啤酒灌装机设计说明书

2024年2月13日发(作者：汉语副词)

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。

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第二章 总体方案设计

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、

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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、

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第二章 总体方案设计

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=P1+P2+…………Pi （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

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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。

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第三章 旋转式灌装机的设计计算

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：

=

a193灌装区占有率： 0.54

生产率： 7200Pcs/h

24*150贮液箱半径： r==600 mm

2*

参考类似型号灌装机工艺参数，现在先拟订灌装时间Ta为9s，于是由灌装时间Ta的计算公式：

Ta=

n----主轴转速，r/min

60*na360 （3-1）

a----灌装区间角

得：

n=360*Ta60*a=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：

=

=n30

（3-3）

0.1n=0.1*3.57=0.357 rad/s

n30

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贮液箱上作用力F对主轴的力矩Mz为：

Mz=F*Z （3-4）

=m*g*r

=500*9.8*1

=4900 N*m

再由功率：

P=

Mz*

（3-5）

得：

P=

Mz*

=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=P1+P2+…………Pi

=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

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第三章 旋转式灌装机的设计计算

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d(m)，截面积为A(m)，液料在管内的流速为u(m/s)，体积流量为V(m/s)。由于：

A=

u=

故得：

d=

可见，欲求d必先求V及u。为此，又设：

W----管内质量流量（kg/s）

----液料密度（kg/m），取0.996*10 kg/m

Gb----每瓶灌装液料质量（kg/Pc），取Gb=0.5kg/Pc

QMAX33332d42 (3-6)

V (3-7)

A4V (3-8)

u----灌装机最大生产能力（Pcs/h）,已知QMAX=7200 Pcs/h

u----液料在管内的流速，取0.7 m/s

遂写出：

WGb*Qmax3

V==（m/s） （3-9）

3600* =0.5*72003600*0.996*10333

=1.004*10

m/s

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将V和u带入式（3-8）中，得：

d=4V

u =4*1.004*103.14*0.73

=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。

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第三章 旋转式灌装机的设计计算

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dt时间内从定量杯底孔d流出的液体体积为：

dv1=u*F*dt

=*2gHxe12*F*dt

12 =*ed42*2gHx*dt (3-10)

相同的dt时间内,定量杯中液料减少的体积为：

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dv2=

显然有

dv1=

dv2

即有

*ed42*dH (3-11)

d42*2gHx12*dt=d42*dH （3-12）

式中

Hx----经dt时间，定量杯内液料的液面水平高度(m)

dH----经dt时间，定量杯内液料的液面高度改变量

上式整理后有：

dt=

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：

22D*d（S） （3-13）

de2gHxH12D1d

d=**d2gHxtHH0t12012

eD

T =*Hdd2gHa2212120H

e11D1 =*H12d2g122212eH

0DH =**d2g2e212 (3-14)

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第三章 旋转式灌装机的设计计算

式中

e----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：

212

T290a=0.5*25100*2*9.81



=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

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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：

Q=60nz （3-15）

式中：

Q----生产率（Pcs/h）

n----旋转台转速（r/min）

z----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：

60 （3-16）

nT=

根据灌装工艺过程，上式又可写成：

T=Ta+Tb+Tc+Td （3-17）

式中

Ta----灌装时间 （s）

Tb----瓶托下降时间 （s）

Tc---- 瓶托下降到最低点停留时间 （s）

Td----瓶托上升时间 （s）

灌装时间Ta，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

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第三章 旋转式灌装机的设计计算

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：

T=Ta+Tb+Tc+Td

式中Ta、Tb、Tc、Td其各相应灌装转角a、、、bcd即：









abc----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）

d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：

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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在前面已经从理论上推导出了灌装时间Ta=9s，于是根据式(3-18)得：

=Taa*6*n

=9*6*3.57

=193 （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V，就可以按在不同情况下的计算公式算出实际灌装时间Ta。由此可知，灌装机转过a角的灌装时间Ta，必需等于或大于实际灌装时间Ta，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

60a*n360a：

Ve*A*2gH12



=a60nVeA2gH12 （3-23）

式中：

V——灌装液料的容器的体积(m)

n——灌装机转速(r／min)

3e----灌装阀流液管的流量系数，经查阅相关资料，取0.5

22A——灌装阀液管横截面积(m)

g——重力加速度(9．81m／m)

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第三章 旋转式灌装机的设计计算

设计时，首先确定灌装转角角a，确定后再根据具体结构形式决定其他辅助、、bcd。

现在拟订：

则：

d=48

=88

cb=360---dca=31

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

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，灌装机旋转一周所需要的时间为：

T=Ta+Tb+Tc+Td

=9+1.65+4.1+2.25

=17 s

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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，Z1~~Z10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A4的转速n4，按液缸转速n4和选定电机转速n0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A3的工位数(槽数)与装在主铀4上的液缸A4的工位数之比必须等于齿轮Z3的齿数与齿轮Z4的齿数之比，即：

A=ZAZ3434 （3-24）

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第三章 旋转式灌装机的设计计算

已知贮液缸A4的工位数为24，若初设出瓶拨轮A3的工位数为8，则：

因此Z4与Z3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R4与出瓶拨轮A3的回转轴线的距离R3之比也必须但等于3。R4和R3也是齿轮Z4和齿轮Z3的节圆半径。

同理：

AA43=24=3 （3-25）

8AA32ZZ32 （3-26）

AZAZ2121 （3-27）

AA45ZZ45 （3-28）

而A5与Z10之间的关系：若进瓶拨轮A5工位数为8，则进瓶拨轮A5转一转，不等距进瓶螺旋必须转8转，即：

Z6*Z88 （3-29）

ZZ79

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。

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四川理工学院毕业设计（论文）

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KA 取KA=1.2

计算功率Pc

P=KcA*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-）D1n1n (3-31)

2 =（1-0.01）* = 196mm

大带轮转速

n2=（1-）112*1440

815D1n1D2 (3-32)

=851r/min

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第三章 旋转式灌装机的设计计算

3.5.2.2 计算带长

D1D2112196 (3-33)

22 =154mm

D2D1196112求

= (3-34)

22 =42mm

求Dm

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

取a=600mm

带长L L=Dm2a （3-36）

a =3.14*154+2*600+42

600 =1687mm

基准长度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*1800*15442

44 =656mm

D2D1小轮包角1

1=180

*60 （3-38）a =165

3.5.2.4 求带根数

带速V V=D1n160*1000 （3-39）

=*196*144060*1000 =14.8 m/s

传动比i i=n1=n21440 =1.77 (3-40)

815带根数Z 单根V带所能传递的功率P0取1.93kw

20

四川理工学院毕业设计（论文）

包角系数K取0.969

长度系数KL取1.03

单根V带i1时传递功率的增量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 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d1=80mm 头数Z1=2 直径系数q=10

蜗轮齿数根据齿数比和蜗杆头数头数决定：

Z2=Z1 （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Z2=32—80齿，有利于传动链趋于平稳。

所以取Z2=66

因为是蜗杆主动，所以齿数比=i=Z2/Z1=33

815

n2=n1==24.7 r/min (3-43)

i333.5.3.1 圆柱蜗杆蜗轮传动基本尺寸计算如下：

蜗杆轴向齿距

Px=n （3-44）

=3.14*8

=25.12mm

蜗杆导程

Pz=mZ1 （3-45）

=3.14*8*2

=50.24mm

21

第三章 旋转式灌装机的设计计算

蜗杆分度圆直径

d1=qm (3-46)

=10*8

=80mm

蜗杆齿顶圆直径

da1=d1+2ha （3-47）

=80+2*8

=96mm

蜗杆齿根圆直径

=80-2* =60.8mm

节圆直径

=8* =83.2mm

分度圆导程角

= =0.2

蜗杆齿宽

=2*8* =130mm

蜗轮分度圆直径

=8*66

=528mm

蜗轮齿根圆直径

=528-2* =512mm

蜗轮喉圆直径

=528+2* =547mm

df1=d1-2hac

（8+0.2*8）

d11=mq2x

（10+2*0.2）

tan=Z1q (3-50)

210

=11.3

b1=2mZ21

661

d2=mZ2

df2=d2-2haxmc

（8-0.2*8+0.2*8）da2=

d2+2haxm

（8+0.2*8）

（3-48）

（3-49）

（3-51）

（3-52）

（3-53）

（3-54）

22

四川理工学院毕业设计（论文）

蜗轮外径

de2=da2+m （3-55）

=547+8

=555mm

蜗轮齿宽

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 齿面接触疲劳强度验算

许用接触应力

=ZZSHnhHlimHmin （3-58）

=173 MPa

n2式中：转速系数

Z=81n18=0.75

寿命系数

Zh=6 接触疲劳极限

25000L=1.13<1.6

hHlim=265MPa

接触疲劳最低安全系数

SHmin=1.3

最大接触应力

=HZEZkTaa32 （3-59）

=149<173 MPa

式中：弹性系数

ZE=147MPa

接触系数

Z=2.85

使用系数

KA=1.1

蜗轮转矩

T2=9.55*106P*i*n111

=1155555 N*m

23

第三章 旋转式灌装机的设计计算

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

Flim=115MPa

弯曲疲劳最小安全系数

SFmin=1.4

许用弯曲疲劳应力

=SFFlimFmin （3-60）

=80MPa

轮齿最大弯曲应力

=F2KAT2mb2d2 （3-61）

=2*1.1*1155555

8*60.8*528 =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

I=d1 （3-62）

643.14*80 =

6444 =2.01*106mm4

允许蜗杆挠度

=0.004m=0.032mm （3-63）

122蜗杆轴挠度

=Fl3tanattan （3-64）

v48EIt2 =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

=1tan （3-65）

tanv =0.901

搅油效率

=0.99

2轴承效率

0.99

3

24

四川理工学院毕业设计（论文）

总效率

=** （3-66）

123 =0.883

散热面积估算

A9*105a1.88 （3-67）

=9*105*3151.88

=1.85

m2

箱体工作温度

t11000P11at0

wA =55℃

这里取aw15w/(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Z3和Z4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

T=9.55*106P3n

3 =9.55*106*0.614.28

=402388 N*m

齿宽系数

d=0.4

接触疲劳强度极限

Hlim3=750MPa

Hlim4=600 MPa

初步计算许用接触应力

H3=0.96Hlim3=675MPa

H4=0.96Hlim4=540MPa

Ad值 取Ad=85

初步计算ZTu13直径d3

d3=Ad32*Hu

d3

（3-68）

（3-69）

（3-70）

25

第三章 旋转式灌装机的设计计算

=85*34023880.4*675*231

3 =360mm 取400mm

初步计算齿宽

b=*d=144mm （3-71）

d3

校核计算：

圆周速度

=160*1000d3n3

=3.14*400*14.2860*1000

=0.3 m/s

精度等级 选8级精度

齿数和模数 初取Z3=80

Z4=i*Z3=240

m=d3Z=5 取m=4

3 则Z33=dm=100

Z4= i*Z3=300

使用系数

KA=1.5

动载系数

Kv=1.2

齿间载荷分配系数KHa

先求：

FT*402388t2d=23400

=2012

KAFt=1.5*2012b144 (3-74)

=21 N/mm<100 N/mm

11a=1.883.2*Z3Z4cos (3-75)

（3-72）

3-73）

26

（

四川理工学院毕业设计（论文）

11 =1.88-3.2*

100300=1.82

Z=4a3=41.82 (3-76)

3=0.87

由此得

齿向载荷分布系数载荷系数

=1.5*1.2*1.32*1.38

=3.28

弹性系数

接点区域系数

接触最小安全系数总工作时间

应力循环系数NL

=

接触寿命系数

K11Ha=Z2=0.872

=1.32

KH=1.38

K=KAKvKHaKH

ZE=189.8MPa

ZH=2.5

SHmin=1.05

th=12000 h

估计107N9L10，则指数m=8.78

mNnL1=NV1=60i1ntTiihi

Tmax5.79*107

NL2=NL1/i

=1.93*107

原估算应力循环次数正确。

ZN3=1.18

ZN4=1.25

3-77）

3-78）

3-79）

27

（

（

（

第三章 旋转式灌装机的设计计算

许用接触应力

=ZSHlimN3H3=Hmin750*1.18 （3-80）

1.05 =771 MPa

=ZSHlimN3H4=Hmin600*1.25 （3-81）

1.05 =714 MPa

验算

=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

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

齿宽

b3=160 mm

b4=120 mm

3.5.4.2 齿根弯曲疲劳强度验算

重合度系数

Y=0.25 =0.66

齿间载荷分配系数

KF=0.75=0.25+a0.75 （3-86）

1.821Y1 （3-87）

0.66

28

四川理工学院毕业设计（论文）

=1.5

齿间载荷分布系数

b144 （3-88）

h2.252.5 取KF=1.38

载荷系数

K=KAKKKF （3-89）

vF =1.5*1.2*1.5*1.38

=3.7

齿形系数

应力修正系数

弯曲疲劳极限

弯曲最小安全系数应力循环次数

=

弯曲寿命系数

尺寸系数

YF3=2.46

YF4=2.19

YSa3=1.65

YSa4=1.8

Flim3=600 MPa

Flim4=450 MPa

SFmin=1.25

估算3*106NL1010，则指数m=49.91

NT49.91nhiL3=60n3thit

i1Tmaxth5.8*107

N7L4=NL3/i=1.85*10

原估算应力循环次数正确。

YN3=0.95

YN4=0.97

YX=1.0

3-90）

29

（

第三章 旋转式灌装机的设计计算

许用弯曲应力

=YYSFlim3N3XF3=Fmin600*0.95*1.0 （3-91）

1.25 =456 MPa

YYSFlim4N4XF4=Fmin450*0.97*1.0 （3-92）

1.25 =349 MPa

验算

F3=2KTbd3mYF3

YY （3-93）Sa32*3.65*402388*2.46*1.65*0.66

400*144*6.5 =360 MPa<456 MPa

=

=F4YYYYFa4Sa4Sa3F3=360*Fa32.19*1.8 (3-94)

2.46*1.65 =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：

AA32ZZ32=8=2

4已知

Z3=100

则

Z2=50

分度圆直径

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

齿宽

b2=dd2=0.4*200=80 mm

因为 A1和A2的工位数相等，故Z1Z250

A3和A5的工位数相等，故Z3=Z5100

30

四川理工学院毕业设计（论文）

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d相同时，空心轴的内直径若取为d0=0.625d，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T（N*mm）的实心圆轴，其切应力

6

=TTW9.55*10P/nT MPa

T0.2d3写成设计公式，轴的最小直径

6

d39.55*10P0.2n=C*3P mm

Tn上面两式中

W3T----轴的抗扭截面系数，mm

P----轴传递的功率，KW

n----轴的转速，r/min

T----许用切应力，MPa，取35

C----与材料有关的系数，取112

由式（3-96）有

d112*31.63.75=85 mm

取d=100 mm

校核：由式（3-95）得

T9.55*106P/nT=W0.2d3

T =22 MPa<T

轴直径合格。

（3-95）

（3-96）

31

第三章 旋转式灌装机的设计计算

3.6.2 轴的刚度计算

按扭角计算：

轴受转矩T作用时，其扭角

Tl （3-97）

GIp由此可得单位轴长的扭角为：

lT

 （3-98）GIp上面两式中

l----轴受转矩作用的长度

Ip----轴截面的极惯性矩

G----轴材料的切变模量

式中扭角的单位是rad，每米轴长的许可扭角的单位为rad/m,它和具有下列关系：

=对于刚制实心轴，代入

/57.3 （3-99）

6

T=9.55*104P N*mm

n4

Ip=d

mm

32

G=81000 MPa

 每米轴长的许可扭角为

则

9.55*10*1000PP44A**

d= （3-100）

nn448.1*10**3257.36式中值取0.4，对应A取115，得



d94 mm

取d=100 mm

32

四川理工学院毕业设计（论文）

第四章 旋转式灌装机的各机构设计

4.1 灌装阀的设计

在前面的总体结构设计中已经说明了使用定量杯式的定量方式进行灌装工作，所以现在把灌装阀拟设计为容积定量灌装阀，如图4-1所示。

图4-1 容积定量灌装阀

1-定量杯 2-液位调节管 3-阀体 4-环行槽 5-锁紧螺母 6-上孔 7-下孔

8-进液管 9-排气孔 10-弹簧 11-喇叭头

图为容积定量灌装阀，是属于滑阀式灌装阀，用于常压下进行灌装。

灌装原理为：先使液料注入定量杯1中进行容积计量，然后，再将液料灌入瓶中。当下面有灌装瓶时，瓶托连瓶由下部凸轮顶起，瓶口对准喇叭头并贴紧在喇叭口锥环内，同时带动进液管和定量杯往上移动超出液面，这时定量杯1内液

33

第四章 旋转式灌装机的各机构设计

料靠自重从进液管8流到阀体3的环形槽4，由于进液管上下两段隔开，因此液料经进液管的下孔流入瓶中，瓶内空气则由喇叭头上的2个排气孔排出。当下面没有灌装瓶时，定量杯1由于弹簧10的作用而下降到原位，此时进液管的上、下2孔离开酒道使液料不致漏下，定量杯口则低于液面，液料流入杯内，定量杯注满液料以准备下一个料瓶的灌装。定量杯的灌注量可由液位调节管2的高度来调整，而灌注量则是等于啤酒瓶的容量。

容积定量灌装阀定量准确，结构简单，维修方便，定量速度快、精度高，所以应用广泛。

34

四川理工学院毕业设计（论文）

4.2 升降瓶机构设计

升降机构的作用是将送来的包装容器也就是啤酒瓶，上升到规定的高度进行灌装，然后再将灌装完的包装容器下降到规定位置。目前常用的升降机构有机械凸轮式、气动式和气动-机械凸轮混合式三种形式。

本次设计采用机械式升降机构，结构如图4-2所示。

图4-2 凸轮式升降瓶机构

1-托瓶台 2-导向板 3-锁紧螺母 4-缓冲弹簧

5-滑套 6-推杆 7-滚轮轴 8-滚轮

如图，此机构采用凸轮机构进行瓶子的高度位置控制，典型机构为固定凸轮—偏置直动从动杆机构。此机构由托瓶台1、滑套5、推杆6、缓冲弹簧4组成一个弹性套筒，通过连接在下面的滚轮与凸轮廓线相接触，完成瓶子的升降。

灌装机运行时滚轮循凸轮廓形伞面滚转，凸轮廓线的变化，促使推杆顶着托

35

第四章 旋转式灌装机的各机构设计

瓶台作升降运动。整个凸轮一般由4个区段组成，即最低程区段、上升行程区段、最高行程区段和下降行程区段。图4-3为此种凸轮的的展开示意图。

图4-3 升降凸轮的展开示意图

当推杆滚轮与凸轮最低段接触时，托瓶台处于回转盘上最低位，此阶段灌装机进瓶或者是出瓶。但推杆滚轮受凸轮上升行程区段作用时，推杆顶起托瓶台上的瓶子升向灌注嘴，到达最高位置时进行灌装，灌装完成后沿下降行程区段降低到最低行程区段。设计凸轮时，凸轮轮廓的高程差h，根据装料瓶在装料灌注中所需升高的高度来决定。凸轮轮廓中升高行程的长短，主要取决于装料瓶的升程和凸轮的工作质量。在升高行程相同的条件下，升程角a的大小，反映出廓形升程区段的陡缓。a角大则廓形陡升，完成升程高度所要的时间要段，但推杆顶升托瓶台上升受的运动抗力较大，a角小则廓形平缓，完成升程高度所需要的时间要长，但推杆顶升托瓶台上升所受到的抗力小。对于凸轮的上升区段廓形应按实现所需升程时间宜段，机构所受力要尽量小的原则来设计，主要在于选取恰当的升程角a，对于托瓶台升降凸轮的升程角许用值取a为30度，最大不超过45度，最高区段的长短，根据装料灌注所需时间及装料工艺操作的需要来决定。凸轮下降区段廓形，按照节约灌装机辅助工作时间的原则，宜取大的下降速度，以缩短下降行程时间。但下降速度过大会造成大的加速度，引起冲击振动，致使运动不平稳，通常取b小于70度。

凸轮式升降机构具有结构简单紧凑，可靠性好，工作运动行程准确，且容易制造等优点。只要凸轮廓形升降区段的倾角选择合适，机构就能得到平稳的升降

36

四川理工学院毕业设计（论文）

工作运动。但由于此升降机构系用刚性结构件直接顶托装料瓶升降，在瓶高尺寸超过许可值时，将会导致装料瓶被顶挤压碎。为消除因此而造成的碎瓶现象，在升降机构的推杆托瓶器及装料灌装阀结构中，设置相应的弹性元件作为缓冲环，通常采用螺旋弹簧，用以缓和托瓶与灌装阀的冲击和顶挤。

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第五章 结论

第五章 结 论

通过本次对啤酒灌装机的设计，我从中学到了很多东西。

在接到任务书，看到自己所做的题目后，通过图书馆、网络资源等，查阅与题目相关的资料，了解灌装机的灌装原理与常用灌装机的结构类型、灌装方式等等，并确定总体机构的设计方案。这个过程培养了我查阅资料文献的能力，图书馆和网络是个知识库，只要自己好好利用，就能得到自己想要的很多东西。

有了总体结构设计的初步构想之后，就进行灌装机的主要零件的设计和强度计算，这个过程极为关键，因为所计算出来的数据关系到灌装机的结构合理性以及灌装机结构零件的强度等等。整个计算过程要求数据准确，态度严谨，不能马虎了事。在设计计算中，从大一到现在所学到的知识基本上都用到了，等于从新复习了一次，加深了自己对以前所学知识的巩固与提高。

计算部分完成后，就根据计算所得的数据，绘制装配图和零件图。在绘制过程中，一切都要按国家标准来画，尺寸准确，布局合理、美观。

最后完成后，仔细反复检查，避免发生错误，那怕是小小的错误，一定要持有严谨的态度。

毕业设计，是对我们大学四年的最后一次考核，也是对自己的综合能力的一次评定过程。做好毕业设计，不仅是对自己所学习的综合知识的一次考核，也是对自己在以后的社会工作中自身能力的一次培养。我们马上就要离开学校，溶入到社会当中去，在实际的生产中，大学的理论知识必不可少，但是实践能力也不可忽视，所以毕业设计也是对自己是实践能力的一次培养。

做完本次毕业设计，证明了自己还是有能力的独立完成任务的。

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四川理工学院毕业设计（论文）

参 考 文 献

[1] 崔建云.食品加工机械与设备[M].北京：中国轻工业出版社，2004.5

[2] 张裕中.食品加工技术装备[M].北京：中国轻工业出版社，2000.3

[3] 孙凤兰.食品包装机械学[M].长沙：湖南大学出版社，1990.2

[4] 许林成.包装机械原理与设计[M].上海：上海科技出版社，1988.9

[5] 程凌敏.食品加工机械[M].北京：中国轻工业出版社，1988.5

[6] 关振求.轻工业包装机与生产线[M].北京：中国轻工业出版社，1991.4

[7] 魏钟，夏英杰.轻化工机械[M].北京：中国轻工业出版社，1994.5

[8] 胡继强.食品机械与设备[M].北京：中国轻工业出版社，1999.8

[9] 邱宣怀.机械设计.第4版[M].北京：高等教育出版社，1997.5

[10] 吴宗泽.机械设计课程设计手册.第2版[M].北京：高等教育出版社，1999.2

[11] 朱龙根.简明机械零件设计手册.第2版[M].北京：机械工业出版社，2005.6

39

致 谢

毕业设计作为对我们大学四年学习最后的一次考核，意义重大，全面考察我们对在大学里面所学的知识的掌握程度，也是锻炼自己的能力，展现自己才华的一次机会。所以非常感谢学校给了我们这次机会，能够让我们自己看到自己的能力，有不足的地方加以弥补，对以后在实际工作中所遇到的问题能有所帮助。

能顺利的完成本次毕业设计，离不开我的指导老师王汉胜老师。王老师对我们的毕业设计很重视，在下达任务书过后主动帮助我们查找资料，在设计过程中对我们严格要求，对我们提出来的问题能尽快的解决、耐心的讲解，还能提出更加优越的设计方案，且经常到设计室监督我们做设计和答疑。所以在此真心的感谢王老师的帮助

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