機電與車輛工程學院畢業設計題目：紙張橫切機

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目錄序言 3第一章橫切機的概述 4第二章電動機的選擇…………………62.1選用電動機類型 62.2選擇電動機的容量 6第三章減速裝置設計………………73.1傳動比確定及各級傳動比分配……………………73.2運動參數及動力參數計算…………73.2.1計算各軸轉速……………………73.2.2計算各軸的功率…………………..73.2.3計算各軸的扭矩-…………………83.3齒輪傳動的設計計算…………………83.3.1第一級齒輪傳動副的設計計算………………..83.3.2第二級齒輪傳動副的設計計算………………..113.3.3第三級齒輪傳動副的設計計算………………….143.4傳動軸的設計…………163.4.1第一傳動軸的設計及計算……………………..163.4.2第二軸的結構設計及計算……….193.4.3第三軸的結構設計及計算……………………..233.5減速箱體結構尺寸……………………253.5.1結構尺寸………………………..25第四章帶傳動的設計 264.1確定計算功率 ……264.2確定V帶帶型 264.3確定帶輪基準直徑 …………264.4確定V帶中心距和基準長度 274.5計算帶的根數 28第五章上下刀輥的設計……………………295.1上下刀輥的傳動方案 295.2動力選擇 32參考文獻……………34附錄Ⅰ紙張橫切機裝配圖…………35摘要本次的設計是數控螺旋刀橫切機的機械設計,橫切機是瓦楞紙板生產線中的一個重要的環節,該設備主要用于紙板的橫向裁切,根據瓦楞紙扳的造紙速度來確定橫切機刀輥的轉速和刀刃的線速度,達到準確的定長剪刀目的。由電腦控制的數控螺旋刀橫切機在機械結構上比傳統的機械式橫切機簡單，但性能卻超出了機械式橫切機。在全面了解傳統橫切機的結構和原理后，發現其存在的問題。為了解決這些問題，對瓦楞紙板生產工藝、橫切機刀輥、橫切的傳動結構的和齒輪調整的參數等關鍵技術進行了解和分析研究，利用思維擴展和逆向思維等創新方法對數控橫切機的結構和原理上進行創新。該電腦橫切機主要有以下四個重點：一、設計中數控螺旋刀橫切機采用的點切式的切紙方式；二、利用H型塊進行齒輪間隙調整；三、利用無鍵聯接方式調整刀輥與傳動齒輪的周向相位；四、利用電腦控制橫切機的傳動。關鍵詞：橫切機、螺旋刀、點切、無鍵聯接、齒輪間隙補償裝置引言我國是瓦楞紙板生產大國，據統計數據表明，2003年我國的瓦楞紙板產量已達158億米，占世界的10％D3。至十九世紀以來，美國人艾伯特·瓊斯發明瓦楞紙用于包裝，經歷了一百多年的歷史，現形成了一個現代化的包裝行業和機械制造業。百多年來，生產瓦楞紙板的設備有過幾次大的變革，而其工藝流程基本沒有變。這就決定了世界各國廠家制造的瓦楞紙板生產線設備，其原理、系統組成、單機結構均大同小異。按其擔負的工藝要求分析任何廠家的設備就能看出該設備的先進性與合理性。而近年來我國經濟一直保持高速增長的態勢，特別是在食品、飲料、電器和玩具等輕工業市場的內需和出口的迅猛發展，促使與其相關的包裝行業也有很快的發展。瓦楞紙板箱在包裝領域里占相當大的比重。隨著中國加入世貿組織(WTO)及世界包裝組織將亞洲包裝產業中心確立于中國，使中國紙品包裝業進入眾所矚目的階段，無論是供方市場的成熟度還是需方客戶在質與量方面所提出的要求，均使投入該行業里的企業數量及其資金愈來愈多。由于瓦楞紙板的價格低廉，張力及硬度又適中，故大部份的產業都選擇以瓦楞紙產品作為其最終產品的內襯墊材或外包裝。隨著各行業的物流包裝發展，對瓦楞紙板需求量更是與日俱增，使瓦楞紙板在整個包裝行業占重要一席。基于上述種種因素，瓦楞紙板生產設備在往后幾年內無論是舊設備改裝或新機型開發都會蓬勃發展。其中,橫切機是瓦楞紙板生產線的重要單機,主要完成分切壓痕機輸送的紙板在紙板運動方向的橫向剪切。傳統的直刀橫切機剪切力較大,剪切紙板的板邊發毛,剪切精度差,對后道印刷工序會產生不良的影響,為此研制開發一種能夠配套于瓦楞紙板生產線的新型橫切機已經成為擺在科研工作者面臨急需解決的實際問題。因此，針對現在的情況，這次的設計思想主要是：利用點切式切紙的原理，對電腦橫切機的機械結構進行設計，采用螺旋刀的形式配合現在比較先進的伺服控制系統，在輪刀傳動機構中采用無鍵聯接的結構原理使橫切機達到預定的工作要求。第一章橫切機的概述橫切機(又稱雙輥刀切紙機、雙輥刀切斷機)主要用于紙板的橫向裁切，從分切壓痕機過來的紙板在縱向(紙板運動方向)已被分切成二部分。為了能同時裁切兩種不同規格長度的紙板，一般生產線中采用二套裁切裝置(二個機組)。如下圖1—4為雙組橫切機的結構形式，兩臺機組合并放置在生產線中，縱向過來的紙板被第一套裁切機構裁切后由下部接紙帶輸出，而第二部分紙板由第二套裁切機構裁切后經上部接紙帶輸出。兩臺機組除合并放置外，也可隔開一段距離放置。以方便操作人員的調整和維修。在過去由于電器設備的發展局限型,大部分橫切機都是純機械式,但是機械結構復雜,如雙曲柄和無級變速機構,這些使機器安裝復雜且效率不高。下圖為機械橫切機的外形圖和結構圖。1一墻板；2一進紙輥；3一壓紙裝置；4一上刀輥；5一下刀輥；6一墻板7一緊輥;8一調節輥；9一輸送帶；10一出紙裝置橫切機除了常見的機械橫切機外，還有電腦橫切機。也就是這次設計的任務。從機械結構來說，電腦橫切機比機械橫切機要簡單得多，但電器要復雜得多。電腦橫切機的切刀部分采用螺旋刀裝置，也是設計的主要部分。如圖1-2和1-3為電腦橫切機示意圖和結構圖。1-2電腦橫切機示意圖1-3電腦橫切機結構圖1-傳動系統2-輸送帶3-潤滑系統4-主電機5-輸送帶電機橫切機主要由傳動系統、上下刀輥、雙曲柄機構、無級變速器等組成。機械橫切機動力源主要來自總軸，通過無級變速器及齒輪等帶動驅動刀輥軸傳送動力，改變無級變速器的速比可得到不同的轉速輸出，裁切不同長度的紙板。電腦橫切機電器主要由變壓器、驅動部、裁切部及電腦控制等四部分組成。配電箱包括主動力電源開關、驅動部控制回路電源開關、輸送帶電機控制開關、交流或直流伺服電機電源開關及電腦電源開關等電器元件。變壓器提供驅動部的動力電源。驅動部接受電腦控制部發來的信號和指令、驅動直流或交流伺服電機，并控制輸送帶電機、冷卻風機電機及油泵馬達等，并設有過熱保護裝置。裁切部在主電機、傳感器、編碼器作用下對紙板進行裁切。電腦控制部接受編碼器及其他電器的輸入指令，感應紙板運行速度，經精確計算后控制主電機驅動裁切系統對紙板進行裁切。電腦橫切機的裁切長度可從500～9999mm范圍內無級可調，恒速運行時，裁切精度可達0．5～1mm左右。但在變速運行中精度不是很高。第二章電動機的選擇條件：滾筒直徑，軸2轉矩，電源為三相交流，電壓380V。2.1選用電動機類型選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。22.2選擇電動機的容量工作機所需工作功率，（2-1）電動機所需工作功率（2-2）由電動機至滾筒總效率為（2-3）取QUOTE，，，則選取電動機型號為Y132M-4[6]。第三章、減速裝置設計3.1傳動比確定及各級傳動比分配首先設定鉆管推進裝置主動軸高轉速為100r/min，取鉆管推進裝置主動軸鏈輪齒數=21，取減速器輸出端鏈輪齒數=25。則可確定減速器總傳動比為16.34分配傳動比所要考慮的原則:對錐-圓柱齒輪減速器，為使大齒輪尺寸不致過大，高速級按下式計算：對二級齒輪減速器：（1.3-1.4）i2i1、i2高低速傳動比=16.34經計算得i1=4.609i2=3.5453.2運動參數及動力參數計算3.2.1計算各軸轉第1軸轉速n1=1846/1.3=1420r/min第2軸轉速n2=1420/4.609=308.09r/min第3軸轉速n3=308.09/3.545=86.91r/minn——電動機轉速，r/min；i——從電動機到減速器輸出軸的各級傳動比。3.2.2計算各軸的功率第1軸功率P1=P×η1×η2=11×0.99×0.99=10.78KW第2軸功率P2=P1×=10.78×0.99×0.95=9.72KW第3軸功率P3=P2×=9.72×0.99×0.95=9.14KW式中η1=0.99，聯軸器效率η2=0.99，軸承效率；η3=0.95，齒輪效率。3.2.3計算各軸的扭矩第1軸扭矩T1=9550×P1/n1=9550×10.78/1420=69.47N·m第2軸扭矩T2=9550×P2/n2=9550×9.72/308.0=301.30N·m第3軸扭矩T3=9550×P3/n3=9550×9.14/86.91=1004.34N·m3.3齒輪傳動的設計計3.3.1第一級齒輪傳動副的設計計算（一）選擇齒輪材料，確定許用應力考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240～286HBS，取=260HBS。大齒輪選用45鋼，正火，齒面硬度2169～217HBS，取=210HBS。確定接觸應力：=查圖表得小齒輪接觸疲勞極限=700Mpa大齒輪接觸疲勞極限=550Mpa接觸疲勞極限，接觸強度壽命系數Zn應力循環次數N，N=60n×j×Ln得ZN1=ZN2=1取接觸強度最小安全系數=1.2，則=7001/1.2=584pa，=5501/1.2=458Mpa。確定許用彎曲應力：=彎曲疲勞極限，查資料取=540Mpa，=420Mpa彎曲強度壽命系數，查資料取==1彎曲強度的尺寸系數，查資料（模數m=5mm）取=1彎曲強度最小安全系數，取=1.4則=54011/1.4=386Mpa=4201/1.4=300Mpa(二)齒面接觸疲勞強度設計、計算確定齒輪傳動精度等級，77，由資料參數表選取小輪大端公差組等級為7級。分度圓直徑為：齒寬系數查資料，取=0.5小齒輪齒數取=18大齒輪齒數取傳動比誤差可用載荷系數——使用系數。查資料取=1——動載系數。由推薦值1.05～1.4，取=1.2——齒向載荷分布系數。由推薦值1.0～1.2，取=1.1載荷系數=材料彈性系數，查資料，取節點區域系數，查資料，取故計算得齒輪模數，，按標準圓整得m=5mm小輪大端分度圓直徑小輪平均分度圓直徑圓周速度齒寬取（三）齒根彎曲強度校核計算當量齒數，齒形系數，小輪=2.58大輪=2.10應力修正系數，小輪=1.6大輪=1.9故齒根強度滿足要求。（四）齒輪的主要尺寸參數3.3.2第二級齒輪傳動副的設計計算（一）選擇齒輪材料，確定許用應力查資料選擇，小齒輪40Cr調質大齒輪45正火許用接觸應力,=接觸疲勞極限，接觸強度壽命系數Zn應力循環次數N，N1=60n1×j×Ln＝60×308.09×1×（15×12×365）＝1.21×N2=N1/i＝1.21/3.545＝3.43×查資料知Zn1＝1，Zn2＝1.05接觸強度最小安全系數＝1則＝700×1/1＝700＝550×1.05/1＝577許用彎曲應力，=其中=378=294彎曲強度的尺寸系數Yx=1彎曲強度最小安全系數＝1.4則＝378×1×1/1.4＝270＝294×1×1/1.4＝210（二）齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級按V1＝（0.013－0.022）×n1×估取圓周速度Vt＝4m/s，參考相關資料，得d1齒寬系數，取=0.8小輪齒數Z1，在推薦值20~40中選。Z1=25大輪齒數Z2=i×Z1=3.545×25=88.625，圓整為Z2=89齒數比u=Z2/Z1=89/25=3.56傳動比誤差/u=（3.56-3.545）/3.545=0.0042<0.05，合適-使用系數，查資料取=1-動載系數，由推薦值知=1.2-齒間載荷分配系數=1.1-齒間載荷分布系數=1.1載荷系數K==1.45材料彈性系數,取=189.8重合度系數由推薦值知=0.78螺旋角系數==0.99故d1=81.52mm法面模數=d1z1=81.52*cos1225=3.19取標準=3.5中心距aa=（z1+z2）（2）=3.5（25+89）（2cos12）=203.95mm圓整取a=204mm分度圓螺旋角=arccos=分度圓直徑d1=mzcos12.51=89.628mm圓周速度v=3.14*d1*n160000=1.445ms齒寬bb=0.8*81.52=65.216圓整為65mm。大輪齒寬b2=b=65mm小輪齒寬b1=b2+（5~10）=70mm（三）齒根彎曲疲勞強度校核計算當量齒數zv2===26.73===95.16齒形系數.小輪=2.58大輪=2.17應力修正系數.小輪=1.598大輪=1.80不變位時，端面嚙合角=arctan（）=端面模數==3.535mm。重合度==2.13重合度系數=0.25+0.75=0.602螺旋角系數由推薦值為=0.89故==84.10==86.71齒根彎曲強度滿足（四）齒根其他主要尺寸計算大輪分度圓直徑===318.53mm根圓直徑==89.628-2*1.25*3.5=80.878mm==318.53-2*1.25*3.5=309.78mm頂圓直徑==89.628+2*3.5=96.628mm==318.53+2*3.5=325.53mm3.3.3三級齒輪傳動副的設計計算（一）選擇齒輪材料，確定許用應力小齒輪40Cr調質大齒輪45正火許用接觸應力,=接觸強度壽命系數Zn應力循環次數N，N1=60n1×j×Ln＝60×86.91×1×（15×12×365）＝3.43×N2=N1/i＝3.43×/2.73＝1.26×查資料知Zn1＝1，Zn2＝1.05接觸強度最小安全系數＝1則＝700×1/1＝700＝550×1.05/1＝577許用彎曲應力，=其中=378=294彎曲強度尺寸系數Yx（設模數m小于5mm），Yx＝1彎曲強度最小安全系數＝1.4則＝378×1×1/1.4＝270＝294×1×1/1.4＝210（二）齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級按V1＝（0.013~0.022）×n1×估取圓周速度Vt＝4m/s，d1齒寬系數，查資料得=0.8小輪齒數Z1，在推薦值20~40中選。Z1=25大輪齒數Z2=i×Z1=2.73×25=68.25，圓整為Z2=68齒數比u=Z2/Z1=68/25=2.72傳動比誤差/u=（2.73-2.72）/2.73=0.00366<0.05，合適-使用系數，取=1-動載系數，由推薦值知=1.2-齒間載荷分配系數=1.1-齒間載荷分布系數=1.1載荷系數K==1.45材料彈性系數,取=189.8節點區域系數（）=2.5重合度系數由推薦值知=0.87故d1=136.60mm齒輪模數mm=d1z1=136.6025=5.464取標準m=6小輪分度圓直徑=mz1=6*25=150mm圓周速度v=3.14×d1×n160000=0.68ms標準中心距aa=m（z1+z2）2=6（25+68）2=279mm齒寬bb==0.8×150=120mm大輪齒寬b2=b=120mm小輪齒寬b1=b2+（5～10）=125mm（三）齒根彎曲疲勞強度校核計算由式6-16齒形系數，小輪=2.62大輪=2.21應力修正系數，小輪=1.59大輪=1.776重合度==1.56重合度系數=0.25+0.75=0.731故==423.31==440.99齒根彎曲強度滿足。（四）齒根其他主要尺寸計算大輪分度圓直徑===408mm根圓直徑==150-2*1.25*6=135mm==408-2*1.25*6=393mm頂圓直徑==150+2*6=162mm==408+2*6=520mm3.4傳動軸的設計3.4.1第一傳動軸的設計及計算（一）計算作用在齒輪上的作用力轉矩T=9550P/N=955010.54/1420=70.89Nm圓周力=徑向力軸向力（二）初步估算軸的直徑選取作為軸的材料，調質處理由式計算軸的最小直徑并加大5%考慮鍵槽的影響。查資料知取A=102=21.8mm（三）軸的結構設計確定軸的結構方式：考慮到錐齒輪的制造裝配等方面的因素，采用齒輪軸并采用懸臂式結構。確定各軸段直徑長度：聯軸器為基本尺寸d=40mmD=130mml=105mmL=84mm第一段長度2段二段主要是鎖緊螺母和軸承，選取且符合軸承內徑查GB/T297-1994暫選滾動軸承32909基本尺寸是d=45D=68，暫取=60mm3段為便于裝拆軸承內圈定位，且，四段的尺寸必須滿足下4段第列關系其中L為兩軸承距離有軸承與錐齒輪的距離暫選L=95mm，，。綜合考慮減速箱的布置，確定：，，，（四）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖齒輪軸受力如圖（a）所示，H水平面內受力如圖(b)所示H豎直面內受力如圖（d）水平面內彎矩圖如（d）垂直面內彎矩圖如（e）彎矩圖，扭矩圖見下圖：圖3-1軸的彎矩、扭矩圖T=115.54Nm合成彎矩見圖（f）（五）判定危險截面，求危險截面的當量彎矩根據圖，圖及T圖參照齒輪軸受力圖，設B截面為危險截面，因該軸單向旋轉，扭轉剪應力按脈動循環考慮。軸為，調質處理查資料，由得，，。折算系數取當量彎矩B處當量彎矩C處當量彎矩（六）驗算危險截面強度危險截面直徑為因1段有一鍵槽，最小直徑應為比較計算結果與結構設計B截面直徑，滿足強度要求。3.4.2第二軸的結構設計及計算（一）計算作用在錐齒輪上的作用力對于錐齒輪：轉矩圓周力徑向力軸向力對于斜齒輪：輸出軸大齒輪分度圓直徑轉矩T=圓周力徑向力軸向力（二）初步計算軸的直徑及各段長度選取45號鋼作為軸的材料，調質處理，由式計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響查資料取A=115=36.24mm確定軸的結構方案：右軸承從軸的右端裝入，靠軸肩定位。齒輪和左軸承從軸的左端裝入，齒輪右端靠軸肩定位。錐齒輪和左軸承之間用定位套筒定位，齒輪右端靠軸肩定位。確定各軸段直徑和長度1段根據GB/T297-1994，暫選滾動軸承32009X2。基本尺寸是但d=45，T=20，D=75，B=19，C=16，。軸承潤滑的選擇：選擇脂潤滑。綜合考慮箱體的布置及對稱要求，1段長度1段軸徑=45mm2段與3段的選擇錐齒輪寬度錐齒輪寬度為40mm，取=40-2=38mm。為使套筒可靠的壓緊錐齒輪，并考慮對稱，取=35mm綜上4段取齒輪左端定位高度h=5mm，軸肩直徑，=20mm。5段考慮對稱布置及齒輪與箱體內壁距離要求，取，6段7段(三)軸的力學分析左右軸承支反力若按精確計算，應距外端蓋截面16mm，這樣選得支撐跨距l=276.5mm支反力作用點與齒輪作用力點及兩齒輪作用力點之間的距離分別為。水平面內支撐點A的支反力：水平面內支撐點B的支反力水平面內剖面C-C處的彎矩：水平面內剖面D-D處的彎矩：水平面內剖面E-E處的彎矩垂直面內支撐點A的支反力：垂直面內支撐點B的支反力：垂直平面內剖面C-C處的彎矩：垂直平面內剖面D-D處的彎矩：垂直平面內剖面E-E處的彎矩：剖面C－C處的合成彎矩：剖面D－D處的合成彎矩：剖面E－E處的合成彎矩：判定危險截面，求取各截面的當量彎矩：根據圖圖及T圖并參照軸的受力圖，斷定CDE斷面為危險截面。因該軸單向旋轉，軸為45號鋼，調質處理。查資料得按值查相料得則折舊系數當量彎矩C處當量彎矩：D處當量彎矩：E處當量彎矩：按彎扭合成強度校核軸的強度（中等精度）：對于C—C截面對于D—D截面對于E—E截面對于C—C截面考慮到鍵槽的影響，最小直徑mm，其余截面類似。比較計算結果與結構設計，其它截面均滿足強度要求。3.4.3三軸的結構設計及計算（一）計算作用在齒輪上的作用力對于斜齒輪：圓周力徑向力軸向力對于直齒輪：轉矩T=圓周力徑向力（二）初步計算軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料，調質處理，由式計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響。查資料取A=115，=51.46mm（三）軸的結構方案確定右軸承從軸的右端裝入，靠軸套定位。齒輪從軸的右端裝入，軸肩定位，左軸承從軸的左端裝入，齒輪右端靠軸肩定位。根據圓整取55mm，根據直齒小輪齒寬，并考慮倒角裝配，選取長度L1=123mm。2段為使直齒輪定位，軸肩高度h=c+（2~3）mm。且符合標準密封內徑，綜合考慮齒輪配對和箱體內的整體布局，取=90mm3段為便于裝拆軸承內圈，且符合標準軸承內徑=65mm滾動軸承型號為32013，D=100mmT=23mmC=17.5mm，取=T=23mm4段=70mm為了便于安裝調配取=125.5mm。5段=65mm為了實現兩斜齒輪的安裝，斜齒輪寬度為65mm，使斜齒輪可靠的壓緊，取=63mm。便于斜齒輪的定位以及軸承安裝，滾動軸承型號為32912，D=85mm，T=17mm。6段綜合考慮鏈輪配合及減速箱裝配，取D=60mm，T=31.5mm。（四）計算彎矩和扭矩求軸承支反力如下：H水平面=-2365.7N,=--2938.1N,V垂直面=--1546.2N,=-1327.9N。求齒寬中點處彎矩如下：H水平面=23417.1Nmm,=-39654.2NmmV垂直面=-9846.7Nmm,=-104528.1Nmm合成彎矩M求解如下：M1=25326.1Nmm。M2=105732.4Nmm。扭矩T為：T=1004340Nmm。（五）按彎矩合成強度校核軸的強度軸的材料為45號鋼，調質處理，查得查得材料許用應力則軸的計算應力為該軸滿足強度要求。3.5減器箱體結構尺寸3.5.1結構尺寸箱昨壁厚:0.025a+1≥8取δ=8箱蓋壁厚:0.02a+3≥8取δ1=8箱座上臂凸緣厚度：b=1.5d=1.5×8=12箱蓋凸緣厚度：b1=1.5δ1=1.5×8=12箱座底凸緣厚度:b2=2.5δ1=2.5×8=20地角螺釘直徑:df=20地腳螺釘數目:a≤250:n=4軸承旁連接螺栓直徑:d1=0.75df=0.75×20=16蓋與座連接栓直徑:d2=(0.5~0.6)df=10連接螺栓d2間距:L=15~200軸承端蓋螺釘直徑:D3=10檢查孔蓋螺釘直徑：D4=8定位銷直徑:D=8D1d2d3至外箱壁距離:C1=22至凸緣邊緣距離:C2=20軸承旁凸臺半徑:R1=20凸臺高度:H根據低速級軸承底外徑確定，便于扳手操作為準外箱壁至軸承座端面距離：L1=50齒輪頂圓與內箱壁距離:△1=10齒輪端面與內箱壁距離:△2=0箱蓋肋厚:M1=6.8箱座肋厚:M2=6.8軸承端蓋外徑:D2=D+(5~5.5)d3D為軸承外徑第四章帶傳動的設計條件：電動機功率，轉速，傳動比，每天工作8小時。4.1確定計算功率由相關資料查得工作情況系數，故（4-1）4.2選擇V帶的帶型根據，，由相關資料選用A型[7]。4.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速4.3.1初選小帶輪的基準直徑QUOTE資料，取小帶輪的基準直徑]。4.3.2驗算帶速（4-2）因為，故帶速合適。4.3.3計算大帶輪的直徑（4-3）根據相關資料，取。4.4確定V帶的中心距QUOTE和基準長度4.4.1初定中心距（4-4）取。4.4.2計算帶所需的基準長度（4-5）由相關資料選帶的基準長度[7]。4.4.3計算實際中心距（4-6）中心距的變化范圍為。4.5計算帶的根數4.5.1計算單根V帶的額定功率QUOTE根據和，由相關資料查得V帶的基本額定功率。根據，，由相關資料查得QUOTE。由相關資料查得，，，于是（4-8）4.5.2計算V帶的根數（4-9）取4根。第五章上下刀輥的設計5.1上下刀輥的傳動方案上下刀輥在工作狀態下是一級的傳動關系，它們彼此同步反向轉動，所以由齒輪來傳動很合理很優先的選擇，在這個橫切機構中，上下刀輥通過右邊兩對齒輪嚙合進行傳動。右邊嚙合齒輪每對為三個齒輪(圖5-2)下部為一個齒輪，上部為二個齒輪，較寬的齒輪起傳遞動力作用，較窄的齒輪起消除側隙作用。通過除隙齒輪可使上下刀刃正確嚙合，又可避免由于傳動齒輪間隙造成上下刀輥的動力傳遞和間隙調整。缺點是降低了承載能力，并且齒面不易形成油膜而加劇磨損。采用除隙裝置要求切刀的刀刃與傳動齒輪沿周向的相對位置可以調整。調節的方法與除隙裝置的調節方法基本相同，不過不再是采用二個并列的齒輪，而是利用空套在軸套上的齒圖5-2上下刀輪傳遞圖輪相對軸套轉過一定的角度來實現，軸1-緊固螺釘；2-調整螺釘；套通過平鍵與刀輥軸相連，實際上是調3-螺母；4-方形銷軸節齒輪與刀輥軸之間的周向相對位置。“直刀型”橫切機，即刀的幾何中心線與刀輥的軸心線互相平行，這樣，整個紙板的橫向的切斷是在同一瞬間完成的。由于整個紙板的切口屬于剁刀式的“一刀切”，且刀輥旋轉本身有角加速度存在，因此造成裁切時會出現較明顯的沖擊。此沖擊將會直接影響刀輥的使用壽命和整機的壽命，并直接影響機器的性能，產生較大的噪音。為此，可將切刀刃的直線型改為螺旋形。作用是將剁刀式的一刀切改變成剪刀剪布式的逐點切斷，以便大大減緩橫切的沖圖5-3切刀在刀輥上的調節擊效應。由前可知，刀輥必須是不等速旋轉，1-刀輥2-刀座3-調節螺栓因此，采用螺旋形刀刃可能同時引出新的問題4-橫切刀5-緊固螺栓——封切的封口不平直，是斜的！上下橫切刀安裝在上下刀輥軸上呈螺旋形安裝，在裁切過程中，整個幅寬方向的上下刀刃不是同時接觸的，而是一個剪切的過程，從幅寬的一端逐漸過渡到另一端，其目的是降低瞬時剪切功率和改善剪切質量，同時對有關執行件的剛度要求也相應減小，這對刀具的使用壽命和機器的使用性能來說都是十分有益的。由簡單的運動合成原理，圖5-4螺旋刀力合成得知刀輥的中心軸線也是傾斜布置的。刀刃咬合處，紙被切斷，它的線速度V1與送料的線速度V2合成，使得切紙的速度V3正好成為一平直的直線，如圖5.4。刀刃的刃口要求鋒利，刀刃的前角后角要求大，這樣可獲最佳的切紙效果。因此，刀片一般采用優質工具鋼或合金鋼制造，刃口的硬度可達HRC55以上。另外，由于現代數控加工技術的迅猛發展和普及，螺旋型刀刃的加工已不是困難。因此，采用螺旋形刀刃是一種切實可行的措施。在瓦楞紙板橫切機的安裝、調整過程中，上下輪刀的周向相位與傳動齒輪的周向相位必須協調。這是瓦楞紙板橫切機的輪轂與軸的聯接設計必須面對的一個問題。在設計中采用無鍵聯接,運用脹緊聯接套來使上下輪刀的周向相位與傳動齒輪的周向相位相互協調。在解決瓦楞紙板橫切機的安裝、調整過程中，上下輪刀的周向上下輪刀的周向相位與傳動齒輪的周向相位協調問題時,過去一般齒輪與軸的聯接有鍵聯接、螺釘聯接、過盈配合幾種。直接用鍵聯接無法滿足周向相位的要求,用螺釘聯接不易滿足傳遞扭距要求，因為本文所設計的瓦楞紙板橫機的功率都在37kW,用過盈配合聯接，安裝及拆換均困難。過去有一種變通的鍵聯接的方法一直被沿用，從動齒輪用普通平鍵與軸聯接，主動齒輪與其軸之間增加了一個過度零件-異形套筒。這種聯接方式能滿足周向定位的特殊要求，但占據空間大，中間環節多，安裝精度不易保證。異形套筒與軸之間為裝拆方便一般采用間隙配合，異形套筒和齒輪之間為調整方便也多采用間隙配合，這樣直接影響齒輪的裝配精度，影響橫切機上下輪刀的切紙性能。本文所設計的瓦楞紙板橫切機采用脹緊聯接套這種無鍵聯接方式,從而能很好地解決上下輪刀周向相位協調的要求，且裝拆更方便，周向和軸向調整更方便，更節省空間。脹緊聯接套借助于錐面的增力作用和自定心作用對中，降低對零件的配合精度要求，提高齒輪的安裝精度，使齒輪傳動更平穩，從而保證橫切機的切紙精度。無鍵聯接是指不采用傳統的鍵、銷等進行機械的扭矩傳遞和運動傳遞的聯接。無鍵聯接的基本原理是在軸與輪轂之間采用帶有錐面的彈性環套類零件，通過施加一定的軸向力,使錐型結合面產生壓力,從而靠由此壓力產生的摩擦力傳遞扭矩。圖5.5脹緊套聯接如圖2-5a，主動齒輪空套在輪刀軸上,通過脹緊聯接套聯接。脹緊聯接結構,見上圖2-5b由內環、外環、前錐形環、后錐形環及高強度螺栓組成。內環、外環由彈簧鋼經嚴格熱處理和磨光加工制成，每個環上都有一個縱向開口。內環和外環之間有2個錐形環，即前錐形環和后錐形環，前錐形環的螺孔沒有絲扣為光孔，后錐形環的螺栓孔全部有絲扣用于擰緊高強度螺栓，當高強度螺栓(一般環向布置若干個)擰緊時，前后錐形環互相拉緊，使內外環產生徑向壓力，利用摩擦力鎖緊，實現扭距和軸向力的傳遞。以下是受力分析與計算:先把脹緊聯接套當一個整體，設有n個聯接螺栓，每個聯接螺栓均施加預緊力，則給前、后錐形環施加的總軸向力:在力F的作用下，內、外彈性環對軸和輪轂分別產生擠壓力1V,再對前后錐形環和內外環單獨進行受力分析。例如后錐形環，其兩錐面受正壓力及摩擦力聯合作用即力Q，還受到力F作用，畫出力多邊形，見圖2-6，得出Q與F的關系式：圖5-6脹緊套聯接受力分析(1)式中:為錐面半錐角；為摩擦角，摩擦系數同理，對內外環進行受力分析可得(2)從計算得出脹緊聯接套可以很好的解決以上提出的問題。前面已提到過，刀輥的中心線與水平軸線交角為60，在實際生產中為了便于安裝,以及整條生產線瓦楞紙都在同一中心線上運行,采用機架斜放使刀輥軸處于中心線位置,刀輥的布置如圖2-7，中心位置以及交角都是由控制部分和機械設計部分共同協商得來的數值，在本次設計中，這個參數由設計要求給出。圖5-7刀輥布置圖5.2動力選擇此橫切機涉及到三個動力的選擇：1、上下刀輥的動力選擇上下刀輥是橫切機的執行機構，由于切紙的力量具體需要多大，很難從實驗中得到結果，產生的彎矩也是難以測量的，在這種情況下，要選定電動機可以采取類比法，現在很多的橫切機制造廠商，相同或近似條件下，一般安裝使用的電動機額定功率在都22-45Kw之間，所以這次選用的電動機額定功率為37Kw。由給定的裁切長度范圍，可以計算出需要的電動機轉速：所以，電動機選擇型號為：Y225S-4。主要參數：額定功率：37Kw；滿載轉速：1480r/min；滿載電流：63A；效率：90.5%。電動機在接電源之前首先接了用于控制轉速的變頻器，使得從電動機傳遞給刀輥的速度在一定范圍內可以實現預定的變化。2、進紙輥的動力選擇進紙輥在橫切機中的功能主要是用于壓著紙板，使刀輥在裁切后面送進的紙板不會翹起并可以保證紙板的平穩輸送，在進紙輥前面還應安置一個檢測編碼器，用作對送料速度的檢測，也就是紙板在送到橫切刀裁切時的速度檢測。進紙輥由于所受到的作用力不復雜，數值也比較小，參照現有的橫切機進紙輥電動機，本次設計選擇了Y1601-8型電動機，采用B35安裝形式（BWG），其主要技術參數為：額定功率：4Kw；滿載轉速：720r/min；滿載電流：6A；效率：84%。3、齒輪傳動潤滑方案擬定由于橫切機的齒輪工作狀況的速度不高，齒輪潤滑選用油池浸由潤滑,由于齒輪選用的是圓柱齒輪則齒輪尺浸入油面10mm左右,并且設置油面指示器便于觀察最低油面和最高油面,且設置在油面穩定的部位。參考文獻[1]車慶浩，孫誠．新型四層瓦楞紙板的性能研究[J]．包裝工程，2006，27(3)：39—77．[2]和志強，曾文獻．瓦楞紙板橫切機控制算法研究[J]．河北經貿大學學報，2004，(3)：75—77．[3]趙淮．包裝機械選用手冊[M]．上冊．北京：化學工業出版社，2000．[4]成大先．機械設計手冊[M]．第2卷．北京：化學工業出版社，1993．[5]孫誠．包裝結構設計[M]．第二版．北京：中國輕工業出版社，2005．[6]遲建．包裝紙盒設計系統[J]．包裝工程，2005，26(6)．96—98．[7]康存鋒,費仁員.高速瓦楞紙板橫切機控制系統的研究[J].機械科學與技術,2003,(7):25～291[8]QB/T2498-2000,瓦楞紙板生產線[S].[9]遲多功.機械式紙板橫切機的精度控制與調整[J].機械設計與制造,1998,(6):15～161[10]楊永才主編.機械設計新標準應用手冊[M].北京科學技術出版社,1993[11]劉鴻文.材料力學（第三版）.北京:高等教育出版社,1992年9月[12]濮良貴.紀名剛.機械設計（第七版）.北京:高等教育出版社,2001年6月[13]大連理工大學工程畫教研室編.機械制圖（第四版）.高等教育出版社,1991[14]曾志新主編.機械工程專業英語.華南理工大學出版社,1996附錄Ⅰ紙張橫切機裝配圖左視圖左視圖圖Ⅰ-1主視圖圖Ⅰ-2俯視圖圖Ⅰ-3左視圖圖Ⅰ-4裝配圖基于C8051F單片機直流電動機反饋控制系統的設計與研究基于單片機的嵌入式Web服務器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現的供暖系統最佳啟停自校正（STR）調節器單片機控制的二級倒立擺系統的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協議棧的實現基于單片機的蓄電池自動監測系統基于32位嵌入式單片機系統的圖像采集與處理技術的研究基于單片機的作物營養診斷專家系統的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統研究與開發基于單片機的泵管內壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統開發基于單片機的液壓動力系統狀態監測儀開發模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機實現一種基于單片機的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機沖床數控系統的研究基于CYGNAL單片機的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機的軟起動器的研究和設計基于單片機控制的高速快走絲電火花線切割機床短循環走絲方式研究基于單片機的機電產品控制系統開發基于PIC單片機的智能手機充電器基于單片機的實時內核設計及其應用研究基于單片機的遠程抄表系統的設計與研究基于單片機的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機系統單片機系統軟件構件開發的技術研究基于單片機的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機系統的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機的電能采集終端的設計和應用基于單片機的光纖光柵解調儀的研制氣壓式線性摩擦焊機單片機控制系統的研制基于單片機的數字磁通門傳感器基于單片機的旋轉變壓器-數字轉換器的研究基于單片機的光纖Bragg光柵解調系統的研究單片機控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機的多生理信號檢測儀基于單片機的電機運動控制系統設計Pico專用單片機核的可測性設計研究基于MCS-51單片機的熱量計基于雙單片機的智能遙測微型氣象站MCS-51單片機構建機器人的實踐研究基于單片機的輪軌力檢測基于單片機的GPS定位儀的研究與實現基于單片機的電液伺服控制系統用于單片機系統的MMC卡文件系統研制基于單片機的時控和計數系統性能優化的研究基于單片機和CPLD的粗光柵位移測量系統研究單片機控制的后備式方波UPS提升高職學生單片機應用能力的探究基于單片機控制的自動低頻減載裝置研究基于單片機控制的水下焊接電源的研究基于單片機的多通道數據采集系統基于uPSD3234單片機的氚表面污染測量儀的研制基于單片機的紅外測油儀的研究96系列單片機仿真器研究與設計基于單片機的單晶金剛石刀具刃磨設備的數控改造基于單片機的溫度智能控制系統的設計與實現基于MSP430單片機的電梯門機控制器的研制基于單片機的氣體測漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機的CAN/USB協議轉換器基于單片機和DSP的變壓器油色譜在線監測技術研究基于單片機的膛壁溫度報警系統設計基于AVR單片機的低壓無功補償控制器的設計基于單片機船舶電力推進電機監測系統基于單片機網絡的振動信號的采集系統基于單片機的大容量數據存儲技術的應用研究基于單片機的疊圖機研究與教學方法實踐基于單片機嵌入式Web服務器技術的研究及實現基于AT89S52單片機的通用數據采集系統基于單片機的多道脈沖幅度分析儀研究機器人旋轉電弧傳感角焊縫跟蹤單片機控制系統基于單片機的控制系統在PLC虛擬教學實驗中的應用研究基于單片機系統的網絡通信研究與應用基于PIC16F877單片機的莫爾斯碼自動譯碼系統設計與研究基于單片機的模糊控制器在工業電阻爐上的應用研究基于雙單片機沖床數控系統的研究與開發