A. 机械设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器
给你一份我以前做的：
摘 要
齿轮箱作为一种基础设备，被广泛应用，其性能优劣直接影响着机械设备的运行状况。而目前许多工厂尚不具备制造高精度齿轮箱的加工设备。另一方面，再好的设备加工出的零件也存在误差，其累积误差仍会影响齿轮箱装配后的传动性能。本文提出的无侧隙传动技术，从新的角度提出了在设备条件不足的情况下，利用主副齿轮来实现飞剪机的无侧隙传动。
“零侧间隙啮合”是：在尽量周到地考虑飞剪机工作条件下，将齿轮加工成在某一特定状态（例如温度，轴承游隙等）为“零侧间隙啮合”，事实上并非没有侧隙,只能说齿轮啮合的齿侧间隙是很小的。
常消除齿隙有很多方法，如提高加工精度，利用圆锥齿轮，四个齿轮串联布置机构，利用主副齿轮。本设计就是采用主副齿轮。在某些飞剪机上，为了改善上下滚筒同步齿轮的工作性能，被动轴上的齿轮往往采用主副齿轮结构，以便齿轮在无侧隙情况下工作，减少和消除冲击负荷。利用主副齿轮则能有效消除齿侧间隙，并且在减速器突然制动时，仍然能实现无间隙传动。
关键词: 飞剪机；减速器；间隙；主副齿轮
Abstract
Recer is widely used as a basic facility. It’s performance which is excellent or inferior has an impact on the running state of the mechanical equipment. But many factories don’t have machining equipment for manufacturing high-precision recer at present . On the other hand, even though the part is manufactured by the best equipment, it also has error. And their accumulative errors still affect on the transmission performance of recer after assembled.No lateral gap technology in this article put forward using main-second gear to achieve no lateral gap transmission of the flying shears at the state of having no adequate equipment by a new way.
“No lateral gap ingear” is processing gear to a particular state(such as temperature, bearing clearance, etc.),considering the working conditions as much as possible. But in fact,it’s impossible that the gears have no lateral gap.The laterl gap of the gear is very small.
Usually there are many ways to eliminate lateral gap,such as improving the processing accuracy,using bevel gear, using four tandem gears and using main-second gear.This design has used the main-second gear. In some flying shears the running performance of the top and bottom selsyn roller usually can be improved by using main-second gear on the gear of the driven shaft.It can make the gear working at no lateral gap and eliminate shock load. The use of the main-second gear can eliminate lateral gap,and it still can achieve no lateral gap transmission when the recer is suddenly braked.
Key words：Flying shears； Recer; Lateral gap; Main-second gear
目 录
1 前言 1
2 研究内容 2
3 传动方案的分析与拟定 2
4 电动机的选择 2
5 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 2
5.1 传动装备的总效率为 2
5.2 传动比的分配 2
5.3 传动装置的运动和动力参数计算 2
5.3.1 各轴的转速计算： 2
5.3.2 各轴的输入功率计算： 3
5.3.3 各轴输入转矩的计算： 3
6 齿轮的计算 3
6.1 第一对斜齿轮的计算 3
6.1.1 材料选择 3
6.1.2 初选齿轮齿数 3
6.1.3 按齿面接触强度设计 3
6.1.4 按齿根弯曲疲劳强度设计 5
6.1.5 几何尺寸计算 7
6.1.6 齿轮的尺寸计算 7
6.1.7 传动验算 8
6.2 第二对斜齿轮的计算 8
6.2.1 材料选择 8
6.2.2 初选齿数 8
6.2.3 按齿面接触强度设计 9
6.2.4 按齿根弯曲疲劳强度设计 10
6.2.5 几何尺寸计算 12
6.3 按标准修正齿轮 12
6.3.1 修正中心距 12
6.3.2 对第二对齿轮修正螺旋角： 13
6.3.3 第二对齿轮的分度圆和中心距： 13
6.3.4 计算齿宽： 13
6.3.5 齿轮的尺寸计算 13
6.3.6 传动验算 14
7 轴的设计 15
7.1 高速轴的设计 15
7.1.1 初步确定轴的最小直径: 15
7.1.2 根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度 15
7.2 中速轴的设计 16
7.2.1 初步确定轴的最小直径: 17
7.2.2 初步选择滚动轴承 17
7.2.4 轴承端盖 18
7.2.5 键的选择 18
7.3 低速轴的计算 18
7.3.1 初步确定轴的最小直径 18
7.3.2 根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度 19
8 轴的校核 19
8.1 高速轴的校核 20
8.1.1 各支点间的距离 20
8.1.2 求轴上的载荷： 20
8.2 中速轴的校核 21
8.2.1 各支点间的距离 22
8.2.2 求轴上的载荷： 22
8.3 低速轴的校核 24
8.3.1 各轴段的距离 24
8.3.2 求轴上的载荷： 24
9 轴承的寿命计算 26
9.1 高速轴上轴承的寿命计算 26
9.1.1 求两轴承受到的径向载荷 和 26
9.1.2 求两轴承的轴向力 和 27
9.1.3 求轴承当量重载荷P1和P2 27
9.2 中速轴上轴承的寿命计算 27
9.2.1 求两轴承的轴向力 和 28
9.2.2 求轴承当量重载荷P1和P2 28
9.3 低速轴上轴承的寿命计算 28
9.3.1 求两轴承受到的径向载荷 和 28
9.3.2 求两轴承的轴向力 和 29
9.3.3 求轴承当量重载荷P1和P2 29
10 键的校核 30
10.1 高速轴上和联轴器相配处的键： 30
10.2 中速轴上和齿轮相配处的键： 30
10.3 低速轴上和齿轮相配处的键： 30
11 主副齿轮的设计 31
11.1 第一对主副齿轮的设计 31
11.2 第二对主副齿轮的设计 32
12 减速器箱体的设计 33
12.1 箱盖各钢板的尺寸: 34
12.1.1 箱盖左侧钢板的尺寸如图： 34
12.1.2 箱盖轴承座的尺寸如图： 34
12.1.3 箱盖吊耳环下钢板尺寸 34
12.1.4 吊耳环的尺寸 35
12.1.5 高速上肋板的尺寸 35
12.1.6 中速轴上的肋板的尺寸 35
12.1.7 视孔盖的尺寸 36
12.1.9 箱盖顶钢板的尺寸 37
12.1.10 箱盖凸缘钢板尺寸 37
12.1.11 箱盖前后侧面的尺寸 38
12.2 箱座上各钢板的尺寸 38
12.2.1 箱座底座的尺寸 38
12.2.2 箱座左侧面的尺寸 39
12.2.3 轴承座的尺寸 39
12.2.4 吊钩的尺寸 39
12.2.5 箱座凸缘的尺寸 39
12.2.6 低速端肋板钢板尺寸 40
12.2.7 高速轴端肋板的尺寸 40
12.2.8 中速端肋板的尺寸 41
12.2.9 箱座右侧面钢板的尺寸 41
12.2.10 箱座前后端面的尺寸 42
12.2.11 箱座底板 42
13 结束语 42
参考文献: 43
致谢: 43
1 前言
齿轮箱作为一种基础设备，被广泛应用，其性能优劣直接影响着机械设备的运行状况。而目前许多工厂尚不具备制造高精度齿轮箱的加工设备。另一方面，再好的设备加工出的零件也存在误差，其累积误差仍会影响齿轮箱装配后的传动性能。本文提出的无侧隙传动技术，从新的角度提出了在设备条件不足的情况下，利用主副齿轮来实现飞剪机的无侧隙传动。
“零侧间隙啮合”是：在尽量周到地考虑飞剪机工作条件下，将齿轮加工成在某一特定状态（例如温度，轴承游隙等）为“零侧间隙啮合”，事实上并非没有侧隙,只能说齿轮啮合的齿侧间隙是很小的。
常消除齿隙有很多方法，如提高加工精度，利用圆锥齿轮，四个齿轮串联布置机构，利用主副齿轮。本设计就是采用主副齿轮（图1）。在某些飞剪机上，为了改善上下滚筒同步齿轮的工作性能，被动轴上的齿轮往往采用主副齿轮结构，以便齿轮在无侧隙情况下工作，减少和消除冲击负荷。利用主副齿轮则能有效消除齿侧间隙，并且在减速器突然制动时，仍然能实现无间隙传动。
图1.1 飞剪机同步齿轮传动的主副齿轮结构 a）结构简图 b）啮合关系
1—从动轴的主齿轮 2—从动轴的副齿轮 3—主动轴上的齿轮 4—弹簧 5,6—销钉
从动轴上的主齿轮1与轴用键固定，而副齿轮2则与主齿轮1的轮毂滑动配合（亦可直接空套在从动轴上）。主副齿轮通过压装在主齿轮轮毂上的销钉5及装在副齿轮上的销钉6与弹簧4相联，主副齿轮1和2同时与装在主动轴上的齿轮3啮合。在弹簧4的作用下，副齿轮始终越前主齿轮一个角度，这就保证了上下滚筒的同步齿轮在无侧隙下工作。弹簧4的设计应能克服飞剪机制动时所产生的惯性力。这种齿轮侧隙消除装通常用在低速大载荷飞剪机上，例如在设计FL—60型曲柄连杆飞剪机的同步齿轮时就采用了这种结构。
2 研究内容
本设计对象为飞剪齿轮减速器，总传动比i=16,实际输入功率N=120KW；输入转速n1=1500rpm,输出转速n2≈85rpm,技术要求为满足上述功率及速比要求，减速器启动频繁，工作时一般不逆转，设计一台能消除传动时的齿轮侧间隙的减速器，要求减速器箱体为焊接结构件。合理公配速比，设计计算齿轮，轴及各零部件的强度，刚度。分析无侧间隙传动的基本理论及保证措施。
3 传动方案的分析与拟定
减速器采用双级圆柱展开式齿轮减速器。
4 电动机的选择
5 传动装置的运动及动力参数的选择和计算
5.1 传动装备的总效率为
η=η12η22η33η4=0.992 0.972 0.993 0.96=0.872 （5.1）
η1为联轴器的效率，取0.99，
η2为齿轮传动的效率，取0.97，
η3为滚动轴承的效率，取0.99，
η4为滚筒的效率，取0.96。
5.2 传动比的分配
i1= (5.2)
取系数1.35 i=16 则，
i1=4.6476
i2=i/i1=16/4.6476=3.4426 (5.3)
5.3 传动装置的运动和动力参数计算
5.3.1 各轴的转速计算：
n1=1500r/min
n2=n1/i1=1500/4.6476r/min=322.747r/min (5.4)
n3=n2/i2=322.747/3.4426r/min=93.751r/min (5.5)
n4=n3=93.751r/min (5.6)
5.3.2 各轴的输入功率计算：
P1=N η1=120 0.99kW=118.8kW (5.7)
P2=P1 η2 η3=118.8 0.97 0.99kW=114.0836kW (5.8)
P3=P2 η2 η3=114.0836 0.97 0.99kW=109.5545kW (5.9)
P4=P3 η3 η1=109.5545 0.99 0.99kW=106.3744kW (5.10)
5.3.3 各轴输入转矩的计算：
T1=9550P1/n1=9550 118.8 1500N m=756.36 N m (5.11)
T2=9550P2/n2=9550 114.0836 322.7472 N m =3375.702N m (5.12)
T3=9550P3/n3=9550 109.5545 93.751 N m =11159.8327N m (5.13)
T4=9550P4/n4=9550 106.3744 93.751 N m=10937.7555 N m (5.14)
各轴的运动及动力参数：
轴号 转速n r/min 功率P kw 转矩T N m 传动比
1 1500 118.8 756.36 4.6476
2 322.75 114.08 3375.7 3.4426
3 93.75 109.55 11159.83 1
4 93.75 106.37 10937.76
6 齿轮的计算
6.1 第一对斜齿轮的计算
6.1.1 材料选择
选大小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮精度等级选择6级，初选螺选角β=14°。由参考文献《机械设计》（表10-6）查得材料的弹性影响系数 。
6.1.2 初选齿轮齿数
选小齿轮齿数Z1=24，Z2=Z1 =24 4.6476=111.54 取Z2=112
6.1.3 按齿面接触强度设计
d1t (6.1)
6.1.3.1 确定载荷系数
因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取 d=0.8，试选Kt=1.6。
由参考文献《机械设计》查得
Hlim1= Hlim2=1100Mp
6.1.3.2 计算应力循环系数。
N1=60n1jLh=60 1500 1 (2 8 300 15)=6.48 109 (6.2)
N2=N1/i1=6.48 109/4.6476=1.39 109 (6.3)
由参考文献《机械设计》（图10-19）查得接触疲劳强度
KHN1=0.88 KHN2=0.95
6.1.3.3 计算接触疲劳许用应力
失效率取1%，安全系数S=1。
1= = Mp=968Mp (6.4)
2= = Mp=1045Mp (6.5)
=( 1+ 2)/2=(968+1045)/2Mp=1006.5Mp (6.6)
6.1.3.4 小齿分度圆的直径
d1t =77.54mm (6.7)
6.1.3.5 计算圆周速度
= = m/s=6.09m/s (6.8)
6.1.3.6 计算齿宽b及模数mnt
b= =0.8 77.54mm=62.032mm (6.9)
mnt= = mm=3.135mm (6.10)
h=2.25mnt=7.053mm
b/h=62.032/7.053=8.795 (6.11)
6.1.3.7 计算纵向重合度
=0.318 =0.318 0.8 24 =1.522 (6.12)
6.1.3.8 计算载荷系数K
根据 =6.09m/s,6级精度，由参考资料《机械设计》（图10-8）查得动载系数K =1.08,由参考资料《机械设计》（表10-3）查得
K =1.1,由由参考资料《机械设计》（表10-4）硬齿面齿轮一栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，K 时
K =1.05+0.31 (1+0.6 ) +0.19 (6.13)
故K =1.05+0.31 (6.14)
考虑到齿轮为6级精度，所以取K =1.43
故 =1 (6.15)
由参考资料《机械设计》（图10-13）查得 =1.29
6.1.3.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
(6.16)
6.1.3.10 计算模数mn
(6.17)
6.1.4 按齿根弯曲疲劳强度设计
(6.18)
6.1.4.1 计算载荷系数
=1 (6.18)
6.1.4.2 计算弯曲疲劳强度极限
由参考资料《机械设计》（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
6.1.4.3 弯曲疲劳寿命系数
由参考资料《机械设计》（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 0,
6.1.4.4 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
(6.19)
(6.20)
6.1.4.5 计算大小齿轮的 并加以比较
由参考文献《机械设计》（表10-5）查取齿形系数
，
查取应力校正系数
，
则 (6.21)
(6.22)
比较可得，小齿轮的数值较大，取小齿轮的值。
6.1.4.6 计算螺旋角影响系数
根据 =1.522，由参考资料《机械设计》（图10-28）查得 =0.88
6.1.4.7 计算重合度
由参考资料《机械设计》（图10-26）查得 ， 。
则 (6.23)
则有， (6.24)
对比计算结果，齿面接触强度得出的模数为mn=3.198mm，由齿根弯曲疲劳强度得出的模数为mn=3.082mm。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取标准值mn=3.5mm,取分度圆直径d1=79.11mm。
(6.25)
取Z1=22
则Z2=uZ1=4.6476 22=102.24,取Z2=102 (6.26)
6.1.5 几何尺寸计算
6.1.5.1 计算中心距
(6.27)
圆整后，取a=224mm
6.1.5.2 按圆整后的中心距修正螺旋角
(6.28)
因 值改变不多，故参数 ， ，ZH 等不必修正。
6.1.5.3 计算分度圆直径
(6.29)
(6.30)
6.1.5.4 计算齿轮宽度
(6.31)
圆整后取B1=75mm，B2=64mm
6.1.6 齿轮的尺寸计算
6.1.6.1 基圆直径
(6.32)
(6.33)
6.1.6.2 分度圆齿厚
(6.34)
6.1.6.3 齿高
齿顶高 (6.35)
齿根高 (6.36)
齿全高 (6.37)
6.1.6.4 齿顶圆直径
(6.38)
(6.39)
6.1.6.5 齿根圆直径
(6.40)
(6.41)
6.1.6.6 分度圆齿槽宽和齿距
(6.42)
(6.43)
6.1.7 传动验算
6.1.6.1 按齿面接触强度验算：
其中
6.1.6.2 按齿根弯曲强度验算
取YFa中较大者YFa1进行计算。
(6.44)
其中
6.2 第二对斜齿轮的计算
6.2.1 材料选择
选大小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮精度等级选择6级，初选螺选角β=14°。
6.2.2 初选齿数
选小齿轮齿数Z1=30，Z2=Z1 =30 3.4426=103.28 取Z2=104
6.2.3 按齿面接触强度设计
d1t (6.45)
6.2.3.1 各项系数
因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取 d=0.8，试选Kt=1.6。由参考文献《机械设计》（表10-6）查得材料的弹性影响系数 。
6.2.3.2 Hlim值
由参考文献《机械设计》查得
Hlim1= Hlim2=1100Mp
6.2.3.3 计算应力循环系数。
N1=60n1jLh=60 322.75 1 (2 8 300 15)=1.394 109 (6.46)
N2=N1/i1=1.394 109/3.4426=4.05 108 (6.47)
由参考文献《机械设计》（图10-19）查得接触疲劳强度
KHN1=0.89 KHN2=0.94
6.2.3.4 计算接触疲劳许用应力
失效率取1%，安全系数S=1。
1= = Mp=979Mp (6.48)
2= = Mp=1034Mp (6.49)
=( 1+ 2)/2=(979+1034)/2Mp=1006.5Mp (6.50)
6.2.3.5 小齿分度圆的直径
d1t =130.25mm (6.51)
6.2.3.6 计算圆周速度
= = m/s=2.201m/s (6.52)
6.2.3.7 计算齿宽b及模数
b= =0.8 130.25mm=104.2mm
= = mm=4.213mm (6.53)
h=2.25mnt=9.479mm
b/h=104.2/9.479=8.795
6.2.3.8 计算纵向重合度
=0.318 =0.318 0.8 30 =1.903 (6.54)
6.2.3.9 计算载荷系数K
根据 =2.201m/s,6级精度，由参考资料《机械设计》（图10-8）查得动载系数K =1.04,由参考资料《机械设计》（表10-3）查得
K =1.1,由由参考资料《机械设计》（表10-4）硬齿面齿轮一栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，K 时
K =1.0+0.31 (1+0.6 ) +0.19
故K =1.0+0.31 (6.55)
考虑到齿轮为6级精度，所以取K =1.35
故 =1 (6.66)
由参考资料《机械设计》（图10-13）查得 =1.29
6.2.3.10 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
(6.67)
6.2.3.11 计算模数mn
(6.68)
6.2.4 按齿根弯曲疲劳强度设计
(6.69)
6.2.4.1 计算载荷系数
=1 (6.70)
6.2.4.2 值
由参考资料《机械设计》（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
6.2.4.3 弯曲疲劳寿命系数
由参考资料《机械设计》（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 0,
6.2.4.4 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
(6.71)
(6.72)
6.2.4.5 计算大小齿轮的 并加以比较
由参考文献《机械设计》（表10-5）查取齿形系数:
，
查取应力校正系数:
，
则 (6.73)
(6.74)
比较可得，大齿轮的数值较大，取大齿轮的值。
6.2.4.6 计算螺旋角影响系数
根据 =1.903，由参考资料《机械设计》（图10-28）查得 =0.88
6.2.4.7 计算重合度
由参考资料《机械设计》（图10-26）查得 ， 。
则
则有， (6.75)
对比计算结果，齿面接触强度得出的模数为mn=4.21mm，由齿根弯曲疲劳强度得出的模数为mn=4.31mm。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取标准值mn=4.5mm,取分度圆直径d1=130.25mm。
，取Z1=28
则Z2=uZ1=3.4426 28=96.39,取Z2=96
6.2.5 几何尺寸计算
6.2.5.1 计算中心距
(6.76)
圆整后，取a=288mm
6.2.5.2 按圆整后的中心距修正螺旋角
（6.77）
因 值改变不多，故参数 ， ，ZH 等不必修正。
6.2.5.3 计算分度圆直径
6.2.5.4 计算齿轮宽度
圆整后取B1=120mm，B2=103mm
6.3 按标准修正齿轮
6.3.1 修正中心距
中心距之和为 ，查得标准中心距为a=539mm， ， 。由于第一个中心距和标准相同，所以只需将第二个中心距修改为 即可。由于模数取的标准值所以不作变化，只更改第二对齿轮的齿数。
由于 所以
而 ，则有 ， 。
中心距 ，改变不大，所以仍取 。
6.3.2 对第二对齿轮修正螺旋角：
(6.78)
因为改变不多，故 ， ， 等不必修正。
6.3.3 第二对齿轮的分度圆和中心距：
6.3.4 计算齿宽：
圆整后取 ，
6.3.5 齿轮的尺寸计算
6.3.5.1 基圆直径
6.3.5.2 分度圆齿厚
6.3.5.3 齿高
齿顶高
齿根高
齿全高
6.3.5.4 齿顶圆直径
7.3.5.5 齿根圆直径
6.3.5.6 分度圆齿槽宽和齿距
6.3.6 传动验算
6.3.6.1 按齿面接触强度验算：
其中
6.3.6.2 按齿根弯曲强度验算
取 中较大者 进行计算。
其中
所以满足。
还是发你邮箱吧
B. 轴承端盖的总宽度该如何确定。。。
端盖的止口直径等于轴承的外径，内盖轴空比轴承内径大15，外盖内径比轴承内径大15丝，止口高度大约用轴承室厚度减去轴承宽度的一半，
C. 带式输送机传动装置的设计
一、传动方案拟定
第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m
五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5） 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．
六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N•m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm
(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N•m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
（7） 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够
七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3
D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.
九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。
十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版
D. 轴承座宽度指的是哪个尺寸
轴承的外径袭陆和宽度，没有像内径尺寸那样的公式。
从轴承型号上只能辨别出系列。
只有知道内径尺寸了，再根据直径系列对照手册查询具体尺寸。
例如表示内径代号。
内首吵径尺寸d=08×5=40mm3:表示外径系列代号。
“3”系列直径。
2(3左边第一个2):表示宽度系列代号。
“2”宽度系列。
2(3左边第二个2):表示类型代号。
在此“2”调心滚拍芹顷子轴承。
手册的查询顺序是:测出内径尺寸(或计算出)，在样本中找到d下列(竖列)对应的尺寸表对应的尺寸，再在对应的横列中找到轴承的型号，在查询其它详细数据。
E. GB286-64滚动轴承3784具体尺寸（内径，外径，宽度）是多少谢谢
它的内径是50.8毫米，外径是93.264毫米，宽度是30.1620 毫米。
滚动轴承（rollingbearing）是将运转的轴与轴座之间的滑动摩擦变为滚动摩擦，从而减少摩擦损失的一种精密的机械元件。滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架四部分组成，内圈的作用是与轴相配合并与轴一起旋转；外圈作用是与轴承座相配合，起支撑作用；滚动体是借助于保持架均匀的将滚动体分布在内圈和外圈之间，其形状大小和数量直接影响着滚动轴承的使用性能和寿命；保持架能使滚动体均匀分布，防止滚动体脱落，引导滚动体旋转起润滑作用。
F. 设计轴承座时需要注意什么
轴承座孔要承受轴承的径向力，但从体积上轴承座要小于箱盖，单位体积上轴承座受力更大，为保证轴承在工作过程中轴承座不被损坏，我们主要从增加厚度、改善轴承座材质，改善工艺等方面出发。
凸台半径和安装轴承旁螺栓的箱体凸缘半径相等；
凸台高度要根据低速轴轴承座外径和螺栓扳手空间的要求来确定，大小等于沉头座直径加上2.5倍的轴承盖螺栓直径。
G. 轴承端盖的宽度怎么确定
机械设计经验丰富的人员会根据：空间位置，材料材质的选择，轴向应力的判断，设计一个合理的宽度。 对于没有设计经验的初学者，可以参考机械设计手册，借鉴其中案例设计适合自己项目的尺寸。
H. 轴承座宽度确定的方法
确定轴承座的宽度：
向心轴承的轴心线与限定轴承宽度的套圈实际端面的两个切平面交点间的距离。用内圈端面及外圈端面限定轴承宽度。
轴承座的含义：
有轴承的地方就要有支撑点，轴承的内支撑点是轴,外支撑就是常说的轴承座。由于一个轴承可以选用不同的轴承座，而一个轴承座同时又可以选用不同类型的轴承，因此,带来轴承座的品种很多。轴承座快易优有收录，许多国外大的轴承公司也都有自己的轴承座型录。但是同样的轴承座型号在不同的公司样本里的标记也不完全相同。对于标准轴承座不适合的应用场合，可选择不同材料的轴承座如:灰口铸铁铁、球墨铸铁和铸钢、不锈钢、塑料的特殊轴承座。
I. 二级减速器中轴承座宽度如何求
齿轮减速机轴承座孔的宽度取决于轴承旁螺栓所要求的扳手空间尺寸，扳手空间即为安装螺栓所需要的凸台宽度。由于轴承座孔外端面要进行切削加工，再向外突出 5~8mm 的凸台，则轴承座孔轴向总长度为 L=δ+c₁+c₂+(5~8)mm。
齿轮减速机轴承盖尺寸的确定
根据轴承尺寸由相关手册查得轴承盖的结构尺寸，画出相应的减速器轴承盖结构及其连接螺钉(可以用简化画法)。
J. 急求机械高手帮帮我
一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。
其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。
此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。
下面是设计说明书：
修改参数：输送带工作拉力：2300N
输送带工作速度：1.5m/s
滚筒直径：400mm
每日工作时数：24h
传动工作年限：3年
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18