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四川理工學院畢業(yè)設計（論文）
第一章 緒 論
隨著市場經(jīng)濟的完善和發(fā)展，商品流通的深度和廣度進一步擴大，包裝工業(yè)在國民經(jīng)濟中的作用和地位越來越高。根據(jù)各國經(jīng)濟發(fā)展水平不同，包裝工業(yè)的產(chǎn)值通常占國民生產(chǎn)總值的1.5%-2.2%。經(jīng)濟越發(fā)達，包裝工業(yè)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(xù)建立了一些灌裝設備生產(chǎn)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(shù)國有企業(yè)手中。隨著改革開放的推進，一些原來從事機床、農(nóng)機制造的企業(yè)也轉(zhuǎn)到灌裝設備的開發(fā)制造上，從業(yè)廠商逐漸增多。
我國的灌裝設備主要是應用在酒業(yè)、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(chǎn)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(yōu)缺點，不同程度地制約著產(chǎn)品包裝質(zhì)量和生產(chǎn)率。
目前，灌裝機呈現(xiàn)出新的發(fā)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(chǎn)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(chǎn)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(nèi)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(chǎn)線的核心設備，啤酒灌裝過程中出現(xiàn)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(xiàn)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(yè)的經(jīng)濟效益，所以，希望通過對灌裝機的設計，能更好的發(fā)揮出灌裝機的使用性能，提高生產(chǎn)率和機械自身的性能，使之能運行更加穩(wěn)定、計量更加準確、使用更加方便、盡可能的減小噪音等等。
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(guī)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(nèi)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(nèi)的空氣被排出。
B. 停止進液，即容器內(nèi)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(yōu)化改進，在生產(chǎn)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(chǎn)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(zhuǎn)型2種，而啤酒灌裝機都是采用旋轉(zhuǎn)型灌裝機進行
灌裝，且是連續(xù)型灌裝工作方式，故采用旋轉(zhuǎn)型連續(xù)灌裝機。
2.2.2 確定灌裝程序，工位數(shù)
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(shù)
由于啤酒灌裝是大批量生產(chǎn)，所以要求工位數(shù)多，在結構合理且提高生產(chǎn)效率的基礎上采用多的工位，故選用24工位。
2.2.3 對執(zhí)行構件的運動要求
2.2.3.1 啤酒瓶升降機構
對于旋轉(zhuǎn)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(tài)、間距、速度逐個而連續(xù)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(zhuǎn)型啤酒灌裝機來說，應盡量結構簡單，經(jīng)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(huán)境為常壓狀態(tài)，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(zhuǎn)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(zhuǎn)動，帶動灌裝閥一起同步轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動。
2.3 擬訂主要技術參數(shù)
2.3.1 結構參數(shù)
結構參數(shù)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(shù)，包裝工位，執(zhí)行機構頭數(shù)，主傳送機構的回轉(zhuǎn)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(shù)
運動參數(shù)反映灌裝機的生產(chǎn)能力和執(zhí)行機構的工作速度，如主軸轉(zhuǎn)速、物件供送速度、計量與充填速度等。
2.3.3 動力參數(shù)
動力參數(shù)反映執(zhí)行機構的工作載荷和灌裝機正常運轉(zhuǎn)的能量消耗，如成型、封口等執(zhí)行機構的工作載荷，動力機的額定功率、額定扭矩和調(diào)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(shù)
工藝參數(shù)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(shù)。
通過分析對比同一類型灌裝機的不同設備的技術參數(shù)，無疑可以判斷各個設備的性能優(yōu)劣。而且用戶在籌建生產(chǎn)車間或工廠之際，借此可根據(jù)各自的生產(chǎn)條件、規(guī)模與物料消耗情況，妥善配備各種設備并核算經(jīng)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(shù)的具體內(nèi)容也互有差異，因此，擬定主要技木參數(shù)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(shù)在很大程度上是根據(jù)動力參數(shù)設計計算的。所以，若動力參數(shù)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(jīng)常處于超負荷狀態(tài)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(diào)查研究、統(tǒng)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(zhuǎn)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(jù)。
C：計算法
動力機的輸出功率也可用下式粗略計算：
P=++………… （i=1，2，.......） （2-1）
也就是灌裝機所需功率等于個執(zhí)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(shù)主要根據(jù)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(shù)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(zhí)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(shù)的一種輔助手段。
41
第三章 旋轉(zhuǎn)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(jīng)查閱相關旋轉(zhuǎn)式灌裝機的資料，可得出以下參考數(shù)據(jù)：
灌裝閥頭數(shù)： 24頭
灌裝閥節(jié)距： 150mm
灌裝區(qū)間角： =
灌裝區(qū)占有率： 0.54
生產(chǎn)率： 7200Pcs/h
貯液箱半徑： r==600 mm
參考類似型號灌裝機工藝參數(shù)，現(xiàn)在先擬訂灌裝時間為9s，于是由灌裝時間的計算公式：
=* （3-1）
n----主軸轉(zhuǎn)速，r/min
----灌裝區(qū)間角
得：
n==3.57 r/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：
= （3-3）
=0.1n=0.1*3.57=0.357 rad/s
貯液箱上作用力F對主軸的力矩為：
=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
由于旋轉(zhuǎn)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(jīng)考察同類型機組，現(xiàn)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(jù)式（1-1）可估算出灌裝機組總功率P：
P=++…………
=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(zhuǎn)速----1440r/min
額定轉(zhuǎn)矩----2.2
重 量----68kg
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(nèi)。輸液管路一般均用圓管，設計時，首先要合理選擇它的內(nèi)徑和壁厚。
3.2.1 圓管內(nèi)徑
設輸液管的內(nèi)徑為(m)，截面積為()，液料在管內(nèi)的流速為(m/s)，體積流量為(/s)。由于：
= (3-6)
= (3-7)
故得：
= (3-8)
可見，欲求必先求及。為此，又設：
W----管內(nèi)質(zhì)量流量（kg/s）
----液料密度（kg/），取0.996* kg/
----每瓶灌裝液料質(zhì)量（kg/Pc），取=0.5kg/Pc
----灌裝機最大生產(chǎn)能力（Pcs/h）,已知=7200 Pcs/h
----液料在管內(nèi)的流速，取0.7 m/s
遂寫出：
==（/s） （3-9）
=
=1.004* /s
將和帶入式（3-8）中，得：
=
=
=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(jù)具體情況選取流速。
計算出圓管內(nèi)徑后，必須參照現(xiàn)有的圓管規(guī)格圓整至標準值。
3.2.2 圓管壁厚
圓管的壁厚一般根據(jù)它的耐壓和耐腐蝕等條件，按標準規(guī)格選取。
選取圓管壁厚2.5mm，故圓管外徑為30mm。
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(chǎn)率。
在前面已經(jīng)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(zhuǎn)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(chǎn)速度快，非常適合啤酒類大批量生產(chǎn)所要求的生產(chǎn)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(diào)節(jié)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(nèi)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(wěn)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。設在時間內(nèi)從定量杯底孔d流出的液體體積為：
=u*F*
=**F*
=*** (3-10)
相同的時間內(nèi),定量杯中液料減少的體積為：
=* (3-11)
顯然有 =
即有 ***=* （3-12）
式中 ----經(jīng)dt時間，定量杯內(nèi)液料的液面水平高度(m)
----經(jīng)dt時間，定量杯內(nèi)液料的液面高度改變量
上式整理后有：
=*（S） （3-13）
在定量杯內(nèi)液料流入容器的過程中，液面將由H到0；其所經(jīng)的時間由0到t，定量杯內(nèi)的液料才全部流完。即：
=**
=*
=*
=** (3-14)
式中 ----灌裝閥流液管的流量系數(shù)，經(jīng)查閱相關資料，取0.5
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：
=
=8.6 （s）
取整數(shù)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(zhuǎn)式灌裝機的工藝計算
3.4.1 旋轉(zhuǎn)式灌裝機的生產(chǎn)率分析
旋轉(zhuǎn)式灌裝機的生產(chǎn)率：
=60 （3-15）
式中： ----生產(chǎn)率（Pcs/h）
----旋轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)速（r/min）
----灌裝工位數(shù)
上式說明灌裝機的生產(chǎn)率與旋轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)速、灌裝工位數(shù)有關。如果以增加灌裝工位數(shù)來提高生產(chǎn)率，那么灌裝機的旋轉(zhuǎn)工作臺直徑也要相應地增大。
從式中還可以看到，提高旋轉(zhuǎn)工作合轉(zhuǎn)速，也可以提高灌裝機的生產(chǎn)率，但是受到兩個因素的限制，一個是旋轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)動時會產(chǎn)生離心力，因此當旋轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)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(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)速提高時，在灌裝轉(zhuǎn)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(zhuǎn)臺上轉(zhuǎn)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(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)速的提高。旋轉(zhuǎn)臺旋轉(zhuǎn)一用的時間：
= （3-16）
根據(jù)灌裝工藝過程，上式又可寫成：
=+++ （3-17）
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(jīng)過設計計算，然后經(jīng)過多次反復試驗才能確定。
根據(jù)以上分析，提高灌裝機的生產(chǎn)率可從兩方面考慮：一是適當增加灌裝工位數(shù)。二是設法提高灌裝閥的灌裝速度。
3.4.2 旋轉(zhuǎn)式灌裝機的最小旋轉(zhuǎn)角確定
圖3-2 灌裝機工藝轉(zhuǎn)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(jīng)介紹了灌裝機旋轉(zhuǎn)一周所需要的時間為：
=+++
式中、、、其各相應灌裝轉(zhuǎn)角、、、即：
----灌裝轉(zhuǎn)角 （度）
----瓶托下降所占轉(zhuǎn)角 （度）
----瓶托下降到最低點所占轉(zhuǎn)角 （度）
----瓶托上升所占轉(zhuǎn)角 （度）
灌裝機旋轉(zhuǎn)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） (3-18)
=* （s） (3-19)
=* （s） (3-20)
=* （s） (3-21)
在前面已經(jīng)從理論上推導出了灌裝時間=9s，于是根據(jù)式(3-18)得：
=**
=9**3.57
= （3-22）
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，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(zhuǎn)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(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：
*
= （3-23）
式中： ——灌裝液料的容器的體積()
n——灌裝機轉(zhuǎn)速(r／min)
----灌裝閥流液管的流量系數(shù)，經(jīng)查閱相關資料，取0.5
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(zhuǎn)角，確定后再根據(jù)具體結構形式?jīng)Q定其他輔助角、、。
現(xiàn)在擬訂：
=
=
則：
=---=
現(xiàn)在已知每個區(qū)間的轉(zhuǎn)角，就可以根據(jù)式（3-19）、（3-20）、（3-21）算出對應的轉(zhuǎn)過沒個區(qū)間轉(zhuǎn)角所需要的時
=*=1.65 （s）
=*=4.1 （s）
=*=2.25 （s）
由式（3-17）得，灌裝機旋轉(zhuǎn)一周所需要的時間為：
=+++
=9+1.65+4.1+2.25
=17 s
3.5 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，但含氣液體灌裝都是將灌裝機和壓蓋機設計成聯(lián)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(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。
B．保證執(zhí)行機構有一定轉(zhuǎn)速和一定調(diào)速范圍。
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；但一般不采用機械無級調(diào)速，而是采用電氣無級調(diào)速，因為電氣無級調(diào)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(nèi)傳動鏈為了保證灌壓機組各機構動作協(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(zhuǎn)式灌裝機的傳動比計算，經(jīng)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，為內(nèi)傳動鏈，設計類似這樣的傳動鏈時，首先計算灌裝機的灌裝時間，并確定灌裝工藝轉(zhuǎn)角，根據(jù)灌裝時間和灌裝工藝轉(zhuǎn)角可算出灌裝機轉(zhuǎn)速，即圖中液缸的轉(zhuǎn)速，按液缸轉(zhuǎn)速和選定電機轉(zhuǎn)速確定內(nèi)傳動鏈和外傳動鏈的傳動比。
為了保證同步，裝在主軸3上的出瓶撥輪的工位數(shù)(槽數(shù))與裝在主鈾4上的液缸的工位數(shù)之比必須等于齒輪的齒數(shù)與齒輪的齒數(shù)之比，即：
= （3-24）
已知貯液缸的工位數(shù)為24，若初設出瓶撥輪的工位數(shù)為8，則：
==3 （3-25）
因此與的齒數(shù)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(zhuǎn)軸線的距離與出瓶撥輪的回轉(zhuǎn)軸線的距離之比也必須但等于3。和也是齒輪和齒輪的節(jié)圓半徑。
同理：
（3-26）
（3-27）
（3-28）
而與之間的關系：若進瓶撥輪工位數(shù)為8，則進瓶撥輪轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，不等距進瓶螺旋必須轉(zhuǎn)8轉(zhuǎn)，即：
（3-29）
以上內(nèi)傳動鏈的分析和計算僅僅是為了機組同步和協(xié)調(diào)，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(shù)的大小。因此計算時可能會出現(xiàn)反復，但最終必須保證同步和功率的傳遞。
圖3-3 旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shù) 取=1.2
計算功率
=*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-） (3-31)
=（1-0.01）*
= 196mm
大帶輪轉(zhuǎn)速 =（1-） (3-32)
=851r/min
3.5.2.2 計算帶長
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
帶長L L= （3-36）
=3.14*154+2*600+
=1687mm
基準長度 取=1800mm
3.5.2.3 求中心距和包角
中心距a a= (3-37)
=
=656mm
小輪包角 = （3-38）
=
3.5.2.4 求帶根數(shù)
帶速V V= （3-39）
=
=14.8 m/s
傳動比i i== =1.77 (3-40)
帶根數(shù)Z 單根V帶所能傳遞的功率取1.93kw
包角系數(shù)取0.969
長度系數(shù)取1.03
單根V帶i1時傳遞功率的增量取0.17kw
Z= （3-41）
=
=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(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=80mm 頭數(shù)=2 直徑系數(shù)=10
蝸輪齒數(shù)根據(jù)齒數(shù)比和蝸桿頭數(shù)頭數(shù)決定：
= （3-42）
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(shù)比=i=/=33
===24.7 r/min (3-43)
3.5.3.1 圓柱蝸桿蝸輪傳動基本尺寸計算如下：
蝸桿軸向齒距 = （3-44）
=3.14*8
=25.12mm
蝸桿導程 = （3-45）
=3.14*8*2
=50.24mm
蝸桿分度圓直徑 =m (3-46)
=10*8
=80mm
蝸桿齒頂圓直徑 =+2 （3-47）
=80+2*8
=96mm
蝸桿齒根圓直徑 =- （3-48）
=80-2*（8+0.2*8）
=60.8mm
節(jié)圓直徑 = （3-49）
=8*（10+2*0.2）
=83.2mm
分度圓導程角 = (3-50)
=
=0.2
=
蝸桿齒寬 = （3-51）
=2*8*
=130mm
蝸輪分度圓直徑 = （3-52）
=8*66
=528mm
蝸輪齒根圓直徑 =- （3-53）
=528-2*（8-0.2*8+0.2*8）
=512mm
蝸輪喉圓直徑 = + （3-54）
=528+2*（8+0.2*8）
=547mm
蝸輪外徑 =+ （3-55）
=547+8
=555mm
蝸輪齒寬 = （3-56）
=2*8*（0.5+）
=60mm
中心距 a= （3-57）
=
=304mm 取315mm
3.5.3.2 齒面接觸疲勞強度驗算
許用接觸應力 = （3-58）
=173 MPa
式中：轉(zhuǎn)速系數(shù) ==0.75
壽命系數(shù) ==1.13<1.6
接觸疲勞極限 =265MPa
接觸疲勞最低安全系數(shù) =1.3
最大接觸應力 = （3-59）
=149<173 MPa
式中：彈性系數(shù) =
接觸系數(shù) =2.85
使用系數(shù) =1.1
蝸輪轉(zhuǎn)矩 =
=1155555 N*m
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(diào)整。
3.5.3.2 齒面彎曲疲勞強度驗算
齒根彎曲疲勞極限 =115MPa
彎曲疲勞最小安全系數(shù) =1.4
許用彎曲疲勞應力 = （3-60）
=80MPa
輪齒最大彎曲應力 = （3-61）
=
=32<80 MPa
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(diào)整。
3.5.3.3 蝸桿軸撓度驗算
軸慣性矩 = （3-62）
=
=2.01*
允許蝸桿撓度 =0.004m=0.032mm （3-63）
蝸桿軸撓度 = （3-64）
=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 = （3-65）
=0.901
攪油效率 =0.99
軸承效率
總效率 =** （3-66）
=0.883
散熱面積估算 （3-67）
=
=1.85
箱體工作溫度 （3-68）
=55℃
這里取w/(m*m*℃),中等通風環(huán)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和的設計計算，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(zhuǎn)矩 = （3-69）
=
=402388 N*m
齒寬系數(shù) =0.4
接觸疲勞強度極限 =750MPa
=600 MPa
初步計算許用接觸應力 =0.96=675MPa
=0.96=540MPa
值 取=85
初步計算直徑 = （3-70）
=85*
=360mm 取400mm
初步計算齒寬 =*=144mm （3-71）
校核計算：
圓周速度 = （3-72）
=
=0.3 m/s
精度等級 選8級精度
齒數(shù)和模數(shù) 初取=80
=i*=240
==5 取=4
則==100
= i*=300
使用系數(shù) =1.5
動載系數(shù) =1.2
齒間載荷分配系數(shù)
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
齒向載荷分布系數(shù) =1.38
載荷系數(shù) = （3-78）
=1.5*1.2*1.32*1.38
=3.28
彈性系數(shù) =189.8
接點區(qū)域系數(shù) =2.5
接觸最小安全系數(shù) =1.05
總工作時間 =12000 h
應力循環(huán)系數(shù) 估計，則指數(shù)m=8.78
== （3-79）
=
=/i
=
原估算應力循環(huán)次數(shù)正確。
接觸壽命系數(shù) =1.18
=1.25
許用接觸應力 == （3-80）
=771 MPa
== （3-81）
=714 MPa
驗算 = （3-82）
=189.8*2.5*0.87*
=635 MPa<714 MPa
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(diào)整。否則，尺寸調(diào)整后還應再進行驗算。
確定傳動主要尺寸：
分度圓直徑 ==4*100 （3-83）
=400 mm
=4*300 （3-84）
=1200 mm
中心距 = （3-85）
=800 mm
齒寬 =160 mm
=120 mm
3.5.4.2 齒根彎曲疲勞強度驗算
重合度系數(shù) ==0.25+ （3-86）
=0.66
齒間載荷分配系數(shù) = （3-87）
=1.5
齒間載荷分布系數(shù) （3-88）
取=1.38
載荷系數(shù) = （3-89）
=1.5*1.2*1.5*1.38
=3.7
齒形系數(shù) =2.46
=2.19
應力修正系數(shù) =1.65
=1.8
彎曲疲勞極限 =600 MPa
=450 MPa
彎曲最小安全系數(shù) =1.25
應力循環(huán)次數(shù) 估算，則指數(shù)m=49.91
= （3-90）
=
=/i=1.85*
原估算應力循環(huán)次數(shù)正確。
彎曲壽命系數(shù) =0.95
=0.97
尺寸系數(shù) =1.0
許用彎曲應力 == （3-91）
=456 MPa
= （3-92）
=349 MPa
驗算 = （3-93）
=
=360 MPa<456 MPa
==360* (3-94)
=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(diào)整。
傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。
現(xiàn)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(xiàn)在設壓蓋機的工位為4，則根據(jù)式（3-26）有：
==2
已知 =100
則 =50
分度圓直徑 =m*=4*50=200 mm
齒寬 ==0.4*200=80 mm
因為 A1和A2的工位數(shù)相等，故
A3和A5的工位數(shù)相等，故=
3.6 旋轉(zhuǎn)主軸的選擇
灌裝機的旋轉(zhuǎn)主軸主要傳遞轉(zhuǎn)距，且轉(zhuǎn)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(jié)約材料，比較經(jīng)濟，但是當外直徑相同時，空心軸的內(nèi)直徑若取為=0.625，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(zhuǎn)矩（N*mm）的實心圓軸，其切應力
= MPa （3-95）
寫成設計公式，軸的最小直徑
=C* mm （3-96）
上面兩式中 ----軸的抗扭截面系數(shù)，
----軸傳遞的功率，KW
----軸的轉(zhuǎn)速，r/min