高速自动分切机设计设计

摘要
分切机是一种将宽幅纸张或薄膜分切成多条窄幅材料的机械设备，常用于造 纸机械及印刷包装机械。

然而，目前国内分切机的现状及其与一些国际知名品牌之间 存在的较大大差距，因此分析国内分切机特点，结合一些国际知名品牌设计经验，吸取 国内外一些知名品牌制造厂商的控制经验和新的控制思想。

从基本结构、设计思路、张 力检测及控制、等方面进行改进。

对国产设备逐步取代进口设备具有非常重要的意义。

关键词：分切机，造纸机械，单片机控制，张力控制，纠偏控制
ABSTRACT
Slitter is a wide­format paper or film to be cut into more than a narrow range of materials machincal equipment， commonly used in paper making machinery and printing and packaging machinery. However， the current status is which has large gaps between a number of international brands and domestic slitter. Therefor， analysis the characteristics of domestic cutting machine， combined with some international famous brand design experience， to learn some domestic and abroad well­known brand manufacturers controling experience and the new controling ideas. Improving it in the basic structure， design ideas， tension measurement， control， and other aspects.It has very important significance that equipment made by domestic to gradually replace the imported equipment.
Key words:slitter, Paper Machinery, MCU control, tension control, corrective control
目 录
1 绪论 (1)
1．1 选题背景及其意义 (1)
1.2 文献综述（国内外研究现状与发展趋势） (1)
1.3 研究内容 (2)
2 分切机机械结构部分设计 (3)
2．1课题需要解决的问题以及相关参数设定 (3)
2．2分切机的总体方案的确定 (3)
2．3分切机的纠偏控制结构设计 (4)
2．4气胀轴的结构设计及计算 (12)
2．5分切机的张力控制结构设计 (17)
3 分切机电气控制部分设计 (23)
3．1分切机的纠偏控制 (23)
3．2分切机的张力控制 (24)
3．3分切机的收卷电机控制 (27)
4 结论 (36)
参考文献 (37)
致谢 (38)
1 绪论
1．1 选题背景及其意义
随着科技的发展、社会文明的进步，人们对纸的需求越来越大，促使近年来我国造 纸行业的迅速蓬勃发展， 作为配套的分切机在产品的分切及质量控制方面起着关键的作 用，分切是宽幅纸张生产线或印后加工的最后一道工序，在整个生产流程中占有十分重 要的地位。

鉴于我国分切机仍与一些国际的品牌存在着较大的差距，分切机又有其特有 的专一性，我们有责任和义务，结合目前国内分切机的现状及其与一些国际知名品牌之 间存在的较大大差距，并吸取国内外一些知名品牌制造厂商的控制经验和新的控制思 想，从结构及人性化设计、电气控制、生产制造等方面严格要求，在不断学习国外知名 品牌的先进理念的同时，要勇于开拓创新、大胆走出自己的特色，研制出控制先进、操 作方便可靠、更加人性化、外形简洁美观的适合用户的分切机。

1.2 文献综述（国内外研究现状与发展趋势）
目前我国的分切机与一些国际的品牌(如德国的康普 KAMPE、英国的埃特拉斯 ATLAS、意大利的铁坦TITAN、日本的不--FUJI等)之间仍存在着较大的差距，国内所生 产的分切机自动化水平还停留在中下游水平上， 虽说对国内外控制原器件运用已非常普 及，价格也较低廉，但国内分切机厂家在使用时，对分切工艺及材料特性等的理解深度 上远远落后于国外发达国家水平，特别是在控制系统上与分切机的结构、和所分切的物 料上缺乏有机的结合，在这个层面上讲，国产分切机绝大多数还停留在粗线条上，还没 有更深入领会分切机控制系统的严密性和合理性。

在科学技术日新月异发展的当今时 代，随着现代造纸机械的发展，为满足当代消费者对商品包装多样化、精美化的需要。

随之人们对造纸机械的高自动化、人性化及高的安全可靠性等要求也越来越高，伴随着 计算机在工业领域应用的日益广泛和深入，同时将微电子技术、新传感技术、信息处理 技术、新工艺技术、新材料技术及微型计算机等技术的应用迅速渗透到造纸机械制造领 域，这反映出我国现代造纸机械向高科技水平发展。

随着工业控制技术水平的提高，尤 其是微电子技术的迅猛发展，微处理器与可编程控制器等大规模集成电路的广泛应用， 将它们与传统工业控制相结合，加速了工业自动化水平的提高。

越来越多的工业控制过 程在使用单片机，并在实时控制方面取得了很好的效果。

以 TEMPO、FUJI、TEKKO 等为代表的世界先进制造厂商，主要从以下几个方面提高 产品质量和性能：
1采用对话式键盘操作，同时数据化显示卷取数据，
2使操作不会因人而异
3操作方便可靠、更加人性化、外形美观大方
1.2.1、国产分切机特点
（1）分切盘纸质量不高
国产分切机自动化控制程度低，操作不方便，油路、各线路不封闭，机架材质差。

需要人工使用吊车上辊、卸辊；卷纸辊采用的是光辊，由于设计精度不高，分盘时需借 用外力开盘，导致盘纸达不到工艺要求，卷烟厂家上机时易产生摇摆，影响使用质量。

（2）设备运行质量差
一方面，国产分切机使用一台电机来完成牵引，这台电机传动牵引辊匀速转动，牵 引辊牵引分切材料恒线速度运行，同时牵引辊带动磁粉离合器输入轴，输入轴带动分切 轴运行。

由于分切材料直径不断增大，为了保持分切材料的恒线速度运行，分切轴的转 速必须不断减小，就导致输出、输入轴的转差不断增大，增大的转差全都由磁粉离合器 转换成热能消耗掉。

由于磁粉离合器热功率有限，因此就限制了分切机的运行速度。

另 一方面，因磁粉离合器的热量随转差增大而升高，过高的温度常常将磁粉离合器的磁粉 和轴承烧结，摩擦系数随之增大，因此必须经常更换磁粉和轴承，严重时必须更换新的 离合器。

而且，摩擦系数的变化和离合器转差增大直接影响扭力，使分切材料质量受到 影响。

（3）结构设计不合理
国产分切机退纸架较低，不能分切辊径过大的纸辊，因此增加工人劳动强度。

没有 断纸吸走装置， 当纸辊由于纸病在分切过程中产生单盘断纸时， 经常出现缠绕底刀现象， 造成跳刀，使整辊盘纸起毛、起刺。

在安全设计方面没有任何联锁装置、刹车装置，也 没有安全防护装置，安全系数几乎为零。

总之，控制先进、操作方便可靠、更加人性化、高效节能、外形简洁美观是目前分 切机的发展趋势。

1.3 研究内容
本课题的主要是借鉴国外先进分切机制造技术，结合自身特点，设计出一台具有结 构合理，运行稳定可靠，高质量分切盘纸的分切机。

1.3.1、分切机机械结构部分主要完成以下机构部分设计
放卷装置
分切装置
收卷装置
1，3-导向辊；2-张力控制辊；4，5，6，7，9，11，12，13- 导向辊；
9-刀槽辊 13-压辊；14-跟踪辊；15装卸卷芯小车
结构图
1.3.2、在完成机械结构部分设计的同时，采用单片机对分切机进行纠偏及张力控 制。

提高分切机人性化、自动化程度。

2 分切机机械结构部分设计
2．1 课题需要解决的问题以及相关参数设定
2.1.1 本课题需要解决的问题
（1）确定分切机布置的合理方案；
（2）分切机的纠偏控制；
（3）收放卷装置的设计；
（4）分切机的张力控制；
2.1.2 相关参数
（1）分切材料为纸张；
（2）材料分切速度5～160m/min；
（3）分切卷材最大宽度1100mm；
（4）分切卷材最大直径φ600mm；
（5）纠偏误差＜±0.5mm。

2．2 分切机的总体方案的确定
分切机布置的方案
采用收卷辊、放卷辊置于分切机左右两端，导向辊置于收卷放卷辊之间，并具有一
定高度，这样变不会被操作人员碰到，而造成危险。

导向辊轴承校核
导向辊处轴承选用轴承6015
其中：内径： mm d 75
= ； 外径： mm D 115
= ； 额定静载荷： kN C
or 2 . 33 = 。

导向辊为选用部件， 质量未知， 为此假设起为45#钢 （导向辊质量远小于同体积45#
钢，），密度 3 / 85 . 7 m kg = r ，
对导向辊的重量进行近似计算，
导向辊体积： 3 2 2 67 . 29 1680 075 . 0 14 . 3 m L r V = ´ ´ = »p
； 导向辊的质量： kg V m 93 . 232 67 . 29 85 . 7 = ´ = = r
； 胀轴的重力： N mg G 3 . 2329 10 93 . 232
= ´ = = 。

轴承承受的轴向力： N G F
a 3 . 2329 = = 由于轴承只受轴向力，初步计算当量动载荷：
N F P a 3 . 2329
= = 轴承的寿命（其中对球轴承 3 = e ）
h P C n L m h 78 . 18349 3 . 2329 33200 2630 60 10 60 10 ' 3
6 6 = ÷ ø ö ç è æ ´ = ÷ ø ö ç è æ = e 轴承的寿命足够。

2．3 分切机的纠偏控制结构设计
2.3.1 纠偏控制结构设计
引起跑偏的主要原因有：张力不适应或张力波动大、辊系不的不平行、棍子的偏心 或有锥度、纸带的厚度不均匀及横向弯曲等，跑偏控制的作用在于使机组中收卷纸卷的 定位，避免纸带跑偏过大，而造成断带停产，同时由于实现了自动卷齐。

使纸卷质量高。

本设计是采用直流伺服电机带动与之连接的滚珠丝杠旋转， 推动收卷部分工作
台移动，在收卷部分跑偏是，检测装置检测到跑偏信号，通过电路控制直流伺服电机，
推动收卷部分支架的移动，从而达到纠偏的控制。

本系统中，由于检测装置安装在卷取 移动部件上，检测装置也随着收卷部分支架的移动而移动，实现了直接位置反馈。

2.3.2 直线滚动导轨副的计算与选型
1.1、导轨上移动部件的重量估算
卷筒纸的重量估算算
查有关数据知：
单位面积普通纸张重量： 2
1 / 100
m g g = 普通纸张厚度： mm
1 . 0 = d 由以上两式得普通纸张的密度： 3 / 1000 1 . 0 / 100 / m kg g = = = d r ；
卷筒纸的体积： 3 2 2 31 . 0 14 . 3 1 . 1 3 . 0 m r V = ´ ´ = = dp ；
卷筒纸的质量： kg V m 310 31 . 0 1000 1 = ´ = = r ；
卷筒纸的力： N mg G 3100 10 310 1 = ´ = = ；
收卷部分支架采用槽钢焊接而成，所使用的槽钢总长约为： m L 20 = ；
查《机械设计手册》知 单位长度槽钢的质量 m kg g / 6 2 = ；
收卷部分支架的质量 kg Lg m 90 6 15
2 2 = ´ = = ； 收卷部分支架的力 N mg G 900 10 90
2 = ´ = = ； 直流电机Z4-100-1的质量 kg m 72
3 = ；
直流电机的力 N mg G 720 10 72
3 = ´ = = 收卷部分的力 N G G G G 4720
720 900 3100 3 2 1 = + + = + + » (1)
考虑到此为估算值，故留余量，取 kN
G 5 = 由以上知， 导轨上面移动部件， 包括电路板、 电机、 工作台等， 估计重量约为 kN
G 5 = 1.2、受力的计算
导轨仅受径向力的作用： KN
G F 5 = = …………（2）。

1.3、直线滚动导轨副的计算与选型
（1）滑块承受工作载荷的计算及导轨型号的选取
工作载荷是影响直线滚动导轨副使用寿命的重要因素。

本次设计的工作台为水平布 置，采用双导轨、四滑块的支撑形式。

最大工作载荷， KN
G F 5 max = = 查 《机电一体化系统设计课程设计指导书》 表3-41 （P48）， 根据工作载荷 KN F 5 max = ， 初选直线滚动导轨副的型号为KL 系列的JSA—LG35型，其额定动载荷 KN C a 1 . 35
= ，额 定静载荷 KN C a 2 . 47
0 = 。

工作台面尺寸为 mm mm 500 1960 ´ ，行程范围很小，查《机电一体化系统设计课程 设计指导书》表3-35（P45），按标准系列，选取导轨的长度为 mm
1960 （2）距离额定寿命L 的计算
由《机电一体化系统设计课程设计指导书》式（3-33 P46）知距离额定寿命 L 的 计算公式为：
50 3 max ´ ÷ ÷ ø ö ç ç è æ = F C f f f f f L a W R C T H (3)
上述选取的 KL 系列 JSK—LG35 型导轨副的滚道硬度为60HRC ，工作温度小于 100C ° ，每根导轨上配有两只滑块，精度为4级，载荷不大。

查《机电一体化系统设计 课程设计指导书》表3-36~表3-40 分别取硬度系数 H 1.0 f = 、温度系数 T 1.00 f = 、接触
系数 C 0.81 f = 、精度系数 R 0.9 f = 、载荷系数 W 1.5 f =
，代入式（3），得距离寿命： Km F C f f f f f L a W R C T H 6 . 1985 50 5 1 . 35 5 . 1 9 . 0 81 . 0 1 1 50 3
3 max = ´ ÷ ø ö ç è æ ´ ´ ´ ´ = ´ ÷ ÷ ø ö ç ç è
æ = 远大于期望值50km ，距离额定寿命满足要求。

2.3.3 滚珠丝杠副选型和计算
（1）最大工作载荷 m F 的计算
如前所述，工作台受垂直方向的力（与工作台面垂直）G=5KN。

按矩形导轨进行
计算。

查《机电一体化系统设计课程设计指导书》表3-29(P38)，知最大工作载荷计算 公式为：
( ) G F F KF F y z x m + + + = m
…………（4） 取颠覆力矩影响系数K 1.1 = ，滚动导轨上的摩擦因数 0.004 m = ，代入式（4），求
得滚珠丝杠副的最大工作载荷为： ( ) KN G F F KF F y z x m 52 . 5 5 004 . 0 5 1 . 1 = ´ + ´ = + + + = m
（2）最大动载荷 Q F 的计算
由《机电一体化系统设计课程设计指导书》式（3-23 P38）得最大动载荷的 计算公式为：
m
H W Q F f f L F 3 0 = (5)
设最快速度： min / 200mm v x = ；
初选丝杠导程： mm P h 6
= ； 则此时丝杠转速： min / 33 . 33
6 / 200 / r P v n h = = = 。

取滚珠丝杠的使用寿命 h T 6000 = ，代入 6 0 6010 L nT = ，得丝杠寿命系数： 12 10 / 6000 33 . 33 60 6 0
= ´ ´ = L （单位为： 6 10 r）。

查《机电一体化系统设计课程设计指 导书》 表3-30 （P39）， 取载荷系数 W 1.2 f = ， 滚道硬度为60HRC 时， 取硬度系数 H 1.0 f = ， 代入式（5），求得最大动载荷为：
KN F f f L F m H W Q 17 . 15 52 . 5 2 . 1 2 . 1 12 3 3 0 = ´ ´ ´
= = （3）初选型号
根据计算出的最大动载荷和初选的丝杠导程，查《机电一体化系统设计课程设计指 导书》表 3-31（P39），选择 G 系列 4006—3 型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器单螺 母式，其公称直径为 mm d 40 0 = ，导程为 mm P h 6
= ，循环滚珠为3圈x1列，精度等级 取5级，额定动载荷为 KN C a 96 . 15 = ，大于 Q F ，满足要求。

（4）传动效率
h 的计算 由《机电一体化系统设计课程设计指导书》式（3-24 P39）知道滚珠丝杠副的传 动效率计算公式为：
( )
j l l h + =
tan tan (6)
将公称直径 mm d 40 0 = ，导程 mm P h 6 = ，代入 ( ) h 0 arctan P d l p = éù ëû ，得丝杠螺旋 升角 " 6 ' 44 2° = l 。

将摩擦角 10' j = 代入式（6）
，得传动效率为： ( ) ( ) %
2 . 94 % 100 '
10 " 6 ' 44 2 tan "
6 ' 44 2 tan tan tan = ´ + ° ° = + =
j l l h （5）刚度的验算
1）丝杠的拉伸或压缩变形量 1 d 的计算
在总变形量中占得比重较大可按根据《机电一体化系统设计课程设计指导书》公式
2
m 1 2 F a Ma
ES IE
d p =±
± （3-25 P41）计算。

其中， “+”号用于拉伸， “-”号用于压缩。

由于 转矩M 一般较小，式中第 2项在计算时可酌情忽略。

工作台滚珠丝杠副的支撑均采用“双推-简支”的方式。

丝杠一端安装推力角接触 球轴承和深沟球轴承，另一端仅安装深沟球轴承，左、右支撑的中心距离约为 a 2000mm = ；钢的弹性模量 5 2.110MPa E =´ ；查《机电一体化系统设计课程设计指导 书》表3-31（P39），得
滚珠直径： mm D W 969 . 3 = ， 丝杠底径： 2 . 35 2 = d ，
丝杠截面积： 2 2
2 65 . 972 4 / mm d S = =p 。

忽略式 2
m 1 2 F a Ma ES IE d p =±
± 中第二项， 算得丝杠在工作载荷 m F 作用下产生的拉压变形 量为： mm 2 5
3 1 10
4 .
5 65
. 972 10 1 . 2 2000
10 52 . 5 - ´ = ´ ´ ´ ´ = d 2）滚珠与滚道间的接触变形量 2 d 的计算
根据《机电一体化系统设计课程设计指导书》式（3-26）和（3-27 P41），滚珠与 螺纹滚道间的接触变形量 2 d 的计算公式为：
无预紧时 3 2
2 10 1 0038 . 0 ÷ ÷ ø
ö ç ç è æ = å Z F D m W d (7)
有预紧时
3 2
2 10 / 10 0013
. 0 å
= Z
F D F YJ W m
d (8)
当滚珠丝杠副有预紧力， 且预紧力达轴向工作载荷的1/3时， 2 d 值可减小一半左右。

根据公式 ( ) 0W 3 Z d D p =- ，求得单圈滚珠数： 29 = Z ；该型号丝杠为单螺母，滚 珠的圈数 ´ 列数为 31 ´ ，代入公式 ： Z Z S =´´ 圈数 列数 ，得滚珠总数量： 87 1 3 29 = ´ ´ = å Z 。

丝杠无预紧时，则由式（7），求得滚珠与螺纹滚道间的接触变形量： 3 3 2
2 10 26 . 8
87 10 52 . 5 969 . 3 1 0038 . 0 - ´ = ÷ ø
ö ç è æ ´ = d 。

因为丝杠加有预紧力，且为轴向负载的1/3，所以实际变形量可减小一半，取：
3 2 10 13 .
4 - ´ = d 。

3）将以上算出的 1 d 和
2 d 代入 12 d d d =+ 总 ，求得丝杠的总变形量 mm 2
3 2 2 1 10 813 . 5 10 13 .
4 10 4 .
5 - - - ´ = ´ + ´ = + = d d d 总 。

本次设计中，丝杠的有效行程很小，由《机电一体化系统设计课程设计指导书》表 3-27（P35）知，5 级精度滚珠丝杠有效行程在<315mm 时，行程偏差允许达到 23μm， 可见丝杠刚度足够。

（6）压杆稳定性校核
根据《机电一体化系统设计课程设计指导书》公式（3-28 P42）知，滚珠丝杠失
稳时的临界载荷 k F
应满足： 2 k k m 2
f EI
F F Ka
p =³ (9)
查《机电一体化系统设计课程设计指导书》表 3-34（P42），取支承系数 2 = k f ； 由丝杠底径 mm d 2 . 35 2 = ，求得截面惯性 4 4
2 7 . 75321 64 / mm d I = =p ；压杆稳定系数取
3 = K （丝杠卧式水平安装）；滚动螺母至轴向固定处的距离α取最大值 mm a 2000 = 。

代入式（9），得临界载荷：
KN F k
0 . 26 2000 3 7 . 75321 10 1 . 2 14 . 3 2 2
5 2 = ´ ´ ´ ´ ´ = 远大于工作载荷 KN F m 52 . 5
= ，故丝杠不会失稳。

综上所述，初选滚珠丝杠副满足使用要求。

2.3.4 直流伺服电机选型和计算
（1）计算加在直流伺服电动机转轴上的总转动惯量 eq
J 已知：滚珠丝杠的公称直径 cm mm d 4 40 0 = = ，总长 cm mm l 5 . 159 1595 = = ，导程
mm P h
6 = ，材料密度 33 7.8510kg/cm r - =´ ；移动部件总重量 KN G 5 = 根据《机电一体化系统设计课程设计指导书》表 4-1（P56）常用部件转动惯量计 算公式算得各零部件的转动惯量如下：
滚珠丝杠的转动惯量： 2
2
3 4 0
2
· 966 . 1 32
4 10 8
5 . 7 5 . 159 14 . 3 32 8
cm kg d l D m J j s = ´ ´ ´ ´ = = =
-
r p 拖板折算到丝杠上的转动惯量：
2 2
2
· 56 . 4 10 5000 14 . 3 2 6 . 0
2 cm kg m P J i
h W = ´ ÷ ø ö ç è æ ´ = ÷ ø ö ç è æ = p
初选直流伺服电动机型号为安川直流伺服电机 SGMGH-03A B 型，查得该型号电动 机转子的转动惯量 2 · 24 . 7 cm kg J m = 。

则加在步进电动机转轴上的总转动惯量为：
( ) 2
2 2 1 · 77 . 1
3 56 .
4 966 . 1 24 . 7 / cm kg i J J J J J J S W z z m eq = + + = + + + + = （2）计算加在步进电动机转轴上的等效负载转矩 eq
T
1）电动机转轴所承受的负载转矩 eq T 的计算
由《机电一体化系统设计课程设计指导书》式（4-8 P61）知 eq T 包括三部分：即 快速起动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩 amax T 、 移动部件运动时折算到电动机转 轴上的摩擦转矩 f T 和滚珠丝杠预紧后折算到电动机转轴上的附加摩擦转矩 0 T 。

因为滚珠 丝杠副的传动效率很高，且 0 T 相对于 amax T 和 f T 很小，可以忽略不计，则有：
eq amax f
T T T =+ (10)
根据《机电一体化系统设计课程设计指导书》式（4-9 P61），考虑传动链的总效
率
h ，得快速起动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩的计算公式为：
h
p a m eq a t n J T 60 2 max =
(11)
式中： m n ——对应最快移动速度的步进电动机最高转速，
单位为r/min（ d
a
360 max v n m =
）；
a t ——步进电动机由静止到加速至 m n 转速所需的时间，单位s。

设步进电动机由静止到加速至 m n 转速所需要的时间 0.4s a
t = ，传动链总效率 0.7 h = ，其中 min / 17 . 7 05813
. 0 360 75 . 0 200 360 max r v n m = ´ ´ = =
d a 。

代入式（11）求得：
m N t n J T a m
eq a · 0175 . 0 7
. 0 4 . 0 60 17
. 7 10 53 . 6 14 . 3 2 60 2 4 max
= ´ ´ ´ ´ ´ ´ = = - h p 根据《机电一体化系统设计课程设计指导书》式（4-10 P61），移动部件运动时， 折算到电动机转轴上的摩擦转矩 f T 的计算公式为：
i
GP T h f ph m 2 =
(12)
取滚动导轨的导轨的摩擦因数 005 . 0 = m ，取传动链总效率 0.7 h = ， 代入式（12），得： m N i GP T h
f · 0341 . 0 1
7 . 0 14 . 3 2 006 . 0 5000 005 . 0 2 = ´ ´ ´ ´ ´ = =
ph m 把 m N T a · 0175 . 0 max = 和 m N T f · 0341 . 0 = 代入式（10），求得快速起动时电动机转轴 所承受的负载转矩： m N T T T f a eq · 0516 . 0 max = + = 。

（3）直流伺服电动机最大静转矩的选定
考虑到步进电动机的驱动电源受电网电压的影响较大，当输入电压降低时，其输出 转矩会下降，可能造成丢步，甚至堵转。

因此，根据 eq T 来选择步进电动机的最大静转 矩时，要考虑安全系数。

本次设计取安全系数 4 K = ，则步进电动机的最大静转矩应满 足： m N T T eq j · 2064 . 0 0516 . 0 4
4 max = ´ = ³
由以上参数，选择安川直流伺服电机 SGMGH-03A B 型 额定功率： kW P 3 . 0 = ； 额定转矩： m N T · 84 . 2 = ； 瞬间最大转矩： m N T · 17 . 7 max = ； 额定转速： min / 1000r n = ； 最高转速： min / 2000 max r n = ； 转子惯量： 2 c · 24 . 7 m kg J = ； 允许负载惯量 电机惯量5倍以下 额定功率响应率： s kW / 2 . 11 = h 。

2．4 气胀轴的结构设计及计算
2．4.1 主要结构及其工作原理
胀轴是卷筒纸分切机上的关键设备之一， 它的好坏直接影响着卷筒纸卷材的分切 质量， 其中包括容易造成的卷材边部翘边、错层等质量缺陷。

气胀轴结构图
该胀轴主要由轴向移动的活塞体、 胀轴主体、 胀缩滑块、 两端轴头及充气装置组成。

活塞体从充气的传动侧气腔中获得轴向推力，通过 T 形块把推力传递给下滑块，由上 下滑块的摩擦斜面转变为上滑块的径向推力，从而使胀轴胀开。

相反， 胀轴传动侧气 腔停止充气后，活塞体在非传动侧的弹簧的力的作用下，通过 T 形块把推力传递给下 滑块，使得上滑块失去径向推力的作用，从而使胀轴不在胀开。

下面分别叙述各部件的 结构和作用。

（1）活塞体
活塞体由组合密封、T 形块等组成， 装入胀轴主体中， 它在胀轴主体中可以作轴 向滑动。

当气体进入胀轴传动侧气腔中时， 活塞体就会被轴向推动， 从而带动 T 形 块轴向移动。

而当停止通气时，在非传动侧弹簧力的作用下，活塞体将回复初始状态。

（2）胀轴主体
胀轴主体是整个胀轴的最重要的构件， 它支撑着整个胀轴的重量， 同时支撑着铝
卷材的重量， 它两端内壁是组成胀轴气缸的气缸筒， 活塞体在它内部轴向滑动， 同 时胀轴主体两端连接轴头， 外部沟槽是胀缩滑块的导向槽及支撑体。

选用刚性较好且 不易锈蚀的材料制造。

（3）胀缩滑块
胀缩滑块由上滑块和下滑块组成， 上滑块和下滑块的摩擦面与轴心线成一个角度a ， 当传动侧气腔充气时， 活塞体通过 T 形块带动下滑块向非传动侧方向作轴向移 动， 下滑块的斜面和轴头端面合力迫使上滑块作径向移动，形成胀轴的胀开。

（4）轴头和充气装置
传动侧轴头上0形密封圈的端面和胀轴主体内壁、活塞体组成一个气腔，传动侧轴 轴头气嘴接一个旋转接头， 胀轴工作时它一直给胀轴充气， 以保证胀轴不会因震动或 其它原因缩回， 避免了上滑块和卷芯内壁可能产生的松动。

2．4.2 技术参数及技术特性
主要技术参数：
(1) 胀轴正圆直径为：148mm；
胀轴胀开直径为：150mm (最大) ；
胀轴收缩直径为：146mm (最小) ；
(2) 速度为：2630r/min (最大) ；
(3) 压缩空气为：700kPa；
(4) 使用卷芯规格：宽度为1100mm (最大) ；
内径为150±2mm；
(5) 卷重为：310kg (最大)。

技术特性：
1) 采用标准密封件， 标准螺钉等标件， 方便以后的维护和备件管理；
2) 采用通用的工业气源；
3) 由于该胀轴有自锁性， 即使有一定的漏气，也不会对卷取产生大的影响。

2．4.3 几个主要参数的计算
（1）上下滑块摩擦斜面与轴心夹角a 的确定
由于胀轴胀缩时主要摩擦力集中在上下滑块间的摩擦面和下滑块与胀轴主体的摩 擦面，所以忽略其它影响较小的摩擦力和下滑块的重量，主要分析上下滑块间的摩擦面 和下滑块与胀轴主体的摩擦面的摩擦力。

当胀轴套上卷芯胀开后，气缸卸压，由于卷芯 的张力和弹簧回复力的作用，通过扇形块传递给上滑块一个压力N ，该压力又被上滑 块传递给下滑块，使下滑块产生一个向右滑动的趋势。

下滑块所受水平方向合力(向右为正) ： 2 1 1 cos
sin f f N F x - - = å a a ... (1)
由 ( ) 0 sin cos 1 1 = + - = å a a f N N F y 得： ( ) a a cos / sin 1 1 f N N - = ..............................（2） 1 1 N f m = (3)
N
f m = 2 (4)
(2) (3) (4) 代入(1) 得：
( )
[ ] ( ) 1 tan / 2 1 tan
2 + - - = å a m m m a N F x (5)
式中： m ——下滑块两个相同摩擦副的摩擦系数；
1 N ——上滑块和下滑块斜面正压力；
N ——胀轴主体对下滑块的支撑力(上滑块的径向胀力) ；
1 f ——上滑块和下滑块斜面的摩擦力；
2 f ——下滑块和胀轴主体的摩擦力。

由(5) 式可知，a 的取值在0～ 45°间，当 ( ) 2 1 / 2 tan m m a - > 时， 0 > åF 时，下 滑块将不能自锁，会向右移动； 当 ( ) 2 1 / 2 tan m m a - < 时，下滑块将能自锁，但 X F å 数 值将随着A 的减小而负增大(此时即摩擦阻力变大) ，它将消耗活塞体提供的动力， 并 且容易造成胀轴卡死。

因此合适选择A 角度将会更有利于胀轴的使用。

m 值可参照表1 选用。

选择45#钢做为胀轴的材料，查上表得：
15
. 0 = m (6)
将其代入，求得：
( ) ( ) 369
. 0 15 . 0 1 / 15 . 0 2 1 / 2 tan 2
2 = - ´ = - = m m a (7)
由已知得：
N
G N 3100 = = (8)
将（6）（7）（8）式代入（5）式得：
( ) [ ]
( ) ( ) [ ] ( ) N
N F x 34 . 739 1 369 . 0 15 . 0 / 15
. 0 2 15 . 0 1 369 . 0 3100 1 tan / 2 1 tan
2
2 = + ´ ´ - - ´ ´ = + - - = å a m m m a （2）活塞直径和气源气压的确定
胀轴收缩时，活塞体向下滑块提供的轴向力 X F T å > 1 ， 即： N F T x 34 . 739 1 = å > ............（9） 选取弹簧使得在压紧状态时： N T 750 1 = (10)
胀轴胀开时，活塞体向下滑块提供的轴向力： 1 2 1 1 2 ) cos sin ( T f f N T + + + > a a (11)
将（2）、（3）、（4）、（6）、（7）式代入（11）式中，得： 1 1 2 1 1 2 635 . 0 ) cos sin ( T N T f f N T + = + + + > a a (12)
为了制造方便，让胀轴两侧气腔活塞直径相同，只用分析胀轴胀开时活塞体向下滑 块提供的轴向力 2 T 的气压即可。

(
) P D T 2
2 2 / p = …………（13） 将(12) 式代入（13) 式中得：
( ) 2 1 2 2 /
) 635 . 0 ( 4 / 4 D T N D T P p p + ´ > = …………（14） 式中： N ——胀轴主体对下滑块的支撑力(上滑块的径向胀力) ；
1 T ——胀轴收缩时活塞体向下滑块提供的轴向力；
2 T ——胀轴胀开时活塞体向下滑块提供的轴向力；
D ——活塞直径； P —— 空气压力；
由(14) 式可知，当上滑块需要的径向力N (即胀轴的胀开力) 一定时，活塞直径
D 越大，所需要的空气压力就越小。

为了让空气压力P 的值在通用工业气源范围内，
在不影响胀轴主体强度的情况下，尽可能扩大活塞直径D 的尺寸。

综合设计结构及气压参数等选取直径： mm D 83 = 得：
( ) Mpa D T N P 50 . 0 83 / ) 750 3100 635 . 0 ( 4 / ) 635 . 0 ( 4 2 1 = ´ + ´ ´ = + ´ > p p 即所提供的气压应大于0.5Mpa。

（3）胀轴重量估算
胀轴大部分材料为45#钢， 故用45#钢的密度（即取 3 / 85 . 7 m kg = r ） ， 对胀轴的重量进行近似计算，
胀轴体积： 3 2 2 84 . 23 1350 075 . 0 14 . 3 m L r V = ´ ´ = »p ； 胀轴的质量： kg V m 18 . 187 84 . 23 85 . 7 = ´ = = r ； 胀轴的力： N mg G 8 . 1871 10 18 . 187 = ´ = = ；
支撑胀轴所需的力 N G G F 2 . 5147 15 cos / ) 8 . 1871 3100 ( cos / ) ( 2 1 = ° + = + = a ； 初选选取气缸：缸径： mm D 32 = ； 活塞杆直径： mm d 12 = ； 气缸推力： 4
2
d P
F p = ；
即工作压力 Mpa d F P 3 . 42 12 14 . 3 2 . 5147 4 4 2
2 1
= ´ ´ = ³
p 即可。

2．5 分切机的张力控制结构设计
2.5.1 张力控制结构设计
分切机采用直流电机控制主动收卷，被动放卷，放卷辊轴端安装摩擦片，控制增加 放卷阻尼，进行初步的张力控制，再在放卷与收卷部分安装张力传感器、气缸及力控制 辊，张力传感器检测张力大小，用此信号控制气缸上下移动，气缸与张力控制辊的一端 相连，气缸上下移动，通过张力控制辊上的支点，控制另一端上下移动从而达到进一步 控制张力的目的。

张力控制部分简图
2.5.2 传感器的选型
普通纸张张力一般小于30N。

由此选择张力传感器： ABB 张力传感器：Rectangular load cells PFVL 141V，
Measurement range 0.63 – 56 N ， 380X130
其中 N F N 31 = 、 mm L 130 = 、 mm W 300 = 。

2.5.3 气缸的选型及计算
由杠杆的平衡公式： 2 2 1 1 / ' / ' L F L F = ，得： N L L F F 17 . 7 1120 / 5 . 267 30
/ ' ' 2 1 2 1 = ´ = = 因为气压缸所推动的力较小，选择较小的气压缸即可 选取气缸：缸径： mm D 12 = ；
活塞杆直径： mm d 6 = 。

由活塞杆直径求得气缸推力： 4
2
d P
F p = 气压缸向下运动时带动杠杆的另一端向上运动，此时所受的力不受影响；气压缸向 上运动时，带动杠杆另一端向下运动，此时所施加的力应大于纸张张力，所以气缸的推 力应满足：
'
4
1 2
1 F d P
F ³ = p 即工作压力 Mpa d F P 25 . 0 6 14 . 3 17 . 7 4 4 2
2 1
= ´ ´ = ³
p 取 Mpa P 3 . 0 = 即气缸所需的气压为0.3Mpa 2.5.4 直流电机的选型及同步带的计算 （1）直流电机的选型
收卷部分采用直流电机收卷。

由设计要求知： 分切卷材最大直径 m mm D 6 . 0 600 = = …………（1）； 材料分切速度： min
/ 160 ~ 5 m v = …………（2）； 收卷胀轴的直径可视为最小直径： m
mm d 15 . 0 150 = = (3)。