易拉罐封盖机设计

摘摘 要要 毕业设计的题目是易拉罐封盖机设计，主要用于罐装生产线上的易拉罐封盖。 能够实现生产线上高速、自动化生产。易拉罐封盖机工作过程主要包括：自动加 盖、传送易拉罐和封盖三个部分。 整机分为三部分：机械部分、气动部分和控制部分。机械部分包括传送部分 和封盖部分的设计。传送部分主要是对传送装置中，传送带的设计以及整个传送 装置的支架的设计。气动部分包括：气源的选择、气缸的选择和气动辅助元件的 选择。自动加盖器是以气缸为动力源，传送部分以电动机为动力源，封盖部分是 电机与气缸联合完成的。控制部分采用了 PLC 控制。 本设计的特点，所设计的易拉罐封盖机能通过 PLC 自动快速完成封盖动作， 效率高，密封性好，自动化程度高。 关键词：易拉罐；封盖机；PLC Abstract Graduation design topic is cans sealing machine design, mainly used in canned cans sealing system on the production line. , can make the production line, high-speed automation. Can block machine working process include: automatic build, transmit cans and capping three steps. The machine is divided into three parts: mechanical parts, pneumatic parts and control parts. Mechanical parts including the design of the transmission part and sealing part. Transmission part is mainly to the design of transmission device in the conveyor belt and the transmission of stent design. Pneumatic part includes: the choice of air supply, selection of cylinder and pneumatic auxiliary component selection. Automatic capping machine is a cylinder for power supply, transmission parts for motor power source, is jointly complete motor and cylinder block section. Control part adopts the PLC control. This design features: cans sealing system involved in the function block by PLC automatic rapid action, high efficiency, good sealing, high degree of automation. 目录 第第 1 章章 绪论绪论.1 1.1 概述.1 1.2 研究的意义.2 第第 2 章章 封盖机构的设计封盖机构的设计.3 2.1 运动与动力参数的设计计算 3 2.2 带传动设计.5 2.3 带的结构设计.7 2.4 封盖气缸选择 7 2.5 传送易拉罐气缸选择.8 2.6 轴的设计计算.9 2.7 滚动轴承的选择和寿命验算.16 2.8 键连接的选择和验算.17 2.9 轴承盖设计.17 第第 3 章章 传送机构设计传送机构设计.18 3.1 传送带设计.19 3.2 槽轮机构.21 3.3 联轴器选择.23 3.4 顶罐气缸选择 23 第第 4 章章 自动加盖器自动加盖器.25 4.1 气缸选择.26 4.2 弹簧的选择.27 4.3.1 几何参数计算27 4.3.2 特性曲线28 4.3.3 圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧受载时的应力及变形 28 4.3.4 承受静载荷的圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计 .30 第第 5 章章 控制部分控制部分.33 5.1PLC 概述33 5.2 气动部分设计.33 5.2.1 换向阀的选择33 5.2.2 气动辅助元件的选择34 5.2.3 气动原理图35 5.3 控制部分的设计.35 5.3.1PLC 的选择.35 5.3.2 传感器的选择36 5.4 电路的设计.36 5.5 易拉罐封盖机的工作过程.38 第第 6 章章 结论结论.40 参考文献参考文献.41 致致 谢谢.42 附录附录 143 附录附录 248 第 1 章 绪论 1.1 概述 本次毕业设计的题目是易拉罐封盖机设计。本机主要是用于对铁罐、铝罐、 复合罐的全自动封口。封口效率高、密封性好。 易拉罐封盖机的封盖过程主要分三个过程：自动加盖、传送易拉罐和封盖。 加盖是易拉罐封口工艺中重要的步骤。一般要求加盖动作准确可靠，应能将罐盖 准确地放置在正在运动的实罐罐口上;否则，若加盖位置不准确，将导致封口不 严，气密性下降，损坏罐体，直接影响产品质量，甚至会损坏封口模头，使产品 报废。传送机构首先是人工将易拉罐罐体放在传送带上，传送带带动罐体运动， 到达自动加盖器下方时自动加盖，当易拉罐罐体进入分度盘的凹槽中时，通过槽 轮机构使分度盘转动 90 度，当转动两次后传送气缸在分度盘停顿时将易拉罐传 送到托盘中，此时顶罐气缸向上顶易拉罐，易拉罐与压头之间的压力会逐渐增大， 当达到一定压力时，顶罐气缸停止向上传送，封盖气缸工作，开始封合易拉罐。 封合好后，封盖气缸停止工作，顶罐气缸向下移动，当下一个易拉罐进入托盘中 时会将封合好的易拉罐顶到传送带上，开始封合下一个易拉罐，如此循环。目前 易拉罐的封口主要由两种形式，一是：滚轮为主运动，易拉罐静止不动，滚轮在 易拉罐周围作圆周运动；二是：易拉罐为主运动，带动滚轮运动，从而封合易拉 罐。封合罐时为了提高封合质量采用二重封合，即头道滚轮封合和二道滚轮封合。 由于滚轮与中心轮偏心，便产生了渐进的径向进给运动，使灌盖和罐身的边缘卷 曲、压合。该易拉罐封盖机采用的是气缸带动滚轮，挺高了封盖效率，实现了全 自动控制。 控制部分采用 PLC，对气压控制阀、气缸等气压元件的控制。PLC 是根据用 户需要来选择相应的模块，用户程序在系统程序上运行和编制，它具有开发简单、 抗干扰能力强、可靠性高、通用性强、使用方便、体积小、重量轻、功耗低、维 护方便、同时减少了控制系统的设计及施工的工作量等优点。近年来发展迅速， 而且它也是使用方便的工业自动控制通用装置，自研制成功以来，已经成为当代 工业自动化的主要支柱之一。所以此次设计选择 PLC 能方便本次设计。 1.2 研究的意义 易拉罐由于质量轻、容积比大、便于开启和携带、保质期长等优点，深 受人们的欢迎，从而使易拉罐封盖机成为一种不可缺少的设备。易拉罐封盖机应 用比较广泛，它直接影响着企业的生产效率，进而影响企业的经济利润的高低。 根据这个形式的发展，易拉罐封合行业生产中炙手可热的设备。随着生产要求的 不断提，高瓶装、灌装水封口机技术在不断的提升，为企业高效安全生产提供可 行性保障。 当今的灌装机械，尤其是饮料、啤酒灌装机械和食品包装机械，具有高速、 成套、自动化程度高和可靠性好等特点，也是目前灌装机械行业发展的趋势走向。 具体方向是：机械功能多远化、结构设计标准化、模组化、控制智能化、结构高 精度化。 第 2 章 封盖机构的设计 图 1 封盖机构主视图 1- 支架 2-传送气缸 3-光杠 4-压头 5-滚轮 6-连接板 7-滚轮支架 8-主轴 9-大带轮端盖 10-大带轮 11-皮带 12-销轴 13-电动机 14-小带轮 15-封盖气缸 2.1 运动与动力参数的设计计算 因罐体既有自转又有公转，若用于实灌卷封则其内装的液体形成旋转抛物面， 易从灌口流出，从而限制了它的自转速度以及生产能力的提高。为了简化分析， 暂不考虑管身加盖及其公转等的影响，欲保证内装液体不外溢，可根据流体力学 的有关理论近似求出罐身的自转转速 max n ，根据文献4得 （2-1- R h R gh n6060 max 1） 式中 罐身的内半径R h罐内的顶隙高度 g重力常数 体积公式： 罐内液体体积 V=245ml，半径 R=35mmhRV 2 计算 h=64mm 所以 rad/s (2-1-2) 7 . 13 35 64 6060 max R h n 取转速 n=13rad/s=780rad/min 折弯力计算 (2-1-3) v ls F 2 1 650 式中 s钢板厚度 折弯钢板的长度 l v 型槽宽度 v 取 s=0.3mm， =1mm， =板厚的 8 倍，即 =4lvv =N (2-1-4) v ls F 2 1 65075.243 24 . 0 13 . 0 650 2 正压力 u f F 式中 摩擦力f 摩擦系数u ，钢板与钢板间的摩擦系数NFf75.243 1 15 . 0 u 所以 1625N (2-1-5) 15 . 0 75.243 u f F 水平拉力=487.5N (2-1-6) 30sin 2 1 F F 转矩 (2-1-7) 2 3 cos30487.5 0.0312.6 2 TF RN m 2.1.1 电机的选择 功率 ( 2-1-8) 12.6 780 1.03 9.559.55 Tn PKW 式中 滚筒传动装置的总效率 卷筒联承齿 带总 42 V 带传动效率： = 0.95 带 深沟球轴承： =0.99 承 传动总效率: = 0.950.99=0.816 总 所需电动机功率 : =1.03/0.816=1.26 kw (2-1-9) 总 p 总总 /p 选 Y 系列三相异步电动机，Y100L6，额定功率 1.5KW，同步转速 1000r/min 电动机轴伸长度 D E 为 28 60mm 电动机中心高度 H 为 100mm 2.2 带传动设计 已知：电功率 P=1.5KW，传动比 i=2，主动轮转速 n=1000 rad/min，根据文献 5得 1.计算功率确定 1.4 a K (2-2-1)1.4 1.52.1 caa PKPKW 2.带型确定 带型：A 型普通 V 带 3.确定带轮的基准直径和 1d d 2d d 1）初选小带轮的基准直径 1d d 取=100mm 1d d 2）验证带速 v (2-2-2) 1 1 3.14 100 1000 5.16/ 60 100060 1000 d d n vm s 在 525m/s 之间，符合要求 3）计算大带轮的基准直径 2d d (2-2-3) 21 2 100200 dd didmm 4.确定中心距 a 和带的基准长度 d L 1）初定中心距 (2-2-4) 12012 0.7()2() dddd ddadd 0 210600a 取=250mm 0 a 2）计算相应带长 0d L 22 12 0012 0 ()3.14(100200) 2()2 250(100200) 2424 250 dd ddd dd Ladd a =981mm (2-2-5) 取=1000mm d L 3）计算实际中心距 0 a 传动的实际中心距近似为 (2-2-6) 0 0 1000981 250259 22 dd LL aamm 考虑安装、调整、补偿预紧力，中心距需要有一定的调整范围 (2-2-7) min max 0.0152500.015 1000235 0.032500.03 1000280 d d aaLmm aaLmm 5.验算包角1 21 200 100 11806018060202.8120 259 dd dd a (2-28) 符合要求 6.确定带的根数 Z 1）计算单根 V 带的额定功率Pr 由 和， 1 100dmm 1 100/ minnrad 0 0.8064PKW 根据、i=2 和 A 型带， 1 1000/ minnrad 0 0.17PKWA Ka=0.94，KL=0.99 00 Pr()(0.80640.17) 0.94 0.990.9086PPKaKLKWA (2-2-9) 2）计算 V 带的根数 Z 取 Z=2 1.5 1.58 0.9086 ca r P Z P 7.确定带的初拉力 N (2-2-10) 0 2.52.50.94 (min)50050083 0.94 2 5.1 Ka F KaZV 应使带的实际初拉力 00(min) FF 8.计算带传动的压轴力 0 min 2(min)sin 12 2 83 sin154.6 ()71.2 22 ZF FpN (2-2-11) 2.3 带的结构设计 1.选择带轮的材料 由于此带轮的转速不高，并且功率较小，因此选择铸铝。 2.结构形式选择及基本尺寸的计算 1 300 d dmm 因此采用实心结构 54Lmm 35Bmm 105 10 15 10 11 6 35 a d dmm Smm emm fmm bmm mm Bmm 2.4 封盖气缸选择 气缸行程 s 为 60mm，经 0.5s 工件运动到位，拉力 F=243.75N，系统工作压 力 P=0.4，根据文献7得 a MP 气缸的平均速度 (2-4-1) 0.06 0.12/ 0.5 s vm s t 选定负载率0.5 则气缸理论输出力 (2-4-2) 0 243.75 487.5 0.5 t F FN 而 2 1 4 t FD P 气缸直径mm （2-4-3） 44 487.5 39.4 3.14 0.4 t F D P 基本尺寸如图所示 缸径 40mm，行程范围 300mm，A=24mm，AL=21mm，B1=22mm，B2=41mm，D=14mm，E=32mm，F=16mm，G=11 mm，H=50mm，H1=8mm，H2=10mm，I=46.5mm，K=7mm，MM=M14mm，N=21.5mm，NA=4 2.5mm，NN=32mm，P=0.25mm，S=88mm，ZZ=154mm，WA=14mm，WB=15mm 脚座尺寸如图所示 双耳环：零件号 CM- D040B，L=39mm，U=18mm，RR=11mm，CD=10mm，CX=15mm，CZ=30mm，I=46.5mm 气缸型号 CM2，直径 D=40mm，行程 s=02000，速度 v=50750mm/s 活塞厚度 B=（0.61.0）D= (2-4-4)0.6 4024mm 缸筒长度 S=s+B+30=80+24+30=134mm (2-4-5) 导向套滑动面长度 A，在 D80mm 时, 可 取 A=(0.6 1.0)d。 所以 A=53mm 活塞杆的长度 l=s+B+A+40=134+24+53+40=251 mm （2-4- 6） 2.5 传送易拉罐气缸选择 气缸行程 s 为 125mm，经 0.5s 工件运动到位，易拉罐总质量 1.5kg，传送带 摩擦系 0.3，系统工作压力 P=0.4，根据文献7得 a MP 气缸的平均速度 (2-5-1) 0.125 0.25/ 0.5 s vm s t 选定负载率0.5 则气缸理论输出力 (2-5-2) 0 1.5 10 0.3 9 0.5 t F FN 而 2 1 4 t FD P 气缸直径mm （2-5-3） 44 9 5.35 3.14 0.4 t F D P 外形尺寸如图所示 A=15mm，B=12mm，C=14mm，D=4mm，F=8mm，GA=8mm，GB=5mm，H=28mm，MM=M 4mm，NA=12.5mm，NB=9.5mm，NDh8=8mm，NN=M8mm，S=46mm,Z=74mm 脚座尺寸如图所示 气缸型号 CJ2B10，直径 D=10mm，行程 s=0150 活塞厚度 B=（0.61.0）D= (2-5-4)0.6 106mm 缸筒长度 S=s+B+30=125+6+30=161mm (2-5-5) 导向套滑动面长度 A，在 D80mm 时, 可 取 A=(0.6 1.0)d。 所以 A=53mm 活塞杆的长度 l=s+B+A+40=161+6+53+40=270 mm （2-5- 6） 2.6 轴的设计计算 1轴的设计计算 （1）选择轴的材料 轴的材料为 45 号钢，调质处理 （2）按扭矩初步估算轴端直径 初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装带轮， 其轴径可根据文献10求得： T Q Ft FrFa （2-6-1） 3 1 1 01 n P Ad =110160，取：=130 0 A 0 A =16mm 3 1min 1.03 130 780 d 取：=30mm 1 d （3）初选滚动轴承 因该轴上装有带轮，需要调整轴向位置，又要承受轴向力，考虑装拆调整 方便起见， 选用角接触轴承。根据轴端尺寸，带轮的定位方式和轴承的大概 安装位置，初选角接触轴承 71905C/AC （4）设计轴的结构 a.带轮用的轴肩定位30mm 轴承按标准 71905C 内径为 25mm 该轴为齿轮轴，轴承的周向用有过盈的配合， 带轮的周向用键定位。 b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： 力学模型 绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图： M1H M2H0 M2H QR1H Fr Fa R2H R1vFt R2v M1 M20 M2 T Mc a 0 Mca1 Mca2 Mc a 2 0 （5）对轴进行分析，作当量弯矩图。 计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图 圆周力： =1260N （2-6- 1t F 1 1 2T d 3 2 12.6 20 10 2） 轴向力：1625 a FN 径向力： （2-6-tan/cos487.5 rtn FFN 3） 带对轴的压轴力： Q=71.2 N 基圆直径： =125mm 1 d 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 ，0M H2 即：Q265-=0 （2-6- arH FFR 2 6 . 50 56178 1 4） (2-6-5)0 M H1 2 85 71.223.6 1625 135 487 651.6 170 H RN （3-5- 1 117117 71.28330.4 H MQNmm 6） （2-6-8） 22 6767 651.643657.2 HH MRNmm = （2-6-9） 1 202 2 a HH F d MM 1625 0.125 43657.243555.6 2 714.15Nmm （2-6-10） 1 60 2321 195 v R Nmm (2-6-11) 2 135 2321 1606.85 195 v R 求轴的弯矩 M，画弯矩图 (2-6-12) 11 43555.6 H MMNmm (2-6-13) 2222 222 43657.296410.2596272 HV MMMNmm (2-6-14) 2222 222 43555.696410.2595179 OHOV MMMNmm 画轴的扭矩图 T=59500mmN 求计算弯矩，画计算弯矩图 Mca 取根据， (2-6-16)T( MM 2 2 ca 6 . 0 (2-6-17) 2 00.6 5950035700 ca MNmm （2-6- 2 2 22 11 0.643555.60.6 5950056316.79 ca MMTNmm 18） （2-6- 22 22 22 0.6962720.6 59500102678.1 ca MMT 19） 22 22 22 0.6951790.6 59500101653.98 ca OO MMTNmm (2-6-20) 6）校核轴的静强度 根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩叫大的剖面和弯矩较大，轴径较 细的剖面进行验算。 根据主教材查得=59 MPa b 1 剖面的计算应力： 安全 2 3 102678.1 14.7 0.1 43 ca ca M MPa W 剖面的计算应力： 安全 1 56316.79/(0.1*353)12.9 ca ca M MPa W 所以安全 11 59, bb Mpa 7）校核轴的疲劳强度 a判断危险剖面 分别选择，剖面进行验算：剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角 处有应力集中。剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角 三个应力集中源。 45 钢调质的机械性能参数：，637 b MPaMPa268 1 MPa155 1 b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。 (2-6-21) max 3 95197 13.2 0.1 43 M MPa W minmax 13.2MPa max 13.2MPa 0 m (2-6-22) max 3 59500 3.74 0.2 43 T T MPa W 0 min 3.74 ma MPa 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。 (2-6-23) 51.28243 5.5 1.5 Dd r (2-6-24) 1.5 0.035 43 r d ，并取2.3K1.68K0.81 0.76 0.950.25 = (2-6-25) S m K 1 268 6.8 2.3 4.30 0.81 0.95 = （2-6- S m K 1 155 16.1 1.68 3.740.25 3.74 0.76 0.95 26） =6.26=1.51.8 （2-6-S 22 SS SS 22 6.8 16.1 6.816.1 S 27） 取S=1.51.8 SS, 满足要求 c. 剖面校核=3.7 （2-6- m K 1 268 2.3 22.20.25 4.54 0.76 0.95 28） =2.74=1.51.8 （2-6-29）S 22 SS SS 22 4 3.7 43.7 S 取S=1.51.8 SS, 满足要求 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。 （2-6- max 3 96410.25 22.2 0.1 35 M MPa W 30） minmax 22.2MPa max 22.2 a MPa 0 m （2-6-31） max 3 59500 6.9 0.2 35 T T MPa W 0 min （2-6- max 3.45 2 ma MPa 32） 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。 （2-6-33） 51.28243 5.5 1.5 Dd r （2-6- 1.5 0.035 43 r d 34） 查得：，2.3K1.68KA0.81 0.76 0.95 并取：，则0.25 =4 （2-6- S m K 1 268 2.3 22.20 0.81 0.95 35） =3.7 （2-6- S m K 1 268 2.3 22.20.25 4.54 0.76 0.95 36） =2.74=1.51.8 (2-6-37)S 22 SS SS 22 4 3.7 43.7 S 取S=1.51.8 SS, 满足要求 2.7 滚动轴承的选择和寿命验算 由于转速高、有较小轴向力，故选用角接触轴承 71905C/AC =23.5KN =13.5KN)(动Cr)( o 动Cr 由前面计算得知： 1 315.4 H RN 2 829.2 H RN 1 714.15 V RN 2 1606.85 V RN 合成支反力： =780.7N (2-7-1) R1 2 V1 2 H1 RR 22 315.4714.15 =1808.2N (2-7-2) R2 2 V2 2 H2 RR 22 829.21606.85 =Fa=527N A F = 0， =527N A1A2 A F /=527/13500=0.039 (2-7-3) A2 )( o 动Cr e=0.4 /=527/1808.2=0.290 槽轮的槽数 z3 可知：当只有一个圆销时，k=1/2-1/z 即槽轮的运动时间总是小于其静止时间。 如果想得到 k0.5 的槽轮机构，则可在拨盘上多装几个圆销，设装有 n 个均 匀分布的圆销，则拨盘转一圈，槽轮被拨动 n 次。故运动系数是单圆柱销的 n 倍， k=n(1/2-1/z) k1 得：n2z/ (z -2) 表 1 槽轮机构特性 槽数 z345、66 圆销数 n16141312 运动系数 k1/610.2510.310.361 当 z=4 及 n=2 时 k=n(1/21/z) = 0.5 说明此时槽轮的运动时间和静止时间相等。 2、运动特性 (1)外啮合槽轮机构 图示槽轮在运动的任一瞬时，设拨盘位置角用 来表示，槽轮位置角用 表示。并规定和在圆销进入区为正，在圆销离开区为负，变化区间为： 11 22 根据文献3知： 表 2 槽轮机构计算 参数计算公式或依据具体数值 槽数 z4 圆销数 n 由工作要求确定 1 中心距 L由安装空间确定100 回转半径 R sinsin(/ )RLLz 70 圆销半径 r由受力大小确定 rR/610 槽顶半径 s coscos/sLLn 70 槽深 h hsLRr 50 拨盘轴经 1 d 1 2dLs 20 槽轮轴经 2 d 2 2dLRr 20 槽顶侧壁厚 bb=35mm 经验确定5 锁止弧半径 0 r 0 rRrb 55 具体尺寸如图所示 图 4 槽轮机构主视图 图 5 槽轮机构俯视图 3.3 联轴器选择 型号：薄片式夹紧型 SFC-W 外形尺寸 SFC-56W d1d2=820mm，D=44mm，L=48.2mm，L1=5mm，L2=15mm，L3=9mm，W=4. 6mm，K=16mm，M=M4 技术参数 额定扭矩（最大）=20Nm，最高转速=10000r/min，惯性力矩= ，静态扭矩刚性=3000Nm/rad 52 4.25 10 Kgm 3.4 顶罐气缸选择 气缸行程 s 为 350mm，经 0.5s 工件运动到位，拉力 F=1625N，系统工作压力 P=0.4，根据文献7得 a MP 气缸的平均速度 (3-4-1) 0.35 0.7/ 0.5 s vm s t 选定负载率0.5 则气缸理论输出力 (3-4-2) 0 1625 3250 0.5 t F FN 而 2 1 4 t FD P 气缸直径mm （3-4-3） 44 3250 78.3 3.14 0.4 t F D P 气缸型号 CXS6-40，直径 D=80mm，行程 s=0400，速度 v=50750mm/s 活塞厚度 B=（0.61.0）D= (3-4-4)0.6 8048mm 缸筒长度 S=s+B+30=80+48+30=158mm (3-4-5) 导向套滑动面长度 A，在 D80mm 时, 可 取 A=(0.6 1.0)d。 所以 A=53mm 活塞杆的长度 l=s+B+A+40=158+24+53+40=275 mm （3-4- 6） 第 4 章 自动加盖器 目前，在易拉罐封口工艺中采用的加盖技术方法主要有三大类： （1）手工加盖 这是最简单的加盖方法，加盖动作较准确，但生产效率极 低，工人劳动强度大。手工加盖仅适用小批量易拉罐饮料生产，现在已很少采用。 (2)机械加盖如双盘一分盖板自动加盖器，结构简单，易于安装调试，应用 普遍，生产效率较高，但可靠性较差。机械加盖对加盖速度与罐体的运动速度及 灌装机、封口机的工作速度匹配性要求高。 (3)电磁加盖器结构紧凑，工作可靠，实用性强，自动化程度高，可实现易拉 罐饮料实罐封口时的自动定时、定量加盖作业。 本次设计的自动加盖器是根据电磁加盖其改造的，由于电磁铁需要电量大， 拉力小，而且不能长时间通断电。当易拉罐罐盖是铁时，电磁铁产生的磁场会对 加盖的位置产生影响，所以将电磁铁换成气缸。装配图如下图所示： 图 6 自动加盖器示意图 图 7 自动加盖器左视图 1- 支架 2-易拉罐盖 3-螺母 4-滑动轴承 5-光杠 6-易拉罐盖拨片 7-螺钉 8-气缸法兰 9-螺钉 10-加盖气缸 4.1 气缸选择 气缸行程 s 为 60mm，经 0.1s 工件运动到位，易拉罐盖总质量 1.5kg，摩擦 系 0.2，系统工作压力 P=0.4，根据文献7得 a MP 气缸的平均速度 (4-1-1) 0.06 0.6/ 0.1 s vm s t 选定负载率0.5 则气缸理论输出力 (4-1-2) 0 1.5 10 0.2 6 0.5 t F FN 而 2 1 4 t FD P 气缸直径mm （4-1-3） 44 6 4.63 3.14 0.4 t F D P 外形尺寸如图所示 A=6mm，B=12mm，C=14mm，D=3mm，F=8mm，GA=14.5mm，H=28mm，MM=M3mm，N A=16mm，NB=9.5mm，NDh8=6mm，NN=M6mm，S=49mm,Z=77mm，T=3 脚座尺寸如图所示 气缸型号 CJ2B6，直径 D=6mm，行程 s=0150 活塞厚度 B=（0.61.0）D= (4-1-4)1 66mm 缸筒长度 S=s+B+30=125+6+30=161mm (4-1-5) 导向套滑动面长度 A，在 D80mm 时, 可 取 A=(0.6 1.0)d。 所以 A=53mm 活塞杆的长度 l=s+B+A+40=161+6+53+40=270 mm （4-1-6） 4.2 弹簧的选择 4.3.1 几何参数计算 普通圆柱螺旋弹簧的主要几何尺寸有：外径 D、中径 D2、内径 D1、节距 p、螺 旋升角 及弹 簧丝直径 d。由下图圆柱螺旋弹簧的几何尺寸参数图可知，它们 的关系为： 式中弹簧的螺旋升角 ，对圆柱螺旋压缩弹簧一般应在 59范围内选 取。弹簧的旋向可以是右旋或左旋，但无特殊要求时，一般都用右旋。 根据文献3得 表 3 普通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸（mm）计算公式 计算公式参数名称及代号 压缩弹簧拉伸弹簧 备注 中经 D2D2=Cd 内径 D1D1=D2-d 外径 DD=D2+d 旋绕比 CC=D2/d 压缩弹簧长细比 bb=H0/D2B=1-5.3 自由高度或长度 H0 H0=pn+(1.5-2)dH0=nd+钩环轴向长度 工作高度或长度 Hn Hn=H0-n0HnHn工作变形量n 有效圈数 n根据要求变形量计算n2 总圈数 n1n1=n+（2-2.5）n1=n 节距 pP=（0.28-0.5）D2P=d 轴向间距pd 展开长度 LL=2 1/cosD nL=钩环展开2 1D n 螺旋角(/2)arctg pD 4.3.2 圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧受载时的应力及变形 由图(图中弹簧下部断去，末示出) 可知，由于弹簧丝具有升角 ，故在通过弹簧轴线 的截面上，弹簧丝的截面 A- A 呈椭圆形，该截面上作用着力 F 及扭矩。因而在弹簧 丝的法向截面 B-B 上则作用有横向力 Fcos、轴向力 Fsin、弯矩 M=Tsin 及扭矩 T= Tcos。 由于弹簧的螺旋升角一般取为 =59，故 sin0；cos1(下图)，则截面 B- B 上的应力(下图)可近似地取为 式中 C=D2/d 称为旋绕比(或弹簧指数)。为了使弹簧本身较为稳定，不 致颤动和过软，C 值不能太大；但为避免卷绕时弹簧丝受到强烈弯曲，C 值又不 应太小。C 值的范围为 416(表), 常用值为 58。 表 4 常用旋绕比 C 值 d0.2-0.40.45-11.1-2.22.5-67-1618-42 C=D2/d7-145-125-104-94-84-6 为了简化计算，通常在上式中取 1+2C2C。实践证明，弹簧的破坏也大多由 这点开始。为了考虑弹簧丝的升角和曲率对弹簧丝中应力的影响，现引进一个补 偿系数 K(或称曲度系数)，则弹簧丝内侧的最大应力及强度条件可表示为 式中补偿系数 K，对于圆截面弹簧丝可按下式计算： 圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧受载后的轴向变形量 可根据材料力学关于圆柱 螺旋弹簧变形量的公式求得: 式中：n弹簧的有效圈数； G弹簧材料的切变模量，见前一节表 。如以 Pmax 代替 P 则 最大轴向变形量为： 1) 对于压缩弹簧和无预应力的拉伸弹簧： 2）对于有预应力的拉伸弹簧： 拉伸弹簧的初拉力(或初应力)取决于材料、弹簧丝直径、弹簧旋绕比和加工 方法。 4.3.3 承受静载荷的圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计 在设计时，通常是根据弹簧的最大载荷、最大变形、以及结构要求(例如 安装空间对弹簧尺寸的限制)等来决定弹簧丝直径、弹簧中径、工作圈数、弹簧 的螺旋升角和长度等。 具体设计方法和步骤如下: 1) 根据工作情况及具体条件选定材料，并查取其机械性能数据。 2) 选择旋绕比C，通常可取C58(极限状态时不小于 4 或超过 16)，并算出 补偿系数 K值。 3) 根据安装空间初设弹簧中径D2，乃根据C值估取弹簧丝直径d，并查取弹 簧丝的许用应力。 4) 试算弹簧丝直径d 5) 根据变形条件求出弹簧工作圈数： 对于有预应力的拉伸弹簧 对于压缩弹簧或无预应力的拉伸弹簧 6) 求出弹簧的尺寸D、D1、H0,并检查其是否符合安装要求等。如不符合，则 应改选有关参数(例如C值)重新设计。 7) 验算稳定性。对于压缩弹簧，如其长度较大时，则受力后容易失去稳定性 (如下图 a)，这在工作中是不允许的。为了便于制造及避免失稳现象，建议一般 压缩弹簧的长细比b=H0/D2 按下列情况选取： 当两端固定时，取b时， 疲劳强度安全系数计算值Sca 及强度条件可按下式计算： 式中：0弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限，按变载荷作用次数 N，由 下表(弹簧材料的脉 动循环剪切疲劳极限表)中查取； SF弹簧疲劳强度的设计安全系数，当弹簧的设计计算和材料的 机械性能数据精确 性高时，取SF=1.31.7；当精确性低时，取 SF=1.82.2。 2) 静强度验算 静强度安全系数计算值SSca的计算公式及强度条件为 式中S为弹簧材料的剪切屈服极限,静强度的安全系数SS的选取与进行疲 劳强度验算时相同。 2 2振动验算振动验算 圆柱螺旋弹簧的基本自振频率(本书已将原书公式中的弹簧质量W/s以mS代 替)为 Hz 式中：kp-弹簧的刚度，N/mm； mS-弹簧的质量，kg。 将kp,ms 的关系式代入上式，并取nn1 则 Hz 式中各符号意义同前，见表。 弹簧的基本自振频率fb 应不低于其工作频率fw 的 1520 倍，以避免引起 严重的振动。即 fb(1520)fw 或 fwfb/(1520) Hz 但弹簧的工作频率一般是预先给定的，故当弹簧的基本自振频率不能满足上 式时，应增大kp 或减小ms，重新进行设计。 第 5 章 控制部分 5.1PLC 概述 可编程控制器（PLC）是一种专门为在工业环境下应用而设计的数字运算和 操作的电子装置。它采用可以编制程序的存储器，用来在其内部存储执行逻辑运 算、顺序运算、计时、计数和算术运算等操作的指令，并能通过数字式或模拟式 的输入和输出，控制各种类型的机械或生产过程。 自从可编程控制器诞生以来，电气工程技术人员感受最深刻的也正是可编程 控制器二次开发编程十分容易。它在很大程度上使得工业自动化设计从专业设计 院走进了厂矿企业，变成了普通工程技术人员甚至普通工人力所能及的工作。再 加上其体积小、可靠性高、抗干扰能力强、控制功能完善、适用性强、安装接线 简单等众多优点，在问世后的短短几十年中获得了突飞猛进的发展，在工业控制 中得到了非常广泛的应用。 5.2 气动部分设计 5.2.1 换向阀的选择 换向型控制阀是利用阀芯对阀体的相对运动，使气路、关断或变换气流的方 向，从而实现气压执行元件及其驱动机构的启动、停止或变换运动方向。按阀芯 相对于阀体的运动方式可分为滑阀和转阀。在本次毕业设计中用到了两位四通电 磁换向阀、三位四通电磁换向阀。 1.两位四通电磁阀 DF4 1）.概述：该阀主要用于气动管路，控制双动作（往复）的汽缸。全铜制作。结 构为 V 型圈动作原理；滑动部件无卡套，滑杆、O 型密封圈，动作可靠无误。长 期工作不会卡顿。分别有常开、常闭两个工作口、两个排气口、一个进气口。也 称为两位五通电磁阀。 2）. 工作原理：通电时提起动铁芯，气源经先导阀到朱阀体气腔，推动左活塞， 气孔 P 与工作口 A 相通，拖动被操作气缸动作。断电时先导阀关闭，工作口 A 气压由 O 排空，气源气压推动右侧活塞向左移动，进气孔 P 与工作孔 B 相通。 电磁阀处于常开状态。 3）. 技术参数：规格通径 5 8 12 20mm 使用压力 0.2-0.7Mpa。 使用电压：AC 380 220 110 36 24V DC 110 36 24 12V 连接: M14*1.5 M16*1.5 2.三位四通电磁换向阀 设计中采用电磁换向阀选择 VP120S，工作压力为 00.7MPa。流量是 10L/min。 5.2.2 气动辅助元件的选择 辅助元件是保证压缩空气的净化、元件的润滑、元件间的连接及消声等必须 的具备的。它包括过滤器、干燥剂、消声器等等。 1.干燥剂 进一步除去压缩空气中含有的水分、油分、颗粒杂质等，使压缩空气干燥， 用于对气源质量要求较高的气动装置、气动仪表等。 2.过滤器 滤除压缩空气中的杂质微粒，达到气压传动系统所要求的净化程度。由于在 设计中过滤器是滤除气体中的杂质，所以设计中选择 QSL-6 型号的过滤器。 3.消声器 气缸、气阀等工作时排气速度较高，气体体积急剧膨胀，会产生刺耳的噪声。 噪声的强弱随排气的速度、排气量和空气通道的形状而变化。排气的速度和功率 越大，噪声也越大，一般可达 100120dB，为了降低噪声在排气口要装设消声器。 设计中选择 QLX-W 型号的消声器。 4.气动三联件的选择 气动三大件是压缩空气质量的最后保证。其中包括空气过滤器、减压阀和油 雾器。具体的连接方法，如图 3-19 所示 图 8 气动三联件 气动三联件各部分的作用 1)空气过滤器作用是除去空气中的灰尘、杂质，并将空气中的水分分离 出来。 2)减压阀其中减压阀可对气源进行稳压，使气源处于恒定状态，可减 小因气源气压突变时对阀门或执行器等硬件的损伤 3)油雾器特殊的注油装置。当压缩空气流过时，它将润滑油喷射成雾状， 随压缩空气流入需要的润滑部件，达到润滑的目的，大大延长机体的 使用寿命。 本次设计中选择的是济南华能气动元器件有限公司生产的 QLPY1 型号的气 动三联件，输入压力 1.6MPa，输出压力 1MPa。 5.2.3 气动原理图 图 9 气压原理图 1-加盖气缸 2-行程开关 3-两位四通电磁换向阀 4-传送易拉罐气缸 5-气动三联件 6-三位四通电磁换向阀 7-顶罐气缸 8-封