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fxmy力-位混合伺服兩軸插補數控工作臺的設計(編輯修改稿)

2026-06-19 18:06 本頁面

　

【文章內容簡介】插補數控工作臺簡圖伺服兩軸插補工作臺的發展趨勢一個國家的繁榮與其先進制造業密切相關，然而制造時離不開先進機器作為輔助，機床包括床身、立柱、工作臺、進給機構等機械部件。工作臺作為數控機床的重要組成部分，也是影響加工進度的重要組成環節。從一開始為了滿足加工簡單的零件而設計的直線運動的 XY 工作臺，到現在為了實現多工位加工而制造的分度工作臺和回轉工作臺等。為了滿足現代制造業的發展，也為了環境的要求，工作臺的驅動裝置從原來的機械驅動變為液體驅動，現在更多的采用氣動裝置，更好的保護環境，節約了資源。由于工作臺是一臺機床的關鍵配套部件，因此世界各國都有對其進行研究，我國在工作臺的研究方面也取得了長足進步。伺服兩軸插補數控工作臺的研究意義和路線目前普遍采用的數控機床進給傳動系統包括齒輪傳動副、絲杠、螺母和支承部件等。通常設計進給傳動機構時必須滿足一定的要求, 才能保證機床進給系統的定位精度和靜態、動態性能, 從而確保機床的加工精度, 一般要求機床進給傳動系統具有摩擦阻力小, 傳動剛度高, 運動部件慣性小和傳動間隙小等特點。XY 工作臺作為一種平面定位機械系統, 動態模型簡單, 它的控制方法也已經趨于成熟, 但基于 X Y 工作臺的含有摩擦環的伺服系統研究是現在的熱點與難點。圖 22 系統總體框圖根據力位混合伺服兩軸插補數控工作臺的現今狀況，對數控工作臺設計的可行性方案進行分析，避免出現可能出現一些現階段尚未解決的問題。并根據學過的 PLC 和控制工程的課程合并總結，利用學過的課程處理設計過程遇到的問題。方案擬定即確定工作臺傳動的形式和控制方式及主要部件或器件的類型。驅動控制方式：由給定的工作臺精度要求較低，為簡化結構，故采用單片機控制的步進電機驅動系統。主要由步進電機、單片機驅動控制電路、滾珠絲杠副組成。傳動形式確定：工作臺 X 方向和 Y 方向兩個坐標分別采用步進電機單獨驅動。工作臺 X 方向采用一級齒輪傳動方式，可以通過降速擴大轉矩輸出，匹配進給系統慣量，獲得要求的輸出機械特性，同時減小脈沖當量。工作臺 Y 方向采用直接傳動方式，電機通過剛性聯軸器與滾珠絲杠聯結。然后滾珠絲杠與螺母連接，使電機的轉動帶動滾珠絲杠的旋轉，滾珠絲杠的轉動帶動螺母副的前后移動，推動彈簧的伸長和壓縮，實現夾具對零件的壓緊力的大小控制。這樣的設置結構緊湊，傳動效率高。絲杠轉速與轉矩輸出完全與電機的輸出特性一致。3 電機彈簧伺服系統的結構電機彈簧伺服系統的模型設計了主動動力驅動彈簧系統結構變形的主動柔順伺服系統。這個伺服系統是一個典型的閉環控制系統。該伺服系統可以有自動調節的功能，通過輸入與反饋信號比較后的差值（偏差信號）加給控制器，可以更精確的控制步進電動機進而控制輸出力矩。這個伺服系統相對于其他一些開環控制系統有明顯的優勢，它的精度高，動態性能好，抗干擾能力強。這也符合本課題的柔順控制的要求。電機彈簧伺服系統的工作過程步進電機得到控制器給的信號輸出轉角，帶動齒輪轉動，進而帶動輸入軸轉動，輸入軸與下圓盤固定在一起，下圓盤轉動，使彈簧拉伸，產生作用力，此作用力作用在上圓盤上產生轉矩，再通過輸出軸傳遞扭矩，在研拋物件上產生研拋頭的壓力。該系統的運動控制傳遞模型如下圖所示：電動機機械傳動彈簧機械結構 K角度傳感器X rM1? 運動控制框圖對轉矩的計算：α 為兩圓盤轉過的角度差；為彈簧的原長；0L為彈簧伸長后的長度；1K 為彈簧的彈性系數；r 為小圓盤的直徑。由圖可知： (31)01L??? (32)?cos)(2)(02rr??? (33)KF1 (34)LKrM?10sin?假設 K= r=10， =5，則 (35)cos3025isi2??r4 機械系統設計齒輪參數選定與計算假設 Vx= m/min=, Fx=55N, Px=Fx*Vx=初選三相電機，按三相六拍工作時，步矩角 α=176。,初定脈沖當量 δ=, 絲杠導程 tsP=5 mm,中間齒輪傳動比 i 為: i=(αtsP)／(360i)=6／(360)=由 i 確定齒輪齒數為 Z1=20,Z2=25,模數 m=,齒寬 b1=12mm,b2=10mm 選定齒輪精度、材料、齒數及螺旋角1）.選精度為 7 級2）.選小齒輪為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質）,硬度為 240HBS，兩者硬度差為 40HBS3）.選擇齒數 Z1=20,Z2=Z1i=20＝25 齒面接觸疲勞強度校核（1）按齒面接觸疲勞強度設計 d1t={2KtT1（u＋1）(ZHZE)2/[Φdεau[σH]2]}(1/3)1).試選 Kt=, (由表 106)得材料彈性影響系數 ZE＝2). (由表 107)選取齒寬系數 Φd＝，3).應力循環系數取 j=1，所以： N1=60n2jLh=6015001(2830015)＝109 N2=N1/u=109/＝1094）.（由圖 1019）查得接觸疲勞壽命系數 KHN1=,KHN2=,5).（由圖 1021d）查得小齒輪接觸疲勞強度極限 σHlim1=600MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2=550MPa,6).計算接觸疲勞強度許用應力：取失效概率為 1%，取安全系數 S=1, [σH]1＝KHN1σHlim1/S=600/1＝540MPa[σH]2＝KHN2σHlim2/S=550/1＝7) 計算小齒輪傳遞的轉矩：T1=105Px/nx=105（2）.計算 1）.試算小齒輪分度圓直徑d1t≥{2（）（）2）}（1/3）＝ mm 2).計算圓周速度 v=лd1tn1/(601000)＝3).計算齒數 b 及模數 m： b=Φdd1t=＝ mmh== = mmb/h=4).計算載荷系數 K,（查[1]表 102）得使用系數 KA=,根據 v= m/s ,7級精度，由（[1]圖 108）查得動載系數 Kv=,由 b/h=, 由（[1]表 103）查得 KHα=KFα=,故載荷系數K=KAKvKHαKFα=＝5）.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 d1=d1t(K/Kt)(1/3)=（）（1/3）= mm6).計算模數 mn=d1/Z1= /20= mm 齒根彎曲疲勞強度校核（1）.按齒輪彎曲強度設計 m={(2KT1/ΦdZ12)(YFαYSα/[σF])}(1/3)1）.計算載荷系數，K=KAKvKFαKFβ=＝2).由表查出,YFa1=,YSa1=,YFa2=,YSa2=.

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