直线型低粘度液体灌装机设计【含CAD图纸、说明书】
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直线式液体灌装机设计【
直线式液体灌装机设计
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灌装机设计【
液体灌装机设计
液体灌装机设计【
设计】直线型
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摘 要主要介绍了一种为液体饮料生产企业设计的自动灌装生产线。分析了定量常压式灌装设备的国内外现状，探讨了产品的市场开发背景，对设备的基本原理、结构设计以及各个子系统，如供送系统、灌装系统、控制系统以及执行系统的主要功能都作了详细介绍，论述了设备开发过程中采用的一些关键技术：采用继电器控制，系统控制简单方便；执行系统可靠性高、稳定性好；传感器的应用更是提高了设备的可靠性；抗干扰设计和一体化的设计简化了系统结构，降低了重量，节省了成本。首先，通过对比和分析完成了对各个子系统环节的选择与设计的基本思想和开发思路；其次，对设备进行了准确度等级的检测实验和产品实例分析；最后，对系统的各个组成机构进行了整体一致性的分析和控制。设备具有精度高、速度快、稳定可靠、操作简单等优点。可广泛应用于饮料、药剂等低粘度液体的灌装，具有较高的应用价值和良好的市场前景。关键词：灌装；直线型；低粘度AbstractMainly introduces a kind of liquid beverage manufacturing enterprise design for the automatic filling line. Analyzes the quantitative atmospheric type filling equipment situation at home and abroad, and explore the products market development background of equipment, the basic principles, structural design and the various subsystems, such as for conveying system, filling system, control system and implement the main functions of the system are discussed in detail, the equipment used in the process of development of some key techniques: use relay control, simple and convenient control system; Execution system reliability, high stability; Sensor applications more is to improve the reliability of equipments; Anti-interference design and the design of unifinication of simplified systems structure, reduce the weight, saving the cost. Research results and main work include: first, through the comparison and analysis of each subsystem completed the selection and design of the link a basic idea and developing thinking; Secondly, the accuracy level of equipment of detection experiments and product example analysis; Finally, the system component agencies the overall consistency of analysis and control. Equipment has high accuracy, speed, stable and reliable, simple operation etc. Can be widely applied in beverage, pharmacy, etc low viscosity fluid filling, it has higher application value and good market prospect.Key words ：filling；linear；low liquid目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1 课题研究的背景及意义11.1.1 课题研究的背景11.1.2 课题研究的目的和意义11.2 国内外饮料灌装机械的发展概况21.2.1 国外饮料灌装机的发展情况21.2.2 国内饮料灌装机的发展情况2第2章 灌装机械的总体结构设计42.1 方案的提出42.2 方案的拟定42.2.1 灌装机类型的选择42.2.2 灌装方法的选择5第3章 液料供送系统的设计63.1 输送管路的设计63.2 灌装时间的计算7第4章 传动系统的总体设计94.1 板式输送机的设计计算94.1.1 参数的选择和确定94.1.2 牵引力的计算94.1.3 输送机链轮的设计114.2 电动机的选择124.3 传动系统的运动和动力参数计134.4 减速器的传动零件的设计计算134.4.1 选定齿轮类型及材料134.4.2 按齿面接触疲劳强度设计144.4.3 按齿根弯曲疲劳强度校核164.4.4 几何尺寸计算174.5 轴的结构设计174.5.1 高速轴的设计及联轴器的选取174.5.2 低速轴的设计及联轴器的选取194.6 轴的强度校核204.6.1 高速轴的强度校核204.6.2 低速轴的强度校核254.7 滚动轴承的强度校核294.7.1 高速轴滚动轴承的强度校核294.7.2 低速轴滚动轴承的强度校核29第5章 控制系统的设计和选用305.1 电器元件的选择305.2 电气控制线路的设计31结 论34致 谢35参考文献36CONTENTSAbstractIChapter 1 Introduction11.1 The background and significance of research11.1.1 Subject research background11.1.2 The study of purpose and meaning11.2 The development of domestic and foreign drinks filling machine21.2.1 Foreign drinks filling machine21.2.2 The development of domestic drinks filling machine2Chapter 2 The general structure of the filling machine design42.1 Plan put forward42.2 Scheme of the recommended42.2.1 Filling machine types of choice42.2.2 Filling the choice of methods5Chapter 3 Liquid material for send the design of the system63.1 Conveying pipeline design63.2 Filling time calculation7Chapter 4 Drive the design of the whole system94.1 Transport line design calculation94.1.1 The choice of parameters and determined94.1.2 Traction calculation94.2 Motor choice114.3 The transmission system of sport and dynamic parameters plan114.4 The speed reducer design and calculation of the transmission parts124.4.1 Selected types and materials gear124.4.2 According to the tooth contact fatigue strength design124.4.3 According to the tooth root bending fatigue strength check144.4.4 Geometry size calculation154.5 Shaft structure design164.5.1 The shaft of the selection of design and coupling164.5.2 The design of the low speed shaft coupling and selection174.6 Shaft intensity184.6.1 The shaft of intensity184.6.2 The low speed shaft intensity224.7 The rolling bearing strength check274.7.1 The shaft of rolling bearing strength check274.7.2 Low speed shaft of rolling bearing strength check27Chapter 5 The design of control system and selection305.1 The choice of electrical components305.2 The electrical control circuit design31Conclusion34Thanks35References3638第1章 绪论1.1 课题研究的背景及意义1.1.1 课题研究的背景我国饮料灌装机械制造业起步晚，20世界60年代前基本是空白，当时国内的啤酒厂和汽水厂都是使用美国和日本20世纪3040年代的设备，工艺落后，机械陈旧，严重影响了我国啤酒和汽水饮料工业的发展，1967年我国才开始研制和生产灌装机械。进入20世纪70年代，我国先后引进了一些国外灌装生产线，在装备一些设备的同时，也促进了我国包装机械行业进入了一个新的发展时期。机械，轻工，军工等领域的一些企业开始在仿制和消化国外技术的基础上，又开发和研制出了各种中小型的灌装机械1，提供给国内的一些饮料生产厂，促进了我国饮料业的发展。进入20世纪80年代，我国采用技术贸易结合的方式，引进德国SEN公司的20000瓶/小时的啤酒灌装生产线和日本三菱公司18000瓶/小时的含气饮料灌装生产线的制造技术，到1991年又引进了德国KHS公司30000瓶/小时的啤酒灌装生产线2及生产技术。这样我国不仅能够生产中小型的灌装机，而且能够生产大型灌装机，技术水平上了一个新的台阶，将我国的液体灌装设备制造业的整体水平提高到了一个新的水平。1.1.2 课题研究的目的和意义随着现代科学技术的发展，人民生活水平的提高，人们的消费习惯也随之相应的变化，同时对消费品的包装提出了更高的要求，而液态产品的包装在包装行业中占有很大比例，这是由于液体包装涉及的行业广泛、品种繁多，如饮料方面的汽水、果汁、牛奶、矿泉水、蒸馏水、啤酒、果酒等；调味品方面的酱油、醋、味精液、果酱等；药品方面的针剂、糖浆、酊剂、气雾剂等；农药乳剂、化工产品的各种瓶装、化妆品等，要满足日益增长的液体产品的需要，就应大力发展液体产品的灌装机械。1.2 国内外饮料灌装机械的发展概况1.2.1 国外饮料灌装机的发展情况在饮料灌装机械设备方面，美国、德国、日本、意大利和英国的制造水平相对较高。这些设备呈现出新的发展动向：多功能同一台设备，可进行茶饮料、咖啡饮料和果汁饮料等多种饮料的热灌装；均可进行玻璃瓶与聚酯瓶的灌装。高速度、高产量：碳酸饮料灌装机的灌装速度最高达2000罐/分，德国H&K公司、SEN公司、KRONES公司，其灌装机的灌装阀分别达到165头、144头、178头。非碳酸饮料灌装机的灌装阀50100头，灌装速度最高达1500罐/分。技术含量高、可靠性高：全线的自控水平高和全线效率高3。在线检测装置和计量装置配套完备，能自动检测各项参数4、计量精确。集机、电、气、光、磁为一体的高新技术产品不断涌现。整套供应能力强：如一条饮料包装线，由微电脑件、控制软件、包装封盖配套组合，现实生产力与理论科技相结合。1.2.2 国内饮料灌装机的发展情况我国饮料灌装设备基本是在引进设备和技术的基础上发展起来的，经过引进和消化吸收，我国饮料灌装水平已有很大提高，特别是150瓶（罐）/分以上生产能力的灌装生产线基本可以成套供应，目前南京轻工机械厂、合肥轻工机械厂和广东轻工机械厂已能提供生产能力高达600瓶/分的玻璃瓶和600罐/分的易拉罐饮料或啤酒灌装生产线，主要设备包括灌装机5、封罐机（压盖机、旋盖机）、纸箱包装机和杀菌机。灌装能力如下：灌装机/封罐机头数：18/4 、30/6、40/6、60/8 ；灌装速度6：罐(瓶)/分：150、300、500、600。聚酯瓶灌装生产线基本与玻璃瓶灌装机7通用，经过调整后，可以一机两用，灌装能力8为250ml瓶为24000瓶/时；1250ml瓶为720瓶/时。中小规模的非充气饮料灌装线包括玻璃瓶灌装生产线和易拉罐灌装生产线，生产能力40200瓶（罐）/分9第2章 灌装机械的总体结构设计2.1 方案的提出本设计由灌装水厂提出，设计要求:对现有的直线型液体灌装机做一些技术上的改进,使直线型灌装生产线性能有大的提高. 用途：包装低粘度的不含气体的液体饮料（如矿泉水、饮料等）包装规格：灌装矿泉水。灌装瓶规格：灌装体积为550ml,瓶口直径60mm。包装材料：塑料瓶灌装能力：100000瓶/天灌装时间:12s/次设计要求：结构简单，成本低，工作稳定性较好，方便控制2.2 方案的拟定2.2.1 灌装机类型的选择按灌装瓶的主要运动形式可将灌装机分成：旋转型灌装机、直线型灌装机等。1. 旋转型灌装机待罐瓶由传送系统（一般经洗瓶机由输送带输入或人工送入灌装机进瓶机构），瓶子由灌装机转盘带动绕主轴旋转运动进行连续灌装，转动近一周时瓶子以灌满，然后由转盘送入压盖机进行压盖。这种灌装机在食品饮料行业应用最广泛，如汽水、果汁、啤酒、牛奶的灌装，此机主要由供料系统、供瓶系统、灌装阀、大转盘、传动系统、机体、自控等部分所组成，其中灌装阀是保证灌装机能否正常工作的关键。2. 直线型灌装机灌装瓶沿着平直的直线运动，进行成排灌装。凡送来一排空瓶由推瓶板向前推送一次，到送至灌装管的下方时，阀门打开进行灌装，间歇进行操作。这种灌装机相对旋转灌装机来讲，结构比较简单，制造方便，但占地面积比较大，而且间歇运动，生产能里的提高也受到一定限制，因此一般只用于无气液料类额灌装。方法比较：根据原始数据及灌装要求，选择直线型灌装机比较合理。2.2.2 灌装方法的选择各种液体产品的物理性质和化学性质均不相同，在灌装过程中，为了使产品的特性保持不变，必须采用不同的灌装方法。一般灌装机常采用下列几种灌装方法：1. 常压法常压法也称纯重力法，即在常压下，液料依靠自重流进包装容器内。大部分能自由流动的不含气液料都可用此方法灌装，例如：白酒、矿泉水等低粘度液体。2. 等压法等压法也称压力重力式灌装法，即在高于大气压的条件下，首先对包装容器充气，使之形成与储液箱内相等的气压，然后再依靠被灌装液料的自重流进包装容器内。这种方法普遍用于含气饮料，如：啤酒、汽水等的灌装。采用此种方法的灌装，可以减少这类产品中所含二氧化碳的损失，并能防止灌装过程中过量的起泡而影响产品质量和定量精度。3. 压力法 利用机械压力或气压，将被灌物料挤入包装容器内，这种方法主要用于灌装粘度较大的稠性物料，例如：番茄酱、牙膏等，有时也可用于汽水类软饮料的灌装，这时靠汽水本身的气压直接灌入未经充气等压的瓶内，从而提高了灌装速度，形成的泡沫因汽水中无胶体尚易消失，对灌装质量有一定影响，但不算太大。方法比较：考虑液体本身的工艺性能，如粘度、重度、含气性、挥发性等因素，采用常压法进行灌装。第3章 液料供送系统的设计3.1 输送管路的设计从储液槽到灌装机储液箱的输液管路一般均用圆管。设计时，首先要合理选择它的内径和壁厚。1. 圆管内径、圆管的截面积A=4d2u=VA故得：d=4Vu式中 A圆管截面积，m2； d输液管的内径，m； u液料在管内的流速，m/s； V体积流量，m3/s；可见，欲求d必先求V及u。为此写出： V=W=GbQmax3600 （3-1） 式中 W管内质量流量，kg/s； 液料密度，kg/m3； Gb每瓶灌装液料的质量，kg/pc； Qmax灌装机最大生产能力，pcs/h；将数据代入公式（3-1）中即： V=0.551400036001000=0.0021 m3/s流速u可根据文献17表32.5-11查得：自来水的流速u=3m/s，则：d=40.00213.143=20 mm 在流量保持定值的条件下，虽然提高流速会使管径和设备投资费用都相应减少，但往往要增加输送液料所需的动力和操作费用。2. 圆管壁厚 圆管的壁厚一般根据他的面耐压和耐腐蚀等条件，按标准选用取b=5mm。3.2 灌装时间的计算根据定量方法和灌装阀管口伸至瓶内位置的不同对灌装时间影响也不同。设定量杯的横截面积为定值A0，当内存液料距离管口的高度为Z时，其瞬时流量：q=-A0dzdt=cA02g(Pg+z)将上式转换为：dt=-F0dzcA02g(Pg+z)则定量杯所存的液料全部注入瓶内所需的灌装时间：t=-z1z2F0dzcA02g(Pg+z) =2F0cA02g(Pg+z1-Pg+z2) （4-2）式中 z1定量杯中充满液料时距离管口的高度，m； z2定量杯流完液料时距离管口的高度，m；将相关数据代入公式（4-2）中得：t=2143.146010-320.5143.142010-322021.010310+3-21.010310+2.5=6.01 s根据设计要求可知，灌装时间满足使用要求。第4章 传动系统的总体设计4.1 板式输送机的设计计算4.1.1 参数的选择和确定1. 底板宽度的确定对于有挡边的板式输送机：B=b+（100150）式中 B底板宽度，mm b成件物品的最大横向尺寸，mm则： B=120+150=270mm2. 挡边高度由文献18表13-2选取挡边高度为100mm3. 运行速度由文献18表13-3选取板式输送机运行速度v=0.16m/s4.1.2 牵引力的计算1. 输送机单位长度载荷的计算（1） 对于承载分支q=q0+qM（2） 对于空载分支q=q0式中 q承载分支上单位长度的载荷，kg/m q空载分支上单位长度的载荷，kg/m q0行走部分单位长度的质量，kg/m qM底板上单位长度物料的质量，kg/m B底板宽度，m A底板重量系数，由文献18表13-9查得A=40 GV单位物重，kg a成件物的距离，m 则： q0=600.25+0.04=15.04kg/mqM=0.55/0.05=11kg/mq=15.04+11=26.04kg/mq=15.04kg/m2. 牵引链的最小张力牵引链的最小张力可以取所选用的许用张力的5，但单根链条的张力不得小于500N最小张力值可依据经验计算：Smin=（300B+2Lc）g式中 Smin牵引链的最小张力，N Lc承载分支的水平投影长度，m g重力加速度，g=9.81m/s2则： Smin=（3000.25+230）9.81=1324.35N500N3. 牵引力的计算P=K1Fv1000式中 P电动机功率，kW K1功率备用系数，一般取K1=1.11.2 驱动装置的传动效率，=0.82则：F=10000.8231.10.16=13977.3N=14 kN4.1.3 输送机链轮的设计根据减速器的输出轴进行设计计算。输送链水平布置，按低速设计。1. 选择链轮齿数取从链轮齿数z1=21，大链轮的齿数为z2=iz1=700/902. 确定计算功率由文献20表9-7查得KA=1.0，由文献20图9-13查得Ka=1.24，单排链，则计算功率：Pca=KAKZp=1.01.243=3.723. 选择链条型号和节距根据Pca=3.72kW， n1=700r/min，查文献20图9-11，可选05B，其主要参数如表4-2所示表4-2 链的规格和主要参数ISO链号节距p滚子直径d1内链节内宽b1销轴直径d2内链板高度h2排距pt抗拉载荷mmkN05B8532.317.115.644.44. 计算链节数和中心距初选中心距a0=(3050)p=(3050)8=240400mm，取a0=300mm，相应链长节数为：LP0=2a0p+z1+z22+z2-z122pa0=142.77 mm取链长节数Lp=142节。查文献20表9-8得到中心距计算系数f1=0.24467，则链传动的最大中心距为：a=f1p2Lp-z2+z1=309.37664 mm5. 计算链速v，确定润滑方式v=n1z1p601000=700218601000=1.96 m/s由v=1.96m/s 和链号05B，查文献20图9-14采用定期人工润滑。6. 计算压轴力Fp有效圆周力为：Fe=1000PV=100031.96=1530.612 N链轮水平布置时的压轴力系数：KP=KFPFe=1.151530.612=1760.2038 N7. 链轮的主要尺寸(1) 分度圆直径dd=psin(180z)2=8sin180105=267.42 mm(2) 齿顶圆直径dada=d+1.25p-d1=267.42+1.258-5=272.42 mm(3) 齿根圆直径dfdf=d-d1=267.42-5=262.42 mm(4) 齿高haha=0.625p-0.5d1+0.8pz=2.56 mm(5) 最大轴凸缘直径dgdg=pcot180z1-1-0.8=258.56 mm4.2 电动机的选择设计一级直齿圆柱齿轮减速器，根据输送机的牵引力F=14kN，运行速度v=0.16m/s，初步计算出输送机所需的功率P=140.16=2.24kW，选用型号为Y100L-2的三相异步电动机，其额定转速n=2880r/min，额定功率PW=3kW，最大转矩T=2.2kNm，传递效率=0.82，外形尺寸：长宽高=380205245mm。4.3 传动系统的运动和动力参数计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算传动比： i=n1n2=2880700=4.11轴（减速器高速轴）n1=2880 r/minP1=Pwc式中 c联轴器传递效率，查文献19表3-1知c=0.99 则：P1=30.99=2.97 kWT1=9550P1n1=95502.972880=9.85 kNmm轴（减速器低速轴）n2=700 r/minP2=P1cg式中 g8级精度圆柱齿轮的传递效率，取g=0.97 则：P2=2.970.970.99=2.88 kWT2=9550P2n2=95502.88700=39.29 kNmm将上述计算结果汇总见表4-1：4.4 减速器的传动零件的设计计算4.4.1 选定齿轮类型及材料1. 输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。2. 材料选择：由文献20表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料45钢（调质）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS。3. 初选小齿轮齿数z1=17，大齿轮齿数z2=iz1=4.1117=69.87，圆整后取z2=70。4.4.2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式计算即： d1t2.323KT1d1(ZEH)2 （4-1）1. 确定公式内的各计算数值(1) 试选载荷系数Kt=1.3。(2) 计算小齿轮传递的转矩。T1=95502.972880=9.85 kNmm(3) 由文献20表10-7选取齿宽系数，两支承相对小齿轮做不对称布置取d=1。(4) 由文献20表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2(5) 由文献20图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。(6) 计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60288012830015=1.241010N2=N1i=1.2410104.11=3.03109(7) 由文献20图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.86。(8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1 安全系数S=1则：H1=KHN1lim1S=0.9600=540 MPaH2=KHN2lim2S=0.86550=473 MPa2 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t代入H中较小的值。d1t2.3231.39.8510314.11+14.11(189.8473)2=31.75 mm(2) 计算圆周速度v。v=d1tn1601000=3.1431.752880601000=4.79 m/s(3) 计算齿宽b。b=dd1t=131.75=31.75 mm(4) 计算齿宽与齿高之比b/h。模数: mt=d1tZ1=31.7517齿高: h=2.25mt=2.251.86=4.185 mmbh=31.754.185=7.59(5) 计算载荷系数。根据v=4.79m/s，8级精度，由文献20图10-8查得动载荷系数Kv=1.19；直齿轮KH= KH=1；由文献20表10-2查得使用系数KA=1；由文献20表10-4用插值法查得八级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.423。由b/h=7.59，KH=1.423查文献20图10-13得KF=1.47；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.1911.423=1.693(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d：d1=d1t3KKt=31.7531.6931.3=34.67 mm(7) 计算模数m。m=d1z1=34.6717=2.04 mm4.4.3 按齿根弯曲疲劳强度校核由弯曲疲劳强度的设计公式m32KT1dz12(YFYSF)1 确定公式内的各计算数值(1) 由文献20图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa(2) 由文献20图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.8，KFN2=0.85(3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 则:F1=KFN1FE1S=0.85001.4=285.7 MPaF2=KFN2FE2S=0.853801.4=230.7 MPa(4) 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.1911.47=1.749(5) 查取齿形系数由文献20表10-5查得YF1=2.97，YF2=2.24(6) 查取应力校正系数由文献20表10-5查得， YS1=1.52，YS2=1.75(7) 计算大、小齿轮的YFYSF并加以比较YF1YS1F1=2.971.52285.7=0.0158YF2YS2F2=2.241.75230.7=0.0169比较得出大齿轮的数值较大。2 计算m321.7499.8510311720.0169=1.26 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算的得的模数1.26，就近圆整为标准值m=1.5mm，接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=34.67mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=34.671.5=23.11大齿轮齿数 z2=244.11=98.64，取z2=100 4.4.4 几何尺寸计算1 计算分度圆直径d1=mz1=241.5=36 mmd2=mz2=1001.5=150 mm2 计算中心距a=d1+d22=36+1502=93 mm，取a=95 mm3 计算齿轮宽度b=dd1=136=36 mm取B2=36mm，B1=42mm。4.5 轴的结构设计4.5.1 高速轴的设计及联轴器的选取1 初选轴的材料为45钢，经调质处理，由文献17表26.3-2 取A=115则dmin=A3P1n1=11532.972880=11.62 mm2 初步选定联轴器和计算转矩Tca=KAT1由文献20表14-1，取KA=1.3Tca=1.39.85103=12.8 Nm查文献19附表F-4，选取型号为YL2的凸缘联轴器，其公称转矩TN=16Nm，轴孔直径d1=12mm，半联轴器长度L=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=20mm由文献19表15-2知当d1=12mm时d2=d1+3.1c=12+3.11.6=17.96 mm取d2=18mm3 轴承的选择由文献19续附表E-2，选取型号为6404深沟球滚子轴承，其中：d=20mm，D=72mm，B=19mm，基本额定动载荷Cr=31kN4 键的选择联轴器外键的选取由文献20表6-1， d=12mm，取bh=44； L=16mm减速器高速轴的结构见图4-1所示：图4-1 减速器高速轴的结构图4.5.2 低速轴的设计及联轴器的选取1. 初选轴的材料为45钢，经调质处理，由文献17表26.3-2 取A=115则:dmin=A3P2n2=11532.88700=18.43 mm2. 初步选定联轴器和计算转矩Tca=KAT2由文献20表14-1，取KA=1.3则：Tca=1.339.29103=51.077Nm查文献19表13-4，选取型号为YL5凸缘联轴器，其额定转矩TN=63Nm，轴孔直径d1=22mm，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm由文献19表15-2知当d1=22mm时d2=d1+3.5c=22+3.51.6=25.6mm取d2=26mm3. 轴承的选择由文献19续附表E-2取型号为6406深沟球滚子轴承，其中，d=30mm，D=90mm，B=23mm，其本额定动载荷Cr=47.5kN4. 键的选择(1) 联轴器外键的选取由文献20表6-1 d=20mm，取；bh=66；L=32mm(2) 齿轮外键的选取由文献20表6-1 d=34mm，取；bh=108；L=34mm减速器高速轴的结构见图4-2图4-2 减速器低速轴的结构图4.6 轴的强度校核 4.6.1 高速轴的强度校核1. 轴的受力分析轴的受力简图如图4-3所示图4-3 高速轴的受力简图图中： lAB=l1=80 mmlAC=n12+c+k+bh12=92+5+10+422=45.5 mmlBC=lAB-lAC=80-45.5=34.5 mm(1) 计算齿轮的啮合力圆周力：Ft1=2000T1d1=20009.8536=547.2 N径向力：Fr1=Ft1tan式中 压力角，直齿圆柱齿轮的压力角取20。则：Fr1=547.2tan20=199.16 N轴向力：Fa1=Ft1cos=547.2cos20=582.3 N(2) 求水平面的支承反力，作水平面的弯矩图轴在水平面内的受力简图如图4-4所示图4-4 轴在水平面内的受力简图轴在水平面内的弯矩图如图4-5所示图4-5 轴在水平面内的弯矩图其中： RAx=Ft1lBClAB=547.234.580=235.98 NRBx=Ft1-RAx=547.2-235.98=311.22 NMAx=MBx=0Mx=RAxlAC=RBxlBC=235.9845.5=10737.09 Nmm(3) 求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直面内的受力简图如图4-6所示图4-6 轴在垂直面内的受力简图RAy=Fr1lBC+Fa1d12lAB=199.1634.5+582.336280=216.9 NRBy=Fr1-RAy=582.3-216.9=365.4NMAy=MBy=0MCy1=RAylAC=216.945.5=9868.95 NmmMCy2=RBylBC=365.434.5=12606.3 Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图4-7所示图 4-7 轴在垂直面内的弯矩图(4) 求支承反力，作轴的合成弯矩图、转矩图RA=RAx2+RAy2=235.982+216.92=320.52 NRB=RBx2+RBy2=311.222+365.42=479.97 NMA=MB=0MC1=MCx2+MC1y2=10737.092+9868.952=14583.6 NmmMC2=MCx2+MC2y2=10737.092+12606.32=16559.1 NmmT1=Ft1d12=547.2362=9849.6 Nmm轴的合成弯矩图如图4-8所示图4-8 轴的合成弯矩图轴的转矩图如图4-9所示图4-9 轴的转矩图2. 轴的强度校核计算d310M2+(T)2式中 轴材料的许用弯曲应力，查文献17取=58.7MPa 将转矩折合成当量弯矩的折算系数，=0.6则： d31016559.212+(0.69849.6)258.7=14.41 mm由于d=36mm14.41mm，故符合强度要求。4.6.2 低速轴的强度校核1. 轴的受力分析轴的受力简图如图4-10所示图4-10 低速轴的受力简图图中： lAB=l2=90 mmlBC=n22+c+k+bl12=232+5+10+362=44.5 mmlAC=lAB-lBC=90-44.5=45.5 mm(1) 计算齿轮的啮合力圆周力：Ft2=2000T2d2=200039.29150=523.87 N径向力：Fr2=Ft2tan=523.87tan20=190.67 N轴向力：Fa2=Ft2cos=190.67cos20=202.91 N(2) 求水平面的支承反力，作水平面的弯矩图轴在水平面内的受力简图如图4-11所示图4-11 轴在水平面内的受力简图其中：RAx=Ft2lBClAB=523.8744.590=259.02 NRBx=Ft2-RAx=523.87-259.02=264.85NMAx=MBx=0MCx=RAxlAC=259.0245.5=11785.41 Nmm轴在水平面内的弯矩图如图4-12所示图4-12 轴在水平面内的弯矩图(3) 求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直面内的受力简图如图4-13所示图4-13 轴在垂直面内的受力简图RAy=Fr2lBClAB=190.6744.590=94.28NRBy=Fr2-RAy=190.67-94.28=96.39NMAy=MBy=0MCy=RAylAC=RBylBC=94.2845.5=4289.74 Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图4-14所示图4-14 轴在垂直面内的弯矩图(4) 求支承反力，作轴的合成弯矩图、转矩图RA=RAx2+RAy2=259.022+94.282=275.64 NRB=RBx2+RBy2=264.852+96.392=281.84 NMA=MB=0MC=MCx2+MCy2=11785.412+4289.742=12541.84 NmmT2=Ft2d22=523.871502=39290.25 Nmm轴的合成弯矩图如图4-15所示图4-15 轴的合成弯矩图轴的转矩图如图4-16所示图4-16 轴的弯矩图2. 轴的强度校核计算d31012541.842+(0.639290.25)258.7=16.57 mm由于d=34mm16.57mm，故符合强度要求。4.7 滚动轴承的强度校核4.7.1 高速轴滚动轴承的强度校核轴承型号为6404深沟球滚子轴承，轴承预期寿命取Lh=24000h， n=9500r/min，由Fa=582.3N， Fr=199.16N，基本额定静载荷C0r=15.2kN， Cr=31kN，则：FaC0r=582.315200=0.038由文献19附表E-2，取e=0.26， Y=1.71则：FaFr=582.3199.16=2.920.26故径向当量动载荷：Pr=0.56Fr+YFa=0.56199.16+1.71582.3=1107.2626 NCjs=PrL1=Pr60Lhn10613=1107.2626(60240009500106)13=26.48 kN因Cjs=26.48kN0.19故径向当量动载荷：Pr=0.56Fr+YFa=0.56190.67+2.30202.91=573.47 NCjs=PrL1=Pr60Lhn10613=573.47(60240008000106)13=12.95 kN因Cjs=12.95kNCr=47.5kN故满足要求。第5章 控制系统的设计和选用5.1 电器元件的选择1. 按钮按钮通常是用来短时接通或断开小电流的控制电路的开关。根据所需的触点数选择型号为LA2的按钮1个。 2. 熔断器熔断器是一种简单而有效的保护电器，在电路中主要起短路保护的作用。对于没有冲击电流的负载，应使熔体的额定电流IR等于或稍大于电动机额定电流Ied，即：IR=（1.52.5）IedIR=1.52.56.4=9.616 A根据熔体电流选择用RL1-60型熔断器1个，配用20A的熔断体。3. 热继电器热继电器用于电动机的过载保护。热继电器元件的额定电流IRT应接近或略大于电动机的额定电流Ied，即IRT=（0.951.05）IedIRT=0.951.056.4=6.086.72 A根据热元件额定电流选用JR16B-20/3型热继电器1个，热元件电流等级为7.2A，它的电流调节范围为4.57.2 A，可将电流调整到6.72A。4. 接触器接触器用于带有负载主电路的自动接通或切断，常用交流接触器。主触点额定电流IC一般根据电动机容量Pd计算，即：IcPd103KUd式中 K经验常数，一般取11.4； Pd电动机功率，kW；Ic31031380=7.89 A根据主触点额定电流选用CJ0-10型交流接触器3个，其主触点额定电流为10A，辅助触点额定电流为5A，可控电动机最大容量4kW。5. 时间继电器时间继电器是控制线路中的延时元件。根据灌装时间和灌装瓶运行的时间，选用JS7-1A型通电延时继电器1个和JS7-3A型断电延时继电器1个。6. 电磁阀选用型号为DF-32的间接先导式电磁阀，其公称通径为32mm，公称压力1.6MPa，工作介质为粘度低于20CST的液体。工作原理：间接先导式电磁阀由先导阀和主阀芯联系着形成通道组合而成，常闭型在未通电时呈关闭状态，当线圈得电时，产生磁力使动铁芯和静铁芯吸合，导阀口打开，液体流向出口，此时主阀芯上腔压力减少，低于进口侧的压力，形成开启主阀口的目的，介质流通；当线圈断电时，磁力消失，动铁芯在弹簧力作用下复位，关闭先导口，此时介质从平衡孔流入，主阀芯上腔压力增大，并在弹簧力的作用下向下运动，关闭主阀口。5.2电气控制线路的设计1. 主回路设计根据电气传动的要求，由接触器KM1控制电动机M，三相电源由电源引入开关Q引入。电动机M的过载保护，由热继电器FR实现，它的短路保护可由熔断器FU充任。2. 控制电路的设计考虑到操作方便，电动机可在操作板上分别设置启动和停止按钮SB1、SB2进行操作。接触器KM3与控制按钮组成自锁的起停控制线路。其电气控制原理图如图5-1所示：图5-1 电气控制原理图3. 控制线路的工作原理该控制电路没有控制变压器，控制电路直接由交流380V供电。合上组合开关Q后三相交流电源被引入。闭合启动按钮SB1，接触器KM3通电，触点KM3闭合，电动机线圈KM1通电，触点KM1闭合，电动机转动，通过减速器带动链轮转动，从而使输送机运输。闭合启动按钮SB1，失电延时继电器线圈KT2通电，常开触点KT2瞬时闭合，接触器线圈KM2通电，触点KM2闭合，得电延时继电器KT1通电，其常开触点KT1延时闭合，常闭触点KT1延时断开（延时时间为首个灌装瓶从起始位置运输到灌装阀口中心处所需的时间，设置为6.7s），电动机停转。通电延时继电器常开触点KT1闭合，电磁阀线圈YA通电，电磁阀主阀芯开启，进行灌装。通电延时继电器常闭触点KT1延时断开，失电延时继电器线圈KT2失电，其常开触点KT2延时断开（延时断开的时间为灌装所需的时间，设置为6s）。继电器线圈KM2失电，闭合的KM2触点瞬时断开，通电延时继电器KT1失电，常开触点KT1瞬时断开，电磁阀线圈YA失电，电磁阀主阀芯闭合，灌装结束。继电器线圈KM2失电，闭合的KM2触点瞬时断开，通电延时继电器KT1失电，常闭触点KT1瞬时闭合，电动机线圈KM1通电，触点KM1闭合，电动机转动，输送机输送灌装后的灌装瓶到下一工位。4. 误差分析灌装的每一组为八个瓶子，瓶与瓶间隔距离50mm，组与
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