碎紙機設計說明書

第一章緒論1.1課題研究的目的及意義在現(xiàn)代社會中，隨著個人和企業(yè)隱私保護意識的增強，碎紙機的角色變得愈發(fā)重要。這種辦公設備通過將紙張切割成條狀或碎片，有效防止敏感信息泄露給未經(jīng)授權的人員。從1909年手動設備的發(fā)明到今天，碎紙機經(jīng)歷了多次技術革新，從手動操作到電力驅動、自動化，功能也從簡單的紙張切割擴展到處理信用卡、光盤、硬盤驅動器等硬質物品[1-3]?，F(xiàn)代碎紙機根據(jù)切割紙張的大小和形狀分為不同安全等級，從簡單的條狀切割到微小的粒狀碎片，以滿足不同安全需求。在辦公環(huán)境中，碎紙機不僅為企業(yè)提供安全保障，也為個人用戶保護隱私提供了手段。通過定期使用碎紙機，個人可以有效防止信息泄露，降低成為詐騙和身份盜竊受害者的風險。此外，碎紙機在環(huán)保方面也發(fā)揮著重要作用[4]。通過將紙張切割成細小碎片，不僅保護了信息安全，也有助于紙張的回收和再利用，支持可持續(xù)發(fā)展理念，減少了浪費，保護環(huán)境。許多企業(yè)和個人將碎紙機視為實現(xiàn)辦公室和家庭環(huán)保目標的重要方式。碎紙機是一種專門用于安全地切割和銷毀含有敏感信息文件的設備，其核心構造包含了切削紙張的刀組和驅動這一切動作的電動機。該設備利用精密的齒輪機制作為橋梁，確保電能高效轉換為刀組的切割動能，從而實現(xiàn)文件的徹底粉碎?，F(xiàn)代碎紙機已發(fā)展到第八代，功能不僅限于碎紙，還能處理信用卡、回形針、硬盤等硬質物品，成為許多國家家庭和辦公室的常用設備[5-7]。1.2碎紙機國內外的發(fā)展趨勢1.2.1國內發(fā)展趨勢研究表明，我國碎紙機市場正以接近23%的年增長率快速發(fā)展，增速呈上升態(tài)勢。盡管市場需求有一定限度，但制造商數(shù)量持續(xù)增長，導致該行業(yè)內部競爭異常激烈。市場自然淘汰了品質較低、噪音較大的產(chǎn)品，與此同時，一些依靠低成本優(yōu)勢的企業(yè)仍能維持市場份額。國內知名品牌穩(wěn)固其市場地位，通過價格調整和提升運營效率，依然保持可觀盈利。隨著國人保密意識不斷增強，預計中國對中等檔次的辦公和家用碎紙機需求將持續(xù)攀升[8-10]。國內碎紙機目前已經(jīng)從第一代發(fā)展到第五代。第一代以皮帶傳動為主，噪音小，但長期使用下皮帶易伸長、損壞，影響機器穩(wěn)定。第二代引入了塑料齒輪，工藝簡化卻犧牲了精度，高速運行時噪音顯著，且齒輪易斷裂。第三代創(chuàng)新使用金屬鏈輪，實現(xiàn)了靜音、節(jié)能及高效切割，提升了整體協(xié)調性。第四代回歸金屬齒輪，解決了耐用性問題，但噪音控制依舊不足。第五代，即金剛密臺機芯，采用合金鋼和特殊熱處理工藝，大幅減少了磨損，降低了噪音，確保了產(chǎn)品耐用與安靜[11]。如下圖1.1。圖1.1國內第五代碎紙機1.2.2國外發(fā)展趨勢盡管國內碎紙機市場目前規(guī)模有限，海外市場，尤其是美國和日本，無論在辦公室還是家庭環(huán)境中，碎紙機幾乎成為標配，顯示出龐大的市場需求。早在2005年，美國市場對于碎紙機的需求量就已經(jīng)達到了2800萬臺的規(guī)模，與此同時，全球碎紙機市場的交易價值超過了30億美元大關[12-14]。這一時期，隨著互聯(lián)網(wǎng)普及率的大幅上升以及電子商務領域的興旺發(fā)展，不僅辦公室環(huán)境，就連家庭和個體商戶也普遍提高了對信息安全的關注度，從而加劇了對碎紙機產(chǎn)品的需求[15]。信息流通加速與商業(yè)競爭加劇的背景下，保護個人信息變得尤為重要，預示著碎紙機行業(yè)未來具有廣闊的發(fā)展?jié)摿Α馑榧垯C歷經(jīng)八代演進，其功能與性能不斷提升，國內碎紙機目前已經(jīng)從第一代發(fā)展到第三代[16]。第一代為高科技多媒體系列，技術更進一步，能處理多種介質，操作面板人性化設計，增加了智能化功能。第二代則革命性地應用了水冷+風冷雙冷卻系統(tǒng)，大幅延長連續(xù)碎紙時間，提高了工作效率。第三代，即柜式碎紙機或4合1打印工作站，集成了打印、碎紙、文件存儲等功能于一身，采用高效風冷系統(tǒng)，確保長時間穩(wěn)定運行，標志著碎紙機向多功能集成方向的邁進。如下圖示1.2。每一代碎紙機的迭代，都是對前一代問題的改進與功能的拓展，反映了技術進步與市場需求的緊密結合。圖1.2國外第三代碎紙機1.3碎紙效果及保密等級圖1.3碎紙等級碎紙機處理后的紙張形態(tài)稱為碎紙效果，通常使用毫米(mm)作為衡量尺寸的標準。依據(jù)碎屑的形狀，碎紙機主要分為三大類：細碎型、碎段型和條狀碎紙。在這三者中，細碎型提供了最高的保密級別，碎段型次之，而條狀碎紙的保密性相對較弱。因此，對于那些對信息保密需求不是很嚴格的小微辦公室或是家庭用戶來說，選擇產(chǎn)生碎紙條或碎段的碎紙機模型已經(jīng)足夠滿足日常的使用需求。而對于政府或事企單位的一些合同，協(xié)議等文件則需要選用細碎。1.4設計要求碎紙機常設于辦公室環(huán)境下，享有良好工作條件和較短運行周期，主要處理少量薄紙張，因此在設計階段，可以適當簡化對軸承座和軸的疲勞強度評估。鑒于其轉速要求不高，潤滑系統(tǒng)選擇基礎潤滑脂便能滿足需求，無需采用復雜的滾珠軸承設計。本設計旨在優(yōu)化既有的碎紙機方案，通過配置兩套相互配合的碎紙刀組來提升效能，確保作業(yè)過程既安全可靠又經(jīng)濟實惠，同時實現(xiàn)了低噪音操作，充分考慮到用戶體驗與環(huán)境和諧。本次設計的具體要求要求是：碎紙寬度（毫米）：2.5x9（粒)；每次碎紙量：6張；碎紙速度：20米每秒；入紙寬度：220毫米；額定功率：150W；整機體積：377mm×218mm×570mm；整機重量：13公斤第二章碎紙機的結構和工作原理圖2.1碎紙機結構碎紙機構成復雜，核心部件包括電機、齒輪組件、基座（帶固定銷）、進出紙軸、刀具組件、電子控制系統(tǒng)、外殼、觀察窗、廢紙收集箱等。其運作機制在于，機身內部裝配了長短刀軸，通過精密布置使兩軸上的刀片相互嵌入對方的間隔槽內，電機驅動齒輪系統(tǒng)，進而引發(fā)刀軸朝相反方向旋轉，共同作用于紙張，實現(xiàn)切割粉碎。紙張在這一過程中被兩組交錯的鋒利刀刃精細分割，化為細小碎片，以此確保信息的安全性。碎紙效果，即紙張經(jīng)碎紙機處理后的形態(tài)，依賴于刀具的結構設計，常見的碎紙模式涵蓋碎狀、粒狀、段狀、沫狀、條狀及絲狀等多種形式。整個碎紙流程始于電機啟動，通過齒輪傳動系統(tǒng)高效轉化能量至刀軸，帶動刀片高速協(xié)同運動，從而將置入的紙張徹底撕裂粉碎。市場上的碎紙機大多提供兩種或更多碎紙模式供用戶選擇，以適應不同使用場景。普通辦公環(huán)境通常推薦使用段狀、粒狀、絲狀或條狀碎紙方式，這些已能滿足基本的保密需求。然而，面對高度保密要求的情況，采用沫狀碎紙模式則是必要的選擇，因為它能將紙張碎化至更小顆粒，極大地增強了信息安全性。目前最先進的碎紙技術涉及四刀一體的碎紙結構，這種設計能夠確保碎出的紙粒均勻且邊緣整齊，不僅提升了碎紙效果，也進一步加強了文件的保密程度。碎紙機運作基于刀片的切割機制，在電機驅動下，通過刀片的交錯排列或特定設計來實現(xiàn)紙張的破碎。具體而言，當?shù)毒吲渲玫都鈺r，紙張會被切成段狀或粒狀碎片；反之，若刀片平滑無尖，則紙張會被撕裂成條狀，從而形成不同的碎紙效果。第三章碎紙機傳動方案3.1傳動方案一個優(yōu)秀的傳動設計方案，不僅要達到設備的功能標準，還應該力求結構簡潔、運行安全可靠、傳動高效且成本效益高，便于維護。在評估和選定傳動方案的過程中，需依據(jù)設備的具體需求進行全面考量，旨在選取既能滿足核心性能指標，又較為合理的傳動策略。以下是三項提議的傳動方案：方案一：采用帶傳動起始，隨后連接減速齒輪與同步齒輪，實現(xiàn)電機動力的平穩(wěn)傳遞。方案二：以鏈傳動作為初始步驟，緊隨其后是減速齒輪與同步齒輪的組合，確保動力的連續(xù)與穩(wěn)定轉換。方案三：直接從電機輸入開始，經(jīng)過一級至三級的逐級減速齒輪系統(tǒng)，最終與同步齒輪銜接，構成一套精細的齒輪傳動序列，旨在提升傳動效率與系統(tǒng)穩(wěn)定性。這幾種方案的優(yōu)缺點對比如下：方案一：帶傳動的一大優(yōu)勢在于其構造的簡潔性以及經(jīng)濟實惠的成本，它能確保運轉平順且易于安裝維護，同時，因具備卓越的減震特性和過載自我保護機制，能有效提升系統(tǒng)的可靠性。不過，帶傳動并非沒有局限，其中包括傳動比的非恒定性，意味著轉速比可能發(fā)生變化；皮帶的滑動現(xiàn)象較為常見，這不僅增加了磨損速度，還減少了效率；此外，它對軸和軸承施加的較大載荷以及相對較低的能量傳輸效率，也是不可忽視的劣勢。方案二：鏈傳動以其高效的傳動效率、出色的過載承受力、無全局滑動和彈性滑移現(xiàn)象、精確的平均傳動比、緊湊的結構設計，以及能在惡劣環(huán)境條件下穩(wěn)定工作等優(yōu)點而著稱。不過，它也存在著明顯的不足，包括運行噪音較大、易于發(fā)生跳齒、僅限于兩平行軸間的傳動應用，以及無法保持瞬時傳動比恒定等問題。方案三：齒輪傳動技術因其高傳動效率、卓越的穩(wěn)定性和可靠性、緊湊的結構設計以及能保持精準恒定的傳動比而廣受青睞。不過，這項技術也伴隨著一些挑戰(zhàn)，主要是對齒輪的制造精度要求極高，導致生產(chǎn)和加工成本增加，并且不適合用于長距離的傳動應用場合。3.2最終方案的選擇鑒于碎紙機多置于辦公室或居家環(huán)境，這些場所對安靜度要求較高，而鏈傳動噪音較大，故非理想選項。同時，碎紙機強調工作效率，排除了傳動效率較低的帶傳動方式。鑒于此，齒輪傳動因兼具低噪音、高效率及緊湊結構的特點，且市場上的碎紙機多數(shù)采用齒輪傳動系統(tǒng)（約占80%），顯示了其在該領域的適用性和優(yōu)越性。因此，本設計決定采納定軸圓柱齒輪傳動方案，以滿足碎紙機的性能需求及環(huán)境適應性。圖3.1傳動系統(tǒng)示意圖第四章碎紙機傳動系統(tǒng)的設計計算碎紙機的使用要求如下：碎紙機破碎后的紙屑尺寸：5*13毫米；碎紙機每次碎紙的張數(shù)：12-14張；碎紙機工作時的碎紙線速度：2.2米/分鐘；進入碎紙機的紙張最大寬度：220mm；4.1電機的選擇4.1.1傳動裝置的總效率由所選方案知：齒輪嚙合4對，7級精度，斜齒圓柱齒輪傳動效率，直齒圓柱齒輪傳動效率，且與刀棒軸聯(lián)結的是四個滑動軸承，傳動效率[3]，所以，計算總效率： （4.1）4.1.2電機的轉速確定已知碎紙機的刀具直徑為44.3毫米，且兩刀具相互嚙合的長度為13.3毫米。該機器配置的減速齒輪比為400，而碎紙作業(yè)的速度達到2.2米每分鐘。在此基礎上，要求確定構成碎紙機刀棒組件的長、短六角棒各自的旋轉速度。計算如下： （4.2）將、取整即可得。4.1.3確定電機的功率根據(jù)單次碎紙速度、垃圾桶容量以及每次碎的紙張數(shù)，我國電壓可設定電機輸出的功率為240w，計算出電機的功率： （4.3）取整為：。4.1.4電機類型的確定由上可計算出電機的功率為P=420w,確定電機的型號為6340M23[3]。電機的參數(shù)如表4.1：表4.1電機參數(shù)功率420W電壓230V轉速21000rpm頻率50Hz4.2軸的功率及轉矩計算4.2.1各軸的功率計算由于電機的輸出功率為420w，斜齒圓柱齒輪的傳動效率，直齒圓柱齒輪的傳動效率為，滑動軸承效率[3]，則由齒輪傳動效率和滑動軸承的效率可以得出：一級減速輸出的功率是：二級減速輸出的功率是：三級減速輸出的功率是：碎紙刀輸入軸的輸出功率是：，碎紙刀輸出軸的輸出功率是：4.2.2銷軸的輸出扭矩計算由下面的公式： （4.4）電機軸的輸出轉矩：固定銷軸1的輸出扭矩：固定銷軸2的輸出扭矩：碎紙刀輸入軸的轉矩：碎紙刀輸出軸輸出的轉矩：4.2.3傳動參數(shù)表4.2傳動參數(shù)軸的名稱功率（w）扭矩()傳動比銷軸1415.82.0110.7銷軸2407.4812.656.4碎紙刀輸入軸303.0671.992碎紙刀輸出軸234.6955.7514.3一級減速齒輪組的設計計算及校核4.3.1選擇齒輪材料、類型和齒數(shù)（1）鑒于斜齒圓柱齒輪在傳動過程中展現(xiàn)出的優(yōu)異性能，如卓越的嚙合協(xié)調性、顯著的平穩(wěn)驅動力、低噪音，以及較小的防根切最少齒數(shù)要求，設計中選定外嚙合方式的斜齒圓柱齒輪機構，并設定齒面壓力角為20°，以進一步優(yōu)化其傳動品質。（2）考慮到碎紙機的常規(guī)應用場景主要位于辦公室或家庭環(huán)境，其運行速度需求相對平和，因此采納了GB10095—88標準中的7級精度等級，這一選擇貼合了設備的一般性使用要求，無需過高的精確度。（3）針對碎紙機材料的甄選，因其為標準辦公設備，對組件的精密度和力學強度標準設定在較為寬松的范疇，故馬達軸齒輪材質采用45#鋼，這是一種常用的中碳鋼，經(jīng)淬火處理后，表面硬度可達到55HRC，既能確保基本的機械強度和耐磨性，同時也符合成本效益原則；為了降低噪聲，2#大齒輪材料選用尼龍玻纖，硬度35HRC[4]；（4）選擇小齒輪的齒數(shù)為，大齒輪的齒數(shù)為；（5）初選螺旋角。4.3.2按齒面接觸疲勞強度設計1）由式（10-21）[1]試算小齒輪分度圓直徑，即 （4.5）（1）確定公式中的各計算數(shù)值：①試選載荷系數(shù)；由表4-1[1]可知馬達輸出軸上小齒輪傳動的轉矩202N·mm；由表10-7[1]選取齒寬系數(shù)；由圖10-20[1]查得區(qū)域系數(shù)；由表10-5[1]查得材料的彈性影響系數(shù)；由式（10-21）[1]計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)（4.6）（4.7）所以，；由式（10-23）[1]可得螺旋角系數(shù)： （4.8）②計算接觸疲勞許用應力由圖10-25d[1]查得小齒輪的疲勞硬度極限為、。碎紙機的使用壽命定為5年，按照每天工作3小時，1年工作300天算，則大小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為：由圖10-23[1]查取接觸疲勞壽命系數(shù)、。取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式 （4.9）;。取和中的較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應力，即2）試算馬達軸齒分度圓直徑：==4.98mm2）調整小齒輪分度圓直徑（1）數(shù)據(jù)準備①圓周速度v。 （4.10）②齒寬b。（2）計算實際載荷系數(shù)。①由表10-2[1]查得使用系數(shù)。②動載系數(shù)。③齒輪的圓周力,由表10-3[1]得齒間載荷分配系數(shù)。④由表10-4[1]查得，。則載荷系數(shù)為： (4.11)(3)由式（10-12）[1]，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 (4.12)及相應的齒輪模數(shù)4.3.3按齒根彎曲疲勞強度設計(1)由式（10-20）[1]試算齒輪模數(shù)，即： (4.13)(2)確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)。②由式（10-18）[1]，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)。③由式（10-19）[1]，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)。(4.14)④計算。由當量齒數(shù)，，查圖10-17[1]，得齒形系數(shù)。由圖10-18[1]查得應力修正系數(shù)。由圖10-24c[1]查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲系疲勞極限分別為。由圖10-22[1]查得彎曲疲勞壽命系數(shù).取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式（4.15）;,因為大齒輪的大于小齒輪，所以取(3)試算齒輪模數(shù)==1.008mm(4)調整齒輪模數(shù)1)數(shù)據(jù)準備。①圓周速度v②齒寬b。③齒高h及寬高比b/h(4.17)(4.18)2)計算實際載荷系數(shù)。①根據(jù)，7級精度，由圖10-8[1]查得動載系數(shù)。②由，(4.19)查表10-3[1]的齒間分布載荷系數(shù)。③由表10-14[1]用插值法查得，結合，查圖10-13，得，則載荷系數(shù)為：(4.20)④由式（10-13）[1]，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)（4.21）綜上可知，在齒輪設計考量中，有兩個關鍵的強度因素：齒面承受的接觸壓力導致的疲勞，以及齒根部位面臨的彎曲應力引起的疲勞。分析顯示，若依據(jù)齒面接觸疲勞的耐受力來確定，所需法面模數(shù)m的尺寸會超過基于齒根彎曲疲勞強度計算的結果。值得注意的是，齒輪模數(shù)的抉擇首要依賴于確保能承受齒根彎曲負荷的能力，因為這直接關乎齒輪抵抗斷裂的性能。因此，本文采納了根據(jù)彎曲疲勞強度計算出的模數(shù)值，即1.172毫米，并參考標準模數(shù)表，最終選定接近的標準模數(shù)值為1.25毫米。此外，按照接觸疲勞強度的初步計算，得出的分度圓直徑大約為6.078毫米，算得小齒輪的齒數(shù)：，取,小齒輪的齒數(shù)是3，大齒輪的齒數(shù)為32。4.3.4幾何尺寸計算（1）計算中心距（4.22）考慮模數(shù)從1.008mm增大圓整至1.25mm,為此將中心距減小圓整為36mm。（2）計算齒輪的分度圓直徑（4.23）（3）計算齒輪寬度為應對安裝過程中可能出現(xiàn)的誤差，并確保設計的齒寬滿足要求，將馬達軸齒輪的指定長度設定為b1=36.05毫米，而第2號齒輪的寬度則確定為b2=12.50毫米。4.4一級減速齒輪結構設計4.4.1結構設計在設計流程中，首先依據(jù)齒輪預期的分度圓直徑選定適宜的結構樣式，繼而借鑒過往成功的設計案例，定制具體的結構設計方案。因為齒輪直徑，可將齒輪做成實心結構。碎紙機的轉速要求不高，故齒輪傳動可采用銷軸定軸連接[7]。由計算大小齒輪的齒頂圓直徑，計算如下：（4.24）此處大小齒輪均可采用腹板式結構設計[5]。鑒于第2號小齒輪需嵌置于第2號大齒輪之中，故在第2號大齒輪的中心部位加工一個與第2號小齒輪齒形相匹配的鍵槽，以確保兩者精準對接。4.4.2齒輪的齒根圓直徑（4.25）4.4.3各計算結果齒數(shù)，，壓力角，中心距，，,。4.5二級減速齒輪組的設計計算及校核4.5.1選擇齒輪材料、類型和齒數(shù)（1）一級減速齒輪選用直齒圓柱齒輪傳動；（2）碎紙機屬于對轉速要求不高的一般機器，選用7級精度； （3）在材料選取方面，第2號小齒輪采用粉末冶金材料，硬度為35HRC，這一決策是基于碎紙機服務于家庭和辦公室環(huán)境，其運行功率低，對組件的精度與強度要求相對寬松。采用此材料主要是為了降低成本并減少運行噪聲。而第3號大齒輪，則選用了尼龍玻纖復合材料，硬度為30HRC，這種材料的選擇同樣是為了減輕機器運轉時的噪聲問題，同時不失經(jīng)濟性的解決方案[3]；（4）由一級減速齒輪和傳動比選擇小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)選為；一級減速齒輪設計已經(jīng)詳細介紹了整個過程，二三級與前面一級設計過程基本相同，在此不再贅述。4.5.2尺寸設計計算（1）由式（10-15）[10]計算應力循環(huán)次數(shù)：（4.26）故由10-23[1]得查圖10-25[1]得：a綜上有：(2)計算初選，初定，，①使用系數(shù)由上選擇：②齒間分配系數(shù)由表(10-3)[1]選得:③動載荷系數(shù)(4.27)由圖10-8[1]得：④齒向分配系數(shù)由表10-7[1]選得：，由表10-4得：綜上可得：⑤由表10-6[1]選出彈性系數(shù)(4.28)取則，定，，圓整取。(4.29)⑥計算齒寬(4.30)考慮到傳動中2#小齒輪是鑲嵌在2#大齒輪上的，再由表10-7[1]選得：，。（3）齒根彎曲疲勞強度①齒向載荷分布系數(shù)由圖10-13[1]得：，則K=②計算齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由表10-5[1]得：③校核彎曲應力則二級齒輪組齒根彎曲強度和表面接觸強度滿足要求。4.6二級減速齒輪結構設計4.6.1結構設計因為齒輪直徑，可以做成實心結構的齒輪。碎紙機對齒輪的轉速要求不高，齒輪傳動采用銷軸定軸連接即可[7]。由計算大小齒輪的齒頂圓直徑,計算如下：（4.31）在傳動系統(tǒng)設計中，考慮到第2號小齒輪需嵌套于第2號大齒輪內部，因安裝公差的存在，為保證齒寬b并減少材料利用，特將第2號小齒輪的齒寬設定為27毫米，而第3號大齒輪的齒寬則調整為14.5毫米。此外，為實現(xiàn)精準對接，第3號大齒輪的鍵槽與第2號小齒輪的齒形輪廓要相匹配。4.6.2各計算結果齒數(shù)，，壓力角，中心距，，。4.7三級減速齒輪設計計算及校核4.7.1選擇齒輪材料、類型和齒數(shù)（1）由二級減速齒輪選用直齒圓柱齒輪傳動；（2）碎紙機一般放在家里或辦公室，要求并不是很高，轉速要求也低，故選用7級精度（GB10095—88）[1]；（3）材料的選擇：選擇3’#[小齒輪材料選為粉末冶金，硬度為40HRC,考慮到第三對傳遞扭矩較大，所以選用45#鋼作為4#齒輪材料進行表面淬火處理硬度為45HRC[3]；（4）選擇小齒輪的齒數(shù)為，大齒輪的齒數(shù)為；4.7.2尺寸設計計算（1）由式（10-15）[1]計算應力循環(huán)次數(shù)：故由圖10-23[1]得查圖10-25[1]得：a綜上有：(2)計算初選，初定①使用系數(shù)綜上選：②齒間分配系數(shù)由表10-3[1]選得:③動載荷系數(shù)由圖10-8[1]得：④齒向分配系數(shù)由表10-7[1]選得由表10-4[1]得：綜上可得：⑤由表10-6[1]選出彈性系數(shù)，則：(4.32)取則定，，圓整取a=⑥計算齒寬(4.33)因為3#小齒輪是鑲嵌在3#大齒輪上的，再由表10-7[1]選得：。（3）齒根彎曲疲勞強度①齒向載荷分布系數(shù)由[1]圖10-13得：，則K=②計算齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由[1]表10-5得：③校核彎曲應力綜上第三對齒輪表面接強度和齒根彎區(qū)強度滿足要求。4.8三級減速齒輪結構設計4.8.1結構設計因為齒輪直徑，故可以做成實心結構的齒輪。由于碎紙機對齒輪的轉速要求并不是很高，故齒輪傳動采用銷軸定軸連接即可。由[7]計算大小齒輪的齒頂圓直徑，計算如下：（4.34）在傳動系統(tǒng)中，第3號小齒輪需嵌入第4號大齒輪之中，鑒于安裝過程中可能產(chǎn)生誤差，為了保證齒寬b并節(jié)省材料，第3號小齒輪的齒寬定為27毫米，而第4號大齒輪的齒寬則減至8毫米。同時，第4號大齒輪的內孔設計與刀軸孔保持一致，通過精確配合實現(xiàn)穩(wěn)固連接，并采用實心結構以增強其穩(wěn)定性和耐用性。4.8.2各計算結果齒數(shù)，，壓力角，中心距，，。4.9碎紙刀軸齒輪的設計由于機芯和刀棒組配合的原因，現(xiàn)各項基本尺寸確定，刀軸中心距定31.00mm，，模數(shù)，采用直齒圓柱齒輪，材料與前面4#齒一致。4.9.1選擇齒輪材料、類型和齒數(shù)（1）因為長棒受到很大的轉矩，跨兩齒沖壓力達15KN，所以用45#鋼，表面淬火處理，硬度要求為HRC50[1]；（2）由于刀軸上刀具配合要求很高，故選用六級精度（GB10095-88）[1]4.9.2齒面和齒根強度校核（1）由圖10-20e及圖10-21e、f[1]查得按齒面的接觸疲勞強度極限均為765MPa，查得、為685MPa；（2）強度條件：（3）應力計算以及許可應力計算如下：彎曲疲勞強度計算公式：接觸疲勞強度計算公式：因為兩個齒輪的大小和材料一樣，所以；同時由前面的計算可得出：④校核彎曲疲勞強度由大小齒輪的齒數(shù)可以查得，于是可求得，將數(shù)據(jù)代入可得：，得出彎曲疲勞強度符合要求。⑤校核接觸疲勞強度⑥許可接觸應力:由上述計算可得出，校核合格。4.10繪制齒輪零件圖圖4.12#齒輪圖4.23#齒輪圖4.34#齒輪圖4.45#齒輪4.11碎紙刀軸的設計4.11.1碎紙長刀軸材料的選擇考慮到機芯組件中的長輸出刀軸作為主要驅動部件雖然承載了較大負荷，但轉速不高，查表15-1[1]后，選用40Cr經(jīng)調質處理后來制作軸。該軸的直徑小于100毫米，其材料的抗拉強度上限為735兆帕，硬度值則為270HRC。4.11.2設計軸上零件的裝配順序本設計的長刀軸裝配方案從左向右依次為：4#齒輪→5#齒→基座→六角帽→軸承套→刀片組件（A,B刀片，薄厚膠圈）→六角帽→軸承座→尾座。4.11.3軸上零件的定位①零件的軸向定位碎紙機的轉速不快，受沖擊載荷不是很大，為了經(jīng)濟實用，查[3]后選用彈性擋圈定位。②零件的周向定位軸所受扭力并不是很大，為了避免軸上零件與軸發(fā)生相對轉動，直接將刀軸設計成正六棱柱形，棱邊倒0.5的圓角。 圖4.5碎紙刀軸4.11.4長刀軸的尺寸結構設計(1)先估算軸的最小直徑：結合刀片的內孔尺寸，刀片與軸必須可以配合，所以確定軸的邊長為。(2)刀軸各段長度：最左端為4#、5#齒，其齒寬均為8mm，軸承套厚度為5.3mm，然后為固定刀片組的彈性擋圈，設槽寬為1.5mm，刀片組段為218mm，尾端19.3mm，長刀軸全長為267mm，如下圖：圖4.6刀軸三視圖4.11.5短刀軸的設計短刀軸與長刀軸基本一致，唯一的區(qū)別在于最左端沒有安裝4#齒，其最左端長度為15.2mm，總長度為244.1mm，其余與長刀軸相同。4.12軸承座的設計在設計基座與六角棒及尾座的連接結構時，為增強其抗拉強度及確保平穩(wěn)旋轉，采取了在六角棒兩端增設圓柱形六角帽的措施，隨后安裝軸承座于六角帽上。這一設計不僅穩(wěn)固了連接，還有效提升了部件的旋轉性能，考慮到碎紙機轉速才40r/min，扭力并不是很大，所以其材料選為粉末冶金，硬度為HRB45。六角帽和軸承座其尺寸結構如下圖：圖4.7六角帽圖4.8軸承座4.13潤滑方式的選擇考慮到碎紙機放辦公室里并非一直工作，只是偶爾工作一下，且所處環(huán)境良好，且碎紙機本身不方便拆開潤滑，所以采用脂潤滑方式，根據(jù)表16.4[5]選用7407號齒輪潤滑脂（SH/T0469-1992）。第五章刀具的選用5.1刀具碎紙機的核心組件是刀具系統(tǒng)，技術要求極高。該系統(tǒng)核心包含一個多邊形主軸，其上交替固定有多片刀片和間隔片。每組刀片由一對（A型和B型）緊貼安裝的切削片構成，這些切削片沿徑向向外伸出形成多個三角形齒刃，這些齒刃將刀片圓周等分。每個齒刃的尖端銳利，并在兩切削片中間向內凹陷形成V型槽。一個完整的碎紙機裝置將兩套這樣的刀具交錯安裝于殼體內部，使得兩組刀輪的齒刃在間隔片界定的縫隙中相互嵌套。電機驅動下，兩組刀具朝相反方向旋轉，協(xié)同作用達到高效碎紙的目的。

盡管當前市場上的碎紙機刀具已被廣大用戶所認可，但仍面臨若干待解決的問題，限制了用戶體驗的提升。傳統(tǒng)設計中，刀輪通過其邊緣將紙張切條，再利用刀刃將紙條分割，但由于間隔輪與刀刃在切割過程中并不能完全密封貼合，導致細微縫隙的存在。這些縫隙有時會讓已切割的紙條重新卷入，形成循環(huán)卡滯，最終可能導致刀輪堵塞，影響碎紙機正常工作。因此，改進刀具設計，減少卡紙現(xiàn)象，是提升碎紙機性能的重要方向。5.2刀具的選用在本設計中，考慮到每次處理14張紙張的需求及對速度的非嚴苛要求，為了得到更好的韌性，刀片材料選用SPHC，既能高效粉碎紙張，又能應對CD和回形針等硬質物品的粉碎任務。設計要求中紙張碎出效果是細碎，A,B刀片刀尖選用11齒，刀尖以及道口位置必須平整且鋒利，不能有明顯的斷層，需要精切。設定刀尖外徑為，刀背外徑，單刀片厚度為，內孔尺寸為。為了優(yōu)化碎紙效果，采用A、B刀片采用螺旋疊加的方式穿設，以增強剪切性能。考慮到紙屑寬度，刀棒在軸向上需保留適當間距，設定刀棒組的嚙合長度為13.3毫米。刀片間嵌入內徑15毫米、外徑17.5毫米、厚度分別為2.6毫米和5.2毫米的膠圈作為間隔。鑒于碎紙機工作負荷適中，間隔膠圈選用尼龍材料并加入30%玻璃纖維以增強耐用性。具體刀具構造細節(jié)參照設計圖紙。圖5.1刀片三視圖如圖所示，一個完整的刀棒結構包含21套刀片組合，每套含一對刀片及21個5.2毫米厚的膠圈，外加單片刀與一個2.6毫米厚的膠圈，兩根刀棒結構彼此對稱。因此，本設計中的刀具套裝由兩根刀軸、總計43對A、B型刀片、42個5.2毫米厚的膠圈以及2個2.6毫米厚的膠圈構成。刀片裝配采用了典型的螺旋穿法，以提升碎紙效能。圖5.2刀具裝配圖5.3導紙包的選用為了解決紙張進入碎紙機時產(chǎn)生的壓力問題及避免入紙口因紙張擠壓而變形造成的安全隱患，設計中加入了導紙包以包裹刀具，這樣可以有效防止紙張堵塞入口并保持操作安全。市場調研與刀具規(guī)格共同決定了導紙包的具體結構設計，如圖所示。鑒于導紙包與刀具間的配合要求較為寬松且承受力較小，故選用輕便且成本效益高的ABS塑料材質。根據(jù)刀具的實際尺寸，導紙包被設計為長度228.2毫米、寬度98毫米、高度56.5毫米，具體外形參見配套圖紙。導紙包分為上下兩部分，通過自攻螺絲便捷組裝，其結構尺寸經(jīng)過合理配置，無需額外的校核步驟。圖5.3導紙包第六章機芯部分的機架設計6.1基座傳動系統(tǒng)裝配于基座之上，基座特設兩根固定銷軸，旨在穩(wěn)固安裝第2號和第3號大小齒輪，這些銷軸同時也是承擔主要機械負荷的元件。鑒于基座承載力要求較高，材料選擇SPHC鋼材，厚度設定為2.5毫米，以確保足夠的強度與穩(wěn)定性；圖6.1基座6.2護套為了保證齒輪傳動的軸向固定和保護基座銷軸的強度，在基座上設計了一個護套，圖6.2護套用來軸向固定，材質選用SPHC材質，厚度為2.5mm?；妥o套三視圖如圖6.2。6.3雙側夾板針對刀軸在碎紙過程中可能遭遇的較大側向擴張力，為防止導紙包因此變形，特意在導紙包兩側增設加固夾板。鑒于碎紙機運行速度較低，所需抵抗的拉力相對有限，故選取屈服強度為235MPa的Q235鋼材作為夾板材料，既經(jīng)濟又實用。夾板的具體尺寸及結構布局見下圖。圖6.3夾板6.4尾座碎紙機的長短刀軸轉動的時候為了避免受力向兩側張開，除了用夾板固定，還需要在起尾端固定，這樣才能保證長短刀棒嚙合碎紙，所以根據(jù)需求同時借鑒其他碎紙機，設計了尾座，其材質與基座一樣，都用SPHC材質，其尺寸結構圖如下：圖6.4尾座

第七章關鍵零部件的有限元分析7.1有限元分析簡介AnsysWorkbench是一種有限元分析軟件，提供仿真環(huán)境，并與三維建模軟件聯(lián)動進行設計和校核，大大縮短了開發(fā)周期。7.2關鍵零部件的有限元分析流程使用有限元法對傳動軸進行強度分析的具體流程如圖7.1所示：圖7.1有限元分析流體圖7.3軸的有限元分析7.3.1有限元建模通過UG建立前輪傳動軸的三維模型，并另存為stp格式。然后，將其導入ANSYS，利用ANSYS對傳動軸進行有限元分析。進入用戶界面如圖7.2所示。圖7.2ANSYSworkbench19.0用戶界面選擇StaticStructural模塊，將在UG中建立的三維模型導入ANSYSWorkbench，如圖7.3所示。圖7.3導入模型7.3.2傳動軸網(wǎng)格劃分模型的建立要想確保對傳動軸的分析準確性，必須合理劃分網(wǎng)格，劃分時，將網(wǎng)格密度設置為，整個絲杠軸共有個單元、個節(jié)點，其網(wǎng)格見圖7.4：圖7.4絲杠軸網(wǎng)格劃分模型7.3.3材料屬性和邊界條件軸部件采用的是45鋼，其密度是，泊松比是，彈性模量是，許用應力是，抗拉強度，屈服強度。7.3.4軸靜強度校核通過對傳動軸進行有限元分析，結果顯示應力應變如圖所示。圖中顯示最大應力出現(xiàn)在軸中部，為18.2兆帕，低于60兆帕，符合要求。同時，圖中還顯示形變最大的位置在軸的上部，也符合要求。圖7.5軸應力分布云圖圖7.6軸應變分布云圖圖7.6軸位移分布云圖總結本設計聚焦于辦公室碎紙機的創(chuàng)新研發(fā)，背景追溯了碎紙機的七代進化歷程，凸顯了技術的成熟度。通過深入分析碎紙機的性能特點，本設計旨在指導用戶做出明智選擇并實施有效維護，同時強調識別及解決常見故障的重要性。隨著社會對生活品質、環(huán)保特性和安全性的日益重視，本設計細致比較了多種傳動系統(tǒng)的優(yōu)缺點，基于設計需求及碎紙機工作特性，精心篩選出二級齒輪減速傳動方案，確保高效與低噪。設計流程涵蓋了從傳動系統(tǒng)方案的提出、分析、優(yōu)選，到詳細計算各軸轉速、轉矩，據(jù)此匹配電機型號，以及依據(jù)彎曲疲勞與接觸疲勞強度理論完成關鍵齒輪組的設計校驗。設計深化至碎紙刀軸的力學分析，包括最小直徑計算及軸上部件的精確定位固定。刀具材料與形狀，以及刀梳的結構設計亦經(jīng)過精心挑選與優(yōu)化，以提升碎紙效率與耐用性。項目成果最終體現(xiàn)在詳細的碎紙刀軸、刀具、齒輪零件圖與碎紙機總裝配圖上，全方位展現(xiàn)了從理論分析到實踐設計的全過程，確保了設計的合理性與實用性。參考文獻[1]朱一波,薛澄岐.從碎紙機設計解析人性化產(chǎn)品設計[J].藝術與設計(理論),2018,(02):151-153.[2]李君華,劉彥飛.碎紙機人性化設計探索與研究[J].藝術與設計(理論),2021,2(03):213-215.[3]曹寅,劉胡煒,王雅蕓.碎紙機質量安全風險評估與風險降低方法研究[J].質量與標準化,2023,(07):52-55.