(好論文)國內(nèi)外紙箱封箱機 畢業(yè)設計論文

1 緒論1.1 國內(nèi)外紙箱封箱機的發(fā)展狀況包裝機械隨著世界經(jīng)濟的發(fā)展，已經(jīng)成為許多企業(yè)包裝產(chǎn)品中不可缺少的一個重要工具。日益增長的人口與經(jīng)濟促使了產(chǎn)品生產(chǎn)加快，從而使產(chǎn)品包裝業(yè)也快速發(fā)展。為了使企業(yè)擁有一個方便、經(jīng)濟、安全且占地面積小的封箱設備，設計一個全自動的紙箱封箱機成了我們目前要解決的難題。我國的包裝機械行業(yè)雖然在近幾年來發(fā)展迅速，但由于起步晚，基礎差，目前尚不能適應國民經(jīng)濟的發(fā)展需要。多年來膠帶封箱機一直深受廣大的用戶歡迎。然而傳統(tǒng)的膠帶封箱機在把紙箱送進封合時須手工對紙箱的上蓋進行折合后送進該機。因此當此機與生產(chǎn)線配套時，必須在此處配置一個工位進行人工折合上蓋送入封箱機進行封箱。隨著國民經(jīng)濟和科學技術的發(fā)展，我國的工業(yè)生產(chǎn)方式逐步趨向于大規(guī)模連續(xù)流水線作業(yè)及完全自動生產(chǎn)線的方向發(fā)展。而作為能更好地和流水線及全自動生產(chǎn)線配套的本實用新型全自動紙箱封箱機必將取代現(xiàn)有的傳統(tǒng)的膠帶封箱機也是是所必然。根據(jù)對銷售點的調(diào)研和機械科技信息交流中心的檢索結果顯示，目前國內(nèi)尚無幾家生產(chǎn)全自動紙箱封箱機的廠家。然而美國、意大利及臺灣的全自動紙箱封箱機都曾在全國包裝展銷會上相繼以印發(fā)樣本的形式出現(xiàn)。因此研究和開發(fā)全自動紙箱封箱機的任務迫在眉睫。1.2 本設計的目的及意義本次設計的紙箱封箱機適用于一定規(guī)格紙箱的上蓋自動折合，并用噴膠設備噴出的膠水封合上箱的封口，除了按紙箱的大小手工調(diào)整本機外，可實現(xiàn)全自動折合上箱蓋的功能。使用性能完全達到技術指標的要求，它繼承了傳統(tǒng)膠帶封箱機效率高，封箱質量好的優(yōu)點，既可單箱作業(yè)，也可與紙箱成型開箱機、裝箱機、貼標機、捆包機、輸送機等設備配套使用，尤其適用于大規(guī)模連續(xù)流水線作業(yè)及全自動生產(chǎn)線使用，為包裝流水線作業(yè)必需的設備。同時，節(jié)省了勞力，減輕了勞動強度，實現(xiàn)了無人化操作。通過本次設計，我一方面希望提高自己的設計能力，另一方面也希望為相關的設計提供一定的理論參考。1.3 本設計的具體任務在本設計中主要是完成了全自動紙箱封箱機的機械傳動部分的設計。在封箱的整個機械傳動系統(tǒng)中采用輸送帶輸送方式，在封箱裝置動作系統(tǒng)中通過傳感器控制的光電開關控制。在整個設計過程中，通過查閱相關手冊確定系統(tǒng)中需要的各參數(shù)，以及參考相關包裝機械的傳動系統(tǒng)設計出此方案。整個傳動系統(tǒng)包括用于帶動箱體前進的機構，用于壓倒箱體上端前后、左右蓋舌的機構，由光電開關控制的封箱噴膠機構，用于壓平上箱蓋的機構等。本設計的紙箱封箱機占據(jù)空間大、結構復雜，是整個系統(tǒng)的執(zhí)行部分，更是整個封箱機的關鍵部分。設計好了這個部分，其他的結構都是以它為中心而設計、而存在的。故而對機械傳動系統(tǒng)的設計優(yōu)劣直接關系著整個系統(tǒng)能否正常運行，能否完成所要實現(xiàn)的預期目標。2 紙箱封箱機傳動系統(tǒng)概述2.1紙箱封箱機傳動系統(tǒng)方案及結構的確定紙箱封箱機雖然在近幾年來發(fā)展迅速，但由于我國的包裝機械行業(yè)起步晚，基礎差，目前尚不能適應國民經(jīng)濟的發(fā)展需要。自紙箱封箱機的發(fā)展開始，對于其傳動系統(tǒng)曾出現(xiàn)了數(shù)十種不同類型的機械傳動系統(tǒng)。本設計的全自動紙箱封箱機采用輸送帶輸送方式。其傳動系統(tǒng)包括用于帶動箱體前進的機構，用于壓倒箱體上端前后、左右蓋舌的機構，由光電開關控制的封箱噴膠機構，用于壓平上箱蓋的機構等。2.2 紙箱封箱機傳動系統(tǒng)的工作原理當紙箱在輸送帶的作用下以速度前進，在進入前推桿時，前推桿的折桿段給予前蓋舌反作用力，迫使紙箱前蓋舌在推桿的作用下繞著折痕轉到水平。與此同時，由光電開關控制的氣缸運動使得后擺臂繞著銷軸轉動而打擊紙箱的后蓋舌，迫使后蓋舌繞折痕轉到水平，隨著紙箱的向前移動，后蓋舌也跟隨進入前推桿。后擺臂回擺，等待下一次信號。因而完成了紙箱前、后蓋舌的自動折合。采用光電開關對紙箱在輸送帶上的運行位置來控制膠水的噴射。當紙箱的前后蓋舌隨著輸送帶分別前進到噴膠口下方時，由光電開關控制將膠水分別地噴到紙箱的前后蓋舌的中部，實現(xiàn)噴膠的過程。紙箱在輸送帶的作用下以速度繼續(xù)前進，在進入一對角鐵組成的牛角推桿時，牛角推桿的斜度給于兩側蓋一個單作用力，當紙箱前進的同時迫使紙箱的兩側蓋舌繞著折痕轉至水平位置，而完成了紙箱兩側蓋舌的自動折合。當紙箱從牛角推桿出來后，這時紙箱上蓋還沒有完全封合，當紙箱前進到壓板的正下方時，紙箱瞬間停下，光電開關控制的壓板開始下落，壓到紙箱上蓋上，實現(xiàn)紙箱更牢固地封合。2.3 紙箱封箱機的技術指標紙箱封箱機的技術指標的包括: (1)可依紙箱大小調(diào)整并依次實現(xiàn)上蓋的前、后兩側蓋折合操作。(2)生產(chǎn)率：每分鐘可封20箱。(3)封箱適應范圍：最小箱：200180150（長寬高） 最大箱：600500500（長寬高）(4)封箱質量： 封箱應平整、牢固、無明顯皺折； 兩端側粘合長度為605 ； 封合平整、牢固、規(guī)范、美觀，不會撕箱。(5)采用氣動裝置實現(xiàn)紙箱前蓋的自動折合。3傳動裝置的總體設計傳動裝置總體設計的任務是：確定傳動方案，選擇電機型號，合理地分配傳動比及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，為設計計算各級傳動零件準備條件。按下列步驟進行。3.1 確定傳動方案合理的傳動方案，應滿足工作機的性能要求、工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、陳本低廉、效率高和使用維護方便等。當采用多級傳動時，應合理地選擇傳動零件和他們之間的傳動次序，揚長避短，力求方案合理。常需要考慮以下幾點：(1) 帶傳動為摩擦傳動，傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，噪音小，但傳動比不準確，傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他傳動形式大。因此，應布置在高速及。因為傳遞相同功率，轉速愈高，轉矩愈小，可使帶傳動的結構緊湊。(2) 鏈傳動靠鏈輪輪齒嚙合，平均傳動比恒定，并能適應惡劣的工作條件，但運動不均勻，有沖擊，不適于高速傳動，故應布置在多級傳動的低速級。(3) 蝸桿傳動平穩(wěn)，傳動比大，但傳動效率低，適用于中、小功率間歇運轉的場合。當和齒輪傳動同時應用時，應布置在高速級，使其工作齒面間有較高的相對滑動速度，利于形成流體動力潤滑油膜，提高效率，延長壽命。(4) 原錐齒輪傳動用于傳遞相交軸間的運動。由于圓錐齒輪(特別是當尺寸較大時)加工比較困難，應放在傳動的高速級，并限制其傳動比，以減小其直徑赫模數(shù)。(5) 開式齒輪傳動的工作環(huán)境一般較差，潤滑不良，磨損嚴重，應布置在低速級。(6) 斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好，當采用雙級齒輪傳動時，高速級常用斜齒輪。3.2 電動機的分析和選用3.2.1 電動機的性能和分類電動機可分為交流電動機和直流電動機兩大類。現(xiàn)就這兩種類型電機論述如下：(1) 交流電動機交流電動機簡單、耐用、可靠、易維護、價格低、特性硬，但起動和調(diào)速性能差，輕載時功率因素低，一般在無調(diào)速要求的機械廣泛應用。在可變級頻率電源供電下可平滑調(diào)速。 (2) 直流電動機直流電動機的調(diào)速性能好，范圍寬，采用電子控制，能充分適應各種機械負載特性的需求，但它的價格貴、維護復雜且需要直流電源，因此只有在交流電動機不能滿足要求時才采用。其中串勵電動機的特點是起動轉矩大、過載能力大、特性軟、適用于電力牽引機械等。復勵電動機的起動轉矩和過載能力比并勵電動機大，但調(diào)速范圍稍窄。3.2.2 選擇電動機應綜合考慮的問題 選擇電動機應綜合考慮的問題：(1) 根據(jù)機械的負載性質和生產(chǎn)工藝對電動機的起動、制動、反轉、調(diào)速等要求，選擇電動機的類型。(2) 根據(jù)負載轉矩，速度變化范圍和起動的頻率程度要求，考慮電動機的溫升限制，過載能力和起動轉矩，選擇電動機的功率。所選電動機的功率應留有余量，負載率一般取0.80.9。過大的備用功率會使電機的效率降低，對于感應電動機，其功率因素將變壞。(3) 如溫度、濕度、灰塵、雨水、腐蝕及易燃易爆氣體和其他因素的必要保護方式選擇電動機的結構形式。除此之外，選擇電動機還必須考慮運行的可靠性、設備的供貨情況、安裝檢修的難易、以及產(chǎn)品的價格、建設費用和生產(chǎn)過程前后期電動機功率變化關系等各種因素。3.2.3 本傳動機構電動機的類型選擇由于本設計中電動機是用來給傳動機構做動力，且載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)運轉，生產(chǎn)批量為小批量，所以按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，代號為Y系列，同時為了其具有廣泛的適用性，采用了380V電壓50HZ的頻率。A 選擇電動機的功率(容量)電動機功率選擇是否合適，對電動機的工作和經(jīng)濟性都有影響。功率過小不能保證工作機的正常工作，若功率選得過大，電動機的價格高，效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費。負荷穩(wěn)定(或變化很小)、長期連續(xù)運轉的機械(例如運輸機)，可按照電動機的額定功率選擇，而不必校驗電動機的發(fā)熱和起動轉矩。選擇時應保證 式中 電動機額定功率，kW； 工作機所需電動機功率，kW；所需電動機功率有下式計算 =式中 工作機所需有效功率，有工作機的工藝阻力及運行參數(shù)確定； 電動機到工作機的總效率。傳動裝置的總效率，有傳動裝置的組成確定。多級串聯(lián)的傳動裝置的總效率為： B 確定電動機的轉速選擇電動機，除了選擇合適的電動機系列及容量外，尚需確定適當?shù)霓D速。因為容量相同的同類電機，可以有不同的轉速。電動機轉速相對工作機轉速過高時，勢必使傳動比增大，致使傳動裝置復雜，外廓尺寸增大，制造成本高。而選用電動機轉速過低時，優(yōu)缺點剛好相反。因此，在確定電動機轉速時，應分析比較，權衡利弊，安最佳方案選擇。本設計中運輸帶運輸?shù)氖羌埾?。運輸箱體的質量M=50，運輸帶速v=0.5m/s,運輸帶滾筒直徑D=150，查機械設計使用手冊表1-1-39知，紙箱與皮帶之間的摩擦系數(shù)為0.40.5，取=0.45。則 運輸帶的有效拉力 F=mg=(0.45509.81)N=220.73 N滾筒所需有效功率 P=0.11 KW傳動裝置總效率 =.按機械設計課程設計表4.2-9?。郝?lián)軸器效率 =0.99齒輪傳動效率 =0.97滾動軸承效率 =0.98滾筒效率 =0.96帶傳動效率 =0.95則傳動總效率 =0.990.970.980.960.95=0.81所需電動機效率 P=0.14 KW滾筒轉速 =63.66 r/min查機械設計課程設計表4.12-1，選擇Y801-4型號電動機，其額定功率=0.55 KW，同步轉速1500 r/min,滿載轉速1390 r/min。由表4.12-2查得電動機中心高H=80，外伸軸段DE=19403.3 分配傳動比傳動裝置的總傳動比可根據(jù)電動機的滿載轉速和工作機軸的轉速，由=算出。然后將總傳動比合理地分配給各級傳動。總傳動比等于各級傳動比的連乘積，即當設計多級傳動比的傳動裝置時，分配傳動比是一個重要的步驟。往往與有傳動比分配不當，造成尺寸不緊湊、結構不協(xié)調(diào)、成本高、維護不便等許多問題。傳動比可按下式分配 即 式中 分別為高速級和低速級的傳動比；為減速器的傳動比。本設計中，傳動裝置的總傳動比=21.83根據(jù)表4.2-9取=2.5，則減速器傳動比為 =8.7323.4 以傳動裝置簡圖計算各軸運動參數(shù)圖3-1 帶式輸送機的傳動裝置1輸送皮帶 2傳動滾筒 3V帶傳動 4兩級圓柱齒輪 5電動機在選出電動機型號、分配傳動比之后，應將傳動裝置中各軸的傳遞功率、轉速、專據(jù)計算出來，為傳動零件和周的設計計算提供依據(jù)。(1)各軸的轉速可根據(jù)電動機的滿載轉速及傳動比進行計算。(2)各軸的功率和轉矩均按輸入計算，有兩種計算方法，其一是按工作機的需要功率計算；其二是按照電動機的額定功率計算。前一種方法的優(yōu)點是，設計出的傳動裝置結構尺寸較為緊湊；而后一種方法，由于一般所選定的電動機額定功率略大于所需電動機功率，故根據(jù)計算出個州功率和轉矩較實際需要的大一些，設計出的傳動零件的結構尺寸較實際需要的大一些，因此傳動裝置的承載能力對生產(chǎn)具有一定的潛力。計算時，根據(jù)傳動裝置簡圖如圖3-1所示，將傳動裝置中各軸從高速到低速依次定為軸、軸(電動機的0軸)，各軸的輸入功率為，各軸轉速為，各軸的輸入轉矩為，則本設計中傳動系統(tǒng)各軸功率、轉速和轉矩的計算為：0軸：0軸即電動機軸 =0.14 KW =1390 r/min =9.55=9.55=0.96 Nm軸：軸即減速器高速軸=0.14=0.139 KW=1390 r/min=9.55=0.955 Nm軸：軸即減速器低速軸=.=0.1390.970.98=0.13 kW=159 r/min=9.55=9.55=7.8 Nm軸：軸即傳動滾筒軸=.=0.130.980.95=0.12 kW=63.6 r/min=9.55=9.55=18 Nm4 傳動標準件的設計計算4.1聯(lián)軸器的分析和選用聯(lián)軸器按計算轉矩進行選擇，要求所選聯(lián)軸器允許的最大轉矩大于計算轉矩，且孔徑應與被連接的兩軸直徑一致。聯(lián)軸器的類型應根據(jù)工作要求選擇，一般多采用可移式聯(lián)軸器，它可以補償由于制造、安裝生產(chǎn)的徑向位移和角位移。在啟動頻繁、變載荷、高速級正反轉的場合，應采用彈性聯(lián)軸器。本設計中聯(lián)軸器的選擇本設計中電動機與減速器高速軸之間使用聯(lián)軸器。根據(jù)機械設計實用手冊聯(lián)軸器的計算轉矩公式：=9550 Nm=1.39550=4.9 Nm式中： 公稱轉矩，Nm T理論轉矩, Nm n工作轉速, r/min 驅動功率, kW K工作情況系數(shù)（由表4-2-2查得，K=1.3）再根據(jù)軸徑的大小查表4-2-19選用TL3聯(lián)軸器。其主要參數(shù)如下：TL3：軸孔直徑范圍為1622mm，公稱轉矩=63 Nm合適，許用轉速n=4700(鐵)，n合適。4.2 減速器的分析和選用減速器是用于原動機和工作機之間的獨立的封閉的傳動裝置。由于減速器具有結構緊湊、傳動效率高、傳動準確可靠、使用維護方便等特點，故在各種機械設備中應用甚廣。4.2.1 減速器性能和分類減速器按其機構分為：圓柱齒輪減速器、圓錐圓柱齒輪減速器；蝸桿減速器；行星輪齒輪減速器；擺線針輪減速器以及諧波輪減速器等等。常見減速器的類型及其應用簡述如下：A 圓柱齒輪減速器兩級展開式圓柱齒輪減速器。它是兩級減速器中運用最廣，最簡單的一種。齒輪相對軸承位置不對稱。當軸產(chǎn)生彎曲變形時，載荷在齒寬上分布不均勻。因此，軸應具有較大的剛度，并盡量使高速齒輪遠離輸入端，高速級可制成斜齒，低速級可制成直齒。相對分流式講，用于載荷較平穩(wěn)的場合，傳動比一般為i=860。B 圓錐及圓錐圓柱齒輪減速器圓錐圓柱齒輪減速器：它主要用于輸入軸與輸出軸相交而傳動化又較大的傳動。圓錐齒輪應在高速級，以減少錐齒輪尺寸，齒輪可分別制成直齒和斜齒。傳動比在直齒圓錐齒輪為822，斜齒輪及螺旋齒輪為840。蝸桿及蝸桿齒輪減速器：4.2.2 減速器類型的選擇由前面計算知本設計所用減速器傳遞的功率P=0.14 kW，傳動比 =8.732，輸入轉速n=1390 r/min，則選擇兩級圓柱齒輪(ZLY)減速器。由機械設計實用手冊表9-1-2查得：兩級減速器總中心距a=192，=80，=112。根據(jù)表9-1-4選取減速器公稱傳動比系列 =18根據(jù)表9-2-3 ZLY型減速器低速級許用輸入功率=14 kW根據(jù)表9-2-9 ZLY型減速器外形尺寸設計減速器的尺寸。4.3軸承的分析和選用4.3.1軸承的選用考慮滾筒軸上的軸承即受到徑向力又受到軸向力，故選用一對角接觸球軸承（GB/T29294）按軸頸直徑d來初選軸承型號。 滾筒軸上用軸承處直徑為65mm，所以選用軸承型號7013C，其主要參數(shù)查機械設計實用手冊表5-1-48可得：=65，D=100，B=18，=72 基本額定載荷=30.8 kN =27.8kN4.3.2對滾筒軸軸承的壽命驗算：在同一工作溫度下，用工作小時表示軸承的壽命，則式中 P當量動載荷，N； 壽命指數(shù)。球軸承，= 3；滾子軸承，=； 軸承的轉速，r/min。 把前面的數(shù)據(jù)： =63.6 r/min， P=62.79 N（根據(jù)帶輪軸的計算可得）代入公式： = =309295h又由機械設計表95： =1200025000 h則有 ， 軸承壽命合適。此時滾筒已確定，為中空型，其外徑為150mm，故可確定滾筒的內(nèi)徑為100mm。4.4. 氣動執(zhí)行元件的選用將壓縮空氣的壓力能轉換為機械能，驅動機構作直線往復運動、擺動和旋轉運動的元件，稱為氣動執(zhí)行元件。4.4.1氣缸在氣動執(zhí)行元件中，使用最多的是直線運動的氣缸。按照講空氣壓力轉換成力的受壓部件的結構不同，有活塞式和非活塞式（如膜片式），如圖2-1所示。膜片時氣缸密封性好，無摩擦阻力，無需潤滑，但氣缸行程短，大多用于生產(chǎn)過程控制中的夾緊和閥門開閉等工作。使用最多的是活塞式氣缸。4.4.2 本設計中氣缸的選擇A 推動壓板的氣缸選擇用氣缸推動壓板向下運動，其中壓板厚t=5，長660，寬260，密度=7.85/，系統(tǒng)工作壓力P=0.5，氣缸行程L=400，經(jīng)t=2s壓板被氣缸推到箱蓋上。壓板質量 m=()6.74氣缸實際軸向負載 F=mg=(6.749.81)N=66.51N氣缸的平均速度 =200/s根據(jù)氣缸速度在50500/s，查現(xiàn)代使用氣缸技術(第2版)表10-10，預選負載率=50%。則氣缸理論輸出力 F=133.02 N由雙作用氣缸理論推力公式 F= 可得出氣缸直徑 D=18.4按標準選定氣缸缸徑為20。壓板氣缸缸徑的校核已知L=400，t=2s，=50%，由現(xiàn)代使用氣缸技術圖10-30e，查得理論基準速度=370/s。已知=50%，由圖10-31，查得=0.975，則氣缸的最大速度=(0.975370)/s=360.75。故負載運動的最大動能=()=0.439J。由圖10-32，選用CM2系列缸徑20的氣缸，滿足緩沖能力要求。B 推動后擺臂的氣缸選擇已知前擺臂的質量m=2，系統(tǒng)工作壓力P=0.5，氣缸行程L=500，經(jīng)1.5s氣缸推動前擺臂動作完畢。氣缸實際軸向負載 F=mg=29.81=19.62 N氣缸的平均速度=/s=333/s根據(jù)氣缸速度在50500/s，查現(xiàn)代使用氣缸技術(第2版)表10-10，預選負載率=50%。則氣缸理論輸出力 F=39.24 N由雙作用氣缸理論推力公式 F= 可得出氣缸直徑 D=10按標準選定氣缸缸徑為10。后擺臂氣缸缸徑的校核已知L=500，t=1.5s，=50%，由現(xiàn)代使用氣缸技術圖10-30e，查得理論基準速度=700/s。已知=50%，由圖10-31，查得=0.975，則氣缸的最大速度=(0.975700)/s=682.5/s。故負載運動的最大動能=()=0.47J。由圖10-32，選用CJ2系列缸徑10的氣缸，不能滿足緩沖能力要求。故選用CJ2系列缸徑20的氣缸，才能滿足緩沖能力要求。4.5帶傳動的的選用帶傳動的類型很多，根據(jù)機械設計實用手冊表8-1-1長用帶傳動的類型、特點及應用，選擇普通V帶用于連接減速器低速軸和滾筒軸之間的傳動；而置于導軌上用于輸送箱體的帶則選用聚酰胺片基復合平帶。4.5.1 平帶傳動平帶傳動在機械傳動中應用較普遍。它的特點是： 結構簡單，能適應多種傳動形式如交叉與角度傳動、多被動輪傳動、張緊離合器等。 主動輪與被動輪之間距離較大。適于體積較大的機具之間的傳動。 膠帶有彈性，傳動中產(chǎn)生打滑，可以緩和沖擊載荷和短時過載，又安全作用。 不能保持準確穩(wěn)定的速比。 軸和軸承上受壓力較大。本設計中平帶傳動設計聚酰胺片基復合平帶按承載層(聚酰胺片基)的能力(抗拉強度)分為輕型L、中型M、重型H和特輕型EL、加重型EH、超重型EEH等幾種，其尺寸規(guī)格見機械設計實用手冊表8-1-39。本設計中采用聚酰胺片基復合平帶傳動設計可以參照表8-1-35進行，但應考慮下列幾點：(1) 選擇帶型時，現(xiàn)根據(jù)用途、載荷的大小和變化情況按表8-1-40選擇貼面類型，然后再根據(jù)設計功率和小帶輪轉速由圖8-1-7選擇帶型。(2) 小帶輪直徑可按表8-1-35的計算值減小30%50%，但必須大于表8-1-39中規(guī)定的，并應使帶速1015m/s。(3) 曲撓次數(shù)應小于=1550小帶輪直徑大時取高值，若，則應該用輕薄的帶或較大的帶輪直徑，以免影響帶的壽命。(4) 確定帶寬 式中 設計功率，=，kW； 傳遞功率，kW； 保教修正稀疏，查表8-1-37； 傳動布置系數(shù)，查表8-1-38； 聚酰胺片基復合平帶的基本額定功率，(kW)，查表8-1-41。根據(jù)上式算出帶寬，再結合所要輸送箱體的寬度，初步確定輸送帶的寬度，并按表8-1-39選取標準值。取=250，選用兩根該帶。由以上推理計算可知，本設計中使用的聚酰胺片基復合平帶為：LR-M 2503350 GB 1063-89(一面粘鉻鞣革、一面粘彈性膠片、帶寬為250、帶長為3350的聚酰胺片基復合平帶)。4.5.2 V帶傳動V帶比平帶應用更廣泛，在許多情況下代替了平膠帶傳動和鏈傳動。V帶傳動的特點：(1)與鏈傳動相比，結構簡單，成本低，制造、使用、維護方便，能適應多種復雜的傳動形式。但其傳動不穩(wěn)定，局部損壞不易修理，需更換新品。(2)與平帶相比，不易掉帶，帶輪安裝要求不太嚴格，允許兩輪中心面有較大的位置度和平行度偏差，能更好地適應多種傳動形式，簡化傳動機構。V帶得出拉力較低，允許用較小的包角和中心距，傳動比可以比較大，外廓尺寸小，沒有接頭，運行平穩(wěn)。本設計中普通V帶的尺寸規(guī)格本設計中使用的是A型普通V帶(基準寬度制)，其截面尺寸見機械設計實用手冊表8-1-4，選擇A型普通V帶，其截面尺寸：節(jié)寬=11.0；基本尺寸：頂寬b=13,高度h=10，楔角=40?；鶞书L度系列見表8-1-8。根據(jù)型號可以外購到該V帶。5 非標準部件的設計和計算5.1壓板的設計與計算5.1.1 壓板材料的選擇本設計由于在紙箱封箱機噴膠過程中，可能會由于某些原因導致膠噴到其它位置或由于膠噴放過多等情況，都有可能使壓板壓下時膠粘到壓板上，這就要求在選擇壓板材料時要注意到這點。所以經(jīng)過認真分析，選用不銹鋼復合鋼板，牌號為1Cr18Ni9Ti，作為壓板材料。它具有良好的耐酸性，耐腐蝕性及抗晶間腐蝕能力。焊接性能良好，可用于化工耐蝕性、動力和熱設備的管道和結構中。5.1.2 壓板尺寸的設計查機械設計實用手冊表2-3-1，選取壓板厚度為5，復層厚度1.01.5。本設計的壓板是用于使噴有膠的箱蓋之間更為牢固，故它的尺寸應滿足被壓箱蓋的要求。已知箱子的尺寸范圍： 最小箱 200180150(長寬高) 最大箱 600500500(長寬高)故設計壓板的尺寸為：6602605(長寬高)根據(jù)尺寸設計壓板的結構，如圖5-1所示。 圖5-1 壓板設計尺寸5.2滾筒的設計與計算簡單的帶式輸送機上裝有傳動滾筒和張緊滾筒；較復雜的結構上還設有該項滾筒，用以增加包角或改變輸送方向。常用的滾筒結構型式見實用機械設計手冊圖13.3-3。為了獲得所需的傳動牽引力，而又不致使輸送帶的張力過大，可在傳動滾筒表面包覆木材、皮革或橡膠，以增加滾筒與輸送帶之間的摩擦力，并可采用各種輸送帶圍繞型式以增大輸送帶在滾筒上的包角。滾筒基本參數(shù)和尺寸見表13.3-9。重型帶式輸送機多采用各種類型的多滾筒傳動方式，以增加傳動功率，見圖13.3-5。根據(jù)滾筒在本設計中的作用以及它與封箱機的連接形式，設計結構簡單、占用空間少、具有足夠承載能力的滾筒，如圖5-2所示。圖5-2 滾筒5.3軸的選擇與設計5.3.1 軸的分類常見的軸有直軸、曲軸和軟軸。本設計所用到的是直軸。5.3.2 軸的材料45號鋼等優(yōu)質中碳鋼是最常用的材料。Q235-A等普通碳素鋼用于不重要的軸或受載較小的軸。合金鋼具有較高的機械強度，用于受載較大、結構尺寸受限制、需提高軸頸的耐磨性及處于高低溫或腐蝕等條件下的軸。球墨鑄鐵和一些高強度鑄鐵，易于鑄成外形復雜的軸，它們吸振性好，對應力集中敏感性較低。軸上零件的定位軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、圓螺母、軸端擋圈、縮緊擋圈、彈性擋圈、緊定螺釘和圓錐面等來保證的。軸肩、周環(huán)處由于軸的截面變化會產(chǎn)生應力集中，即發(fā)生疲勞破壞。為了保證軸的疲勞強度，軸肩、軸環(huán)處的過渡圓角半徑不應過小。軸上零件的軸向定位常用鍵、花鍵、銷、緊定螺釘和過盈配合來實現(xiàn)提高軸疲勞強度的結構措施軸的破壞大多為疲勞破壞。提高軸疲勞強度要力求降低應力集中、提高軸的表面質量，降低應力集中的主要措施見表4-1-6。提高軸的表面質量可又降低州的表面粗糙度數(shù)值、進行熱處理或表面強化處理等實現(xiàn)。5.3.3 軸的強度計算卷筒與大帶輪之間的軸為短軸屬于傳動軸。傳遞中等功率，轉速較低，無特殊要求，故選用45號優(yōu)質碳素結構鋼調(diào)質處理，其機械性能由表查得。，短軸的結構如圖5-3所示。圖5-3 短軸(a) 圖5-4軸的轉矩和彎矩圖由于短軸的長度比較短，并且主要承受徑向力，因此承受的扭矩比較大而彎矩很小，因此在校核時主要考慮短軸的剛度。根據(jù)其承載力及轉矩，畫出彎矩和轉矩如圖5-4所示。校核后發(fā)現(xiàn)其承載能力足夠。同理，可以校核圖5-5所示的短軸(b)強度足夠。圖5-5 短軸(b)5.4箱體的設計計算基本尺寸:40007501400 (長寬高)箱體尺寸定為:35006601366(長寬高)根據(jù)機械設計手冊采用30#結構用冷彎方形空心型鋼其壁厚t=8.0 mm,理論質量2.361kg/m,截面模數(shù)Wx=Wy=2.333,用它作為箱體底部和側面的框架結構用材,再在其頂部放置薄鉸鐵鋼板,厚度選用t=6.0mm,查得其重量9.831 kg/.A 結構鋼質量的計算:總長度為L,單位長度的質量2.361kg/mL=3.52+0.662+2(22+3.5)=23.32 m B 角鐵鋼板的計算:頂部面積記為S,總質量為,單位面積質量為9.813kg/.=0.04176=9.813S=9.8130.04176=0.041 kg箱體底部是主要的承載部分，是整個箱體設計的重點部分。需要進行詳細的受力分析和計算。根據(jù)常規(guī)經(jīng)驗參考以往的有關這方面的設計本方案也采用方鋼作為承載導軌，其主要承受載荷是待封紙箱的重量、承載導軌的重量和導軌上支撐鉸鐵鋼板重量。本設計初步假設待封紙箱的重量為50。 5.5后擺臂的設計計算5.5.1 后擺臂材料的選擇本設計中，后擺臂由氣缸帶動，用于使在傳送帶上動作的紙箱的后蓋舌繞自身的折痕折下，實現(xiàn)后蓋舌折下進入推桿中，故它要具有一定的彎轉力和推力。結合機械設計實用手冊選用45#鋼作為后擺臂的材料。5.5.2 實現(xiàn)動作的方案設計根據(jù)本設計中后擺臂所要實現(xiàn)的動作，故可設計成鉸鏈四桿機構。鉸鏈四桿機構分為曲柄搖桿機構、雙曲柄機構、雙搖桿機構三種基本型式。鉸鏈四桿機構三種基本型式的區(qū)別主要取決于機構內(nèi)是否存在曲柄。而機構中有無曲柄又與個構件間的相對尺寸有關，為此需要分析曲柄存在的條件。本設計中實現(xiàn)后擺