封盖机设计(毕业设计11届毕业生原创作品)

齐齐哈尔大学毕业设计（论文） I 摘 要 本设计为封盖机设计，主要应用于白酒企业，对白酒进行封盖，其生产率为 2000 瓶/小时，所适应的瓶高为 60-100mm，瓶口直径为 22-26mm。 该机器由电动机提供动力，电机选用鼠笼式三相异步电动机，工作时，通过两条 传动链输出：一条经过一级带传动和蜗轮蜗杆减速器驱动曲柄滑块机构使电动机转动 转变为直线往复运动；另外一条是电动机通过两级带传动驱动滚压头中心轴做旋转运 动，从而实现滚压头同时做旋转、直线运动，实现对瓶口的封盖。曲柄滑块机构具有 结构简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，在机械设备中应用广泛。本设计 中，通过对平面曲柄滑块机构的数学建模，用 MATLAB 编程，输入曲柄滑块机构的机 构参数和运动参数，实现对整个机构运动过程的仿真分析。 关键词：封盖机；曲柄滑块；蜗轮蜗杆；带传动 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） II Abstract This design for sealing machine design, mainly applies in the liquor enterprise, to block of liquor, its productivity for 2000 bottles/hour, the bottle to high for 60-100mm, and the bottle to diameter for 22-26mm. This machine powered by motor, motor selection rat trap type three-phase asynchronous motor, working, this through two transmission chain output: One passing level 1 belt and worm reducer drive slider-crank mechanism for linear motor rotation transformation to reciprocating movement; another is the electromotor through two-stage belt drive roller head do rotational motion, so as to realize the pressure head also do roll rotation, linear motion, realizes to mouth sealing. Slider-crank mechanism has simple structure, easy processing, maintenance is convenient, economical and practical advantages, is widely used in mechanical equipment. This design, through the plane slider-crank mechanism mathematical modeling, MATLAB programming, input slider-crank mechanism structure parameters and the motion parameters of the whole organization, realize the movement process of the simulation analysis. Keywords: Sealing machine; Slider-crank; Worm; Belt transmission 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） I 目 录 摘 要I AbstractII 第 1 章 绪 论1 第 2 章 总体方案设计2 2.1液压传动方案2 2.2 机械传动方案3 2.2.1 凸轮传动方案3 2.2.2 曲柄滑块传动方案3 第 3 章 电动机的选择5 3.1电动机类型的选择5 3.2电动机容量的选择5 3.3确定电动机型号5 3.4电动机外形尺寸6 3.5计算传动系统的运动参数和动力参数7 3.5.1 确定传动系统各部分合理的传动比7 3.5.2 计算运动参数(各轴转速)8 3.5.3 计算动力参数8 3.5.3.1 计算各轴的功率8 3.5.3.2 计算各轴转矩8 第 4 章 带传动的设计及计算10 4.1确定设计功率10 4.2选择带型10 4.3确定带轮基准直径11 4.3.1初选小带轮基准直径11 4.3.2验算带速11 4.3.3计算大带轮基准直径12 4.4确定中心距和带的基准长度12 4.5验算主动轮包角13 4.6确定带的根数13 4.7确定带的预紧力14 4.8计算带传动作用在轴上的力14 4.9带轮结构的设计15 4.9.1 小带轮结构设计15 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） II 4.9.1.1 材料15 4.9.1.2 确定小带轮结构形式15 4.9.1.3 确定轮槽的尺寸15 4.9.1.4 确定小带轮外形尺寸16 4.9.2 大带轮结构设计17 4.9.2.1 材料17 4.9.2.2 确定大带轮结构形式17 4.9.2.3 确定轮槽的尺寸17 4.9.2.4 确定大带轮外形尺寸17 第 5 章 蜗杆传动设计18 5.1蜗杆传动类型选择18 5.2选择材料18 5.3蜗杆传动的主要参数及其选择19 5.3.1 模数 m 和压力角20 5.3.2 蜗杆分度圆的直径 1 d20 5.3.3 蜗杆头数 1 z 20 5.3.4 导程角20 5.3.5 传动比i和齿数比u21 5.3.6 蜗轮齿数 2 z21 5.3.7 蜗杆传动的标准中心距a21 5.3.8 参数的选定22 5.4蜗杆传动的几何尺寸计算22 5.5蜗杆传动的受力分析24 5.6蜗杆传动强度计算26 5.6.1 蜗轮齿面接触疲劳强度计算26 5.6.1.1 计算蜗轮齿面的接触应力27 5.6.1.2 计算蜗轮齿面的许用接触应力27 5.6.2 蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算28 5.6.2.1 计算蜗轮齿根弯曲应力28 5.6.2.2 计算蜗轮许用齿根弯曲应力28 5.6.3 蜗杆的刚度计算29 5.7蜗杆传动滑动速度计算29 第 6 章 曲柄滑块机构设计31 6.1材料的选择32 6.2确定曲柄滑块中杆件长度32 6.2.1 确定滑块行程32 6.2.2 确定曲柄长度和初定连杆长度32 6.3曲柄滑块机构运动学分析和连杆长度的确定33 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） III 6.3.1 建立曲柄滑块机构的数学模型33 6.3.1.1 确定连杆方程34 6.3.1.2 确定曲柄的角速度和验算尺寸范围34 6.3.1.3 建立运动方程35 6.3.2 曲柄滑块机构的运动仿真35 6.3.2.1 基于 MATLAB 程序设计35 6.3.2.2 编写 MATLAB 程序36 6.3.2.3 程序运行结果37 6.3.2.4 位移、速度和加速度曲线38 6.4曲柄滑块机构动力学分析39 6.4.1 曲柄滑块机构结构校核39 6.4.2 曲柄轴校核41 第 7 章 设计分析与改进42 7.1 主传动系统部分42 7.2 滚压头部分42 7.3 螺纹改进方案42 结 论45 参考文献46 致 谢48 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 1 第 1 章 绪 论 近年来，随着我国人民生活水平的不断提高，对酒、饮料类的需求不断加大。目 前我国已经引进多条高速灌装自动线，对啤酒、汽水等消耗量大且带有气体的封盖机 已经形成了一定规模，但白酒、葡萄酒等高档无气体酒类封盖几乎不成体系和规模， 与世界水平还有很大距离，而且国产产品技术含量不高，而国外已将很多先进技术应 用在自动机械上。 现在国内白酒企业众多，这些企业都必须对白酒进行瓶口封装，瓶口封装尤为重 要，封盖机就成为白酒企业必不可少的包装设备。 为此，设计一款封盖机，该类封盖机可一次完成收边、挤纹动作，经济快速、容 易调整、操作简单、维修方便10。 本机器的工作原理：动力源电动机通过两条传动链，同时驱动滚压头做转动和直 线运动。一条传动链由电动机经过两级传动（一级带传动和一级蜗杆传动）减速驱动 执行机构曲柄滑块机构，将电动机的转动转变为直线往复运动，从而，带动滚压 头上下运动，当运动到与瓶盖接触时，由于压力作用滚压头在主轴带动下旋转完成封 盖。 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 2 第 2 章 总体方案设计 封盖机的电动机先通过减速装置进行减速。然后，再将转动转变为直线运动，从 而实现滚压封头的往复运动，能够实现这一转换，主要有液压传动和机械传动4。 2.1液压传动方案 封盖机液压传动系统原理图如图所示，其原理：手动换向阀 6 推向左位（即左位 接入系统） ，此时活塞在压力油的作用下向下运动，滚压头向下运动进行封盖，当封盖 完成后，将阀 6 手柄推向右位（即右位接入系统） ，活塞向上运动，即刀片上抬，到了 一定位置，将阀 6 手柄推入中位，这样活塞就停留在此位置不动。然后进行第二次封 盖时，重复上述操作。手动换向阀 6 也可改为电气控制的换向阀，从而实现自动连续 封盖，提高效率12。 .油箱 .粗过滤器 .液压泵 4.溢流阀 5.调速阀 6.手动三位四通换向阀 7.液压缸 8.滑块 图 2-1 液压传动系统原理图 封盖机采用液压传动，可使机器工作平稳、质量轻、惯性小、反应快、安全可靠。 但是液压系统对液压元件在制造精度上要求较高、造价高，而且对工作介质的污染比 较敏感，油温的变化对其工作稳定性影响较大，在工作过程中伴有较多的能量损失。 同时，泄漏问题也是不可避免的。因此，此次设计不选用此方案。 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 3 2.2 机械传动方案 在机械传动方案中，能够实现转动转变为直线运动的有凸轮机构和曲柄滑块机构。 2.2.1 凸轮传动方案 图 2-2 凸轮机构原理图 凸轮机构的工作原理如图 2-2 所示，主轴的转动带动凸轮传动，推动滑块向上运 动。滑块在重力的作用下下降，推动滑块作动作。 选择凸轮机构的优点是只要适当地设计出凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各 种预期的运动规律，而且响应快速，机构简单紧凑，设计方便。缺点是凸轮廓线与推 杆之间为点、线接触，容易磨损 ，并且凸轮制造困难，造价高。 2.2.2 曲柄滑块传动方案 曲柄滑块机构的工作原理如图 2-3 所示，通过主轴转动带动曲柄转动，曲柄通过 连杆使滑块作上下往复运动，实现预期动作。 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 4 图 2-3 曲柄滑块机构原理图 曲柄滑块机构具有磨损轻、寿命长、便于润滑，低副易于加工、可获得较高精度、 成本低，杆可较长、可用作实现远距离的操纵控制等优点。故本设计采用此方案比较 合适。 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 5 第 3 章 电动机的选择 3.1电动机类型的选择 本设计所选电动机应从多方面考虑。电动机分交流电动机和直流电动机两种。由 于生产单位一般多采用三相交流电源,因此,无特殊要求时,均应采用三相交流电动机。交 流电动机又分为异步电动机和同步电动机，同步电动机常用于转速不随负载变化情况 下，而本设计没有这方面要求，所以选异步电动机。三相异步电动机又分为鼠笼式和 绕线式，本设计对调速性能、启动转矩要求不高，通常选用普通三相鼠笼式异步电动 机。并且异步电动机的优点有结构简单、容易制造、价格低廉、运行可靠、坚固耐用、 运行效率较高且适用性强。 Y2 系列电动机是 Y 系列电动机的更新换代产品，是一般用途的全封闭自扇冷 式鼠笼型三相异步电动机。它是我国九十年代最新产品，其整体水平已达到国外同 类产品九十年代初的水平。该产品应用于国民经济各个领域，如机床、水泵、风机、 压缩机，封闭式还可适用于灰尘较多、水土飞溅、含易燃、易爆或腐蚀性气体的场 合3。 经过多方面综合考虑，选用 Y2 系列全封闭 自扇冷式鼠笼型三相异步电动机 。 3.2电动机容量的选择 电动机的容量选择的是否合适,对电动机的正常工作和经济性都有影响。容量选的 过小,不能保证工作机的正常的工作或使电动机因过载而过早的损坏;而容量选的过大, 则电动机的价格较高,能力又不能充分利用,而且由于电动机经常不满载运行,其效率和 功率因数都较低,增加电能消耗而造成能源的浪费。 Y2 系列电动机额定电压为 380V，额定频率为 50Hz。在 380V 电压下，鼠笼 式异步电动机功率为 0.37320kW。本设计为小型机械，对功率要求不高，并参考 工厂样机，选取功率为 0.37kW。 3.3确定电动机型号 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 6 功率为 0.37kW 的 Y2 系列电动机有如下几款： 表 3-1 电机主要参数 型号额定功率额定电流转速效率功率因数最大扭矩最小扭矩空载噪声 Y2-80M1-60.371.390062.00.721.554 Y2-71M2-40.371.0138067.00.752.21.755 Y2-71M1-20.371.0282070.00.812.21.664 根据任务书技术参数，生产率：QT=2000 瓶/小时 QT=瓶/min=33.3 瓶/min 60 2000 可取：QT=34 瓶/min 本设计执行机构为曲柄滑块机构，活动支架带动滚压头做上下的往复运动，相当 于滑块带动滚压头，滑块每往返一次为一个工作循环。同时，曲柄也旋转一周，每转 一周完成一次封盖。 曲柄转速可求得，即r/min34 p n 蜗轮转速r/min34 3 p nn 本设计减速传动链为二级减速，由 V 带传动，蜗轮蜗杆减速器组成。 参考实习时工厂机器，选取 V 带传动比 =12，蜗轮蜗杆减速器传动比=74016， 1 i 2 i 则总传动比的范围=780，则电动机转速可选范围为： 总 i =(780) 34=(2382720)r/min n 总 i 3 n 根据表 3-1，选取 Y2-71M2-4 型电机较为合适，其参数为：额定功率 0.37kW，转 速 1380r/min，效率 67.0，功率因数 0.75，扭矩范围 1.72.2。 3.4电动机外形尺寸 表 3-2 Y2-71M2-4 型电机安装尺寸（单位：mm） 尺 寸 HABC DEFGDGADACHDL 801251005019406615.514587.5220295 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 7 图 3-1 Y2 型三相异步电动机 3.5计算传动系统的运动参数和动力参数 3.5.1 确定传动系统各部分合理的传动比 总传动比： =41 （3-1） 3 1 n n id 34 1380 式中 r/min 为蜗轮输出轴转速34 3 p nn =1380r/min 为电动机输出转速 1 n 各部分传动比： （3-2） 21 iiid 式中 为 V 带传动比 1 i 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 8 为蜗轮蜗杆传动比 2 i 选取， =2；=20.5 1 i 2 i 2 41 3.5.2 计算运动参数(各轴转速) 小带轮输入轴（电动机输出轴）转速： =1380r/min 1 n 蜗杆转速： =690r/min 1 1 2 i n n 2 1380 蜗轮输出轴转速： r/min34 3 n 3.5.3 计算动力参数 3.5.3.1 计算各轴的功率 查得16各部件传动效率为： V 带传动：0.850.95 取=0.94 1 蜗轮蜗杆传动：，=0.84)5 . 3100(i) 5 . 205 . 3100( 2 轴承传动：0.970.99 取=0.98 3 另外，电动机的效率为 67.0。 则电动机输出轴、蜗杆、蜗轮输出轴三轴的功率分别为： 电动机输出轴： =0.370.67=0.25kW （3-3） 1 PP d 蜗杆： =0.370.670.94=0.23kW （3-4） 2 PP d 1 蜗轮输出轴： =0.230.840.980.98=0.19kW （3-5） 3 P 2 P 2 3 3 3.5.3.2 计算各轴转矩 电机轴： 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 9 =9550=9550=1.73Nm （3-6） 1 T 1 1 n P 1380 25 . 0 蜗 杆： =9550=9550=3.18Nm （3-7） 2 T 2 2 n P 690 23 . 0 蜗轮输出轴： =9550=9550=53.37Nm （3-8） 3 T 3 3 n P 34 19 . 0 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 10 第 4 章 带传动的设计及计算 本设计的工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振 动带来的影响，传动平稳，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带 这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本9。 4.1确定设计功率 （4-PKP Ad 1） =1.1 0.37=0.407kW0.41kW 式中 工况系数 A K 传动功率（kW）P 当载荷变动小时，每天工作时间小于 10 小时，取=1.116。 A K 4.2选择带型 V 带有普通 V 带、窄 V 带、宽 V 带、大楔角 V 带等多种类型，其中普通 V 带应 用最广，普通 V 带由顶胶、抗拉体（承载层）、底胶和包布组成，如图 4-1 所示。抗 拉体由帘布或线绳组成，是承受负载拉力的主体。其上下的顶胶和底胶分别承受弯曲 时的拉伸和压缩变形。由于线绳结构普通 V 带具有柔韧性好、抗拉强度高的特点，适 用于带轮直径较小、载荷不大、转速较高的场合。因此，本设计选用普通 V 带。 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 11 图 4-1 V 带结构 根据=0.41kW 和主动轮（小带轮）转速=1380r/min，选取 Z 型 V 带16。 d P 1 nn 普通 Z 型 V 带截面尺寸如图 4-2： 图 4-2 普通 V 带截面图 其中， mmb 0 . 10mmbp5 . 8mmh0 . 6 4.3确定带轮基准直径 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 12 4.3.1 初选小带轮基准直径 类比实习工厂机器，并参考相关资料16，初选小带轮基准直径为=80mm，外径 1d d =84mm。 1a d 4.3.2 验算带速 =5.78m/s （4-2） 100060 11 nd v d 100060 138080 满足 5m/s25m/s v 4.3.3 计算大带轮基准直径 = （1） （4-3） 2d d 1 i 1d d =2 （10.015）80=157.6mm 式中 弹性滑动系数，=0.010.02 取=160mm16 2d d 4.4确定中心距和带的基准长度 初定中心距： 0.7（+）2（+） （4- 1d d 2d d 0 a 1d d 2d d 4） 0.7（80+160）2（80+160） 0 a 168mm480mm 0 a 初步选取=200mm 0 a 根据带传动几何关系，按下式计算带的基准长度： 0d L = （4- 0d L 0 2 12 210 4 )( )( 2 2 a dd dda dd dd 5） 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 13 =mm 2004 )80160( )16080( 2 2002 2 =784.8mm 选取=800mm16 d L 计算中心距：a （4-6） 2 0 0 dd LL aa =mm 2 8 . 784800 200 =207.6mm 取=208mm，由于 V 带的中心距一般是可以调整的，其范围如下：a =mm=196mm （4-7） min a d La015 . 0 800015 . 0 208 =mm=232mm （4-8） max aa d L03 . 0 80003 . 0 208 因此，中心距变化范围为：196mm232mm 4.5验算主动轮包角 小带轮包角： 1 （4-9） 0120 1 3 . 57180 a dd dd = 00 3 . 57 208 80160 180 = 00 120158 所以，主动轮包角满足要求 4.6确定带的根数 V 带根数公式： 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 14 （4-10） La d KKPP P z )( 11 式中 包角修正系数，查得 0.94 a K 带长修正系数，查得 1.00 L K 单根 V 带的额定功率（kW） ，查得 0.30kW 1 P 单根 V 带额定功率的增量（kW） ，查得 0.03kW 1 P 代入数据得： 00 . 1 94 . 0 )03 . 0 30 . 0 ( 41 . 0 z =1.32 取=2 根。z 4.7确定带的预紧力 单根 V 带预紧力： （4-11） 2 0 ) 1 5 . 2 (500mv zv P K F d a 式中 V 带单位长度的质量，查得 0.06kg/m16m 代入数据得： 2 0 78 . 5 06 . 0 78 . 5 2 41 . 0 ) 1 94 . 0 5 . 2 (500 F =31.43N 由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为上述 预紧力的 1.5 倍18。 4.8计算带传动作用在轴上的力 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力。 有效圆周力： 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 15 （4-12） 3 10 v P F d t =N 3 10 78 . 5 41 . 0 =70.93N 如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可以近似的按带的预紧力的合力来计 0 F 算。 作用在轴上的压轴力： （4-13） 2 sin2 1 0 zFFr = 0 ) 2 158 sin(243.312 =123.29N （4-14） 2 sin3 1 0max zFFr = 0 ) 2 158 sin(243.313 =184.94N 4.9带轮结构的设计 4.9.1 小带轮结构设计 4.9.1.1 材料 由于带速 =5