旋转式灌浆机构设计_毕业设计(编辑修改稿)

旋转式灌浆机构设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

(21) dT =n60 360d （ s） (22) 在前面已经从理论上推导出了灌装时间 aT =9s，于是根据式 (19)得： a =aT 6 n (23) =9 6 = 193 现在已根据理论灌装时间求出了灌装转角，在实际生产当中，若已知灌装方式和被灌容器的体积 V ，就可以按在不同情况 下的计算公式算出实际灌装时间 aT。 由此可 14 知，灌装机转过 a 角的灌装时间 aT ，必需等于或大于实际灌装时间 aT ，才能保证被灌装容器灌满。 根据这一原则有： 常压式灌装液缸液位不变情况下灌装机最小灌装转角 a ： n60360a21)2( gHAVe a =21)2(60gHAnVe （ 24） 式中： V —— 灌装液料的容器的体积 ( 3m ) n—— 灌装机转速 (r／ min) e 灌装阀流液管的流量系数，经查阅相关资料，取 A—— 灌装阀液管横截面积 ( 2m ) g—— 重力加速度 (9． 81m／ 2m ) 设计时，首先确定灌装转角 a ，确定后再根据具体结构形式决定其他辅助角 b 、c 、 d。 现在拟订： d = 48 c = 88 则： b = 360 d c a = 31 现在已知每个区间的转角，就可以根据式（ 20）、（ 21）、（ 22）算出对应的转过没个区间转角所需要的时间 bT =n60  360b =（ s） cT =n60 360c =（ s） dT =n60 360d =（ s） 由式（ 18）得，灌装机旋转一周所需要的时间为： T =aT +bT +cT +dT =9+++=17 s 旋转式灌装机的传动系统设计 灌装不含气液体的灌装机和压盖机都是各自独立分开，各自单独由电机驱动，在 15 这里，旋转式灌装机主要的功能是实现灌装，压盖则在后续过程中由压盖机来完成。 旋转式灌压机组其传动系统可分为外传动链和内传动链。 外传动链是用来联接电机 和灌压机组的传动主轴，其功用是： A．把一定的功率从动力源传递给灌压机组的执行机构。 B．保证执行机构有一定转速。 C．能够方便地对机组进行启动、停止、发生故障或过载时自动停机。 外传动链可用传动比不准确的传动副和摩擦副，例如皮带传动，摩擦无级变速器等。 在这里采用皮带传动，实现从电动机到减速箱的第一级减速，在采用减速箱实现第二级减速，再采用涡轮蜗杆改变转向并减速。 内传动链为了保证灌压机组各机构动作协调一致，其主要功能是： A．进行运动和功率的传递。 B．保证灌压机组各机构间运动的严格速比和按动作顺序协调动 作。 内传动链为了保证各机构之间的动作协调一致，因此必须保证传动精度。 实际上内联传动链不能用传动比不准确的摩擦副、传动副作为传动元件，必须由定比传动机构如齿轮机构、凸轮机构、连杆机构或间歇机构组成。 在这里主要采用齿轮机构、凸轮机构来实现运动之间的配合。 传动比分析 已知贮液缸的工位数为 24，若初设进、出瓶拨轮的工位数为 8，则： 此处的传动比 31i 即主轴转一周， 1轴要转 3周。 为了达到此目的，可设 2轴上的锥齿轮 2和 1轴上的锥齿轮 1的传动比为： 1725122  zzi 2轴上的锥齿轮 3和主轴上的锥齿轮 4的传动比为 22550343  zzi 故可满足 31i 的要求，具体计算见下面的设计过程。 由于主轴的转速为 ，而电动机的转速为 1440，故经过皮带 轮一级减速，减速箱的 2级减速，涡轮蜗杆的 3级减速后 要达到所需要的速度。 旋转式灌装机带传动设计 16 已知电动机功率 P=， n=1440r/min，拟选用 V带传送。 （ 1）选定 V带型号和带轮直径工作情况系数 AK 取 AK = 计算功率 cP cP = AK P= (25) = 选带型号 A型 小带轮直径 取 D1=112mm 大带轮直径 D2=（ 1 ）211nnD (26) =（ ）  8151440112 = 196mm 大带轮转速 2n =（ 1 ）211DnD (27) =815r/min （ 2）计算带长，求 mD mD = 2 1961122 21  DD (28) =154mm 求   = 2 1121962 12  DD (29) =42mm 初取中心距 a 2( 21 DD ) a ( 21 DD )+h （ 30） 取 a=600mm 带长 L L= aaDm22  （ 31） = 154+2 600+600422 =1687mm 基准长度 dL 取 dL =1800mm （ 3）求中心距和包角 中心距 a a= 22 8)(414 mm DLDL  (32) 17 = 22 428)1 5 41 8 0 0(414 1 5 41 8 0 0   =656mm 小轮包角 1 1 =   60180 12 a DD （ 33） = 165 （ 4）求带根数 带速 V V= 100060 11 nD （ 34） = 100060 1440196  = m/s 传动比 i i21nn 8151440 (35) 带根数 Z zLc KKPP P)( 00  （ 36） =   6  =3 根 （ 5）带轮的结构设计：有机械设计课本上可知， V 带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径为 ddd  （ d 为安装带轮的轴的直径， mm）时，可采用实心式；当mmdd 300 时，可采用腹板式；当 300dd 时，可采用轮辐式。 这里因为 构推荐采用腹板式带轮机,300 mmd d 。 见机械设计课本 160页。 蜗杆蜗轮传动设计 由《机械设计》一书中得知，圆柱蜗杆头数少，易于得到大的传动比，但导程角小，效率低，发热多，故重载传动不宜采用单头蜗杆；蜗杆头数多，效率高，但头数过多，导程角大，制造困难。 所以根据 GB10087— 88选取蜗杆： 模数 m=8mm 分度圆直径 1d =80mm 头数 1Z =2 直径系数 q =10 蜗轮齿数根据齿数比和蜗杆头数头数决定： 2Z = 1Z （ 37） 传递动力的蜗杆蜗轮，为增加传动的平稳性，蜗轮齿数宜取多些，应不少于 28 齿，齿数愈多，蜗轮尺寸愈大，蜗杆轴愈长且刚度小，所以蜗轮齿数不宜多于 100 齿，一 18 般取 2Z =32— 80齿，有利于传动链趋于平稳。 所以取 2Z =66 因为是蜗杆主动，所以齿数比  =i= 2Z / 1Z =33 m 1 21 rinn  (38） 圆柱蜗杆蜗轮传动基本尺寸计算如下： 蜗杆轴向齿距 xP =n （ 39） = 8= 蜗杆导程 zP = 1mZ （ 40） = 8 2= 蜗杆分度圆直径 1d =q m (41) =10 8=80mm 蜗杆齿顶圆直径 1ad = 1d +2ah （ 42） =80+2 8=96mm 蜗杆齿根圆直径 1fd = 1d  cha2 （ 43） =802 （ 8+ 8） = 节圆直径 1d =  xqm 2 （ 44） =8 （ 10+2 ） = 分度圆导程角 tan =qZ1 (45) =102 =  =  蜗杆齿宽 1b = 12 2Zm （ 46） =2 8 166 =130mm 蜗轮分度圆直径 2d = 2mZ （ 47） =8 66=528mm 蜗轮齿根圆直径 2fd = 2d  cxmha 2 （ 48） =5282 ( 8+ 8) =512mm 蜗轮节圆直径 2ad = 2d +  xmha2 （ 49） 19 =528+2 (8+ 8) =547mm 蜗轮外径 2ed = 2ad +m。