旋转式啤酒灌装机设计

喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 四川理工学院毕业设计（论文） 第一章 绪 论 随着市场经济的完善和发展，商品流通的深度和广度进一步扩大，包装工业在国民经济中的作用和地位越来越高。根据各国经济发展水平不同，包装工业的产值通常占国民生产总值的1.5%-2.2%。经济越发达，包装工业所占的比重就越大。灌装机就是包装机械的一种。建国以后，我国陆续建立了一些灌装设备生产厂，但主要是一些小型设备，技术落后。八十年代初，国家开始积极引进国外先进灌装技术，当时灌装技术主要掌握在少数国有企业手中。随着改革开放的推进，一些原来从事机床、农机制造的企业也转到灌装设备的开发制造上，从业厂商逐渐增多。 我国的灌装设备主要是应用在酒业、饮料的灌装上，从灌装原理上大体可分为负压灌装机、常压灌装机、等压灌装机、定量灌装机 、料位灌装机等几种类型。但是目前各个设备生产厂家的灌装机在灌装能力、效率、适宜瓶型范围及自动化程度等方面各有优缺点，不同程度地制约着产品包装质量和生产率。 目前，灌装机呈现出新的发展动向，主要为：（1）多功能。同一台设备，可进行茶饮料、咖啡饮料、豆乳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。（2）高速度、高产量。碳酸饮料灌装机的灌装速度最高达2000灌/分，非碳酸饮料灌装速度最高达1500灌/分。（3）技术含量高、可靠性高、计量精确。 啤酒作为一种口味独特的风味饮料，深受广大老百姓的喜欢，近年来由于受酿酒原材料涨价的影响，啤酒的酿造成本随之增高，而啤酒的市场竞争越来越激烈，啤酒生产厂家为了争夺啤酒的市场份额，一方面对啤酒的销售价格不敢轻易提价，一方面内部加强管理努力消化原材料涨价带来的负面影响。啤酒灌装机是啤酒包装生产线的核心设备，啤酒灌装过程中出现的冒酒、灌不满、液位偏高或偏低、增氧量和瓶颈空气超出标准等现象，都会直接导致酒损的增加，从而增加了啤酒的包装成本，因此，灌装机灌装效果和机械本身的性能的好坏直接影响到企业的经济效益，所以，希望通过对灌装机的设计，能更好的发挥出灌装机的使用性能，提高生产率和机械自身的性能，使之能运行更加稳定、计量更加准确、使用更加方便、尽可能的减小噪音等等。 第二章 总体方案设计 2.1 确定功能与应用范围 用途：灌装瓶装啤酒。 规格：灌装瓶容量为640Lm，空瓶为670Lm。 灌装方式：常压式灌装。 常压式灌装，是在大气压下直接靠被灌液料的自重流入包装容器内的灌装方式。常压式灌装的工艺过程为： A. 进液排气，即液料进入容器，同时容器内的空气被排出。 B. 停止进液，即容器内的液料达到定量要求时，进液自动停止。 C. 排除余液，即排除管道中的残余液料。 设计要求：对灌装机进行优化改进，在生产率、可靠性、使用寿命和噪声等方面都应有明显改进。 2.2 工艺分析 2.2.1 确定机械类型 2.2.1.1 工位 啤酒生产批量大，灌装机工作动作多，故选用多工位灌装机。 2.2.1.2 运动形式 灌装机分为直线型和旋转型2种，而啤酒灌装机都是采用旋转型灌装机进行 灌装，且是连续型灌装工作方式，故采用旋转型连续灌装机。 2.2.2 确定灌装程序，工位数 2.2.2.1 灌装程序 啤酒空瓶由进瓶机构传送至升降瓶机构上，升降瓶机构控制瓶子升降，升瓶灌装完成后，降瓶由拨瓶机构传送出去。 即进瓶——升瓶——灌装——降瓶——出瓶。 2.2.2.2 工位数 由于啤酒灌装是大批量生产，所以要求工位数多，在结构合理且提高生产效率的基础上采用多的工位，故选用24工位。 2.2.3 对执行构件的运动要求 2.2.3.1 啤酒瓶升降机构 对于旋转型灌装机，通常是借助分件供送螺杆将瓶子按所要求的状态、间距、速度逐个而连续地供送到灌装机的托瓶台上。并由托瓶机构将其升起使瓶口与灌装头紧密接触而进行灌装。待灌装过程完成后下降复位。 托瓶机构固定在导向板上。 托瓶机构主要有机械式、气动式、机械与气动组合式等三种结构形式。 对于旋转型啤酒灌装机来说，应尽量结构简单，经济实惠，便与维护，所以宜选择机械式托瓶机构。 2.2.3.2 灌装阀 灌装阀是对啤酒进行灌装的关键装置，所以对其结构要精心设计。 灌装阀应固定在储液箱下部，其安装轴线应该与啤酒瓶升降机构的轴线一 致，以便于啤酒瓶在升起过后能正确的对准灌装口进行灌装工作。 常压式灌装机的灌装阀也采用常压灌装阀，因灌装操作环境为常压状态，灌装过程简单，通常采用弹簧阀门式灌装阀。 2.2.3.3 主轴 主轴是灌装机的动力传动轴。电机通过减速装置把动力传送到主轴上，主轴带动储液箱和导向板同步转动。 2.2.3.4 储液箱 储液箱位于主轴顶端，箱体下面在圆周方向配置灌装阀，箱体随主轴转动，带动灌装阀一起同步转动。 2.2.3.5 导向板 导向板的作用是固定托瓶机构，导向板和储液箱一样固定在主轴上，随主轴一起同步转动。 2.3 拟订主要技术参数 2.3.1 结构参数 结构参数反映灌装机的结构特征和灌装物件的尺寸范围。如灌装机列数，包装工位，执行机构头数，主传送机构的回转直径或直线移距，工作台面的宽度与高度，物件的输入高度，成品的输出高度等等。 2.3.2 运动参数 运动参数反映灌装机的生产能力和执行机构的工作速度，如主轴转速、物件供送速度、计量与充填速度等。 2.3.3 动力参数 动力参数反映执行机构的工作载荷和灌装机正常运转的能量消耗，如成型、封口等执行机构的工作载荷，动力机的额定功率、额定扭矩和调速范围，气液压传动的工作压力和流量，以及为完成清洗、杀菌、热封等工序所需的水、汽、电和其他能源的消耗量，等等。 2.3.4 工艺参数 工艺参数反映完成灌装工序所用的工艺方法及其特性，如完成包装工序的有关温度、时间、压力、拉力、速度、真空度、计量精度等参数。 通过分析对比同一类型灌装机的不同设备的技术参数，无疑可以判断各个设备的性能优劣。而且用户在筹建生产车间或工厂之际，借此可根据各自的生产条件、规模与物料消耗情况，妥善配备各种设备并核算经营成本。 鉴于灌装机所完成的灌装工序、灌装物件、所用工艺方法、机器类型等种类繁多，各种灌装机主要技术参数的具体内容也互有差异，因此，拟定主要技木参数时，务必遵循基本准则按具体条件加以具体分析来解决。 众所周知，传动件的结构及其尺寸等参数在很大程度上是根据动力参数设计计算的。所以，若动力参数选择过大就会使动力机、传动件的结构尺寸相应增大，若过小又会使它们经常处于超负荷状态而难以维持正常工作，甚至损坏。 确定灌装机功率的方法有： A：类比法 通过调查研究、统计和分析比较同类型灌装机所需功率的状况，从而确定灌装机功率。 B：实测法 选择同类型灌装机或试制样机，测其动力机的输入功率，再依它的效率和转速计算输出功率和扭矩。考虑到被测的与所设计的灌装机有某些差异，应将实测结果加以适当修正，作为确定灌装机功率的依据。 C：计算法 动力机的输出功率也可用下式粗略计算： P=++………… （i=1，2，.......） （2-1） 也就是灌装机所需功率等于个执行机构所需功率之和。 在总体方案设计阶段，有关的动力参数主要根据前两种方法粗略求算，待到零部件设计完成后尚须做进一步的校核。采用计算法确定动力参数日前还不普遍，这主要是由于包装机的工作载荷大都难以精确汁算，加之对执行机构的传动效率和惯性力的计算相当麻烦，以致把计算法仅作为确定动力参数的一种辅助手段。 39 第三章 旋转式灌装机的设计计算 3.1 电动机的选择 拟订本次设计的灌装机是用来完成灌装空瓶容量为670mL的啤酒灌装，要求灌装量为640mL。由此条件，经查阅相关旋转式灌装机的资料，可得出以下参考数据： 灌装阀头数： 24头 灌装阀节距： 150mm 灌装区间角： = 灌装区占有率： 0.54 生产率： 7200Pcs/h 贮液箱半径： r==600 mm 参考类似型号灌装机工艺参数，现在先拟订灌装时间为9s，于是由灌装时间的计算公式： =* （3-1） n----主轴转速，r/min ----灌装区间角 得： n==3.57 r/min （3-2） 拟订贮液箱在装有液料的时候的最大重量为500kg，半径r为600 mm，则角速度为： = （3-3） =0.1n=0.1*3.57=0.357 rad/s 贮液箱上作用力F对主轴的力矩为： =F*Z （3-4） =m*g*r =500*9.8*1 =4900 N*m 再由功率： P= * （3-5） 得： P= * =4900*0.357 =1.6 Kw 由于旋转型灌装机主体是同其他机构连在一起构成灌装机组，包括进瓶机构、出瓶机构、升降瓶机构和压盖机，用同一台电动机提供动力，这样才能保证工作同步，所以经考察同类型机组，现拟订： 进瓶机构功率P1为1.2kw； 出瓶机构功率P2为0.6kw； 升降瓶机构功率P3为0.5kw； 压盖机功率为1.5kw。 由此根据式（1-1）可估算出灌装机组总功率P： P=++………… =1.6+1.2+0.6+0.5+1.5 =5.4kw 所以，选择电动机型号为： Y132S-4型 额定功率----5.5kw 额定转速----1440r/min 额定转矩----2.2 重 量----68kg 3.2 灌装机输送管路计算 输送管路是连接贮液箱和啤酒瓶口之间的管道，开始灌装时，液料从输送管路口直接靠自重灌入瓶内。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。 3.2.1 圆管内径 设输液管的内径为(m)，截面积为()，液料在管内的流速为(m/s)，体积流量为(/s)。由于： = (3-6) = (3-7) 故得： = (3-8) 可见，欲求必先求及。为此，又设： W----管内质量流量（kg/s） ----液料密度（kg/），取0.996* kg/ ----每瓶灌装液料质量（kg/Pc），取=0.5kg/Pc ----灌装机最大生产能力（Pcs/h）,已知=7200 Pcs/h ----液料在管内的流速，取0.7 m/s 遂写出： ==（/s） （3-9） = =1.004* /s 将和带入式（3-8）中，得： = = =25 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。因此，设计时应根据具体情况选取流速。 计算出圆管内径后，必须参照现有的圆管规格圆整至标准值。 3.2.2 圆管壁厚 圆管的壁厚一般根据它的耐压和耐腐蚀等条件，按标准规格选取。 选取圆管壁厚2.5mm，故圆管外径为30mm。 3.3 灌装时间的确定 利用流体力学能量守恒定律，可计算出各类灌装阀的灌装时间，从理论上找出影响液料灌装速度时间的因素，以便设计出较合理的灌装机构．从而提高灌装机生产率。 在前面已经介绍过灌装机有常压式、等压式、真空式、机械压力式四种。对啤酒类液体进行灌装时，阀门被打开后，也是靠自重流入容器的。因此，旋转式灌装机的灌装方式可分为常压式和等压式，但是一般都采用常压式灌装，因为常压式灌装机结构简单，灌装方便且生产速度快，非常适合啤酒类大批量生产所要求的生产率，是啤酒灌装机的首选灌装方式。 本次设计拟采用定量杯式定量方式，首先将料液灌入定量杯定量后再灌入包装容器中。若不考虑滴液等损失，则每次灌装的液料容积应与定量杯的相应容积相等。要改变每次的灌装量，只需改变调节管在定量杯中的高度或更换定量杯。这种定量方式，机构结构简单、定量速度快，避免了瓶子本身的制造误差带来的影响，故定量精度高。 如图3-1所示，图中定量杯的内腔直径为D，定量杯的计量高度为H，定量杯底部液孔直径为d。定量杯上液面及装液容器均受大气压作用。 因为对啤酒瓶的灌装容量为640mL，所以定量杯的容量也应为640mL。假设定量杯液面与进液管口的距离H=100 mm，则定量杯直径D=90 mm。 定量杯中的液料流入容器的过程其液位不断下降，直到定量杯中的液料流完，定量杯流出液料的过程由于为非稳定性流动，其流出液料体积在各个相等瞬时的间隔是不等的。随着定量杯液料的不断流出其液位不断下降，液料流出速度相应地随之减小。设在时间内从定量杯底孔d流出的液体体积为： =u*F* =**F* =*** (3-10) 相同的时间内,定量杯中液料减少的体积为： =* (3-11) 显然有 = 即有 ***=* （3-12） 式中 ----经dt时间，定量杯内液料的液面水平高度(m) ----经dt时间，定量杯内液料的液面高度改变量 上式整理后有： =*（S） （3-13） 在定量杯内液料流入容器的过程中，液面将由H到0；其所经的时间由0到t，定量杯内的液料才全部流完。即： =** =* =* =** (3-14) 式中 ----灌装阀流液管的流量系数，经查阅相关资料，取0.5 g----重力加速度，9.81 m/s D----定量杯直径 d----进液管直径 H----定量杯液面与进液管口的距离 由此可算出灌装时间为： = =8.6 （s） 取整数9s，与前面假设的灌装时间相符。 图3-1 定量杯定量图 3.4 旋转式灌装机的工艺计算 3.4.1 旋转式灌装机的生产率分析 旋转式灌装机的生产率： =60 （3-15） 式中： ----生产率（Pcs/h） ----旋转台转速（r/min） ----灌装工位数 上式说明灌装机的生产率与旋转台转速、灌装工位数有关。如果以增加灌装工位数来提高生产率，那么灌装机的旋转工作台直径也要相应地增大。 从式中还可以看到，提高旋转工作合转速，也可以提高灌装机的生产率，但是受到两个因素的限制，一个是旋转台转动时会产生离心力，因此当旋转台转速增大到一定程度时，瓶托上玻璃瓶的离心力达到足以克服啤酒瓶与瓶托之间的摩擦力，啤酒瓶便会被甩出瓶托；另一个因素是，液料的罐装速度，当旋转台转速提高时，在灌装转角不变的情况下其灌装时间就会相应地缩短，即是说瓶子在旋转台上转过一定角度的时间相应减少，因而瓶子不能装满。影响液料灌装速度的因素是液料的粘度，液缸液位高度，灌装阀的结构等。 由此可知这些因素直接限制了旋转台转速的提高。旋转台旋转一用的时间： = （3-16） 根据灌装工艺过程，上式又可写成： =+++ （3-17） 式中 ----灌装时间 （s） ----瓶托下降时间 （s） ---- 瓶托下降到最低点停留时间 （s） ----瓶托上升时间 （s） 灌装时间，在自动机械中称为基本工艺时间，基本工艺时间一般都要经过设计计算，然后经过多次反复试验才能确定。 根据以上分析，提高灌装机的生产率可从两方面考虑：一是适当增加灌装工位数。二是设法提高灌装阀的灌装速度。 3.4.2 旋转式灌装机的最小旋转角确定 图3-2 灌装机工艺转角平面示意图 如图3-2所示，该图为本次设计的灌装机平面工艺布置示意图，前面已经介绍了灌装机旋转一周所需要的时间为： =+++ 式中、、、其各相应灌装转角、、、即： ----灌装转角 （度） ----瓶托下降所占转角 （度） ----瓶托下降到最低点所占转角 （度） ----瓶托上升所占转角 （度） 灌装机旋转一周时包括灌液，瓶托带动瓶子下降，瓶托带动瓶子下降在最低点(为了瓶子进出瓶托)，瓶托带动瓶子上升。即： =* （s） (3-18) =* （s） (3-19) =* （s） (3-20) =* （s） (3-21) 在前面已经从理论上推导出了灌装时间=9s，于是根据式(3-18)得： =** =9**3.57 = （3-22） 现在已根据理论灌装时间求出了灌装转角，在实际生产当中，若已知灌装方式和被灌容器的体积，就可以按在不同情况下的计算公式算出实际灌装时间。由此可知，灌装机转过角的灌装时间，必需等于或大于实际灌装时间，才能保证被灌装容器灌满。根据这一原则有： 常压式灌装液缸液位不变情况下灌装机最小灌装转角： * = （3-23） 式中： ——灌装液料的容器的体积() n——灌装机转速(r／min) ----灌装阀流液管的流量系数，经查阅相关资料，取0.5 A——灌装阀液管横截面积() g——重力加速度(9．81m／) 设计时，首先确定灌装转角，确定后再根据具体结构形式决定其他辅助角、、。 现在拟订： = = 则： =---= 现在已知每个区间的转角，就可以根据式（3-19）、（3-20）、（3-21）算出对应的转过没个区间转角所需要的时 =*=1.65 （s） =*=4.1 （s） =*=2.25 （s） 由式（3-17）得，灌装机旋转一周所需要的时间为： =+++ =9+1.65+4.1+2.25 =17 s 3.5 旋转式灌装机的传动系统设计 灌装不含气液体的灌装机和压盖机都是各自独立分开，各自单独由电机驱动，但含气液体灌装都是将灌装机和压盖机设计成联合机组常称灌装机组，目的是为了灌液后，尽快封盖，以减少液料的增氧量。 旋转式灌压机组其传动系统可分为外传动链和内传动链。 外传动链是用来联接电机和灌压机组的传动主轴，其功用是： A．把一定的功率从动力源传递给灌压机组的执行机构。 B．保证执行机构有一定转速和一定调速范围。 C．能够方便地对机组进行启动、停止、发生故障或过载时自动停机。 外传动链可用传动比不准确的传动副和摩擦副，例如皮带传动，摩擦无级变速器等；但一般不采用机械无级调速，而是采用电气无级调速，因为电气无级调速器操作方便，同时由于电子技术的普及和提高，维护方便，操作可靠。 内传动链为了保证灌压机组各机构动作协调一致，其主要功能是： A．进行运动和功率的传递。 B．保证灌压机组各机构间运动的严格速比和按动作顺序协调动作。 内传动链为了保证各机构之间的动作协调一致，因此必须保证传动精度。实际上内联传动链不能用传动比不准确的摩擦副、传动副作为传动元件，必须由定比传动机构如齿轮机构、凸轮机构、连杆机构或间歇机构组成。 3.5.1 传动比 旋转式灌装机的传动比计算，经考察同类型灌装机普遍采用的传动方式，了解其传动特点，然后在本次设计中拟采用最常用的传动方式，如图3-3。 图为本次设计的灌装机传动示意图，图中带、蜗杆蜗轮为外传动链，为内传动链，设计类似这样的传动链时，首先计算灌装机的灌装时间，并确定灌装工艺转角，根据灌装时间和灌装工艺转角可算出灌装机转速，即图中液缸的转速，按液缸转速和选定电机转速确定内传动链和外传动链的传动比。 为了保证同步，装在主轴3上的出瓶拨轮的工位数(槽数)与装在主铀4上的液缸的工位数之比必须等于齿轮的齿数与齿轮的齿数之比，即： = （3-24） 已知贮液缸的工位数为24，若初设出瓶拨轮的工位数为8，则： ==3 （3-25） 因此与的齿数比也必须等于3。更确切地说为了保证传动精度，灌装阀尾管中心线即瓶子垂直中心线到液缸的回转轴线的距离与出瓶拨轮的回转轴线的距离之比也必须但等于3。和也是齿轮和齿轮的节圆半径。 同理： （3-26） （3-27） （3-28） 而与之间的关系：若进瓶拨轮工位数为8，则进瓶拨轮转一转，不等距进瓶螺旋必须转8转，即： （3-29） 以上内传动链的分析和计算仅仅是为了机组同步和协调，还必须考虑功率的传递，即传动元件的强度，对齿轮来说就是模数的大小。因此计算时可能会出现反复，但最终必须保证同步和功率的传递。 图3-3 旋转式灌装机传动示意图 A1—出瓶星轮 A2—压盖机 A3—拨瓶星轮 A4—灌装机 A5—进瓶星轮 A6—进瓶螺旋装置 3.5.2 旋转式灌装机带传动设计 已知电动机功率P=5.5kw，n=1440r/min，拟选用V带传送。 3.5.2.1 选定V带型号和带轮直径 工作情况系数 取=1.2 计算功率 =*P=1.2*5.5 (3-30) =6.6kw 选带型号 A型 小带轮直径 取D1=112mm 大带轮直径 D2=（1-） (3-31) =（1-0.01）* = 196mm 大带轮转速 =（1-） (3-32) =851r/min 3.5.2.2 计算带长 求 = (3-33) =154mm 求 = (3-34) =42mm 初取中心距a 2(D1+D2)a0.55(D1+D2)+h （3-35） 取a=600mm 带长L L= （3-36） =3.14*154+2*600+ =1687mm 基准长度 取=1800mm 3.5.2.3 求中心距和包角 中心距a a= (3-37) = =656mm 小轮包角 = （3-38） = 3.5.2.4 求带根数 带速V V= （3-39） = =14.8 m/s 传动比i i== =1.77 (3-40) 带根数Z 单根V带所能传递的功率取1.93kw 包角系数取0.969 长度系数取1.03 单根V带i1时传递功率的增量取0.17kw Z= （3-41） = =4 根 3.5.3 蜗杆蜗轮传动设计 由《机械设计》一书中得知，圆柱蜗杆头数少，易于得到大的传动比，但导程角小，效率低，发热多，故重载传动不宜采用单头蜗杆；蜗杆头数多，效率高，但头数过多，导程角大，制造困难。 所以根据GB10087—88选取蜗杆： 模数m=8mm 分度圆直径=80mm 头数=2 直径系数=10 蜗轮齿数根据齿数比和蜗杆头数头数决定： = （3-42） 传递动力的蜗杆蜗轮，为增加传动的平稳性，蜗轮齿数宜取多些，应不少于28齿，齿数愈多，蜗轮尺寸愈大，蜗杆轴愈长且刚度小，所以蜗轮齿数不宜多于100齿，一般取=32—80齿，有利于传动链趋于平稳。 所以取=66 因为是蜗杆主动，所以齿数比=i=/=33 ===24.7 r/min (3-43) 3.5.3.1 圆柱蜗杆蜗轮传动基本尺寸计算如下： 蜗杆轴向齿距 = （3-44） =3.14*8 =25.12mm 蜗杆导程 = （3-45） =3.14*8*2 =50.24mm 蜗杆分度圆直径 =m (3-46) =10*8 =80mm 蜗杆齿顶圆直径 =+2 （3-47） =80+2*8 =96mm 蜗杆齿根圆直径 =- （3-48） =80-2*（8+0.2*8） =60.8mm 节圆直径 = （3-49） =8*（10+2*0.2） =83.2mm 分度圆导程角 = (3-50) = =0.2 = 蜗杆齿宽 = （3-51） =2*8* =130mm 蜗轮分度圆直径 = （3-52） =8*66 =528mm 蜗轮齿根圆直径 =- （3-53） =528-2*（8-0.2*8+0.2*8） =512mm 蜗轮喉圆直径 = + （3-54） =528+2*（8+0.2*8） =547mm 蜗轮外径 =+ （3-55） =547+8 =555mm 蜗轮齿宽 = （3-56） =2*8*（0.5+） =60mm 中心距 a= （3-57） = =304mm 取315mm 3.5.3.2 齿面接触疲劳强度验算 许用接触应力 = （3-58） =173 MPa 式中：转速系数 ==0.75 寿命系数 ==1.13<1.6 接触疲劳极限 =265MPa 接触疲劳最低安全系数 =1.3 最大接触应力 = （3-59） =149<173 MPa 式中：弹性系数 = 接触系数 =2.85 使用系数 =1.1 蜗轮转矩 = =1155555 N*m 计算结果表明，齿面接触疲劳强度较为合适，蜗杆蜗轮尺寸无需调整。 3.5.3.2 齿面弯曲疲劳强度验算 齿根弯曲疲劳极限 =115MPa 弯曲疲劳最小安全系数 =1.4 许用弯曲疲劳应力 = （3-60） =80MPa 轮齿最大弯曲应力 = （3-61） = =32<80 MPa 计算结果表明，齿面弯曲疲劳强度较为合适，蜗杆蜗轮尺寸无需调整。 3.5.3.3 蜗杆轴挠度验算 轴惯性矩 = （3-62） = =2.01* 允许蜗杆挠度 =0.004m=0.032mm （3-63） 蜗杆轴挠度 = （3-64） =0.027<0.032mm 计算结果表明，蜗杆轴挠度合格。 3.5.3.4 温度计算 传动啮合效率 = （3-65） =0.901 搅油效率 =0.99 轴承效率 总效率 =** （3-66） =0.883 散热面积估算 （3-67） = =1.85 箱体工作温度 （3-68） =55℃ 这里取w/(m*m*℃),中等通风环境。 计算结果表明，温度合格。 3.5.4 齿轮传动设计 首先进行对关键齿轮和的设计计算，前面已知i=4。 3.5.4.1 齿面接触疲劳强度计算 初步计算： 转矩 = （3-69） = =402388 N*m 齿宽系数 =0.4 接触疲劳强度极限 =750MPa =600 MPa 初步计算许用接触应力 =0.96=675MPa =0.96=540MPa 值 取=85 初步计算直径 = （3-70） =85* =360mm 取400mm 初步计算齿宽 =*=144mm （3-71） 校核计算： 圆周速度 = （3-72） = =0.3 m/s 精度等级 选8级精度 齿数和模数 初取=80 =i*=240 ==5 取=4 则==100 = i*=300 使用系数 =1.5 动载系数 =1.2 齿间载荷分配系数 先求： = （3-73） =2012 = (3-74) =21 N/mm<100 N/mm = (3-75) =1.88-3.2* =1.82 == (3-76) =0.87 由此得 == （3-77） =1.32 齿向载荷分布系数 =1.38 载荷系数 = （3-78） =1.5*1.2*1.32*1.38 =3.28 弹性系数 =189.8 接点区域系数 =2.5 接触最小安全系数 =1.05 总工作时间 =12000 h 应力循环系数 估计，则指数m=8.78 == （3-79） = =/i = 原估算应力循环次数正确。 接触寿命系数 =1.18 =1.25 许用接触应力 == （3-80） =771 MPa == （3-81） =714 MPa 验算 = （3-82） =189.8*2.5*0.87* =635 MPa<714 MPa 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需在作调整。否则，尺寸调整后还应再进行验算。 确定传动主要尺寸： 分度圆直径 ==4*100 （3-83） =400 mm =4*300 （3-84） =1200 mm 中心距 = （3-85） =800 mm 齿宽 =160 mm =120 mm 3.5.4.2 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 ==0.25+ （3-86） =0.66 齿间载荷分配系数 = （3-87） =1.5 齿间载荷分布系数 （3-88） 取=1.38 载荷系数 = （3-89） =1.5*1.2*1.5*1.38 =3.7 齿形系数 =2.46 =2.19 应力修正系数 =1.65 =1.8 弯曲疲劳极限 =600 MPa =450 MPa 弯曲最小安全系数 =1.25 应力循环次数 估算，则指数m=49.91 = （3-90） = =/i=1.85* 原估算应力循环次数正确。 弯曲寿命系数 =0.95 =0.97 尺寸系数 =1.0 许用弯曲应力 == （3-91） =456 MPa = （3-92） =349 MPa 验算 = （3-93） = =360 MPa<456 MPa ==360* (3-94) =320 MPa<349 MPa 计算结果表明，齿根弯曲疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需在作调整。 传动无严重过载，故不作静强度校核。 现在对其他次要齿轮传动进行尺寸确定。 由于是非关键传动部份，且也非本次设计题目范围，所以只进行尺寸初选，不需要进行强度校核。 前面已设灌装机的工位为24，进出瓶星轮的工位为8，现在设压盖机的工位为4，则根据式（3-26）有： ==2 已知 =100 则 =50 分度圆直径 =m*=4*50=200 mm 齿宽 ==0.4*200=80 mm 因为 A1和A2的工位数相等，故 A3和A5的工位数相等，故= 3.6 旋转主轴的选择 灌装机的旋转主轴主要传递转距，且转距较小，所以对轴的刚度和强度要求不高。虽然空心轴比实心轴更节约材料，比较经济，但是当外直径相同时，空心轴的内直径若取为=0.625，则它的强度比实心轴削弱18%，且空心轴的制造比较费时，所以这里选择实心轴，材料选取45钢。 3.6.1 轴的强度计算 按许用切应力计算： 受转矩（N*mm）的实心圆轴，其切应力 = MPa （3-95） 写成设计公式，轴的最小直径 =C* mm （3-96） 上面两式中 ----轴的抗扭截面系数， ----轴传递的功率，KW ----轴的转速，r/min