啤酒压盖机设计.doc

1 前言随着经济的发展，我国啤酒行业也得到了不断的发展，同时对啤酒生产线也提出了更高的要求。啤酒压盖作为啤酒生产线上的重要环节，也随之不断提高和完善。通过对啤酒及相关行业的了解，把握国内外现状和发展趋势，以便设计出更完善的设备，达到更高的使用要求。1.1啤酒压盖机简介啤酒压盖机是对灌装完毕的啤酒瓶进行封口的设备。压盖机使啤酒在瓶中得以密封保存，并便于流通、销售和饮用。啤酒压盖机的工作原理是啤酒瓶经输瓶系统输送后进入星形拨轮，同时进入到压盖机头下面，在主轴及星形拨轮带动下同压盖机头一起转动，此时从供盖系统中落下的瓶盖刚好到达压盖机头，压盖机头在凸轮机构的控制及大弹簧的作用下向下运动进行压盖。瓶盖压紧后，压盖机头在凸轮机构的控制及小弹簧的作用下向上运动，释放啤酒瓶，星形拨轮继续转动将啤酒瓶输出。1.2研究现状及发展趋势1.2.1国内外研究现状我国啤酒灌装设备大都是在引进优良设备和先进技术的基础上发展起来的。新中国成立以后，我国陆续建立起了一些灌装压盖设备生产厂。但由于落后的技术能力，在这个时期主要是生产一些小型设备。六十年代末，通过有关专家和学者的考察，从国外带回来的灌装生产线技术在国内试验成功。到八十年代初，国家又积极引进国外先进灌装生产线300多条，其中啤酒灌装线达500多条。引进生产线主要设备有输箱机、卸箱机、洗瓶机、输瓶机、灌装机、旋盖机、压盖机、贴标机和装箱机等1。目前我国啤酒的生产状况是2： 1.啤酒产量稳定增长；2.啤酒企业向规模化、集团化发展。我国灌装机械的发展趋势是不断提高单机的自动化程度，改善整条包装生产线的自动化控制水平、生产能力，可以大大改善啤酒灌装生产设备产品的质量，提高其国内、国际的竞争能力。总而言之，自改革开放以来，我国灌装与压盖设备行业得到了高速发展，行业水平不断提高，产品性能大幅度增长，但与国外发达国家相比仍存在较大差异，总体技术水平较落后。国外的灌装与压盖设备正向着高速发展。美国早在1890年就制造出了玻璃瓶灌装机。在1912年又发明了皇冠盖压盖机，接着制造出了集灌装和压盖于一体的灌装压盖机组。德国也在20世纪初制造出了手动灌装机和压盖机3 4。世界灌装压盖机正向着高精度、高速度、多应用的方向发展，现在部分灌装生产线已经可以工作在玻璃瓶与聚酯瓶、碳酸饮料与非碳酸饮料、热灌装与冷灌装等的不同环境和不同要求下，并能保证良好的灌装质量和较高的灌装速度。1.2.2发展趋势目前，国内外啤酒灌装压盖机的发展趋势是5： （1）高新技术化；（2）产品标准化；（3）零部件生产专业化；（4）设计“绿化”；（5）市场日趋垄断化。总之，近20年来，我国啤酒灌装行业获得了突飞猛进的发展，生产高效率化、资源高利用化、产品节能化、新技术实用化和科研成果商业化，以成为世界各国啤酒灌装行业的发展趋势，这也是我国啤酒灌装行业的发展方向。1.2.3存在的问题及改进措施虽然目前我国国内制造的啤酒压盖机性能已经达到较高水平，但经查阅大量资料后发现，其凸轮设计大都还是沿用普通凸轮安装在灌装头上部来控制压盖机头运动，其速度波动大、加速度突变大、压力角小等都不满足压盖机头的运动规律。本次设计准备采用圆柱凸轮，可以大大改善了上述问题。另外，当前国内很多啤酒压盖机没有较合理的退瓶结构，导致破瓶率较高。本次设计在压盖机头内部设计了退瓶弹簧，结构简单，方便可行。1.3 选题意义通过分析啤酒压盖机目前存在的一些问题，本着以人为本、安全可靠、简便易实现的原则，综合了现有技术水平,运用合理的改进方法, 进行本次啤酒压盖机设计。力求所设计的啤酒压盖机在满足使用要求的前提下，在更多方面得到改善，使其能够在啤酒生产线上发挥重要作用，并达到降低成本、提高效率、为企业带来的良好的经济效益的目的。2压盖机头设计2.1压盖机头总体设计压盖机头是啤酒压盖机的主要执行机构，其结构总体设计如图2.1所示。压盖机头的主要组成部分有机头壳体、芯轴、压盖模、导向环、冲头、轴套、弹簧及紧固件。压盖机头的工作原理是机头壳体2由安装在主轴上的凸轮、滚轮轴承及支撑轴（未表示出）的控制下做上下往复运动，因大螺套4与机头壳体2是螺纹连接，故大螺套4随机头壳体2一起上下往复运动。在机头壳体2刚向下运动时，啤酒瓶经过输送系统刚好送达导向环7下面，瓶盖经过下盖槽也刚好送达导向环7与压盖模6之间的瓶盖槽内。大螺套4与中间螺套3间隙配合，当大螺套4与机头壳体2向下运动时，大弹簧13被压缩，中间螺套3在重力及大弹簧13的作用下向下运动；当大螺套4与机头壳体2向上运动时，大螺套4上端紧靠中间螺套3的轴肩，使中间螺套3也随之向上运动。中间螺套3与芯轴12、小螺套9均由螺纹连接，与压盖模6和导向环7通过轴肩、槽沟等定位连接，故芯轴12、小螺套9、压盖模6和导向环7都随中间螺套3运动而运动。小螺套9与冲头10间隙配合，当中间螺套3带动芯轴12和小螺套9向下运动时，芯轴12在大弹簧13的作用下顶住冲头10，并使冲头10向下冲压。导向环7向下运动时，校正瓶口使啤酒瓶定位，并使瓶盖准确接触啤酒瓶口。瓶盖在冲头冲压与压盖模作用下被压实在瓶盖上。随后中间螺套3随大螺套4和机头壳体2向上运动，小弹簧11被压缩。冲头10并没有及时随中间螺套3向上运动而运动，而是在小弹簧11的作用下，有一段缓冲时间。在这段缓冲时间，压盖模6和导向环7都随中间螺套3而瞬时向上运动，冲头10相对于压盖模6和导向环7向下运动，迫使压盖完毕的啤酒瓶掉落，避免啤酒瓶卡在压盖模6和导向环7内。最后小弹簧11被拉深，冲头10在小弹簧11作用下随中间螺套3向上运动到最高点，啤酒瓶随输送系统输出，完成一个压盖过程。大螺套4与机头壳体2、中间螺套3与芯轴12、中间螺套3与小螺套9之间都采用螺纹连接，可以控制预压缩量并调节压盖机头的行程，以适应不同瓶高度的压盖要求，保证瓶盖紧紧压实在啤酒瓶上。大小弹簧13、11不仅提供动力，而且有缓冲的作用，防止冲头10冲压力过大造成啤酒瓶压碎。图2.1压盖机头总体设计图1-紧钉螺钉 2-机头壳体 3-中间螺套 4-大螺套 5-紧钉螺钉 6-压盖模 7-导向环 8-沉头螺栓 9-小螺套 10-冲头 11-小弹簧 12-芯轴 13-大弹簧 14-毡圈槽2.2压盖模设计2.2.1啤酒瓶口尺寸及分析啤酒瓶口尺寸如图2.2所示。该尺寸符合GB 108091989 玻璃容器 冠形瓶口尺寸标准。图2.2 啤酒瓶口剖视图2.2.2压盖模结构设计压盖模是压盖机头的关键部件，也是易损部件，设计尺寸时按标准皇冠盖计算。标准皇冠盖的结构和尺寸如图2.3及表2.1所示6。图2.3 标准皇冠瓶盖结构表2.1 标准皇冠瓶盖尺寸名称单位基本尺寸极限偏差高度Hmm6.750.15外径Dmm32.10.1内径dmm26.820.02盖角半径rmm1.70.2盖顶外径Rmm140200厚度smm0.230.28齿数z个21压盖模的结构设计如图2.4所示，其圆柱孔直径与瓶口上端最宽处直径相等，都是26.8mm。锥孔的锥度计算公式为： （2.1） 式中：表示锥度；D表示瓶盖外径；d表示瓶盖内径；H表示瓶盖高度。将表2.1基本尺寸的数值代入公式（2.1）后，得：= arccos=arccos=压盖模锥孔的锥度与皇冠盖身的锥度基本一致，代入锥孔计算公式(2.1)后，得：=arccos一般，压盖模锥孔的表面应有较强的硬度和较高的耐磨性,故所选材料为20CrMnTi，渗碳淬火后硬度达5662HRC。锥孔壁粗糙度不低于1.6，以免划伤瓶盖表明。图2.4 压盖模结构图2.3导向环设计在压盖过程中，导向环的作用是校正啤酒瓶口位置以使瓶口准确套上瓶盖。导向环结构如图2.5所示，其上端紧靠压盖模，且与压盖模之间形成41mm34mm8mm的槽沟，此空间尺寸略大于瓶盖尺寸，以便于瓶盖输送。导向环上端设计一高为5mm的肩，然后在导向环肩内侧8mm处设计三个螺孔方便其定位。导向环的校正作用主要依靠其中间的圆柱孔，取直径为29mm，所选材料为45钢，圆柱孔壁粗糙度不低于3.2，以保证啤酒瓶升降顺利。图2.5 导向环结构图2.4冲头设计2.4.1冲头行程设计冲头的工作行程公式为： （2.2）式中：表示动力弹簧工作行程；表示冲头自由下降高度。设计时取H=76mm。2.4.2冲头结构设计冲头的结构设计如图2.6所示。冲头右端穿过压盖模上端圆柱孔，其直径比圆柱孔直径略小，取25mm，其右端杆长即为工作行程长度（76mm）。为了准确定位，冲头左端设计一锥顶为120的圆锥槽。冲头所选材料为20Cr,渗碳淬火后硬度达5662HRC。图2.6 冲头结构简图2.4.3冲头强度校核冲头强度计算公式为7: （2.3）式中：表示应力； F表示压力；A表示轴截面积，A=；表示屈服强度，对于材料为20Cr，=540MPa。将=300N，D=25mm代入公式（2.3）,得：（MPa），故所选材料合适。2.5芯轴设计2.5.1压盖受力分析图2.7 压盖受力简图图2.7所示即压盖受力简图。在压盖过程中每个波褶所受的力为P，将其沿轴向和径向分解为P和P。压盖机头作用于盖的轴向力为T。盖子周边与瓶口勾连时会产生正压力，将其沿轴向和径向分解为和。在压盖过程中，密封垫片受力的作用压缩，会产生抗压力。此外，瓶盖还会受到瓶内二氧化碳等气体的压力。气体的压力的计算公式为：=dP （2.4）式中：d表示啤酒瓶瓶口的内径；P表示啤酒瓶内气体的压强，其最大压强为1.2MPa。将d=18mm，P=1MPa代入公式（2.4），得：=dP=3.14181=1017.36（N）瓶盖在轴向方向受力平衡的方程式为：zP+T=+ + （2.5）压盖力的计算公式为： （2.6）式中：表示系数，一般取0.10.3；s表示瓶盖材料的厚度，一般为0.230.28mm；表示瓶盖材料的强度极限，一般取300400MPa；L表示压盖模锥孔大端的周长。压盖模锥孔大端的周长L的计算公式为：L= （2.7）将压盖模锥孔大端直径=32mm代入公式(2.7)后，得：L=32=100.53（mm）将=0.2，s=0.26mm，=350MPa，L=100.53mm代入(2.6)后，得：=0.20.26350100.53=1829.65（N）2.5.2芯轴结构设计芯轴结构设计如图2.8所示。本着方便控制弹簧压缩量及固定中间轴套，芯轴中间设计公称直径为16mm，长为185mm的螺纹。为了在芯轴与中间轴套的螺纹连接时增大摩擦，最右端采用滚花的加工方式。芯轴材料选用Q235钢，经渗碳处理。图2.8 芯轴结构简图2.5.3芯轴强度校核芯轴在工作过程中只传递弯矩而不传递扭矩，且为压杆，应进行相应的压杆稳定性计算。压缩强度计算公式为： （2.8）式中：表示压应力； F表示压力；A表示轴截面积，A=；表示屈服强度，对于Q235钢=235MPa。将=300N，D=16mm代入公式（2.8）,得：，故所选材料合适。芯轴有导向装置，它的受力情况近似于一端固定，一端铰支的压杆，其最大长度应满足公式： （2.9）式中：E表示弹性模量，对于Q235钢E=200GPa。将E=200GPa，D=16mm，F=300N代入公式（2.9），得：（mm）轴总长度，故材料尺寸合格。2.6螺套设计2.6.1小螺套设计小螺套与冲头间隙配合，故其直径的基本尺寸与冲头小端直径相等，为25mm。设计小螺套大端直径与压盖模外径相等，为50mm。根据普通螺纹基本尺寸公称直径序列选择小螺套小端公称直径(大径)为36mm，小径为32.752mm。小螺套长度应满足公式：H-l-l （2.10）式中：H表示冲头工作行程长度；l表示压盖模厚度；l表示压盖模与导向环之间形成空间高度。将H=77mm，l=10mm， l=8mm代入公式（2.10），得77-10-8=59(mm)取=55mm。所设计小螺套如图2.9所示。小螺套所选材料为20Cr,渗碳淬火后硬度达5662HRC。图2.9 小螺套剖视图2.6.2中间螺套设计中间螺套结构较复杂，采取分段设计。第1段螺套（如图2.10所示）与心轴螺纹连接，故其内螺纹基本大径为16mm，外径为25mm。第2段螺套（如图2.10所示）外部主要用作固定支撑弹簧，并保证弹簧的中心线不倾斜，取直径为33mm和60mm。第3段螺套（如图2.10所示）内部左端与第二段螺套内部同时用作固定小弹簧，取直径为28mm，螺套左端外径取为54mm。螺套内部右端与小螺套采用螺纹连接，故其内螺纹基本大径为36mm，中间螺套与小螺套经螺纹连接后，为保证压盖的准确，选用4个紧钉螺钉M35。第4段螺套（如图2.10所示）左端内部与压盖模间歇配合，故直径为50mm；右端内部与导向环间隙配合，故直径为74mm。 为方便固定导向环，其内部设计一个深5mm的半圆形槽如图2.11所示。中间螺套所选材料为20Cr,渗碳淬火后硬度达5662HRC。图2.10 中间轴套剖视图图2.11 第4段螺套三维立体图2.5.3大螺套设计大螺套结构图与小螺套类似，如图2.12所示。其与中间螺套第三段间隙配合，取内径为54mm。总高度小于80mm，取75mm。根据普通螺纹基本尺寸公称直径序列选择大螺套的螺纹公称直径(大径)为72mm，小径为67.670mm，螺纹长度为60mm。大螺套材料所选材料为45钢,经退火处理。图2.12 大螺套剖视图2.7弹簧选用2.7.1大弹簧设计计算及选用主轴提供压盖机头运动的动力，大弹簧提供压盖时所需的压力。所以，压盖时的工作压力为8： （2.11）式中：表示弹簧材料直径；K表示弹簧刚度系数，一般取1.11.5；表示弹簧中径； 表示弹簧材料的扭转许用应力。设计选用大弹簧时应先计算压盖时弹簧所受的工作负荷。根据工作极限负荷大于P，弹簧中径介于30mm60mm之间，初步选则弹簧 850520 GB/T2089-1994。将=8mm，K=1.3，=50，=685MPa代入公式（2.11），得大弹簧的工作极限压力为： =2117.81（N）1829.65N，故所选弹簧满足使用要求。大弹簧选用材料为优质弹簧钢60Si2Mn，经冷作硬化处理。2.6.2小弹簧选用小弹簧不提供压盖时所需的压力，仅仅是用来保证能将压盖完毕的瓶盖从压盖模中推出。根据其位置知小弹簧中径介于18mm28mm之间，选用为弹簧1.822294 GB/T2089-1994。小弹簧选用材料为普通弹簧钢70，经淬火处理。2.7机头壳体设计机头壳体右端与大螺套螺纹连接，故其取内径为72mm，其螺纹长度与大螺套相等，取60mm。其左端加工一直径为36mm的孔，孔下端留有装毡圈地槽沟。机头壳体剖视图如图2.13所示。材料选择为45钢，经表面淬火处理。图2.13 机头壳体剖视- 14 -3主传动系统设计3.1传动系统总体设计传动系统结构总体设计如图3.1所示。主传动系统的工作过程为：主轴13在电动机16、联轴器15、18、减速器17的作用下低速旋转。开孔轴套21与转鼓9通过螺钉22连接，转鼓9与主轴13通过键12连接，故当主轴13旋转时，转鼓9和开孔轴套21随主轴13一起旋转。转鼓9和开孔轴套21精度要求较高，故选用推力球轴承20、大轴套10、小轴套11，以减轻转鼓9和开孔轴套21的载荷，减小其磨损。凸轮8与主轴13间隙配合，其并不随主轴13运动。凸轮上开有沟槽，沟槽内滚轮轴承6与支撑轴7过盈配合，支撑轴与压盖机头连接。压盖机头在转鼓9控制下随主轴13和转鼓9一起运动，迫使滚轮轴承6与支撑轴7也随主轴13一起运动。滚轮轴承6运动，而凸轮8不运动，两者形成相对运动，并且滚轮轴承6在凸轮8的沟槽内同时随沟槽的弧线运动，即形成了压盖机头的上下运动。连接板3、螺套5、螺栓杆28、螺杆29及螺母、垫圈用于固定主轴13。图3.1 主传动系统总体设计图1-垫圈 2-螺母 3-连接板4-螺母5-螺套6-滚轮轴承 7-支撑轴 8-凸轮 9-转鼓 10-大轴套 11-小轴套 12-键 13-主轴 14-工作台 15-联轴器 16-电动机 17-减速器 18-联轴器 19-轴承 20-轴承 21-开孔轴套 22-螺钉 23-键 24-轴套 25-轴承 26-垫圈 27-螺母 28-螺栓杆 29-螺杆 30-螺母3.2主轴设计所设计主轴转速为n=15r/min。图3.2主轴结构图3.2凸轮设计压盖机头完成一个工作循环的动作是由凸轮来控制的。目前国内压盖机多采用普通凸轮安装在灌装头上部来控制压盖机头运动，其速度波动大、加速度突变大、压力角小等都不满足压盖机头的运动规律9。为了实现压盖机平稳工作，本次设计采用圆柱凸轮如图3.3所示，凸轮导槽曲线变化规律一般选择正弦加速度运动规律，如图3.4所示。这种规律启动较慢，速度变化大，无加速度突变、振动，压力角大，适合控制压盖机头的运动10。凸轮沿外侧边缘展开曲线如图3.5所示。图3.3 圆柱凸轮三维图正弦加速度运动规律做整周期的正弦规律变化其加速度公式为11：a=Csin (3.1)其速度公式为：v=-Ccos +C (3.2)其位移公式为：s=-Csin +C+ C (3.3)其跃动公式为：y=cos (3.4)给定条件为：，=0.4时，s=0，v=0；=，=0.4时，s=h=72mm。将给定条件代入公式(3.1)、 (3.2) 、(3.3)，得：C=0C=28.8C=72.35将C=0，C=28.8，C=72.35代入公式(3.1)、 (3.2) 、(3.3)、(3.4)，得运动方程公式为：s=72v=a=y=图3.4 正弦加速曲线1-位移曲线 2-速度曲线 3-加速度曲线 h-凸轮推程图3.5 凸轮曲线展开图凸轮结构设计如图3.6所示。凸轮耐磨性、抗剪切能力要求较高，故选用50Mn,经正火处理。图3.6 凸轮剖视图在实际加工该压盖机凸轮时，端面形状是用三周立式加工中心加工出来的，而只要用一般的键槽刀具，在一般的四周联动机床上就可以加工出任意槽宽的凸轮来12。3.3支撑轴与滚轮轴承设计3.3.1支撑轴设计支撑轴安装在压盖机壳的孔内，并通过紧钉螺钉定位，通过毡圈进行密封；其另一端与滚轮轴承过盈连接。支撑轴设计如图3.6所示。所选材料为45钢，经正火处理。图3.7支撑轴结构图3.3.2滚轮轴承设计该滚轮轴承用于低速高载荷状态下，故选用NATV型满针滚针滚轮轴承。支撑轴直径为30mm，故选用NATV30X。3.3轴承及相关轴套设计3.3.1轴承选用及校核根据载荷大小及方向选择轴承类型为推力球轴承，与其相配合的主轴的直径为70mm，故所选轴承代号为51214。根据轴承所承受载荷来源，估算轴承承受最大动载荷为。按每日24小时连续工作的机械，选择轴承预期计算寿命为50000小时。所选推力球轴承应具有的基本额定载荷计算公式为： （3.5）式中：P表示载荷，P=10N；n表示转速；表示预期计算寿命, =500000h；表示指数，对于球轴承=3。将P=10N ，n=15r/min，=500000h，=3代入公式（3.5），得：=35.6（KN），故所选轴承合格。3.3.2轴套设计推力球轴承的定位主要靠其上下端的轴套及主轴的轴肩。推力球轴承上端轴套如图3.8所示，推力球轴承外径为105mm，且其与轴套间隙配合，故轴套下端内径为105mm。轴套两端140mm处，设计六个与内六角圆柱头螺钉M12连接的沉孔和螺孔。图3.8 70轴套剖视图推力球轴承下端轴套与主轴间隙配合，故取其内径为70mm，外径与推力球轴承外径相等，为105mm。推力球轴承外圈设计一内径为105mm，外径为114mm的轴套，且该轴套与推力球轴承下端轴套间隙配合。3.4转鼓及轴套设计3.4.1转鼓设计图3.9 转鼓剖视图3.4.2大小轴套设计两轴套之间间隙配合，且小轴套与主轴（直径为70mm）间隙配合，大轴套与转鼓间隙配合，故小轴套设计为内径70mm，外径85mm；大轴套设计为内径85mm，外径110mm。大小轴套剖视图如图3.10和图3.11所示。图3.10小轴套剖视图 图3.11 大轴套剖视图3.5电动机选择本设计利用电动机产生动力，电动机的选择是本设计的重要内容。本设计选用Y系列三相异步电机，Y系列三相异步电机具有互换性好、防尘、全封闭自扇冷却等特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40度，适用于无特殊要求的机械上。由于啤酒压盖机的功率不是很大，主要是使压盖机头旋转、压盖和摩擦等消耗功。估算本设备的大概功率为35 KW左右,且要求转速不是很高,电机经过减速器传递到压盖机。所以选择的电动机型号为：Y180L-8。主要参数为：额定功率11KW同步转速750 r/min额定电压380V频率50Hz3.6减速器选用减速器是原动机和主轴之间的独立的传动装置，可以降低转速和增大转矩，以满足工作的需要。减速器的选用首先要选其类型。减速器的种类很多，也有很多不同的分类方式，选择减速器时首先根据其承载能力及机械强度选择类型。初步选用ZSY型。在选用减速器时需要考虑工况、热功率影响和安全系数等。电机同步转速是750 r/min，工作机的转速为15 r/min，传动比要求为50。所以所选减速器为ZSY16013。减速器参数为：公称传动比50 输入公称转速750 r/min 输出公称转速15 r/min 公称输入功率8 KW4供盖系统设计4.1供盖系统总体设计本次供盖系统设计的主要部分有主轴和搅拌装置。供盖系统的工作原理是：瓶盖放入下盖料斗内，搅拌装置焊接在轴套上，并通过紧定螺钉固定在主轴上。主轴在电动机及减速器作用下转动，搅拌装置随之转动，并搅拌料斗内的瓶盖。当被搅拌的瓶盖达到下盖槽口后，由下盖槽下滑至压盖机头槽沟内，经压盖机头压实在瓶口上，完成压盖的整个动作。4.2电动机选用供盖系统利用电动机产生动力，电动机的选择也是设计的重要内容。供盖系统传动装置的总传动效率公式为： （5.1）式中：表示减速器的传动效率；表示联轴器的传动效率。 将=0.90，=0.95代入公式（5.1），得：=0.90.950.95=0.81单个瓶盖质量为m=1.3g。设计供盖槽体积约为V=410mm，一个瓶盖体积计算公式约为：v= (5.2)式中：D表示瓶盖外径；H表示瓶盖高度。将D=32mm，H=6.75mm代入公式(5.2),得：v=5.410(mm)供盖槽中盛放瓶盖的重量（最大量）为：M=mg (5.3)将m=1.3g，V=410mm，v=5.410mm，g=9.8N/Kg代入公式(5.3)，得：M=mg=1.39.8410/5.410=9.5（N）搅拌瓶盖所需工作功率公式为：= (5.4)将M=9.5N，V=0.2m/s代入公式(5.4)，得：=9.50.2=1.9（KW）所需电动机功率公式为： (5.5)将=1.9KW、=0.81代入公式(5.7)，得：1.9/0.81=2.35（KW）本设计选用Y系列三相异步电机，经计算知啤酒压盖机供盖系统的功率为，所以选择的电动机型号为：Y200L-8。主要参数为：额定功率15KW同步转速750 r/min额定电压380V频率50Hz额定转矩2.0Nm4.3主轴设计主轴结构设计如图5.1所示。图5.1 主轴结构图4.4搅拌装置设计不同桨叶的搅拌器在搅拌时产生不同的流动状态，基本流向为沿搅拌器的桨叶环向流、径向流、和轴向流14。本供盖系统基本流向为沿搅拌器的桨叶轴向流，故采用推进式搅拌器，所选桨叶数为3个，并采用卧式容器搅拌的安装形式15。搅拌槽全容积的确定，主要依据公称容积及瓶盖的装填系数来进行。搅拌槽全容积公式为：V=V （5.6）式中：V表示搅拌槽的全容积；V表示搅拌槽的公称容积；表示装填系数，一般取0.60.85。一般，搅拌槽多为开槽式，这样搅拌装置的安装与检修及槽内其他作业都比较方便，所以选用开槽式搅拌槽。计算搅拌槽的外形，首先要考虑三方面因素：1.对搅拌功率的影响；2.搅拌过程的特性要求；3.占地面积与空间的要求。搅拌功率计算公式为：P= (5.7)式中:n表示转速；表示桨径；表示密度；表示集合度。4.5减速器选用减速器是电动机与主轴之间的传动装置。该电动机的技术参数是：同步转速为750 r/min，额定功率为15KW，额定电压为380V，频率为50Hz，额定转矩为2.0Nm。选用的减速器满足主轴的转速为7.5 r/min，传动比要求为100。所以所选减速器为ZSY180。减速器参数为：公称传动比100 输入公称转速750 r/min 输出公称