步进驱动系统与数控直线插补程序设计说明书.doc

步进驱动系统与数控直线插补程序设计说明书第一章 进给运动驱动系统设计1步进电机的选择和齿轮传动比的计算系统总体设计非常重要，是对一部机器的总体布局和全局的安排。总体设计是否合理将对后面几步的设计产生重大影响，也将影响机器的尺寸大小、性能、功能和设计质量。所以，在总体设计时应多花时间、考虑清楚，以减少返工现象。当伺服系统的负载不大、精度要求不高时，可采用开环控制。一般来讲，开环伺服系统的稳定性不成问题，设计时主要考虑精度方面的要求，通过合理的结构参数设计，使系统具有良好的动态响应性能。1.1 系统方案设计在机电一体化产品中，典型的开环控制位置伺服系统是简易数控机床（本实验室自制数控平台）及X-Y数控工作台等，其结构原理如图1-1所示。各种开环伺服系统在结构原理上大同小异，其方案设计实质上就是在图1-1的基础上选择和确定各构成环节的具体实现方案。图1-1 开环伺服系统结构原理框图1、 执行元件的选择选择执行元件时应综合考虑负载能力、调速范围、运行精度、可控性、可靠性及体积、成本等多方面要求。开环系统中可采用步进电机、电液脉冲马达等作为执行元件，其中步进电机应用最为广泛，一般情况下优先选用步进电机，当其负载能力不够时，再考虑选用电液脉冲马达等。2、传动机构方案的选择传动机构实质上是执行元件与执行机构以输出旋转运动和转矩为主，而执行机构则多为直线运动。用于将旋转运动转换为直线运动的传动机构主要有齿轮齿条和丝杠螺母等。前者可获得较大的传动比和较高的传动效率，所能传递的力也较大，但高精度的齿轮齿条制造困难，且为消除传动间隙而结构复杂，后者因结构简单、制造容易而广泛使用。在步进电机与丝杠之间运动的传递有多种方式，可将步进电机与丝杠通过联轴器直接连接，其优点是结构简单，可获得较高的速度，但对步进电机的负载能力要求较高；还可以通过减速器连接丝杠，通过减速比的选择配凑脉冲当量、扭矩和惯量；当电动机与丝杠中心距较大时，可采用同步齿形带传动。3、执行机构方案的选择执行机构是伺服系统中的被控对象，是实现实际操作的机构，应根据具体操作对象及其特点来选择和设计。一般来讲，执行机构中都包含有导向机构，执行机构的选择主要是导向机构的选择。4、 控制系统方案的选择控制系统方案的选择包括微控制器、步进电机控制方式、驱动电路等的选择。常用的微控制器有单片机、PLC、微机插卡、微机并行口、串行口和下位机等，其中单片机由于在体积、成本、可靠性和控制指令功能等许多方面的优越性，在伺服系统中得到广泛的应用。步进电机控制方式有硬件环行分配器控制和软件环行分配器控制之分，对多相电机还有X相单X拍、X相2*X拍、X相双X拍和细分驱动等控制方式，如三相步进电机有3相单3拍、3相6拍、3相双3拍和细分驱动等控制方式，对于控制电路有单一电压控制、高低压控制、恒流斩波控制、细分控制等电路。5、本次课程设计和综合训练方案的选择执行元件选用功率步进电机，传动方案选择带有降速齿轮箱的丝杠螺母传动机构和联轴器，执行机构选用拖板导轨；控制系统中微控制器采用控制器，步进电机控制方式采用带有硬件环行分配器的现有步进电机驱动器，在共地的情况下，给该驱动器提供一路进给脉冲、另一路高（低）电平方向控制电位以及使能信号。1.2 传动比计算和步进电机的选择一、X轴（纵向）：1. 减速器传动比计算 其中：表示步进电机步距角 p：表示丝杠导程 ：表示脉冲当量2. 步进电机所需力矩计算选择步进电机应按照电机额定输出转矩T电机所需的最大转矩的原则，首先计算电机所需的负载转矩。作用在步进电机轴上的总负载转矩T可按下面简化公式计算：式中：为启动加速引起的惯性力矩，为拖板重力和拖板上其它折算到电机轴上的当量摩擦力矩，为加工负载折算到电机轴上的负载力矩，为因丝杠预紧引起的力折算到电机轴上的附加摩擦转矩；为电机转动惯量; 为折算到电机轴上的等效转动惯量；为启动时的角加速度; 有参数知；由空载启动时间和最大进给速度计算得到；p：为丝杠导程。：为拖板重力和主切削力引起丝杠上的摩擦力，拖板重量由参数给定，在计算纵向力时（选择纵向电机），拖板重量为两个拖板的重量之和，在计算横向力（选择横向电机）时，为小拖板重量，刚与刚的摩擦系数可查资料，一般为0.050.2；：在选择横向电机时，为工作台上的最大横向载荷，通过给定吃刀抗力得到；在选择纵向电机时，为工作台上的最大纵向载荷，通过给定吃刀抗力得到；：为丝杠螺母副的预紧力，设取的1/31/5； ：为伺服进给系统的总效率，取为0.8； ：为减速器传动比。取0.8 取0.2一般启动是为空载，于是空载启动时电机轴上的总负载转矩为：在最大外载荷下工作时，电动机轴上的总负载转矩为：计算出的总负载转矩根据驱动方式，选择电机时还需除以一系数，设为X相2*X拍驱动方式，则总负载转矩取为：总负载转矩T取4.676Nm根据求出的负载转矩，和给定的步距角，查询步进电机型号为：90BYG2502表1-1所选步进电机特性参数规格型号相数步距角（。）相电流（A）最大静转矩（）转动惯量（）90BYG25022/40.9/1.84647090键电压/V空载启动频率/Hz空载运行频率/Hz E半圆键4100180020000381425bL921341076.6二、同理Z轴（横向）： 1.传动比i： 2.总负载转矩T：取0.8 取0.05 一般启动是为空载，于是空载启动时电机轴上的总负载转矩为：在最大外载荷下工作时，电动机轴上的总负载转矩为:总负载转矩T取根据求出的负载转矩，和给定的步距角，查询步进电机型号;表1-2所选步进电机特性参数规格型号相数步距角（。）相电流（A）最大静转矩（）转动惯量（）90BYG25022/40.9/1.84647090键电压/V空载启动频率/Hz空载运行频率/Hz E半圆键4100180020000381425bL921341076.6图1-2进给系统机构13齿轮的设计一X方向的齿轮传动件设计计算：1.选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z240的；一级为22.按齿面接触强度设计按公式计算，即 a）确定公式内的各计算数值（4） 试选1.3（4） 由机械设计书表107选取尺宽系数d1（4） 由机械设计书表106查得材料的弹性影响系数189.8Mpa（4） 由机械设计书图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（4） 由公式计算应力循环次数 一级： 二级： （6）由机械设计书图1019查得接触疲劳寿命系数0.94；0.98（7）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.90600MPa564MPa H20.95550MPa539MPa=45.5184mm=39.7684mm.计算圆周速度；.计算齿宽b及模数.计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1；根据v=0.51m/s,7级精度，由机械设计书图108查得动载系数=0.9；直齿轮由机械设计书表103查得= =1.2；由机械设计书表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.310 由，=1.310查机械设计图10-13得。 故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得.计算模数3. 按齿根弯曲强度设计 由式确定计算参数（1）计算载荷系数（2） 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限（3） 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，(4)计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，有(5)查取齿型系数由表105查得Yfa1=2.80；Yfa2=2.30（6）查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.71(7)计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。(8)设计计算对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得模数0.65并就近圆整为标准值m=0.8mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=15.19mm，算出小齿轮齿数:大齿轮齿数 4.几何尺寸计算（1）计算中心距 2）计算大、小齿轮的分度圆直径 （3）计算齿轮宽度2 Z方向的齿轮传动件设计计算： 1.选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度； 传动比为3.3.3） 试选一级小齿轮齿数z120，一级大齿轮齿数z240的；一级传动比。二级小齿轮齿数z3=20，二级大齿轮齿数Z4=80；二级传动比为。2.按齿面接触强度设计 按公式计算，即 dt2.32a）确定公式内的各计算数值（4） 试选1.3（4） 由机械设计书表107选取尺宽系数d1（4） 由机械设计书表106查得材料的弹性影响系数189.8Mpa（4） 由机械设计书图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（4） 由公式计算应力循环次数 一级： 二级： （6）由机械设计书图1019查得接触疲劳寿命系数0.90；0.95（7）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.90600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPab）计算试算小齿轮分度圆直径d1t与d3t。；计算圆周速度计算齿宽b及模数， 计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1；根据,7级精度，由机械设计书图108查得动载系数；直齿轮由机械设计书表103查得= =1.2；由机械设计书表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.310。由b/h=8.89，=1.310由书表1013查得=1.27故载荷系数：按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得；计算模数m3.按齿根弯曲强度设计由式 mn 确定计算参数（1）计算载荷系数（2）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa，查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2=380MPa。（3）由图10-18取弯曲疲劳强度寿命系数=0.87，=0.9（4）查取齿型系数由表105查得Yfa1=2.80；Yfa2=2.52；Yfa3=2.80；Yfa4=2.345（5）查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.625;Ysa3=1.55；Ysa4=1.679（6）计算弯曲疲劳许用应力(7)计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。(8)设计计算 对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得模数0.66并就近圆整为标准值m1=m2=0.8mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=21.33mm，d2=18.75mm算出小齿轮齿数大齿轮齿数 4.几何尺寸计算（1）计算中心距（2）计算大、小齿轮的分度圆直径（3）计算齿轮宽度=21mm;=25mm=20mm;=24mm14丝杠的选择1 设计X方向的滚珠丝杠螺母机构：1、X方向丝杠受力分析：X、Z方向的工作台滑板及其组件重量（W1、W2）以及Z方向的轴向工作载荷主要由导轨承担，而X方向丝杠主要承受X方向的轴向力F 。X方向丝杠所受的总轴向力F由两部分组成：一是刀具所受的X方向轴向工作载荷；二是工作台滑板及其组件重量（W1、W2）和Z方向的轴向载荷在导轨上产生的合成摩擦力两部分组成：F式中 F丝杠所受的总轴向力 N ； 导轨与工作台滑板之间的摩擦力 N ； X方向的轴向工作载荷 N ； Y方向轴向工作载荷 N ； 导轨与工作台滑板之间的摩擦系数，由于导轨与工作台滑板处于边界润滑状态（脂润滑或油润滑），可取0.050.2 ； W1X方向工作台滑板及其组件重量 N； W2y方向工作台滑板及组件重量 N ；将有关参数代入上述公式可得X方向丝杠所受的总轴向力F为： 2、丝杠设计计算及选择当滚珠丝杠副承受轴向载荷时，滚珠和滚道型面间便会产生接触应力。对滚道型面上某一点而言，其应力状态是交变应力。这种交变接触应力作用下，经过一定的应力循环次数后，就要使滚珠和滚道型面产生疲劳点蚀现象，随着麻点的扩大滚珠丝杠副就会出现振动和噪音，而使它失效，这是滚珠丝杠副的主要破坏形式。在设计滚珠丝杠副时，必须保证在一定的轴向工作载荷下，在回转一百万转时，在它的滚道上由于受滚道的压力而不至于出现点蚀现象，此时所能承受的轴向载荷，称为这种滚珠丝杠副的最大（基本）额定动载荷Ca。设计在较高速度下长时间工作的滚珠丝杠副时，因疲劳点蚀是其主要的破坏形式，故应按疲劳寿命选用，并采用与滚动轴承同样的计算方法，首先从工作载荷F推算最大动载荷Ca，由机械设计可知 或 式中 Ca最大（基本）额定动载荷（N），其值查附表5 计算额定动载荷F丝杠所受总的轴向工作载荷（N）L10基本额定寿命（以一百万转为一个单位）L预期使用寿命（以一百万转为一个单位）（1）、按额定静载荷选择：按F 的原则选择丝杠：d016mm（2）、按疲劳寿命选择 =60nT/1000000606015000/1000000=5.4（百万转） 矩形导轨滚珠丝杠副的最大工作载荷：=1300N(3)（硬度系数）由2表取1.0，（运转系数）由表3取1.2，T 使用寿命由表4取为15000h(3) 最大动载荷的计算 =3763.211N额定动载荷,所以初选丝杠规格时额定动载荷为3763.311N当滚珠丝杠副在静态或低速状态下（n=10r/min)长时间承受工作载荷时，还应使其额定静载荷，即为3900N.因此，选择出的滚珠丝杠副的规格代号为：16043； 公称直径为16mm； 导程直径为为4mm； 滚珠直径为2.381mm; 丝杠底径：13.1mmm; 丝杠外径：15.3mm; 循环列数 G:3; GD:32; 螺母安装尺寸 :28 :52 :38 L/G/GD:37、65 B:10 h:6 :5.8 :10 油杯M： M6 额定载荷/N: :4612 :8779 刚度： G:140 GD:279由上述计算可知，应选d016、基本导程L04mm的滚珠丝杠。二设计Z方向的滚珠丝杠螺母机构：1、Z方向丝杠受力分析：X、Z方向的工作台滑板及其组件重量（W1、W2）以及X方向的轴向工作载荷主要由导轨承担，而Z方向丝杠主要承受Z方向的轴向力F 。Z方向丝杠所受的总轴向力F由两部分组成：一是刀具所受的Z方向轴向工作载荷；二是工作台滑板及其组件重量（W1、W2）和X方向的轴向载荷在导轨上产生的合成摩擦力两部分组成：F式中 F丝杠所受的总轴向力 N ； 导轨与工作台滑板之间的摩擦力 N ； X方向的轴向工作载荷 N ； Y方向轴向工作载荷 N ； 导轨与工作台滑板之间的摩擦系数，由于导轨与工作台滑板处于边界润滑状态（脂润滑或油润滑），可取0.050.2 ； W1X方向工作台滑板及其组件重量 N； W2y方向工作台滑板及组件重量 N ；将有关参数代入上述公式可得X方向丝杠所受的总轴向力F为： 2、丝杠设计计算及选择当滚珠丝杠副承受轴向载荷时，滚珠和滚道型面间便会产生接触应力。对滚道型面上某一点而言，其应力状态是交变应力。这种交变接触应力作用下，经过一定的应力循环次数后，就要使滚珠和滚道型面产生疲劳点蚀现象，随着麻点的扩大滚珠丝杠副就会出现振动和噪音，而使它失效，这是滚珠丝杠副的主要破坏形式。在设计滚珠丝杠副时，必须保证在一定的轴向工作载荷下，在回转一百万转时，在它的滚道上由于受滚道的压力而不至于出现点蚀现象，此时所能承受的轴向载荷，称为这种滚珠丝杠副的最大（基本）额定动载荷Ca。设计在较高速度下长时间工作的滚珠丝杠副时，因疲劳点蚀是其主要的破坏形式， 故应按疲劳寿命选用，并采用与滚动轴承同样的计算方法，首先从工作载荷F推算最大动载荷Ca，由机械设计可知 或 式中 Ca最大（基本）额定动载荷（N），其值查附表5 计算额定动载荷F丝杠所受总的轴向工作载荷（N）L10基本额定寿命（以一百万转为一个单位）L预期使用寿命（以一百万转为一个单位）（1）、按额定静载荷选择：按F 的原则选择丝杠：d016mm（2）、按疲劳寿命选择 （硬度系数）由2表取1.11，（运转系数）由表3取1.2，T 使用寿命由表4取为15000h =60nT/1000000606015000/1000000=5.4（百万转） 矩形导轨滚珠丝杠副的最大工作载荷：=1.1*1500+0.15(1500+1200+300)=4650N(4) 最大动载荷的计算 =3763.211N额定动载荷,所以初选丝杠规格时额定动载荷为3763.311N当滚珠丝杠副在静态或低速状态下（n0, 表明加工点i在圆弧外；Fi0,表明加工点i在圆弧内。若Fi0,为逼近圆弧，下一步向-x轴向进给一步，并算出新的偏差； Fi0，为逼近圆弧，下一步向+y轴向进给一步，并算出新的偏差.如此一步步计算和一步步进给，在到达终点后停止运算，就可插补出如图所示第一象限逆圆弧AB。 为简化计算，下面进一步推导偏差计算的递推公式。设加工点正处于i(xi,yi)点，其判别式为 Fi=xi2+yi2-R2若Fi0，应沿-x轴向进给一步，到i+1点，其坐标值为 Xi+1=Xi-1 Yi+1=Ym 新加工点的偏差为： Fm=Xi+12+Yi+12-R2=(xi-1)2+yi2-R2=Fi-2xi+1 若Fi0，应沿+y轴向进给一步，到i+1点，其坐标值为Xi+1=Xi Yi+1=Yi +1 新加工点的偏差为： Fi=Xi+12+Yi+12-R2=xi2+(yi+1)2-R2=Fi-2xi+1 只要知道前一点偏差和坐标，就可以求出新的一点的偏差。公式中只有乘2运算，计算大为简化了。由于加工是从圆弧的起点开始的，起点的偏差为0，坐标为（x0,y0），所以新的加工点的偏差完全可以用前一加工点的偏差递推出来。综上所述，逐点比较的逆圆弧插补过程为每走一步要进行以下四个步骤，即判别、进给、运算、比较。（1）判别。根据偏差值确定刀具的位置是在直线的上方（或线上），还是在直线的下方。（2）进给。根据判别的结果，决定控制哪个坐标（x或y）移动一步。（3）运算。计算刀具移动后的新偏差，提供给下一个判别依据。根据式 （3-1） 及式 （3-2）来算新加工点的偏差，使运算大大简化，但是每一新