數(shù)控機床伺服系統(tǒng)Y軸設計書

1、數(shù)控機床伺服系統(tǒng)Y 軸設計書一、進給伺服系統(tǒng)概述數(shù)控機床伺服系統(tǒng)的一般結構如圖所示：數(shù)控機床進給伺服系統(tǒng)由于各種數(shù)控機床所完成的加工任務不同， 它們對進給伺服系統(tǒng)的要求也不盡相同，但通常可概括為以下幾方面：可逆運行；速度范圍寬；具有足夠的傳動剛度和高的速度穩(wěn)定性；快速響應并無超調(diào)；高精度；低速大轉矩。伺服系統(tǒng)對伺服電機的要求：（ 1）從最低速到最高速電機都能平穩(wěn)運轉，轉矩波動要小，尤其在低速如 0.1r /min 或更低速時，仍有平穩(wěn)的速度而無爬行現(xiàn)象。（2）電機應具有大的較長時間的超載能力，以滿足低速大轉矩的要求。一般直流伺服電機要求在數(shù)分鐘內(nèi)超載 4-6 倍而不損壞。（3）為了滿足快速響應

2、的要求，電機應有較小的轉動慣量和大的堵轉轉矩，并具有盡可能小的時間常數(shù)和啟動電壓。電機應具有耐受 4000rad/s 2 以上的角加速度的能力，才能保證電機可在 0.2s 以內(nèi)從靜止啟動到額定轉速。（4）電機應能隨頻繁啟動、制動和反轉。隨著微電子技術、 計算機技術和伺服控制技術的發(fā)展， 數(shù)控機床的伺服系統(tǒng)已開始采用高速、 高精度的全數(shù)字伺服系統(tǒng)。 使伺服控制技術從模擬方式、混合方式走向全數(shù)字方式。由位置、速度和電流構成的三環(huán)回饋全部數(shù)字化、軟件處理數(shù)字 PID，使用靈活，柔性好。數(shù)字伺服系統(tǒng)采用了許多新的控制技術和改進伺服性能的措施， 使控制精度和質量大大提高。進給伺服系統(tǒng)按其控制方式不同可分

3、為開環(huán)系統(tǒng)和死循環(huán)系統(tǒng)。死循環(huán)控制方式通常是具有位置回饋的伺服系統(tǒng)。根據(jù)位置檢測裝置所在位置的不同， 死循環(huán)系統(tǒng)又分為半死循環(huán)系統(tǒng)和全死循環(huán)系統(tǒng)。半死循環(huán)系統(tǒng)具有將位置檢測裝置裝在絲杠端頭和裝在電機軸端兩種類型。前者把絲杠包括在位置環(huán)內(nèi)，后者則完全置機械傳動部件于位置環(huán)之外。 全死循環(huán)系統(tǒng)的位置檢測裝置安裝在工作臺上，機械傳動部件整個被包括在位置環(huán)之內(nèi)。開環(huán)系統(tǒng)的定位精度比死循環(huán)系統(tǒng)低，但它結構簡單、工作可靠、造價低廉。由于影響定位精度的機械傳動裝置的磨損、慣性及間隙的存在，故開環(huán)系統(tǒng)的精度和快速性較差。全死循環(huán)系統(tǒng)控制精度高、 快速性能好， 但由于機械傳動部件在控制環(huán)內(nèi)，所以系統(tǒng)的動態(tài)性能不

4、僅取決于驅動裝置的結構和參數(shù)，而且還與機械傳動部件的剛度、阻尼特性、慣性、間隙和磨損等因素有很大關系，故必須對機電部件的結構參數(shù)進行綜合考慮才能滿足系統(tǒng)的要求。 因此全死循環(huán)系統(tǒng)對機床的要求比較高， 且造價也較昂貴。死循環(huán)系統(tǒng)中采用的位置檢測裝置有：脈沖編碼器、旋轉變壓器、感應同步器、磁尺、光柵尺和激光干涉儀等。數(shù)控車床的進給伺服系統(tǒng)中常用的驅動裝置是伺服電機。伺服電機有直流伺服電機和交流伺服電機之分。 交流伺服電機由于具有可靠性高、基本上不需要維護和造價低等特點而被廣泛采用。直流伺服電動機引入了機械換向裝置。其成本高，故障多，維護困難，經(jīng)常因碳刷產(chǎn)生的火花而影響生產(chǎn)，并對其他設備產(chǎn)生電磁干擾

5、。同時機械換向器的換向能力，限制了電動機的容量和速度。電動機的電樞在轉子上， 使得電動機效率低， 散熱差。為了改善換向能力，減小電樞的漏感，轉子變得短粗，影響了系統(tǒng)的動態(tài)性能。交流伺服已占據(jù)了機床進給伺服的主導地位， 并隨著新技術的發(fā)展而不斷完善， 具體體現(xiàn)在三個方面。 一是系統(tǒng)功率驅動裝置中的電力電子器件不斷向高頻化方向發(fā)展，智能化功率模塊得到普及與應用；二是基于微處理器嵌入式平臺技術的成熟， 將促進先進控制算法的應用；三是網(wǎng)絡化制造模式的推廣及現(xiàn)場總線技術的成熟， 將使基于網(wǎng)絡的伺服控制成為可能。二、總體設計方案的擬定2.1 系統(tǒng)運動方式的確定數(shù)控系統(tǒng)按運動方式可分為點位控制系統(tǒng)、 點位直

6、線控制系統(tǒng)和連續(xù)控制系統(tǒng)。本次設計的機床要求具有定位、直線插補、順、逆圓弧插補、暫停、循環(huán)加工、公英制螺紋加工等功能，故應選擇連續(xù)控制系統(tǒng)。2.2 控制方式的選擇伺服系統(tǒng)可分為開環(huán)控制系統(tǒng)、半閉環(huán)控制系統(tǒng)和閉環(huán)控制系統(tǒng)。本次設計的機床精度要求高， 但考慮到經(jīng)濟及調(diào)試等問題， 選用半閉環(huán)型的控制系統(tǒng)。2.3 機械傳動方式目前數(shù)控銑床的縱向和橫向多采用伺服電機， 進給系統(tǒng)的機械傳動鏈采用滾珠絲杠、靜壓絲杠和無間隙齒輪副等， 以盡量減小反向間隙。我們這里擬采用的是滾珠絲杠副傳動， 以減少摩擦系數(shù)， 提高進給機構的整體剛度。滾珠絲杠與電機間用聯(lián)軸器直接連接，以消除間隙。三、滾珠絲杠副的設計3.1 滾珠

7、絲杠副的計算計算參數(shù)：工作臺重量22Kg加工對象重量8Kg工作臺 Y 向最大行程500mmY 向進給速度2m/min進給抗力X250N Y:150N Z:200N定位精度0.01mm重復定位精度0.005mm(1) 計算進給軸向力 Fmax (N)絲杠上的工作載荷 Fm是指滾珠絲鋼負載驅動工作臺時滾珠絲鋼所承受的軸向力，也叫進給牽引力。它包括三個力：滾珠絲桿的走刀抗力、工件的重力、作用在導軌上的其他切削分力相關的摩擦力。矩形導軌的工作載荷Fmax 的計算公式為：FmaxKFXf ( FZ2FYG)式中 K 考慮顛覆力矩影響的實驗系數(shù)，矩形滑動導軌取K=1.4；f 滑動導軌摩擦系數(shù)：貼塑導軌為0

8、.03-0.05 ，取 0.03 ；G 工作臺、夾具和刀具的重量， G=30 9.8=294N。則Fmax1.42500.03(2002150294)374N（2）動載強度計算當轉速 n10 r / min時，滾珠絲杠螺母的主要破壞形式是工作表面的疲勞點蝕，因此要進行動載強度計算，其計算動載荷FQ應小于或等于滾珠絲桿螺母副的額定動負荷，即FQ3L f HfW Fmax式中fW載荷性質系數(shù)（平穩(wěn)或輕度沖擊時為1.01.2，中等沖擊時為1.21.5，較大沖擊或振動時為1.52.5）本式中去f W=1.2 ；fH硬度系數(shù)（HRC58時為1.0 ，等于55 時為1.11 ，等于52.5時為 1.35

9、，等于 50 時為 1.56 ，等于 45 時為 2.40 ）本式中取 f H =1；L 滾珠絲桿工作壽命，以 10 6 r 為 1 個單位；本次設計中，電機與絲桿通過聯(lián)軸器直接相連，減速比i=1 ，工作臺的最高進給速度達到2m/min，選用絲桿導程為5mm的絲桿，絲桿的最高轉速為1500r/min 。故絲桿的最低轉速為可取為0，則平均轉速 n=（1500+0）/2=750r/min故絲桿的工作壽命為L= 60nT6= 60750615000 =6751010式中 T 絲桿使用壽命，按設計機床要求取T=15000h；n 絲桿平均轉速；代入上式得F3 L fHfFmax367511.2 374N

10、QW3937（3）靜強度計算當轉速 n10r / min 時，滾珠絲杠螺母的主要破壞形式為滾珠接觸面上產(chǎn)生較大的塑性變形， 影響正常工作。 因此，應進行靜強度計算， 最大計算靜載荷 FQ0為FQ0fS Fmax式中Fmax 滾珠絲桿的最大軸向負載；f S 靜態(tài)安全系數(shù)， 當為一般運轉時， f S =1-2 ，f S =2-3 ，本式中 f S =2.5 ；則，上式為FQ0f S Fmax=2.5374935N根據(jù)計算額定動負載荷和額定靜負荷初選滾珠絲杠副型號25053 型，3 列2 圈外循環(huán)螺紋預緊滾珠絲桿副。其名義公稱直徑為25mm，導程 5mm，滾珠直徑3.175mm。額定動負荷 9309

11、N，額定靜負荷 21569N。動載荷與靜載荷載均滿足要求。（4）滾珠絲桿支承選擇滾珠絲杠的支承形式有四種：一端固定， 一端自由，這種安裝方式承載能力小，軸剛度低，只是用于短絲桿， 一般用于數(shù)控機床的調(diào)節(jié)環(huán)節(jié)或升降臺式數(shù)控銑床的立向坐標中；一端固定，一端簡支，此種可用于絲桿較長的情況；兩端固定，這種安裝方式適用于承載能力大，高速，高剛度，高精度的機床。從剛度計算可以看出，絲桿的支撐方式對絲桿的剛度影響很大。而采用兩端固定的支承方式，壓桿的穩(wěn)定性和臨界轉速高，絲杠的軸向剛度為一端固定的4 倍，絲杠可以預拉伸，預拉伸后可減小絲杠自重下垂和補償熱膨脹且軸承組合的剛度高。本傳動系統(tǒng)的絲桿采用兩端固定的結

12、構形式。 初步選用角接觸球軸承 36304，既可以承受軸向力，也可以承受徑向力，中間用套筒分開。（6）傳動效率的計算絲杠螺母副的傳動效率為tan v=tan(v)式中摩擦角 =10摩擦角 v = 4 3 tan v=tan(v)tan 4 3=tan(4 3 10 )=0.960滾珠絲杠的傳動效率高， 這可使絲杠副的溫度變化較小， 對減小熱變形，提高剛度、強度都起了很大作用。（7）確定滾珠絲杠的長度滾珠絲杠副的螺紋長度 LsL s Lv 2Le(3-12)式中： L v有效行程 +螺母長度， mm；Le余程，取 20mm；Ls50040220580mm(2) 絲杠全長 LLLs連接長度兩端軸承

13、長度起始距離綜合考慮各項幾何尺寸要求，取L為 830mm。（8）滾珠絲杠基本尺寸計算結果主要尺寸計算公式（mm）公稱直徑d025基本導程Ph5接觸角4 3鋼球直徑db3.175滾道法面半徑 RR=0.52 db1.651螺紋升角 arctgPh3 36d0偏心距 ee=(R- db / 2)sin0.004螺桿外徑 dd= d0 - （ 0.20.25） db24.2螺桿內(nèi)徑 d1d1 =d 0 +2e-2R21.7螺桿接觸直徑 dxdx = d1 - db cos18.5螺母螺紋直徑 DD=d0 -2e+2R28.3螺母內(nèi)徑 D1D1 = d0 +（ 0.20.25） db25.83.2 滾

14、珠絲杠的校核（1）壓桿穩(wěn)定性細長桿在受壓縮載荷時，不會發(fā)生失穩(wěn)的最大壓縮載荷為臨界載荷Fk 。Fk = f k2EI /( Kl 2 ) (N)d2 d01.2D w式中Fk 實際承受載荷的能力， N；fk 壓桿穩(wěn)定的支承系數(shù)（雙推雙推式為4，單推單推式為1，雙推簡支式為 2，雙推自由式為0.25 ）；E 鋼的彈性模量， 2.1105 MpaI 滾珠絲杠底徑 d2 的抗彎截面慣性矩， Id24 / 64 ；K 壓桿穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取2.54 ，垂直安裝時取小值；l 絲桿最大受壓長度，m；d0 絲杠公稱直徑， m；Dw 滾珠直徑， m。代入數(shù)據(jù)得d2d01.2Dw251.23.17521.2m

15、mFk=f k2 EI /( Kl 2 )422.1 10110.0212 4 / 64 4 0.5282204 NFer臨界載荷 Fk與工作載荷 Fm 之比稱為穩(wěn)定性安全系數(shù) n k ，當 nk = Fm n k , 則壓桿穩(wěn)定， n k 為許用穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般 n k =2.5-4 ；此時 nk = Fer82204219.8 n k Fm374則此絲桿穩(wěn)定。（2）臨界轉速校核對于高速長絲杠有可能發(fā)生共振，需要算其臨界轉速， 不會發(fā)生共振的最高轉速為臨界轉速 nc (r / min).f 22 d2nc9910Lc 2d2d01.2Dw式中Lc臨界轉速計算長度 , 取 0.4m；f2絲

16、杠支撐方式系數(shù)。（當一端固定，一端自由時，f2 =1.875 ；當一端固定，一端游動時，f2 =3.927 ；兩端固定時，f2 =4.730）。d2d01.2Dw =25-1.23.969=20.2372mmncf 22 d42 0.0202372991099107928r / minLc0.4遠遠大于其最大速度，故臨界轉速滿足。（3）傳動系統(tǒng)剛度驗算由滾珠絲桿本身的抗壓剛度K tmin 、支承軸承的軸向剛度K ba 、滾珠絲桿副中滾珠與滾道的接觸剛度K C 、折算到滾珠絲桿副上伺服系統(tǒng)剛度K R 、折算到滾珠絲桿副上聯(lián)軸節(jié)的剛度K1 、滾珠絲桿副的抗扭剛度K k 、螺母座、軸承座的剛度K h

17、 形成的綜合剛度K 為：11111111KK tminK baK cK RK 1K kK h一般在校核計算中， 折算到滾珠絲桿副上聯(lián)軸節(jié)的剛度、滾珠絲桿副的抗扭剛度、螺母座、軸承座的剛度、伺服剛度一般可忽略不計。則上式可簡化為：K1111K tminK ba K c（1.1 ）滾珠絲桿本身的抗壓剛度K tmin已知工作臺的縱向行程為500mm，當螺母移動到離定位點最遠位置時，距離為最遠，最大距離為830mm=0.83m。則絲桿拉壓剛度為K tminAE10 6d12E 1060.02172 2 101110 6 =89.1 （N/m ）Lmax4Lmax4 0.830式中d1 絲桿底徑E 絲桿

18、材料鋼的彈性慣量， E=2 10 2 GPa。（ 1.2 ）絲桿軸承的軸向剛度滾珠絲杠副的預加載荷F0=1Fm1374N 124.7 N N，軸向外載荷為導軌摩33擦力 Ff =fG=0.03 30 9.8=8.82N,故軸向載荷為預加載荷與軸向外載荷之和，即Fa = F0 + Ff =127.7+8.82=136.5(N) 。絲桿軸承軸向載荷剛度可按下式求得，即K ba3.443 Fa d Z 23.443 136.57.144 172 =225.5 （ N/m ）（1.3 ）滾珠絲桿螺母的接觸剛度K c查絲桿螺母樣本手冊得Kc =657（N/m ）則傳動系統(tǒng)總和剛度 K 為K1=1=62.

19、1 （N/m ）111111K tminK baKc89.1225.52300（2）彈性變形量數(shù)控銑床的定位精度是在不切削空載條件下檢驗的。故軸向載荷為預加載荷與軸向外載荷之和Fa 。故因 Fa 引起的彈性變形量為Fa136.52( m)K 62.1故剛度校核合格，符合精度要求。（4）額定壽命的校核滾珠絲杠的額定動載荷Ca 9309N，已知其軸向載荷 Fmax374N ，滾珠絲杠的轉速 n675r / min ，運轉條件系數(shù)f w 1.5 ，則有Ca36（9309 31064569106rL （） 10）Fmf w374 1.5L4569106112815hL k6067560n滾珠絲杠螺母副

20、的總工作壽命L k112815h15000h ，故滿足要求。四、直流伺服電機的選擇伺服電機的選用， 應考慮三個要求： 最大切削負債轉矩，不得超過電機的額定轉矩，電機的轉子慣量J M 應與負載慣量 Jr 相匹配（匹配條件可根據(jù)伺服電機樣本提供的匹配條件，也可以按照一般的匹配規(guī)律）；快速移動時，轉矩不得超過伺服電機的最大轉矩。（1） 最大切削負載轉矩計算所選伺服電機的額定轉矩應大于最大切削負載轉矩。 最大切削負載轉矩 T 可根據(jù)下式計算，即T=(Fmax Ph+TPO +Tfo )i=3740.005 +0.02+0.23=0.6 （ N ? m )220.9其中，從前面的計算已知最大進給力 Fm

21、ax =374N，絲桿導程 Ph =5mm=0.005m，預緊力 FP =124.7N，查絲桿樣本，滾珠絲桿螺母副的機械效率=0.9 。因滾珠絲桿預加載荷引起的附加摩擦力矩TPO = FP Ph =124.70.005/29.8=0.02( N ? m )29.8查單個軸承的摩擦力矩為0.115N ? m ， 故 一 對 軸 承 的 摩 擦 力 矩TPO =0.23 N ?m 。伺服電機與絲桿直連其傳動比i=1 。（2） 負載慣量計算伺服電動機的轉子慣量J M 應與負載慣量 Jr 相匹配。負載慣量可按以下次序計算。工件、夾具與工作臺折算到電機軸上的慣量J1 ：（v2（Phn2（0.005 22

22、J1）m）30）0.000019( kg m )mw2 n2絲桿加在電機軸上的慣量J 2絲桿名義直徑 D0=25mm，長度 l=500m，絲桿材料鋼的密度=7.8103 kg / m 3 。根據(jù)下列計算，絲桿加在電機軸上的慣量 J2為J 21LD 0417.8 103 0.5 0.02540.00015( kg m2 )3232聯(lián)軸器加上鎖緊螺母等的轉動慣量 J3可直接查手冊得到J3 =0.001 kg m2則負載及機械傳動裝置總的轉動慣量為：J rJ1 J2J 30.000019 0.00015 0.001 0.001169 kg m 2根據(jù)上述計算可初步選定伺服電機。選用直流伺服電機，可選

23、BL 系列無刷直流電動機，型號為 92BL-4015H1-LS-B 直流伺服電機，適配驅動器BL-2203C，其額定轉矩為2.6N m，大 于最 大切 削 負 載 轉矩 M=0.6Nm; 轉 子 慣 量J M =0.0016 kg m2 ，滿足匹配要求。92BL-4015H1-LS-B型直流伺服電機的主要技術參數(shù)如下：最高轉速 n ：1500r/min；額定轉矩 Te ：2.6N m ；最大轉矩 Tmax ：5.2N m ；定位轉矩 : ： 0.08Nm；額定功率： 400W；額定電壓： 220V(AC)；額定電流： 2A；外形尺寸： 92 92 116mm ；質量： 3.6kg 。（3）空載

24、加速轉矩計算當執(zhí)行件從靜止以階躍指令加速導最大移動（快速移動）時，所需的空載加速轉矩 Ta 為2nmaxTaJ60ta空載加速時，主要克服的是慣性。總慣量J JrJ M 0.001169+0.0016=0.00277 （ kg m 2 ）則 TamJ 2 nmax0.00277215004.35 （N m）60ta600.1其中 tac 為加速時間取為0.1s ，空載加速轉矩 Ta 不允許超過伺服電機的最大輸 出 轉 矩 Tmax 。 由 此 可 見 ， 92BL-4015H1-LS-B型 直 流 伺 服 電 機 的Tmax =5.2N m Ta =4.35N m，滿足設計要求。（4）伺服系統(tǒng)

25、增益通常取系統(tǒng)增益K S 為 825. 對輪廓控制的數(shù)控銑床可取較大值。如取K S =10s 1 。伺服系統(tǒng)的時間常數(shù)t a =1/ K S =1/10s=0.1s 。根據(jù) Ta =Ta J 2 nmax 。 60ta如選用 92BL-4015H1-LS-B 型直流伺服電機，執(zhí)行件（工作臺）達到的最大加速度為aTmaxPh5.20.0051.5 (m/ s2 )J20.002772伺服系統(tǒng)要求達到的最大加速度發(fā)生在系統(tǒng)處于時間常數(shù)t a 內(nèi)，執(zhí)行件的速度從 - vmax 增加導 +v max 時Vmax K S2 10（2）amax300.67 m / s30顯然， aamax ，因而按照加速

26、能力選擇K S =10s 1 是合適的。如 amax 遠小于a，可適當增大 K S 值以提高系統(tǒng)的性能。五、軸承的選擇及校核(1) 初選軸承型號根據(jù)實際工作條件，初步選擇的軸承型號為 36304 GB292-83，主要性能參數(shù)如表所示。軸承的性能參數(shù)性能參數(shù)36304 GB292-83額定動載荷 C(kN)18.5額定靜載荷 C(kN)9.950極限轉速（油潤滑）（r/min ）31000(2) 計算內(nèi)部軸向力 SSeFr式中： e 負荷影響系數(shù)；Fr 軸承所受的徑向力(N) 。因為絲杠傳遞運動， 滾動導軌承載， 所以軸承徑向只承受絲杠給予的重力，非常小忽略不計，故內(nèi)部軸向力 S可計為 0。(

27、3) 計算軸承的最大軸向載荷 FaFaFmax374N(4) 計算當量動載荷 P 和當量靜載荷 P0下表為角接觸球軸承當量動、靜載荷關系表： P321Fa C 0eY當 量 動載荷0.0150.381.4當 FaFreP0.44FrYFa7當 FaFrePFr0.0290.401.400.0580.431.3當量靜載荷0當 FaFr1.042P00.5Fr0.48Fa0.0870.461.2當 FaFr1.042P0Fr30.1200.471.190.1700.501.12相對軸向載荷： Fa3740.037，所以選取 e=0.40 ，Y=1.40；C 09950Fa Fr 1216.73 0

28、e當量懂載荷： P0.40 FrYFa1.4374523.6N當量靜載荷： P00.5Fr0.48Fa0.48374 179.5N（5） 壽命 L10h 計算106CL10h60nP式中： L 10h滾動軸承的基本額定壽命(h) ；C 軸承的額定動載荷 (kN) ；P 當量動載荷 (N) ；壽命指數(shù)：球軸承取3；n軸承轉速，取最大轉速，n=1500r/min 。106185003L10h490087h41500523.610 h60（6） 靜載荷校核C0S0P0式中： C0額定靜載荷 (kN) ；S0安全系數(shù)，取S0=2；P0當量靜載荷(N) 。S0P02179.5359N9950 N3.5.

29、8極限轉速校核nmaxf1 f 2 n1im(3-34)式中： n max軸承最高轉速；f 1載荷系數(shù)；f2載荷分布系數(shù)；n1im極限轉速，n1im= 31000r/min。根據(jù)文獻 10 ，f 1=0.96 ，f 2=0.91 ，代入得：nmax0.960.913100027082r / min2000 r / min綜上所述，軸承 36304GB292-83能滿足壽命、靜載荷、動載荷與許用轉速的要求。六、導軌的設計及滾珠絲杠螺母副間隙消除和預緊一、導軌的設計銑床上的直線運動部件都是沿著它的床身、立柱、橫梁、等支承件上的導軌進行運動的， 導軌的作用概括地說就是對運動部件起導向和支承作用，導軌

30、的制造精度及精度保持性對機床加工精度有著重要的影響。導軌主要由機床上兩個相對運動部件的配合面組成一對導軌副，其中不動的配合面成為支承（固定）導軌，運動的配合面成為運動導軌?；瑒訉к壘哂薪Y構簡單、制造方便、接觸剛度大等優(yōu)點。但傳統(tǒng)滑動導軌摩擦阻力大，磨損快，動、靜摩擦系數(shù)差別大，低速時易產(chǎn)生爬行現(xiàn)象。目前已不采用傳統(tǒng)滑動導軌， 而是采用帶有耐磨粘貼帶覆蓋層的滑動導軌和新型塑料滑動導軌，且已廣泛用于數(shù)控機床上，其摩擦因數(shù)小，且動、靜摩擦因數(shù)差很小，能防止低速爬行現(xiàn)象，耐磨性強等特點。塑料導軌多與鑄鐵導軌或淬硬鋼導軌相配使用。二、滾珠絲杠螺母副間隙消除和預緊滾珠絲杠副是回轉運動與直線運動相互轉換的一

31、種新型傳動裝置，在數(shù)控銑床上得到了廣泛的應用。滾珠絲杠在軸向載荷作用下， 滾珠和螺紋滾道接觸區(qū)會產(chǎn)生嚴重接觸變形，接觸剛度與接觸表面預緊力成正比。 如果滾珠絲杠螺母副間存在間隙，接觸剛度較小；當滾珠絲杠反向旋轉時，螺母不會立即反向，存在死區(qū)，影響絲杠的傳動精度。為了保證滾珠絲杠反向傳動精度和軸向精度， 必須消除滾珠絲杠螺母副軸向間隙。 消除間隙的方法常采用雙螺母結構， 利用兩個螺母的相對軸向位移， 使兩個滾珠螺母中的滾珠分別貼緊在螺紋滾道的兩個相反的側面上， 用這種方法預緊消除軸向間隙時， 應注意預緊力不宜過大。 預緊力過大會使空載力矩增加，從而減低傳動效率，縮短使用壽命。通過調(diào)整兩個螺母之間

32、的軸向位置，使兩個螺母的滾珠在承受載荷之前，分別與絲杠的兩個不同的側面接觸，產(chǎn)生一定的預緊力，以達到提高軸向剛度的目的。調(diào)整預緊有多種方式， 上圖所示的為螺紋調(diào)隙式結構， 用鍵限制螺母在螺母座內(nèi)的轉動。 調(diào)整時，擰動圓螺母將螺母沿軸向移動一定距離，在消除間隙之后用另一圓螺母將其鎖緊。 這種調(diào)整方法的結構簡單緊湊，調(diào)整方便，但調(diào)整較差。七、聯(lián)軸器的選用凸緣聯(lián)軸器是把兩個帶有凸緣的半聯(lián)軸器有鍵分別與兩軸聯(lián)接，然后有螺栓把兩個半聯(lián)軸器聯(lián)成一體， 以傳遞運動和轉矩。 這種聯(lián)軸器有兩種主要的結構形式。 一種是普通的凸緣聯(lián)軸器， 通常是靠鉸制孔用螺栓來實現(xiàn)現(xiàn)軸對中； 另一種是有對中榫的凸緣聯(lián)軸器， 靠一人

33、半聯(lián)軸器上的凸肩與另一個半聯(lián)軸器睥凹緣相配合而對中。凸緣聯(lián)軸器結構簡單、成本低、可傳遞較大的轉矩，對于轉速不高、無沖擊、軸的剛性大、對中性好時常采用，本設計選用有對中榫的凸緣聯(lián)軸器。八、微機數(shù)控系統(tǒng)的設計8.1 控制系統(tǒng)總體方案的擬定機電一體化系統(tǒng)由硬件系統(tǒng)和軟件系統(tǒng)兩大部分組成，控制系統(tǒng)的控制對象主要包括各種機床， 如車床，銑床，磨床等等，控制系統(tǒng)的基本組成如下圖所示：通直流電機直流電機驅動電信數(shù)路接控口銑微開關量控制電路床機軟件主軸電機主運動驅動電路8.2 繪制控制系統(tǒng)結構框圖根據(jù)總體方案及機械結構的控制要求，銑床控制系統(tǒng)選用MCS-51系列單片機組成， Y 方向均采用直流電機控制，控制系

34、統(tǒng)的功能包括：1、Y 向進給伺服運動2、鍵盤顯示3、面板管理4、行程控制5、其他功能，例如光電隔離電路、功率放大電路、紅綠燈顯示硬件電路主要由以下幾部分組成：主控器，即中央處理單元（CPU）;總線，包括數(shù)據(jù)總線、地址總線和控制總線；存儲器，包括 RAM和 ROM；接口，即 I/O 輸入輸出接口電路；外部設備，如鍵盤、顯示器及光電輸入等；控制系統(tǒng)結構框圖如圖所示：RAM/ROMI/O 接口信號控制對 象CPU變 換外設8.3 選擇中央處理單元（ CPU）的類型在微機控制系統(tǒng)中CPU的選擇主要考慮以下因素：1、時鐘頻率和字長，這個指標將控制數(shù)據(jù)處理的速度；2、可擴展存儲器的容量；3、指令系統(tǒng)功能，影響編程的靈活性；4、I/O 接口擴展能力，即對外部設備控制的能力；5、開發(fā)手段，包括支持開發(fā)的軟和硬件；此外，還應考慮到系統(tǒng)的應用場合， 控制對象對各種參數(shù)的要求， 以及經(jīng)濟價比等經(jīng)濟性的要求。綜合考慮以上因素，這里選用8031 芯片作為 CPU8.4 I/O接口電路設計8031 單片機共有 8 個并行 I/O 口，但可供用戶使用的只有p1 口和部分 p2 口，不能滿足輸入輸出口