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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第一章.碎纸机的简介及其发展历史 1.1 1.1 简介简介 碎纸机是由一组旋转的刀刃、纸梳、驱动马达和减速齿轮组成的。纸张从 相互咬合的刀刃中间送入，被分割成很多的细小纸片，以达到保密的目的。碎 纸机到现在为止经历了六代的发展历程，由最初的带传动、塑料齿轮、链传动 到现在的金属齿轮传动、优质合金齿轮传动，功能也由最初的只能碎纸到现在 的不仅可以碎纸，同时也可以碎光盘、回形针等硬质用品，碎纸机作为一种保 密设备，已逐渐成为办公室内不可缺少的一种简易装置，这不仅是因为它具有 保密功能，更是因为它可以为现代办公提供一份环保清洁的保证。 1.1.1 碎纸方式 碎纸机的碎纸方式共有碎状、粒状、段状、沫状、条状、丝状等六种。这 可以通过改变碎纸机刀具而得到。一般的办公室选用粒状、段状、条状、丝状 就可以了，但是对于保密要求比较高的场合则需要选用沫状的刀具来切碎。目 前采用四把刀来组成的碎纸刀具是比较先进的一种碎纸方式，这种刀具碎出的 纸屑保密精度非常之高，当然也只是适用于政府、军事、国防等高级保密机构。 按照本设计要求，本设计只需要设计出可以碎成粒状的纸屑，因此采用一组旋 转的刀具即可实现。 1.1.2 碎纸效果 碎纸效果是指纸张经过碎纸机处理后所形成的废纸的大小， 一般是以毫米 (mm)为单位的。粒、沫状效果最佳，碎状次之，条、段状相对效果更差些。例 如2*2mm 保密效果可将 A4纸张切成1500多小块。不同的场合可根据实际需要选 择不同碎纸效果的碎纸机。如家庭和小型办公室不牵涉到保密的场合可选用 4mm*50mm、4mm*30mm 等规格的就可以了。而要求保密的场合根据毁灭资料最低 标准，电脑印字文件必须碎至3.8mm 以下的纸条。对于高度机密的文件，应采 用可纵横切割的碎纸机，最好选用达到3mm*3mm 及其以下规格碎纸效果的碎纸 机。本设计要求碎出的纸屑尺寸为2.5mm*9mm，因此属于一般保密场合。 1.1.3 碎纸能力 碎纸能力是指碎纸机一次能处理的纸张厚度及纸张最大数目。一般碎纸效 果越好则其碎纸能力则相对差些，如某品牌碎纸机上标称碎纸能力为 A4，90g， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 10-15张， 就是说明该碎纸机一次能处理切碎厚度为90g 的 A4幅面的纸10-15张。 普通办公室选用 A4，70g，3-4张的就可以满足日常工作需要，如果是大型办公 室则要根据需要选择合适幅面和较快速度的碎纸机。现有大型碎纸机一般都能 达到每次60-70张。本设计中碎纸能力为每次6张。 1.1.4 碎纸速度 碎纸速度也就是碎纸机的处理能力，一般用每分钟能处理废纸的总长度来 度量，如3.5m/min，表示每分钟可处理的纸张在没有切碎之前的总长度。当然 也有用厘米表示的，实际上是一样的，如本设计中碎纸速度为20mm/s。 1.1.5 碎纸箱的容积 碎纸箱容积是指盛放切碎后废纸的箱体体积。碎纸机生成的碎片存放于下 列容器中的一种：低端的碎纸机一般放置于废纸篓的上方，这样切割完的碎片 就简单地放置在废纸篓里；稍微贵一些的产品则自带废纸篓（碎纸箱） 。大多数 办公用碎纸机一般都是封闭的带轮子的柜子，能够方便地在办公室里移动，这 种碎纸机就牵涉到了碎纸箱容积的选择。普通办公室和家用碎纸机出于实际需 要和占地大小考虑可选择较小容量的碎纸箱，大小在4升到10升之间为宜；中型 办公室以10-30升为最佳，大型办公室可选用50升以上的碎纸箱。本设计则是以 中型办公室为准设计的，容积为27L。 1.1.6 碎纸箱的散热问题 碎纸机作为一种小型的办公室机器，是放置在纸质文件和人流量比较 大的地方，因此防止发生火灾是非常有必要的。而鉴于碎纸机在碎纸量较 大时以及在碎纸过程中出现绞死状况下电机发热量会比较大，因此较多的 碎纸机都要有散热装置。碎纸机内部具有碎纸刀及电机，电机一端具有一高速 散热风扇，该散热风扇边框的四角端分别具有一将散热风扇锁固在电机一端的 固定栓，散热风扇通过电线连接在控制机板上。该散热风扇直接对电机进行散 热，具有较高的散热效率，提供碎纸机能长时间工作的特性，进而加强碎纸机 工作效率。 1.1.7 碎纸机的碎纸宽度 碎纸宽度就是碎纸机所要切碎的纸张在没有进入碎纸机之前的最大宽 度，也就是指碎纸机所能容许的纸张的宽度。通常要切碎的纸张要与切口 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 垂直输入，否则整行文字有可能完整保留，导致资料尽露；另外如果入纸 口太细，纸张便会折在一起，降低每次所碎张数，且容易引起纸塞，降低 工作效率，所以选择碎纸机时一定要注意碎纸宽度的选择。但普通办公室 一般只要能进入 A4纸（大约190mm） ，本设计为220mm，之所以大于190mm， 也是为了防止纸张没有叠放好出现纸张出现阻塞， 从而尽量提高工作效率。 1.1.8 其他特性 其他特性指的是碎纸机除了本身应具有的功能外，与一般的碎纸机相 比不同之处，如采用超级组合刀具，可碎信用卡、书钉；精密电子感应进、 退纸功能。有些产品还具有超量、超温、过载、满纸、废纸箱开门断电装 置，机头提起断电保护系统，全自动待机、停机、过载退纸以及主要解决 防止温度升高而加在电机一端的风扇的具有特殊功能的碎纸机。 1.2 1.2 碎纸机的发展历史碎纸机的发展历史 第一代碎纸机传动机构大多是皮带传动，噪音低，但长时间工作，皮 带出现变形拉升，甚至断裂现象，皮带表面齿易磨损，出现机器运转打滑。 第二代碎纸机塑胶齿轮传动，因塑胶齿轮在注塑、缩水等工艺上较难 精确掌握，导致齿轮本身的精确度不高，在高速运行下，噪音大；因塑件较脆， 韧性差，易出现断齿现象。 第三代碎纸机金属链轮，静音运行，低能损耗，高效切割，切割系统 各部件的完美协调实现令人信服的功能。 第四代碎纸机碎纸机传动机构为金属齿轮传动，金属齿轮克服了 上述缺陷，但金属齿轮间很难避免撞击和摩擦声音，由于金属机构的安装 精度、齿轮啮合处润滑条件、长期运行润滑效果等技术和维护上的不可控 性，高速运转会出现很大的工作噪音。 第五代碎纸机金刚密合机芯，采用合金刚材料，金属刀具的淬火处理， 完全数控机床加工技术，工艺上保证传动部分安装精度，使磨损降低到最低限 度，确保产品质量稳定性、降低噪音。质量保证；超强全刚全金属齿轮，特制 钢材辊刀，优质高强力马达。 第六代碎纸机（现代）目前高科技多媒体系列粉碎机，技术含量高； 可大量碎光盘、软盘、磁带、录象等；带有保护膜的嵌钮面板，保证了前进、 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 后退、停止、满纸停机等功能。在关怀生活品质的现今，我们对于产品的环保 功能、性能安全方面有了更高的要求，因此，储纸箱分区，电机过热保护功能， 超负载自动停机功能、储纸箱未关自动断电等功能被越来越多地运用了进来。 第七代碎纸机（水冷+风冷技术）2010 年，研发出最新专利制冷技术 （水冷+风冷）碎纸机。全新技术应用 N 倍效能，连续碎纸 40 分钟以上，六大 革新技术： A.冷却系统大幅度增加机器连续工作时间和快速恢复待机状态， 减少人员工作时间，提高工作效率。B.超静音设计工作噪音低于 55 分贝， 创造安静舒适的办公环境。C.防堵卡系统优秀的齿轮设计有防卡纸现象， 使用更放心。D.碎纸量控制系统能耗直观的呈现，耗能全在掌握中。E.触 控操作首次采用触摸技术应用于碎纸机，敢为人先，操控更人性，使用更 方便，科技创造时尚。F.风冷系统水冷系统相辅相成，让机器更快恢复最 佳状态。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第二章.本设计课题的意义以及设计任务 2.1 2.1 本课题的研究意义本课题的研究意义 如今信息科技高速发达，因此数据、信息已经成为成功与否的关键因素。 如果重要的信息数据丢失或落入坏人之手，那一项新的发明很快就变得一文不 值，比如：竞争对手在发明家的纸篓里发现了相关信息。信息保护就是在保护 你自己的知识产权，也就是在保护你自己。因此碎纸机的研究对于各种企业公 司的研究成果的保护以及技术知识的保密都有着非同一般的意义。 当前国内的碎纸机市场前景还是很广阔的，已有一直是国内几家知名碎纸 机企业霸占着国内碎纸机市场，但价格偏高，主要针对公司用户。其实在欧美， 日本等国家家庭用户占了很大比例，随着国人的保密意识日渐增强，中国碎纸 机市场也会朝着这样的发展方向去做，尤其是面对家庭用户的中档碎纸机，有 很大的发展前景。根据美国信息产业调查数据显示，2006年，美国碎纸机市场 需求超过3000万台，全球碎纸机市场容量已经超30亿美元。从全球碎纸机发展 趋势可以看到，随着电子商务的发展进入到各企事业单位的办公室、家庭或个 人用户，以及随着人们办公生活水平的提高以及对个人信息安全保密处理的需 求，碎纸机被越来越多的政府机关、企事业单位以及个人消费群体的接受认可， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 全球碎纸机市场发展将呈现加速趋势，年均增长速度将超过20%，而中国市场则 处于快速发展期，其发展前景无限。 2.2 2.2 本设计的主要任务：本设计的主要任务： 首先根据设计要求并考虑到碎纸机的工作特性提出三种不同的传动 系统方案，通过对提出的不同传动系统方案进行分析比较，最终择优选择 二级齿轮减速传动，并确定好碎纸机的传动系统简图如图1-1；根据设计要 求给出的数据进行计算各轴的转速以及所传递的转矩见表1-1， 由此确定电 机型号，并通过计算弯曲疲劳强度与接触疲劳强度完成电机输出减速齿轮 组和碎纸刀传动齿轮的设计与校核，以及这两对齿轮的结构设计；由于碎 纸刀轴是主要受力部分，因此又对碎纸刀轴进行最小直径的计算以及轴上 各部件的轴向及周向的固定及其位置进行了分析与确定；接下来又对碎纸 刀刀具材料、形状的选择以及刀梳的形状结构进行了简单介绍，最终形成 了碎纸刀轴、碎纸刀、齿轮等零件图和碎纸机的装配图。 2.32.3 本设计的设计要求：本设计的设计要求： 碎纸宽度（毫米） ：2.5 9（粒） ； 每次碎纸量（张） ：6； 碎纸速度（mm/s） ：20； 入纸宽度（mm） ：220； 额定功率（w） ：150W； 整机体积：377 218 570mm； 整机重量：13kg 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第三章.传动系统方案的设计选择以及具体设计计算 3.1 3.1 三种传动方案：三种传动方案： 方案一（带传动） ：电机输入带传动减速齿轮同步齿轮 方案二（链传动） ：电机输入链传动减速齿轮齿轮同步齿轮 方案三（齿轮传动） ：电机输入一级减速齿轮二级减速齿轮同 步齿轮 3.2 3.2 三种方案的优缺点比较与选择：三种方案的优缺点比较与选择： 3.2.1 方案优缺点介绍： 方案一：带传动具有结构简单、价格低廉、传动平稳等特点，并且具 有能缓冲吸震、使用维修方便、有良好的挠性和弹性、起过载保护的优点； 但是带传动不能保证定传动比，易打滑，易磨损寿命短，效率低以及压轴 力大。 方案二：链传动具有平均传动比准确、无弹性滑动和整体打滑现象、 传动效率高、整体尺寸小、压轴力小、过载能力强、成本低、并且可以在 恶劣环境下工作的优点；但是链传动也有不能保持恒定的瞬时传动比、仅 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 能在两平行轴之间转动、噪声大、易跳齿、且工作载荷不可以大范围内变 化等缺点。 方案三：齿轮传动具有效率高、结构紧凑、工作可靠寿命长，且传动 比精确稳定的优点；但是齿轮的制造和安装精度要求很高，成本较高，且 不宜用于传动距离过大的场合。 3.2.2 最终方案的选择 由于本设计碎纸机为办公室工作机器，考虑到其工作环境，不能在工 作时发出较大的声音，所以链传动不是最优选择；考虑到工作效率的问题， 带传动也不是最好的选择；考虑到齿轮传动综合就有结构紧凑、噪音小且 效率高的优点，并且纵观碎纸机的发展历史，我们可以看出碎纸机的传动 设计正在朝着齿轮传动发展，并且齿轮的制造材料也在不断的优化，所以 最终选择了以齿轮传动为此碎纸机的主要传动系统。 根据设计要求以及课题的设计任务可得出传动系统图的设计如 下图所示： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图2-1 传动系统简图 -二级减速输出轴 -碎纸刀输出轴 -电机输出轴 -一级减速输出轴 3.3 3.3 电机的选择电机的选择 3.3.1 电机的转速确定 设定该碎纸机初定刀具直径D=48mm,即两刀具的啮合长度为L=6mm,减速 齿轮的传动比设定为i=2，根据设计要求碎纸机的碎纸速度为v=20mm/s,即 v=1.2m/min,由此可得知碎纸机刀具的输入与输出轴、的转速分别是： 计算如下： min/62.10 5 . 224114. 3 min/mm1200 2 21 r mmLD v nn 将 1 n 、 2 n 圆整即可得 2 n = 1 n =11r/min 根据传动比即可计算出二级减速输出的转速应为： 4 2 1122 /minnr 3.3.2 确定电机的功率 根据碎纸速度、 每次碎纸量以及废纸箱容量设定输出的功率为105w， 查 机 械设计手册可得滚动轴承效率 3 0.99，齿轮传动效率 12 0.98。 由此可计算出电机的功率： w w 5 .118 99. 098. 0 105 p p 636 3 3 1 输出 电机 圆整为：120Pw 电机 3.3.3 电机类型的确定 由上面的计算结果可得知电机的功率为 P=120w,经过市场调查最终选择了 风机水泵电机五金专卖所售的120W 小型齿轮减速电机/减速电机型号为 5IK120GU-C 5GU25K 的电机。电机的参数如下： 电机参数： 功率 120W 电压 220V 转速 54rpm 电机的外观图如下： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 电机的基本尺寸如下图所示： 3.4 3.4 传动系统中各轴的转速以及转矩计算传动系统中各轴的转速以及转矩计算 3.4.1 各轴的转速计算： 碎纸刀轴： 12 11 /minnnr 一级减速输出轴： 4 22 /minnr 电机输出轴：115 /minnr 电机 3.4.2 各轴的功率计算： 由于电机输出的功率为105w, 则由齿轮传动以及滚动轴承的效率可以得出： 一级减速输出的功率是： w6.21159.908.90120 2 2 214 电机 pp 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 碎纸刀输入轴的输出功率是： w5.61059.908.90120 62 6 2 2 11 电机 pp 碎纸刀输出轴的输出功率是： w8.41019.908.90120 62 8 2 3 12 电机 pp 3.4.3 各轴的输出转矩计算： 由下面的公式：9550 P T n 可得各轴的功率如下： 电机轴的输出转矩： 0.12 95509.97 115 TN m 电机 一级减速输出轴即轴的输出扭矩： 4 0.11526 955050.03 22 TN m 碎纸刀输入轴的转矩： 1 1 1 0.10565 9550955091.72 11 P TN m n 碎纸刀输出轴输出的转矩： 2 2 2 0.10148 9550955088.10 11 P TN m n 3.4.4 传动系统运动所有参数如下表1-1所示： 传动参数表1-1 轴的名称 功率（w） 转矩( mN ) 转速(r/min) 传动比 轴 120 9.97 115 5.2 2 1 轴 115.26 50.03 22 轴 105.65 91.72 11 轴 101.48 88.10 11 3.5 3.5 一级减速级齿轮组的设计计算一级减速级齿轮组的设计计算 3.5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按照图4.1的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动； 碎纸机为办公室工作机器，属于一般工作机器，并且速度也不高，故选用7 级精度（GB 1009588） ； 材料的选择：查机械设计 191 P表10-1选择小齿轮的材料为40Cr(调质)，硬 度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质） ，硬度为240HBS,两者的硬度差为40HBS， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 符合大小齿轮的工作状况； 选择小齿轮的齿数为 3 20Z ，大齿轮的齿数为 4 104Z ； 3.5.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 3 2 1 1 1 32. 2 H E d t t Z u uTK d 接下来确定公式中的各计算数值： 试选载荷系数1.1 t K ； 由表4.1可知电机输出轴上小齿轮传递的转矩9.97N.m； 由机械设计 205 P表10-7选取齿宽系数1 d ； 由机械设计 201 P表10-6差得材料的弹性影响系数 1 2 189.8 E ZMpa； 由机械设计 209 P图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳硬度极限 lim1 600 H Mpa；大齿轮的接触疲劳硬度极限 lim2 550 H Mpa； 由于设计要求中没有给出具体工作年限，设定此碎纸机工作年限为10年，平 均每天工作4小时，每年工作天数为300天。则大小齿轮的应力循环次数为： 7 11 10584. 11030041226060 h jLnN 61 2 1092. 7 i N N 查机械设计 209 P图10-19可得接触疲劳寿命系数 27. 1 1 HN K , 22. 1 2 HN K ； 计算接触疲劳许可应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式 S KN lim MPaMPa H 762600*27. 1 1 ； MPaMPa H 671550*22. 1 2 3.5.3 计算 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 试算电机轴小齿轮分度圆直径 1t d,代入 H 中的较小值 mm Z u uTK H E d t 6 .23 671 8 .189 2 . 5 12 . 5 1 100097. 91 . 1 32. 2 1 2.32d 3 2 3 2 1 计算圆周速度v s dn v/m4.10 100060 115.6234.13 100060 电机 计算齿宽 mmdb d 6 .23 计算齿宽与齿高的比b/h 模数 18. 1 20 6 .23 z d m ， 齿高 mmh655. 218. 125. 2 从而可得： 89. 8 655. 2 6 .23 h b 计算载荷系数 根据v=0.14m/s,7级精度， 查 机械设计194P图10-8可得动载系数1.01 v K ， 直齿轮，1 HF KK ，由机械设计 193 P可查得使用系数1 A K ， 196 P表10-4 用插值法查得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时，1.419 H K 。 由8.89 b h ，1.419 H K 查图10-13得1.36 F K ；故载荷系数 4332. 11419. 101. 11 HHvA KKKKK ； 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径， 由下式可得校正后的分度圆直径： mm K K dd t 8 .25 1 . 1 4332. 1 6 .23 3 3 3 计算模数 ： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 29. 1 20 8 .25 3 3 z d m 3.5.4 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m 由 209 P图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500 FE Mpa，大齿轮的弯 曲疲劳强度极限 2 380 FE Mpa。 由 206 P图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.95 FN K， 2 0.98 FN K； 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则可得以下： MPaMPa S K FEFN F 28.339 4 . 1 50095. 0 11 1 MPaMPa S K FEFN F 266 4 . 1 38098. 0 22 2 ； 计算载荷系数K 3736. 136. 1101. 11 FFVA KKKKK ； 查取齿形系数,由 200 P表10-5可得 3 2.8 F Y , 4 2.17 F Y ； 查取应力校正系数，由 200 P表10-5可得 3 1.55 S Y ， 4 1.8 S Y ； 计算大小齿轮的 FS F Y Y 并加以比较 0128. 0 28.339 55. 18 . 2 3 33 F FS YY ， 0147. 0 266 8 . 117. 2 4 44 F FS YY ； 可得出大齿轮的数值大 3.5.5 设计计算 mmm0022. 10147. 0 201 100097. 93736. 12 3 2 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 对比结果可知，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数，由于齿轮魔术的大小主要取决于弯曲疲劳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，故可取弯曲 疲劳强度算得的模数1.0022并就近圆整为标准值m=1.5mm， 按接触强度算的分度 圆直径为25.8mm，算得小齿轮的齿数： 2 .17 5 . 1 8 .25 3 3 m d Z 取小齿轮齿数为18； 从而大齿轮的齿数 43 18 5.293.6ZZi ,取为94； 这样的设计既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到 结构紧凑，避免浪费。 3.5.6 几何尺寸计算 计算分度圆直径 mmmzd275 . 118 33 mmmzd1415 . 194 24 计算中心距 mm dd a84 2 14127 2 43 计算齿轮宽度 mmdb d 27 3 取 3 27Bmm， 4 25Bmm 3.6 3.6 一级减速齿轮结构设计一级减速齿轮结构设计 3.6.1 结构设计 通过齿轮传动的强度计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、 齿宽、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式以及尺寸大小，通常 都要通过结构设计来实现。齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、 加工方法、使用要求以及经济性要求等因素有关。进行齿轮的结构设计时，必 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 须要综合考虑上述各方面的因素。通常是先按齿轮的直径大小，选定合适的结 构形式，然后再根据推荐使用的经验数据来进行结构设计。 参考机械设计齿轮的结构设计，当直径很小的钢制齿轮，当为圆柱齿 轮时，若齿根圆到键槽底部的距离小于2m（m为端面模数） ，均应将齿轮与轴做 成一体，叫做齿轮轴；当齿轮的直径160 a dmm时，可以做成实心结构的齿轮。 进行齿轮的结构设计时，还要进行齿轮和轴的连接设计，通常采用单键连接， 但当转速过高时，要考虑轮芯的平衡以及对中性，这时应采用花键连接或者双 键连接，而本设计中齿轮的转速不是很高，齿轮与轴的轴向固定采用单键连接 即可。 由机械原理 180 P表10-2渐开线标准支持圆柱齿轮传动几何尺寸的计算公式， 计算大小齿轮的齿顶圆直径 1a d， 2a d,计算如下： mmmhZd aa 305 . 112182 33 mmhZd aa 1445 . 112942 44 那么这里的大小齿轮都可以做成实心结构的齿轮。 3.6.2 计算大小齿轮的齿底圆直径 mmmchZd af 25.235 . 125. 02121822 33 mmmchZd af 25.1375 . 1*25. 0*21*29422 44 3.6.3 各计算结果 ,141,27,84 43 mmdmmdmma 3434 27,25,1.5,18,94Bmm Bmm mmm ZZ 3.7 3.7 二级减速级齿轮组的设计计算二级减速级齿轮组的设计计算 3.7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按照图4.1的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动； 碎纸机为办公室工作机器，属于一般工作机器，并且速度也不高，故选用7 级精度（GB 1009588） ； 材料的选择：查机械设计 191 P表10-1选择小齿轮的材料为40Cr(调质)，硬 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质） ，硬度为240HBS,两者的硬度差为40HBS， 符合大小齿轮的工作状况； 选择小齿轮的齿数为 1 22Z ，大齿轮的齿数为 2 2 2244Z ； 3.7.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 3 2 1 1 1 32. 2 H E d t t Z u uTK d 接下来确定公式中的各计算数值： 试选载荷系数1.1 t K ； 由表4.1可知电机输出轴上小齿轮传递的转矩 1 47.75TN m； 由机械设计 205 P表10-7选取齿宽系数1 d ； 由机械设计 201 P表10-6差得材料的弹性影响系数 1 2 189.8 E ZMpa； 由机械设计 209 P图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳硬度极限 lim1 600 H Mpa；大齿轮的接触疲劳硬度极限 lim2 550 H Mpa； 由于设计要求中没有给出具体工作年限，设定此碎纸机工作年限为10年，平 均每天工作4小时，每年工作天数为300天。则大小齿轮的应力循环次数为： 7 11 10584. 11030041226060 h jLnN 61 2 1092. 7 i N N 查机械设计 209 P图10-19可得接触疲劳寿命系数 1 1.27 HN K, 2 1.22 HN K； 计算接触疲劳许可应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式 limN K S 得 MPaMPa H 762600*27. 1 1 ； MPaMPa H 671550*22. 1 2 3.7.3 计算 试算电机轴小齿轮分度圆直径 t d1 ,代入 H 中的较小值 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 mmmm Z u uTK d H E d t t 86.42 671 8 .189 2 3 1 1075.471 . 1 32. 2 1 32. 2 3 2 3 3 2 1 1 计算圆周速度v sm nd v t /05. 0 100060 2286.42 100060 1 电机 计算齿宽 1 42.86 dt bdmm 计算齿宽与齿高的比b/h 模数 1 1 42.86 1.948 22 t t d m z ， 齿高 2.25 1.9484.383hmm 从而可得： 42.86 9.78 4.383 b h 计算载荷系数 根据v=0.05m/s,7级精度，查机械设计 194 P图10-8可得动载系数1.01 v K ， 直齿轮，1 HF KK 由机械设计 193 P可查得使用系数1 A K ， 196 P表10-4 用插值法查得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时，1.419 H K 。 由9.78 b h ，1.419 H K 查图10-13得1.36 F K ；故载荷系数 4332. 11419. 101. 11 HHvA KKKKK ； 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径， 由下式可得校正后的分度圆直径： mm K K dd t t 81.46 1 . 1 4332. 1 86.42 3 3 11 计算模数 ： 1 1 46.81 2.13 22 d m z 3.7.4 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为： 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m 由 209 P图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500 FE Mpa，大齿轮的弯 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 曲疲劳强度极限 2 380 FE Mpa 由 206 P图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.95 FN K， 2 0.98 FN K； 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则可得以下： MPaMPa S K FEFN F 28.339 4 . 1 50095. 0 11 1 MPaMPa S K FEFN F 266 4 . 1 38098. 0 22 2 ； 计算载荷系数K 3736. 136. 1101. 11 FFVA KKKKK ； 查取齿形系数,由 200 P表10-5可得 1 2.72 F Y , 2 2.36 F Y ； 查取应力校正系数，由 200 P表10-5可得 1 1.57 S Y ， 2 1.678 S Y ； 计算大小齿轮的 FS F Y Y 并加以比较 01259. 0 28.339 57. 172. 2 1 11 F SaFaY Y ， 01489. 0 266 678. 136. 2 2 22 F SaFa YY ； 可得出大齿轮的数值大 3.7.5 设计计算 mmm59. 101489. 0 221 1075.473736. 12 3 2 3 对比结果可知，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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，故可取弯曲疲劳 强度算得的模数1.59并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算的分度圆直径 1 42.86dmm，算得小齿轮的齿数： 1 1 46.81 23 2 d z m ； 从而大齿轮的齿数 2 2 2346z 。 这样的设计既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 结构紧凑，避免浪费。 3.7.6 几何尺寸计算 计算分度圆直径 11 23 246dz mmm 22 46 292dz mmm 计算中心距 12 69 2 dd amm 计算齿轮宽度 1 46 d bdmm 取 1 46Bmm， 2 51Bmm 3.8 3.8 二级减速齿轮结构设计二级减速齿轮结构设计 3.8.1 结构设计 参考机械设计 229 P齿轮的结构设计，当齿轮的直径160 a dmm时，可以做 成实心结构的齿轮。 由机械原理 180 P表10-2渐开线标准支持圆柱齿轮传动几何尺寸的计算公式， 计算大小齿轮的齿顶圆直径 1a d， 2a d,计算如下： mmmhZd aa 5021223)2( * 11 mmhZd aa 962) 1246(2 * 22 那么这里的大小齿轮都可以做成实心结构的齿轮。 3.8.2 计算大小齿轮的齿底圆直径： mmmchZd af 41225. 02122322 * * 11 mmmchZd af 87225. 02124622 * * 22 3.8.3 各计算结果 mmdmmdmma92,46,69 21 ； 46,23;2,51,46 2121 ZZmmmmmBmmB 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3.9 3.9 碎纸刀轴齿轮的设计碎纸刀轴齿轮的设计 由于外型及刀具方面配合的原因，现各项基本尺寸确定，中心距定为70mm， 12 35ZZ，m=2mm，采用直齿圆柱齿轮。 仅需要选择材料和进行齿面接触疲劳硬度及齿根弯曲疲劳强度校核。 3.9.1 选定齿轮类型，精度等级，齿轮材料 由于碎纸刀轴所受的扭矩很大，故选用20Cr，经过调质处理后采用气体渗氮 处理，齿面硬度300HBS； 由于轴上的刀具配合有一定的精度要求，故选用六级精度（GB10095-88） 3.9.2 齿面接触强度和齿根强度校核 由 机械设计 图10-20e及图10-21e、 f查得按齿面的接触疲劳强度极限 lim1H 、 lim2H 为1460MPa,查得 lim1F 、 lim2F 为625MPa； 强度条件 ： S KN 应力计算以及许可应力计算如下： u u bd KT bdm YKTY H SaFa F 12 .52 ; 2 2 ：接触疲劳强度计算公式 ：弯曲疲劳强度计算公式 因为两个齿轮的大小和材料一样，所以 12HH ；同时由前面的计算 6 1 2 7.92 10 N N i 查机械设计可得出：1.25 F S ，1 H S，1.05 NF K， 1 NH K。 校核弯曲疲劳强度 由大小齿轮的齿数可以查得2.69 F Y ，1.575 S Y ； 查 机械设计 表10-2、 10-3、 10-4可得出1,1.007,1.1,1.102 AV KKKK ， 于是可求得1 1.007 1.1 1.1021.22 AV KK K K K ，将数据代入 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2 FS F KTY Y bdm 可得： MPa bdm YKTY SaFa F 56.49810 75. 125.4027 575. 169. 272.9122. 122 3 MPa S K F NFF F 525 25. 1 05. 1625 lim , FF ，可得出弯曲疲劳强度符合要求 校核接触疲劳强度 MPaMPa u u bd KT ZE H 149910 175.4027 272.9122. 12 8 .1895 . 2 12 5 . 2 3 22 许可接触应力: MPa S K F HFH H 1533 1 05. 11460 lim 从而可得： HH 由上述计算可得出，校核合格 3.10 3.10 碎纸轴齿轮结构设计碎纸轴齿轮结构设计 参考机械设计齿轮的结构设计，当直径很小的钢制齿轮，当为圆柱齿 轮时，若齿根圆到键槽底部的距离小于2m（m为端面模数） ，均应将齿轮与轴做 成一体，叫做齿轮轴；当齿轮的直径160 a dmm时，可以做成实心结构的齿轮。 进行齿轮的结构设计时，还要进行齿轮和轴的连接设计，通常采用单键连 接，但当转速过高时，要要考虑轮芯的平衡以及对中性，这这时应采用花键连 接或者双键连接，而本设计中齿轮的转速不是很高，齿轮与轴的轴向固定采用 单键连接即可，且此处碎纸刀两轴直径与齿轮的直径相差不大，故此处两轴与 齿轮可选用齿轮轴的形式。 由机械原理 180 P表10-2渐开线标准支持圆柱齿轮传动几何尺寸的计算公式， 计算大小齿轮的齿顶圆直径 12 , aa dd,计算如下： mmmhZd aa 75.4375. 112232 * 11 mmdd aa 75.43 12 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 那么这里的大小齿轮都可以做成实心结构的齿轮。 计算大小齿轮的齿底圆直径： mmmchZd af 875.3575. 125. 02122322 11 mmmchZd af 875.3575. 125. 02122322 22 那么这里的大小齿轮都可以做成实心结构的齿轮。 第四章.轴的设计计算 4.1 4.1 电机输出轴电机输出轴 已知：电机输出轴所传递的扭矩为9.97N.m,传递的功率是120w,转速是115rpm。 由于此轴传递的扭矩不是很大，故选用45钢，取其许可应力40MPa,由此可初步 估算轴的最小直径为： mm n d T 76.10 2 . 0 120*9550 3 由于此轴上只有小齿轮，且其直径为27mm,可选取此段轴的直径为14mm.齿轮一 端用双螺母固定，另一端用轴肩固定。 4.2 4.2 一级减速输出轴的设计一级减速输出轴的设计 此轴所传递的转矩为50.03N.m，转速为22r/min,传递的功率是115.26w,其上的 零件分布如下图所示： 4.2.1 碎纸刀输出轴材料的选择 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 碎纸机虽为一般工作机器,但是由于此碎纸刀输出轴为主要工作机构，受力最 大，根据轴的材料与轴的强度之间的协调可最后选择轴的材料为40Cr，并且采 用调质处理，查机械设计表15-3可得40Cr的许可扭转切应力为55MPa。 4.2.2 先按下式估算轴的最小直径 3 2 . 0 9550000 n P d T 代入此轴的相关数据可得 mmd6 .16 22552 . 0 26.1159550 3 4.2.3 轴的结构设计 A.根据轴上各零件的轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：最左端为轴 承，查机械手册可选用深沟球轴承61804，其参数为d*D*B=20*52*15，故可得 此轴段的直径为20mm,宽度为17mm.轴承右端由轴肩定位， 取轴肩处直径24mm. 右端为轴段， 小齿轮左端由双螺母定位， 右端由轴肩定位， 轴肩直径为34mm， 此轴段长度为66mm，右端为双螺母定位大齿轮，大齿轮右端由套筒定位。 套筒右端即为轴承，型号为61804，深沟球轴承，轴承右端由轴承端盖定位， 且端盖与箱体相连。 B.轴上零件的轴向固定： 大齿轮与轴的轴向定位可采用单向平键连接。由于小齿轮段轴的直径为28mm， 可根据 机械设计 查得键的几何尺寸为b*h=14*9， 大齿轮段轴的直径为40mm, 可选取键的类型为12*8. 4.3 4.3 碎纸刀输入轴碎纸刀输入轴 已知：碎纸刀输入轴的所受的扭矩为91.72Nm,转速为11r/min,传递的功率为 105.65W，其上构件布置如下图1-3所示： 图 1-3 碎纸刀轴的结构简图 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.3.1 碎纸刀轴的材料选择 碎纸机虽为一般工作机器,但是由于此碎纸刀输出轴为主要工作机构，受力 最大，根据轴的材料与轴的强度之间的协调可最后选择轴的材料为40Cr，并且 采用调质处理，查机械设计表15-3可得40Cr的许可扭转切应力为55MPa。 4.3.2 轴的设计计算 先按下式初步估算轴的最小直径。 3 2 . 0 9550000 n P d T 代入碎纸刀轴的相关数据可得： mmd20 11552 . 0 10565. 09550000 3 4.3.3 轴的结构设计 A.根据轴上各零件的轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 由于碎纸机为轻型工作机器，工作量不是很大，由已估算出的轴的直径只考 虑扭矩的作用，并考虑到键槽的影响，故选用大齿轮段轴的直径选为28mm,大齿 轮左端可采用轴套支撑，轴套可放在箱体内部，大齿轮右端由套筒定位，齿轮 的宽度为46mm,为了使套筒能够紧靠齿轮，使齿轮定位可靠，故使齿轮段轴向长 度小于齿轮长度，可选取大齿轮段长度为42mm； 轴承左端与大齿轮之间可用一个套筒来进行轴向固定，选取此轴段直径为 30mm,套筒长度为12mm； 初步选定滚动轴承，由于碎纸机为轻型工作机器，工作量不是很大，因此选 用常用的深沟球轴承，查机械设计手册可选取型号为61906的深沟球轴承， 其尺寸为d*D*B=30*47*9,故可得此段轴的尺寸为直径