机械式拧瓶机的设计及工程分析【三维UG】【2013年最新整理毕业论文】

编号 无锡 太湖学院 毕业设计（论文） 题目： 机械式拧瓶机的设计及工程分析 信机 系 机械工程及自动化 专业 学 号： 0923116 学生姓名： 吴 建 军 指导教师： 何雪明 （职称： 副教授 ） （职称： ） 2013 年 5 月 25 日 无锡 太湖学院本科毕业设计（论文） 诚 信 承 诺 书 本 人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） 机械式拧瓶机的设计及工程分析 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级： 机械 93 学 号： 0923116 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 无锡 太湖学院 信 机 系 机械工程及自动化 专业 毕 业 设 计论 文 任 务 书 一、题目及专题： 1、 题目 机械式拧瓶机的设计及工程分析 2、专题 二、课题来源及选题依据 拧瓶机是自动拧瓶生产线的主要设备之一，用于玻璃瓶或 PET瓶的螺纹盖封口。随 着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的包装质量的要求也越来越高。由于螺纹盖具有封口快捷，开启方便及开启瓶后又可重新封好等优点，使其在许多产品的包装中应用越来越广泛，诸如饮料，酒类，调味料，化妆品及药品等瓶包装的封口就大量采用螺纹盖封口。目前现有的国产同类机型的封盖机的产量，速度和自动化程度都相对落后。为了适应现代包装机高速，高效和高可靠性生产的需要，研制了一种回转式拧瓶机，该机采用多工位回转式结构，机电气一体化，具有效率高，速度快，可靠性好和自动化程度高等优点。 三、本设计（论文或其他）应达到的要 求： 了解数拧瓶机的工作原理，国内外的研究发展现状； 完成拧瓶机总体方案设计； II 完成零部件的选型计算、结构强度校核； 熟练掌握有关计算机绘图软件，并绘制装配图和零件图纸，折合 A0 不少于 2.5 张； 完成设计说明书的撰写，并翻译外文资料 1 篇。 四、接受任务学生： 机械 93 班 姓名 吴 建 军 五、开始及完成日期： 自 2012 年 11 月 12 日 至 2012 年 5 月 25 日 六、设计（论文）指导（或顾问）： 指导教师 签名 签名 签名 教 研 室 主 任 学科组组长研究所所长 签名 系主任 签名 2012 年 11 月 12 日 III 全套资料带 CAD图， QQ联系 414951605或 1304139763 摘 要 拧瓶机 是自动 拧瓶 生产线的主要设备之一，它是封口机的一种，广泛用于玻璃瓶或 PET瓶的螺纹盖封口。由于螺纹盖具有封口快捷、开启方便及开启后瓶又可重新旋上瓶盖等优点，所以一些不含气的液料，诸如饮料、酒类、调味料等类似瓶包装的封口中大量采用螺纹盖封口。 为了适应现代包装机高速、高效和高 可靠性生产的需要，在广泛吸收国内外先进机型的基础上，本课题设计了全自动 拧瓶机 。它靠异步电动机带动传送带实现瓶子的输入和输出，中间在传送带上部巧妙地安置了转盘，给旋盖工作带来很大的便利，也大大提高了效率，旋盖装置更是此次设计的关键部件，靠电机带动空心轴以及其 以上的 机构旋转，同时上部 的 圆柱凸轮实现旋盖头的升降，旋盖头运用机械式的方法，夹头的另一头联接弹簧，运用杠杆原理实现瓶盖的夹紧。当旋盖头夹紧瓶盖时，上方的电动机启动开始旋盖。 本课题的设计不但结构简单明了操作方便 ， 而且实现了从进瓶到出瓶的全部自动化，具有速度可 调、定位准确、旋盖可靠、运行平稳、无噪音和不伤瓶盖等优点，克服了传统机构的缺点 ,总体上达到了我们预期设计的目标。 关键词： 拧瓶机；旋盖头；机械式；杠杆 IV Abstract Capping machine is one of the main equipment of the automatic filling production line, which is a kind of sealing machine, and widely used in glass or PET bottles sealed with screw cap. Screw cap with sealing the fast, is easy to open and can be re-opened after the bottle screw cap on the bottle, etc. so some non-gas liquid material, such as beverages, wine, seasonings and the like in a large number of the sealed bottles with screw cover seal. In order to adapt to the production needs of the modern high-speed packaging machine, high efficiency and high reliability, extensively absorbing on the basis of the advanced models, the project designs the automatic screwing machine.It is belt driven by induction motors to achieve input and output of the bottle, the upper middle of the conveyor belt turntable cleverly placed, the cap has caused great convenience, but also greatly improve efficiency, capping device is the key to the design parts, rely on motor driven hollow shaft and the institutions rotation, while the upper part of the cylindrical cam lifting of capping head.the method of the capping heads is mechanical.The other end of the chuck coupling spring.It uses the lever principle implementation clamping bottle caps.When the the capping head clamping cap , the top of the motor start start capping.Not only the structure is simple, easy to operate, but also the design and implementation of the project from the bottle into the bottle to the full automation, with adjustable speed, accurate positioning, capping reliable, smooth running, no noise and not to hurt the caps, etc, to overcome the shortcomings of traditional institutions, the overall design to achieve the goal of our expectations. Keywords： Capping Machine；Capping head；Mechanical；leverage V 目 录 摘 要 .III Abstract . IV 目 录 .V 1.绪论 . 1 1.1 本课题的 设计 背景 . 1 1.2 国内外发展 . 1 1.3 本课题应达到的要求 . 3 2. 拧瓶机的整体设计 . 4 2.1 设计任务分析 . 4 2.1.1 设计参数 . 4 2.1.2 工艺路线 . 4 2.1.3 技术要求 . 4 2.2 拧瓶机的工作原理 . 4 2.3 总体方案确定 . 4 2.3.1 方案一的介绍 . 4 2.3.2 方案二的介绍 . 5 2.3.3 方案 三 的介绍 . 5 2.3.4 方案 四 的介绍 . 6 2.4 方案比较 . 6 2.5 采用方案的详细设计 . 7 2.5.1 传送 机构 的设计 . 7 2.5.2 转盘的设计 . 7 2.5.3 升降机构的设计 . 8 2.5.4 理盖器的设计 . 8 2.5.5 旋盖头的设计 . 10 2.5.6 底 座箱的设计 . 10 3. 传动系统 的 设 计计算 . 13 3.1 电动机的选择 . 13 3.2 传动比的分配 . 14 3.3 减速器的设计选择 . 15 3.4 带传动的设计 . 15 3.5 锥齿轮的设计计算 . 19 3.6 轴的设计及校核 . 24 3.7 键的 选择 与校核 . 25 3.7.1 键的选择 . 25 3.7.2 键的校核 . 26 3.8 轴承选择 与校核 . 28 VI 4.拧瓶机 的安装及维护 .31 4.1 安装 .31 4.2 维护保养 .31 5.拧瓶 机的改进与展望 .32 5.1 自动润滑的改造 .32 5.2 展望 .32 6.小结 .33 致 谢 .34 参考文献 .35 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 1 1.绪论 1.1 本课题的 设计 背景 随着食品 ， 医药产业的发展 ， 对产品的密封提出越来越高的要求 ， 完善的密封不仅可以延长食品 ， 医药产品的保质期 ， 而且可以避免食 品中营养的流失 。 拧瓶机 就是完成包装容器封口的机器 ， 属于包装机的一种 ， 主要针对玻璃瓶或 PET 瓶的螺纹盖封口 。 这种密封机对瓶和盖都有一定的要求 ， 瓶盖一般要求为内螺纹 ， 瓶口为外螺纹 ， 通过旋盖头的旋转将瓶盖固定在瓶头 。 这种封口方式由于封装和开启都很方便 ， 所以被广泛应用于不含气体的果汁 ， 饮料 ， 调味品 ， 药品和化妆品 1 。 但是我国的包装机械发展还处于初级阶段 ， 对包装机械的设计和研发没有太多的经验与理论基础 ， 很多机器只是对外国现有机器 的仿绘 ， 没有自主研发的知识产权 ,机器一旦出现问题 ， 解决起来十分困难 ， 而且要对机器进行改进也无从下手 目前总体来看 ,我国的包装机械主要存在以下两方面的问题 :其一 ， 自动化程度低 ， 很多国外的包装机从原料进入到成品出来 ， 基本全部自动化 ， 而我国的包装机械自动化程度还很低 ， 很多环节需要人工辅助其二 ， 效率低下 ， 很多国外的包装机械的生产效率是国内机械生产效率的几倍甚至是几十倍 4 。 本课题就是顺应时事的需求 ， 针对上述的这些问题而提出的 ， 通过对 拧 瓶机 旋盖头运动的主驱动系统的深入研究 ， 找出影响 拧瓶机 稳定工作的各个因素 ， 通过忽略次要因素 ，控制主要因素 ， 对各个主要因素的参数进行优化 ， 从而实现高自动化 ， 高效率 ， 高精度 ，低废品率 ， 低污染经济适用的 拧瓶机 。 并通过分析找出各个参数之间的相互影响关系 ， 为以后 拧瓶机 的设计提供一定的理论依据和参考 。 本课程的设计包括对拧瓶机的工作原理的分析，以及对已有拧瓶机方案的对比，得出本课程的设计方案。具体对传送机构，转盘，旋盖头，升降机构，理盖器及底座箱体的设计，进而对各个零件机构的设计及校核。 1.2 国内外发展 从质量方面来 说 ， 我国 拧瓶机 与国外还存在很大差距 ， 不论是内在质量还是外观设计 ，都无法与国外产品相抗衡 内在质量差主要表现在材料粗糙 ， 生产效率低 ， 耗电量大 ， 工作不稳定 ， 使用寿命短等 。 外观方而主要是外形不够美观 ， 缺少人性化考虑 。 造成这些问题主要有以下几方面的原因 ： 我国制造业还比较落后 ， 从材料制造 ,到加工生产 ， 都无法达到包装机械的设计要求 ， 设计理念 ， 设计方法 ， 设计手段还不够完善 。 在包装机械的制造中还没有统一的标准 ， 或者标准过低 ， 无法完成包装机械的特殊要求 17 。 从科技含量来说 ， 我国的包装机械主要表现是低效率 ， 高能耗 ， 科技含量低 ， 创新产品少 ， 最新的设计方法 ， 检测技术 ， 控制技术都没有应用进去 。 与发达国家相比 ， 我国的技术水平与国外至少相差 10 年左右 。 由于以前我国对 拧瓶机 行业并不是十分重视 ,所以到目前为止 ， 自主创新能力还很差 ，大部分企业都是对国外机器进行测绘仿制 ， 没有进行自主研 ， 各大高校的研发课 题也 与市场脱轨 ， 不能转化为生产力 。 没有形成产 ， 学 ， 研相结合的研发道路 。 但随着包装产业需求的增大 ， 国家在这方面的投资力度也逐年增加 ,与发达国家相比 ， 科研经费还是不足 ，无锡太湖学院学士学位论文 2 我国目前投入的科研经费仅占产品收入的 3.5%。 而发达国家的研发费用投入已占销售收入的 8-9%左右 科研经费的缺乏使得科研手段十分落后 ， 很多还停留在使用测绘 ， 仿制等方法 。 对于低效率 ， 低档次的国外产品进行仿制 ， 对于高技术含量包装机械只能花巨额金钱从国外进口 18 。 提高自动化程度是包装机械发展重要的趋势。产品和产量居世界之首的美国十分重视白装机械与计算机紧密结合 ,实现机电一体化控制 ,将自动化操作序 、 数据收集系统 、 自动检验系统更多用于 包装机械之中。日本则长于微电子技术 ， 用以开那个值包装机械 ， 有效地促进了无人操作和自动化程度的提高 。 在计量、制造和技术性能等方面居于世界领先地位的德国也高度重视提高自动化程度 。 几年前 ， 德国包装机械系统设计时，自动化技术在整个系统操作及运行中还占 30%， 现在已占到 50%以上。 不过总的来说 ,其未来的发展趋势主要表现为以下几个方面 ： 1) 自动化程度不断提高 不论什么机器 ， 自动化肯定是未来发展的趋势 ,拧瓶机 也不例外 。 自动化水平是衡量一台机器设计成功与否的一个标志 。 自动化水平的提高 ,不仅使工作人员从繁重的体力劳动中解 放出来 ， 而且提高了劳动生产率 。 目 前 德国的包装机械中 ， 自动化技术己被广泛的应用 ， 约占整个机械中的 36%。 其它一些制造业大国也十分重视自动化水平的提高 ， 并不断的把最新的技术与自动化技术紧密结合 ， 如智能控制技术 ， 传感器技术 这些技术的加入 ， 不仅使自动化水平显著提高 ， 而 且 提高了生产效率 ， 增加了工作的稳定性和准确性 。 2) 高效率 ,高可靠性 高效率 ， 高可靠性是机械设计人员追求的一个方向 ， 但往往二者不可兼得 ， 当效率高的时候 ， 机器的运动速度一般要求较高 ， 这时机构间的冲击 ， 碰撞会大幅增加 ， 稳定性下降 ， 可靠性降低 。 低速时虽然 工作稳定 ， 可靠性高 ， 但效率很低 ， 所以找到二者的均衡点至关重要 。 但随着新的设计方法和设计理念的提出 ， 或许可以设计出效率高 ， 工作又稳定的机构 。 目前德国的罐装机生产能力可达 13000 瓶 /时 ， 茶叶包装机的速度达到了 360 袋 /分 ， 这些机械不仅效率高 ， 而且工作稳定 ， 满足了目前食品行业的需求 。 但是目前提高效率的手段主要是通过提高速度 ， 但速度的提高不是没有限制的 ， 一旦达到上限 ， 未来该怎么办 ， 这是值得考虑的 。 3) 好的柔性和灵活性 随着生活质量的提高 ， 人们对物质多样性的需求越来愈大 ， 这就要求包装机械具有好的柔性和灵活性 ， 能 根据产品的要求作出改变 。 如新型的 拧瓶机， 只要通过更换旋盖头 ，就可以对不同类型 ， 不同结构的瓶盖进行封口 。 相信简单 ， 模块化 ， 便携式 ， 更紧凑 ， 更灵活和更小巧将是未来包装机械的发展趋势 。 4) 注重成套性和配套性 拧瓶机 成套设备及相关设施是对 拧瓶机 功能的扩展 ， 目前发达国家对这方面十分重视 ， 这可以显著提高产品的市场竞争力 ， 例如日本的包装机械 ， 专门为用户提供了一系列的备选方案 ， 针对具体的工作环境和工作要求 ， 用户可以选择适合自己的配套设备 。 并且可以通过计算机仿真技术对现实情况进行模拟 ， 及时发现问题并提出合理的解决 方案 。 但这里同样要注意设备之间的匹配 ， 如果有的效率高 ， 有的效率低 ， 最后的工作效率是山配套设备中效率最低的设备决定的 。 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 3 5) 使用新的设计理念和方法 随着计算机技术的发展，新的设计方法不断涌现，如计算机辅助设计，计算机辅助制造，计算机仿真等，使用这些新的方法，可以改善传统设计过程中设计周期一长，成本高的缺点。而且随着现代设计理论的发展，可以在设计前先做一定的理论分析，缩小设计的范围，减少实验的次数。理论数学的发展也为机械设计提供了一定的理论基础，如遗传算法，最优算法，可以快速的找到最优解，找到设计中的最佳尺寸 。总之，新的技术和方法有利于机械制造业的发展 19 。 1.3本课题应达到的要求 本课题基于我国目前 拧瓶机 的发展现状 ， 首先根据设计的指标要求来确定系统的总体方案 ， 提出满足设计要求的方案 ，并运用 UG 软件进行模型的搭建， 通过仿真分析 ， 找出其中的问题 ， 以期达到最佳设计目标 。 本课题要解决的问题是提高拧瓶机的旋盖的速率的较大的提高，其中包括理盖，送盖，压盖，旋盖和拧好瓶的输出部分的结构设计以及拧瓶机的整体设计，实现结 构的最优。 无锡太湖学院学士学位论文 4 2.拧瓶机的整体设计 2.1 设计任务分析 设计一台回转式 拧瓶机 ，用于将容器盖上瓶盖。 2.1.1 设计参数 生产能力 ： 40005000 瓶 /h； 瓶盖尺寸：直径 30 40mm； 高 12 15mm； 瓶子尺寸：直径 60mm；高 150mm 200mm； 2.1.2 工艺路线 供送瓶和盖 旋盖 送出产品 2.1.3 技术要求 旋紧力要合适，过紧则 瓶子 用 户不易开瓶，影响顾客使用，过松则 会试瓶内的液体漏出。 瓶口直径、瓶子高度在一定范围内可调，使 拧瓶机 具有一定的柔性，适合不同类型的罐头。 拧瓶机 旋盖动作要保证瓶盖本身的美观，防止对瓶盖造成刮伤。 拧瓶机 的效率高，使用 拧瓶机 能满足工厂降低生产成本的目的。 具体到不同类 型的 拧瓶机 ，还有其它一些要求，比如低重量、高稳定性、低功耗等等。 2.2 拧瓶机的工作原理 拧瓶机 主要由进出瓶机构 ， 理盖系统 ， 送盖机构 ，拧瓶机构， 传动系统 ， 机身支架等部分组成 。 机械式全自动 拧瓶机 采用机械 式旋盖头 进行旋盖。传送带 通过两侧的栏杆 夹紧瓶 子 并带动瓶在流水线上运动。旋盖 头 安装在 圆盘上方 ， 通过圆柱凸轮实现升降 ， 并随瓶身一起转动 。 当旋盖头接触到盖子时，电动机开始运作，随着旋盖头的下降将瓶盖拧紧。旋盖 头又会随着圆柱凸轮上升脱离瓶盖，最后将拧好的瓶子经过拨杆送出圆盘，到达输出的传送带上。 2.3 总体 方案确定 经过对 拧瓶机 相关文献和专利的阅读和详细分析 ， 运用已经掌握的知识对本课题初步形成了 几种 大致的设计方案如下 ： 2.3.1 方案一的介绍 如图 2.1 所示，该方案利用步进电机带动传送带将待旋盖瓶传送至上盖装置下方自动上盖并抚平，然后将上好盖的瓶子停止在 拧瓶机 正下方，传感装置将信号传至 拧瓶机 构，通过上部的气缸实现旋盖头的整体下移，通过下部的杠杆机构实现瓶子的夹紧，选盖头旋转将瓶盖旋紧在瓶上。旋盖完成后旋盖头升起，传送带继续前进一定距离，开始重复旋盖过程。本方案结构较为简单，易懂，但是从整体来分析，旋 盖的效率不是太高，而且对传送带的各种要求比较高，需要特别订制，成本会提高 2 。 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 5 图 2.1 方案一 拧瓶机 的结构的正视图 2.3.2 方案二的介绍 如图 2.2所示， 该 方案的全自动 拧瓶机 由上盖装置，传送带，底座箱， 拧瓶机 构，旋瓶圆盘，控制机箱等组成。传送带是靠三项异步电动机带动一直匀速的前进，中间的由步进电机驱动的旋瓶圆盘间歇转动，转动时，从上料侧将瓶子取走通过振动上盖装置上盖；停止时，一直旋转的旋盖头靠下部气缸的作用整个支撑杆向下运动完成旋盖并抬起，与此同时，前面旋盖完成的瓶子会随着传动带输出。从而，顺利的完成了全自动旋盖的整个过程 6 。 图 2.2 方案二 拧瓶机 结构图 2.3.3 方案 三 的介绍 如图 2.3，该方案 将盛满液体的 瓶子 固定在输送链上， 再传送到转盘上，理盖器将盖通过圆柱凸轮放到瓶口，再传送到带轮上，用旋盖头将盖拧紧 25 。 无锡太湖学院学士学位论文 6 图 6 方案三 总体结构布置图 2.3.4 方案 四 的介绍 如图 2.4，瓶子通过传送带经过轨道的限制约束，到达前面的挡板定位，瓶与瓶盖接触，瓶盖就会盖在瓶上，在经过拨杆拨入转盘中，旋盖头经过圆柱凸轮的升降与瓶盖接触将盖卡紧旋盖头进行定位，此时旋盖头的电动机开始工作将盖拧紧，由于旋盖头内有弹簧，当旋盖头上升时可以有效的与瓶体脱离，减少对瓶盖的伤害，当拧好的瓶转到出口时，在经过拨杆拨到输出的轨道上，通过传送带传送出去。本 方案可以有效的节省空间，而且显著的提高了生产效率，一改先前的单线拧盖。 2.4 方案比较 方案一结构简单，生产成本低，但是传送带的停走精度难以控制，所以整个旋盖的精度低而且生产效率低，而且整个装置的 自动化程度不是很高，较为适合小批量生产；方案二结构设计简单且精密合理，旋盖精度 ， 效率 相对高一些，但是还是单线生产；方案三的考虑到了将盖通过圆盘旋转的方式将盖放在瓶上，但是拧瓶时仍然还是单线，效率不是很高；方案四有效的解决以上的一般问题，虽然将盖放在瓶上也是单线，但是效率比之前高的多，而且选用双道都在同 侧，节省了很多空间，运用圆盘十二瓶的机构显著的提高了生产效率。所以本方案选择了方案四的结构设计。 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 7 图 2.4 方案四拧瓶机的前视图 2.5 采用方案的详细设计 2.5.1 传送 机构 的设计 图 2.6 传送带 轨道 如图 2.6，传送机构的轨道是喇叭口的，开口是较大些方便瓶子的进入，但是到左边轨道的宽度就和瓶身直径相同，便于定位。 2.5.2 转盘的设计 如图 2.7，地面转盘的是根据瓶子的半径设计的，为了提高生产率选择有 12个卡口，可以同时进行 12 个瓶的旋盖，可以节省很多的时间 。圆环轨道的宽度刚好是瓶身的直径，可以很有效的起到定位的效果，方便旋盖。 无锡太湖学院学士学位论文 8 图 2.7 转盘 2.5.3 升降机构的设计 图 2.8 圆柱凸轮机构 如图 2.8，升降机构选择圆柱凸轮机构，当圆柱凸轮转动时，滚子也会沿着里面滚槽向上或向下滚动，实现旋盖头的升降 26 。 2.5.4 理盖器的设计 通用瓶盖理盖器的结构 瓶盖理 盖器主要由料斗、螺旋形供盖滑道、出盖口、支承板弹簧、减振橡胶弹簧、衔铁、电磁铁、气隙调节结构和基座等部件构成，如图 2.9 所示。理盖器的工作原理是：在电磁铁与支承板弹簧的交替作用下，料斗作“往复扭转上下微幅振动”的运动；在这种机械式拧瓶机 的设计及工程分析 9 复合式运动过程中，瓶盖将沿螺旋形供盖滑道从料斗底部向上移动，同时进行自动排队、 1 料斗 2 螺旋形滑道 3 支承板弹簧 4 气隙调节结构 5 减振橡胶弹簧 6 出盖口 7 衔铁 8 电磁铁 9 基座 图 2.9 理盖器的结构示意图 定向 。 所以，只有盖口向上的瓶盖才能到达料斗上部的出盖 口，然后进入输盖槽 ， 再沿输盖槽翻转 180 ，变成盖口向下的状态，最后由送盖机构将瓶盖按生产要求的节拍依次送入封口机的机头中，完成酒瓶的封口工作 27 。 螺旋形供盖滑道 圆筒状料斗的底面呈扁圆锥形，内壁设有螺旋形供盖滑道。当料斗作复合式运动时，瓶盖会沿扁圆锥形底面滑移到料斗底面与侧壁的交接处；在摩擦力、惯性力和离心力等作用下，瓶盖又沿螺旋形供盖滑道由底部 向上运动。在料斗中杂乱堆集的瓶盖运动到螺旋形供盖滑道上之后，只有盖口向上和盖口向下两种状态，而其它状态（如“侧立”状态）的盖瓶会在料斗作上下微振时滚落回料斗底部，即瓶盖完成了第一次定向。 在螺旋形供盖滑道上开有“ E”形缺口（如图 2.10 所示）。盖口向上的瓶盖可以顺利地通过该缺口（如图 2.11a）；而盖口向下的瓶盖运动到该缺口处时，会翻落下去（如图 2.11b），然后再重新沿螺旋形供盖滑道向上运动。因此，只有盖口向上的瓶盖才能通过“ E”形缺口，继续沿螺旋形供盖滑道向上运动，直至出盖口，即完成了瓶盖的第二次定向 。 1 料斗筒壁 2 “ E”形缺口 3 螺旋形滑道 图 2.10 螺旋形供盖滑道上的“ E”形缺口 无锡太湖学院学士学位论文 10 1 料斗筒壁 2 螺旋形滑道 3 瓶盖（正向） 4 瓶盖（反向） 图 2.11 两种状态的瓶盖通过“ E”形缺口时的状况 2.5.5 旋盖头的设计 如图 2.12所示 ，旋盖机构工作时，利用三爪卡头抓取瓶盖，三爪卡头中有两个是固定的，内侧有橡胶增加摩擦力；还有一个是活动的，其另一侧联接弹簧，当抓取到瓶盖时该爪张开弹簧受力产生相反的推力，利用杠杆原理同时瓶盖也会受到一定的压应力，并 通过顶压弹簧产生顶压力 将瓶盖向下压，此时电机转动将瓶盖拧紧，随着升降结构上升，旋盖头就会自动脱离瓶盖。 2.5.6 底 座箱的设计 如图 2.13所示。根据需要，初步设计底箱的整体尺寸为 1200*800*400， 壁厚 30mm，整个箱体靠下面的四个支柱支撑 。 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 11 图 2.12 旋盖头正视图及剖视图 无锡太湖学院学士学位论文 12 图 2.13 底座箱 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 13 3.传动系统 的 设计计算 3.1 电动机的选择 三相 交流异步电动机的简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流电网中， 因此在工业上应用最为广泛，所以选择三相异步电动机作为整个系统的动力源。 Y 系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好，噪音低、震动小等优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。在经常启动、制动和反转的工厂场合，要求电动机的转动惯量小和过载能力小，应选用起重及冶金 YZR 和 YZ系列电动机。所以选择 Y系列的三相异步电动机。 电动机的功率选择是否合适，对电动机的工作和经济都有影响。当容量小于工作要求时，电动机 不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载而过早损坏；若容量过大，则电动机的价格高，能力不能充分利用，而且因为经常不在满载下运行，其效率和功率因数较低，造成浪费。 电动机容量主要由电动机运行时的发热条件决定的，而发热又与其工作情况有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小、常温下工作的机械，选择电动机时只要使电动机的负载不超过其额定值，电动机便不会过热。也就是可按电动机的额定功率mP等于或大于所需电动机的功率的dP，在手册中选取相应的电动机型号。这类电动机的功率按下述步骤确定： 工作所需功率wP（ kW） )1000/( wwww vFP 或 )9550/( www nTP ， （ 3-1） 式中wF为工作机的阻力， N； wv 为工作机的线速度， sm/ ； wT 为工作机的阻力矩， mN ； wn 为工作机轴的转速， min/r ； w 为工作机的效率。带式输送机可取 w =0.96，链板式输送机可取 w =0.95。 电动机至工作机的总功率 （串联时） n 321 （ 3-2） 式中 1 ， 2 ， 3 n 为传动系统中各级传动机构、轴承以及联轴 器的效率。 所需电动机的功率 dP （ kW） 所需电动机的功率由工作机所需功率和传动装置的总功率按下式计算 dP = /wP （ 3-3） 电动机额定功率 mP 按 mP dP 来选取电动机型号。电动机功率裕度的大小应视工作机构的负载变化状况而定。 额定功率相同的同类型电动机，有几种不同的同步转速。例如三相异步电动机有四种常用的同步转速， 即 3000 min/r 、 1500 min/r 、 1000 min/r 和 750 min/r 。 同步转速低的无锡太湖学院学士学位论文 14 电动机磁极多，外轮廓尺寸大，价格高，但可使传动系统的传动比和结构尺寸减小，从而降低了传动装置的制造成本。因此，确定电动机的转速时，应同时考虑电动机及传动系统的尺寸，重量和价格，使整个设计既合理又较经济。 一般最常用、市场上供应最多的是同步转速为 1500 min/r 和 1000 min/r 的电动机，设计时应优先选用。如无特殊要求，则不选用同步转速为 3000 min/r 和 750 min/r 的电动机。 综合考虑整个系统所需要的功率，转速，结构尺寸等因素，再参考机械设计手册新版的第 5 卷电动机的选择的相关资料，选择的电机型号为 Y90S-4 的电动机，该电动机的额定功率为 1.1kW，满载时的转速为 1400 min/r ，堵转转矩为 2.3，质量为 22kg。 3.2 传动比的分配 电动机选定后，根据电动机的满载转速mn和工作机的转速wn即可确定传动系统的总传动比 i ，即 wm nni / （ 3-4） 传动系统的总传动比 i 是个串联机构传动传动比的连乘积，即 niiiii 321 （ 3-5） 式中 ， 1i ， 2i ，3i ，ni为传动系统中各级传动机构的传动比。 合理的分配转动比是传动系统设计中的一个重要问题，他将直接影响到传动系统的外轮廓尺寸、重量、润滑级传动机构的中心距等很多方面，因此必须认真对待。 传动比分配的一般原则如下： 各 级传动比可在各自推荐值的范围内选取。各类机械传动比推荐值和最大值见表3-1。 表 3-1 各类机械传动的传动比 平带传动 V 带传动 链传动 圆柱齿轮 传动 锥齿轮传 动 蜗杆传动 单级推荐值 i 24 24 25 35 23 1040 单机最大值maxi 5 7 6 8 5 80 分配传动比应注意使各传动件的尺寸协调、结构均匀及利于安装。例如带传动的传动比不宜过大，以免大带轮的半径大于箱体的中心高，使带轮与底座平面相碰，造成安装方便。 传动零件之间不应造成互干涉。 使各级大齿轮直径相近，以便浸油深度大致相等，以利实现油池润滑。 使所设计的传动系统具有紧凑的外廓尺寸。 考虑加工的方面的方便，整个装备的结构尺寸， 生产率 等的问题， 传动 选择锥齿轮的传动比为 1： 1；低速轴的传动比为 1： 1。 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 15 3.3 减速器的设计选择 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。减速器的种类很多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减速器；按照传动的级数可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥 -圆柱齿轮减 速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。减速器主要由传动零件（齿轮或蜗杆）、轴、轴承、箱体及其附件所组成。 由于所选电动机的额度转速为 1400r/min， 拧瓶 机的生产能力为 4000-5000 瓶 /小时，拧瓶 机的 拧瓶头 头数为 12 头，所以 拧瓶 机每转生产 12 瓶，所以 拧瓶 机主轴的转速为333.3-416.7r/小时 ,选择 360 /r 小时，即 6 min/r 。考虑到 电动机的小带轮与减速器上大带轮的传动比 2:1i ， 则减速器上输入的转速为 700 min/r ， 锥齿轮的传动比为 1： 1；减速器与低速轴的传动比为 1： 1；输出转速为 6 min/r 。 根据以上的条件，选择 CW 型减速器，减速器的型号为 CW125-25-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 437Nm。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 。 3.4 带传动的设计 带传动是一种挠性传动，所以具有以下优点： 能缓和载荷冲击； 运行平稳，无噪音； 制造和安装精度不像啮合传动那样要求严格， 过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏； 可增加带长以适应中心距较大的工作条件。带传动也有以下缺点： 有弹性滑动和打滑，是效率降低和不能保持准确的传动比（同步带传动是靠啮合传动的，所以可以保证传动的同步）； 传递同样大的圆周力时，轮廓尺寸和轴上的压力都比啮合传动大； 带的寿命较短 5 。 带传动设计内容一般包括确定带的型号、长度、根数、带轮基准直径、传动中心距、结构尺寸等。一般的设计步骤为确定带的型号、确定带轮的基准直径、计算带长、中心距、包角、确定带的根数、求轴上载荷、带轮的结构确定。带的型号可根据计算功率CP和小带轮转速 1n 选取，计算功率 PKPAC 。 V 带传动的包角 1 一般不小于 120，个别情况下可小到 70。传动比 i 通常不大于 7，个别情况下可到 10。带传动的中心距不宜过大，否则将由于载荷变化引起带的颤动。中心距也不宜过小，否则中心距越 小，则带的长度越短，在一定速度下，单位时间内带的应力变化次数越多，会加速带的疲劳损坏；当传动比 i 较大时，短的中心距将导致包角 1 过小。对于带传动来说，张紧力过小，摩擦力小，容易发生打滑；张紧力过大，则带寿命低，轴和轴承受力大。 取带轮的传动比 2i ，小带轮转速1 1 4 0 0 / m innr，电动机的额定功率 P=1.1KW，一天运转时间 16h。 确定计算功率 ca 由机械设计（第 八 版）表 8-7查得工作情况系数 KA=1.2。 无锡太湖学院学士学位论文 16 1 . 2 1 . 1 1 . 3 2c a Ap K W K W 选取 V 带带型 根据ca、1n由机械 设计（第 八 版）图 8-10 确定选用普通 V带型 Z型。 确定带轮基准直径 由机械设计（第 八 版）表 8-4 和表 8-8 取主动轮基准直径 mmdd 711 ， 按式2121dddni nd ，从动轮基准直径 2dd ， mmidd dd 1 4 271212 根据表 8-8，取 mmdd 1502 按式 16 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0p ddn dnv 验算带的速度 16 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0p ddn dnv =5.2 sm/ 25 sm/ 所以带的速度合适。 确定普通 V带的基准长度和 传动中心距 根据1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d ，初步确定中心距 mma 2000 根据式 2 210 1 20()2 ( )24 ddd d dddL a d da 计算带所需的基准长度 2210 1 20()2 ( )24 ddd d dddL a d da = mm7552004 )71150()15071(22002 2 由机械设计（第 八 版）表 8-2 选带的基准长度 mmLd 710 按式 0 2ddLLaa 计算实际中心距 a 0 2ddLLaa = mm1802 755710200 验算主动轮上的包角 1a 155180 3.5771-150-180a 3.57-180 211 ）（）（ dd dd 90 故主动轮上的包角合适 . 计算带的根数 计算单根 V 带的额定功率 rP 。 由 mmdd 711 和 min/14001 rn ，查表 8-4a 得 0P =0.294kW。 根据 min/14001 rn ， 1.2i 和 Z 型带，查表 8-4b 得 kWP 03.00 。 查表 8-5得 93.0K ，查表 8-2 得 99.0LK ，于是 3.099.093.0)03.0294.0()( 00 Lr KKPPP kW 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 17 计算 V 带的根数 z。 7.33.0 1.1 z 所以取 4 根。 计算单根 V 带的初拉力的最小值min0)(F 由表 8-3 的 Z 型带的单位长度质量 mkgq /06.0 ，所以 NNqvzvK PKF ca 462.506.02.5493.0 1.1)93.05.2(500)5.2(500)( 22m i n0 应使带的实际初拉力min0 )(FF 。 计算压轴力 PF 压轴力的最小值为 NFzF P 11082155s i n143422s i n)(2)( 1m i n0m i n 带轮结构的设计 大小带轮选择实心式。如下图 3.1 和图 3.2 的零件图。 无锡太湖学院学士学位论文 18 图 3.1 小带轮的零件图 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 19 图 3.2 大带轮的零件图 3.5 锥齿轮的设计计算 齿轮传动的失效一般是指齿轮的失效。大体分为轮齿的折断和齿面的损伤两类。齿面损伤又有齿面接触疲劳磨损（点蚀）、胶合、磨粒磨损和塑性变形等。 轮齿折断 轮齿折断有多种形式，在正常情况下，主要是齿根弯曲疲劳折断。折断一般发生在齿根部位。折断有两种：一种是由多次重复的弯曲应力和应力集中造成的疲劳折断；另一种是因短时过载或冲击载荷而产生的过载折断。两种折断均起始于轮齿受力拉应力一侧。 齿宽较小的直齿圆柱齿轮，齿根断裂一般是从齿根沿着横向扩展，发生全齿折断。齿宽较大的直齿圆柱 齿轮常因载荷集中在齿的一端，斜齿圆柱齿轮和人字齿轮常因接触线是倾斜的，载荷有时会作用在一端齿轮上，故裂纹往往是从齿根斜向齿顶的方向扩散，发生齿轮局部折断。 齿面点蚀 点蚀又称接触疲劳磨损，是润滑良好的闭式传动常见的失效形式之一。所谓点蚀是由于齿面接触应力是交变的、经多次反复后，在节线附近常靠近齿根部分的表面上，产生的若干小片状剥落而形成麻点。润滑油是接触疲劳磨损的媒介，实践证明，润滑油粘度越低，越易渗入裂纹，点蚀扩散越快。点蚀将影响传动的平稳性并产生震动和噪音，甚至不能正常工作。 点蚀一般发生与靠近节线附近的齿根一侧，原因在于，在靠近节线附近啮合时，由于相对滑动速度低，难以形成油膜润滑，摩擦力较大，特别对于直齿轮传动，在 节线附近只有一对齿啮合，轮齿受力最大，因此点蚀往往从节点处发生，然后向其他区域蔓延。 齿面胶合 无锡太湖学院学士学位论文 20 对于高速重载的齿轮传动来说，胶合是一种常见的失效。所谓胶合就是比较严重的黏着磨损。高速重载传动因滑动速度高而产生的瞬时高温会使油膜破裂，造成齿面间的粘焊现象，粘焊处被撕脱后，齿面表面沿着滑动方向形成沟痕。对于低速重载的齿轮传动，由于滑动速度低，传动过程不易形成油膜，摩擦热虽不大，但也可能会出现胶合现象，这时的瞬时温升不大，故也称为冷胶合现象。 齿面磨粒磨损 齿轮齿面磨粒磨损有两种情形，一是当表面粗糙的硬齿与较软的齿轮相啮合时，由于相对滑动，软齿表面被划伤而产生齿面磨粒损伤。二是外界硬屑落入啮合轮齿间也将产生磨粒磨损。磨损后，正确齿形遭到破坏，齿厚减薄，最后导致轮齿因强度不足而折断。 齿面塑形 齿面塑形变形是一种永久失效形式，伴随有材料的屈服现象。齿面较软的轮齿，重载时可能在摩擦力的作用下产生齿面塑形变形，从而破坏正确的齿面啮合。由于 在主动轮面的节线两侧，齿顶和齿根的摩擦力方向相背，因此在节线附近形成凹槽；从动轮则相反，由于摩擦力方向相对，因此在节线附近形成凸脊。这种损坏在低速重载、频繁启动和过载传动中见到。 根据上述分析可见，所设计的齿轮传动，在规定的工况下必须具备足够的强度，以抵抗可能发生的各种失效问题。因此，齿轮的计算准则由失效形式确定。 对于闭式传动的齿轮，主要失效形式是接触疲劳磨损、弯曲疲劳折断和胶合。目前，一般只进行接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算。当有短时过载时， 还应进行静强度计算。 对于高速大功率的齿轮传动，还应进行抗胶合计算。 对于开式传动的齿轮，主要失效形式是弯曲疲劳折断和磨粒磨损，磨损尚无完善的计算方法，故目前只进行弯曲疲劳强度计算，用适当加大模数的方法以考虑磨粒磨损的影响。 对于有短时过载的齿轮传动，还应进行静强度计算。 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 0.75， 所以输入功率 P=0.8kW 为方便计算和加工，先确定锥齿轮的传动比 2:1i ，大齿轮的速度为 12 min/r ， 小齿轮的速度为6 min/r 。 计算步骤如下， 1.选精度等级、材料及齿数 根据要求选用直齿锥齿轮。 拧瓶机 为一般工作 机器 ，速度不高，故选用 8级精度。 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。 选择大齿轮齿数为2 40z ，初定 2u ，则 201z 。 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 21 3 211 22 . 9 2 (1 0 . 5 )t EtR R HKT Zdu 确定公式内的各计算数值 初选载荷系数tK=1.3； 计算 小 齿轮的转距 mmNn PT 551151 1037.612 8.0105.95105.95 由表 10-7 选取齿宽系数 5.0d。 由表 10-6 查得材料的弹性系数 1 / 2EZ 1 8 9 .8 MP。 由图 10-21d 按齿面硬度中查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H li m 1 600 M P a ；小齿轮的接触疲劳强度极限 H li m 2 550 M P a ； 由式160 hN n jL计算应力循环次数 711 10776.715300241126060 hjLnN 72 10888.3 N 由图 10-19 取解除疲劳寿命系数120 . 9 3 0 . 9 5H N H NKK；。 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 limNKS 得 1 l i m 112 l i m 220 . 9 3 6 0 0 5 2 2 . 50 . 9 5 5 5 0 5 5 8H N HHH N HHH M P aSH M P aS 3.设计计算 试计算小齿轮分度圆直径1td，代入 H 中较小值 3 211 22 . 9 2 (1 0 . 5 )t EtR R HKT Zdu = mm7.153)5.5228,189(2)5.05.01(5.010 3 25 计算圆周速度 v 。 smndv t /1.0100060 127.153100060 11 计算齿宽 b。 mmdb td 85.767.1535.01 计算齿宽与齿高之比hb。 模数 mmzdm tt 685.720 7.15311 无锡太湖学院学士学位论文 22 齿高 mmmht 29.17685.725.225.2 44.429.17 85.76 hb 计算载荷系数 根据 smv /1.0 ,7 级精度 ,由图 10-8查的动载系数VK=1.02 直齿轮 ,假设 bFKtA /100N/mm,由表 10-3 查的 2.1 FH KK； 由表 10-2 查得使用系数 1.0AK ； 由表 10-4 查得 7级精度、小齿轮悬臂布置时， 1.354HK 。 由 44.4hb， 1.354HK 查图 10-13 得 1.3FK ；故载荷系数 1 1 . 0 2 1 . 2 1 . 3 5 4 1 . 6 5 7AVK K K K K 按实际的载荷系数校正所算的 分度圆直径， ,由式 311 /ttd d K K得 mmKKddtt 6.1663.1657.17.153 3311 计算模数 m。 33.820 6.16611 zdm 4.按齿根弯曲强度计算 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 312 2 214( 1 0 . 5 ) 1F a S aFRRYYKTmzu （ 3-6） 确定公式内的各计算值： 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500FE M Pa ；查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 380FE M P a ； 由图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数120 . 9 1 , 0 . 9 3F N F NKK 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 limNKS 得 1112220 . 9 3 3 8 0 2 5 2 . 4 31 . 40 . 9 1 5 0 0 3251 . 4F N F EFF N F EFK M P aSK M P aS 计算载荷系数 K 1 . 0 1 . 0 1 . 0 1 . 0 2 . 2 5 2 . 2 5A V F FK K K K K 计算当量齿数 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 23 11122220 2 2 . 4 2 3c o s 2 / 540 8 9 . 4 9 0c o s 1 / 5vvzzzz 查得齿形系数 由表 10-5查得121 . 7 8 1 . 5 7 5F a F aYY，。 查取应力校正系数由表 10-5 查得122 . 2 0 2 . 6 9S a S aYY，计算大、小齿轮的 Fa SaFYY加以比较： 1112222 . 2 0 1 . 7 8 0 . 0 1 5 52 5 2 . 4 32 . 6 9 1 . 5 7 5 0 . 0 1 3 0325F S aFF S aFYSYS 小齿轮的数值大 。 5.设计计算 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33.8m ， 圆整为 5.8m ，按接触强度算得的分度圆直径 mmd 6.1661 ，算出小齿轮齿数 205.8 6.16611 mdz 大齿轮齿数 4020212 uzz 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 。 6.几何尺寸计算 计算分度圆直径 取 mmd 1601 ； mmd 3202 计算齿轮宽度 mmudRb RR 4.892 55.01602 121 取 mmb 901 ， mmb 1002 。 计算锥距 mmudR 89.1782 51602 121 计算平均分度圆直径 mmdd Rm 12075.0160)5.01(11 无锡太湖学院学士学位论文 24 mmdd Rm 24075.0320)5.01(22 验算 NdTF t 5.7 9 6 2160 1037.622 511 mmNmmNb FK tA 10047.8890 5.79621 合适。 总上所述，总体符合设计要求。 3.6 轴的设计及校核 轴的设计是根据给定的轴的功能要求（传递功率或转矩，所支持零件的要求等）和满足物理、几何 约束的前提下，确定轴的形状和尺寸。尽管轴的设计中所 受的物理约束很多，但设计时，其物理约束的重要性仍是有区别的。对一般用途的轴，满足强度约束条件，具有合理的机构和良好的工艺性即可。对于静刚度要求的轴，如机床主轴，工作时不允许有过大的变形，则应按刚度约束条件来设计轴的尺寸。对于告诉或载荷作周期变化的轴，为避免发生共振，则应按临界转速约束条件进行轴的稳定性计算。 轴的设计包括结构设计和工作能力计算两方面的内容： 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形式和尺寸。设计不合理会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和零件装配困难等。 轴的工作能力计算指轴的强度、刚度和震动稳定性等方面的计算。为了保证轴具有足够的承载能力，要根据轴的工作要求对轴进行强度计算，以防止轴的断裂和塑形变形。对刚度要求高和受力较大的细长轴，应进行刚度计算，以防止产生过大的弹性变形。对高速轴应进行震动稳定性计算，以防止产生共振。 由分类可知，转轴既受弯矩又受转矩，所以掌握了转轴的设计方法，也就掌握了心轴和传动轴的设计方法。在轴的设计过程中，结构设计和设计计算应交叉进行，边设计边修改，并无固定的步骤，要根据具体情况来定。一般可按如 下步骤来设计： 根据工作要求选择轴的材料和热处理方式； 按扭转确定约束条件或同类机器类比，初步确定轴的最小直径； 考虑轴上零件的定位和装配及轴的加工等条件，进行轴的结构设计，画出草图，确定轴的几何尺寸，得到轴的跨距和力的作用点。 根据结构尺寸和工作要求，进 行强度计算。如不满足要求，则修改初定的最小轴径，重复 、 步骤，直到满足设计要求。 值得指出的是，轴结构设计的结果具有多样性。不同的工作要求、不同的轴上零件的装配方案以及轴的不同加工工艺等，都将得出不同的结构形式。因此，设计时必须对其结果进行综合评价，确定较优的方案。 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 25 轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法；载荷的性质、大小 、方向及分布情况；轴的加工工艺。由于影响轴的结构的因素很多，且其结构形式又要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式。设计时，必须针对不同情况进行具体的分析。 轴的结构应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装卸和调整；轴应具有良好的制造工艺等。 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， 取45MPa，选用空心轴。 中心轴上的功率 kWP 7.09.075.097.097.01.1 中心轴转速： min/6rn 初步估计轴的最小直径，由式 mmn Pd T 9.505.016452.0 7.0105.9512.0 105.95 3 453 45m i n 按扭转强度条件计算 查表 15-3，对于 空心轴 m i n 0 4(1 )PdAn 式中1dd，即空心轴内径1d和外径 d 之比，通常取 0.5 0.6 ,取 0.5 ，0 110A ，则 mmn PAd 8.38)5.01(6 7.0110)1( 440m i n 5)考虑到轴上键槽的影响 mmd 5.41%)71(8.38m in 由于轴选择的是空心轴，因为由于 拧瓶 机的结构的要求需要在轴中 铣出一个花键来带动底盘的转动 ，由装配图可知，在传动轴上 还要一个花键带动上盘升降机构的转动 ，而 下端需要铣出一个键槽装配普通键来带动圆锥齿轮的运动 ，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。所以轴的直径选取最小直径的 2.5 倍，轴的直径圆整为 60mm ，即是 安装 圆锥 齿轮处轴的直径。 轴的结构如下图 3.3。 3.7 键的 选择 与校核 3.7.1 键的选择 键是一种标准键，适用于轮毂联接常用的零件。键和花键主要用于轴的安装在轴上的回转零件（齿轮、带轮等）的轮廓之间的周向固定和传递转矩，其中有的也可实现轴向固定和传递轴向力。 无锡太湖学院学士学位论文 26 图 3.3 主轴的零件图 花键与平键联接的比较，花键联接有如下优点：键的齿数多，总接触面积大，承载能力高；键槽较浅，齿根处的应力集中小，对轴和轮毂的削弱相对较小；键齿均匀分布，因而联接受力均匀；轴上零件与轴的对中性好，适用于 高速运转和精密机器；导向性好，特别适用于动联接。花键联接的缺点是：需用专门设备加工，成本较高，因此花键联接常用于载荷大，定心精度要求高或经常滑移的场合。 考虑到以上因素，由于上面的升降机构圆柱凸轮的质量较大，还有下盘需要的较大的扭矩来带动整个盘的转动，所以选择用花键。而下面只需用普通平键来作为锥齿轮的传动键。 对应的花键选择 12787210 BDdN ，轻系列 4.0C ， 3.0r ，宽度为 30mm 。普通平键选择 1118 hb ，长度系数 70L mm 。 3.7.2 键的校核 普通平键联接的强度计算公式为： PP kdlT 3102 （ 3-7） PdblT 2 （ 3-8） 式中 :T 传递的转矩（2dFFyT ）， mN ； k 键与轮毂键槽的接触 高度 mm ， k =0.5h 为键的高度， t 为轴槽的深度。 l 键的工作长度 ， mm ，圆头平键 bLl ，平头平键 Ll ，这里 L 为键的公称 长度，mm ； b 键的宽度， mm ； d 轴的直径 mm ； 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 27 P 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力， MPa ； p 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力， MPa ； pt 键的许用静压力 MPa ， 查表可知：pt=100 Mpa ； 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查的许用应力 P = MPa120100 ，取其平均值， P =110Mpa 。键的工作长度 mmbll 521870 ，鉴于轮毂的接触高度mmhk 6125.05.0 。 mNT 9506 6.09549由校核公式可得， M P aM P ak d lTP 1005.9952606 109502102 331 M P aM P adblT 10050521260 109502102 331 所以cPP 1，p 1。 由以上的计算可知，该平键的强度极限满足要求。 花键联接的强度计算与平键的计算相似，首先选择联接的类型，查出标准尺寸，再作校核。花键的受力情况也和平键类似，其可能的失效形式为：齿面被压溃（静联接）或过度磨损（动联接），因此只对联接进行挤压强或耐磨性计算。 校核公式为， 静联接 PmP zhldT 3102 （ 3-9） 动联接 pzhldTpm 3102 （ 3-10） 式中： 载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取 = 8.07.0 ，齿数多的时候取偏小值； z 花键的齿数； l 齿的工作长度， mm ； h 花键齿侧面 的工作高度，矩形花键， CdDh 22 ，此处 D为花键的大径， d为内花键的小径， C 为倒角尺寸，单位均为 mm ；渐开线花键， 30 ， mh ， 45 ，mh 8.0 ， m 为模数； md 花键的平均直径，矩形花键，2 dDdm ；渐开线花键，im dd ，id为分度圆直径， mm ； P 花键联接的许用挤压应力， MPa ； p 花键联接的许用 应力， MPa 。 MP aMP az h ldTpm54.07532.2128.0 9502102 3 所以符合要求。 花键的结构如下图 3.4 无锡太湖学院学士学位论文 28 图 3.4 花键的剖视图 3.8 轴承选择 与校核 滚动轴承是机械工业重大基础标准件之一，广泛用于各类机械。滚动轴承依靠元件间的滚动接触来承受载荷，与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小、效率高、启动容易、安装与维护简便等优点。其缺点是耐冲击性能较差、高速重载时寿命低、噪音和震 动较大。 选择滚动轴承的类型，一般从以下几个方面进行考虑。 1.载荷的大小、方向和性质 载荷的大小、方向和性质，是选择轴承的重要依据。 按载荷的大小、性质考虑：在外轮廓尺寸相同的条件下，滚子轴承比球轴承承载能力大，适用于载荷较大或有冲击的场合。球轴承适用于载荷较小、震动和冲击较小的场合。 按载荷方面考虑：当承受纯径向载荷时，通常选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针 轴承；当承受轴径向载荷时，选用推力球轴承；当承受较大径向载荷和一定轴向载荷时，可选用深沟球轴承、接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当承受较大轴向载荷和一定径向载荷时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者将向心轴承和推力球轴承进行组合，分别承受径向和轴向载荷。 2.轴承的转速 一般情况下工作转速的高低并不影响轴承的类型选择，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。 轴承标准中对各种类型、各种规格尺寸的轴承都规定了油润滑及脂润滑时的极限转速机械式拧瓶机 的设计及工程分析 29 limn 值 根据工作转速选择轴承类型时，可参考以下几点： 球轴承比滚子轴承具有较高的极限转速和旋转精度，高速时应优先选择球轴承。 为减小离心惯性力，高速时宜选用同一直径系列中较小的轴承。当用一个外径较小的轴承承载能力不能满足要求时，可再装一个相同的轴承，或者考虑采用宽系列的轴承。外径较大的轴承宜采用低速重载场合。 推力球轴承的极限转速都很低，当工作转速高、轴向载荷不十分大时，可采用角接触球轴承或深沟球轴承替代推力球轴承。 保持架的材料和结构对轴承转速影响很大。实体保持架比冲压保持架允许更高的转速。 3.调心性能要求 轴承的调心性能是指轴承适应内、外圈中心线存在角度偏差的性能。当轴因受力而弯曲或倾斜时，或由于制造安装误差等原因，都会引起轴承内、外圈中心线的角度偏差，这时应采用调心性能的调心轴承或带座外球面球轴承。 圆柱滚子轴承和滚针轴承的偏斜最为敏感，这类轴承 在偏斜状态下的承载能力可能低于球轴承。因此在轴的刚度和轴承座孔的支承刚度较低时，应尽量避免使用这类轴承。 4.轴承的安装和拆卸 便于拆卸也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。 在轴承座为非剖分式而必须沿轴向安装和拆卸轴承部件时，应优先选用内外圈可分离的轴承。轴承在长轴上安装时，为便于装拆，可选用内圈孔呈锥度的轴承或选用带紧定衬套的轴承。 5.经济性 在满足使用要求的前提下还应考虑经济性的要求。 球轴承比滚子轴承价格低；派生性轴承（如带止动槽、密封圈或防尘盖的轴承等）比其基本型轴承贵；同型号轴承，精度高一级价格将急剧增 加。故在满足使用功能的前提下，应尽量选用低精度、低价格的轴承。 经过以上的分析，主轴上受到的轴向力较大，同时也受到径向力，在主轴上选择圆锥滚子和推力球轴承搭配来支撑轴向和径向的力。由于之前轴的尺寸初定轴承的内径选择为80mm ，下面推力球轴承的内径为 60mm 。 考虑到以下的滚动轴承的失效形式： 疲劳点蚀。轴承在安装、润滑、维护良好的条件下工作时，由于各承载元件承受周期性变应力的作用，各接触表面的材料将会产生局部脱落，产生疲劳点蚀，它是滚动轴承的主要形式。轴承发生疲劳点蚀破坏后，通常在运转时会出现比较强烈的震动、噪音和发热的现象，轴承的旋转精度将逐渐下降，直至丧失正常的工作能力。 塑性变形。在过大的静载荷或冲击载荷作用下，轴承承载元件间的接触应力超过了元件材料的屈服极限，接触部位发生塑性变形，形成凹坑，使轴承性能下降、摩擦阻力矩增大。 这种失效多发生在低速重载或做往复摆动的轴承中。 磨损。由于润滑不充分、密封不好或润滑油不清洁，以及工作环境多尘，一些金属 屑 或磨粒灰尘进入了轴承的工作部位，轴承将会发生严重的磨损，导致轴承内、外圈与滚动体间隙增大、震动加剧及旋转精度降低而报废。 胶合。在高速重载条件下工作的轴承，因摩擦面发热而使温度急骤升高，导致轴承无锡太湖学院学士学位论文 30 元件的回火，严重时将产生胶合失效。 针对上述失效形式，应对滚动 轴承进行寿命和强度计算以保证其可靠地工作，计算准则为：一般转速（ min/10 rn ）轴承的主要失效形式为疲劳点蚀，应进行疲劳寿命计算；极慢转速（ min/10 rn ）或低速摆动的轴承，其主要失效形式是表面塑性变形，应按静强度计算；告诉轴承的主要失效形式为由发热引起的磨损、烧伤，故不仅要进行疲劳寿命计算，还要校验其极速转速。 滚动轴承寿命的计算公式如下： )(6010 6 PCnLh （ 3-11） 式中：hL 以小时数表示的轴承基本额定寿命； C 基本额定动载荷， N； P 当量动载荷 ， N； n 轴承工作转速 ， r/min ； 寿命指数， 对滚子轴承 ，310；对于球轴承， 3 。 由于该轴承径向受力可忽略不计，只受轴向载荷，圆锥滚子轴承 选择 30216， 所以 P = ()pf xF r yF a （ 3-12） 查表得 x=0.4,y=1.40,fp=1.5， NmgFa 40， NP 84404.15.1 ， min/6rn ， Cr =160kN hhL h 5000103.584160660 10 1236 同理由于 推力球 轴承 也 只是承受轴向力， 选择牌号为 51115 的推力球轴承， 所以NmgFa 40 ， min/6rn ， Cr =10.2kN ，代入公式得， hhL h 50001037.340 105.48660 10 12336 由以上的计算可知，各轴承的寿命符合要求。其 他几对轴承承受的力相对较小，肯定满足寿命的要求，校核省略。 机械式拧瓶机 的设计及工程分析 31 4.拧瓶机 的安装及维护 4.1 安装 对于小型的 拧瓶机 ，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 拧瓶 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 灌装机 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。 4.2 维护保养 1.工作结束后，应做好清洁工作，将残留在机器上的污滞清理干净并检查电源是否已经关掉。 2.每 日机器工作后 ，首先断开电源，擦试机器表面 、工作台等部位 ， 检查传动系统润滑情况，检查各种开关键的松紧情况。 3.应每星期检查一次各部润滑情况，如有故障应及时排除 4. 需要经常拆洗的零件应定时拆下进行解体清洗。 无锡太湖学院学士学位论文 32 5.拧瓶 机的改进与展望 5.1 自动润滑的改造 在使用和维修其它机器中发现，如果将机器的润滑由人工手动润滑改为定时自动润滑，会使润滑部件获得良好的润滑效果，减少故障的发生。因 为人工涂抹润滑脂，由于受到环境和人为因素的影响，经常会出现涂抹不均、漏涂或涂抹不及时等情况，很难保证齿轮啮合面保持一层完整的油膜，另外人工涂抹费时、费力，操作起来不方便，而且润滑脂经常粘住一些异物，损伤啮合面，卫生难以清除。另外，需要喷油润滑的地方，如滑道等处，不但浪费时间，有时还容易忘记。如果把人工的手动润滑改为定时自动控制喷油雾润滑，会省时省力 。拧瓶机 的电控柜由可编程序控制器控制。该编程序控制器在满足本机系统控制时还有一定的存贮余量。可以加编了一段程序和电磁阀，来实现自动喷油的功能。新加编的程序可以做到 以下几点，每天开机时即喷油，其余的喷油时间按机器运行时间累计，每运转一定时间即喷油一次，生产期间的停机时间不作累计，生产结束停机后，喷油系统也停止工作，不再喷油。 这样，就可以保证机器润滑部件始终处于完整油膜的保护下，保持润滑状态良好，减少设备发生故障的机率，提高整机的使用寿命。 5.2 展望 本 拧瓶机 是根据实际需求设计的旋盖新产品 。 当前，随着人们物质生活水平的提高，对产品包装质量的要求也相应提高，包装设备的需求量日益增大，不能完全依赖进口，所以，开发国产化的，价格适中，适应性强的 拧瓶机 械非常重要 。本文介绍的 拧瓶机 既可以作为单机独立使用，也可以和全自动理瓶机、全自动 拧瓶机 联动组成自动化生产线，该设备具有以下几个特点： 适用不同高度的瓶子旋盖。本 拧瓶机 可以适应不同高度瓶体和瓶盖的旋盖要求，设备的通用性增大。当瓶盖或瓶套高度变化的时候，只需 换一个旋盖头即可。 旋力可调，不伤盖。在旋盖头中，保证旋盖松紧程度的 弹簧的变形量是一定的，从而 保证既能旋紧瓶盖又不致于划花或损坏 瓶与瓶盖。 旋盖范围广。旋盖头中增加了柔性抓盖零件 抱盖环，使 拧瓶机 不但能旋各种不同规格的圆形瓶盖，适当调整后，还可旋椭圆形瓶盖。 控制系统采用可编程序控制器自动控制，由传感器监控，确保各工位监控和同步自动化操作，实现从进瓶到出瓶和旋盖的整个过程自动化，当系统某一部分出现故障时，（如缺瓶）可编程序控制器能对它们实时监测并报警，具有紧急停车功能。