm；導程直徑為為6mm；滾珠直徑為3.5mm;絲杠底徑：15.8mmm;絲杠外徑：19.3mm;循環(huán)列數(shù) G:3;GD:32;螺母安裝尺寸 :36:60: 48L/G/GD:52 、92B:11h:6:5.8:10油杯M：M6額定載荷/N: :9366:18324剛度： G:193GD:385由上述計算可知，應(yīng)選 d0＝20、基本導程L0＝6mm的滾珠絲杠。三、聯(lián)軸器的選用聯(lián)軸器的選用依據(jù)是其工作條件和結(jié)構(gòu)形式。 在選型時，主要考慮以下幾點：1、選聯(lián)軸器的類型根據(jù)傳遞的轉(zhuǎn)矩大小和轉(zhuǎn)速高低， 以及對緩沖和振動的要求，參考各類聯(lián)軸器的特點，選擇適用的聯(lián)軸器類型。2、計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩傳動軸上的公稱轉(zhuǎn)矩 T(N.m)可永下式進行計算：式中 P ————傳遞的功率，單位為 kW;n____ 軸的轉(zhuǎn)速，單位為 r/min.實際計算時，應(yīng)將公稱轉(zhuǎn)矩T乘以工作情況系數(shù)，得到計算轉(zhuǎn)矩。工作情況系數(shù)見表3-44.3、確定聯(lián)軸器的型號根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩及所選的聯(lián)軸器類型，在聯(lián)軸器的標準中按照下式：的條件確定聯(lián)軸器的型號。式中，為所選型號聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩。4、校核最高轉(zhuǎn)速聯(lián)軸器工作過程中的最高轉(zhuǎn)速 n，不應(yīng)該超過其允許的最高轉(zhuǎn)速，即5、協(xié)調(diào)軸孔直徑多數(shù)情況下，每一型號聯(lián)軸器適用軸的直徑均有一個范圍，被聯(lián)接兩軸的直徑應(yīng)當在此范圍之內(nèi)。另外，還要根據(jù)所選聯(lián)軸器的相對位移偏差，規(guī)定部件相應(yīng)的安裝精度，使用有非金屬彈性元件的聯(lián)軸器時，還應(yīng)注意聯(lián)軸器所在部位的工作溫度不要超過該材料所允許的最高溫度。第一章 步進電機驅(qū)動器實現(xiàn)第一象限順圓弧 PLC插補程序設(shè)計和插補加工2.1開環(huán)控制系統(tǒng)開環(huán)系統(tǒng)是最簡單的進給系統(tǒng)，這種系統(tǒng)的伺服驅(qū)動裝置主要是步進電機、電液脈沖馬達等。由數(shù)控系統(tǒng)送出的進給指令脈沖， 經(jīng)驅(qū)動電路控制和功率放大后，驅(qū)動步進電機轉(zhuǎn)動，通過齒輪副與滾珠絲杠螺母副驅(qū)動執(zhí)行部件。 這種系統(tǒng)不需要對實際位移和速度進行測量， 更無需將所測得的實際位置和速度反饋到系統(tǒng)的輸入端，與輸入的指令位置和速度進行比較， 故稱之為開環(huán)系統(tǒng)。系統(tǒng)的位移精度主要決定于步進電機的角位移精度、 齒輪絲杠等傳動元件的導程或節(jié)距精度以及系統(tǒng)的摩擦阻尼特性。此類系統(tǒng)的位移精度較低，其定位精度一般可達±0.02mm。如果采取螺距誤差補償和傳動間隙補償?shù)却胧ㄎ痪瓤商岣叩健?.0lmm。此外，由于步進電機性能的限制，開環(huán)進給系統(tǒng)的進給速度也受到限制，在脈沖當量為 0.0lmm時，一般不超過 5m／min。開環(huán)進給系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)較簡單，調(diào)試、維修、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機床上曾得到廣泛應(yīng)用。 20世紀60年代，日本生產(chǎn)的數(shù)控機床幾乎全部采用功率步進電機和電液脈沖馬達的開環(huán)進給系統(tǒng)。 20世紀70年代初我國也曾仿造過這種開環(huán)進給系統(tǒng)的數(shù)控機床， 但是歐美等國卻很少采用開環(huán)進給系統(tǒng)。 進入20世紀70年代中期，日本生產(chǎn)的數(shù)控機床也改用了直流或交流伺服電機的半閉環(huán)和閉環(huán)進給系統(tǒng)。2.2 三菱PLC驅(qū)動電路設(shè)計表3-1I／O地址分配表輸入點輸出點地址功能地址功能X0啟動Y0M1脈沖X1停止Y1M2脈沖X2復位Y2M1方向X5搖柄X+Y3M2方向X6搖柄X-Y4M1使能X7搖柄Y+Y5M2使能X10搖柄Y+Y6啟動指示X11緊停X14X軸左限位X15X軸右限位X16Y軸前限位X17 Y軸后限位SWT-204M+24V紅小 黃驅(qū) 藍動 綠器地PUL-PUL+DIR-DIR+ENA-ENA+SWT-204MPUL-PUL+DIR-DIR+ENA-ENA+小 地驅(qū)動器+24V紅黃藍綠

220v~+24V4NIC-DG1202相步進電機地24vMcomnNY000L+Y001X000SB1Y002X001SB202急停Y003X01X014X左限位Y004X015X右限位Y005X016Y前限位X017Y后限位FX-3u-64M2相步進電機圖3-1 PLC 驅(qū)動步進電機接線圖本電路能實現(xiàn)兩個方向步進電機的插補進給， 和進刀退刀的動作，由于使用晶體管輸出使該快速發(fā)出脈沖的驅(qū)動設(shè)計成為可能。 電路接線如圖3-1示，該驅(qū)動裝置由PLC系統(tǒng)（包括：機價、電源、CPU、輸入模塊、輸出模塊等）、步進電機驅(qū)動器、驅(qū)動器電源、步進電機等組成。圖中所示是驅(qū)動器中含有硬件環(huán)型分配器的驅(qū)動方式，其中使用YO接PUL+,提供一定的頻率的脈沖信號，驅(qū)動步進電機按與給定頻率對應(yīng)的轉(zhuǎn)速運行，改變脈沖信號的頻率便可以改變步進電機的轉(zhuǎn)速；Y2端口接DIR+，通過高低電平轉(zhuǎn)換改變步進電機的運行方向，如設(shè)Y2高電平為正轉(zhuǎn)，則低電平為反轉(zhuǎn)；電源直流地、步進電機驅(qū)動器地、PUL-和DIR-與PLC地都連接在一起。接通電源后，PLC上的LED指示步進電機得電情況，兩個輸入按鈕分別控制兩個方向的反轉(zhuǎn)后退，點擊輸入按鈕使步進電機反轉(zhuǎn)后退，若需要兩個方向都能反轉(zhuǎn)后退和前進進給，需再加上兩個向前按鈕。還可以增加控制主軸電機、根據(jù)光柵反饋控制插補運行速度的項目。電路中+24V電源由PLC提供，R選2.2千歐姆以上。硬件的調(diào)試可先使用計算機進行，調(diào)試完成后運行看是否按所編程序執(zhí)行。注意一定經(jīng)過指導教師檢查同意后再接上電源！2.3PLC插補程序設(shè)計概述PLC控制步進電機程序的主要任務(wù)：（1）控制旋轉(zhuǎn)方向（2）按順序傳送控制脈沖（3）判斷步數(shù)是否走完。本課程設(shè)計和綜合訓練可根據(jù)給定數(shù)控平臺 X方向與Z方向的絲杠的導程Lx和Lz、步進電機步距角αx、αz和脈沖當量δx、δz，若要讓工作臺向前行進amm，則步進電機需要運行a/δx（δz）的步數(shù)。本次設(shè)計由于指標中有最大進給速度，設(shè)步進電機步距角為0.75度，例如要求運行角速度為50r/min,即300度/秒（400步/秒），則運行一步為2500us，所以輸出高低電平脈沖后各延時1250us即可達到上述目的。步進電機剛啟動時的響應(yīng)頻率比較低（100～250步/秒）,而電機啟動后進入穩(wěn)態(tài)時的工作頻率又遠大于啟動頻率。所以必須采取啟動時以低于響應(yīng)頻率的速度運行，然后慢慢加速，加速到響應(yīng)頻率后，就以此速率恒速運行。當快到達終點時，又使其慢慢減速，在低于響應(yīng)頻率的速率下運行，直到走完規(guī)定的步數(shù)后停機。因此，在啟動或停機的過程中，可以均勻減少或增加延時時間（此次設(shè)計的延時可采用軟件循環(huán)延時，也可以采用定時器延時）。逐點比較法逆圓弧插補根據(jù)以前學過的知識可知，偏差計算是逐點比較法關(guān)鍵的一步，下面以第一象限圓弧為例導出偏差的計算公式。如圖所示，假定順圓弧SR1的起點為S(XS,YS)，終點E的坐標為（Xe,Ye）。當動點在圓弧上或在圓弧外側(cè)區(qū)域時，應(yīng)-Y方向進給一步；當動點在圓弧內(nèi)側(cè)區(qū)域時，應(yīng)向+X方圖3-2第一象限順圓弧插補向進給一步；當Fi0時向（-y）軸進給一部，則新的動點坐標為：Xi1XiYi1Yi1新動點偏差函數(shù)為Fi1Fi2Yi1當Fi 0時，向（+x）方向進給一步，則新的動點坐標為Xi1 Xi 1Yi1 Yi新的動點偏差函數(shù)為 Fi1 Fi 2Xi 1圖3-3四個象限圓弧插補偏差計算與進給方向（1）SR1→NR2（X軸反向）；SR1→NR4（Y軸反向）；SR1→SR3（X軸、Y軸同時反向）；SR1 、NR2、SR3和NR4這四種線型的偏差計算公式都相同。NR1→SR2（X軸反向）；SR1→SR4（Y軸反向）；SR1→NR3（X軸、Y軸同時反向）；NR1 、SR2、NR3和SR4這四種線型的偏差計算公式也都相同。（2）SR1→NR1（X、Y對調(diào)）；NR1→SR1（X、Y對調(diào)）；可見，通過對調(diào) X、Y信號和改變進給方向，各個象限不同走向的圓弧插補運動都可以通過進行第一象限順圓弧的插補計算或第一象限逆圓弧的插補計算來完成。如圖所示，設(shè)要加工圓弧SE，圓弧的圓心在坐標原點，圓弧的起點S（XS,YS）、終點E（XE,YE）,圓弧半徑為R。令瞬時加工點為i（xi,yi）,它與圓心的距離為Ri。比較Ri和R，可以比較他們的平方值。Ri2=Xi2+yi2R2=x02+y02因此可得圓弧偏差判別式如下：Fi=Ri 2-R2=xi2+yi2-R2若Fi=0,表明加工點i在圓弧上；Fi>0,表明加工點i在圓弧外；Fi<0,表明加工點i在圓弧內(nèi)。若Fi≥0,為逼近圓弧，下一步向-x軸向進給一步，并算出新的偏差；Fi<0 ，為逼近圓弧，下一步向 +y軸向進給一步，并算出新的偏差 .如此一步步計算和一步步進給，在到達終點后停止運算，就可插補出如圖所示第一象限逆圓弧 AB。為簡化計算，下面進一步推導偏差計算的遞推公式。設(shè)加工點正處于i(xi,yi)點，其判別式為Fi=xi2+yi2-