易拉罐封蓋機設計

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I摘 要畢業(yè)設計的題目是易拉罐封蓋機設計，主要用于罐裝生產線上的易拉罐封蓋。能夠實現生產線上高速、自動化生產。易拉罐封蓋機工作過程主要包括：自動加蓋、傳送易拉罐和封蓋三個部分。整機分為三部分：機械部分、氣動部分和控制部分。機械部分包括傳送部分和封蓋部分的設計。傳送部分主要是對傳送裝置中，傳送帶的設計以及整個傳送裝置的支架的設計。氣動部分包括：氣源的選擇、氣缸的選擇和氣動輔助元件的選擇。自動加蓋器是以氣缸為動力源，傳送部分以電動機為動力源，封蓋部分是電機與氣缸聯合完成的?？刂撇糠植捎昧?PLC 控制。本設計的特點，所設計的易拉罐封蓋機能通過 PLC 自動快速完成封蓋動作，效率高，密封性好，自動化程度高。關鍵詞：易拉罐；封蓋機；PLCIIAbstractGraduation 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.目錄第 1 章 緒論 .11.1 概述 .11.2 研究的意義 .2第 2 章 封蓋機構的設計 .32.1 運動與動力參數的設計計算 32.2 帶傳動設計 .52.3 帶的結構設計 .72.4 封蓋氣缸選擇 72.5 傳送易拉罐氣缸選擇 .82.6 軸的設計計算 .92.7 滾動軸承的選擇和壽命驗算 .162.8 鍵連接的選擇和驗算 .172.9 軸承蓋設計 .17第 3 章 傳送機構設計 .183.1 傳送帶設計 .193.2 槽輪機構 .213.3 聯軸器選擇 .233.4 頂罐氣缸選擇 23第 4 章 自動加蓋器 .254.1 氣缸選擇 .264.2 彈簧的選擇 .274.3.1 幾何參數計算 274.3.2 特性曲線 284.3.3 圓柱螺旋壓縮(拉伸)彈簧受載時的應力及變形 284.3.4 承受靜載荷的圓柱螺旋壓縮(拉伸)彈簧的設計 .30第 5 章 控制部分 .335.1PLC 概述 335.2 氣動部分設計 .335.2.1 換向閥的選擇 335.2.2 氣動輔助元件的選擇 345.2.3 氣動原理圖 355.3 控制部分的設計 .355.3.1PLC 的選擇 .355.3.2 傳感器的選擇 365.4 電路的設計 .365.5 易拉罐封蓋機的工作過程 .38第 6 章 結論 .40參考文獻 .41致 謝 .42附錄 1 43附錄 2 481第 1 章 緒論1.1 概述本次畢業(yè)設計的題目是易拉罐封蓋機設計。本機主要是用于對鐵罐、鋁罐、復合罐的全自動封口。封口效率高、密封性好。易拉罐封蓋機的封蓋過程主要分三個過程：自動加蓋、傳送易拉罐和封蓋。加蓋是易拉罐封口工藝中重要的步驟。一般要求加蓋動作準確可靠，應能將罐蓋準確地放置在正在運動的實罐罐口上;否則，若加蓋位置不準確，將導致封口不嚴，氣密性下降，損壞罐體，直接影響產品質量，甚至會損壞封口模頭，使產品報廢。傳送機構首先是人工將易拉罐罐體放在傳送帶上，傳送帶帶動罐體運動，到達自動加蓋器下方時自動加蓋，當易拉罐罐體進入分度盤的凹槽中時，通過槽輪機構使分度盤轉動 90 度，當轉動兩次后傳送氣缸在分度盤停頓時將易拉罐傳送到托盤中，此時頂罐氣缸向上頂易拉罐，易拉罐與壓頭之間的壓力會逐漸增大，當達到一定壓力時，頂罐氣缸停止向上傳送，封蓋氣缸工作，開始封合易拉罐。封合好后，封蓋氣缸停止工作，頂罐氣缸向下移動，當下一個易拉罐進入托盤中時會將封合好的易拉罐頂到傳送帶上，開始封合下一個易拉罐，如此循環(huán)。目前易拉罐的封口主要由兩種形式，一是：滾輪為主運動，易拉罐靜止不動，滾輪在易拉罐周圍作圓周運動；二是：易拉罐為主運動，帶動滾輪運動，從而封合易拉罐。封合罐時為了提高封合質量采用二重封合，即頭道滾輪封合和二道滾輪封合。由于滾輪與中心輪偏心，便產生了漸進的徑向進給運動，使灌蓋和罐身的邊緣卷曲、壓合。該易拉罐封蓋機采用的是氣缸帶動滾輪，挺高了封蓋效率，實現了全自動控制?？刂撇糠植捎?PLC，對氣壓控制閥、氣缸等氣壓元件的控制。PLC 是根據用戶需要來選擇相應的模塊，用戶程序在系統(tǒng)程序上運行和編制，它具有開發(fā)簡單、抗干擾能力強、可靠性高、通用性強、使用方便、體積小、重量輕、功耗低、維護方便、同時減少了控制系統(tǒng)的設計及施工的工作量等優(yōu)點。近年來發(fā)展迅速，而且它也是使用方便的工業(yè)自動控制通用裝置，自研制成功以來，已經成為當代工業(yè)自動化的主要支柱之一。所以此次設計選擇 PLC 能方便本次設計。21.2 研究的意義易拉罐由于質量輕、容積比大、便于開啟和攜帶、保質期長等優(yōu)點，深受人們的歡迎，從而使易拉罐封蓋機成為一種不可缺少的設備。易拉罐封蓋機應用比較廣泛，它直接影響著企業(yè)的生產效率，進而影響企業(yè)的經濟利潤的高低。根據這個形式的發(fā)展，易拉罐封合行業(yè)生產中炙手可熱的設備。隨著生產要求的不斷提，高瓶裝、灌裝水封口機技術在不斷的提升，為企業(yè)高效安全生產提供可行性保障。當今的灌裝機械，尤其是飲料、啤酒灌裝機械和食品包裝機械，具有高速、成套、自動化程度高和可靠性好等特點，也是目前灌裝機械行業(yè)發(fā)展的趨勢走向。具體方向是：機械功能多遠化、結構設計標準化、模組化、控制智能化、結構高精度化。3第 2 章 封蓋機構的設計圖 1 封蓋機構主視圖1- 支架 2-傳送氣缸 3-光杠 4-壓頭 5-滾輪 6-連接板 7-滾輪支架8-主軸 9-大帶輪端蓋 10-大帶輪 11-皮帶 12-銷軸 13-電動機 14-小帶輪 15-封蓋氣缸2.1 運動與動力參數的設計計算因罐體既有自轉又有公轉，若用于實灌卷封則其內裝的液體形成旋轉拋物面，易從灌口流出，從而限制了它的自轉速度以及生產能力的提高。為了簡化分析，暫不考慮管身加蓋及其公轉等的影響，欲保證內裝液體不外溢，可根據流體力學的有關理論近似求出罐身的自轉轉速 maxn，根據文獻4得 （2-1-Rhgn60max1）式中 罐身的內半徑h罐內的頂隙高度g重力常數體積公式： 罐內液體體積 V=245ml，半徑 R=35mmhRV24計算 h=64mm所以 rad/s (2-1-2)7.1356406maxRhn取轉速 n=13rad/s=780rad/min折彎力計算 (2-1-3)vlsF21式中 s鋼板厚度折彎鋼板的長度lv 型槽寬度取 s=0.3mm， =1mm， =板厚的 8 倍，即 =4l v= N (2-1-4)vsF2165075.243.01正壓力 uf式中 摩擦力f摩擦系數u，鋼板與鋼板間的摩擦系數NFf75.2431 15.0u所以 1625N (2-1-5).0u水平拉力 =487.5N (2-1-6)3sin21F轉矩 (2-1-7)2 3co0487.5012.6TRNm2.1.1 電機的選擇功率 ( 2-1-8)1.6.39.5nPKW式中 滾筒傳動裝置的總效率 卷 筒聯承齒帶總 42V 帶傳動效率： = 0.95帶深溝球軸承： =0.99承傳動總效率: = 0.950.99=0.816 總所需電動機功率 : = =1.03/0.816=1.26 kw (2-1-9)總p總總 /選 Y 系列三相異步電動機，Y100L6，額定功率 1.5KW，同步轉速 1000r/min 5電動機軸伸長度 D E 為 28 60mm電動機中心高度 H 為 100mm 2.2 帶傳動設計已知：電功率 P=1.5KW，傳動比 i=2，主動輪轉速 n=1000 rad/min，根據文獻5得1.計算功率確定1.4aK(2-2-1).152.cPKW2.帶型確定帶型：A 型普通 V 帶3.確定帶輪的基準直徑 和1d21）初選小帶輪的基準直徑取 =100mm1d2）驗證帶速 v(2-2-2)13.4015.6/606dnms在 525m/s 之間，符合要求3）計算大帶輪的基準直徑 2d(2-2-3)210di4.確定中心距 a 和帶的基準長度 dL1）初定中心距(2-2-4)120120.7()()dda6取 =250mm0a2）計算相應帶長 0dL2 210120()3.14(10)()50(2)4 45dddaa=981mm (2-2-5)取 =1000mmdL3）計算實際中心距 0a6傳動的實際中心距近似為(2-2-6)0010982525dLa m考慮安裝、調整、補償預緊力，中心距需要有一定的調整范圍(2-2-7)minax30325031280dL5.驗算包角 1218662.81059d(2-28)符合要求6.確定帶的根數 Z1）計算單根 V 帶的額定功率 Pr由 和 ， 10dm10/innad0.864KW根據 、i=2 和 A 型帶， /inr 17PKa=0.94， KL=0.990P()().90.86KLK(2-2-9)2）計算 V 帶的根數 Z取 Z=21.5.8096car7.確定帶的初拉力N (2-2-10)02.52.5094(min) 83.1KaFZV應使帶的實際初拉力 0(in)8.計算帶傳動的壓軸力 0min2(i)s1283sin154.6() 7.2ZFp N(2-2-11)2.3 帶的結構設計1.選擇帶輪的材料7由于此帶輪的轉速不高，并且功率較小，因此選擇鑄鋁。2.結構形式選擇及基本尺寸的計算 130dm因此采用實心結構54L3B1051635addSmefbB2.4 封蓋氣缸選擇氣缸行程 s 為 60mm，經 0.5s 工件運動到位，拉力 F=243.75N，系統(tǒng)工作壓力 P=0.4 ，根據文獻7得aMP氣缸的平均速度 (2-4-1)0.6.12/5svmst選定負載率 .則氣缸理論輸出力 (2-4-2)043.78.5tFN而 214tFDP氣缸直徑 mm （2-4-3）487.539.410t基本尺寸如圖所示缸徑 40mm，行程范圍8300mm，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腳座尺寸如圖所示雙耳環(huán)：零件號 CM-D040B，L=39mm，U=18mm，RR=11mm，CD=10mm，CX=15mm，CZ=30mm，I=46.5mm氣缸型號 CM2，直徑 D=40mm，行程 s=02000，速度 v=50750mm/s活塞厚度 B=（0.61.0）D= (2-4-4)0.642m缸筒長度 S=s+B+30=80+24+30=134mm (2-4-5)導向套滑動面長度 A，在 D80mm 時, 可取 A=(0.6 1.0)d。所以 A=53mm活塞桿的長度 l=s+B+A+40=134+24+53+40=251 mm （2-4-6）2.5 傳送易拉罐氣缸選擇氣缸行程 s 為 125mm，經 0.5s 工件運動到位，易拉罐總質量 1.5kg，傳送帶摩擦系 0.3，系統(tǒng)工作壓力 P=0.4 ，根據文獻7得aMP氣缸的平均速度 (2-5-1)0.125./svmst選定負載率 .則氣缸理論輸出力 (2-5-2)0395tFN而 214tFDP氣缸直徑 mm （2-5-3）49.33.10t外形尺寸如圖所示9A=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腳座尺寸如圖所示氣缸型號 CJ2B10，直徑 D=10mm，行程 s=0150活塞厚度 B=（0.61.0）D= (2-5-4)0.61m缸筒長度 S=s+B+30=125+6+30=161mm (2-5-5)導向套滑動面長度 A，在 D80mm 時, 可取 A=(0.6 1.0)d。所以 A=53mm活塞桿的長度 l=s+B+A+40=161+6+53+40=270 mm （2-5-6）2.6 軸的設計計算1軸的設計計算（1）選擇軸的材料軸的材料為 45 號鋼，調質處理（2）按扭矩初步估算軸端直徑初步確定高速軸外伸段直徑，高速軸外伸段上安裝帶輪，其軸徑可根據文獻10求得：10TQ Ft Fr Fa（2-6-1）3101nPAd=110160，取： =1300A0=16mm31min.078d?。?=30mm1d（3）初選滾動軸承因該軸上裝有帶輪，需要調整軸向位置，又要承受軸向力，考慮裝拆調整方便起見，選用角接觸軸承。根據軸端尺寸，帶輪的定位方式和軸承的大概安裝位置，初選角接觸軸承 71905C/AC（4）設計軸的結構a.帶輪用 的軸肩定位30m軸承按標準 71905C 內徑為 25m該軸為齒輪軸，軸承的周向用有過盈的配合，帶輪的周向用鍵定位。b布置軸上零件，設計軸的結構根據安裝和定位的需要，初定各軸段直徑和長度，各跨度尺寸，作軸的簡圖如圖：力學模型繪制空間受力、彎矩、扭矩簡圖如圖：11M1HM2H0M2HQ R1H Fr Fa R2HR1v Ft R2vM1 M20M2TMca0Mca1 Mca2Mca20（5）對軸進行分析，作當量彎矩圖。12計算齒輪所受的各個分力，繪制空間受力簡圖圓周力： = = =1260N （2-6-1tF2Td3.602）軸向力： 625aN徑向力： （2-6-tn/cos487.5rFN3）帶對軸的壓軸力： Q=71.2 N基圓直徑： =125mm 1d將空間力系分解為 H 和 V 平面力系，分別求支反力并畫彎矩圖，0MH2即：Q265- =0 （2-6-arHFR26.501784）(2-6-5)0H12857.23615487651.0RN（3-5-1HMQm6）（2-6-8） 227651.4367.2HRN= （2-6-9）0aFd015.43.6714.15Nmm （2-6-10）16395vNmm (2-6-11)2160.85vR求軸的彎矩 M，畫彎矩圖(2-6-12) 143.HNm13(2-6-13) 2222243657.9410.567HVMNm(2-6-14)2291O畫軸的扭矩圖 T=59500 mN求計算彎矩 ，畫計算彎矩圖ca取根據 ， (2-6-16)T(M226.0(2-6-17) 0.659037ca Nm（2-6-222 21.45.60.95631.79cT Nm18） （2-6-2 22 220.697.08.caM19） 2 22 22.510.6591653.9caOTNm(2-6-20)6）校核軸的靜強度根據圖中軸的結構尺寸，選擇彎矩叫大的剖面和彎矩較大，軸徑較細的剖面進行驗算。根據主教材查得 =59 MPab1剖面的計算應力： 安全 2310678.4caMMPaW剖面的計算應力： 安全 15.9/(.1*5)2.9ca所以安全 1159,bbp7）校核軸的疲勞強度a判斷危險剖面分別選擇，剖面進行驗算：剖面所受的彎矩和扭矩大，軸肩圓角處有應力集中。剖面除受彎矩和扭矩外，附近還有過盈配合，鍵槽和軸肩圓角三個應力集中源。45 鋼調質的機械性能參數： ， ，637bMPaPa2681 MPa1514b剖面疲勞強度安全系數校核因軸單向轉動，彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。扭剪應力按脈動循環(huán)處理。(2-6-21)max39517.20.4MPaWinaxm1.0(2-6-22) max359.74.2TMPaWin.74ma根據教材附表查取應力集中系數，絕對尺寸影響系數和表面質量系數。(2-6-23)51.2835.Ddr(2-6-24).04， ， ， ， ，并取2.3K1.680.1.760.950.25= = (2-6-25) Sm288.34.95= = （2-6-mK111668.7023.4026） = = =6.26 =1.51.8 （2-6-S226.81S27） 取S=1.51.8 SS, 滿足要求c. 剖面校核 = =3.7 （2-6-mK1268.3.054.07928） 15= = =2.74 =1.5 1.8 （2-6-29）S2243.7S取S=1.51.8 SS, 滿足要求因軸單向轉動，彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。扭剪應力按脈動循環(huán)處理。（2-6-max396410.25.MPaW30）minax2.aP0（2-6-31） max35962TMaWin（2-6-ax.452mP32） 根據教材附表查取應力集中系數，絕對尺寸影響系數和表面質量系數。（2-6-33）51.28435.Ddr（2-6-.034）查得： ， ， ， ， ，2.3K1.68A0.1.760.95并?。?，則0.5= = =4 （2-6-Sm12.3.089535）16= = =3.7 （2-6-SmK1268.3.054.07936） = = =2.74 =1.5 1.8 (2-6-37)S2243.7S取S=1.51.8 SS, 滿足要求 2.7 滾動軸承的選擇和壽命驗算由于轉速高、有較小軸向力，故選用角接觸軸承 71905C/AC=23.5KN =13.5KN)(動Cr)(o動Cr由前面計算得知： 135.4HRN28917.V2605R合成支反力：= = =780.7N (2-7-1)R12V1H2235.471.= = =1808.2N (2-7-2)2289.60.85=Fa=527N AF= 0， = =527N 12AF/ =527/13500=0.039 (2-7-3)2)(o動Cre=0.4 / =527/1808.2=0.290 槽輪的槽數 z3 可知：當只有一個圓銷時，k=1/2-1/z即槽輪的運動時間總是小于其靜止時間。如果想得到 k0.5 的槽輪機構，則可在撥盤上多裝幾個圓銷，設裝有 n 個均勻分布的圓銷，則撥盤轉一圈，槽輪被撥動 n 次。故運動系數是單圓柱銷的 n 倍，k=n(1/2-1/z) k1 得：n2z/ (z -2)表 1 槽輪機構特性槽數 z 3 4 5、6 6圓銷數 n 16 14 13 12運動系數 k 1/61 0.251 0.31 0.361當 z=4 及 n=2 時k=n(1/21/z) = 0.5說明此時槽輪的運動時間和靜止時間相等。2、運動特性(1)外嚙合槽輪機構圖示槽輪在運動的任一瞬時，設撥盤位置角用 來表示，槽輪位置角用23 表示。并規(guī)定和在圓銷進入區(qū)為正，在圓銷離開區(qū)為負，變化區(qū)間為：1122根據文獻3知：表 2 槽輪機構計算參數 計算公式或依據 具體數值槽數 z 4圓銷數 n由工作要求確定1中心距 L 由安裝空間確定 100回轉半徑 R sinsi(/)Lz 70圓銷半徑 r 由受力大小確定 r R/610槽頂半徑 s cos/n70槽深 h LRr 50撥盤軸經 1d12s 20槽輪軸經 22Lr20槽頂側壁厚 b b=35mm 經驗確定 5鎖止弧半徑 0rRrb 55具體尺寸如圖所示圖 4 槽輪機構主視圖24圖 5 槽輪機構俯視圖3.3 聯軸器選擇型號：薄片式夾緊型 SFC-W外形尺寸 SFC-56W d1d2=820mm，D=44mm，L=48.2mm，L1=5mm，L2=15mm ，L3=9mm，W=4.6mm，K=16mm ，M=M4技術參數 額定扭矩（最大） =20Nm，最高轉速=10000r/min，慣性力矩=，靜態(tài)扭矩剛性=3000Nm/rad524.210Kgm3.4 頂罐氣缸選擇氣缸行程 s 為 350mm，經 0.5s 工件運動到位，拉力 F=1625N，系統(tǒng)工作壓力25P=0.4 ，根據文獻7得aMP氣缸的平均速度 (3-4-1)0.35.7/svmst選定負載率 .則氣缸理論輸出力 (3-4-2)01620.tFN而 214tFDP氣缸直徑 mm （3-4-3）43250781t氣缸型號 CXS6-40，直徑 D=80mm，行程 s=0400，速度 v=50750mm/s活塞厚度 B=（0.61.0）D= (3-4-4)0.684m缸筒長度 S=s+B+30=80+48+30=158mm (3-4-5)導向套滑動面長度 A，在 D80mm 時, 可取 A=(0.6 1.0)d。所以 A=53mm活塞桿的長度 l=s+B+A+40=158+24+53+40=275 mm （3-4-6）26第 4 章 自動加蓋器目前，在易拉罐封口工藝中采用的加蓋技術方法主要有三大類：（1）手工加蓋 這是最簡單的加蓋方法，加蓋動作較準確，但生產效率極低，工人勞動強度大。手工加蓋僅適用小批量易拉罐飲料生產，現在已很少采用。(2)機械加蓋如雙盤一分蓋板自動加蓋器，結構簡單，易于安裝調試，應用普遍，生產效率較高，但可靠性較差。機械加蓋對加蓋速度與罐體的運動速度及灌裝機、封口機的工作速度匹配性要求高。(3)電磁加蓋器結構緊湊，工作可靠，實用性強，自動化程度高，可實現易拉罐飲料實罐封口時的自動定時、定量加蓋作業(yè)。本次設計的自動加蓋器是根據電磁加蓋其改造的，由于電磁鐵需要電量大，拉力小，而且不能長時間通斷電。當易拉罐罐蓋是鐵時，電磁鐵產生的磁場會對加蓋的位置產生影響，所以將電磁鐵換成氣缸。裝配圖如下圖所示：圖 6 自動加蓋器示意圖