陶瓷滚压成型机总分配轴及滚压头系统设计文档格式.docx
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第一章陶瓷滚压成型机滚压系统和分配轴设计简介
1.1陶瓷滚压成型机简介
滚压成型的工具是滚头，滚头是一个回转体，滚头回转体的母线与坯体成型表面的母线相同。
成型时，滚头对于泥料除有相对滑动外，主要还有相对滚动。
滚压成型由于坯体的质量好，操作简单，故得到广泛应用。
滚压成型的设备是滚压成型机，由于陶瓷产品种类繁多，形状和大小不一，因此随产品的不同，滚压成型既有不同的结构形式，以10英寸盘的单头成型机为设计对象。
1.2陶瓷工艺及市场状况
陶瓷工艺
对于制备的毛坯，通过一定的方法或手段，使坯料发生变形，制成具有一定形状的坯体，成型对坯料提出细度，含水量，可塑性，流动性等，成型性能要求，成行应满足生坯干燥强度，坯体致密度，生坯入窑含水量，器形规整度等装烧性能，成型后的坯体还是半成品，需经干燥，上釉装配，多道工序操作。
所以，足够高的生坯强度可尽可能减少生坯破坏，对于提高成型生产效益，具有重要意义。
因此，生坯应满足：
（一）成型坯满足图纸、产品样品要求的生坯形状尺寸。
（二）成型坯具有工艺要求的力学强度，以适应后续操作。
（三）坯体结构均匀，具有一定的致密度。
（四）成型适应生产组合，尽可能与前后供需联动。
市场状况
一、陶瓷产品结构的合理调整，迎合了人们的消费需求。
从生产日用陶瓷转向生产高科技陶瓷，并开始向艺术花等方面陶瓷产品总量将逐渐减少。
二、目前，日本与台湾一直是亚洲陶瓷生产技术最高，质量少，工人费用高造成利润率下降，已开始转向低产高质。
三、欧美国家陶瓷进口量猛增，其市场大有可为，近几年来，虽然英国，德国等国陶瓷进口量少，造成欧美市场的供应缺口。
但是东欧的几个主要陶瓷餐具生产国对西欧出口呈上升趋势；
成套的餐具在欧美仍有很大市场，销售约占总销量的60%。
四、陶瓷产品进口税的降低，刺激着陶瓷产品的加快进口，澳大利亚从1988年起就已经连续降低瓷器，艺术装饰陶瓷产品的进口税，从而使陶瓷进口额猛增10多倍，台湾则将瓷砖进口税从35%降至17.8%后减少至12.5%。
五、陶瓷工业在我国发展较快，销售市场逐渐转旺。
从国内市场情况看，近年形式喜人，名特优新陶瓷产品供不应求，高档陶瓷和中高档都是一样。
1.3滚压系统介绍
滚头部分
滚头是滚压系统一个重要零件，滚压头的形状、大小、及表面硬度如何直接影响制品质量的好坏。
对滚头有以下要求：
（1）能获得制品坯体所要求的形状尺寸。
（2）有利于泥料的延展和余泥的排出。
（3）寿命长，耐磨，有适当的表面硬度和光洁度。
（4）制造、维修、调整和拆卸方便。
（5）价格便宜，材料来源容易，目前常见的有钢，聚四氟乙烯。
要获得较好的制品质量，就必须设计以合理的滚头。
滚头设计除考虑上述因素外，还应跟据制品的形状、大小及工艺特点来决定，同时必须考虑泥料的性能，成型方法对制品的影响，设备条件及经济效果等因素。
滚压头做定轴运动和往复摆动，模型之作定轴转动，此种形式多见于单机。
另外也可以，滚压头作定轴运动，而模型及作定轴转动又作间歇性往复直线运动相滚压头靠拢，自动和半自动滚压机以及自动生产线中的成型机多属于此种形式。
还有一种滚压头的运动方式是直角坐标式，多用于、深杯类制品的滚压成型，胡类制品更为适用。
其滚压头处作定轴转动外，还有一个垂直向下的运动和而后的左90方向水平运动相模型周边靠拢。
滚压头作往复摆动一般都是凸轮驱动，而模型作往复直线运动的驱动方法有两种：
凸轮，液压驱动活塞。
成型方法的选择，主要针具制品的形状，大小，即工艺的特点来决定，同时还必须考虑泥料的性能，成型方法对制品的影响，设备的经济状况等因素。
滚头的平移是将滚压轴平行的向坯体中心超前移动一定距离。
滚压头坯底部分为锥体，其尖端从理论上来说是一个点。
在这点上受周围泥料的压力很小，故该店周围部分的坯体结构较疏松，而其他部位泥料压得比较比较致密。
坯体烧成后，底部中心不平。
此外，这点上的旋转线速度几乎为零。
这部位滚压头和泥料几乎没有相对运动，表面光洁度较差。
因此，为使底部中心光滑、平整，一般将滚压头锥顶适当的超过坯体中心若干毫米。
为防止底部中心不平整，除将滚压头平移外，还可将滚压头改成圆柱形状。
1.4分配轴介绍
滚压成型的工艺要求，在一个循环中，主轴和滚头的工作状态如图，滚压机的操作工过程如下：
1凸轮的转角从0-100度主轴处于静止状态，滚头在上止点位置。
在这段时间内，工人将已有的模型取出，放空模，并向空模投泥料。
2转角从100-150，主轴上的摩擦离合器结合，主轴旋转，滚头快速下降，直至滚
头于模中泥料接触为止。
3转角从150-200，主轴继续旋转，棍头慢速下降，泥料在滚头的碾压作用下逐渐在模型中成为坯体，多于的泥料从边缘排出，被同滚头一起下降的切边装置切除，直到滚头到下止点为止。
4转角从200-280，主轴继续旋转，棍头保持在下止点位置。
5转角从280-310，主轴继续旋转，主头慢速上升，离开坯体。
6转角从310-360，主轴上的摩擦离合器分离，主轴停止转动，滚头快速上升，直到滚头回到上止点为止。
第二章设计内容
2.1技术参数
该设备主要用于日用陶瓷生产。
其原理是将塑性泥料滚压成盘类、碗类产品。
本课题的主要任务是根据技术指标计算校核转轴的强度、电机功率，设计合理的传动系统。
该产品应具有简单可靠、成本低的特点。
具体技术指标为：
6~10吋盘类产品。
主要参数：
总分配轴功率N=5.0KW
总分配轴转速n=8~12rpm
滚压头转速n=260~520rpm
滚压头功率N=1.0~1.5KW
2.2滚压系统的设计
1）滚头转速的设计
滚头转速n与主轴转速n之比称为滚筒的转速比。
i=Nr/n
滚压成型时，主轴与滚头各自绕自身的轴线转动，设两周线相交于O点，在滚头与配体的接触线上去任意一点P，过P作直线OP,Op与y的方向夹角δ，与Y的正方向夹角为δ-Ф，对于坯体来说，P点的线速度
V=ωOPsin（180-δ）=OPsinФ
对于滚头来说，P点的线速度
νr=ωrOPsin（δ-Ф）
在上述两式中，ω,ωr分别为主轴和滚压头周的角速度。
滚头与坯体检完全滚动时，其相对速度为零，于是有
ν=νr
或
Nr/n=sinδ/sin（δ-Ф）
由于滚头与坯体接触线上各点大小是各不相同的，但转速比对各点来说都相同，从上式可知，无论滚轮转速是多少没滚头倾角如和选择，实际上不可能是接触线上所有点都满足上式而成为完全滚动。
也就是说，滚头与配体检处有相对滚动外，一定还有相对滑动。
W=πn/30（r-iR）
式中，W—相对滑动速度
n—主轴转速
r—坯体半径
R—滚头半径
i—滚头转速比
为了使坯体表面光滑，通常要求滚头的线速度小于坯体的线速度。
滚头速度增加，由上式知，相对速度减小，坯体表面可能不够光滑。
此外，由式知道，滚头速度增加，滚头年你的可能性也增加。
反之，滚头速度太小，相对速太大，乘兴过程接近于刀压成型，那么，通道压成型一样，在坯体内产生内压力，坯体也不致密，容易产生变形和开裂等缺陷。
滚头速度的选择，到目前为止还没有一个有理论根据的计算方法，通常是按照泥料的性质，产品的形状和大小等实际使用的数据确定。
目前工厂实际使用的是：
阳模滚压系数比i=0.6-1,阴模滚压系数比i=0.3-0.7。
由此选择电动机Y90S-4
2）生产能力和需要功率
滚压成型机尖端作硬性半自动机，其生产能力取决于完成一个工作循环所需的时间。
设t滚压机的工作循环时间，则理论生产能力
Qt=60/t
由于设备的保养、调整以及故障排除等原因，滚压及实际工作能力达不到理论值。
实际生产能力
Q=εQt
Q=60ε/t
式中Q—滚压机的生产能力，
ε—停顿系数，0.8-0.9；
t—工作循环时间。
上式用于计算单头滚压机的生产能力。
设计要求为每分钟生产10只10英寸盘，由此确定生产能力。
3）滚头特性尺寸设计
阴模滚头理论曲线的计算
由图知，
d=EC=2*BC=2*DC*cos
（1）
DC=AC-AD=D/2-AD
（2）
AD=OA*tg=h*tg（3）
由
（1）
（2）（3）式得
d=D*cos-2H*sin
式中D------坯体内口径
H------坯体内高
滚头的有效高度
由图知
h=OB=OD+DB（4）OD=OA/cos=H/cos（5）
BD=DC*sin=（AC-AD）*sin=（D/2-H*tg）*sin（6）
由（4）（5）（6）式得
h=D/2*sina+h*cosa
盘口直径D=254，H=40；
代入上式得
h=254/2+40*sin67=120mm
d=254*cos67-2*40*sin67=190mm（a取67）
4）滚头轮廓线的画法
滚头轮廓线的画法分三步进行。
第一步，计算出滚头特性尺寸（d,h,）做出理论廓线；
第二步，根据给定偏心距值的e值（经验值）做出滚头的实际轮廓线；
最后确定根部位置。
为使余泥能通畅排出，滚头根部不能不能作在坯体沿口处，要适当向上升高，升的高度h由经验值确定。
5）滚头倾角
滚头倾角直接影响到滚头中心角从而影响滚头尺寸。
=90-
=2=2（90-）=180-2
由上式可知对于一个滚头而说在成型统一制品时，若角取的值越大，则滚头中心角越小，滚头尺寸越小。
滚头倾角的大小对成型操作和陪体质量都是有影响的。
若滚头角小，则滚头大。
泥料收押面积大，陪体结构比较致密，对减小变形有好处。
因此，滚头角的选择，应在保证派你通畅，模型强度足够，极其不发生震动的条件下，尽可能采用较小的倾角。
目前，我国各陶瓷厂采用的滚头倾角，根据制品和品种、大小及滚压方式的不同，一般都在14-25度。
6）皮带及带轮的设计
滚压头转速n=260~520rpm滚压头功率N=1.0~1.5KW
电动机型号Y90S-41.1kw1400r/min转矩2.222kg
设传动比i=2.8，工作时间〉10小时主轴直径24mm
1确定计算功率
查表知工作情况系数Ka=1Pca=Ka*P=1*3kw=1.1kw
2选取带形
确定选择B型带
确定基准轮直径d1=125mm从动轮d2=2.8*80=224mm
取d2=236
验算带的速度
v=d1n1/（60*100）=*125*1400/60/1000=9.15m/s<
35m/s
带的速度合适。
确定窄V带的基准长度和传动中心距
根据0.7（d1+d2）<
a0<
2（d1+d2）,初步断定中心距a0=817mm
计算所需的基准长度L1=2a0+/2（d1+d2）+（d2-d1）^2/4a0=2236
选带的基准长度2240mm
计算实际中心距a=a0+（Ld-Ld1）/2=810mm
3验算主动轮上的包角1
1=180-（d2-d1）/a*57.5=157.68〉120主动论上的包角合适。
4计算V袋的根数
Z=Pca/[（P0+P0）KaKl]
代入数值后求得Z=1
带轮的结构设计
带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式；
根据带轮的截型确定轮槽尺寸；
带轮的其他结构可以参照经验公式计算。
确定了带轮各部分的尺寸后，即可绘出零件图，并按工艺要求注出相应的技术要求等。
铸铁制V带轮的典型结构有以下几种形式：
实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。
带轮的基准直径dd小于等与2.5d（d为轴的直径，单位为mm）时，可采用实心式；
当dd小于等于300mm时，采用腹板式（当D1-d1大于100mm时，可采用孔板式）；
dd大于300mm时，可采用轮辐式。
综上所述，主动带轮选择实心式。
查表（GB/T11544-1997，GB/T13575.1-1992）得，B型带中的一些参数如下：
b=17，
h=11，
bd=14.0，
ha最小值为3.5，本次设计选为4，
hf最小值为14，e=19
0.4，
f的最小值为11，此处取12.5。
2.3分配轴系的设计
整个分配轴系统由分配轴，凸轮，蜗轮等零部件组成。
凸轮分别控制滚头的摇摆和主轴离合器的控制。
1）凸轮的设计
滚压成型的工艺要求，在一个循环中，主轴和滚头的工作状态如图，滚压机的操作工过程如下：
2转角从100-150，主轴上的摩擦离合器结合，主轴旋转，滚头快速下降，直至滚头于模中泥料接触为止。
如果已根据工作要求和结构条件选定了凸轮形势基本尺寸，推杆的运动规律和凸轮的转向，就可尽心凸轮轮廓线的设计。
无论采用作图法还是解析法所依据的基本原理都是反转法原理。
2）基本尺寸的确定
1凸轮机构中的作用力和凸轮机构的压力角。
F=G/[cos（+ψ1）-（1+2b/l）sin（+ψ1）tanψ2]
在凸轮机构中，压力角是影响机构受力情况的一个重要参数，在其他情况相同的条件下，压力角越大，凸轮机构中作用力将越大，若压力角大到使分母为零，则作用力F将增至无穷大，此时机构发生自锁，此时的压力角称为临界压力角。
在实际生产中，为提高机构的效率，改善其受力情况，通常规定凸轮机构的最大压力角应小于某亦须应压力角。
根据实际经验，在推程时许用压力角得知一般为：
对制动推杆取30度。
在回程中，对于力封闭的凸轮机构，由于这时是推杆运动的不是凸轮对推杆的作用力，而是推杆所受的封闭力，其不存在自锁现象，故允许较大的压力角。
2凸轮半径的选择
对一定是的凸轮机构，在推杆的运动规律选定后，该凸轮的压力角与凸轮圆基圆半径的大小直接相关。
在图所示的凸轮机构中，又瞬心知识可知，P点推杆与凸轮的相对速度瞬心。
故Vp=v=ds/dδ
又有图中ΔBCP可得
Tana=（OP-e）/（s0+s）=[（ds/dδ0-e）/[（r0^2-e^2）^1/2+s]
由此可知，在偏距一定，推杆运动规律已知的情况下，加大基圆半径，可见减小压力a从而改善机构的传力特性。
但此时机构的尺寸将增大。
顾在满足，amax<
[a],的条件下，合理的确定凸轮的基圆半径，十几轮的结构尺寸不至于过大。
对于制动推杆盘凸轮机构，如果限定推程压力角a<
=[a],可导出基圆半径的计算公式
R0>
={（ds/dδ0-e）/tan[a]-s]^2+e^2}^1/2
用上式算得的基圆半径随凸轮轮廓线的点ds/dδ,s值得不同而不同。
故须确定基圆半径的极值，给应用打来不便。
在实际工作中，土伦的基圆半径r0的确定，不仅要受到Amax<
=[a]限制，还要考虑到凸轮的结构及强度要求。
因为根据此时得出结论普遍偏小，所以，实际设计工作中，凸轮结构根据具体结构条件来选择，必要时校核根据此式。
3棍子推杆半径的选择和平底推杆平底尺寸的确定
采用滚子推杆时，滚子半径的选择，要考虑滚子的结构，强度及凸轮轮廓线的形状等多方面的因素。
凸轮在尖点处处很容易磨损，但当凸轮半径很小时，工作轮廓线发生交叉，使推杆没有达到预期的运动规律，称之为失真现象。
根据以上的讨论，在进行凸轮廓线设计之前，需先进选定凸轮的基圆半径，而凸轮基圆半径的选择，需考虑到实际的机构条件，压力角，以及凸轮工作廓线是否会出现变尖和失真等因素．除此之外，当为之动推杆时，应在结构许可的条件下，尽可能取较大的导轨长度和较小的悬臂尺寸；
当为滚子推杆时，应恰当地选取滚子半径；
当为平底推杆时，应正确地确定底尺寸等等。
然，上述这些尺寸的确定，还必须考虑到强度和工艺等方面的要求。
理选择这些尺寸是保证凸轮机构具有良好的工作性能的重要因素。
二、蜗杆-蜗轮的设计
选定蜗杆的功率为4KW，转速n1=600r/mm，传动比i=60,小批量生产，传动不反向，工作载荷较稳定，但有不大的冲击，要求寿命Lh=12000h。
1.选用蜗杆传动的类型
根据GB/T10085-1998的推荐使用渐开线蜗杆（ZI）。
2.选择材料
根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢；
因为希望效率较高些，耐磨性好些，蜗杆采用螺旋面表面淬火，硬度为45-55HRC。
蜗轮采用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。
为了更好的节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。
3.按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度．有式知传动中心距a=
1）确定作用在蜗轮上的转矩Ｔ２
按Ｚ１＝１，估取效率＝０.８，则
Ｔ２＝９.５５＊１０＊p/（n1/i12）=9.55*10*4*0.8/（600/60）=3056000mm.
2）确定载荷系数Ｋ
因为工作载荷较稳定，故载荷不均匀系数Ｋ＝１；
由表１１－５选取使用系数ＫＡ＝１.１５；
由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数ＫＶ＝１.０５；
则
Ｋ＝１.１５＊１＊１.０５＝１.２１．
3）确定弹性影响系数ＺE
因选用的是铸锡磷青铜ZCuSn10P1蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160ＭＰa
4）先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1／a＝０.３５，从图１１－１８中可查得Z=2.9.
5）确定许用应力H
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度.>
45HRC,可以从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力为H’=268ＭＰa。
.
应力循环次数Ｎ＝60jn2lh=60*1810*12000=720000;
寿命系数 KNH=0.8134
6）计算中心距
取中心矩a=160mm，因i=60,从表11-2中查得m=4mm;
蜗杆分度圆直径d1=71mm.这时d1/a=71/160=0.44375,从图11-18中可查得接触系数Z‘=2.74，因为Z‘〈Z，因此以上结果可以用。
4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
1）轴向齿距Pa=25.133mm;
直径系数q=17.75;
齿顶圆直径dd1=d1+2*ham=71+2*1*4=79mm;
df=55mm;
分度圆导程角=313‘28“；
蜗杆轴向齿厚sa=1/2**4=6.28mm.
2）蜗轮
蜗轮齿数Z=60;
验算齿轮传动比i=Z2/Z1=60,传动比符合要求；
蜗轮分度圆直径d2=m*Z2=4*60=240;
蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha=248;
蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=238.2;
蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-1/2d2=36;
2.3轴的设计
1.轴设计的主要内容
轴的设计跟其他零件的实际相似，包括结构设计和工作能力计算两个方面的内容。
轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构和尺寸。
轴的结构设计不合理，会影响轴的工作的可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。
因此，轴的结构设计是轴设计中的重要内容。
轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。
多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。
这时只需对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。
而对刚度要求高的轴（如车床主轴）和受力大的细长轴，还应进行强度计算，以防止工作时产生过大的弹性变形。
对高速运转的轴，还应进行振动稳定计算，以防止发生共振
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