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四川理工學院畢業(yè)設計（論文）
第一章 緒 論
隨著市場經(jīng)濟的完善和發(fā)展，商品流通的深度和廣度進一步擴大，包裝工業(yè)在國民經(jīng)濟中的作用和地位越來越高。根據(jù)各國經(jīng)濟發(fā)展水平不同，包裝工業(yè)的產(chǎn)值通常占國民生產(chǎn)總值的1.5%-2.2%。經(jīng)濟越發(fā)達，包裝工業(yè)所占的比重就越大。灌裝機就是包裝機械的一種。建國以后，我國陸續(xù)建立了一些灌裝設備生產(chǎn)廠，但主要是一些小型設備，技術落后。八十年代初，國家開始積極引進國外先進灌裝技術，當時灌裝技術主要掌握在少數(shù)國有企業(yè)手中。隨著改革開放的推進，一些原來從事機床、農(nóng)機制造的企業(yè)也轉到灌裝設備的開發(fā)制造上，從業(yè)廠商逐漸增多。
我國的灌裝設備主要是應用在酒業(yè)、飲料的灌裝上，從灌裝原理上大體可分為負壓灌裝機、常壓灌裝機、等壓灌裝機、定量灌裝機 、料位灌裝機等幾種類型。但是目前各個設備生產(chǎn)廠家的灌裝機在灌裝能力、效率、適宜瓶型范圍及自動化程度等方面各有優(yōu)缺點，不同程度地制約著產(chǎn)品包裝質量和生產(chǎn)率。
目前，灌裝機呈現(xiàn)出新的發(fā)展動向，主要為：（1）多功能。同一臺設備，可進行茶飲料、咖啡飲料、豆乳飲料和果汁飲料等多種飲料的熱灌裝；均可進行玻璃瓶與聚酯瓶的灌裝。（2）高速度、高產(chǎn)量。碳酸飲料灌裝機的灌裝速度最高達2000灌/分，非碳酸飲料灌裝速度最高達1500灌/分。（3）技術含量高、可靠性高、計量精確。
啤酒作為一種口味獨特的風味飲料，深受廣大老百姓的喜歡，近年來由于受釀酒原材料漲價的影響，啤酒的釀造成本隨之增高，而啤酒的市場競爭越來越激烈，啤酒生產(chǎn)廠家為了爭奪啤酒的市場份額，一方面對啤酒的銷售價格不敢輕易提價，一方面內部加強管理努力消化原材料漲價帶來的負面影響。啤酒灌裝機是啤酒包裝生產(chǎn)線的核心設備，啤酒灌裝過程中出現(xiàn)的冒酒、灌不滿、液位偏高或偏低、增氧量和瓶頸空氣超出標準等現(xiàn)象，都會直接導致酒損的增加，從而增加了啤酒的包裝成本，因此，灌裝機灌裝效果和機械本身的性能的好壞直接影響到企業(yè)的經(jīng)濟效益，所以，希望通過對灌裝機的設計，能更好的發(fā)揮出灌裝機的使用性能，提高生產(chǎn)率和機械自身的性能，使之能運行更加穩(wěn)定、計量更加準確、使用更加方便、盡可能的減小噪音等等。
第二章 總體方案設計
2.1 確定功能與應用范圍
用途：灌裝瓶裝啤酒。
規(guī)格：灌裝瓶容量為640Lm，空瓶為670Lm。
灌裝方式：常壓式灌裝。
常壓式灌裝，是在大氣壓下直接靠被灌液料的自重流入包裝容器內的灌裝方式。常壓式灌裝的工藝過程為：
A. 進液排氣，即液料進入容器，同時容器內的空氣被排出。
B. 停止進液，即容器內的液料達到定量要求時，進液自動停止。
C. 排除余液，即排除管道中的殘余液料。
設計要求：對灌裝機進行優(yōu)化改進，在生產(chǎn)率、可靠性、使用壽命和噪聲等方面都應有明顯改進。
2.2 工藝分析
2.2.1 確定機械類型
2.2.1.1 工位
啤酒生產(chǎn)批量大，灌裝機工作動作多，故選用多工位灌裝機。
2.2.1.2 運動形式
灌裝機分為直線型和旋轉型2種，而啤酒灌裝機都是采用旋轉型灌裝機進行
灌裝，且是連續(xù)型灌裝工作方式，故采用旋轉型連續(xù)灌裝機。
2.2.2 確定灌裝程序，工位數(shù)
2.2.2.1 灌裝程序
啤酒空瓶由進瓶機構傳送至升降瓶機構上，升降瓶機構控制瓶子升降，升瓶灌裝完成后，降瓶由撥瓶機構傳送出去。
即進瓶——升瓶——灌裝——降瓶——出瓶。
2.2.2.2 工位數(shù)
由于啤酒灌裝是大批量生產(chǎn)，所以要求工位數(shù)多，在結構合理且提高生產(chǎn)效率的基礎上采用多的工位，故選用24工位。
2.2.3 對執(zhí)行構件的運動要求
2.2.3.1 啤酒瓶升降機構
對于旋轉型灌裝機，通常是借助分件供送螺桿將瓶子按所要求的狀態(tài)、間距、速度逐個而連續(xù)地供送到灌裝機的托瓶臺上。并由托瓶機構將其升起使瓶口與灌裝頭緊密接觸而進行灌裝。待灌裝過程完成后下降復位。
托瓶機構固定在導向板上。
托瓶機構主要有機械式、氣動式、機械與氣動組合式等三種結構形式。
對于旋轉型啤酒灌裝機來說，應盡量結構簡單，經(jīng)濟實惠，便與維護，所以宜選擇機械式托瓶機構。
2.2.3.2 灌裝閥
灌裝閥是對啤酒進行灌裝的關鍵裝置，所以對其結構要精心設計。
灌裝閥應固定在儲液箱下部，其安裝軸線應該與啤酒瓶升降機構的軸線一
致，以便于啤酒瓶在升起過后能正確的對準灌裝口進行灌裝工作。
常壓式灌裝機的灌裝閥也采用常壓灌裝閥，因灌裝操作環(huán)境為常壓狀態(tài)，灌裝過程簡單，通常采用彈簧閥門式灌裝閥。
2.2.3.3 主軸
主軸是灌裝機的動力傳動軸。電機通過減速裝置把動力傳送到主軸上，主軸帶動儲液箱和導向板同步轉動。
2.2.3.4 儲液箱
儲液箱位于主軸頂端，箱體下面在圓周方向配置灌裝閥，箱體隨主軸轉動，帶動灌裝閥一起同步轉動。
2.2.3.5 導向板
導向板的作用是固定托瓶機構，導向板和儲液箱一樣固定在主軸上，隨主軸一起同步轉動。
2.3 擬訂主要技術參數(shù)
2.3.1 結構參數(shù)
結構參數(shù)反映灌裝機的結構特征和灌裝物件的尺寸范圍。如灌裝機列數(shù)，包裝工位，執(zhí)行機構頭數(shù)，主傳送機構的回轉直徑或直線移距，工作臺面的寬度與高度，物件的輸入高度，成品的輸出高度等等。
2.3.2 運動參數(shù)
運動參數(shù)反映灌裝機的生產(chǎn)能力和執(zhí)行機構的工作速度，如主軸轉速、物件供送速度、計量與充填速度等。
2.3.3 動力參數(shù)
動力參數(shù)反映執(zhí)行機構的工作載荷和灌裝機正常運轉的能量消耗，如成型、封口等執(zhí)行機構的工作載荷，動力機的額定功率、額定扭矩和調速范圍，氣液壓傳動的工作壓力和流量，以及為完成清洗、殺菌、熱封等工序所需的水、汽、電和其他能源的消耗量，等等。
2.3.4 工藝參數(shù)
工藝參數(shù)反映完成灌裝工序所用的工藝方法及其特性，如完成包裝工序的有關溫度、時間、壓力、拉力、速度、真空度、計量精度等參數(shù)。
通過分析對比同一類型灌裝機的不同設備的技術參數(shù)，無疑可以判斷各個設備的性能優(yōu)劣。而且用戶在籌建生產(chǎn)車間或工廠之際，借此可根據(jù)各自的生產(chǎn)條件、規(guī)模與物料消耗情況，妥善配備各種設備并核算經(jīng)營成本。
鑒于灌裝機所完成的灌裝工序、灌裝物件、所用工藝方法、機器類型等種類繁多，各種灌裝機主要技術參數(shù)的具體內容也互有差異，因此，擬定主要技木參數(shù)時，務必遵循基本準則按具體條件加以具體分析來解決。
眾所周知，傳動件的結構及其尺寸等參數(shù)在很大程度上是根據(jù)動力參數(shù)設計計算的。所以，若動力參數(shù)選擇過大就會使動力機、傳動件的結構尺寸相應增大，若過小又會使它們經(jīng)常處于超負荷狀態(tài)而難以維持正常工作，甚至損壞。
確定灌裝機功率的方法有：
A：類比法
通過調查研究、統(tǒng)計和分析比較同類型灌裝機所需功率的狀況，從而確定灌裝機功率。
B：實測法
選擇同類型灌裝機或試制樣機，測其動力機的輸入功率，再依它的效率和轉速計算輸出功率和扭矩?？紤]到被測的與所設計的灌裝機有某些差異，應將實測結果加以適當修正，作為確定灌裝機功率的依據(jù)。
C：計算法
動力機的輸出功率也可用下式粗略計算：
P=++………… （i=1，2，.......） （2-1）
也就是灌裝機所需功率等于個執(zhí)行機構所需功率之和。
在總體方案設計階段，有關的動力參數(shù)主要根據(jù)前兩種方法粗略求算，待到零部件設計完成后尚須做進一步的校核。采用計算法確定動力參數(shù)日前還不普遍，這主要是由于包裝機的工作載荷大都難以精確汁算，加之對執(zhí)行機構的傳動效率和慣性力的計算相當麻煩，以致把計算法僅作為確定動力參數(shù)的一種輔助手段。
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第三章 旋轉式灌裝機的設計計算
3.1 電動機的選擇
擬訂本次設計的灌裝機是用來完成灌裝空瓶容量為670mL的啤酒灌裝，要求灌裝量為640mL。由此條件，經(jīng)查閱相關旋轉式灌裝機的資料，可得出以下參考數(shù)據(jù)：
灌裝閥頭數(shù)： 24頭
灌裝閥節(jié)距： 150mm
灌裝區(qū)間角： =
灌裝區(qū)占有率： 0.54
生產(chǎn)率： 7200Pcs/h
貯液箱半徑： r==600 mm
參考類似型號灌裝機工藝參數(shù)，現(xiàn)在先擬訂灌裝時間為9s，于是由灌裝時間的計算公式：
=* （3-1）
n----主軸轉速，r/min
----灌裝區(qū)間角
得：
n==3.57 r/min （3-2）
擬訂貯液箱在裝有液料的時候的最大重量為500kg，半徑r為600 mm，則角速度為：
= （3-3）
=0.1n=0.1*3.57=0.357 rad/s
貯液箱上作用力F對主軸的力矩為：
=F*Z （3-4）
=m*g*r
=500*9.8*1
=4900 N*m
再由功率：
P= * （3-5）
得：
P= *
=4900*0.357
=1.6 Kw
由于旋轉型灌裝機主體是同其他機構連在一起構成灌裝機組，包括進瓶機構、出瓶機構、升降瓶機構和壓蓋機，用同一臺電動機提供動力，這樣才能保證工作同步，所以經(jīng)考察同類型機組，現(xiàn)擬訂：
進瓶機構功率P1為1.2kw；
出瓶機構功率P2為0.6kw；
升降瓶機構功率P3為0.5kw；
壓蓋機功率為1.5kw。
由此根據(jù)式（1-1）可估算出灌裝機組總功率P：
P=++…………
=1.6+1.2+0.6+0.5+1.5
=5.4kw
所以，選擇電動機型號為：
Y132S-4型
額定功率----5.5kw
額定轉速----1440r/min
額定轉矩----2.2
重 量----68kg
3.2 灌裝機輸送管路計算
輸送管路是連接貯液箱和啤酒瓶口之間的管道，開始灌裝時，液料從輸送管路口直接靠自重灌入瓶內。輸液管路一般均用圓管，設計時，首先要合理選擇它的內徑和壁厚。
3.2.1 圓管內徑
設輸液管的內徑為(m)，截面積為()，液料在管內的流速為(m/s)，體積流量為(/s)。由于：
= (3-6)
= (3-7)
故得：
= (3-8)
可見，欲求必先求及。為此，又設：
W----管內質量流量（kg/s）
----液料密度（kg/），取0.996* kg/
----每瓶灌裝液料質量（kg/Pc），取=0.5kg/Pc
----灌裝機最大生產(chǎn)能力（Pcs/h）,已知=7200 Pcs/h
----液料在管內的流速，取0.7 m/s
遂寫出：
==（/s） （3-9）
=
=1.004* /s
將和帶入式（3-8）中，得：
=
=
=25 mm
在流量保持定值的條件下，雖然提高流速會使管徑和設備投資費用都相應減少，但往往要增加輸送液料所需的動力和操作費用。因此，設計時應根據(jù)具體情況選取流速。
計算出圓管內徑后，必須參照現(xiàn)有的圓管規(guī)格圓整至標準值。
3.2.2 圓管壁厚
圓管的壁厚一般根據(jù)它的耐壓和耐腐蝕等條件，按標準規(guī)格選取。
選取圓管壁厚2.5mm，故圓管外徑為30mm。
3.3 灌裝時間的確定
利用流體力學能量守恒定律，可計算出各類灌裝閥的灌裝時間，從理論上找出影響液料灌裝速度時間的因素，以便設計出較合理的灌裝機構．從而提高灌裝機生產(chǎn)率。
在前面已經(jīng)介紹過灌裝機有常壓式、等壓式、真空式、機械壓力式四種。對啤酒類液體進行灌裝時，閥門被打開后，也是靠自重流入容器的。因此，旋轉式灌裝機的灌裝方式可分為常壓式和等壓式，但是一般都采用常壓式灌裝，因為常壓式灌裝機結構簡單，灌裝方便且生產(chǎn)速度快，非常適合啤酒類大批量生產(chǎn)所要求的生產(chǎn)率，是啤酒灌裝機的首選灌裝方式。
本次設計擬采用定量杯式定量方式，首先將料液灌入定量杯定量后再灌入包裝容器中。若不考慮滴液等損失，則每次灌裝的液料容積應與定量杯的相應容積相等。要改變每次的灌裝量，只需改變調節(jié)管在定量杯中的高度或更換定量杯。這種定量方式，機構結構簡單、定量速度快，避免了瓶子本身的制造誤差帶來的影響，故定量精度高。
如圖3-1所示，圖中定量杯的內腔直徑為D，定量杯的計量高度為H，定量杯底部液孔直徑為d。定量杯上液面及裝液容器均受大氣壓作用。
因為對啤酒瓶的灌裝容量為640mL，所以定量杯的容量也應為640mL。假設定量杯液面與進液管口的距離H=100 mm，則定量杯直徑D=90 mm。
定量杯中的液料流入容器的過程其液位不斷下降，直到定量杯中的液料流完，定量杯流出液料的過程由于為非穩(wěn)定性流動，其流出液料體積在各個相等瞬時的間隔是不等的。隨著定量杯液料的不斷流出其液位不斷下降，液料流出速度相應地隨之減小。設在時間內從定量杯底孔d流出的液體體積為：
=u*F*
=**F*
=*** (3-10)
相同的時間內,定量杯中液料減少的體積為：
=* (3-11)
顯然有 =
即有 ***=* （3-12）
式中 ----經(jīng)dt時間，定量杯內液料的液面水平高度(m)
----經(jīng)dt時間，定量杯內液料的液面高度改變量
上式整理后有：
=*（S） （3-13）
在定量杯內液料流入容器的過程中，液面將由H到0；其所經(jīng)的時間由0到t，定量杯內的液料才全部流完。即：
=**
=*
=*
=** (3-14)
式中 ----灌裝閥流液管的流量系數(shù)，經(jīng)查閱相關資料，取0.5
g----重力加速度，9.81 m/s
D----定量杯直徑
d----進液管直徑
H----定量杯液面與進液管口的距離
由此可算出灌裝時間為：
=
=8.6 （s）
取整數(shù)9s，與前面假設的灌裝時間相符。
圖3-1 定量杯定量圖
3.4 旋轉式灌裝機的工藝計算
3.4.1 旋轉式灌裝機的生產(chǎn)率分析
旋轉式灌裝機的生產(chǎn)率：
=60 （3-15）
式中： ----生產(chǎn)率（Pcs/h）
----旋轉臺轉速（r/min）
----灌裝工位數(shù)
上式說明灌裝機的生產(chǎn)率與旋轉臺轉速、灌裝工位數(shù)有關。如果以增加灌裝工位數(shù)來提高生產(chǎn)率，那么灌裝機的旋轉工作臺直徑也要相應地增大。
從式中還可以看到，提高旋轉工作合轉速，也可以提高灌裝機的生產(chǎn)率，但是受到兩個因素的限制，一個是旋轉臺轉動時會產(chǎn)生離心力，因此當旋轉臺轉速增大到一定程度時，瓶托上玻璃瓶的離心力達到足以克服啤酒瓶與瓶托之間的摩擦力，啤酒瓶便會被甩出瓶托；另一個因素是，液料的罐裝速度，當旋轉臺轉速提高時，在灌裝轉角不變的情況下其灌裝時間就會相應地縮短，即是說瓶子在旋轉臺上轉過一定角度的時間相應減少，因而瓶子不能裝滿。影響液料灌裝速度的因素是液料的粘度，液缸液位高度，灌裝閥的結構等。
由此可知這些因素直接限制了旋轉臺轉速的提高。旋轉臺旋轉一用的時間：
= （3-16）
根據(jù)灌裝工藝過程，上式又可寫成：
=+++ （3-17）
式中 ----灌裝時間 （s）
----瓶托下降時間 （s）
---- 瓶托下降到最低點停留時間 （s）
----瓶托上升時間 （s）
灌裝時間，在自動機械中稱為基本工藝時間，基本工藝時間一般都要經(jīng)過設計計算，然后經(jīng)過多次反復試驗才能確定。
根據(jù)以上分析，提高灌裝機的生產(chǎn)率可從兩方面考慮：一是適當增加灌裝工位數(shù)。二是設法提高灌裝閥的灌裝速度。
3.4.2 旋轉式灌裝機的最小旋轉角確定
圖3-2 灌裝機工藝轉角平面示意圖
如圖3-2所示，該圖為本次設計的灌裝機平面工藝布置示意圖，前面已經(jīng)介紹了灌裝機旋轉一周所需要的時間為：
=+++
式中、、、其各相應灌裝轉角、、、即：
----灌裝轉角 （度）
----瓶托下降所占轉角 （度）
----瓶托下降到最低點所占轉角 （度）
----瓶托上升所占轉角 （度）
灌裝機旋轉一周時包括灌液，瓶托帶動瓶子下降，瓶托帶動瓶子下降在最低點(為了瓶子進出瓶托)，瓶托帶動瓶子上升。即：
=* （s） (3-18)
=* （s） (3-19)
=* （s） (3-20)
=* （s） (3-21)
在前面已經(jīng)從理論上推導出了灌裝時間=9s，于是根據(jù)式(3-18)得：
=**
=9**3.57
= （3-22）
現(xiàn)在已根據(jù)理論灌裝時間求出了灌裝轉角，在實際生產(chǎn)當中，若已知灌裝方式和被灌容器的體積，就可以按在不同情況下的計算公式算出實際灌裝時間。由此可知，灌裝機轉過角的灌裝時間，必需等于或大于實際灌裝時間，才能保證被灌裝容器灌滿。根據(jù)這一原則有：
常壓式灌裝液缸液位不變情況下灌裝機最小灌裝轉角：
*
= （3-23）
式中： ——灌裝液料的容器的體積()
n——灌裝機轉速(r／min)
----灌裝閥流液管的流量系數(shù)，經(jīng)查閱相關資料，取0.5
A——灌裝閥液管橫截面積()
g——重力加速度(9．81m／)
設計時，首先確定灌裝轉角，確定后再根據(jù)具體結構形式?jīng)Q定其他輔助角、、。
現(xiàn)在擬訂：
=
=
則：
=---=
現(xiàn)在已知每個區(qū)間的轉角，就可以根據(jù)式（3-19）、（3-20）、（3-21）算出對應的轉過沒個區(qū)間轉角所需要的時
=*=1.65 （s）
=*=4.1 （s）
=*=2.25 （s）
由式（3-17）得，灌裝機旋轉一周所需要的時間為：
=+++
=9+1.65+4.1+2.25
=17 s
3.5 旋轉式灌裝機的傳動系統(tǒng)設計
灌裝不含氣液體的灌裝機和壓蓋機都是各自獨立分開，各自單獨由電機驅動，但含氣液體灌裝都是將灌裝機和壓蓋機設計成聯(lián)合機組常稱灌裝機組，目的是為了灌液后，盡快封蓋，以減少液料的增氧量。
旋轉式灌壓機組其傳動系統(tǒng)可分為外傳動鏈和內傳動鏈。
外傳動鏈是用來聯(lián)接電機和灌壓機組的傳動主軸，其功用是：
A．把一定的功率從動力源傳遞給灌壓機組的執(zhí)行機構。
B．保證執(zhí)行機構有一定轉速和一定調速范圍。
C．能夠方便地對機組進行啟動、停止、發(fā)生故障或過載時自動停機。
外傳動鏈可用傳動比不準確的傳動副和摩擦副，例如皮帶傳動，摩擦無級變速器等；但一般不采用機械無級調速，而是采用電氣無級調速，因為電氣無級調速器操作方便，同時由于電子技術的普及和提高，維護方便，操作可靠。
內傳動鏈為了保證灌壓機組各機構動作協(xié)調一致，其主要功能是：
A．進行運動和功率的傳遞。
B．保證灌壓機組各機構間運動的嚴格速比和按動作順序協(xié)調動作。
內傳動鏈為了保證各機構之間的動作協(xié)調一致，因此必須保證傳動精度。實際上內聯(lián)傳動鏈不能用傳動比不準確的摩擦副、傳動副作為傳動元件，必須由定比傳動機構如齒輪機構、凸輪機構、連桿機構或間歇機構組成。
3.5.1 傳動比
旋轉式灌裝機的傳動比計算，經(jīng)考察同類型灌裝機普遍采用的傳動方式，了解其傳動特點，然后在本次設計中擬采用最常用的傳動方式，如圖3-3。
圖為本次設計的灌裝機傳動示意圖，圖中帶、蝸桿蝸輪為外傳動鏈，為內傳動鏈，設計類似這樣的傳動鏈時，首先計算灌裝機的灌裝時間，并確定灌裝工藝轉角，根據(jù)灌裝時間和灌裝工藝轉角可算出灌裝機轉速，即圖中液缸的轉速，按液缸轉速和選定電機轉速確定內傳動鏈和外傳動鏈的傳動比。
為了保證同步，裝在主軸3上的出瓶撥輪的工位數(shù)(槽數(shù))與裝在主鈾4上的液缸的工位數(shù)之比必須等于齒輪的齒數(shù)與齒輪的齒數(shù)之比，即：
= （3-24）
已知貯液缸的工位數(shù)為24，若初設出瓶撥輪的工位數(shù)為8，則：
==3 （3-25）
因此與的齒數(shù)比也必須等于3。更確切地說為了保證傳動精度，灌裝閥尾管中心線即瓶子垂直中心線到液缸的回轉軸線的距離與出瓶撥輪的回轉軸線的距離之比也必須但等于3。和也是齒輪和齒輪的節(jié)圓半徑。
同理：
（3-26）
（3-27）
（3-28）
而與之間的關系：若進瓶撥輪工位數(shù)為8，則進瓶撥輪轉一轉，不等距進瓶螺旋必須轉8轉，即：
（3-29）
以上內傳動鏈的分析和計算僅僅是為了機組同步和協(xié)調，還必須考慮功率的傳遞，即傳動元件的強度，對齒輪來說就是模數(shù)的大小。因此計算時可能會出現(xiàn)反復，但最終必須保證同步和功率的傳遞。
圖3-3 旋轉式灌裝機傳動示意圖
A1—出瓶星輪 A2—壓蓋機 A3—撥瓶星輪
A4—灌裝機 A5—進瓶星輪 A6—進瓶螺旋裝置
3.5.2 旋轉式灌裝機帶傳動設計
已知電動機功率P=5.5kw，n=1440r/min，擬選用V帶傳送。
3.5.2.1 選定V帶型號和帶輪直徑
工作情況系數(shù) 取=1.2
計算功率
=*P=1.2*5.5 (3-30)
=6.6kw
選帶型號 A型
小帶輪直徑 取D1=112mm
大帶輪直徑 D2=（1-） (3-31)
=（1-0.01）*
= 196mm
大帶輪轉速 =（1-） (3-32)
=851r/min
3.5.2.2 計算帶長
求 = (3-33)
=154mm
求 = (3-34)
=42mm
初取中心距a 2(D1+D2)a0.55(D1+D2)+h （3-35）
取a=600mm
帶長L L= （3-36）
=3.14*154+2*600+
=1687mm
基準長度 取=1800mm
3.5.2.3 求中心距和包角
中心距a a= (3-37)
=
=656mm
小輪包角 = （3-38）
=
3.5.2.4 求帶根數(shù)
帶速V V= （3-39）
=
=14.8 m/s
傳動比i i== =1.77 (3-40)
帶根數(shù)Z 單根V帶所能傳遞的功率取1.93kw
包角系數(shù)取0.969
長度系數(shù)取1.03
單根V帶i1時傳遞功率的增量取0.17kw
Z= （3-41）
=
=4 根
3.5.3 蝸桿蝸輪傳動設計
由《機械設計》一書中得知，圓柱蝸桿頭數(shù)少，易于得到大的傳動比，但導程角小，效率低，發(fā)熱多，故重載傳動不宜采用單頭蝸桿；蝸桿頭數(shù)多，效率高，但頭數(shù)過多，導程角大，制造困難。
所以根據(jù)GB10087—88選取蝸桿：
模數(shù)m=8mm 分度圓直徑=80mm 頭數(shù)=2 直徑系數(shù)=10
蝸輪齒數(shù)根據(jù)齒數(shù)比和蝸桿頭數(shù)頭數(shù)決定：
= （3-42）
傳遞動力的蝸桿蝸輪，為增加傳動的平穩(wěn)性，蝸輪齒數(shù)宜取多些，應不少于28齒，齒數(shù)愈多，蝸輪尺寸愈大，蝸桿軸愈長且剛度小，所以蝸輪齒數(shù)不宜多于100齒，一般取=32—80齒，有利于傳動鏈趨于平穩(wěn)。
所以取=66
因為是蝸桿主動，所以齒數(shù)比=i=/=33
===24.7 r/min (3-43)
3.5.3.1 圓柱蝸桿蝸輪傳動基本尺寸計算如下：
蝸桿軸向齒距 = （3-44）
=3.14*8
=25.12mm
蝸桿導程 = （3-45）
=3.14*8*2
=50.24mm
蝸桿分度圓直徑 =m (3-46)
=10*8
=80mm
蝸桿齒頂圓直徑 =+2 （3-47）
=80+2*8
=96mm
蝸桿齒根圓直徑 =- （3-48）
=80-2*（8+0.2*8）
=60.8mm
節(jié)圓直徑 = （3-49）
=8*（10+2*0.2）
=83.2mm
分度圓導程角 = (3-50)
=
=0.2
=
蝸桿齒寬 = （3-51）
=2*8*
=130mm
蝸輪分度圓直徑 = （3-52）
=8*66
=528mm
蝸輪齒根圓直徑 =- （3-53）
=528-2*（8-0.2*8+0.2*8）
=512mm
蝸輪喉圓直徑 = + （3-54）
=528+2*（8+0.2*8）
=547mm
蝸輪外徑 =+ （3-55）
=547+8
=555mm
蝸輪齒寬 = （3-56）
=2*8*（0.5+）
=60mm
中心距 a= （3-57）
=
=304mm 取315mm
3.5.3.2 齒面接觸疲勞強度驗算
許用接觸應力 = （3-58）
=173 MPa
式中：轉速系數(shù) ==0.75
壽命系數(shù) ==1.13<1.6
接觸疲勞極限 =265MPa
接觸疲勞最低安全系數(shù) =1.3
最大接觸應力 = （3-59）
=149<173 MPa
式中：彈性系數(shù) =
接觸系數(shù) =2.85
使用系數(shù) =1.1
蝸輪轉矩 =
=1155555 N*m
計算結果表明，齒面接觸疲勞強度較為合適，蝸桿蝸輪尺寸無需調整。
3.5.3.2 齒面彎曲疲勞強度驗算
齒根彎曲疲勞極限 =115MPa
彎曲疲勞最小安全系數(shù) =1.4
許用彎曲疲勞應力 = （3-60）
=80MPa
輪齒最大彎曲應力 = （3-61）
=
=32<80 MPa
計算結果表明，齒面彎曲疲勞強度較為合適，蝸桿蝸輪尺寸無需調整。
3.5.3.3 蝸桿軸撓度驗算
軸慣性矩 = （3-62）
=
=2.01*
允許蝸桿撓度 =0.004m=0.032mm （3-63）
蝸桿軸撓度 = （3-64）
=0.027<0.032mm
計算結果表明，蝸桿軸撓度合格。
3.5.3.4 溫度計算
傳動嚙合效率 = （3-65）
=0.901
攪油效率 =0.99
軸承效率
總效率 =** （3-66）
=0.883
散熱面積估算 （3-67）
=
=1.85
箱體工作溫度 （3-68）
=55℃
這里取w/(m*m*℃),中等通風環(huán)境。
計算結果表明，溫度合格。
3.5.4 齒輪傳動設計
首先進行對關鍵齒輪和的設計計算，前面已知i=4。
3.5.4.1 齒面接觸疲勞強度計算
初步計算：
轉矩 = （3-69）
=
=402388 N*m
齒寬系數(shù) =0.4
接觸疲勞強度極限 =750MPa
=600 MPa
初步計算許用接觸應力 =0.96=675MPa
=0.96=540MPa
值 取=85
初步計算直徑 = （3-70）
=85*
=360mm 取400mm
初步計算齒寬 =*=144mm （3-71）
校核計算：
圓周速度 = （3-72）
=
=0.3 m/s
精度等級 選8級精度
齒數(shù)和模數(shù) 初取=80
=i*=240
==5 取=4
則==100
= i*=300
使用系數(shù) =1.5
動載系數(shù) =1.2
齒間載荷分配系數(shù)
先求： = （3-73）
=2012
= (3-74)
=21 N/mm<100 N/mm
= (3-75)
=1.88-3.2*
=1.82
== (3-76)
=0.87
由此得 == （3-77）
=1.32
齒向載荷分布系數(shù) =1.38
載荷系數(shù) = （3-78）
=1.5*1.2*1.32*1.38
=3.28
彈性系數(shù) =189.8
接點區(qū)域系數(shù) =2.5
接觸最小安全系數(shù) =1.05
總工作時間 =12000 h
應力循環(huán)系數(shù) 估計，則指數(shù)m=8.78
== （3-79）
=
=/i
=
原估算應力循環(huán)次數(shù)正確。
接觸壽命系數(shù) =1.18
=1.25
許用接觸應力 == （3-80）
=771 MPa
== （3-81）
=714 MPa
驗算 = （3-82）
=189.8*2.5*0.87*
=635 MPa<714 MPa
計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需在作調整。否則，尺寸調整后還應再進行驗算。
確定傳動主要尺寸：
分度圓直徑 ==4*100 （3-83）
=400 mm
=4*300 （3-84）
=1200 mm
中心距 = （3-85）
=800 mm
齒寬 =160 mm
=120 mm
3.5.4.2 齒根彎曲疲勞強度驗算
重合度系數(shù) ==0.25+ （3-86）
=0.66
齒間載荷分配系數(shù) = （3-87）
=1.5
齒間載荷分布系數(shù) （3-88）
取=1.38
載荷系數(shù) = （3-89）
=1.5*1.2*1.5*1.38
=3.7
齒形系數(shù) =2.46
=2.19
應力修正系數(shù) =1.65
=1.8
彎曲疲勞極限 =600 MPa
=450 MPa
彎曲最小安全系數(shù) =1.25
應力循環(huán)次數(shù) 估算，則指數(shù)m=49.91
= （3-90）
=
=/i=1.85*
原估算應力循環(huán)次數(shù)正確。
彎曲壽命系數(shù) =0.95
=0.97
尺寸系數(shù) =1.0
許用彎曲應力 == （3-91）
=456 MPa
= （3-92）
=349 MPa
驗算 = （3-93）
=
=360 MPa<456 MPa
==360* (3-94)
=320 MPa<349 MPa
計算結果表明，齒根彎曲疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需在作調整。
傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。
現(xiàn)在對其他次要齒輪傳動進行尺寸確定。
由于是非關鍵傳動部份，且也非本次設計題目范圍，所以只進行尺寸初選，不需要進行強度校核。
前面已設灌裝機的工位為24，進出瓶星輪的工位為8，現(xiàn)在設壓蓋機的工位為4，則根據(jù)式（3-26）有：
==2
已知 =100
則 =50
分度圓直徑 =m*=4*50=200 mm
齒寬 ==0.4*200=80 mm
因為 A1和A2的工位數(shù)相等，故
A3和A5的工位數(shù)相等，故=
3.6 旋轉主軸的選擇
灌裝機的旋轉主軸主要傳遞轉距，且轉距較小，所以對軸的剛度和強度要求不高。雖然空心軸比實心軸更節(jié)約材料，比較經(jīng)濟，但是當外直徑相同時，空心軸的內直徑若取為=0.625，則它的強度比實心軸削弱18%，且空心軸的制造比較費時，所以這里選擇實心軸，材料選取45鋼。
3.6.1 軸的強度計算
按許用切應力計算：
受轉矩（N*mm）的實心圓軸，其切應力
= MPa （3-95）
寫成設計公式，軸的最小直徑
=C* mm （3-96）
上面兩式中 ----軸的抗扭截面系數(shù)，
----軸傳遞的功率，KW
----軸的轉速，r/min