纸张横切机.doc

机电与车辆工程学院毕业设计

题 目： 纸张横切机

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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…………………………………………………………………………………6
2.1 选用电动机类型 6
2.2 选择电动机的容量 6
第三章 减速装置设计………………………………………………………………………………7
3.1传动比确定及各级传动比分配……………………………………………………7
3.2运动参数及动力参数计算…………………………………………………………7
3.2.1计算各轴转速……………………………………………………………………7
3.2.2计算各轴的功率…………………………………………………………………..7
3.2.3 计算各轴的扭矩-…………………………………………………………………8
3.3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………………………………………………….14
3.4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…………………………………………………….. 23
3.5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 26
4.1 确定计算功率 ……26
4.2 确定V带带型 26
4.3 确定带轮基准直径 …………26
4.4 确定V带中心距和基准长度 27
4.5 计算带的根数 28
第五章 上下刀辊的设计……………………………………………………29
5.1 上下刀辊的传动方案 29
5.2 动力选择 32
参考文献 ……………………………………………………………………………………………34
附录Ⅰ 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10％D3。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1—4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500～9999mm范围内无级可调，恒速运行时，裁切精度可达0．5～1mm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-4[6]。

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）i2
i1 、i2 ----高低速传动比
=16.34 经计算得 i1=4.609 i2=3.545
3.2 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/min
n——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 = P×η1×η2=11×0.99×0.99=10.78KW
第2轴功率 P2 = P1×=10.78×0.99×0.95=9.72KW
第3轴功率 P3= P2×=9.72×0.99×0.95=9.14KW
式中 η1=0.99，联轴器效率
η2=0.99，轴承效率；
η3=0.95，齿轮效率。
3.2.3 计算各轴的扭矩
第1轴扭矩 T1=9550×P1/n1=9550×10.78/1420 =69.47 N·m
第2轴扭矩 T2=9550×P2/n2=9550×9.72/308.0=301.30N·m
第3轴扭矩 T3=9550×P3/n3=9550×9.14/86.91=1004.34N·m
3.3 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240～286HBS，取=260 HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度2169～217HBS，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=60n×j×Ln 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1.05～1.4，取=1.2
——齿向载荷分布系数。由推荐值1.0～1.2，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=60n1×j×Ln＝60×308.09×1×（15×12×365）＝1.21×
N2=N1/i＝1.21/3.545＝3.43×
查资料知Zn1＝1，Zn2＝1.05
接触强度最小安全系数＝1
则＝700×1/1＝700 ＝550×1.05/1＝577
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＝378×1×1/1.4＝270
＝294×1×1/1.4＝210
（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＝（0.013－0.022）×n1×
估取圆周速度Vt＝4m/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20~40中选。 Z1=25
大轮齿数Z2=i×Z1=3.545×25=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+（5~10）=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=325.53mm
3.3.3 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=60n1×j×Ln＝60×86.91×1×（15×12×365）＝3.43×
N2=N1/i＝3.43×/2.73＝1.26×
查资料知Zn1＝1，Zn2＝1.05
接触强度最小安全系数＝1
则＝700×1/1＝700 ＝550×1.05/1＝577
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），Yx＝1
弯曲强度最小安全系数＝1.4
则＝378×1×1/1.4＝270
＝294×1×1/1.4＝210
（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＝（0.013~0.022）×n1×
估取圆周速度Vt＝4m/s，
d1
齿宽系数，查资料得=0.8
小轮齿数Z1，在推荐值20~40中选。 Z1=25
大轮齿数Z2=i×Z1=2.73×25=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=0.00366<0.05，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=3.14×d1×n160000=0.68 ms
标准中心距a a=m（z1+z2）2=6（25+68）2=279mm
齿宽b b==0.8×150=120mm
大轮齿宽b2=b=120mm 小轮齿宽b1=b2+（5～10）=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=520mm
3.4 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=60mm
3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C－C处的合成弯矩：

剖面D－D处的合成弯矩：

剖面E－E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C—C截面

对于D—D截面

对于E—E截面

对于C—C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+（2~3）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=90mm
3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=23mm
4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, =-39654.2Nmm
V 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+1≥8 取δ=8
箱盖壁厚:0.02a+3≥8 取δ1=8
箱座上臂凸缘厚度 ：b=1.5d=1.5×8=12
箱盖凸缘厚度：b1=1.5δ1=1.5×8=12
箱座底凸缘厚度:b2=2.5δ1=2.5×8=20
地角螺钉直径:df=20
地脚螺钉数目:a≤250:n=4
轴承旁连接螺栓直径:d1=0.75df=0.75×20=16
盖与座连接栓直径:d2=(0.5~0.6)df=10
连接螺栓d2间距:L=15~200
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=8
D1d2d3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+(5~5.5)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