数控机床伺服系统Y轴设计书

1、数控机床伺服系统丫轴设计书、进给伺服系统概述数控机床伺服系统的一般结构如图所示:CNC 4" 連度应制单元一机床位奩 遞度环 t （|U盘；电机HFhS速度检测工作台LJn世53环 测与更馈亡数控机床进给伺服系统由于各种数控机床所完成的加工任务不同，它们对进给伺服系统的要求也不尽相同，但通常可概括为以下几方面：可逆运行；速度围 宽；具有足够的传动刚度和高的速度稳定性；快速响应并无超调；高 精度；低速大转矩。伺服系统对伺服电机的要求：（1）从最低速到最高速电机都能平稳运转，转矩波动要小，尤其 在低速如0.1r /min 或更低速时，仍有平稳的速度而无爬行现象。（2）电机应具有大的较长时

2、间的超载能力，以满足低速大转矩的 要求。一般直流伺服电机要求在数分钟超载 4-6倍而不损坏。（3）为了满足快速响应的要求，电机应有较小的转动惯量和大的堵转转矩，并具有尽可能小的时间常数和启动电压。电机应具有 耐受4000rad/s 2以上的角加速度的能力，才能保证电机可在0.2s以从静止启动到额定转速。（4）电机应能随频繁启动、制动和反转。随着微电子技术、计算机技术和伺服控制技术的发展， 数控机床 的伺服系统已开始采用高速、高精度的全数字伺服系统。使伺服控制 技术从模拟方式、混合方式走向全数字方式。由位置、速度和电流构 成的三环回馈全部数字化、软件处理数字 PID,使用灵活，柔性好。 数字伺服

3、系统采用了许多新的控制技术和改进伺服性能的措施， 使控 制精度和质量大大提高。进给伺服系统按其控制方式不同可分为开环系统和死循环 系统。死循环控制方式通常是具有位置回馈的伺服系统。 根据位置检 测装置所在位置的不同， 死循环系统又分为半死循环系统和全死循环 系统。半死循环系统具有将位置检测装置装在丝杠端头和装在电机轴 端两种类型。 前者把丝杠包括在位置环， 后者则完全置机械传动部件 于位置环之外。 全死循环系统的位置检测装置安装在工作台上， 机械 传动部件整个被包括在位置环之。开环系统的定位精度比死循环系统低，但它结构简单、工 作可靠、造价低廉。由于影响定位精度的机械传动装置的磨损、惯性 及间

4、隙的存在，故开环系统的精度和快速性较差。全死循环系统控制精度高、 快速性能好， 但由于机械传动部 件在控制环，所以系统的动态性能不仅取决于驱动装置的结构和参 数，而且还与机械传动部件的刚度、阻尼特性、惯性、间隙和磨损等 因素有很大关系， 故必须对机电部件的结构参数进行综合考虑才能满 足系统的要求。 因此全死循环系统对机床的要求比较高， 且造价也较 昂贵。死循环系统中采用的位置检测装置有：脉冲编码器、旋转变压 器、感应同步器、磁尺、光栅尺和激光干涉仪等。数控车床的进给伺服系统中常用的驱动装置是伺服电机。伺 服电机有直流伺服电机和交流伺服电机之分。 交流伺服电机由于具有 可靠性高、基本上不需要维护

5、和造价低等特点而被广泛采用。 直流伺服电动机引入了机械换向装置。其成本高，故障多，维护 困难，经常因碳刷产生的火花而影响生产， 并对其他设备产生电磁干 扰。同时机械换向器的换向能力，限制了电动机的容量和速度。电动 机的电枢在转子上， 使得电动机效率低， 散热差。为了改善换向能力， 减小电枢的漏感，转子变得短粗，影响了系统的动态性能。交流伺服已占据了机床进给伺服的主导地位， 并随着新技术的发 展而不断完善， 具体体现在三个方面。 一是系统功率驱动装置中的电 力电子器件不断向高频化方向发展，智能化功率模块得到普及与应 用；二是基于微处理器嵌入式平台技术的成熟， 将促进先进控制算法 的应用；三是网络

6、化制造模式的推广及现场总线技术的成熟， 将使基于网络的伺服控制成为可能二、总体设计方案的拟定2.1 系统运动方式的确定 数控系统按运动方式可分为点位控制系统、 点位直线控制系统和连续控制系 统。本次设计的机床要求具有定位、直线插补、顺、逆圆弧插补、暂停、循环加 工、公英制螺纹加工等功能，故应选择连续控制系统。2.2 控制方式的选择 伺服系统可分为开环控制系统、半闭环控制系统和闭环控制系统。 本次设计的机床精度要求高， 但考虑到经济及调试等问题， 选用半闭环型的 控制系统。2.3 机械传动方式目前数控铣床的纵向和横向多采用伺服电机， 进给系统的机械传动链采用滚珠丝 杠、静压丝杠和无间隙齿轮副等，

7、 以尽量减小反向间隙。我们这里拟采用的是滚 珠丝杠副传动， 以减少摩擦系数， 提高进给机构的整体刚度。滚珠丝杠与电机间 用联轴器直接连接，以消除间隙。三、滚珠丝杠副的设计3.1 滚珠丝杠副的计算计算参数：22Kg8Kg工作台 Y 向最大行程500mm丫向进给速度2m/min进给抗力X250N Y:150N Z:200N工作台重量 加工对象重量定位精度±0.01mm±0.005mm重复定位精度(1) 计算进给轴向力 Fmax(N)丝杠上的工作载荷Fm是指滚珠丝钢负载驱动工作台时滚珠丝钢所承受的轴向力，也叫进给牵引力。它包括三个力：滚珠丝杆的走刀抗力、工件的重力、作 用在导轨上

8、的其他切削分力相关的摩擦力。矩形导轨的工作载荷Fmax的计算公式 为：Fmax KFxf（Fz 2 Fy G）式中K 考虑颠覆力矩影响的实验系数，矩形滑动导轨取K=1.4;f 滑动导轨摩擦系数：贴塑导轨为 ，取0.03 ；G 工作台、夹具和刀具的重量，G=30 9.8=294N。则 Fmax 1.4 250 0.03（200 2 150 294）374N（2）动载强度计算当转速n 10r /min时，滚珠丝杠螺母的主要破坏形式是工作表面的疲劳点 蚀，因此要进行动载强度计算，其计算动载荷Fq应小于或等于滚珠丝杆螺母副的额定动负荷，即3 LfHfWFmax式中fW 载荷性质系数（平稳或轻度冲击时为

9、1.01.2，中等冲击时为 1.21.5，较大冲击或振动时为1.52.5 ）本式中去fW=1.2 ；fH 硬度系数（HRC 58时为1.0，等于55时为1.11，等于52.5时为1.35，等于50时为1.56，等于45时为2.40 ）本式中取fH =1 ；L滚珠丝杆工作寿命，以106 r为1个单位;本次设计中，电机与丝杆通过联轴器直接相连，减速比i=1，工作台的最高进给速度达到2m/min，选用丝杆导程为5mm的丝杆，丝杆的最高转速为1500r/min。故丝杆的最低转速为可取为 0,则平均转速n=（ 1500+0）2=750r/min故丝杆的工作寿命为L=60nT60 750 15000式中T

10、10610丝杆使用寿命，按设计机床要求取 T=15000hn 丝杆平均转速;代入上式得Fq 3 LfH fWFmax 3 675 1 1.2 374 3937N(3) 静强度计算当转速n 10r/min时，滚珠丝杠螺母的主要破坏形式为滚珠接触面上产生 较大的塑性变形，影响正常工作。因此，应进行静强度计算，最大计算静载荷Fq。 为FQo fS Fmax式中Fmax滚珠丝杆的最大轴向负载；fs静态安全系数，当为一般运转时，fs=1-2，fs=2-3，本式中fs=2.5 ；则，上式为 Fqo fsFmax=2.5 374 935N根据计算额定动负载荷和额定静负荷初选滚珠丝杠副型号2505 3型，3列

11、2圈外循环螺纹预紧滚珠丝杆副。其名义公称直径为25mm导程5mm滚珠直径3.175mm额定动负荷9309N,额定静负荷21569N动载荷与静载荷载均满足要 求。(4) 滚珠丝杆支承选择滚珠丝杠的支承形式有四种：一端固定，一端自由，这种安装方式承载能力 小，轴刚度低，只是用于短丝杆，一般用于数控机床的调节环节或升降台式数控 铣床的立向坐标中；一端固定，一端简支，此种可用于丝杆较长的情况；两端固 定，这种安装方式适用于承载能力大，高速，高刚度，高精度的机 床。从刚度计 算可以看出，丝杆的支撑方式对丝杆的刚度影响很大。而采用两端固定的支承方式，压杆的稳定性和临界转速高，丝杠的轴向刚度为一端固定的 4

12、倍，丝杠可以 预拉伸，预拉伸后可减小丝杠自重下垂和补偿热膨胀且轴承组合的刚度高。本传动系统的丝杆采用两端固定的结构形式。初步选用角接触球轴承36304， 既可以承受轴向力，也可以承受径向力，中间用套筒分开。(6) 传动效率的计算丝杠螺母副的传动效率n为tan vn =-tan(v )式中 摩擦角=10'摩擦角v = 4 3 'tanvtan(v )= tan 4 3'tan (4 3 10)=0.960滚珠丝杠的传动效率高，这可使丝杠副的温度变化较小， 对减小热变形，提 高刚度、强度都起了很大作用。(7) 确定滚珠丝杠的长度滚珠丝杠副的螺纹长度LsLs Lv 2Le(3

13、-12)式中：Lv有效行程+螺母长度，mmLe余程，取20mmLs 500 40 2 20580mm(2) 丝杠全长LL Ls连接长度两端轴承长度起始距离综合考虑各项几何尺寸要求，取L为830mm(8) 滚珠丝杠基本尺寸主要尺寸计算公式计算结果(mm公称直径d025基本导程 R5接触角4 3'钢球直径 db3.175滚道法面半径RR=0.52db1.651螺纹升角 丫arctg "P"3 36'偏心距ee=(R- db /2)sin0.004螺杆外径dd=d0 - ( 0.20.25 ) db24.2螺杆径d1d1 =d 0 +2e-2R21.7螺杆接触直径

14、dxdx =d1 - dbcos18.5螺母螺纹直径DD=d0 -2e+2R28.3螺母径D1D1=d0+ (0.20.25 ) db25.83.2滚珠丝杠的校核(1) 压杆稳定性细长杆在受压缩载荷时，不会发生失稳的最大压缩载荷为临界载荷Fk。Fk = fk 2EI/(KI2)(N)d2 d。1.2Dw式中 Fk 实际承受载荷的能力，N;fk 压杆稳定的支承系数(双推一双推式为 4,单推一单推式为1, 双推一简支式为2,双推一自由式为0.25);E 钢的弹性模量，2.1105MpaI 滚珠丝杠底径d2的抗弯截面惯性矩，I d；/64 ;K 压杆稳定安全系数，一般取 2.54，垂直安装时取小值；

15、i 丝杆最大受压长度，md0 丝杠公称直径，mDw 滚珠直径，m代入数据得d2d0 1.2 Dw 25 1.2 3.175 21.2mmFer临界载荷Fk与工作载荷Fm之比称为稳定性安全系数nk，当nk = Fm nk ,则压杆稳定，nk为许用稳定性安全系数，一般nk=2.5-4 ;此时 nk = eL 82204219.8 nkk Fm 374k则此丝杆稳定（2）临界转速校核对于高速长丝杠有可能发生共振，需要算其临界转速，不会发生共振的最高转速为临界转速nc （r / min）.nc9910d2d2 d°1.2Dw式中 Lc 临界转速计算长度,取0.4m；f2丝杠支撑方式系数。（当

16、一端固定，一端自由时，f2 =1.875 ;当一端固定，一端游动时,f2 =3.927 ;两端固定时，f2 =4.730)d2 d。1.2Dw =25-1.23.969=20.2372mmnc99fLc991010.02023720.47928r / min远远大于其最大速度，故临界转速满足。（3）传动系统刚度验算由滚珠丝杆本身的抗压刚度 Ktmin、支承轴承的轴向刚度Kba、滚珠丝杆副中滚珠与滚道的接触刚度Kc、折算到滚珠丝杆副上伺服系统刚度Kr、折算到滚珠丝杆副上联轴节的刚度 心、滚珠丝杆副的抗扭刚度Kk、螺母座、轴承座的刚度Kh形成的综合刚度K为:1 1 111111帚 Kmn K；ak

17、rkt k；一般在校核计算中，折算到滚珠丝杆副上联轴节的刚度、滚珠丝杆副的抗扭刚度、螺母座、轴承座的刚度、伺服刚度一般可忽略不计。贝u上式可简化为：KtminKba Kc(1.1 )滚珠丝杆本身的抗压刚度Ktmin已知工作台的纵向行程为500mm当螺母移动到离定位点最远位置时，距离 为最远，最大距离为830mm=0.83m则丝杆拉压刚度为tminAl 106d12ELmax4Lmax1060.02172 2 10114 0.83010 6=89.1 (N/ m )式中 d1丝杆底径E丝杆材料钢的弹性惯量，E=2 102GPa。(1.2 )丝杆轴承的轴向刚度 滚珠丝杠副的预加载荷F。=1 Fm

18、1 374N124.7N N,轴向外载荷为导轨摩33擦力Ff=fG=0.03 30 9.8=8.82N,故轴向载荷为预加载荷与轴向外载荷之和，即Fa = F0+Ff =127.7+8.82=136.5(N)。丝杆轴承轴向载荷刚度可按下式求得，即Kba 3.443 Fad'Z23.443 136.5 7.144 172 =225.5 (N/ m)(1.3 )滚珠丝杆螺母的接触刚度 Kc查丝杆螺母样本手册得Kc =657 (N/ m)则传动系统总和刚度K为1=11 1 1 = 1 1=62.1 (N/ m )KtminKba 心 89.1225.5 2300(2)弹性变形量数控铣床的定位精

19、度是在不切削空载条件下检验的故轴向载荷为预加载荷与轴向外载荷之和Fa。故因Fa引起的弹性变形量为136.562.12( m)故刚度校核合格，符合精度要求(4) 额定寿命的校核滚珠丝杠的额定动载荷 Ca 9309N，已知其轴向载荷Fmax 374N，滚珠丝杠的转速n 675r/min，运转条件系数fw 1.5，贝有,/Ca、3 “6/9309 、3“6"6L()10()104569 10 rFmf w374 1.5Lk蛊64569 106112815h60 675滚珠丝杠螺母副的总工作寿命 Lk 112815h 15000h，故满足要求。四、直流伺服电机的选择伺服电机的选用，应考虑三个

20、要求：最大切削负债转矩，不得超过电机的额 定转矩，电机的转子惯量Jm应与负载惯量Jr相匹配(匹配条件可根据伺服电机 样本提供的匹配条件，也可以按照一般的匹配规律)；快速移动时，转矩不得超 过伺服电机的最大转矩。(1)最大切削负载转矩计算所选伺服电机的额定转矩应大于最大切削负载转矩。 最大切削负载转矩T可 根据下式计算，即T=(FmaxPh+TPO+Tfo)i= 374 0.005 +0.02+0.23=0.6 ( N ?m)220.9其中，从前面的计算已知最大进给力 Fmax=374N丝杆导程Ph =5mm=0.005m预紧力FP=124.7N ，查丝杆样本，滚珠丝杆螺母副的机械效率=0.9。

21、因滚珠丝杆预加载荷引起的附加摩擦力矩TpO二空二 124.7 0.005/29.8=0.02( N?m)29.8查单个轴承的摩擦力矩为0.115 N?m ,故一对轴承的摩擦力矩 TPO =0.23 N ?m。伺服电机与丝杆直连其传动比i=1。(2)负载惯量计算伺服电动机的转子惯量JM应与负载惯量Jr相匹配。负载惯量可按以下次序 计算。工件、夹具与工作台折算到电机轴上的惯量J!:m ( )2 m (-Phn)230 ( 0.005)20.000019( kg m2)w2 n2丝杆加在电机轴上的惯量 J?丝杆名义直径D°=25mm长度l=500m,丝杆材料钢的密度=7.8 103kg/m

22、 3。根据下列计算，丝杆加在电机轴上的惯量J2为J2 LD。432323427.8 100.5 0.0250.00015( kg m )联轴器加上锁紧螺母等的转动惯量 J3可直接查手册得到2J3 =0.001 kg m则负载及机械传动装置总的转动惯量为：Jr J1 J2 J30.0000190.000150.0010.001169 kg m2根据上述计算可初步选定伺服电机。选用直流伺服电机，可选BL系列无刷直流电动机，型号为92BL-4015H1-LS-B直流伺服电机，适配驱动器 BL-2203C, 其额定转矩为2.6N m，大于最大切削负载转矩M=0.6N m;转子惯量JM =0.0016

23、kg m2，满足匹配要求。92BL-4015H1-LS-B型直流伺服电机的主要技术参数如下：最高转速n : 1500r/min ；额定转矩Te: 2.6N m ；定位转矩：0.08N m额定功率：400W额定电压：220V（AC）;额定电流：2A;外形尺寸：92 92 116mm ;质量：3.6kg。（3）空载加速转矩计算当执行件从静止以阶跃指令加速导最大移动（快速移动）时，所需的空载加速转矩Ta为TaJ 2 nmax60ta空载加速时，主要克服的是惯性。总惯量J Jr JM 0.001169+0.0016=0.00277 （ kg m2）则 Tam J 2max 0.00277 21500

24、4.35（ N m60ta600.1其中tac为加速时间取为0.1S，空载加速转矩Ta不允许超过伺服电机的最大 输出转 矩Tmax。由此 可见，92BL-4015H1-LS-B型直 流伺服电机的 Tmax =5.2N m >Ta =4.35N m 满足设计要求。（4）伺服系统增益通常取系统增益Ks为825.对轮廓控制的数控铣床可取较大值。如取KS=10s 1。伺服系统的时间常数 ta=1/KS=1/10s=0.1s。根据 Ta=Ta J60ta如选用92BL-4015H1-LS-B型直流伺服电机，执行件（工作台）达到的最大加速 度为a 甌虫 5.200051.5（m/s2）J 20.00

25、2772伺服系统要求达到的最大加速度发生在系统处于时间常数ta，执行件的速度maxVmax KS 2 10（2）amax0.67（ m/s3030显然，a amax，因而按照加速能力选择Ks=10s 1是合适的。如amax远小于a,可适当增大Ks值以提高系统的性能五、轴承的选择及校核(1) 初选轴承型号根据实际工作条件，初步选择的轴承型号为 36304 GB292-83主要性能参数如表所示。轴承的性能参数性能参数36304 GB292-83额定动载荷C(kN)18.5额定静载荷G(kN)9.95极限转速(油润滑)(r/min )31000(2) 计算部轴向力SS e Fr式中：e负荷影响系数；

26、Fr轴承所受的径向力(N)。因为丝杠传递运动，滚动导轨承载，所以轴承径向只承受丝杠给 予的重力，非常小忽略不计，故部轴向力 S可计为0。(3) 计算轴承的最大轴向载荷Fa计算当量动载荷P和当量静载荷Po下表为角接触球轴承当量动、静载荷关系表：P321Fa /C0eY当量动载荷0.0150.381.4当 Fa/FreP0.44FrYFa7当 Fa/FrePFr0.0290.401.400.0580.431.3当 量静载荷0当 Fa/Fr1.042p。0.5Fr0.48Fa0.0870.461.2当 Fa/Fr1.042p。Fr30.1200.471.190.1700.501.12相对轴向载荷:F

27、a3740.037，所以选取 e=0.40，Y-1.40 ；Co 9950Fa.Fr 1216.73 0 e当量懂载何：P 0.40Fr YFa 1.4 374523.6N当量静载何：P00.5Fr 0.48Fa 0.48 374179.5N(5) 寿命Lioh计算10660n式中：Lioh滚动轴承的基本额定寿命（h）;C轴承的额定动载荷（kN）;P当量动载荷（N）;£ 寿命指数：球轴承£取 3；n轴承转速，取最大转速，n=1500r/mi63.1018500/CCCQ” "4 匚L10h490087h 10 h60 15005236（6）静载荷校核C0S0P0式

28、中：C0额定静载荷（kN）；S0安全系数，取S=2;P0当量静载荷（N）。S0 P02 179.5359N9950N极限转速校核n max f1 f2 n1 im（3-34）式中：n max轴承最高转速；f 1载荷系数；f2载荷分布系数；n 1im极限转速，n 1im= 31000r/min。根据文献 10 ， f 1=0.96 ，f 2=0.91，代入得：nmax 0.96 0.91 31000 27082r /min 2000 r / min综上所述，轴承36304GB292-83能满足寿命、静载荷、动载荷与许用转速的要求。六、导轨的设计及滚珠丝杠螺母副间隙消除和预紧一、导轨的设计 铣床上

29、的直线运动部件都是沿着它的床身、立柱、横梁、等支承 件上的导轨进行运动的， 导轨的作用概括地说就是对运动部件起导向 和支承作用，导轨的制造精度及精度保持性对机床加工精度有着重要 的影响。导轨主要由机床上两个相对运动部件的配合面组成一对导轨 副，其中不动的配合面成为支承（固定）导轨，运动的配合面成为运 动导轨。滑动导轨具有结构简单、制造方便、接触刚度大等优点。但传统 滑动导轨摩擦阻力大，磨损快，动、静摩擦系数差别大，低速时易产 生爬行现象。 目前已不采用传统滑动导轨， 而是采用带有耐磨粘贴带 覆盖层的滑动导轨和新型塑料滑动导轨，且已广泛用于数控机床上， 其摩擦因数小，且动、静摩擦因数差很小，能防

30、止低速爬行现象，耐 磨性强等特点。塑料导轨多与铸铁导轨或淬硬钢导轨相配使用。二、滚珠丝杠螺母副间隙消除和预紧 滚珠丝杠副是回转运动与直线运动相互转换的一种新型传动装置，在数控铣床上得到了广泛的应用滚珠丝杠在轴向载荷作用下，滚珠和螺纹滚道接触区会产生严重 接触变形，接触刚度与接触表面预紧力成正比。 如果滚珠丝杠螺母副 间存在间隙，接触刚度较小；当滚珠丝杠反向旋转时，螺母不会立即 反向，存在死区，影响丝杠的传动精度。为了保证滚珠丝杠反向传动 精度和轴向精度，必须消除滚珠丝杠螺母副轴向间隙。 消除间隙的方 法常采用双螺母结构，利用两个螺母的相对轴向位移，使两个滚珠螺 母中的滚珠分别贴紧在螺纹滚道的两

31、个相反的侧面上，用这种方法预紧消除轴向间隙时，应注意预紧力不宜过大。预紧力过大会使空载力 矩增加，从而减低传动效率，缩短使用寿命。通过调整两个螺母之间的轴向位置，使两个螺母的滚珠在承受载 荷之前，分别与丝杠的两个不同的侧面接触，产生一定的预紧力，以 达到提高轴向刚度的目的。调整预紧有多种方式，上图所示的为螺纹调隙式结构，用键限制 螺母在螺母座的转动。调整时，拧动圆螺母将螺母沿轴向移动一定距 离，在消除间隙之后用另一圆螺母将其锁紧。 这种调整方法的结构简 单紧凑，调整方便，但调整较差。七、联轴器的选用凸缘联轴器是把两个带有凸缘的半联轴器有键分别与两轴联接， 然后有螺栓把两个半联轴器联成一体，以传

32、递运动和转矩。这种联轴 器有两种主要的结构形式。一种是普通的凸缘联轴器，通常是靠铰制 孔用螺栓来实现现轴对中；另一种是有对中樺的凸缘联轴器， 靠一人 半联轴器上的凸肩与另一个半联轴器睥凹缘相配合而对中。凸缘联轴器结构简单、成本低、可传递较大的转矩，对于转速不 高、无冲击、轴的刚性大、对中性好时常采用，本设计选用有对中樺 的凸缘联轴器。八、微机数控系统的设计8.1控制系统总体方案的拟定机电一体化系统由硬件系统和软件系统两大部分组成，控制系统的控制对象主要包括各种机床，如车床，铣床，磨床等等，控制系统的基本组成如下图所示：8.2绘制控制系统结构框图根据总体方案及机械结构的控制要求，铣床控制系统选用

33、MCS-51系列单片机组成，丫方向均采用直流电机控制，控制系统的功能包括：1、丫向进给伺服运动2、键盘显示3、面板管理4、行程控制5、其他功能，例如光电隔离电路、功率放大电路、红绿灯显示硬件电路主要由以下几部分组成：主控器，即中央处理单元（CPU ;总线，包括数据总线、地址总线和控制总线；存储器，包括RAM和ROM接口，即I/O输入输出接口电路;外部设备，如键盘、显示器及光电输入等;控制系统结构框图如图所示：CPUI/O 接口8.3选择中央处理单元（CPU的类型在微机控制系统中CPU的选择主要考虑以下因素：1、时钟频率和字长，这个指标将控制数据处理的速度；2、可扩展存储器的容量；3、指令系统功能，影响编程的灵活性；4、I/O接口扩展能力，即对外部设备控制的能力；5、开发手段，包括支持开发的软和硬件；此外，还应考虑到系统的应用场合，控制对象对各种参数的要求，以及经济 价比等经济性的要求。综合考虑以上因素，这里选用8031芯片作为CPU8.4 I/O接口