XY工作台设计说明书.doc
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目录
一、总体…………………………………………………………………………2
二、机械结构设计………………………………………………………………3
1、脉冲当量和传动比的确定……………………………………………………3
2、机械部件（工作台）总体尺寸…………………………………………………3
3、工作载荷分析及计算…………………………………………………………4
4、滚珠丝杠螺母副的选型和校核………………………………………………5
5、导轨的选型和计算……………………………………………………………10
6、联轴器的选择及计算…………………………………………………………11
7、传动系统等效转动惯量计算…………………………………………………12
8、步进电机的选用………………………………………………………………13
三、控制系统设计………………………………………………………………18
1、控制系统硬件的基本组成……………………………………………………18
2、接口程序初始化及步进电机控制程序………………………………………19
3、直线圆弧插补程序设计………………………………………………………22
四、设计总结………………………………………………………………………30
参考文献……………………………………………………………………31
一、总体
1、总体参数
设计一个数控XY工作台及其控制系统。
该工作台可安装在铣床上，用于铣削加工。
已知的设计参数如下：
最大铣刀直径
最大铣削宽度
最大铣削深度
加工材料
工作台加工范围（mm）
最大移动速度
20mm
10mm
5mm
碳钢
X=250，Y=200
3m/min
2、开、半闭、闭环选择
开环伺服系统——步进电机驱动——没有检测装置
半闭环伺服系统——交流或直流伺服电机驱动——脉冲编码器——速度反馈
闭环伺服系统——交流或直流伺服电机驱动——位置检测装置——位置反馈
本设计采用开环步进电机驱动。
3、传动初步设计
电动机——联轴器——滚珠丝杠——工作台
4、系统组成框图
5、机械传动系统简图
X轴与Y轴的传动系统简图都如图所示
二、机械结构设计
1、脉冲当量和传动比的确定
1.1、脉冲当量的确定
根据机床或工作台进给系统所需要的定位精度来选定脉冲当量。
考虑到机械传动系统的误差存在，脉冲当量值必须小于定位精度值。
本次设计给定脉冲当量为0.01mm。
1.2、传动比的确定
传动比计算公式：
（参考文献【1】式2－1）
其中：
为步进电机的步距角，为滚珠丝杠导程，为系统脉冲当量。
根据传动设计，采用联轴器，初选电机步距角，丝杠导程，。
则其传动比
2、机械部件（工作台）总体尺寸
由于工作台的加工范围为X＝250mm，Y＝200mm。
工作台尺寸一般为工作台加工范围的1.1倍。
所以：
X＝250×1.1＝275mm,Y＝200×1.1＝220mm，其厚度初定为30mm。
选择工作台的型槽为T型槽，查电子版《袖珍机械设计师手册》中的T型槽和相应螺栓（摘自GB/T158-1996）表3-25T型槽和相应螺栓尺寸，可得所选T型槽的参数：
A＝10mm B＝18mm
C＝8mm H＝21mm
间距取50mm
一取工作台厚度为T型槽厚度的2倍，即2×21＝42mm。
工作台质量：
即纵向丝杠所承受的质量。
在工作台上的工件和夹具的质量估计为
所以总的移动部件的重量为
3、工作载荷分析及计算
3.1销削力的分析与计算
铣削运动的特征是主运动为铣刀绕自身轴线高速回转,进给运动为工作台带动工件在垂直于铣刀轴线方向缓慢进给（键槽铣刀可沿轴线进给）.铣刀的类型很多，但以圆柱铣刀和端铣刀为基本形式,此选用莫氏锥柄立铣刀,铣刀材料选择高速钢.根据工件材料为碳钢可确定铣削力的计算公式：
FZ=9.81CFz·ae0.86·af0.72·d0-0.86·ap·Z（参考文献【1】表2-1）
式中各参数如下:
CFz———铣削力系数，CFz=68.2（参考文献【1】表2-3）
ae ———最大铣削宽度，本设计为10mm
ap ———背吃刀量，本设计为5mm
Z ———铣刀齿数，选择粗齿，齿数取3（参考文献【2】表3-23）
d0———铣刀直径，查得d0=20mm（已知）
af———每齿进给量（mm/齿），即铣刀每转一个齿间角时，工件与铣刀的相对移动量，查得af=0.04mm/齿（参考文献【2】表5-6）
故：
FZ=9.81×68.2×100.86×0.040.72×20-0.86×5×3=545N
由表2－1和表2－2中表示每齿进给量，即铣刀每转一个齿间角时，工件与铣刀的相对移动量，每齿进给量、每转进给量和工作台进给速度三者之间的关系为
式中z为铣刀齿数，n为铣刀转速
可得工作台进给速度
3.2进给工作台工作载荷计算
作用在工作台上的合力与铣刀刀齿上受到的铣削力的合力F大小相同，方向相反，合力就是设计和校核工作台进给系统时要考虑的工作载荷，它可以沿着铣床工作台运动方向分解为三个力：
工作台纵向进给力方向载荷，工作台横向进给方向载荷和工作台垂直进给方向载荷。
工作台工作载荷、和与铣刀的切向铣削力之间有一定的经验比值。
因此，根据参考文献【1】表2-4，查工作台载荷与切向铣削力的经验比值：
铣削条件
比值
不对称铣削
逆铣
顺铣
圆柱铣、立铣盘铣和成型铣
／
1.00～1.20
0.80～0.90
／
0.20～0.30
0.75～0.80
／
0.35～0.40
0.35～0.40
求出后，根据最大的经验比算，即可计算出工作台的计算载荷、和。
4、滚珠丝杠螺母副的选型和校核
4.1滚珠丝杠螺母副类型选择
4.1.1主要类型
采用回珠器处在螺母之内的钢珠内循环方式，另外，为了消除间隙和提高滚珠丝杠副的钢度，可以预加载荷，使它在过盈的条件下工作，初步选用垫片预紧式。
4.1.2主要参数及代号
4.1.2.1滚珠丝杠副的主要参数
①公称直径，数控机床常用的进给丝杠的公称直径为至，但这是X-Y工作台，不用太大，初选。
②基本导程（螺距），由步距角、脉冲当量和传动比确定。
③精度等级，一般选用4级~7级，数控机床及精密机械可选用2级~3级。
它是滚珠丝杠副的重要指标，直接影响定位精度、承载能力和接触刚度。
4.1.2.2滚珠丝杠副的标注
参考【2】表2-6，初步选择滚珠丝杠副为FDM1604-3，导轨面的硬度为58~64HRC。
参考【3】表12-1-17查出其具体参数如下：
规格代号
公称直径
公称导程
滚珠直径
螺旋升角
循环列数
额定动载荷
额定静载荷
接触刚度
1604-3
16
4
2.381
3
5.1
9.7
442
4.2滚珠丝杠螺母副的型号选择及校核步骤
4.2.1最大工作载荷（计算进给牵引力（N））
滚珠丝杠上的工作载荷Fm（N）是指滚珠丝杠副在驱动工作台时滚珠丝杠所承受的轴向力，也叫做进给牵引力。
选用矩形导轨，计算公式（参考文献【1】式2-10）：
Fm=KFL＋f，（Fv＋Fc＋G）
式中K———考虑颠覆力矩影响的实验系数，矩形导轨K=1.1
———滚动导轨摩擦系数:
0.0025～0.005；这里取0.005
G———移动部件的重力（N）：
G=800N
FL———工作台纵向进给方向载荷
Fc———工作台横向进给方向载荷
Fv———工作台垂直进给方向载荷
故：
Fm=1.1×545＋0.005×（109＋218＋800）=605N
4.2.2最大动负载C的计算及主要尺寸初选
滚动丝杠最大动载荷C可用下式计算：
参考【1】（2-14）
式中：
L为工作寿命，单位为，；n为丝杠转速，；v为最大切削力条件下的进给速度，为所预选的滚珠丝杠的导程，待刚度验算后再确定；t为额定使用寿命（h），可取t=15000h；为运转状态系数，无冲击取1~1.2，一般情况取1.2~1.5，有冲击振动取1.5~2.5；为滚珠丝杠工作载荷（N）。
初选滚珠丝杠副的尺寸规格，相应的额定动载荷不得小于最大动载荷C；。
取，而工作台进给速度，则工作寿命：
则
因为，所以所选滚珠丝杠螺母副符合最大动载荷要求。
4.2.3传动效率计算
滚珠丝杠螺母副的传动效率为：
参考【1】（2-15）
其中，为丝杠螺旋升角，可由，为摩擦角，滚珠丝杠副的滚动摩擦系数，其摩擦角约等于。
滚珠丝杠副的传动效率较高，一般取0.8~0.9之间，可知，上式传动效率计算有效。
4.2.4刚度验算
4.2.4.1丝杠的拉压变形量
滚珠丝杠计算满载时拉压变形量：
参考【1】（2-15）
其中：
为在工作载荷作用下丝杠总长度上拉伸或压缩变形量，为丝杠的工作载荷，L为滚珠丝杠在支承件的受力长度，取，E为材料弹性模量，对钢，A为滚珠丝杠按内径确定的截面积，
，“+”号用于拉伸，“-”号用于压缩。
则
4.2.4.2滚珠与螺纹滚道间的接触变形量
该变形量与滚珠列、圈数有关，即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杠长度无关。
有预紧时，可以使用下式计算：
参考【1】（2-17）
其中：
为滚珠直径，为滚珠总数量，Z为一圈的滚珠数，，，为滚珠丝杠的公称直径，为预紧力，为滚珠丝杠的工作载荷
查表可得
，
由于当滚珠丝杠有预紧力，且预紧力为轴向工作载荷的1/3时，值可减少一半左右。
4.2.4.3滚珠丝杠副刚度的验算
丝杠的总变形量应小于允许的变形量。
一般不应大于机床进给系统规定的定位精度值的一半。
或者，由丝杠精度等级查出规定长度上允许的螺距误差，则相应长度上的变形量应该比它小。
否则，应考虑选用较大公称直径的滚珠丝杠。
查机械设计手册，滚珠丝杠副行程精度，表12-1-19，在效行程L内平均行程变动量，根据机床的定位精度为可得为0.023mm，。
因此所选的滚珠丝杠副刚度符合要求。
4.2.5压杆稳定性验算
滚珠丝杠长度确定
根据经验公式
其中L由1604-3丝杠副中取L=65mm.
故=250+65+50=365mm圆整=365mm
=200+65+50=320mm圆整=320mm
滚珠丝杠通常属于受轴向力的细长杆，若轴向工作负载过大，将使丝杠失去稳定而产生纵向屈曲，即失去稳定。
失稳时的载荷为：
参考【1】（2-18）
其中：
E为丝杠材料弹性模量，对钢，I为截面惯性矩，对丝杠圆截面，（丝杠承载方式系数，选用一端固定，一端简支方式）
则较验较长的丝杠：
临界载荷与丝杠工作载荷之比称为稳定性安全系数，如果大于需用稳定安全系数，则该滚珠丝杠就不会失稳。
因此，滚珠丝杠的压杆稳定条件为：
因此，所选滚珠丝杠符合稳定性要求。
4.2.6滚珠丝杠螺母副安装连接尺寸
在确定丝杠副类型及型号及进行了传动效率、刚度和稳定性校核后，还需要考虑其他一些设计事项。
比如：
避免丝杠外露；螺母在有效行程内配置限位装置，以免越程滚珠流失；滚珠丝杠必须润滑，常用锂树脂；丝杠副螺母安装连接尺寸等。
参考【4】根据表2-12和图2-12内循环滚珠丝杠副（包括浮动反向器及固定反向器）滚珠螺母安装、连接尺寸：
规格代号
公称直径
公称导程
滚珠螺母安装、连接尺寸
1604
16
4
28
50
38
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