《武術散打》課程說明書

《武術散打》課程說明書

一、主講教師信息姓名研究方向講授課程聯(lián)系電話二、課程信息課程名稱中文英文武術散打36/2授課范圍先修課程課程性質非體育專業(yè)的在校本專科學生人數(shù)限制40必修課張巖性別男學歷本科職稱體育學院講師武術散打教學理論與方法大學體育武術散打選項課工作單位13734448888電子信箱zhangyan＠lcu.edu.cn學時/學分授課時間和地點課程南田徑場散打館包括四部分：第一部分散打運動概述。講述散打運動的起源，發(fā)展及未來狀況。第二部分散打運動的基本技、戰(zhàn)術分析。主要講授基本步法、拳法、腿法、摔法的動作要點和應用，基本戰(zhàn)術配合的方法。簡第三部分散打基本規(guī)則與裁判法。主要講授得分方法，得分部位，禁忌部位和犯規(guī)情況。介第四部分為身體素質練習，主要提高耐力素質和彈跳素質。三、教學資源指定教材1、武術散打（北京體育大學出版社）參考文獻2、武術散打裁判必讀（北京體育大學出版社）教學網(wǎng)站四、教學信息通過本課程的學習和實踐，讓學生掌握武術散打運動的基本技戰(zhàn)術和規(guī)則，教學目標培養(yǎng)學生敢于拼搏精神，提高學生的身體素質，達到以武術散打為介質進行終身體育鍛煉的目的。

教學進度（以周為單位）課堂講授教學內容摘要實驗、實習、作業(yè)、課外閱讀及參考文獻等內容及時間、地點（章節(jié)名稱、講述的內容提要，課堂討論的題目等）一、學習散打的基本禮節(jié)和基本姿勢（通常、特殊）第1周二、學習散打中的兩種步法：進步與退步三、培養(yǎng)學生的組織紀律性和堅忍不拔的精神一、學習拳法中基本拳法左右沖拳二、培養(yǎng)學生精益求精,刻苦耐勞的意志品質一、復習上次課所學的左右沖拳并及時糾正錯誤的動作二、學習進攻性拳法左右摜拳,培養(yǎng)學生積極進取不畏困難的訓練精神第4周一、復習左右沖拳+左摜拳（配合上步與退步）二、學習左右抄拳，培養(yǎng)學生嚴密組織紀律性一、復習拳法中的左右直拳＋擺拳，學習防守中的第5周拍擋技術和掛擋技術。二、通過本次課的訓練學習，培養(yǎng)學生快速機敏和認真的態(tài)度第6周國慶節(jié)放假一、復習鞏固所學的各種拳法二、通過本次課的學習訓練，培養(yǎng)學生積極鉆研、拼搏進取的訓練精神一、學習散打的基本技術左前鞭腿第8周二、通過本次課的學習訓練，培養(yǎng)學生積極訓練的精神一、學習散打的基本技術后鞭腿第9周二、通過本次課的學習訓練，培養(yǎng)學生的基本動作正規(guī)定型及刻苦訓練的精神一、鞏固復習左右鞭腿二、通過本次課的學習訓練，培養(yǎng)學生吃苦耐勞拼搏進取的訓練精神一、學習散打中的一種腿法前踹腿二、培養(yǎng)學生愛動腦筋積極鉆研的訓練精神一、學習散打中的一種腿法后踹腿二、培養(yǎng)學生愛動腦筋積極鉆研的訓練精神一、復習鞏固左右踹腿，掌握其要領，使其用之順第13周暢二、通過本次課的學習訓練，培養(yǎng)學生不怕苦、不怕累的訓練精神作業(yè)作業(yè)作業(yè)作業(yè)作業(yè)作業(yè)作業(yè)：課余做耐力跑第2周作業(yè)第3周作業(yè)第7周作業(yè)第10周作業(yè)第11周作業(yè)第12周作業(yè)

第14周一、鞏固提高課一堂，形成動作的動力定型二、學習新的腿法左勾踢腿一、以踹腿為基本型腿法，學習一種新的摔法抱單腿涮摔。以實戰(zhàn)姿勢為例學習一種新的摔法壓頸推膝。二、通過本次課的學習訓練，培養(yǎng)學生機智靈敏，靈活運用的特點一、本次課學習另一種摔法接腿勾踢二、通過本次課的學習訓練，培養(yǎng)學生積極進取刻苦訓練的精神體育學院專修通用教材《中國武術散打競賽規(guī)則》第三章仲裁委員會及其職責第五章得分標準與判罰作業(yè)第15周作業(yè)第16周作業(yè)第17周第18周教學方法與手段學習方法考試通過教材進行基本內容的講解和示范，并輔以課外指導等。課上聽講、積極練習，課外活動多練習基本技術、觀看比賽。五、實踐教學（含課程實驗、課程論文、讀書報告、文物考察、野外實習、寫生等）每天跑步半小時，專項技術練習半小時。六、成績考核課堂表現(xiàn)較差，違背上課紀律（曠課、遲到、早退）等在期末成績中扣除相應的分數(shù)。平時成績期末成績素質類占總成績60%，專項成績占40%�？荚囌f明缺席1/3學時者，取消考試資格，重修；總成績不及格者，補考；補考不及格者，重修；補考或重修時，期末考試占100%。

備注1．開學第一次課要記住選課單上標注的集合地點和任課老師姓名。準時到達指定地點并確認名單。若不在教師持有的學生名單上應及時補選。2．第一次課即要著運動裝準備上課。3、無法上課的同學要交請假條。系主任簽名：分管教學院長簽名：

年月日年月日

201*－201*學年第一學期武術散打考試細則：

1、技能考試（40分）

專項技能

（1）基本技術。10%

左右直拳，左右里合腿，左右踹腿，抱腿勾踢摔，抱腿打腿摔，抱腿旋壓摔。要求：動作正確有力。（2）組合動作。5%

1墊步側彈腿接滑步左踹腿。2墊步側踹腿接右里合腿。3墊步側踹腿接右蹬腿。4墊步側踹腿接左踹腿。要求：動作連貫有力。（3）打靶。15%

要求：動作到位力量要有滲透力，拳靶的高度要以對方的下巴處為最佳高度，拳要打至靶心，腿靶的高度要以對方的下巴處或腰部為最佳高度，腳外側要打至靶心。（4）實戰(zhàn)對練。10%

要求：動作規(guī)范，動作真實不能假打，嚴禁使用禁用的動作，注意禁擊部位。2、素質考試（60分）

（1）考試內容：耐力素質35分（女士800米、男生1000米），立定跳遠25分（2）評分標準：參照《大學生體質健康標準》執(zhí)行

擴展閱讀：機械課程設計-減速器設計說明書

機械課程設計目錄

一課程設計書2

二設計要求2

三設計步驟2

1.傳動裝置總體設計方案32.電動機的選擇43.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比54.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)55.設計V帶和帶輪66.齒輪的設計87.滾動軸承和傳動軸的設計198.鍵聯(lián)接設計269.箱體結構的設計2710.潤滑密封設計3011.聯(lián)軸器設計30

四設計小結31五參考資料32

一.課程設計書

設計課題:

設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉,載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表一:

題號12345參數(shù)運輸帶工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8運輸帶工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直徑（mm）250250250300300二.設計要求

1.減速器裝配圖一張(A1)。

2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。3.設計說明書一份。

三.設計步驟

1.傳動裝置總體設計方案2.電動機的選擇

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5.設計V帶和帶輪6.齒輪的設計

7.滾動軸承和傳動軸的設計8.鍵聯(lián)接設計9.箱體結構設計10.潤滑密封設計11.聯(lián)軸器設計

1.傳動裝置總體設計方案:

1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。

2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。

3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。其傳動方案如下：

2

Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV圖一:(傳動裝置總體設計圖)

初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率a

a12345＝0.96×0.98323×0.952×0.97×0.96＝0.759；

1為V帶的效率,1為第一對軸承的效率，

3為第二對軸承的效率，4為第三對軸承的效率，

5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.

因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。

2.電動機的選擇

電動機所需工作功率為：P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,執(zhí)行機構的曲柄轉速為n＝

100060vD=82.76r/min，

經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，

則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。

綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M4的三相異步電動機，額定功率為4.0額定電流8.8A，滿載轉速nm1440r/min，同步轉速1500r/min。

方電動機額定功率Pedkw1Y112M-44電動機轉速rmin電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比案型號滿載

同步總傳230動比16.15V帶減速器7.02轉速轉速15001440470傳動2.3

中心高132外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD515×345×315底腳安裝尺寸A×B216×178地腳螺栓孔直徑K12軸伸尺寸D×E36×80裝鍵部位尺寸F×GD10×41

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比

（1）總傳動比

由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為ia＝n/n＝1440/82.76＝17.40

（2）分配傳動裝置傳動比

ia＝i0×i

式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。

為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0＝2.3，則減速器傳動比為i＝ia/i0＝17.40/2.3＝7.57

根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為i1＝3.24，則i2＝i/i1＝2.33

4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)

（1）各軸轉速

n＝nm/i0＝1440/2.3＝626.09r/minnⅡ＝nⅠ/i�。�626.09/3.24＝193.24r/min1nⅢ＝nⅡ/i2＝193.24/2.33=82.93r/min

nⅣ=nⅢ=82.93r/min

（2）各軸輸入功率

PⅠ＝pd×1＝3.25×0.96＝3.12kW

PⅡ＝pⅠ×η2×3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kWPⅢ＝PⅡ×η2×3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW

PⅣ＝PⅢ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW

則各軸的輸出功率：

PⅠ＝PⅠ×0.98=3.06kW

PⅡ＝PⅡ×0.98=2.84kWPⅢ＝PⅢ×0.98=2.65kWPⅣ＝PⅣ×0.98=2.52kW

（3）各軸輸入轉矩T1=Td×i0×1Nm電動機軸的輸出轉矩Td=9550

Pdn=9550×3.25/1440=21.55N

m所以:TⅠ＝Td×i0×1=21.55×2.3×0.96=47.58Nm

TⅡ＝TⅠ×i1×1×2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53NmTⅢ＝TⅡ×i2×2×3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35Nm

TⅣ=TⅢ×3×4=311.35×0.95×0.97=286.91Nm

輸出轉矩：TⅠ＝TⅠ×0.98=46.63Nm

TⅡ＝TⅡ×0.98=140.66NmTⅢ＝TⅢ×0.98=305.12NmTⅣ＝TⅣ×0.98=281.17Nm

運動和動力參數(shù)結果如下表軸名功率PKW轉矩TNm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2521.5514401軸3.123.0647.5846.63626.092軸2.902.84143.53140.66193.243軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.1782.93

6.齒輪的設計

（一）高速級齒輪傳動的設計計算

１．齒輪材料，熱處理及精度

考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理

①材料：高速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)Z1=24高速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ2=i×Z1=3.24×24=77.76取Z2=78.②齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。

２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

按齒面接觸強度設計

3d2KtT11tu1ZEdu(ZH[)2

H]確定各參數(shù)的值:①試選Kt=1.6

查課本P215圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433由課本P214圖10-2610.7820.82

則0.780.821.6

②由課本P202公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)

N1=60n1jLh=60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×109h

N82==4.45×10h#(3.25為齒數(shù)比,即3.25=

Z2Z)

1③查課本P20310-19圖得：K1=0.93K2=0.96④齒輪的疲勞強度極限

取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用P202公式10-12得:[KHN1Hlim1H]1=S=0.93×550=511.5MPa

[KHN2Hlim2H]2=

S=0.96×450=432MPa

許用接觸應力

[H]([H]1[H]2)/2(511.5432)/2471.75MPa

⑤查課本由P198表10-6得：ZE=189.8MPa由P201表10-7得:d=1

T=95.5×105×P1/n1=95.5×105×3.19/626.09

=4.86×104N.m

3.設計計算

①小齒輪的分度圓直徑d1t

3d2KtT1ZHZE21tu1du([

H])3=

21.64.861044.24(2.433189.8)211.63.25471.7549.53mm

②計算圓周速度

d1tn1601000　3.1449.53626.096010001.62m/s

③計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬b

b=dd1t=49.53mm計算摸數(shù)mn初選螺旋角=14

m=

d1tcos49.53cos14ntZ1242.00mm

④計算齒寬與高之比bh

齒高h=2.25mnt=2.25×2.00=4.50mm

bh=49.534.5=11.01

⑤計算縱向重合度

=0.318d1tan0.318124tan14=1.903

⑥計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA=1

根據(jù)v1.62m/s,7級精度,查課本由P192表10-8得動載系數(shù)KV=1.07,

查課本由P194表10-4得KH的計算公式:KH=1.120.18(10.622d)d+0.23×103×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×103×49.53=1.42查課本由P195表10-13得:KF=1.35查課本由P193表10-3得:KH=KF=1.2故載荷系數(shù):

K＝KKKHKH=1×1.07×1.2×1.42=1.82⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑

d33K/Kt1=d1t=49.53×

1.821.6=51.73mm

7

⑧計算模數(shù)mn

mn=

d1cosZ151.73cos14242.09mm

4.齒根彎曲疲勞強度設計

由彎曲強度的設計公式

3mn≥

2KT1Ycos2YFYS([FdZ21a])

⑴確定公式內各計算數(shù)值①小齒輪傳遞的轉矩確定齒數(shù)z

因為是硬齒面，故取z＝24，z＝iz＝3.24×24＝77.76傳動比誤差i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5％，允許②計算當量齒數(shù)

z＝z/cosz＝z/cos

＝24/cos314＝26.27＝78/cos314＝85.43

＝1

＝48.6kNm

③初選齒寬系數(shù)

按對稱布置，由表查得④初選螺旋角初定螺旋角⑤載荷系數(shù)K

K＝KKK

K＝14

=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y

查課本由P197表10-5得:齒形系數(shù)Y

＝2.592Y

＝2.211

＝1.774

應力校正系數(shù)Y

⑦重合度系數(shù)Y端面重合度近似為＝1.655＝arctg（tg

＝1.596Y

＝[1.88-3.2×（

1Z11Z2）]cos＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690

＝14.07609

因為＝/cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75cos/＝0.673

⑧螺旋角系數(shù)Y軸向重合度Y＝1－

⑨計算大小齒輪的

YFFS[F＝

＝0.78

49.53sin14o2.09＝1.825,

]

安全系數(shù)由表查得S＝1.25

工作壽命兩班制，8年，每年工作300天

小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10查課本由P204表10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪FF1500MPa大齒輪FF2380MPa查課本由P197表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):KFN1=0.86KFN2=0.93取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[F]1=[F]2=

YF1FS1[FKFN1SKFN2SFF10.865001.40.933801.4307.14

FF2252.43]12.5921.596307.142.2111.774252.430.01347

YF2FS2[F]20.01554大齒輪的數(shù)值大.選用.

⑵設計計算①計算模數(shù)

3mn21.734.86100.78cos140.015541241.655242mm1.26mm

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取mn=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=51.73mm來計算應有的齒數(shù).于是由:z1=

51.73cos14mn=25.097取z1=25

那么z2=3.24×25=81②幾何尺寸計算

計算中心距a=

(z1z2)mn2cos(2581)22cos14==109.25mm

將中心距圓整為110mm按圓整后的中心距修正螺旋角

=arccos

(12)mn2arccos(2581)22109.2514.01

因值改變不多,故參數(shù),k,Zh等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d1=d2=

z1mncosz2mncos252cos14.01812cos14.01=51.53mm=166.97mm

計算齒輪寬度

B=d1151.53mm51.53mm圓整的B250

（二）低速級齒輪傳動的設計計算

⑴材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)Z1=30速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz2=2.33×30=69.9圓整取z2=70.⑵齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。⑶按齒面接觸強度設計1.確定公式內的各計算數(shù)值①試選Kt=1.6

②查課本由P215圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.45③試選12o,查課本由P214圖10-26查得

1=0.832=0.88=0.83+0.88=1.71

B155

應力循環(huán)次數(shù)

N1=60×n2×j×Ln=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×108N2=

N1i4.45102.3381.91×108

由課本P203圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.94KHN2=0.97查課本由P207圖10-21d

按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa,

大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1550MPa

取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力[H]1=

KHN1SHlim1=

0.946001564MPa

[H]2=[H]KHN2SHlim1Hlim2=0.98×550/1=517MPa

)540.5MPa

(2Hlim2

查課本由P198表10-6查材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa選取齒寬系數(shù)d1

T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×2.90/193.24

=14.33×104N.m

3d1t2KtT1u1(ZHZE)2321.614.331043.33(2.45189.8)2

du[H]11.712.33=65.71mm2.計算圓周速度d1tn265.71193.24601000　6010000.665m/s3.計算齒寬

b=dd1t=1×65.71=65.71mm4.計算齒寬與齒高之比bh

模數(shù)md1tcosnt=

Z65.71cos12.142mm

1302齒高h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621mm

bh=65.71/5.4621=12.03

5.計算縱向重合度

0.318dz1tan0.31830tan122.028

6.計算載荷系數(shù)K

K2H=1.12+0.18(1+0.6d)2d+0.23×103×b=1.12+0.18(1+0.6)+0.23×103×65.71=1.4231使用系數(shù)KA=1

同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值

Kv=1.04KF=1.35KH=KF=1.2

故載荷系數(shù)

K＝KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767.按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑3d3KKt1.7761=d1t=65.71×

1.372.91mm

計算模數(shù)md1coscos12z72.91n302.3772mm

13.按齒根彎曲強度設計

3m≥

2KT1Ycos2YFYSdZ21[F]

540.511

㈠確定公式內各計算數(shù)值（1）計算小齒輪傳遞的轉矩＝143.3kNm

（2）確定齒數(shù)z

因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i×z＝2.33×30＝69.9傳動比誤差i＝u＝z/z＝69.9/30＝2.33Δi＝0.032％5％，允許（3）初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得＝1

（4）初選螺旋角初定螺旋角＝12（5）載荷系數(shù)KK＝KKK

K

=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

（6）當量齒數(shù)z＝z/cos

＝30/cos312＝32.056z＝z/cos

＝70/cos312＝74.797

由課本P197表10-5查得齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y

YF12.491,YF22.232YS11.636,YS21.751

（7）螺旋角系數(shù)Y軸向重合度＝＝2.03

Y＝1－

＝0.797

（8）計算大小齒輪的

YFFS[F]

查課本由P204圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限FE1500MPaFE2380MPa查課本由P202圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90KFN2=0.93S=1.4[F]KFN1FE11=

S0.905001.4321.43MPa[KFN220.93380F]2=

FFS1.4252.43MPa

計算大小齒輪的

YFaFSa[,并加以比較

F]YFa1FSa12..4911.636[F]0.012681321.43YFa2FSa22.2321.751[F]252.430.01548

212

大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.①計算模數(shù)

3mn21.68481.433100.797cos120.015481301.71252mm1.5472mm

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取mn=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=72.91mm來計算應有的齒數(shù).z.91cos121=

72m=27.77取z1=30

nz2=2.33×30=69.9取z2=70②初算主要尺寸計算中心距a=

(z1z2)mn=(3070)22cos2cos12=102.234mm

將中心距圓整為103mm修正螺旋角

=arccos

(12)mn(3070)22arccos210313.86

因值改變不多,故參數(shù),k,Zh等不必修正分度圓直徑dz1mn1=

cos302cos12=61.34mmdz2mn2=

cos702cos12=143.12mm

計算齒輪寬度

bdd1172.9172.91mm

圓整后取B175mmB280mm

2.31.6低速級大齒輪如上圖：

V帶齒輪各設計參數(shù)附表

1.各傳動比

V帶高速級齒輪低速級齒輪

14

2.33.242.33

2.各軸轉速n

(r/min)nⅣ(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.93

3.各軸輸入功率P

（kw）（kw）（kw）PⅣ(kw)3.122.902.702.57

4.各軸輸入轉矩T

(kNm)TⅣ(kNm)(kNm)(kNm)47.58143.53311.35286.91

5.帶輪主要參數(shù)

小輪直徑大輪直徑中心距a（mm）基準長度帶的根數(shù)z（mm）（mm）（mm）9022447114005

7.傳動軸承和傳動軸的設計

1.傳動軸承的設計

⑴.求輸出軸上的功率P3，轉速n3，轉矩T3P3=2.70KWn3=82.93r/min

T3=311.35N．m

⑵.求作用在齒輪上的力

已知低速級大齒輪的分度圓直徑為

d2=143.21mm而Ft=

2T3d22311.35143.211034348.16Ntan20o

1630.06NFr=Fttanncos4348.16cos13.86o

Fa=Fttan=4348.16×0.246734=1072.84N

圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示:

⑶.初步確定軸的最小直徑

先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據(jù)課本P361表153取

Ao112dminAo3P3n335.763mm

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑dⅠⅡ,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號

查課本P343表141,選取Ka1.5

TcaKaT31.5311.35467.0275Nm

因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查《機械設計手冊》22112選取

LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為

L112mm.半聯(lián)軸器L184mm500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑

d140mm,故取dⅠⅡ40mm.半聯(lián)軸器的長度與軸配合的轂孔長度為

⑷.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度①

為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡⅢ47mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D50mm半聯(lián)軸器與

軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長

度應比略短一些,現(xiàn)取lⅠⅡ82mm②

初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù)dⅡⅢ47mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型.

dD858510080B19192516d2D2軸承代號7209AC7209B7309B7010C16

45454550

58.860.566.059.273.270.280.070.50508090162059.262.470.977.77010AC7210C

2.從動軸的設計

對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的dDB50mm80mm16mm,故dⅢⅣdⅦⅧ50mm;而lⅦⅧ16mm.

右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度h0.07d,取h3.5mm,因此dⅣⅤ57mm,

③取安裝齒輪處的軸段dⅥⅦ58mm;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取lⅥⅦ72mm.齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取dⅤⅥ65mm.軸環(huán)寬度b1.4h,取b=8mm.

④軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定).根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l30mm,故取lⅡⅢ50mm.

⑤取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離c=20mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=16mm,高速齒輪輪轂長L=50mm,則

lⅦⅧTsa(7572)(168163)mm43mm

lⅣⅤLscalⅢⅣlⅤⅥ(508201*248)mm62mm

至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.

5.求軸上的載荷

首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點位置時,

查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.

對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.L2L3114.8mm60.8mm175.6mm

FL3NH1LFt4348.1660.82L3175.61506NFL2NH2LF114.8t4348.162L3175.62843N

FrL3FaDF2NV1LL809N

23FNV2FrFNV21630809821N

MH172888.8Nmm

MV1FNV1L2809114.892873.2NmmMV2FNV2L382160.849916.8Nmm

M1M22HMV11728892928732196255Nmm

M2179951Nmm

傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸)

(中間軸)

從動軸的載荷分析圖:

主動軸)19

(

6.按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據(jù)

2(T23)311.35)2ca=

M1W=

1962552(10.12746510.82

前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得[1]=60MPa

20

ca〈[1]此軸合理安全

7.精確校核軸的疲勞強度.⑴.判斷危險截面

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A

ⅡⅢB無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來

看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.⑵.截面Ⅶ左側。

抗彎系數(shù)W=0.1d3=0.1503=12500抗扭系數(shù)wT=0.2d3=0.2503=25000截面Ⅶ的右側的彎矩M為MM60.816160.8144609Nmm

截面Ⅳ上的扭矩T3為T3=311.35Nm截面上的彎曲應力

MbW1446091250011.57MPa

截面上的扭轉應力T3T=

W=

311350MPa

T2500012.45軸的材料為45鋼。調質處理。由課本P355表15-1查得：

B640MPa1275MPaT1155MPa

因r

2.0Dd500.04

d58501.16

經(jīng)插入后得

2.0T=1.31軸性系數(shù)為

q0.82q=0.85

K=1+q(1)=1.82

K=1+q（T-1）=1.26

所以0.670.82

0.92

綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62

碳鋼的特性系數(shù)0.1～0.2取0.1

0.05～0.1取0.05

安全系數(shù)Sca

S1=Kaa25.13

mS

1k13.71

atmSSSca≥S=1.5所以它是安全的

S2210.5S截面Ⅳ右側

抗彎系數(shù)W=0.1d3=0.1503=12500

抗扭系數(shù)w3T=0.2d3=0.250=25000

截面Ⅳ左側的彎矩M為M=133560

截面Ⅳ上的扭矩T3為T3=295截面上的彎曲應力M133560bW1250010.68

截面上的扭轉應力T=

T3W=

294930T2500011.80K=

K112.8

KK1=

11.62

所以0.670.820.92綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)

0.1～0.2取0.10.05～0.1取0.05

安全系數(shù)ScaS1=K25.13

aamS

1kat13.71

mSSSca≥S=1.5所以它是安全的

S210.5S2

8.鍵的設計和計算

①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸

一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù)d2=55d3=65

查表6-1�。烘I寬b2=16h2=10L2=36

b3=20h3=12L3=50

②校和鍵聯(lián)接的強度

查表6-2得[p]=110MPa工作長度l2L2b236-16=20

l3L3b350-20=30

③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K2=0.5h2=5K3=0.5h3=6由式（6-1）得：p22T210K2l2d22T310K3l3d3332143.531000520552311.3510006306552.20＜[p]＜[p]

p353.22兩者都合適取鍵標記為：

鍵2：16×36AGB/T1096-1979

鍵3：20×50AGB/T1096-1979

9.箱體結構的設計

減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用

H7is6配合.

1.機體有足夠的剛度

在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度

2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。

因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm

為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3

3.機體結構有良好的工藝性.

鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.

4.對附件設計A視孔蓋和窺視孔

在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強

密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B油螺塞：

放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C油標：

油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.

D通氣孔：

由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E蓋螺釘：

啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F位銷：

為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G吊鉤：

在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.

減速器機體結構尺寸如下：

名稱箱座壁厚箱蓋壁厚箱蓋凸緣厚度箱座凸緣厚度符號1b1b計算公式0.025a38結果10912152510.02a38b11.51b1.5箱座底凸緣厚度b2b22.5地腳螺釘直徑dfdf0.036a12M24地腳螺釘數(shù)目n查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓d1d10.72dfM12直徑機蓋與機座聯(lián)接d2d2=（0.5~0.6）dfM10螺栓直徑軸承端蓋螺釘直d3d3=（0.4~0.5）df10徑視孔蓋螺釘直徑d4d4=（0.3~0.4）df8定位銷直徑dd=（0.7~0.8）d28df，d1，d2至外C1查機械課程設計指導34機壁距離書表42218df，d2至凸緣邊C2查機械課程設計指導28緣距離書表416外機壁至軸承座l1l1=C1+C2+（8~12）50端面距離大齒輪頂圓與內11>1.215機壁距離齒輪端面與內機22>10壁距離機蓋，機座肋厚m1,mm10.851,m0.85m19m8.5軸承端蓋外徑D2D2D+（5~5.5）d3120（1軸）125（2軸）150（3軸）軸承旁聯(lián)結螺栓SSD2120（1軸）125（2軸）距離150（3軸）

10.潤滑密封設計

對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于

(1.5~2)10mm.r/min5，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.

油的深度為H+h1H=30h1=34所以H+h1=30+34=64

其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。

密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。

11.聯(lián)軸器設計

1.類型選擇.

為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器2.載荷計算.公稱轉矩：T=9550

p64n9550

2.75.6333.5

查課本P343表141,選取Ka1.5

所以轉矩TcaKaT31.5311.35467.0275Nm因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查《機械設計手冊》22112

選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為500Nm

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