5．3确定V带的中心距a和基准长度Ld
初选中心距：
a0=500mm
计算所需的基准长度：
Ld0=2a0+π2dd1+dd2+（dd2-dd1）24a0
=2×500+3.142125+438+（438-125）24×500
=1932mm
选择带的基准长度：
Ld=2000mm
计算实际中心距：
a=a0+Ld-Ld02=500+2000-19322=534mm
5．4验算小带轮上的包角
小带轮的包角α1小于大带轮的包角α2，小带轮上的摩擦力也相应的小于大带轮上的摩擦力，因此打滑只会发生在小带轮上，为了提高带传动的工作能力，有：
α1=180°-dd2-dd157.3°a
=180°-438-12557.3°534=146.4°>90°
包角大小合适。
5．5计算带的根数
为了使各根V带受力均匀，V带数量应少于10根。
根据小带轮的基准直径dd1=125mm和转速n1=1430r/min，查阅资料得：
P0=2.19Kw，根据n1=1430r/min，i1=3.5和B型带，查得：
∆P0=0.46Kw，Kα=0.915，KL=0.98，则：
单根V带的额定功率为
Pr=（P0+∆P0）×Kα×KL=2.19+0.46×0.915×0.98=2.38Kw
则V带的根数为：
Z=PcaPr=4.82.38=2.02
所以取Z=3。
5．6计算单根带初拉力的最小值
查得B型V带单位长度质量为：
q=0.18kg/m。
则单根V带所需的最小初拉力为：
F0min=500×2.5-KαPcaKαzv+qv2
=500×2.5-0.915×4.80.915×3×9.35+0.18×9.352=163.95N
所以应使带的实际初拉力：
F0>F0min=163.95N。
5．7计算带传动的压轴力FP
压轴力的最小值为：
（FP）min=2zF0sinα12=2×3×163.95×sin146.4°2=941.72N
5．8确定V带截面尺寸
根据确定的B型V带，则其尺寸参数为：
节宽bP=14.0mm，顶宽b=17.0mm，高度h=11.0mm，横截面积A=143mm2，棱角φ=40°。
六、V带带轮的设计及计算
6．1选择带轮材料
常用的带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可选择铸钢或钢板冲压焊接而成，小功率可采用铸铝或塑料。
本题选择HT200为带轮材料。
6．2选择带轮结构形式
对于小带轮，由于dd1=125mm>2.5d且dd1<300mm，选择V带轮为腹板式，如下图。
已知dd1=125mm，
对于小带轮：
已知d=25mm，则
d1=1.8~2d=45~50mm
取d1=45mm，查资料得：
da1=dd1+ha，取ha=3.50mm，则：
da1=125+3.5=128.5mm
B=L=1.5~2d=37.5~50mm，取B=L=40mm，则：
C1=17~14B=5.71~10mm
取C1=10mm。
对于大带轮，由于dd2=438mm>300mm，采用轮辐式，如下图。
已知dd2=438mm，对于大带轮：
已知d=30mm，则：
d1=1.8~2d=54~60mm
取d1=55mm，da2=dd2+ha=438+3.5=441.5mm
B=L=1.5~2d=82.5~110mm，取B=L=90mm
因为P2=4.8η4=4.8×0.95=4.56Kw，n2=408.57r/min，则：
h1=2903Pnz=45mm
h2=0.8h1=36mm
b1=0.4h1=18mm
b2=0.8b1=14.4mm
f1=f2=0.2h2=7.2mm
6．3确定带轮的轮槽
查阅资料得：
δ=8mm，ha=3.5mm，hf=12.5，bd=14.0mm，
f=12mm，e=19mm，φ=38°。
七、齿轮传动
7.1高速级齿轮计算
7.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
已选直齿圆柱齿轮传动，爬式加料机数度不高，故选用8级精度选择小齿轮材料为（调质），齿心硬度为280HBS，齿面硬度为50HRC，大齿轮材料为45钢（调质），齿心硬度为240HBS，齿面硬度为45HRC。
选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。
7.1.2按齿面接触强度设计
试选载荷系数为
小齿轮的转矩：
选取齿宽系数查得材料的弹性影响系数
查得：
小齿轮的接触疲劳强度极限；
大齿轮的接触疲劳强度极限。
应力循环次数：
取接触疲劳寿命系数：
取失效率为1%，安全系数。
则：
试计算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值：
计算圆周速度：
计算齿宽：
计算齿宽齿高之比：
根据，级精度，查得动载系数：
直齿轮，，使用系数
根据级精度，小齿轮相对支承对称布置时，
由，，查得。
故载荷系数：
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：
计算模数：
7.1.3按齿根弯曲强度设计
查得小齿轮的弯曲疲劳极限：
查得大齿轮的弯曲疲劳极限：
取疲劳寿命系数：
计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数，得：
计算载荷系数：
查得齿形系数和应力校正系数：
取数值较大的，即。
设计计算：
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲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，可取标准值。
算出小齿轮齿数：
，取整得。
取整得：
。
7.1.4几何尺寸计算
计算分度圆直径：
计算中心距：
计算齿轮宽度：
取，
7.2低速级齿轮计算
已选直齿圆柱齿轮传动，爬式加料机的速度要求不高，故选用8级精度选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
选小齿轮齿数为，大齿轮齿数取整。
7.2.1按齿面接触强度设计
试选载荷系数
小齿轮的转矩
选取齿宽系数查得材料的弹性影响系数
查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的解除疲劳强度极限。
应力循环次数：
取接触疲劳寿命系数：
计算接触疲劳许用应力：
（取失效率为1%，安全系数为S=1.1）
试计算小齿轮分度圆直径:
计算圆周速度：
计算齿宽：
计算齿宽齿高之比：
根据，8级精度，查得动荷载系数，直齿轮，,使用系数。
根据8级精度，小齿轮相对支承对称布置时，。
由，查得，故载荷系数：
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：
计算模数：
7.2.2按齿根弯曲强度设计
查得小齿轮的弯曲疲劳极限：
查得大齿轮的弯曲疲劳极限：
取疲劳寿命系数：
计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数:
得：
计算载荷系数：
查得齿形系数和应力校正系数:
取数值较大值0.01467
取标准值，算出小齿轮齿数，取整，
，取整。
7.2.3几何尺寸计算
计算分度圆直径：
计算中心距：
计算齿轮宽度：
取，。
八、轴的设计（输出轴（C轴）的设计）
1、输出轴上的功率
，转速，转矩。
2、求作用在齿轮上的力
3、拟定轴上零件的装配方案
通过对传动装置的分析初步拟定输出轴的装配方案如下图：
4、初步确定轴的最小直径
取轴的材料为45钢，调质处理，查表取，则：
轴上会有两平键用来定位，会削减轴的承载能力，应适当放大轴径，输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。
为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化比较小，故取，则：
按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，选用WH8型滑块联轴器，其公称转矩。
半联轴器的孔径可以取55mm。
故最小直径取55mm,半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
5、轴的结构设计
根据装配方案图可画出轴的简图如下图：
已经确定，为了满足半联轴器的轴向定位要求，AB轴段右端需制出一轴肩，故取BC段的直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取AB段得长度应比略短一些，现取。
因轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，根据，选用深沟球轴承6212，其尺寸为：
，故：
，而。
右端滚动轴承采用轴肩定位，故取查得6212的轴肩定位高度为5mm,因此取：
。
取安装齿轮处的轴径。
齿轮左端与轴承之间采用套筒定位，该段直径，长度。
已知齿轮宽度为100mm，故取。
齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，因此轴肩处的直径，轴肩宽度。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，故取。
至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。
齿轮与轴的周向定位均采用双圆头平键。
按查得平键尺寸：
，键槽用键槽铣刀加工；同时为了保证良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为；同样，半联轴器与轴选用半圆头平键，尺寸为，半联轴器与轴的配合为。
对所选的平键进行校核：
，其中：
，。
根据轴的材料为45钢，查得，故所选平键合适。
查得F、G、H处轴肩圆角半径为2.5，其余均为2.0。
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。
算出简支梁轴的支撑跨度，再做出弯矩图、扭矩图。
如下图所示：
从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面W是轴的危险截面。
计算得出轴上载荷参数，如下表。
载荷
水平面H
垂直面V
支座反力
弯矩
总弯矩
扭矩
按弯扭组合应力校核轴的强度，通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。
取，轴的计算应力：
根据已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得，，故安全。
九、轴承的校核
1、轴承的受力
径向力：
轴向力等于零。
2、求轴承当量载荷
查得在轴向力为零时，径向载荷系数和轴向载荷系数分别为，。
查得，取。
则：
3、验算轴承寿命
计算预期寿命:
选用大的当量载荷验算，查得，则：
轴承满足使用要求。
十、联轴器设计
联轴器用来可用来传递运动和转矩，能够有效消除由于制造及安装误差、承载后的变形以及温度变化的影响，使轴与轴之间的传动更加平稳。
滑块联轴器属于无弹性元件的挠性联轴器，由于中间滑块的质量减小且具有弹性，因而有较高的极限转速，该联轴器结构简单、尺寸紧凑，符合本题要求。
根据已经计算出的减速器输出功率选择WH8型滑块联轴器。
选择公称转矩Tn=1800N∙m，轴孔直径d=55mm，轴孔长度L=112mm，D=190mm，D1=120mm，B1=150mm，B2=48mm。
十一、卷扬机设计
电动卷扬机由于操作方法不同，其结构相差很大。
我们将其分为电控卷扬机和溜放型卷扬机两类。
电控卷扬机通过通电或断电以实现卷扬机的工作或制动。
物料的提升或下降由电动机的正反转来实现，操作简单方便。
本题采用电控卷扬机。
11．1钢丝绳的选择
11.1.1钢丝绳的种类和构造
钢丝绳的种类．根据钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态不同又可分为：
（1）点接触钢丝绳各层钢丝直径均相同，而内外各层钢丝的节距不同，因而相互交叉形成点接触。
其特点是接触应力高、表面粗糙、钢丝易折断、使用寿命低。
但制造工艺简单，价格便宜。
这种钢丝绳在受拉、尤其是受弯时由于钢丝间的点接触、造成应力集中而产生严重压痕导致钢丝疲劳断裂。
（2）线接触钢丝绳由不同直径的钢丝统制而成，每一层钢丝的节距相等，由于外层钢丝位于内层钢丝之间的沟槽内，因此内外层钢丝间形成线接触。
这种钢丝绳的内层钢丝虽承受比外层钢丝稍大的应力，但它避免了应力集中，减少了钢丝间的摩擦阻力，使钢丝绳在弯曲上有较大的自由度，从而显著提高了抗疲劳强度；线接触钢丝绳比点接触钢丝绳的有效钢丝总面积大，因而承载能力高。
卷杨机优先选用线接触钢丝绳。
11.1.2钢丝绳直径的选择
钢丝绳选择多采用安全系数法：
ng=SPFr≥[n]
式中，SP——整条钢丝绳的破断拉力，单位N；
[n]——卷扬机工作级别规定的最小安全系数；
Fr——钢丝绳的额定拉力，单位N。
钢丝绳直径：
dmin=cFmax
式中，Fmax——钢丝绳最大静拉力，N；
c——钢丝绳选择系数。
由于负载G=4000N，采用单滑轮组，则钢丝绳承受载荷：
Fmax=sin60°×G=3460N
该卷扬机工作级别为M7，查阅资料得：
钢丝绳系数选择c＝0.123，则：
dmin=cFmax=0.123×3460=7.24mm
选择d=8mm。
钢丝绳最小拉断力：
F0≥nFmax=24.22kN
式中，n——安全系数，查机械设计手册选n=7。
查阅资料，本题目中钢丝绳选用钢芯钢丝绳，钢丝绳型号选择：
6×19（a）类6-19S-8。
11．2卷筒的结构设计及计算
11.2.1卷筒的分类
按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数分，卷筒分单层绕和多层绕两种。
一般起重机大多采用单层绕卷筒。
只有在绕绳量特别大或特别要求机构紧凑的情况下，为
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