啤酒灌裝機設計說明書

更新時間:2024-02-13 22:02:09 閱讀：評論：0

2024年2月13日發(作者：張震雷)

啤酒灌裝機設計說明書

第一章緒論

隨著市場經濟的完善和發展，商品流通的深度和廣度進一步擴大，包裝工業在國民經濟中的作用和地位越來越高。根據各國經濟發展水平不同，包裝工業的產值通常占國民生產總值的1.5%-2.2%。經濟越發達，包裝工業所占的比重就越大。灌裝機就是包裝機械的一種。建國以后，我國陸續建立了一些灌裝設備生產廠，但主要是一些小型設備，技術落后。八十年代初，國家開始積極引進國外先進灌裝技術，當時灌裝技術主要掌握在少數國有企業手中。隨著改革開放的推進，一些原來從事機床、農機制造的企業也轉到灌裝設備的開發制造上，從業廠商逐漸增多。

我國的灌裝設備主要是應用在酒業、飲料的灌裝上，從灌裝原理上大體可分為負壓灌裝機、常壓灌裝機、等壓灌裝機、定量灌裝機、料位灌裝機等幾種類型。但是目前各個設備生產廠家的灌裝機在灌裝能力、效率、適宜瓶型范圍及自動化程度等方面各有優缺點，不同程度地制約著產品包裝質量和生產率。

目前，灌裝機呈現出新的發展動向，主要為：（1）多功能。同一臺設備，可進行茶飲料、咖啡飲料、豆乳飲料和果汁飲料等多種飲料的熱灌裝；均可進行玻璃瓶與聚酯瓶的灌裝。（2）高速度、高產量。碳酸飲料灌裝機的灌裝速度最高達2000灌/分，非碳酸飲料灌裝速度最高達1500灌/分。（3）技術含量高、可靠性高、計量精確。

啤酒作為一種口味獨特的風味飲料，深受廣大老百姓的喜歡，近年來由于受釀酒原材料漲價的影響，啤酒的釀造成本隨之增高，而啤酒的市場競爭越來越激烈，啤酒生產廠家為了爭奪啤酒的市場份額，一方面對啤酒的銷售價格不敢輕易提價，一方面內部加強管理努力消化原材料漲價帶來的負面影響。啤酒灌裝機是啤酒包裝生產線的核心設備，啤酒灌裝過程中出現的冒酒、灌不滿、液位偏高或偏低、增氧量和瓶頸空氣超出標準等現象，都會直接導致酒損的增加，從而增加了啤酒的包裝成本，因此，灌裝機灌裝效果和機械本身的性能的好壞直接影響到企業的經濟效益，所以，希望通過對灌裝機的設計，能更好的發揮出灌裝機的使用性能，提高生產率和機械自身的性能，使之能運行更加穩定、計量更加準確、使用更加方便、盡可能的減小噪音等等。

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第二章總體方案設計

2.1 確定功能與應用范圍

用途：灌裝瓶裝啤酒。

規格：灌裝瓶容量為640Lm，空瓶為670Lm。

灌裝方式：常壓式灌裝。

常壓式灌裝，是在大氣壓下直接靠被灌液料的自重流入包裝容器內的灌裝方式。常壓式灌裝的工藝過程為：

A. 進液排氣，即液料進入容器，同時容器內的空氣被排出。

B. 停止進液，即容器內的液料達到定量要求時，進液自動停止。

C. 排除余液，即排除管道中的殘余液料。

設計要求：對灌裝機進行優化改進，在生產率、可靠性、使用壽命和噪聲等方面都應有明顯改進。

2.2 工藝分析

2.2.1確定機械類型

2.2.1.1 工位

啤酒生產批量大，灌裝機工作動作多，故選用多工位灌裝機。

2.2.1.2 運動形式

灌裝機分為直線型和旋轉型2種，而啤酒灌裝機都是采用旋轉型灌裝機進行

灌裝，且是連續型灌裝工作方式，故采用旋轉型連續灌裝機。

2.2.2確定灌裝程序，工位數

2.2.2.1 灌裝程序

啤酒空瓶由進瓶機構傳送至升降瓶機構上，升降瓶機構控制瓶子升降，升瓶灌裝完成后，降瓶由撥瓶機構傳送出去。

即進瓶——升瓶——灌裝——降瓶——出瓶。

2.2.2.2 工位數

由于啤酒灌裝是大批量生產，所以要求工位數多，在結構合理且提高生產效率的基礎上采用多的工位，故選用24工位。

2.2.3 對執行構件的運動要求

2.2.3.1 啤酒瓶升降機構

對于旋轉型灌裝機，通常是借助分件供送螺桿將瓶子按所要求的狀態、間距、

速度逐個而連續地供送到灌裝機的托瓶臺上。并由托瓶機構將其升起使瓶口與灌裝頭緊密接觸而進行灌裝。待灌裝過程完成后下降復位。

托瓶機構固定在導向板上。

托瓶機構主要有機械式、氣動式、機械與氣動組合式等三種結構形式。

對于旋轉型啤酒灌裝機來說，應盡量結構簡單，經濟實惠，便與維護，所以宜選擇機械式托瓶機構。

2.2.3.2 灌裝閥

灌裝閥是對啤酒進行灌裝的關鍵裝置，所以對其結構要精心設計。

灌裝閥應固定在儲液箱下部，其安裝軸線應該與啤酒瓶升降機構的軸線一

致，以便于啤酒瓶在升起過后能正確的對準灌裝口進行灌裝工作。

常壓式灌裝機的灌裝閥也采用常壓灌裝閥，因灌裝操作環境為常壓狀態，灌裝過程簡單，通常采用彈簧閥門式灌裝閥。

2.2.3.3 主軸

主軸是灌裝機的動力傳動軸。電機通過減速裝置把動力傳送到主軸上，主軸帶動儲液箱和導向板同步轉動。

2.2.3.4 儲液箱

儲液箱位于主軸頂端，箱體下面在圓周方向配置灌裝閥，箱體隨主軸轉動，帶動灌裝閥一起同步轉動。

2.2.3.5 導向板

導向板的作用是固定托瓶機構，導向板和儲液箱一樣固定在主軸上，隨主軸一起同步轉動。

2.3 擬訂主要技術參數

2.3.1 結構參數

結構參數反映灌裝機的結構特征和灌裝物件的尺寸范圍。如灌裝機列數，包裝工位，執行機構頭數，主傳送機構的回轉直徑或直線移距，工作臺面的寬度與高度，物件的輸入高度，成品的輸出高度等等。

2.3.2 運動參數

運動參數反映灌裝機的生產能力和執行機構的工作速度，如主軸轉速、物件供送速度、計量與充填速度等。

2.3.3 動力參數

動力參數反映執行機構的工作載荷和灌裝機正常運轉的能量消耗，如成型、3 / 40

封口等執行機構的工作載荷，動力機的額定功率、額定扭矩和調速范圍，氣液壓傳動的工作壓力和流量，以及為完成清洗、殺菌、熱封等工序所需的水、汽、電和其他能源的消耗量，等等。

2.3.4 工藝參數

工藝參數反映完成灌裝工序所用的工藝方法及其特性，如完成包裝工序的有關溫度、時間、壓力、拉力、速度、真空度、計量精度等參數。

通過分析對比同一類型灌裝機的不同設備的技術參數，無疑可以判斷各個設備的性能優劣。而且用戶在籌建生產車間或工廠之際，借此可根據各自的生產條件、規模與物料消耗情況，妥善配備各種設備并核算經營成本。

鑒于灌裝機所完成的灌裝工序、灌裝物件、所用工藝方法、機器類型等種類繁多，各種灌裝機主要技術參數的具體內容也互有差異，因此，擬定主要技木參數時，務必遵循基本準則按具體條件加以具體分析來解決。

眾所周知，傳動件的結構及其尺寸等參數在很大程度上是根據動力參數設計計算的。所以，若動力參數選擇過大就會使動力機、傳動件的結構尺寸相應增大，若過小又會使它們經常處于超負荷狀態而難以維持正常工作，甚至損壞。

確定灌裝機功率的方法有：

A：類比法

通過調查研究、統計和分析比較同類型灌裝機所需功率的狀況，從而確定灌裝機功率。

B：實測法

選擇同類型灌裝機或試制樣機，測其動力機的輸入功率，再依它的效率和轉速計算輸出功率和扭矩。考慮到被測的與所設計的灌裝機有某些差異，應將實測結果加以適當修正，作為確定灌裝機功率的依據。

C：計算法

動力機的輸出功率也可用下式粗略計算：

P=P1+P2+…………Pi （i=1，2，.......）（2-1）

也就是灌裝機所需功率等于個執行機構所需功率之和。

在總體方案設計階段，有關的動力參數主要根據前兩種方法粗略求算，待到零部件設計完成后尚須做進一步的校核。采用計算法確定動力參數日前還不普

遍，這主要是由于包裝機的工作載荷大都難以精確汁算，加之對執行機構的傳動效率和慣性力的計算相當麻煩，以致把計算法僅作為確定動力參數的一種輔助手段。

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第三章旋轉式灌裝機的設計計算

3.1 電動機的選擇

擬訂本次設計的灌裝機是用來完成灌裝空瓶容量為670mL的啤酒灌裝，要求灌裝量為640mL。由此條件，經查閱相關旋轉式灌裝機的資料，可得出以下參考數據：

灌裝閥頭數： 24頭

灌裝閥節距： 150mm

灌裝區間角：

a193?灌裝區占有率： 0.54

生產率： 7200Pcs/h

24*150貯液箱半徑： r==600 mm

2*?參考類似型號灌裝機工藝參數，現在先擬訂灌裝時間Ta為9s，于是由灌裝時間T

a的計算公式：

Ta=

60*n?360a? （3-1）

n----主軸轉速，r/min

?a----灌裝區間角

得：

n=360*Ta60*?a=3.57r/min （3-2）

擬訂貯液箱在裝有液料的時候的最大重量為500kg，半徑r為600 mm，則角速度?為：

?n?=（3-3）

?n?0.1n=0.1*3.57=0.357 rad/s

?=30

貯液箱上作用力F對主軸的力矩Mz為：

Mz=F*Z （3-4）

=m*g*r

=500*9.8*1

=4900 N*m

再由功率：

Mz*?（3-5）

得：

Mz*?

=4900*0.357

=1.6 Kw

由于旋轉型灌裝機主體是同其他機構連在一起構成灌裝機組，包括進瓶機構、出瓶機構、升降瓶機構和壓蓋機，用同一臺電動機提供動力，這樣才能保證工作同步，所以經考察同類型機組，現擬訂：

進瓶機構功率P1為1.2kw；

出瓶機構功率P2為0.6kw；

升降瓶機構功率P3為0.5kw；

壓蓋機功率為1.5kw。

由此根據式（1-1）可估算出灌裝機組總功率P：

P=P1+P2+…………Pi

=1.6+1.2+0.6+0.5+1.5

=5.4kw

所以，選擇電動機型號為：

Y132S-4型

額定功率----5.5kw

額定轉速----1440r/min

額定轉矩----2.2

重量----68kg

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3.2 灌裝機輸送管路計算

輸送管路是連接貯液箱和啤酒瓶口之間的管道，開始灌裝時，液料從輸送管路口直接靠自重灌入瓶內。輸液管路一般均用圓管，設計時，首先要合理選擇它的內徑和壁厚。

3.2.1 圓管內徑

設輸液管的內徑為d(m)，截面積為A(m)，液料在管內的流速為u(m/s)，體積流量為V(m/s)。由于：

A=32?d42 (3-6)

V (3-7)

A故得：

d=4V (3-8)

可見，欲求d必先求V及u。為此，又設：

W----管內質量流量（kg/s）

?----液料密度（kg/m），取0.996*10kg/m

333，取G=0.5kg/Pc

G----每瓶灌裝液料質量（kg/Pc）Q----灌裝機最大生產能力（Pcs/h）,已知Q=7200Pcs/h

bbMAXMAXu----液料在管內的流速，取0.7 m/s

遂寫出：

WGb*Qmax3V==（m/s）（3-9）

?3600*? =0.5*72003600*0.996*10?33

=1.004*10

m3/s

將V和u帶入式（3-8）中，得：

d=4V

?u4*1.004*103.14*0.7?3 =

=25 mm

在流量保持定值的條件下，雖然提高流速會使管徑和設備投資費用都相應減少，但往往要增加輸送液料所需的動力和操作費用。因此，設計時應根據具體情況選取流速。

計算出圓管內徑后，必須參照現有的圓管規格圓整至標準值。

3.2.2 圓管壁厚

圓管的壁厚一般根據它的耐壓和耐腐蝕等條件，按標準規格選取。

選取圓管壁厚2.5mm，故圓管外徑為30mm。

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3.3 灌裝時間的確定

利用流體力學能量守恒定律，可計算出各類灌裝閥的灌裝時間，從理論上找出影響液料灌裝速度時間的因素，以便設計出較合理的灌裝機構．從而提高灌裝機生產率。

在前面已經介紹過灌裝機有常壓式、等壓式、真空式、機械壓力式四種。對啤酒類液體進行灌裝時，閥門被打開后，也是靠自重流入容器的。因此，旋轉式灌裝機的灌裝方式可分為常壓式和等壓式，但是一般都采用常壓式灌裝，因為常壓式灌裝機結構簡單，灌裝方便且生產速度快，非常適合啤酒類大批量生產所要求的生產率，是啤酒灌裝機的首選灌裝方式。

本次設計擬采用定量杯式定量方式，首先將料液灌入定量杯定量后再灌入包裝容器中。若不考慮滴液等損失，則每次灌裝的液料容積應與定量杯的相應容積相等。要改變每次的灌裝量，只需改變調節管在定量杯中的高度或更換定量杯。這種定量方式，機構結構簡單、定量速度快，避免了瓶子本身的制造誤差帶來的影響，故定量精度高。

如圖3-1所示，圖中定量杯的內腔直徑為D，定量杯的計量高度為H，定量杯底部液孔直徑為d。定量杯上液面及裝液容器均受大氣壓作用。

因為對啤酒瓶的灌裝容量為640mL，所以定量杯的容量也應為640mL。假設定量杯液面與進液管口的距離H=100 mm，則定量杯直徑D=90 mm。

定量杯中的液料流入容器的過程其液位不斷下降，直到定量杯中的液料流完，定量杯流出液料的過程由于為非穩定性流動，其流出液料體積在各個相等瞬時的間隔是不等的。隨著定量杯液料的不斷流出其液位不斷下降，液料流出速度相應地隨之減小。設在dt時間內從定量杯底孔d流出的液體體積為：

dv1=u*F*dt

=?e*2gHx =?e*

??12*F*dt

?d42*2gHx??12*dt (3-10)

相同的dt時間內,定量杯中液料減少的體積為：

v2=?d42*dH (3-11)

顯然有

dv1=

dv2

即有

?*e?d42*2gHx??12?d*dt=*dH （3-12）

42式中

Hx----經dt時間，定量杯內液料的液面水平高度(m)

H----經dt時間，定量杯內液料的液面高度改變量

上式整理后有：

2dt=?

?D?*d??d??e?2gHx?H12（S）（3-13）

在定量杯內液料流入容器的過程中，液面將由H到0；其所經的時間由0到t，定量杯內的液料才全部流完。即：

2D???d=???d?t0t*1?2g??H1212*?eHdH120?Hx?H

D =*?HdT?d?2g??2a1220

e???1???1D?1?? =*H?1?2???d?2g??1???2?2212eH

0D?? =*???d??2e2?H?*??2g????12 (3-14)

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式中

?----灌裝閥流液管的流量系數，經查閱相關資料，取0.5

e g----重力加速度，9.81 m/s

D----定量杯直徑

d----進液管直徑

H----定量杯液面與進液管口的距離

由此可算出灌裝時間為：

122?90??Ta=0.5*??*?100???25??2*9.81?2

=8.6 （s）

取整數9s，與前面假設的灌裝時間相符。

圖3-1 定量杯定量圖

3.4 旋轉式灌裝機的工藝計算

3.4.1 旋轉式灌裝機的生產率分析

旋轉式灌裝機的生產率：

Q=60nz （3-15）

式中：

Q----生產率（Pcs/h）

n----旋轉臺轉速（r/min）

z----灌裝工位數

上式說明灌裝機的生產率與旋轉臺轉速、灌裝工位數有關。如果以增加灌裝工位數來提高生產率，那么灌裝機的旋轉工作臺直徑也要相應地增大。

從式中還可以看到，提高旋轉工作合轉速，也可以提高灌裝機的生產率，但是受到兩個因素的限制，一個是旋轉臺轉動時會產生離心力，因此當旋轉臺轉速增大到一定程度時，瓶托上玻璃瓶的離心力達到足以克服啤酒瓶與瓶托之間的摩擦力，啤酒瓶便會被甩出瓶托；另一個因素是，液料的罐裝速度，當旋轉臺轉速提高時，在灌裝轉角不變的情況下其灌裝時間就會相應地縮短，即是說瓶子在旋轉臺上轉過一定角度的時間相應減少，因而瓶子不能裝滿。影響液料灌裝速度的因素是液料的粘度，液缸液位高度，灌裝閥的結構等。

由此可知這些因素直接限制了旋轉臺轉速的提高。旋轉臺旋轉一用的時間：

T=60 （3-16）

根據灌裝工藝過程，上式又可寫成：

T=Ta+Tb+Tc+Td （3-17）

式中

Ta----灌裝時間（s）

TTTbcd----瓶托下降時間（s）

---- 瓶托下降到最低點停留時間（s）

----瓶托上升時間（s）

灌裝時間Ta，在自動機械中稱為基本工藝時間，基本工藝時間一般都要經過設計計算，然后經過多次反復試驗才能確定。

根據以上分析，提高灌裝機的生產率可從兩方面考慮：一是適當增加灌裝工13 / 40

位數。二是設法提高灌裝閥的灌裝速度。

3.4.2旋轉式灌裝機的最小旋轉角確定

圖3-2 灌裝機工藝轉角平面示意圖

如圖3-2所示，該圖為本次設計的灌裝機平面工藝布置示意圖，前面已經介紹了灌裝機旋轉一周所需要的時間為：

T=Ta+Tb+Tc+Td

式中Ta、Tb、Tc、Td其各相應灌裝轉角?a、?、?、?bcd即：

????

abcd----灌裝轉角（度）

----瓶托下降所占轉角（度）

----瓶托下降到最低點所占轉角（度）

----瓶托上升所占轉角（度）

灌裝機旋轉一周時包括灌液，瓶托帶動瓶子下降，瓶托帶動瓶子下降在最低點(為了瓶子進出瓶托)，瓶托帶動瓶子上升。即：

Ta=Tb=Tc=Td=

60?a* （s） (3-18)

n360?60?b* （s） (3-19)

n360?60?c* （s） (3-20)

n360?60?d* （s） (3-21)

n360?在前面已經從理論上推導出了灌裝時間Ta=9s，于是根據式(3-18)得：

?=Taa*6?*n

=9*6?*3.57

=193? （3-22）

現在已根據理論灌裝時間求出了灌裝轉角，在實際生產當中，若已知灌裝方式和被灌容器的體積V，就可以按在不同情況下的計算公式算出實際灌裝時間Ta。由此可知，灌裝機轉過?a角的灌裝時間Ta，必需等于或大于實際灌裝時間Ta，才能保證被灌裝容器灌滿。根據這一原則有：

常壓式灌裝液缸液位不變情況下灌裝機最小灌裝轉角

60?a*?n360??a：

V?e*A*=a?2gH?e12

60?nV?A?2gH?12 （3-23）

式中：

V——灌裝液料的容器的體積(m)

n——灌裝機轉速(r／min)

3?e----灌裝閥流液管的流量系數，經查閱相關資料，取0.5

A——灌裝閥液管橫截面積(m)

g——重力加速度(9．81m／m)

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設計時，首先確定灌裝轉角角?a，確定后再根據具體結構形式決定其他輔助?、?、?bcd。

現在擬訂：

???d=48?

=88?

c則：

b=360?-?-?-?dca=31?

現在已知每個區間的轉角，就可以根據式（3-19）、（3-20）、（3-21）算出對應的轉過沒個區間轉角所需要的時

Tb=Tc=Td=60?b*=1.65 （s）

n360?60?c*=4.1 （s）

n360?60?d*=2.25 （s）

n360?由式（3-17）得，灌裝機旋轉一周所需要的時間為：

T=Ta+Tb+Tc+Td

=9+1.65+4.1+2.25

=17 s

3.5 旋轉式灌裝機的傳動系統設計

灌裝不含氣液體的灌裝機和壓蓋機都是各自獨立分開，各自單獨由電機驅動，但含氣液體灌裝都是將灌裝機和壓蓋機設計成聯合機組常稱灌裝機組，目的是為了灌液后，盡快封蓋，以減少液料的增氧量。

旋轉式灌壓機組其傳動系統可分為外傳動鏈和內傳動鏈。

外傳動鏈是用來聯接電機和灌壓機組的傳動主軸，其功用是：

A．把一定的功率從動力源傳遞給灌壓機組的執行機構。

B．保證執行機構有一定轉速和一定調速范圍。

C．能夠方便地對機組進行啟動、停止、發生故障或過載時自動停機。

外傳動鏈可用傳動比不準確的傳動副和摩擦副，例如皮帶傳動，摩擦無級變速器等；但一般不采用機械無級調速，而是采用電氣無級調速，因為電氣無級調速器操作方便，同時由于電子技術的普及和提高，維護方便，操作可靠。

內傳動鏈為了保證灌壓機組各機構動作協調一致，其主要功能是：

A．進行運動和功率的傳遞。

B．保證灌壓機組各機構間運動的嚴格速比和按動作順序協調動作。

內傳動鏈為了保證各機構之間的動作協調一致，因此必須保證傳動精度。實際上內聯傳動鏈不能用傳動比不準確的摩擦副、傳動副作為傳動元件，必須由定比傳動機構如齒輪機構、凸輪機構、連桿機構或間歇機構組成。

3.5.1 傳動比

旋轉式灌裝機的傳動比計算，經考察同類型灌裝機普遍采用的傳動方式，了解其傳動特點，然后在本次設計中擬采用最常用的傳動方式，如圖3-3。

圖為本次設計的灌裝機傳動示意圖，圖中帶、蝸桿蝸輪為外傳動鏈，Z1設計類似這樣的傳動鏈時，首先計算灌裝機的灌裝時間，~~Z10為內傳動鏈，并確定灌裝工藝轉角，根據灌裝時間和灌裝工藝轉角可算出灌裝機轉速，即圖中液缸A4的轉速n4，按液缸轉速n4和選定電機轉速n0確定內傳動鏈和外傳動鏈的傳動比。

為了保證同步，裝在主軸3上的出瓶撥輪A3的工位數(槽數)與裝在主鈾4上的液缸A4的工位數之比必須等于齒輪Z3的齒數與齒輪Z4的齒數之比，即：

A=ZAZ3434 （3-24）

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已知貯液缸A4的工位數為24，若初設出瓶撥輪A3的工位數為8，則：

43=24=3 （3-25）

8因此Z4與Z3的齒數比也必須等于3。更確切地說為了保證傳動精度，灌裝閥尾管中心線即瓶子垂直中心線到液缸的回轉軸線的距離R4與出瓶撥輪A3的回轉軸線的距離R3之比也必須但等于3。R4和R3也是齒輪Z4和齒輪Z3的節圓半徑。

同理：

AA2132?ZZ32 （3-26）

A?ZAZ21 （3-27）

4?5ZZ45 （3-28）

而A5與Z10之間的關系：若進瓶撥輪A5工位數為8，則進瓶撥輪A5轉一轉，不等距進瓶螺旋必須轉8轉，即：

Z*ZZZ6789?8 （3-29）

以上內傳動鏈的分析和計算僅僅是為了機組同步和協調，還必須考慮功率的傳遞，即傳動元件的強度，對齒輪來說就是模數的大小。因此計算時可能會出現反復，但最終必須保證同步和功率的傳遞。

圖3-3 旋轉式灌裝機傳動示意圖

A1—出瓶星輪 A2—壓蓋機 A3—撥瓶星輪

A4—灌裝機 A5—進瓶星輪 A6—進瓶螺旋裝置

3.5.2 旋轉式灌裝機帶傳動設計

已知電動機功率P=5.5kw，n=1440r/min，擬選用V帶傳送。

3.5.2.1 選定V帶型號和帶輪直徑

工作情況系數KA 取KA=1.2

計算功率Pc

P=KcA*P=1.2*5.5 (3-30)

=6.6kw

選帶型號 A型

小帶輪直徑取D1=112mm

大帶輪直徑 D2=（1-?）D1n1n (3-31)

2 =（1-0.01）* =196mm

大帶輪轉速

n2=（1-?）112*1440

815D1n1D2 (3-32)

=851r/min

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3.5.2.2 計算帶長

D1?D2112?196?求DmDm= (3-33)

22 =154mm

D2?D1196?112?求??= (3-34)

22 =42mm

初取中心距a 2(D1+D2)?a?0.55(D1+D2)+h （3-35）

取a=600mm

帶長L L=?Dm?2a?? （3-36）

a =3.14*154+2*600+42

600 =1687mm

基準長度Ld 取Ld=1800mm

3.5.2.3 求中心距和包角

中心距a a=L??Dm41?422?L??Dm??8? (3-37)

2221800??*15412??8*42 =1800??*15444 =656mm

D2?D1??*60 （3-38）小輪包角11=180?a???? =165

3.5.2.4 求帶根數

帶速V V=??D1n160*1000 （3-39）

=?*196*144060*1000 =14.8 m/s

傳動比i i=n1=n21440 =1.77 (3-40)

815帶根數Z 單根V帶所能傳遞的功率P0取1.93kw

包角系數K?取0.969

長度系數KL取1.03

單根V帶i?1時傳遞功率的增量?P0取0.17kw

Z=P?P??P?K?Kc00 （3-41）

L =6.6

?1.93?0.17?*0.969*1.03 =4 根

3.5.3 蝸桿蝸輪傳動設計

由《機械設計》一書中得知，圓柱蝸桿頭數少，易于得到大的傳動比，但導程角小，效率低，發熱多，故重載傳動不宜采用單頭蝸桿；蝸桿頭數多，效率高，但頭數過多，導程角大，制造困難。

所以根據GB10087—88選取蝸桿：

模數m=8mm 分度圓直徑d1=80mm 頭數Z1=2 直徑系數q=10

蝸輪齒數根據齒數比和蝸桿頭數頭數決定：

Z2=?Z1 （3-42）

傳遞動力的蝸桿蝸輪，為增加傳動的平穩性，蝸輪齒數宜取多些，應不少于28齒，齒數愈多，蝸輪尺寸愈大，蝸桿軸愈長且剛度小，所以蝸輪齒數不宜多于100齒，一般取Z2=32—80齒，有利于傳動鏈趨于平穩。

所以取Z2=66

因為是蝸桿主動，所以齒數比?=i=Z2/Z1=33

n1=815=24.7 r/min (3-43) =n2i333.5.3.1 圓柱蝸桿蝸輪傳動基本尺寸計算如下：

蝸桿軸向齒距

Px=?n （3-44）

=3.14*8

=25.12mm

蝸桿導程

Pz=?mZ1 （3-45）

=3.14*8*2

=50.24mm

21 / 40

蝸桿分度圓直徑

d1=qm (3-46)

=10*8

=80mm

蝸桿齒頂圓直徑

da1=d1+2ha （3-47）

=80+2*8

=96mm

蝸桿齒根圓直徑

df1=d1-2ha?c （3-48）

=80-2*（8+0.2*8）

=60.8mm

節圓直徑

d1=m?q?2x? （3-49）

1?? =8*（10+2*0.2）

=83.2mm

分度圓導程角

tan?=Z1 (3-50)

10 =0.2

=?=11.3

蝸桿齒寬

b1=2m?Z2?1 （3-51）

=2*8*66?1

=130mm

蝸輪分度圓直徑

d2=mZ2 （3-52）

=8*66

=528mm

蝸輪齒根圓直徑

df2=d2-2ha?xm?c （3-53）

=528-2*（8-0.2*8+0.2*8）

=512mm

蝸輪喉圓直徑

da2=

d2+2ha?xm （3-54）

=528+2*（8+0.2*8）

=547mm

????

蝸輪外徑

de2=da2+m （3-55）

=547+8

=555mm

蝸輪齒寬

b2=2m0.5?q?1 （3-56）

=2*8*（0.5+10?1）

=60mm

1中心距 a=?d1?d2? （3-57）

21 =*?80?528?

2 =304mm 取315mm

3.5.3.2 齒面接觸疲勞強度驗算

許用接觸應力

?????=ZZ?SHnhHlimHmin （3-58）

=173MPa

?n2?式中：轉速系數

Z=??8?1????n?18=0.75

壽命系數

Zh=6 接觸疲勞極限

25000L=1.13<1.6

h?Hlim=265MPa

接觸疲勞最低安全系數

SHmin=1.3

最大接觸應力

?=HZEkTZaa2?3 （3-59）

=149<173MPa

式中：彈性系數

ZE=147MPa

接觸系數

Z?=2.85

使用系數

KA=1.1

蝸輪轉矩

T2=9.55*106P*i*?

n111 =1155555 N*m

23 / 40

計算結果表明，齒面接觸疲勞強度較為合適，蝸桿蝸輪尺寸無需調整。

3.5.3.2 齒面彎曲疲勞強度驗算

齒根彎曲疲勞極限

?Flim=115MPa

彎曲疲勞最小安全系數

SFmin=1.4

許用彎曲疲勞應力

???=?SFFlimFmin （3-60）

=80MPa

輪齒最大彎曲應力

?=F2KAT2mb2d2 （3-61）

=2*1.1*1155555

8*60.8*528 =32<80MPa

計算結果表明，齒面彎曲疲勞強度較為合適，蝸桿蝸輪尺寸無需調整。

3.5.3.3 蝸桿軸撓度驗算

軸慣性矩

I=?d1 （3-62）

6443.14*80 =

64 =2.01*1064mm4

允許蝸桿撓度

???=0.004m=0.032mm （3-63）

122蝸桿軸撓度

?=Fl3tanat?tan???v （3-64）

t248EI =0.027<0.032mm

??計算結果表明，蝸桿軸撓度合格。

3.5.3.4 溫度計算

傳動嚙合效率

?1=tan? （3-65）

tan????v? =0.901

攪油效率

?2=0.99

軸承效率

?3?0.99

總效率

?=?*?*? （3-66）

123 =0.883

散熱面積估算

A?9*10?5a1.88 （3-67）

1.88 =9*10*315 =1.85

箱體工作溫度

t1?2?5

1000P1?1???awA

?t0 （3-68） =55℃

這里取aw?15w/(m*m*℃),中等通風環境。

計算結果表明，溫度合格。

3.5.4 齒輪傳動設計

首先進行對關鍵齒輪Z3和Z4的設計計算，前面已知i=4。

3.5.4.1 齒面接觸疲勞強度計算

初步計算：

轉矩

T=9.55*106Pn3 （3-69）

30.6

14.28 =402388 N*m

=9.55*10*齒寬系數

?d=0.4

接觸疲勞強度極限

6?Hlim3=750MPa

?Hlim4=600MPa

初步計算許用接觸應力

???=0.96?H3Hlim3=675MPa

???=0.96?H4Hlim4=540MPa

Ad值取Ad=85

3初步計算Z3直徑d3d3=Ad???H3?dT*2u?1 （3-70）

u25 / 40

=85*34023880.4*675*23?1

3 =360mm 取400mm

初步計算齒寬

b=?*d3=144mm （3-71）

校核計算：

1? （3-72）

60*1000d3n33.14*400*14.28 =

60*1000 =0.3 m/s

圓周速度

?=精度等級選8級精度

齒數和模數初取Z3=80

Z4=i*Z3=240

m=d3=5 取m=4

Z3 則Z3=d3=100

mZ4=i*Z3=300

使用系數

KA=1.5

動載系數

Kv=1.2

齒間載荷分配系數KHa

先求：

Ft?2Td=32*402388 （3-73）

400=2012

KFAtb=1.5*2012 (3-74)

144=21 N/mm<100 N/mm

????11???=?1.88?3.2*??cos? (3-75)

a????Z3Z4????

1??1 =1.88-3.2*???

?100300?=1.82

Z?=

4??a3=4?1.82 (3-76)

3=0.87

由此得

KHa=12Z?0.87=12 （3-77）

=1.32

齒向載荷分布系數

KH?=1.38

載荷系數

K=KAKKKvHaH? （3-78）

=1.5*1.2*1.32*1.38

=3.28

彈性系數

ZE=189.8MPa

接點區域系數

ZH=2.5

接觸最小安全系數

SHmin=1.05

總工作時間

th=12000 h

應力循環系數NL 估計10?7NL?10，則指數m=8.78

（3-79）

9?Ti??N=N=60??nt????Tmax?nmL1V1i?1ihi =5.79*10

7NL2=NL1/i

=1.93*10

7 原估算應力循環次數正確。

接觸壽命系數

ZN3=1.18

ZN4=1.25

27 / 40

許用接觸應力

???=?ZSHlimN3H3=Hmin750*1.18 （3-80）

1.05 =771 MPa

???=?ZSHlimN3H4=Hmin600*1.25 （3-81）

1.05 =714 MPa

驗算

?=HZEZZ?H2KTbd3*2u?1 （3-82）

u =189.8*2.5*0.87* =635 MPa<714 MPa

2*3.28*4023883?1*

23400*144計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需在作調整。否則，尺寸調整后還應再進行驗算。

確定傳動主要尺寸：

分度圓直徑

d3=mZ3=4*100 （3-83）

=400 mm

d4?mZ4=4*300 （3-84）

=1200 mm

m?Z3?Z4?4*?100?300?中心距

a?= （3-85）

22 =800 mm

齒寬

b3=160 mm

b=120 mm

43.5.4.2 齒根彎曲疲勞強度驗算

重合度系數

Y?=0.25? =0.66

齒間載荷分配系數

KF?=0.75?=0.25+a0.75 （3-86）

1.821Y??1 （3-87）

0.66

=1.5

齒間載荷分布系數

b144? （3-88）

h2.25?2.5 取KF?=1.38

載荷系數

K=KAKK?KvFF? （3-89）

=1.5*1.2*1.5*1.38

=3.7

齒形系數

YF?3=2.46

YYF?4=2.19

應力修正系數

YSa3=1.65

Sa4=1.8

彎曲疲勞極限

?Flim3=600 MPa

?Flim4=450 MPa

彎曲最小安全系數

SFmin=1.25

應力循環次數估算3*10?6N?10L10，則指數m=49.91

?Ti?t?N=60?nt????t?Tmax?n49.91hihL33h （3-90）

i?1 =5.8*10

7NL4=NL3/i=1.85*10

原估算應力循環次數正確。

彎曲壽命系數

YN3=0.95

N4=0.97

尺寸系數

YX=1.0

29 / 40

許用彎曲應力

???=?YYSFlim3N3XF3=Fmin600*0.95*1.0 （3-91）

1.25 =456 MPa

?????YYSFlim4N4XF4=Fmin450*0.97*1.0 （3-92）

1.25 =349 MPa

驗算

?F3= （3-93）

YY?Y?bdmF3Sa332KT2*3.65*402388*2.46*1.65*0.66

400*144*6.5 =360 MPa<456 MPa

=?=F4?YYYYFa4Sa4Sa3F3=360*Fa32.19*1.8 (3-94)

2.46*1.65 =320 MPa<349 MPa

計算結果表明，齒根彎曲疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需在作調整。

傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。

現在對其他次要齒輪傳動進行尺寸確定。

由于是非關鍵傳動部份，且也非本次設計題目范圍，所以只進行尺寸初選，不需要進行強度校核。

前面已設灌裝機的工位為24，進出瓶星輪的工位為8，現在設壓蓋機的工位為4，則根據式（3-26）有：

AA32?ZZ32=8=2

4已知

Z3=100

則

Z2=50

分度圓直徑

d2=m*Z2=4*50=200 mm

齒寬

b2=?dd2=0.4*200=80 mm

因為 A1和A2的工位數相等，故Z1?Z2?50

A3和A5的工位數相等，故Z3=Z5?100

3.6 旋轉主軸的選擇

灌裝機的旋轉主軸主要傳遞轉距，且轉距較小，所以對軸的剛度和強度要求不高。雖然空心軸比實心軸更節約材料，比較經濟，但是當外直徑d相同時，空心軸的內直徑若取為d0=0.625d，則它的強度比實心軸削弱18%，且空心軸的制造比較費時，所以這里選擇實心軸，材料選取45鋼。

3.6.1 軸的強度計算

按許用切應力計算：

受轉矩T（N*mm）的實心圓軸，其切應力

6?=WTT?T9.55*10P/n0.2d3???? MPa （3-95）

T寫成設計公式，軸的最小直徑

9.55*10PPd?3=C*3 mm （3-96）

n0.2n?T6??上面兩式中

WT----軸的抗扭截面系數，mm

P----軸傳遞的功率，KW

3n----軸的轉速，r/min

???----許用切應力，MPa，取35

T C----與材料有關的系數，取112

由式（3-96）有

d?112*31.6=85 mm

3.75取d=100 mm

校核：由式（3-95）得

6?=WTT?T9.55*10P/n0.2d3

=22 MPa<軸直徑合格。

???

31 / 40

3.6.2 軸的剛度計算

按扭角計算：

軸受轉矩T作用時，其扭角

??Tl （3-97）

GIp由此可得單位軸長的扭角為：

?l?T???? （3-98）

GIp上面兩式中

l----軸受轉矩作用的長度

Ip----軸截面的極慣性矩

G----軸材料的切變模量

??式中扭角?的單位是rad，每米軸長的許可扭角???的單位為rad/m,它和??????具有下列關系：

???/57.3 （3-99） =????????對于剛制實心軸，代入

6PT=9.55*10 N*mm

n?d=Ip324mm4

G=81000 MPa

?? 每米軸長的許可扭角為???

???則

d?4???????4??8.1*10**3257.3?9.55*10*10006*4PP=A*4 （3-100）

nn式中?????值取0.4，對應A取115，得

??d?94 mm

取d=100 mm

第四章旋轉式灌裝機的各機構設計

4.1 灌裝閥的設計

在前面的總體結構設計中已經說明了使用定量杯式的定量方式進行灌裝工作，所以現在把灌裝閥擬設計為容積定量灌裝閥，如圖4-1所示。

圖4-1 容積定量灌裝閥

1-定量杯 2-液位調節管 3-閥體 4-環行槽 5-鎖緊螺母 6-上孔 7-下孔

8-進液管 9-排氣孔 10-彈簧 11-喇叭頭

圖為容積定量灌裝閥，是屬于滑閥式灌裝閥，用于常壓下進行灌裝。

灌裝原理為：先使液料注入定量杯1中進行容積計量，然后，再將液料灌入瓶中。當下面有灌裝瓶時，瓶托連瓶由下部凸輪頂起，瓶口對準喇叭頭并貼緊在喇叭口錐環內，同時帶動進液管和定量杯往上移動超出液面，這時定量杯1內液33 / 40

料靠自重從進液管8流到閥體3的環形槽4，由于進液管上下兩段隔開，因此液料經進液管的下孔流入瓶中，瓶內空氣則由喇叭頭上的2個排氣孔排出。當下面沒有灌裝瓶時，定量杯1由于彈簧10的作用而下降到原位，此時進液管的上、下2孔離開酒道使液料不致漏下，定量杯口則低于液面，液料流入杯內，定量杯注滿液料以準備下一個料瓶的灌裝。定量杯的灌注量可由液位調節管2的高度來調整，而灌注量則是等于啤酒瓶的容量。

容積定量灌裝閥定量準確，結構簡單，維修方便，定量速度快、精度高，所以應用廣泛。

4.2 升降瓶機構設計

升降機構的作用是將送來的包裝容器也就是啤酒瓶，上升到規定的高度進行灌裝，然后再將灌裝完的包裝容器下降到規定位置。目前常用的升降機構有機械凸輪式、氣動式和氣動-機械凸輪混合式三種形式。

本次設計采用機械式升降機構，結構如圖4-2所示。

圖4-2 凸輪式升降瓶機構

1-托瓶臺 2-導向板 3-鎖緊螺母 4-緩沖彈簧

5-滑套 6-推桿 7-滾輪軸 8-滾輪

如圖，此機構采用凸輪機構進行瓶子的高度位置控制，典型機構為固定凸輪—偏置直動從動桿機構。此機構由托瓶臺1、滑套5、推桿6、緩沖彈簧4組成一個彈性套筒，通過連接在下面的滾輪與凸輪廓線相接觸，完成瓶子的升降。

灌裝機運行時滾輪循凸輪廓形傘面滾轉，凸輪廓線的變化，促使推桿頂著托35 / 40

瓶臺作升降運動。整個凸輪一般由4個區段組成，即最低程區段、上升行程區段、最高行程區段和下降行程區段。圖4-3為此種凸輪的的展開示意圖。

圖4-3 升降凸輪的展開示意圖

當推桿滾輪與凸輪最低段接觸時，托瓶臺處于回轉盤上最低位，此階段灌裝機進瓶或者是出瓶。但推桿滾輪受凸輪上升行程區段作用時，推桿頂起托瓶臺上的瓶子升向灌注嘴，到達最高位置時進行灌裝，灌裝完成后沿下降行程區段降低到最低行程區段。設計凸輪時，凸輪輪廓的高程差h，根據裝料瓶在裝料灌注中所需升高的高度來決定。凸輪輪廓中升高行程的長短，主要取決于裝料瓶的升程和凸輪的工作質量。在升高行程相同的條件下，升程角a的大小，反映出廓形升程區段的陡緩。a角大則廓形陡升，完成升程高度所要的時間要段，但推桿頂升托瓶臺上升受的運動抗力較大，a角小則廓形平緩，完成升程高度所需要的時間要長，但推桿頂升托瓶臺上升所受到的抗力小。對于凸輪的上升區段廓形應按實現所需升程時間宜段，機構所受力要盡量小的原則來設計，主要在于選取恰當的升程角a，對于托瓶臺升降凸輪的升程角許用值取a為30度，最大不超過45度，最高區段的長短，根據裝料灌注所需時間及裝料工藝操作的需要來決定。凸輪下降區段廓形，按照節約灌裝機輔助工作時間的原則，宜取大的下降速度，以縮短下降行程時間。但下降速度過大會造成大的加速度，引起沖擊振動，致使運動不平穩，通常取b小于70度。

凸輪式升降機構具有結構簡單緊湊，可靠性好，工作運動行程準確，且容易制造等優點。只要凸輪廓形升降區段的傾角選擇合適，機構就能得到平穩的升降

工作運動。但由于此升降機構系用剛性結構件直接頂托裝料瓶升降，在瓶高尺寸超過許可值時，將會導致裝料瓶被頂擠壓碎。為消除因此而造成的碎瓶現象，在升降機構的推桿托瓶器及裝料灌裝閥結構中，設置相應的彈性元件作為緩沖環，通常采用螺旋彈簧，用以緩和托瓶與灌裝閥的沖擊和頂擠。

37 / 40

第五章結論

通過本次對啤酒灌裝機的設計，我從中學到了很多東西。

在接到任務書，看到自己所做的題目后，通過圖書館、網絡資源等，查閱與題目相關的資料，了解灌裝機的灌裝原理與常用灌裝機的結構類型、灌裝方式等等，并確定總體機構的設計方案。這個過程培養了我查閱資料文獻的能力，圖書館和網絡是個知識庫，只要自己好好利用，就能得到自己想要的很多東西。

有了總體結構設計的初步構想之后，就進行灌裝機的主要零件的設計和強度計算，這個過程極為關鍵，因為所計算出來的數據關系到灌裝機的結構合理性以及灌裝機結構零件的強度等等。整個計算過程要求數據準確，態度嚴謹，不能馬虎了事。在設計計算中，從大一到現在所學到的知識基本上都用到了，等于從新復習了一次，加深了自己對以前所學知識的鞏固與提高。

計算部分完成后，就根據計算所得的數據，繪制裝配圖和零件圖。在繪制過程中，一切都要按國家標準來畫，尺寸準確，布局合理、美觀。

最后完成后，仔細反復檢查，避免發生錯誤，那怕是小小的錯誤，一定要持有嚴謹的態度。

畢業設計，是對我們大學四年的最后一次考核，也是對自己的綜合能力的一次評定過程。做好畢業設計，不僅是對自己所學習的綜合知識的一次考核，也是對自己在以后的社會工作中自身能力的一次培養。我們馬上就要離開學校，溶入到社會當中去，在實際的生產中，大學的理論知識必不可少，但是實踐能力也不可忽視，所以畢業設計也是對自己是實踐能力的一次培養。

做完本次畢業設計，證明了自己還是有能力的獨立完成任務的。

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