【文章內(nèi)容簡介】 (21) dT =n60 ??360d? （ s） (22) 在前面已經(jīng)從理論上推導出了灌裝時間 aT =9s，于是根據(jù)式 (19)得： a? =aT ???6 n (23) =9 ???6 = ?193 現(xiàn)在已根據(jù)理論灌裝時間求出了灌裝轉(zhuǎn)角，在實際生產(chǎn)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 aT 。由此可 14 知，灌裝機轉(zhuǎn)過 a? 角的灌裝時間 aT ，必需等于或大于實際灌裝時間 aT ，才能保證被灌裝容器灌滿。根據(jù)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(zhuǎn)角 a? ： ?n60?360a?21)2( gHAVe?? a? =21)2(60gHAnVe?? （ 24） 式中： V —— 灌裝液料的容器的體積 ( 3m ) n—— 灌裝機轉(zhuǎn)速 (r／ min) e? 灌裝閥流液管的流量系數(shù)，經(jīng)查閱相關(guān)資料，取 A—— 灌裝閥液管橫截面積 ( 2m ) g—— 重力加速度 (9． 81m／ 2m ) 設計時，首先確定灌裝轉(zhuǎn)角 a? ，確定后再根據(jù)具體結(jié)構(gòu)形式?jīng)Q定其他輔助角 b? 、c? 、 d? 。 現(xiàn)在擬訂： d? = ?48 c? = ?88 則： b? = ?360 d? c? a? = ?31 現(xiàn)在已知每個區(qū)間的轉(zhuǎn)角，就可以根據(jù)式（ 20）、（ 21）、（ 22）算出對應的轉(zhuǎn)過沒個區(qū)間轉(zhuǎn)角所需要的時間 bT =n60 ? ?360b? =（ s） cT =n60 ??360c? =（ s） dT =n60 ??360d? =（ s） 由式（ 18）得，灌裝機旋轉(zhuǎn)一周所需要的時間為： T =aT +bT +cT +dT =9+++=17 s 旋轉(zhuǎn)式灌裝機的傳動系統(tǒng)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(qū)動，在 15 這里，旋轉(zhuǎn)式灌裝機主要的功能是實現(xiàn)灌裝，壓蓋則在后續(xù)過程中由壓蓋機來完成。 旋轉(zhuǎn)式灌壓機組其傳動系統(tǒng)可分為外傳動鏈和內(nèi)傳動鏈。 外傳動鏈是用來聯(lián)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(zhí)行機構(gòu)。 B．保證執(zhí)行機構(gòu)有一定轉(zhuǎn)速。 C．能夠方便地對機組進行啟動、停止、發(fā)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。在這里采用皮帶傳動，實現(xiàn)從電動機到減速箱的第一級減速，在采用減速箱實現(xiàn)第二級減速，再采用渦輪蝸桿改變轉(zhuǎn)向并減速。 內(nèi)傳動鏈為了保證灌壓機組各機構(gòu)動作協(xié)調(diào)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(gòu)間運動的嚴格速比和按動作順序協(xié)調(diào)動 作。 內(nèi)傳動鏈為了保證各機構(gòu)之間的動作協(xié)調(diào)一致，因此必須保證傳動精度。實際上內(nèi)聯(lián)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(gòu)如齒輪機構(gòu)、凸輪機構(gòu)、連桿機構(gòu)或間歇機構(gòu)組成。在這里主要采用齒輪機構(gòu)、凸輪機構(gòu)來實現(xiàn)運動之間的配合。 傳動比分析 已知貯液缸的工位數(shù)為 24，若初設進、出瓶撥輪的工位數(shù)為 8，則： 此處的傳動比 31?i 即主軸轉(zhuǎn)一周， 1軸要轉(zhuǎn) 3周。為了達到此目的，可設 2軸上的錐齒輪 2和 1軸上的錐齒輪 1的傳動比為： 1725122 ??? zzi 2軸上的錐齒輪 3和主軸上的錐齒輪 4的傳動比為 22550343 ??? zzi 故可滿足 31?i 的要求，具體計算見下面的設計過程。由于主軸的轉(zhuǎn)速為 ，而電動機的轉(zhuǎn)速為 1440，故經(jīng)過皮帶 輪一級減速，減速箱的 2級減速，渦輪蝸桿的 3級減速后 要達到所需要的速度 。 旋轉(zhuǎn)式灌裝機帶傳動設計 16 已知電動機功率 P=， n=1440r/min，擬選用 V帶傳送。 （ 1）選定 V帶型號和帶輪直徑工作情況系數(shù) AK 取 AK = 計算功率 cP cP = AK P=? (25) = 選帶型號 A型 小帶輪直徑 取 D1=112mm 大帶輪直徑 D2=（ 1? ）211nnD (26) =（ ） ? 8151440112? = 196mm 大帶輪轉(zhuǎn)速 2n =（ 1? ）211DnD (27) =815r/min （ 2）計算帶長，求 mD mD = 2 1961122 21 ??? DD (28) =154mm 求 ? ? = 2 1121962 12 ??? DD (29) =42mm 初取中心距 a 2( 21 DD? )? a? ( 21 DD? )+h （ 30） 取 a=600mm 帶長 L L= aaDm22 ???? （ 31） =? 154+2? 600+600422 =1687mm 基準長度 dL 取 dL =1800mm （ 3）求中心距和包角 中心距 a a= 22 8)(414 ?????mm DLDL ?? (32) 17 = 22 428)1 5 41 8 0 0(414 1 5 41 8 0 0 ??????? ?? =656mm 小輪包角 1? 1? = ?? ??? 60180 12 a DD （ 33） = ?165 （ 4）求帶根數(shù) 帶速 V V= 100060 11? nD? （ 34） = 100060 1440196? ??? = m/s 傳動比 i i21nn? ??8151440 (35) 帶根數(shù) Z zLc KKPP P?)( 00 ??? （ 36） = ? ? 6 ??? =3 根 （ 5）帶輪的結(jié)構(gòu)設計：有機械設計課本上可知， V 帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準直徑有關(guān)，當帶輪基準直徑為 ddd ? （ d 為安裝帶輪的軸的直徑， mm）時，可采用實心式；當mmdd 300? 時，可采用腹板式；當 300?dd 時，可采用輪輻式。 這里因為 構(gòu)推薦采用腹板式帶輪機,300 mmd d ? 。見機械設計課本 160頁。 蝸桿蝸輪傳動設計 由《機械設計》一書中得知，圓柱蝸桿頭數(shù)少，易于得到大的傳動比，但導程角小，效率低，發(fā)熱多，故重載傳動不宜采用單頭蝸桿；蝸桿頭數(shù)多，效率高，但頭數(shù)過多，導程角大，制造困難。 所以根據(jù) GB10087— 88選取蝸桿： 模數(shù) m=8mm 分度圓直徑 1d =80mm 頭數(shù) 1Z =2 直徑系數(shù) q =10 蝸輪齒數(shù)根據(jù)齒數(shù)比和蝸桿頭數(shù)頭數(shù)決定： 2Z =? 1Z （ 37） 傳遞動力的蝸桿蝸輪，為增加傳動的平穩(wěn)性，蝸輪齒數(shù)宜取多些，應不少于 28 齒，齒數(shù)愈多，蝸輪尺寸愈大，蝸桿軸愈長且剛度小，所以蝸輪齒數(shù)不宜多于 100 齒，一 18 般取 2Z =32— 80齒，有利于傳動鏈趨于平穩(wěn)。 所以取 2Z =66 因為是蝸桿主動，所以齒數(shù)比 ? =i= 2Z / 1Z =33 m 1 21 rinn ???? (38） 圓柱蝸桿蝸輪傳動基本尺寸計算如下： 蝸桿軸向齒距 xP =n? （ 39） =? 8= 蝸桿導程 zP = 1mZ? （ 40） =? 8? 2= 蝸桿分度圓直徑 1d =q m (41) =10? 8=80mm 蝸桿齒頂圓直徑 1ad = 1d +2ah （ 42） =80+2? 8=96mm 蝸桿齒根圓直徑 1fd = 1d ? ?cha?2 （ 43） =802? （ 8+? 8） = 節(jié)圓直徑 1d = ? ?xqm 2? （ 44） =8? （ 10+2? ） = 分度圓導程角 ?tan =qZ1 (45) =102 = ? = ? 蝸桿齒寬 1b = 12 2?Zm （ 46） =2? 8? 166? =130mm 蝸輪分度圓直徑 2d = 2mZ （ 47） =8? 66=528mm 蝸輪齒根圓直徑 2fd = 2d ? ?cxmha ??2 （ 48） =5282? (? 8+? 8) =512mm 蝸輪節(jié)圓直徑 2ad = 2d + ? ?xmha?2 （ 49） 19 =528+2? (8+? 8) =547mm 蝸輪外徑 2ed = 2ad +m