《武术散打》课程说明书

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一、主讲教师信息姓名研究方向讲授课程联系电话二、课程信息课程名称中文英文武术散打36/2授课范围先修课程课程性质非体育专业的在校本专科学生人数限制40必修课张岩性别男学历本科职称体育学院讲师武术散打教学理论与方法大学体育武术散打选项课工作单位13734448888电子信箱zhangyan＠lcu.edu.cn学时/学分授课时间和地点课程南田径场散打馆包括四部分：第一部分散打运动概述。讲述散打运动的起源，发展及未来状况。第二部分散打运动的基本技、战术分析。主要讲授基本步法、拳法、腿法、摔法的动作要点和应用，基本战术配合的方法。简第三部分散打基本规则与裁判法。主要讲授得分方法，得分部位，禁忌部位和犯规情况。介第四部分为身体素质练习，主要提高耐力素质和弹跳素质。三、教学资源指定教材1、武术散打（北京体育大学出版社）参考文献2、武术散打裁判必读（北京体育大学出版社）教学网站四、教学信息通过本课程的学习和实践，让学生掌握武术散打运动的基本技战术和规则，教学目标培养学生敢于拼搏精神，提高学生的身体素质，达到以武术散打为介质进行终身体育锻炼的目的。

教学进度（以周为单位）课堂讲授教学内容摘要实验、实习、作业、课外阅读及参考文献等内容及时间、地点（章节名称、讲述的内容提要，课堂讨论的题目等）一、学习散打的基本礼节和基本姿势（通常、特殊）第1周二、学习散打中的两种步法：进步与退步三、培养学生的组织纪律性和坚忍不拔的精神一、学习拳法中基本拳法左右冲拳二、培养学生精益求精,刻苦耐劳的意志品质一、复习上次课所学的左右冲拳并及时纠正错误的动作二、学习进攻性拳法左右掼拳,培养学生积极进取不畏困难的训练精神第4周一、复习左右冲拳+左掼拳（配合上步与退步）二、学习左右抄拳，培养学生严密组织纪律性一、复习拳法中的左右直拳＋摆拳，学习防守中的第5周拍挡技术和挂挡技术。二、通过本次课的训练学习，培养学生快速机敏和认真的态度第6周国庆节放假一、复习巩固所学的各种拳法二、通过本次课的学习训练，培养学生积极钻研、拼搏进取的训练精神一、学习散打的基本技术左前鞭腿第8周二、通过本次课的学习训练，培养学生积极训练的精神一、学习散打的基本技术后鞭腿第9周二、通过本次课的学习训练，培养学生的基本动作正规定型及刻苦训练的精神一、巩固复习左右鞭腿二、通过本次课的学习训练，培养学生吃苦耐劳拼搏进取的训练精神一、学习散打中的一种腿法前踹腿二、培养学生爱动脑筋积极钻研的训练精神一、学习散打中的一种腿法后踹腿二、培养学生爱动脑筋积极钻研的训练精神一、复习巩固左右踹腿，掌握其要领，使其用之顺第13周畅二、通过本次课的学习训练，培养学生不怕苦、不怕累的训练精神作业作业作业作业作业作业作业：课余做耐力跑第2周作业第3周作业第7周作业第10周作业第11周作业第12周作业

第14周一、巩固提高课一堂，形成动作的动力定型二、学习新的腿法左勾踢腿一、以踹腿为基本型腿法，学习一种新的摔法抱单腿涮摔。以实战姿势为例学习一种新的摔法压颈推膝。二、通过本次课的学习训练，培养学生机智灵敏，灵活运用的特点一、本次课学习另一种摔法接腿勾踢二、通过本次课的学习训练，培养学生积极进取刻苦训练的精神体育学院专修通用教材《中国武术散打竞赛规则》第三章仲裁委员会及其职责第五章得分标准与判罚作业第15周作业第16周作业第17周第18周教学方法与手段学习方法考试通过教材进行基本内容的讲解和示范，并辅以课外指导等。课上听讲、积极练习，课外活动多练习基本技术、观看比赛。五、实践教学（含课程实验、课程论文、读书报告、文物考察、野外实习、写生等）每天跑步半小时，专项技术练习半小时。六、成绩考核课堂表现较差，违背上课纪律（旷课、迟到、早退）等在期末成绩中扣除相应的分数。平时成绩期末成绩素质类占总成绩60%，专项成绩占40%。考试说明缺席1/3学时者，取消考试资格，重修；总成绩不及格者，补考；补考不及格者，重修；补考或重修时，期末考试占100%。

备注1．开学第一次课要记住选课单上标注的集合地点和任课老师姓名。准时到达指定地点并确认名单。若不在教师持有的学生名单上应及时补选。2．第一次课即要着运动装准备上课。3、无法上课的同学要交请假条。系主任签名：分管教学院长签名：

年月日年月日

201*－201*学年第一学期武术散打考试细则：

1、技能考试（40分）

专项技能

（1）基本技术。10%

左右直拳，左右里合腿，左右踹腿，抱腿勾踢摔，抱腿打腿摔，抱腿旋压摔。要求：动作正确有力。（2）组合动作。5%

1垫步侧弹腿接滑步左踹腿。2垫步侧踹腿接右里合腿。3垫步侧踹腿接右蹬腿。4垫步侧踹腿接左踹腿。要求：动作连贯有力。（3）打靶。15%

要求：动作到位力量要有渗透力，拳靶的高度要以对方的下巴处为最佳高度，拳要打至靶心，腿靶的高度要以对方的下巴处或腰部为最佳高度，脚外侧要打至靶心。（4）实战对练。10%

要求：动作规范，动作真实不能假打，严禁使用禁用的动作，注意禁击部位。2、素质考试（60分）

（1）考试内容：耐力素质35分（女士800米、男生1000米），立定跳远25分（2）评分标准：参照《大学生体质健康标准》执行

扩展阅读：机械课程设计-减速器设计说明书

机械课程设计目录

一课程设计书2

二设计要求2

三设计步骤2

1.传动装置总体设计方案32.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比54.计算传动装置的运动和动力参数55.设计V带和带轮66.齿轮的设计87.滚动轴承和传动轴的设计198.键联接设计269.箱体结构的设计2710.润滑密封设计3011.联轴器设计30

四设计小结31五参考资料32

一.课程设计书

设计课题:

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一:

题号12345参数运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mm）250250250300300二.设计要求

1.减速器装配图一张(A1)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。

三.设计步骤

1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计V带和带轮6.齿轮的设计

7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计

1.传动装置总体设计方案:

1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：

2

Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV图一:(传动装置总体设计图)

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率a

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

1为V带的效率,1为第一对轴承的效率，

3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，

5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.

因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为：P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,执行机构的曲柄转速为n＝

100060vD=82.76r/min，

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，

则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速nm1440r/min，同步转速1500r/min。

方电动机额定功率Pedkw1Y112M-44电动机转速rmin电动机重量N参考价格元传动装置的传动比案型号满载

同步总传230动比16.15V带减速器7.02转速转速15001440470传动2.3

中心高132外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD515×345×315底脚安装尺寸A×B216×178地脚螺栓孔直径K12轴伸尺寸D×E36×80装键部位尺寸F×GD10×41

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n/n＝1440/82.76＝17.40

（2）分配传动装置传动比

ia＝i0×i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0＝2.3，则减速器传动比为i＝ia/i0＝17.40/2.3＝7.57

根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝3.24，则i2＝i/i1＝2.33

4.计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速

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）各轴输入功率

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

则各轴的输出功率：

PⅠ＝PⅠ×0.98=3.06kW

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

（3）各轴输入转矩T1=Td×i0×1Nm电动机轴的输出转矩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

输出转矩：TⅠ＝TⅠ×0.98=46.63Nm

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

运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.93

6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

１．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理

①材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z1=24高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=i×Z1=3.24×24=77.76取Z2=78.②齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

3d2KtT11tu1ZEdu(ZH[)2

H]确定各参数的值:①试选Kt=1.6

查课本P215图10-30选取区域系数ZH=2.433由课本P214图10-2610.7820.82

则0.780.821.6

②由课本P202公式10-13计算应力值环数

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

N82==4.45×10h#(3.25为齿数比,即3.25=

Z2Z)

1③查课本P20310-19图得：K1=0.93K2=0.96④齿轮的疲劳强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得:[KHN1Hlim1H]1=S=0.93×550=511.5MPa

[KHN2Hlim2H]2=

S=0.96×450=432MPa

许用接触应力

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

⑤查课本由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.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d1t

3d2KtT1ZHZE21tu1du([

H])3=

21.64.861044.24(2.433189.8)211.63.25471.7549.53mm

②计算圆周速度

d1tn1601000　3.1449.53626.096010001.62m/s

③计算齿宽b和模数mnt计算齿宽b

b=dd1t=49.53mm计算摸数mn初选螺旋角=14

m=

d1tcos49.53cos14ntZ1242.00mm

④计算齿宽与高之比bh

齿高h=2.25mnt=2.25×2.00=4.50mm

bh=49.534.5=11.01

⑤计算纵向重合度

=0.318d1tan0.318124tan14=1.903

⑥计算载荷系数K使用系数KA=1

根据v1.62m/s,7级精度,查课本由P192表10-8得动载系数KV=1.07,

查课本由P194表10-4得KH的计算公式: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查课本由P195表10-13得:KF=1.35查课本由P193表10-3得:KH=KF=1.2故载荷系数:

K＝KKKHKH=1×1.07×1.2×1.42=1.82⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

d33K/Kt1=d1t=49.53×

1.821.6=51.73mm

7

⑧计算模数mn

mn=

d1cosZ151.73cos14242.09mm

4.齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

3mn≥

2KT1Ycos2YFYS([FdZ21a])

⑴确定公式内各计算数值①小齿轮传递的转矩确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.24×24＝77.76传动比误差i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5％，允许②计算当量齿数

z＝z/cosz＝z/cos

＝24/cos314＝26.27＝78/cos314＝85.43

＝1

＝48.6kNm

③初选齿宽系数

按对称布置，由表查得④初选螺旋角初定螺旋角⑤载荷系数K

K＝KKK

K＝14

=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥查取齿形系数Y和应力校正系数Y

查课本由P197表10-5得:齿形系数Y

＝2.592Y

＝2.211

＝1.774

应力校正系数Y

⑦重合度系数Y端面重合度近似为＝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

因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos/＝0.673

⑧螺旋角系数Y轴向重合度Y＝1－

⑨计算大小齿轮的

YFFS[F＝

＝0.78

49.53sin14o2.09＝1.825,

]

安全系数由表查得S＝1.25

工作寿命两班制，8年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮FF1500MPa大齿轮FF2380MPa查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数:KFN1=0.86KFN2=0.93取弯曲疲劳安全系数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大齿轮的数值大.选用.

⑵设计计算①计算模数

3mn21.734.86100.78cos140.015541241.655242mm1.26mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:z1=

51.73cos14mn=25.097取z1=25

那么z2=3.24×25=81②几何尺寸计算

计算中心距a=

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

将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角

=arccos

(12)mn2arccos(2581)22109.2514.01

因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d1=d2=

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

计算齿轮宽度

B=d1151.53mm51.53mm圆整的B250

（二）低速级齿轮传动的设计计算

⑴材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z1=30速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz2=2.33×30=69.9圆整取z2=70.⑵齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。⑶按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值①试选Kt=1.6

②查课本由P215图10-30选取区域系数ZH=2.45③试选12o,查课本由P214图10-26查得

1=0.832=0.88=0.83+0.88=1.71

B155

应力循环次数

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

N1i4.45102.3381.91×108

由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.94KHN2=0.97查课本由P207图10-21d

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa,

大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力[H]1=

KHN1SHlim1=

0.946001564MPa

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

)540.5MPa

(2Hlim2

查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa选取齿宽系数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.计算圆周速度d1tn265.71193.24601000　6010000.665m/s3.计算齿宽

b=dd1t=1×65.71=65.71mm4.计算齿宽与齿高之比bh

模数md1tcosnt=

Z65.71cos12.142mm

1302齿高h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621mm

bh=65.71/5.4621=12.03

5.计算纵向重合度

0.318dz1tan0.31830tan122.028

6.计算载荷系数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使用系数KA=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

Kv=1.04KF=1.35KH=KF=1.2

故载荷系数

K＝KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径3d3KKt1.7761=d1t=65.71×

1.372.91mm

计算模数md1coscos12z72.91n302.3772mm

13.按齿根弯曲强度设计

3m≥

2KT1Ycos2YFYSdZ21[F]

540.511

㈠确定公式内各计算数值（1）计算小齿轮传递的转矩＝143.3kNm

（2）确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝30，z＝i×z＝2.33×30＝69.9传动比误差i＝u＝z/z＝69.9/30＝2.33Δi＝0.032％5％，允许（3）初选齿宽系数按对称布置，由表查得＝1

（4）初选螺旋角初定螺旋角＝12（5）载荷系数KK＝KKK

K

=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

（6）当量齿数z＝z/cos

＝30/cos312＝32.056z＝z/cos

＝70/cos312＝74.797

由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

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

（7）螺旋角系数Y轴向重合度＝＝2.03

Y＝1－

＝0.797

（8）计算大小齿轮的

YFFS[F]

查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPaFE2380MPa查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90KFN2=0.93S=1.4[F]KFN1FE11=

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

FFS1.4252.43MPa

计算大小齿轮的

YFaFSa[,并加以比较

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

212

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.①计算模数

3mn21.68481.433100.797cos120.015481301.71252mm1.5472mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=72.91mm来计算应有的齿数.z.91cos121=

72m=27.77取z1=30

nz2=2.33×30=69.9取z2=70②初算主要尺寸计算中心距a=

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

将中心距圆整为103mm修正螺旋角

=arccos

(12)mn(3070)22arccos210313.86

因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正分度圆直径dz1mn1=

cos302cos12=61.34mmdz2mn2=

cos702cos12=143.12mm

计算齿轮宽度

bdd1172.9172.91mm

圆整后取B175mmB280mm

2.31.6低速级大齿轮如上图：

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比

V带高速级齿轮低速级齿轮

14

2.33.242.33

2.各轴转速n

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

3.各轴输入功率P

（kw）（kw）（kw）PⅣ(kw)3.122.902.702.57

4.各轴输入转矩T

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

5.带轮主要参数

小轮直径大轮直径中心距a（mm）基准长度带的根数z（mm）（mm）（mm）9022447114005

7.传动轴承和传动轴的设计

1.传动轴承的设计

⑴.求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3P3=2.70KWn3=82.93r/min

T3=311.35N．m

⑵.求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为

d2=143.21mm而Ft=

2T3d22311.35143.211034348.16Ntan20o

1630.06NFr=Fttanncos4348.16cos13.86o

Fa=Fttan=4348.16×0.246734=1072.84N

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:

⑶.初步确定轴的最小直径

先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P361表153取

Ao112dminAo3P3n335.763mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠⅡ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号

查课本P343表141,选取Ka1.5

TcaKaT31.5311.35467.0275Nm

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计手册》22112选取

LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为

L112mm.半联轴器L184mm500Nm,半联轴器的孔径

d140mm,故取dⅠⅡ40mm.半联轴器的长度与轴配合的毂孔长度为

⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①

为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm半联轴器与

轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长

度应比略短一些,现取lⅠⅡ82mm②

初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据dⅡⅢ47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

dD858510080B19192516d2D2轴承代号7209AC7209B7309B7010C16

45454550

58.860.566.059.273.270.280.070.50508090162059.262.470.977.77010AC7210C

2.从动轴的设计

对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的dDB50mm80mm16mm,故dⅢⅣdⅦⅧ50mm;而lⅦⅧ16mm.

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h0.07d,取h3.5mm,因此dⅣⅤ57mm,

③取安装齿轮处的轴段dⅥⅦ58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取lⅥⅦ72mm.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取dⅤⅥ65mm.轴环宽度b1.4h,取b=8mm.

④轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm,故取lⅡⅢ50mm.

⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm,高速齿轮轮毂长L=50mm,则

lⅦⅧTsa(7572)(168163)mm43mm

lⅣⅤLscalⅢⅣlⅤⅥ(508201*248)mm62mm

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

5.求轴上的载荷

首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,

查《机械设计手册》20-149表20.6-7.

对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.L2L3114.8mm60.8mm175.6mm

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

FrL3FaDF2NV1LL809N

23FNV2FrFNV21630809821N

MH172888.8Nmm

MV1FNV1L2809114.892873.2NmmMV2FNV2L382160.849916.8Nmm

M1M22HMV11728892928732196255Nmm

M2179951Nmm

传动轴总体设计结构图:

(从动轴)

(中间轴)

从动轴的载荷分析图:

主动轴)19

(

6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据

2(T23)311.35)2ca=

M1W=

1962552(10.12746510.82

前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得[1]=60MPa

20

ca〈[1]此轴合理安全

7.精确校核轴的疲劳强度.⑴.判断危险截面

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A

ⅡⅢB无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来

看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.⑵.截面Ⅶ左侧。

抗弯系数W=0.1d3=0.1503=12500抗扭系数wT=0.2d3=0.2503=25000截面Ⅶ的右侧的弯矩M为MM60.816160.8144609Nmm

截面Ⅳ上的扭矩T3为T3=311.35Nm截面上的弯曲应力

MbW1446091250011.57MPa

截面上的扭转应力T3T=

W=

311350MPa

T2500012.45轴的材料为45钢。调质处理。由课本P355表15-1查得：

B640MPa1275MPaT1155MPa

因r

2.0Dd500.04

d58501.16

经插入后得

2.0T=1.31轴性系数为

q0.82q=0.85

K=1+q(1)=1.82

K=1+q（T-1）=1.26

所以0.670.82

0.92

综合系数为：K=2.8K=1.62

碳钢的特性系数0.1～0.2取0.1

0.05～0.1取0.05

安全系数Sca

S1=Kaa25.13

mS

1k13.71

atmSSSca≥S=1.5所以它是安全的

S2210.5S截面Ⅳ右侧

抗弯系数W=0.1d3=0.1503=12500

抗扭系数w3T=0.2d3=0.250=25000

截面Ⅳ左侧的弯矩M为M=133560

截面Ⅳ上的扭矩T3为T3=295截面上的弯曲应力M133560bW1250010.68

截面上的扭转应力T=

T3W=

294930T2500011.80K=

K112.8

KK1=

11.62

所以0.670.820.92综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数

0.1～0.2取0.10.05～0.1取0.05

安全系数ScaS1=K25.13

aamS

1kat13.71

mSSSca≥S=1.5所以它是安全的

S210.5S2

8.键的设计和计算

①选择键联接的类型和尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d2=55d3=65

查表6-1取：键宽b2=16h2=10L2=36

b3=20h3=12L3=50

②校和键联接的强度

查表6-2得[p]=110MPa工作长度l2L2b236-16=20

l3L3b350-20=30

③键与轮毂键槽的接触高度K2=0.5h2=5K3=0.5h3=6由式（6-1）得：p22T210K2l2d22T310K3l3d3332143.531000520552311.3510006306552.20＜[p]＜[p]

p353.22两者都合适取键标记为：

键2：16×36AGB/T1096-1979

键3：20×50AGB/T1096-1979

9.箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用

H7is6配合.

1.机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3

3.机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4.对附件设计A视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强

密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

减速器机体结构尺寸如下：

名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度符号1b1b计算公式0.025a38结果10912152510.02a38b11.51b1.5箱座底凸缘厚度b2b22.5地脚螺钉直径dfdf0.036a12M24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓d1d10.72dfM12直径机盖与机座联接d2d2=（0.5~0.6）dfM10螺栓直径轴承端盖螺钉直d3d3=（0.4~0.5）df10径视孔盖螺钉直径d4d4=（0.3~0.4）df8定位销直径dd=（0.7~0.8）d28df，d1，d2至外C1查机械课程设计指导34机壁距离书表42218df，d2至凸缘边C2查机械课程设计指导28缘距离书表416外机壁至轴承座l1l1=C1+C2+（8~12）50端面距离大齿轮顶圆与内11>1.215机壁距离齿轮端面与内机22>10壁距离机盖，机座肋厚m1,mm10.851,m0.85m19m8.5轴承端盖外径D2D2D+（5~5.5）d3120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓SSD2120（1轴）125（2轴）距离150（3轴）

10.润滑密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于

(1.5~2)10mm.r/min5，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.

油的深度为H+h1H=30h1=34所以H+h1=30+34=64

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

11.联轴器设计

1.类型选择.

为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：T=9550

p64n9550

2.75.6333.5

查课本P343表141,选取Ka1.5

所以转矩TcaKaT31.5311.35467.0275Nm因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计手册》22112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm

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