直线型低粘度液体灌装机的设计.docx

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直线型低粘度液体灌装机的设计

摘要

主要介绍了一种为液体饮料生产企业设计的自动灌装生产线。

分析了定量常压式灌装设备的国内外现状，探讨了产品的市场开发背景，对设备的基本原理、结构设计以及各个子系统，如供送系统、灌装系统、控制系统以及执行系统的主要功能都作了详细介绍，论述了设备开发过程中采用的一些关键技术：

采用继电器控制，系统控制简单方便；执行系统可靠性高、稳定性好；传感器的应用更是提高了设备的可靠性；抗干扰设计和一体化的设计简化了系统结构，降低了重量，节省了成本。

首先，通过对比和分析完成了对各个子系统环节的选择与设计的基本思想和开发思路；其次，对设备进行了准确度等级的检测实验和产品实例分析；最后，对系统的各个组成机构进行了整体一致性的分析和控制。

设备具有精度高、速度快、稳定可靠、操作简单等优点。

可广泛应用于饮料、药剂等低粘度液体的灌装，具有较高的应用价值和良好的市场前景。

关键词：

灌装；直线型；低粘度

Abstract

Mainlyintroducesakindofliquidbeveragemanufacturingenterprisedesignfortheautomaticfillingline.Analyzesthequantitativeatmospherictypefillingequipmentsituationathomeandabroad,andexploretheproduct'smarketdevelopmentbackgroundofequipment,thebasicprinciples,structuraldesignandthevarioussubsystems,suchasforconveyingsystem,fillingsystem,controlsystemandimplementthemainfunctionsofthesystemarediscussedindetail,theequipmentusedintheprocessofdevelopmentofsomekeytechniques:

userelaycontrol,simpleandconvenientcontrolsystem;Executionsystemreliability,highstability;Sensorapplicationsmoreistoimprovethereliabilityofequipments;Anti-interferencedesignandthedesignofunifinicationofsimplifiedsystemsstructure,reducetheweight,savingthecost.

Researchresultsandmainworkinclude:

first,throughthecomparisonandanalysisofeachsubsystemcompletedtheselectionanddesignofthelinkabasicideaanddevelopingthinking;Secondly,theaccuracylevelofequipmentofdetectionexperimentsandproductexampleanalysis;Finally,thesystemcomponentagenciestheoverallconsistencyofanalysisandcontrol.Equipmenthashighaccuracy,speed,stableandreliable,simpleoperationetc.Canbewidelyappliedinbeverage,pharmacy,etclowviscosityfluidfilling,ithashigherapplicationvalueandgoodmarketprospect.

Keywords：

filling；linear；lowliquid

CONTENTS

第1章绪论

1.1课题研究的背景及意义

1.1.1课题研究的背景

我国饮料灌装机械制造业起步晚，20世界60年代前基本是空白，当时国内的啤酒厂和汽水厂都是使用美国和日本20世纪30—40年代的设备，工艺落后，机械陈旧，严重影响了我国啤酒和汽水饮料工业的发展，1967年我国才开始研制和生产灌装机械。

进入20世纪70年代，我国先后引进了一些国外灌装生产线，在装备一些设备的同时，也促进了我国包装机械行业进入了一个新的发展时期。

机械，轻工，军工等领域的一些企业开始在仿制和消化国外技术的基础上，又开发和研制出了各种中小型的灌装机械[1]，提供给国内的一些饮料生产厂，促进了我国饮料业的发展。

进入20世纪80年代，我国采用技术贸易结合的方式，引进德国SEN公司的20000瓶/小时的啤酒灌装生产线和日本三菱公司18000瓶/小时的含气饮料灌装生产线的制造技术，到1991年又引进了德国KHS公司30000瓶/小时的啤酒灌装生产线[2]及生产技术。

这样我国不仅能够生产中小型的灌装机，而且能够生产大型灌装机，技术水平上了一个新的台阶，将我国的液体灌装设备制造业的整体水平提高到了一个新的水平。

1.1.2课题研究的目的和意义

随着现代科学技术的发展，人民生活水平的提高，人们的消费习惯也随之相应的变化，同时对消费品的包装提出了更高的要求，而液态产品的包装在包装行业中占有很大比例，这是由于液体包装涉及的行业广泛、品种繁多，如饮料方面的汽水、果汁、牛奶、矿泉水、蒸馏水、啤酒、果酒等；调味品方面的酱油、醋、味精液、果酱等；药品方面的针剂、糖浆、酊剂、气雾剂等；农药乳剂、化工产品的各种瓶装、化妆品等，要满足日益增长的液体产品的需要，就应大力发展液体产品的灌装机械。

1.2国内外饮料灌装机械的发展概况

1.2.1国外饮料灌装机的发展情况

在饮料灌装机械设备方面，美国、德国、日本、意大利和英国的制造水平相对较高。

这些设备呈现出新的发展动向：

①多功能同一台设备，可进行茶饮料、咖啡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罐/分，德国H&K公司、SEN公司、KRONES公司，其灌装机的灌装阀分别达到165头、144头、178头。

非碳酸饮料灌装机的灌装阀50~100头，灌装速度最高达1500罐/分。

③技术含量高、可靠性高：

全线的自控水平高和全线效率高[3]。

在线检测装置和计量装置配套完备，能自动检测各项参数[4]、计量精确。

集机、电、气、光、磁为一体的高新技术产品不断涌现。

④整套供应能力强：

如一条饮料包装线，由微电脑件、控制软件、包装封盖配套组合，现实生产力与理论科技相结合。

1.2.2国内饮料灌装机的发展情况

我国饮料灌装设备基本是在引进设备和技术的基础上发展起来的，经过引进和消化吸收，我国饮料灌装水平已有很大提高，特别是150瓶（罐）/分以上生产能力的灌装生产线基本可以成套供应，目前南京轻工机械厂、合肥轻工机械厂和广东轻工机械厂已能提供生产能力高达600瓶/分的玻璃瓶和600罐/分的易拉罐饮料或啤酒灌装生产线，主要设备包括灌装机[5]、封罐机（压盖机、旋盖机）、纸箱包装机和杀菌机。

灌装能力如下：

灌装机/封罐机头数：

18/4、30/6、40/6、60/8；灌装速度[6]：

罐（瓶）/分：

150、300、500、600。

聚酯瓶灌装生产线基本与玻璃瓶灌装机[7]通用，经过调整后，可以一机两用，灌装能力[8]为250ml瓶为24000瓶/时；1250ml瓶为720瓶/时。

中小规模的非充气饮料灌装线包括玻璃瓶灌装生产线和易拉罐灌装生产线，生产能力40~200瓶（罐）/分[9]

第2章灌装机械的总体结构设计

2.1方案的提出

本设计由灌装水厂提出，设计要求:

对现有的直线型液体灌装机做一些技术上的改进,使直线型灌装生产线性能有大的提高.

用途：

包装低粘度的不含气体的液体饮料（如矿泉水、饮料等）

包装规格：

灌装矿泉水。

灌装瓶规格：

灌装体积为550ml,瓶口直径60mm。

包装材料：

塑料瓶

灌装能力：

100000瓶/天

灌装时间:

＜12s/次

设计要求：

结构简单，成本低，工作稳定性较好，方便控制

2.2方案的拟定

2.2.1灌装机类型的选择

按灌装瓶的主要运动形式可将灌装机分成：

旋转型灌装机、直线型灌装机等。

1.旋转型灌装机

待罐瓶由传送系统（一般经洗瓶机由输送带输入或人工送入灌装机进瓶机构），瓶子由灌装机转盘带动绕主轴旋转运动进行连续灌装，转动近一周时瓶子以灌满，然后由转盘送入压盖机进行压盖。

这种灌装机在食品饮料行业应用最广泛，如汽水、果汁、啤酒、牛奶的灌装，此机主要由供料系统、供瓶系统、灌装阀、大转盘、传动系统、机体、自控等部分所组成，其中灌装阀是保证灌装机能否正常工作的关键。

2.直线型灌装机

灌装瓶沿着平直的直线运动，进行成排灌装。

凡送来一排空瓶由推瓶板向前推送一次，到送至灌装管的下方时，阀门打开进行灌装，间歇进行操作。

这种灌装机相对旋转灌装机来讲，结构比较简单，制造方便，但占地面积比较大，而且间歇运动，生产能里的提高也受到一定限制，因此一般只用于无气液料类额灌装。

方法比较：

根据原始数据及灌装要求，选择直线型灌装机比较合理。

2.2.2灌装方法的选择

各种液体产品的物理性质和化学性质均不相同，在灌装过程中，为了使产品的特性保持不变，必须采用不同的灌装方法。

一般灌装机常采用下列几种灌装方法：

1.常压法

常压法也称纯重力法，即在常压下，液料依靠自重流进包装容器内。

大部分能自由流动的不含气液料都可用此方法灌装，例如：

白酒、矿泉水等低粘度液体。

2.等压法

等压法也称压力重力式灌装法，即在高于大气压的条件下，首先对包装容器充气，使之形成与储液箱内相等的气压，然后再依靠被灌装液料的自重流进包装容器内。

这种方法普遍用于含气饮料，如：

啤酒、汽水等的灌装。

采用此种方法的灌装，可以减少这类产品中所含二氧化碳的损失，并能防止灌装过程中过量的起泡而影响产品质量和定量精度。

3.压力法

利用机械压力或气压，将被灌物料挤入包装容器内，这种方法主要用于灌装粘度较大的稠性物料，例如：

番茄酱、牙膏等，有时也可用于汽水类软饮料的灌装，这时靠汽水本身的气压直接灌入未经充气等压的瓶内，从而提高了灌装速度，形成的泡沫因汽水中无胶体尚易消失，对灌装质量有一定影响，但不算太大。

方法比较：

考虑液体本身的工艺性能，如粘度、重度、含气性、挥发性等因素，采用常压法进行灌装。

第3章液料供送系统的设计

3.1输送管路的设计

从储液槽到灌装机储液箱的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。

1.圆管内径、圆管的截面积

故得：

式中A——圆管截面积，m2；

d——输液管的内径，m；

u——液料在管内的流速，m/s；

V——体积流量，m3/s；

可见，欲求d必先求V及u。

为此写出：

（3-1）

式中W——管内质量流量，kg/s；

ρ——液料密度，kg/m3；

Gb——每瓶灌装液料的质量，kg/pc；

Qmax——灌装机最大生产能力，pcs/h；

将数据代入公式（3-1）中即：

流速u可根据文献[17]表32.5-11查得：

自来水的流速u=3m/s，则：

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。

2.圆管壁厚

圆管的壁厚一般根据他的面耐压和耐腐蚀等条件，按标准选用取b=5mm。

3.2灌装时间的计算

根据定量方法和灌装阀管口伸至瓶内位置的不同对灌装时间影响也不同。

设定量杯的横截面积为定值A0，当内存液料距离管口的高度为Z时，其瞬时流量：

将上式转换为：

则定量杯所存的液料全部注入瓶内所需的灌装时间：

（4-2）

式中z1——定量杯中充满液料时距离管口的高度，m；

z2——定量杯流完液料时距离管口的高度，m；

将相关数据代入公式（4-2）中得：

根据设计要求可知，灌装时间满足使用要求。

第4章传动系统的总体设计

4.1板式输送机的设计计算

4.1.1参数的选择和确定

1.底板宽度的确定

对于有挡边的板式输送机：

式中B——底板宽度，mm

b——成件物品的最大横向尺寸，mm

则：

2.挡边高度

由文献[18]表13-2选取挡边高度为100mm

3.运行速度

由文献[18]表13-3选取板式输送机运行速度v=0.16m/s

4.1.2牵引力的计算

1.输送机单位长度载荷的计算

（1）对于承载分支

（2）对于空载分支

式中q——承载分支上单位长度的载荷，kg/m

q'——空载分支上单位长度的载荷，kg/m

q0——行走部分单位长度的质量，kg/m

qM——底板上单位长度物料的质量，kg/m

B——底板宽度，m

A——底板重量系数，由文献[18]表13-9查得A=40

GV——单位物重，kg

a——成件物的距离，m

则：

2.牵引链的最小张力

牵引链的最小张力可以取所选用的许用张力的5％，但单根链条的张力不得小于500N

最小张力值可依据经验计算：

式中Smin——牵引链的最小张力，N

Lc——承载分支的水平投影长度，m

g——重力加速度，g=9.81m/s2

则：

3.牵引力的计算

式中P——电动机功率，kW

K1——功率备用系数，一般取K1=1.1~1.2

η——驱动装置的传动效率，η=0.82

则：

4.1.3输送机链轮的设计

根据减速器的输出轴进行设计计算。

输送链水平布置，按低速设计。

1.选择链轮齿数

取从链轮齿数z1=21，大链轮的齿数为z2=iz1=700/90

2.确定计算功率

由文献[20]表9-7查得KA=1.0，由文献[20]图9-13查得Ka=1.24，单排链，则计算功率：

3.选择链条型号和节距

根据Pca=3.72kW，n1=700r/min，查文献[20]图9-11，可选05B，其主要参数如表4-2所示

表4-2链的规格和主要参数

ISO

链号

节距

p

滚子直径

内链节内宽

销轴直径

内链板高度

排距

抗拉载荷

mm

kN

05B

8

5

3

2.31

7.11

5.64

4.4

4.计算链节数和中心距

初选中心距a0=（30~50）p=（30~50）×8=240×400mm，取a0=300mm，相应链长节数为：

取链长节数Lp=142节。

查文献[20]表9-8得到中心距计算系数f1=0.24467，则链传动的最大中心距为：

5.计算链速v，确定润滑方式

由v=1.96m/s和链号05B，查文献[20]图9-14采用定期人工润滑。

6.计算压轴力

有效圆周力为：

链轮水平布置时的压轴力系数：

7.链轮的主要尺寸

（1）分度圆直径d

（2）齿顶圆直径da

（3）齿根圆直径df

（4）齿高ha

（5）最大轴凸缘直径

4.2电动机的选择

设计一级直齿圆柱齿轮减速器，根据输送机的牵引力F=14kN，运行速度v=0.16m/s，初步计算出输送机所需的功率P=14×0.16=2.24kW，，选用型号为Y100L-2的三相异步电动机，其额定转速n=2880r/min，额定功率PW=3kW，最大转矩T=2.2kN·m，传递效率η=0.82，外形尺寸：

长×宽×高=380×205×245mm。

4.3传动系统的运动和动力参数计

传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算

传动比：

Ⅰ轴（减速器高速轴）

式中ηc——联轴器传递效率，查文献[19]表3-1知ηc=0.99则：

Ⅱ轴（减速器低速轴）

式中ηg——8级精度圆柱齿轮的传递效率，取ηg=0.97则：

将上述计算结果汇总见表4-1：

4.4减速器的传动零件的设计计算

4.4.1选定齿轮类型及材料

1.输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

2.材料选择：

由文献[20]表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料45钢（调质）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS。

3.初选小齿轮齿数z1=17，大齿轮齿数z2=i·z1=4.11×17=69.87，圆整后取z2=70。

4.4.2按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式计算即：

（4-1）

1.确定公式内的各计算数值

（1）试选载荷系数Kt=1.3。

（2）计算小齿轮传递的转矩。

（3）由文献[20]表10-7选取齿宽系数，两支承相对小齿轮做不对称布置取Фd=1。

（4）由文献[20]表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2

（5）由文献[20]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。

（6）计算应力循环次数。

（7）由文献[20]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.86。

（8）计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1％安全系数S=1则：

2．计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t代入[σH]中较小的值。

（2）计算圆周速度v。

（3）计算齿宽b。

（4）计算齿宽与齿高之比b/h。

模数:

齿高:

（5）计算载荷系数。

根据v=4.79m/s，8级精度，由文献[20]图10-8查得动载荷系数Kv=1.19；直齿轮KHα=KHβ=1；

由文献[20]表10-2查得使用系数KA=1；

由文献[20]表10-4用插值法查得八级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.423。

由b/h=7.59，KHβ=1.423查文献[20]图10-13得KFβ=1.47；故载荷系数

（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d：

（7）计算模数m。

4.4.3按齿根弯曲疲劳强度校核

由弯曲疲劳强度的设计公式

1．确定公式内的各计算数值

（1）由文献[20]图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa

（2）由文献[20]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.8，KFN2=0.85

（3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4则:

（4）计算载荷系数K

（5）查取齿形系数

由文献[20]表10-5查得YFα1=2.97，YFα2=2.24

（6）查取应力校正系数

由文献[20]表10-5查得，YSα1=1.52，YSα2=1.75

（7）计算大、小齿轮的并加以比较

比较得出大齿轮的数值较大。

2．计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算的得的模数1.26，就近圆整为标准值m=1.5mm，接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=34.67mm，算出小齿轮齿数

大齿轮齿数

4.4.4几何尺寸计算

1．计算分度圆直径

2．计算中心距

3．计算齿轮宽度

取B2=36mm，B1=42mm。

4.5轴的结构设计

4.5.1高速轴的设计及联轴器的选取

1．初选轴的材料为钢，经调质处理，由文献[17]表26.3-2取A=115则

2．初步选定联轴器和计算转矩

由文献[20]表14-1，取KA=1.3

查文献[19]附表F-4，选取型号为YL2的凸缘联轴器，其公称转矩TN=16N·m，轴孔直径d1=12mm，半联轴器长度L=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=20mm

由文献[19]表15-2知当d1=12mm时

取d2=18mm

3．轴承的选择

由文献[19]续附表E-2，选取型号为6404深沟球滚子轴承，其中：

d=20mm，D=72mm，B=19mm，基本额定动载荷Cr=31kN

4．键的选择

联轴器外键的选取由文献[20]表6-1，d=12mm，取b×h=4×4；L=16mm

减速器高速轴的结构见图4-1所示：

图4-1减速器高速轴的结构图

4.5.2低速轴的设计及联轴器的选取

1.初选轴的材料为45钢，经调质处理，由文献[17]表26.3-2取A=115则:

2.初步选定联轴器和计算转矩

由文献[20]表14-1，取KA=1.3则：

查文献[19]表13-4，选取型号为YL5凸缘联轴器，其额定转矩TN=63N·m，轴孔直径d1=22mm，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm

由文献[19]表15-2知当d1=22mm时

取d2=26mm

3.轴承的选择

由文献[19]续附表E-2取型号为6406深沟球滚子轴承，其中，d=30mm，D=90mm，B=23mm，其本额定动载荷Cr=47.5kN

4.键的选择

（1）联轴器外键的选取

由文献[20]表6-1d=20mm，取；b×h=6×6；L=32mm

（2）齿轮外键的选取

由文献[20]表6-1d=34mm，取；b×h=10×8；L=34mm

减速器高速轴的结构见图4-2

图4-2减速器低速轴的结构图

4.6轴的强度校核

4.6.1高速轴的强度校核

1.轴的受力分析

轴的受力简图如图4-3所示

图4-3高速轴的受力简图

图中：

（1）计算齿轮的啮合力

圆周力：

径向力：

式中α——压力角，直齿圆柱齿轮的压力角取20。

则：

轴向力：

（2）求水平面的支承反力，作水平面的弯矩图

轴在水平面内的受力简图如图4-4所示

图4-4轴在水平面内的受力简图

轴在水平面内的弯矩图如图4-5所示

图4-5轴在水平面内的弯矩图

其中：

（3）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图

轴在垂直面内的受力简图如图4-6所示

图4-6轴在垂直面内的受力简图

轴在垂直面内的弯矩图如图4-7所示

图4-7轴在垂直面内的弯矩图

（4）求支承反力，作轴的合成弯矩图、转矩图

轴的合成弯矩图如图4-8所示

图4-8轴的合成弯矩图

轴的转矩图如图4-9所示

图4-9轴的转矩图

2.轴的强度校核计算

式中[σ]——轴材料的许用弯曲应力，查文献[17]取[σ]=58.7MPa

α——将转矩折合成当量弯矩的折算系数，α=0.6

则：

由于d=36mm>14.41mm，故符合强度要求。

4.6.2低速轴的强度校核

1.轴的受力分析

轴的受力简图如图4-10所示