铝盖封口机设计说明书

铝盖封口机设计说明书铝盖封口机设计目录1设计任务22设计说明及内容321设计方案3211总体设计方案3212具体设计方案522参数计算14221力能参数计算1422主要零部件强度、刚度计算校核15221齿轮类15222轴18223轴承21224链传动设计223心得体会244参考资料255附录261铝盖封口机设计1设计任务1、绘制结构图1张2、绘制部装图1张3、绘制零件图CAD4张（包括轴，双联齿轮，齿轮，变距螺杆）4、设计说明书设备主要技术参数轧制产品规格100ML玻璃瓶包装制品轧制速度200瓶/分钟轧制圈数5圈进瓶螺杆推送扭矩10NM单头轧刀最大轧制力矩10NM压瓶头最大下压力50N60N进、出瓶拨盘最大输出扭矩20NM轧制拨盘最大输出扭矩80NM轧头转速140转/分钟有效轧制区间角度180凸轮下限停止角1份2铝盖封口机设计2设计说明及内容21设计方案211总体设计方案瓶塞32A1丁基胶塞规格型号32A1产品材质丁基橡胶是否免洗免洗冠部直径30803MM冠部厚度5002MM塞部直径24202MM总高度16003MM适用药剂粉针水针适用玻瓶国产、进口50ML以上管制瓶适用范围制药行业抗生素粉针的包装瓶盖输液注射剂玻璃瓶用铝塑组合盖产品编号32ZB产品型号32ZB01产品材质聚丙烯PP/合金铝8011塑料件外直径354MM025铝件外直径330MM025铝件内直径323MM02铝塑盖总高度145MM03匹配丁基胶塞32A01、32A101设计对应的玻璃瓶尺寸为100ML，具体参数如下图所示3铝盖封口机设计所设计的封口机对应的传动系统图如下4铝盖封口机设计Z1/M1/N1M1I1Z2/M2/N2N3N1Z4/M4/N4Z3/M3/N3N1/N3Z2/Z1N3N8/N4N8Z4/Z3N1Z2/Z1Z4/Z3N4N8N8N4Z201N80200Z19Z18Z948N2050N8Z8864N1050Z16Z15Z12Z14M2Z13Z17Z11N13I2Z10Z11图2铝盖封口机传动系统原理图212具体设计方案2121轧头处基本参数计算方法头处具体传动路线图如下5铝盖封口机设计图3轧头处传动路线图相邻轧刀之间中心距PZ104MM，轧制圈数NZ5圈，轧制速度每分钟NP200瓶，轧制拨盘齿数ZN8则拨盘转速（每分钟）N811NZ822NN44拨盘齿轮数ZN可求出NP2NPNZ220058N8N4N4N4250R/MIN可求出N825R/MIN轧制拨盘的直径DZZNPZ314264MM轧制减速电机输出转速N1的计算6铝盖封口机设计N1Z2N3Z1N3N8Z4N4N8Z3化简得N1Z2Z4N4N8N8Z1Z3由于齿轮3和齿轮4的中心距刚好等于轧头的中心到中间轴的距离，刚好为1DZ，即211Z3Z4MDZ132MM22则Z3Z488取电机M1转速为960R/MINN1960R/MIN则I1,4N1960384N4250使Z2Z4和的比例尽量接近，取M3可求出Z1Z3Z124,Z248,Z316,Z472表1齿轮参数表2122进瓶处基本参数计算方法瓶子的运输线路由变距螺杆到进瓶拨盘再到轧制拨盘，再由出瓶拨盘将瓶子传出机构。因此此三个机构的运动有严格的传动比关系，为内联传动链，在运动分配时因选用具有精确传动比的传动机构如齿轮链轮等。对于齿轮和链轮的选择主7铝盖封口机设计要根据跨距的大小来选择。其中渐开线齿轮的主要优点为工作可靠、传动比精确、传动效率高、寿命长（制造和维护良好者可以使用数十年）、结构紧凑，功率和速度使用范围广；缺点为制造精度要求高，不能缓冲，在高速传动中，当精度不高时，则有噪声。他适用于绝大多数的机器中。直齿锥齿轮的特点是相比曲线锥齿轮，其轴向力要小，制造也比较容易，可以用于一些需要改变传动方向的场合。链传动主要有滚子链传动和齿形链传动，滚子链结构简单，轴向间距范围大、平均传动比精确，能在恶劣的条件下可靠地工作，作用在轴上的力较小，比带传动承载能力大，但其瞬时传动比不稳定，有冲击震动和噪声，在震动冲击载荷下，寿命大大减小。齿形链的特点是传动平稳准确，震动和噪声小，强度高，可靠性好，但是重量太重，装拆不方便。带传动带传动具有结构简单、传动平稳、能缓冲吸振、可以在大的轴间距和多轴间传递动力，且其造价低廉、不需润滑、维护容易等特点，在近代机械传动中应用十分广泛。摩擦型带传动能过载打滑、运转噪声低，但传动比不准确（滑动率在2以下）；同步带传动可保证传动同步，但对载荷变动的吸收能力稍差，高速运转有噪声。带传动除用以传递动力外，有时也用来输送物料、进行零件的整列等。基于上述一些传动的特点，来对进瓶处的机构进行设计，设计的基本传动方式如下图4进瓶处传动系统图其中齿轮为Z12，Z11，Z10，Z15，Z16。链轮为Z13，Z14，Z17，Z18，Z19。电机输出到减速器端采用带传动。电动机M2转速为910R/MIN，I291，则8铝盖封口机设计N13910/91R/MIN100R/MIN由之前的计算可知N10N825R/MIN11MZ11Z10D9D822取M4，则Z1122，Z1044由传动比关系可知I2,11则N22N11Z1211螺杆的头数为1，螺杆每旋转一圈，进给一个瓶子，进瓶拨盘转一转，螺杆必须进给4和瓶子，所以有N20200R/MIN则传动比I2,20N205N20取Z1338，Z1419，Z1719，Z1819，Z1938各齿轮参数如下表2齿轮参数表2123铝盖封口轧刀机构轧刀完成对铝盖的下开口进行滚轧收口，轧制力矩设计峰值为10NM，一个铝盖的封口需轧制8圈，轧制前需将铝盖向下压紧，使胶塞产生适量的弹性变形，9铝盖封口机设计铝盖在瓶口下斜面被轧制收口后，再释放压紧力，依靠胶塞的弹性变形对铝盖的压力，确保铝盖不会轻易被转动。轧刀上下斜面夹角一般呈30夹角（与瓶口下斜面15对应），且对称布置，刀顶柱面长度1MM。如图4图5封口轧刀机构3124进瓶变距螺杆机构进瓶拨盘轴向推力由螺旋传动产生，采用单头螺纹，所以螺杆的转速等于玻璃瓶盖的轧制速度，进瓶端螺距等于玻璃瓶的直径，出瓶端的螺距等于进瓶拨盘的齿槽节距，以保证将连续开在一起的玻璃瓶逐渐分开，并平稳输送到进瓶拨盘。具体设计的变距螺杆机构如图所示10铝盖封口机设计图6变距螺杆2125凸轮的设计凸轮主要实现轧头的上下移动，轧制过程为半圈，因此有凸轮的远休有180度，凸轮进修和远休的高度差必须使得轧头在最低处能够轧到瓶口，同时在最高处又不和瓶子发生干涉，因此取高度差为96MM。推程和回程分别为正弦加速减速过程。绘制出其曲线的变化图为图7凸轮曲线变化图具体实物图为11铝盖封口机设计图8凸轮实物2125进、出瓶拨盘机构进瓶拨盘是将带盖玻璃瓶从边距螺杆接入，并送入轧制拨盘进行轧盖，出瓶拨盘是将轧好盖的玻璃瓶拨出轧制拨盘，并送入传送带输送到下一工序。进出瓶拨盘的齿距必须与轧制拨盘的齿距相等，齿槽尺寸必须与玻璃瓶直径对应，其公称直径一般比玻璃瓶的最大极限尺寸大1MM，拨盘的最大输出扭矩20NM，为了避免因卡瓶而过载，需设计安全离合器，当电动机功率过载时有过载信号反馈至控制系统，自动停机。图9进瓶机构3126输送带支架输送带支架是支撑传送玻璃瓶的输送带的导向构件，两侧板一般采用15MM厚板材弯制成型，栏杆用直径12X15的钢管，栏杆支架之间的距离一般在500MM以内。输送带的上表面与进出瓶拨盘下的托盘上平面平齐。调节两侧拉杆的进出量可适应不同规格玻璃瓶的输送要求。12铝盖封口机设计图10输送带3127卡板、栏杆布局下图是铝盖封口机中玻璃瓶的运动轨迹，为了保证玻璃瓶按照设计的路线行走，除了设置螺杆和拨盘驱动外，还需在其路径过渡段设计导向卡板或栏杆。下图中的卡板和栏杆是一种较为典型的布局结构。图11玻璃瓶轨迹图3128铝盖封口机传动系统结构参考图轧刀旋转和玻瓶输送采用独立驱动形式，以适应不同铝盖对轧制圈数的要求，设备可见表面和可能与包装材料接触的表面必须是不锈钢或无毒塑料，为了降低成本，较大且厚的零件，一般采用普通碳钢或铸铁外包不锈钢皮的符合结构。13铝盖封口机设计图12铝盖封口机结构图22参数计算221力能参数计算单头轧刀最大轧制力矩10NM，转速为250R/MIN，则单个轧头所需的功率为P0理论TN955010250KW0262KW9550在传动过程中，计轴承损失和齿轮消耗得P0实际0209/099309720960298KW一共8个轧头，同一时间内只有4个轧头工作，则电机M1所需的功率为P4P0实际120KW取电动机M1的功率为15KW选取Y100L6三相异步电动机。变距螺杆的功率为P20T20N20955010200KW0209KW9550由电机M2提供其的功率为14铝盖封口机设计P20实际0209/099709730980950291KW进瓶拨盘的功率为P9T9N995502050KW0104KW9550由电机M2提供其的功率为P9实际0104/09920970980117KW轧制拨盘的功率为P8T8N895508025KW0209KW9550由电机M2提供其的功率为P8实际0209/099809720980248KW则电机M2所需的功率为PP20实际P9实际P8实际0656KW取电动机M2的功率为11KW选取Y90L6三相异步电动机。22主要零部件强度、刚度计算校核221齿轮类1齿轮1和齿轮2（1）分析失效形式，确定设计准则由于设计的是软齿面，其主要失效形式是轮齿点蚀，故设计时应按齿面接触疲劳强度来设计，然后进行齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度来验算。（2）选择齿轮类型及精度等级由于为闭式齿轮，采用7级精度来设计。（3）选择齿轮材料、热处理方式小齿轮45钢，表面淬火；大齿轮45钢，表面淬火，取小齿轮齿面硬度为HBS148，大齿轮为HBS248（4）齿数的选择齿数分别为24和4815铝盖封口机设计（5）小齿轮和大齿轮齿面接触强度计算0335KT1I11150MPAHABI3（6）小齿轮和大轮齿弯曲强度计算F1（7）强度校核Y2KT1YF13024MPA，F2F2F12851MPABD1MYF1齿轮1接触疲劳强度许用值H113183MPA齿轮1弯曲疲劳强度许用值F19456MPA齿轮2接触疲劳强度许用值H213183MPA齿轮2弯曲疲劳强度许用值F21456MPA接触强度用安全系数SHMIN11弯曲强度用安全系数SFMIN140接触疲劳强度校核HH满足齿轮1弯曲疲劳强度校核F1F1满足齿轮2弯曲疲劳强度校核F2F2满足2齿轮10和齿轮11（1）分析失效形式，确定设计准则由于设计的是软齿面，其主要失效形式是轮齿点蚀，故设计时应按齿面接触疲劳强度来设计，然后进行齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度来验算。（2）选择齿轮类型及精度等级由于为闭式齿轮，采用7级精度来设计。（3）选择齿轮材料、热处理方式小齿轮45钢，渗碳；大齿轮45钢，渗碳。取小齿轮齿面硬度为HBS1162，大齿轮为HBS1262。（4）齿数的选择齿数为22和44。（5）小齿轮和大齿轮齿面接触强度计算0335KT1I11250MPAHABI316铝盖封口机设计（6）小齿轮和大轮齿弯曲强度计算F1（7）强度校核Y2KT1YF1828MPA，F2F2F1828MPABD1MYF1齿轮1接触疲劳强度许用值H11433MPA齿轮1弯曲疲劳强度许用值F18864MPA齿轮2接触疲劳强度许用值H21433MPA齿轮2弯曲疲劳强度许用值F28864MPA接触强度用安全系数SHMIN11弯曲强度用安全系数SFMIN140接触疲劳强度校核HH满足齿轮1弯曲疲劳强度校核F1F1满足齿轮2弯曲疲劳强度校核F2F2满足3齿轮11和齿轮12（1）分析失效形式，确定设计准则由于设计的是软齿面，其主要失效形式是轮齿点蚀，故设计时应按齿面接触疲劳强度来设计，然后进行齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度来验算。（2）选择齿轮类型及精度等级由于为闭式齿轮，采用7级精度来设计。（3）选择齿轮材料、热处理方式小齿轮45钢，表面淬火；大齿轮45钢，表面淬火。取小齿轮齿面硬度为HBS1248，大齿轮为HBS1148。（4）齿数的选择齿数为11和22。（5）小齿轮和大齿轮齿面接触强度计算0335KT1I11150MPAHABI3（6）小齿轮和大轮齿弯曲强度计算F1Y2KT1YF1640MPA，F2F2F1640MPABD1MYF117铝盖封口机设计（7）强度校核齿轮1接触疲劳强度许用值H113183MPA齿轮1弯曲疲劳强度许用值F19456MPA齿轮2接触疲劳强度许用值H213183MPA齿轮2弯曲疲劳强度许用值F29456MPA接触强度用安全系数SHMIN11弯曲强度用安全系数SFMIN140接触疲劳强度校核HH满足齿轮1弯曲疲劳强度校核F1F1满足齿轮2弯曲疲劳强度校核F2F2满足222轴1、轴的尺寸确定（1）对于齿轮轴，一般可按经验公式取D022025A式中A为齿轮中心矩，（2）对于实心传动轴，初步计算公式为D3955000NNA033794MM02TNN计算后的D应按轴的标准尺寸系列进行圆整取最小直径为40MM。设计的轴如图所示图13轴强度条件是TTWT95500002DNN119360NT3218铝盖封口机设计式中T扭转剪应力,NCM2；T传递的扭矩，N2CM；WT轴的抗扭截面模量，CM3；N轴传递的功率，KW；N轴的转速，RMIN；D计算剖面处轴的直径,CM；T许用扭转剪应力，NCM2。上面取的都是轴的最小直径，计算后的D应按轴的标准尺寸系列进行圆整。19铝盖封口机设计2、轴的强度校核对于在弯曲和扭转合成应力下工作的轴，应按弯扭联合作用应力校核轴的强度。根据轴的力学模型，绘制轴的弯矩图和扭矩图，算出轴的计算弯矩和扭矩后，针对某一危险剖面作强度校核。轴采用45钢调质，许用静应力260MPA，弯曲疲劳极限270MPA。弯曲应力M01D310038（MPA）扭转应力T2D381（MPA）式中M、T分别为危险截面上的计算弯矩和扭矩，N2M；D危险截面直径，M。合成应力20铝盖封口机设计24219058（MPA）1、轴的刚度校核轴的刚度校核计算包括弯曲刚度和扭转刚度两种。（1）弯曲变形计算常用能量法计算轴在弯扭联合作用下所产生的挠度和偏转角，满足YY。轴的许用挠度Y、许用偏转角见下表223轴承16414轴承的校核对装配图中的轴承30进行校核，首先根据分析，此轴承只受到轴向载荷。轴向载荷和所受到的重物的重力有关，因此首先估算出所受的重力。将上端盖近似地看为一个圆柱体，根据求取圆柱体的体积，根据密度换算公式，可得到近似的质量，不锈钢的密度约为7800KG/MM3,求出其质量约为196KG，则轴承所受到的径向载荷约为1960N。计算当量载荷PF1900N轴承的寿命计算由于轴的内径为200MM，因此初步选的轴承为6240，轴承的额定寿命L与额定载荷C、当量栽荷P之间的关系为CL108RMINP其中E3将其换算成小时数表示轴承寿命，轴承寿命LH为E106C16667CLH207425741H60NPNP21EE铝盖封口机设计设计时要求的寿命为5000H，轴承校核成功，因此选择轴承6414合适。26204轴承的校核对于部装图上直径为20MM的轴上的轴承进行校核首先根据分析，此轴承只受到径向载荷。径向载荷可以在之前的轴计算中找到。FR75N计算当量载荷PF75N轴承的寿命计算由于轴的内径为20MM，因此初步选的轴承为6204，轴承的额定寿命L与额定载荷C、当量栽荷P之间的关系为CL108RMINP其中E3将其换算成小时数表示轴承寿命，轴承寿命LH为E106C16667CLH3987932143H60NPNP设计时要求的寿命为5000H，轴承校核成功，因此选择轴承6204合适。224链传动设计1Z13，Z14的尺寸计算链条选用08A，链节距P127MM，计算相关链传动的尺寸，主动轮齿数为38，从动轮齿数为19，有EEA0MIN02Z1I1P114P则链长节数为5288，圆整取实际链长节数X53计算出实际中心距为A15008MM2Z17，Z18的尺寸计算链条选用08A，链节距P127MM，计算相关链传动的尺寸，主动轮齿数为19，从动轮齿数为19，有A0MIN02Z1I1P114P则链长节数为43，实际链长节数X43计算出实际中心距为A15179MM22铝盖封口机设计3Z18，Z19的尺寸计算链条选用08A，链节距P127MM，计算相关链传动的尺寸，主动轮齿数为，从动轮齿数为38，有A0MIN02Z1I1P114P则链长节数为43，实际链长节数X65计算出实际中心距为A22768MM2319铝盖封口机设计3心得体会本次专业课程设计相对于之前的课程设计难度大大提高，综合应用困难加大，对于培养我们的专业素养非常有利。这次课程设计，让我更加深刻的了解课本知识，对以疏忽的知识加以补充，在设计过程中遇到一些曾经记不清的公式和专业用语，都使用手册查明，有的数据很难查出，但是这些问题经过这次设计，都一一得以解决，这门学科中还有很多我没有搞清楚的问题，但是这次的课程设计给我相当的基础知识，为我以后工作打下了严实的基础。我认为这次课程设计不仅仅充实我的专业知识，更重要的是教给我很多学习的方法以及处事的道理。而这是以后最实用的。在步入社会以后，也要勇于接受社会的挑战，实践总结，再实践，再总结，在这个循环的过程中不断的充实自己，提高自身，实现个人的不断进步。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，但可喜的是最终都得到了解决。在三周的课程设计当中虽然遇到很多困难，但都在老师和同学的帮助下顺利克服。感谢在课程设计过程中老师给予的讲解和帮助。与讨论亦给予我很大帮助的同学们，谢谢你们的帮助和支持24铝盖封口机设计4参考资料（1）成大先主编，机械设计手册第四版第15卷，化学工业出版社，2002（2）徐灏主编，机械设计手册第2版，机械工业出版社，2001（3）蔡春源等编，机械设计手册，辽宁科学技术出版社，1990（4）龙振宇主编，机械设计，机械工业出版社，2002（5）周开勤主编，机械零件手册，高等教育出版社，199425铝盖封口机设计5附录齿轮1、2设计参数传递功率P1045KW传递转矩T19957N2M齿轮1转速N150R/MIN齿轮2转速N22500R/MIN传动比I200原动机载荷特性SF轻微振动工作机载荷特性WF均匀平稳预定寿命H10000小时三、布置与结构结构形式CONS闭式齿轮1布置形式CONS1悬臂布置齿轮2布置形式CONS2非对称布置（轴钢性较大）四、材料及热处理齿面啮合类型GFACE硬齿面热处理质量级别QMQ齿轮1材料及热处理MET145表面淬火齿轮1硬度取值范围HBSP14550齿轮1硬度HBS148齿轮1材料类别METN10齿轮1极限应力类别METTYPE111齿轮2材料及热处理MET245表面淬火齿轮2硬度取值范围HBSP24550齿轮2硬度HBS248齿轮2材料类别METN20齿轮2极限应力类别METTYPE211五、齿轮精度齿轮1第组精度JD117齿轮1第组精度JD127齿轮1第组精度JD137齿轮1齿厚上偏差JDU1F齿轮1齿厚下偏差JDD1L齿轮2第组精度JD217齿轮2第组精度JD22726铝盖封口机设计齿轮2第组精度JD237齿轮2齿厚上偏差JDU2F齿轮2齿厚下偏差JDD2L六、齿轮基本参数模数法面模数MN3端面模数MT300000螺旋角0000000度基圆柱螺旋角B00000000度齿轮1齿数Z124齿轮1变位系数X1000齿轮1齿宽B12500MM齿轮1齿宽系数D10347齿轮2齿数Z248齿轮2变位系数X2000齿轮2齿宽B22000MM齿轮2齿宽系数D20139总变位系数XSUM0000标准中心距A010800000MM实际中心距A10800000MM齿数比U200000端面重合度167471纵向重合度000000总重合度167471齿轮1分度圆直径D17200000MM齿轮1齿顶圆直径DA17800000MM齿轮1齿根圆直径DF16450000MM齿轮1齿顶高HA1300000MM齿轮1齿根高HF1375000MM齿轮1全齿高H1675000MM齿轮1齿顶压力角AT129841119度齿轮2分度圆直径D214400000MM齿轮2齿顶圆直径DA215000000MM齿轮2齿根圆直径DF213650000MM齿轮2齿顶高HA2300000MM齿轮2齿根高HF2375000MM齿轮2全齿高H2675000MM齿轮2齿顶压力角AT225563857度27铝盖封口机设计齿轮1分度圆弦齿厚SH1470903MM齿轮1分度圆弦齿高HH1307708MM齿轮1固定弦齿厚SCH1416114MM齿轮1固定弦齿高HCH1224267MM齿轮1公法线跨齿数K13齿轮1公法线长度WK12314938MM齿轮2分度圆弦齿厚SH2471155MM齿轮2分度圆弦齿高HH2303855MM齿轮2固定弦齿厚SCH2416114MM齿轮2固定弦齿高HCH2224267MM齿轮2公法线跨齿数K26齿轮2公法线长度WK25072697MM齿顶高系数HA100顶隙系数C025压力角20度端面齿顶高系数HAT100000端面顶隙系数CT025000端面压力角T200000000度七、检查项目参数齿轮1齿距累积公差FP1004675齿轮1齿圈径向跳动公差FR1003783齿轮1公法线长度变动公差FW1002975齿轮1齿距极限偏差FPT1001581齿轮1齿形公差FF1001190齿轮1一齿切向综合公差FI1001663齿轮1一齿径向综合公差FI10齿轮1齿向公差F1001255齿轮1切向综合公差FI1005865齿轮1径向综合公差FI1005296齿轮1基节极限偏差FPB1001486齿轮1螺旋线波度公差FF1001663齿轮1轴向齿距极限偏差FPX1001255齿轮1齿向公差FB1001255齿轮1X方向轴向平行度公差FX1001255齿轮1Y方向轴向平行度公差FY1000628齿轮1齿厚上偏差EUP1006324齿轮1齿厚下偏差EDN1025295齿轮2齿距累积公差FP2006239齿轮2齿圈径向跳动公差FR200447228铝盖封口机设计齿轮2公法线长度变动公差FW2003404齿轮2齿距极限偏差FPT2001660齿轮2齿形公差FF2001280齿轮2一齿切向综合公差FI2001764齿轮2一齿径向综合公差FI20齿轮2齿向公差F2000630齿轮2切向综合公差FI2007519齿轮2径向综合公差FI2006261齿轮2基节极限偏差FPB2001560齿轮2螺旋线波度公差F