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毕业设计(论文)-啤酒压盖机设计
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毕业设计(论文)-啤酒压盖机设计

发布时间 :2020-10-27 02:49

  1 前言 随着经济的发展, 我国啤酒行业也得到了不断的发展, 同时对啤酒生产线也提出了更高的要求。 啤酒压盖作为啤酒生产线上的重要环节, 也随之不断提高和完善。 通过对啤酒及相关行业的了解, 把握国内外现状和发展趋势, 以便设计出更完善的设备,达到更高的使用要求。 1 .1 啤酒压盖机简介 啤酒压盖机是对灌装完毕的啤酒瓶进行封口的设备。 压盖机使啤酒在瓶中得以密封保存, 并便于流通、 销售和饮用。 啤酒压盖机的工作原理是啤酒瓶经输瓶系统输送后进入星形拨轮, 同时进入到压盖机头下面, 在主轴及星形拨轮带动下同压盖机头一起转动, 此时从供盖系统中落...

  1 前言 随着经济的发展, 我国啤酒行业也得到了不断的发展, 同时对啤酒生产线也提出了更高的要求。 啤酒压盖作为啤酒生产线上的重要环节, 也随之不断提高和完善。 通过对啤酒及相关行业的了解, 把握国内外现状和发展趋势, 以便设计出更完善的设备,达到更高的使用要求。 1 .1 啤酒压盖机简介 啤酒压盖机是对灌装完毕的啤酒瓶进行封口的设备。 压盖机使啤酒在瓶中得以密封保存, 并便于流通、 销售和饮用。 啤酒压盖机的工作原理是啤酒瓶经输瓶系统输送后进入星形拨轮, 同时进入到压盖机头下面, 在主轴及星形拨轮带动下同压盖机头一起转动, 此时从供盖系统中落下的瓶盖刚好到达压盖机头, 压盖机头在凸轮机构的控制及大弹簧的作用下向下运动进行压盖。 瓶盖压紧后, 压盖机头在凸轮机构的控制及小弹簧的作用下向上运动, 释放啤酒瓶, 星形拨轮继续转动将啤酒瓶输出。 1 .2 研究现状及发展趋势 1. 2. 1 国内外研究现状 我国啤酒灌装设备大都是在引进优良设备和先进技术的基础上发展起来的。 新中国成立以后, 我国陆续建立起了一些灌装压盖设备生产厂。 但由于落后的技术能力,在这个时期主要是生产一些小型设备。 六十年代末, 通过有关专家和学者的考察, 从国外带回来的灌装生产线技术在国内试验成功。 到八十年代初, 国家又积极引进国外先进灌装生产线 多条, 其中啤酒灌装线 多条。 引进生产线主要设备有输箱机、 卸箱机、 洗瓶机、 输瓶机、 灌装机、 旋盖机、 压盖机、 贴标机和装箱机等[1]。 目前我国啤酒的生产状况是[2]: 1. 啤酒产量稳定增长; 2. 啤酒企业向规模化、 集团化发展。 我国灌装机械的发展趋势是不断提高单机的自动化程度, 改善整条包装生产线的自动化控制水平、 生产能力, 可以大大改善啤酒灌装生产设备产品的质量, 提高其国内、 国际的竞争能力。 总而言之, 自改革开放以来, 我国灌装与压盖设备行业得到了高速发展, 行业水平不断提高, 产品性能大幅度增长, 但与国外发达国家相比仍存在较大差异, 总体技术水平较落后。 国外的灌装与压盖设备正向着高速发展。 美国早在 1890 年就制造出了玻璃瓶灌装机。 在 1912 年又发明了皇冠盖压盖机, 接着制造出了集灌装和压盖于一体的灌装压盖机组。 德国也在 20 世纪初制造出了手动灌装机和压盖机[3] [4]。 世界灌装压盖机正向着高精度、 高速度、 多应用的方向发展, 现在部分灌装生产线已经可以工作在玻璃瓶与聚酯瓶、 碳酸饮料与非碳酸饮料、 热灌装与冷灌装等的不同环境和不同要求下, 并能保证良好的灌装质量和较高的灌装速度。 1. 2. 2 发展趋势 目前, 国内外啤酒灌装压盖机的发展趋势是[5]: (1) 高新技术化; (2) 产品标准化; (3) 零部件生产专业化; (4) 设计“绿化”; (5) 市场日趋垄断化。 总之, 近 20 年来, 我国啤酒灌装行业获得了突飞猛进的发展, 生产高效率化、资源高利用化、 产品节能化、 新技术实用化和科研成果商业化, 以成为世界各国啤酒灌装行业的发展趋势, 这也是我国啤酒灌装行业的发展方向。 1. 2. 3 存在的问题及改进措施 虽然目前我国国内制造的啤酒压盖机性能已经达到较高水平, 但经查阅大量资料后发现, 其凸轮设计大都还是沿用普通凸轮安装在灌装头上部来控制压盖机头运动,其速度波动大、 加速度突变大、 压力角小等都不满足压盖机头的运动规律。 本次设计准备采用圆柱凸轮, 可以大大改善了上述问题。 另外, 当前国内很多啤酒压盖机没有较合理的退瓶结构, 导致破瓶率较高。 本次设计在压盖机头内部设计了退瓶弹簧, 结构简单, 方便可行。 1 .3 选题意义 通过分析啤酒压盖机目前存在的一些问题, 本着以人为本、 安全可靠、 简便易实现的原则, 综合了现有技术水平, 运用合理的改进方法, 进行本次啤酒压盖机设计。6up。力求所设计的啤酒压盖机在满足使用要求的前提下, 在更多方面得到改善, 使其能够在啤酒生产线上发挥重要作用, 并达到降低成本、 提高效率、 为企业带来的良好的经济效益的目的。 2 压盖机头设计 2. 1 压盖机头总体设计 压盖机头是啤酒压盖机的主要执行机构, 其结构总体设计如图 2.1 所示。 压盖机头的主要组成部分有机头壳体、 芯轴、 压盖模、 导向环、 冲头、 轴套、 弹簧及紧固件。 压盖机头的工作原理是机头壳体 2 由安装在主轴上的凸轮、 滚轮轴承及支撑轴(未表示出) 的控制下做上下往复运动, 因大螺套 4 与机头壳体 2 是螺纹连接, 故大螺套 4 随机头壳体 2 一起上下往复运动。 在机头壳体 2 刚向下运动时, 啤酒瓶经过输送系统刚好送达导向环 7 下面, 瓶盖经过下盖槽也刚好送达导向环 7 与压盖模 6 之间的瓶盖槽内。 大螺套 4 与中间螺套 3 间隙配合, 当大螺套 4 与机头壳体 2 向下运动时,大弹簧 13 被压缩, 中间螺套 3 在重力及大弹簧 13 的作用下向下运动; 当大螺套 4与机头壳体 2 向上运动时, 大螺套 4 上端紧靠中间螺套 3 的轴肩, 使中间螺套 3 也随之向上运动。 中间螺套 3 与芯轴 12、 小螺套 9 均由螺纹连接, 与压盖模 6 和导向环 7通过轴肩、 槽沟等定位连接, 故芯轴 12、 小螺套 9、 压盖模 6 和导向环 7 都随中间螺套 3 运动而运动。 小螺套 9 与冲头 10 间隙配合, 当中间螺套 3 带动芯轴 12 和小螺套9 向下运动时, 芯轴 12 在大弹簧 13 的作用下顶住冲头 10, 并使冲头 10 向下冲压。导向环 7 向下运动时, 校正瓶口使啤酒瓶定位, 并使瓶盖准确接触啤酒瓶口。 瓶盖在冲头冲压与压盖模作用下被压实在瓶盖上。 随后中间螺套 3 随大螺套 4 和机头壳体 2向上运动, 小弹簧 11 被压缩。 冲头 10 并没有及时随中间螺套 3 向上运动而运动, 而是在小弹簧 11 的作用下, 有一段缓冲时间。 在这段缓冲时间, 压盖模 6 和导向环 7都随中间螺套 3 而瞬时向上运动, 冲头 10 相对于压盖模 6 和导向环 7 向下运动, 迫使压盖完毕的啤酒瓶掉落, 避免啤酒瓶卡在压盖模 6 和导向环 7 内。 最后小弹簧 11被拉深, 冲头 10 在小弹簧 11 作用下随中间螺套 3 向上运动到最高点, 啤酒瓶随输送系统输出, 完成一个压盖过程。 大螺套 4 与机头壳体 2、 中间螺套 3 与芯轴 12、 中间螺套 3 与小螺套 9 之间都采用螺纹连接, 可以控制预压缩量并调节压盖机头的行程, 以适应不同瓶高度的压盖要求, 保证瓶盖紧紧压实在啤酒瓶上。 大小弹簧 13、 11 不仅提供动力, 而且有缓冲的作用, 防止冲头 10 冲压力过大造成啤酒瓶压碎。 图 2. 1 压盖机头总体设计图 1-紧钉螺钉 2-机头壳体 3-中间螺套 4-大螺套 5-紧钉螺钉 6-压盖模 7-导向环 8-沉头螺栓 9-小螺套 10-冲头 11-小弹簧 12-芯轴 13-大弹簧 14-毡圈槽 2. 2 压盖模设计 2. 2. 1 啤酒瓶口尺寸及分析 啤酒瓶口尺寸如图 2.2 所示。 该尺寸符合 GB 108091989 玻璃容器 冠形瓶口尺寸标准。 图 2. 2 啤酒瓶口剖视图 2. 2. 2 压盖模结构设计 压盖模是压盖机头的关键部件, 也是易损部件, 设计尺寸时按标准皇冠盖计算。标准皇冠盖的结构和尺寸如图 2.3 及表 2.1 所示[6]。 图 2. 3 标准皇冠瓶盖结构 表 2. 1 标准皇冠瓶盖尺寸 单位 mm 名称 基本尺寸 6.75 极限偏差  0.15  0.1  0.02  0.2 高度 H 外径 D mm 32.1 内径 d mm 26.82 盖角半径 r mm 1.7 盖顶外径 R mm 140~200 厚度 s mm 0.23~0.28 齿数 z 个 21 压盖模的结构设计如图 2.4 所示, 其圆柱孔直径与瓶口上端最宽处直径相等, 都是26.8mm。 锥孔的锥度计算公式为: Hd2-Darccos (2.1) 式中: 表示锥度; D 表示瓶盖外径; d 表示瓶盖内径; H 表示瓶盖高度。 将表 2.1 基本尺寸的数值代入公式(2.1) 后, 得: (max= arccos)(0.1))(-)6.75-0.1520.0226.82(26.820.1-32.1=68.04 min=arccos)(0.15-6.7520.02)-(32.1=65.85 压盖模锥孔的锥度与皇冠盖身的锥度基本一致, 代入锥孔计算公式(2.1) 后, 得: 26.8-32 =arccos67.346.752 一般, 压盖模锥孔的表面应有较强的硬度和较高的耐磨性, 故所选材料为20CrMnTi, 渗碳淬火后硬度达 56~62HRC。 锥孔壁粗糙度不低于 1.6, 以免划伤瓶盖表明。 图 2. 4 压盖模结构图 2.3 导向环设计 在压盖过程中, 导向环的作用是校正啤酒瓶口位置以使瓶口准确套上瓶盖。 导向环结构如图 2.5 所示, 其上端紧靠压盖模, 且与压盖模之间形成 41mm×34mm×8mm的槽沟, 此空间尺寸略大于瓶盖尺寸, 以便于瓶盖输送。 导向环上端设计一高为 5mm的肩, 然后在导向环肩内侧 8mm 处设计三个螺孔方便其定位。 导向环的校正作用主要依靠其中间的圆柱孔, 取直径为29mm, 所选材料为 45 钢, 圆柱孔壁粗糙度不低于 3.2, 以保证啤酒瓶升降顺利。 图 2. 5 导向环结构图 2.4 冲头设计 2. 4. 1 冲头行程设计 冲头的工作行程公式为: 21Hhh  (2.2) 式中:1h表示动力弹簧工作行程; 2 h表示冲头自由下降高度。 设计时取 H=76mm。 2. 4. 2 冲头结构设计 冲头的结构设计如图 2.6 所示。 冲头右端穿过压盖模上端圆柱孔, 其直径比圆柱孔直径略小, 取 25mm, 其右端杆长即为工作行程长度(76mm)。 为了准确定位,冲头左端设计一锥顶为 1200的圆锥槽。 冲头所选材料为 20Cr, 渗碳淬火后硬度达56~62HRC。 图 2. 6 冲头结构简图 2. 4. 3 冲头强度校核 冲头强度计算公式为[7]: sAF (2.3) 式中:  表示应力; F 表示压力; A 表示轴截面积, A=4D2; s 表示屈服强度, 对于材料为 20Cr,s =540MPa。 将maxF=300N, D=25mm 代入公式(2.3) , 得: 0.60.25253.143004DFAF22max(MPa) smax, 故所选材料合适。 2. 5 芯轴设计 2. 5. 1 压盖受力分析 图 2. 7 压盖受力简图 图 2.7 所示即压盖受力简图。 在压盖过程中每个波褶所受的力为 P, 将其沿轴向和径向分解为 Pz和 P j 。 压盖机头作用于盖的轴向力为 T。 盖子周边与瓶口勾连时会产生正压力P , 将其沿轴向和径向分解为zP和j P。 在压盖过程中, 密封垫片受力的作用压缩, 会产生抗压力1T 。 此外, 瓶盖还会受到瓶内二氧化碳等气体的压力2 T 。 气体的压力2 T的计算公式为: 2 T = d2P气体 (2.4) 式中: d 表示啤酒瓶瓶口的内径; P气体表示啤酒瓶内气体的压强, 其最大压强为 1.2MPa。 将 d=18mm, P气体=1MPa 代入公式(2.4), 得: 2 T= d2P气体=3.14×182×1=1017.36(N) 瓶盖在轴向方向受力平衡的方程式为: zPZ+T=1T+2 T +zP (2.5) 压盖力的计算公式为: LbsKP总 (2.6) 式中:K表示系数, 一般取 0.1~0.3; s 表示瓶盖材料的厚度, 一般为 0.23~0.28mm; b表示瓶盖材料的强度极限, 一般取 300~400MPa; L 表示压盖模锥孔大端的周长。 压盖模锥孔大端的周长 L 的计算公式为: L=1D模 (2.7) 将压盖模锥孔大端直径1D模=32mm 代入公式(2.7) 后, 得: L=1D模=32 =100.53(mm) 将K=0.2, s=0.26mm,b=350MPa, L=100.53mm 代入(2.6) 后, 得: LbsKP总=0.2×0.26×350×100.53=1829.65(N) 2. 5. 2 芯轴结构设计 芯轴结构设计如图 2.8 所示。 本着方便控制弹簧压缩量及固定中间轴套, 芯轴中间设计公称直径为16mm, 长为 185mm 的螺纹。 为了在芯轴与中间轴套的螺纹连接时增大摩擦, 最右端采用滚花的加工方式。 芯轴材料选用 Q235 钢, 经渗碳处理。 图 2. 8 芯轴结构简图 2. 5. 3 芯轴强度校核 芯轴在工作过程中只传递弯矩而不传递扭矩, 且为压杆, 应进行相应的压杆稳定性计算。 压缩强度计算公式为: sAF (2.8) 式中:  表示压应力; F 表示压力; A 表示轴截面积, A=4D2; s 表示屈服强度, 对于 Q235 钢s =235MPa。 将maxF=300N, D=16mm 代入公式(2.8) , 得: 1.49MPa0.25163.143004DFAF22max smax, 故所选材料合适。 芯轴有导向装置, 它的受力情况近似于一端固定, 一端铰支的压杆, 其最大长度应满足公式: F4maxEDl (2.9) 式中: E 表示弹性模量, 对于 Q235 钢 E=200GPa。 将 E=200GPa, D=16mm, F=300N 代入公式(2.9), 得: 37303003.14161000200F4maxEDl(mm) 轴总长度maxll , 故材料尺寸合格。 2. 6 螺套设计 2. 6. 1 小螺套设计 小螺套与冲头间隙配合, 故其直径的基本尺寸与冲头小端直径相等, 为25mm。设计小螺套大端直径与压盖模外径相等, 为50mm。 根据普通螺纹基本尺寸公称直径序列选择小螺套小端公称直径(大径) 为36mm, 小径为32.752mm。 小螺套长度L应满足公式: L H-l-l (2.10) 式中: H 表示冲头工作行程长度; l 表示压盖模厚度; l表示压盖模与导向环之间形成空间高度。 将 H=77mm, l=10mm, l=8mm 代入公式(2.10), 得 L 77-10-8=59(mm) 取L=55mm。 所设计小螺套如图 2.9 所示。 小螺套所选材料为 20Cr, 渗碳淬火后硬度达 56~62HRC。 图 2. 9 小螺套剖视图 2. 6. 2 中间螺套设计 中间螺套结构较复杂, 采取分段设计。 第 1 段螺套(如图 2.10 所示) 与心轴螺纹连接, 故其内螺纹基本大径为16mm,外径为25mm。 第 2 段螺套(如图 2.10 所示) 外部主要用作固定支撑弹簧, 并保证弹簧的中心 线不倾斜, 取直径为33mm 和60mm。 第 3 段螺套(如图 2.10 所示) 内部左端与第二段螺套内部同时用作固定小弹簧,取直径为28mm, 螺套左端外径取为54mm。螺套内部右端与小螺套采用螺纹连接,故其内螺纹基本大径为36mm, 中间螺套与小螺套经螺纹连接后, 为保证压盖的准确, 选用 4 个紧钉螺钉 M3×5。 第 4 段螺套(如图 2.10 所示) 左端内部与压盖模间歇配合, 故直径为50mm;右端内部与导向环间隙配合, 故直径为74mm。 为方便固定导向环, 其内部设计一个深 5mm 的半圆形槽如图 2.11 所示。 中间螺套所选材料为 20Cr, 渗碳淬火后硬度达 56~62HRC。 图 2. 10 中间轴套剖视图 图 2. 11 第 4 段螺套三维立体图 2. 5. 3 大螺套设计 大螺套结构图与小螺套类似, 如图 2.12 所示。 其与中间螺套第三段间隙配合,取内径为54mm。 总高度小于 80mm, 取 75mm。 根据普通螺纹基本尺寸公称直径序列选择大螺套的螺纹公称直径(大径) 为72mm, 小径为67.670mm, 螺纹长度为60mm。 大螺套材料所选材料为 45 钢, 经退火处理。 图 2. 12 大螺套剖视图 2.7 弹簧选用 2. 7. 1 大弹簧设计计算及选用 主轴提供压盖机头运动的动力, 大弹簧提供压盖时所需的压力。 所以, 压盖时的工作压力为[8]: 13118KDdP[]1 (2.11) 式中:1d 表示弹簧材料直径; K 表示弹簧刚度系数, 一般取 1.1~1.5; 1D 表示弹簧中径; [ ]1 表示弹簧材料的扭转许用应力。 设计选用大弹簧时应先计算压盖时弹簧所受的工作负荷。 根据工作极限负荷大于 P总, 弹簧中径介于30mm~60mm 之间, 初步选则弹 簧 8×50×520 GB/T2089-1994。 将1d=8mm, K=1.3,1D=50, [ ]1=685MPa 代入公式(2.11), 得大弹簧的工作极限压力为: 1311limP8KDd[]1 =685501.3883.143=2117.81(N) 总P1829.65N,总P1limP, 故所选弹簧满足使用要求。 大弹簧选用材料为优质弹簧钢 60Si2Mn, 经冷作硬化处理。 2. 6. 2 小弹簧选用 小弹簧不提供压盖时所需的压力, 仅仅是用来保证能将压盖完毕的瓶盖从压盖模中推出。 根据其位置知小弹簧中径介于 18mm~28mm 之间, 选用为弹簧 1.8×22×294 GB/T2089-1994。 小弹簧选用材料为普通弹簧钢 70, 经淬火处理。 2.7 机头壳体设计 机头壳体右端与大螺套螺纹连接, 故其取内径为72mm, 其螺纹长度与大螺套相等, 取 60mm。 其左端加工一直径为36mm 的孔, 孔下端留有装毡圈地槽沟。 机头壳体剖视图如图 2.13 所示。 材料选择为 45 钢, 经表面淬火处理。 图 2. 13 机头壳体剖视 3 主传动系统设计 3.1 传动系统总体设计 传动系统结构总体设计如图 3.1 所示。 主传动系统的工作过程为: 主轴 13 在电动机 16、 联轴器 15、 18、 减速器 17 的作用下低速旋转。 开孔轴套 21 与转鼓 9 通过螺钉 22 连接, 转鼓 9 与主轴 13 通过键12 连接, 故当主轴 13 旋转时, 转鼓 9 和开孔轴套 21 随主轴 13 一起旋转。 转鼓 9 和开孔轴套 21 精度要求较高, 故选用推力球轴承 20、 大轴套 10、 小轴套 11, 以减轻转鼓 9 和开孔轴套 21 的载荷, 减小其磨损。 凸轮 8 与主轴 13 间隙配合, 其并不随主轴 13 运动。 凸轮上开有沟槽, 沟槽内滚轮轴承 6 与支撑轴 7 过盈配合, 支撑轴与压盖机头连接。 压盖机头在转鼓 9 控制下随主轴 13 和转鼓 9 一起运动, 迫使滚轮轴承6 与支撑轴 7 也随主轴 13 一起运动。 滚轮轴承 6 运动, 而凸轮 8 不运动, 两者形成相对运动, 并且滚轮轴承 6 在凸轮 8 的沟槽内同时随沟槽的弧线运动, 即形成了压盖机头的上下运动。 连接板 3、 螺套 5、 螺栓杆 28、 螺杆 29 及螺母、 垫圈用于固定主轴 13。 图 3.1 主传动系统总体设计图 1-垫圈 2-螺母 3-连接板 4-螺母 5-螺套 6-滚轮轴承 7-支撑轴 8-凸轮 9-转鼓 10-大轴套 11-小轴套 12-键 13-主轴 14-工作台 15-联轴器 16-电动机 17-减速器 18-联轴器 19-轴承 20-轴承 21-开孔轴套 22-螺钉 23-键 24-轴套 25-轴承 26-垫圈 27-螺母 28-螺栓杆 29-螺杆 30-螺母 3.2 主轴设计 所设计主轴转速为 n=15r/min。 图 3.2 主轴结构图 3.2 凸轮设计 压盖机头完成一个工作循环的动作是由凸轮来控制的。 目前国内压盖机多采用普通凸轮安装在灌装头上部来控制压盖机头运动, 其速度波动大、 加速度突变大、 压力角小等都不满足压盖机头的运动规律[9]。 为了实现压盖机平稳工作, 本次设计采用圆柱凸轮如图 3.3 所示, 凸轮导槽曲线变化规律一般选择正弦加速度运动规律, 如图 3.4所示。 这种规律启动较慢, 速度变化大, 无加速度突变、 振动, 压力角大, 适合控制压盖机头的运动[10]。 凸轮沿外侧边缘展开曲线 圆柱凸轮三维图 正弦加速度运动规律做整周期的正弦规律变化其加速度公式为[11]: a=Csin2 (3.1) 其速度公式为: v=adt =-C2cos2 +C1 (3.2) 其位移公式为: s=dtv=-C2222sin2 +C1+ C2 (3.3) 其跃动公式为: y=332h4cos2 (3.4) 给定条件为: 0, =0.4 时, s=0, v=0; = , =0.4 时, s=h=72mm。 将给定条件代入公式(3.1) 、 (3.2) 、 (3.3) , 得: C2=0 C1=h=28.8 C=22h2=72.35 将 C2=0, C1=28.8, C=72.35 代入公式(3.1) 、 (3.2) 、 (3.3) 、 (3.4) , 得运动方程公式为: s=72)(22sin1- v=- 12cos28.8 a=2sin72.35 y=181.732cos 图 3.4 正弦加速曲线-速度曲线 凸轮曲线展开图 凸轮结构设计如图 3.6 所示。 凸轮耐磨性、 抗剪切能力要求较高, 故选用 50Mn,经正火处理。 图 3.6 凸轮剖视图 在实际加工该压盖机凸轮时, 端面形状是用三周立式加工中心加工出来的, 而只要用一般的键槽刀具, 在一般的四周联动机床上就可以加工出任意槽宽的凸轮来[12]。 3.3 支撑轴与滚轮轴承设计 3. 3. 1 支撑轴设计 支撑轴安装在压盖机壳的孔内, 并通过紧钉螺钉定位, 通过毡圈进行密封; 其另一端与滚轮轴承过盈连接。 支撑轴设计如图 3.6 所示。 所选材料为 45 钢, 经正火处理。 图 3.7 支撑轴结构图 3. 3. 2 滚轮轴承设计 该滚轮轴承用于低速高载荷状态下, 故选用 NATV 型满针滚针滚轮轴承。 支撑轴直径为 30mm, 故选用 NATV30X。 3.3 轴承及相关轴套设计 3. 3. 1 轴承选用及校核 根据载荷大小及方向选择轴承类型为推力球轴承, 与其相配合的主轴的直径为70mm, 故所选轴承代号为 51214。 根据轴承所承受载荷来源, 估算轴承承受最大动载荷为KN2 . 3Clim。 按每日 24小时连续工作的机械, 选择轴承预期计算寿命为 50000 小时。 所选推力球轴承应具有的基本额定载荷计算公式为: 61060PChnL (3.5) 式中: P 表示载荷, P=104N; n 表示转速; hL 表示预期计算寿命, hL =500000h; 表示指数, 对于球轴承 =3。 将 P=104N , n=15r/min,hL =500000h, =3 代入公式(3.5), 得: 61060PChnL=10=35.6(KN) CClim, 故所选轴承合格。 3. 3. 2 轴套设计 推力球轴承的定位主要靠其上下端的轴套及主轴的轴肩。 推力球轴承上端轴套如图 3.8 所示, 推力球轴承外径为105mm, 且其与轴套间隙配合, 故轴套下端内径为105mm。 轴套两端140mm 处, 设计六个与内六角圆柱头螺钉 M12 连接的沉孔和螺孔。 图 3.8 70 轴套剖视图 推力球轴承下端轴套与主轴间隙配合, 故取其内径为70mm, 外径与推力球轴承外径相等, 为105mm。 推力球轴承外圈设计一内径为105mm, 外径为114mm 的轴套, 且该轴套与推力球轴承下端轴套间隙配合。 3.4 转鼓及轴套设计 3. 4. 1 转鼓设计 图 3.9 转鼓剖视图 3. 4. 2 大小轴套设计 两轴套之间间隙配合, 且小轴套与主轴(直径为70mm) 间隙配合, 大轴套与转鼓间隙配合, 故小轴套设计为内径70mm, 外径85mm; 大轴套设计为内径85mm, 外径 110mm。 大小轴套剖视图如图 3.10 和图 3.11 所示。 图 3.10 小轴套剖视图 图 3.11 大轴套剖视图 3.5 电动机选择 本设计利用电动机产生动力, 电动机的选择是本设计的重要内容。 本设计选用 Y系列三相异步电机, Y 系列三相异步电机具有互换性好、 防尘、 全封闭自扇冷却等特点, B 级绝缘, 工作环境温度不超过+40 度, 适用于无特殊要求的机械上。 由于啤酒压盖机的功率不是很大, 主要是使压盖机头旋转、 压盖和摩擦等消耗功。 估算本设备的大概功率为 3~5 KW 左右,且要求转速不是很高,电机经过减速器传递到压盖机。 所以选择的电动机型号为: Y180L-8。 主要参数为: 额定功率11KW 同步转速750 r/min 额定电压380V 频率50Hz 3.6 减速器选用 减速器是原动机和主轴之间的独立的传动装置, 可以降低转速和增大转矩, 以满足工作的需要。 减速器的选用首先要选其类型。 减速器的种类很多, 也有很多不同的分类方式, 选择减速器时首先根据其承载能力及机械强度选择类型。 初步选用 ZSY型。 在选用减速器时需要考虑工况、 热功率影响和安全系数等。 电机同步转速是 750 r/min, 工作机的转速为 15 r/min, 传动比要求为 50。 所以所选减速器为 ZSY160[13]。 减速器参数为: 公称传动比50 输入公称转速750 r/min 输出公称转速15 r/min 公称输入功率8 KW 4 供盖系统设计 4.1 供盖系统总体设计 本次供盖系统设计的主要部分有主轴和搅拌装置。 供盖系统的工作原理是: 瓶盖放入下盖料斗内, 搅拌装置焊接在轴套上, 并通过紧定螺钉固定在主轴上。 主轴在电动机及减速器作用下转动, 搅拌装置随之转动, 并搅拌料斗内的瓶盖。 当被搅拌的瓶盖达到下盖槽口后, 由下盖槽下滑至压盖机头槽沟内, 经压盖机头压实在瓶口上, 完成压盖的整个动作。 4.2 电动机选用 供盖系统利用电动机产生动力, 电动机的选择也是设计的重要内容。 供盖系统传动装置的总传动效率公式为: 221 (5.1) 式中:1  表示减速器的传动效率; 2 表示联轴器的传动效率。 将1  =0.90,2 =0.95 代入公式(5.1) , 得: 221=0.9×0.95×0.95=0.81 单个瓶盖质量为 m=1.3g。 设计供盖槽体积约为 V=4×106mm3, 一个瓶盖体积计算公式约为: v=HD412 (5.2) 式中: D 表示瓶盖外径; H 表示瓶盖高度。 将 D=32mm, H=6.75mm 代入公式(5.2),得: 1v=HD42=6.7532412=5.4×103(mm3) 供盖槽中盛放瓶盖的重量(最大量) 为: Mlim=mgvV (5.3) 将 m=1.3g, V=4×106mm3, v=5.4×103mm3, g=9.8N/Kg 代入公式(5.3) , 得: Mlim=mgvV=1.3×9.8×4×106/5.4×103=9.5(N) 搅拌瓶盖所需工作功率公式为: wP =VlimM (5.4) 将 Mlim=9.5N, V=0.2m/s 代入公式(5.4) , 得: wP =VlimM=9.5×0.2=1.9(KW) 所需电动机功率公式为: awdPP (5.5) 将wP =1.9KW、 =0.81 代入公式(5.7) , 得: d P1.9/0.81=2.35(KW) 本设计选用 Y 系列三相异步电机, 经计算知啤酒压盖机供盖系统的功率为, 所以选择的电动机型号为: Y200L-8。 主要参数为: 额定功率15KW 同步转速750 r/min 额定电压380V 频率50Hz 额定转矩2.0Nm 4.3 主轴设计 主轴结构设计如图 5.1 所示。 图 5.1 主轴结构图 4.4 搅拌装置设计 不同桨叶的搅拌器在搅拌时产生不同的流动状态, 基本流向为沿搅拌器的桨叶环向流、 径向流、 和轴向流[14]。 本供盖系统基本流向为沿搅拌器的桨叶轴向流, 故采用 推进式搅拌器, 所选桨叶数为 3 个, 并采用卧式容器搅拌的安装形式[15]。 搅拌槽全容积的确定, 主要依据公称容积及瓶盖的装填系数来进行。 搅拌槽全容积公式为: V=Vg (5.6) 式中: V 表示搅拌槽的全容积; Vg表示搅拌槽的公称容积; 表示装填系数, 一般取 0.6~0.85。 一般, 搅拌槽多为开槽式, 这样搅拌装置的安装与检修及槽内其他作业都比较方便, 所以选用开槽式搅拌槽。 计算搅拌槽的外形, 首先要考虑三方面因素: 1. 对搅拌功率的影响; 2. 搅拌过程的特性要求; 3. 占地面积与空间的要求。 搅拌功率计算公式为: P=j2nd (5.7) 式中:n 表示转速; j d 表示桨径; 表示密度; 表示集合度。 4.5 减速器选用 减速器是电动机与主轴之间的传动装置。 该电动机的技术参数是: 同步转速为750 r/min, 额定功率为 15KW, 额定电压为 380V, 频率为 50Hz, 额定转矩为 2.0Nm。 选用的减速器满足主轴的转速为 7.5 r/min, 传动比要求为 100。 所以所选减速器为ZSY180。 减速器参数为: 公称传动比100 输入公称转速750 r/min 输出公称转速15 r/min 公称输入功率4KW 5 结 论 本次设计题目为啤酒压盖机设计。 经过三个多月的毕业设计, 完成了任务书上的工作要求。 啤酒压盖机是对灌装完成的啤酒瓶进行封口的设备, 属于啤酒灌装机械的一部分。 以啤酒压盖机为核心, 首先查阅了大量相关资料, 通过筛选、 分析、 整理,初步掌握啤酒压盖机的发展过程、 研究现状、 工作原理和主要结构, 并确定设计方案;然后根据啤酒瓶的尺寸和材料性能, 通过计算确定设计零件的尺寸, 并进行了零部件的选用; 最后绘制啤酒压盖机的装配图和零件图, 进行主要零件的强度校核。 在结构设计中, 主要是对压盖模、 压盖机头、 凸轮等部件进行设计。 本次设计通过图纸和论文完整的表达自己进行啤酒压盖机设计时的构思整理过程、 设计优化过程和设计最终结果。 本次设计的啤酒压盖机满足压盖过程冲击小、 工作过程安全可靠、 压盖后密封效果好、 啤酒瓶受损小、 工作效率和自动化程度较高等条件。 参 考 文 献 [1]亚文.我国饮料灌装线现状与发展趋势[J].3.中国包装报,2009 [2]季树太.我国啤酒行业现状与发展前景展望[J].酿酒,2003,30 [3]Joe Dirksen. 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