碎纸机设计说明书

第一章绪论1.1课题研究的目的及意义在现代社会中，随着个人和企业隐私保护意识的增强，碎纸机的角色变得愈发重要。这种办公设备通过将纸张切割成条状或碎片，有效防止敏感信息泄露给未经授权的人员。从1909年手动设备的发明到今天，碎纸机经历了多次技术革新，从手动操作到电力驱动、自动化，功能也从简单的纸张切割扩展到处理信用卡、光盘、硬盘驱动器等硬质物品[1-3]。现代碎纸机根据切割纸张的大小和形状分为不同安全等级，从简单的条状切割到微小的粒状碎片，以满足不同安全需求。在办公环境中，碎纸机不仅为企业提供安全保障，也为个人用户保护隐私提供了手段。通过定期使用碎纸机，个人可以有效防止信息泄露，降低成为诈骗和身份盗窃受害者的风险。此外，碎纸机在环保方面也发挥着重要作用[4]。通过将纸张切割成细小碎片，不仅保护了信息安全，也有助于纸张的回收和再利用，支持可持续发展理念，减少了浪费，保护环境。许多企业和个人将碎纸机视为实现办公室和家庭环保目标的重要方式。碎纸机是一种专门用于安全地切割和销毁含有敏感信息文件的设备，其核心构造包含了切削纸张的刀组和驱动这一切动作的电动机。该设备利用精密的齿轮机制作为桥梁，确保电能高效转换为刀组的切割动能，从而实现文件的彻底粉碎。现代碎纸机已发展到第八代，功能不仅限于碎纸，还能处理信用卡、回形针、硬盘等硬质物品，成为许多国家家庭和办公室的常用设备[5-7]。1.2碎纸机国内外的发展趋势1.2.1国内发展趋势研究表明，我国碎纸机市场正以接近23%的年增长率快速发展，增速呈上升态势。尽管市场需求有一定限度，但制造商数量持续增长，导致该行业内部竞争异常激烈。市场自然淘汰了品质较低、噪音较大的产品，与此同时，一些依靠低成本优势的企业仍能维持市场份额。国内知名品牌稳固其市场地位，通过价格调整和提升运营效率，依然保持可观盈利。随着国人保密意识不断增强，预计中国对中等档次的办公和家用碎纸机需求将持续攀升[8-10]。国内碎纸机目前已经从第一代发展到第五代。第一代以皮带传动为主，噪音小，但长期使用下皮带易伸长、损坏，影响机器稳定。第二代引入了塑料齿轮，工艺简化却牺牲了精度，高速运行时噪音显著，且齿轮易断裂。第三代创新使用金属链轮，实现了静音、节能及高效切割，提升了整体协调性。第四代回归金属齿轮，解决了耐用性问题，但噪音控制依旧不足。第五代，即金刚密台机芯，采用合金钢和特殊热处理工艺，大幅减少了磨损，降低了噪音，确保了产品耐用与安静[11]。如下图1.1。图1.1国内第五代碎纸机1.2.2国外发展趋势尽管国内碎纸机市场目前规模有限，海外市场，尤其是美国和日本，无论在办公室还是家庭环境中，碎纸机几乎成为标配，显示出庞大的市场需求。早在2005年，美国市场对于碎纸机的需求量就已经达到了2800万台的规模，与此同时，全球碎纸机市场的交易价值超过了30亿美元大关[12-14]。这一时期，随着互联网普及率的大幅上升以及电子商务领域的兴旺发展，不仅办公室环境，就连家庭和个体商户也普遍提高了对信息安全的关注度，从而加剧了对碎纸机产品的需求[15]。信息流通加速与商业竞争加剧的背景下，保护个人信息变得尤为重要，预示着碎纸机行业未来具有广阔的发展潜力。国外碎纸机历经八代演进，其功能与性能不断提升，国内碎纸机目前已经从第一代发展到第三代[16]。第一代为高科技多媒体系列，技术更进一步，能处理多种介质，操作面板人性化设计，增加了智能化功能。第二代则革命性地应用了水冷+风冷双冷却系统，大幅延长连续碎纸时间，提高了工作效率。第三代，即柜式碎纸机或4合1打印工作站，集成了打印、碎纸、文件存储等功能于一身，采用高效风冷系统，确保长时间稳定运行，标志着碎纸机向多功能集成方向的迈进。如下图示1.2。每一代碎纸机的迭代，都是对前一代问题的改进与功能的拓展，反映了技术进步与市场需求的紧密结合。图1.2国外第三代碎纸机1.3碎纸效果及保密等级图1.3碎纸等级碎纸机处理后的纸张形态称为碎纸效果，通常使用毫米(mm)作为衡量尺寸的标准。依据碎屑的形状，碎纸机主要分为三大类：细碎型、碎段型和条状碎纸。在这三者中，细碎型提供了最高的保密级别，碎段型次之，而条状碎纸的保密性相对较弱。因此，对于那些对信息保密需求不是很严格的小微办公室或是家庭用户来说，选择产生碎纸条或碎段的碎纸机模型已经足够满足日常的使用需求。而对于政府或事企单位的一些合同，协议等文件则需要选用细碎。1.4设计要求碎纸机常设于办公室环境下，享有良好工作条件和较短运行周期，主要处理少量薄纸张，因此在设计阶段，可以适当简化对轴承座和轴的疲劳强度评估。鉴于其转速要求不高，润滑系统选择基础润滑脂便能满足需求，无需采用复杂的滚珠轴承设计。本设计旨在优化既有的碎纸机方案，通过配置两套相互配合的碎纸刀组来提升效能，确保作业过程既安全可靠又经济实惠，同时实现了低噪音操作，充分考虑到用户体验与环境和谐。本次设计的具体要求要求是：碎纸宽度（毫米）：2.5x9（粒)；每次碎纸量：6张；碎纸速度：20米每秒；入纸宽度：220毫米；额定功率：150W；整机体积：377mm×218mm×570mm；整机重量：13公斤第二章碎纸机的结构和工作原理图2.1碎纸机结构碎纸机构成复杂，核心部件包括电机、齿轮组件、基座（带固定销）、进出纸轴、刀具组件、电子控制系统、外壳、观察窗、废纸收集箱等。其运作机制在于，机身内部装配了长短刀轴，通过精密布置使两轴上的刀片相互嵌入对方的间隔槽内，电机驱动齿轮系统，进而引发刀轴朝相反方向旋转，共同作用于纸张，实现切割粉碎。纸张在这一过程中被两组交错的锋利刀刃精细分割，化为细小碎片，以此确保信息的安全性。碎纸效果，即纸张经碎纸机处理后的形态，依賴于刀具的结构设计，常见的碎纸模式涵盖碎状、粒状、段状、沫状、条状及丝状等多种形式。整个碎纸流程始于电机启动，通过齿轮传动系统高效转化能量至刀轴，带动刀片高速协同运动，从而将置入的纸张彻底撕裂粉碎。市场上的碎纸机大多提供两种或更多碎纸模式供用户选择，以适应不同使用场景。普通办公环境通常推荐使用段状、粒状、丝状或条状碎纸方式，这些已能满足基本的保密需求。然而，面对高度保密要求的情况，采用沫状碎纸模式则是必要的选择，因为它能将纸张碎化至更小颗粒，极大地增强了信息安全性。目前最先进的碎纸技术涉及四刀一体的碎纸结构，这种设计能够确保碎出的纸粒均匀且边缘整齐，不仅提升了碎纸效果，也进一步加强了文件的保密程度。碎纸机运作基于刀片的切割机制，在电机驱动下，通过刀片的交错排列或特定设计来实现纸张的破碎。具体而言，当刀具配置刀尖时，纸张会被切成段状或粒状碎片；反之，若刀片平滑无尖，则纸张会被撕裂成条状，从而形成不同的碎纸效果。第三章碎纸机传动方案3.1传动方案一个优秀的传动设计方案，不仅要达到设备的功能标准，还应该力求结构简洁、运行安全可靠、传动高效且成本效益高，便于维护。在评估和选定传动方案的过程中，需依据设备的具体需求进行全面考量，旨在选取既能满足核心性能指标，又较为合理的传动策略。以下是三项提议的传动方案：方案一：采用带传动起始，随后连接减速齿轮与同步齿轮，实现电机动力的平稳传递。方案二：以链传动作为初始步骤，紧随其后是减速齿轮与同步齿轮的组合，确保动力的连续与稳定转换。方案三：直接从电机输入开始，经过一级至三级的逐级减速齿轮系统，最终与同步齿轮衔接，构成一套精细的齿轮传动序列，旨在提升传动效率与系统稳定性。这几种方案的优缺点对比如下：方案一：带传动的一大优势在于其构造的简洁性以及经济实惠的成本，它能确保运转平顺且易于安装维护，同时，因具备卓越的减震特性和过载自我保护机制，能有效提升系统的可靠性。不过，带传动并非没有局限，其中包括传动比的非恒定性，意味着转速比可能发生变化；皮带的滑动现象较为常见，这不仅增加了磨损速度，还减少了效率；此外，它对轴和轴承施加的较大载荷以及相对较低的能量传输效率，也是不可忽视的劣势。方案二：链传动以其高效的传动效率、出色的过载承受力、无全局滑动和弹性滑移现象、精确的平均传动比、紧凑的结构设计，以及能在恶劣环境条件下稳定工作等优点而著称。不过，它也存在着明显的不足，包括运行噪音较大、易于发生跳齿、仅限于两平行轴间的传动应用，以及无法保持瞬时传动比恒定等问题。方案三：齿轮传动技术因其高传动效率、卓越的稳定性和可靠性、紧凑的结构设计以及能保持精准恒定的传动比而广受青睐。不过，这项技术也伴随着一些挑战，主要是对齿轮的制造精度要求极高，导致生产和加工成本增加，并且不适合用于长距离的传动应用场合。3.2最终方案的选择鉴于碎纸机多置于办公室或居家环境，这些场所对安静度要求较高，而链传动噪音较大，故非理想选项。同时，碎纸机强调工作效率，排除了传动效率较低的带传动方式。鉴于此，齿轮传动因兼具低噪音、高效率及紧凑结构的特点，且市场上的碎纸机多数采用齿轮传动系统（约占80%），显示了其在该领域的适用性和优越性。因此，本设计决定采纳定轴圆柱齿轮传动方案，以满足碎纸机的性能需求及环境适应性。图3.1传动系统示意图第四章碎纸机传动系统的设计计算碎纸机的使用要求如下：碎纸机破碎后的纸屑尺寸：5*13毫米；碎纸机每次碎纸的张数：12-14张；碎纸机工作时的碎纸线速度：2.2米/分钟；进入碎纸机的纸张最大宽度：220mm；4.1电机的选择4.1.1传动装置的总效率由所选方案知：齿轮啮合4对，7级精度，斜齿圆柱齿轮传动效率，直齿圆柱齿轮传动效率，且与刀棒轴联结的是四个滑动轴承，传动效率[3]，所以，计算总效率： （4.1）4.1.2电机的转速确定已知碎纸机的刀具直径为44.3毫米，且两刀具相互啮合的长度为13.3毫米。该机器配置的减速齿轮比为400，而碎纸作业的速度达到2.2米每分钟。在此基础上，要求确定构成碎纸机刀棒组件的长、短六角棒各自的旋转速度。计算如下： （4.2）将、取整即可得。4.1.3确定电机的功率根据单次碎纸速度、垃圾桶容量以及每次碎的纸张数，我国电压可设定电机输出的功率为240w，计算出电机的功率： （4.3）取整为：。4.1.4电机类型的确定由上可计算出电机的功率为P=420w,确定电机的型号为6340M23[3]。电机的参数如表4.1：表4.1电机参数功率420W电压230V转速21000rpm频率50Hz4.2轴的功率及转矩计算4.2.1各轴的功率计算由于电机的输出功率为420w，斜齿圆柱齿轮的传动效率，直齿圆柱齿轮的传动效率为，滑动轴承效率[3]，则由齿轮传动效率和滑动轴承的效率可以得出：一级减速输出的功率是：二级减速输出的功率是：三级减速输出的功率是：碎纸刀输入轴的输出功率是：，碎纸刀输出轴的输出功率是：4.2.2销轴的输出扭矩计算由下面的公式： （4.4）电机轴的输出转矩：固定销轴1的输出扭矩：固定销轴2的输出扭矩：碎纸刀输入轴的转矩：碎纸刀输出轴输出的转矩：4.2.3传动参数表4.2传动参数轴的名称功率（w）扭矩()传动比销轴1415.82.0110.7销轴2407.4812.656.4碎纸刀输入轴303.0671.992碎纸刀输出轴234.6955.7514.3一级减速齿轮组的设计计算及校核4.3.1选择齿轮材料、类型和齿数（1）鉴于斜齿圆柱齿轮在传动过程中展现出的优异性能，如卓越的啮合协调性、显著的平稳驱动力、低噪音，以及较小的防根切最少齿数要求，设计中选定外啮合方式的斜齿圆柱齿轮机构，并设定齿面压力角为20°，以进一步优化其传动品质。（2）考虑到碎纸机的常规应用场景主要位于办公室或家庭环境，其运行速度需求相对平和，因此采纳了GB10095—88标准中的7级精度等级，这一选择贴合了设备的一般性使用要求，无需过高的精确度。（3）针对碎纸机材料的甄选，因其为标准办公设备，对组件的精密度和力学强度标准设定在较为宽松的范畴，故马达轴齿轮材质采用45#钢，这是一种常用的中碳钢，经淬火处理后，表面硬度可达到55HRC，既能确保基本的机械强度和耐磨性，同时也符合成本效益原则；为了降低噪声，2#大齿轮材料选用尼龙玻纤，硬度35HRC[4]；（4）选择小齿轮的齿数为，大齿轮的齿数为；（5）初选螺旋角。4.3.2按齿面接触疲劳强度设计1）由式（10-21）[1]试算小齿轮分度圆直径，即 （4.5）（1）确定公式中的各计算数值：①试选载荷系数；由表4-1[1]可知马达输出轴上小齿轮传动的转矩202N·mm；由表10-7[1]选取齿宽系数；由图10-20[1]查得区域系数；由表10-5[1]查得材料的弹性影响系数；由式（10-21）[1]计算接触疲劳强度用重合度系数（4.6）（4.7）所以，；由式（10-23）[1]可得螺旋角系数： （4.8）②计算接触疲劳许用应力由图10-25d[1]查得小齿轮的疲劳硬度极限为、。碎纸机的使用寿命定为5年，按照每天工作3小时，1年工作300天算，则大小齿轮的应力循环次数为：由图10-23[1]查取接触疲劳寿命系数、。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式 （4.9）;。取和中的较小者作为齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）试算马达轴齿分度圆直径：==4.98mm2）调整小齿轮分度圆直径（1）数据准备①圆周速度v。 （4.10）②齿宽b。（2）计算实际载荷系数。①由表10-2[1]查得使用系数。②动载系数。③齿轮的圆周力,由表10-3[1]得齿间载荷分配系数。④由表10-4[1]查得，。则载荷系数为： (4.11)(3)由式（10-12）[1]，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 (4.12)及相应的齿轮模数4.3.3按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式（10-20）[1]试算齿轮模数，即： (4.13)(2)确定公式中的各参数值。①试选载荷系数。②由式（10-18）[1]，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数。③由式（10-19）[1]，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。(4.14)④计算。由当量齿数，，查图10-17[1]，得齿形系数。由图10-18[1]查得应力修正系数。由图10-24c[1]查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲系疲劳极限分别为。由图10-22[1]查得弯曲疲劳寿命系数.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式（4.15）;,因为大齿轮的大于小齿轮，所以取(3)试算齿轮模数==1.008mm(4)调整齿轮模数1)数据准备。①圆周速度v②齿宽b。③齿高h及宽高比b/h(4.17)(4.18)2)计算实际载荷系数。①根据，7级精度，由图10-8[1]查得动载系数。②由，(4.19)查表10-3[1]的齿间分布载荷系数。③由表10-14[1]用插值法查得，结合，查图10-13，得，则载荷系数为：(4.20)④由式（10-13）[1]，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数（4.21）综上可知，在齿轮设计考量中，有两个关键的强度因素：齿面承受的接触压力导致的疲劳，以及齿根部位面临的弯曲应力引起的疲劳。分析显示，若依据齿面接触疲劳的耐受力来确定，所需法面模数m的尺寸会超过基于齿根弯曲疲劳强度计算的结果。值得注意的是，齿轮模数的抉择首要依赖于确保能承受齿根弯曲负荷的能力，因为这直接关乎齿轮抵抗断裂的性能。因此，本文采纳了根据弯曲疲劳强度计算出的模数值，即1.172毫米，并参考标准模数表，最终选定接近的标准模数值为1.25毫米。此外，按照接触疲劳强度的初步计算，得出的分度圆直径大约为6.078毫米，算得小齿轮的齿数：，取,小齿轮的齿数是3，大齿轮的齿数为32。4.3.4几何尺寸计算（1）计算中心距（4.22）考虑模数从1.008mm增大圆整至1.25mm,为此将中心距减小圆整为36mm。（2）计算齿轮的分度圆直径（4.23）（3）计算齿轮宽度为应对安装过程中可能出现的误差，并确保设计的齿宽满足要求，将马达轴齿轮的指定长度设定为b1=36.05毫米，而第2号齿轮的宽度则确定为b2=12.50毫米。4.4一级减速齿轮结构设计4.4.1结构设计在设计流程中，首先依据齿轮预期的分度圆直径选定适宜的结构样式，继而借鉴过往成功的设计案例，定制具体的结构设计方案。因为齿轮直径，可将齿轮做成实心结构。碎纸机的转速要求不高，故齿轮传动可采用销轴定轴连接[7]。由计算大小齿轮的齿顶圆直径，计算如下：（4.24）此处大小齿轮均可采用腹板式结构设计[5]。鉴于第2号小齿轮需嵌置于第2号大齿轮之中，故在第2号大齿轮的中心部位加工一个与第2号小齿轮齿形相匹配的键槽，以确保两者精准对接。4.4.2齿轮的齿根圆直径（4.25）4.4.3各计算结果齿数，，压力角，中心距，，,。4.5二级减速齿轮组的设计计算及校核4.5.1选择齿轮材料、类型和齿数（1）一级减速齿轮选用直齿圆柱齿轮传动；（2）碎纸机属于对转速要求不高的一般机器，选用7级精度； （3）在材料选取方面，第2号小齿轮采用粉末冶金材料，硬度为35HRC，这一决策是基于碎纸机服务于家庭和办公室环境，其运行功率低，对组件的精度与强度要求相对宽松。采用此材料主要是为了降低成本并减少运行噪声。而第3号大齿轮，则选用了尼龙玻纤复合材料，硬度为30HRC，这种材料的选择同样是为了减轻机器运转时的噪声问题，同时不失经济性的解决方案[3]；（4）由一级减速齿轮和传动比选择小齿轮的齿数，大齿轮齿数选为；一级减速齿轮设计已经详细介绍了整个过程，二三级与前面一级设计过程基本相同，在此不再赘述。4.5.2尺寸设计计算（1）由式（10-15）[10]计算应力循环次数：（4.26）故由10-23[1]得查图10-25[1]得：a综上有：(2)计算初选，初定，，①使用系数由上选择：②齿间分配系数由表(10-3)[1]选得:③动载荷系数(4.27)由图10-8[1]得：④齿向分配系数由表10-7[1]选得：，由表10-4得：综上可得：⑤由表10-6[1]选出弹性系数(4.28)取则，定，，圆整取。(4.29)⑥计算齿宽(4.30)考虑到传动中2#小齿轮是镶嵌在2#大齿轮上的，再由表10-7[1]选得：，。（3）齿根弯曲疲劳强度①齿向载荷分布系数由图10-13[1]得：，则K=②计算齿形系数和应力校正系数由表10-5[1]得：③校核弯曲应力则二级齿轮组齿根弯曲强度和表面接触强度满足要求。4.6二级减速齿轮结构设计4.6.1结构设计因为齿轮直径，可以做成实心结构的齿轮。碎纸机对齿轮的转速要求不高，齿轮传动采用销轴定轴连接即可[7]。由计算大小齿轮的齿顶圆直径,计算如下：（4.31）在传动系统设计中，考虑到第2号小齿轮需嵌套于第2号大齿轮内部，因安装公差的存在，为保证齿宽b并减少材料利用，特将第2号小齿轮的齿宽设定为27毫米，而第3号大齿轮的齿宽则调整为14.5毫米。此外，为实现精准对接，第3号大齿轮的键槽与第2号小齿轮的齿形轮廓要相匹配。4.6.2各计算结果齿数，，压力角，中心距，，。4.7三级减速齿轮设计计算及校核4.7.1选择齿轮材料、类型和齿数（1）由二级减速齿轮选用直齿圆柱齿轮传动；（2）碎纸机一般放在家里或办公室，要求并不是很高，转速要求也低，故选用7级精度（GB10095—88）[1]；（3）材料的选择：选择3’#[小齿轮材料选为粉末冶金，硬度为40HRC,考虑到第三对传递扭矩较大，所以选用45#钢作为4#齿轮材料进行表面淬火处理硬度为45HRC[3]；（4）选择小齿轮的齿数为，大齿轮的齿数为；4.7.2尺寸设计计算（1）由式（10-15）[1]计算应力循环次数：故由图10-23[1]得查图10-25[1]得：a综上有：(2)计算初选，初定①使用系数综上选：②齿间分配系数由表10-3[1]选得:③动载荷系数由图10-8[1]得：④齿向分配系数由表10-7[1]选得由表10-4[1]得：综上可得：⑤由表10-6[1]选出弹性系数，则：(4.32)取则定，，圆整取a=⑥计算齿宽(4.33)因为3#小齿轮是镶嵌在3#大齿轮上的，再由表10-7[1]选得：。（3）齿根弯曲疲劳强度①齿向载荷分布系数由[1]图10-13得：，则K=②计算齿形系数和应力校正系数由[1]表10-5得：③校核弯曲应力综上第三对齿轮表面接强度和齿根弯区强度满足要求。4.8三级减速齿轮结构设计4.8.1结构设计因为齿轮直径，故可以做成实心结构的齿轮。由于碎纸机对齿轮的转速要求并不是很高，故齿轮传动采用销轴定轴连接即可。由[7]计算大小齿轮的齿顶圆直径，计算如下：（4.34）在传动系统中，第3号小齿轮需嵌入第4号大齿轮之中，鉴于安装过程中可能产生误差，为了保证齿宽b并节省材料，第3号小齿轮的齿宽定为27毫米，而第4号大齿轮的齿宽则减至8毫米。同时，第4号大齿轮的内孔设计与刀轴孔保持一致，通过精确配合实现稳固连接，并采用实心结构以增强其稳定性和耐用性。4.8.2各计算结果齿数，，压力角，中心距，，。4.9碎纸刀轴齿轮的设计由于机芯和刀棒组配合的原因，现各项基本尺寸确定，刀轴中心距定31.00mm，，模数，采用直齿圆柱齿轮，材料与前面4#齿一致。4.9.1选择齿轮材料、类型和齿数（1）因为长棒受到很大的转矩，跨两齿冲压力达15KN，所以用45#钢，表面淬火处理，硬度要求为HRC50[1]；（2）由于刀轴上刀具配合要求很高，故选用六级精度（GB10095-88）[1]4.9.2齿面和齿根强度校核（1）由图10-20e及图10-21e、f[1]查得按齿面的接触疲劳强度极限均为765MPa，查得、为685MPa；（2）强度条件：（3）应力计算以及许可应力计算如下：弯曲疲劳强度计算公式：接触疲劳强度计算公式：因为两个齿轮的大小和材料一样，所以；同时由前面的计算可得出：④校核弯曲疲劳强度由大小齿轮的齿数可以查得，于是可求得，将数据代入可得：，得出弯曲疲劳强度符合要求。⑤校核接触疲劳强度⑥许可接触应力:由上述计算可得出，校核合格。4.10绘制齿轮零件图图4.12#齿轮图4.23#齿轮图4.34#齿轮图4.45#齿轮4.11碎纸刀轴的设计4.11.1碎纸长刀轴材料的选择考虑到机芯组件中的长输出刀轴作为主要驱动部件虽然承载了较大负荷，但转速不高，查表15-1[1]后，选用40Cr经调质处理后来制作轴。该轴的直径小于100毫米，其材料的抗拉强度上限为735兆帕，硬度值则为270HRC。4.11.2设计轴上零件的装配顺序本设计的长刀轴装配方案从左向右依次为：4#齿轮→5#齿→基座→六角帽→轴承套→刀片组件（A,B刀片，薄厚胶圈）→六角帽→轴承座→尾座。4.11.3轴上零件的定位①零件的轴向定位碎纸机的转速不快，受冲击载荷不是很大，为了经济实用，查[3]后选用弹性挡圈定位。②零件的周向定位轴所受扭力并不是很大，为了避免轴上零件与轴发生相对转动，直接将刀轴设计成正六棱柱形，棱边倒0.5的圆角。 图4.5碎纸刀轴4.11.4长刀轴的尺寸结构设计(1)先估算轴的最小直径：结合刀片的内孔尺寸，刀片与轴必须可以配合，所以确定轴的边长为。(2)刀轴各段长度：最左端为4#、5#齿，其齿宽均为8mm，轴承套厚度为5.3mm，然后为固定刀片组的弹性挡圈，设槽宽为1.5mm，刀片组段为218mm，尾端19.3mm，长刀轴全长为267mm，如下图：图4.6刀轴三视图4.11.5短刀轴的设计短刀轴与长刀轴基本一致，唯一的区别在于最左端没有安装4#齿，其最左端长度为15.2mm，总长度为244.1mm，其余与长刀轴相同。4.12轴承座的设计在设计基座与六角棒及尾座的连接结构时，为增强其抗拉强度及确保平稳旋转，采取了在六角棒两端增设圆柱形六角帽的措施，随后安装轴承座于六角帽上。这一设计不仅稳固了连接，还有效提升了部件的旋转性能，考虑到碎纸机转速才40r/min，扭力并不是很大，所以其材料选为粉末冶金，硬度为HRB45。六角帽和轴承座其尺寸结构如下图：图4.7六角帽图4.8轴承座4.13润滑方式的选择考虑到碎纸机放办公室里并非一直工作，只是偶尔工作一下，且所处环境良好，且碎纸机本身不方便拆开润滑，所以采用脂润滑方式，根据表16.4[5]选用7407号齿轮润滑脂（SH/T0469-1992）。第五章刀具的选用5.1刀具碎纸机的核心组件是刀具系统，技术要求极高。该系统核心包含一个多边形主轴，其上交替固定有多片刀片和间隔片。每组刀片由一对（A型和B型）紧贴安装的切削片构成，这些切削片沿径向向外伸出形成多个三角形齿刃，这些齿刃将刀片圆周等分。每个齿刃的尖端锐利，并在两切削片中间向内凹陷形成V型槽。一个完整的碎纸机装置将两套这样的刀具交错安装于壳体内部，使得两组刀轮的齿刃在间隔片界定的缝隙中相互嵌套。电机驱动下，两组刀具朝相反方向旋转，协同作用达到高效碎纸的目的。

尽管当前市场上的碎纸机刀具已被广大用户所认可，但仍面临若干待解决的问题，限制了用户体验的提升。传统设计中，刀轮通过其边缘将纸张切条，再利用刀刃将纸条分割，但由于间隔轮与刀刃在切割过程中并不能完全密封贴合，导致细微缝隙的存在。这些缝隙有时会让已切割的纸条重新卷入，形成循环卡滞，最终可能导致刀轮堵塞，影响碎纸机正常工作。因此，改进刀具设计，减少卡纸现象，是提升碎纸机性能的重要方向。5.2刀具的选用在本设计中，考虑到每次处理14张纸张的需求及对速度的非严苛要求，为了得到更好的韧性，刀片材料选用SPHC，既能高效粉碎纸张，又能应对CD和回形针等硬质物品的粉碎任务。设计要求中纸张碎出效果是细碎，A,B刀片刀尖选用11齿，刀尖以及道口位置必须平整且锋利，不能有明显的断层，需要精切。设定刀尖外径为，刀背外径，单刀片厚度为，内孔尺寸为。为了优化碎纸效果，采用A、B刀片采用螺旋叠加的方式穿设，以增强剪切性能。考虑到纸屑宽度，刀棒在轴向上需保留适当间距，设定刀棒组的啮合长度为13.3毫米。刀片间嵌入内径15毫米、外径17.5毫米、厚度分别为2.6毫米和5.2毫米的胶圈作为间隔。鉴于碎纸机工作负荷适中，间隔胶圈选用尼龙材料并加入30%玻璃纤维以增强耐用性。具体刀具构造细节参照设计图纸。图5.1刀片三视图如图所示，一个完整的刀棒结构包含21套刀片组合，每套含一对刀片及21个5.2毫米厚的胶圈，外加单片刀与一个2.6毫米厚的胶圈，两根刀棒结构彼此对称。因此，本设计中的刀具套装由两根刀轴、总计43对A、B型刀片、42个5.2毫米厚的胶圈以及2个2.6毫米厚的胶圈构成。刀片装配采用了典型的螺旋穿法，以提升碎纸效能。图5.2刀具装配图5.3导纸包的选用为了解决纸张进入碎纸机时产生的压力问题及避免入纸口因纸张挤压而变形造成的安全隐患，设计中加入了导纸包以包裹刀具，这样可以有效防止纸张堵塞入口并保持操作安全。市场调研与刀具规格共同决定了导纸包的具体结构设计，如图所示。鉴于导纸包与刀具间的配合要求较为宽松且承受力较小，故选用轻便且成本效益高的ABS塑料材质。根据刀具的实际尺寸，导纸包被设计为长度228.2毫米、宽度98毫米、高度56.5毫米，具体外形参见配套图纸。导纸包分为上下两部分，通过自攻螺丝便捷组装，其结构尺寸经过合理配置，无需额外的校核步骤。图5.3导纸包第六章机芯部分的机架设计6.1基座传动系统装配于基座之上，基座特设两根固定销轴，旨在稳固安装第2号和第3号大小齿轮，这些销轴同时也是承担主要机械负荷的元件。鉴于基座承载力要求较高，材料选择SPHC钢材，厚度设定为2.5毫米，以确保足够的强度与稳定性；图6.1基座6.2护套为了保证齿轮传动的轴向固定和保护基座销轴的强度，在基座上设计了一个护套，图6.2护套用来轴向固定，材质选用SPHC材质，厚度为2.5mm。基座和护套三视图如图6.2。6.3双侧夹板针对刀轴在碎纸过程中可能遭遇的较大侧向扩张力，为防止导纸包因此变形，特意在导纸包两侧增设加固夹板。鉴于碎纸机运行速度较低，所需抵抗的拉力相对有限，故选取屈服强度为235MPa的Q235钢材作为夹板材料，既经济又实用。夹板的具体尺寸及结构布局见下图。图6.3夹板6.4尾座碎纸机的长短刀轴转动的时候为了避免受力向两侧张开，除了用夹板固定，还需要在起尾端固定，这样才能保证长短刀棒啮合碎纸，所以根据需求同时借鉴其他碎纸机，设计了尾座，其材质与基座一样，都用SPHC材质，其尺寸结构图如下：图6.4尾座

第七章关键零部件的有限元分析7.1有限元分析简介AnsysWorkbench是一种有限元分析软件，提供仿真环境，并与三维建模软件联动进行设计和校核，大大缩短了开发周期。7.2关键零部件的有限元分析流程使用有限元法对传动轴进行强度分析的具体流程如图7.1所示：图7.1有限元分析流体图7.3轴的有限元分析7.3.1有限元建模通过UG建立前轮传动轴的三维模型，并另存为stp格式。然后，将其导入ANSYS，利用ANSYS对传动轴进行有限元分析。进入用户界面如图7.2所示。图7.2ANSYSworkbench19.0用户界面选择StaticStructural模块，将在UG中建立的三维模型导入ANSYSWorkbench，如图7.3所示。图7.3导入模型7.3.2传动轴网格划分模型的建立要想确保对传动轴的分析准确性，必须合理划分网格，划分时，将网格密度设置为，整个丝杠轴共有个单元、个节点，其网格见图7.4：图7.4丝杠轴网格划分模型7.3.3材料属性和边界条件轴部件采用的是45钢，其密度是，泊松比是，弹性模量是，许用应力是，抗拉强度，屈服强度。7.3.4轴静强度校核通过对传动轴进行有限元分析，结果显示应力应变如图所示。图中显示最大应力出现在轴中部，为18.2兆帕，低于60兆帕，符合要求。同时，图中还显示形变最大的位置在轴的上部，也符合要求。图7.5轴应力分布云图图7.6轴应变分布云图图7.6轴位移分布云图总结本设计聚焦于办公室碎纸机的创新研发，背景追溯了碎纸机的七代进化历程，凸显了技术的成熟度。通过深入分析碎纸机的性能特点，本设计旨在指导用户做出明智选择并实施有效维护，同时强调识别及解决常见故障的重要性。随着社会对生活品质、环保特性和安全性的日益重视，本设计细致比较了多种传动系统的优缺点，基于设计需求及碎纸机工作特性，精心筛选出二级齿轮减速传动方案，确保高效与低噪。设计流程涵盖了从传动系统方案的提出、分析、优选，到详细计算各轴转速、转矩，据此匹配电机型号，以及依据弯曲疲劳与接触疲劳强度理论完成关键齿轮组的设计校验。设计深化至碎纸刀轴的力学分析，包括最小直径计算及轴上部件的精确定位固定。刀具材料与形状，以及刀梳的结构设计亦经过精心挑选与优化，以提升碎纸效率与耐用性。项目成果最终体现在详细的碎纸刀轴、刀具、齿轮零件图与碎纸机总装配图上，全方位展现了从理论分析到实践设计的全过程，确保了设计的合理性与实用性。参考文献[1]朱一波,薛澄岐.从碎纸机设计解析人性化产品设计[J].艺术与设计(理论),2018,(02):151-153.[2]李君华,刘彦飞.碎纸机人性化设计探索与研究[J].艺术与设计(理论),2021,2(03):213-215.[3]曹寅,刘胡炜,王雅芸.碎纸机质量安全风险评估与风险降低方法研究[J].质量与标准化,2023,(07):52-55.