小型数控钻床旋转平移工作台控制系统设计概述.docx
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小型数控钻床旋转平移工作台控制系统设计概述
学号14113500469
毕业设计（论文）
题目：
小型数控钻床旋转平移工作台控制系统设计
作者：
何强届别：
2015届
院别：
机械工程学院专业：
机械电子工程
指导教师：
余晓峰职称：
副教授
完成时间：
2015/4/25
摘要
在机械加工行业中，旋转平移钻床工作台使用量很大，为了提高加工效率，保证加工精度，必须对钻床工作台进行数控化改进。
本文对传统钻床工作台存在的不能很好的在圆周方向上钻孔问题，设计了一款立式钻床旋转工作台。
本文确定数控钻床工作台整体结构设计方案，对机械部分对圆周方向上旋转，x、y方向上平移做了重点设计。
对控制系统部分，本文阐述了用单片机控制交流伺服电机以实现钻床工作台旋转、平移过程。
阐述了整个系统的控制原理。
本课题所设计的工作台，其加工过程是将所需加工孔的数据通过输入设备输入到控制系统，然后系统根据工件上所需加工孔的坐标，是工作台运动到孔的位置，实现对工件的全自动钻孔，并且系统在加工过程中实时显示加工数据。
关键词：
传动系统；控制系统；步进电动机
Abstract
Inthemechanicalprocessingindustries,rotarydrillingmachineworkingtableusedinlargequantities,inordertoimprovetheprocessingefficiency,ensuringtheprocessingprecision,totableofthedrillingmachineNCimprovement.Basedontraditionaldrillingmachineworkingtableproblem,designaverticaldrillingmachinerotarytable.Basedonthedomesticandintermationalcurrentsituationanddevelopmenttrendundertookananakysis,indeterminingtheoverallscheme,elaboratedwithSCMcontrolACservomotortoachievedrillingmachineworktablerotation,translationprocess.
ThefirstrunningprocessoftheCNCdrillingdesignedbythesubject,istoinputtheprocessingdataabouttheholeintothecontrolsystembytheenteringequipment,thenfindthelocationoflocationoftheholebymovingthetableaccordingtocoordinateofthehole,andtheproceddingdataofthesystemdisplayedinreal-time.
Keywords:
drivesystem；controlsystem；steppingmotor
7附录---------------------------------------------------------------------------------------------------------------------36
1绪论
1.1现状
中国分度回转工作台产业领域的发展存在很多问题，如在产业结构规划布局上不合理，劳动力密集型产品在生产上占据了主要部分；技术类密集型产品在生产上只占据了很少的一部分，并且与西方发达工业国家相比有很大的差距；生产要素至关重要的影响正在逐步削弱。
从中国数控分度回转工作台产业发展报告可以大致了解世界数控分度回转工作台产业的发展历程，该报告有力的说明了中国的数控分度回转工作台产业发展现状也指出了和西方发达工业国家在此方面的差距，并且提出了“新型数控分度回转工作台产业”概念，这是之前没有出现过得，此份研究报告从“以人为本”、环境友好、科技创新和面向未来四个方面阐述了“新型数控分度回转工作台产业”内涵，对中国的行政和四大都市圈的数控分度回转工作台产业发展进行了全卖弄的研究。
1.2发展前景
近几十年以来，各个跨国公司推动的产品全球化发展使得国际分工和国际贸易格局发生额改变，加工贸易成为全球化产业发展的要求。
有跨国公司推动的加工贸易的全球化发展，因此可以为发展中国家快速进入全球高新技术产业链条提供条件，从而可能让发展中国家实现产业升级上提供便捷途径。
其中分度旋转工作台的运用得到了广泛推广，各种新型工作台不断被引进，同时我国也自主研制和开发了一批使用、高效行得分度宣战工作台、本次设计的意义是设计出一套结构简单、实用性强、精度系数比较高的自动分度旋转工作台，并能满足生产加工的需求。
分度旋转工作台作为数控机床中的几个非常大的部分，研究其设计、制造过程是非常有实际要的工程应用价值。
数控工作台的应用非常多，而数控工作台像自动分度旋转
工作台的研究必然有着其实际的意义。
2工作台方案的设计
2.1工作原理及总体框图
工作台工作原理采用单片机控制步进电机带动工作台的旋转和平移，通过键盘和显示屏幕发送指令给单片机，控制脉冲分配器向步进电机发送脉冲，步进电机带动蜗轮蜗杆传动，从而实现工作台的旋转运动。
工作台总体框图见图2.1
6
3
2
图2.1工作台总体框图
1-步进电机2-燕尾导轨槽3-固定端轴承座4-蜗杆5-旋转工作台6-丝杠
2.2流程图
通过键盘输入信息到控制系统，单片机控制器向伺服驱动器发动器发出控制信号，通过驱动器驱动电机按要求工作以完成动作。
图2.2工作台流程图
3旋转工作台传动系统设计
3.1旋转部分设计
3.1.1工作台箱体设计
自动分度旋转工作台箱体起着支撑并包容各种传动零件，如齿轮、轴、蜗杆、涡轮、轴承等零件，使它们能够正常运动情况下可以达到相关的运动精度。
箱体还可以通过润滑剂来实现各种零件的润滑、安全保护和密封作用，既可以很好的让操作员的人生安全得到保障，又能够使箱体内的零件尽可能的少受外界环境的影响，并有一定隔振、隔热作用。
分度旋转工作台是机械加工中常用的机床附件，因此尺寸不易过大，必须能配合机床的使用。
自动分度旋转工作台尺寸：
长*宽*高550*500*160
工作台右端盖部分尺寸：
长*宽*高240*50*160
蜗杆箱体及钻台如下图所示：
工作台
涡轮
图2.2旋转工作台箱体图
图2.2旋转工作台
3.1.2传动比及参数确定
（1）传动比设定
系统要实现的参数：
工作台旋转速度最大为20度/秒，工作台分度精度0.25.
总传动比i为各级传动比i1,i2乘积，即
i=i1*i2（3.1）
在设计中分配总传动比是重要问题，传动比若分配得不合理，将不能有效的实现降低成本和结构紧凑的目的；也不能使传动零件获得较低的圆周速度从而影响到动载荷或对传动精度等级造成影响；但是如果要达到所有要求相对比较困难，因此应按设计要求考虑传动比分配方案，以满足要求。
为了保证工作台分度精度，传动比需要很大，同时为了保证结构尺寸，蜗杆传动比设定在120，齿轮传动比可以设定为3，那么传动系统的总传动比为120*30=360.
（2）最大旋转速度
工作台的最大旋转速度为20度/秒；即
ω涡轮ω工作台=20rad/s（3.2）
n涡轮=ω涡轮/360。
=20/360=1/18r/s（3.3）
根据系统总传动比为360，可得
n电机=n涡轮*360=（1/18）*360=20r/s（3.4）
（3）分度精度
工作台的分度精度是通过步进电机的转速和系统地总传动比来确定，工作台分度精度为0.25度，即涡轮最小的转动单位为0.25度，系统的总传动比为360，即可得步进电机的最小分度精度为90度，即步进电机的每次旋转的度数为90度的倍数。
3.1.3步进电机的选择
步进电动机的选择包括结构、步距角、型号、功率和转速的选取，并要准确的查出所需要的尺寸和型号。
步进电动机由步进电动机本体，步进电动机控制器及0步进电动机驱动器组成。
选择步进电动机时候，要想让工作台所需的脉冲当量得到保障，步进电动机的输出功率大于负载所需要的功率这一点是前提条件，这一点必须得到保证。
要计算机械系统的负载转矩可以确保电机的矩频特性能满足机械负载并有可以有余量。
在一般正常工作中，在矩频特性曲线范围内是各种频率下的负载必须遵循的，这样就保证步矩角和机械系统匹配。
（1）步进电机启动力矩计算
步进电机选用三相步进电动机，初选不进电动机步矩角θ b=3度。
设步进电机等效负载力矩为T,负载力为P，根据能量守恒原理，电机做的功与负载力做的功关系如下：
TΦ η =PS（3.5）
式中Φ—电机转角；
S—转动部件的相应位移；
η—机械传动效率。
若取Φ=θ b,则S=δb，且P=Pz+μ（G+W2）,所以
T=[Pz+μ（G+W）]
（3.6）
式中G—转动部件负载，N;
W—转动部件重量，N;
PZ—与中立方向一致的作用在转动部件上的负载力，N;
μ—摩擦系数；
θb—步进电机步矩角，rad;
T—电机轴负载力矩，N．cm.
取μ=0.03，η=0.96，PZ=500N。
W=ΠR2×30×10-3×7.8×10-2=325N（3.7）
G=ΠR2×70×10-3×7.8×10-2=1075N（3.8）
可求得
T=（500+42）×
=4963.81N.cm≈5N.m（3.9）
不考虑启动时运动部件的惯性影响，启动力矩为
Tm=T/（0.3～0.5）=10N.m（取安全系数0.5）（3.10）
步进电机为三相六拍的电机
Tmax=
≈11.6N.m（3.11）
（2）步进电机最大转速
根据工作台的最大转速n工作台=
r/s与系统总传动比i=360,可得
n电机=20r/s=1200r/min（3.12）
所以，不进电机的现在最大转速
nmax电机≥n电机=1200r/min（3.13）
（3）步进电机最大频率
根据不进电机的步矩角θb=3°与步进电机最大转速n电机=20r/s,可得
f电机=20×120=2400step/s（3.14）
所以步进电机选择最高的频率
fmax电机≥f电机=2400step/s（3.15）
（4）步进电机型号
由于步进电机步矩角θb=3°，步进电机最高转速nmax电机≥1200r/min，步进电机最高频率fmax电机≥2400step/s，步进电机最大转矩Tmax=11.6N.m,选择的步进电机型号参数如下表3-1所示。
表1步进电机参数
型号
主要技术参数
外形尺寸/mm
重量/（KN）
步矩角/（°）
保持转矩
相数
电压/V
电流/A
外径
长度
轴径
130BC3100
3
12
3
27
3
100
168
22
10
3.1.4轴的设计
在机械设计中，轴是一种非常重要的机械零件，传递运动、扭矩或弯矩主要依赖于轴和支撑转动零件一起通过回转来实现。
轴各段有直径不同，依据轴线形状的不同，轴可以分为曲轴和直轴两类。
轴的强度和刚度决定其工作能力，在快速运转时取决于其振动稳定性。
载荷的大小、方向、性质及其分布状态，轴上零件的数量及安装位置、定位方法等都是轴结构形状的影响因素
（1）蜗杆轴的设计
轴的结构设计要确定轴的外形和结构尺寸。
设计时要满足节约材料、易于定位减少应力集中、和便于加工等条件。
本次设计的轴用于传递扭矩，通过齿轮副到蜗轮蜗杆，不需要承受外距，所以用到的为传动轴。
从经济实用方面考虑，碳素钢使用广泛，并且对应力集中的敏感性较小，45碳素钢是广泛被应用并且比较经济的类型；故轴设计选用的材料为经过正火处理的45钢。
图3.1轴的受力图
（2）蜗杆轴的计算
蜗杆上的承受力：
轴向力Fa1=Ft2=2T2/d2=2×5×360×103/420=8572.4N（3.16）
径向力Fr1=Ft2tanαt=3120.1N（3.17）
圆周力Ft1=Ft2tanγ =714.3N（3.18）
大齿轮上轴受力：
圆周力Ft2=2T2/d2=333.3N（3.19）
径向力Fr2=Ft2tanαt=121.3N（3.20）
根据结构上的考虑及轴上零件的布置给出支撑间跨距l=181mm,蜗杆中央在面至左支承的距离l1=110mm,大齿轮中央截面距离右支撑的距离l2=90mm,如上图3.1
由图可知，Fa1产生的力矩为：
Mx1=Fa.d1/2=150017N.mm（3.21）
根据给定条件作轴在xoy平面的受力图，分别对支撑点1及2取矩可求得xoy平面的支反力
FR1=［Fr1=（l-l1-l2）+Fr2l2+Mx1］/l=1576.4N（3.22）
FR2=［Fr1l1+Fr2l+Mx1］/l=1765.3N（3.23）
MR1=FR1=173404N.mm（3.24）
MMR2=FR2l2=158877N.mm（3.25）
MX=Mr1-MX1=23387N.mm（3.26）
可以求得d≧26
所以蜗杆轴最小直径d1=30mm≧d=25mm蜗杆图如下：
图3.2蜗杆
3.1.5轴承的选择
依靠主要元件的滚动接触支撑转动零件滚动轴承在机械设计中是一种重要的应用部件之一。
滚动轴承与滑动轴承相比，滚动轴承摩擦力小，功率消耗少，启动容易等优点。
在此选型后要考虑验算轴承的承载能力以及与轴承的安装、调整、润滑、密封等有关的“轴承装置设计”问题。
（1）轴承的类型
本次设计中要采用的是滚动轴承。
滚动轴承是标准件，应用广泛，安装、维修方便，并且价格相对来说比较便宜。
外圈、内圈、滚动体和保持架是滚动轴承主要组成部分，内圈分别与轴颈及轴承座孔装配在一起。
本次设计中齿轮传动采用的是直齿圆柱齿轮传动，无轴向力存在，所以轴承选用主要考虑的是蜗杆传动。
考虑到电动刀架工作时转速很高，并且是不间断工作，稳定也高。
故采用油润滑，转速越高，应采用粘度越低的润滑油；载荷越大，应选用粘度越高的。
3.1.6联轴器的选择
我们将用来联接不同机构中的两根轴使之共同旋转以传递扭矩的机械零件称之为联轴器。
在高速重载的动力传动中要求联轴器有缓冲、减震和提高轴系动态性能的作用。
选择联轴器时，应根据工作要求选定合适的类型，根据轴的直径计算转速和扭矩，再从有关手册中查出使用的型号，最后对某些关键零件做必要的验算。
（1）联轴器的类型
联轴器总类繁多，一般有固定式联轴器和可移式联轴器，这是根据在小齿轮所在的轴与练级的联接按照被链接的两周的相对位置和位置的变动情况来划分的，考虑到两轴能严格对中并在工作中不发生相对位移，联轴器可选用刚性联轴器中的有凸缘联轴器。
（2）联轴器的尺寸
联轴器的类型为有对中环凸缘联轴器GYH。
根据电机转速n电机=1200r/min,电机的最大转矩Tmax=11.6N.m，而小齿轮所在的轴d=22mm,电机轴径d电机=22mm,根据凸缘联轴器参数表选得对中环凸缘联轴器型号为GYH252×38/22×22。
3.2工作台X-Y机械部分设计
机械部分设计内容包括：
确定系统脉冲当量，选择步进电机，运动部件惯性的计算，传动及导向元件的设计、计算与选择等。
3.2.1确定工作台的尺寸极其重量
图3.3X向托板
图3.4Y向托板
根据设计要求初选旋转工作台尺寸为550×500×160,。
考虑到加工时工作台受到冲击和振动，所以选工作台材料是密度为7.2×103kg/m3的灰铸铁HT150，（取g=10N/kg）。
旋转工作台的质量：
m1=0.55×0.5×0.16×7.2×103=316kg（3.27）
X向拖板与Y向拖板所谓材料为HT150，尺寸为：
长×宽×高=500mm×500mm×80mm,（3.28）
上、下拖板总质量为：
m2=2×0.5×0.5×0.08×7.2×103=288kg（3.29）
初步取导轨座尺寸为：
长×宽×高=800mm×500mm×120mm（3.30）
则其质量为：
m3=0.8×0.5×0.12×7.2×103=345kg（3.31）
旋转工作台右端盖质量：
m4=0.24×0.05×0.16×7.2×103=13.8kg（3.32）
工作台总质量为：
m=m1+m2+m3+m4=963kg（3.33）
考虑到夹具、电动机等其他因素，取m总=1000kg。
附图如下：
3.2.2滚珠丝杠参数计算与选型
图3.5丝杠
初选丝杠材质：
CrMnTi钢，HRC56～62，导程：
p=5mm
（1）求出螺旋传动的计算载荷Fc
FC=FEKHKLFm
其中，KE—为载荷系数，取1.5；
KH—为硬度系数，取1.0；
KL—为精度系数，取1.0；
Fm—为丝杠工作时的轴向压力，Fm=μm总g=40N。
FC=1.5—1.0×1.0×40=60N；（3.34）
（2）确定动载荷及寿命计算
初步确定滚珠丝杠的规格型号，选择的滚珠丝杠杆副的额定动载荷Ca必须大于其计算值：
Ca＞C′a=
（3.35）
其中：
Ca—额定动载荷（N）；nm—螺杆的平均转速，取100r/min
Lh—运转寿命（h）;F—螺旋传动的计算载荷（N）。
假设滚动丝杠能工作6年，每年365天，每天工作8小时，则
Lh=6×365×8=17520h（3.36）
代入数据得：
Ca′=1123N
查滚珠丝杠型号表可知：
选SFU2005-4，其公称直径为25mm,导程为5mm，动载荷分别问1130N和2380N。
3.2.3滚动导程参数计算与选型
（1）计算导轨的工作寿命Th,要求寿命不低于5年；
设一天工作8小时，一年365天，工作6年，则
Th=6×365×8=17520h（3.37）
（2）计算导轨行程长度寿命Ts=2ThLsn/1000
其中，Ls=单程行程（取0.5m），n为每分钟往复次数（取6次/分钟）
Ts=2×17520×0.5×6×60/1000=6307km（3.38）
（3）计算导轨的额定动载荷Cn（N）
因钻床的切削力F钻大概是工作台重的1-1.2倍，所以
F钻=1.2m1g=1.2×316×10=3792N（3.39）
设每根导轨上游2块滑块，每个滑座承受的工作载荷为F，则
F=
=3356N（3.40）
可由此求得：
TS=6.25
Ca=33560N≈33.6KN（3.41）
（4）根据额定动载荷Ca确定滚动导轨的型号及结构尺寸
根据Ca＞C′a原则，查型号表可选导轨型号为LG20KL.
3.2.4步进电机参数计算与选型
由机床精度要求确定脉冲当量δ及步矩角α：
α=360δλ/p。
脉冲当量δ是一个进给指令时工作台的位移量，应小于等于工作台的定位精度，由于定位精度为±0.02mm，因此选择脉冲当量为0.01mm，则步矩角为：
α=360δλ/p=0.72（3.42）
（1）电机轴上的总当量负载转动惯量的计算
J总≈J1+J2+J转（3.43）
1丝杠的转动惯量
J1=
（kgm2）（3.44）
其中，ρ为丝杠密度取7.8×103m3,，d为丝杠的等效直径（m），l为丝杠长度（m）。
d=16×103mml=0.6m（3.45）
可得：
J1=
=0.30×10-4（kgm2）（3.46）
工作台、工件、夹具、支撑坐等折算到电机轴上的转动惯量：
J2=（
）2m总×10-6=2.22×10-4（kgm2）（3.47）
其中，m总为总质量（kg），p为丝杠导程（mm）
电机转子的转动惯量小得场合，可忽略不计。
所以，J总==J1+J2=2.52×10-4（kgm2）（3.48）
（2）电机轴转矩的计算
空载启动时，电机轴上的惯性转矩：
Tj=J总
（3.49）
其中，△t为电机加速时间（s）,p为丝杠导程（m）,Vmax为工作台快进速度（m/s），λ为传动比
△t=0.1s，p=0.05m，Vmax=3.6m/sλ=1则，
Tj=J总
=0.19（Nm）（3.50）
电机轴上的当量摩擦转矩（工作台及工件重量引起）
Tμ=
Fm（3.51）
η为伺服传动链的总效率，可取0.8，则
Tμ=0.014（Nm）（3.52）
因丝杠副预紧力引起的电机轴上的附加摩擦转矩
设预紧力为最大轴向载荷的1/3，则
T0=
（1-η02）（3.53）
η0为滚珠丝杠螺母副未预紧时的传动效率（取0.9），则
T0=8.82×10-4（Nm）（3.54）
空载启动时电机轴上的最大静转矩：
Tq=Tj+Tμ+T0=0.19+0.014+8.824×10-4=0.20（Nm）
所选取的步进电机的最大静转矩Ts需满足Ts＞0.23（3.55）
步进电机选型时，必须同时满足转动惯量及静转矩的要求，即应进行惯量匹配验算：
＜
＜1（Jm为锁选电机的转动惯量）（3.56）
＜
＜1（3.57）
最大静转矩：
Tq=0.23＜3.0Nm（3.58）
步进电机的最大运行频率f＞f′=
（3.59）
f′=6000HZ=6KHZ＜20KHZ（3.60）
所以，所选的型号为90BYG5520的步进电机合适。
3.2.5支撑座参数设计
设计滚珠丝杠的支撑的安装采用固定-支撑式的一端装深沟球轴承。
根据滚珠丝杠的公称直径为16mm，因此我选择固定端的轴承内径为12mm,支持端的轴承内径为12mm。
考虑到防尘问题，所以选用两面带防尘盖型的轴承。
因此，固定端支撑座与轴承装配的尺寸为32mm，支撑端支撑座与轴承的搭配尺寸为32mm。
固定端轴承座外形如下图4.1：
图3.6固定端轴承
3.2.6联轴器的选择
因为梅花联轴器具有高扭转刚性和卓越灵敏度，可吸收偏角、偏心、轴向偏差和振动，所以伺服电机与丝杠之间的联接选用梅花联轴器联接。
图3.7梅花联轴器
根据步进电机的主轴直径为14mm,滚珠丝杠前端直径为10mm，联轴器可选的型号为：
G6-60T,其外径为30mm，两端孔径分别为14mm，10mm。
4工作台控制系统设计
4.1控制系统元器件的选择
4.1.1单片机的选择
图4.1AT89S52单片机
本设计选用AT89S51单片机。
51单片机的哈弗结构。
数据存储器跟程序存储器分开，大大减少了成本，特有的带有位处理功能的八位微处理器。
内部有8KBROM存储器，内部ROM足够不用外扩程序存储器，而且RAM有256B（特殊功能寄存器除外）可用不用外扩数据存储器，4组带所存的端口共32个I/O口，
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