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寧 XX 大學 畢 業(yè) 設 計 論 文 快速硬幣分揀裝置的結構設計 所 在 學 院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指 導 老 師 年 月 日 I 摘 要 大面值貨幣的電子化 小面值貨幣的硬幣化是各國貨幣發(fā)行的趨勢 隨著硬幣在 公交車 自動售貨機等場合的使用 對硬幣的高效率自動化處理提出了要求 硬幣計 數(shù)機 硬幣計數(shù)包卷機由此而得到發(fā)展 硬幣計數(shù) 包卷的前提必須使硬幣隊列化排 列 以方便電子設備對其進行計數(shù) 因此硬幣隊列化輸送裝置是以上兩種設備的關鍵 部件 硬幣隊列化裝置的功能首先要實現(xiàn)對硬幣的隊列化排列 隊列化排列后的硬幣 在輸送的驅動下沿輸幣道輸出 通過輸幣道上的計數(shù)器實現(xiàn)對硬幣的計數(shù) 為實現(xiàn)多 種硬幣的計數(shù) 輸幣道的寬度根據(jù)硬幣的尺寸應有級可調 同時不同厚度的硬幣能在 壓幣壓緊產生的摩擦力下可靠輸出 關鍵詞 硬幣隊列化輸送裝置 硬幣隊列化 輸送裝置 II 目 錄 摘 要 I 目 錄 II 第 1 章 緒論 1 1 1 設計背景 1 1 2 硬幣隊列化輸送裝置的原理 1 第 2 章 整體方案設計 2 2 1 設計思路 2 2 2 方案設計 2 第 3 章 傳動方案的選擇 3 第 4 章 電動機的選擇計算 6 4 1 電動機選擇步驟 6 4 1 1 型號的選擇 6 4 1 2 功率的選擇 7 4 1 3 轉速的選擇 7 4 2 電動機型號的確定 7 第 5 章 軸的設計 9 5 1 軸的分類 9 5 2 軸的材料 10 5 3 軸的結構設計 10 5 4 軸的設計計算 12 5 4 1 按扭轉強度計算 12 5 4 2 按彎扭合成強度計算 13 5 4 3 軸的剛度計算概念 14 5 4 4 軸的設計步驟 14 5 5 各軸的計算 14 5 5 1 高速軸計算 14 5 5 2 中間軸設計 17 III 5 5 3 低速軸設計 20 5 6 軸的設計與校核 23 5 6 1 高速軸設計 23 5 6 2 中間軸設計 24 5 6 3 低速軸設計 24 5 6 4 高速軸的校核 24 第 6 章 聯(lián)軸器的選擇 25 6 1 聯(lián)軸器的功用 25 6 2 聯(lián)軸器的類型特點 25 6 3 聯(lián)軸器的選用 26 6 4 聯(lián)軸器材料 26 第 7 章 圓柱齒輪傳動設計 28 7 1 齒輪傳動特點與分類 28 7 2 齒輪傳動的主要參數(shù)與基本要求 28 7 2 1 主要參數(shù) 29 7 2 2 精度等級的選擇 30 7 2 3 齒輪傳動的失效形式 30 7 3 齒輪參數(shù)計算 30 第 8 章 軸承的設計及校核 38 8 1 軸承種類的選擇 38 8 2 深溝球軸承結構 38 8 3 軸承計算 40 第 9 章 箱體設計 41 第 10 章 硬件電路設計 43 10 1 硬件電路設計 43 10 1 1 數(shù)控系統(tǒng)的硬件結構 43 10 1 2 數(shù)控系統(tǒng)硬件電路的功能 43 10 2 關于各線路元件之間線路連接 44 10 3 關于電路原理圖的一些說明 45 IV 參考文獻 48 總 結 49 致 謝 50 1 第 1 章 緒論 1 1 設計背景 大面值貨幣的電子化 小面值貨幣的硬幣化是各國貨幣發(fā)行的趨勢 隨著硬幣在 公交車 自動售貨機等場合的使用 對硬幣的高效率自動化處理提出了要求 硬幣計 數(shù)機 硬幣計數(shù)包卷機由此而得到發(fā)展 硬幣計數(shù) 包卷的前提必須使硬幣隊列化排 列 以方便電子設備對其進行計數(shù) 因此硬幣隊列化輸送裝置是以上兩種設備的關鍵 部件 硬幣隊列化裝置的功能首先要實現(xiàn)對硬幣的隊列化排列 隊列化排列后的硬幣 在輸送的驅動下沿輸幣道輸出 通過輸幣道上的計數(shù)器實現(xiàn)對硬幣的計數(shù) 為實現(xiàn)多 種硬幣的計數(shù) 輸幣道的寬度根據(jù)硬幣的尺寸應有級可調 同時不同厚度的硬幣能在 壓幣壓緊產生的摩擦力下可靠輸出 1 2 硬幣隊列化輸送裝置的原理圖 其工作過程為 輸送將儲幣斗中的硬幣輸送到幣盤上 幣盤轉動時由于離心力的 作用 將硬幣加速并使其連續(xù)排列在幣盤邊緣 與圍擋緊貼 圍擋缺口與幣道入口之 間有一段連接過渡部分 由引導弧板和連接底板組成 引導弧板對硬幣的運動起引導 作用 幣盤中的硬幣在引導弧處滑出幣盤 進入輸幣道 硬幣在幣道壓幣的動下在幣 道中滑行并輸出 2 第 2 章 整體方案設計 2 1 設計思路 本文著重對硬幣隊列化輸送裝置的機械部分進行設計 將硬幣隊列化輸送裝置的機 械部分設計成三部分 其中送退機構主要實現(xiàn)送與退 以及通過退將物捆緊待加熱 粘貼 夾壓剪切機構主要實現(xiàn)的頂緊固定 并在包裝通過熱熔搭接器加熱融化后實現(xiàn) 對的夾壓 以便使迅速粘結 在送退機構電機反轉進行退時 為避免退回的在機箱內 纏繞齒輪及其它部件 本文將設計一個儲箱放在機箱內 存放多余的包裝 既增加了 安全性 又使下次有足夠的緩沖時間 根據(jù)行業(yè)包裝機械的參數(shù)要求 為保證硬幣隊列化輸送裝置能夠高效正常運轉 特對本機的設計提出如下要求 a 工作臺面平整 光亮 不應有銹點 凹陷等缺陷 b 表面涂漆或噴塑牢固 光滑 色澤均勻 不應有劃痕 磕碰等有損美觀的缺陷 2 2 方案設計 整個系統(tǒng)分為 機械系統(tǒng)和控制系統(tǒng) 機械系統(tǒng)分為 送 退張緊機構 封接機構 控制系統(tǒng)分為 步進電機控制系統(tǒng) 氣動控制系統(tǒng) 機械系統(tǒng)分為 送 退張緊機構 封接機構 機原理圖如圖 2 1 所示 送 退張緊機構主要完成送入和退出 由電機 摩擦輪 齒輪 同步輪 小軌道 等部件組成 送退機構原理示意圖如圖 2 2 所示 在機器進入工作準備狀態(tài)時 通過 摩擦輪正轉 依靠摩擦力使從儲箱中拉出送入軌道 當碰到觸動開關后 壓緊機構的 第一壓頭將端壓緊 同時電機動摩擦輪開始反轉 將多余的從軌道中拉出退入儲箱中 已達到使紙箱捆緊的目的 圖 2 2 送退機構原理示意圖 3 封接機構 封接機構原理示意圖如圖 2 3 所示 在進行時 其頭和尾都需要用夾壓機構進行 夾緊 以便完成熱熔搭接工作 夾壓機構共有三個壓頭 由安裝在同一軸上的三個凸 輪分別控制 其中的第一壓頭夾壓頭 第二壓頭夾壓尾 兩層中間先由隔離器隔開 然后再由隔離器引導熨頭進入兩層子中間 以待熱熔搭接 收緊捆繞在包裝件上后 為了使它在流通過程中不松散 就必須將的兩端構成牢 固的連接 才能保證的可靠與安全 在封接壓頭 即第三壓頭的作用下 由電熱板對 其加熱使表面熔融 然后經過加壓冷卻而得到熔接連接 第 3 章 傳動方案的選擇 傳動裝置總體設計的目的是確定傳動方案 選定電機型號 合理分配傳動比以及 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 為計算各級傳動件準備條件 由于我們的實驗的要 求較高 電機輸入的最高轉速較大 為了減少成本 降低對電機的要求 同時能夠滿 足減震器試驗臺的正常工作 我們對減震器采用這樣的方案 變頻電機通過帶輪的傳遞 到達第一對嚙合齒輪 為了讓減速器具有變速功能 我們使第二對嚙合齒輪為雙聯(lián)齒 輪 最后由輸出軸傳遞給偏心輪機構 因為本試驗屬于多功能測試 包括了靜特性試 4 驗 疲勞試示功試驗 耐久試驗 所以對整個傳遞要求較高 所以第一 二根軸 兩端 采用角接觸球軸承 第三根軸采用一頭用角接觸球軸承另一頭采用普通調心球軸承 注意點是使用這個傳動方案應保證工作可靠 并且結構簡單 尺寸緊湊 加工方 便 成本低廉 傳動效率高和使用維護便利 減速器設計 二級圓柱齒輪減速器傳動比一般為 8 40 用斜齒 直齒或人字齒 結構簡單 應 用廣泛 展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置 因而沿齒向載荷分布不均 要求 軸有較大剛度 分流式則齒輪相對于軸承對稱布置 常用于較大功率 變載荷場合 同軸式減速器 長度方向尺寸較小 但軸向尺寸較大 中間軸較長 剛度較差 兩級 大齒輪直徑接近有利于浸油潤滑 軸線可以水平 上下或鉛垂布置 如圖 圖中展開式又可以有下面兩種 如下所示 根據(jù)材料力學 工程力學 可以算出在相同載荷作用下 a 方案優(yōu)先于 b 方案 最終選 a 5 由裝配圖查得 174 25 01XLl 111674205742685 BZZZylFEIlLlIFmEI 由裝配圖查得 2103 7 XLl 22226941875941382602 BZZZylFLlEIllIFmEI 6 綜上所述 可得 y1 y 2 選 a 方案 第 4 章 電動機的選擇計算 合理的選擇電動機是正確使用的先決條件 選擇恰當 電動機就能安全 經濟 可靠地運行 選擇得不合適 輕者造成浪費 重者燒毀電動機 選擇電動機的內容包 括很多 例如電壓 頻率 功率 轉速 啟動轉矩 防護形式 結構形式等 但是結 合農村具體情況 需要選擇的通常只是功率 轉速 防護形式等幾項比較重要的內容 因此在這里介紹一下電動機的選擇方法及使用 4 1 電動機選擇步驟 電動機的選擇一般遵循以下三個步驟 4 1 1 型號的選擇 電動機的型號很多 通常選用異步電動機 從類型上可分為鼠籠式與繞線式異步 電動機兩種 常用鼠籠式的有 J J2 JO JO2 JO3 系列的小型異步電動機和 JS JSQ 系列中型異步電動機 繞線式的有 JR JR O2 系列小型繞線式異步電動機和 JRQ 系列中型繞線式異步電動機 從電動機的防護形式上又可分為以下幾種 1 防護式 這種電動機的外殼有通風孔 能防止水滴 鐵屑等物從上面或垂直方 向成 45 以內掉進電動機內部 但是灰塵潮氣還是能侵入電動機內部 它的通風性能 比較好 價格也比較便宜 在干燥 灰塵不多的地方可以采用 J 系列電動機就屬于這 種防護形式 2 封閉式 這種電動機的轉子 定子繞組等都裝在一個封閉的機殼內 能防止灰 塵 鐵屑或其它雜物侵入電動機內部 但它的密封不很嚴密 所以還不能在水中工作 JO 系列電動機屬于這種防護形式 在農村塵土飛揚 水花四濺的地方 如農副業(yè)加 工機械和水泵 廣泛地使用這種電動機 3 密封式 這種電動機的整個機體都嚴密的密封起來 可以浸沒在水里工作 農 村的電動潛水泵就需要這種電動機 實際上 農村用來帶動水泵 機磨 脫粒機 扎花機和粉碎機等農業(yè)機械的小型 7 電動機大多選用 JO JO2 系列電動機 在特殊場合可選用一些特殊用途的電動機 如 JBS 系列小型三相防爆異步電動機 JQS 系列井用潛水泵三相異步電動機以及 DM2 系列深井泵用三相異步電動機 4 1 2 功率的選擇 一般機械都注明應配套使用的電動機功率 更換或配套時十分方便 有的農業(yè)機 械注明本機的機械功率 可把電動機功率選得比它大 10 即可 指直接傳動 一些自 制簡易農機具 我們可以憑經驗粗選一臺電動機進行試驗 用測得的電功率來選擇電 動機功率 電動機的功率不能選擇過小 否則難于啟動或者勉強啟動 使運轉電流超過電動 機的額定電流 導致電動機過熱以致燒損 電動機的功率也不能選擇太大 否則不但 浪費投資 而且電動機在低負荷下運行 其功率和功率因數(shù)都不高 造成功率浪費 選擇電動機功率時 還要兼顧變壓器容量的大小 一般來說 直接啟動的最大一 臺鼠籠式電動機 功率不宜超過變壓器容量的 1 3 4 1 3 轉速的選擇 選擇電動機的轉速 應盡量與工作機械需要的轉速相同 采用直接傳動 這樣既 可以避免傳動損失 又可以節(jié)省占地面積 若一時難以買到合適轉速的電動機 可用 皮帶傳動進行變速 但其傳動比不宜大于 3 異步電動機旋轉磁場的轉速 同步轉速 有 3000r min 1500r min 1000r min 750r min 等 異步電動機的轉速一般要低 2 5 在功率相同的情況下 電動機轉速越低體積越大 價格也越高 而且功率因 數(shù)與效率較低 高轉速電動機也有它的缺點 它的啟動轉矩較小而啟動電流大 拖動 低轉速的農業(yè)機械時傳動不方便 同時轉速高的電動機軸承容易磨損 所以在農業(yè)生 產上一般選用 1500r min 的電動機 它的轉速也比較高 但它的適應性較強 功率因數(shù) 也比較高 4 2 電動機型號的確定 本減速器所選擇的參數(shù)如下 取速度 1000r min 6 級電動機 型號 Y132M1 6 8 額定功率 4kw 滿載功率 960r min 堵轉轉距 額定轉距 2 0 最大轉距 額定轉距 2 0 工作轉速 n 33 33r min I 總 nm n 960 33 33 28 8 效率的選擇 彈性套柱銷聯(lián)軸器 1 0 99 6 級精度圓柱齒輪傳動 2 0 97 7 級精度圓柱齒輪傳動 3 0 98 3 級滾子軸承 4 0 938 滾子鏈傳動 5 0 96 總 1 2 3 4 5 0 8503 pd p 總 3 14kw 取錐齒輪傳動比 低速級 i1 2 5 i2 i i1 4 圓柱斜齒輪傳動比 高速級 i2 4 鏈輪傳動比 i0 2 88 1 擬定傳動方案選擇電動機 1 傳動方案 一 運輸帶 F 1500N v 1 2m s 卷筒 D 200mm 2 電動機的選擇 由公式 P1 Fv 1500 1 2 1 8 kw n1 D v 10 21034 191 r min 求電機功率 P5 P P 電 a b 齒 2 z3 P Fv 查閱資料可得 選取 1 0 99 彈性柱銷聯(lián)軸器 2 0 97 6 級精度齒輪的效率 3 0 98 7 級精度齒輪的效率 4 0 938 滾動滾子軸承的效率 9 5 0 96 滾子鏈傳動 則 總 1 2 3 4 5 0 8503 P5 1P 8053 2 127 kw 查閱資料可得 取 i 8 60 則 n5 n1i 191 8 60 1528 11460 r min 電動機符合這一范圍的同步轉速有 1500 3000 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺 寸 重量 價格和帶傳動比 顯然選擇 3000 r min 的同步轉速電動機比較合適 電動機型號 額定功率 滿載轉速 極數(shù) 額定轉矩 堵轉轉矩 最大轉矩 額定轉矩 Y100L1 4 2 2 kw 1420 r min 4 2 2 kw 2 2 kw 第 5 章 軸的設計 機器上所安裝的旋轉零件 例如帶輪 齒輪 聯(lián)軸器和離合器等都必須用軸來支承 才能正 常工作 因此軸是機械中不可缺少的重要零件 本章將討論軸的類型 軸的材料和輪轂聯(lián)接 重點是軸的設計問題 其包括軸的結構設計和強度計算 結構設計是合理確定軸的形狀和尺 寸 它除應考慮軸的強度和剛度外 還要考慮使用 加工和裝配等方面的許多因素 5 1 軸的分類 按 軸 受 的 載 荷 和 功 用 可 分 為 1 心軸 只承受彎矩不承受扭矩的軸 主要用于支承回轉零件 如 車輛軸和滑輪 軸 2 傳 動 軸 只 承 受 扭 矩 不 承 受 彎 矩 或 承 受 很 小 的 彎 矩 的 軸 主 要 用 于 傳 遞 轉 矩 如 汽 車 的 傳 動 軸 3 轉 軸 同 時 承 受 彎 矩 和 扭 矩 的 軸 既 支 承 零 件 又 傳 遞 轉 矩 如 減 速 器 軸 10 5 2 軸的材料 主 要 承 受 彎 矩 和 扭 矩 軸 的 失 效 形 式 是 疲 勞 斷 裂 應 具 有 足 夠 的 強 度 韌 性 和 耐 磨 性 軸 的 材 料 從 以 下 中 選 取 1 碳 素 鋼 優(yōu) 質 碳 素 鋼 具 有 較 好 的 機 械 性 能 對 應 力 集 中 敏 感 性 較 低 價 格 便 宜 應 用 廣 泛 例 如 35 45 50 等 優(yōu) 質 碳 素 鋼 一 般 軸 采 用 45 鋼 經 過 調 質 或 正 火 處 理 有 耐 磨 性 要 求 的 軸 段 應 進 行 表 面 淬 火 及 低 溫 回 火 處 理 輕 載 或 不 重 要 的 軸 使 用 普 通 碳 素 鋼 Q235 Q275 等 2 合 金 鋼 合 金 鋼 具 有 較 高 的 機 械 性 能 對 應 力 集 中 比 較 敏 感 淬 火 性 較 好 熱 處 理 變 形 小 價 格 較 貴 多 使 用 于 要 求 重 量 輕 和 軸 頸 耐 磨 性 的 軸 例 如 汽 輪 發(fā) 電 機 軸 要 求 在 高 速 高 溫 重 載 下 工 作 采 用 27Cr2Mo1V 38CrMoAlA 等 滑 動 軸 承 的 高 速 軸 采 用 20Cr 20CrMnTi 等 3 球 墨 鑄 鐵 球 墨 鑄 鐵 吸 振 性 和 耐 磨 性 好 對 應 力 集 中 敏 感 低 價 格 低 廉 使 用 鑄 造 制 成 外 形 復 雜 的 軸 例 如 內 燃 機 中 的 曲 軸 5 3 軸的結構設計 如圖所示為一齒輪減速器中的的高速軸 軸上與軸承配合的部份稱為軸頸 與傳動零件配合 的部份稱為軸頭 連接軸頸與軸頭的非配合部份稱為軸身 起定位作用的階梯軸上截面變化 的部分稱為軸肩 軸結構設計的基本 要求有 11 1 便 于 軸 上 零 件 的 裝 配 軸的結構外形主要取決于軸在箱體上的安裝位置及形式 軸上零件的布置和固定 方式 受力情況和加工工藝等 為了便于軸上零件的裝拆 將軸制成階梯軸 中間直 徑最大 向兩端逐漸直徑減小 近似為等強度軸 2 保證軸上零件的準確定位和可靠固定 軸上零件的軸向定位方法主要有 軸肩定位 套筒定位 圓螺母定位 軸端擋圈 定位和軸承端蓋定位 1 軸向定位的固定 軸肩或軸環(huán) 如教材圖 10 7 所 示 軸肩 定位是最方便可靠的定位方法 但采用 軸肩定位 會使軸的直徑加大 而且軸肩處由于軸 徑的突變 而產生應力集中 因此 多用于軸向力較大的場合 定位軸 肩的高度 h 0 07 0 1 d d 為與零件相配處的軸徑尺 寸 要 求 r 軸 R 孔 或 r 軸 ca 所以軸安全 第 6 章 聯(lián)軸器的選擇 6 1 聯(lián)軸器的功用 聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏 移的能力 為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動 降低沖擊尖峰載荷 聯(lián)軸器還應具有一定 的緩沖減震性能 聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護作用 6 2 聯(lián)軸器的類型特點 剛性聯(lián)軸器 剛性聯(lián)軸器不具有補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力 也不具有緩 沖減震性能 但結構簡單 價格便宜 只有在載荷平穩(wěn) 轉速穩(wěn)定 能保證被聯(lián)兩軸 軸線相對偏移極小的情況下 才可選用剛性聯(lián)軸器 26 撓性聯(lián)軸器 具有一定的補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力 最大量隨型號不同 而異 無彈性元件的撓性聯(lián)軸器 承載能力大 但也不具有緩沖減震性能 在高速或轉速 不穩(wěn)定或經常正 反轉時 有沖擊噪聲 適用于低速 重載 轉速平穩(wěn)的場合 非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器 在轉速不平穩(wěn)時有很好的緩沖減震性能 但由于非 金屬 橡膠 尼龍等 彈性元件強度低 壽命短 承載能力小 不耐高溫和低溫 故 適用于高速 輕載和常溫的場合 金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器 除了具有較好的緩沖減震性能外 承載能力較大 適 用于速度和載荷變化較大及高溫或低溫場合 安全聯(lián)軸器 在結構上的特點是 存在一個保險環(huán)節(jié) 如銷釘可動聯(lián)接等 其只 能承受限定載荷 當實際載荷超過事前限定的載荷時 保險環(huán)節(jié)就發(fā)生變化 截斷運 動和動力的傳遞 從而保護機器的其余部分不致?lián)p壞 即起安全保護作用 起動安全聯(lián)軸器 除了具有過載保護作用外 還有將機器電動機的帶載起動轉變 為近似空載起動的作用 6 3 聯(lián)軸器的選用 聯(lián)軸器選擇原則 轉矩 T T 選剛性聯(lián)軸器 無彈性元件或有金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器 T 有沖擊振動 選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器 轉速 n n 非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器 對中性 對中性好選剛性聯(lián)軸器 需補償時選撓性聯(lián)軸器 裝拆 考慮裝拆方便 選可直接徑向移動的聯(lián)軸器 環(huán)境 若在高溫下工作 不可選有非金屬元件的聯(lián)軸器 成本 同等條件下 盡量選擇價格低 維護簡單的聯(lián)軸器 27 6 4 聯(lián)軸器材料 半聯(lián)軸器的材料常用 45 20Cr 鋼 也可用 ZG270 500 鑄鋼 鏈齒硬度最好為 40HRC 一 45HRC 聯(lián)軸器應有罩殼 用鋁合金鑄成 用單排鏈時 滾子和套筒受力 銷軸只起聯(lián)接作用 結構可靠性好 用雙排鏈時 銷軸受剪力 承受沖擊能力較差 銷軸與外鏈板之間的過盈配合容易松動 在高速輕載場合 宜選用較小鏈節(jié)距的鏈條 重量輕 離心力小 在低速重載場合 宜選用較大鏈節(jié)距的鏈條 以便加大承載面積 鏈輪齒數(shù)一般為 12 22 為避免過渡鏈節(jié) 宜取偶數(shù) 本機構查 GB4323 84 選用 TL4 型彈性套柱銷聯(lián)軸器 其尺寸參數(shù)如表所示 軸孔長度 L L1 質量 型號 軸孔直徑 Y J J1 Z Kg 公稱轉矩 N m d1 d2 dz L L1 D S A D0 B Tl TLL TL1 6 3 9 14 14 32 71 3 18 1 16 TL2 16 12 19 20 42 80 3 18 1 64 TL3 31 5 16 22 30 52 95 4 35 2 2 TL4 63 20 28 38 62 106 4 35 3 2 TL5 TLL1 125 25 35 44 82 130 5 45 200 85 8 36 8 3 TL6 TLL2 250 32 42 60 112 160 5 45 250 105 10 36 15 3 TL7 TLL3 500 40 48 84 112 190 5 45 315 132 15 7 30 0 TL8 TLL4 710 45 63 84 142 224 6 65 315 132 25 4 39 6 TL9 TLL5 1000 50 71 84 142 250 6 65 315 168 31 47 0 TL10 TLL6 2000 60 95 107 172 315 8 80 400 168 65 9 92 6 TL11 TLL7 4000 80 110 132 212 400 10 100 500 210 122 6 172 3 TL12 TLL8 8000 100 130 167 252 475 12 130 500 630 210 265 218 4 304 3 TL13 TLL9 16000 120 170 167 302 600 14 180 710 298 425 8 576 8 T T0 31 236N M 28 取 KA 1 7 則 TCA KA T 1 7 31 236N M 53 1N M 許用轉距 63N M 許用最大轉速 5700r min 軸徑 20 80mm 第 7 章 圓柱齒輪傳動設計 齒輪傳動的適用范圍很廣 傳遞功率可高達數(shù)萬千瓦 圓周速度可達 150m s 最 高 300m s 直徑能做到 10m 以上 單級傳動比可達 8 或更大 因此在機器中應用很 廣 7 1 齒輪傳動特點與分類 和其他機械傳動比較 齒輪傳動的主要優(yōu)點是 工作可靠 使用壽命長 瞬時 傳動比為常數(shù) 傳動效率高 結構緊湊 功率和速度適用范圍很廣等 缺點是 齒輪 制造需專用機床和設備 成本較高 精度低時 振動和噪聲較大 不宜用于軸間距離 大的傳動等 按軸的布置方式分 平行軸傳動 交叉軸傳動 交錯軸傳動 按齒線相對于齒輪母線方向分 直齒 斜齒 人宇齒 曲線齒 按齒輪傳動工作條件分 閉式傳動 形式傳動 半形式傳動 按齒廓曲線分 漸開線齒 擺線齒 圓弧齒 按齒面硬度分 軟齒面 350 佃 硬齒面 350 佃 29 7 2 齒輪傳動的主要參數(shù)與基本要求 齒輪傳動應滿足兩項基本要求 1 傳動平穩(wěn) 2 承載能力高 在齒輪設計 生產和科研中 有關齒廓曲線 齒輪強度 制造精度 加工方法 以及熱理工藝等 基本上都是圍繞這兩個基本要求進行的 7 2 1 主要參數(shù) 基本齒廓 漸開線齒輪輪齒的基本齒廓及其基本參數(shù)見表 12 2 或查閱機械設 計手冊 模數(shù) 為了減少齒輪刀具種數(shù) 規(guī)定的標準模數(shù)見表 12 3 或查閱機械設計手 冊 中心距 薦用的中心距系列見表 12 4 或查閱機械設計手冊 傳動比 i 齒數(shù)比 u 主動輪轉速 nl 與從動輪轉速 n2 之比稱為傳動比 i 大齒 輪的齒數(shù) z2 與小齒輪齒數(shù) z1 之比稱為齒數(shù)比 u 減速傳動時 u i 增速傳動 u 1 i 標準模數(shù) m 斜齒輪及人宇齒輪取法向模數(shù)為標準模數(shù) 錐齒輪取大端模數(shù)為標準模數(shù) 標準中優(yōu)先采用第一系列 括號內的模數(shù)盡可能不用 變位系數(shù) 刀具從切制標準齒輪的位置移動某一徑向距離 通稱變位量 后切制 的齒輪 稱為徑向變位系數(shù) 刀具變位量用 xm 表示 x 稱為變位系數(shù) 刀具向齒輪中心移動 x 為負值 反之為正值 隨著 x 的改變 輪齒形狀也改變 因而可使?jié)u開線上的不同部 分作為工作齒廓 以改善嚙合性質 30 由變位齒輪所組成的齒輪傳動 若兩輪變位系數(shù)的絕對值相等 但一為正值 另一為負值 即 x1 x2 稱為 高度變位 此時 傳動的嚙合角等于分度圓壓力角 分度圓和節(jié)圓重合 中心距等于標準齒輪傳動中心距 只是齒頂高和齒根高有所變化 若 x1 x2 x1 x2 0 這種齒輪傳動稱為角度變位齒輪傳動 此時 嚙合角將不等 于分度圓壓力角 分度圓和節(jié)圓不再重合 7 2 2 精度等級的選擇 在漸開線圓柱齒輪和錐齒輪精度標準 GBl0095 88 和 GBll365 89 中 規(guī)定了 12 個精度等級 按精度高低依次為 1 12 級 根據(jù)對運動準確性 傳動平穩(wěn)性和載荷分 布均勻性的要求不同 每個精度等級的各項公差相應分成三個組 第工公差組 第 公差組和第 公差組 7 2 3 齒輪傳動的失效形式 齒輪傳動的失效形式主要有輪齒折斷和齒面損傷兩類 齒面損傷又有齒面接觸 疲勞磨 損 點蝕 膠合 磨粒磨損和塑性流動等 減速器中齒輪分布如圖所示 齒輪的傳動形式一般有 1 開式齒輪傳動 按齒根彎曲疲勞強度設計公式作齒輪的設計計算 不按齒面接觸疲勞強度 設計公式計算 也無需用齒面接觸疲勞強度校核公式進行校核 開式齒輪傳動 將計算所得模數(shù)加 大 10 15 考慮磨損影響 傳遞動力的齒輪模數(shù)一般不小于 1 5 2mm 以防意外斷齒 2 閉式齒輪傳動 方法一軟齒面閉式齒輪傳動傳動 接觸疲勞點蝕是主要失效形式 計算時 先按齒面接觸疲勞強度設計公式求出小齒輪直徑 d1和接觸齒寬 b 再用齒根彎曲疲勞強度校核公式 進行校核 硬齒面閉式齒輪傳動計算時先按齒根彎曲疲勞強度設計公式求出模數(shù) m 和接觸齒寬 b 再用齒面接觸疲勞強度校核公式進行校核 方法二 不論軟硬齒面都分別按彎曲疲勞強度設計公式求出模數(shù) m 按接觸疲勞強度設計 公式求出小齒輪分度圓直徑 d1 再按 d1 mZ1調整齒數(shù) Z1 與方法一相比 這樣設計出的齒輪 傳動 既剛好滿足接觸疲勞強度 又剛好滿足彎曲疲勞強度 所以結構緊湊 避免浪費 31 7 3 齒輪參數(shù)計算 材料選擇 小齒輪 40C r 調質 硬度 280HBs 大齒輪 45 鋼 調質 硬度 240HBs 硬度差 40HBs 材料選擇 運輸機為一般工作機器速度不高 故選用 6 級和 7 級精度 GB10095 88 選擇初選螺旋角 14度 取 Z1 21 Z2 4 21 84 高速級斜齒輪 圓柱齒輪傳動的設計計算 1 選擇精度等級 材料及齒數(shù) 選擇小齒輪材料為 40Cr 調質 硬度為 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調質 硬 度為 240HBS 減速器一般選用 7 級精度 GB10095 88 選擇 z1 20 由 z2 i 高 z1 53 45 圓整 z2 54 則 i 高 z2 z1 54 20 2 7 i 1 2 5 u 2 7高 高高 i 高 i 高 2 7 選取螺旋角 初選螺旋角 14 2 按齒面接觸強度設計 以下公式 表 圖均出自 機械設計 d1t 23 1HEt zuTk 試選載荷系數(shù) kt 1 6 查閱資料可得 選取區(qū)域系數(shù) zH 2 433 查閱資料可得 0 78 0 87 1 2 則 0 78 0 87 1 65 1 查閱資料可得 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 560Mpa 大齒1mH 輪的接觸疲勞強度極限 531Mpa21mH 查閱資料可得 選取持寬系數(shù) 1d 查閱資料可得 材料的彈性影響系數(shù) zE 200Mpa 查閱資料可得 計算應力循環(huán)次數(shù) N1 60 n JLh 60 1420 1 1 8 300 10 2 045 1010 N2 N1 2 045 10 10 2 7 7 574 109 查閱資料可得 接觸疲勞強度系數(shù) kHN1 1 k HN2 1 11 計算接觸疲勞許用應力 32 取失效概率為 1 安全系數(shù) s 1 簡明機械零件設計手冊 1 560 560 Mpa 1H skmHN 1 11 531 589 4 Mpa221 3 計算小齒輪分度圓直徑 dt 2 560 589 4 2 574 7 Mpa H1 2H d1t 29mm 323 60 70 43 85 計算圓周速度 v 2 1 m s1063nt 429160 計算齒寬 b 及模數(shù) mnt b dd1t 1 29 29mm mnt 1cos29cs14 3tz h 2 25mnt 2 25 1 34 3 28mm b h 29 3 28 8 84 計算縱向重合度 0 318 1 21 1 665 tan318 0Zd 14tan 計算載荷系數(shù) k 查閱資料可得 k A 1 根據(jù) v 3 m s 7 級精度 查閱資料可得 k v 1 15 查閱資料可得 k H 的計算公式 kH 1 15 0 18 1 0 6 d2 d2 0 31 10 3 b 1 15 0 18 1 0 6 0 31 10 3 29 1 447 查閱資料可得 k F 1 31 查閱資料可得 k H kF 1 4 載荷系數(shù) k kAkv kH kH 1 1 4 1 447 1 4 2 31 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1 d1t 29 32 77mm3tk36 12 計算模數(shù) mn mn 1cos 7cos4 59z 3 按齒根彎曲強度設計 33 mn 321cosFsaYdzYkT 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) k kAkv kF kF 1 1 14 1 4 1 31 2 09 根據(jù)縱向重合度 1 665 查閱資料可得 螺旋角影響系數(shù) Y 0 90 計算當量齒數(shù) zr1 22 5 31cos324 zr2 86 5928 查取齒形系數(shù) 由資料可得 Y Fa1 2 724 YFa2 2 284 查取應力校正系數(shù) Y sa1 1 568 Y sa2 1 727 查閱資料可得 小齒輪的彎曲疲勞強度 560Mpa 大齒輪的彎曲疲勞極限1FE 531Mpa2FE 查閱資料可得 彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN1 0 83 K FN2 0 87 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) s 1 4 332 Mpa 1F skFEN10 83564 330Mpa2271 計算大 小齒輪的 并加以比較 FsaY 0 01286 1FsaY 74 56832 0 011952s 0 大齒輪的數(shù)值大 設計計算 mn 1 1mm 3 22 23586 1014cos 9 FsaY 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn 大于齒根彎曲疲勞強度計 算的法面模數(shù) m n 2 但為了同時滿足接觸疲勞強度 需按接觸疲勞強度算得的分度 34 圓直徑 d1 29 z1 20nm cos29cs14 取 z1 20 則 z2 uz1 2 9 27 78 3 圓整取 z2 79 4 幾何尺寸計算 計算中心矩 a 102 3mm cos2 1nz 079 2cos14 圓整中心矩 a 120mm 按圓整中心矩修正螺旋角 arccos arccos 14 36 amzn2 1 2079 1 3 因 值改變不多 故參數(shù) z H 等不必修正 k 計算大 小齒輪的分度圓直徑 d1 45 42mm cosnz0214 36 d2 162 89mmm79 計算齒輪寬度 b 1 29 29mm1d 圓整后取 B2 36mm B 1 45mm 低速級斜齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算 1 選精度等級 材料及齒數(shù) 材料及熱處理仍按高速級的選取 精度選 7 級精度 選小齒輪齒數(shù) z1 18 由 i 低 3 842 則 z2 z1i 低 3 842 18 69 158 圓整 為 z2 70 i 低 70 18 3 89 i 100 2 5 3 742低 低低 i i 高 3 84 選取螺旋角 初選螺旋角 14 2 按齒面接觸強度設計 35 a d1t 321 2HEdt zuTk 試選載荷系數(shù) k t 1 6 查閱資料可得 選取區(qū)域系數(shù) zH 2 433 查閱資料可得 86 071 2 則 49 121 查閱資料可得 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大1 620HmMPa 齒輪的接觸疲勞強度極限 1 253HmMPa 查閱資料可得選取齒輪系數(shù) d 查閱資料可得材料的彈性影響系數(shù) 8 9ZE 計算應力循環(huán)次數(shù) 83 1065 7 301 38 560nN jl 41 892 查閱資料可得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 0 93 K HN2 0 96 計算接觸疲勞許用應力取決效概率為 1 安全系數(shù) S L 簡明機械零件 設計手冊 130 936257 1HNmKMPaS 24 08 計算小齒輪分度圓直徑 d1t 12 576 254 7HH a 3312 604938m9 8 dt 計算圓周速度 1 50 6061tnVs 計算齒寬 b 及模數(shù) mnt138dt 3coscs42 081nmZ h 2 25 m nt 2 25 2 048 4 608mm 計算縱向重合度 10 8ta 5d 計算載荷系數(shù) k 查閱資料可得 KA 1 根據(jù) 級精度 查閱資料可得動載系數(shù) Kv 1 05 查閱資料可得 的 94 vs HK 計算公式 36 bKdH 3210 6 0 1 8 05 1 15 0 18 1 0 6 0 31 10 3 38 1 43 查閱資料可得 1 32 H 查閱資料可得 2 1 FK 載荷系數(shù) 05143 28AVPHk 實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 查閱資料可得 33 8 69 78tdm 計算模數(shù) mn1cos2 05nz 2 按齒根彎曲強度設計 321sFsadnYZkT 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) 0314 293AVFPkK 根據(jù)縱向重合度 1 506 查閱資料可得螺旋角影響系數(shù) 0 88 Y 計算當量齒數(shù) 13382 6cos4vZ2470v 直取齒形系數(shù) 插值法 查閱資料可得 2 768 2 2253FaY4FaY 查取校正系數(shù) 查閱資料可得 1 558 1 765SS 查閱資料可得小齒輪的彎曲強度極限 大齒輪的彎曲強度極限MPaFE501 MPaFE3802 查閱資料可得彎曲疲勞壽命系數(shù) 0 91 0 941NK2N 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 4 PaSKFENF 3254 1091 M86 722 計算大小齒輪的 并加以比較 FSaY 37 01327 32568 134 FSaY 742 大齒輪的數(shù)值大 3 設計計算 322221 9 01 8cos141 569SaFn Ymm 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度的法面模數(shù) mn 大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的法面模數(shù) 取 mn 2 但為了同時滿足接觸疲勞強度需要 接觸疲勞強度算得的分 度圓直徑 d1 40mm 則由 圓整 Z3 233cos 6nZ 圓整 Z4 874728 0u 4 5152169fdmm 4 幾何尺寸計算 計算中心距 34 387 3 842coscos1nZa 圓整中心矩 a 122mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 34 27 rsars14 052nm 因 值改變不多 故參數(shù) 等不必修正 KHZ 計算大小齒輪的分度圓直徑 347 2cos1 05nZd 489 38 mm 計算齒輪寬度 317 24 db 圓整后取 B 4 45mm B 3 50mm 高速級齒輪傳動 Xn 0 1 2anananhmXh 20 n 25 nC rctrt cos 6tt 145 1 48aadm 2695 9 os 2s0 2bt 38 2cos16 89cos20 6153btd m 1 fnanhmCX 45 4f 2 7 89f 1B 362 低速轉齒輪傳動 5 0 nC1 anh cos20 65t 0 nX 2 2ahmX fnan m 3247 54ad 41938 1 38 2ffh 2 7 3cos47 cos0654btd m 41938 18 3 5Bm4 第 8 章 軸承的設計及校核 8 1 軸承種類的選擇 查 機械設計畢業(yè)設計手冊 第二版 吳宗澤 羅圣國 主編 高等教育出版社出版 P62 滾動軸承由于采用兩端固定 采用深溝球軸承 型號為 6303 和 6300 8 2 深溝球軸承結構 深溝球軸承一般由一對套圈 一組保持架 一組鋼球組成 其結構簡單 使用方 便 是生產最普遍 應用最廣泛的一類軸承 該類軸承主要用來承受徑向負荷 但也可承受一定量的任一方向的軸向負荷 當 在一定范圍內 加大軸承的徑向游隙 此種軸承具有角接觸軸承的性質 還可以承受 較大的軸向負荷 深溝球軸承裝在軸上以后 可使軸或外殼的軸向位移限制在軸承的徑向游隙范圍內 同時 當外殼孔和軸 或外圈對內圈 相對有傾斜時 不超過 8 16 根據(jù)游隙確定 仍然可以正常地工作 然而 既有傾斜存在 就必然要降低軸承的使用壽命 深溝球軸承與其它類型相同尺寸的軸承相比 摩擦損失最小 極限轉速較高 在 39 轉速較高不宜采用推力球軸承的情況下 可用此類軸承承受純軸向負荷 如若提高其 制造精度 并采用膠木 青銅 硬鋁等材質的實體保持架 其轉速還可提高 內徑 d 外徑 D 寬度 B 倒角 r 額定負荷 kN 鋼球 極限轉速 rpm 型號 mm inch mm inch mm inch mm inch 動態(tài) 靜態(tài) 數(shù) 量 大小 油脂 油 重 量 kg 635 5 1969 19 7840 6 2362 0 3 012 2 34 0 885 9 2 381 34000 40000 0 008 6300 10 3937 35 1 3780 11 4331 0 6 024 8 20 3 50 7 6 350 15000 21000 0 053 6301 12 4724 37 1 4567 12 4724 1 0 039 9 70 4 20 6 7 938 14000 20000 0 060 6302 15 5906 42 1 6535 13 5118 1 0 039 11 40 5 45 7 7 938 13000 18000 0 082 6303 17 6693 47 1 8504 14 5512 1 0 039 13 50 6 55 7 8 731 12000 17000 0 115 6304 20 7874 52 2 0472 15 5906 1 1 043 15 90 7 90 7 9 525 11000 15000 0 144 6305 25 9843 62 2 4409 17 6693 1 1 043 21 20 10 90 7 11 500 10000 13000 0 2193 6306 30 1 1811 72 2 8346 19 7480 1 1 0 43 26 70 15 00 8 12 000 8000 10000 0 3498 6307 35 1 3780 80 3 1496 21 8268 1 5 059 33 50 19 10 8 13 494 6800 8000 0 4542 6308 40 1 5748 90 3 5433 23 9055 1 5 059 40 50 24 00 8 15 081 5800 7200 0 6394 6309 45 1 7717 100 3 9370 25 9843 1 5 059 53 00 32 00 8 17 462 5000 6200 0 8363 6310 50 1 9685 110 4 3307 27 1 0630 2 0 079 62 00 38 50 8 19 050 4400 5500 1 0822 深溝球軸承結構簡單 使用方便 是生產批量最大 應用范圍最廣的一類軸承 主要用以承受徑向負荷 當軸承的徑向游隙加大時 具有角接觸球軸承的性能 不承 受加大的軸向負荷 此類軸承摩擦系數(shù)小 震動 噪聲低 極限轉速高 不耐沖擊 不 40 適宜承受較重負荷 深溝球軸承一般采用鋼板沖壓浪形保持架 也可采用工程塑料 銅制實體保持架 密封軸承內部根據(jù)不同的使用環(huán)境可添加相應的軸承專用潤滑脂 可大批量的生產外徑小于 260mm 的普通級深溝球軸承 應用于各類汽車的變速 箱 發(fā)動機 水泵等部位 并適合其它各種機械上采用 根據(jù)用戶的要求 可制造高 級精度 P6 P5 P4 級 各種游隙組別 特殊振動 噪聲要求 Z1 Z2 或 V1 V2 的深溝球軸承 A 深溝球軸承 60000 型 B 外圍有止動槽的深溝球軸承 60000 N 型 C 一面帶防塵蓋的深溝球軸承 60000 Z 型 兩面帶防塵蓋的 60000 2Z 型 D 一面帶防塵圈 接觸式 的深溝球軸承 60000 RS 型 兩面接觸密封 60000 2RS 型 E 一面帶密封圈 非接觸式 的深溝球軸承 60000 RZ 型 兩面非接觸式的深溝球 軸承 60000 2RS 型 F 雙列深溝球軸承 40000 型 G 有裝球缺口的深溝球軸承 200 300 型或 200V 300V 型 8 3 軸承計算 高速軸軸承 Ft1 1095N Fa2 Fr1tan sin 1 370N Fr2 Fa1 Ftan sin 1 148N FV1 Ft1 365N FV2 Ft1 1460N M 5010N M FH2 90 Fv2 120 M FH1 90 Fv1 30 M FH1 66N FH2 431N Fr1 317N Fr2 1522N Fd1 92 7N 41 Fd2 380 54N 軸承 壓緊 放松 Fa1 Fae Fd2 148N 380N 528N Fa2 Fd2 380N 1 43 0 3 x1 0 4y1 2 0 25 0 3 x2 1 y2 0 1 取 fp 1 5 則 P1 fp X1Fr1 y1Fa1 1808N P2 fp X2Fr y2Fa2 2283N Ln1 6 28 105h Ln 3 13 105h 滿足十年 300 天 十年 72000 小時 壽命 所選軸承合格 低速軸軸承 基本步驟同上 結論 滿足十年 300 天 10 年 72000 小時 壽命 第 9 章 箱體設計 根據(jù)手冊表 取箱體座壁厚度為 10mm 箱蓋厚為 1 10mm 箱座凸緣厚度為 b 15mm 箱蓋凸緣厚度為 b1 15mm 地腳 螺釘 df 10mm 數(shù)目為 4 軸承離連接螺栓直徑 d1 0 75 df 12mm 箱蓋與箱座連接螺栓直徑 d2 0 5df 8mm 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 0 375 16 6mm 定位銷直徑 d 0 75d2 6mm 連接螺栓 d2 間距 L 398mm Df d1 d2 至外箱壁距離 c1 18mm df d2 至凸緣邊緣距離 c2 12mm 軸承離合器半徑 R1 12mm 外箱壁至軸承座端面距離 L1 40mm 大齒輪與內箱壁距離 L1 20mm 42 齒輪端面與內箱壁距離 L2 15mm 箱蓋 箱座肋厚 m1 8 5mm m 8 5mm 軸承離連接螺栓距離 s 60mm 氈圈油封高速軸取 d 25 D 39 B1 7 d1 24 低速軸 d 35 D 49 B1 7 d1 34 桿載油標 選從 16 D1 4 d3 6 h 35 d2 16 a 12 圓柱銷選 GB119 86 A8 3 43 第 10 章 數(shù)控硬件電路設計 對機床控制進行調整 任何一個數(shù)控系統(tǒng)都由硬件和軟件兩部分組成 在處理信 息方面 軟件和硬件對要完成的任務是等價的 硬件處理速度快 線路復雜 軟件設 計靈活 適應性強 但速度較慢 隨著高性能微處理器的誕生 現(xiàn)代數(shù)控已越來越傾 向于軟件控制 數(shù)控系統(tǒng)最核心的控制是位置控制 最重要的運算是插補運算 最主要的數(shù)據(jù)處 理是刀具補償 位置控制的實質就是位置負反饋 即指令位置和實際位置進行比較 用位置偏差進行控制 插補運算就是根據(jù)加工程序所確定的坐標點 通過一定的運算 法則實時獲得位置指令 刀具補償就是要解決編程軌跡和刀具中心不相符的矛盾 10 1 硬件電路設計 10 1 1 數(shù)控系統(tǒng)的硬件結構 數(shù)控系統(tǒng)根據(jù)其使用單片機結構的劃分 一般可分為單微處理器和多微處理 器結構兩大類 單微處理器數(shù)控系統(tǒng)由于結構簡單 價格便宜 在一些標準型數(shù)控系 統(tǒng)中應用廣泛 多微處理器數(shù)控系統(tǒng)可以滿足當今數(shù)控機床高速度 高精度和許多復 雜功能的要求 代表當今數(shù)控發(fā)展的水平 根據(jù)設計任務要求 本設計將采用較經濟 的單微處理器數(shù)控結構 對于一般切削加工而言 其速度和精度已能滿足實際要求 數(shù)控機床單微處理器硬件結構電路概括起來有以下幾個部分組成 1 中央處理單元 CPU 2 總線 包括數(shù)據(jù)總線 地址總線和控制總線 3 存儲器 包括只讀可編程存儲器和隨機讀寫存儲器 4 輸入輸出接口電路 5 外圍設備 如鍵盤 顯示器及光電編碼器等 10 1 2 數(shù)控系統(tǒng)硬件電路的功能 根據(jù)設計要求 確定數(shù)控系統(tǒng)應具有以下功能 讀取鍵盤輸入數(shù)據(jù) 44 讀取操作面板開關及按鈕信號 控制縱向 橫向電動機驅動 控制主軸正轉 反轉與停止 10 控制交流變頻器 11 控制冷卻泵啟停 12 可與 PC 進行串行通信 本次設計在采用 8031 作為主控芯片 采用兩片 27104 程序存儲器之外還擴展了一片 102104 數(shù)據(jù)存儲器 用一片 74LS373 鎖存 P0 口傳遞低 8 位地址 地址譯碼采用 74LS138C3 8 譯碼器 采用全地址碼 采用二個 8155 芯片 完成對執(zhí)行元件的控制 此外 還設有越界報警急停處理電路 10 2 關于各線路元件之間線路連接 8031 芯片的 P 和 P 用來傳送外部存儲器的地址和數(shù)據(jù) P 口送的是 8 位地址 P02 2 口傳送低八位地址和數(shù)據(jù) 故采用 74LS373 地址鎖存器 鎖存低八位地址 ALE 作為首0 選通信號 當 ALE 為高電位 鎖存器的輸入輸出速度 即輸入的低八位地址在輸出端出現(xiàn) 此時不需鎖存 當 ALE 從高電平變?yōu)榈碗娖?出現(xiàn)下降沿時 低八位地址在輸出端出現(xiàn) 此 時不需鎖存 當 ACE 這樣 POD 共組成 110 位地址 27104 和 102104 芯片都是 8KB 需要 13 根地址線 A A 低 8 位安 74L373 芯片的輸出 A A 按 8031 芯片的 P P 系07 8122 04 統(tǒng)采用全地址譯碼 兩片 27104 新片選信號 CE 分別按 74LS138 譯碼器的 和 系統(tǒng)Y1 復位以后程序從 0000H 開始執(zhí)行 102104 芯片的片選信號 CE 地址按 74LS138 的 單2 片機的擴展系統(tǒng)允許程序存儲器和數(shù)據(jù)存儲器獨立編址 8031 芯片控制信號 PSEN 按 27104 的 OE 引腳 讀寫控制信號 WR 和 RD 分別按 102104 芯片內部沿有 ROM 始終要 選片外程序存儲器 故按 EA 地址 由于 8031 只有 P 口和 P 口的部分能提供用戶作 I O 接口使用 不能滿足輸入輸出13 口的需要 因此比喻擴展輸入輸出擴展電路 系統(tǒng)擴展 3 片 8155 可編程 I O 接口芯片 8155 1 的片選信號 按 74LS138 的 端 74LS138 譯碼器有 3 個輸入 A B C 分別CE4Y 按 8031 的 P P P 8 個輸出 低電平有效 對應輸出 A B C DE 0005 26 7 2 70 至 111 8 種現(xiàn)合 其中 對應 A B C 為 111 74LS138 有 3 個使能端 其中 2 個為低0 45 電平使能端 另一個為高電平使能端 只有當使能端均處于有效電平是 輸出才能產生 否 則輸出才能處在高電平無效 I O 接口芯片與外設的聯(lián)接是這樣安排的 8155 芯片 PA 作為顯示器段選信號 70PA 輸出 PA P 為顯示器的位選信號 輸出 PC0 PC4 5 根線是鍵盤輸入 8155 芯片的 20 個 引腳按 8031 芯片的 P2 0 因此使用 8155 的 I O 口時 P2 0 為高電平 8155 2 按 X Z 向 直流電機硬件環(huán)形分配器為輸出 系統(tǒng)各芯片采用全地址譯碼 各存儲器及 I O 接口芯片 X 向 Z 向直流電機硬件環(huán)形分配器采用 YB0153 2 相 5 相 10 拍方式工作 故 均0A1 按 5V