1、1 2012 届本科毕业论文（设计） 题目：旋转钻床工作台的设计 摘要 在机械加工行业中，旋转钻床工作台使用量很大，为了提高加工效率，保证加工精度，必须对钻床工作台进行数控化改进。本文对传统钻床工作台存在的不能很好的在圆周方向上钻孔问题，设计了一款立式钻床旋转工作台。本文确定数控钻床工作台整体结构设计方案，对机械部分对圆周方向上旋转， x、 y 方向上平移做了重点设计。对控制系统部分，本文阐述了用单片机控制交流伺服电机以实现钻床工作台旋转、平移过程。阐述了整个系统的控制原理。 本课题所设计的工作台 ，其加工过程是将所需加工孔的数据通过输入设备输入到控制系统，然后系统根据工件上锁需加工孔的坐标，
2、是工作台运动照到孔的位置，实现对工件的全自动钻孔，并且系统在加工过程中实时显示加工数据。 关键词 ：传动系统、控制系统、步进电动机 Abstract In the mechanical processing industries,rotary drilling machine working table used in large quantities,in order to improve the processing efficiency,ensuring the processing precision,to table of the drilling machine NC improv
3、ement.Based on traditional drilling machine working table problem,design a vertical drilling machine rotary table.Based on the domestic and intermational current situation and development trend undertook an anakysis,in determining the overall scheme,elaborated with SCM control ACservo motor to achie
4、ve drilling machine worktable rotation,translation process. The first running process of the CNC drilling designed by the subject,is to input the processing data about the hole into the control system by the entering equipment,then find the location of location of the hole by moving the table accord
5、ing 2 to coordinate of the hole,and the procedding data of the system displayed in real-time. Key words: drive system,control system,stepping motor 目 录 1绪论 . 1 1.1 现状 . 1 1.2 发展前景 . 1 2 工作台方案的设计 . 2 2.1 工作原理及总体框图 . 2 2.2 流程图 . 2 3 旋转工作台传动系统设计 . 3 3.1 旋转部分设计 . 3 3.1.1 工作台箱体设计 . 3 3.1.2 传动比及参数确定 . 4 3
6、.1.3 步进电机的选择 . 5 3.1.4 轴的设计 . 6 3.1.5 轴承的选择 . 8 3.1.6 联轴器的选择 . 8 3.2 工作台 X-Y 机械部分设计 . 8 3.2.1 确定工作台的尺寸极其重量 . 9 3.2.2 滚珠丝杠参 数计算与选型 . 10 3.2.3 滚动导程参数计算与选型 . 11 3.2.4 步进电机参数计算与选型 . 11 3.2.5 支撑座参数设计 . 13 3.2.6 联轴器的选择 . 13 4 工作台控制系统设计 . 14 4.1 控制系统元器件的选择 . 14 3 4.1.1 单片机的选择 . 14 4.1.2I/O 接口芯片选择 . 14 4.1.
7、3 译码器的选择 . 15 4.2 控制系统电路的设计 . 16 4.2.1 主控电路设计 . 16 4.2.2 I/O 接口电路设计 . 17 4.3 辅 助电力路的设计 . 17 4.3.1 键盘显示接口电路 . 17 4.3.2 步进电机控制电路 . 18 4.3.3 脉冲分配 . 18 4.3.4 驱动电路 . 19 4.3.5 光隔离电路 . 20 4.3.6 功率放大器和时钟电路 . 20 4.3.7 复位电路 . 20 4.3.8 越界报警电路 . 21 4.3.9 掉电保护电路 . 22 5结束语 . 23 6参考文献 . 23 1 1 绪论 1.1 现状 中国分度回转工作台产
8、业发展出现的问题，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理 水平落后等。 从什么角度分析中国数控分度回转工作台产业的发展状况？以什么方式评价中国数控分度回转工作台产业的发展程度？中国数控分度回转工作台产业的发展定位和前景是什么？中国数控分度回转工作台产业发展与当前经济热点问题关联度如何 .诸如此类，都是数控分度回转工作台发展必须面对和解决的问题 -中国数控分度回转工作台产业发展已到了岔口；中国数控分度回转工
9、作台产业生产企业急需发展方向。 中国数控分度回转工作台产业发展研究报告阐述了世界数控分度回转工作台产业的发展历程，分析了中国数控分度回转工作台产业 发展现状与差距，开创性地提出了“新型数控分度回转工作台产业”及替代品产业概念，在此基础上，从四个维度即“以人为本”、科技创新、环境友好和面向为来准确地界定了“新型数控分度回转工作台产业”及替代产品的内涵。根据“新型数控分度回转工作台产业”及替代品的评价体系和量化指标体系，从全新的角度对中国数控分度回转工作台产业发展进行了推演和精确预测，在此基础上，对中国的行政和四大都是圈的数控分度回转工作台产业发展进行了全卖弄的研究。 1.2 发展前景 近几十年以
10、来，各个跨国公司推动的产品全球化发展使得国际分工和国际贸易格 局发生额改变，加工贸易成为全球化产业发展的要求。有跨国公司推动的加工贸易的发展，为发展中国家切入全球高新技术产业链条，实现产业升级提供了便捷路径。其中分度旋转工作台的运用得到了广泛推广，各种新型工作台不断被引进，同时我国也自主研制和开发了一批使用、高效行得分度宣战工作台、本次设计的意义是设计出一套结构简单、实用性强、精度系数比较高的自动分度旋转工作台，并能满足生产加工的需求。 分度旋转工作台作为数控机床中的几个非常大的部分，研究其设计、制造过程是非常有实际要的工程应用价值。数控工作台的应用非常多，而数控工作 台像自动分度旋转工作台的
11、研究必然有着其实际的意义。 2 2 工作台方案的设计 2.1 工作原理及总体框图 工作台工作原理采用单片机控制步进电机带动工作台的旋转和平移，通过键盘和显示屏幕发送指令给单片机，控制脉冲分配器向步进电机发送脉冲，步进电机带动蜗轮蜗杆传动，从而实现工作台的旋转运动。工作台总体框图见图 2.1 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要求工作以完成动作。 图 2.2 工作台流程图 I/O接口电路 单片机 驱动器 电动机
12、 电动机 电动机 X 向平移 Y 向平移 旋转运动 键盘 显示器 1 2 3 4 5 6 3 3 旋转工作台传动系统设计 3.1 旋转部分设计 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、轴承等，使它们能够正常运动关和达到相关的运动精度。箱体还可以通过润滑剂来实现各种零件的润滑、安全保护和密封作用，使箱体内的零 件少受外界环境的影响，又可以保护操作员的人生安全，并有一定隔振、隔热作用。分度旋转工作台是机械加工中常用的机床附件，因此尺寸不易过大，必须能配合机床的使用。 自动分度旋转工作台尺寸：长 *宽 *高 550*500*160 工作台右端盖部分尺
13、寸：长 *宽 *高 240*50*160 蜗杆箱体及钻台如下图所示： 图 2.2 旋转工作台箱体图 步进电机 涡轮 蜗杆 工作台 4 图 2.2 旋转工作台 3.1.2 传动比及参数确定 （ 1）传动比设定 系统要实现的参数：工作台旋转速度最大为 20度 /秒，工作台分度精度 0.25. 总传动比为各级传动比 i1,i2乘积，即 i=i1*i2 （ 3.1） 分配总传动比是设计中 的重要问题。传动比分配得合理，可实现降低成本和结构紧凑的目的；也可以使传动零件获得较低的圆周速度以减小动载荷或降低传动精度等级；要同时达到所有要求比较困难，因此应按设计要求考虑传动比分配方案，以满足要求。 为了保证工
14、作台分度精度，传动比需要很大，同时为了保证结构尺寸，将蜗杆传动比设定在 120，齿轮传动比设定为 3，即传动系统的总传动比为 360. （ 2）最大旋转速度 工作台的最大旋转速度为 20 度 /秒；即 涡轮 工作台 =20rad/s （ 3.2） n 涡轮 = 涡轮 /360。 =20/360=1/18r/s （ 3.3） 根据系统总传动比为 360，可得 n 电机 =n 涡轮 *360=(1/18)*360=20r/s （ 3.4） （ 3）分度精度 工作台的分度精度是通过步进电机的转速和系统地总传动比来确定，工作台分度精度为 0.25 度，即涡轮最小的转动单位为 0.25 度，系统的总传动
15、比为 360，即可得步进电机的最小分度精度为 90 度，即步进电机的每次旋转的度数为 90 度的倍数。 5 3.1.3 步进电机的选择 选择 步进电动机包括型号、结构、步距角、功率和转速，并在查出其尺寸和型号。 步进电动机由步进电动机本体，步进电动机控制器及步进电动机驱动器组成 选择步进电动机时候，要想得到工作台所需的脉冲当量，首先要保证步进电动机的输出功率大于负载所需要的功率。在此要计算机械系统地负载转矩，保证电机的矩频特性能满足机械负载并有一定的余量。在实际工作过程中，各种频率下的负载必须在矩频特性曲线范围内，并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
16、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，根据能量守恒原理，电机做的功与负载力做的功关系如下： T =PS （ 3.5） 式中 电机转角； S 转动部件的相应位移； 机械传动效率。 若取 = b,则 S= b，且 P=Pz+ (G+W2),所以 T=Pz+ (G+W) b b （ 3.6） 式中 G 转动部件负载， N; W 转动部件重量， N; PZ 与中立方向一致的作用在转动部件上的负载力， N; 摩擦系数； b 步进电机步矩角， rad; T 电机轴负载力矩， N cm. 取 =0.03， =0.96， PZ=500N。 W= R2 30
17、 10-3 7.8 10-2=325N （ 3.7） G= R2 70 10-3 7.8 10-2=1075N （ 3.8） 可求得 T=(500+42) 10.993 =4963.81N.cm 5N.m （ 3.9） 不考虑启动时运动部件的惯性影响，启动力矩为 6 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的电机 Tmax= Tm0.866 11.6N.m （ 3.11） （ 2） 步进电机最大转速 根据工 作台的最大转速 n 工作台 = 118 r/s 与系统总传动比 i=360,可得 n 电机 =20r/s=1200r/min （
18、3.12） 所以，不进电机的现在最大转速 nmax电机 n 电机 =1200r/min （ 3.13） （ 3） 步进电机最大频率 根据不进电机的步矩角 b=3与步进电机最大转速 n 电机 =20r/s,可得 f 电机 =20 120=2400step/s （ 3.14） 所以步进电机选择最高的频率 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,选择的步进电机型号参数如下表
19、3-1 所示。 表 1 步进电机参数 型号 主要技术参数 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 130BC3100 3 12 3 27 3 100 168 22 10 3.1.4 轴的设计 轴是支撑转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。轴各段有直径不同。按轴线形状的不同，轴可以分为曲轴和直轴两类。轴的工作能力由强度和刚度决定，在转速高时又取于振动稳定性。影响轴的结构形状因素有载荷的大小、方向、性质及其分布状 态，轴上零件的数量及安装位置、定位方法。 （ 1）蜗杆轴的设计 轴的结构设计要确定轴的外形和结构尺寸。设
20、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。 本次设计的轴用于传递扭矩，通过齿轮副到蜗轮蜗杆，不需要承受外距，所以用到的为传动轴。考虑到轴的材料的经济性，碳素钢对应力集中的敏感性较小，而且使用广泛，一般使用 45 碳素钢；本次设计选用轴的材料为正火处理的 45 钢。 7 图 3.1 轴的受力图 （ 2）蜗杆轴的计算 蜗杆上的承受力： 轴向力 Fa1=Ft2=2T2/d2=2 5 360 103/420=8572.4N（ 3.16） 径向力 Fr1=Ft2tan t=3120.1N （ 3.17） 圆周力 Ft1=Ft2tan =714.3N （ 3.18） 大齿轮上轴受力： 圆
21、周力 Ft2=2T2/d2=333.3N （ 3.19） 径向力 Fr2=Ft2tan t=121.3N （ 3.20） 根据结构上的考虑及轴上零件的布置给出支撑间跨距 l=181mm,蜗杆中央在面至左支承的距离 l1=110mm,大齿轮中央截面距离右支撑的距离 l2=90mm, 如上图 3.1 由图可知， Fa1产生的力矩为： Mx1=Fa.d1/2=150017N.mm （ 3.21） 根据给定条件作轴在 xoy 平面的受力图，分别对支撑点 1 及 2 取矩可求得 xoy平面的支反力 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 （ 3.25） MX=Mr1-MX1=23387N.mm （ 3.26） 可以求得 d 26 所以蜗杆轴最小直径 d1=30mm d=25mm 蜗杆图如下： 图 3.2 蜗杆 30354032Fr1 Fr2
