CK6163型加工中心主传动、进给系统，控制系统毕业设计说明书

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第1章 总体方案

1.1 CK6163的现状和发展

数控机床是以数控系统为代表的新技术对传统机械制造产业的渗透形成的机电一体化产品；其技术范围复盖很多领域：(1)机械制造技术；(2)信息处理、加工、传输技术：(3)自动控制技术；(4)伺服驱动技术；(5)传感器技术：(6)软件技术等。计算机对传统机械制造产业的渗透，完全改变了制造业。制造业不但成为工业化的象征，而且由于信息技术的渗透，使制造业犹如朝阳产业具有广阔的发展天地。数控技术的发展趋势： 1、智能化 ； 2、网络化 ；3、集成化 ； 4、微机电控制系统 ；5、数字化 。

我国数控产业发展的思考： 1、注重系统配套 ； 2、注重产品的可靠性 ；3、提倡创新，加强服务。

1.2 CK6163卧式车床及控制系统的总体方案

由于该设计给出的已知条件是16级变速，对于主轴箱的设计采用双联齿轮、拨叉、电磁离合器实现主轴的变速、正转、反转。进给部分用数控系统控制纵横两方向的步进电机，实现X、Y两方向的进给运动；刀架采用四方刀架；参考的普通机床拆除其中的丝杠、光杠进给箱、溜板箱，换上滚珠丝杠螺母副；在主轴后端加一主轴编码器，以便加工螺纹。

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第2章 机械部分设计计算说明

2.1 主运动部分计算

2.1.1 参数的确定

1) 了解车床的基本情况和特点---车床的规格系列和类型

1. 通用机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计中的车床是普通型车床，其品种，用途，性能和结构都是普通型车床所共有的，在此就不作出详细的解释和说明了。

2.车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79） 最大的工件回转直径D是630mm；刀架上最大工件回转直径D1大于或等于315mm；主轴通孔直径d要大于或等于80mm；主轴头号（JB2521-79）是4.5；最大工件长度L是1500mm；主轴转速范围是：32～1000r/min；级数范围是：16；纵向进给量0.01～20.47mm；主电机功率是13kw。

2) 参数确定的步骤和方法

1. 极限切削速度umax﹑umin

根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：工序种类 ﹑工艺要求 刀具和工件材料等因素。允许的切速极限参考值如《机床主轴变速箱设计指导书》。然而，根据本次设计的需要选取的值如下：

取umax=300m/min； umin=8m/min。

加工条件 umax(m/min) umin(m/min) 30～50 3～8 硬质合金刀具粗加工铸 铁件 硬质合金刀具半精或精150～300 加工碳钢工件 螺纹（丝杠等）加工铰孔 2

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2. 主轴的极限转速

计算车床主轴的极限转速时的加工直径，按经验分别取（0.1～0.2）D和（0.45～0.5）D。由于D=630mm，则主轴极限转速应为：

nmax=

1000umaxr/min （2.1）

(0.1~0.2)?D =758～1517r/min ，取nmax=1000r/m； nmin=

1000uminr/min （2.2）

(0.45~0.5)?D在nmin中考虑车螺纹和绞孔时，其加工最大直径应根据实际加工情况选取0.1D和50左右。 所以 nmin=

1000umin=32r/min

?dmax =

1000 32由于转速范围 R=

nmaxnmin

=31.25 ； 因为级数Z已知：

Z=16级 。

现以Φ=1.26和Φ=1.41代入R=Фz?1 得R=32和173 ，因此取Φ=1.26更为合适。

各级转速数列可直接从标准数列表中查出。标准数列表给出了以Φ=1.06的从1～10000的数值，因Φ=1.26=1.064，

从表中找到

nmax=1000r/min，就可以每隔4个数值取一个数，得： 1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40，32。 3. 主轴转速级数z和公比￠

nmax 已知 =Rn

nmin Rn=Фz-1且： z=2a?3b

因机床的电动机转速往往比主轴的大多数转速高，变速系统以降速传动居多，因此，传动系统中若按传动顺序在前面的各轴转速较高，根据转矩公式

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（单位N.m）

P，当传递功率一定时，转速较高的轴所传递的扭矩n就较小，在其他条件相同时，传动件（如轴、齿轮）的尺寸就较小，因此，

T=9500常把传动副数较多的变速组安排在前面的高速轴上，这样可以节省材料，减少传动系统的转动惯量。因此选择结构式如下： 16=22?21?22?21?22?21?28。 4. 主电机功率—动力参数的确定

合理地确定电机功率N，使用的功率实际情况既能充分的发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。

目前，确定机床电机功率的常用方法很多，而本次设计中采用的是：估算法，它是一种按典型加工条件（工艺种类、加工材料、刀具、切削用量）进行估算。根据此方法，中型车床典型重切削条件下的用量： 根据设计书表中推荐的数值：

取 P=13kw

2.1.2 传动设计

1) 传动结构式、结构网的选择

结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效，可考虑到本次设计的需要可以参考一下这个方案。 确定传动组及各传动组中传动副的数目

级数为Z的传动系统有若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3?个传动副。即 Z=Z1Z2Z3?

传动副数由于结构的限制以2和3的因子积为合适，即变速级数Z应为2和3的因子:

含CAD图，A0变速箱装备图，A0主轴箱装配图，进给机构，A1主轴零件图，A0电路图，A1滚珠丝杆零件图等。需要的联系QQ1020443567，加的时候请注明需要图纸

Z=2a?3b

可以有几种方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已经选定了的

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和本次设计所须的正确的方案列出，具体的内容如下： 传动齿轮数目 2x（2+2+1）+2x(2+1)+1=17个 轴向尺寸 19b 传动轴数目 8根 操纵机构 简单，两个双联滑移齿轮

根据以上分析及计算，拟定主轴箱、变速箱传动结构图如下：

带轮Z6ⅣⅤZ8ⅥZ10Z12Z7Z14发生器ⅦZ9ⅧZ11Z13Z15图一 主轴箱传动结构图5

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带轮Z4(双联滑移）Z3带轮Z2Z1（双联滑移）Z4带轮主电机功率：13千瓦转速：1450转/分图二 变速箱传动结构图图二中，第Ⅰ轴至第Ⅲ轴，其结构式为： 4=22?21

图一中，第Ⅳ轴至第Ⅷ轴，机床主轴箱传动系统采用分离传动，其主要特点是： （1） 在满足传动副极限传动比的条件下，可以得到较大的变速范围。 （2） 高速由短支传动，有助于减少高速时机床的空运转功率损失。而且高速分支的尺寸可相对小些。

（3） 变速级数不像常规变速系统那样受2，3因子的限制，如与部分转速重合的方法配合，几乎可以得到任意的变速级数，大大增加了可供选择方案的数目。

2) 主传动顺序的安排

16级转速传动系统的传动组，可以安排成：2x2x2x2，选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在Ⅰ轴上如果安装摩擦离合器时，应减小轴向尺寸，第一传动组的传动副不能多，以2为宜，本次设计中就是采用的2，一对是传向正传运动的，另一个是传向反向运动的。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2，或者用一个定比传动副。

3) 传动系统的扩大顺序的安排

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对于16级的传动只有一种方案，准确的说应该不只有这一个方案，可为了使结构和其他方面不复杂，同时为了满足设计的需要，选择的设计方案是：

16=2［2］x 2［1］+ 2［2］x 2[1]+ 2[2］x 2[1]x2[8]

传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致，在此设计中，扩大顺序和传动顺序就是一致的。这种扩大顺序和传动顺序一致，称为顺序扩大传动。 4) 传动组的变速范围的极限植

在主传动系统的降速传动中，主动齿轮的最少齿数受到限制，为了避免被动

1齿轮的直径过大，齿轮传动副最小传动比umin≥，最大传动比umax≤2，决定

4了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/nmin≤8

因此，要按照参考书中所给出的表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。

极限传动比及指数x，x,值为：

极限传动比指数 x：umin= x’值；umax=￠x=2 （x+x）值：umin=￠

5) 最后扩大传动组的选择

正常连续的顺序扩大的传动（串联式）的传动结构式为： Z=Z1［1］Z2［Z1］Z3［Z1Z2］ 即是：

Z=16=2［2］2［1］2［2］2[8]

2.1.3 转速图的拟定

运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此

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’11= ￠x4 1.26 6 ’ 3 9 x?x’=8 Xx大学本科毕业设计（论文）

基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转图，使主运动逐步具体化。 1) 主电机的选定

中型机床上，一般都采用三相交流异步电机为动力源，可以在系列中选用。在选择电机型号时，应按以下步骤进行： 1) 电机功率N：

根据机床切削能力的要求确定电机功率。但电机产品的功率已经标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。 N=13kw 2.电机转速nd

异步电机的转速有：3000、1500、1000、750r/min

类比同类机床CM6163，在此处选择的是：

nd=1450r/min

这个选择是根据电机的转速与主轴最高转速nmax和Ⅰ轴的转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。 3.双速和多速电机的应用

根据本次设计机床的需要，所选用的是：双速电机 4.电机的安装和外形

根据电机不同的安装和使用的需要，有四种不同的外形结构，用的最多的有底座式和发兰式两种。本次设计的机床所需选用的是外行安装尺寸之一。具体的安装图可由手册查到。 5.常用电机的资料

根据常用电机所提供的资料，选用： Y132M-4 2) Ⅰ轴的转速

Ⅰ轴从电机得到运动，经传动系统化成主轴各级转速。电机转速和主轴最高转速应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，Ⅰ轴转速不宜将电机转速下降得太低。

但如果Ⅰ轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损耗、发热都将成为突出矛盾，因此，Ⅰ轴转速不宜太高。

Ⅰ轴装有离合器的一些机床的电机、主轴、Ⅰ轴转速数据：

参考这些数据，可见，车床Ⅰ轴转速一般取700～1000r/min。另外，也要注意到电机与Ⅰ轴间的传动方式，如用带传动时，降速比不宜太大，否则Ⅰ轴上带轮太大，和主轴尾端可能干涉。因此，本次设计选用：

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n1=1000r/min 3) 中间传动轴的转速

对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小与噪音、震动

等性能要求之间的矛盾。

中间传动轴的转速较高时（如采用先升后降的传动），中间转动轴和齿轮承受扭矩小，可以使用轴径和齿轮模数小写：d∝ 4M、 m∝3M，从而可以使用结构紧凑。但是，这将引起空载功率N85dB）加大： N空=式中：

C---系数，两支承滚动或滑动轴承C=8.5，三支承滚动轴承C=10； da---所有中间轴轴颈的平均直径（mm）； d主—主轴前后轴颈的平均直径（mm）； ∑n—主轴转速（r/min）。

1(3.5da?n?Cd主n) KW （2.3） 106空和噪音

Lp（一般机床容许噪音应小于

Lp?20logC1?mz?a?n?4.5q?1?tanB??mz?主n主?K （2.4） （mz）a—所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm； （mz）主—主轴上齿轮的分度圆的平均值mm； q----传到主轴所经过的齿轮对数； β----主轴齿轮螺旋角；

C1、K---系数，根据机床类型及制造水平选取。我国中型车床、铣床C1=3.5。车床K=54，铣床K=50.5。

从上诉经验公式可知：主轴转速n主和中间传动轴的转速和∑n对机床噪音和发热的关系。确定中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：

1.功率较大的重切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一些，对减小结构尺寸的效果较明显。

2.高速轻载或精密车床，中间轴转速宜取低一些。

3.控制齿轮圆周速度u〈8m/s（可用7级精度齿轮）。在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。 4) 齿轮传动比的限制

机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比：

1. 升速传动中，最大传动比umax≤2。过大，容易引起震动和噪音。 2. 降速传动中，最小传动比umin≥1/4。过小，则使主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。

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含CAD图，A0变速箱装备图，A0主轴箱装配图，进给机构，A1主轴零件图，A0电路图，A1滚珠丝杆零件图等。需要的联系QQ1020443567，加的时候请注明需要图纸

电机 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ36:3612903:40:32:3060:24145010:13440(24:24)32:4042:421000800630500400315250200160125100806350403286图三 CK6163转速图

2.1.4 带轮传动部分的设计

根据拟定的转速图上的各传动比，就可以确定带轮直径。 (一)

带轮直径确定的方法、步骤

一般机床上的都采用三角带。根据电机转速和功率查图即可确定型号（详

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24:60300:61. 选择三角型号

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情见〈〈机床主轴变速箱设计指导〉〉4-1节）。但图中的解并非只有一种，应使传动带数为3～5根为宜。

本次设计中所选的带轮型号和带轮的根数如下： B型带轮 选取3根 2. 确定带轮的最小直径Dmin（D小）

各种型号胶带推荐了最小带轮直径，直接查表即可确定。 根据皮带的型号，从教科书〈〈机械设计基础教程〉〉 查表可取：

Dmin=186mm 3.计算大带轮直径D大

根据要求的传动比u和滑功率ε确定D大。当带轮为降速时：

1 D大?D小???1??? （2.5）

u三角胶带的滑动率ε=2%。

三角传动中，在保证最小包角大于120度的条件下，传动比可取1/7 ≤u≤3。对中型通用机床，一般取1～2.5为宜。 因此，

137.2mm≤D大≤343mm 经查表取：

D大=304mm (二)

三角带传动的计算

三角带传动中，轴间距A可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。带传动结构简单，但尺寸，机床中多用于电机输出轴的定比传动。 1. 选择三角带的型号

根据计算功率Nj（kw）和小带轮n1（r/min）查图选择带的型号。 计算功率Nj=KWNd kW

式中 Nd—电机的额定功率， KW—工作情况系数。

车床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取： KW=1.1 带的型号是： B型号

2. 确定带轮的计算直径D1、D2

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1）.小带轮计算直径D1

皮带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大。为提高带的使用寿命，小带轮直

径D1不宜过小，要求大于许用最小带轮直径Dmin，即D1≥Dmin。各型号带对应的最小带轮直径Dmin可查表。 D1=186r/min 2）.大带轮计算直径D2 D2?n11D1?1????D1?1???mm （2.6） n2i =304r/min

式中: n1--小带轮转速r/min; n2--大带轮转速r/min;

ε--带的滑动系数,一般取0.02. 算后应将数字圆整为整数。 3）.确定三角带速度u 具体的计算过程如下：

u?m/s （2.7）

60?1000m/s

?D1n160?1000 =10.6m/s

=

??186?1440对于O、A、B、C型胶带，5m/s≤u≤25m/s。 而u=5～10m/s时最为经济耐用。

此速度完全符合B型皮带的转速。 4）.初定中心距A0：

带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取：

A0=（0.6～2）（D1+D2） mm =490（0.6～2）mm =294mm～980mm 取 A0=760 mm

中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。中型车床电机轴至变速箱带轮的中心距一般为750～850mm。 5）.确定三角带的计算长度L0及内周长LN。 三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。

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L0?2A0??22?D2?D1??D1?D2??mm （2.8）

4A0 =2?760??2 =2131.7mm

?186?304???304?186?mm

4?760圆整到标准的计算长度 L=2132 mm 经查表 LN=2000 mm 修正值 Y=33

6）.验算三角带的扰曲次数u

1000mu u?≤40 次/s （则合格）

L 式中：m--带轮个数。如u超限。可加大L（加大A）或降低u（减少D2、D1）来解决。

代入数据得

1000?2?10u?

2033 =10.5 次/s ≤40 次/s 是合格的，不需作出任何修改。 7）.确定实际中心距A

A?A0??760?L?L0mm （2.9） 22033?2131.7mm

2?760?49.35mm = 710.65 mm

8）.验算小带轮包角а1

а1≈180°-（D2-D1）/A*60°≥120° （2.10） 如果а1过小，应加大中心距或加张紧装置。 代入数值如下： ?1?180??D2?D1?60? （2.11） A =176.98°≥120° 经校核合格。

9）.确定三角带根数z z?Ni （2.12） N0C113

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式中：N0--单根三角带在 а1=180°、特定长度、平稳工作情况下传递的功率值。

C1---包角系数。

参数的选择可以根据书中的表差取： N0=2.71

C1=0.99 Kw=1.1 带入数值得： z?Ni N0C1 ? ?KwNd N0C11.1?7.5

2.71?0.99?3.112

所以，传动带根数选3根。

次此公式中所有的参数没有作特别说明的都是从〈〈机床主轴变速箱设计指导〉〉 2.1.5 齿轮传动部分的设计

选择以机床变速箱中第Ⅰ轴和第Ⅱ轴间，两啮合直齿圆柱齿轮Z1和Z2，对其进行齿轮传动部分的设计和验算。根据总体结构方案，主电机功率13KW,转速1450r/min，要求输出轴转速1000 r/min，齿轮齿数比U=1.25。具体计算如下： （1)大、小齿轮的材料均为45钢，经调质与表面淬火处理，硬度为40～50HRC （2)选小齿轮齿数?1=28,大齿轮齿数?2=U??1=1.25?28=35,齿数比U=1.25 （3)按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算，即

KtTt2u?1ZE232.32??()?mm? d1t≥

??H??du 1>选取载荷系数 Kt=1.2 2>计算大齿轮传递的转矩

T2 =95.5?105P1/n1=95.5?105? 13/1450 N.mm =8.562?104 N.mm 3>选取齿宽系数Φd =1

4>查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2

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5>按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限δ 6>计算应力循环次数

Hlim1

=δ

Hlim2

=550 MPa

N2 =60n1jLh=60?1450?1?(2?8?365?15)=7.6212?109 N1 =7.6212?109?1.25=9.5265?109

7>查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.86；KHN2=0.88 8>计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，得 ??H?1= ??H?2=

KHN1?Hlim1?0.86?550?473MP

SKHN2?Hlim2?0.88?550?484MP

S9> 试算小齿轮分度圆直径d1t,带入??H?中较小的值

4KtTt2u?1ZE21.2?8.562?10 ?0.92.25189.823??()?2.32??() d1t≥2.323??H??du11.25473=69.429mm

10>计算圆周速度?

???d1tn160?1000???69.429?100060?1000m/s?3.64m/s (2.13)

11>计算齿宽b

b=Φd?d1t=1?69.429 mm=69.429 mm 12>计算齿宽与齿高之比b/h

模数 mt=d1t/Z1=69.429/28 mm=2.480 mm 齿高 h=2.25?mt=2.25?2.480 mm=5.58 mm b/h=69.429/5.58=12.44 13>计算载荷系数

根据?=3.64m/s,7级精度，查得动载荷系数Kv=1.14；

直齿轮，假设KAFt/b ＜100 N/mm。查表得KHα=KFα=1.2；查表得使用系数KA=1；查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，

KHβ=1.14+0.18（1+0.6Φd2）Φd2+0.23?10?3b

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将数据带入后，得

KHβ=1.14+0.18（1+0.6?12）?12+0.23?10?3?69.429=1.444；

由b/h=10.66，KHβ=1.444查图《机械设计》10-13得KFβ=1.32；故载荷系数 K=KAKvKHαKHβ=1?1.14?1.2?1.444=1.975

14>按实际的载荷系数效正所得的分度圆直径，由式 d1?d1t3K/Kt?69.429?31.975/1.3?79.81mm

15>计算模数m

m=d1/Z1=79.81/28 mm=2.85 mm （4）按齿根弯曲强度设计

m?32KT1?????YFaY?2?dz1??Sa?F??? (2.14) 1>查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限均为δFE1

=710MPa；

2>查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.805,KFN2=0.82； 3>计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式

??805?710F?1?KFN1?FE1S?0.1.4MP?408.25MP (2.15)

??KF?2?FN2?FE2S?0.82?7101.4MP?415.86MP

4>计算载荷系数K

K=KAKvKFαKFβ=1?1.14?1.2?1.32=1.806

5>查取齿形系数

查得YFa1=2.61； YFa2=2.52。 6>查取应力校正系数

查得YSa1=1.58；YSa2=1.625。 7>计算大、小齿轮的

YFaY?Sa?F?并加以比较

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YFa1YSa1??F?1?2.61?1.58?0.01010

408.252.52?1.625?0.00985

415.86YFa2YSa2??F?2?小齿轮的数值大。 8>设计计算

m?32?1.806?8.562?104?0.9?0.01010 mm=1.53 mm

1?282对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.53并就近圆整为标准值m=3 mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=79.81 mm,算出小齿轮的齿数

Z1?d179.81??26.6，取?1=32 mm (2.16) m3大齿轮齿数 ?2=U??1=1.25?32=40，取?2=40。 （5）几何尺寸计算 1>计算分度圆直径

d1= Z1?m=32?3 mm=96 mm ；d2= Z2?m=40?3 mm=120 mm

2>计算中心距 a=(d1+d2)/2=108 mm 3>计算齿轮宽度

b=Φd?d1=1?96 mm=96 mm

因为变速箱中，小齿轮1固定安装在第Ⅱ轴上；大齿轮2安装在第Ⅰ轴上，且为双联滑移齿轮，两齿轮副传动比取值为1.25，变速箱做减速传动。考虑整个变速系统的总体结构及其安装，取B2=108 mm，B1=42 mm。

4>验算

2T22?8.562?104Ft??N?1427N (2.17)

d2120KAFt1?1427?N/mm?13.2N/mm＜100 N/mm,合适。 b10817

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5>结构设计及绘制齿轮零件图如下：

H11H10H76?50f7 ?45 ?12d10 a11H11H10H76?45f7 ?50 ?12d10 a1132?340?3图四 滑移双联齿轮结构图32?3图五 小齿轮结构图

机床主轴箱中，第Ⅶ轴和轴Ⅷ间为一对斜齿轮，两齿轮的材料选用40Cr，经过调质与表面淬火处理，硬度为48～55HRC，许用接触强度疲劳应力

?HP?340MPa，精度等级取7级。经校核，齿轮齿面接触强度和齿根弯曲疲劳

强度均满足要求。此处，计算和验算过程略。两斜齿轮参数选择具体如下： 1>齿轮齿数

Z1=30 ； Z2=u?Z1=2?30=60 2>中心距

a??Z1?Z2?mn2cos???30?60?4.5?209.643mm2cos15?，将中心距圆整为210mm (2.18)

3>按圆整后的中心距修正螺旋角：

??arccos?Z1?Z2?mn2a?arccos?30?60??4.5?15.35888558??15?21?5??2?210

4>大、小齿轮的分度圆直径

d1?Z1mn30?4.5?mm?140mm (2.19)

?cos?cos1521?5??Z2mn60?4.5d2??mm?280mm

cos?cos15?21?5??18

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5>齿轮宽度

b??dd1?0.8?140mm?112mm

圆整后取B2=100 mm，B1=110 mm。 6>斜齿轮结构如图所示

Z=30mn=4.5β15°图六 小斜齿轮结构图Z=60mn=4.5β15°图七 大斜齿轮结构图2.1.6电磁离合器的选择

摩擦电磁离合器目前在数控机床中应用十分广泛，因为它可以在运转中自动的接通或脱开，且具有结合平稳，没有冲击、构造紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。选用时应作必要的计算。

根据初步的计算可从《离合器的选择与运用》一书中选取，所有的作图和计算尺寸都见书中的表。 1.按扭距选择

一般应使用和设计的离合器的额定静扭距Mj和额定扭距Md满足工作要求，由于普通车床是在空载下启动和反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭距来选。即：

N Mj?KMn?K?9550??N?m (2.20)

nj对于需要在负载下启动和变速，或启动时间有特殊要求时，应按动扭距设计离合器。 2.步骤：

1）.决定外摩擦片的内径d。

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根据结构需要，如为轴装式时，摩擦片的内径d应比安装轴的轴径大2～6mm。 2）.选择摩擦片尺寸：

可以在参考书中选择，具体的型号见图纸。 3）.计算摩擦面对数z

Z?120Mn?K?Kz (2.21)

?f?p?D3?d3KvKm??式中：f-摩擦片间的摩擦系数（有表可选）；

?p? -许用压强MPa（有表可选）； D-摩擦片内片外径mm（有表可选）；

d-摩擦片外片内径mm（有表可选）； Ku-速度修正系数（有表可选）； Kz-结合面数修正系数（有表可选）； Km-结合次数修正系数（有表可选）。 代入数值得：取Z=9。

2.1.7 轴的设计计算 （1） 轴Ⅱ的设计计算

1〉轴的材料选用45钢，并经调质处理。 2〉轴的结构设计 轴的结构如图所示：

?35k632?336?340?3图八 轴Ⅱ结构图

3〉 由于轴的实质结构没有变化，而且各部分直径也大于等于原Ⅱ轴的最小直

20

?80H7H7H10H116?45 ?50?12 f7a11d10 Ⅱ

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径，故Ⅱ轴的强度是可以满足工作要求的，具体的校核计算就略去了。 （2） 轴Ⅶ的设计计算

1〉轴的材料选用45号钢，并经过调质处理。 2〉估算周的最小直径 查表得常数A0?112，

dmin?A03p2?25.9(mm) (2.22) n23〉 轴Ⅶ的结构设计（见图如下所示）

H7H10H116?50 ?60?14 h7a11h10 22871?120H7?95H7H7f6H7?60k6?48?65k6?60k648130图九 轴Ⅶ结构图

4〉 轴Ⅶ的刚度验算 ① 轴的变形条件和允许值

轴上装齿轮和轴承处的挠度和倾角（y和θ）应小于弯曲刚度的许用值[Y]和[θ]，即 y≤[Y]，θ≤[θ]。 表4-1 轴的弯曲变形的允许值 轴的类型 一般传动轴 [Y]（mm） （0.0003～0.0005）L 21

变形部位 装向心轴承处 [θ]（rad） 0.0025 Xx大学本科毕业设计（论文）

刚度要求较高 安装齿轮轴 安装蜗轮轴 （0.0002）L 装齿轮处 0.001 0.0006 0.001 0.001 （0.01～0.03）m 装单列圆锥滚子轴承 （0.02～0.05）m 装单列圆柱滚子轴承处 L：轴的跨度 ； m：模数

装滑动轴承处 ② 轴的变形计算公式：

计算轴本身弯曲的挠度y及倾角θ时，一般常将一轴简化为集中载荷下的简支架，按材料力学的有关公式计算，当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看做等直径，采用平均直径d1计算，计算轴时选择用平均直径（d1）或当量直径（d2）。

圆轴： 平均直径d1? 惯性矩I??di (2.23) i?d1464 (2.24)

矩形花键轴：平均直径d1?D?d (2.25) 2 当量直径d2?4642? (2.26)

惯性矩I??d4?6(D?d)(D?d)264 (2.27)

③ 轴的力分解和变形合式

对于复杂受力的变形，先将受力分解为三个垂直面上的分力，应用弯曲变形的公式求出所求截面的两个垂直平面的y和θ，然后进行叠加，在同一平面内进行代数叠加，在两个垂直面内则按几何合成，求出该截面的总载度和总倾角。 ④ 危险工作截面的判断：

验算刚度时应选择最危险的工作条件进行，一般是轴的计算转速最低，传动齿轮直径最小且位于周的中央，这时轴的受力将使总的变形剧烈。如果对两三种工作工作条件难以判断哪一种最危险，就分别进行计算，找到最大弯曲变形值y和θ。

⑤ 提高轴的刚度的一些措施

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加大轴的直径，适当减小轴的跨度或者增加第三支撑，重新安排齿轮在轴上的位置；改变轴的布置方位等。 ⑥ 轴的校核计算

轴Ⅶ的受力简图：

FtBFtDFrDFaDAFNVAFNHA228ωBFrB71CωDEFNVE130FNHCFNVC48Fa ) 轴Ⅶ受力简图

轴的传动路线有两条，一条是、由齿轮9传动至Ⅶ轴上，再又齿轮12至齿轮13带动主轴运转；另一条是由齿轮10和齿轮11传动至Ⅶ轴上，再又齿轮12至齿轮13带动主轴运转。

a ) 先校核由齿轮10传入，齿轮12传出时轴的强度 1)作轴Ⅶ的水平面（H）弯矩图和垂直面（V）弯矩图 1>计算

7Ⅶ轴上的功率：p2?13?0.97?10.504KW

6 Ⅶ轴上的转矩：T2?9.550?10?10.504?1590000N.mm 63齿轮11的圆周力FtB?2T22?1590000?N?13250N d2240?.6N 齿轮11的径向力FrB?FtB?tg??13250?tg20N?4822齿轮12的圆周力FtD?2T22?1590000?N?23555N d3135齿轮12的径向力FrDFtDtg?n23550?tg20???N?8888.96N ?cos?cos1521?5???.95N 齿轮12的轴向力FaD?FtD?tg??23555?tg1521?5??N?646923

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2>求在水平面内的支反力，由受力图,∑MA=0 ，∑ME=0

列方程1：FtB?228?FtD?(228?71?48)?FNHE?(228?71?48?130)得FNHE?23468.7N

列方程2：FNHA?477?FtB?249?FtD?130得FNHA?13336.3N

3>求在垂直面内的支反力，由受力图,∑MA=0 ，∑ME=0

列方程3：FrB?228?FNVE?477?FrD?347?FaD?得FNVE?5076.8Nd32

列方程4：FrB?249?FNVA?477?FrD?130?FaD?得FNVA?820.7NFtB228119d32

4>画轴Ⅶ水平面（H）和垂直面（V）内的受力图、弯矩图如下

FtD130FNHAFNHEb ) 两齿轮在水平面内的受力图MBH=3040.6N/mMDH=463N/mc ) 两齿轮的作用力在水平面的弯矩图

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FaD228119FrD130FNVAFrBFNVEd ) 两齿轮在垂直面内的受力图MBV=187.2N/mMDV=284.8N/me ) 两齿轮的作用力在垂直面的弯矩图2）作弯矩和转矩图

1> 齿轮11的作用力在水平面的弯矩图如上：

MBH?FNHA?228?3040676.4N?mm?3040.6N?m 齿轮11的作用力在垂直面的弯矩图如上：

MBV?FNVA?228?187196N?mm?187.2N?m 齿轮11在B截面作出的最大合成弯矩为

MB?MBH2?MBV2?3040.62?187.22N?m?3046.4N?m

2> 齿轮12的作用力在水平面的弯矩图如上：

MDH?FNHA?347?462796.1N?mm?463.0N?m 齿轮12的作用力在垂直面的弯矩图如上：

MDV?FNVA?347?284782.9N?mm?284.8N?m 齿轮12在D截面作出的最大合成弯矩为

MD?MDH2?MDV2?4632?284.82N?m?543.6N?m

3）作B、D两截面最大合成弯矩图和扭矩图

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?2??0.0093/2mm?0.465?10?2mm

支承滚珠丝杆的轴承为51209型推力球轴承，几何参数为：d1 =40mm,滚动体直径dQ=10mm，滚动体数量ZQ=18。轴承的轴向接触变形量?3可按式(2.37)计算：

?3?0.00243Fm22dQZQ2269.1?0.0024?3mm?0.0078mm

6.35?182注意，此公式中Fm单位应为kg.f。 因施加预紧力，故实际变形量：

?3??1/2?1?1/2?0.0078mm?0.0039mm 根据以上计算，总变形量为：

???1???2???3??0.0048mm?0.00465mm?0.0039mm?0.01335mm 三级精度丝杆允许的螺距误差为15?m/m，故刚度足够。

因为滚珠丝杆两端都采用推力球轴承并预紧，因此不会产生失稳现象，故不需做稳定性校核。 1 ) 减速齿轮设计

根据给定的纵向进给脉冲当量0.01mm，滚珠丝杠导程L0?8mm，及初选的步 进电动机步距角0.75?，可计算出传动比i

i?360?0.01?0.6 (2.38)

0.75?8选取齿轮齿数为z1=30、z2=50，m=2mm。 2 ) 步进电动机的选择 1 > 负载转动惯量计算：

参考同类型机床，初选反应式步进电动机130BF001，其电动机转动惯量

JM?10kg?cm2。传动系统折算到步进电动机轴上的等效转动惯量按表5-15中介

绍方法计算。齿轮z1、z2的转动惯量为：

J1????d14?L1?10?3/30

?53?3 ???7.8?10kg/cm??6cm??2cm?10/30

4 ?2?57kg?cm (2.39)

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2Xx大学本科毕业设计（论文）

J2????d2?L2?10?3/32

?5310cm?4?2cm?10?3/50 ???7.8?10kg/cm??4 ?6.27kg?cm

丝杠的转动惯量可从表查出：

2Js?15?45kg?cm2/m?1.5m?23.175kg?cm2 等效惯量：

?z1J?J1???z?2????2?W??J2?Js??g??2?L0????? 2?????22800?32???0.6mm??22N???? ?2.57kg?cm?????6.27kg?cm?23.175kg?cm?9.8?40???2?????2??kg?cm ?21.891考虑步进电动机与传动系统惯量匹配问题

JM10kg?cm2??0.457?1 2J21.891kg?cm2不完全满足惯量匹配的要求。 1> 负载转矩计算及最大静转矩选择

机床在不同的工况下，其所需转矩不同，下面分别进行计算 快速空载起动时所需转矩可按下式进行计算

nmax?vmax?p??b360??24000.75??500r/min 0.01360考虑了电动机转子的转动惯量以后，传动系统折算到电动机轴上的总转动惯量：

J??JM?J?10kg?cm2?21.891kg?cm2?31.891kg?cm2

Mmax?J??2?nmax?10?2

60ta?31.891kg?cm2?2??500r/min?10?2

60?0.03s?556.60N?cm

折算到电动机轴上的磨擦力矩：

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Mf??F0L0f??Fc?W?L0 ?2??i2??z2/z10.16??3600N?800N??0.6cm

2??0.8?1.25?67.26N?cm Fp0L02??i?1??02?M0???1/3?Fm?L0?1??022??z2/z1??附加磨擦力矩：

?1/3?2691.2N?0.6cm?1?0.942

2??0.8?1.25=9.98N2cm

??则：M起?Mamax?Mf?M0

.60N?cm?67.26N?cm?9.98N?cm ?556 =633.84N2cm 快速移动时所需力矩M快:

M快?Mf?M?67.26N?cm?9.98N?cm?77.24N?cm

最大切削负载时所需力矩M切:

M切?Mf?M0?Ml?Mf?M0?FtL0 2??i?67.26N?cm?9.98N?cm?1728N?0.8cm

2??0.8?1.25?67.26N?cm?9.98N?cm?165.10N?cm

?242.34N?cm

从上面计算看出M起、M切、M快三种工况下，以快速空载起动的需力矩最大，以此项作为初选步进电动机的依据。

对于工作方式为五相十拍的步进电动机最大静转矩：

Mjmax?633.84N?cm?666.5N?cm?6.67N?cm

0.9510.951?M起从相关资料查出，130BF001型步进电动机最大静转矩为9.31N.m，大于所需最大静转矩，可作为初选型号，但需考核步进电动机起动矩频特性和运行特性。 2> 步进电动机的空载起动频率：

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fmax?1000vmax1000?2.4?mm/min?4000Hz 60?60?0.01fe?1000vs1000?0.6?mm/min?1000Hz 60?60?0.01查相关资料知：130BF001型步进电动机允许的最高空载起动频率为3000Hz，运行频率为16000 Hz，，满足设计要求。根据计算综合考虑，机床纵向进给机构选用130BF001型步进电机。

含CAD图，A0变速箱装备图，A0主轴箱装配图，进给机构，A1主轴零件图，A0电路图，A1滚珠丝杆零件图等。需要的联系QQ1020443567，加的时候请注明需要图纸

第3章 控制系统设计

3.1 控制系统总体方案的拟定

机电一体化控制系统由硬件系统和软件系统两大部分组成.控制系统的控制对象主要包括各种机床,如车床、铣床、磨床等等.控制系统的基本组成如下图所示:

通信接口 微 机 步进电机驱动电路 步进电机 开关量控制电路 主运动驱动电路 主轴电动机 机 床 软件

3.2总控制系统硬件电路设计

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3.2.1单片机的设计

1、MCS-51系列单片机的设计

MCS-51系列单片机的所有产品都含有8051除程序存贮器外的基本硬件，都是在8051的基本上改变部分资源（程序存贮器、数据存贮器、I/O口、定时/计数器及一些其他特殊部件）。在控制系统设计中，我们采用的是8031，8031可寻址64KB字节程序存贮器和64KB字节数据存贮器。内部没有程序存贮器，必须外接EPROM程序存贮器。8031采用40条引脚的双列直插式封装（DIP），引脚和功能分为三部分。 a.电源及时钟引脚

此部分引脚包括电源引脚Vcc、Vss及时钟引脚XTAL1、XTAL2。 电源引脚接入单片机的工作电源。 Vcc（40脚）：接+5V电源。 Vss（20脚）：接地。

时钟引脚（18、19脚）：外接晶体时与片内的反相放大器构成一个振荡器，它提供单片机的时钟控制信号。时钟引脚也可外接晶体振荡器。

XTAL1（19脚）：接外部晶体的一个引脚。在单片机内部，它是一个反相放大器的输入端。当采用外接晶体振荡器时，此引脚应接地。

XTAL2（18脚）：接外部晶体的另一端，在单片机内部接至反相放大器的输出端。若采用外部振荡器时，该引脚接受振荡器的信号，即把信号直接接至内部时钟发生器的输入端。 b.控制引脚

它包括RST、ALE、PSEN、EA等。此类引脚提供控制信号，有些引脚具有复用功能。

RST/VPD（9脚）：当振荡器运行时，在此引脚加上两个机器周期的高电平将使单片机复位（RST）。复位后应使此引脚电平为≤0.5V的低电平，以保证单片机正常工作。掉电期间，此引脚可接备用电源（VPD），以保持内部RAM中的数据不丢失。当Vcc下降到低于规定值，而VPD在其规定的电压范围内（（5±0.5）V）时，VPD就向内部RAM提供备用电源。

ALE/PROG（30脚）：当单片机访问外部存贮器时，ALE（地址锁存允许）输出脉冲的下降沿用于锁存16位地址的低8位。即使不访问外部存贮器，ALE端仍有周期性正脉冲输出，其频率为振荡器频率的1/6。但是，每当访问外部数据存贮器时，在两个机器周期中ALE只出现一次，即丢失一个ALE脉冲。ALE端可以驱动8个TTL负载。

PSEN（29脚）：此输出为单片机内访问外部程序存贮器的读选通信号。在

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从外部程序存贮器指令（或常数）期间，每个机器周期PSEN两次有效。但在此期间，每当访问外部数据存贮器时，这两次有效的PSEN信号不出现。PSEN同样可以驱动8个TTL负载。

EA/Vpp（31脚）：当EA端保持高电平时，单片机访问的是内部程序存贮器，但

当PC值超过某值时，将自动转向执行外部程序存贮器内的程序。当EA端保持低电平时，则不管是否有内部程序存贮器而只访问外部程序存贮器。对8031来说，因其无内部程序存贮器。所以该引脚必须接地，即此时只能访问外部程序存贮器。 c.输入/输出引脚

输入/输出（I/O）口引脚包括P0口、P1口、P2口和P3口。

P0口（P0.0-P0.7）：为双向8为三态I/O口，当作为I/O口使用时，可直接连接外部I/O设备。它是地址总线低8位及数据总线分时复用口，可驱动8个TTL负载。一般作为扩展时地址/数据总线口使用。

P1口（P1.0-P1.7）：为8位准双向I/O口，它的每一位都可以分别定义为输入线或输出线（作为输入口时，锁存器必须置1），可驱动4个TTL负载。 P2口（P2.0-P2.7）：为8位准双向I/O口，当作为I/O口使用时，可直接连接外部I/O设备。它是与地址总线高8位复用，可驱动4个TTL负载，一般作为扩展时地址总线的高8位使用。

P3口（P3.0-P3.7）：为8位准双向I/O口，是双功能复用口，可驱动4个TTL负载。

2、MCS-51单片机的时钟电路

时钟电路是计算机的心脏,它控制着计算机的工作节奏.MCS-51片内有一个反相放大器,XTAL1、XTAL2引脚分别为该反相放大器的输入端和输出端,该反相放大器与片外晶体或陶瓷谐振器一起构成了一个自激振荡器,产生的时钟送至单片机内部的各个部件.单片机的时钟产生方式有内部时钟方式和外部时钟方式两种,大多单片机应用系统采用内部时钟方式.

最常用的内部时钟方式采用外接晶体和电容组成的并联谐振回路,不论是HMOS还是CHMOS型单片机,其并联谐振回路及参数相同.如下图所示:

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Xx大学本科毕业设计（论文） XTAL2MCS-51XTAL1内部时钟方式的时钟电路 MCS-51单片机允许的振荡晶体可在1.2MHz-24MHz之间可以选择,一般取11.0592MHz.电容C1、C2的取值对振荡频率输出的稳定性、大小及振荡电路起振速度有少许影响.C1、C2可在20pF-100pF之间选择,一般当外接晶体时典型取值为30pF,外接陶瓷谐振器时典型取值为47pF,取60pF-70pF时振荡器有较高的频率稳定性. 在设计印刷电路板时,晶体或陶瓷谐振器和电容应尽量靠近单片机XTAL1、XTAL2引脚安装,以减少寄生电容,更好地保证振荡器稳定和可靠的工作.为了提高温度稳定性,应采用NPO电容. 3、MCS-51单片机的复位电路 计算机在启动运行时都需要复位,使中央处理器CPU和系统中的其他部件都处于一个确定的初始状态,并从这个状态开始工作. 单片机的复位都是靠外部电路实现的,MCS-51单片机有一个复位引脚RST,高电平有效.它是施密特触发输入,当振荡器起振后,该引脚上出现两个机器周期(即24个时钟周期)以上的高电平,使器件复位,只要RST保持高电平,MCS-51便保持复位状态.此时ALE ,PSEN,P0,P1,P2,P3口都输出高电平.RST变位低电平后,退出复位状态,CPU从初始状态开始工作.复位操作不影响片内RAM的内容. MCS-51单片机通常采用上电自动复位和按钮复位两种方式.通常因为系统运动等的需要,常常需要人工按钮复位,如下图所示: 137 2Xx大学本科毕业设计（论文） +5VRSTMCS-51R1R2上电按钮复位电路 对于CMOS型单片机因RST引脚的内部有一个拉低电阻,故电阻R2可不接.单片机在上电瞬间,RC电路充电,RST引脚端出现正脉冲,只要RST端保持两个机器周期以上的高电平(因为振荡器从起振到稳定大约要10ms),就能使单片机有效复位.当晶体振荡频率为12MHz时,RC的典型值为C=10μF,R=8.2KΩ.简单复位电路中,干扰信号易串入复位端,可能会引起内部某些寄存错误复位,这时可在RST引脚上接一去耦电容. 上图那上电按钮复位电路只需将一个常开按钮开关并联于上电复位电路,按下开关一定时间就能使RST引脚端为高电平,从而使单片机复位. GND3.2.2系统的扩展 在以8031单片机为核心的控制系统中必须扩展程序存贮器，用以存放控制程序。同时，单片机内部的存贮器容量较小，不能满足实际需要，还要扩展数据存贮器。这种扩展就是配置外部存贮器（包括程序存贮器和数据存贮器）。另外，在单片机内部虽然设置了若干并行I/O接口电路，用来与外围设备连接。但当外围设备较多时，仅有几个内部I/O接口是不够的，因此，单片机还需要扩展输入输出接口芯片。 1、程序存贮器的扩展 MCS-51系列单片机的程序存贮器空间和数据存贮器空间是相互独立的。程序存贮器寻址空间为64KB（0000H-0FFFFH），8031片内不带ROM，所以要进行程序存贮器的扩展。用作程序存贮器的常用的器件是EPROM。 由于MCS-51单片机的P0口是分别复用的地址/数据总线，因此，在进行程序存贮器扩展时，必须用地址锁存器锁存地址信号。通常地址锁存器可使用带三态缓冲输出的八D锁存器74LS373。当用74LS373作为地址锁存器时，锁存端G可直接与单片机的锁存控制信号端ALE相连，在ALE下降沿进行地址锁存。 根据应用系统对程序存贮器容量要求的不同，常采用的扩展芯片扩展238 3Xx大学本科毕业设计（论文）

EPROM2716（2KB38）、2732A（4KB38）、2764A（8KB38）、27128A（16KB38）、

2（32KB38）和27512（64KB342725638）等。以上6种EPROM均为单一+5V电源供5电，维持电流为35mA-40mA，工作电流为75mA-100mA，读出时间最大为250ns，均有双列直插式封装形式，A0-A15是地址线，不同的芯片可扩展的存贮容量的大小不同，因而提供8位地址的P2端口线的数量各不相同，故2716为A0-A10，27512为A0-A15；D0-D7是数据线；CE是片选线，低电平有效；OE是数据输出选通线；Vpp是编程电源；Vcc是工作电源；PGM是编程脉冲输入端。 根据程序存贮器扩展的原理，以EPROM2764A和锁存器74LS373为例对8031单片机进行程序存贮器的扩展。因为2764A是8KB容量的EPROM，故用到了13根地址线，A0-A12。如果只扩展一片程序存贮器EPROM，故可将片选端CE直接接地。下图为扩展两片EPROM的连接方法。同时，8031运行所需的程序指令来自2764A，要把其EA端接地，否则，8031将不会运行。 123456781312151431191891716P10P11P12P13P14P15P16P17INT1INT0T1T0EA/VPX1X2RESETRDWR8031AHP00P01P02P03P04P05P06P07P20P21P22P23P24P25P26P2739383736353433322122232425262728347813141718111D0D1D2D3D4D5D6D7OELE74LS373Q0Q1Q2Q3Q4Q5Q6Q72569121516191098765432524212322022271A0A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10A11A12CEOEPGMVPP2764⑴D0D1D2D3D4D5D6D711121315161718191098765432524212322022271A0A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10A11A12CEOEPGMVPP2764⑵D0D1D2D3D4D5D6D71112131516171819RXDTXDALE/PPSEN10113029VCCVCC8031扩展2764的连接图 2、数据存贮器的扩展 8031单片机内部有128个字节RAM存贮器。CPU对内部的RAM具有丰富的的操作指令。但在用于数据采集和处理时，仅靠片内提供的128个字节的数据存贮器是远远不够的。在这种情况下，可利用MCS-51的扩展功能，扩展外部数据存贮器。 数据存贮器只使用WR、RD控制线而不用PSEN。正因为如此，数据存贮器与39 TitleSizeBNXx大学本科毕业设计（论文）

程序存贮器可完全重叠，均为0000H-FFFFH，但数据存贮器与I/O口与外围设备是统一遍址的，即任何扩展的I/O口以及外围设备均占用数据存贮器地址。8031的P0口为RAM的复用地址/数据线，P2口用于对RAM进行页面寻址（根据其容量不同，所占的P2端口不同，在对外部RAM读/写期间，CPU产生RD/WR信号。

在8031单片机应用系统中，静态RAM是最常用的，由于这种存贮器的设计无需考虑刷新问题，因而它与微处理器的接口很简单。最常用的静态RAM芯片有6116（2KB38）和6264（8KB38）。单一+5V供电，额定功耗分别为160mW和200mW，典型存取时间均为200ns，均有双列之插式封装，管脚分别为24和28线。

下图是6264与8031的连接图。从图中知：6264的片选CS1接8031的P2.7，

1第二片选线CS2接高电平，保持一直有效状态。因6264是8KB容量的RAM，故234用到了3根地址线。6264的地址范围为0000H-7FFFH 对于一个完整的应用系统，必须具备一定容量的程序存贮器和一定容量的数据存贮器。8031单片机外部扩展两片2764EPROM和两片6264静态RAM。程序存贮器2764的地址为：0000H-1FFFH。数据存贮器6264的地址为0000H-7FFFH。 123456781312151431191891716P10P11P12P13P14P15P16P17INT1INT0T1T0EA/VPX1X2RESETRDWR8031AHP00P01P02P03P04P05P06P07P20P21P22P23P24P25P26P2739383736353433322122232425262728347813141718111D0D1D2D3D4D5D6D7OELE74LS373Q0Q1Q2Q3Q4Q5Q6Q7256912151619VCC10987654325242123222272620A0A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10A11A12OEWECS2CS16264⑴D0D1D2D3D4D5D6D71112131516171819VCC10987654325242123222272620A0A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10A11A12OEWECS2CS16264⑵D0D1D2D3D4D5D6D71112131516171819RXDTXDALE/PPSEN101130298031扩展6264的连接图 3、 I/O口的扩展 MCS-51系列单片机大多具有四个8位I/O口（即P0、P1、P2、P3），原理上这四个I/O口均可用作双向并行I/O接口。但在实际应用中，P0口常被用作为数据总线和低8位地址总线使用，P2口常被用作为高8位地址总线使用，P3口某些位又常用它的第二功能，特别是无ROM型的单片机因必须扩展外部程序存贮器，则更是如此。所以，若一个MCS-51应用系统需连接较多的并行输入/输出的40

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