等压灌装机的设计——包装容器供送装置的设计

摘 要 本设计是以等压式灌装机为基本机型，根据给定参数进行包装容器供送装置的设计。等压式灌装机是用来实现液体产品对包装容器进行定量罐装的设备，它广泛应用于气体饮料的罐装，如啤酒、汽水等，可减少其中所含二氧化碳气体的损失1。本设计主要研究包装容器供送装置的设计，包括拨瓶星轮、供送螺杆，托瓶升降机构以及压盖传动部分机构的设计。由等压灌装机的生产能力确定供送装置的效率，从而完成包装容器的供送。其次由包装容器的传动路线确定各机构的安放位置来完成包装容器的供送。本设计能进一步提高等压灌装机的供送性能，提高生产效率，使之运行更加平稳，操作更加方便，尽可能减少噪音，便于维修和管理。关键词：等压式灌装机；供送装置；拨瓶星轮；供送螺杆；托瓶升降机构ABSTRACT The design is based on the basic model of the isobaric filling machine . According to the given parameters, I design the packaging container and feeding device. Isobaric filling machine is realized as the packaging machinery which is for quantitative canned. It is widely used in gas beverage cans, such as beer, soda water and it can reduce the loss of carbon dioxide gas1.The design is mainly studied the feeding device for the packaging container. It comprises a dial starwheel bottle and feed screw, supporting bottle lifting mechanism and gland transmission mechanism. The efficiency of feeding device is determined by the pressure filling machine production capacity, so as to complete the packaging container for delivery. The position of each mechanism is determinged by the transmission route of the packing container as to complete the feeding of the packing container. The design can further improve the pumping performance and the production efficiency for the isobaric filling machine to run more smoothly. The design also can generate less noise and futher make the machine more convenient, maintenance and management to operation. Keywords: isobaric filling machine; feeding device; bottle sprocket; feed screw; bottle lifting mechanism目录1 绪论11.1 课题来源及研究意义11.2 国内外研究现状与发展趋势11.3 本文研究内容12 等压灌装机的总体方案设计32.1 功能选用及参数确定32.2 灌装机类型的选用32.3 等压灌装机的工作原理分析32.4 主要执行机构的分析42.4.1 拨瓶机构42.4.2 托瓶升降机构42.4.3 灌装阀43 拨瓶星轮的设计53.1 拨瓶星轮的工作原理53.2 拨瓶星轮的结构设计53.3 拨瓶星轮的主要参数设计63.4 拨瓶星轮的主轴设计及校核63.4.1 主轴结构设计63.4.2 主轴材料选择63.4.3 主轴的校核63.5 传动齿轮的设计74 供送螺杆的设计94.1 三段组合式螺旋线螺杆传动94.2 螺杆传动的主要结构参数设计94.2.1 螺杆的等速段94.2.2 螺杆变加速段（过渡段）104.2.3 螺杆等加速段计算124.3 螺杆螺旋线展开图134.4 轴向剖面的几何形状设计145 托瓶升降机构的设计155.1 升降机构的工作原理155.2 罐装部分主要技术参数的设计155.3圆柱凸轮的设计及校核175.3.1 工作原理175.3.2 尺寸计算及校核185.4立柱螺套设计及校核216 压盖传动部分机构设计236.1 压盖机构的工作原理236.2 压盖机头的设计236.2.1 总体结构设计236.2.2 压盖模设计236.2.3 冲头的设计及校核246.2.4 芯轴设计及校核246.3 凸轮设计25结 论27参考文献28致 谢29II1 绪论1.1 课题来源及研究意义 当今社会，随着人们对商品质量要求的日益提高、市场需求不断扩大、企业对高效自动化生产的要求越来越高，在这样的情况下，灌装机成为了炙手可热的灌装设备2。加上近几年，各种饮料特别是碳酸饮料在人们的生活中占据着越来越重要的地位。科学技术水平的提高，促进了国内灌装机行业的较快发展。包装机械行业的发展空间比较大，但目前灌装机的设备质量、生产率、安全率、零部件的互换性以及在传动过程中压力的控制等方面依旧存在一定的缺陷。合理的机构设计，将大大提高罐装生产企业的生产能力，有效地降低成本，从而可有效保证国家相关行业对罐装日益增长的需求。1.2 国内外研究现状与发展趋势 目前，部分封罐生产线已可以应用在玻璃瓶与塑料容器(聚醋瓶)、碳酸饮料与非碳酸饮料、热封罐与冷封罐等不同要求和环境下。易拉罐碳酸饮料灌装与封罐速度最高己达2000罐/min，德国H&K公司灌装机的灌装阀多达165头，SEN公司144头，KRONES公司178头，灌装机直径大至5米，灌装精度 0.5mL以下。非碳酸饮料灌装机灌装阀50100头，灌装和封罐速度最高达1500罐/min，灌装机料槽转速达到20-25r/min，提高了1倍速度3。 如今，发展中的国家和地区的罐装机械设备生产增长速度远高于发达国家，而这种现象在中国尤为明显。灌装与封罐机械的发展趋势如下: (1)多功能设备，能够进行多种液体饮料的热灌装，如茶饮料、咖啡饮料、豆乳饮料和果汁饮料等，同时也可进行包装容器的封装4。 (2)高效率高质量，碳酸饮料灌装设备的灌装速率最高可达到2000灌/min，技术含量高、可靠性高，全线的自动化控制水平和全线效率高，在线检测装置和计量装置配套完备，能自动检测各项参数、计量精确，集机、电、气、光、磁为一体的高新技术产品不断涌现在封罐机械设备方面5。1.3 本文研究内容1.根据已有文献/专利，研究等压灌装机传动的基本结构和运动原理，得出相关计算方法及公式，完成包装容器供送装置的总体设计方案。2相关重要零部件的尺寸结构设计、受力分析与强度校核。设计拨瓶星轮、传动螺杆、托瓶升降机构、压盖机构等结构。3利用AutoCAD软件进行装配图以及零件图的绘制。2 等压灌装机的总体方案设计2.1 功能选用及参数确定功能：包装容器（玻璃瓶）的罐装。容器参数：罐装液体量Vp为640毫升，瓶高H为290毫米，瓶径D为80毫米，瓶口内径16毫米。生产要求：生产能力1500022000瓶/小时，灌装阀头数60个。工艺过程： 如图2-1所示，等压灌装机的罐装流程主要分为充气等压、进液回气、排气卸压、排除余液四个部分。图2-1 灌装机罐装流程图1-进料管 2-进气管 3-旋塞 4-排气管2.2 灌装机类型的选用 等压灌装机生产能力较高，适用于工业化生产，工艺动作较多 ，因此选用多工位、旋转式灌装机。2.3 等压灌装机的工作原理分析图2-2所示为等压灌装机生产工艺流程，从组合螺杆传来的包装容器通过拨瓶星轮递给托瓶升降机构，实现瓶子的传递、上升，罐装，下降，又经拨盘，拨轮，升降机构传递给压盖机构，实现压盖、输出，完成整个生产过程。图2-2 等压灌装机供送装置原理图2.4 主要执行机构的分析2.4.1 拨瓶机构拨瓶星轮装置是将供送螺杆传来的包装容器精确送入托瓶升降机构完成液体罐装以及容器输出的的传动机构，所以要保证设计结构合理，可靠安全。2.4.2 托瓶升降机构托瓶升降机构是实现包装容器升降运动，准确定位到罐装阀的供送机构，连续可靠，主要分为机械式、气动式以及机械-气动混合式三种形式，鉴于机械式升降机构简单实用，工作较为可靠，能够完成既定任务，选用机械式升降机构6。2.4.3 灌装阀罐装阀实现包装容器罐装的重要部件，罐装阀的设计影响到整个系统的精度，需要保证设计机构合理、工作可靠稳定，性能良好。3 拨瓶星轮的设计3.1 拨瓶星轮的工作原理 拨瓶星轮装置是将供送螺杆传来的包装容器精确送入托瓶升降机构完成液体罐装以及容器输出的的传动机构。如图3-1所示，它主要由分瓶螺杆1，拨瓶星轮3，弧形导板2等机构组成。图3-1 传送螺杆与星型拨轮组合简图1-分瓶螺杆 2-弧形导板 3-拨瓶星轮 4-瓶子3.2 拨瓶星轮的结构设计如图3-2所示，拨轮的高度h、圆弧半径Rc等由瓶高（H为290mm）和瓶径（D为80mm）确定,又因圆弧半径Rc由主体部分的拨瓶轮花盘尺寸决定，为使包装容器平稳输送到大转盘而不被拨回，Rc应大于瓶子半径（R为40mm）。根据RcR+(23)mm，取Rc为42mm，h为85mm。图3-2 拨瓶星轮结构图3.3 拨瓶星轮的主要参数设计灌装机的生产能力可用下式计算7: Q=60nj (3-1)式中: Q生产能力，为15000瓶/小时； j灌装机头数，为60头； n主轴转速(转/分)。 则 n=Q/（60j）=15000/（60*60）=4.2r/min 此灌装机选用的星型拨轮为6齿，已知螺杆的转速n螺,星型拨轮的齿数Zb及节距Cb,则拨轮的转速为： nb=n螺/Zb (3-2)星型拨轮的齿数Zb=6个，50n=6nb，则nb=50n/6=35r/min 由公式(3-2)可得到:n螺=nbZb=356=210r/min拨轮的节圆直径Db=CbZb/3.14=1626/3.14=310mm 3.4 拨瓶星轮的主轴设计及校核3.4.1 主轴结构设计 若想要保证轴的正常工作，必需要保证结构设计的合理性。不合理的结构设计将造成零件装配出现更大的误差，装配精度将受到影响，使轴不能正常工作，甚至会使轴发生断裂，造成安全隐患。必须保证轴的结构的可靠性。 因为拨瓶机构结构较为简单，初步设计轴径为20-40mm，优化设计成三段式。3.4.2 主轴材料选择 选用轴的使用材料时，常在合金钢和碳钢中比较选择，在性能方面，碳钢可通过物理方法和化学方法提高自身的强度及耐磨程度，在价格方面，碳钢要比合金钢便宜，前者对应力集中的敏感性要低，综合考虑，应优先选用碳钢，其中以45号钢应用最为广泛。3.4.3 主轴的校核 如表3-1所示，为轴常用的几种材料的及A0值。表3-1 轴常用的几种材料的及A0值 该拨瓶机构主要承受扭矩，故轴的扭转强度为： =TWt=9550000P1/0.2n1d 故可得出轴的直径为： d39550000P0.2tn=395500000.2t3Pn=A03Pn， （3-3）根据表3-1中45号钢及选取参数，取A0=110.带入式（3-3）可求解得到： d40mm， （3-4）则选择各段轴的直径为95、151和265mm。由于此拨瓶装置工作时主要承受径向载荷，同时也承受不大的轴向载荷，根据机械设计手册，则选择深沟球轴承，轴颈大的地方用6408，轴颈小的地方用6307。3.5 传动齿轮的设计齿轮机构普遍应用于传动，由于其传动效率高、工作可靠、使用寿命长，而得到广泛应用。本设计的拨瓶机构为一般工作器，速度不高，选用钢为材料，硬度选择为250350HBS。 为了预防拨瓶星轮与托瓶升降机构出现干扰，拨轮板直径与大转盘不发生碰撞，则齿轮的分度圆直径应等于拨轮板的直径。 取分度圆直径d1为300mm，根据d1mz ，m为2，则zd/m3122150。 ha-齿顶高，ha=ha*m hf-齿根高 ，hf=(ha*+C*)m 正常齿标准 ha*=1,c*=0.25，求解得h=4.5mm，圆整h=4mm。 齿宽b：由齿轮的强度计算公式可知，轮齿愈宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数硬取得适当8。因为灌装机在工作时载荷很小，传动速度不是很大，所以可以选越小的齿宽系数9。4 供送螺杆的设计4.1 三段组合式螺旋线螺杆传动为了让玻璃容器在传送带供进分件螺杆时，减少冲击力，在分件过程中，经常选用多段组合形式的螺杆螺旋线。三段组合式螺旋线由等速（匀速）螺旋线、变加速螺旋线、等加速螺旋线组成10。如图4-1所示，匀速段是为了使玻璃容器从传送带递来的速度与螺杆的轴向速度一致，使玻璃容器平稳可靠地递进螺杆。通常情况下，玻璃容器的直径应小于星形拨盘的节距，所以可以推出等加速螺旋线的节距呈现递增趋势。为了让玻璃容器可靠有效地递进拨盘，最后一段的等加速段螺旋线螺距应与拨盘的螺距一致。在等加速段和匀速段加入一个过渡螺旋线即是变加速螺旋线，是为了让匀速段平稳过渡到等加速段，通常选定正弦线为过度螺旋线，由此可以有效地使三段组合螺旋线在接触点的速度、加速度和螺旋角一致相等，使瓶子平稳过渡，消除刚性冲击。图4-1 三段式组合螺杆4.2 螺杆传动的主要结构参数设计 当玻璃瓶子被传送带拖动前进时,为了让三段组合螺杆对瓶子仅起一定的阻隔的作用,并在末端与星型等拨轮得到速度的一致相等，必须保证传送带的运行速度Vl,螺杆的最大供送速度V3m和拨轮的节圆线速度Vb均相等,即：Vl=V3m=Vb=Cbn螺=3*310=630r/min11。4.2.1 螺杆的等速段对于被供送的物品为玻璃容器,因为它的主体为正圆柱形,所以令螺杆的内外半径各为r0,R,主体部位的圆弧半径为e,则Re+r0， （4-1） 在通常的情况下,对于r0值主要是依靠螺杆芯部及其支轴的结构强度和尺寸等因素加以确定的,但个别场合也有单从满足某种工艺要求的角度来考虑这个问题,综合考虑r0=22.5mm，则e=D/2=85/2=42.5mm12。由公式(4-1)得: Re+r0=65mm，取R为35mm， S01=2e+k， (4-2) 取k为5mm，则螺距 S01=2e+k=242.5mm+5mm=90mm。由于0i1i1m,取i1m为1，则相应的螺旋角 tan1=S1/（D）=90/（3.1485）=0.34 ，1=18.8。轴向长度：H1=S01i1=90mm1=90mm H1m=S01i1m=90mm1=90mm周向展开长度: L1=Di1=3.1490=283mm， L1m=Di1m=3.1490=283mm供送速度V0=S1n/60=90mm31/60=46.5mm/s ，供入段的输送长度为 ： Lr(v2 vr2)/2ud*g (4-3) 式中:ud物件与输送带的滑动摩擦系数； G物件的重力加速度 。4.2.2 螺杆变加速段（过渡段）供送加速度a2，由a2增加到最大a，则可得a2=C1sin2t2t2m， （4-4） 相应供送速度及轴向位移为：v2=a2dt2=-C12t2mcos2t2t2m+C2， （4-5）H2=v2dt2=-C14t2m22sin2t2t2m+C2t2+C3， （4-6） 式中t2，t2m分别表示为被供送容器移动行程H2及其最大值H2m所需要的时间13。 由边界条件得知：当t2=0时，H2=0，v2=v0；当t2=t2m时，a2=a，得：C1=a，C2=v0+2at2m，C3=0,将C1、C2、C3的值代入式（4-6） ，并取t2=60i2n，t2m=60i2mn（常0i2i2m，取i2m=12,这里i2=1，i2m=2），0i3i3m，（通常取，这里i3=3，i3m=3），整理得： H2=S01i2+4i2m2Cb-S012i2m+i3mi22i2m-sini22i2m =901+422162-903.1422+3.1433.14122-sin3.14122 =111mm H2m=S01+2i2mCb-S01-22i2m+i3mi2m =90+22162-903.14-23.1422+3.1432 =196mm周向展开长度: L2=Di2=3.1490=283mm, L2m=Di2m=3.14902=565mm外螺旋线的螺旋角： tg2=tg2+i2mCb-S01R2i2m+i3m1-cosi22i2m =0.34+2162-903.144552+33.141-cos3.1422 =18.8 2m=tg0+i2mCb-S01R2i2m+i3m=22.6螺距： S2=S01+4i2mCb-S012i2m+i3m12-2i2mcos2i2-14i2msin4i2m=110mm螺杆的供送速度： v2=v01+2i2mnCb-S012i2m+i3m1-cosi22i2m/60=68.5mm/s v2m=v01+2i2mnCb-S012i2m+i3m/60=121.6mm/s供送加速度： a2=n2Cb-S012i2m+i3msini22i2m/60=41.7mm/s24.2.3 螺杆等加速段计算令a3=a，可求得 H3=v3dt3=a2t32+C4t3+C5 t3为包装容器移经过H3行程时需要的时间。由边界条件得知,当时t3=0时，H3=0，v3=v2m，则：C4=v2m， C5=0。可由经验而求解得等加速段螺旋线展开图形的轴向长度为： H3=S01+Cb-S012i2m+i3m4i2+i3=410mm H3m=S01+4i2m+i3mCb-S012i2m+i3mi3m=410mm周向长度： L3=Di3=848mm, （4-7） L3m=Di3m=848mm 外螺旋线的螺旋角： tg3=tg2m+i3Cb-S01D2i2m+i3m tg3m=tg2m+i3mCb-S01D2i2m+i3m=CbD=12688=0.592 3m=30.6 螺距： S3=S01+Cb-S014i2m-1-2i322i2m+i3m=153.6mm S3m=Cb-Cb-S0122i2m+i3m=153.6mm螺杆的供送速度： v3=v0+nCb-S012i2m+i3mi3+2i2m=298.5mm/s v3m=nCb=567mm/s供送加速度： a=n2Cb-S012i2m+i3m=206mm/s2 则三段组合螺杆螺旋线展开图轴向及周向全长为： H1-3=H1m+H2m+H3m=696mm L1-3=L1m+L2m+H3m=1696mm4.3 螺杆螺旋线展开图从制造角度看，变螺距螺杆的外螺旋线便是手控机械加工的对刀基准线，而内螺旋线可作为焊接法或模铸法确定螺旋槽最凹点的基准线14。实际使用中，要将变螺距螺旋线的展开图形分解为等速位移和变速位移两部分，如图4-2所示，精确地控制工作台和刀架的纵向进给量需要选用较为紧凑的机械结构，以来保证切削刀具有同等速回转螺杆的相对运动轨迹是条预先确定的螺旋线。图4-2 螺杆的位移、速度、加速度变化曲线示意图 4.4 轴向剖面的几何形状设计一般可采用解析法和组合绘图法求做出螺旋先槽轴向剖面的几何形状和基本参数。为了求做得到螺旋槽轴向剖面几何图形及其宽度，一般参照组合螺杆的螺距、内径、外径和包装容器的主体处的大小和形状。运用解析法求做解得螺旋槽轴向剖面的几何形状以及基本参数，玻璃瓶子与螺杆的相贯运动15。玻璃瓶子与螺杆作相贯运动的分析，如图4-3所示。图4-3 玻璃瓶子与螺杆作相贯运动的分析图 5 托瓶升降机构的设计5.1 升降机构的工作原理图5-1机械式升降瓶机构图1-托平台 2-压缩弹簧 3-上滑筒 4-滑筒座 5-拉杆6-下滑筒 7-滚动轴承 8-凸轮导轨 托瓶升降机构是实现包装容器升降运动，准确定位到罐装阀的供送机构，连续可靠，主要分为机械式、气动式以及机械-气动混合式三种形式，鉴于机械式升降机构简单实用，工作较为可靠，能够完成既定任务，如图5-1所示，此装置选用机械式升降机构。机械式升降机构的上升和下降主要是由凸轮连杆实现的，上升过程由凸轮通过滚动轴承让套筒升起，实现升瓶运动，下降过程是由于滚动轴承恰运动到凸轮底部，从而使套筒降落，实现玻璃瓶子的降瓶运动。鉴于机械式升降机构简单实用，工作较为可靠，能够完成既定任务，在现实生产中，得到广泛应用。5.2 罐装部分主要技术参数的设计玻璃瓶子壁厚度hp=5毫米，玻璃瓶子每瓶罐装液体容量Vp为640毫升，如图5-2为等压罐装各部分所占系统的比例。图5-2 等压灌装各区间图灌装区间角为：a4=187。（大于半圈范围） Sg=4360S=31.2 Kg=4360100%=52%头数 Ct=162mm灌装头节圆周长：Lj=CtS=9720mm，= 回转盘直径：Dp=1306mm，厚为10mm，灌装头节圆直径： Dj=Lj/=3094mm节圆半径： Rj=Dj/2=1547mm主轴（回转盘）旋转周期： T=60n主=604.2=14.3s 由公式: n主=Q60s，得主轴转速范围：n主=4.24.9r/min,主轴转速范围： T=60n主=8.714.3s 由于T4T1，根据公式： n=60T=604360T4 得：T4=4n6=4.57.4s，所以要满足T14.5s。开阀、关阀一般用时0.5s1s，这里取0.6s，由此可以求得：3=5=3600.68.7=25。 无瓶区所占角度为：1=45，则升降瓶区所占角度为：2+6=78。 贮液缸材料为Su304不锈钢，国际标准：06Cr19Ni10，密度：7.93g/cm3，厚度Sg=3mm，直径为：Dg=1600mm，侧壁厚：Sg=3mm。底部壁厚：Dg=1600mm，内径：dg=1594mm，内部底面积：Sgd=dg22=2.0m2，罐装液体高度：hy=50mm，校核罐装液体容量：所需罐装的液体容积为：VgSVp=60640=38400ml ， 因Vg=501062=108mm3=105ml38400ml，符合设计要求，合格。 贮液缸高度：Hg=200mm。贮液质量：Mg=1051103=100kg。 托平台直径：Vt=100mm。 托平台托瓶上升高度：ht=60mm。5.3圆柱凸轮的设计及校核5.3.1 工作原理 托瓶升降机构是实现包装容器升降运动，准确定位到罐装阀的供送机构，连续可靠，此装置选用机械-混合式升降机构，如图5-1所示。当气体通过螺钉压入缸筒腔体时，压力能促使托平台上升，同时具有缓冲功能，密封性的到有效的保证，也能适应包装容器高度的调节，完成玻璃瓶子的上升运动。为了使托平台保持垂直上升和下降的状态，加入导向装置，如图5-1所示的方垫块等。瓶子下降的运动主要靠凸轮导轨6来实现的，因此，下降时的速度主要由凸轮导轨6来控制，而玻璃瓶子的上升运动则还需要配合滚轴一起才能实现控制，此装置的凸轮机构的连杆绕凸轮中心轴线作回转运动，同时圆柱凸轮是固定不动的。如图5-3所示，气动-机械混合升降机构不仅在此部分实现了包装容器液体的罐装运动，同时也完成了转盘运动。16 分别对应于无瓶区、升瓶区、开阀区、灌装区、闭阀区和降瓶区的圆柱凸轮轮廓曲线图 5-3 圆柱凸轮展开图5.3.2 尺寸计算及校核 圆柱凸轮：选用45号钢，凸轮厚度应大于轴承的宽度，取10mm，包装容器在灌装过程所需上升高度为H=60mm，则可计算出罐装各区间的比例： 取1=45，3 =35，4 =187，5 =35。 可得到升降瓶区所占的角度为：2+ 6 =78 （5-1） 升程角：max45，一般取=30 （5-2） 降程角：70，取=60 （5-3） T2/T6 =S2/S6 =1.7 （5-4） S2 =hcos b （5-5） S6 =hcos （5-6） S2=2R/180 （5-7） S6=6R/180 （5-8） 联解上式 ，得： 2 =49， 6 =29， S2=2R180=520mm，=9.8， =14.5。 凸轮导轨展开图5-4如下所示：图5-4 凸轮导轨展开图各工作区间的时间如下： 无瓶区时间： T1=13608.7=1.09s， 升瓶区时间： T2=23608.7=1.18s， 降瓶区时间： T6=63608.7=2s， 速度及加速度校核： 升瓶时，平均速度（竖直方向）为 Vs=h2t2=601.18=0.5m/s， 平均加速度（竖直方向）为： as=VsT2=0.83m/s 下降时，Vj=hT60.3m/s，因为平均加速度小于g=9.8m/s，所以没有出现失重。 又因为安装螺钉选用材料为45号钢，又由于f=0.1 0.16 ，取f为0.13计，F=FNS=9422=471N。预紧力F，所以可以求得：mfKfF，所以预紧力为FKfFmf=1.247110.13=4348N，所以按照力学第四强度理论，求解得ca=2+321.3。图5-5 圆柱凸轮安装螺钉强度条件：ca=1.3Fd12/4，可求解得: d1=41.3F=41.3KfFmf=41.31.247110.13180=6.3mm, (d1为外螺纹小径)。这里以d1=6.647mm计，可求解得到d为8mm, P为1mm,从而计算得到22mm为固定块的厚度。根据求得参数，确定开槽圆柱头螺钉型号为M813。 圆柱凸轮安装立轴设计： 如图5-6、图5-7、图5-8所示，图5-6 弯矩图图 图5-7 剪力图 图5-8 轴力图 在AB段：M=FNx，MBmax =FNa，：Fs=FN ，轴力为 0； 在BC段：M=FNa，Mmax= FNa ，Fs =0 ，轴力为：FN 。 综上所述，可得到BC段为危险段，粗定立轴直径d为16mm，所以可以求解得到M=FN a=94230=28260Nmm 。 = 分析可得，拉力左右在立柱左侧，压力作用在立柱右侧，因此可得出m点为危险点。取立柱弹性模量为200GPa，则可求得 m1=MmW，解得Wn=Izd/2=d32=402.1mm3，所以解得n1=70.27N/mm2=70MPa,n2=FA=FN/d22=942102=3Nmm2=3MPa。故可求得点n受到的总应力为: n=n1+n2=73MPa,由于45号钢的s=360MPa，=sn=3604=MPa，又由于ns，符合设计要求。 立柱螺栓的设计：图5-9 立柱安装螺栓1.立柱 2.螺栓 3.弹性垫圈 4.机架板 5.螺母 由公式可得， F1L1+F2L2+F3L3+F4L4=M（其中L3=L4=0，L1=L2）而F1L1=F2L2=FmaxLmax，所以可以求解得 F1=F2=LML22+L12=M2L=28260220=706.5N,F=F+F4=942N,d14F=449290=mm， 取d1=4.495mm，d=5mm。5.4立柱螺套设计及校核托瓶台高度应设计为可调节式，是为了实现前工作台面高度等于托瓶台高度。只需松开夹紧螺丝，就可以实现旋转托瓶台至所需高度。同时应确保灌装时可靠有效，液体饮料不会泄漏或溅出瓶外，造成液体损失，还使瓶子升降的凸轮廓形(即滑道)得到可靠有效的控制，在行程最高点处，应使瓶口紧压在灌装头上，在行程的最低点处，需让瓶口远离灌装头，故本设计选用立柱式高度调节机构。选材：锥齿轮、螺套、链轮均选用45号钢。 根据机械设计表4.3得到f=0.15为钢的摩擦系数，故而确定普通细牙作为螺纹三根调节螺柱，牙型斜角为=30。 通过以上计算可得到，螺套受到的扭矩为：T=2.74N.M 螺套的内螺纹直径：D=d=18mm。 由材料力学可得到，螺套的抗扭截面系数为:Wt=dL3161-4 ，其中=DdL，dL为螺套的外径。设：=0.6，则dL=D=30mm，Wt=4614.4mm3，下面对其强度进行校核：扭转力作用于螺套，则可求解它所受的最大剪切力是：max=TWt=0.6MPa，则：max2，则当量摩擦角大于压力角，所以符合自锁的条件。由机械原理可知，驱动力矩M=Gd2tan2+v/2，得需要的螺旋力矩为：M1=1803+17.02610-3tan1.61+9.822=1.03Nm。由于立柱的上升是依靠螺套的转动，而转动带来的摩擦阻力必须有某个力矩去平衡它，以Mf为其力矩计，可求解得到：Mf=fGd12+dL22=1.71Nm（f为0.15，d1为46mm，dL为30mm）。 可以求解得到单螺套上所需力矩为：M总=M1+Mf=2.74Nm，锥齿轮的驱动力矩为Mz8.22Nm。通过以上计算可以得到，贮液缸处于上升调节时，每条螺柱所需承受的扭矩为： T=2.74Nm。又由于Wt=dL3161-4 = （5-9） =DdL （5-10）以0.6为计，则dL=D=30mm，故最大切应力为：max=TWt=0.6MPa。由以上设计所得，s=360MPa，许用应力：=sN=72MPa，n为5计算可得。故maxmax，所以选用的材料符合设计要求。6.2.4 芯轴设计及校核如图6.4所示，为芯轴的结构设计，本设计选定芯轴为Q235钢，芯轴尾部采用滚花加工，可以有效地提高连接中间轴套的摩擦。图6.4 芯轴结构设计根据强度公式可得：=FAs把Fmax=300N，=16mm，带入（6-3）求解得：max=FA=3003.1422220.25=1.49Mpa，根据Q235的屈服强度为235MPa， smax，所以选用的材料符合设计要求。6.3 凸轮设计如图6-5所示，本设计选用圆柱凸轮来实现压盖机头循环稳定的压盖动作。如图6-6所示，同时为了让压盖机头可靠有效的运动，选定正弦加速度变化规律为圆柱凸轮导槽的曲线布态分布。 图6-5 圆柱凸轮三维图 图6-6 正弦加速曲线 1.位移曲线 2.速度曲线 3.加速度曲线 根据正弦分布规律可得其加速度为16： a=Csin2， (6-4)速度公式：v=adt=-C2wcos2+C1 (6-5) 位移为：s=vdt=-C222w2sin2+C1w+C2 (6-6)跃动为: y=4hw323cos2 (6-7)将以=0，=0.4为计，s=0，v=0；以=，=0.4为计，s=h=72mm。分别带入 (6-4)、 (6-5) 、(6-6)，可得： C2=0 C1=h=28.8 C=2h22=72.35将C2=0, C1=28.8, C=72.35代入公式(6-4)、 (6-5) 、(6-6)，可得： s=72-12sin2 v=28.81-cos2 a=72.3