進給運動驅動系統(tǒng)課程設計說明書.doc

課程設計與綜合訓練 說明書 課程設計：進給運動驅動系統(tǒng)設計 綜合訓練：數(shù)控第三象限直線插補PLC 設計和插補加工學院名稱： 專 業(yè)： 班 級： 姓 名： 指導教師姓名： 2010 年 12 月課程設計與綜合訓練任務書題目設計題目：進給運動驅動系統(tǒng)設計訓練題目：連接電路和機床進給電機驅動器實現(xiàn)數(shù)控PLC三菱插補程序設計與第三象限直線插補加工主要設計參數(shù)及要求主要設計參數(shù)： 走刀長度：50mm X絲杠導程：4mm Z絲杠導程：6mm 脈沖當量：10 步距角：1.5 最大進給速度：60r/min 等效慣量：700 空啟動時間：120ms X向拖板質(zhì)量：100NZ向拖板質(zhì)量：300N 主切削力Fz：1500N 吃刀抗力Fy：1200N 走刀抗力Fx：800N設計要求： 選擇電機型號、繪出接口電路、編制程序，使其能進行兩方向伺服驅動加工出所需要的零件設計內(nèi)容及工作量課程設計內(nèi)容及工作量（兩周）：（1）根據(jù)給定任務參數(shù)選擇傳動比、步進電機型號，設計并繪制伺服傳動系統(tǒng)；（2）使用繪圖工具繪制微控制器接線圖一張；（3）編制插補程序。綜合訓練內(nèi)容及工作量（兩周）：（1）利用設備及元氣件制作微控制器及其接口控制電路；（2）調(diào)試所編制插補程序；（3）課程設計綜合訓練說明書1份：60008000字。主要參考文獻1. PLC編程控制方面的參考書；2步進電機驅動方面的參考書；3繪圖方面的參考書。課程設計題目：進給運動驅動系統(tǒng)設計綜合訓練題目：數(shù)控第三象限直線插補PLC 設計和插補加工摘 要：機械電子工程專業(yè)的課程設計，是對前階段機電課程教學的一次設計性的訓練過程，其后二周的綜合訓練則是將課程設計的設計成果進行物化的過程。首先，根據(jù)指導老師給定的設計參數(shù),選擇系統(tǒng)所用步進電機，計算傳動機構相關參數(shù)；然后，畫出基于三菱PLC的步進控制系統(tǒng)接線圖，設計第三象限直線插補PLC程序，其次，將三菱PLC、步進電機驅動器和步進電機按照接線圖要求完成接線；最后在GX-Developer中進行程序調(diào)試，模擬達到第三象限直線插補加工軌跡要求。關鍵詞：第三象限插補,plc程序,步進電機Xx學校目 錄第一章 進給運動驅動系統(tǒng)設計51.1 系統(tǒng)方案設計51.2傳動比計算和步進電機的選擇71.3齒輪的設計131.4絲杠的選擇22第二章 連接電路和機床進給電機驅動器實現(xiàn)第三象限直線PLC插補程序設計和插補加工282.1 PLC控制步進電機時電器接線圖設計292.2 數(shù)控插補PLC程序設計 302.2.1逐點比較法直線插補實例302.2.2 PLC硬件組態(tài)及程序設計及調(diào)試31參考文獻40第一章 進給運動驅動系統(tǒng)設計系統(tǒng)總體設計非常重要，是對一部機器的總體布局和全局的安排?？傮w設計是否合理將對后面幾步的設計產(chǎn)生重大影響，也將影響機器的尺寸大小、性能、功能和設計質(zhì)量。所以，在總體設計時應多花時間、考慮清楚，以減少返工現(xiàn)象。當伺服系統(tǒng)的負載不大、精度要求不高時，可采用開環(huán)控制。一般來講，開環(huán)伺服系統(tǒng)的穩(wěn)定性不成問題，設計時主要考慮精度方面的要求，通過合理的結構參數(shù)設計，使系統(tǒng)具有良好的動態(tài)響應性能。1.1 系統(tǒng)方案設計在機電一體化產(chǎn)品中，典型的開環(huán)控制位置伺服系統(tǒng)是簡易數(shù)控機床（本實驗室自制數(shù)控平臺）及X-Y數(shù)控工作臺等，其結構原理如圖1-1所示。各種開環(huán)伺服系統(tǒng)在結構原理上大同小異，其方案設計實質(zhì)上就是在圖1-1的基礎上選擇和確定各構成環(huán)節(jié)的具體實現(xiàn)方案。計算機或PLC機械執(zhí)行機構機械傳動機構執(zhí)行元件功放電路接口電路 圖1-1 開環(huán)伺服系統(tǒng)結構原理框圖1、 執(zhí)行元件的選擇選擇執(zhí)行元件時應綜合考慮負載能力、調(diào)速范圍、運行精度、可控性、可靠性及體積、成本等多方面要求。開環(huán)系統(tǒng)中可采用步進電機、電液脈沖馬達等作為執(zhí)行元件，其中步進電機應用最為廣泛，一般情況下優(yōu)先選用步進電機，當其負載能力不夠時，再考慮選用電液脈沖馬達等。2、傳動機構方案的選擇傳動機構實質(zhì)上是執(zhí)行元件與執(zhí)行機構以輸出旋轉運動和轉矩為主，而執(zhí)行機構則多為直線運動。用于將旋轉運動轉換為直線運動的傳動機構主要有齒輪齒條和絲杠螺母等。前者可獲得較大的傳動比和較高的傳動效率，所能傳遞的力也較大，但高精度的齒輪齒條制造困難，且為消除傳動間隙而結構復雜，后者因結構簡單、制造容易而廣泛使用。在步進電機與絲杠之間運動的傳遞有多種方式，可將步進電機與絲杠通過聯(lián)軸器直接連接，其優(yōu)點是結構簡單，可獲得較高的速度，但對步進電機的負載能力要求較高；還可以通過減速器連接絲杠，通過減速比的選擇配湊脈沖當量、扭矩和慣量；當電動機與絲杠中心距較大時，可采用同步齒形帶傳動。3、執(zhí)行機構方案的選擇執(zhí)行機構是伺服系統(tǒng)中的被控對象，是實現(xiàn)實際操作的機構，應根據(jù)具體操作對象及其特點來選擇和設計。一般來講，執(zhí)行機構中都包含有導向機構，執(zhí)行機構的選擇主要是導向機構的選擇。4、控制系統(tǒng)方案的選擇控制系統(tǒng)方案的選擇包括微控制器、步進電機控制方式、驅動電路等的選擇。常用的微控制器有單片機、PLC、微機插卡、微機并行口、串行口和下位機等，其中單片機由于在體積、成本、可靠性和控制指令功能等許多方面的優(yōu)越性，在伺服系統(tǒng)中得到廣泛的應用。步進電機控制方式有硬件環(huán)行分配器控制和軟件環(huán)行分配器控制之分，對多相電機還有X相單X拍、X相2*X拍、X相雙X拍和細分驅動等控制方式，如三相步進電機有3相單3拍、3相6拍、3相雙3拍和細分驅動等控制方式，對于控制電路有單一電壓控制、高低壓控制、恒流斬波控制、細分控制等電路。5、本次課程設計和綜合訓練方案的選擇執(zhí)行元件選用功率步進電機，傳動方案選擇帶有降速齒輪箱的絲杠螺母傳動機構，執(zhí)行機構選用拖板導軌；控制系統(tǒng)中微控制器采用微機并行口，步進電機控制方式采用帶有硬件環(huán)行分配器的現(xiàn)有步進電機驅動器，在共地的情況下，給該驅動器提供一路進給脈沖、另一路高（低）電平方向控制電位即可，另一路使能信號。1.2 傳動比計算和步進電機的選擇一X軸（縱向）：1. 減速器傳動比計算 其中：表示步進電機步距角 p：表示絲杠導程 ：表示脈沖當量2. 步進電機所需力矩計算選擇步進電機應按照電機額定輸出轉矩T電機所需的最大轉矩的原則，首先計算電機所需的負載轉矩。作用在步進電機軸上的總負載轉矩T可按下面簡化公式計算：式中：為啟動加速引起的慣性力矩，為拖板重力和拖板上其它折算到電機軸上的當量摩擦力矩，為加工負載折算到電機軸上的負載力矩，為因絲杠預緊引起的力折算到電機軸上的附加摩擦轉矩；為電機轉動慣量; 為折算到電機軸上的等效轉動慣量；為啟動時的角加速度; 有參數(shù)知；由空載啟動時間和最大進給速度計算得到；p：為絲杠導程。：為拖板重力和主切削力引起絲杠上的摩擦力，拖板重量由參數(shù)給定，在計算縱向力時（選擇縱向電機），拖板重量為兩個拖板的重量之和，在計算橫向力（選擇橫向電機）時，為小拖板重量，剛與剛的摩擦系數(shù)可查資料，一般為0.050.2；：在選擇橫向電機時，為工作臺上的最大橫向載荷，通過給定吃刀抗力得到；在選擇縱向電機時，為工作臺上的最大縱向載荷，通過給定吃刀抗力得到；：為絲杠螺母副的預緊力，設取的1/31/5； ：為伺服進給系統(tǒng)的總效率，取為0.8； ：為減速器傳動比。 取0.8 取0.05 一般啟動是為空載，于是空載啟動時電機軸上的總負載轉矩為：在最大外載荷下工作時，電動機軸上的總負載轉矩為：計算出的總負載轉矩根據(jù)驅動方式，選擇電機時還需除以一系數(shù)，設為X相2*X拍驅動方式，則總負載轉矩取為：T取根據(jù)求出的負載轉矩，和給定的步距角，上網(wǎng)查詢步進電機型號。圖1-2 步進電機外形及技術特點圖1-3 矩頻特性曲線圖1-4 外形尺寸二同理Z軸（橫向）： 取0.8 取0.05 一般啟動是為空載，于是空載啟動時電機軸上的總負載轉矩為：在最大外載荷下工作時，電動機軸上的總負載轉矩為：計算出的總負載轉矩根據(jù)驅動方式，選擇電機時還需除以一系數(shù)，設為X相2*X拍驅動方式，則總負載轉矩取為：T取根據(jù)求出的負載轉矩，和給定的步距角，上網(wǎng)查詢步進電機型號。 圖1-5 步進電機外形及技術特點圖1-6 矩頻特性曲線圖1-7 外形尺寸 圖1-813齒輪的設計一X方向的齒輪傳動件設計計算：1.選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z235的；傳動比為1.67.2.按齒面接觸強度設計 按公式計算，即 dt2.32a）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（4） 試選1.3（4） 由機械設計書表107選取尺寬系數(shù)d1（4） 由機械設計書表106查得材料的彈性影響系數(shù)189.8Mpa（4） 由機械設計書圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（4） 由公式計算應力循環(huán)次數(shù) （6）由機械設計書圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.90；0.95（7）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.90600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPab）計算試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=23.9mm計算圓周速度v=1.88m/s計算齒寬b及模數(shù)b=d1t=123.9mm=23.9mm=1.195h=2.25=2.251.195mm=2.69mmb/h=23.9/2.69=8.88計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1；根據(jù)v=1.88m/s,7級精度，由機械設計書圖108查得動載系數(shù)=1.07；直齒輪由機械設計書表103查得= =1；由機械設計書表104用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.413。由b/h=8.88，=1.413由書表1013查得=1.35故載荷系數(shù)： K=KA=11.0711.413=1.51191按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=25.13mm計算模數(shù)m m =mm=1.263.按齒根彎曲強度設計由式 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K= KA =11.0711.35=1.4445（2）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限F1=500Mpa，查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限F2=380MPa。（3）由圖10-18取彎曲疲勞強度壽命系數(shù)=0.85，=0.88（4）查取齒型系數(shù)由表105查得Yfa1=2.80；Yfa2=2.45（5）查取應力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.65（6）計算彎曲疲勞許用應力 (7)計算大、小齒輪的并加以比較= 大齒輪的數(shù)值大。(8)設計計算mn對比計算結果，有齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得模數(shù)0.79并就近圓整為標準值m=0.8mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=15.13mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù) 4.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=33.2mm（2）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=24.8mmd2=41.6mm（3）計算齒輪寬度 b=d1b=24.8mmB2=24.8mm，B1=29.8mmZ方向的齒輪傳動件設計計算：1.選精度等級、材料及齒數(shù)4） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。5） 精度等級選用7級精度；6） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z250的；傳動比為2.5.2.按齒面接觸強度設計 按公式計算，即 dt2.32a）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（4） 試選1.3（4） 由機械設計書表107選取尺寬系數(shù)d1（4） 由機械設計書表106查得材料的彈性影響系數(shù)189.8Mpa（4） 由機械設計書圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（4） 由公式計算應力循環(huán)次數(shù) （6）由機械設計書圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.90；0.95（7）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.90600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPab）計算試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=22.89mm計算圓周速度v=1.8m/s計算齒寬b及模數(shù)b=dd1t=122.89mm=22.89mm=1.1445h=2.25=2.251.1445mm=2.58mmb/h=22.89/2.58=8.87計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1；根據(jù)v=1.8m/s,7級精度，由機械設計書圖108查得動載系數(shù)=1.07；直齒輪由機械設計書表103查得= =1；由機械設計書表104用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.413。由b/h=8.87，=1.413由書表1013查得=1.35故載荷系數(shù)： K=KA=11.0711.413=1.51191按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=24.07mm計算模數(shù)m m =mm=1.23.按齒根彎曲強度設計由式 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K= KA =11.0711.35=1.4445（2）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限F1=500Mpa，查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限F2=380MPa。（3）由圖10-18取彎曲疲勞強度壽命系數(shù)=0.85，=0.88（4）查取齒型系數(shù)由表105查得Yfa1=2.80；Yfa2=2.32（5）查取應力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.70（6）計算彎曲疲勞許用應力 (7)計算大、小齒輪的并加以比較= 大齒輪的數(shù)值大。(8)設計計算mn對比計算結果，有齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得模數(shù)0.78并就近圓整為標準值m=0.8mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=24.07mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù) 4.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=42mm（2）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=24mmd2=60mm（3）計算齒輪寬度 b=dd1b=24mmB2=24mm，B1=29mm14絲杠的選擇一設計X方向的滾珠絲杠螺母機構：1、X方向絲杠受力分析：X、Z方向的工作臺滑板及其組件重量（W1、W2）以及Z方向的軸向工作載荷主要由導軌承擔，而X方向絲杠主要承受X方向的軸向力F 。X方向絲杠所受的總軸向力F由兩部分組成：一是刀具所受的X方向軸向工作載荷；二是工作臺滑板及其組件重量（W1、W2）和Z方向的軸向載荷在導軌上產(chǎn)生的合成摩擦力兩部分組成：F式中 F絲杠所受的總軸向力 N ； 導軌與工作臺滑板之間的摩擦力 N ； X方向的軸向工作載荷 N ； Y方向軸向工作載荷 N ； 導軌與工作臺滑板之間的摩擦系數(shù)，由于導軌與工作臺滑板處于邊界潤滑狀態(tài)（脂潤滑或油潤滑），可取0.050.2 ； W1X方向工作臺滑板及其組件重量 N； W2y方向工作臺滑板及組件重量 N ；將有關參數(shù)代入上述公式可得X方向絲杠所受的總軸向力F為：2、絲杠設計計算及選擇當滾珠絲杠副承受軸向載荷時，滾珠和滾道型面間便會產(chǎn)生接觸應力。對滾道型面上某一點而言，其應力狀態(tài)是交變應力。這種交變接觸應力作用下，經(jīng)過一定的應力循環(huán)次數(shù)后，就要使?jié)L珠和滾道型面產(chǎn)生疲勞點蝕現(xiàn)象，隨著麻點的擴大滾珠絲杠副就會出現(xiàn)振動和噪音，而使它失效，這是滾珠絲杠副的主要破壞形式。在設計滾珠絲杠副時，必須保證在一定的軸向工作載荷下，在回轉一百萬轉時，在它的滾道上由于受滾道的壓力而不至于出現(xiàn)點蝕現(xiàn)象，此時所能承受的軸向載荷，稱為這種滾珠絲杠副的最大（基本）額定動載荷Ca。設計在較高速度下長時間工作的滾珠絲杠副時，因疲勞點蝕是其主要的破壞形式， 故應按疲勞壽命選用，并采用與滾動軸承同樣的計算方法，首先從工作載荷F推算最大動載荷Ca，由機械設計可知 或 式中 Ca最大（基本）額定動載荷（N），其值查附表5 計算額定動載荷F絲杠所受總的軸向工作載荷（N）L10基本額定壽命（以一百萬轉為一個單位）L預期使用壽命（以一百萬轉為一個單位）（1）、按額定靜載荷選擇：按F 的原則選擇絲杠：d016mm（2）、按疲勞壽命選擇 =60nT/100000060894.215000/1000000=804.8（百萬轉）(3) （硬度系數(shù)）由2表取1.0，（運轉系數(shù)）由表3取1.2，T 使用壽命由表4取為15000h由已知條件（1）、(2)、(3)，查滾珠絲杠副的表5，根據(jù)導程L04mm 和的原則，并參考同類型設備的實際情況，得出設計選用：外循環(huán)滾珠絲杠，公稱直徑d025，3.5圈1列，Ca=9700N，鋼球直徑Dw（d b）=2.381mm,=255，精度等級為E，基本導程極限偏差為6m，絲杠大徑表面粗糙度為Ra0.8 。由上述計算可知，應選d025、基本導程L04mm長度為150mm的滾珠絲杠。二設計Z方向的滾珠絲杠螺母機構：1、Z方向絲杠受力分析：X、Z方向的工作臺滑板及其組件重量（W1、W2）以及X方向的軸向工作載荷主要由導軌承擔，而Z方向絲杠主要承受Z方向的軸向力F 。Z方向絲杠所受的總軸向力F由兩部分組成：一是刀具所受的Z方向軸向工作載荷；二是工作臺滑板及其組件重量（W1、W2）和X方向的軸向載荷在導軌上產(chǎn)生的合成摩擦力兩部分組成：F式中 F絲杠所受的總軸向力 N ； 導軌與工作臺滑板之間的摩擦力 N ； X方向的軸向工作載荷 N ； Y方向軸向工作載荷 N ； 導軌與工作臺滑板之間的摩擦系數(shù)，由于導軌與工作臺滑板處于邊界潤滑狀態(tài)（脂潤滑或油潤滑），可取0.050.2 ； W1X方向工作臺滑板及其組件重量 N； W2y方向工作臺滑板及組件重量 N ；將有關參數(shù)代入上述公式可得X方向絲杠所受的總軸向力F為：2、絲杠設計計算及選擇當滾珠絲杠副承受軸向載荷時，滾珠和滾道型面間便會產(chǎn)生接觸應力。對滾道型面上某一點而言，其應力狀態(tài)是交變應力。這種交變接觸應力作用下，經(jīng)過一定的應力循環(huán)次數(shù)后，就要使?jié)L珠和滾道型面產(chǎn)生疲勞點蝕現(xiàn)象，隨著麻點的擴大滾珠絲杠副就會出現(xiàn)振動和噪音，而使它失效，這是滾珠絲杠副的主要破壞形式。在設計滾珠絲杠副時，必須保證在一定的軸向工作載荷下，在回轉一百萬轉時，在它的滾道上由于受滾道的壓力而不至于出現(xiàn)點蝕現(xiàn)象，此時所能承受的軸向載荷，稱為這種滾珠絲杠副的最大（基本）額定動載荷Ca。設計在較高速度下長時間工作的滾珠絲杠副時，因疲勞點蝕是其主要的破壞形式， 故應按疲勞壽命選用，并采用與滾動軸承同樣的計算方法，首先從工作載荷F推算最大動載荷Ca，由機械設計可知 或 式中 Ca最大（基本）額定動載荷（N），其值查附表5 計算額定動載荷F絲杠所受總的軸向工作載荷（N）L10基本額定壽命（以一百萬轉為一個單位）L預期使用壽命（以一百萬轉為一個單位）（1）、按額定靜載荷選擇：按F 的原則選擇絲杠：d016mm（2）、按疲勞壽命選擇 =60nT/10000006060015000/1000000=540（百萬轉）(3) （硬度系數(shù)）由2表取1.0，（運轉系數(shù)）由表3取1.2，T 使用壽命由表4取為15000h由已知條件（1）、(2)、(3)，查滾珠絲杠副的表5，根據(jù)導程L06mm 和的原則，并參考同類型設備的實際情況，得出設計選用：外循環(huán)滾珠絲杠，公稱直徑d020，2.5圈1列，Ca=13100N，鋼球直徑Dw（d b）=3.969mm,=524，精度等級為E，基本導程極限偏差為6m，絲杠大徑表面粗糙度為Ra0.8 。由上述計算可知，應選d020、基本導程L06mm長度為150mm的滾珠絲杠。第二章 連接電路和機床進給電機驅動器實現(xiàn)第三象限直線插補加工圖2-1為開環(huán)機電伺服系統(tǒng)微控制器信號流動原理框圖。開環(huán)系統(tǒng)是最簡單的進給系統(tǒng)，這種系統(tǒng)的伺服驅動裝置主要是步進電機、電液脈沖馬達等。由數(shù)控系統(tǒng)送出的進給指令脈沖，經(jīng)驅動電路控制和功率放大后，驅動步進電機轉動，通過齒輪副與滾珠絲杠螺母副驅動執(zhí)行部件。這種系統(tǒng)不需要對實際位移和速度進行測量，更無需將所測得的實際位置和速度反饋到系統(tǒng)的輸入端，于輸入的指令位置和速度進行比較，故稱之為開環(huán)系統(tǒng)。系統(tǒng)的位移精度主要決定于步進電機的角位移精度、齒輪絲杠等傳動元件的導程或節(jié)距精度以及系統(tǒng)的摩擦阻尼特性。此類系統(tǒng)的位移精度較低，其定位精度一般可達0.02 mm。如果采取螺距誤差補償和傳動間隙補償?shù)却胧?，定位精度可提高?. 0l mm。此外，由于步進電機性能的限制，開環(huán)進給系統(tǒng)的進給速度也受到限制，在脈沖當量為0.0lmm時，一般不超過5mmin。開環(huán)進給系統(tǒng)的結構較簡單，調(diào)試、維修、使用都很方便，工作可靠，成本低廉。在一般要求精度不太高的機床上曾得到廣泛應用。 圖2-1 一個方向開環(huán)控制示意圖2.1 PLC控制步進電機時電器接線圖設計圖形接線圖：2.2 三菱PLC控制插補程序設計221 逐點比較法直線插補 根據(jù)已學的知識可知，偏差計算是逐點比較法關鍵的一步，下面以第三象限直線導出偏差的計算公式。如圖所示，假定直線OA的起點為坐標原點，終點A的坐標為，P為加工點，如P點正好處于OA的直線上那么下式 成立；即。圖2-3第三相限直線插補示意圖若任意點P在直線OA的上方（嚴格地說在直線OA與y軸所成的夾角區(qū)域內(nèi)），那么有下述關系成立： ；即若任意點P在直線OA的下方（嚴格地說在直線OA與x軸所成的夾角區(qū)域內(nèi)），那么有下述關系成立；亦即由此可以得偏差判別函數(shù)為當時，點P落在直線上當時，點P落在直線上方； 當時，點P落在直線下方；若時，則向+x軸發(fā)一個脈沖，刀具從點向x方向前進一步，到達新加工點P，因此新加工點P）的偏差值為： （2-1） 如果在某