【文章內容簡介】 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： = （17） 根據灌裝工藝過程，上式又可寫成： =+++ （18）式中 灌裝時間（s） 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，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位數。二是設法提高灌裝閥的灌裝速度。 旋轉式灌裝機的最小旋轉角確定 前面已經介紹了灌裝機旋轉一周所需要的時間為： =+++式中、其各相應灌裝轉角、即： 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： = （s） (19) = （s） (20) = （s） (21) = （s） (22)在前面已經從理論上推導出了灌裝時間=9s，于是根據式(19)得： = (23) == 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，就可以按在不同情況下的計算公式算出實際灌裝時間。由此可知，灌裝機轉過角的灌裝時間，必需等于或大于實際灌裝時間，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： = （24） 式中： ——灌裝液料的容器的體積()n——灌裝機轉速(r／min) 灌裝閥流液管的流量系數，經查閱相關資料，A——灌裝閥液管橫截面積()g——重力加速度(9．81m／)設計時，首先確定灌裝轉角，確定后再根據具體結構形式決定其他輔助角、?，F在擬訂： = = 則： ==現在已知每個區(qū)間的轉角，就可以根據式（20）、（21）、（22）算出對應的轉過沒個區(qū)間轉角所需要的時間 ==（s） ==（s） ==（s）由式（18）得，灌裝機旋轉一周所需要的時間為： =+++ =9+++=17 s 旋轉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，各自單獨由電機驅動，在這里，旋轉式灌裝機主要的功能是實現灌裝，壓蓋則在后續(xù)過程中由壓蓋機來完成。旋轉式灌壓機組其傳動系統(tǒng)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(zhí)行機構。B．保證執(zhí)行機構有一定轉速。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，實現從電動機到減速箱的第一級減速，在采用減速箱實現第二級減速，再采用渦輪蝸桿改變轉向并減速。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。在這里主要采用齒輪機構、凸輪機構來實現運動之間的配合。 傳動比分析 已知貯液缸的工位數為24，若初設進、出瓶撥輪的工位數為8，則： 此處的傳動比即主軸轉一周，1軸要轉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： 2軸上的錐齒輪3和主軸上的錐齒輪4的傳動比為 故可滿足的要求，具體計算見下面的設計過程。，而電動機的轉速為1440，故經過皮帶輪一級減速，減速箱的2級減速，渦輪蝸桿的3級減速后 。 旋轉式灌裝機帶傳動設計已知電動機功率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 取=計算功率 =P= (25) =選帶型號 A型小帶輪直徑 取D1=112mm大帶輪直徑 D2=（1） (26) =（）= 196mm大帶輪轉速 =（1） (27) =815r/min （2）計算帶長，求 = (28) =154mm 求 = (29) =42mm初取中心距a 2()()+h （30） 取a=600mm帶長L L= （31） =+2600+=1687mm基準長度 取=1800mm （3）求中心距和包角中心距a a= (32) = =656mm小輪包角 = （33） = （4）求帶根數帶速V V= （34） = = m/s傳動比i (35) 帶根數Z z （36） = =3 根（5）帶輪的結構設計：有機械設計課本上可知，V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑為（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時，可采用實心式；當時，可采用腹板式；當時，可采用輪輻式。這里因為。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=80mm 頭數=2 直徑系數=10蝸輪齒數根據齒數比和蝸桿頭數頭數決定：= （37）傳遞動力的蝸桿蝸輪，為增加傳動的平穩(wěn)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=32—80齒，有利于傳動鏈趨于平穩(wěn)。所以取=66因為是蝸桿主動，所以齒數比=i=/=33 (38） 圓柱蝸桿蝸輪傳動基本尺寸計算如下： 蝸桿軸向齒距 = （39） ==蝸桿導程 = （40） ==蝸桿分度圓直徑