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灌装机的毕业设计

2021-10-17 00:12

  负压自动灌装机系统设计 1 1 绪论 1.1 包装机械化的重要意义 近半个多世纪来,随着生产与流通日益社会化、现代化,产品包装正以崭新的面貌 崛起,受到人们的普遍重视。无论在国内或国外,包装工作已涉及各行各业,面广量大, 对人民生活、国际贸易和国防建设都带来深刻的影响,甚至在现实生活中出现了过去难 以想象的新情况。 大量事实表明,实现包装的机械化和自动化,尤其是实现具有高度灵活性的自动包 装线,不仅体现了现代生产的发展方向,同时也可以获得巨大的经济效益。 (a)能增加花色品种,改善产品质量,加强市场竞争能力; (b)能改善劳动条件,避免污染危害环境; (c)能节约原材料,减少浪费,降低成本; (d)能提高生产效率,加速产品的不断更新。 实现包装机械化和建立现代包装工业,将会更好地适应市场的实际需要,更加合理 地利用劳动力,为社会多创造财富[9]。 1.2 包装机械的组成 包装机械由动力机、传动部分和执行部分等组成。通常又将包装机械分为八个组 成要素: (1)被包装物品的计量与供送系统 被包装物品的计量与供送系统是指将被包装物品进行计量、整理和排列,并输送至 预定工位的装置系统。 (2)包装材料的整理与供送系统 包装材料的整理与供送系统是指将包装材料进行定长切断或整理排列,并逐个输送 至预定工位的装置系统。 (3)主传送系统 主传送系统是指将被包装物品和包装材料由一个包装工位顺次传送到下一个包装 工位的装置系统。 (4)包装执行机构 包装执行机构是指直接进行裹包、充填、封口、贴标、捆扎和容器成型等包装操作 的机构。 (5)成品输出机构 成品输出机构是指从包装机上卸下、定向排列并输出的机构。 (6)动力机和传动系统 陕西科技大学毕业设计说明书 2 动力机和传动系统将动力机的动力与运动传递给执行机构和控制元件,使之实 现预定动作的装置系统。通常由机、电、光、液、气等多种形式的传动、操纵、控 制以及辅助等装置组成。 (7)控制系统 控制系统由各种自动和手动控制装置等所组成,是现代包装机的重要组成部分,包 括包装过程及其参数的控制,包装质量、故障与安全的控制。 (8)机身 1.3 我国包装机械的现状及包装机械的发展未来 1.3.1 我国包装机械的现状 灌装机械制造水平的发展体现在灌装阀核心技术的发展上:从重力灌装到先进的抽 真空等压灌装;从平面阀密封结构到堆形阀密封结构。这些都体现了技术的进步与发展。 我国的灌装机械制造业,经历了仿制、引进技术、消化吸收、创新、 自主开发的过程, 技术进步及创新的速度更快,而且在不断缩小与国外先进技术之间的距离。 现代灌装技术的目标是精确、高效、自动化。精确的灌装量,灌装过程的高速、可 靠,尽量小的液损,整条生产线的最优化控制,都由于电子技术的实际应用而成为可能。 电子灌装阀灌装技术迅速发展是大势所趋。目前国外灌装机使用的电子阀有三种形式: 探针式(液位传感器)电子阀、配置电磁流量计的电子阀、配置定量筒的电子阀。我国 一些灌装设备制造厂也在开始研制适合中国国情的电子阀灌装机,但电子阀灌装机在我 国的推广使用受到国产包装容器几何形状精度不高和电子器件水平的制约。 1.3.2 包装机械的发展未来 随着包装机械竞争加剧,未来包装业将配合产业自动化趋势,朝着研发技术、人才 及高速包装机等方向进行,在技术发展上正朝着以下方向发展。 机械功能多元化。工商业产品已趋向精致化及多元化,在大环境变化下,多元化、 弹性化且具有多种切换功能的包装机各种方能适应市场需求。 结构设计标准化、模组化。充分利用原有机型模组化设计,可在短时间内转换新机 型。 控制智能化。目前包装机械厂家普遍使用 PLC 动力负载控制器,虽然 PLC 弹性很大, 但仍未具有电脑(含软件)所拥有的强大功能。未来包装机械必须具备多功能化、调整 操作简单等条件,基于电脑的智能型仪器将成为食品包装控制器的新趋势。 结构运动高精度化。结构设计及结构运动控制等事关包装机械性能的优劣,可通过 马达、编码器及数字控制(NC)、动力负载控制(PLC)等高精密控制器来完成,并适 度地做产品延伸,朝高科技产业的包装设备来研发。 负压自动灌装机系统设计 3 2 灌装机概述 2.1 简叙 灌装机广泛应用于食品工业中的汽水、啤酒和果汁饮料等产品的装填灌注。其型号 规格繁多,按包装容器的输送形式可分为旋转型灌装和直线型灌装机两大类。旋转型灌 装机一般采用连续性灌注形式,即包装容器在运行中自动完成灌注动作,因而其工作效 率可设计得很高。直线型灌装机普遍为间歇动作式机型,包装容器运行至灌注部位有一 个停歇动作,等待灌注,其效率相对旋转型要低,但灌装平稳,不易溢出,包装质量较 易保证,而且相对旋转机型而言,其结构较简单。 在自动化食品包装线上,灌装与封盖通常作为一体机型设计,而且洗瓶、灌装和 封盖三合一机型也得到开发应用,这样既可以使包装工序紧凑,有可以降低食品在传输 过程中受到二次污染的可能性。 旋转型灌装机的主要部件是灌装机构,亦称灌装阀或灌装头。根据不同的物料, 灌装形式有所不同,因此对应的灌装机构的设计也多种多样。按灌装形式划分,可分为 常压灌装、等压灌装、真空灌装、加压灌装等机型。它们的根本区别在于供料装置及灌 装机构的设计各有特点,从而使灌装的形式各异。旋转型灌装机一般设计有多个灌装头, 以提高生产效率。灌装头数少至 6 头,多至 60 头以上。随着灌装头数的增加,灌装能 力也不断的提高,一些机型已超过 30000 瓶/小时的生产率。 2.2 液体灌装机的分类 2.2.1 按灌装阀的灌装原理分类 (a)等压灌装机 (b)负压灌装机 (c)常压灌装机 (d)压力灌装机 (e)容积式压力灌装机 (f)称重式定量灌装机 按灌装阀的排列型式分类: (a)直线式灌装机 (b)回转式灌装机 按包装容器分类: (a)玻璃瓶灌装机 (b)聚酯瓶灌装机 陕西科技大学毕业设计说明书 4 (c)金属二片易拉罐灌装机 (d)金属三片易拉罐灌装机 (e)复合纸包装灌装机 2.2.2 按包装容器的封口形式分类 (a)皇冠盖压封灌装机 (b)塑料盖压封灌装机 (c)塑料盖拧封灌装机 (d)铝质扭断盖压纹封口灌装机 (e)易拉罐二重卷边封口灌装机 (f)三(四)旋盖旋封灌装机 (g)锡箔热封灌装机 (h)软木塞压封灌装机 (i)压塞—塑料盖拧封灌装机 (j)锡箔热封—塑料盖拧封灌装机 2.3 灌装与定量的基本方法 2.3.1 灌装方法 由于液料的物理化学性质各有差异,灌装时就有不同的灌装要求。液料由贮液装置 (通常称为贮液箱)灌如包装容器,常采用以下几种方法: (1)常压法灌装 常压灌装是在大气压力下直接依靠被灌装液料的自重流入包装容器内的灌装方法。 常压灌装的工艺过程为:(一)进液排气,即液料进入容器,同时容器内的空气被排出。 (二)停止进液,即容器内的液料达到定量要求时,进液自动停止。(三)排除余液,即排 除气管中的残液。 (2)等压法灌装 等压法灌装是利用贮液箱上部气室的压缩空气,给包装容器充气,使二者的压力接 近相等,然后被灌装液料靠自重流入该容器内的灌装方法。等压灌装的工艺过程为:(一) 充气等压。(二)进液回气。(三)停止进液。(四)释放压力,即释放瓶颈内残留的压缩气 体至大气,以免瓶内突然降压引起大量冒泡,影响包装质量和定量精度。等压法灌装适 用于含气饮料,如啤酒、汽水等的灌装,可减少其中所含二氧化碳的损失。 (3)真空法灌装 真空法灌装是在低于大气压力的条件下进行灌装的方法。他有两种基本方式:一种 是差压真空式,即让贮液箱内部处于常压状态,只对包装容器内部抽气,使其形成一定 的真空度,液料依靠两容器内的压力差,流入包装容器并完成灌装;另一种是重力真空 负压自动灌装机系统设计 5 式,即让贮液箱包装容器都处于接近相等的真空状态,液料靠自重流入该容器内。 目前国内常用差压真空式,其设备结构简单,工作可靠。真空法灌装的工艺过程为: (一)瓶抽真空。(二)进液抽气。(三)停止进液。(四)液回流,即排气管中的残液经真空 室回流至贮液箱内。 真空法适用于灌装粘度低一些的液料(如油类、糖浆等)、含维生素的液料(如蔬 菜汁、果子汁等)和有毒的液料(如农药等)。此法不但能提高灌装速度,而且能减少 液料与容器内残留空气的接触和作用,故有利于延长某些产品的保存期。此外,还能限 制毒性气体和液体的逸散,从而改善操作条件。但对灌装含有芳香气体的液料却是不适 合的,因为回增加香气的损失。 (4)虹吸法灌装 虹吸法灌装是应用虹吸原理使液料经虹吸管有贮液箱被吸入容器,直至两者液位相 等为止。此法适合灌装低粘度不含气的液料,其设备结构简单,但灌装速度较低。 (5)压力法灌装 压力灌装是借助机械或气液压等装置控制活塞往复运动,将粘度较高的液料从料缸 吸入活塞缸内,然后再强制压入待灌容器中的。这种方法有时也用于汽水之类软饮料的 灌装,由于其中不含有胶体物质,形成泡沫易于消失,故可依靠其本身所具有的气体压 力直接灌入未经预先充气的瓶内,从而大大提高了灌装速度[5]。 2.3.2 定量方法 液料定量多用容积式定量法,大体有如下三种。 (1)控制液位定量法 此法是通过灌装时控制被灌容器(如瓶子)的液位来达到定量值的,习惯上称为“以 瓶定量法”。由连通器原理可知,当瓶内液位升至排气管口时,气体不再能排出,随着 液料的继续灌入,瓶颈部分的残留气体被压缩,当其与管口内截面上的静压力达到平衡 时,则瓶内液位保持不变,而排气管内的液体高度与贮液箱液位高度相等。可见,每次 灌装液料的容积等于一定高度的瓶子内腔容积。要改变灌装量,只需改变排气管口伸入 瓶内的位置即可。这种方法,设备结构简单,应用广泛。 (2)定量杯定量法 此法是将液料注入定量杯中,然后再进行灌装。若不考虑滴液等损失,则每次灌装 的液料容积应与定量杯的相应容积相等。要改变灌装量,只需改变调节管在定量杯中的 高度或更换定量杯。这种方法避免了瓶子本身的制造误差带来的影响,故定量精度较高。 但对于含气液料,因贮液箱内泡沫较多,不宜采用。 (3)定量泵定量法 此法是采用机械压力灌装的一种方法。每次灌装物料的容积与活塞往复运动的行程 成正比。要改变灌装量,只需调节活塞的行程。 陕西科技大学毕业设计说明书 6 2.3.3 灌装原理 常压灌装属于重力灌装,灌装速度只取决于进液管的流通截面积,及灌装缸的液位 高度。常压灌装与负压灌装的最大区别就是不需要抽真空装置,不需要密封的灌装缸, 制造成本大大降低。 在常压灌装中,液料箱和计量装置处于高位,包装容器置于下方,在大气压力下, 液料靠自重经导液管注入容器中。 玻璃瓶与 PET 瓶的常压灌装有两种形式。 (1)容器与灌装阀不接触 当输瓶拨盘将容器输送至瓶托并与灌装阀对中后,机械开阀机构开启灌装阀进行充 液,到指定位置后,灌装阀靠关阀机构关闭。在有效的灌装角度内应保证完成灌装过程, 即一个灌装阀在有效灌装角度的运转时间要大于容器的实验灌装时间 Tr。灌装容量则 靠灌装缸内的定量料斗来控制。对于称重式常压灌装,灌装阀靠电磁阀控制,当容器被 输送至瓶托并与阀对中后,传感器打开电磁灌装阀进行充液,由瓶托下的机械秤或电子 秤进行灌装称量,达到指定重量后,机械秤或电子秤控制的传感器关闭电子灌装阀,完 成灌装过程。称重式灌装机的灌装精度可达到 0.2%,一般用于包装价格较高的产品[4]。 (2)容器与灌装阀接触并密封 顶开式的灌装阀,为等液面常压灌装或漏斗控制的容积式常压灌装,灌装原理与负 压灌装相同。玻璃瓶与 PET 瓶的常压灌装有时有灌装阀的滴漏现象,产生液损或污染设 备。技术含量高的常压灌装阀常在进液口装有不锈钢金属网,利用液体的表面张力,避 免滴漏现象产生[4]。 负压自动灌装机系统设计 7 3 灌装方案的讨论和确定 3.1 灌装方案的讨论 方案一:单缸是指采用一缸两用的结构形式,即其供料装置常将真空室与料缸合为 一体。负压是在低于大气压的条件下进行的。即在料缸中安置一个真空泵,让料缸处于 常压状态下,只对瓶子内部进行抽气,使其形成一定的真空度,液体物料靠两容器的压 力差,流入瓶子并完成灌装。旋转型是指瓶子随灌装阀一起做等速回转运动,同时进行 灌装。 优点:它采用一缸两用的结构形式,减少了双缸灌装机结构过大,零件过多,回转 不稳定,对负压值要求较高等缺点。并且吸取了负压灌装性能稳定,破瓶不灌装等优点, 是集常压及双缸负压的优点于一体又克服了两种灌装机的缺点而形成的灌装机。该生产 线生产能力大,自动化程度高,占地面积小,它在白酒、果汁等的灌装具有广泛的使用 范围。 方案二:多缸负压直线移动型灌装机。多缸是指将真空室与料缸分为两部分。负压 原理同上所述。直线型灌装机是指瓶子经传送盘、限位拨盘送至推瓶板处,推瓶板每隔 一定时间把一定数量的空瓶推向灌装位置,打开阀门进行成排灌装,然后送出。 该类型的灌装机由于采用直线移动和多缸的结构形式,所以其占地面积大,使得其 结构过大,同时多缸结构对负压值要求较高,使用范围小。 3.2 灌装方案的确定 我们要灌装的是白酒、果汁等不含气体的液料。根据灌装的要求和以上的分析讨论, 我们决定采用方案一较为妥当。 3.3 本次设计的主要参数 生产 瓶子 能力 容积 0-4000b/h 210-650ml 瓶子 外径 75mm 表 3-1 主要参数[6] 瓶 瓶高误差 电动机 外形 高 尺寸 120-320mm ±5mm 1.1kw 1200×1200×1800 陕西科技大学毕业设计说明书 8 4 灌装机主体结构和工作原理 目前灌装机大多采用“旋转型”结构,即包装容器随灌装阀一起作等速回转运动, 同时进行灌装,本次毕业设计亦采用此种结构,灌装机的主体结构由供料装置、灌装阀、 托瓶机构、供瓶装置和瓶高调节装置五部分组成,下面将分别讨论: 4.1 灌装阀 灌装阀是液箱、气室(包括充气室、排气室、真空室)和灌装容器这三者之间的流 体通路开关,而且根据灌装工艺要求,能依次对有关通路进行切换。显然,灌装阀是关 系到灌装机能否正常而又高效作的关键部件[5]。 4.1.1 常压法灌装阀 (a)控制液位定量式常压法灌装阀 (b)定量杯定量式常压法灌装阀 4.1.2 等压法灌装阀 根据等压灌装工艺过程,灌装时需先打开气门充气等压,然后打开液门回气。打 开气门一般多依靠机械的方法。打开液门的方法有两种:一种是仍依靠机械的方法,称 为机械式;另一种是依靠瓶内充气反压自动打开,称为自动式。 (a)机械式等压灌装阀 (b)气动式等压灌装阀[5] 4.1.3 压力法灌装阀 本次毕业设计---自动灌装机采用控制液位定量式灌装阀,下面将简要地以与介绍: 如下图 4-1 所示为该阀的灌装原理图。常用它灌装牛奶、果汁等不含气液料。开始 灌装时,瓶子上升,瓶口顶开嵌有橡皮垫的滑套后,灌装头与滑套之间出现间隙,液料 逐流如瓶内,并使瓶内空气经排气管排至液箱。当液面达到管口时。气体不再排出,直 至压力平衡后灌液也随之停止。 当瓶子下降时,由于压缩弹簧的作用使灌装头与滑套重新封闭。 负压自动灌装机系统设计 9 图 4-1 控制液位定量式灌装阀 调节螺母可改变每次的灌装量。 4.1.4 灌装阀的设计 1.拟定结构方案 (1)确定阀体中阀门的数目 根据选定的灌装方法和工艺过程,确定液室、气室和容器之间所需的阀门数及其相 对位置。 (2)确定阀体的结构布局 根据阀门的启闭形式(单移、多移和旋转),确定阀体可动部分与不动部分的结构 布局,以及作相对运动表面之间的密封形式。比较而言,移动阀特别是端面式结构上容 易实现弹簧的压紧密封,流道截面大,弯路少,零件的结构形状亦较简单,有利于提高 灌装速度并便于清洗。但零件数量偏多,而且密封弹簧一旦失效,灌装就难于实现。而 旋转阀,通常用固定挡块来实现机械启闭,零件数目少,固然有一定的可靠性,但难于 保证破瓶不灌液,外部布局也较复杂,故应用不够广泛。 (3)确定阀端的结构布局 根据灌装液料的工艺要求来确定长管或短管的阀端结构,欲保证定量精度及稳定出 流等,必须合理布置阀端的某些结构要素。 (4)确定启闭阀门的结构形式 根据阀门在阀体中所处的位置及其启闭结构。 2.绘制结构简图 考虑到设备的生产能力、容器尺寸、贮液箱内液位高度以及防止液道出现空穴、液 料不稳定出流等不正常现象,要妥善选择液道、液门的出流截面尺寸和出流速度,以求 出液门至贮液箱自由液面的大致高度。然后对密封弹簧进行计算,修正阀的总体尺寸, 为绘制结构草图创造必要条件。 3.计算流道基本参数 陕西科技大学毕业设计说明书 10 由初定的结构尺寸,再准确计算灌装阀出流截面的流速,使其尽量形成稳定的层流。 据此求得灌装的时间,进而考虑灌装机的主轴转速及灌装区所占角度,校核并休正所设 计的阀是否符合给定的生产能力,只有满足了这些要求才能最后确定灌装阀结构尺寸, 绘制图纸。 4.2 供瓶装置 在包装工业领域内,现已广泛应用多种类型的分件供送螺杆装置,可按某种工艺要 求将规则或不规则的容器、物件以确定的速度、方向和间距分批或逐个地供送到给定的 工位。特别是为了适应包装容器日新月异的变化和提高设备生产能力的实际需要,分件 供送螺杠装置正朝着多样化、通用化和高速化方向发展,并不断扩大它在灌装、充填、 封口、贴标、计量、检测以及自动包装线上的应用,如分流、合流、升降、起伏、转向 和翻身等等。 如下图 4-2 所示为常压灌装机中的分件供送螺杆装置: 图 4-2 分件供送螺杆装置 此分件供送装置是整个灌装机的“咽喉”,其结构性能的好坏直接影响到产品的质 量、工作效率、总体布局和自动化水平。所以,设计中应在满足被供送瓶罐的外形尺寸、 星型拨轮节距及生产能力等的条件下,合理确定螺杠直径及长度、螺旋线旋向及组合形 式、螺旋槽轴向剖面几何形状和星型拨轮尺廓曲线,进而校核瓶罐受螺杠、导向板、输 送带等综合作用能否达到给定的速度和间距,减轻冲击、震动、卡滞现象,实现平稳可 靠运动。 分件供送装置的工作原理为:由曲齿传动带动螺旋棒的旋转,当瓶子输送进入输送 链带后,由于螺旋棒的作用,使得瓶子形成以一定的间隔依次地排送,然后再经过拨瓶 轮进入托瓶台,从而进行灌装[4]。 4.3 供料装置 1.供料装置有等压法、真空法、虹吸法等。等压法是指分别给料缸和瓶子进料充气, 给料缸充气是为了防止液料刚灌入时突然将压而冒泡,造成操作混乱。给瓶子充气为了 负压自动灌装机系统设计 11 使瓶子之间压力相等从而有利于灌装;真空法供料装置分为单室式、双室式和多室式三 种。 2.在本次设计中,我们采用的是单室真空法供料装置。它是将真空室与贮液箱合 为一体的中小型供料装置。输液管经进液孔而与圆柱形贮液箱相通。箱内设有浮子,它 随液位的波动而在限定的范围内上浮或下沉,从而封闭或开放进液孔,以保持适当的液 面高度。贮液箱的上部空间借真空泵的不断吸气而达到一定的真空度。当托瓶台将瓶子 托起,先打开气阀 充气,接着又打开液阀灌液。而瓶内的气体不断被吸至贮液箱然后经真空管排出机外。 另外,采用此供料装置,本机的结构因而比较简单,也容易清洗贮液箱。 4.4 托瓶机构 对于旋转型灌装机,通常是借助分件供送螺杆装置将瓶子按所要求的状态、间距、 速度逐个而连续地供送到灌装机的托瓶台上。并由托瓶机构将其升起使瓶口和灌装头紧 密接触而进行灌装。待灌装过程完成后下降复位。 托瓶机构主要有机械式、气动式、机械与气动组合式等三种结构形式。 三种类型的托瓶机构各有其优缺点。机械式托瓶机构是依靠弹簧力使托瓶台升降, 无需密封,但弹簧在连续工作中容易失效,压紧力也受到一定限制,它主要用于不含气 液料的灌装机。气动式托瓶机构以压缩空气作动力源,有良好的吸震缓冲能力,出现故 障时也不易扎坏瓶子,但活塞的运动速度受到气压变化的影响。若压力下降较小,不但 使瓶子的上升速速度减慢,而且难于保持瓶口和灌装头的紧密接触。若压力上升较大, 则瓶子的上升速度加快,以致不易与进液管对中,并使瓶子受到较强的冲击力。机械与 气动组合式托瓶机构,工作稳定可靠,压缩空气在环管中循环使用,只需补充漏损量, 应用广泛。但凸轮导轨也会增加额外的润滑、磨损和运转阻力。 在本设计中,我们采用的是机械式的托瓶机构。其工作原理如下:托瓶机构的上滑 筒与下滑筒,借拉杆与压缩弹簧组成一个弹性套筒。在下滑筒的支承销轴上装有滚动轴 承,使托瓶台连同上、下滑筒一起沿着凸轮导轨升降。由上、下两滑筒等组成的弹性套 筒不仅保证了灌装时瓶口的密封,同时对瓶子的高度误差亦有较好的适应能力。凸轮导 轨安置在滚动轴承的下方。托瓶靠压缩弹簧力上升。因此,在灌装时不再需要凸轮导轨, 结构有明显简化。 4.5 瓶高调节机构 本设计中,由于设计的灌装机属于中、小型的灌装机,而且生产能力也不是太高。 故我们可采用蜗轮-蜗杆装置来对灌装机进行调高。其结构及工作原理为:蜗轮与贮液 箱立柱以螺纹来连接,当我们需要调整灌装高度时,先松开锁紧螺母,使导向压块松开, 然后用手柄扳转蜗杆,由于蜗杆带动蜗轮转动,结果贮液箱立柱也随之或上或下的移动, 陕西科技大学毕业设计说明书 12 从而实现灌装的高度调节。待调节至要求高度后,仍需压紧杆、导向压块压紧,并用锁 紧螺母锁紧。 负压自动灌装机系统设计 13 5 灌装机传动部分设计 5.1 电动机的选择 生产中一般采用三相交流异步电动机,其常用电动机的标准见《机械设计零件手册 (修订版)》的附录一。在经常起动、制动及反转的场合,要求电动机的转动惯量小河 过载能力达,选用鼠笼或绕线式三相起步电动机。电动机结构有开启式、防护式、封闭 式和防暴式。根据防护要求选择。 功率的确定: 电动机的功率选得是否合适,对其工作和经济性都有影响;如采用额定功率小于工作机 要求的功率,就不能保证工作机的正常工作,甚至日电动机长期过载而过早损坏;如果 电动机的额度功率大于所要求的功率,则电动机价格高,容量也未得到充分利用,以致 造成成本高,而且浪费。通常对在变载荷作用下,稳定、长期连续运行的机械,要求所 选用的电动机的额定功率稍大于工作机功率。还应查处电动机类型和额定功率、相应的 转速和安装尺寸。在一般情况下不必校验电动机的发热和起动力矩。电动机工作时需要 的功率 R0 按下式计算: R0 = Rw ha (KW) 式中 Rw ——工作机所需的功率,KW ha ——从电动机到工作机间各运动副的总机械效率(以下简称效率)。 工作机所需要工作功率 Rw 一般根据工作机的生产阻力和运动参数计算: (5-1) Fv Rw = 1000h w 式中 F —— 工作机的生产阻力,N; 或 Rw = Tnw 9550hw (5-2) v —— 工作机的速度,m/s; T ——工作机的阻力矩,N m; nw ——工作机的转速,r/min; hw ——工作机的效率。 总效率按下式计算: ha =h1h2h3....hn (5-3) 式中h1 、h2 、h3 、….hn 分别为运动链中各运动副(如齿轮、轴承及联轴器等)的效率, 其值可参考《机械设计零件手册(修订版)》表 4.1-2 选取。 容量相同的同类型电动机,可以有不同的转速。如三相异步电动机常用的有四种同 步转速,即 3000、6up,1500、1000、750r/min。低转速电动机的极数多,外廓尺寸及重量 陕西科技大学毕业设计说明书 14 都较大,几个高,但可使传动装置总传动比及尺寸较小;高转速电动机则相反。因此确 定电动机转速时,应按具体情况进行分析和比较。 通常多选用同步转速为 1500 和 1000r/min 的电动机,如无特殊需要,不选用同步 转速低于 750r/min 的电动机。 传动装置的设计功率通常按实际所需要的电动机工作功率 R0 考虑,而转速则按电动 机额定功率时的转速 nm (满载转速,它不等于同步转速)计算。 通过计算可知,中心轴下面安装的滚子轴承在工作时,所受的摩擦力大约为 40N, 所以灌装机主轴的启动转矩不大,根据《机械设计手册单行本减(变)速器·电机与电 器》上电动机选择时应综合考虑的问题和考虑到运行可靠性、设备的供货情况、备品备 件的通用性、安装检修的难易,以及产品的价格、建设费用、运行和维修费用、生产过 程中前后期电动机功率变化关系等各种因素,选择电动机为 Y2 型系列电动机, 所选电动机的型号为 Y2-90S-4 型电动机,它的额定转速为 1400r/min,额定功率为 1.1KW[2]。 5.2 减速器的设计选择 由于所选电动机的额度转速为 1400r/min,灌装机的生产能力为 4000 瓶/小时, 灌装机的灌装阀头数为 16 头,所以灌装机每转生产 16 瓶,所以灌装机主轴的转速为 250r/小时,即 25 r/min。首先设主轴上大齿轮与减速器上小齿轮的传动比 i = 6 ,电动 6 机的小带轮与减速器上大带轮的传动比 i = 2 ,则减速器上输入的转速为 700r/min,输 出的转速为 25r/min,根据以上的条件,选择 CW 型减速器,减速器的型号为 CW80-25-IF, 该型号的减速器的额定输入转速为 750r/min,额定输入功率为 1.74KW,额定输入转矩为 437 N m 。由于电动机的功率为 1.1KW,所以选择该型号的减速器符合要求[2]。 5.3 带传动的设计 取带轮的传动比 i = 2 ,小带轮转速 n1 =1400r / min ,电动机的额定功率 P=1.1KW, 一天运转时间>16h (1) 确定计算功率 Rca 由由《机械设计(第七版)》表 8-6 查得工作情况系数 KA=1.2 pca = K AR =1.2 ·1.1KW =1.32KW (2) 选取 V 带带型 根据 Rca 、 n1 由《机械设计(第七版)》图 8-9 确定选用普通 V 带型 (3) 确定带轮基准直径 由《机械设计(第七版)》表 8-3 和表 8-7 取主动轮基准直径 dd1 = 63mm 负压自动灌装机系统设计 15 按式 i = n1 n2 ? dd 2 dd1 ,从动轮基准直径 dd 2 dd 2 = idd1 = 2 ·63 =126mm 根据表 8-7,取 dd 2 =132mm 按式 v = pd p1n ? pdd n 验算带的速度 60·1000 60·1000 v = pdd1n1 = p ·63·1400 = 4.62m / s ? 25m / s 60·1000 60·1000 所以带的速度合适。 (4)确定普通 V 带的基准长度和传动中心距 根据 0.7(dd1 + dd 2 ) a0 2(dd1 + dd 2 ) ,初步确定中心距 a0 = 250mm 根据式 Ld ? 2a0 + p 2 (dd1 + dd 2 ) + (dd 2 - dd1) 2 4a0 计算带所需的基准长度 Ld ? 2a0 p + 2 (dd1 + dd2) + (dd 2 - dd1) 2 4a0 = 2·250 + p 2 (63 +132) + (132 - 63) 2 4 · 250 = 811.1mm 由《机械设计(第七版)》表(8-2)选带的基准长度 Ld = 800mm 按式 a = a0 + Ld - Ld 2 计算实际中心距 a a = a0 + Ld - Ld 2 = 245mm (5)验算主动轮上的包角 a1 由式 a1 = 180o - Ld a Ld ·57.5o 得 a1 = 180o - Ld - Ld a ·57.5o = 180o -132 - 63 ·57.5o 245 = 163.8o 120o 故主动轮上的包角合适. (6)计算 V 带的根数 z 由《机械设计(第七版)》式(8-22)知: z= pca ( p0 + Dp0 )Ka KL (5-4) 由 n1=1400r/min、 dd1 = 63mm 、 i = 2 查《机械设计(第七版)》表 8-5a 和表 8-5b 得 陕西科技大学毕业设计说明书 16 P0 = 0.25KW DP0 = 0.03KW z= pca ( p0 + Dp0 )Ka KL 查《机械设计(第七版)》表 8-8 得 Ka = 0.96 ,查《机械设计(第七版)》表 8-2 得 K L = 1 则 z= 1.32 = 4.91 (0.25 + 0.03) ·0.96·1 取 z =5 根。 (7)计算作用在轴上的压轴力 F0 由式 F0 = 500 Pca vz 2.5 ( Ka -1) + qv2 得: F0 = 500 Pca vz 2.5 ( Ka -1) + qv2 = 500· 1.32 ·( 2.5 4.62·5 0.96 -1) + 0.06·4.622 = 47.1N (8)计算作用在轴上的压轴力 Fp 由式得 Fp = 2zF0 sin a1 2 163.8o = 2·5·47.1·sin 2 = 466.3N 5.3 轴的设计及校核 (1)选择材料 由于工作的环境是在有腐蚀性的环境下工作的,因此选用轴的材料为 40Cr,[τ] 取 45MPa,选用空心轴[7]。 (2)中心轴上的功率 P =1.1·0.97 ·0.75·0.96 = 0.768KW 中心轴转速: n = 25 r / min 6 (3)初步估计轴的最小直径,由式 3 dmin ? 3 95.5·105 P 0.2[tT ] n(1- b 4 ) = 95.5·105 ·0.768 0.2 ·45· 25 (1- 0.54 ) = 59.3mm 6 (4)按扭转强度条件计算 查表 15-3,对于空心轴 P dmin ? A0 n(1- b 4 ) (5-5) 负压自动灌装机系统设计 17 式中 b = d1 d ,即空心轴内径 d1 和外径 d 之比,通常取 b = 0.5 0.6 取 b = 0.5 , A0 =110 ,则 P 0.768 dmin ? A0 n(1- b 4 ) =110 25 ·(1- 0.54 ) = 64mm 6 (5)考虑到轴上键槽的影响 dmin ? 64(1+ 7%) = 68.5mm 由于轴选择的是空心轴,因为由于灌装机的结构的要求需要在轴中装一个直径为 35 mm 左右的升降轴,由装配图可知,在传动轴上还装有调节升降的涡轮蜗杆,而涡轮 蜗杆的尺寸比所计算出来的中心轴的最小直径要大的多,并且按上面的公式求出的直 径,只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。中心轴上安装一个支撑料缸作用的零件, 所以轴的直径选取最小直径的 2.5 倍,轴的直径圆整为 170 mm ,即是安装齿轮处轴的 直径。 5.4 中心轴齿轮的设计计算 一般,设计齿轮传动时,已知条件是:传递的功率 R (KW)或转矩 T(N ?m);转速 n(r/min);传动比 i ;预定的工作寿命 h;原动机及工作机的载荷特性;结构及外形尺 寸限制等[8]。 设计开始时,通常不知道齿轮的尺寸和参数,无法确定出参数的数值,因而无法进 行精确计算。所以需要先初步选择某些参数,按简化计算或类比方法确定主要尺寸,然 后再进行精确的校验计算。当主要参数和几何尺寸符合要求之后,在进行齿轮的结构设 计,并绘制零件工作图。 圆柱齿轮传动强度设计的原则: 齿轮传动的承载能力,需要根据在设计寿命期间出现破坏形式的几率,不超过所要求 的失效几率来确定。失效几率即是工作可靠度的余数。 铸铁或闭式传动的硬齿面(工作齿面硬度 HBS>350)的钢齿轮传动的承载要 取决于齿根弯曲强度;闭式传动的软齿面(HBS≤350)的钢齿轮传动的承载要取 决于齿面接触强度;开式齿轮传动的主要破坏形式是齿面磨损,一般可在计入磨损的影 响后,按齿轮弯曲强度计算。 齿轮的设计应在满足轮齿弯曲强度的条件下,选取较多的齿数。 软齿面闭式齿轮传动,宜取较多齿数,较小模数,以增大重合度,提高传动平稳性, 减小加工量,提高刀具的耐久度,一般 z1 ≥24。 硬齿面闭式及开式齿轮传动,可取较小齿数,较大模数,以增大齿厚,提高齿轮弯 曲强度。 对载荷变动的齿轮传动和开式齿轮传动,宜使 z1 与 z2 互为质数,或二者的最大公约 陕西科技大学毕业设计说明书 18 数为最小,以利于减小或避免周期振动,对开式齿轮传动还可提高其耐磨损能力。 螺旋角: 斜齿轮一般 b =8°~15°,人字齿轮取 b =25°~40°(常取 30°) 对于小功率的 高速传动, b 宜取大小些;对于大功率的低速传动, b 宜取小些。 齿宽及齿宽系数: 齿宽系数常表示为: fa = b a 、 fd = b d1 、 fm = b m 。 齿宽系数取大些,可使齿轮传动中心距及直径减小;但齿宽越大,载荷沿齿宽分布不 均的现象越严重。 一般取 fa =1.2 ,闭式传动常取fa =0.3~0.6 ,通常减速器常取 fa =0.4 。变速箱 中换档齿轮常取fa =0.12~0.15 。开式传动常取fa =0.1~0.3 。设计标准圆柱齿轮减速 器时,fa 要符合标准中规定的数值,其值为:0.2,0.25,0.3,0.4,0.5,0.6,0.8, 1.0,1.2。 一般取 fd =0.2~2.4 。对闭式传动,当 HB<350 ,齿轮对称轴承布置并靠近轴承 时,fd =0.8~1.4 ;齿轮不对称或悬臂布置、传动装置结构刚性大时,取fd =0.6~1.2 , 结构刚性较小时,fd =0.4~0.9 。当 HB>350 时,fd 数值应降低一倍。对开式传动,取 fd =0.3~0.5 。fd 与fa 的换算式为: fd =0.5( i – 1)fm (5-6) 一般取 fm =8~25 。当加工和安装精度高时,可取大些;对开式传动可取fm =8~15 ; 对重栽低速齿轮传动,可取fm =20~25。fm 、fa 与fd 的换算式为: fm =0.5( i – 1)fa Z1 =fd Z1 (5-7) 齿轮的计算: 电动机的功率为 1.1KW,带轮的效率为 0.97,CW 型减速器为涡轮蜗杆减速器,根据《机 械 零 件 手 册 ( 修 订 版 )》 查 得 该 减 速 器 的 效 率 为 0.75KW , 所 以 输 入 的 功 率 P1 =1.1·0.97 ·0.75 = 0.8KW 。 选 择 中 心 轴 上 的 大 齿 轮 和 减 速 器 上 小 齿 轮 的 传 动 比 i = 6 [1]。 则设计步骤如下: 1.选取齿轮类型,精度等级,材料及齿数 (1)按要求选用直齿圆柱传动齿轮 (2)速度不高,选用 7 级精度。 (3)材料选择 选择小齿轮材料位 40Cr(调质),硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质),硬 负压自动灌装机系统设计 19 度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。 (4)选小齿轮齿数 Z1 =24,大齿轮齿数 Z2 = m Z1 =144。 2.按齿面接触强度设计 3 d1t = 2.32 · ktT1 sd . i +1 i . ? ??? ZE [s H ? ]??? (5-8) 确定公式内的各计算参数: (1)初选载荷系数 K t =1.3 (2)计算小齿轮传递的转矩 T1 = 95.5 ·105 R1 / n1 = 95.5 ·105 · 1.1· 0.97 25 · 0.75 =30.5 · 104 N mm (3)由《机械设计(第七版)》表 10-7 选取齿宽系数fd =0.6; (4)由《机械设计(第七版)》表 10-6 选取 ZE =189.9MPa1/2 ; 由《机械设计(第七版)》图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 s H lim1 =600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限s H lim2 =550MPa; (5)由式 N = 60n1 jLh 计算应力循环次数 N1 = 60n1 jLh = 60·25·1·24·300·15 =1.62·108 N2 = 0.27 ·108 (6)由《机械设计(第七版)》图 10-19 查的接触疲劳寿命系数 KHN1 =1.08, KHN 2 =1.25 (7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由式[s ]= KNs lim 得 S [ ] s H 1 = s K HN1 H lim1 S 1.08 · 600 = 1 = 648MPa [s H ]2 = s KHN1 H lim2 S 1.25 · 550 = 1 = 687.5MPa 3.计算 (1)试计算小齿轮分度园直径 d1t 陕西科技大学毕业设计说明书 20 3 d1t = 2.32 · ktT1 fd i +1? i ??? ZE [s H ? ]??? = 93.824mm (2)计算圆周速度 v (3)计算齿宽 b v = pd1n1 = p ·93.824·25 = 0.123m / s 60·1000 60·1000 b = fd d1t = 0.6·93.284 = 56.295mm (4)计算齿宽/齿高之比 模数 齿高 (5)计算载荷系数 mt = d1t / z1 =93.284/24=3.91mm; h = 2.25mt = 8.798 b / h = 56.295 = 6.4 8.798 根据 v = 0.123m / s ,7 级精度,由《机械设计(第七版)》图 10-8 查的动载系数 KV =1.02 直齿轮,假设 K A Ft / b 100N/mm,由表 10-3 查的 K Ha = K Fa = 1.2 ; 由《机械设计(第七版)》表 10-2 查得使用系数 KA =1.0 由《机械设计(第七版)》表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮悬臂布置时, 将数据代入后得 KHb =1.12 + 0.18(1+ 6.7fd 2 )fd 2 + 0.23·103b KHb =1.354 由 b / h = 6.4, KHb =1.354 ,查《机械设计(第七版)》图 10-13 得 KFb =1.3;故载荷系数 K = KAKV Ka Kb =1·1.02·1.2·1.354 =1.657 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径,由式 d1 = d1t 3 K / Kt 得 (6)计算模数 m d1 = d1t 3 K / Kt = 93.824· 3 1.657 /1.3 =101.734mm m = d1 / Z1 = 101.734 24 = 4.24 负压自动灌装机系统设计 21 4.按齿根弯曲强度计算 由《机械设计(第七版)》式(10-5)得弯曲强度的设计公式为 3 [ ] m= 2kT1 fd Z1 ? ??? YFaYSa sF ? ??? (5-9) 确定公式内的各计算值: (1)由《机械设计(第七版)》图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限s FE1 = 500MPa , 大齿轮的弯曲疲劳强度极限s FE2 = 380MPa ; (2)由《机械设计(第七版)》图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.95, KFN 2 = 1.0 ; (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[s ]= KNs lim 得 S [s ]F1 = s KFN1 FE1 S = 0.95 · 500 1.4 = 339.29MPa [s ]F 2 = s KFN 2 FE 2 S 1.0 · 380 = 1.4 = 271.43MPa (4)计算载荷系数 K (5)查取齿形系数 K = K AKV KFa KFb =1·1.02 ·1.2·1.3 =1.591 YFa1 = 2.52;YFa 2 = 2.132 (6)查取应力校正系数,由《机械设计(第七版)》表 10-5 查得 YSa1 =1.625;YSa 2 =1.844 (7)计算大、小齿轮的 YFaYSa 并加以比较: [s F ] YFa1SSa1 = 2.52·1.625 = 0.0121 [s ]F1 339.29 YFa 2SSa 2 = 2.132 ·1.844 = 0.0145 [s ]F 2 271.43 大齿轮数值大 5.设计计算 陕西科技大学毕业设计说明书 22 3 m? [ ] 2KT1 fd Z1 ? ??? YFaYSa sF ? ??? 3 = 2 ·1.591· 30.5 ·104 0.6 · 242 ·0.0145 = 3.44mm 对比计算结果,由齿面接触强度计算的模数 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所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强 度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲强度算得的模数 3.44mm 并就近圆整 为标准值 m=3.5mm,按接触强度算得的分度圆直径 d1 =101.734mm ,算出小齿轮齿数 Z1 = d1 m 101.734 = 3.5 = 29 大齿轮齿数 Z2 = i Z1 = 6·29 =174 6.几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径: (2) 计算中心距: d1 = Z1m = 29·3.5 =101.5mm d2 = Z2m =174·3.5 = 609mm a = (d1 + d2 ) / 2 = (101.5 + 609) / 2 = 355.25mm (3) 计算齿轮宽度 取 B2 = 65;B1 = 70 b = fd d1 = 0.6·101.5 = 60.9mm 7.验算 Ft = 2T1 d1 = 2 · 30.5 ·104 101.5 = 6009.85N K AFt 1·6009.85 = = 98.68 ?100N mm b 60.9 合适 所以,总体符合设计要求。 5.5 锥齿轮的设计计算 电动机的功率为 1.1KW,带轮的效率为 0.97,CW 型减速器为涡轮蜗杆减速器,根据 《机械零件手册(修订版)》查得该减速器的效率为 0.75KW,圆柱齿轮传动的效率为 负压自动灌装机系统设计 23 0.96,链轮的传动效率为 0.93,所以输入功率 P=0.72KW。由于大锥齿轮是与螺旋限位 器连接,驱动螺旋限位器。拨瓶轮下面的齿轮与中心轴上的大齿轮相啮合,传动比设为 i = 1 ,大齿轮的转速为 25 r / min ,则拨瓶轮的转速为 25 r / min 。拨瓶轮每转一圈,拨 2 6 3 进 8 个瓶子,而螺旋限位器每转一圈向前拨进一个瓶子,所以螺旋限位器的转速为 200 r / min ,即是与螺旋限位器连接的大锥齿轮的转速。 3 设计步骤如下: 1.选取齿轮类型,精度等级,材料及齿数 (1)根据要求选用直齿锥齿轮。 (2)灌装机为一般工作及其,速度不高,故选用 8 级精度。 (3) 材料选择小齿轮的材料为 40Cr(调质),硬度为 280HBS,大齿轮材料 45 钢(调质),硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。 (4)选择大齿轮齿数为 z2 = 40 ,初定 u = 2 ,则 z1 = 40 u = 20 2.按齿面接触强度设计 3 d1t ? 2.92 fR (1 KtT1 - 0.5fR ) 2 u ? ??? ZE [s H ? ]??? 2 (5-10) 参数值确定: (1)初选载荷系数 Kt =1.3; (2)计算大齿轮的转距 T1 = 9.55·105 P / n1 = 9.55·105 ·0.72·3 / 400 = 5.09·103 N mm ; (3)查《机械设计(第七版)》通常取取齿宽系数fR =1/3; (4)查《机械设计(第七版)》表 10-6 取 ZE =189.8MP1/2 ; (5)由《机械设计(第七版)》图 10-21d 按齿面硬度中查得小齿轮的接触疲劳强度极限 s Hlim1 = 600MPa ;小齿轮的接触疲劳强度极限s Hlim2 = 550MPa ; (6) 由式 N = 60n1 jLh 计算应力循环次数 陕西科技大学毕业设计说明书 24 N1 = 60n1 jLh = 60 · 400 3 ·1· 24 · 300 ·15 = 8.64·108 N2 = 4.32·108 (7) 由《机械设计(第七版)》图 10-19 查的接触疲劳寿命系数 KHN1 = 0.93;KHN 2 = 0.95 (8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由式[s ]= KNs lim 得 S [ ] s H s = H HN1 H lim1 1 S = 0.93·600 = 522.5MPa [ ] s H s = H HN 2 H lim2 2 S = 0.95·550 = 558MPa 3.设计计算 (1)试计算小齿轮分度圆直径 d1t ,代入 s H ] 中较小值 3 d1t ? 2.92 fR (1 KtT1 - 0.5fR )2 u ? ??? ZE [s H ?2 ]??? 3 = 2.92· 1.3·5.09·103 ? 189.8 ?2 1 (1- 0.5· 1)2 ·2 ·?? 522.5 ?? = 36.08mm 3 3 (2)计算圆周速度 (3)计算齿宽 b v = pd1tn1 = p ·36.08·400 = 0.25m / s 60·1000 60·1000·3 b = RfR = d1tfR u2 +1 = 36.08· 1 · 5 =13.45mm 2 32 (4)计算齿宽与齿高之比 b / h 模数 齿高 mt = d1t / z1 = 44.57 / 20 =1.8mm h = 2.25mt = 2.25·1.8 = 4.05mm b / h =13.45 / 4.05 = 3.32 (5)计算载荷系数 根据 v = 0.16m / s ,8 级精度,由《机械设计(第七版)》图 10-8 查的动载系数 KV =1.0 由《机械设计(第七版)》取齿间载荷分配系数 KHa = KFa =1.0 ; 由《机械设计(第七版)》表 10-2 查得使用系数 KA =1 负压自动灌装机系统设计 25 由《机械设计(第七版)》查得齿向载荷分布系数可按下式计算: KFb = KH b =1.5KH bbe 式中 KHbbe 是轴承系数,可从《机械设计(第七版)》表 10-9 中查取 KHbbe =1.50 。 所以 KFb = KHb =1.5·1.50 = 2.25 ;故载荷系数: K = KAKV KHa KHb =1.0 ·1.0 ·1.0·2.25 = 2.25 (6)按实际载荷系数校正所算的分度圆直径,由式 d1 = d1t 3 K / Kt 得 3 3 d1 = d1t K / Kt = 36.08· 2.25 /1.3 = 43.32mm (7)计算模数 m = d1 / z1 = 43.32 / 20 = 2.166mm 4.按齿根弯曲强度设计 3 m? 4KT1 YFaYSa fR (1- 0.5fR )2 z12 u2 +1 [s F ] (5-11) 确定公式内的各计算值: (1)由《机械设计(第七版)》图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 dFE1 = 500MPa ;查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 dFE2 = 380MPa 。 (2)由《机械设计(第七版)》图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.91, KFN 2 = 0.93 (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[s ]= KNs lim 得 S [s F ]1 = s KFN1 FE1 S = 0.93·380 1.4 = 252.43MPa [s F ]2 = s KFN 2 FE 2 S = 0.91·500 1.4 = 325MPa (4)计算载荷系数 K K = KAKV KFa KFb =1.0 ·1.0 ·1.0·1.0 ·2.25 = 2.25 (5)计算当量齿数 陕西科技大学毕业设计说明书 26 zv1 = z1 cos d1 = 20 2/ 5 = 22.4 ? 23 zv 2 = z2 cos d2 40 = 1/ 5 = 89.4 ? 90 (6)查得齿形系数 由《机械设计(第七版)》表 10-5 查得YFa1 =1.78,YFa2 =1.575 (7)查取应力校正系数 由《机械设计(第七版)》表 10-5 查得YSa1 = 2.20,YSa2 = 2.69 计算大、小齿轮的 YFaYSa 加以比较: [s F ] 小齿轮的数值大 YF S1 Sa1 = 2.20 ·1.78 = 0.0155 [s F ]1 252.43 YF 2SSa2 = 2.69 ·1.575 = 0.0130 [s F ]2 325 5.设计计算 3 m? 4KT1 fR (1- 0.5fR )2 z12 3 YFaYSa = u2 +1 [s F ] 1 4 · 2.25 · 5.09 ·103 (1- 0.5· 1)2 202 22 +1 · 0.0155 = 1.51mm 3 3 对比计算结果,由齿面接触强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由 于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,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 1.51 mm 圆整为 m =1.75 mm ,按接触强度算得的分度圆直径 d1 = 43.32mm ,算出小齿轮 齿数 z1 = d1 m = 43.32 1.75 = 25 大齿轮齿数 z2 = uz1 = 2 ·25 = 50 这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并 做到结构紧凑,避免浪费[10]。 6.几何尺寸计算 负压自动灌装机系统设计 27 (1)计算分度圆直径 (2)计算齿轮宽度 d1 = z1m = 25·1.75 = 43.75mm d2 = z2m = 50 ·1.75 = 87.5mm b = RfR = d1fR u2 +1 = 43.75· 1 · 5 =16.3mm 2 32 取 B1 = 20mm,B2 =15mm (3)计算锥距 R = d1 u2 +1 = 43.75· 5 = 48.91mm 2 2 (4)计算平均分度圆直径 1 dm1 = d1 (1 - 0.5fR ) = 43.75 · (1 - 0.5 · ) 3 = 36.46mm 1 dm2 = d2 (1- 0.5fR ) = 87.5·(1- 0.5· ) 3 = 72.92mm (5)验算 合适。 Ft = 2T1 d1 = 2 · 5.09 ·103 43.75 = 232.68N K AFt 1· 232.68 = =14.27 ?100N mm b 16.3 总上所述,总体符合设计要求。 5.6 链轮的设计 链轮传递的功率 P =1.1·0.97 ·0.75·0.96·0.96 = 0.738KW 传动比 i = 2 ,链传动中心距不小于 550 mm (水平布置) 采用滚子链传动,设计步骤及方法如下: (1)选择链轮齿数 z1 、 z2 假定链速 v = 0.6 3m / s ,由表 9-8 选取小链轮齿数 z1 =15 ;从动链轮齿数 z2 = iz1 = 2 ·15 = 30 (2)计算功率 Pca 由表 9-9 查得工作情况系数 KA =1.0 ,故 Pca = KAP =1.0·0.738 = 0.738KW 陕西科技大学毕业设计说明书 28 (3)确定链条节数 Lp 初定中心距 a0 = 30 p ,则链节数为 LP = 2a0 p + Z1 + 2 Z2 + p a0 ? ?? Z2 - Z1 2p ?2 ?? = 2·30 p p 15+30 + 2 + p 30 p ? ?? 30 -15 2p ?2 ?? = 98.1 节 取 Lp = 99 (4)确定链条的节距 p 由图 9-13 按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧时,可能出现链板疲劳破 坏,由表 9-10 查得小链轮齿数系数 KZ = ? ?? z1 19 ?1.08 ?? = 0.775 ; KL ? 99 = ?? 100 ?0.26 ?? = 0.997 ;选 取单排链,由表 9-11 查得单排链系数 K p =1.0 .,故得所需传递的功率为: P0 = Kz Pca ·KL ·KP = 0.738 = 0.955KW 0.775·0.997 ·1 根据小链轮的转速 n1 = 25 6 ·2 = 25 3 r / min 及功率 P0=0.955kw,由图 9-13 选链号为 20A 单排链.同时也证实了原估算链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的,再由表 9-1 查 得链节距 p = 31.75mm (5)确定链长 L 及中心距 a L = LP · p = 99·31.75 = 3.12m 1000 1000 a = p 4 ??????? LP - Z1 + 2 Z2 ? ?? + ? ?? LP - Z1 + 2 Z2 ?2 ?? -8 ? ?? Z2 - Z1 2p ?2 ?? ? ? ?? = 31.75 4 ??????? 99 15 - + 2 30 ? ?? + ? ?? 99 15 - + 2 30 ?2 ?? -8 ? ?? Z2 - Z1 2p ?2 ?? ? ? ?? = 31.75 ·153.3 4 = 1217mm 中心距减少 Da = (0.002 ~ 0.004)a = (0.002 ~ 0.004)·1217 = 2.434 4.868mm 实际中心距 a = a - Da =1217 -(2.434 ~ 4.868)=1214.566mm ~ 1212.132mm 取 a =1213mm (6)验算链速 负压自动灌装机系统设计 29 v = n1 · z1 · p = 25 3 ·15 · 31.75 ? 0.07m / s 0.6m / s 60·1000 60·1000 与原假设相符 (7)验算小链轮毂孔 dk 由 表 9-4 查 得 小 链 轮 毂 孔 许 用 最 大 直 径 dk max = 80mm D = 40mm ,故合适. 选用安装链轮的轴径 (8)作用在轴上的压轴力 FP = KFP Fe (5-12) 有效圆周力为: P 0.738 Fe =1000 v =1000· 0.07 ?10543N 按水平布置取压轴力系数 KFp =1.15 故 FP =1.15·10543 =12124.5N 由于设计过程的得到的速度小于 0.6m/s,经验证符合要求。 5.7 滚动轴承选择原则 选择滚动轴承可以参考以下原则: (a)在无特殊要求的情况下,可按轴承承受的载荷的方向、大小、性质酸则轴承类 型。 如果承受纯径向载荷,可选用向心轴承; 如果承受纯轴向载荷且转速不高时,可选用推力球轴承,如果转速较高,宜选用向 心推力球轴承或向心球轴承(径向载荷不大时)。 如果同时承受较大的径向载荷 Fr 和较大的轴向载荷 Fa 时,可选用向心推力轴承(转 速高时选 6000 型,转速低时选 7000 型)。对于 Fr ? Fa 的情况。可选用 6000 型,对于 Fa ? Fr 的情况,可选用推力轴承和向心轴承的组合,使之分别承受轴向和径向载荷。 (b)在相同外形尺寸下,滚子轴承一般比球轴承承载能力大。但当轴承内径时,这 种优点不显著,由于球轴承价格比滚子轴承低,这是应选择球轴承。 (c)尺寸、精度相同时,球轴承的极限比滚子轴承高。 (d)如果载荷有冲击、振动时,宜选用滚子轴承。 (e)当支承刚度要求较大时,可选用向心推力轴承,成对使用,并用预紧的方法提 高刚度。 (f)圆柱滚子轴承用于刚度大,且能严格保证同心度的场合,一般只用来承受径向 载荷。当需要承受一定量轴向载荷时,应选择内外圈都有挡边的类型,但允许轴向载荷 (径向载荷),否则将对轴承的寿命有较大影响。 (g)需要调整轴承径向游隙时,选择带内锥孔德轴承。 陕西科技大学毕业设计说明书 30 (h)支点跨度大,轴的弯曲变形大或多支点轴,宜选择调心型轴承。调心轴承不宜 与其他类型轴承混合使用,以免失去调心作用。 (i)当需要减小径向尺寸时,可选择轻、特轻、超轻系列轴承。需要减小轴向尺寸, 可选择窄系列轴承。 (j)精度愈高,轴承价格愈高,对与之相配合零件的制造精度也愈高。 应该指出的是,并不限于一个支点选一个轴承,也可采用不同类型或同一类型的几 个轴承组合,这样就可以同时又几种方案都能满足工作要求,此时,应该结合实际情况, 经过分析对比从中选出一种既能满足工作要求,又经济合理的方案[3]。 滚动轴承的失效形式: 在一定条件下工作的滚动轴承,只要轴承类型选择恰当,安装、润滑和维护正常, 实践证明,绝大多数滚动轴承均因疲劳点蚀而失效。因此,滚动轴承的尺寸应按疲劳强 度即寿命计算确定。但是,在低速、重载及大冲击情况下,由于轴承可能产生过大的塑 性变形,还需进行强度计算[3]。 滚动轴承寿命计算公式: Lh = 106 (C )e (h) 60n R 式中 Lh ——轴承的额定寿命,h 是在转速比较稳定的情况下,轴承预期使用寿命的参 考值见《机械设计零件手册(修订版)》表 3.11-5; n——轴承的转速,r/min e ——轴承寿命指数,对球轴承 C——轴承的额定动载荷 实际计算时,用小时数表示寿命比较方便。如令 n 代表轴承的转速(单位为 r/min), 则以数小时表示的轴承寿命 Lh (单位为 h) 如果载荷 P 和转速年 n 为已知,预期计算寿命 Lh 又已取定,则所需轴承应具有的额 定动载荷 C(单位为 N)可根据式 Lh = 106 (C )e (h) 计算得出: 60n R C = Pe 60nLh 106 (5-13) 负压自动灌装机系统设计 31 6 灌装机的安装调试及维护 6.1 安装 对于小型的灌装机,不要求建造基础,只需安装在平整的车间地面上,打好水平基 准,按布置图调整好进瓶链带和出瓶链带的标高,调整支脚,使正机负荷均匀分布。 对于大型的装瓶压盖机,需按要求建造坚固的安装基础。安装时要打好水平基准, 特别是与压盖机连接一体时,两部分的进瓶带、出瓶带必须处于同一水平基准上。 为了保证输瓶顺利,进瓶星轮下的进瓶拖板应高于拖瓶台面 0.5~1.0mm;中间星 轮下的出瓶拖板则应低于拖瓶台平面 0.5~1.0mm。检查各传动联接件是否运行自如, 不得有卡紧干涉现象。进液管的水平部分应有一定的斜度以便于排空及空气的排出。确 保各支脚的承载负荷均匀。 与主机配套的设备,如电控箱、气液控制箱等一般另外安装。 6.2 调试 确认机器安装完成后,可按如下分步进行调试: (a)按所灌瓶型更换装配合适的配件,调整好各部件,包括进瓶螺杆、导杆间距、 侧护板安全开关、星型拨轮、贮液箱的调整等; (b)彻底清洗贮液箱、液料管道、排气管道,确保没有异物。对贮液箱和管道同时 进行水压试验; (c)认真检查电器控制箱的接线是否正确,以手动方式转动设备无卡紧现象后才能 开启主开关。以电动方式启动设备检查有无异常; (d)低速启动机器,检查起动、刹车、急停和调速性能。然后低速输入一个空瓶, 检查能否顺利通过进瓶螺杆、导杆和星轮等,各个控制碰块能否灵敏响应。其后,按灌 装要求调整好液气控制柜上的各仪表的数值; (e)检查贮崖箱的液位和压力,作灌装试验,调整灌装头,控制好装瓶液位。 6.3 维护 灌装机的使用过程中,必须按要求进行定期的维护。首先要确保设备的润滑状态必 须良好,各润滑点必须及时加好润滑油脂,保持各个油箱的油位和完好的喷雾润滑功能。 及时更换各种损坏件,如密封件、瓶子输送零部件以及传动件中的易损件。长期不作调 整的可动部件,贮液箱的高度调节装置等,须定期作必要的运行,避免诱蚀。定时、定 期按要求清洗贮液箱、输液管、灌装阀及可能与液料接触的零部件。每班后要清除液料 残液、油污、积水和玻璃碎片等,保持设备的整洁和卫生。 陕西科技大学毕业设计说明书 32 致谢 通过本次毕业设计,使我们掌握了机器设计的一般步走,也是我们第一次比较全面 的设计能力训练,在本次设计过程中,培养了理论联系实际的设计思想,训练了综合运 用机械设计方面的知识,达到了了解和掌握自动机的设计过程和方法。 本次设计的主要目的和主导思想是对自动液体灌装机传动系统进行设计和改进,在 设计中我们主要采用了齿轮传动,进一步加深了机械设计的实践能力,也对在大学学到 的其他相关课程进行了全面的复习和运用。尤其在综合分析和解决问题,独立工作能力 方面得到了很大的锻炼。锻炼了我们的查阅资料的能力,培养了我们的协同工作的能力, 但也暴露了我们的不足,比如:基础不牢靠,缺乏经济观念等。由于时间的关系和能力 的限制,在设计中难免存在错误和不足,恳请老师的批评和指正。在本次的设计中,得 到了陈耿老师的大力帮助和指导。是我们得以顺利的完成设计,再次表示衷心的感谢。 负压自动灌装机系统设计 33 参考文献 [1]杨黎明等.机械零件设计手册(修订版)[M].国防工业出版社,1993 [2]成大先.机械设计手册单行本减(变)速器·电机与电器[M].化学工业出版社,2004.1 [3]濮良贵,纪明刚.机械设计(第七版)[M].高等教育出版社,2001 [4]关振球.轻工业包装机与生产线[M].轻工业出版社,1991.4 [5]张源泽.轻工业包装技术[M].轻工业出版社,1988.12 [6]赵准.包装机械选用手册[M].化学工业出版社,2001.5 [7]周开勤.机械零件手册[M].高等教育出版社,2000 [8]吴宗泽.机械设计手册实用手册[M].化学工业出版社,1998 [9]许林成.包装机械原理与设计[M].上海科技出版社,1989 [10]征文经.机械原理(第七版) [M].高等教育出版社,1995