毕业设计（论文）起毛机主传动结构设计.doc

扬州大学毕 业 设 计 (论 文) 起毛机主传动结构设计系 名： 专 业： 班 级： 学生姓名： 学 号： 指导教师姓名： 指导教师职称： 二 0 0九年 五 月起毛机主传动结构设计摘要：本课题是在对国内外的起毛机广泛调研的基础上，对其结构、电气、传动等做了许多改进性设计。目前使用较广泛的国产M301起毛机由单台电机作拖动动力源，各传动部分由机械联接协同运行。该类起毛机工作稳定，维修简单，但产量低，改变工艺困难，难以获得高质量的起绒效果。起毛机的主传动结构设计，尤其对其中的带传动与链传动做了详细地设计与校核。对主传动中的减速器做了创新性设计，达到了预期的目的，对起毛机的改进和发展做了一定的探索。本课题的传动部分，较传统的传动结构，做了一定的改进，就是改变了过去那种传动方式，通过采用行星轮系这种结构，很好的实现了较大的传动比。通过本次设计，我对传动部分的全过程有了清醒而直观的认识，了解了起毛机的工作原理，对轴、链轮、带轮等主要零件的设计及精度的确定具备了一定的经验知识，能够正确地选取标准零件的结构及尺寸。由于知识及实践经验的缺乏，在设计过程中，尚存在许多不足之处，尤其是减速器的体积、效果等方面，有待以后的工作、学习中改进。关键词：起毛机；结构设计；主传动设计；减速器设计1 前言本课题研究的对象是，在纺织机械的起毛机中，如何由电动机通过传动部分，使起毛机获得不同的绒毛风格和高质量的起绒效果。随着社会经济的发展，生活水平的提高，人们对穿着的要求越来越高，这就要求纺织行业能够开发出更好的纺织机械，以满足人们的需要。本课题来源于盐城市纺织机械有限公司的生产实践。通过开发新产品，淘汰旧产品，使之成为符合加工要求的产品，不断提高市场竞争力。本设计就是从改变起毛机的传统传动结构入手，使用新的传动方法，这样做不但能满足加工要求,而且从经济性方面考虑是可行的。在设计主传动部分时,提出了一些具体的要求：a. 传动设计要紧凑，且输出轴的方向须达到要求，输出转速要满足织物起毛的速度要求。b. 减速器的传动轴及传动齿轮，需要进行刚度、强度的校核。c. 主传动部分应该运转平稳，工作可靠，结构尽量简单。在老师的指导下，首先进行了方案的论证。经过讨论与研究，初步确定了该机器的传动方案，主要采用带传动与链传动，通过中间的减速器来传递运动，来实现轴与轴之间的动力和功率的传递。根据老师提供的原始数据，进行了详细而认真地分析，然后根据分析的结果，开始查手册确定各输出轴的转速和方向，计算各根轴的轴向力、径向力、圆周力以及运转功率和转矩等。进而绘制传动结构的运动简图，分配各级传动比，接下来进行齿轮和轴的设计与校核。然后进行总体结构的设计，包括零件与零件之间的位置关系和配合关系，确保能够将零件装配成功。最后进行手工绘图，上机绘图，完善结构。该传动部分改变了传统的传动方法，用行星轮系减速器取代传统的机械传动，有很大的经济性和实用性。其最大的优点是：能保持起毛机针辊运转的连续、均匀与平稳，而且能满足织物运转的速度要求。这是本课题创新的地方，在加工技术上也有很大的改进，经济性和实用性非常强，将具有很大的开发市场。 但是如何能确定其传动箱底部两端电动机分别一致，并与带传动减速器的电动机之间有有定的速比。以前的起毛机中只有单台电机控制布运动和针辊运动，在他们之间有一无级变速器可进行调节速比，但其方便使用率不理想。在我的设计中需再加上一个PLC进行控制，在布与针辊之间接一个检测器测其信号，使他们之间有稳定速比，可以在一开始时设定初始值，然后根据每个用户要求进行调节，这样就可以很方便地使用了，而且每次设定的值都可以很方便的进行统计。此设计题目为起毛机住传动结构设计，是属于机械类的，但PLC控制属于电气方面，所以没有进行设计，因此这也但是一部分遗憾，不过我会在以后的工作生活中深一步的进行研究。目录2概述52.1 课题的国内外现状52.2 研究的价值52.3 研究的主要物化成果53总体方案论证63.1 已知技术参数63.2 结构方案的确定64 主传动部分的设计6-4.1 设计总述74.2 电动机的选择74.3皮带轮的设计7-94.4链轮的设计10-124.5减速器齿轮的设计12-184.6减速器轴的设计18-244.7减速器箱体的设计24-265 装配图与传动路线265.1装配图26-275.2传动路线27-296 总结30参考文献31致谢32附录332 概述2.1 课题的国内外现状鉴于目前国内外绝大部分钢丝起毛机系复作用式针辊起毛机。国际上自1886-1891年，这种复作用式针辊起毛机问世以后，经历了一百多年的使用和改进，虽然在传动结构、便利操作、控制功能和人机工程学等方面均有了很多改进和提高，但在其基木原理、技术设计和起毛部分排列结构上均没有大的变动。而且目前使用较广泛的国产M301起毛机由单台电机作拖动动力源，各传动部分由机械联接协同运行。该类起毛机工作稳定，结构简单，维修简单，但产量低，起梳毛率不易调节，改变工艺困难，难以获得不同的绒毛风格和高质量的起绒效果。起毛率取决于在起毛辊与织物的接触点上各速度合成迭加后，针布与织物相对位移的方向和瞬时速率。方向相反，速率越大，起毛率越高。显然起毛率的高低将影响起绒的质量、产量和风格。采用单台电机作传动动力的起毛机各部分的速度无法调节，如采用机械方式在小范围作些微调，起毛风格和产量、质量的控制范围也十分狭窄.所以近年来国内外在起毛机的设计上大多采用各传动部分由单台电机独立传动，速度独立可调的方案。本课题研究的主要内容，主要是如何通过电机控制实现起毛机针辊的连续转动，来获得不同的绒毛风格和高质量的起绒效果。2.2 研究的价值通过对起毛机主传动结构的设计，实现由电动机的输出转动，通过齿轮、链轮与减速器速度地改变，转变为起毛机针辊的连续公转与自转，并且针辊的转动必须平稳、均匀。针辊的长度较长，直径较大，为了实现针辊的平稳、匀速转动，需要在针辊两端的底部，分别用电动机通过带轮带动针辊的自转。故在电动机通过带轮带动针辊主轴转动的同时，另外两台电动机通过带轮带动针辊自转。最终实现织物的传输速度为20到60米/秒。2.3 研究的主要物化成果研究的主要物化成果简述如下：a毕业设计说明书一份（不少于10000字）。b主传动装配图1张；部件装配图若干张；其它零件图若干张。c减速器总装配图1 张，手工绘制。d图纸总量折合成A0幅面在4张以上（不含手工绘制图），并且全部用计算机绘制。3 总体方案论证 本课题研究的对象为：起毛机主传动结构设计，主要完成由电动机到针辊的转动。设计的重点与难点是：如何确保针辊转动的连续、快速与均匀，包括公转和自转，所以电动机输出的转速与各级传动的转速都应该考虑好。每个轮与轴的转速都不同，所以每一步确定的转速都要合理，以确保达到设计要求。3.1 已知技术参数 紧边的张紧力 F = 7500N 松边的张紧力 F = 200N 针辊总直径 D = 1.3 m 织物通过针辊的速度 2060 m/min3.2 结构方案的确定 本传动方案由电动机通过带传动，连入减速器的输入轴，再由减速器的输出轴通过链传动，连接到带动针辊的主轴上，以实现针辊的连续、平稳与均匀转动。同时，连接在针辊主轴上的大链轮处于整个主传动箱体的中心位置，其余的减速器与电动机的位置需要安排好，而且还要把位置固定好。另外，本传动方案的减速器传动比较大，需额外设计，考虑到蜗杆蜗轮减速器的方向不好处理，而且用传统的机械协同联结来传动，有其弊端，故采用行星轮系减速器。 针辊在绕主轴公转的同时，还要自转，所以需要在传动箱的底部另安装一台电动机，通过带传动，来实现针辊的自转。4 主传动部分的设计与校核4.1设计总述已知针辊总直径D=1.3 m，则周长C = （4-1） = 。已知针物速度为2060 m/min，则针辊的公转速度为520 r/min。由于小皮带轮转速为1460 r/min，取链传动比为i= = 4.7，参考文献169页，查表4.6得工况系数K = 1.1参考文献169页，由式（4-22），Pca = KP （4-2）得 Pca = KP = 1.1×11kw = 12.1 kw按Pca = 12.1kw, = 1460 r/min参考文献171页，查图4.11：选B型V带参考文献171页，查图4.11及参考文献161页，表4.4得，选择带轮直径： = 212 mm ， = 250 mm故i =dd2 / dd1 （4-3）= = 1.18所以大带轮转速 = = = 1237.3 r/min。由于针辊的公转速度即大链轮的速度为520 r/min，故小链轮的转速为23.594 r/min，所以减速器的传动比范围为13.16 - 52.65。考虑到机器的生产效率,考虑到转速越低，扭矩越大等,取针辊的正常运转速度v = 40 m/min ，即n = 10 r/min，所以大链轮的转速为 10 r/min ,小链轮转速为 47 r/min 。因为小带轮的转速为1460 r/min ,所以大带轮的转速为: = 1237.3 r/min故整个减速器的传动比为i= = 26.32，实际针辊的公转速度即大链轮的速度为10.13 r/min，小链轮转速为47.6 r/min。4.2 电动机的选择由F = 7500 N得， = F v = 7500N = 5 kw。参考文献398-99页，参表11-9得，。由 = （4-4） 5 = P得 P = 6.4 kw根据工程实际情况，选取电动机的功率一般要比计算出的功率大，故选择主电动机M1为Y160M-4型， = 11 kw， = 1460 r/min。4.3 皮带轮的设计与校核1 选择V带型号1）、确定计算功率由式（4-2）计算得，Pca = 12.1 kw。2）、选择V带型号按Pca = 12.1kw， = 1460 r/min，参考文献171页，查图4.11得，选B型V带。2 确定, 1）、选择带轮直径参考文献171页，参图4.11及参考文献161页，表4.4得，选择带轮直径： = 212 mm； = 250 mm2）、计算实际传动比i = = 1.183）、验算带速参考文献164页，由式（4-8）， = 得， （4-5） = = = 16.2 m/s，符合要求。4）、验算带轮的转速 = 1460 r/min； = = = 1237.3 r/min（允许）。3 确定中心距和带长1）、初选中心距参考文献170页，由式（4.23），(+)2(+) （4-6）得 (+)2(+)325.5 930，取 = 590 mm。2）、求带的计算基准长度参考文献170页，由式（4.24）得 = + ( + ) + （4-7） = 2590 + (212+250) + = 1906 mm参考文献160页，查表4.2得， = 2000 mm。3）、计算中心距参考文献170页，由式（4.25）， = + （4-8）得 = 590 + = 637 mm 4）、确定中心距调整范围参考文献172页，由式（4-26），得 mm （4-9a） mm （4-9b）4 验算小带轮包角参考文献165页，由式（4-12）得， （4-10） = 小带轮的包角符合要求。5 确定V带根数z1）、确定额定功率由 = 212 mm , = 1460 r/min参考文献168页，查表4.5得，单根B型V带 ,额定功率 = 5.4 kw。2）、确定V带根数z参考文献173页，由式（4.28）， （4-11）参考文献168页，查表4.8得， = 1，参考文献160页，查表4.2得， = 0.98，故 根，取z = 4根。6 计算单根V带初拉力F参考文献159页，查表4.1得, q = 0.17kg/m参考文献174页，由式（4.29）得，F = （4-12）= = 184.6 N7 计算对轴的压力参考文献160页，由式（4-30）得， = （4-13）= = 1476 N 8 确定带轮的结构尺寸,绘制带轮的零件图由于 = 212 mm； = 250 mm所以大小带轮均采用孔板式结构,其零件图如图4-1与图4-2所示。图4-1 大皮带轮零件图图4-2 小皮带轮零件图4.4 链轮的设计与校核1 选择链轮的齿数小链轮的齿数 z = 23大链轮的齿数 z = 108传动比 = = 4.72 初定中心距 取 = 20p3 确定链节数参考文献192页，由式（5-6）得， （4-14） = = 114.7 故取 = 114(偶数)。4 计算功率P由F = 7500 N得， = F v = 7500N = 5 kw参考文献193页，查表5.6得， = 1.3，参考文献194页，查表5.7得， = 1.23，参考文献194页，查表5.8得， = 1.04（经线性插值），参考文献194页，查表5.9得， = 1.7（双排），参考文献193页，由式（5.8）得，P = （4-15）= = 3 kw5 选定链条型号，确定链节距p根据，P，参考文献191页，查图5.10得，选双排12A型滚子链，p = 19.05 mm。6 验算链速 参考文献188页，由式（5-1）得， v = （4-16） = = 0.35 m/s7 确定中心距aa = 20p = = 381 mm8 计算对轴的压力参考文献195页，由式（5-10）得， （4-17） = = 17142.86 N9 结构设计由于 = 139.9 mm, = 654.98 mm故小链轮选用实心式，大链轮选用孔板式，零件图如图4-3与图4-4所示。图4-3 小链轮零件图4.5 减速器齿轮的设计与校核1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数、及齿宽系数考虑到该减速器功率不大，故所有四个齿轮都选用45钢，齿面硬度为220-260HBS，属于软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选8级精度，各个齿轮数分别为35，。取齿宽系数。考虑到该减速器传动比较大，故可以采用行星轮系减速器。参考文献2177页，如图4-5所示行星轮系减速器结构简图:其传动比为 由于，故得 由此得图4-4 大链轮零件图所以整个减速器的传动比为： = 26；小链轮转速为:1237.3/26 = 47.6 r/min； 大链轮转速为:47.6/4.7 = 10.13 r/min， 即针辊的运转速度为：10.13 r/min2. 按齿面接触疲劳强度设计参考文献1118页，由式（6-11）得， （4-18）1）、确定公式中各参数a.载荷系数Kt试选载荷系数Kt = 1.5b.小齿轮传递的转距由 （4-19）得 图4-5 行星轮系减速器结构简图c.材料系数参考文献1117页，查表6.3得， d.大小齿轮的接触疲劳强度，按齿面硬度，参考文献1110页，查图6.8得，, e.应力循环次数N = = 60×1237.3×10×300×8 = 1.78×10N= Nu = 1.78×10×1.4 = 2.49×10f.接触疲劳寿命系数，参考文献1108页，查图6.6得， = 0.92 , = 0.92g.确定许用接触应力，取安全系数 = 1则 2）、设计计算a.试算小齿轮分度圆直径取 mmb.计算圆周速度 m/sc.计算载荷系数K参考文献1112页，查表6.2得，使用系数 = 1.25参考文献1114页，查图6.10得，动载系数 = 1.2参考文献1115页，查图6.13得， = 1.15参考文献1112页，由式（6.5），得 （4-20）= = 1.725d.校正分度圆直径参考文献1120页，由式（6.14），得 （4-21）= = 72.3 mm3）、计算齿轮传动的模数m 按标准模数取m = 4 mm对于齿轮3,4，同理,不再重复计算3.按齿根弯曲疲劳强度校核参考文献1120页，由式(6-12)得， （4-22）1）、确定公式中个参数值a.大小齿轮的弯曲疲劳强度极限，参考文献1111页，查图6.9得，取, b.弯曲疲劳寿命极限，参考文献1109页，查图6.7得，取 = 0.87, = 0.86c.许用弯曲应力，取弯曲疲劳安全系数 = 1.4，应力修正系数 = 2.0，由参考文献1107页，由式(6-2) 得， （4-23a）= = 273.4 （4-23b）= = 294.86 d.齿形系数，和应力修正系数，参考文献1120页，查表6.4得， = 2.45 , = 2.65 , = 1.65 , = 1.59e.计算齿轮的与，并加以比较取其中较大值代入公式计算 大齿轮的数值较大，应按大齿轮校核齿跟弯曲疲劳强度2）、 校核计算所以齿轮弯曲疲劳强度足够。4. 齿轮结构设计及绘制零件图由,，m = 4 mm ，1）、计算分度圆直径2）、计算中心距a所以对齿轮3，4采用正传动:其参数为 3）、全齿高h h = = 9 mm，4）、齿轮3，4的齿厚参考文献2135页，由表5-2得， （4-24） = = 6.28 mm 5）、齿轮1，2的计算对齿轮1，2采用变位传动:参考文献2150页，由式（5-34）， （4-25） 得 = = 参考文献2150页，由式(5-33e)得， （4-26）代入计算得 取 参考文献2151页，由式（5-35）得， （4-27a） = 70 5 + 1.2 = 66.2 mm （4-27b） = 505 + 0.8 = 45.8 mm参考文献2151页，由式（5-36）得， （4-28a） = 122 - 45.8 - 1 = 75.2 mm （4-28b） = 122 - 66.2 - 1 = 54.8 mm 参考文献2149页，由式（5-32）得，齿厚 （4-29） = 6.28 + = 7.15 mm = 6.28 + = 6.86 mm6）、计算齿宽，取 ； ，取 ，取 ； ，取 7）、绘制零件工作图由于齿轮直径较小，均采用实心式结构。变位传动齿轮1与正传动齿轮3的零件图如图4-6与4-7所示，其余略。图4-6 减速器的齿轮14.6 减速器轴的设计与校核1 减速器的输入轴的设计1）、最小轴径的确定减速器的输入轴结构，如图4-8所示。图4-7 减速器的齿轮3图4-8 减速器的输入轴45钢调质处理，参考文献1292页，查表11.3 确定轴的C值，取C = 105得 （4-30） = = 17.86 mm 因为轴段装大带轮的直径为最小直径，故取 mm 2）、确定轴的运动和动力参数参考文献398-99页，查表11-9得， （8级精度），（一对）， ，故3）、确定各段轴的直径a.左端安装带轮，其直径为，长度为80 mm； 右端安装齿轮，其直径也为，长度也为80 mm； b.带轮与齿轮需要通过轴肩来定位，其直径为，长度为45 mm；c.整个轴需要通过一对轴承来支撑，轴承的内径也就是轴的直径为，安装轴承的长度为16 mm；d.两个轴承之间的距离为50 mm，直径为；e.为了防止轴承的轴向移动，轴承外部需要安装轴承端盖，安装轴承端盖段轴的直径为，长度为35 mm。2. 减速器的输入轴的校核1）、求轴上载荷a.计算齿轮受力齿轮的分度圆直径 mm参考文献1125页，由式（6-16）得，圆周力 （4-31a）径向力 （4-31b）直齿圆柱齿轮没有轴向力b.求带轮受力大带轮包角，单根V带初拉力大带轮对轴的压力 c. 求支反力 参见图4-2左右支点间距离：带轮距左支点距离： 齿轮距右支点距离：左支点水平面支力：， 右支点水平面支反力：， 左支点垂直面支反力：， 右支点垂直面支反力：， 2）、绘制弯矩图和扭矩图面A处水平面弯矩：面A处垂直面弯矩： 截面A处合成弯矩： 轴的弯矩和扭矩图如图4-9所示：3）、弯扭合成强度校核通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面强度，也就是危险截面A的强度。 截面A处计算弯矩：考虑启动、停机的影响，扭矩为脉动循环变应力，取参考文献2149页，由式（11-58）得， （4-32）= = 截面A处计算应力：强度校核：45钢调质处理，参考文献1288页，查表11.2得， ，弯扭合成强度满足要求4）、疲劳强度安全系数校核a.确定危险截面截面A处应力最大，但由于配合及键槽引起的应力集中在该轴段的两端，故不必校核。截面处应力接近最大，应力集中，为危险截面，截面的左右两侧均需校核。图4-9 轴的弯矩和扭矩图b.截面的左侧强度校核抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面左侧的弯矩：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：平均应力：弯曲正应力为对称循环弯应力， 扭转切应力为脉动循环变应力，即 ， 应力幅： ， ，材料的力学性能：45钢调质，参考文献1288页，查表11.2，得 ，轴肩理论应力集中系数：，参考文献1427页，查附表1.6，并经线性插值计算得， 材料的敏性系数：r = 2.0 mm,参考文献129页，查图2.8并经线性插值，得 ，有效应力集中系数：尺寸及截面形状系数：由h = 5 mm,d = 40mm，参考文献130页，查图2.9得，扭转剪切尺寸系数：由D = 40 mm, 参考文献130页，查图2.10得，表面质量系数：轴按磨削加工，由，参考文献131页，查图2.12得， 表面强化系数：轴未经过表面强化处理疲劳强度综合影响系数： 等效系数：45钢：取,仅有弯曲正应力时的计算安全系数： 仅有扭转切应力时的计算安全系数： 弯扭联合作用下的计算安全系数：设计安全系数：材料均匀，载荷与应力计算准确时：取S = 1.5疲劳强度安全系数校核：, 故左侧疲劳强度合格c.截面的右侧强度校核抗弯截面系数： 抗扭截面系数：截面左侧的弯矩：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：平均应力：弯曲正应力为对称循环弯应力，扭转切应力为脉动循环变应力，即 ， 应力幅： ， ，材料的力学性能：45钢调质，参考文献1288页，查表11.2得， ， ， 轴肩理论应力集中系数： ， 参考文献1427页，查附表1.6，并经线性插值计算得，及值： = 3， = 0.8 = 0.8 * 3 = 2.4疲劳强度综合影响系数：仅有弯曲正应力时的计算安全系数： 仅有扭转切应力时的计算安全系数： 弯扭联合作用下的计算安全系数：设计安全系数： 取S = 1.5疲劳强度安全系数校核：，故右侧疲劳强度合格5）、静强度安全系数校核该设备无过大的瞬时过载和严重的应力循环不对称，无需静强度校核。6）、绘制轴的零件工作图 轴的零件工作图如附图4所示，其余轴的设计与校核，与此类似，不再重复计算。4.7 减速器箱体的设计通过对起毛机主传动过程的结构设计，能够实现起毛机的正常工作要求。但是本课题中的减速器，不是传统机械传动中使用的减速器，而是专门为起毛机配备的行星轮系减速器，需要专门设计、制造。这就要求公司为减速器的生产，必须另外配备一条生产线。这也是本设计的创新之处。提到减速器，它的箱体是必不可少的。因为减速器的箱体是铸件，尺寸要求与加工精度同样不能少。这就需要对箱体的尺寸进行设计，以确保起毛机能正常工作，而且不影响传动箱的结构，总体结构看上去能合理、美观。本课题的减速器的箱体，如图4-10所示：图4-10 减速器的箱体1.箱体内部尺寸的确定1）、内部宽度的确定首先从内部入手，因为各个齿轮数分别为 35，分度圆直径分别为，齿轮中心距为，所以箱体内壁的宽度必须确保行星轮系的正常运转，而且齿轮顶部与箱体内壁之间必须留有一定的间隙。这个行星轮系减速器，取齿轮顶部到箱体内壁的距离为20 mm ，加上齿轮的中心距122 mm与齿轮的齿顶圆半径56 mm ，所以箱体内壁的总宽度为376 mm 。2）、内部长度的确定箱体内部的长度，有行星轮的传动轴B的长度确定。为了减小减速器的体积，应该尽可能地缩短轴B的长度。为了保证装载这跟轴上的两个齿轮2、3在围绕齿轮1、4公转的同时，还要自转，故需要用两个轴承支撑起轴B。轴B的长度，加上两端圆螺母的厚度，总长度为313 mm。右侧圆螺母与箱体内壁的间隙为14mm；左侧由于要安装轴承，为了防止轴承的轴向移动，需要在轴承外侧加上轴承端盖，轴承端盖四周要用四个M10的螺栓，这样，齿轮1与螺栓的距离为5mm，圆螺母与箱体内壁的距离为18 mm，所以箱体内壁的长度为339 mm。3）、内部深度的确定减速器要正常运转，需要有润滑油，所以需要在箱体的底部加上润滑油，润滑油的深度以浸没轮齿高度的2/3为准，润滑油的高度为40-48 mm，因此，箱体的平均深度约为228 mm。4）、内部其它尺寸的确定 箱体内部的左侧，要安装轴承端盖，所以凸缘的直径不小于130 mm，左面要安装轴径为50 mm 的7010 C型角接触球轴承，轴承的外径为80 mm；两轴承之间须有凸起的部分，以防止轴承的轴向移动，其孔径为73 mm。 箱体内部的右侧，通过4跟M12的螺栓，将齿轮4固定在箱体的内部，箱体内部防止轴承的轴向移动的孔径为68 mm，最右侧安装的两个轴的直径为60 mm的7012C型角接触球轴承，轴承外径为95 mm。2. 箱体外部尺寸的确定1）、总体尺寸的确定 根据箱体内部已经确定的尺寸，箱体的总长为570 mm，总宽为440 mm，总高为240 mm。2）、其余尺寸的确定 取箱体的壁厚为12 mm，箱体下部的长度在箱体内部的基础上增加24 mm，所以箱体下部的长度为363 mm。减速器要固定，必须通过箱体上的地脚螺栓固定在支撑架上，整个减速器通过六个M12的地脚螺栓固定在支撑架上。将箱体外部底面的厚度定为24 mm，宽度定为 24 mm，长度与箱体底面的长度相同。 左侧是安装轴承端盖的，其外部直径为142 mm。 右侧同样是安装轴承端盖的，其外部直径为156 mm。 箱体通过12个M12的螺栓，与箱盖连接。箱体两侧突出部分的宽度为24 mm，厚度为20 mm。再加上壁厚，箱体上表面边缘的宽度为36 mm。箱体与箱盖的连接，必须确保螺栓不会被破坏，是通过12个M 12的螺栓，螺栓的中心距箱体连接边缘的外壁为12 mm。另外，箱体还要通过地脚螺栓，固定在支撑架上，由6个M12的螺栓固定。5 装配图与传动路线5.1装配图1 起毛机总体结构装配图起毛机的总体结构装配图如图5-1所示：图5-1起毛机总体结构装配图2 主传动部分的装配图主传动部分的装配图如图5-2所示：图5-2主传动部分装配3 减速器装配图减速器装配图如图5-3所示： 图53 减速器装配图5.2 传动路线这台起毛机的具体传动路线如下：如图5 - 2，由电动机4开始，将小皮带轮2安装在电机上，通过带传动，带动大皮带轮3转动，大皮带轮安装在减速器16的输入轴A上，通过减速器的传动，由按照在减速器输出轴上的小链轮15，通过链传动，带动大链轮14，从而带动针辊的主轴转动，实现针辊的转动针辊在饶主轴公转的同时，还在自转，所以需要在传动箱的底部的两端分别安装一个电动机，通过带传动，在针辊的公转的同时实现针辊的自转。另需再加上一个PLC进行控制，在布与针辊之间接一个检测器测其信号，使他们之间有稳定速比，可以在一开始时设定初始值，然后根据每个用户要求进行调节，这样就可以很方便地使用了。6 总结与展望为期近五个月的毕业设计已接近尾声，在这五个月的时间里，我结合自己的设计课题和任务书的要求，首先进行了观察，做好了记录，对所设计的内容有了感性认识，为毕业设计奠定了坚实的基础。同时，我还针对起毛机的整体结构与主传动部分的结构进行了文献检索，了解了起毛机主传动部分的发展现状，并制定了设计方案和具体的进度计划。按照设计进度安排，我先是边画总装图，边计算，然后绘制零件图，确定其尺寸精度要求和表面粗糙度要求，同时还要反过来修改总装图，以期能实现各个零件的装配，变成一台能正常工作的机器。通过以上工作的完成，我对传动部分的全过程有了清醒而直观的认识，了解了起毛机的工作原理，对轴、链轮、带轮等主要零件的设计及精度的确定具备了一定的经验知识，能够对传动中经常出现的问题提出合理的解决方法，能够正确地选取标准零件的结构及尺寸