《武術(shù)散打》課程說明書

《武術(shù)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(shù)散打36/2授課范圍先修課程課程性質(zhì)非體育專業(yè)的在校本�？茖W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(shù)散打教學理論與方法大學體育武術(shù)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(shù)分析。主要講授基本步法、拳法、腿法、摔法的動作要點和應(yīng)用，基本戰(zhàn)術(shù)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(zhì)練習，主要提高耐力素質(zhì)和彈跳素質(zhì)。三、教學資源指定教材1、武術(shù)散打（北京體育大學出版社）參考文獻2、武術(shù)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(shù)散打運動的基本技戰(zhàn)術(shù)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(zhì)，達到以武術(shù)散打為介質(zhì)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(nèi)容摘要實驗、實習、作業(yè)、課外閱讀及參考文獻等內(nèi)容及時間、地點（章節(jié)名稱、講述的內(nèi)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(zhì)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(shù)和掛擋技術(shù)。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(shù)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(shù)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(lǐng)，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(shù)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(nèi)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(shù)、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(shù)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(yīng)的分數(shù)。平時成績期末成績素質(zhì)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(yīng)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(shù)散打考試細則：

1、技能考試（40分）

專項技能

（1）基本技術(shù)。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(cè)彈腿接滑步左踹腿。2墊步側(cè)踹腿接右里合腿。3墊步側(cè)踹腿接右蹬腿。4墊步側(cè)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(cè)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(zhì)考試（60分）

（1）考試內(nèi)容：耐力素質(zhì)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(zhì)健康標準》執(zhí)行

擴展閱讀：機械課程設(shè)計-減速器設(shè)計說明書

機械課程設(shè)計目錄

一課程設(shè)計書2

二設(shè)計要求2

三設(shè)計步驟2

1.傳動裝置總體設(shè)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(shè)計V帶和帶輪66.齒輪的設(shè)計87.滾動軸承和傳動軸的設(shè)計198.鍵聯(lián)接設(shè)計269.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計2710.潤滑密封設(shè)計3011.聯(lián)軸器設(shè)計30

四設(shè)計小結(jié)31五參考資料32

一.課程設(shè)計書

設(shè)計課題:

設(shè)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(zhuǎn),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(shè)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(shè)計說明書一份。

三.設(shè)計步驟

1.傳動裝置總體設(shè)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(shè)計V帶和帶輪6.齒輪的設(shè)計

7.滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8.鍵聯(lián)接設(shè)計9.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10.潤滑密封設(shè)計11.聯(lián)軸器設(shè)計

1.傳動裝置總體設(shè)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(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：

2

Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)

初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)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(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速nm1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。

方電動機額定功率Pedkw1Y112M-44電動機轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩T1=Td×i0×1Nm電動機軸的輸出轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)果如下表軸名功率PKW轉(zhuǎn)矩TNm轉(zhuǎn)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(shè)計

（一）高速級齒輪傳動的設(shè)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(diào)質(zhì)，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(shè)計齒輪傳動的主要尺寸

按齒面接觸強度設(shè)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(yīng)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(yīng)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(yīng)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(shè)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(shè)計

由彎曲強度的設(shè)計公式

3mn≥

2KT1Ycos2YFYS([FdZ21a])

⑴確定公式內(nèi)各計算數(shù)值①小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)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(yīng)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(yīng)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10大齒輪應(yīng)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(shè)計計算①計算模數(shù)

3mn21.734.86100.78cos140.015541241.655242mm1.26mm

對比計算結(jié)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(yīng)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(shè)計計算

⑴材料：低速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，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(shè)計1.確定公式內(nèi)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(yīng)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(yīng)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(shè)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(shè)計

3m≥

2KT1Ycos2YFYSdZ21[F]

540.511

㈠確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)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(yīng)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(shè)計計算.①計算模數(shù)

3mn21.68481.433100.797cos120.015481301.71252mm1.5472mm

對比計算結(jié)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(yīng)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(shè)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shè)計

1.傳動軸承的設(shè)計

⑴.求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)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(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查《機械設(shè)計手冊》22112選取

LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)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(yīng)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(shè)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(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)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(nèi)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(yīng)距箱體內(nèi)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(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點位置時,

查《機械設(shè)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(shè)計結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)合成應(yīng)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(diào)質(zhì)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(yīng)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(yīng)力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面Ⅵ的應(yīng)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(yīng)力最大,但是應(yīng)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(yīng)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(cè)需驗證即可.⑵.截面Ⅶ左側(cè)。

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(cè)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(yīng)力

MbW1446091250011.57MPa

截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T3T=

W=

311350MPa

T2500012.45軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)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(cè)

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(cè)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(yīng)力M133560bW1250010.68

截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(shè)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(yīng)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(jié)構(gòu)的設(shè)計

減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)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(nèi)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(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3

3.機體結(jié)構(gòu)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(shè)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(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)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(zhuǎn)時，機體內(nèi)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(nèi)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(jié)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(jié)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(jié)構(gòu)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(jié)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(shè)計指導34機壁距離書表42218df，d2至凸緣邊C2查機械課程設(shè)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(nèi)11>1.215機壁距離齒輪端面與內(nèi)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(jié)螺栓SSD2120（1軸）125（2軸）距離150（3軸）

10.潤滑密封設(shè)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(nèi)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(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)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(shè)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(zhuǎn)矩：T=9550

p64n9550

2.75.6333.5

查課本P343表141,選取Ka1.5

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

選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm

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