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湖南工業(yè)大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）
第1章 機床總體布局設(shè)計
1.1 機床總體尺寸參數(shù)的選定
根據(jù)設(shè)計要求并參考實際情況，初步選定機床主要參數(shù)如下：
工作臺寬度×長度 400×1600mm
主軸錐孔 7∶24
工作臺最大縱向行程 300mm
工作臺最大橫向行程 375mm
主軸箱最大垂直行程 400mm
主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) 12級
主軸轉(zhuǎn)速范圍 30~1500r/min
X、Y軸步進電機 130BF001（反應(yīng)式步進電動機）
Z軸步進電動機 130BF001（反應(yīng)式步進電動機）
主電動機的功率 4.0KW
主軸電動機轉(zhuǎn)速 1440r/min
機床外形尺寸（長×寬×高） 150×1200×2300mm
機床凈重 500Kg
1.2 機床主要部件及其運動方式的選定
1.2.1 主運動的實現(xiàn)
因所設(shè)計的機床要求能進行立式的鉆和銑，垂直方向的行程比較大,因而采用工作臺不動,而主軸箱各軸向擺放為立式的結(jié)構(gòu)布局；為了使主軸箱在數(shù)控的計算機控制上齒輪的傳動更準確、更平穩(wěn)，工作更可靠，主軸箱主要采用液壓系統(tǒng)控制滑移齒輪和離合器變換齒輪的有級變速。
1.2.2 進給運動的實現(xiàn)
本次所設(shè)計的機床進給運動均由單片機進行數(shù)字控制，因此在X、Y、Z三個方向上，進給運動均采用滾珠絲杠螺母副，其動力由步進電機通過調(diào)隙齒輪傳遞。
1.2.3 數(shù)字控制的實現(xiàn)
采用單片機控制，各個控制按扭均安裝在控制臺上，而控制臺擺放在易操作的位置，這一點須根據(jù)實際情況而定。
1.2.4 機床其它零部件的選擇
考慮到生產(chǎn)效率以及生產(chǎn)的經(jīng)濟性，機床附件如油管、行程開關(guān)等，以及標準件如滾珠絲杠、軸承等均選擇外購形式。
1.3 機床總體布局的確定
根據(jù)以上參數(shù)及主要部件及其運動方式，則可擬定機床的總體布局圖，詳細圖紙請參照1號A1圖紙。
第2章 主傳動的設(shè)計
2.1 議定轉(zhuǎn)速圖
2.1.1 確定結(jié)構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng)式：
1.主傳動的確定，和公比Ф的確定：
根據(jù)ZJK-7532的使用說明書，初步定主軸轉(zhuǎn)速范圍為95～1600r／min，
則Ф＝=＝＝1.29 ………………………………(2.1)
由設(shè)計手冊取標準值得：Ф=1.26。
令，則 ……………(2.2)
則取。
2.確定變速組和傳動副數(shù)目：
大多數(shù)機床廣泛應(yīng)用滑移齒輪的變速方式，為了滿足結(jié)構(gòu)設(shè)計和操縱方便的要求，通常采用雙聯(lián)或三聯(lián)滑移齒輪，因此主軸轉(zhuǎn)速為12級的變速系統(tǒng)，總共需要三個變速組。
3.確定傳動順序方案：
按著傳動順序，各變速組排列方案有：
12＝3×2×2
12＝2×3×2
12＝2×2×3
從電機到主軸，一般為降速傳動。接近電機處的零件，轉(zhuǎn)速較高，從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也就較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電機處，則可使小尺寸的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，這樣就節(jié)省省材料，經(jīng)濟上就占優(yōu)勢，且這也符合“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取18=3×3×2的方案為好，本次設(shè)計即采用此方案。
4.確定擴大順序方案：
傳動順序方案確定以后，還可列出若干不同擴大順序方案。如無特殊要求，根據(jù)“前密后疏”的原則，應(yīng)使擴大順序和傳動順序一致，通常能得到最佳的結(jié)構(gòu)式方案，故選用12＝××結(jié)構(gòu)式方案。
檢查最后擴大組的變速范圍：
r=～10
故合符要求。
5.結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖：
2.1.2 擬定轉(zhuǎn)速圖：
根據(jù)已確定的結(jié)構(gòu)式或結(jié)構(gòu)網(wǎng)議定轉(zhuǎn)速圖時，應(yīng)注意解決定比傳動和分配傳動比，合理確定傳動軸的轉(zhuǎn)速。
① 定比傳動
在變速傳動系統(tǒng)中采用定比傳動，主要考慮傳動、結(jié)構(gòu)和性能等方面的要求，以及滿足不同用戶的使用要求。在鉆銑床的設(shè)計中，總降速比為u=125/1440=0.087。若每一個變速組的最小降速比均取1/4。則三個變速組的總降速可達。故無需要增加降速傳動，但為了使中間兩個變速組做到降速緩慢，以利于減小變速箱的徑向尺寸和有利于制動方便，在Ⅰ－Ⅱ軸間增加一對降速傳動齒輪（），同時，也有利于設(shè)計變型機床，因為只要改 變這對降速齒輪傳動比，在其他三個變速組不變的情況下，就可以將主軸的12種轉(zhuǎn)速同時提高或降低，以便滿足不同用戶的要求。
② 分配降速比
前面已確定，12＝3×2×2共需三個變速組，并在Ⅰ－Ⅱ軸間增加一對降速傳動齒輪，要用到四個變速組，在主軸Ⅴ上標出12級轉(zhuǎn)速：125～1600r/min,在第Ⅰ軸上用A點代表電動機轉(zhuǎn)速，最低轉(zhuǎn)速用E點標出，因此A,E兩點相距約11格，即代表總降速傳動比為。
③ 定出各變速組的最小傳動比
根據(jù)降速前慢后快的原則，在Ⅳ－Ⅴ軸間變速組取，在Ⅲ－Ⅳ軸間變速組取，在Ⅱ－Ⅲ軸間變速組取，則：
根據(jù)結(jié)構(gòu)式可知：Ⅱ～Ⅴ軸間變速組的級比指數(shù)分別為：1，3，6。傳動副為：3，2，2。則畫出上圖的轉(zhuǎn)速圖。
2.1.3 確定各齒輪的齒數(shù)：
在確定齒輪齒數(shù)時應(yīng)注意：齒輪的齒數(shù)和不應(yīng)過大，以免加大兩軸之間的中心距，使機床的結(jié)構(gòu)龐大，而且增大齒數(shù)和還會提高齒輪的線速度而增大噪聲，所以在設(shè)計時要把齒數(shù)和控制在；為了控制每組嚙合齒輪不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，使最小齒數(shù)，因而齒輪的齒數(shù)和不應(yīng)過小。
在Ⅳ－Ⅴ軸間：∵
則可查表1.58和2.51兩行
又∵而最小齒輪的齒數(shù)是在的齒輪副中，令
則等，∵在高速軸中盡量使齒輪的幾何尺寸小一點以減小主軸的尺寸，所以可取
∴ 可查出：，
，
同理：① 且查得….
取 則查得：，
，
②
查得：
∵ 三聯(lián)滑移齒輪中的最大齒數(shù)與次大齒數(shù)之差必須要大于或等于4，則必需有
又∵ 前傳動軸的轉(zhuǎn)速高，扭矩小，一般傳動件的尺寸要小一些，因而齒數(shù)和可取比前一級變速組小
用計算法：取，則
則
∴
0
③ ∵ 取
則
滑移齒輪齒數(shù)的驗算：在三聯(lián)滑移齒輪中，為了確保其左右移動時能順利通過，不致相碰，則必須保證三聯(lián)滑移齒輪的次大齒輪與最大齒輪的配對齒輪不相碰（最大齒輪布置在中間），即：
又∵
則必須保證：
∵從上面計算可知：
則 這與要求不符。
但是∵Ⅲ與Ⅳ都采用了離合器，使齒輪和的距離拉大了，因而在滑移齒輪在移動過程中不存在相碰的情況，
∴三聯(lián)滑移齒輪在這個設(shè)計里是可以實現(xiàn)的。
2.1.4 傳動系統(tǒng)圖的擬定：
根據(jù)以上分析及計算，擬定如下傳動系統(tǒng)圖：
2.2主傳動主要零件的強度計算：
2.2.1電動機的選擇
1. 電動機的功率計算
鉆頭材料選用W18Cr4V,
根據(jù)加工要求選用鉆頭直徑D＝25mm，
則查表得進給量S＝0.39～0.47mm，
根據(jù)鉆孔切削用量表查得：n＝377r/min，M=8580N·m
則 ……………………………(2.3)
2. 電動機參數(shù)的選擇
在選擇電動機時，必須使得P≥P，根據(jù)這個原則，查《機械設(shè)計手冊》選取Y112M-4型電動機，其基本參數(shù)如下（單位為mm）：
A=190 B=140 C=70 D=28 E=60 F=8
G=24 H=112 K=12 AB=245 AC=230
AD=190 HD=265 BB=180 L=400
2.2.2齒輪傳動的設(shè)計計算
由于直齒圓柱齒輪具有加工和安裝方便、生產(chǎn)效率高、生產(chǎn)成本低等優(yōu)點，而且直齒圓柱齒輪傳動也能滿足設(shè)計要求，所以本次設(shè)計選用漸開線直齒圓柱齒輪傳動；主軸箱中的齒輪用于傳遞動力和運動，它的精度直接與工作的平穩(wěn)性、接觸誤差及噪聲有關(guān)。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都選用較高的精度，但考慮到制造成本，本次設(shè)計都選用7-6-6的精度。具體設(shè)計步驟如下：
1、模數(shù)的估算：
按接觸疲勞和彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪各參數(shù)都已知道后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數(shù)。
齒輪彎曲疲勞的估算公式：
mm （式中即為齒輪所傳遞的功率） …………（2.4）
齒面點蝕的估算公式：
mm （式中即為齒輪所傳遞的功率）……………（2.5）
其中為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，為齒輪中心距。
由中心距及齒數(shù)求出模數(shù)：
mm ……………………………………………………(2.6)
根據(jù)估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數(shù)。
前面已求得各軸所傳遞的功率，各軸上齒輪模數(shù)估算如下：
第一對齒輪副 ∵
∴ mm
mm
mm
所以，第一對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應(yīng)為mm
第二對齒輪副 ∵
∴ mm
mm
mm
所以，第二對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應(yīng)為mm
第三對齒輪副 ∵
∴ mm
mm
mm
所以，第三對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應(yīng)為mm
第四對齒輪副 ∵
∴ mm
mm
mm
所以，第四對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應(yīng)為mm
綜上所述，為了降低成本，機床中各齒輪模數(shù)值應(yīng)盡可能取相同，但因為Ⅴ軸的轉(zhuǎn)速比較小，扭矩比較大，為了增加其強度和在主軸上能起到飛輪的作用，需增加Ⅴ軸齒輪的幾何尺寸。所以，本次設(shè)計中在Ⅰ～Ⅳ間各個齒輪模數(shù)均為=2.5mm，在Ⅴ軸上就取。
2、齒輪分度圓直徑的計算
根據(jù)漸開線標準直齒圓柱齒輪分度圓直徑計算公式可得各個傳動副中齒輪的分度圓直徑為：
3、齒輪寬度B的確定
齒寬影響齒的強度，但如果太寬，由于齒輪制造誤差和軸的變形，可能接觸不均勻，反兒容易引起振動和噪聲。一般取B=（6~10）m。本次設(shè)計中，取主動齒輪寬度B=8m=8×2.5=20mm(在最后一對齒輪嚙合取也取B=7m≈20)，則與其嚙合的從動齒輪的寬度一致。而取多聯(lián)齒輪的寬度B=8m=8×2.5=20mm，為了使嚙合更容易和平穩(wěn)，則與其嚙合的從動齒輪的寬度要小一點，取B’=6m＝6×2.5＝15mm。
4、齒輪其他參數(shù)的計算
根據(jù)《機械原理》中關(guān)于漸開線圓柱齒輪參數(shù)的計算公式及相關(guān)參數(shù)的規(guī)定，齒輪的其它參數(shù)都可以由以上計算所得的參數(shù)計算出來，本次設(shè)計中，這些參數(shù)在此不在一一計算。
5、齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計
不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結(jié)構(gòu)的要求也不同，7級精度的齒輪，用較高精度的滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾或插后要剃齒，使精度高于7級，或者淬火后再珩齒。6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須才能達到6級。機床主軸箱中的齒輪齒部一般都需要淬火。
6、齒輪的校核（接觸疲勞強度）：
∵ 計算齒輪強度用的載荷系數(shù)K，包括使用系數(shù),動載荷系數(shù),齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分布系數(shù)，即：
=1.25×1.07×1.1×1.12=1.65 ……………………………(2.7)
查表得：=0.88 =2.5 =189.8
= …………………………………(2.8)
將數(shù)據(jù)代入得：1100mpa
齒輪接觸疲勞強度滿足，因此接觸的應(yīng)力小于許用的接觸應(yīng)力。其它齒輪也符合要求，故其余齒輪不在驗算，在此略去。
2.3 軸的設(shè)計計算
2.3.1各傳動軸軸徑的估算
滾動軸承的型號是根據(jù)軸端直徑確定的，而且軸的設(shè)計是在初步計算軸徑的基礎(chǔ)上進行的，因此先要初算軸徑。軸的直徑可按扭轉(zhuǎn)強度法用下列公式進行估算。
………………………………………………(2.9)
對于空心軸，則
……………………………………………(2.10)
式中，——軸傳遞的功率，kW；
——軸的計算轉(zhuǎn)速，r/min；
——其經(jīng)驗值見表15-3；
取β的值為0.5。
（1）、計算各傳動軸傳遞的功率P
根據(jù)電動機的計算選擇可知，本次設(shè)計所選用的電動機額定功率各傳動軸傳遞的功率可按下式計算：
…………………………………………(2.11)
——電機到傳動軸之間傳動效率；
由傳動系統(tǒng)圖可以看出，本次設(shè)計中采用了聯(lián)軸器和齒輪傳動，則各軸傳遞的功率為：
=0.96， =0.93， =0.904 =0.877 所以，各傳動軸傳遞的功率分別為：
3.509
(2) 估算各軸的最小直徑
本次設(shè)計中，考慮到主軸的強度與剛度以及制造成本的經(jīng)濟性，初步選擇主軸的材料為40Cr，其它各軸的材料均選擇45鋼，取A0值為115，各軸的計算轉(zhuǎn)速由轉(zhuǎn)速圖得出：
n1j=1002r/min, n2j=631r/min, n3j=315r/min, n4j=250r/min, 所以各軸的最小直徑為：
在以上各軸中，每根軸都開有平鍵或花鍵，所以為了使鍵槽不影響軸的強度，應(yīng)將軸的最小直徑增大5%，將增大后的直徑圓整后分別取各軸的最小直徑為：
=18, =23, =34, =46
2.3.2 各軸段長度值的確定
各軸段的長度值，應(yīng)根據(jù)主軸箱的具體結(jié)構(gòu)而定，且必須滿足以下的原則：
（1）、應(yīng)滿足軸承及齒輪的定位要求；
（2）、應(yīng)滿足滑移齒輪安全滑移的要求；
2.3.3 軸的剛度與強度校核
根據(jù)本次設(shè)計的要求，需選擇除主軸外的一根軸進行強度校核，而主軸必須進行剛度校核。在此選擇第Ⅲ根軸進行強度校核。
（1）、第三根軸的強度校核
1)、軸的受力分析及受力簡圖
由主軸箱的展開圖可知，該軸的動力源由電動機通過齒輪傳遞過來，而后通過一個三聯(lián)齒輪將動力傳遞到下一根軸。其兩端通過一對角接觸球軸承將力轉(zhuǎn)移到箱體上去。由于傳遞的齒輪采用的直齒圓柱齒輪，因此其軸向力可以忽略不計。所以只要校核其在xz平面及yz平面的受力。軸所受載荷是從軸上零件傳來的，計算是，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān)。其受力簡圖如下：
在xz平面內(nèi)：
在yz平面內(nèi)：
2）、作出軸的彎矩圖
根據(jù)上述簡圖，分別按xz平面及yz平面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結(jié)果分別作出兩個平面的上的彎矩圖。
在xz平面內(nèi)，根據(jù)力的平衡原理可得：
R1+R2+Ft2=Ft1 …………………………………………………(2.12)
將各個力對R1取矩可得：
Ft1×a=Ft2×（l-b）+R2×l ……………………………………(2.13)
∵ Ft1=2/d7 ………………………………………………(2.14)
Ft2=2/d11 ……………………………………………… (2.15)
由以上兩式可解出：
R1=Ft1（l-a）/l-Ft2×b/l ……………………………………(2.16)
R2=Ft1×a/l-F2xz+Ft2×b/l …………………………………… (2.17)
由于有多個力的存在，彎矩無法用一個方程來表示，用x來表示所選截面距R1的距離，則每段的彎矩方程為：
在AB段： M=R1×x （a≥x≥0）
在BC段： M=R1×（a+x）-Ft1×x （l-b≥x≥a）
在CD段： M=R2（l-x） （l≥x≥l-b）
則該軸在xz平面內(nèi)的彎矩圖為：
同理可得在yz平面內(nèi)的彎矩圖為：
3)、作出軸的扭矩圖
由受力分析及受力簡圖可知，該軸只在yz平面內(nèi)存在扭矩。其扭矩大小為：
T1=Ft1·r7 T2=Ft2·r11 …………………(2.18)
則扭矩圖為：
4）、作出總的彎矩圖
由以上求得的在xz、yz平面的彎矩圖，根據(jù)M=可得總的彎矩圖為：
5）、作出計算彎矩圖
根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，則可由公式Mca=求出計算彎矩，其中α是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產(chǎn)生應(yīng)力的循環(huán)特性差異的系數(shù)，因通常由彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)的變應(yīng)力，而扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力則常常不是對稱循環(huán)的變應(yīng)力，故在求計算彎矩時，必須計及這種循環(huán)特性差異的影響。即當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時，取α≈0.3；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取α≈0.6；若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力也為對稱循環(huán)變應(yīng)力時，則取α=1。應(yīng)本次設(shè)計中扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，所以取α≈0.3，則計算彎矩圖為：
6）、校核軸的強度
選擇軸的材料為45鋼，并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。由機械設(shè)計手冊查得其許用彎曲應(yīng)力為60MP，由計算彎矩圖可知，該軸的危險截面在B的作用點上，由于該作用點上安裝滑移齒輪，開有花鍵，由機械設(shè)計可查得其截面的慣性矩為：
W= [πd4+（D-d）（D+d）2zb]/32D …………………………………………(2.19)
其中z為花鍵的數(shù)目，在本次設(shè)計中，z=6，D=28mm，d=23mm， b=6mm
所以其截面的慣性矩為W=524.38mm3
根據(jù)標準直齒圓柱齒輪受力計算公式可得圓周力與徑向力：
Ft=2T1/d1 Fr=Ft×tgα ……………………………(2.20)
其中T1為小齒輪傳遞的扭矩，N·mm；α為嚙合角，對標準齒輪，取α=20；而Ft與Fr分別對應(yīng)與xz平面及yz平面的力。各段軸的長度可從2號A0圖中得出，則根據(jù)前面的公式可得出該軸危險截面的計算彎矩為：Mca=25014.22N·m，則該軸危險截面所受的彎曲應(yīng)力為：δca=25014.22/524.38≈47.7MP≤60MP，所以該軸的強度滿足要求。
（2）、主軸的剛度校核
1）、主軸材料的選擇
考慮到主軸的剛度和強度，選擇主軸的材料為40Cr，并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理；
2）、主軸結(jié)構(gòu)的確定
①主軸直徑的選擇
根據(jù)機床主電機功率來確定(參考《金屬切削機床》（下）的154頁)：
∵ P＝4KW，屬于中等以上轉(zhuǎn)速，中等以下載荷的機床
∴可取
②主軸內(nèi)孔直徑
………………………(2.21)
其中 ，----空心主軸的剛度和截面慣性矩
K, I ----實心主軸的剛度和截面慣性矩
當則主軸的剛度急劇下降，故取<0.7
主軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)根據(jù)主軸上應(yīng)安裝的組件以及在主軸箱里的具體布置來確定，主軸的具體結(jié)構(gòu)已在三維圖上表達清楚，在此不在繪出。
其中： D=31.750
d＝18 L=73
3）、主軸的剛度驗算
①軸的變形和允許值
軸上裝齒輪和軸承處的繞度和傾角（y和）應(yīng)該小于彎曲變形的許用值
即y
軸的類型
（mm）
變形部位
（rad）
一般傳動軸
4.0003~0.0005l
裝向心軸承處
0.0025
剛度的要求較高
-0.0002l
裝齒輪處
0.001
安裝齒輪軸
（0.01~0.00）m
裝單列圓錐滾子軸承
0.006
其中：L表跨距，m表模數(shù)
②軸的變形計算公式
計算軸本身彎曲變形產(chǎn)生的繞度y及傾角時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。按材料力學相關(guān)公式計算，主軸的直徑相差不大且計算精度要求不高的時候，可把軸看作等徑軸，采用平均直d來計算，計算花鍵時同樣選擇用平均直徑
圓軸： d ……………………………………………………(2.22)
慣性矩： I= ……………………………………………………(2.23)
矩形花鍵軸： d1= ………………………………………………(2.24)
………………………………………………(2.25)
慣性矩： ……………………………(2.26)
③軸的分解和變形合成
對于復(fù)雜受力的變形，先將受力分解為三個垂直面上的分力，應(yīng)用彎曲變形公式求出所求截面的兩個垂直平面的和y。然后進行疊加，在同以平面內(nèi)的可進行代數(shù)疊加，在兩平面內(nèi)的按幾何公式，求出該截面的總繞度和總傾角
④危險工作面的判斷
驗算剛度時應(yīng)選擇最危險的工作條件進行，一般時軸的計算轉(zhuǎn)速低傳動齒輪的直徑小，且位于軸的中央時，軸受力將使總變形劇烈，如對：二、三種工作條件難以判斷那一種最危險，就分別進行計算，找到最大彎曲變形值和y。
⑤ 提高軸剛度的一些措施
加大軸的直徑，適當減少軸的跨度或增加第三支承，重新安排齒輪在軸上的位置改變軸的布置方位等。
⑥ 軸的校核計算
軸的計算簡圖在xz平面內(nèi)：
同理可得在yz平面內(nèi)的受力圖，在此不在畫出。
主軸的傳動功率：
P主==3.513KW ……………………………………………(2.27)
主軸轉(zhuǎn)矩： T主==156900 ……………………(2.28)
支點上的力： ……………………(2.29)
………………………(2.30)
根據(jù)彎矩平衡：
…………(2.31)
求得：RHE=-84.9
根據(jù)力得平衡：
則彎矩圖為：
2）垂直平面得彎矩圖：
=951.71N ……………………………………………(2.32)
=761.4N ……………………………………………(2.33)
根據(jù)平面內(nèi)得彎矩平衡有：
……………………(2.34)
再根據(jù)力得平衡：
則可得B、C點得彎矩圖：
在B點和C 點為最危險截面，要滿足要求，B、C點滿足即可，在B、C截面得彎矩為：
=803403.1N·㎜ ……………………………(2.35)
=675702.3 N·㎜ ……………………………(2.36)
扭矩圖為：
經(jīng)分析可知B所在得位置為最危險截面，只要B滿足條件即可，則剛度滿足。
計算彎矩
………………………………………(2.37)
=862517.2 N·㎜
軸得抗彎截面系數(shù)為：
……………………………………(2.38)
53.96 …………………………………(2.39)
故滿足第三強度理論
剛度驗算：
在水平面內(nèi)，單獨作用時：
………………………………………(2.40)
=
=-0.02598mm
其中I==2747500 …………………………………(2.41)
在單獨作用下：
…………………………………………(2.42)
=
=-0.0182mm
在兩力得共同作用下：
…………………………………………(2.43)
在垂直面內(nèi)有(在單獨作用時)
………………………………………………(2.44)
=
=-0.0072mm
其中I==2747500 …………………………………………(2.45)
在單獨作用下：
………………………………………………(2.46)
=
=-0.0182mm
在兩力得共同作用下：
………………………………………(2.47)
故在共同作用下，x處為危險截面，其最大繞度為
…………………………………(2.48)
而一般的剛度
=0.21~0.35mm
故符合剛度要求，其轉(zhuǎn)角就不驗算了。
1）下面校核由Ⅴ傳到主軸時的強度，剛度，校核，
主軸的傳動功率：P主==5.9974KW ………………………(2.49)
主軸轉(zhuǎn)矩：T主==143188Nmm …………………………(2.50)
支點上的力： …………………………(2.51)
………………………(2.52)
根據(jù)彎矩平衡：
………………………………(2.53)
求得：RHE=-244.9N
根據(jù)力得平衡：
2）垂直平面得彎矩：
=868.6N ………………………………………………(2.54)
=501.1 N ……………………………………………(2.55)
根據(jù)平面內(nèi)得彎矩平衡有：
…………………………………(2.56)
再根據(jù)力得平衡：
則可得B、C點得彎矩圖：
在B點和C 點為最危險截面，要滿足要求，B、C點滿足即可，在B、C截面得彎矩為：
=110489.6N·㎜ ……………………………(2.57)
=708402.5 N·㎜ ……………………………(2.58)
扭矩圖為：
經(jīng)分析可知B所在得位置為最危險截面，只要B滿足條件即可，則剛度滿足。
計算彎矩
=942100 N·㎜ …………………………(2.59)
軸得抗彎截面系數(shù)為：
……………………………………(2.60)
=58.94 ………………………………………(2.61)
故滿足第三強度理論
剛度驗算：
在水平面內(nèi)，單獨作用時：
………………………………………………(2.62)
=
=-0.018147mm
其中I==2747500 ………………………………………(2.63)
在單獨作用下：
………………………………………………(2.64)
=
=-0.00551mm
在兩力的共同作用下：
………………………………………(2.65)
在垂直面內(nèi)有(在單獨作用時)
………………………………………………(2.66)
=
=-0.0066mm
其中I==2747500 …………………………………………(2.67)
在單獨作用下：
………………………………………………(2.68)
=
=-0.001515mm
在兩力得共同作用下：
…………………………………………(2.69)
故在共同作用下，x處為危險截面，其最大繞度為
……………………………………(2.70)
而一般的剛度=0.21~0.35mm
故符合剛度要求，其轉(zhuǎn)角就不驗算了。
2.4離合器的選用
離合器在機器運轉(zhuǎn)中可將傳動系統(tǒng)隨時分離或接合，對離合器的要求有：接合平穩(wěn)，分離迅速徹底；調(diào)節(jié)和修理方便；外廓尺寸小；質(zhì)量??；耐磨性好和有足夠的散熱能力；操作方便省力。離合器的類型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦式。根據(jù)設(shè)計要求，我選用了電磁式摩擦片離合器。根據(jù)經(jīng)驗值；。
第3章 進給系統(tǒng)的設(shè)計計算
3.1垂直進給系統(tǒng)的設(shè)計計算
假定主軸箱的重量： =100kgf=100×9.8=980N
Z軸的行程為： 400mm
垂直脈沖當量： 0.01mm
預(yù)選滾珠絲杠基本導(dǎo)程： =10mm
步距角：
快速進給速度： =2.0m/min
3.1.1 脈沖當量和傳動比的確定
⑴、傳動比的選定
對于步進電機，當脈沖當量確定，并且滾珠絲桿導(dǎo)程和步進電機步距角都已初步選定后，則可用下式來計算該軸伺服傳動系統(tǒng)的傳動比：
………………………………(3.1)
⑵、計算轉(zhuǎn)動慣量
初選步進電機的型號為130BF001
則查表查出電機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量＝40.06×
對于軸，軸承，齒輪，聯(lián)軸節(jié)，絲桿等圓柱體的轉(zhuǎn)動慣量公式為：
………………………………………………(3.2)
對于鋼材，材料密度為，則有
………………………………………(3.3)
從資料定出齒輪副為：
m＝1.5 mm B=20mm
則： 齒輪轉(zhuǎn)動慣量：
＝ ………………………………………………(3.4)
＝ ………………………………………………(3.5)
滾珠絲桿轉(zhuǎn)動慣量折算：
＝ ……………………………………………(3.6)
工作臺質(zhì)量折算：
＝ …(3.7)
傳動系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動慣量計算：
＝
＝＝6.16 …………………………(3.8)
⑶、工作載荷分析及計算
普通麻花鉆每一切刃都產(chǎn)生切向切削抗力,徑向切削抗力與軸向切削抗力。當左，右切削刃對稱時，徑向抗力相互平衡。切向抗力形成鉆削扭矩M，它消耗了切削功率。所有切削刃上軸向抗力之和形成了鉆頭上的軸向力。
鉆削時安裝工件的工作臺是靜止的，不作縱，橫向進給運動，因此鉆削時工作臺載荷主要是垂直進給方向載荷，其大小與鉆削軸向力F相同，方向相反。當鉆削工作臺不作垂直進給時，是工作臺的靜壓垂直載荷；當工作臺作垂直進給時，是工作臺垂直進給抗力。
∵ 鉆頭直徑，取進給量f＝0.36mm/r
則查表得到高速鋼鉆頭鉆孔時的軸向力F＝7330N。
3.1.2滾珠絲杠設(shè)計計算
滾珠絲杠副已經(jīng)標準化，因此，滾珠絲杠副的設(shè)計歸結(jié)為滾珠絲杠副型號的選擇。
1）計算作用在絲杠上的最大動負荷
首先根據(jù)切削力和運動部件的重量引起的進給抗力，計算出絲杠的軸向載荷，再根據(jù)要求的壽命值計算出絲杠副應(yīng)能承受的最大動載荷C：
= …………………………………………………………(3.9)
式中——運轉(zhuǎn)狀態(tài)系數(shù)，一般運轉(zhuǎn)取1.2～1.5，有沖擊的運轉(zhuǎn)取1.5～2.5；
——滾珠絲杠工作載荷（N）；
——工作壽命，單位為10r，可按下式計算
= ……………………………………………………(3.10)
式中 ——滾珠絲杠的轉(zhuǎn)速（r/min）；
——使用壽命時間（h），數(shù)控機床取15000h。
鉆銑床主軸燕尾導(dǎo)軌滾珠絲桿副驅(qū)動時滾珠絲桿的工作載荷：
……………………………………………………(3.11)
式中 F——切削時的軸向切削抗力；
——軸套和軸架以及主軸鍵上的摩擦系數(shù)＝0.15；
M——主軸上的扭矩；
——主軸直徑；
則 = ………………………………(3.12)
………………………………………………………(3.13)
其中為最大切削力條件下的進給速度（），可取最高進給速度的～；為絲杠基本導(dǎo)程（），計算時，可初選一數(shù)值，等剛度驗算后再確定；
則 ……………………………………………(3.14)
為額定使用壽命（），可取＝15000h;
則 ＝＝60.03萬轉(zhuǎn) ………………………………(3.15)
根據(jù)工作負載、壽命，計算出滾珠絲杠副承受的最大動負載，?。?.2，則：
=＝＝37997.8N …………………… (3.16)
由查《機床設(shè)計手冊》，選擇絲杠的型號。選擇滾珠絲杠的直徑為40mm，型號為CDM4010-5-P4,其額定動載荷是53411N，強度足夠用。
2） 效率計算 根據(jù)《機械原理》的公式，絲杠螺母副的傳動效率為
＝ ………………………………………(3.17)
式中 ——螺紋的螺旋升角，該絲杠為5°41′；
——摩擦角約等于10′。
則 ＝0.971 ……………………………… (3.18)
3） 剛度驗算
①.絲桿的拉壓變形量
滾珠絲杠工作時受軸向力和扭矩的作用，它將引起導(dǎo)程發(fā)生變化，因滾珠絲杠受扭時引起的導(dǎo)程變化量很小，可忽略不計，故工作負載引起的導(dǎo)程變化量
……………………………………………(3.19)
式中 ——彈性模數(shù)，對鋼，；
——滾珠絲杠截面積（）（按絲杠螺紋底徑確定）
＝×＝834.7 …………………………(3.20)
“＋”用于拉伸時，“－”用于壓縮時。
則 ………(3.21)
則絲桿的拉伸或壓縮變形量
………………(3.22)
②.滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量
該變形量與滾珠列、圈數(shù)有關(guān)，即與滾珠總數(shù)量有關(guān)，與滾珠絲桿的長度無關(guān)。當絲桿在工作時有預(yù)緊時，其計算公式為：
…………………………………………(3.23)
式中 ——滾珠直徑；
——滾珠總數(shù)量＝Z×圈數(shù)×列數(shù)；
Z——一圈的滾珠數(shù)，Z=(外循環(huán))，，Z=（）－3（內(nèi)循環(huán)）；
——滾珠絲桿的公稱直徑；
——預(yù)緊力；
——滾珠絲桿工作載荷；
∵ …………………………………… (3.24)
Z==π×40/5.953＝21.11 …………………………………(3.25)
則＝Z×圈數(shù)×列數(shù)＝21.11×2.5×2＝73.88 ……………………(3.26)
又∵滾珠絲桿的預(yù)緊力為軸向工作載荷的1/3，值可減小一半，因而 …………………………………………………… (3.27)
③.支承滾珠絲桿的軸承的軸向接觸變形
在垂直進給運動中采用角接觸球軸承，其計算公式為：
…………………………………………………(3.28)
式中 ——軸承所受軸向載荷；
——軸承的滾動休數(shù)目；
——軸承滾動體直徑；
∵ 工作載荷 ………………………………………(3.29)
滾珠絲桿的滾動體數(shù)量，滾動體直徑
則 …………… (3.30)
因為有預(yù)緊力，故實際變形量 ………………… (3.31)
根據(jù)以上的計算，則總變形量為：
………………(3.32)
四級精度絲桿允許的螺距誤差為25μm，故剛度足夠。
4）、壓桿穩(wěn)定的校核
滾珠絲桿通常屬于受軸向力的細長桿，若軸向力工作負荷過大，將使絲桿失去穩(wěn)定而產(chǎn)生縱向屈曲，即失穩(wěn)。失穩(wěn)時的臨界載荷為：
= 2 EI/L2(N) ……………………………………………(3.33)
式中： E為絲桿的彈性模量，對于鋼，E=20.6104，
I為截面慣性矩，I=d14/64，(d1為絲桿底徑),
L為絲桿最大工作長度，為絲桿支承方式系數(shù).
∵ I=×32.64/64=55442.2 ……………………………………(3.34)
對于一端固定一端自由的情況 =0.25
∴ =20.25×20.610455442.2/5802
=8.38104
臨界載荷與絲桿工作載荷之比稱為穩(wěn)定性安全系數(shù)，如果大于許用穩(wěn)定性安全系數(shù)[]，則該滾珠絲桿不會失穩(wěn)。一般取[]=2.5-4。
=8.38104/8087＝10.4 ……………………………… (3.35)
∴ 壓桿穩(wěn)定
3.1.3步進電機的選擇
（1）、負載轉(zhuǎn)矩計算及最大靜轉(zhuǎn)矩選擇
∵ …………………………(3.36)
又∵ t＝0.03s
①則折算到電動機軸上的總加速力矩為：
………(3.37)
②折算到電動機軸上的摩擦力矩
∵ G＝980N ，(燕尾形導(dǎo)軌) ，
總效率 ， =4.17
∴ ……(3.38)
③附加摩擦力矩
∵ 預(yù)緊力 , 為滾珠絲桿未預(yù)緊時傳動效率，取
∴ ……(3.39)
則步進電機快速空轉(zhuǎn)啟動力矩：
………(3.40)
對于工作方式未五相十拍的步進電機最大靜轉(zhuǎn)矩為：
………………(3.41)
從相關(guān)資料查出130BF001型步進電動機最大靜轉(zhuǎn)矩為9.31，大于所需最大靜轉(zhuǎn)矩，可作為初選型號。
（2）、校核步進電機的空載啟動頻率
∵ 步進電機的空載啟動頻率是
…………(3.42)
查相關(guān)資料知：130BF001型步進電機允許的最高空載啟動頻率為＝3000,因而必須分三個階梯啟動，每個階梯啟動頻率為,在0.25s內(nèi)完成升速，0.05s過渡。取，則步進電機的運行頻率為：
………………………………(3.43)
而步進電機允許的運行頻率為16000，所以滿足設(shè)計要求。
滾珠絲杠沒有自鎖能力，垂直坐標不能鎖住，而主軸箱的重量相對來說比較大所以必須采用平衡裝置，避免在工作時主軸箱的失控下降。
3.1.4滾珠絲桿副的預(yù)緊方式
為了消除間隙和提高滾珠絲桿副的剛度，可以預(yù)加載荷，使它在過盈的條件下工作，常用的預(yù)緊方法有：雙螺母墊片式預(yù)緊、雙螺母螺紋式預(yù)緊、雙螺母齒差式預(yù)緊等。預(yù)緊后的剛度可提高到為無預(yù)緊時的2倍。但是，預(yù)緊載荷過大，將使壽命下降和摩擦力矩加大。通常，滾珠絲桿在出廠時，就已經(jīng)由制造廠調(diào)好預(yù)加載荷，并且預(yù)加載荷往往與絲桿副的額定動載荷有一定的比例關(guān)系。
雙螺母墊片式預(yù)緊：①調(diào)整方法：調(diào)整墊片厚度，使螺母產(chǎn)生軸向位移。②特點：結(jié)構(gòu)見到，裝卸方便，剛度高；調(diào)整不便，滾道有磨損時，不能隨時消除間隙和預(yù)緊，適用于高剛度重載傳動。
雙螺母螺紋式預(yù)緊：①調(diào)整方法：調(diào)整端部的圓螺母，使螺母產(chǎn)生軸向位移。②結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠，調(diào)整方便，丹準確性差，且易于松動，適用于剛度要求不高或隨時調(diào)節(jié)預(yù)緊的傳動。
雙螺母齒差式預(yù)緊：①調(diào)整方法：兩邊的下螺母的凸緣上有外齒，分別與緊固的螺母座兩端的內(nèi)齒圈，兩個螺母向相同方向旋轉(zhuǎn)，每轉(zhuǎn)過一個齒，調(diào)整軸向位移。②能夠精確地調(diào)整預(yù)緊力，但結(jié)構(gòu)尺寸較大，裝配調(diào)整比較復(fù)雜，宜用于高度精度的傳動機構(gòu)。
在垂直進給運動中要求要不定時調(diào)節(jié)預(yù)緊力，因而宜用雙螺母螺紋式預(yù)緊。3.1.5 齒輪傳動消隙
齒輪傳動的間隙也叫側(cè)隙，它是指一個齒輪固定不動，另一個齒輪能夠作出的最大角位移。傳動間隙是不可避免的，其產(chǎn)生的這樣原因有：由于制造及裝配誤差所產(chǎn)生的間隙；為使用熱膨脹而特意留出的間隙。為了提高定位精度和工作的平穩(wěn)性，要盡可能減小傳動間隙。除了提高制造和裝配精度外，消隙的主要途徑有：設(shè)計可調(diào)整傳動間隙的機構(gòu)；設(shè)置彈性補償元件。在這設(shè)計里我采用可調(diào)整齒輪傳動間隙的機構(gòu)來消除間隙。
3.2 橫向進給系統(tǒng)的設(shè)計計算
滾珠絲杠螺母副的選擇計算
假定工作臺及零件的總的量： =200kgf=100×9.8=980N
Z軸的行程為： 300mm
縱向脈沖當量： 0.01mm
預(yù)選滾珠絲杠基本導(dǎo)程： =5mm
步距角：
快速進給速度： =2.0m/min
3.2.1脈沖當量和傳動比的確定
⑴、傳動比的選定
…………………………………(3.44)
⑵、計算轉(zhuǎn)動慣量
初選步進電機的型號為130BF001
則查表查出電機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量＝40.06×
為了機床的布局緊湊且方便可取i=1.0。
則滾珠絲桿轉(zhuǎn)動慣量折算：
………(3.45)
工作臺質(zhì)量折算：
……(3.46)
傳動系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動慣量計算：
++=（40.06+36.81+12.7）
……………………………(3.47)
⑶、工作載荷分析及計算
滾珠絲杠上的工作載荷是指滾珠絲杠副在驅(qū)動工作臺是滾珠絲杠所承受的軸向力，也叫作進給牽引力。它包括滾珠絲杠的走刀抗力及與移動體重力和作用在導(dǎo)軌上的其他切削分力相關(guān)的摩檫力。據(jù)機床加工的特點，當銑削槽時，工作載荷最大，由于銑削時，工作載荷既包括銑削時沿著絲杠軸的方向的力（即軸向力），也包括工作臺及工件的重量（即垂直絲杠軸方向的力），由于在鉆削時不存在縱向運動，因此只要考慮銑削的情況，而銑削時的軸向力不大，所以在此不考慮銑削時產(chǎn)生的軸向力。
取銑削刀具直徑為75mm，而機床的計算轉(zhuǎn)速為250r/min，則
……………(3.48)
而，機床主傳動系統(tǒng)的傳動效率
則 ……………………(3.49)
選端銑，對稱，其中端銑，時，
則得：
則可得
則在燕尾導(dǎo)軌上滾珠絲桿的工作載荷Fm為：
……………(3.50)
其中， =0.2， G=1960N
3.2.2 滾珠絲杠設(shè)計計算
1）計算作用在絲杠上的最大動負荷
…………………………………………………………(3.51)
其中L=60nt/106
……………………………(3.52)
……………………(3.53)
因為一般～1.5，取=1.2
則 ………………………………(3.54)
由查《機床設(shè)計手冊》，選擇絲杠的型號。選擇滾珠絲杠的直徑為32mm，型號為CDM3205-5-P3,其額定動載荷是19249N，強度足夠用。
2） 效率計算 根據(jù)《機械原理》的公式，絲杠螺母副的傳動效率為
∵ 螺紋升角 ………………………………………(3.55)
∴ ………………………………… (3.56)
因為工作臺Y軸行程為300mm。則令l=450mm,滾珠絲桿螺母及軸承均進行預(yù)緊，預(yù)緊力為最大軸向負載荷的1/3。
3） 剛度驗算
①.絲桿的拉壓變形量
滾珠絲桿截面積按絲桿螺紋的底徑確定：
…………………………………………(3.57)
工作負載引起的導(dǎo)程的變化量可用下式計算：
……………(3.58)
則絲桿的拉伸或壓縮變形量
……………………(3.59)
由于兩端均采用推力軸承，且絲桿又進行了預(yù)緊，故其拉壓剛度可比一端固定的絲桿提高4倍。
………………………(3.60)
②.滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量
該變形量與滾珠列、圈數(shù)有關(guān)，即與滾珠總數(shù)量有關(guān)，與滾珠絲桿的長度無關(guān)。當絲桿在工作時有預(yù)緊時，其接觸變形量為：
…(3.61)
（其中為預(yù)緊力，，而 ）
∵ 絲桿加有預(yù)緊力，且預(yù)緊力為軸向最大負載的1/3時
∴ 可減少一半。因此實際變形量為：
③.支承滾珠絲桿的軸承的軸向接觸變形
根據(jù)以上的計算，則總變形量為：
………(3.62)
三級精度絲桿允許的螺距誤差為15μm/m，故剛度足夠。因為滾珠絲桿兩端都采用推力球軸承并預(yù)緊，因此不會產(chǎn)生失穩(wěn)現(xiàn)象，故不需做穩(wěn)定性校核。
3.2.3步進電機的選擇
（1）、負載轉(zhuǎn)矩計算及最大靜轉(zhuǎn)矩選擇
∵ …………………………(3.63)
又∵
①則折算到電動機軸上的總加速力矩為：
……………(3.64)
②折算到電動機軸上的摩擦力矩
…………………………(3.65)
③附加摩擦力矩
∵ 預(yù)緊力，滾珠絲桿未預(yù)緊時的傳動效率取
則 ……(3.66)
則步進電動機快速空轉(zhuǎn)啟動力矩：
………(3.67)
對于工作方式為五相十拍得步進電動機最大靜轉(zhuǎn)矩：
…………………(3.68)
從相關(guān)資料查出130BF001型步進電動機最大靜轉(zhuǎn)矩為9.31，大于所需快速空載啟動力矩，可作為初選型號。
（2）、校核步進電機的空載啟動頻率
∵ 步進電機的空載啟動頻率是
……………………………(3.69)
而130BF001型步進電動機最高空載啟動頻率為f=3000HZ,因而必須分三個階段啟動，每個階段啟動頻率為，在0.25s內(nèi)玩完成升速0.05s過渡，取，則步進電動機運行頻率為：
……………………………(3.70)
而步進電機允許的運行頻率為16000HZ，因而滿足要求。
第4章 控制系統(tǒng)的設(shè)計
4.1控制系統(tǒng)總體方案的擬定.
機電一體化控制系統(tǒng)由硬件系統(tǒng)和軟件系統(tǒng)兩大部分組成.控制系統(tǒng)的控制對象主要包括各種機床,如車床、銑床、磨床等等.控制系統(tǒng)的基本組成如下圖所示:
通信接口
軟件
微
機
步進電機驅(qū)動電路
步進電機
機
床
開關(guān)量控制電路
主運動驅(qū)動電路
主軸電動機
4.2總控制系統(tǒng)硬件電路設(shè)計
1.單片機的設(shè)計
(1)MCS-51系列單片機的設(shè)計
MCS-51系列單片機的所有產(chǎn)品都含有8051除程序存貯器外的基本硬件，都是在8051的基本上改變部分資源（程序存貯器、數(shù)據(jù)存貯器、I/O口、定時/計數(shù)器及一些其他特殊部件）。在控制系統(tǒng)設(shè)計中，我們采用的是8031，8031可尋址64KB字節(jié)程序存貯器和64KB字節(jié)數(shù)據(jù)存貯器。內(nèi)部沒有程序存貯器，必須外接EPROM程序存貯器。8031采用40條引腳的雙列直插式封裝（DIP），引腳和功能分為三部分。
a.電源及時鐘引腳
此部分引腳包括電源引腳Vcc、Vss及時鐘引腳XTAL1、XTAL2。
電源引腳接入單片機的工作電源。
Vcc（40腳）：接+5V電源。
Vss（20腳）：接地。
時鐘引腳（18、19腳）：外接晶體時與片內(nèi)的反相放大器構(gòu)成一個振蕩器，它提供單片機的時鐘控制信號。時鐘引腳也可外接晶體振蕩器。
XTAL1（19腳）：接外部晶體的一個引腳。在單片機內(nèi)部，它是一個反相放大器的輸入端。當采用外接晶體振蕩器時，此引腳應(yīng)接地。
XTAL2（18腳）：接外部晶體的另一端，在單片機內(nèi)部接至反相放大器的輸出端。若采用外部振蕩器時，該引腳接受振蕩器的信號，即把信號直接接至內(nèi)部時鐘發(fā)生器的輸入端。
b.控制引腳
它包括RST、ALE、、等。此類引腳提供控制信號，有些引腳具有復(fù)用功能。
RST/VPD（9腳）：當振蕩器運行時，在此引腳加上兩個機器周期的高電平將使單片機復(fù)位