纸张横切机毕业设计.doc

机电与车辆工程学院毕业设计题 目： 纸张横切机 毕业论文（设计）原创性声明本人所呈交的毕业论文（设计）是我在导师的指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文（设计）不包含其他个人已经发表或撰写过的研究成果。对本论文（设计）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明并表示谢意。 作者签名： 日期： 毕业论文（设计）授权使用说明本论文（设计）作者完全了解*学院有关保留、使用毕业论文（设计）的规定，学校有权保留论文（设计）并向相关部门送交论文（设计）的电子版和纸质版。有权将论文（设计）用于非赢利目的的少量复制并允许论文（设计）进入学校图书馆被查阅。学校可以公布论文（设计）的全部或部分内容。保密的论文（设计）在解密后适用本规定。 作者签名： 指导教师签名： 日期： 日期： 注 意 事 项1.设计（论文）的内容包括：1）封面（按教务处制定的标准封面格式制作）2）原创性声明3）中文摘要（300字左右）、关键词4）外文摘要、关键词 5）目次页（附件不统一编入）6）论文主体部分：引言（或绪论）、正文、结论7）参考文献8）致谢9）附录（对论文支持必要时）2.论文字数要求：理工类设计（论文）正文字数不少于1万字（不包括图纸、程序清单等），文科类论文正文字数不少于1.2万字。3.附件包括：任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）。4.文字、图表要求：1）文字通顺，语言流畅，书写字迹工整，打印字体及大小符合要求，无错别字，不准请他人代写2）工程设计类题目的图纸，要求部分用尺规绘制，部分用计算机绘制，所有图纸应符合国家技术标准规范。图表整洁，布局合理，文字注释必须使用工程字书写，不准用徒手画3）毕业论文须用a4单面打印，论文50页以上的双面打印4）图表应绘制于无格子的页面上5）软件工程类课题应有程序清单，并提供电子文档5.装订顺序1）设计（论文）2）附件：按照任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）次序装订3）其它目录序言3第一章 横切机的概述4第二章电动机的选择62.1 选用电动机类型62.2 选择电动机的容量6第三章 减速装置设计73.1传动比确定及各级传动比分配73.2运动参数及动力参数计算7 3.2.1计算各轴转速73.2.2计算各轴的功率.73.2.3 计算各轴的扭矩-83.3齿轮传动的设计计算 8 3.3.1第一级齿轮传动副的设计计算. 8 3.3.2第二级齿轮传动副的设计计算. 11 3.3.3第三级齿轮传动副的设计计算.143.4传动轴的设计 16 3.4.1第一传动轴的设计及计算. 16 3.4.2第二轴的结构设计及计算.19 3.4.3第三轴的结构设计及计算. 233.5减速箱体结构尺寸25 3.5.1结构尺寸. 25第四章 带传动的设计264.1 确定计算功率264.2 确定v带带型264.3 确定带轮基准直径264.4 确定v带中心距和基准长度274.5 计算带的根数28第五章 上下刀辊的设计295.1 上下刀辊的传动方案295.2 动力选择 32参考文献 34附录 纸张横切机装配图 35摘要本次的设计是数控螺旋刀横切机的机械设计,横切机是瓦楞纸板生产线中的一个重要的环节,该设备主要用于纸板的横向裁切,根据瓦楞纸扳的造纸速度来确定横切机刀辊的转速和刀刃的线速度,达到准确的定长剪刀目的。由电脑控制的数控螺旋刀横切机在机械结构上比传统的机械式横切机简单，但性能却超出了机械式横切机。在全面了解传统横切机的结构和原理后，发现其存在的问题。为了解决这些问题，对瓦楞纸板生产工艺、横切机刀辊、横切的传动结构的和齿轮调整的参数等关键技术进行了解和分析研究，利用思维扩展和逆向思维等创新方法对数控横切机的结构和原理上进行创新。该电脑横切机主要有以下四个重点：一、设计中数控螺旋刀横切机采用的点切式的切纸方式；二、利用h型块进行齿轮间隙调整；三、利用无键联接方式调整刀辊与传动齿轮的周向相位；四、利用电脑控制横切机的传动。关键词：横切机、螺旋刀、点切、无键联接、齿轮间隙补偿装置 引言我国是瓦楞纸板生产大国，据统计数据表明，2003年我国的瓦楞纸板产量已达158亿米，占世界的10d3。至十九世纪以来，美国人艾伯特琼斯发明瓦楞纸用于包装，经历了一百多年的历史，现形成了一个现代化的包装行业和机械制造业。百多年来，生产瓦楞纸板的设备有过几次大的变革，而其工艺流程基本没有变。这就决定了世界各国厂家制造的瓦楞纸板生产线设备，其原理、系统组成、单机结构均大同小异。按其担负的工艺要求分析任何厂家的设备就能看出该设备的先进性与合理性。 而近年来我国经济一直保持高速增长的态势，特别是在食品、饮料、电器和玩具等轻工业市场的内需和出口的迅猛发展，促使与其相关的包装行业也有很快的发展。瓦楞纸板箱在包装领域里占相当大的比重。随着中国加入世贸组织(wto)及世界包装组织将亚洲包装产业中心确立于中国，使中国纸品包装业进入众所瞩目的阶段，无论是供方市场的成熟度还是需方客户在质与量方面所提出的要求，均使投入该行业里的企业数量及其资金愈来愈多。由于瓦楞纸板的价格低廉，张力及硬度又适中，故大部份的产业都选择以瓦楞纸产品作为其最终产品的内衬垫材或外包装。随着各行业的物流包装发展，对瓦楞纸板需求量更是与日俱增，使瓦楞纸板在整个包装行业占重要一席。基于上述种种因素，瓦楞纸板生产设备在往后几年内无论是旧设备改装或新机型开发都会蓬勃发展。其中,横切机是瓦楞纸板生产线的重要单机,主要完成分切压痕机输送的纸板在纸板运动方向的横向剪切。传统的直刀横切机剪切力较大,剪切纸板的板边发毛,剪切精度差,对后道印刷工序会产生不良的影响,为此研制开发一种能够配套于瓦楞纸板生产线的新型横切机已经成为摆在科研工作者面临急需解决的实际问题。因此，针对现在的情况，这次的设计思想主要是：利用点切式切纸的原理，对电脑横切机的机械结构进行设计，采用螺旋刀的形式配合现在比较先进的伺服控制系统，在轮刀传动机构中采用无键联接的结构原理使横切机达到预定的工作要求。第一章 横切机的概述横切机(又称双辊刀切纸机、双辊刀切断机)主要用于纸板的横向裁切，从分切压痕机过来的纸板在纵向(纸板运动方向)已被分切成二部分。为了能同时裁切两种不同规格长度的纸板，一般生产线中采用二套裁切装置(二个机组)。如下图14为双组横切机的结构形式，两台机组合并放置在生产线中，纵向过来的纸板被第一套裁切机构裁切后由下部接纸带输出，而第二部分纸板由第二套裁切机构裁切后经上部接纸带输出。两台机组除合并放置外，也可隔开一段距离放置。以方便操作人员的调整和维修。在过去由于电器设备的发展局限型,大部分横切机都是纯机械式,但是机械结构复杂,如双曲柄和无级变速机构,这些使机器安装复杂且效率不高。下图为机械横切机的外形图和结构图。 1一墙板；2一进纸辊；3一压纸装置；4一上刀辊；5一下刀辊； 6一墙板7一紧辊 ;8一调节辊；9一输送带；10一出纸装置 横切机除了常见的机械横切机外，还有电脑横切机。也就是这次设计的任务。从机械结构来说，电脑横切机比机械横切机要简单得多，但电器要复杂得多。电脑横切机的切刀部分采用螺旋刀装置，也是设计的主要部分。如图1-2和1-3为电脑横切机示意图和结构图。 1-2 电脑横切机示意图 1-3电脑横切机结构图1-传动系统 2-输送带 3-润滑系统 4-主电机 5-输送带电机横切机主要由传动系统、上下刀辊、双曲柄机构、无级变速器等组成。机械横切机动力源主要来自总轴，通过无级变速器及齿轮等带动驱动刀辊轴传送动力，改变无级变速器的速比可得到不同的转速输出，裁切不同长度的纸板。 电脑横切机电器主要由变压器、驱动部、裁切部及电脑控制等四部分组成。配电箱包括主动力电源开关、驱动部控制回路电源开关、输送带电机控制开关、交流或直流伺服电机电源开关及电脑电源开关等电器元件。变压器提供驱动部的动力电源。驱动部接受电脑控制部发来的信号和指令、驱动直流或交流伺服电机，并控制输送带电机、冷却风机电机及油泵马达等，并设有过热保护装置。裁切部在主电机、传感器、编码器作用下对纸板进行裁切。电脑控制部接受编码器及其他电器的输入指令，感应纸板运行速度，经精确计算后控制主电机驱动裁切系统对纸板进行裁切。电脑横切机的裁切长度可从5009999mm范围内无级可调，恒速运行时，裁切精度可达051mm左右。但在变速运行中精度不是很高。第二章 电动机的选择条件：滚筒直径，轴2转矩，电源为三相交流，电压380v。2.1 选用电动机类型选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，y型。22.2 选择电动机的容量工作机所需工作功率， （2-1）电动机所需工作功率 （2-2）由电动机至滚筒总效率为 （2-3）取，则选取电动机型号为y132m-46。第三章、 减速装置设计3.1传动比确定及各级传动比分配首先设定钻管推进装置主动轴高转速为100r/min，取钻管推进装置主动轴链轮齿数=21，取减速器输出端链轮齿数=25。则可确定减速器总传动比为 16.34分配传动比所要考虑的原则:对锥-圆柱齿轮减速器，为使大齿轮尺寸不致过大，高速级按下式计算：对二级齿轮减速器：（1.3-1.4）i2i1 、i2 -高低速传动比 =16.34 经计算得 i1=4.609 i2=3.5453.2 运动参数及动力参数计算3.2.1 计算各轴转第1轴转速 n1 =1846/1.3 =1420r/min第2轴转速 n2 =1420/4.609=308.09r/min第3轴转速 n3 =308.09/3.545=86.91r/minn电动机转速，r/min；i从电动机到减速器输出轴的各级传动比。3.2.2 计算各轴的功率第1轴功率 p1 = p12=110.990.99=10.78kw第2轴功率 p2 = p1=10.780.990.95=9.72kw第3轴功率 p3= p2=9.720.990.95=9.14kw式中 1=0.99，联轴器效率2=0.99，轴承效率；3=0.95，齿轮效率。3.2.3 计算各轴的扭矩第1轴扭矩 t1=9550p1/n1=955010.78/1420 =69.47 nm第2轴扭矩 t2=9550p2/n2=95509.72/308.0=301.30nm第3轴扭矩 t3=9550p3/n3=95509.14/86.91=1004.34nm3.3 齿轮传动的设计计 3.3.1 第一级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为240286hbs，取=260 hbs。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度2169217hbs，取 =210hbs。确定接触应力： =查图表得小齿轮接触疲劳极限=700 mpa大齿轮接触疲劳极限=550mpa接触疲劳极限，接触强度寿命系数zn 应力循环次数n ，n=60njln 得zn1=zn2=1取接触强度最小安全系数=1.2，则=7001/1.2 =584pa，=5501/1.2=458mpa 。确定许用弯曲应力：= 弯曲疲劳极限 ，查资料取=540 mpa，=420 mpa 弯曲强度寿命系数，查资料取= =1弯曲强度的尺寸系数，查资料（模数m=5mm）取=1弯曲强度最小安全系数，取=1.4则=54011/1.4=386 mpa =4201/1.4=300 mpa(二)齿面接触疲劳强度设计、计算 确定齿轮传动精度等级，77，由资料参数表选取小轮大端公差组等级为7级。分度圆直径为：齿宽系数查资料，取=0.5小齿轮齿数 取=18 大齿轮齿数 取传动比误差 可用载荷系数 使用系数。查资料取=1动载系数。由推荐值1.051.4，取=1.2齿向载荷分布系数。由推荐值1.01.2，取=1.1载荷系数 = 材料弹性系数，查资料，取 节点区域系数 ，查资料，取故计算得齿轮模数， ，按标准圆整得m=5mm小轮大端分度圆直径 小轮平均分度圆直径圆周速度齿宽 取（三）齿根弯曲强度校核计算当量齿数， 齿形系数，小轮=2.58 大轮=2.10应力修正系数， 小轮=1.6 大轮=1.9故齿根强度满足要求。（四）齿轮的主要尺寸参数3.3.2第二级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力查资料选择，小齿轮40cr调质 大齿轮 45 正火许用接触应力, =接触疲劳极限，接触强度寿命系数zn 应力循环次数n ，n1=60n1jln60308.091（1512365）1.21n2=n1/i1.21/3.5453.43查资料知zn11，zn21.05接触强度最小安全系数1则7001/1700 5501.05/1577许用弯曲应力， = 其中=378 =294弯曲强度的尺寸系数yx=1弯曲强度最小安全系数1.4则37811/1.4270 29411/1.4210（二）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按v1（0.0130.022）n1估取圆周速度vt4m/s，参考相关资料，得d1齿宽系数，取=0.8小轮齿数z1，在推荐值2040中选。 z1=25大轮齿数z2=iz1=3.54525=88.625，圆整为z2=89齿数比u=z2/z1=89/25=3.56传动比误差/u=（3.56-3.545）/3.545=0.0042 0.05，合适-使用系数，查资料取=1-动载系数，由推荐值知=1.2-齿间载荷分配系数 =1.1-齿间载荷分布系数 =1.1载荷系数k=1.45材料弹性系数,取=189.8重合度系数由推荐值知=0.78螺旋角系数=0.99故d1=81.52mm法面模数 =d1 z1 =81.52*cos12 25=3.19 取标准=3.5中心距a a=（z1+z2）（2）=3.5（25+89）（2 cos12） =203.95mm 圆整取 a=204mm分度圆螺旋角=arccos = 分度圆直径 d1=mzcos12.51=89.628mm圆周速度 v=3.14*d1*n160000=1.445 ms齿宽b b=0.8*81.52=65.216 圆整为65mm。大轮齿宽b2=b=65mm小轮齿宽b1=b2+（510）=70mm（三）齿根弯曲疲劳强度校核计算当量齿数 zv2= =26.73= =95.16齿形系数. 小轮=2.58 大轮=2.17应力修正系数. 小轮=1.598 大轮=1.80不变位时，端面啮合角=arctan（）= 端面模数= =3.535mm。重合度=2.13重合度系数=0.25+0.75=0.602螺旋角系数由推荐值为=0.89故 =84.10 =86.71齿根弯曲强度满足（四）齿根其他主要尺寸计算大轮分度圆直径= =318.53mm根圆直径 =89.628-2*1.25*3.5=80.878mm =318.53-2*1.25*3.5=309.78mm顶圆直径 =89.628+2*3.5=96.628mm =318.53+2*3.5=325.53mm3.3.3 三级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力小齿轮40cr调质 大齿轮 45 正火许用接触应力, =接触强度寿命系数zn 应力循环次数n，n1=60n1jln6086.911（1512365）3.43n2=n1/i3.43/2.731.26查资料知zn11，zn21.05接触强度最小安全系数1则7001/1700 5501.05/1577许用弯曲应力， = 其中=378 =294弯曲强度尺寸系数yx（设模数m小于5mm），yx1弯曲强度最小安全系数1.4则37811/1.4270 29411/1.4210（二）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按v1（0.0130.022）n1估取圆周速度vt4m/s，d1齿宽系数，查资料得=0.8小轮齿数z1，在推荐值2040中选。 z1=25大轮齿数z2=iz1=2.7325=68.25，圆整为z2=68齿数比u=z2/z1=68/25=2.72传动比误差/u=（2.73-2.72）/2.73=0.003660.05，合适-使用系数，取=1-动载系数，由推荐值知=1.2-齿间载荷分配系数 =1.1-齿间载荷分布系数 =1.1载荷系数k=1.45材料弹性系数,取=189.8节点区域系数（） =2.5重合度系数由推荐值知=0.87故d1=136.60mm齿轮模数m m=d1 z1=136.6025=5.464 取标准m=6小轮分度圆直径 =mz1=6*25=150mm圆周速度v=3.14d1n160000=0.68 ms标准中心距a a=m（z1+z2）2=6（25+68）2=279mm 齿宽b b=0.8150=120mm大轮齿宽b2=b=120mm 小轮齿宽b1=b2+（510）=125mm（三）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式6-16 齿形系数， 小轮=2.62 大轮=2.21应力修正系数， 小轮=1.59 大轮=1.776重合度=1.56重合度系数=0.25+0.75=0.731故 =423.31 =440.99齿根弯曲强度满足。（四）齿根其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 =408mm根圆直径 =150-2*1.25*6=135mm =408-2*1.25*6=393mm顶圆直径 =150+2*6=162mm =408+2*6=520mm3.4 传动轴的设计3.4.1第一传动轴的设计及计算（一）计算作用在齿轮上的作用力 转矩t=9550p/n=955010.54/1420=70.89nm 圆周力= 径向力 轴向力（二）初步估算轴的直径选取作为轴的材料，调质处理 由式计算轴的最小直径并加大5%考虑键槽的影响。查资料知取a=102 =21.8mm（三）轴的结构设计 确定轴的结构方式： 考虑到锥齿轮的制造装配等方面的因素，采用齿轮轴并采用悬臂式结构。确定各轴段直径长度：1段 联轴器为 基本尺寸 d=40mm d=130mm l=105mm l=84mm第一段长度2段 二段主要是锁紧螺母和轴承，选取且符合轴承内径 查gb/t297-1994暂选滚动轴承32909 基本尺寸是 d=45 d=68，暂取=60mm3段 为便于装拆轴承内圈定位，且， 四段的尺寸必须满足下4段 第列关系 其中l为两轴承距离 有轴承与锥齿轮的距离暂选l=95mm， 。 综合考虑减速箱的布置，确定：，（四）绘制轴的弯矩图和扭矩图齿轮轴受力如图（a）所示， h水平面内 受力如图(b)所示 h竖直面内 受力如图（d） 水平面内弯矩图如（d）垂直面内弯矩图如（e）弯矩图，扭矩图见下图：图3-1 轴的弯矩、扭矩图t=115.54nm合成弯矩见图（f）（五）判定危险截面，求危险截面的当量弯矩根据 图，图及t图参照齿轮轴受力图，设b截面为危险截面，因该轴单向旋转，扭转剪应力按脉动循环考虑。轴为，调质处理查资料，由得 ， ，。 折算系数 取当量弯矩 b处当量弯矩 c处当量弯矩（六）验算危险截面强度危险截面直径为因1段有一键槽 ，最小直径应为比较计算结果与结构设计b截面直径，满足强度要求。3.4.2第二轴的结构设计及计算（一）计算作用在锥齿轮上的作用力对于锥齿轮： 转矩 圆周力 径向力 轴向力 对于斜齿轮：输出轴大齿轮分度圆直径转矩t= 圆周力 径向力 轴向力（二）初步计算轴的直径及各段长度选取45号钢作为轴的材料，调质处理，由式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响 查资料取a=115 =36.24mm确定轴的结构方案：右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位。齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右端靠轴肩定位。锥齿轮和左轴承之间用定位套筒定位，齿轮右端靠轴肩定位。确定各轴段直径和长度1段 根据gb/t297-1994，暂选滚动轴承32009x2 。基本尺寸是但d=45 ， t=20，d=75， b=19 ，c=16 ，。轴承润滑的选择： 选择脂润滑。综合考虑箱体的布置及对称要求，1段长度 1段轴径=45mm 2段与3段的选择 锥齿轮宽度 锥齿轮宽度为40mm，取=40-2=38mm。为使套筒可靠的压紧锥齿轮，并考虑对称，取=35mm综上 4段 取齿轮左端定位高度h=5mm，轴肩直径， =20mm。5段 考虑对称布置及齿轮与箱体内壁距离要求，取，6段 7段 (三)轴的力学分析左右轴承支反力若按精确计算，应距外端盖截面16mm，这样选得支撑跨距l=276.5mm支反力作用点与齿轮作用力点及两齿轮作用力点之间的距离分别为 。水平面内支撑点a的支反力： 水平面内支撑点b的支反力水平面内剖面c-c处的弯矩：水平面内剖面d-d处的弯矩：水平面内剖面e-e处的弯矩垂直面内支撑点a的支反力：垂直面内支撑点b的支反力：垂直平面内剖面c-c处的弯矩： 垂直平面内剖面d-d处的弯矩：垂直平面内剖面e-e处的弯矩： 剖面cc处的合成弯矩： 剖面dd处的合成弯矩：剖面ee处的合成弯矩：判定危险截面，求取各截面的当量弯矩：根据图 图及t图并参照轴的受力图，断定c d e断面为危险截面。因该轴单向旋转，轴为45号钢，调质处理。查资料得 按值查相料得 则 折旧系数 当量弯矩 c处当量弯矩： d处当量弯矩：e处当量弯矩：按弯扭合成强度校核轴的强度（中等精度）：对于cc截面对于dd截面 对于ee截面对于cc截面考虑到键槽的影响，最小直径mm，其余截面类似。比较计算结果与结构设计，其它截面均满足强度要求。3.4.3三轴的结构设计及计算 （一）计算作用在齿轮上的作用力对于斜齿轮： 圆周力 径向力 轴向力 对于直齿轮：转矩t= 圆周力 径向力（二）初步计算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理，由式 计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查资料取a=115，=51.46mm（三）轴的结构方案确定右轴承从轴的右端装入，靠轴套定位。齿轮从轴的右端装入，轴肩定位，左轴承从轴的左端装入，齿轮右端靠轴肩定位。1段 根据圆整取55mm，根据直齿小轮齿宽，并考虑倒角装配，选取长度l1=123mm。 2段 为使直齿轮定位，轴肩高度h=c+（23）mm。 且符合标准密封内径，综合考虑齿轮配对和箱体内的整体布局，取=90mm3段 为便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径=65mm 滚动轴承型号为32013 ，d=100mm t=23mm c=17.5mm，取=t=23mm4段 =70mm 为了便于安装调配取=125.5mm。5段 =65mm 为了实现两斜齿轮的安装，斜齿轮宽度为65mm，使斜齿轮可靠的压紧，取=63mm。便于斜齿轮的定位以及轴承安装，滚动轴承型号为32912，d=85mm，t=17mm。6段 综合考虑链轮配合及减速箱装配，取d=60mm，t=31.5mm。（四）计算弯矩和扭矩求轴承支反力如下：h 水平面 =-2365.7n, =-2938.1n,v 垂直面 =-1546.2n, =-1327.9n。 求齿宽中点处弯矩如下： h 水平面 =23417.1nmm, =-39654.2nmmv 垂直面 =-9846.7nmm, =-104528.1nmm合成弯矩m求解如下：m1=25326.1nmm。m2=105732.4nmm。扭矩 t为：t=1004340nmm。（五）按弯矩合成强度校核轴的强度 轴的材料为45号钢，调质处理，查得查得材料许用应力则轴的计算应力为该轴满足强度要求。3.5减器箱体结构尺寸3.5.1结构尺寸箱昨壁厚:0.025a+18 取=8箱盖壁厚:0.02a+38 取1=8箱座上臂凸缘厚度 ：b=1.5d=1.58=12箱盖凸缘厚度：b1=1.51=1.58=12箱座底凸缘厚度:b2=2.51=2.58=20地角螺钉直径:df=20地脚螺钉数目:a250:n=4轴承旁连接螺栓直径:d1=0.75df=0.7520=16盖与座连接栓直径:d2=(0.50.6)df=10连接螺栓d2间距:l=15200轴承端盖螺钉直径:d3=10检查孔盖螺钉直径：d4=8定位销直径:d=8d1d2d3至外箱壁距离:c1=22至凸缘边缘距离:c2=20轴承旁凸台半径:r1=20凸台高度:h根据低速级轴承底外径确定，便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离：l1=50齿轮顶圆与内箱壁距离:1=10齿轮端面与内箱壁距离:2=0箱盖肋厚:m1=6.8箱座肋厚:m2=6.8轴承端盖外径:d2=d+(55.5)d3 d为轴承外径第四章 带传动的设计条件：电动机功率，转速，传动比，每天工作8小时。4.1 确定计算功率由相关资料查得工作情况系数，故 （4-1）4.2 选择v带的带型根据，由相关资料选用a型 7。4.3 确定带轮的基准直径并验算带速4.3.1 初选小带轮的基准直径资料，取小带轮的基准直径 。4.3.2 验算带速 （4-2）因为，故带速合适。4.3.3 计算大带轮的直径 （4-3）根据相关资料，取。4.4 确定v带的中心距和基准长度4.4.1 初定中心距 （4-4）取。4.4.2 计算带所需的基准长度 （4-5）由相关资料选带的基准长度 7。4.4.3 计算实际中心距 （4-6）中心距的变化范围为。4.5计算带的根数4.5.1 计算单根v带的额定功率根据和，由相关资料查得v带的基本额定功率 。根据，由相关资料查得。由相关资料查得，于是 （4-8）4.5.2 计算v带的根数 （4-9）取4根。第五章 上下刀辊的设计5.1 上下刀辊的传动方案上下刀辊在工作状态下是一级的传动关系，它们彼此同步反向转动，所以由齿轮来传动很合理很优先的选择，在这个横切机构中，上下刀辊通过右边两对齿轮啮合进行传动。右边啮合齿轮每对为三个齿轮(图5-2)下部为一个齿轮，上部为二个齿轮，较宽的齿轮起传递动力作用，较窄的齿轮起消除侧隙作用。 通过除隙齿轮可使上下刀刃正确啮合，又可避免由于传动齿轮间隙造成上下刀辊的动力传递和间隙调整。缺点是降低了承载能力，并且齿面不易形成油膜而加剧磨损。采用除隙装置要求切刀的刀刃与传动齿轮沿周向的相对位置可以调整。调节的方法与除隙装置的调节方法基本相同，不过不再是采用二个并列的齿轮，而是利用空套在轴套上的齿 图5-2 上下刀轮传递图轮相对轴套转过一定的角度来实现，轴 1-紧固螺钉；2-调整螺钉；套通过平键与刀辊轴相连，实际上是调 3-螺母；4-方形销轴节齿轮与刀辊轴之间的周向相对位置。 “直刀型”横切机，即刀的几何中心线与刀辊的轴心线互相平行，这样，整个纸板的横向的切断是在同一瞬间完成的。由于整个纸板的切口属于剁刀式的“一刀切”，且刀辊旋转本身有角加速度存在，因此造成裁切时会出现较明显的冲击。此冲击将会直接影响刀辊的使用寿命和整机的寿命，并直接影响机器的性能，产生较大的噪音。为此，可将切刀刃的直线型改为螺旋形。作用是将剁刀式的一刀切改变成剪刀剪布式的逐点切断，以便大大减缓横切的冲图5-3 切刀在刀辊上的调节 击效应。由前可知，刀辊必须是不等速旋转，1-刀辊 2-刀座 3-调节螺栓 因此，采用螺旋形刀刃可能同时引出新的问题4-横切刀 5-紧固螺栓 封切的封口不平直，是斜的！上下横切 刀安装在上下刀辊轴上呈螺旋形安装，在裁切过程中，整个幅宽方向的上下刀刃不是同时接触的，而是一个剪切的过程，从幅宽的一端逐渐过渡到另一端，其目的是降低瞬时剪切功率和改善剪切质量， 同时对有关执行件的刚度要求也相应减小，这对刀具的使用寿命和机器的使用性能来说都是十分有益的。由简单的运动合成原理， 图5-4 螺旋刀力合成 得知刀辊的中心轴线也是倾斜布置的。刀刃咬合处，纸被切断，它的线速度v1与送料的线速度v2合成，使得切纸的速度v3正好成为一平直的直线，如图5.4。刀刃的刃口要求锋利，刀刃的前角后角要求大，这样可获最佳的切纸效果。因此，刀片一般采用优质工具钢或合金钢制造，刃口的硬度可达hrc55以上。另外，由于现代数控加工技术的迅猛发展和普及，螺旋型刀刃的加工已不是困难。因此，采用螺旋形刀刃是一种切实可行的措施。在瓦楞纸板横切机的安装、调整过程中，上下轮刀的周向相位与传动齿轮的周向相位必须协调。这是瓦楞纸板横切机的轮毂与轴的联接设计必须面对的一个问题。在设计中采用无键联接,运用胀紧联接套来使上下轮刀的周向相位与传动齿轮的周向相位相互协调。在解决瓦楞纸板横切机的安装、调整过程中，上下轮刀的周向上下轮刀的周向相位与传动齿轮的周向相位协调问题时,过去一般齿轮与轴的联接有键联接、螺钉联接、过盈配合几种。直接用键联接无法满足周向相位的要求,用螺钉联接不易满足传递扭距要求，因为本文所设计的瓦楞纸板横机的功率都在37kw,用过盈配合联接，安装及拆换均困难。过去有一种变通的键联接的方法一直被沿用 ，从动齿轮用普通平键与轴联接，主动齿轮与其轴之间增加了一个过度零件-异形套筒。这种联接方式能满足周向定位的特殊要求，但占据空间大，中间环节多，安装精度不易保证。异形套筒与轴之间为装拆方便一般采用间隙配合，异形套筒和齿轮之间为调整方便也多采用间隙配合，这样直接影响齿轮的装配精度，影响横切机上下轮刀的切纸性能。本文所设计的瓦楞纸板横切机采用胀紧联接套这种无键联接方式, 从而能很好地解决上下轮刀周向相位协调的要求，且装拆更方便，周向和轴向调整更方便，更节省空间。胀紧联接套借助于锥面的增力作用和自定心作用对中，降低对零件的配合精度要求，提高齿轮的安装精度，使齿轮传动更平稳，从而保证横切机的切纸精度。无键联接是指不采用传统的键、销等进行机械的扭矩传递和运动传递的联接。无键联接的基本原理是在轴与轮毂之间采用带有锥面的弹性环套类零件，通过施加一定的轴向力,使锥型结合面产生压力,从而靠由此压力产生的摩擦力传递扭矩。 图5.5 胀紧套联接 如图2-5a，主动齿轮空套在轮刀轴上,通过胀紧联接套联接。胀紧联接结构,见上图2-5b由内环、外环、前锥形环、后锥形环及高强度螺栓组成。内环、外环由弹簧钢经严格热处理和磨光加工制成，每个环上都有一个纵向开口。内环和外环之间有2个锥形环，即前锥形环和后锥形环，前锥形环的螺孔没有丝扣为光孔，后锥形环的螺栓孔全部有丝扣用于拧紧高强度螺栓，当高强度螺栓(一般环向布置若干个)拧紧时，前后锥形环互相拉紧，使内外环产生径向压力，利用摩擦力锁紧，实现扭距和轴向力的传递。以下是受力分析与计算: 先把胀紧联接套当一个整体，设有n个联接螺栓，每个联接螺栓均施加预紧力 ，则给前、后锥形环施加的总轴向力: 在力f的作用下，内、外弹性环对轴和轮毂分别产生挤压力1v,再对前后锥形环和内外环单独进行受力分析。例如后锥形环，其两锥面受正压力及摩擦力联合作用即力q，还受到力f作用，画出力多边形，见图2-6，得出q与f的关系式： 图5-6 胀紧套联接受力分析 (1) 式中:为锥面半锥角； 为摩擦角，摩擦系数 同理，对内外环进行受力分析可得 (2)从计算得出胀紧联接套可以很好的解