1、 从中华人民共和国数控分度回转工作台产业发展报告可以大体理解世界数控分度回转工作台产业发展历程，该报告有力阐明了中华人民共和国数控分度回转工作台产业发呈现状也指出了和西方发达工业国家在此方面差距，并且提出了“新型数控分度回转工作台产业”概念，这是之前没有浮现过得，此份研究报告从“以人为本”、环境和谐、科技创新和面向将来四个方面阐述了“新型数控分度回转工作台产业”内涵，对中华人民共和国行政和四大都市圈数控分度回转工作台产业发展进行了全卖弄研究。1.2 发展前景近几十年以来，各个跨国公司推动产品全球化发展使得国际分工和国际贸易格局发生额变化，加工贸易成为全球化产业发展规定。有跨国公司推动加工贸易全
2、球化发展，因而可觉得发展中华人民共和国家迅速进入全球高新技术产业链条提供条件，从而也许让发展中华人民共和国家实现产业升级上提供便捷途径。其中分度旋转工作台运用得到了广泛推广，各种新型工作台不断被引进，同步国内也自主研制和开发了一批使用、高效行得分度宣战工作台、本次设计意义是设计出一套构造简朴、实用性强、精度系数比较高自动分度旋转工作台，并能满足生产加工需求。分度旋转工作台作为数控机床中几种非常大某些，研究其设计、制造过程是非常有实际要工程应用价值。数控工作台应用非常多，而数控工作台像自动分度旋转工作台研究必然有着其实际意义。2 工作台方案设计2.1工作原理及总体框图 工作台工作原理采用单片机控
3、制步进电机带动工作台旋转和平移，通过键盘和显示屏幕发送指令给单片机，控制脉冲分派器向步进电机发送脉冲，步进电机带动蜗轮蜗杆传动，从而实现工作台旋转运动。工作台总体框图见图2.1632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规定工作以完毕动作。 图2.2 工作台流程图3 旋转工作台传动系统设计3.1旋转某些设计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，使它们可以
4、正常运动状况下可以达到有关运动精度。箱体还可以通过润滑剂来实现各种零件润滑、安全保护和密封作用，既可以较好让操作员人生安全得到保障，又可以使箱体内零件尽量少受外界环境影响，并有一定隔振、隔热作用。分度旋转工作台是机械加工中惯用机床附件，因而尺寸不易过大，必要能配合机床使用。自动分度旋转工作台尺寸：长*宽*高 550*500*160 工作台右端盖某些尺寸：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传动比及参数拟定（1）传动比设定系统要实现参数：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
5、比i1,i2乘积，即i=i1*i2 （3.1）在设计中分派总传动比是重要问题，传动比若分派得不合理，将不能有效实现减少成本和构造紧凑目；也不能使传动零件获得较低圆周速度从而影响到动载荷或对传动精度级别导致影响；但是如果要达到所有规定相对比较困难，因而应按设计规定考虑传动比分派方案，以满足规定。 为了保证工作台分度精度，传动比需要很大，同步为了保证构造尺寸，蜗杆传动比设定在120，齿轮传动比可以设定为3，那么传动系统总传动比为120*30=360.（2）最大旋转速度 工作台最大旋转速度为20度/秒；即涡轮工作台=20rad/s （3.2）n涡轮=涡轮/360。=20/360=1/18r/s （3
6、.3） 依照系统总传动比为360，可得n电机=n涡轮*360=（1/18）*360=20r/s （3.4）（3）分度精度工作台分度精度是通过步进电机转速和系统地总传动比来拟定，工作台分度精度为0.25度，即涡轮最小转动单位为0.25度，系统总传动比为360，即可得步进电机最小分度精度为90度，即步进电机每次旋转度数为90度倍数。3.1.3步进电机选取步进电动机选取涉及构造、步距角、型号、功率和转速选用，并要精确查出所需要尺寸和型号。 步进电动机由步进电动机本体，步进电动机控制器及0步进电动机驱动器构成。选取步进电动机时候，要想让工作台所需脉冲当量得到保障，步进电动机输出功率不不大于负载所需要功
7、率这一点是前提条件，这一点必要得到保证。要计算机械系统负载转矩可以保证电机矩频特性能满足机械负载并有可以有余量。在普通正常工作中，在矩频特性曲线范畴内是各种频率下负载必要遵循，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b=3度。设步进电机等效负载力矩为T,负载力为P，依照能量守恒原理，电机做功与负载力做功关系如下：T=PS （3.5）式中 电机转角； S 转动部件相应位移； 机械传动效率。 若取=b,则S=b，且P=Pz+（G+W2）,因此T=Pz+（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
8、方向一致作用在转动部件上负载力，N; 摩擦系数； b步进电机步矩角，rad; T电机轴负载力矩，Ncm. 取=0.03，=0.96，PZ=500N。 W=R23010-37.810-2=325N （3.7） G=R27010-2=1075N （3.8）可求得 T=（500+42） =4963.81N.cm5N.m （3.9） 不考虑启动时运动部件惯性影响，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电机 Tmax=11.6N.m （3.11）（2） 步进电机最大转速依照工作台最大转速n工作台=r/s与系统总传动比i=360,可得 n电
9、机=20r/s=1200r/min （3.12）因此，不进电机当前最大转速 nmax电机n电机=1200r/min （3.13）（3） 步进电机最大频率 依照不进电机步矩角b=3与步进电机最大转速n电机=20r/s,可得 f电机=20120=2400step/s （3.14）因此步进电机选取最高频率 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b=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,选取步进电机型号参数如下表3-1所示。表1步进电机参数型
10、号 重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130BC3100122710016822103.1.4 轴设计在机械设计中，轴是一种非常重要机械零件，传递运动、扭矩或弯矩重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，根据轴线形状不同，轴可以分为曲轴和直轴两类。轴强度和刚度决定其工作能力，在迅速运转时取决于其振动稳定性。载荷大小、方向、性质及其分布状态，轴上零件数量及安装位置、定位办法等都是轴构造形状影响因素（1）蜗杆轴设计 轴构造设计要拟定轴外形和构造尺寸。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
11、计轴用于传递扭矩，通过齿轮副到蜗轮蜗杆，不需要承受外距，因此用到为传动轴。从经济实用方面考虑，碳素钢使用广泛，并且相应力集中敏感性较小， 45碳素钢是广泛被应用并且比较经济类型；故轴设计选用材料为通过正火解决45钢。 图3.1 轴受力图（2）蜗杆轴计算 蜗杆上承受力： 轴向力Fa1=Ft2=2T2/d2=25360103/420=8572.4N（3.16） 径向力Fr1=Ft2tant=3120.1N （3.17） 圆周力Ft1=Ft2tan=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=Ft2tant=121.3N （3.
12、20）依照构造上考虑及轴上零件布置给出支撑间跨距l=181mm,蜗杆中央在面至左支承距离l1=110mm,大齿轮中央截面距离右支撑距离l2=90mm，如上图3.1由图可知，Fa1产生力矩为： Mx1=Fa.d1/2=150017N.mm （3.21） 依照给定条件作轴在xoy平面受力图，分别对支撑点1及2取矩可求得xoy平面支反力 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 （3.2
13、5） MX=Mr1-MX1=23387N.mm （3.26）可以求得d26因此蜗杆轴最小直径d1=30mmd=25mm蜗杆图如下：图3.2蜗杆3.1.5轴承选取依托重要元件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，启动容易等长处。在此选型后要考虑验算轴承承载能力以及与轴承安装、调节、润滑、密封等关于“轴承装置设计”问题。（1）轴承类型本次设计中要采用是滚动轴承。滚动轴承是原则件，应用广泛，安装、维修以便，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重要构成某些，内圈分别与轴颈及轴承座孔装配在一起。本次
14、设计中齿轮传动采用是直齿圆柱齿轮传动，无轴向力存在，因此轴承选用重要考虑是蜗杆传动。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，应采用粘度越低润滑油；载荷越大，应选用粘度越高。3.1.6联轴器选取 咱们将用来联接不同机构中两根轴使之共同旋转以传递扭矩机械零件称之为联轴器。在高速重载动力传动中规定联轴器有缓冲、减震和提高轴系动态性能作用。 选取联轴器时，应依照工作规定选定适当类型，依照轴直径计算转速和扭矩，再从关于手册中查出使用型号，最后对某些核心零件做必要验算。（1）联轴器类型 联轴器总类繁多，普通有固定式联轴器和可移式联轴器，这是依照在小齿轮所在轴与练级
15、联接按照被链接两周相对位置和位置变动状况来划分，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有凸缘联轴器。（2）联轴器尺寸联轴器类型为有对中环凸缘联轴器GYH。依照电机转速n电机=1200r/min,电机最大转矩Tmax=11.6N.m，而小齿轮所在轴d=22mm,电机轴径d电机=22mm,依照凸缘联轴器参数表选得对中环凸缘联轴器型号为GYH2 5238/2222。3.2工作台X-Y机械某些设计 机械某些设计内容涉及：拟定系统脉冲当量，选取步进电机，运动部件惯性计算，传动及导向元件设计、计算与选取等。3.2.1 拟定工作台尺寸极其重量图3.3X向托板图3.4Y向托板
16、依照设计规定初选旋转工作台尺寸为550500160,。考虑到加工时工作台受到冲击和振动，因此选工作台材料是密度为7.2103kg/m3灰铸铁HT150，（取g=10N/kg）。旋转工作台质量： m1=0.550.50.167.2103=316kg （3.27）X向拖板与Y向拖板所谓材料为HT150，尺寸为： 长宽高=500mm500mm80mm， （3.28）上、下拖板总质量为： m2=20.08103=288kg （3.29）初步取导轨座尺寸为：高=800mm120mm （3.30）则其质量为： m3=0.80.12103=345kg （3.31）旋转工作台右端盖质量： m4=0.240.0
17、5103=13.8kg （3.32）工作台总质量为： m=m1+m2+m3+m4=963kg （3.33）考虑到夹具、电动机等其她因素，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，HRC5662，导程：p=5mm（1）求出螺旋传动计算载荷FcFC=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为丝杠工作时轴向压力，Fm=m总g=40N。 FC=1.51.01.040=60N； （3.34）（2）拟定动载荷及寿命计算 初步拟定滚珠丝杠规格型号，选取滚珠丝杠杆副额定动载荷
18、Ca必要不不大于其计算值： CaCa= （3.35）其中：Ca额定动载荷（N）；nm螺杆平均转速，取100r/min Lh运转寿命（h）;F螺旋传动计算载荷（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=63658=17520h （3.36） 代入数据得： Ca=1123N查滚珠丝杠型号表可知：选SFU-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）计算导轨工作寿命Th,规定寿命不低于5年； 设一天工作8小时，一年365天，工作6年，则 Th=68=17520h （3.37）（2）计算导轨行程长度寿命
19、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=217520660/1000=6307km （3.38）（3）计算导轨额定动载荷Cn（N） 因钻床切削力F钻大概是工作台重1-1.2倍，因此 F钻=1.2m1g=1.231610=3792N （3.39） 设每根导轨上游2块滑块，每个滑座承受工作载荷为F，则 F=3356N （3.40） 可由此求得： TS=6.25Ca=33560N33.6KN （3.41） （4）依照额定动载荷Ca拟定滚动导轨型号及构造尺寸 依照CaCa原则，查型号表可选导轨型号为LG20KL.3.2.4步进电机参数
20、计算与选型 由机床精度规定拟定脉冲当量及步矩角：=360/p。脉冲当量是一种进给指令时工作台位移量，应不大于等于工作台定位精度，由于定位精度为0.02mm，因而选取脉冲当量为0.01mm，则步矩角为： =360/p=0.72 （3.42）（1）电机轴上总当量负载转动惯量计算 J总J1+J2+J转 （3.43）1丝杠转动惯量 J1=（kgm2） （3.44） 其中，为丝杠密度取7.8103m3,，d为丝杠等效直径（m），l为丝杠长度（m）。 d=16103mm l=0.6m （3.45）可得：=0.3010-4（kgm2） （3.46）工作台、工件、夹具、支撑坐等折算到电机轴上转动惯量： J2=
21、（）2m总10-6=2.2210-4（kgm2） （3.47）其中，m总为总质量（kg），p为丝杠导程（mm）电机转子转动惯量小得场合，可忽视不计。 因此， J总= J1 +J2=2.5210-4（kgm2） （3.48）（2）电机轴转矩计算空载启动时，电机轴上惯性转矩： 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），为传动比t=0.1s，p=0.05m ，Vmax=3.6m/s =1 则，Tj= J总=0.19（Nm） （3.50）电机轴上当量摩擦转矩（工作台及工件重量引起） T=Fm （3.51）为伺服传动链总效率，可取0.
22、8，则T=0.014（Nm） （3.52）因丝杠副预紧力引起电机轴上附加摩擦转矩 设预紧力为最大轴向载荷1/3，则 T0=（1-02） （3.53） 0为滚珠丝杠螺母副未预紧时传动效率（取0.9），则 T0=8.8210-4（Nm） （3.54） 空载启动时电机轴上最大静转矩：Tq=Tj+T+T0=0.19+0.014+8.82410-4=0.20（Nm） 所选用步进电机最大静转矩Ts需满足Ts0.23 （3.55） 步进电机选型时，必要同步满足转动惯量及静转矩规定，即应进行惯量匹配验算：1（Jm为锁选电机转动惯量） （3.56）1 （3.57） 最大静转矩：Tq=0.233.0Nm （3.5
23、8） 步进电机最大运营频率ff= （3.59）f=6000HZ=6KHZ20KHZ （3.60） 因此，所选型号为90BYG5520步进电机适当。3.2.5 支撑座参数设计 设计滚珠丝杠支撑安装采用固定-支撑式一端装深沟球轴承。 依照滚珠丝杠公称直径为16mm，因而我选取固定端轴承内径为12mm,支持端轴承内径为12mm。考虑到防尘问题，因此选用两面带防尘盖型轴承。因而，固定端支撑座与轴承装配尺寸为32mm，支撑端支撑座与轴承搭配尺寸为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 联轴器选取 由于梅花联轴器具备高扭转刚性和卓越敏捷度，可吸取偏角、偏心、轴向偏差和振动，
24、因此伺服电机与丝杠之间联接选用梅花联轴器联接。图3.7梅花联轴器依照步进电机主轴直径为14mm,滚珠丝杠前端直径为10mm，联轴器可选型号为：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控制系统元器件选取4.1.1 单片机选取图4.1 AT89S52单片机本设计选用AT89S51单片机。 51单片机哈弗构造。数据存储器跟程序存储器分开，大大减少了成本， 特有带有位解决功能八位微解决器。 内部有8KB ROM存储器， 内部ROM足够不用外扩程序存储器， 并且RAM有256B（特殊功能寄存器除外）可用不用外扩数据存储器， 4组带所存端口共32个I/O口， 三个定期器中断， 可用于定期显示刷新等。两个外部中断可用于限位开关报警， 尚有串行口中断，拥有丰富指令系统， 并且价格便宜， 十分经济。4.1.2最小系统设计图3.2 最小系统单片机最小系统是单片机正常工作基本，单片机最小系统涉及晶振电路跟复位电路，晶振电路是整个系统心脏，晶振产生时钟频率供单片机正常工作， 晶振电路外接一种12MHz晶振，复位电路则是对单片机进行复位，在不变
