易拉罐封盖机设计讲解

摘要
毕业设计的题目是易拉罐封盖机设计，主要用于罐装生产线上的易拉罐封盖。

能够实现生产线上高速、自动化生产。

易拉罐封盖机工作过程主要包括：自动加盖、传送易拉罐和封盖三个部分。

整机分为三部分：机械部分、气动部分和控制部分。

机械部分包括传送部分和封盖部分的设计。

传送部分主要是对传送装置中，传送带的设计以及整个传送装置的支架的设计。

气动部分包括：气源的选择、气缸的选择和气动辅助元件的选择。

自动加盖器是以气缸为动力源，传送部分以电动机为动力源，封盖部分是电机与气缸联合完成的。

控制部分采用了PLC控制。

本设计的特点，所设计的易拉罐封盖机能通过PLC自动快速完成封盖动作，效率高，密封性好，自动化程度高。

关键词：易拉罐；封盖机；PLC
Abstract
Graduation design topic is cans sealing machine design, mainly used in canned cans sealing system on the production line. , can make the production line, high-speed automation. Can block machine working process include: automatic build, transmit cans and capping three steps.
The machine is divided into three parts: mechanical parts, pneumatic parts and control parts. Mechanical parts including the design of the transmission part and sealing part. Transmission part is mainly to the design of transmission device in the conveyor belt and the transmission of stent design. Pneumatic part includes: the choice of air supply, selection of cylinder and pneumatic auxiliary component selection. Automatic capping machine is a cylinder for power supply, transmission parts for motor power source, is jointly complete motor and cylinder block section. Control part adopts the PLC control.
This design features: cans sealing system involved in the function block by PLC automatic rapid action, high efficiency, good sealing, high degree of automation.
目录
第1章绪论 (1)
1.1概述 (1)
1.2研究的意义 (2)
第2章封盖机构的设计 (3)
2.1运动与动力参数的设计计算 (3)
2.2带传动设计 (5)
2.3带的结构设计 (6)
2.4封盖气缸选择 (7)
2.5传送易拉罐气缸选择 (8)
2.6轴的设计计算 (9)
2.7滚动轴承的选择和寿命验算 (15)
2.8键连接的选择和验算 (16)
2.9轴承盖设计 (17)
第3章传送机构设计 (18)
3.1传送带设计 (19)
3.2槽轮机构 (20)
3.3联轴器选择 (23)
3.4顶罐气缸选择 (23)
第4章自动加盖器 (25)
4.1气缸选择 (26)
4.2弹簧的选择 (27)
4.3.1几何参数计算 (27)
4.3.2特性曲线 (28)
4.3.3 圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧受载时的应力及变形 (28)
4.3.4承受静载荷的圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计 (30)
第5章控制部分 (33)
5.1PLC概述 (33)
5.2气动部分设计 (33)
5.2.1换向阀的选择 (33)
5.2.2气动辅助元件的选择 (34)
5.2.3气动原理图 (35)
5.3控制部分的设计 (35)
5.3.1PLC的选择 (35)
5.3.2传感器的选择 (36)
5.4电路的设计 (36)
5.5易拉罐封盖机的工作过程 (38)
第6章结论 (40)
参考文献 (41)
致谢 (42)
附录1 (43)
附录2 (48)
第1章绪论
1.1概述
本次毕业设计的题目是易拉罐封盖机设计。

本机主要是用于对铁罐、铝罐、复合罐的全自动封口。

封口效率高、密封性好。

易拉罐封盖机的封盖过程主要分三个过程：自动加盖、传送易拉罐和封盖。

加盖是易拉罐封口工艺中重要的步骤。

一般要求加盖动作准确可靠，应能将罐盖准确地放置在正在运动的实罐罐口上;否则，若加盖位置不准确，将导致封口不严，气密性下降，损坏罐体，直接影响产品质量，甚至会损坏封口模头，使产品报废。

传送机构首先是人工将易拉罐罐体放在传送带上，传送带带动罐体运动，到达自动加盖器下方时自动加盖，当易拉罐罐体进入分度盘的凹槽中时，通过槽轮机构使分度盘转动90度，当转动两次后传送气缸在分度盘停顿时将易拉罐传送到托盘中，此时顶罐气缸向上顶易拉罐，易拉罐与压头之间的压力会逐渐增大，当达到一定压力时，顶罐气缸停止向上传送，封盖气缸工作，开始封合易拉罐。

封合好后，封盖气缸停止工作，顶罐气缸向下移动，当下一个易拉罐进入托盘中时会将封合好的易拉罐顶到传送带上，开始封合下一个易拉罐，如此循环。

目前易拉罐的封口主要由两种形式，一是：滚轮为主运动，易拉罐静止不动，滚轮在易拉罐周围作圆周运动；二是：易拉罐为主运动，带动滚轮运动，从而封合易拉罐。

封合罐时为了提高封合质量采用二重封合，即头道滚轮封合和二道滚轮封合。

由于滚轮与中心轮偏心，便产生了渐进的径向进给运动，使灌盖和罐身的边缘卷曲、压合。

该易拉罐封盖机采用的是气缸带动滚轮，挺高了封盖效率，实现了全自动控制。

控制部分采用PLC，对气压控制阀、气缸等气压元件的控制。

PLC是根据用户需要来选择相应的模块，用户程序在系统程序上运行和编制，它具有开发简单、抗干扰能力强、可靠性高、通用性强、使用方便、体积小、重量轻、功耗低、维护方便、同时减少了控制系统的设计及施工的工作量等优点。

近年来发展迅速，而且它也是使用方便的工业自动控制通用装置，自研制成功以来，已经成为当代工业自动化的主要支柱之一。

所以此次设计选择PLC能方便本次设计。

1.2研究的意义
易拉罐由于质量轻、容积比大、便于开启和携带、保质期长等优点，深受人们的欢迎，从而使易拉罐封盖机成为一种不可缺少的设备。

易拉罐封盖机应用比较广泛，它直接影响着企业的生产效率，进而影响企业的经济利润的高低。

根据这个形式的发展，易拉罐封合行业生产中炙手可热的设备。

随着生产要求的不断提，高瓶装、灌装水封口机技术在不断的提升，为企业高效安全生产提供可行性保障。

当今的灌装机械，尤其是饮料、啤酒灌装机械和食品包装机械，具有高速、成套、自动化程度高和可靠性好等特点，也是目前灌装机械行业发展的趋势走向。

具体方向是：机械功能多远化、结构设计标准化、模组化、控制智能化、结构高精度化。

第2章 封盖机构的设计
图1 封盖机构主视图
1- 支架 2-传送气缸 3-光杠 4-压头 5-滚轮 6-连接板 7-滚轮支架 8-主轴 9-大带轮端盖 10-大带轮 11-皮带 12-销轴 13-电动机 14-小带轮 15-封盖气缸
2.1 运动与动力参数的设计计算
因罐体既有自转又有公转，若用于实灌卷封则其内装的液体形成旋转抛物面，易从灌口流出，从而限制了它的自转速度以及生产能力的提高。

为了简化分
析，暂不考虑管身加盖及其公转等的影响，欲保证内装液体不外溢，可根据流体
力学的有关理论近似求出罐身的自转转速max n ，根据文献[4]得
R
h
R gh n 6060max ≈=π （2-1-1）
式中 R —罐身的内半径
h —罐内的顶隙高度 g —重力常数
体积公式：h R V 2π= 罐内液体体积V=245ml ，半径R=35mm
计算 h=64mm
所以 7.1335
646060
max =⨯==R h n rad/s (2-1-2) 取转速n=13rad/s=780rad/min
折弯力计算v
l
s F 21650⨯= (2-1-3)
式中 s —钢板厚度
l —折弯钢板的长度
v —v 型槽宽度
取s=0.3mm ，l =1mm ，v =板厚的8倍，即v =4
v l s F 21650⨯==75.24324
.01
3.06502=⨯⨯
N (2-1-4) 正压力 u
f
F =
式中 f —摩擦力
u —摩擦系数
N F f 75.2431==，钢板与钢板间的摩擦系数15.0=u
所以 ===
15
.075.243u f F 1625N (2-1-5) 水平拉力
30sin 21F F =
=487.5N (2-1-6)
转矩23
cos30487.50.0312.62
T F R N m ==⨯⨯=⋅ (2-1-7) 2.1.1 电机的选择
功率
12.6780
1.039.559.55T n P KW ⨯⨯=
== ( 2-1-8)
式中 滚筒传动装置的总效率ηηηηηη卷筒联承齿带总∙∙∙∙=4
2
V 带传动效率： η
带= 0.95
深沟球轴承： η
承=0.99
传动总效率: 总η= 0.95×0.99=0.816
所需电动机功率 : 总p =总总η/p =1.03/0.816=1.26 kw (2-1-9) 选Y 系列三相异步电动机，Y100L —6，额定功率1.5KW ，同步转速1000r/min
电动机轴伸长度D ⨯E 为28⨯60mm 电动机中心高度H 为100mm
2.2带传动设计
已知：电功率P=1.5KW ，传动比i=2，主动轮转速n=1000 rad/min ，根据文献[5]得
1.计算功率确定 1.4a K =
1.4 1.5
2.1c a a P K P K W =⨯=⨯= (2-2-1) 2.带型确定
带型：A 型普通V 带 3.确定带轮的基准直径1d d 和2d d 1）初选小带轮的基准直径1d d 取1d d =100mm 2）验证带速v 11
3.141001000
5.16/601000
601000
d d n v m s π⨯⨯=
=
=⨯⨯ (2-2-2)
在5—25m/s 之间，符合要求 3）计算大带轮的基准直径2d d
212100200d d d id mm ==⨯= (2-2-3) 4.确定中心距a 和带的基准长度d L 1）初定中心距
120120.7()2()d d d d d d a d d +≤≤+ (2-2-4) 0210600a ≤≤ 取0a =250mm 2）计算相应带长0d L
22
1200120() 3.14(100200)2()2250(100200)2424250
d d d d d d d L a d d a π
--≈+++=⨯+++
⨯=981mm (2-2-5)
取d L =1000mm 3）计算实际中心距0a
传动的实际中心距近似为 001000
981
25025922
d
d L L a a mm --=+=+= (2-2-6)
考虑安装、调整、补偿预紧力，中心距需要有一定的调整范围
m i n m a x 0.0152500.0151000235
0.032500.031000280
d d
a a L m m a a L m m =-=-⨯==+=+⨯= (2-2-7)
5.验算包角1α 21200100
11806018060202.8120259
d d d d a α--≈-
⨯=-⨯=≥ (2-28)
符合要求 6.确定带的根数Z
1）计算单根V 带的额定功率Pr 由 1100d mm =和1100/min n rad =， 00.8064P KW =
根据11000/min n rad =、i=2 和A 型带，
00.17P KW =
Ka=0.94，KL=0.99
00Pr ()(0.80640.17)0.940.990.9086P P Ka KL KW =+⨯⨯=+⨯⨯=
(2-2-9)
2）计算V 带的根数Z
1.5
1.580.9086ca r P Z P === 取Z=2
7.确定带的初拉力 02.52.50.94(m i n )
500500830.9425.1
Ka F KaZV
--=⨯=
⨯=⨯⨯N (2-2-10) 应使带的实际初拉力00(min)F F > 8.计算带传动的压轴力
0m i n
2(m i n )s i n 12283s i n 154.6()71.222
ZF Fp N α⨯⨯⨯===
(2-2-11)
2.3带的结构设计
1.选择带轮的材料
由于此带轮的转速不高，并且功率较小，因此选择铸铝。

2.结构形式选择及基本尺寸的计算
1300d d mm ≤ 因此采用实心结构 54L mm = 35B mm =
10510151011635a d d mm S mm e mm
f mm b mm
mm B mm
δ=======
2.4 封盖气缸选择
气缸行程s 为60mm ，经0.5s 工件运动到位，拉力F=243.75N ，系统工作压力P=0.4a MP ，根据文献[7]得
气缸的平均速度0.06
0.12/0.5s v m s t ==
= (2-4-1) 选定负载率0.5θ= 则气缸理论输出力0
243.75
487.50.5
t F F N θ
=
=
= (2-4-2) 而21
4
t F D P π=
气缸直径44487.5
39.43.140.4
t F D P π⨯=
==⨯mm （2-4-3）
基本尺寸如图所示
缸径40mm ，行程范围300mm ，A=24mm ，AL=21mm ，B1=22mm ，B2=41mm ，D=14mm ，E=32mm ，F=16mm ，G=11mm ，H=50mm ，H1=8mm ，H2=10mm ，I=46.5mm ，K=7mm ，MM=M14mm ，N=21.5mm ，NA=42.5mm ，NN=32mm ，P=0.25mm ，S=88mm ，ZZ=154mm ，WA=14mm ，WB=15mm
脚座尺寸如图所示
双耳环：零件号CM-D040B ，L=39mm ，U=18mm ，RR=11mm ，CD=10mm ，CX=15mm ，CZ=30mm ，I=46.5mm
气缸型号CM2，直径D=40mm ，行程s=0—2000，速度v=50—750mm/s 活塞厚度B=（0.6—1.0）D=0.64024mm ⨯= (2-4-4) 缸筒长度S=s+B+30=80+24+30=134mm (2-4-5) 导向套滑动面长度A ，在D<80mm 时，可取A=(0.6错误！未找到引用源。

1.0)D ；在D>80mm 时, 可取A=(0.6错误！未找到引用源。

1.0)d 。

所以A=53mm
活塞杆的长度l=s+B+A+40=134+24+53+40=251 mm （2-4-6）
2.5传送易拉罐气缸选择
气缸行程s 为125mm ，经0.5s 工件运动到位，易拉罐总质量1.5kg ，传送带摩擦系0.3，系统工作压力P=0.4a MP ，根据文献[7]得
气缸的平均速度0.125
0.25/0.5s v m s t ==
= (2-5-1) 选定负载率0.5θ= 则气缸理论输出力0
1.5100.3
90.5
t F F N θ
⨯⨯=
=
= (2-5-2)
而21
4
t F D P π=
气缸直径449
5.353.140.4
t F D P π⨯=
==⨯mm （2-5-3）
外形尺寸如图所示
A=15mm ，B=12mm ，C=14mm ，D=4mm ，F=8mm ，GA=8mm ，GB=5mm ，H=28mm ，MM=M4mm ，NA=12.5mm ，NB=9.5mm ，NDh8=8mm ，NN=M8mm ，S=46mm,Z=74mm
脚座尺寸如图所示
气缸型号CJ2B10，直径D=10mm ，行程s=0—150
活塞厚度B=（0.6—1.0）D=0.6106mm ⨯= (2-5-4) 缸筒长度S=s+B+30=125+6+30=161mm (2-5-5) 导向套滑动面长度A ，在D<80mm 时，可取A=(0.6错误！未找到引用源。

1.0)D ；在D>80mm 时, 可取A=(0.6错误！未找到引用源。

1.0)d 。

所以A=53mm
活塞杆的长度l=s+B+A+40=161+6+53+40=270 mm （2-5-6）
2.6轴的设计计算
1．轴的设计计算 （1）选择轴的材料
轴的材料为45号钢，调质处理 （2）按扭矩初步估算轴端直径
初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装带轮， 其轴径可根据文献[10]求得：
3
1
1
01n P A d ≥ （2-6-1）
M 1H
M 2H 0
M 2H
T Q
Ft
Fr
Fa
0A =110—160，取：0A =130
3
1min 1.03
130780
d ≥=16mm 取：1d =30mm （3）初选滚动轴承
因该轴上装有带轮，需要调整轴向位置，又要承受轴向力，考虑装拆调整方便起见，
选用角接触轴承。

根据轴端尺寸，带轮的定位方式和轴承的大概 安装位置，初选角接触轴承71905C/AC （4）设计轴的结构
a.带轮用30mm ϕ的轴肩定位 轴承按标准71905C 内径为25mm ϕ
该轴为齿轮轴，轴承的周向用有过盈的配合， 带轮的周向用键定位。

b ．布置轴上零件，设计轴的结构
根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸， 作轴的简图如图：
力学模型
绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图：
Q R1H F r
F a
R2H
R1v Ft R2v
M1M20 M 2
T
M ca0
M ca1
M ca2
M ca20
（5）对轴进行分析，作当量弯矩图。

计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图
圆周力：
1t
F=1
1
2T
d
=
3
212.6
2010-
⨯
⨯
=1260N （2-6-2）
轴向力：1625
a
F N
=
径向力：tan /cos 487.5r t n F F N αβ=⋅= （2-6-3） 带对轴的压轴力： Q=71.2 N 基圆直径： 1d =125mm
将空间力系分解为H 和V 平面力系，分别求支反力并画弯矩图
0M H 2=∑，
即：Q ×265-a r H F F R 2
6
.50561781+
-=0 （2-6-4） 0M H 1=∑ (2-6-5)
28571.223.61625135487
651.6170
H R N
⨯+⨯+⨯=
=111711771.28330.4H M Q Nmm ==⨯=
（3-5-6）
226767651.643657.2H H M R Nmm =⨯=⨯= （2-6-8）
12022a H H F d M M =-=16250.125
43657.243555.62
⨯-
= （2-6-9） 1602321
195v R ⨯==714.15Nmm （2-6-10） 21352321
1606.85195
v R ⨯=
=Nmm (2-6-11)
求轴的弯矩M ，画弯矩图
1143555.6H M M Nmm == (2-6-12)
222222243657.296410.2596272H V M M M Nmm =+=+= (2-6-13) 222222243555.696410.2595179O HO V M M M Nmm =+=+= (2-6-14)
画轴的扭矩图 T=59500mm N ∙ 求计算弯矩M ca ，画计算弯矩图
取根据)T (M M 2
2ca α+=，6.0=α (2-6-16)
()2
00.65950035700ca M Nmm =+⨯= (2-6-17)
()()2
2
2
2
11
0.643555.60.65950056316.79ca M M T Nmm =+=+⨯=（2-6-18）
()()2
2
22220.6962720.659500102678.1ca M M T =+⨯=+⨯= （2-6-19）
()()22
22220.6951790.659500101653.98ca O O M M T Nmm =+⨯=+⨯=
(2-6-20)
6）校核轴的静强度
根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩叫大的Ⅰ剖面和弯矩较大，轴径较细的Ⅱ剖面进行验算。

根据主教材查得[]σb 1-=59 MPa
Ⅰ剖面的计算应力：23102678.1
14.70.143ca ca M MPa W σ==
=⨯ 安全 Ⅱ剖面的计算应力：1
56316.79/(0.1*353)12.9ca ca M MPa W
σ=
== 安全 [][]1159,b b Mpa σσσ--=< 所以安全 7）校核轴的疲劳强度 a ．判断危险剖面
分别选择Ⅱ，Ⅲ剖面进行验算：Ⅲ剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。

Ⅱ剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角
三个应力集中源。

45钢调质的机械性能参数：637b MPa σ=，MPa 2681=- σ，MPa 1551=-τ b ．Ⅲ剖面疲劳强度安全系数校核
因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。

扭剪应力按脉动循环处理。

max 3
9519713.20.143
M MPa W σ===⨯ (2-6-21) min max 13.2MPa σσ=-=- max 13.2MPa ασσ==
0m =σ
max 3
59500 3.740.243T T MPa W τ=
==⨯ (2-6-22) 0min =τ
3.74m a MPa ττ==
根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。

51.28243
5.51.5D d r --== (2-6-23) 1.50.03543
r d == (2-6-24) 2.3K σ=， 1.68K τ=，0.81σε=，0.76τε=，0.95β=，并取0.25τψ= σS =
m
K τψσβεστασσ
+-1
=
268 6.82.3
4.30
0.810.95
=⨯+⨯ (2-6-25)
τS =
m
K τψτβ
ετταττ
+-1
=
155
16.11.68
3.740.25 3.74
0.760.95
=⨯+⨯⨯ （2-6-26）
S =
2
2
τ
στσS S S S +=
2
2
6.816.16.816.1
⨯+=6.26[]S ≥=1.5~1.8 （2-6-27）
取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求 c. Ⅳ剖面校核
m
K τψτβ
ετταττ
+-1
=
268
2.3
22.20.25 4.54
0.760.95
⨯+⨯⨯=3.7
（2-6-28）
S =
2
2
τ
στσS S S S +==
2
2
4 3.74 3.7
⨯+=2.74[]S ≥=1.5~1.8 （2-6-29）
取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求
因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。

扭剪应力按脉动循环处理。

max 396410.25
22.20.135
M MPa W σ=
==⨯ （2-6-30） min max 22.2MPa σσ=-=- max 22.2a MPa σσ==
0m =σ
max 3
59500 6.90.235T T MPa W τ=
==⨯ （2-6-31） 0min =τ
max
3.452
m a MPa τττ==
= （2-6-32）
根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。

51.28243
5.51.5D d r --== （2-6-33） 1.50.03543
r d == （2-6-34） 查得： 2.3K σ=， 1.68K τ=，0.81σε=，0.76τε=，0.95β=， 并取：0.25τψ=，则
σS =
m
K τψσβεστασσ
+-1
=
268
2.3
22.20
0.810.95⨯+⨯=4 （2-6-35）
τS =
m
K τψτβετταττ
+-1
=
268
2.3
22.20.25 4.54
0.760.95
⨯+⨯⨯=3.7 （2-6-36）
S =
2
2
τ
στσS S S S +==
2
2
4 3.74 3.7
⨯+=2.74[]S ≥=1.5~1.8 (2-6-37)
取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求
2.7滚动轴承的选择和寿命验算
由于转速高、有较小轴向力，故选用角接触轴承71905C/AC
)(动Cr =23.5KN )(o 静Cr =13.5KN
由前面计算得知： 1315.4H R N =
2829.2H R N =
1714.15V R N =
21606.85V R N =
合成支反力：
R 1=2V 12H 1R R +=22
315.4714.15+=780.7N (2-7-1)
R 2=2V 22H 2R R +=22
829.21606.85+=1808.2N (2-7-2)
A F =F a =527N
A 1= 0， A 2=A F =527N A 2/)(o 静Cr =527/13500=0.039 (2-7-3)
e=0.4
A 2 /2R =527/1808.2=0.29<e=0.4 （2-7-4）
2X =1，2Y =0
轴承承受轻度载荷冲击,所以取d f =1.2
1P =d
f
1m f R =1.1⨯1⨯780.7=858.77N （2-7-5）
2P =d f × (2X R 2+A 2Y 2) (2-7-6) =1.1×1（1⨯1808.2+0）=1989.02N ∵1P <2P
h L 10==⎪⎭⎫ ⎝⎛ε
P c f n t 601063
6100.9523500603741989.02⨯⎛⎫
= ⎪⨯⎝⎭63000h =26.2年 (2-7-8)
预期寿命:26.2年＞10年 ，寿命足够 在预期范围内，不用更换轴承即可达到要求。

2.8键连接的选择和验算
带轮装在轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。

由前面设计计算 得知：V 带带轮材料为45钢，轴的材料为45钢，V 带与轴的配合直径为d=20mm ，
轮毂长为32mm,传递转矩T=59500mm N ⋅ 1. 选择键联接的类型和尺寸。

由于精度为8级，故选择最常用的圆头（A 型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。

键的材料：45钢。

键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d 由标准中选定，键的长度由轮毂
的宽确定，查表得： 高速轴与大带轮连接的键：
轴径=20mm ，由表24-30查得键剖面宽b=6mm 高 h=6mm 。

选键长L=32mm 2.键联接的强度计算
普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。

由于 带轮材料是钢，许用挤压应力由表2-10查得[]
p σ=100MPa 。

键的工作长度：
l =L -/2b =32-3=29mm.
由式2-35得：
P σ=
dhl T 14=459500
22629
⨯⨯⨯=62.17MPa 〈 []
p σ=100MPa 安全。

2.9轴承盖设计
2316170 2.5342 2.56571.23 1.267.24(1015)421230d d mm
D D d mm e d mm
D D mm
=+=+==+=+⨯===⨯==--=-=
第3章 传送机构设计
图2 传送机构主视图
1-传送带上端盖 2-轴承端盖 3-易拉罐挡板 4-围栏 5-传送带下端盖6-支架 7-分度盘 8-槽轮固定板 9-易拉罐支撑板 10-槽轮 11-端盖12-槽轮主轴 13-拨盘 14-联轴器 15-电动机 16-易拉罐支撑盘
17-推力轴承 18-凸轴 19-顶罐气缸 20-垫块
图3 传送机构俯视图
轻型输送带主要包括PVC输送带、橡塑制品输送带、PU输送带等，广泛应用于食品、物流、电子、烟草、木材、石材、健身等各个领域。

输送带电机的合适与否直接影响输送带的平稳运转与输送能力，所以如何选择一台合适的配套电机是输送带设计中重要的一环。

输送带的输送速度确定为每小时1800个易拉罐，所以输送皮带的最小输送速度为：每小时9.23米，约为每分钟0.154米，而输送带传动棍子直径为Φ30mm，则输送带传动棍子速度最小约为2.45r/min。

一个装满液体的易拉罐700克，输送带一般都有5—7个，所以输送带一次输送重量为3.5KG —4.9KG ，计算时取最大重量5KG 。

由于有物料定位，要求输送距离精确，过转量小，所以电机必需要有以下特点：断电后即制动保持负载；制动速度快，过转量小；可实现频繁启动，上文已经算出每小时要输送65包，即输送1包55秒，所以电机每分钟至少要启停2次。

3.1传送带设计
1.皮带轮机构 ：
皮带与工作物的总重量••••••• m1=10kg 滑动面的摩擦系数•••••••••••μ=0.3 滚轮的直径••••••••••••D =30mm 滚轮的重量••••••••••••• m2=1kg 皮带•滚轮的效率•••••••••• η = 0.9 皮带的速度•••••••• V = 28mm/s±10% 电机电源•••••••••••单相220V50Hz 工作时间••••••••••• 1天24小时运转
2. 决定减速箱的减速比： 根据文献[3]
减速比输出轴转速：NG=(V•60)/(π•D)=((28±14)×60)/(π×30)=26.7±2.7[r/min] 因电机（4极）在50Hz 时的额定转速为1500r/min 左右，所以应选择在此范围内的减速比i=60。

减速箱的减速比i 为：i=(1500)/N G =(1500)/(26.7±2.7)=51~62.5
3.计算必要转矩：
输送带起动时所需的转矩为最大。

先计算起动时的必要转矩。

滑动部的摩擦力F=μm·g=0.3×10×9.807=29.4[N]
负载转矩T L =F·D/2·η=(29.4×30×10-3)/(2×0.9)=0.326[N·m]
此负载转矩为减速箱输出轴的数值，因此需换算成电机输出轴的数值。

电机输出轴的必要转矩T M
T M =T L /i·ηG =0.326/(60×0.66)=0.00824[N·m]=8.24[mN·m] （减速箱的传导效率ηG =0.66）
按使用电源电压波动（220V±10%）等角度考虑，设定安全率为2倍。

8.24×2≈16.48[mN·m]
电机所需功率
()LP LP m n T P 5.2~5.1=
取系数为2，则
Pm=2T·2πn=2×0.01648×2×π×1500/60=5.17W
起动转矩为16.48N·m以上的电机，可参阅标准电机型号/性能表来选择。

电机：60YB06DV22，再选用可与60YB06DV22组合的减速箱60GK60H。

4.确认负载惯性惯量：
皮带·工作物的惯性惯量J m1=m1×(π×D/ 2π)2
=5×(π×20×10-3/2π)2
=5×10-4[kg·m2]
滚轮的惯性惯量J m2=1/8×m2×D2
=1/8×1×(20×10-3)2
=0.5×10-4[kg·m2]
减速箱输出轴的全负载惯性惯量
J=5×10-4+0.5×10-4×2=6×10-4[kg·m2]
查厂家技术手册得60GK60H电机输出轴的容许负载惯性惯量
Jm=0.062×10-4[kg·m2]。

J G=Jm×i2=0.062×10-4×602=223.2×10-4[kg·m2] 因J＜J G，即负载惯性惯量为容许值以下，故可以使用。

且所选用的电机额定转矩为40mN·m，较实际负载转矩为大，因此电机能以比额定转速更快的转速运转。

再依据无负载时的转速（约1500r/min）来计算皮带的速度，确认所选制品是否符合规格要求。

V=(N M·π·D)/60·i=(1500×π×20)/(60×60)=26.17[mm/s]
以上确认结果为均能满足规格要求。

综上所述，对负载工况的分析、负载计算，是选用电机、减速箱的基础。

有关详细的计算可参阅《机械设计手册》中相关章节。

5.确定电机及相关配件型号。

结合结合工厂实际使用电源与备件情况，选用电磁制动电机，型号为60-YB-06D-V22（机座号60，YB电磁制动电机，6W圆轴，单相220V）；配套减速箱型号为60-GK-60H（机座号60,6W减速箱，减速比60，标准结构）；采用弹性联轴器直接与输送带传动棍子连接，弹性联轴器型号为28MC08-08（公称外径Φ28，内径为Φ8）；电动机直角安装脚型号为RAL60。

3.2槽轮机构
组成：带圆销的拨盘、带有径向槽的槽轮。

拨盘和槽轮上都有锁止弧：槽轮上的凹圆弧、拨盘上的凸圆弧，起锁定作用。

工作过程：拨盘连续回转，当两锁止弧接触时，槽轮静止；反之槽轮运动。

作用：将连续回转变换为间歇转动。

特点：结构简单、制造容易、工作可靠、机械效率高，能平稳地、间歇地进行转位。

因槽轮运动过程中角速度有变化，不适合高速运动场合。

1.运动系数
拨盘等速回转，在一个运动循环内，总的运动时间为：t＝2π/ω1
槽轮的运动时间为：td＝2α1/ω1
定义：k=td / t 为运动系数，即：k=td / t=2α1/2π
为减少冲击，进入或退出啮合时，槽中心线与拨销中心连线成90°角。

故有：2α1=π－2φ2=π－(2π/z)= 2π(z-2)/2z
将2α1代入得：
k =1/2-1/z
∵k>0
∴槽轮的槽数z≥3
可知：当只有一个圆销时，k=1/2-1/z
即槽轮的运动时间总是小于其静止时间。

如果想得到k≥0.5的槽轮机构，则可在拨盘上多装几个圆销，设装有n个均匀分布的圆销，则拨盘转一圈，槽轮被拨动n次。

故运动系数是单圆柱销的n倍，
k=n(1/2-1/z)
∵k≤1 得：n≤2z/ (z -2)
表1 槽轮机构特性
槽数z 3 4 5、6 >6
圆销数n 1~6 1~4 1~3 1~2
运动系数k 1/6~1 0.25~1 0.3~1 0.36~1 当z=4及n=2时
k=n(1/2－1/z) = 0.5
说明此时槽轮的运动时间和静止时间相等。

2、运动特性
(1)外啮合槽轮机构
图示槽轮在运动的任一瞬时，设拨盘位置角用α来表示，槽轮位置角用φ表示。

并规定和在圆销进入区为正，在圆销离开区为负，变化区间为：
－α1≤α≤α1
－φ2≤φ≤φ2
根据文献[3]知：
表2 槽轮机构计算
参数 计算公式或依据
具体数值
槽数z 由工作要求确定
4 圆销数n 1
中心距L 由安装空间确定
100 回转半径R sin sin(/)R L L z ϕπ=∙=∙
70 圆销半径r 由受力大小确定r ≈R/6
10 槽顶半径s ()cos cos /s L L n ϕπ== 70 槽深h ()h s L R r ≥--- 50 拨盘轴经1d ()12d L s ≤-
20 槽轮轴经2d ()22d L R r ≤-- 20 槽顶侧壁厚b b=3~5mm 经验确定
5 锁止弧半径0r
0r R r b =--
55
具体尺寸如图所示
图4 槽轮机构主视图
图5 槽轮机构俯视图
3.3联轴器选择
型号：薄片式夹紧型SFC-W
外形尺寸SFC-56W d1~d2=8~20mm ，D=44mm ，L=48.2mm ，L1=5mm ，L2=15mm ，L3=9mm ，W=4.6mm ，K=16mm ，M=M4
技术参数 额定扭矩（最大）=20Nm ，最高转速=10000r/min ，惯性力矩=524.2510Kg m -⨯∙，静态扭矩刚性=3000Nm/rad
3.4 顶罐气缸选择
气缸行程s 为350mm ，经0.5s 工件运动到位，拉力F=1625N ，系统工作压力P=0.4a MP ，根据文献[7]得
气缸的平均速度0.350.7/0.5
s v m s t === (3-4-1) 选定负载率0.5θ=
则气缸理论输出力0
1625
32500.5
t F F N θ
=
=
= (3-4-2) 而21
4
t F D P π=
气缸直径443250
78.33.140.4
t F D P π⨯=
==⨯mm （3-4-3）
气缸型号CXS6-40，直径D=80mm ，行程s=0—400，速度v=50—750mm/s 活塞厚度B=（0.6—1.0）D=0.68048mm ⨯= (3-4-4) 缸筒长度S=s+B+30=80+48+30=158mm (3-4-5) 导向套滑动面长度A ，在D<80mm 时，可取A=(0.6错误！未找到引用源。

1.0)D ；在D>80mm 时, 可取A=(0.6错误！未找到引用源。

1.0)d 。

所以A=53mm
活塞杆的长度l=s+B+A+40=158+24+53+40=275 mm （3-4-6）
第4章自动加盖器
目前，在易拉罐封口工艺中采用的加盖技术方法主要有三大类：
（1）手工加盖这是最简单的加盖方法，加盖动作较准确，但生产效率极低，工人劳动强度大。

手工加盖仅适用小批量易拉罐饮料生产，现在已很少采用。

(2)机械加盖如双盘一分盖板自动加盖器，结构简单，易于安装调试，应用普遍，生产效率较高，但可靠性较差。

机械加盖对加盖速度与罐体的运动速度及灌装机、封口机的工作速度匹配性要求高。

(3)电磁加盖器结构紧凑，工作可靠，实用性强，自动化程度高，可实现易拉罐饮料实罐封口时的自动定时、定量加盖作业。

本次设计的自动加盖器是根据电磁加盖其改造的，由于电磁铁需要电量大，拉力小，而且不能长时间通断电。

当易拉罐罐盖是铁时，电磁铁产生的磁场会对加盖的位置产生影响，所以将电磁铁换成气缸。

装配图如下图所示：
图6 自动加盖器示意图
图7 自动加盖器左视图
1- 支架 2-易拉罐盖 3-螺母 4-滑动轴承 5-光杠 6-易拉罐盖拨片 7-螺钉 8-气缸法兰 9-螺钉 10-加盖气缸
4.1气缸选择
气缸行程s 为60mm ，经0.1s 工件运动到位，易拉罐盖总质量1.5kg ，摩擦系0.2，系统工作压力P=0.4a MP ，根据文献[7]得
气缸的平均速度0.06
0.6/0.1s v m s t ==
= (4-1-1) 选定负载率0.5θ= 则气缸理论输出力0
1.5100.2
60.5
t F F N θ
⨯⨯=
=
= (4-1-2)
而21
4
t F D P π=
气缸直径446
4.633.140.4
t F D P π⨯=
==⨯mm （4-1-3）
外形尺寸如图所示
A=6mm ，B=12mm ，C=14mm ，D=3mm ，F=8mm ，GA=14.5mm ，H=28mm ，MM=M3mm ，NA=16mm ，
NB=9.5mm，NDh8=6mm，NN=M6mm，S=49mm,Z=77mm，T=3
脚座尺寸如图所示
气缸型号CJ2B6，直径D=6mm，行程s=0—150
⨯= (4-1-4) 活塞厚度B=（0.6—1.0）D=166mm
缸筒长度S=s+B+30=125+6+30=161mm (4-1-5) 导向套滑动面长度A，在D<80mm时，可取A=(0.6错误！未找到引用源。

1.0)D；在D>80mm时, 可取A=(0.6错误！未找到引用源。

1.0)d。

所以A=53mm
活塞杆的长度l=s+B+A+40=161+6+53+40=270 mm （4-1-6）4.2弹簧的选择
4.3.1几何参数计算
普通圆柱螺旋弹簧的主要几何尺寸有：外径D、中径D2、内径D1、节距p、螺旋升角α及弹簧丝直径d。

由下图圆柱螺旋弹簧的几何尺寸参数图可知，它们的关系为：
式中弹簧的螺旋升角α，对圆柱螺旋压缩弹簧一般应在5°～9°范围内选取。

弹簧的旋向可以是右旋或左旋，但无特殊要求时，一般都用右旋。

根据文献[3]得
表3 普通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸（mm ）计算公式
参数名称及代号 计算公式 备注
压缩弹簧 拉伸弹簧
中经D2 D2=Cd 内径D1 D1=D2-d 外径D D=D2+d 旋绕比C
C=D2/d
压缩弹簧长细比b b=H0/D2
B=1-5.3
自由高度或长度H0 H0=pn+(1.5-2)d H0=nd+钩环轴向长度
工作高度或长度Hn Hn=H0-n λ 0Hn H n λ=+
n λ-工作变形量 有效圈数n 根据要求变形量计算
n>2 总圈数n1 n1=n+（2-2.5）
n1=n 节距p P=（0.28-0.5）D2 P=d
轴向间距δ p d δ=-
展开长度L L=21/cos D n πα
L=21D n π+钩环展开
螺旋角α
(/2)arctg p D απ=
4.3.2 圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧受载时的应力及变形
由图<圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析a>(图中弹簧下部断去，末示出)可知，由于弹簧丝具有升角α，故在通过弹簧轴线 的截面上，弹簧丝的截面A-A 呈椭圆形，该截面上作用着力F 及扭矩。

因而在弹簧 丝的法向截面B-B
上则作用有横向力Fcos α、轴向力Fsin α、弯矩M=Tsin α及扭矩Tˊ= Tcos α。

由于弹簧的螺旋升角一般取为α=5°～9°，故sin α≈0；cos α≈1(下图<圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析b>)，则截面B-B 上的应力(下图<圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析c>)可近似地取为
式中C=D2/d 称为旋绕比(或弹簧指数)。

为了使弹簧本身较为稳定，不
致颤动和过软，C 值不能太大；但为避免卷绕时弹簧丝受到强烈弯曲，C 值又不应太小。

C 值的范围为4～16(表<常用旋绕比C 值>), 常用值为5～8。

表4 常用旋绕比C值
d 0.2-0.4 0.45-1 1.1-2.2 2.5-6 7-16 18-42
C=D2/d 7-14 5-12 5-10 4-9 4-8 4-6 为了简化计算，通常在上式中取1+2C≈2C。

实践证明，弹簧的破坏也大多由这点开始。

为了考虑弹簧丝的升角和曲率对弹簧丝中应力的影响，现引进一个补偿系数K(或称曲度系数)，则弹簧丝内侧的最大应力及强度条件可表示为
式中补偿系数K，对于圆截面弹簧丝可按下式计算：
圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧受载后的轴向变形量λ可根据材料力学关于圆柱
螺旋弹簧变形量的公式求得:
式中：n—弹簧的有效圈数；
G—弹簧材料的切变模量，见前一节表<弹簧常用材料及其许用应力>。

如以Pmax代替P则
最大轴向变形量为：
1) 对于压缩弹簧和无预应力的拉伸弹簧：
2）对于有预应力的拉伸弹簧：
拉伸弹簧的初拉力(或初应力)取决于材料、弹簧丝直径、弹簧旋绕比和加工方法。

4.3.3承受静载荷的圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计
在设计时，通常是根据弹簧的最大载荷、最大变形、以及结构要求(例如安
装空间对弹簧尺寸的限制)等来决定弹簧丝直径、弹簧中径、工作圈数、弹簧的螺旋升角和长度等。

具体设计方法和步骤如下:
1) 根据工作情况及具体条件选定材料，并查取其机械性能数据。

2) 选择旋绕比C，通常可取C≈5～8(极限状态时不小于4或超过16)，并算出补偿系数K值。

3) 根据安装空间初设弹簧中径D2，乃根据C值估取弹簧丝直径d，并查取弹簧丝的许用应力。

4) 试算弹簧丝直径d '
5) 根据变形条件求出弹簧工作圈数：
对于有预应力的拉伸弹簧
对于压缩弹簧或无预应力的拉伸弹簧
6) 求出弹簧的尺寸D、D1、H0,并检查其是否符合安装要求等。

如不符合，则应改选有关参数(例如C值)重新设计。

7) 验算稳定性。

对于压缩弹簧，如其长度较大时，则受力后容易失去稳定性(如下图a)，这在工作中是不允许的。

为了便于制造及避免失稳现象，建议一般压缩弹簧的长细比b=H0/D2按下列情况选取：
当两端固定时，取b<5.3；
当一端固定，另一端自由转动时，取b<3.7；
当两端自由转动时，取b<2.6。

4.3.4承受变载荷的圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计
对于承受变载荷的弹簧，除应按最大载荷及变形仿前进行设计外，还应视具体情况进行如下的强度验算及振动验算:
1．强度验算。