毕业设计（论文）-旋转灌装机的设计.doc

旋转罐状机的设计 摘要：此次设计的主要目的是为实现葡萄酒的全自动罐装，与一般的罐装机不同的是：普通罐装机一次工序通常完成的是要么封口要么罐装，而本设计是要在一个工序上全自动完成罐装和封口。为保证罐装和封口的运动与具有停歇运动的转台工作时间适当，特在设计了一个与转台连接的六槽轮的同时，多设计了一个六槽轮，以便主动拨盘在脱离转台下的六槽论后，进入另一个六槽论，带动转台上的轴转动，完成对停歇在转台上的酒瓶进行罐装和封口，完后，当转台再次运转时，罐装和封口工作停止，直到下次转台再进入停歇状态。因为转台上的轴动力是由转台下经锥齿轮换向、减速传来的，而且它们的传动比为6，又因为锥齿轮的传动比一般不大于3，所以多设计了两根轴，以实现锥齿轮的两次换向、减速。关键字：旋转、罐装、槽轮机构、凸轮机构、曲柄滑块、锥齿轮。abstract: this design main goal is for realizes the grape wine completely automatic canned, with general canned machine is different: an ordinary canned machine working procedure usually completes is either the seal or canned, but this design is must the completely automatic complete canned and the seal in a working procedure. in order to guarantee canned and the seal movement with has the idle time movement the turnplate operating time operating time to be suitable, while has designed especially six v-belt pulleys which connects with the turnplate, has designed six v-belt pulleys, in order to driving plate after is separated from under the turnplate six to discuss, enters another six theory, drives on the turnplate the axis rotation, completes carries on canned and the seal to the idle time on the turnplate beverage bottle, after, when the turnplate revolves once more, canned and the seal work stops, will enter the idle time condition again until the next time turnplate. because on the turnplate axis power is by the turnplate under after the bevel gear commutation, decelerates transmits, moreover their velocity ratio is 6, also because the bevel gear velocity ratio is not bigger than 3 generally, therefore has designed two axes, by realizes the bevel gear two commutation, decelerates.key words: revolves, canned, the v-belt pulley organization, the cam gear, the crank slide, the bevel gear.0 选题背景食品和包装机械与国民经济十分密切。食品和包装机械行业是直接为食品和包装工业提供装备服务的,是食品和包装工业的组成部分。工业发达国家对食品和包装机械的发展十分重视,没有现代化的食品和包装机械,就没有现代化的食品和包装工业。民以食为天,饮食水平的高低是代表一个国家文明程度和人民生活质量高低的主要标志,发展我国食品和包装工业及机械制造业,可以充分利用国土资源,满足人民日益增长的物质文化的需要,有利于商品流通和为国家经济建设积累资金,也是振兴农村经济提高农民生活水平重要途径,对繁荣城乡贸易、扩大出口及解决劳动就业均有十分重要的作用。中国是产粮和果蔬大国,由于食品保鲜和深加工技术落后,每年经济损失达350亿元,因包装不善,每年造成的损失约200亿元。中国近年来每年进口食品和包装机械约20亿美元,在进口多的年份则超过中国同类机械的销售额。以目前机械工业整体水平和生产能力,合理调整产品结构,重点扶植食品和包装机械的发展是完全可以替代部分进口,扩大出口,为国家节约外汇和增加外汇收入。当代的机器设备集机、电、气、光、磁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和食品机械发展的趋势，形成了一个世界性的高技术、高智能和高竞争的发展趋势。全自动罐装和封口的旋转罐装机，随着时代的要求应运而生。该机罐装采用常压法，封口采用软木塞。其主要传动系统如下图1： 图 1 传动系统 1 电动机 2 带轮 3 蜗杆 4蜗轮 5 主动拨盘 6 六槽轮 7 六槽轮 8 转台 9 锥齿轮 10 凸轮机构 11 常压罐装阀 12 滑块 13 曲柄 14 软木塞 15 挤压软木塞的弹簧 16 输送带 其工作原理：电动机1经带轮2、蜗杆3和蜗轮4减速后传给主动拨盘5，然后主动拨盘5带动与转台上与瓶位相对应的六槽轮实现停歇转动，同时当主动拨盘5退出六槽轮时进入另一个六槽轮转动，经n4轴上转动比为i=3和i=2的两对锥齿轮带动凸轮机构10运动，从而将常压罐装阀向下压进行罐液，同时n6轴上的曲柄滑块机构对在封口工位上的玻璃瓶进行软木塞封口，最后输出封好口的葡萄酒瓶。该装置可以通过调节常压罐装阀的高度和曲柄滑块的长度的高度来进行对不同型号的玻璃瓶的罐装和封盖。 1 传动比分配六槽轮机构的运动系数： k=式中z为槽轮数。所以k=1/3，即六槽轮的运动时间是主动拨盘的三分之一，也就是六槽轮转过六分之一的时间是主动拨盘转动一圈时间的三分之一，罐装时间为主动拨盘转动一圈时间的三分之二。当罐装速度为12r/min时，六槽轮转过六分之一的时间是5/18s，则罐装和封口时间为：（5/18）*2=5/9s.选择罐装速度为10r/min时，其罐装时间是2/3s。所以罐装速度为12r/min的效率高些，且适当分配好常压罐装阀上凸轮机构的转动时间和封口装置上曲柄摇杆机构及压塞机构的时间，两者都可以满足时间上的要求。同时，当罐装速度为12r/min时，主动拨盘转过六圈，六槽轮才转一圈，因此主动拨盘的转速为：12r/min*6=72r/min。当罐装速度为10r/min时，主动拨盘的转速为：10r/min*6=60r/min. 所以，电动机到主动拨盘的传动比a方案为1440/60=24、b方案为1440/72=20、c方案为1440/60=24。传动比越大，其机构越庞大，所以在满足其他要求时，应该尽量选择传动比小点的机构。通过对槽轮机构和传动比的综合计算分析，选定方案号b 表 1 方案数据方案号转台直径 mm电动机转速 r/min罐装速度 r/min a 600 1440 10 b 550 1440 12 c 500 960 10总传动比为1440/12=120，因六槽轮机构可以实现传动比为6的减速，所以剩下的传动比为20。传动比的分配是：带轮实现i=2的减速，蜗杆蜗轮实现i=10的减速,到主动拨盘时轴速为1440r/min/20=72r/min，满足罐装速度为72r/min/6=12r/min的要求。2 v带传动的设计计算21 选择v带型号因为罐装机所需要传递的功率不是很大，所以选择普通v带传动即可。取电动机的额定功率为1kw，转速n=1440r/min，则计算功率可以根据下式计算： 式中： 工作情况系数，查机械设计第十一章表11.3，取 =1.2。 p 名义传动功率，kw。所以=1.2*1=1.2kw，再查机械设计第十一章图11.11普通v带选型图，选择z型号带。22 确定带轮基准直径在v带轮上，与所配用v带的节面宽度相对应的带轮直径称为基准直径，带轮愈小，传动尺寸结构越紧凑，但大的弯曲应力愈大，带容易产生疲劳断裂。为避免产生过大的弯曲应力，对各种型号的v带都规定了最小带轮基准直径 。查机械设计第十一章的带轮基准直径系列表11.4和最小带轮基准直径表11.5, 初定z型带轮，且基准直径为70mm。23 验算带速带速太高，会因离心力太大而降低带和带轮间的正压力，从而降低摩擦力和传动的工作性能，同时也降低带的疲劳强度；带速太低，所需有效拉力f大，要求带的根数多。带速计算式为： 式中，的单位为m/s;为带速。将=70，=1440r/min代入式中，得： m/s.一般情况下，带速在525 m/s之间就可以了。24 确定中心距和带的基准长度（1） 初定中心距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，因为：1）中心距愈小，带的长度愈短，在一定速下单位时间内带的应力变化次数愈多，会加速带的疲劳损坏；2）当传动比i较大时，短的中心距将导致包角过小。对于带的传动，中心距a一般可取为： 2.4-1根据带轮所要的传动比要求i=2可以计算出大带轮=140mm.由式2.4-1初步计算出带轮的中心距为=300mm。（2） 带长 当确定后，根据图二带几何关系可计算带的基准长度： = =933.95mm查机械设计第十一章图11.10选取=900mm。 图 2 带轮传动（3） 实际中心距 根据选取的标准基准长度，按下式计算实际中心距： =283mm实际中心距的调节范围的推荐值为： 25 验算小带轮包角由图2，=。由于值较小，因此 故小带轮包角为 = 满足要求。26 确定v带根数v带根数按下式计算： 2-6-1式中:为计算功率，kw; 为单根v带所能传递的额定功率，kw;为功率增量，kw；为包角修正系数；为带长修正系数。查机械设计第十一章表11.6，表11.7、表11.8、表11.10和表11.11取得：=0.37, =0.03,=0.97, =1.11。将=1.2kw代入式2-6-1得：取整数z=3。 3 蜗杆蜗轮传动的设计计算 31 选择传动类型和蜗杆蜗轮材料根据gb/t 100851988推荐，采用渐开线圆柱蜗杆传动（zi）。蜗杆用45钢，考虑效率高些，耐磨性好些，蜗杆螺旋面进行表面淬火，硬度为4550hrc。蜗轮用铸锡青铜，金属模铸造，为节省贵重金属，仅齿圈用用青铜铸成，轮心用铸铁ht150制造。32 确定蜗杆头数和蜗轮齿数蜗杆头数可根据要求的传动比和效率来选择，一般=14。选择的原则是：当要求传动比较大或要求传动自锁时，取=1，但传动效率低；要求具有高的传动效率或传动比不大时，可取=24。所以选择蜗杆的头数=2。蜗轮齿数的多少，影响运转的平稳性和承载能力，一般=2780。对于中小功率传动，常取=3050；若功率大于20，多取=5070。当22（=1）或26（1）时，发生根切和干涉，且啮合区显著减小，影响平稳性；当30时，则可始终保持有两对齿以上啮合，因此通常取28。另一方面也不能过多，当80时（对于动力传动），蜗轮直径将增大过多，在结构上相应就须增大蜗杆两支承点间的跨距，影响蜗杆轴的刚度和啮合精度；对一定直径的蜗轮，如取的过多，模数就减小甚多，将影响轮齿的弯曲强度。综上，查机械设计第十章表（普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数的匹配），取=4，由传动比i=10，蜗轮齿数在40左右，查表的=41，蜗杆模数为=4。33 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计，设计公式为： 式中： 蜗杆传动接触系数，用以考虑蜗杆类型、接触线长度和当量曲率半径对接触应力的影响，按蜗杆分度圆直径与中心距比（）查机械设计第十章图。 材料弹性系数，定义式与齿轮传动相同，对于青铜和铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时，取=160。 蜗轮齿面的许用接触应力，。 蜗杆蜗轮的中心距，mm。（1） 确定作用在蜗轮上的转矩按=4，根据机械设计第十章表10.8，估取，取带传动的效率，则 = =114600（2）确定载荷系数因载荷平稳，由机械设计第九章表选取使用系数。（3）确定许用接触应力 蜗轮材料为铸锡青铜，金属模铸造，蜗杆硬度，由机械设计第十章表查得其基本许用接触应力。假设蜗杆蜗轮每天工作16个小时，工作寿命7年，则应力循环次数： = =寿命系数： 导程角大时，蜗杆蜗轮的传动效率高些，通常，由 =所以=。蜗杆蜗轮的滑动速度为： = =按=1kw，由机械设计第十章图10.10查得=，采用油浴润滑，再由图10.11查得滑动速度影响系数，则许用接触应力： = =（4） 计算中心距 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故，假设蜗杆分度圆和传动中心距的比值，从图10.9可查得，则中心距： =取=125。（5） 校核和取中心距，因i=10，则从表中选取，蜗杆分度圆直径，分度圆导程角。这时，从图中可查得，滑动速度，查图1得，复算中心距 125mm,符合要求，因此计算结果可用。34 蜗杆蜗轮的主要参数和几何尺寸由表查得蜗轮齿数，变位系数；验算传动比，这时传动比误差为是允许的。蜗杆蜗轮的主要参数和几何尺寸如下表： 表 2 蜗轮蜗杆基本尺寸 名 称 代 号 数 值中心距 125蜗杆头数 4蜗轮齿数 41齿形角 模数 m 5 传动比 10 齿数比 u 10.25 蜗轮变位系数 蜗杆直径系数 q 10 蜗杆轴向齿距 蜗杆导程 蜗杆分度圆直径 蜗杆齿顶圆直径 蜗杆齿根圆直径 顶隙 c 渐开线蜗杆基圆直径 蜗杆齿顶高 蜗杆齿根高 蜗杆齿高 蜗杆导程角 渐开线蜗杆基圆导程角 蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮齿顶高 蜗轮齿根高 蜗轮齿高 蜗轮咽喉母圆半径 蜗杆轴向齿厚 7.85 蜗杆法向齿厚 4 槽轮机构的停歇传动设计旋转罐装机转台的停歇运动可用不完全齿轮或槽轮机构传动，因槽轮机构具有结构简单、工作可靠、外行尺寸小、机械效率高等特点，所以选择槽轮机构进行停歇传动。根据运动的需求，即转台要每转六分之一圈就要停歇一次，所以采用槽轮齿数，主动拨盘的圆销数的一对槽轮，同时由于传动的需要，要求再要一个槽轮以实现罐装阀以压塞机构上曲柄摇杆机构的适当运动。为加工方便，也选取与槽轮1一样的槽轮，即。当主动拨盘回转一周时，槽轮的运动时间与主动拨盘转一周的总时间之比，称为该槽轮机构的运动系数，并以表示。对于拨盘上只要一个圆销的槽轮机构，其运动系数为： 图 3 槽轮机构取中心距，圆销半径，则： = =100 = = 其中符号所代表的如图三所示。拨盘的直径以及槽轮轴的直径需满足下列条件： 根据轴径公式： 式中： 系数，实心轴，； 轴上传递的功率，； 轴的转速，。初估轴径。主动拨盘上：由机械设计第十九章表（轴几种常用材料的及值），选择轴的材料为45钢，查得取，初算轴径：。槽轮1上：。在根据上面、的条件限制，而且功率上面是按100%的效率计算，所以实际的轴径比求的要小些，可以满足要求。为减少设计的工作量和方便加工制造，槽轮2的设计尺寸可以和槽轮1的一样。根据槽轮齿顶厚度，确定锁止弧是以半径为，弧所对应的圆心度为的三分之一圆弧。需要注明的是，为了避免或减轻槽轮在开始转动和停止转动时的碰撞或冲击，圆销在开始进入径向槽或从径向槽脱出的瞬间，圆销中心的线速度方向均沿着径向槽的中心线方向，以便槽轮在启动或停止的瞬时角速度为零。所以，如图三所示的几何关系及槽轮的相关尺寸，圆销在进入或脱出槽轮时，其线速度都要沿着槽轮的中心线方向，即主动拨盘的圆销在进入或脱出槽轮的瞬间要与水平线成，如图3。5 锥齿轮的传动设计51 轴上的锥齿轮与槽轮2轴上相啮合的锥齿轮的传动设计这对锥齿轮要求实现的传动比为。一、 选定锥齿轮材料、热处理及精度考虑此对锥齿轮的功率及安装的限制，故大小锥齿轮都选用硬齿面渐开线直齿锥齿轮。（1） 锥齿轮材料及热处理大小锥齿轮（整锻结构）材料为。齿面渗碳淬火，齿面硬度为，有效硬化层深。根据机械设计第九章图和图，取，齿面最终成形工艺为磨齿。（2）轮齿精度按级，齿面粗糙度，齿根喷丸强化。装配后齿面接触率为70%。二、 初步设计锥齿轮传动的主要尺寸（1） 计算小齿轮传递的转矩 计=1，则： =（2） 确定齿数因为是硬齿面，故取，。（3） 计算基本尺寸 标准直齿锥齿轮 受力分析 图 4 安全系数由机械设计九章表9.15查得（按1%失效概率考虑）。小锥齿轮应力循环次数 大锥齿轮的应力循环次数 由图9.59查得寿命系数；实验齿轮应力修正系数；由图9.60预取尺寸系数，则许用弯曲应力： 根据齿根弯曲疲劳强度的计算式： 式中，齿形系数，根据当量齿数，由机械设计图查得； 应力修正系数，根据当量齿数，由图查得。得：=2.9取整数，则正确啮合条件： 所以，小锥齿轮的分度圆直径： 大锥齿轮的分度圆直径： 因，所以。由得： 小锥齿轮当量齿轮的齿数：（当量齿轮的齿数无须元整），同理，大锥齿轮当量齿轮的齿数：。为保证锥齿轮的连续传动，其应该满足重合度，直齿圆锥齿轮传动的重合度可按当量齿轮进行计算。即： 式中，分别为大小锥齿轮当量齿轮的齿顶圆压力角。其计算过程如下： ，当量齿轮基圆直径： 当量齿轮的齿顶圆直径，由得： 由，得 同样可得： 所以，重合度： = 满足重合度大于1的要求。齿宽系数，取，且。现将该对锥齿轮的主要几何尺寸计算列出，如下表： 表 3 锥齿轮基本尺寸 名 称 代 号 计算数值 分度锥角 分度圆直径 锥距 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿顶角 齿根角 齿顶锥角 齿根锥角 分度圆齿厚 齿 宽 当量齿数 当量齿数比 平均模数 平均分度圆直径 当量齿轮的分度圆直径 三、 锥齿轮传动的强度校核直齿锥齿轮的强度计算比较复杂。为了简化计算，通常按其齿宽中点的当量齿轮进行强度计算。这样，就可以直接引用直齿圆柱齿轮的相应公式。因直齿锥齿轮的制造精度较低，在强度计算中一般不考虑重合度的影响，即取齿间载荷分配系数、重合度系数、的值为1。（1） 轮齿受力分析忽略齿面摩察力，并假设法向力集中作用在齿宽中点上，在分度圆上可将其分解为圆周力、径向力和轴向力相互垂直的三个分力，如图4 b所示。各力的大小分别为： 式中，为小齿轮的名义转矩，则 各力的方向：主动圆周力的方向与轮的转动方向相反；从动轮圆周力的方向与轮的转动方向相同；主从动轮的径向力分别指向各自的轮心；轴向力则分别指向各自的大端。（2） 齿面接触疲劳强度计算以当量齿轮作齿面接触疲劳强度计算，则： 其中为许用接触应力，其计算式为： 式中：失效概率为1%时，试验齿轮的齿面接触疲劳极限，由图查得； 接触疲劳强度的寿命系数，其值可根据当量齿轮的应力循环次数，查图得，； 工作硬化系数，取； 接触疲劳强度的尺寸系数，考虑尺寸增大使材料强度降低的系数，其值由 图查得； 接触疲劳强度的最小安全系数，可由表查得。计算得：。 将带入式： =1234同时由接触疲劳的设计公式： =51.85mm式中个参数按前述确定。由前面计算知51.85mm，所以满足。（3） 齿根弯曲疲劳强度计算安全系数由机械设计九章表9.15查得（按1%失效概率考虑）。小锥齿轮应力循环次数 大锥齿轮的应力循环次数 由图9.59查得寿命系数；实验齿轮应力修正系数；由图9.60预取尺寸系数，则许用弯曲应力： 根据齿根弯曲疲劳强度的计算式： 式中，齿形系数，根据当量齿数，由机械设计图查得； 应力修正系数，根据当量齿数，由图查得。以当量齿轮的有关参数带入下式，可得直齿锥齿轮传动的齿根弯曲疲劳强度的设计公式，得：=2.9；=2.1。由前面计算知，所以满足。 52 轴下端锥齿轮与轴前端的锥齿轮（如图一）的传动设计这对锥齿轮要求实现的传动比为。一、 选定锥齿轮材料、热处理及精度考虑此对锥齿轮的功率及安装的限制，故大小锥齿轮都选用硬齿面渐开线直齿锥齿轮。（1） 锥齿轮材料及热处理大小锥齿轮（整锻结构）材料为。齿面渗碳淬火，齿面硬度为，有效硬化层深。根据机械设计第九章图和图，取，齿面最终成形工艺为磨齿。（2） 轮齿精度按级，齿面粗糙度，齿根喷丸强化。装配后齿面接触率为70%。二、 初步设计锥齿轮传动的主要尺寸（1） 计算小齿轮传递的转矩 计=1，则： =（2） 确定齿数因为是硬齿面，故取，。（3） 基本尺寸的确定安全系数由机械设计九章表9.15查得（按1%失效概率考虑）。 小锥齿轮应力循环次数 大锥齿轮的应力循环次数 由图9.59查得寿命系数；实验齿轮应力修正系数；由图9.60预取尺寸系数，则许用弯曲应力： 根据齿根弯曲疲劳强度的计算式： 式中，齿形系数，根据当量齿数，由机械设计图查得； 应力修正系数，根据当量齿数，由图查得。得：=2.9取整数，则正确啮合条件： 所以，小锥齿轮的分度圆直径： 大锥齿轮的分度圆直径： 因，所以。由，得： 小锥齿轮当量齿轮的齿数：（当量齿轮的齿数无须元整），同理，大锥齿轮当量齿轮的齿数：。 为保证锥齿轮的连续传动，其应该满足重合度，直齿圆锥齿轮传动的重合度可按当量齿轮进行计算。即： 式中，分别为大小锥齿轮当量齿轮的齿顶圆压力角。其计算过程如下： ， 。当量齿轮基圆直径： 当量齿轮的齿顶圆直径，由，得： 由，得 同样可得： 所以，重合度： = 满足重合度大于1的要求。齿宽系数，取，且。现将该对锥齿轮的主要几何尺寸计算列出，如下表： 表 四 锥齿轮基本尺寸 名 称 代 号 计算数值 分度锥角 分度圆直径 锥距 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿顶角 齿根角 齿顶锥角 齿根锥角 分度圆齿厚 齿 宽 当量齿数 当量齿数比 平均模数 平均分度圆直径 当量齿轮的分度圆直径 三、锥齿轮传动的强度校核直齿锥齿轮的强度计算比较复杂。为了简化计算，通常按其齿宽中点的当量齿轮进行强度计算。这样，就可以直接引用直齿圆柱齿轮的相应公式。因直齿锥齿轮的制造精度较低，在强度计算中一般不考虑重合度的影响，即取齿间载荷分配系数、重合度系数、的值为1。（1） 轮齿受力分析忽略齿面摩察力，并假设法向力集中作用在齿宽中点上，在分度圆上可将其分解为圆周力、径向力和轴向力相互垂直的三个分力。各力的大小分别为： 式中，为小齿轮的名义转矩，则 各力的方向：主动圆周力的方向与轮的转动方向相反；从动轮圆周力的方向与轮的转动方向相同；主从动轮的径向力分别指向各自的轮心；轴向力则分别指向各自的大端。（2） 齿面接触疲劳强度计算以当量齿轮作齿面接触疲劳强度计算，则： 其中为许用接触应力，其计算式为： 式中：失效概率为1%时，试验齿轮的齿面接触疲劳极限，由图查得； 接触疲劳强度的寿命系数，其值可根据当量齿轮的应力循环次数，查图得，； 工作硬化系数，取； 接触疲劳强度的尺寸系数，考虑尺寸增大使材料强度降低的系数，其值由 图查得； 接触疲劳强度的最小安全系数，可由表查得。计算得：。 将带入下式： =同时由接触疲劳的设计公式： =47mm式中个参数按前述确定。由前面计算知47mm，所以满足。同理，得： =52（3） 齿根弯曲疲劳强度计算安全系数由机械设计九章表9.15查得（按1%失效概率考虑）。小锥齿轮应力循环次数 大锥齿轮的应力循环次数 由图9.59查得寿命系数；实验齿轮应力修正系数；由图9.60预取尺寸系数，则许用弯曲应力： 根据齿根弯曲疲劳强度的计算式： 式中，齿形系数，根据当量齿数，由机械设计图查得； 应力修正系数，根据当量齿数，由图查得。以当量齿轮的有关参数带入下式，可得直齿锥齿轮传动的齿根弯曲疲劳强度的设计公式，得：=2.6；=2.1。由前面计算知，所以满足。53 轴上端的锥齿轮与轴左端的锥齿轮（如图1）的传动设计这对锥齿轮要求实现的传动比，它们的材料和基本尺寸可参看轴下端的锥齿轮，锥齿轮和可选取与锥齿轮同样的。6 罐装装置的设计计算一、罐装原理及罐装装置的设计用于罐装的液料主要是低黏度的葡萄酒液料，其可以依靠自身的重量产生一定速度的流动，所以选择常压法罐装。常压法罐装，是在大气压力下直接依靠被罐液料的自重流入包装容器内的罐装方法。常压罐装的工艺过程为：（1）进液排气，即液料进入容器，同时容器内的空气被排出；（2）停止进液，即容器内的液料达到定量要求时，进液自动停止；（3）排除余液，即排除排气管中的残液。该罐装机要求每次的罐装量一定，因为容积定量法罐装的精度较高，所以采用的定量方法为定量杯定量罐装，其罐装原理如下图5： 图 5 定量杯定量罐装原理图 1、凸轮 2、凸轮轴 3、推杆 4、密封圈 5、固定量杯 6、密封垫圈 7、活动套塞 8、进液管 9、弹簧 10、排气空 11、罐装头盖 12、进液孔其罐装原理为：由前面设计的传动比知道，当瓶子位于罐装工位时，凸轮轴1带动凸轮2旋转，从而凸轮2将推杆3向下压，推杆3推动罐装头盖11向下运动，同时，与罐装头盖连在一起的进液管8向下运动，当运动到一定距离时，液体就可以从进液孔12通过进液管8向瓶里输液，瓶里的残余气体将从排气孔10排出，完成罐液程序。在被拉弹簧9的拉力下，推杆将自动恢复到原来位置，完成一个循环。并且可根据需要，调节活动套塞7以调节罐装的液体容积。二、罐装装置的尺寸计算设计此罐装机的主要目的是实现葡萄酒的全自动罐装，罐装每瓶葡萄酒的标准容积为，葡萄酒瓶的高度取为，瓶口的直径取，瓶口厚度取。假设罐装装置的定量杯内径为，则定量杯内的液面到活动套塞上端的高度，由公式：得：。所以固定量杯的高度，取。进液管上的进液孔取直径，其中心点到进液管顶端的距离为，取进液管总长为，当推杆向下超过时，就开始向瓶里输液，在推杆的运动行程不超过时，罐装头盖正向瓶口对齐，以便准确向瓶内输液。所以凸轮的运动行程应该不小于，取凸轮的运动行程。推杆长度，活动套塞的总长度，其上的进液沟深为，沟长，如图6。罐装头盖上的两个排气孔最下端中心线的距离为，其上的进液口径为，罐装时，罐装头盖距瓶口的距离应该小于。罐装头盖的直径为，其上两边的导杆孔直径为，其中心线距罐装头盖最边端的距离为，如图7。 图 6 活动套塞 图 7 罐装头盖三、凸轮轮廓曲线的设计此凸轮机构属于对心机构，现用图解法对其曲线轮廓进行设计。设凸轮以等角速度顺时针回转，其基圆半径：式中，为偏心距，等于0；为许用压力角，取。经计算取。凸轮机构工作时，凸轮和从动件都在运动。为了在图纸上画出凸轮轮廓曲线，应当使凸轮与图纸平面相对静止，为此，可采用如下的反转法：使整个机构以角速度绕转动，同时从动件又以原有运动规律相对机架往复运动。 图 8 凸轮轮廓曲线及速度时间函数运用反转法绘制盘形凸轮机构轮廓曲线的方法和步骤如下： （1）、将基圆12等分，根据推杆的运动行程为计算出，再根据凸轮的运动规律依次计算出、，再将它们连成光滑的曲线。凸轮的另外半边为对称的，有前也可以画出，如图8。 （2）、凸轮的最大压力角在点上（如图8），过点与基圆相切，则切线与所夹的锐角即为最大压力角，计算得。7 封口装置的设计计算一、 工作原理及机构设计该罐装的封口采用软木塞，其压塞机构采用曲柄滑块机构。其工作原理是：软木塞由于自重经塞桶7落入软木塞槽6，然后被凸轮5压入压塞管道，与此同时，与罐装头盖连接的导瓶口盖4将瓶口对中，最后，在曲柄滑块机构的滑块活塞3的推力下，软木塞被压入瓶口，完成封口程序，如图九。 图 9 封口装置 1、曲柄 2、与滑块连在一起的曲柄导盖 3、活塞 4、导瓶盖 5、凸轮 6、软木塞槽 7、软木塞桶 二、基本尺寸的计算 假设软木塞的长度为，导瓶口盖对中好瓶口后距软木塞导槽底线的距离，则压口塞的运动行程应该为，取，所以，（如图九），且，取。其图解法设计如下： （1）、如图十，以为圆心，作半径为=的圆，因为，所以当杆和杆垂直时，。假使塞管的内径为，则在杆和杆垂直，杆与运动中心线（即）的夹角最大为：，此时，塞管壁超过点的距离为，取。所以塞管壁顶端离点的距离（取），否则，塞管壁将阻碍滑块的运动。（2）、点到导瓶口盖底端的距离与罐液装置上凸轮中心线到罐装头盖底端的距离一样为，由（1）知，所以塞管壁的总长： 压口塞（如图9的2）的长度 ，取。 图 10 曲柄滑块机构的图解法8 轴的设计计算81 的设计计算一、选择轴的材料选择轴的材料为45钢，因其有足够的强度，并对应力集中敏感性低；同时还满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性及良好的加工性。经调质处理，硬度为，由机械设计第十九章表查得对称循环弯曲许