第第頁共34頁配置的發(fā)展。由于現(xiàn)在包裝產(chǎn)品的機器需要快速運作、生產(chǎn)效率提高、工作穩(wěn)定，我國研制出了FX12型旋蓋機和XG12型旋蓋機。該機型具有多層旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)，機電一體化，高效的工作、運作快、運行穩(wěn)定、自動化程度高[4]。另外，根據(jù)市場調(diào)研，根據(jù)客戶的需求，在原有的圓形塑料蓋機上對蓋頭的結(jié)構(gòu)進行了改進，以24頭灌裝、8頭旋蓋為例，其生產(chǎn)能力可以達到10000瓶/h，生產(chǎn)出的合格率可以達到很好的預(yù)期[5]。21世紀以來，此類型的機器的發(fā)展速度快，結(jié)構(gòu)簡單，工作運行穩(wěn)定。圖1.1FX型旋蓋機1.3磁力式旋蓋裝置的發(fā)展趨勢（1）從21世紀以來，與傳統(tǒng)的旋蓋裝置相比，新型包裝結(jié)構(gòu)更加便攜、生產(chǎn)率高、配套更完善，自動化程度更高等特點。（2）以后，國內(nèi)旋蓋裝置將越來越智能化，提升配置機構(gòu)的總體性能。例如一些智能化配件已經(jīng)在機械設(shè)計配置中大范圍地使用，帶來了極大的便利。如壓蓋機等，給用戶配置資源帶來更多的獨立性、移動性、操作精確性、高效性和操作兼容性。1.4課題目標及內(nèi)容、擬解決的關(guān)鍵問題1.4.1課題目標本課題是設(shè)計一種旋蓋裝置，利用磁力傳遞扭扭矩，以實現(xiàn)瓶蓋旋緊，該裝置易于調(diào)整和適應(yīng)工作的需要，也適用于不同高度的瓶子。1.4.2設(shè)計內(nèi)容1）確定旋蓋裝置的總體方案；2）傳動系統(tǒng)、旋蓋頭、旋蓋機構(gòu)的設(shè)計計算；3）總裝配圖的繪制；1.4.3課題擬解決的關(guān)鍵問題1）磁力式旋蓋裝置方案確定2）傳動系統(tǒng)的設(shè)計3）旋蓋頭的安裝設(shè)計4）旋蓋機構(gòu)的設(shè)計2總體設(shè)計方案的確定2.1工作原理電動機啟動后，驅(qū)動帶輪傳動，然后通過帶輪驅(qū)動將動力傳遞給蝸桿和齒輪軸，軸上的蝸桿會通過傳動的形式將一部分動力傳遞給旋轉(zhuǎn)軸1，最后，實現(xiàn)了蓋頭的上下運動[9]。同時，當動力傳遞進旋轉(zhuǎn)軸1時，磁力帶動調(diào)節(jié)套2上的磁性固定環(huán)旋轉(zhuǎn)，上下兩磁塊11、13吸附帶動磁環(huán)座9與連接套10旋轉(zhuǎn)。瓶蓋的緊固是通過磁力傳遞扭矩調(diào)整旋緊力的大小來實現(xiàn)的。圖2.1旋蓋裝置總圖2.2參數(shù)的確定表2.1重要參數(shù)變量名稱單位值容積ml600適用直徑mm30適用蓋高度mm15(12~15)瓶子高度mm180(<200)旋蓋頭數(shù)個2生產(chǎn)效率瓶/h4000旋蓋頭目前國內(nèi)生產(chǎn)中使用的旋蓋裝置的生產(chǎn)效率并沒有達到很好的預(yù)期，通常來說，旋蓋頭個數(shù)與生產(chǎn)效率成正比。蓋頭數(shù)越多，同時加工的產(chǎn)品就會越多。同時成本的需要、消耗的資源也會增加。但是，旋蓋頭的數(shù)量并不意味著越多越好。根據(jù)此次的旋蓋裝置的參數(shù)可以確定對生產(chǎn)效率的要求并不是很高，所以從經(jīng)濟社會效益方面來說就不需要生產(chǎn)效率太高的旋蓋裝置，只需滿足生產(chǎn)需求即可。綜上所述，本次設(shè)計的旋蓋裝置只需要2個旋蓋頭就可以了。適用蓋綜合經(jīng)濟發(fā)展問題、實際生產(chǎn)條件需要，不用設(shè)計一個很大的適用瓶蓋高度、直徑，第一用不到，第二會導(dǎo)致很大的浪費，不符合設(shè)計技術(shù)要求。一般設(shè)計時，只要比實際需要的多一點點即可。所以適用蓋直徑取30mm,瓶蓋高度取15mm，適用瓶高度取180mm，容積取600ml。2.3傳動系統(tǒng)確定電機類型，選擇齒輪傳動類型，確定各主要參數(shù)如：材料、精度、齒數(shù)，根據(jù)齒輪的接觸強度，計算出齒輪的校核強度，以驗證嚙合齒輪的接觸強度、彎曲強度[6]。校核前，將齒輪的功率系數(shù)、動載荷系數(shù)、載荷分配系數(shù)等不同的數(shù)值確定好，還有齒間載荷分配系數(shù)、齒輪間載荷分配系數(shù)、螺旋角系數(shù)、最小安全系數(shù)、接觸強度計算、影響系數(shù)、工況系數(shù)、接觸測力系數(shù)、分度圓上的切向力，根據(jù)凸輪分區(qū)的、升程設(shè)定、曲線設(shè)計[7]。2.4旋蓋頭的設(shè)計計算旋蓋頭在旋蓋裝置中屬于重要的部分，根據(jù)表2.1中的參數(shù)將2個旋蓋頭分布在旋蓋主體上，完成旋蓋頭的上下移動與圓周運動。根據(jù)生產(chǎn)線產(chǎn)量確定旋蓋頭數(shù)，再根據(jù)產(chǎn)量、頭數(shù)、旋蓋要求合理設(shè)計有效工位的分配，保證旋蓋工作順利完成[8]。2.5控制系統(tǒng)的分析在磁力式旋蓋裝置的設(shè)計中，除了傳動系統(tǒng)、旋蓋頭的設(shè)計外，控制系統(tǒng)也是非常重要的，它可以直接影響旋蓋裝置的工作效率與加工質(zhì)量，同時也能夠很直接地讓人們了解旋蓋裝置的整個工作過程。3傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算3.1電機的選擇a.確定電機參數(shù)（1）由于旋蓋裝置的旋轉(zhuǎn)角度不大，因此電機的電流需要有準確的把握，其反應(yīng)速度靈敏以及工作運行穩(wěn)定等特性。（2）根據(jù)表2.1設(shè)計參數(shù)得出由于旋蓋頭數(shù)少，扭矩不需要很大，工作效率不高，因而選擇電動機的時候，其電機功率不用太大。所以，關(guān)于磁力式旋蓋裝置的設(shè)計，應(yīng)該選用無刷直流電機。表3.1電機參數(shù)型號額定電壓(V)額定電流(A)額定功率(KW)額定轉(zhuǎn)速(r/min)Y801-43801.50.551390由《機械設(shè)計手冊》查得電動機軸的尺寸：D=19mm;E=40mm;F=6mm;G=15.5mmb.確定傳動軸動力參數(shù)表3.2動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速（r/min）功率（KW）傳動比效率電動機軸13900.551.20.97傳動軸11580.531.20.97凸輪軸38.60.32300.6工作軸40.963.2帶輪傳動的設(shè)計a.確定計算功率由《機械設(shè)計》表8-8查得工況系數(shù)KA=1,故 =KA×P=1×0.55=0.55kw (3.1)b.確定傳動軸動力參數(shù)根據(jù)，n1選取普通V帶類型為A型c.確定帶輪基準直徑dd根據(jù)帶型，參考主動輪基準直徑dd1=95mm由《機械設(shè)計》表8-7和8-9：從動輪直徑： dd2=dd1×i=1.2×95=114mm (3.2)由《機械設(shè)計》表8-9取dd2=118mmd.驗算帶速v ==6.91m/s (3.3)由于5<v<25m/s,故符合。e.確定V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)《機械設(shè)計》式8-20確定0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)初步確定中心距a0=200mm根據(jù)《機械設(shè)計》式8-22計算相應(yīng)帶長Ld0 (3.4)得出Ld0=735mm，根據(jù)《機械設(shè)計》表8-2取Ld1=790mm根據(jù)式8-23計算實際中心距a a=a0+=200+=227.5mm (3.5)f.驗算主動輪包角α1根據(jù)《機械設(shè)計》式8-25 (3.6)故主動輪包角合適。g.計算普通V帶根數(shù)Z根據(jù)《機械設(shè)計》式8-26 Z= (3.7)由n1=1390r/min,dd1=95mm根據(jù)《機械設(shè)計》得P1=1.12kw,?P1=0.1kw根據(jù)《機械設(shè)計》表8-6，表8-2得=0.96,KL=0.89，故 Z=取Z=1根。h.計算預(yù)緊力F0根據(jù)《機械設(shè)計》式8-27 F0=500 (3.8)根據(jù)《機械設(shè)計》表8-3得A型帶長度質(zhì)量q=0.105kg/m F0=500=68.9Ni.計算壓軸力根據(jù)《機械設(shè)計》式8-31得 =2ZF0sin=2×68.9×sin=136.8N (3.9)根據(jù)上式計算，設(shè)計的帶輪圖如下：圖3.1帶輪圖3.3齒輪傳動的設(shè)計采用斜齒輪傳動；小齒輪轉(zhuǎn)速；n2=1158r/min;傳動比：u=2.4a.選擇精度等級，材料及齒數(shù)選用斜齒輪圓柱齒輪傳動；由于精確程度低，根據(jù)《機械設(shè)計》表10-6故選用7級精度；根據(jù)《機械設(shè)計》表10-1選擇小、大齒輪均為45鋼，小齒輪硬度為250HBS，大齒輪為220HBS；齒數(shù)Z1=32，大齒輪齒數(shù)Z2=u×Z1=2.4×32=76.8，根據(jù)互質(zhì)原則Z2=77；初選螺旋角β=；b.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計根據(jù)《機械設(shè)計》式10-24試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥ (3.10)確定上式各計算參數(shù)：試選=1.6；計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： T1=9.55× (3.11)根據(jù)《機械設(shè)計》表10-7齒寬系數(shù)=0.6；根據(jù)《機械設(shè)計》圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433；根據(jù)《機械設(shè)計》表10-5，彈性影響系數(shù)為1881/2； 計算疲勞強度重合度系數(shù)： (3.12)螺旋角系數(shù)==；根據(jù)《機械設(shè)計》圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞強度：；根據(jù)《機械設(shè)計》式10-15計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60×1158×1×(16×300×10)=3.335×109 N2=N1/u=3.335×109/2.4=1.39×109 (3.13)根據(jù)《機械設(shè)計》圖10-23，齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)為：KHN1=0.92,KHN2=0.95；選取故障率為1%，安全系數(shù)S=1,根據(jù)《機械設(shè)計》式10-14: (3.14)取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即==503.5MPa；c.計算試算小齒輪分度圓直徑： d1t≥ ==18.64mm計算圓周速度： =1.13m/s齒寬b： 計算實際載荷系數(shù)KH：根據(jù)《機械設(shè)計》表10-2查得使用系數(shù)KA=1；由，7級精度，根據(jù)《機械設(shè)計》圖10-8，動載系數(shù)KV=1.05；圓周力： FT1=2T1/d1t=2×4.371×103/18.64=4.69×102N KAFT1/b=1×4.69×102/11.184=41.93N/mm<100N/mm根據(jù)《機械設(shè)計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)=1.4；根據(jù)《機械設(shè)計》表10-4查得=1.35;故 KH=1×1.05×1.4×1.35=1.985按實際載荷得分度圓直徑d1： d1=d1t=18.64×=20.03mm計算模數(shù)： =0.61mmd.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計根據(jù)《機械設(shè)計》式10-20試算齒輪模數(shù)，即 (3.15)選取載荷系數(shù)=1.6；根據(jù)《機械設(shè)計》式10-18查得重合度系數(shù)： (3.16)圖3.2齒輪應(yīng)力系數(shù)螺旋角系數(shù)： 當量齒數(shù)：Zv1=Z1/cos3β=35.03，Zv2=Z2/cos3β=84.292.46，2.22；根據(jù)《機械設(shè)計》圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)，如圖3.3所示：1.61，1.78；如下圖所示：圖3.3齒輪應(yīng)力修正系數(shù)選擇彎曲安全系數(shù)S=1.4來計算允許的彎曲疲勞應(yīng)力： 計算加以比較： (小齒輪） （大齒輪）取兩者中較大值即0.015；故： 圓周速度v： 0.56×32/=18.47mm 齒寬b： b=0.6×18.47=11.1mm齒高h及寬高比b/h： b/h=11.1÷1.26=8.81計算實際載荷系數(shù)KF：由v=1.12m/s，7級精度，根據(jù)《機械設(shè)計》圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.05 Ft1=2T1/d1=2×4.371×103/18.47=4.73×102 KAFt1/b=1×4.73×102/8.81=53.72<100N/mm故=1.4,根據(jù)《機械設(shè)計》表10-4查得=1.419；結(jié)合b/h根據(jù)《機械設(shè)計》圖10-13查得=1.32；故： KF=1×1.05×1.4×1.32=1.9404調(diào)整齒輪模數(shù)： 故從標準中取Mn=2； 取Z1=20，根據(jù)互質(zhì)原則Z2=49e.幾何尺寸計算計算中心距： 將中心距圓整為70mm；修正螺旋角： 計算小、大齒輪分度圓直徑： 計算齒輪寬度b： 圓整后取B2=25mm，B1=30mm3.4蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計a.類型表3.3蝸桿參數(shù)輸入功率P1（kw）傳動比i2轉(zhuǎn)速n1(r/min)類型0.53301158漸開線蝸桿（ZI）如圖3.4所示：圖3.4漸開線蝸桿（ZI蝸桿）b.選用材料鑒于蝸桿傳動功率較低，速度適中，所以蝸桿選擇45鋼；齒面硬度為45-55HRC，因為致力于高效率，抗蝕系數(shù)小，所以齒面需要調(diào)質(zhì)和回火；蝸輪傳動選用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，為金屬鑄件，加工精度為8級；以節(jié)省寶貴的資源為目的，只有齒圈屬于青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。c.按齒面接觸疲勞強度計算確定作用在蝸輪上轉(zhuǎn)矩T2，選取=0.78，故：T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×0.53×0.78/(1158/30)=1.0228×105確定載荷系數(shù)： (3.17)由于負荷穩(wěn)定，負荷分布系數(shù)=1，根據(jù)《機械設(shè)計》表10-4，使用系數(shù)取KA=1.15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊小，可取動負荷系數(shù)=1.05，故： 確定彈性影響系數(shù)ZE：由于采用鑄錫磷青銅配合蝸桿，所以ZE=160MPa1/2；確定蝸輪齒數(shù)Z2： 確定許用接觸應(yīng)力：根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，根據(jù)《機械設(shè)計》表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力’=268MPa;應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N=60jn2Lh=60×1×(1158/30)×300×16×10×15/60=2.78×107 (3.18)壽命系數(shù)： ’=0.938×268=251.384MPa (3.19)計算m2d1值： m2d1≥1.21×1.0228×105×（480/30×251.4）2=50522.66mm3因Z1=1，故根據(jù)《機械設(shè)計》表11-2取模數(shù)m=8，蝸桿分度圓直徑d1=80mmd.蝸輪蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸中心距： a=(d1+d2)/2=(80+240)/2=160mm蝸桿軸向齒距： Pa=3.14×8=25.12mm；直徑系數(shù)為9齒頂圓直徑： da1=80+2ha1=80+2×8=96mm齒根圓直徑： df1=d1-2hf1=80-2.4×8=60.8mm分度圓導(dǎo)程角°18′36″，蝸桿軸向齒厚；蝸輪分度圓直徑： d2=mZ2=8×30=240mm喉圓直徑： da2=d2+2ha2=(240+2×8)=256mm齒根圓直徑： df2=d2-2hf2=(256-2×1.2×8)=236.8mm咽喉母圓直徑： rg2=a-1/2da2=160-1/2×256=32mme.精度等級公差和表面粗糙度的確定由于設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，故從GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，反作用類型為f，特征為8fGB/T10089-1988。3.5凸輪傳動的設(shè)計a.凸輪類型表3.3凸輪確定參數(shù)凸輪機構(gòu)基圓半徑r(mm)偏心距e(mm)等角速度w(rad/s)偏置直動滾子推桿盤形凸輪機構(gòu)40201.3b.運動規(guī)律表3.4滾子推桿的運動規(guī)律序號凸輪運動角推桿運動規(guī)律①0-100等速下降h=50mm②100-220推桿遠休③220-300等速上升h=50mm④300-360推桿近休c.設(shè)計凸輪輪廓線繪制基圓、偏置圓，根據(jù)10等分點劃分推程運動角，經(jīng)過等分點作出偏距圓的切線；計算推桿在反轉(zhuǎn)運動中的預(yù)期位置；表3.5推桿位移/()0102030405060708090100S/mm05101520253035404550根據(jù)所算推桿的位移在基圓上量取推桿中心在運動中依次占據(jù)的位置；作出推桿遠休所處的弧線；當凸輪再轉(zhuǎn)過80°角時，推桿正弦加速回到最高位置。由于推桿按正弦加速度向后運動，其位移： 計算所得位移，故：表3.6位移/()01020304050607080S/mm5049.445.4636.882513.124.540.620當凸輪轉(zhuǎn)過其余60°角時，當推桿進入近靜止過程時，凸輪對應(yīng)的輪廓曲為與基圓重合的弓形，用光滑曲線連接過位移點和圓弧，則凸輪的輪廓曲線的作圖設(shè)計結(jié)束。圖3.5凸輪的輪廓曲線3.6軸系的設(shè)計與校核3.6.1中間傳動軸的設(shè)計與校核a.求出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 ， ×106×(P3/n3)=9.55×106×(0.53/1158)=4370 (3.20)b.求作用在蝸桿和齒輪軸的力齒輪軸截面的齒輪分度圓直徑為： d1=41.22mm,Ft=2T3/d1=2×4370/41.22=212.03N故： Fr=Ft×(tan20°/cos9.701°)=78.28N Fa=Fr=212.03×tan9.701°=36.25N (3.21)蝸桿及蝸輪上所受的力： Ft1=Fa2=2T2/d1=2×102280/80=2557N Fa1=Ft2=2T2/d1=2×102280/240=852.3N Fr1=Fr2=Ft2=852.3×tan20°=310.2Nc.初步確定軸的最小直徑軸的材料為40Cr，經(jīng)過冷卻和回火。根據(jù)《機械設(shè)計》式15-2，初步估算軸的最小直徑，根據(jù)《機械設(shè)計》表15-3，A0=112，故： (3.22)為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑結(jié)構(gòu)相適應(yīng)，必須同時選擇聯(lián)軸器型號；聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩： =根據(jù)《機械設(shè)計》表8-8取KA=1.3，故 ==1.3×4370=5681N根據(jù)《機械手冊》，選用LX1彈性柱銷聯(lián)軸器，額定轉(zhuǎn)矩為250d.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確保符合半聯(lián)軸器的位置要求，應(yīng)在Ⅰ-Ⅱ軸段的右側(cè)放置一軸肩，使得半聯(lián)軸器的直徑d1=19mm,即dⅠ-Ⅱ=19mm；左端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=32mm，為確保軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的前側(cè)上，截面Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)該比L1略短一些，此時LⅠ-Ⅱ=30mm。滾動軸承的初步選擇，由于軸受到軸向力和周向力的影響，選用向心推力軸承，即圓錐滾子軸承。參照工作要求并取dⅡ-Ⅲ=25mm，D=90mm，LⅡ-Ⅲ=32mm；根據(jù)v帶輪的孔徑d=19mm，選取30205C型軸承。故：表3.7各軸段直徑(mm)Ⅲ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-ⅦⅦ-ⅧⅧ-Ⅸ324048323025根據(jù)7205C型軸承的B=15mm確定各軸段長度，故：表3.8各軸段長度（mm）Ⅲ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-ⅦⅦ-ⅧⅧ-Ⅸ1076151353030e.軸向零件的周向定位齒輪與軸的周向定位由平鍵聯(lián)結(jié)；根據(jù)dⅠ-Ⅱ=19mm，根據(jù)《機械設(shè)計手冊》GB1096-79，查得普通平鍵的尺寸：b×h=6×6，故取L=12mm。鍵槽用鍵槽銑刀加工，為保證齒輪箱與軸對中良好，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6：軸t=3.5mm，轂t1=2.8mmf.確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)《機械設(shè)計》表15-2，選取軸端倒角為1，各軸肩處的圓角半徑R=1mm；g.計算軸的彎扭矩并作出彎扭矩圖彎矩水平面： 彎矩垂直面： 總彎矩： 扭矩： 圖3.6彎扭矩圖h.軸的強度校核試驗通常應(yīng)僅測試截面強度，根據(jù)《機械設(shè)計》式15-5，取=0.6，根據(jù)前已選定的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)《機械設(shè)計》表15-1查得=120MPa，軸的計算應(yīng)力： (3.23)根據(jù)公式計算得出38.6<120MPa即<，故安全。3.6.2凸輪軸的設(shè)計a.選材由于凸輪承受的載荷作用較小，凸輪軸采用45鋼就能夠滿足要求。b.參數(shù)確定根據(jù)凸輪的基圓軸徑d=40mm，故選取安裝軸徑為30mm，軸承型號則選取為30205型，故：表3.9各軸段長度（mm）Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-Ⅴ25458030c.鍵的選定由于軸傳遞的載荷不大，沖擊小，軸上的鍵均選擇普通平鍵：安裝軸徑為30mm，選取鍵的尺寸：b×h=8×5，長度L=12mm。d.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖3.7凸輪軸的設(shè)計簡圖3.6.3工作軸的設(shè)計a.選材軸的材料采用45鋼，硬度為217-255HBS就能夠滿足要求。b.初估軸的最小直徑根據(jù)《機械設(shè)計》表15-3，選取A0=112，于是得： c.參數(shù)確定在推桿與工作軸的連接處設(shè)置軸承，由于軸承承受軸向和徑向載荷，因此選擇圓錐滾子軸承，軸承類型：30204型。根據(jù)軸承型號可以確定工作軸上端連接處內(nèi)圈直徑D=47mm；表3.10軸段外徑d（mm）Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-Ⅴ66554025根據(jù)與中間傳動軸之間的位置配合，確定各軸段長度：表3.11軸段長度L（mm）Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-Ⅴ82420340d.鍵的選擇選擇普通平鍵：安裝軸徑為40mm，選取鍵的尺寸：b×h=10×8，長度L=80mm。e.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖3.8工作軸的設(shè)計簡圖4旋蓋頭的設(shè)計計算4.1旋蓋頭概述4.1.1設(shè)計要求在機械包裝配置的工序中，擰入和擰緊外蓋是必不可少的過程。為了提高產(chǎn)品的封存質(zhì)量，旋蓋中是否緊密對被包裝物的存儲時長會造成不同的結(jié)果。常用的蓋板組成部分有外部摩擦輪，機械夾持器或氣脹條等，旋緊驅(qū)動力多用電動機，燃氣電機等。按照常理來說，當面對一些情況時，需要旋緊的力的大小通常維持在最小值以上，從其他方面來講，需要在某個區(qū)域進行控制，必須避免蓋子松動或過緊對此，國家有相關(guān)的規(guī)定，企業(yè)制訂了相應(yīng)的標準，設(shè)備的功能也被要求滿足這一需求。4.1.2摩擦片扭矩限制機構(gòu)驅(qū)動軸與工作摩擦力形成一個傳力剛體。同時，不存在用于傳力的緩沖和扭矩限制結(jié)構(gòu)。僅僅利用動態(tài)摩擦力來控制蓋的扭矩，由摩擦結(jié)構(gòu)與蓋外部的接觸程度決定。操作員調(diào)整摩擦單元與蓋子之間的距離，以改變摩擦單元與蓋子外壁之間的接觸張力。它的品質(zhì)問題就會無法確保。由于摩擦片與蓋的外壁在工作過程中可能存在損耗，橡膠摩擦輪損失大，污染了蓋的外壁。操作人員很難適應(yīng)。大型的機器通常盡量不使用此類結(jié)構(gòu)。在旋轉(zhuǎn)軸和工作摩擦元件之間加上一個限制扭矩元件或者摩擦元件。此結(jié)構(gòu)能夠起到不停翻轉(zhuǎn)的作用，容易快速調(diào)節(jié)。運作的時候，僅需兩者的摩擦力與蓋外側(cè)的接觸張力足夠大，就沒有相對滑動。扭矩控制與摩擦片產(chǎn)生的摩擦力矩有關(guān)。圖4.1螺套布局圖4.2封口螺套結(jié)構(gòu)設(shè)計密封螺套用于抓起瓶蓋，使瓶蓋與瓶口相對應(yīng)。從設(shè)計的要求方面來說，要使該部件在工作時不受到空氣介質(zhì)的影響，參考的根據(jù)會實際瓶口不同的大小也會有所變化。在實際測量中，瓶蓋的旋緊尺寸要收緊到規(guī)定的直徑范圍內(nèi),應(yīng)確保裝置抓起瓶蓋時沒有損壞。將樣品蓋旋入樣品瓶上擰緊，蓋上樣品瓶蓋，取下放置時應(yīng)平穩(wěn)，不得有劃痕。鉆孔時，孔的中心應(yīng)該與電極對齊，以形成齒尖。如果電極形成的齒數(shù)不是6倍的齒數(shù)，則孔的中心應(yīng)盡可能與齒尖對齊；應(yīng)注意確保齒部噴砂的時間和強度，以避免損壞。所以螺套的結(jié)構(gòu)布局如圖4.1：4.3選用軸承a.軸承種類繁多，所以當選擇這部分部件的時候可以參考以下情況：

1.載荷的大小、方向和性質(zhì)：

若是要選擇最合適的軸承，那么確定的根據(jù)則是載荷。一般選擇軸承是從這三個方面來參考的。

1）如果是線接觸，滾動軸承承載能力高，適于承載大負荷；由于點接觸和低負荷能力，球軸承適用于輕負荷和中等負荷。

2）在載荷方向純徑向力的影響下，應(yīng)選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承和調(diào)心滾子軸承。在純軸向載荷的情況下，應(yīng)選擇推力球軸承或推力滾子軸承。當徑向載荷和軸向載荷相結(jié)合時，一般可以選擇角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，通過增加接觸角，這兩種軸承在軸向載荷作用下的承載能力增大。當徑向載荷較大，軸向載荷較小時，也可選用深溝球軸承和內(nèi)外圈有擋邊的圓柱滾子軸承。當軸向負荷較大，徑向負荷較低時，可以選用推力角接觸球軸承和推力圓錐滾子軸承。

2.可接受轉(zhuǎn)速：一般情況下，摩擦扭矩和運轉(zhuǎn)穩(wěn)定的軸承都會有很高的速度。球軸承具有比滾珠軸承更高的速度，因此球軸承應(yīng)該優(yōu)先用于高速。如果徑向載荷較低，則選擇深溝球軸承:如果徑向載荷較大，則選擇圓柱滾子軸承。對于組合載荷，應(yīng)該選擇低載荷的角接觸球軸承；如果載荷較大，則選擇圓錐滾子軸承或圓柱滾子軸承與角接觸球軸承的組合。內(nèi)徑相同，外徑尺寸越小，滾動體就會越輕越小，運轉(zhuǎn)時滾動體作用在外圈上的離心力也會越小，因此會越適合高速下工作。在一定條件下，工作的轉(zhuǎn)速達到了一定的數(shù)值，可以選擇從直徑方面著手選擇合適的軸承。

3.適宜的剛度：當承受工作載荷時，軸承與部件的接觸面容易導(dǎo)致彈性變形，由此可以看出軸承的剛度由工作載荷的比值決定。若是想提高軸承的剛度，就得調(diào)整預(yù)緊力。與此同時，還可以參考一下軸承是如何排布的。

4.定位誤差：軸承安裝好后，一般會在加工的時候出現(xiàn)誤差從而導(dǎo)致安裝和定位的不準確。不僅如此，軸承內(nèi)部的一些不穩(wěn)定因素也會造成影響，使軸承承受的負荷超過了所能承受的最大值，造成嚴重的后果。所以，只有選擇合適的軸承才能解決定位誤差等問題，減少不必要的損失。

5.安裝和拆卸：軸承的使用時間通常很難與主機的使用時間相一致，在實際使用中，軸承作為敏感零件應(yīng)經(jīng)常安裝和拆卸。因此，在選擇支承結(jié)構(gòu)類型時，應(yīng)考慮安裝和拆卸的快捷性。例如一些可以將內(nèi)外部相互分離的軸承，還包括一些自身攜帶固定軸套且能夠卸下的軸承、可減小安裝誤差的軸承，這些都很容易拆卸。

(6)適銷性：雖然軸承在產(chǎn)品目錄中，但是不一定在市場上出售；相反，一些沒有記錄的軸承是批量生產(chǎn)的。4.4彈簧設(shè)計及強度計算圖4.2彈簧結(jié)構(gòu)布局4.4.1彈簧設(shè)計彈簧在抓取蓋口以及旋緊的過程中，會減緩沖擊、保護瓶蓋，憑此避免造成對瓶蓋的嚴重損壞。根據(jù)要求，彈簧參數(shù)如下：表4.1彈簧確定參數(shù)負荷P1(N)負荷P2(N)有效圈數(shù)n總?cè)?shù)n189.91058104.4.2彈簧剛度計算在選取彈簧時，應(yīng)考慮彈簧的剛度、承載能力和疲勞程度。a.計算彈簧鋼絲直徑根據(jù)《機械設(shè)計》查得彈簧鋼絲參數(shù)：表4.2鋼絲參數(shù)材料許用應(yīng)力()切變模量G()()60Si2Mn48081200b.根據(jù)強度條件計算彈簧鋼絲在相同條件的情況下，彈簧C值越小，剛度越大，即彈簧越硬；還應(yīng)充分注意到的是，C值越小，彈簧內(nèi)外應(yīng)力差越大，滾動越困難，工作時材料資源利用率概率也就越低，扭轉(zhuǎn)載荷越高。所以在彈簧設(shè)計時，一般規(guī)定c≥4，如果彈簧絲直徑d越小時，c值應(yīng)較大。初步選取旋繞比。根據(jù)《機械設(shè)計》式16-4得曲度系數(shù)： (4.1)由于F=735N，則： (4.2)根據(jù)《機械設(shè)計》式16-10得： mm (4.3) 故選取d=10mm。c.計算彈簧中徑 (4.4)確定系列值D=80mm。d.根據(jù)剛度條件計算彈簧圈數(shù)n對于壓縮彈簧和無預(yù)應(yīng)力拉伸彈簧 圈 (4.5)取n=8圈，故彈簧的總?cè)?shù)為： 圈 (4.6)彈簧節(jié)距： P=0.28D=0.28×80=22.4mm (4.7)e.彈簧間距和螺旋角間距： (4.8)彈簧螺旋角： (4.9)彈簧剛度計算： (4.10)f.彈簧驗算(1)疲勞強度驗算：取′=200MPa，故： (4.11)彈簧材料產(chǎn)生的最大和最小循環(huán)剪切張力： (4.12) 疲勞強度安全系數(shù)及剛度條件計算： (4.13)一般取1.3~1.7；故： 所以此彈簧可以滿足疲勞強度的要求。(2)彈簧靜應(yīng)力強度驗算：靜應(yīng)力強度安全系數(shù)計算值： (4.14)一般取1.3~1.7； 所以此彈簧滿足靜應(yīng)力強度。綜上所述此彈簧滿足要求。4.5磁力扭矩限制機構(gòu)設(shè)計及計算4.5.1磁力扭矩限制機構(gòu)設(shè)計圖4.3磁力扭矩限制機構(gòu)1-驅(qū)動輪2-調(diào)整環(huán)3-主動體4-彈簧5-永磁體6-從動體7-摩擦輪或其他與蓋工件相連接構(gòu)件旋蓋裝置是運作時擰緊瓶體的重要工件,在工作時，適當?shù)牧厥切枰槐ＷC的。如果扭矩太大,會對瓶口和瓶蓋造成損壞；相反的話，瓶蓋離瓶口就會留有一定的距離。因此，本部分重點在研究旋蓋頭的磁力扭矩限制結(jié)構(gòu)的設(shè)計上。當工作時，扭矩由電機輸出,電機由帶輪驅(qū)動并傳輸?shù)街鲃哟疟P,被動磁力旋盤通過軸承與主動磁力旋盤之間可相對轉(zhuǎn)動，二者間軸向隔距可調(diào)，16塊小永磁體均勻地嵌在兩塊磁體相對的正面。這些磁體根據(jù)它們的極性分布在相反的地方。所述旋轉(zhuǎn)噴嘴與被動磁轉(zhuǎn)盤連接，用于擰緊瓶蓋。因此，主動磁盤與被動磁盤代表一個磁驅(qū)動器，當磁力相互作用時，被動式磁盤和旋嘴接收一個扭矩，擰緊由噴嘴夾住的瓶蓋。最顯著的特點是蓋頭的尺寸可以根據(jù)瓶蓋的不同類型、瓶蓋的大小進行便捷的設(shè)置和調(diào)整，主動盤和被動盤之間的距離可以調(diào)節(jié)，通過主動磁力旋盤和傳動軸上的螺紋及定位螺釘，調(diào)整主動磁力旋盤和被動磁力旋盤之間的間隙，設(shè)置磁驅(qū)動裝置之間的氣隙長度，并對磁力傳動器所能傳遞的極限扭力矩進行了調(diào)整，設(shè)置磁驅(qū)動裝置傳遞的極限值。瓶口雖然已經(jīng)擰緊，主動磁盤卻繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，所以輸入扭矩超過了磁力驅(qū)動所能傳遞的最大扭力矩的承受范圍，主動磁盤與被動磁盤滑塊以及主動磁盤可以繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，同時與瓶蓋一起靜止不動，磁頭施加的擰緊扭矩是通過磁力可以傳遞的最大扭矩，它不會因為傳動輸入軸和主動磁盤的連續(xù)旋轉(zhuǎn)而增加扭矩，也不會損壞瓶嘴、瓶蓋和旋蓋頭。該結(jié)構(gòu)以磁體間的斥力作為扭矩，通過調(diào)整磁體間距來改變磁體間的斥力，以滿足扭矩要求。4.5.2磁力機構(gòu)設(shè)計旋蓋裝置是運作時擰緊瓶體的重要工件,工作時，必須保證適當?shù)男o力矩。在工作時，適當?shù)牧厥切枰槐ＷC的。如果扭矩太大,容易損壞瓶口。綜上所述，本部分重點在于旋蓋頭的設(shè)計構(gòu)思上。旋蓋頭磁力聯(lián)軸的設(shè)計屬于平面軸向磁力耦合傳動的磁力傳動，它的設(shè)計包括了兩個方面例如：磁環(huán)的類型、磁性材料的選擇，磁力耦合系統(tǒng)力學(xué)性能的計算。磁開關(guān)的類型是帶有偶數(shù)個采用磁體極性呈偶數(shù)交錯排列的張力組合型磁開關(guān)，實踐證明，磁極數(shù)按12-24個之間為偶數(shù)布置時，傳遞轉(zhuǎn)矩較大。21世紀以來，性能好的磁體材料也得到了極大的發(fā)展，在各方面被使用，并且很多的金屬材料磁力性能都非常高，較宜制作磁力耦合機械，能實現(xiàn)磁性材料用量少、磁力耦合機械個頭較小、質(zhì)量較小。如果要傳遞的力矩不大時，也可采用性價比比較高的鐵氧體永磁。平面軸向磁力聯(lián)軸器的傳輸點M可用下式描述： (4.15)上述公式能夠當作解釋磁力耦合系統(tǒng)各參數(shù)的依據(jù)。增大磁體的體積、增大磁體的平均旋轉(zhuǎn)半徑r和減小氣隙長度Lg有利于提高傳遞力矩M。若是磁鋼體積和它的半徑、兩磁鋼的間隙都是固定值，扭矩M就需要改變間隙。綜上所述，改變最大的旋緊扭矩就靠兩磁座之間的間距變化。故表明，當此磁力耦合系統(tǒng)的尺寸（即、Am、Lm、Lg）一定時，傳遞力矩M是φ的函數(shù)，為此設(shè)m=Lm/Lg，并令?M/?φ=0，可解得： (4.16)由4.15式中得： (4.17)對于間隙比較小的磁鋼，忽略其影響即令：K關(guān)于傳遞力矩的計算結(jié)果帶來的影響雖然大，卻可以大概率地簡化計算，所以在設(shè)計的上式中使Kf/Kr≈1。如此，借助計算機按式(4.16)解得與某一Q值對應(yīng)的值后代入式(4.15)中旋蓋頭的磁力傳動器中，主動、被動磁力旋盤上分別均布有16塊（極性交錯排列）小磁體（進口鐵氧體）：Br＝0.43T，Am=8.04×10?4m氣隙Lg(即主動、被動磁力旋盤間的隔距)實際使用時可在0.002和0.004m間調(diào)整，則：將Q代入式(4.16)得到=0.6565～0.7165的解，再代入式(4.15)得到磁力耦合系數(shù)，并得出扭矩，即裝置旋緊后的扭矩M=0.8183～0.4375。當然，經(jīng)過調(diào)節(jié)兩磁座之間的距離Lg來降低瓶口的磨損概率。表3-1顯示了可在磁力旋蓋頭的選取不同間距Lg時施加的旋緊力矩（即最大傳遞力矩）的計算值。表4-3的結(jié)果可作為磁力旋蓋頭時的參考。舉個例子說明，若是處理瓶口的裝置采用磁力式旋蓋，要求旋緊力矩為0.68，那么兩磁座之間的間距Lg則需要精確到小數(shù)點后四位。一般來說，設(shè)計磁力耦合傳動器時可根據(jù)所要求傳遞的力矩，修改磁力傳動器的尺寸，結(jié)合以上的內(nèi)容求得最大力矩，最終能夠滿足要求。計算得出來的數(shù)值按理來說比規(guī)定的數(shù)值稍大，誤差范圍3%～8%。表4.3不同Lg時的cosφ與最大傳遞力矩M值Lg/m0.00200.00250.00300.00350.00400.65650.67770.69370.70630.7165M/計算值0.81830.68410.58190.50170.4375具體實施及旋蓋方法：(1)將螺母的上部分和旋轉(zhuǎn)軸固定聯(lián)結(jié)，連接螺母下端與上套座牢固連接，從動芯軸安裝上套筒座的上下層上，上磁座與上套筒座固定聯(lián)結(jié)，上部分的磁鋼與磁座相配合并嵌入其中，推桿放置于滑動套的圓孔里面，彈簧設(shè)計在推桿上部分的圓心孔內(nèi)，滑動套和包含彈簧的軸套都固定在從動軸的下半部分的圓心孔中，矩形塊放在推桿下面，將下部分的磁座安裝在從動軸的下端，然后用螺釘固定好，下部分的磁鋼與磁座相配合并嵌入其中，同時其前側(cè)上嵌有下磁塊的設(shè)置:根據(jù)對應(yīng)的上磁塊，將蓋擰在連接蓋的下部。如果操作者手動操作快速更換滑塊時，則不會立即運動，當然若是矩形塊往上，那么用于定位的小球就會移動到固定好的螺母中。此刻，可以將接頭零件上的旋轉(zhuǎn)套的上半部分嵌入導(dǎo)向套的圓心孔內(nèi)。若是滑動塊移動，在彈簧的彈性變形的作用下，定位的球形滾珠會借此將旋轉(zhuǎn)套固定好，使更換便捷。當蓋口被擰緊后，換句話說扭矩比旋轉(zhuǎn)套和墊片兩者間的接觸力矩還要大時，旋轉(zhuǎn)套就會被固定好。而預(yù)緊力是用調(diào)節(jié)螺母進行，扭矩則是有彈簧的彈力來輔助。因為本題設(shè)計的是磁力式旋蓋裝置，所以磁力強度的大小會對扭矩造成影響，而上下部分相對應(yīng)的磁鋼也包含在影響之中。在裝置運行的過程中，改變磁鋼間的間隙來達到要求。(2)將一個彈性圈放置在裝置的上半部分,通電后，旋轉(zhuǎn)軸會帶動磁座的旋轉(zhuǎn)，而上下兩端的磁鋼則通過改變間隙使軸套旋轉(zhuǎn)，推桿向下移動，使瓶蓋壓緊在瓶口處，然后瓶蓋通過彈性圈將其擰緊，（1）中的內(nèi)容已經(jīng)敘述了磁鋼間的間隙與強度會影響力矩。軸承連接著從動軸與環(huán)座，產(chǎn)生的阻力可以忽略。磁力式旋蓋裝置從綜合方面來講有很多優(yōu)點，但仍存在著一些問題：定位所用鋼球與邊界孔接觸，運作頻繁造成損壞，會需要經(jīng)常的更換，而且彈簧使用的時間越長，彈性變形就會越小，最后起不了作用。定位的滾珠運作后會產(chǎn)生變化，扭力運動很容易扭曲，導(dǎo)致旋蓋不緊。4.6旋蓋頭安裝維護在安裝蓋頭之前，必須仔細閱讀說明書，并檢查所有零件是否符合要求，如果密封件老化損壞，應(yīng)及時更換零件，做好充分的安裝準備。安裝前，仔細閱讀圖紙，了解每個零件的裝配特點，先安裝頂桿零件、軸、軸承等零件，然后依次安裝左右端蓋，要注意部件的密封問題，且在套筒內(nèi)注意封口，以免造成泄漏。在安裝時要先進行測試，保證每個部件工作配合，保證旋蓋頭運轉(zhuǎn)正常，不會出現(xiàn)問題。了解旋蓋頭的所有細節(jié)，完成損壞和磨損零件的修理和更換，提高旋蓋頭的工作效率。(1)日常維護日常維護內(nèi)容就是工作結(jié)束之后做好清潔工作，清理機器上殘留的污垢，定期清潔。(2)定期檢查每間隔幾天就應(yīng)該檢查一次部件的情況，看是否有錯誤，應(yīng)及時拆除。經(jīng)常需要清洗的零件應(yīng)定時拆卸和清洗。5控制系統(tǒng)的分析除了傳動系統(tǒng)、旋蓋頭的設(shè)計，控制系統(tǒng)在磁力式旋蓋裝置的設(shè)計中也是十分重要的，它可以直接影響旋蓋裝置的工作效率與加工質(zhì)量，同時也能夠很直接地讓人們了解旋蓋裝置的整個工作過程。5.1控制要求(1)完成從進瓶到出瓶及封蓋的一系列工序；(2)啟動重新回位，全部的零部件都回到最開始的時候，旋蓋頭返回到自己之前設(shè)置的位置。5.2控制系統(tǒng)的選型(1)在繼電器觸點控制系統(tǒng)中，PLC沒有布線工序緊湊、穩(wěn)定性小、消耗多、機械觸點通用性和靈活性差的缺點，著重利用了微處理器的優(yōu)點，不需要特殊的計算機編程，相反，它采用一系列基于梯形圖的簡單指令表，布線量小，用戶編程方便，可在實際中靈活應(yīng)用PLC；(2)采用FX2N系列的可編程控制器，該編程器是PLCFX中最先進的系列。這一系列運行穩(wěn)定，節(jié)省