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CK6140数控卧式车床设计【6轴主轴箱】【5张CAD图纸+毕业论文】

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关键词：: ck6140 数控卧式车床设计主轴 cad图纸毕业论文 CK6140数控卧式车床

资源描述：

CK6140数控卧式车床设计

76页 29000字数+说明书+4张CAD图纸【详情如下】

CK6140数控卧式车床设计论文.doc

主轴零件图.dwg

传动过程.dwg

摘要.doc

装配图.dwg

转速图.dwg

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1 总体方案0

1.1 CK6140的现状和发展1

1.2 CK6140数控卧式车床的总体方案论证与拟定2

1.2.1 数控车床2

1.2.2 CK6140数控卧式车床的拟定2

2 机械部分设计计算说明4

2.1 主运动部分计算4

2.1.1 参数的确定4

2.1.2 传动设计5

2.1.3 转速图的拟定8

2.1.4 带轮直径和齿轮齿数的确定11

2.1.5 传动件的估算和验算19

2.1.6 展开图设计36

2.2纵向进给运动设计53

2.2.1 滚珠丝杆副的选择53

2.2.2驱动电机的选用58

3 控制系统设计62

3.1绘制控制系统结构框图62

3.2.选择中央处理单元（CPU）的类型62

3.3存储器扩展电路设计63

3.４I/O接口电路及辅助电路设计64

参考文献70

致谢72

LATHES77

摘要

数控车床又称数字控制（Numbercal control，简称NC）机床。它是基于数字控制的，采用了数控技术，是一个装有程序控制系统的机床。它是由主机，CNC，驱动装置，数控机床的辅助装置，编程机及其他一些附属设备所组成。

本次设计课题是CK6140数控卧室车床，CK是数控车床，61是卧式车床，40是床身上最大工件回转直径为400mm。

此次设计包括机床的总体布局设计，纵向进给设计，其中还包括齿轮模数计算及校核，主轴刚度的校核等。控制系统部分包括步进电机的选用及硬件电路设计和软件系统设计，说明了芯片的扩展，键盘显示接口的设计等等。

关键词数控机床；开放式数控系统；电动机

Abstract

The numerical control lathe called the numerical control (Numbercal control, is called NC) the engine bed. It is based on the numerical control, has used the numerical control technology, is loaded with the procedure control system the engine bed. It is by the main engine, CNC, the drive, the numerical control engine bed auxiliary unit, the programming machine and other some appurtenances is composed.

This design topic is the CK6140 numerical control bedroom lathe, CK is the numerical control lathe, 61 is the horizontal lathe, 40 is on the lathe bed the biggest work piece rotation diameter is 400mm.

This design including the engine bed overall layout design, longitudinal enters for the design, also includes the gear modulus computation and the examination, the main axle rigidity examination and so on. The control system partially including step-by-steps the electrical machinery to select and the hardware circuit design and the software system design, explained the chip expansion, keyboard demonstration connection design and so on.

Key word numerical control tool;Open-architecture;motor

1 总体方案设计

1.1 CK6140的现状和发展

1.2 CK6140数控卧式车床的总体方案论证与拟定

2 机械部分设计计算说明

2.1 主运动部分计算

2.1.1 参数的确定

2.1.2 传动设计

2.1.3 转速图的拟定

2.1.4 带轮直径和齿轮齿数的确定

2.1.5 传动件的估算和验算

2.1.6 展开图设计

2.1.7 截面图设计

2.2纵向进给运动设计

2.2.1 滚珠丝杆副的选择

2.2.2 驱动电机的选用

3 控制系统设计

3.1绘制控制系统结构框图

3.2.选择中央处理单元（CPU）的类型

3.3存储器扩展电路设计

3.4I/O接口电路及辅助电路设

参考文献

谢词

附录

1 总体方案

1.1 CK6140的现状和发展

自第一台数控机床在美国问世至今的半个世纪内，机床数控技术的发展迅速，经历了六代两个阶段的发展过程。其中，第一个阶段为NC阶段；第二个阶段为CNC阶段，从1974年微处理器开始用于数控系统，即为第五代数空系统。在近20多年内，在生产中，实际使用的数控系统大多是这第五代数控系统，其性能和可靠性随着技术的发展得到了根本性的提高。从20世纪90年代开始，微电子技术和计算机技术的发展突飞猛进，PC微机的发展尤为突出，无论是软硬件还是外器件的进展日新月异，计算机所采用的芯片集成化越来越高，功能越来越强，而成本却越来越低，原来在大，中型机上才能实现的功能现在在微型机上就可以实现。在美国首先推出了基于PC微机的数控系统，即PCNC系统，它被划入为所谓的第六代数控系统。

下面从数控系统的性能、功能和体系结构三方面讨论机床。

数控技术的发展趋势：

1.性能方面的发展趋势

（1）.高速高精度高效

（2）.柔性化

（3）.工艺复合和轴化

（4）.实时智能化

2.功能发展方面

（1）.用户界面图形化

（2）.科学计算可视化

（3）.插补和补偿方式多样化

（4）.内置高性能PLC

（5）.多媒体技术应用

3.体系结构的发展

（1）.集成化

（2）.模块化

（3）.网络化

（4）.开放式闭环控制模式

1.2 CK6140数控卧式车床的总体方案论证与拟定

1.2.1 数控车床

参考文献

（1）.张建民主编《机电一体化系统设计》北京理工大学出版社

（2）. 《机电一体化系统设计手册》国防工业出版社

（3）.龚桂义主编《机械设计课程设计手册》高等教育出版社

（4）. 《机械零件设计手册》(第二版)(上册) 冶金工业出版社

（5）.何立民主编《单片机应用系统设计》北京航空航天大学出版社 1990年

（6）.何淑华主编《单片微型机原理及应用》哈尔滨工业大学出版社

（7）.李光斌编《计算机数控系统设计指导》华中理工大学出版社

（8）. 《机械设计》高等教育出版

（9）. 《机床设计手册》(1～3册) 机械工业出版社

（10）.赵大兴、李天宝主编《现代工程图学.教程》湖北科学出版社

（11）.顾维邦《金属切削机床概论》机械工业出版社

（12）.甘勇立主编《几何量公差与检测》（第五版）上海科学技术出版社

（13）.黄鹤汀主编《金属切削机床设计》机械工业出版社

（14）.朱张校主编《工程材料》清华大学出版社

（15）.孙恒、陈作模主编《机械原理》高等教育出版

（16）. 王隆太主编《先进制造技术》机械工业出版社

（17）.范钦珊主编《材料力学》高等教育出版社

致谢

数控车床毕业设计是机械设计制造及自动化专业的我，必须经历的一个重要环节，也是对我四年大学生活的一个总结，在本次设计中，从选题到设计过程直到最后完成设计，都是在颜教授的悉心指导下完成的。颜教授在繁忙的教学中，每天都挤出时间来询问设计进程，并为我讲解许多设计的专业知识，热忱鼓励，并提供了大量的设计资料。在遇到困难的时候，带我们去参观者湖南科贸经济学院的实习车床。

颜教授虽七十高龄，但他对教学一丝不苟的作风，严谨求实的态度，踏踏实实的精神令我敬佩不已。不仅教我们知识，而且教我们做人。虽历时四个月，却使我终生受益，颜教授的教导让我为四年的大学生活画上了一个圆满的句号。对颜教授的感激之情是无法用几句简单的言语来表达的。

同时，感激我的室友们，从遥远的家来到这个陌生的城市里，是你们和我共同维系着彼此之间的纯真友谊，维持着寝室那份家的融洽。还有学习上面给予的种种帮助。

在设计即将完成之际，我的心情无法平静。从开始选择课题到设计的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意。

大学生活四年，我非常感谢我的母校，她给我提供了良好的学习和生活环境，让我渡过了绚丽的四年。

内容简介：: 湖南工业大学目录1 总体方案01.1 CK6140的现状和发展11.2 CK6140数控卧式车床的总体方案论证与拟定21.2.1 数控车床21.2.2 CK6140数控卧式车床的拟定22 机械部分设计计算说明42.1 主运动部分计算42.1.1 参数的确定42.1.2 传动设计52.1.3 转速图的拟定82.1.4 带轮直径和齿轮齿数的确定112.1.5 传动件的估算和验算192.1.6 展开图设计362.2纵向进给运动设计532.2.1 滚珠丝杆副的选择532.2.2驱动电机的选用583 控制系统设计623.1绘制控制系统结构框图623.2.选择中央处理单元（CPU）的类型623.3存储器扩展电路设计633.I/O接口电路及辅助电路设计64参考文献70致谢72LATHES771 总体方案1.1 CK6140的现状和发展自第一台数控机床在美国问世至今的半个世纪内，机床数控技术的发展迅速，经历了六代两个阶段的发展过程。其中，第一个阶段为NC阶段；第二个阶段为CNC阶段，从1974年微处理器开始用于数控系统，即为第五代数空系统。在近20多年内，在生产中，实际使用的数控系统大多是这第五代数控系统，其性能和可靠性随着技术的发展得到了根本性的提高。从20世纪90年代开始，微电子技术和计算机技术的发展突飞猛进，PC微机的发展尤为突出，无论是软硬件还是外器件的进展日新月异，计算机所采用的芯片集成化越来越高，功能越来越强，而成本却越来越低，原来在大，中型机上才能实现的功能现在在微型机上就可以实现。在美国首先推出了基于PC微机的数控系统，即PCNC系统，它被划入为所谓的第六代数控系统。下面从数控系统的性能、功能和体系结构三方面讨论机床。数控技术的发展趋势：1.性能方面的发展趋势（1）.高速高精度高效（2）.柔性化（3）.工艺复合和轴化（4）.实时智能化2.功能发展方面（1）.用户界面图形化（2）.科学计算可视化（3）.插补和补偿方式多样化（4）.内置高性能PLC（5）.多媒体技术应用3.体系结构的发展（1）.集成化（2）.模块化（3）.网络化（4）.开放式闭环控制模式1.2 CK6140数控卧式车床的总体方案论证与拟定1.2.1 数控车床数控车床又称数字控制（Numbercal control，简称NC）机床，它是20世纪50年代初发展起来的一种自动控制机床，而数控车床四其中的一类使用性很强的机床形式。数控车床是基于数字控制的，它与普通车床不同的是，数控车床的主机结构上具有以下特点：（1）.由于大多数数控车床采用了高性能的主轴及伺服传动系统，因此，数控机床的机械传动结构得到了简化。（2）.为了适应数控车床连续地自动化加工，数控车床机械结构，具有较高的动态刚度，阻尼精度及耐磨性，热变形较小。（3）.更多地采用高效传动部件，如滚动丝杆副，直线滚动导轨高，CNC装置这是数控车床的核心，用于实现输入数字化的零件程序，并完成输入信息的存储，数据的变换，插补运算以及实现各种控制功能。1.2.2 CK6140数控卧式车床的拟定1.CK6140数控卧式车床具有定位，纵向和横向的直线插补功能，还能要求暂停，进行循环加工等，因此，数控系统选取连续控制系统。2.CK6140数控卧式车床属于经济型数控机床，在保证一定加工精度的前提下，应简化结构、降低成本，因此，进给伺服系统应采用步进电机开环控制系统。3.根据设计所给出的条件，主运动部分z=18级，即传动方案的选择采用有级变速最高转速是2000r/min，最低转速是40r/min，。4.根据系统的功能要求，微机控制系统中除了CPU外，还包括扩展程序存储器，扩展数据存储器，I/O接口电路，包括能输入加工程序和控制命令的键盘，能显示加工数据和机床状态信息的显示器，包括光电隔离电路和步进电机驱动电路。此外，系统中还应该包括脉冲发生电路和其他辅助电路。5.纵向和横向进给是两套独立的传动链，它们由步进电机，齿轮副，丝杆螺母副组成，它的传动比应满足机床所要求的。6.为了保证进给伺服系统的传动精度和平稳性，选用摩擦小，传动效率的滚珠丝杆螺母副，并应有预紧机构，以提高传动刚度和消除间隙。齿轮副也应有消除齿侧间隙的机构。7.采用滚动导轨可以减少导轨间的摩擦阻力，便于工作台实现精确和微量移动，且润滑方法简单。（附注：伺服系统总体方案框图1.1）图1.1伺服系统总体方案框图2 机械部分设计计算说明2.1 主运动部分计算2.1.1 参数的确定一. 了解车床的基本情况和特点-车床的规格系列和类型1. 通用机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计中的车床是普通型车床，其品种，用途，性能和结构都是普通型车床所共有的，在此就不作出详细的解释和说明了。 2.车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）：最大的工件回转直径D（mm）是400；刀架上最大工件回转直径D1大于或等于200；主轴通孔直径d要大于或等于36；主轴头号（JB2521-79）是6；最大工件长度L是7502000；主轴转速范围是：321600；级数范围是：18；纵向进给量mm/r0.032.5；主电机功率（kw）是5.510。二. 参数确定的步骤和方法1. 极限切削速度umaxumin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：工序种类工艺要求刀具和工件材料等因素。允许的切速极限参考值如机床主轴变速箱设计指导书。然而，根据本次设计的需要选取的值如下：取umax=300m/min； umin=30m/min。2. 主轴的极限转速计算车床主轴的极限转速时的加工直径，按经验分别取（0.10.2）D和（0.450.5）D。由于D=400mm，则主轴极限转速应为： nmax=r/min 2.1=2000r/min ； nmin=r/min 2.2 =40r/min ；由于转速范围 R = = 2.3 = 50 ；因为级数Z已知： Z=18级。现以=1.26和=1.41代入R=得R=50和355 ，因此取=1.26更为合适。各级转速数列可直接从标准数列表中查出。标准数列表给出了以=1.06的从110000的数值，因=1.26=，从表中找到nmax=2000r/min，就可以每隔3个数值取一个数，得：2000，1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40。3. 主轴转速级数z和公比已知 : =Rn Rn=且： z=18=4. 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使用的功率实际情况既能充分的发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。目前，确定机床电机功率的常用方法很多，而本次设计中采用的是：估算法，它是一种按典型加工条件（工艺种类、加工材料、刀具、切削用量）进行估算。根据此方法，中型车床典型重切削条件下的用量：根据设计书表中推荐的数值：取 P=5.5kw2.1.2 传动设计一.传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效，可考虑到本次设计的需要可以参考一下这个方案。确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统有若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3个传动副。即 Z=Z1 Z2 Z3 2.4传动副数由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子:Z= 2.5可以有几种方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已经选定了的和本次设计所须的正确的方案列出，具体的内容如下：传动齿轮数目 2x（3+3+2）+2x2+1=21个轴向尺寸 19b传动轴数目 6根操纵机构简单，两个三联滑移齿轮，一个双联滑移齿轮图2.1 总的传动系统二.组传动顺序的安排18级转速传动系统的传动组，可以安排成：3x3x2，2x3x3，或3x2x3选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴上摩擦离合器时，应减小轴向尺寸，第一传动组的传动副不能多，以2为宜，本次设计中就是采用的2，一对是传向正传运动的，另一个是传向反向运动的。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2，或者用一个定比传动副。三. 传动系统的扩大顺序的安排对于18级的传动可以有三种方案，准确的说应该不只有这三个方案，可为了使结构和其他方面不复杂，同时为了满足设计的需要，选择的设计方案是： 18=313329传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致，在此设计中，扩大顺序和传动顺序就是一致的。这种扩大顺序和传动顺序一致，称为顺序扩大传动。四. 传动组的变速范围的极限植齿轮传动副最小传动比umin，最大传动比umax2，决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/nmin8 因此，要按照参考书中所给出的表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数x，值为：极限传动比指数 1.26 x：umin= 6 值；umax=2 3（x+）值：umin=8 9五. 最后扩大传动组的选择正常连续的顺序扩大的传动（串联式）的传动结构式为： Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2即是： Z=18=3133292.1.3 转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转图，使主运动逐步具体化。一. 主电机的选定中型机床上，一般都采用三相交流异步电机为动力源，可以在系列中选用。在选择电机型号时，应按以下步骤进行：1. 电机功率N：根据机床切削能力的要求确定电机功率。但电机产品的功率已经标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。 N=5.5kw2.电机转速nd异步电机的转速有：3000、1500、1000、750r/min 在此处选择的是： nd=1500r/min 这个选择是根据电机的转速与主轴最高转速nmax和轴的转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。3.双速和多速电机的应用根据本次设计机床的需要，所选用的是：双速电机4.电机的安装和外形根据电机不同的安装和使用的需要，有四种不同的外形结构，用的最多的有底座式和发兰式两种。本次设计的机床所需选用的是外行安装尺寸之一。具体的安装图可由手册查到。5.常用电机的资料根据常用电机所提供的资料，选用： Y132S-4图2.2 电动机轴从电机得到运动，经传动系统化成主轴各级转速。电机转速和主轴最高转速应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴转速不宜将电机转速下降得太低。但如果轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损耗、发热都将成为突出矛盾，因此，轴转速不宜太高。轴装有离合器的一些机床的电机、主轴、轴转速数据：参考这些数据，可见，车床轴转速一般取7001000r/min。另外，也要注意到电机与轴间的传动方式，如用带传动时，降速比不宜太大，否则轴上带轮太大，和主轴尾端可能干涉。因此，本次设计选用： n1=960r/min三.中间传动轴的转速对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小与噪音、震动等性能要求之间的矛盾。中间传动轴的转速较高时（如采用先升后降的传动），中间转动轴和齿轮承受扭矩小，可以使用轴径和齿轮模数小写：d 、 m，从而可以使用结构紧凑。但是，这将引起空载功率N空和噪音Lp（一般机床容许噪音应小于85dB）加大： N空=) KW 2.6式中：C-系数，两支承滚动或滑动轴承C=8.5，三支承滚动轴承C=10；da-所有中间轴轴颈的平均直径（mm）；d主主轴前后轴颈的平均直径（mm）；n主轴转速（r/min）。 2.7（mz）a所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm；（mz）主主轴上齿轮的分度圆的平均值mm；q-传到主轴所经过的齿轮对数；-主轴齿轮螺旋角；C1、K-系数，根据机床类型及制造水平选取。我国中型车床、铣床C1=3.5。车床K=54，铣床K=50.5。从上诉经验公式可知：主轴转速n主和中间传动轴的转速和n对机床噪音和发热的关系。确定中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：1.功率教大的重切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一些，对减小结构尺寸的效果较明显。2.速轻载或精密车床，中间轴转速宜取低一些。3.控制齿轮圆周速度u8m/s（可用7级精度齿轮）。在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。四.齿轮传动比的限制机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比：1. 升速传动中，最大传动比umax2。过大，容易引起震动和噪音。2.降速传动中，最小传动比umin1/4。过小，则使主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。图2.3 主运动的转速图2.1.4 带轮直径和齿轮齿数的确定根据拟定的转速图上的各传动比，就可以确定带轮直径和齿轮的齿数。一. 带轮直径确定的方法、步骤1.选择三角型号一般机床上的都采用三角带。根据电机转速和功率查图即可确定型号（详情见机床主轴变速箱设计指导4-1节）。但图中的解并非只有一种，应使传动带数为35根为宜。本次设计中所选的带轮型号和带轮的根数如下： B型带轮选取3根2.确定带轮的最小直径Dmin（D小）各种型号胶带推荐了最小带轮直径，直接查表即可确定。根据皮带的型号，从教科书机械设计基础教程查表可取： Dmin=140mm3.计算大带轮直径D大根据要求的传动比u和滑功率确定D大。当带轮为降速时：三角胶带的滑动率=2%。三角传动中，在保证最小包角大于120度的条件下，传动比可取1/7u3。对中型通用机床，一般取12.5为宜。因此，137.2mmD大343mm经查表取：D大=212mm二. 确定齿轮齿数用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简单。根据要求的传动比u和初步定出的传动齿轮副齿数和Sz，查表即可求出小齿轮齿数。在本次设计中采用的就是常用传动比的适用齿数（小齿轮）表就见教科书机床简明设计手册。不过在表中选取的时候应注意以下几个问题：1. 不产生根切。一般去Zmin1820。2. 保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚2mm，一般取5mm则zmin6.5+，具体的尺寸可参考图。3. 同一传动组的各对齿轮副的中心距应该相等。若莫数相同时，则齿数和亦应相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足比了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过34个齿。4. 防止各种碰撞和干涉三联滑移齿轮的相邻的齿数差应大于4。应避免齿轮和轴之间相撞，出现以上的情况可以采用相应的措施来补救。5. 在同时满足以上的条件下齿轮齿数的确定已经可以初步定出，具体的各个齿轮齿数可以见传动图上所标写的。6. 确定轴间距：轴间距是由齿轮齿数和后面计算并且经验算而确定的模数m而确定的，具体的计算值如下（模数和齿轮的齿数而确定的轴间距必须满足以上的几个条件）：轴与轴之间的距离：取m=2.5mm，由转速图而确定 2.8齿轮1与2之间的中心距： 2.9 轴与轴之间的距离：取m=2.5mm，由转速图而确定的传动比见图， 2.10齿轮3与4之间的中心距： 2.11 轴与轴之间的距离：取m=3.5mm，由转速图而确定的传动比 2.12 齿轮9与10之间的中心距： 2.13轴轴之间的中心距离：取m=3.5mm，由转速图而确定的传动比 2.14 2.15主轴到脉冲轴的中心距：取m=3.5mm，传动比 2.16 2.17轴到反转轴轴的中心距：取m=2.5mm，传动比 2.18 2.19 由齿顶高 2.20 齿顶高和齿跟高只与所取的模数m有关。可知取m=2.5mm时，取m=3.5mm时：三. 主轴转速系列的验算主轴转速在使用上并不要十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响。但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符合，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过正负10（-1）%。即或按公式： n=-2%+6% 2.21如果超差，要根据误差的正负以及引起误差的主要环节，重新调整齿数，使转速数列得到改善。主运动传动链的传动路线表达式如下：图2.4 主传动路线所有主轴的详细的校核如下：输入到轴的转速 2.22 1. 2.23 2.242.2.25 2.263. 2.27 2.284. 2.29 2.305. 2.31 2.326. 2.33 2.347. 2.35 2.368. 2.37 2.389. 2.39 2.4010. 2.41 2.4211. 2.43 2.4412. 2.45 2.4613. 2.47 2.4814. 2.49 2.5015. 2.51 2.5216. 2.53 2.5417. 2.55 2.5618. 2.57 2.58在主轴上的18级转速分别校核后，都合格。四. 传动系统图的绘制计算结果，用规定符号，以是适当比例方格纸上绘制出转速图和主传动系统图。2.1.5 传动件的估算和验算传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定个零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的直径、齿轮模数、离合器、制动器、带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必要时作结构和方案上的修改，重新验算，直到满足要求，最后才能画正式装备图。对于本次设计，由于是毕业设计，所以先用手工画出草图，经自己和指导老师的多次修改后，再用计算机绘出。一. 三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。带传动结构简单，但尺寸，机床中多用于电机输出轴的定比传动。1. 选择三角带的型号根据计算功率Nj（kw）和小带轮n1（r/min）查图选择带的型号。计算功率Nj=KWNd kW式中 Nd电机的额定功率， KW工作情况系数。车床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取：KW=1.1带的型号是： B型号2. 确定带轮的计算直径D1、D2 1）.小带轮计算直径D1皮带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大。为提高带的使用寿命，小带轮直径D1不宜过小，要求大雨许用最小带轮直径Dmin，即D1Dmin。各型号带对应的最小带轮直径Dmin可查表。D1=140r/min2）.大带轮计算直径D2 2.59 =212r/min式中: n1-小带轮转速r/min; n2-大带轮转速r/min; -带的滑动系数,一般取0.02.算后应将数字圆整为整数。3）.确定三角带速度u具体的计算过程如下： = 2.60 =10.6m/s对于O、A、B、C型胶带，5m/su25m/s。而u=510m/s时最为经济耐用。此速度完全符合B型皮带的转速。4）.初定中心距A0：带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取： A0=（0.62）（D1+D2） mm 2.61=352（0.62）mm=211.2mm704mm取 A0=704 mm 距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。中型车床电机轴至变速箱带轮的中心距一般为750850mm。5）.确定三角带的计算长度L0及内周长LN。三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。 2.62= =1960.67mm圆整到标准的计算长度 L=2033 mm 经查表 LN=2000 mm 修正值 Y=336）.验算三角带的扰曲次数u 40 次/s （则合格） 2.63 式中：m-带轮个数。如u超限。可加大L（加大A）或降低u（减少D2、D1）来解决。代入数据得 2.64 =10.5 次/s 40 次/s是合格的，不需作出任何修改。7）.确定实际中心距A 2.65= 740 mm8）.验算小带轮包角1 2.66 如果1过小，应加大中心距或加张紧装置。代入数值如下： =180-5.6 =174.4120经校核合格。9）.确定三角带根数z 2.67 式中：N0-单根三角带在 1=180、特定长度、平稳工作情况下传递的功率值。 C1-包角系数。参数的选择可以根据书中的表差取：N0=2.69C1=0.98Kw=1.1 带入数值得：所以，传动带根数选3根。此公式中所有的参数没有作特别说明的都是从机床主轴变速箱设计指导二.传动轴的估算和验算传动轴除了应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此，疲劳强度不是主要矛盾。除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、发热、过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。1.传动轴直径的估算传动轴直径按扭矩刚度用下列公式估算传动轴直径：2.68其中：N该传动轴的输入功率N=Nd kw 2.69Nd电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效率）。nf该传动轴的计算转速r/min。计算转速nf是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车床主轴的计算转速为： 2.70每米长度上允许的扭转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取。根据参考书中所给出的公式和本次设计所必须满足的条件，在传动过程中所有轴的直径的估算如下： nj（主）=nminz/3-1 2.71 =125 r/min主轴 nj=n6=125 r/min ；轴 nj=n7=160 r/min ；轴 nj=n11=400 r/min ；轴 nj=n14=800 r/min ；轴 nj=960 r/min ；由： 2.72则计算主轴和中间轴的直径d如下：主轴 d5=64 mm ；轴 d4=40 mm ；轴 d3=40 mm ；轴 d2=40 mm ；轴 d1=30 mm ；3. 传动轴刚度的验算： 1）.轴的弯曲变形的条件和允许值机床主传动的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的桡度y和倾角。各类轴的桡度y和装齿轮和轴承处倾角，应小于弯曲刚度的许用值Y和值，即： yY； 2.73 2.74由于书写量比较大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。2）.轴的弯曲变形计算公式计算轴本身变形产生的桡度y和倾角时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁，按参考书中的表中的有关公式进行计算。当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径来进行计算。计算花键轴的刚度时可采用直径或当量直径。由于本次设计的说明书的篇幅和时间的关系就不在此详细的列出了。但一般的计算公式为： 2.75 2.76矩形花键轴：平均直径 2.77 当量直径 2.78惯性距 2.79本次设计机床中长采用矩形花键轴的：花键轴尺寸（GB1144-74）平均直径当量直径极惯性距惯性距 28 27.8458976 29488 37.5 37.78 200058 100029 61.5 61.76 1428706 714353根据本次设计的情况，主轴的刚度要求必须进行校核，具体的刚度校核结果如下：a）.首先，把主轴上的轴承所能承受的载荷在机械设计手册3中查出，见下：深沟球轴承其基本额定载荷为：推力球轴承其基本额定载荷为：双列圆锥滚子轴承其基本额定载荷为：b）.计算轴上的载荷图2.5 轴的结构图与弯矩扭矩图主轴上齿轮在高速转动时所产生的载荷：齿轮1：2.79齿轮2： 2.80c）.校核倾角和桡度经查表得：安装圆锥滚子轴承处安装深沟球轴承处安装推力球轴承处计算主轴圆轴的平均直径和惯性矩： 2.81 2.82 2.83倾角：对 2.84 2.85 2.86 2.87对 2.88 2.89 2.90 2.91在点C处的倾角 2.92 2.93在点B处的倾角 2.94在点A处的倾角 2.95桡度：对 2.96 2.97 2.98对 2.99 2.100 2.101 2.102根据表选用 2.103由此可得在主轴上的刚度是完全合格的。三.齿轮模数的估算和计算按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮个参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的计算： 2.104齿面点蚀的估算： 2.105其中nj为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数z1、z2求出模数： 2.106 根据估算所得mj的值，由标准的模数表查取相近的标准模数。计算（验算）：结构确定后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据接触疲劳计算齿轮模数公式为： 2.107根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 2.108式中：N-计算齿轮传递的额定功率； -计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min； -齿宽系数=b/m，常取610； -计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数； i-大齿轮和小齿轮饿齿数比，“+”用于外啮合，“-”用于内啮合；-寿命系数，；-工作期限系数，；齿轮等传动件在接触和弯曲脚变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数C0；n-齿轮的最低转速r/min；T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=15，00020，000h；Kn-转速变化系数；KN-功率利用系数；Kq-材料强化系数。幅值低的交变载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用；Ks（寿命系数）的及值Ksmax，Ksmin当时，则取K1-工作情况系数。中等冲击的主运动：K1=1.21.6；K2-动载荷系数；K3-齿向载荷分布系数；Y-齿形系数；-许用弯曲、接触应力Mpa。本次设计中的模数计算与选取如下：1.轴传到轴的模数：齿轮接触疲劳的计算： 2.109齿轮弯曲疲劳的计算： 2.110取A=72mm 2.111计算（验算）核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：经查表取： 2.112取N=5.5KW，代入公式得： 2.113 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：查表取代入公式得： 2.114 2.115 经校核和查表取m=2.5mm。2.轴传到轴的模数：齿轮接触疲劳的计算： 2.116经校核取m=2.5mm。齿轮弯曲疲劳的计算： 2.117取A=90mm 2.118经校核和查表取：取mj=2.5mm3.轴传到轴的模数：齿轮接触疲劳的计算： 2.119齿轮弯曲疲劳的计算： 2.120取A=122mm 2.121经校核和查表取：取mj=3.5mm4.轴传到轴的模数：齿轮接触疲劳的计算： 2.122齿轮弯曲疲劳的计算： 2.123取A=192mm 2.124经校核和查表取：取m=3.5mm以上所有的模数的选取都是根据参考书机械原理所提供的模数表中选取的标准值。四.电磁离合器的选择摩擦电磁离合器目前在数控机床中应用十分广泛，因为它可以在运转中自动的接通或脱开，且具有结合平稳，没有冲击、构造紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。选用时应作必要的计算。根据初步的计算可从离合器的选择与运用一书中选取，所有的作图和计算尺寸都见书中的表。1.按扭距选择一般应使用和设计的离合器的额定静扭距Mj和额定扭距Md满足工作要求，由于普通车床是在空载下启动和反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭距来选。即： 2.125对于需要在负载下启动和变速，或启动时间有特殊要求时，应按动扭距设计离合器。2.步骤：1）.决定外摩擦片的内径d。根据结构需要，如为轴装式时，摩擦片的内径d应比安装轴的轴径大26mm。2）.选择摩擦片尺寸：可以在参考书中选择，具体的型号见图纸。3）.计算摩擦面对数z 2.126式中：f-摩擦片间的摩擦系数（有表可选）； -许用压强MPa（有表可选）； D-摩擦片内片外径mm（有表可选）； d-摩擦片外片内径mm（有表可选）； Ku-速度修正系数（有表可选）； Kz-结合面数修正系数（有表可选）； Km-结合次数修正系数（有表可选）。代入数值得：取Z=9。2.1.6 展开图设计一. 结构设计的内容，技术要求和方法1.设计的内容设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布置，用一长展开图表示。2.技术要求主轴变速箱是机床的主要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题（这是本次设计的中型车床的数据）。1）.精度车床主轴部件要求比较高的精度。如：主轴的径向跳动 0.01mm ；主轴的横向窜动 0.01mm ；2）.刚度和抗振性综合刚度（主轴与刀架之间的作用力与相对变形之比）： 2.127D最大回转直径 mm 。在主轴与刀架之间的相对振幅的要求：等级振幅（0.001mm） 1 2 33). 传动效率要求等级效率 0.85 0.8 0.754）.主轴前轴承处温度和温升应控制在以下范围：条件温度温升用滚动轴承 70 40 用滑动轴承 60 30噪声要控制在以下范围等级 dB 78 80 835）.结构应尽可能简单、紧凑，加工和装备工艺性好，便于维修和调整。6）.操作方便，安全可靠。7）.遵循标准化和通用化的原则。3.设计方法主轴变速箱结构设计是整个机床设计的重点。由于结构比较复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式图之前，最好能先画草图。目的是：1）.布置传动件及选择方案。2）.检验传动设计的结果中有无相互干涉、碰撞或其它不合理的情况，以便及时改正。3）.确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。为达到上述的目的，草图的主要轮廓尺寸和零件之间的相对位置尺寸一定要画得准确，细部结构可不必画出。部分结构经反复推敲修改，经过必要的验算，确定了结构方案以后，才能开始画正式装备图。在本次设计中，我先用A0的图纸，手工绘制出了整张完图，经颜教授的四次修改之后才开始正式的用软件画图。然而，在绘图的过程中遇到了很多的困难和不懂的地方，在教授的指点下进行了反复的修改才得以完成初图。二. 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴延其轴线剖开，并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。因此，展开图是传动设计的结构化，是表达主轴变速箱内传动关系以及各传动轴（包括传动部件）的结构的。结构设计时，可能要修改传动设计。同一传动方案可能有不同的布置和结构设计。车床主轴变速箱中的一些设计范例可为我们提供参考。1.离合器结构与轴上的传动齿轮轴上装的换向离合器和变速齿轮，有两种布置方案。一种是两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工。这样轴间距离加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴和轴上。左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到是三级的正向转动。这种结构的齿轮直径小，但轴向尺寸较大。此外，这种结构就不能采用通过空心的轴中拉杆来操纵离合器的结构。本次设计中由于离合器和齿轮的原因只能采用后一种结构方案。具体的结构可见装备图中的分布。2.反向机构利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮，也有两中方案，一种是增加专门用来转惰轮的短轴。这种短轴常是悬臂的，刚性差，齿轮接触不好，容易引起振动和噪声。另一种结构是将惰轮装在有两个支承的传动轴上，轴的刚性好，有利于降低噪声。本次设计中选择的是后者，因为无论从哪个角度去选择都是后者好于前者。反向转速一般大于、至少等于正转转速，低于正转的反转转速是不合理的，设计的时候一定要考虑的问题。本次设计中，反向的转速大于正转的转速。3.变速方案与传动件的布置变速方案有很多中选择，滑移齿轮结构紧凑，也最常用，本次设计中自然选用了。在轴上还采用了电磁摩擦离合器来变速，因为本次设计的机床是数控自动化机床，要求不停车进行变速。变速方案不同，布置也不同。总体布置的时候需要考虑制动器的位置，本次设计时因为在轴上放了两个电磁离合器，为了减少轴的负荷，所以制动器是不能放在此轴上了。只要把制动器放在其他的轴上，具体的装备见图。每一种布置方案的实现，都必须具备某些条件。设计时，应根据条件尽可能选择轴向尺寸较小的方案。本次设计中装备图上的布置就是最优的方案。三. 轴（输入轴）的设计1.轴的特点1）.将运动传入变速箱的带轮，一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴不受带的拉力（带轮卸荷）。2）. 若轴上安装正反用的离合器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装备很不方便，一般都希望在箱外将轴组装好后再整体装入箱内（最好是连皮带也组装在上面）。2.卸荷装置带轮将动力传到轴有两种方式：一类是带轮直接装在轴上。除传递扭矩外，带的拉力也作用在轴上。另一类是带轮装在轴承上，轴承套装在套筒（法兰盘）上，传给轴的只是扭矩，径向力有固定在箱体上的套筒承受。这种结构称为卸荷装置。本次设计中用的就是后者，卸荷装置。具体的结构和装备见图。3.换向装置车床上的反转主要用于加工螺纹时退刀。车短螺纹时，换向频率比较高。实现正反转的变换有很多种方案。可本次设计中所采用的是电磁离合器。4.正反向离合器正反向的转换，希望在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱体内，都采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片在不压紧时，应留有0.20.4 mm的间隙，间隙应能调整。常用的间隙调整结构是：调整螺母的端部圆周方向铣有若个缺口，止动销在弹簧的压紧下，其头部插入缺口中，调整时按下止动销，旋转调整螺母至合适位置，止动销又插入另一个缺口。电磁离合器不需调整间隙。5.离合器的操纵方式离合器的操纵有：机械式、电磁式和液压式。本次设计中采用的操纵是电磁式，电磁离合器的摩擦片的压紧是由电磁铁的吸力来达到，他的机械结构比较简单。7. 空套齿轮的结构轴上装有正反向转换用的片式离合器时，两端的齿轮是空套在轴上的，当离合器接通时，才与轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴的回转方向是相反的，而者相对转速很高（约为轴转速的两倍左右）。齿轮与轴之间的轴承，可以用滚动轴承，也有用滑动轴承的。本次设计中采用的是滚动轴承。因为滑动轴承在一些性能和维修上均不如滚动轴承，但它的径向尺寸小，也常被采用，可在本次设计中没有采用。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。具体的情况可见设计图纸。四. 齿轮块的设计1.特点齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪声，常成为变速箱的主要噪声源，并不影响主轴回转均匀性。在齿轮快设计时，应充分考虑到这些问题。轮块的结构形式很多，取决下列有关因素：1）.是固定齿轮还是滑移齿轮；2）.移动滑移齿轮的方法；3）.齿轮精度和加工方法。2.精度等级的选择变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度的选择决定于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度较高，振动和噪声越大，根据实验结果得知，圆周速度增加一倍，噪声约增大6dB。直齿齿轮的精度选择推荐如下：齿轮圆周速度精度等级 U 8 m/s 8-7-7Dc； U=8 15 m/s 7-6-6Dc； U 15 m/s 6-5-5Dc；工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差更大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度。大都是7-6-6，圆周速度很低的，才选8-7-7。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选6-5-5。在本次设计中，精度的选择就是以上所说的情况。主传动齿轮选用的是： 7-6-6。3.结构与加工方法的关系不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机就可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，是精度高于7级，或者淬火后在珩齿。6级精度齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。各部分的尺寸推荐如下：1）.空刀槽bk插齿时：模数12 mm bk5 mm；模数2.54 mm bk6 mm。为了布置与作图的方便，本次设计中所选的空刀槽 bk=10 mm2）.齿宽 b齿宽影响齿的强度。但如果太宽，由于齿的制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声。一般b取（610）m。式中m-模数。齿轮模数m小，装在轴的中部或者是单片齿轮，去大值。齿轮模数m大，装在靠近支承处或者是多联齿轮，去小值。由于本次设计中m分别为2mm，2.5mm，3mm，3.25mm，3.5mm五个不同的数值。虽然不同但是它们相差不是很大。同样为了布置几制造的方便，所有的齿宽在满足公式的前提下选b为： b=20 mm3）.其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸，如图：图2.6 圆齿图圆齿和倒角的性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。部分用于安装拨动齿轮的滑块，一般取：本次设计中选用的是：选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。4.组合齿轮齿轮磨齿时，要求较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。但在本次设计中用到的是：键连接平键拼装，轴向定位用弹簧挡圈。具体的绘图方案，可参考曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导。5.齿轮的轴向定位要保证正确的啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮的轴向位置由操纵机构的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配后最后调整确定，本次设计所采用的轴向定位结构如下：1）.弹簧卡圈定位说明及特点：结构简单、装配方便，但不能承受轴向力。2）.隔套定位说明及特点：用隔套将各传动件在轴向固定、装配方便，有利于轴的刚度。五. 传动轴设计1.特点主轴，广泛采用滚动轴承作支承，轴上要安装齿轮、离合器、和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先，传动轴应有足够的强度、刚度。如桡度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大，两中心线误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。2.轴的结构传动轴可以是光轴也可以是花键轴，这些在轴加工中并无困难，所以装移齿轮的轴采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端上有一段不是全高，不能和花键孔配合。这是加工的过渡部分。具体的作图可参考曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导。一般的尺寸花键的滚刀直径D刀为6585 mm。3.轴承的选择机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升空载功率和噪声等方面，球轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求比较高。因此，球轴承用得更多。但滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以，在没有轴向力时，也常采用这种轴承。这种轴承的形式和尺寸的选择，取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。同一轴心线的箱体支承直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔工艺。本次设计中，由于是支承跨距长的箱体，要从两边同时进行加工，具体的参考图见参考书曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导。既要满足承载能力要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。两孔间的最小间隙壁厚，不得小于510 mm，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴径尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用G级精度。滚动轴承是外购标准件，可以简化画法，但类型必要表示清楚与其它零件的相关尺寸如：外径、内径和宽度必须按实际尺寸画。4.轴的轴向定位传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置的确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有周向定位。对受轴向力的轴其轴向定位就更加重要。回转轴的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1.轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2.轴承的间隙是否需要调整。3.整个轴的轴向定位是否需要调整。4.在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5.加工和装配的工艺性等。回转轴的轴向定位本次设计采用的是：两端均用轴承盖、调节螺钉定位。两端均有调节螺钉，除能方便地调节轴承预紧力外，还可调节轴系的轴向位置，以便使啮合齿轮对齐。六. 主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具的主轴参与切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面来考虑。1.各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1）.内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。我国已有标准可循。通孔直径=36 mm。2）.轴径直径前支承的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。由于P=5.5 kw，所以前轴径 70105 mm3）.前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。莫氏号的选择：车床最大回转直径D 320 400莫氏锥度号 4或5号 5或6号本次设计中，由于车床最大回转直径D=400 mm，所以选用莫氏锥度号5号。标准莫氏锥度尺寸：简图莫氏号大端直径D锥度（D-d）/L 长度 5 44.399 1：19.022 1304）.支承跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a，选择适当的支承跨距L。一般推荐取：L/a =35。跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，L/a应选大值，轴刚性差时，则取小值。跨距L的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。本次设计中就取：L/a =5。则由L=130 mm得 mm。5）.头部尺寸的选择考虑与主轴前径直径相匹配，本次设计采用B型结构。具体见图。2.主轴轴承1）.轴承类型的选择主轴前轴承的轴承类型选择：内孔有1：12的锥度选用的轴承类型是：GB/T285-64 双列向心圆柱滚子轴承3192114/1具体作图可见机械设计手册。2）.轴承的位置机床主轴采用两个支承，结构简单，制造方便。在配置轴承时，应注意以下几点：a. 两个支承点都要能承受径向力。b. 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。c. 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支承件承受。3）.轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承选C或D，后轴承选D或E级。选择轴承精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。提高了精度，轴承的价格随精度显著提高。轴承与轴和轴承与箱体之间，一般都采用过渡配合，采用比一般轴要松一些的配合，可用j5，js5，j6，js6。另外，轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔的形状误差都会反映到轴承道上去。所以，轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。主轴上轴承配见图。4）.轴承间隙调整：轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确的控制，但调整的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于有1：12的内锥孔，内圈将胀大消除间隙。调整间隙的结构式及其方法见参考书。3.主轴和齿轮的连接采用平键连接，采用两个，相隔180布置，两个键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够问题。4.润滑与密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难，防漏的措施：堵-加密封装置阻止油外流。因主轴转速高，采用非接触式的密封装置，在轴承盖的孔内开一个沟槽。5.其它问题主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。采用凸缘的尺寸推荐为（见图）：D-d=3hH=（2.5 3）b主轴的直径主要决定于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢既可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用40Cr或其它合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为 RC5055。其他部分经调质处理后硬度为HB 220250。七. 制动器设计对制动器的要求是：制动迅速、平稳、结构简单、紧凑。维修、调整方便。制动方式有两类：电机制动和机械制动本次设计采用的是机械制动。具体的选择类型见图。2.1.7 截面图设计截面图是主轴箱装备图的重要组成部分，它与展开图和其他视图联系起来，完整得表达了整个主轴箱的结构。截面图设计是否合理，将影响机床的性能、效果和外观。一.截面图内容和涉及的问题1.截面图内容截面图，又称剖视图，主要用来表明主轴箱各轴间的空间位置，并和展开图配合，把操纵机构、制动器以及润滑等有关机构、箱体结构和各连接关系等的具体结构完整地表示出来。（本次设计中对作图不作要求）2.设计截面图要考虑的四个方面的问题1）.各轴的位置安排：包括主轴、轴和中间轴的合理安排和确定。2）.箱体结构和外形：变速箱体结构、与床身连接定位方式、外观造型等。3）.操纵机构设计和选择。4）.润滑系统的设计和润滑元件的选择。二. 轴的空间布置轴系布置的一般程序是：先确定主轴在变速箱中的位置，在确定传动主轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合关系的轴，第三步确定电动机轴或运动输入轴（轴）的位置，最后确定其他各传动轴的位置。1.车床主轴1）.垂直方向（高度）H=1/2 D-由车床主参数D决定。 2）.水平方向ab-主轴中心在尾架导轨中间，也有稍偏向前导轨的，也有稍偏向后导轨的。由于篇幅和时间的限制，后面的说明就省了，具体的参考内容可以阅读有关的参考书，例如：曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导等。三.传动主轴的轴由于切削力的作用，主轴及其轴承将产生弹性变形。从实验结果分析，中型车床主轴部件的变形及其组成为：主轴本身变形约占4565%，主轴轴承变形约占3045%，轴承的支承件（箱体）变形很少。因此，可以认为主轴部件的刚度主要取决于主轴及其轴承。然而，主轴传动齿轮与其相啮合的齿轮之间不同的相对位置，将致使主轴及其主轴轴承承受力有着很大的变化。通过分析两种极限情况，就可以了解一般情况下的主轴部件受力和变形的分析方法，以选择和确定合适的主轴上齿轮传动力的位置和方向。1. 主轴轴端变形最小、前轴承受力最大的情况当作用在主轴传动齿轮上的力与作用在主轴头端（工件上）的切削力同方向时，两力使主轴轴端的变形方向相反，因此轴端变形和y为和作用下头端变形。而前轴承所受的力R是和作用下（在支承处）的两反力在同方向的叠加。这时的主轴轴端变形y最小，而前轴承受力R最大，轴承变形在主轴部件变形中的组成比将显著增加。2. 主轴轴端变形最大，前轴承承受力最小的情况当作用在主轴传动齿轮上的传动力与轴端的切削力方向相反时，主轴轴端变形y为在两力作用下，轴端变形的、在同方向上叠加，即y=+。这时前轴承承受力最小：，因此前轴承变形也最小，但主轴本身在轴端的变形最大：y=+。轴端变形y和前轴承受力R及其相应变形，对精密车床和粗加工车床，对高刚度、高许用载荷和一般刚度、一般许用载荷的前轴承等，考虑的偏重应有所不同。因此，主轴与有关传动轴的空间位置安排上也应不同。四. 轴(输入轴)的位置1. 轴上往往装有摩擦离合器等结构，这些部件的位置安排应便于调装。2. 摩擦离合器或摩擦式制动器，需要考虑便于冷却和润滑，离主轴部件要远一些，以减少由于摩擦发热对主轴部件热变形的影响。3. 轴的轴端常装有皮带轮，而主轴尾端外伸，有可能装自动卡盘的操纵气缸或油缸，布置轴位置时，必须保证两者不会相碰，轴上带轮外缘不能高出箱体，以免影响外观。综合上述各点，车床上轴上一般多安排在变速箱后靠近箱盖处。五. 中间各传动轴的位置主轴和轴位置既定，中间各传动轴位置即可按传动顺序进行安排，应考虑满足以下要求：1.装有离合器的轴：要便于装调、维修和润滑。2.装有制动装置的轴：要便于装调、维修，该轴应布置在靠近箱盖或箱壁处，同时还应考虑与起、停装置的互锁。3.装有润滑油泵的轴：要有足够的空间安装润滑油泵，其高度要便于油泵吸油和排油，并便于装卸和调整油泵，装有溅油轮或溅油齿轮的轴应注意圆周速度和浸入油面的深度。4.与相关部件有联系的轴：车床主运动与进给运动间的内联系是通过变速箱内的进给运动输出轴联系，它应布置在主轴前下方靠近进给箱处。5.它：使箱体截面尺寸紧凑、比例协调，各操纵机构安排得当等等。六. 操纵机构机床的操纵机构是用来移动滑移齿轮以达到变换运动速度的要求，它也可以控制运动的启停、换向和其它辅助运动。它的选择和设计对机床的构造和性能的发挥有着直接影响。操纵机构的全部或大部分均应在截面图中表达出来，因此这必须与主轴箱的截面图同时进行构思和设计。由于本次设计采用的是操机构是电磁离合器，没有拨叉，因此在此不作详述。七.润滑1. 主轴变速箱常用的润滑方式（1）飞溅润滑适用于润滑点比较集中,要求不很高的变速箱。溅油轮应安装在变速箱内接近油面、转速不变或变化范围较小的轴上，为了获得良好的润滑效果，溅油轮最合适的圆周速度为：v=312.5m/s，浸入油面的深度以1225mm为宜。溅油齿轮浸入油面的深度，不应大于23倍齿高。溅油件外缘至池底深度：H3060mm。（2）压力循环润滑机床主轴变速箱常用两种压力循环润滑系统。1）、箱内循环润滑特点是结构简单，布置紧凑。2）、箱外循环润滑特点是冷却润滑效果好。八. 压力循环润滑系统的一些计算（1）润滑油量油量: 2.128 油量粗算: L/min 2.129 式中:N额定功率；机床效率。应用公式：油量 =3.63 L/min（2）油池的容量（升） 2.130油箱的容积应超过V值的30%。 V=（37）3.63 =10.8925.41 （升）（3）油管的选择与计算油管内径的计算： mm 2.131其中：Q流量（l/min） v管内油的流速（m/s）推荐数据油管的类别管内油的流速v m/s（Q 80080050025(3) 箱体壁孔对刚度的影响和补偿箱体轴承孔面积占总侧壁面积30%左右时,与未开孔的箱体比较,扭转刚度下降2010%,弯曲刚度下降更大。为弥补因开孔而削弱的刚度，常用凸缘和加强筋。加强筋：厚度为：0.7b，筋高：（45）b。（4）箱体在床身上的定位和固2.2纵向进给运动设计2.2.1 滚珠丝杆副的选择一. 脉冲当量和传动比的确定机械系统的主要技术参数通常由设计任务书或由产品样本给出，一般包含功能参数和精度参数两部分。主要精度参数有：定位精度（mm）、重复定位精度（mm）等。1.脉冲当量的选定传感器与电机轴相连，用来检测电机转角和转速，并把它们转换为电信号反馈给数控装置。常用脉冲编码器兼作位置和速度反馈。伺服电机每转1转传感器发出一定数量的脉冲，每个脉冲代表电机一定的转角。本次设计中纵向脉冲当量p=0.01mm/脉冲，这是设计本身所给出的条件。 2.传动比的选定对步进电机，当脉冲当量p（mm/脉冲）确定，并且滚珠丝杆导程L0（mm）和电机步距角b（/脉冲）都也已初步选定后，则可用下式来计算，该轴伺服传动系统的传动比： 2.135尽可能使i=1，这时可使步进电机直接与丝杆联结，有利于简化结构，提高精度，所以i=1.25，取b=0.75。二.传动系统等效转动惯量计算传动系统的转动惯量是一种惯性负载，在电机选用时必须加以考虑。由于传动系统的各传动部件并不都与电机轴的同轴线，还成在各传动部件转动惯量向电机轴折算问题。最后，要计算整个传动系统折算到电机轴上的总转动惯量，即传动系统等效转动惯量。这些比如：转动惯量计算的基本公式、齿轮转动惯量折算、滚珠丝杆转动惯量Js折算、工作台质量折算和传动系统等效转动惯量计算可见相关的参考书，在这里就不作详细的说明与计算了。三.载荷分析及计算四.滚珠丝杆螺母的选型和校核1.滚珠丝杆螺母副类型选择 1）.主要种类滚珠丝杆螺母副由专门工厂制造，当类别、型号选定和校核后，可以外购。滚珠丝杆副的类别主要从三个方面考虑：循环方式、循环列数与圈数、预紧方式。钢珠在丝杆与螺母之间的滚动是一个循环闭路。根据回珠方式可分两类：内循环和外循环。本次设计中根据应用的需要选：外循环。钢珠每一个循环闭路称为列。每个滚珠循环闭路内所含导程数称为圈数。外循环滚珠丝杆副的每个螺母有1列2.5圈，1列3.5圈，2列1.5圈，2列2.5圈等，种类很多。本次设计中采用的是外循环2列3.5圈。为了消除间隙和提高滚珠丝杆副的刚度，可以预加载荷，使它在过盈的条件下工作，称为预紧。常用的滚珠丝杆副预紧方法有：双螺母垫片式预紧、双螺母螺纹式预紧、双螺母齿差式预紧等。预紧后的刚度可提高到为无预紧时的2倍。但是，预加载荷过大，将使寿命下降和摩擦力矩加大。通常，滚珠丝杆在出厂时，就已经由制造厂调好预加载荷，并且预加载荷往往与丝杆副的额定动载荷有一定的比例关系。本次设计中的采用的是垫片式预紧，调整方法调整垫片厚度，使螺母产生轴向位移。这种方法结构简单，装卸方便，刚度高；但调整不便，滚道有磨损时，不能随时消除间隙和预紧，适用于高刚度重载传动。2）.参数及代号A. 滚珠丝杆副的主要参数a. 公称直径dm，公称直径即滚珠丝杆的名义直径，dm越大，承载能力和刚度越大。数控机床常用进给丝杆的公称直径dm为30mm至80mm。本次设计中选用的公称直径为40mm。b. 基本导程（螺距）L0。丝杆相对于螺母旋转2rad时，螺母的轴向位移。基本导程也称为螺距。它按承载能力选取，并与进给系统的脉冲当量的要求有关。本次设计中的导程L0=6mmc. 精度等级。滚珠丝杆副按其使用范围及要求分为7个精度等级，即1，2，3，4，5，7，及10七个精度等级，1级精度最高，其余依次逐级降低，一般选取4级7级，数控车床及精密机械可选用2级3级。滚珠丝杆副的精度直接影响定位精度、承载能力和接触刚度，因此它是滚珠丝杆副的重要质量指标，选用时要予以注意。本次所设计的机床是数控机床，所以选用的精度等级还是很高的，是3级。 B. 滚珠丝杆副代号的标注本次设计中所选用的滚珠丝杆副的特征代号见下表：序号特征代号 1 钢球循环方式外循环插管式 C 2 预紧方式双螺母垫片式 D 3 结构特征导珠杆埋入式 M 4 螺纹方向右旋 5 负荷钢球圈数 3.5 3.5 6 类型传动滚珠丝杆副（与旋转角度无关，用于传递动力的滚珠丝杆副） T 7 精度等级 3 32. 滚珠丝杆螺母副的型号选择及校核步骤1）.最大工作载荷计算 2）.最大动负载C的计算及主要尺寸初选3）.传动效率计算滚珠丝杆螺母副的传动效率为 2.136式中：为丝杆螺旋升角，可据初选型号查出；为摩擦角，滚珠丝杆副的滚动摩擦系数f=0.0030.004，其摩擦角约等于10。滚珠丝杆副的传动效率较高，一般在0.80.9之间。4）.刚度验算5）.压杆稳定性验算以上所有没有作出详细验算和校核过程的，在初稿上已经经校核都是符合所选的滚珠丝杆副的要求。6）.滚珠丝杆螺母副安装连接尺寸滚珠丝杆副型号名义直径螺距滚珠直径滚道半径偏心距丝杆外径螺母凸缘外径螺钉中心圆直径螺母凸缘厚度垫片厚度有衬套无衬套有衬套无衬套/in/mmD0 t d0 R e dD3D3， D4D4， T WD4006 40 6 3.9692.0640.05639102928676125螺旋升角螺钉尺寸螺钉个数螺母配合外径衬套配合外径螺母装配总长度 L额定动载荷 C/N额定动载荷 C0/N滚珠丝杆副型号 M a D D， 3.5圈每1列 3.5圈每1列 3.5圈每1列WD40062。44， 828246070 99 21600 914002.2.2驱动电机的选用一. 步进电机简介：步进电机是一种把电脉冲信号变换成直线位移或角位移的执行元件，广泛用于数控设备中。步进电机有如下优点：1.步进电机的转速仅取决于脉冲频率，而不受电压高低，电流大小及其波形的影响。2.可以开环控制也可以闭环控制。3.输出转角（步距角）无长期积累误差，每转一圈积累误差会自动消失。4.启动、停止、反转及其其他运行方式的改变，都可以在少量的脉冲周期内完成，并且具有定位转距。二. 步进电机的选用（具体的选用步骤如下）：1.根据脉冲当量和最大静转距初选电机型号1）.步距角初选电机型号时应合理选择b及，并满足： 2.137根据表中所提供的BF反应式步进电动机技术参数表，可以选取本次设计中所需要的型号：选取b=0.75/1.5 较为合理，相应参数见下表。 130BF反应式步进电动机技术参数电机型号相数步距角 /（。）电机 /V相电流/A最大静转距/Nm（fcm）最高空载启动频率/Hz运行频率/Hz 130BF001 50.75/1.580/12 10 9.31（95）300016000 转子转动惯量 10-5（gfcms2）线圈电阻 /+-5 分配方式质量 / 外形尺寸外径长度轴径 46.06（4.7） 0.163五相十拍13017014具体的作图见纵向进给系统的全图。2）.距频特性根据已选定步进电机，来确定，具体的数值可见上表。2.启动距频特性校核步进电机有三种工况：启动、快速进给运行、工进运行。具体的校核结果见下图：1）.突然启动图2.8 2）.升速启动最后电机运行频率达到最高运行频率。最高运行频率fmax可按下式计算： 2.138式中：umax为运动部件最大快进速度（m/min）。3.运行距频特性校核要对快速进给运行和工作进给运行两种工况分别校核，确保快进和工进时均不丢步。具体的校核结果见下图：1）.快速进给的行距频特性校核图2.82）.工进运行距频特性校核工进时步进的运行频率为fGJ 2.139式中：uG为最大工作进给速度（m/min）工进时步进电机运行所需力矩MGJ可按下式计算： MGJ=M0+Mf+Mt （Ncm） 2.140三.步进电机的安装尺寸步进电机的安装比较简单，不带机座，用定位止扣进行安装定位，以保证步进电机安装的同轴度。小尺寸电机的安装面上有螺孔供安装，大尺寸电机的安装面上有通孔供安装。本次设计中用的就是小尺寸，故安装时用的是有螺孔供安装的。具体的安装图见纵向进给全图。步进电机安装尺寸/步进电机型号轴径d1止扣直径d2 d2螺孔，通孔 L1 L2 外径D130BF00114 100 155412 32 5 130长度L BB 1701341343 控制系统设计3.1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，XK5040立式铣床控制系统选用MCS-51系列单片机组成，纵向、横向及垂直方向均采用步进电机控制，三个坐标均采用硬件环形分配器，控制系统的功能包括、X向、Y向、Z给伺服运动；、键盘显示；、面板管理、行程控制、其他功能、例如光隔离电路、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：、主控制器，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4.1所示图3.1 控制系统结构框图3.2.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，包括支持开发的软件和硬件；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，以及经济价格比等经济性的要求。综合考虑以上因素，这里我们选用8031芯片作为CPU3.3存储器扩展电路设计由于8031芯片内部无程序存储器，需要扩展外部程序存储器支持，同时8031内部只有128B的数据存储器供用户使用，也不能满足控制系统的要求，故需要扩展程序存储器和数据存储器。一、程序存储器的扩展8031的程序存储器的寻址空间为64字节，8031片内不带ROM，用作程序存储器的器件是EPROM。根据控制系的要求，这里，我们扩展2片2764程序存储器。1 地址锁存器由于8031芯片的口是分时传送低8位地址线和数据线的，故8031扩展系统中一定要有地址锁存器，常用的地址锁存器芯片是742S373，742S373是带三态缓冲输出的8D触发器，其引脚与8031芯片的连接。2 译码电路设计由于这里扩展的容量较大，扩展多个外围芯片。因此，这里使用译码法来进行编址。译码电路可使用现有的译码芯片，这里我们选用3-8译码器（74LS138）这种芯片，输入端占用3根最高位地址线，剩余的13根低位地址线可作为片内地址线，74LS138译码器的8根输出线分别对应8个8K字节的地址空间。38031与2764芯片的连接(1)、地址线的连接 8031芯片的和用来传送地址和数据。口传送高8位地址，口传送低8位地址和数据，因此采用74LS373锁存器，锁存低8位地址，以实现口地址和数据的分时传送ALE作为74LS373的选用信号，当ALE为高电平时，锁存器的输入和输出透明，此时不需锁存。当ALE从高电平变为低电平，出现下降沿时，低8位地址锁存入地址锁存器中，74LS373的输出不再随输入变化，这样口就用来传送数据，6031芯片的口和74LS373的送出口工组成16位地址线，2764是8KB需要13根地址线，低8位接74LS373的芯片的输出，接8031芯片的。系统采用全地址译码，两片2764芯片的片选信号分别接74LS373译码器的和，系统复位后程序从0000H开始执行。（2）、数据线的连接 2764芯片的8位数据线与8031口直接连接单片机规定指令码火热数据都是由口读入，数位对应即可。(3)、控制线的连接 8031芯片的（外部程序存储器的读选通信号）与2764芯片的端相连，8031芯片的ALE（地址锁存允许信号）接地址锁存器74LS373的G引脚。二、数据存储器的扩展由于8031芯片内部RAM只有128字节供用户使用，远不能满足系统需要，因此需要扩展片外的数据存储器（RAM）。常用的数据存储器有6116(2Kx8)，6264(8Kx8)等，这里我们选用6264(8Kx8)，扩展片6264，8031与6264的连接方式与6031和2764的连接大致相同，不同的是，RAM读输信号与8031芯片的引脚连接，RAM写输信号与8031的相连。由于程序存储器与数据存储器独立编址，地址可以重复使用，因此，片6264的

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