抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计说明书

抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计说明书抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计说明书//抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计说明书大学专业课程设计说明书题目：抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计学院（系）：专业班级：学号：学生姓名：指导教师：起止时间：大学专业课程设计任务书院（系）：学院教研室：机械设计教研室学号学生姓名专业（班级）设计题目抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计技术参数与要求要求：生产率60—90瓶/分,分瓶高度：850±25,灌装容量10-20动力源与传动部分置于箱体内，且动力源置于箱体内底部。电源220V，50，使用寿命10年。工作量总装配图一张，0#；零件图两张，2#；有限元分析、三维仿真或程序计算光盘一张；设计计算说明书一份工作计划明确设计任务，确定总功能，查阅资料1天功能分析，原理方案设计，方案评价1天确定工艺方案，寻求物理载体，进行机构选型与方案设计，会出原理图1天确定及其总体参数，机械总体布置0.5天设计计算2.5天有限元分析、三维仿真和程序计算3天完成总装图、零件图13天编写设计计算说明书1天9.答辩1天成绩评定图面(40％)说明书(20％)答辩(20％)平时(10％)有限元分析、三维仿真或程序计算(10％)总分成绩：指导教师签字：学生签字：年月日目录第一章绪论 11.1研究内容的现状 11.2选题意义 1第二章总体方案设计 32.1确定给定的设计任务 32.2设计任务抽象化 32.3确定工艺原理 32.4确定工艺方案和工艺路线 52.5功能分解、画出功能树 52.6确定每种功能方案、构造形态学矩阵 62.7确定边界条件 62.8方案评价、确定一种方案 62.9方案简图 72.10总体布置设计、画出总体布置图 82.11主要参数确定 8第三章传动系统设计 93.1电机的选定 93.1.1选择电动机的种类、类型和结构形式 93.1.2选择电动机的功率及转速 93.2传动装置的运动和动力参数计算 103.3V带传动设计 113.3.1确定设计功率 113.3.2初选带的型号 123.3.3确定带轮基准直径1和2 123.3.4验算带速v 123.3.5初定中心距a0和带的基准长度 123.3.6确定中心距a0 123.3.7验算包角α1 133.3.8确定带的根数z 133.3.9确定初拉力F0 133.3.10计算带对轴的压力Q 143.4传动齿轮的选定 143.4.1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力 143.4.2.按接触疲劳强度确定中心距 153.4.3．验算齿面接触疲劳强度 173.4.4．校核齿根弯曲疲劳强度 183.4.5．齿轮主要几何参数 203.5轴的设计计算 203.5.1选择轴的材料 203.5.2按扭矩初步估算轴端直径 203.5.3初选滚动轴承 213.5.4设计轴的结构 213.5.5对轴进行分析，作当量弯矩图 213.5.6校核轴的静强度 233.5.7校核轴的疲劳强度 243.6滚动轴承寿命计算（低速轴） 253.7键联接的选择和验算 263.7.1.选择键联接的类型和尺寸 263.7.2.键联接的强度计算 26第四章执行系统设计 274.1曲柄摇杆机构基本尺寸确定 27第五章总结 30参考文献 31第一章绪论1.1研究内容的现状目前，世界各国对包装机械发展十分重视，集机、电、气、光、仪为一体的高新技术产品不断涌现。生产高效率化、资源高利用化、产品节能化、高新技术实用化、科研成果商业化已成为世界各国包装机械发展的趋势。美国的包装机械一大型为其特色，因为美国的包装机械用户以大型生产企业为主，靠大批量生产来降低生产成本，主要满足美国国内大流通的需要，其产量和品种均居世界之首。新型机械产品中以成型、填充、封口三种机械的增长最快。德国的包装机械在计量、制造、技术性能等方面均名列前茅，特别是啤酒、饮料灌装设备具有高速、成套、自动化程度高、可靠性好等特点。一些大公司生产的包装机械集机、电、仪表及微机控制于一体技术含量高、可靠性高。全线的自控水平高和全线效率高。在线监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。国内医药灌装基本能满足灌装要求，但是运行过程中容易故障率较高。在设计方面，主要以模仿研制国外先进设备为主，但是设计时没有预留改进空间，相比国外同等机器噪音较大，震动较明显，稳定性较差。尤其是设计时便没有考虑一机多用，灌装机的柔性化不高。控制方面，多采用国外电器设备，控制程序也是由国外工程人员辅助设计，不能独立完成设计。所以国内液体灌装机设备要想发展，必须寻找国内设备的存在的一些问题和缺陷，同时研究国外先进设备的优点，吸收国外优秀的设计理念，创新设计具有自主知识产权的制药机械。1.2选题意义包装机械的发展为食品、药品的现代化加工和大批量生产提供了必要的保证，如果制作过程是食品、药品生产的内在过程，那么包装过程就是其外在形式。由于药品生产的特殊性，药品包装从材料到包装方式，从环境要求到标识处理等较之食品包装更为严格，限制条件更为苛刻。这使得药品包装机械发展成为一个相对独立的机械行业。目前国内的一些主要机械生产厂家，不仅有雄厚的技术基础，而且企业发展快、后劲足，生产的制造水平能够和技术含量不断提升。随着制药行业的蓬勃发展，为了满足客户的要求和市场的需要，一些制药机械生产厂家在原有设备的基础上纷纷推出能力更大的新产品。灌装机是医药机械中使用最为广泛的一种制药装备。国内医药灌装机的最高速度普遍稳定在每分钟300瓶，达到每分钟400瓶的厂家很少，单机在每分钟500瓶的厂家基本没有。但国外研制的医药灌装机的速度基本稳定在每分钟400瓶，特别是在欧美发达国家中，每分钟500瓶的灌装机也比较普遍，而且最高稳定速度已经达到每分钟600瓶，极速状态可以达到750瓶每分钟。目前，国内很多生产管制瓶液体分装机的厂家都是从生产安瓶灌装机转向的，从事管制瓶灌装机的制药机械设备生产都起步较晚，技术上参差不齐，但都不太高。从长远来看，仿制、消化、吸收进口机器，提高灌装机效率，制造每分钟500瓶以上的灌装机是主流方向。在食品、药品等工业中，有许多成液体状态的产品以瓶装形式出厂，通常采用液体灌装机进行自动化灌装。目前，国内大部分制造厂家靠进口灌装机来满足对射别的需求，但其价格昂贵，一般是国内同类产品的3-4倍左右。为此，在参照国外全自动液体灌装机先进机型的基础上，结合国内液体罐装的实际情况，独立开发设计并制造了一种新型的全自动液体灌装机。其性能完全可以代替进口同类产品，具有良好的价格性能比，满足了企业的要求，在医药制造机械业具有广阔的应用前景。第二章总体方案设计2.1确定给定的设计任务确定任务书抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构任务书编号名称抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计设计单位辽宁工业大学起始时间11.12.10-12.01.07主要设计人员黄冠设计费用设计要求1功能给包装瓶加瓶塞2适应性工作对象：包装瓶瓶高：35瓶盖直径：153效率90瓶/分4性能动力:0.755可靠度99.9%6使用寿命一次性使用10年7安全性有漏电保护，自动报警功能2.2设计任务抽象化瓶身瓶身抗生素玻璃瓶加塞后玻璃瓶瓶塞驱动能加塞机构输入驱动信号（黑箱）显示信号图2.1抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构总功能的黑箱描述2.3确定工艺原理1.动力单元（1）电动机（2）柴油机2.分瓶单元（1）曲柄摇杆机构（2）吸嘴（3）凸轮机构3.间歇传送单元（1）凸轮机构（2）棘轮机构（3）槽轮机构3.灌装单元（1）正压（2）负压（3）等压4.加塞单元（1）凸轮机构（2）曲柄滑块机构（3）曲柄摇杆机构C1凸轮机构C2曲柄滑块机构C3曲柄摇杆机构图2.2工艺原理图2.4确定工艺方案和工艺路线瓶塞加塞头瓶身转盘间歇传送瓶身有瓶塞的小瓶图2.3工艺路线图2.5功能分解、画出功能树图2.4功能树2.6确定每种功能方案、构造形态学矩阵表2.1形态学矩阵123A．分瓶曲柄摇杆机构吸嘴凸轮机构B.灌装正压灌装负压罐装等压灌装C.加塞凸轮机构曲柄滑块机构曲柄摇杆机构D.间歇凸轮机构棘轮机构槽轮机构2.7确定边界条件进入加塞装置之前是没有瓶塞的小瓶，从加塞装置出来后的是塞有瓶塞的小瓶，规格为分瓶高度：850±25。小瓶高度35，瓶盖直径15。2.8方案评价、确定一种方案加塞装置是分瓶灌装机最重要的机构之一，它是利用加塞执行头配合相应的运动从而实现包装瓶的加塞密封。常用的加塞机构有气动式、机械式和机械气动组合式三种。气动式。气动式需要两个以上的专门气缸和供气系统；结构及控制较为复杂。气动系统使用压力一般在0.2-1.0范围，所以气缸是不能做大功率的动力元件。优点是从介质讲空气是可以用之不竭的，用过的气体可以直接排入大气，不会污染。机械气缸组合式。机械气缸组合式是经过多个经典的机构（如多杆组合机构、曲柄滑块机构、凸轮摆杆机构或曲柄摆杆机构等）与气缸组合而成，存在机构复杂、制造安装调试校对较复杂以及工作可靠性偏低的问题。。3.机械式。常用的机械式切断机构是多杆机构或成组的齿轮摆杆机构。A．曲柄滑块机构运动副均为低副，底副的两运动副元素为面接触，压强较小，可承受较大的载荷，并且有利于润滑，运动副元素的几何形状较简单，便于加工制造。当原动件的运动规律不变，可用改变各构件的相对长度来使从动件得到不同的运动规律。连杆上各点的轨迹是各种不同形状的曲线，其形状还随着各构件相对长度的改变而改变，从而可以得到形式众多的连杆曲线，我们可以利用这些曲线来满足不同曲线的设计要求。但是曲柄在进行圆周摆动时会有死点需要突破，对运动的圆滑和流畅性造成一定障碍。并且滑块的运动方向单一。B.凸轮滑杆机构。凸轮机构运动平稳，工作曲线圆滑，但是存在磨损后拆卸安装不方便的问题，并且凸轮杆运动线路为直线，不能做弧线运动。C.曲柄摇杆机构。存在结构简单、安装拆卸方便，并且摇杆为执行机构是可以执行弧线运动，与加塞机构的路线要求一致。综上所述，从结构复杂程度、控制难易程度、制造安装调试校对复杂程度以及机构运动稳定性等方面综合考虑，凸轮滑杆切断机构是最优选择。选择方案A1332.9方案简图图2.5方案简图2.10总体布置设计、画出总体布置图图2.6总体布置图2.11主要参数确定（1）尺寸参数：瓶高：35瓶盖直径：15（2）效率：90瓶/分第三章传动系统设计电机的选定3.1.1选择电动机的种类、类型和结构形式根据电源种类（直流或交流）、工作条件（环境、温度、空间位置等）及负荷性质、大小、启动特性和过载情况等来选择。由于一般生产单位均用三相电源，故无特殊要求时都采用三相交流电动机。其中以三相异步电动机应用最多，常用Y系列电动机。3.1.2选择电动机的功率及转速电动机的选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。功率过小不能保证工作机的正常工作，或使电动机因超载而过早损坏；若功率选的过大，电动机的价格高，能力不能充分发挥，经常不在满载下运转，效率和功率因数都较低，造成浪费。负荷稳定（或变化很小）、长期连续运转的机械（如运输机）可按照电动机的额定功率选择，而不必校验电动机的发热和启动转矩。选择适应保证:P0≥式中：P0——电动机额定功率，；工作及所需电动机功率，。所需电动机功率由下式计算η式中：——工作机所需有效功率，由工作机的工艺阻力即运行参数确定；η——电动机到工作记得总效率。计算总效率时，应注意以下各点：各运动副或传动副效率的概略值，可参见《机械课程设计》表17-9。表中数值是效率的范围，情况不明确时可取中间值。如果工作条件差，加工精度低，维护不良时，应取低值，反之取高值动力每经过一个传动副或运动副，就发生一次损失，故在计算效率时，不要遗漏。轴承的效率均指一对轴承而言。蜗杆传动的效率与蜗杆头数、材料、润滑及啮合参数等诸因素有关，初步设计时可根据初选的头数，由表17-9估计一个效率值，待设计出蜗杆、涡轮的参数和尺寸后，再计算效率和验算传动功率。传动装置总效率按表17-9取：所需电动机功率取则选定Y802-4型号电动机，同步转速1500（四级）表3.1电动机参数型号额定功率额定电流转速/（）效率功率因数堵转转矩/额定转矩堵转电流/额定电流最大转矩/额定转矩Y802-40.752.01139075.50.752.36.02.4电机型号Y802，由表27-2查得电机高175，外伸轴段D×19×40，键槽宽度6。3.2传动装置的运动和动力参数计算总传动比1390/90=15.44，取i带=3，则减速器的传动比为0轴：即电动机轴、小带轮轴P0==0.58n0=1390T0=9550P00=9550×（0.58×1000/1390）=3985N·Ⅰ轴：即大带轮轴、小齿轮轴P1=P0η01=P0η带=0.58×0.95=0.551n1=n0带=1390/3=463.33T1=9550P11=9550×（0.551×1000/463.33）=11357N·Ⅱ轴：即大齿轮轴η齿=0.551×0.972×0.96=0.498n2=n1齿=463.33/5.147=90T2=9550×P22=9550×（0.498×1000/90）=52843N·将上述计算结果汇总于下表如下，以便查用表3.2各轴运动及动力参数轴序号功率（）转速n（）转距T（N·m）传动形式传动比i效率η00.5813903.985带传动30.95Ⅰ0.551463.3311.357齿轮传动5.150.96Ⅱ0.4989052.8433.3V带传动设计3.3.1确定设计功率据表17-9取i带=3，式中：P——传递的额定功率，：——工作情况系数。根据机械设计手册新版3表16.2-36可得。载荷平稳，故选择1.00.58，因此有1.0×0.58=0.583.3.2初选带的型号根据设计功率和小轮转速n1，由图4-12初选带的型号。0.58n1=1390由图机械设计手册图4-12初选带轮型号为Z3.3.3确定带轮基准直径1和2取1=71（机械设计手册新编第二卷表14.1-18）21=71×3=213取224（机械设计手册新编第二卷表14.1-18）3.3.4验算带速v在5~25之内，选取合理。3.3.5初定中心距a0和带的基准长度如果没有给定中心距，可按结构要求选取。一般取0.7（12）a02（12）a0=206.5~590，取a0=250带的计算长度可按近似几何关系算出。986.79,根据机械设计手册新编第二卷表14.1-7取近似的标准长度1000。3.3.6确定中心距a0由于V带传动中心距一般均设计成可调的，故a可用下式近似计算考虑安装、调整、补偿预紧力，中心距需要有一定调整范围，其大小为0.015241.60.03286.63.3.7验算包角α1α1的计算公式α1=144.22即包角合理3.3.8确定带的根数z由机械课程设计教材表4-3查得：c1=2.07×10-4,c2=3.92×10-3,c3=5.5×10-15,c4=2.55×10-5,L0=1320P0’α(P0+△P1+△P2)=1.99s——i和1之中的大值因此0.58/1.99=0.29取1式中，P0‘——使用条件下，单根V带所能传递的功率——V带传动允许的最大根数。3.3.9确定初拉力F00.06（机械设计手册新版第二卷14.1-14）因此求得因此得出结论：选取Z型带，一根，长度为10003.3.10计算带对轴的压力Q3.4传动齿轮的选定3.4.1选择齿轮材料，确定精度及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217—255大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217齿轮精度为8级：总传动比1390/90=15.44，i带=3，则齿轮的传动比为m、—分别为端面模数及法向模数φa、φd、φm—齿宽系数—复合齿形系数σ—许用接触应力σ—许用弯曲应力T1—小齿轮传递的额定转矩K—载荷系数。1.2～2取1.2取Z1=20z1=18.45（机械设计手册新版3-5.2）=60（机械设计学手册新版316.2-10）其中：—第i级载荷应力循环次数—第i级载荷作用下齿轮的转速k—齿轮每转一周同侧齿面的接触次数—在i级载荷作用下齿轮的工作小时数每天工作5小时，每年工作360天，使用寿命10年。根据机械设计手册新版3图16.2-18查得：1=1.072=1.15取1.0=1.0=0.92=1.0根据机械设计手册新版3图16.2-17查得：σ1=600σ2=550根据机械设计手册新版3表16.2-34可得3.4.2按接触疲劳强度确定中心距根据机械设计手册新版3表16.2-33可得T1=11357N·初选，暂取β=12°,Φ0.3根据机械设计手册新版3式16.2-16可得根据机械设计手册新版3表16.2-43可得189.8α20°ααβ则α(αβ)=20.41°基圆螺旋角=()=11.27°根据机械设计手册新版3式16.2-13可得2.45则a149.18取150=(0.01～0.02)=(0.01～0.02)×150=1.5～3.0取标准值=2两齿轮齿数和取147取取实际传动比修正螺旋角β=11.480与初选接近，不可修正圆周速度3.4.3验算齿面接触疲劳强度根据机械设计手册新版3表16.2-36可得1.0/100=1.14×23/100=0.26根据机械设计手册新版3式16.2-12可得动载系数按8级精度查图得动载系数齿宽取b1=501=45/46.94=0.96齿轮相对于轴承对称布置，根据机械设计手册新版3表16.2-40可得根据机械设计手册新版3表16.2-42可得载荷系数计算重合度以计算α20.41°根据机械设计手册新版3式16.2-15可得εβ>1时，代入1计算=()=(11.48°×20.410)=10.780根据机械设计手册新版3表16.2-34可得安全3.4.4校核齿根弯曲疲劳强度根据机械设计手册新版3表16.2-34可得根据机械设计手册新版3图16.2-23可得1=4.322=3.97根据机械设计手册新版3式16.2-19可得根据机械设计手册新版3式16.2-18可得=0.25+0.750.25+0.75/1.54=0.74根据机械设计手册新版3图16.2-26可得,根据机械设计手册新版3表16.2-47可得取1.0取安全安全3.4.5．齿轮主要几何参数5.392,β=11.48023=46.94,取=50,124=253.06=253.06+2×1×2=257.06=253.06-2×1.25×2=248.06取=453.5轴的设计计算3.5.1选择轴的材料轴的材料为45号钢，调质处理3.5.2按扭矩初步估算轴端直径根据机械设计手册新版3表19.3-1据表19.3-2=118—107，取=110d1=19.46考虑轴端有一个键槽取=453.5.3初选滚动轴承因该轴不需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见，选用深沟球轴承。根据轴端尺寸，带轮的定位方式和轴承的大概安装位置，初选深沟球轴承轴承606217，宽度19，内径45，外径85。3.5.4设计轴的结构a．两轴承之间的跨距b．确定轴承的润滑方式与密封方式齿轮圆周速度：由于所以滚动轴承采用脂润滑高速轴密封处的圆周速度V由于，所以采用毡圈密封。c．布置轴上零件，设计轴的结构根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸，作轴的简图如图（a）3.5.5对轴进行分析，作当量弯矩图a．计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图根据机械设计手册新版3表16.2-32圆周力轴向力径向力绘制空间受力简图如图（b）曲柄盘对轴的压力约为50×(90-42)=33.456Nb．将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图见图b。，Q×（29.5+38.5+47）2×471H×（38.5+47）×253.06/2=0，×29.52×38.52H×（38.5+47）×253.06/2=0M1987NM23847NM2H0139NM1×38.5=16079M2×47=19629c．求轴的弯矩M，画弯矩图见dd．画轴的扭矩图见e52843e．求计算弯矩，画计算弯矩图见f取根据图3.1力分析图3.5.6校核轴的静强度根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩较大、轴径较细的Ⅴ剖面进行验算。根据主教材查得Ⅱ剖面的计算应力：安全3.5.7校核轴的疲劳强度a．判断危险剖面选择Ⅱ剖面进行验算：Ⅱ剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。45钢调质的机械性能参数：。b．Ⅱ剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据：查得：根据机械设计手册新版3表19.1-1查得：查得：取满足要求。3.6滚动轴承寿命计算（低速轴）以知：初选深沟球轴承轴承606217，宽度19，内径45，外径85。基本额定动载荷41200N，基本额定0.221.99由前面计算得知：R1166NR244NR1230NR2188N合成支反力：(2Y)=284/(2×1.99)=71N(2Y)=193/(2×1.99)=48N（，）=（71，155）（，）=（48，-36）=155N=48N155/284=0.55>0.22=0.56，=1.9948/193=0.25>0.22=0.56，=1.99轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.5根据弯矩合成图11.5()∵>∴计算轴承1的寿命寿命足够3.7键联接的选择和验算偏心轮装在低速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：偏心轮材料为45钢，轴的材料为45钢，偏心轮与轴的配合直径为45，轮毂长为22,传递转矩528433.7.1.选择键联接的类型和尺寸选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的截面尺寸由键所在轴段的直径d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定，查表得键为16×10183