游乐设备（高空揽月）机械结构设计

摘要PAGEIVPAGE21游乐设备（高空揽月）机械结构设计摘要目前，高空揽月是许多主题公园中常见的大型游乐设备,游客乘坐的座椅部分在摆臂的带动下,高速旋转翻飞,仿佛被推入超越时空的天体,翻江倒海、天旋地转,惊心动魄的刺激。高空揽月观览车设备性能优越、安全可靠、而且外形美观。高空揽月也是观览车是观览车系列之一，与其他观览车有所不同，旋转角度大，比一般的观览车升空高，速度当然也略高于其他观览车。高空揽月以压肩作为安全束缚，配以安全带作为二次保险。座舱旋转的同时，悬挂座舱的主轴在电机的驱动下做圆周运动。首先要了解高空揽月的工作原理，然后通过所学知识及查找资料先设计出高空揽月的总体结构，再确定其各部位的零件及型号，还要通过资料查找然后计算并确定其相应的参数。娱乐设施的投入使用最主要的就是保证游客的安全。所以高空揽月设计的各部分的强度要达到要求。关键词：高空揽月，总体结构，强度要求

RecreationEquipment(HighAltitudeMoon)MechanicalStructureDesignABSTRACTThemoonishighaltitudelargerecreationequipmentinamusementparkequipment,touriststravelingcraneboxbythestrongcentrifugalforce,highspeedrotationwhipped,itwaspushedbeyondtimeandspaceobjects,asthestimulus,brewstormsonriversandseas,bestruckwithfright.HighperformanceonFerriswheelsuperior,safeandreliableequipment,andbeautifulappearance.ThemoonishighFerriswheelisoneofthemainwheelseries,unlikeotherFerriswheel,alargerotationangle,washigherthantheaveragespeedoftheferriswheel,slightlyhigherthantheotherwheel.Themoonwiththeshoulderasthealtitudepressuresafetyrestraint,withsafetybeltasthetwoinsurance.Atthesametime,themainshaftofthesuspensioncabinisacircularmotionofthemotor.First,understandtheworkingprincipleofthehighaltitudemoon,thenthroughtheknowledgeandfindinformationtodesigntheoverallstructureofthemoonathighaltitude,andthendetermineitspartsandmodels,also,thecorrespondingparametersarecalculatedanddeterminedbymeansofdatasearch.Entertainmentfacilitiesputintousethemainistoensurethesafetyoftourists.Sothestrengthofeachpartofthedesigntomeettherequirementsofthehighaltitudemoon. KEYWORDS:HighAltitudeMoon，OverallStructure，StrengthRequirements前言目录HYPERLINK前言 1HYPERLINK第1章绪论 2HYPERLINK1.1高空揽月的研究意义及依据 2HYPERLINK1.2设计要求、原则以及研究的主要内容 2HYPERLINK1.3高空揽月的工作原理 2HYPERLINK1.4本章小结 3HYPERLINK第2章高空揽月的传动部分设计 4HYPERLINK2.1减速装置的设计 4HYPERLINK2.2回转支承与小齿轮的选择 6HYPERLINK2.2.1回转支承的设计选择 6HYPERLINK2.2.2小齿轮的设计选择 9HYPERLINK2.3本章小结 10HYPERLINK第3章高空揽月各部位尺寸的设计及强度校核 11HYPERLINK3.1各部位主要尺寸的设计 11HYPERLINK3.1.1地梁和立柱的尺寸设计 11HYPERLINK3.1.2摆臂的尺寸设计 13HYPERLINK3.1.3其他部分尺寸的设计 14HYPERLINK3.2各连接部分的强度校核 16HYPERLINK3.1.1座椅仓部位螺栓及焊缝的强度校核 17HYPERLINK3.1.2回转支承部位螺栓及焊缝的强度校核 18HYPERLINK3.1.3支撑架部位螺栓及焊缝的强度校核 20HYPERLINK3.3本章小结 22HYPERLINK第4章轴承的设计 23HYPERLINK4.1轴承的选择 23HYPERLINK4.2轴承的校核 23HYPERLINK4.3本章小结 25HYPERLINK第5章高空揽月的总体运动方案 26HYPERLINK5.1摆臂的运动分析 26HYPERLINK5.2座椅部分的运动分析 28HYPERLINK5.3本章小结 28HYPERLINK结论 29HYPERLINK谢辞 30HYPERLINK参考文献 31前言上个世纪80年代之前,现代游乐设备在我国基本上是看不到的。但由于我国经济的快速发展，人们生活水平的提高,人们对游乐活动的需求也越来越多。在这种形势下,国产游乐设施的设计、生产应运而生。高空揽月作为比较受欢迎的一种游乐设备发展较为迅速。无论国内还是国外对高空揽月青睐的人越来也多，所以高空揽月的设计研发是符合人们的需求的。目前，许多游乐设备都存在安全隐患，也出过事故。因此此设计的高空揽月的各部分零部件要严格计算其强度要求，使其达到标准。本文研究的范围：了解高空揽月的工作原理，然后通过所学知识及查找资料先设计出高空揽月的总体结构，再确定其各部位的零件及型号，还要通过资料查找然后计算并确定其相应的参数。最后再进行零部件的校核。主要解决的问题有：高空揽月的总体设计；其运动及动力参数计算；总装配图的设计；其主要零部件强度计算及选用；零部件图的绘制；设计说明书的编写等。研究方法为查找与课题相关的资料；利用已知的相关数据来计算工件材料所需承受的强度及刚度极来确定材料及所选用的零件的相关尺寸，然后用计算得出来的尺寸和查阅相关资料进行绘制图纸。最后分析存在的问题然后进行改进，直到达到设计要求。第1章标题第1章绪论高空揽月的研究意义及依据随着社会的发展和人们生活水平的提高，人们对生活中的各种各样的玩乐设施的要求越来越多。因此我国众多的主题公园、游乐园及社区的纷纷建立，极大地带动了游乐行业的发展，各种各样的游乐设备的发明与升级改造，说明了游乐设备的潜在发展空间还是很大的。高空揽月能带给人惊心动魄的刺激，极为受到人们的欢迎。越来越多的人去娱乐场所去体验高空揽月所带来的惊心动魄的刺激。所以高空揽月是有发展前途的，随着设计的深入能够发现和改正其中的缺陷，使其越来越好。设计要求、原则以及研究的主要内容在老师的指导下独立进行分析，根据查阅各种资料选定合理的设计方案。在老师的指导下独立完成各零部件的设计及尺寸的确定，设计出装配图。查找有关的文献，按照学校的论文要求撰写不少于10000字的说明书。翻译至少0.5～1万印刷符（不少于3000汉字）有关技术资料（并附原文）。而研究的主要内容是了解高空揽月的工作原理，然后通过所学知识及查找资料先设计出高空揽月的总体结构，再确定其各部位的零件及型号，还要通过资料查找然后计算并确定其相应的参数。最后再进行零部件的校核并绘制其装配图及零件图。高空揽月的工作原理高空揽月是通过分布在摆臂两侧的两个三相异步交流电动机经过减速装置传递功率，然后经过输出轴连接的小齿轮带动回转支承的转动，回转支承与活动臂链接带动活动臂的转动。而座椅部分是随着摆臂的转动而靠惯性通过轴承来转动。其传动方案如图1—1：图1-1传动方案电动机2.减速装置3.小齿轮4.回转支承5.活动臂1-4本章小结：了解了高空揽月的研究意义与目的，按照毕业设计要求进行设计，简要说明了高空揽月的运动原理，以及确定了高空揽月的大体颤动方案。第2章高空揽月的传动部分设计2.1减速装置的设计减速器的选择运用两级圆锥圆柱齿轮减速器，其运动简图如图2-1：图2-1传动装置的运动简图传动范围：一般8-15.(2)特点及应用：传动结构简单，能使传动效率高，结构紧凑。为防止尘土进入影响传动所以采用闭式齿轮传动。现代的机械中二级圆锥圆柱齿轮减速运用较多。由于转速需要变向和减速所以齿轮的设计不会相对与轴对称，因此需要轴具有较大的刚度。运转速度较大的齿轮应设计在离输入扭矩远的一侧，用来减小载荷分布不均的情况。由上述可知，设计的这种传动方式满足设计要求，且工作较为可靠，结构较为简单成本低且效率。选择电机的类型：Y系列三相异步电动机；高空揽月所需要的输入功率大约为30KW左右，而它有左右两面两个电机进行输出，所以每个电机的输出功率在15KW左右。1).电机所需功率：（2-1）（2-2）其中弹性联轴器：；圆锥齿轮传动效率：；滚动轴承的传递效率：；圆柱齿轮传动效率：所以(2-3)高空揽月的摆动速度不能过大，所以得选择用同步转速为1500r/min的电机，所以选择的电机为Y180M-4型电机总功率为:18.5kw电动机的转速：1470r/min2).传动比分配（2-4)减速器为2级圆锥圆柱齿轮减速器，故(2-5)取，故总传动比，可算得传动比。根据计算所得到的、来求各轴的转速。本设计主要要用到的是关于转速的要求，由以上条件可知各个轴的转速：第Ⅰ轴的转速：(2-6)第Ⅱ轴的转速：(2-7)第Ⅲ轴的转速：(2-8)3).减速器中所需要的齿轮的材料和它们的热处理方式如下选用的小齿轮材料为刚，经过调质处理，硬度为；而选择的大齿轮材料为号刚，进过调质处理后，硬度为；2.2回转支承与小齿轮的选择2.2.1回转支承的设计选择我国自20多年前开始研发回转支承，到如今我国的回转支承的研究越发的完善。目前我国研发的回转支承已能满足各种机械的强度要求，为机械机行业的发展做出了很大的贡献。回转作为建筑机械上的主要传动零件，现在又许多游乐设备中也安装了回转支承用来进行传动。其中大型游乐设备高空揽月的摆臂就是通过回转支承与小齿轮进行啮合传动。但由于高空揽月游乐设备的特性，不会经常满载，转速不会过大，所以选择中型的回转支承.中型的回转支撑的安全系数。回转支承模型如图2-2所示:图2-2回转支承的模型1.结构型式的选择在现代机械中能够经常用到的回转支撑有四种：单排球式、交叉滚柱式、双排球式、三排柱式。其中三排柱式虽然比其他回转支撑的承载能力大，有着明显的承载能力优势，但它的造价过高，而且适用于特重型满负荷且冲击大的机械，所以不考虑选择三排式回转支承。(1)单排球式和交叉滚柱式额定静容量对比额定静容量大小决定了回转支承的承载能力和使用寿命，现以外型及安装尺寸完全相同的单排球式和交叉滚柱式为例分析对比:1)单排球式（额定静容量（）（2-9）=式中—滚道硬度系数，55HRC时为Z—滚动体个数—滚道接触角，一般机械取2)交叉滚柱式的额定静容量（）（2-10）=式中—滚动体有效接触长度通过上面的计算可知，交叉滚柱式静载能力比单排球低的多。但在现实的情况中交叉滚柱的静载能力和动载能力都与理论计算值有差别。其中主要是有两个原因：第一，滚道角度是存在大概3’误差；第二，由于交叉的缘故轴径向间隙的存在，使内、外套圈在工作时发生倾斜情况，这样会导致内、外套圈本应平行的对应滚道面，沿滚动体母线全长，最大可产生0.1mm左右的倾斜，因此，滚柱受载沿长度方向是不均匀的，两端应和差最大，最大应力高出平均应力很多，甚至一倍以上或更多，再加上两端的相对滑动，即使其负载尚未达到其额定载荷时，其最大应力已超出许用应力，而使滚道破坏失效。（2）单排球式和双排球式对比以中双排球为对象，先计算其额定静容量：（2-11）要是能保证其主要参数不变，以此来设计为单排球的型号，可以选则的滚球。若取，则单排球的额定静容量为：（2-12）很明显，大28%，不止这一个原因，由于双排球的形式为三片式、双滚道，所需要的材料较多，加工制造麻烦，运输时耗费的人力物力较大，一样的回转支承两种形式之间的差价能高达达，而且，双排球的滚道精度不容易磨削不容易达到所需的精度要求。由以上计算以及论述可知：高空揽月选择回转支承应以单排球式回转支承为最佳型式。2.规格尺寸的选择回转支承的滚道中心直径和滚动体直径是构成回转支承基本参数的核心参数，高空揽月选则的是单排球式回转支承。理论验证后可以说明的是所有的回转支承其都有一个合适的选择区间，的大小是根据额定动、静载能力相差不多的条件下经过计算得到的。计算结果是：单排球式。如果比上面所说的数值大的话则说明其使用寿命满足不了设计要求，反之的话则说明其使用寿命过长，使用寿命过短的话会造成回转支承较快的失效，而使用寿命过长则会造成材料的浪费。选用单排球式回转支承为=30mm，外齿式，小模数外齿。滚道中心直径（）和钢球直径（）是回转支承的两个主要的参数，回转支承的承载能力和使用寿命是由它们所决定的，同时其它参数的设计也是以它们的数值大小为依据的，因此两者设计的匹配是否合理既是回转支承设计水平的反映，也是影响主机选用的科学性、经济性和结构的合理性。通过对静载曲线和动载曲线分析得到的答案是：是相对来说还比较合理的主参数。所以选用回转支承的基本型号为QU、QW、QN系列900.25型回转支承,如图2-3：：图2-3回转支承主要参数有：D=1004mmd=792mmH=78mmn=20mmh=10mmb=58mm模数m=8，安装尺寸通孔A型为22mm,选用M20螺钉，齿数为130.2.2.2小齿轮的设计选择小齿轮模型如图2-4：图2-4齿轮模型减速机输出轴的转速为大约为，即小齿轮的转速约为63rad/min回转支承与摆臂相连接，摆臂的转动速度不能过快，高空揽月旋转一周大约需要4至5s,所以摆臂即回转支承的转动速度约为0.26rad/s即为15.6rad/min。已知回转支承的齿数为130，所以所选小齿轮的齿数应为23。小齿轮材料为刚45Cr，进行调质处理，小齿轮的硬度为。2-3本章小结本章首先确定了电动机的选择，然后通过电动机选择又确定了减速装置的选择。回转支承的合理选用，对传动以及安全的保证都重大的意义，本章通过各方面的分析，选择了合理的回转支承，根据其齿数以及转速和减速装置的输出轴的转速对比，选择合适的小齿轮第3章高空揽月各部位尺寸的设计及强度校核3.1各部位主要尺寸的设计3.1.1地梁和立柱的尺寸设计地梁是和立柱是高空揽月的主要支承体，所以要保证高空揽月摆动时的安全性，立柱与地梁的设计要满足刚度要求。立柱是有四块厚度为12mm的钢板焊接在一起的，四块钢板的长度都是4390mm，两块钢板的宽度为536mm，另外两块钢板的宽度为436mm。另外焊接的时候在离中间部分700mm和1400mm处各加两块厚度为12mm的加强板，加强板的尺寸为576mm436mm。在加强板中间位置切割一个半径为150mm的圆。立柱如图3-1所示：图3-1立柱地梁也是有四块钢板焊接起来的如图3-2，钢板的长度为6780mm，也设计为12mm，其中两块钢板的宽度为436mm，另外两块钢板的宽度为576mm。地梁也需要加强板，加强板有四块是两侧对称的，尺寸为436mm576mm,距离中心的700mm处两侧各加一块，距离中心2900mm处再各加一块，加强板的中心也要各切割一个半径为150mm的圆。另外地梁的两端也要用两块尺寸为436mm576mm厚度为10mm的钢板焊接。图3-2地梁立柱与地梁是通过一段高度为90mm厚度为12mm四块刚板焊接一起的。其它尺寸与立柱的尺寸一样。还需要两块640mm740mm12mm的钢板，在钢板的四周钻上直径为22mm的圆柱孔如图3-3，等间距分布，具体分布尺寸如图2-4，两块块钢板切割一个560mm460mm的四方形。图3-3圆柱孔的分布与立柱相接触的钢板四周加上加强筋，加强筋在每两个圆柱孔中间，厚度为10mm。具体尺寸如图3-4所示：图3-4加强筋3.1.2摆臂的尺寸设计摆臂是靠着回转支承的转动而摆动的。摆臂也是有四块钢板焊接而成的厚度为10mm，摆臂的一端与配重件连接，另一端与座椅部分通过轴承连接。其中两块钢板的宽度为210mm,另外两块钢板的最宽处为680mm,与配重连接一面的宽度为580mm,距离最宽处2100mm，与座椅一端连接部分的宽度为540mm,距离最宽处2400mm。摆臂中有三块加强板，加强板厚度为10mm。其中两块是距离最宽处800mm处，分布在两侧，另外一块在与座椅部分连接的一面，距离最宽处2000mm。与座椅部分连接的部分的宽面为190mm，另两块板的宽度为540mm，最下端切割成圆弧。摆臂的一块宽钢板的最宽处的中心切割一个直径为270mm的圆孔。另外一块宽的钢板上不切割。配重件的设计是为了减小输入功率的浪费和调整摆臂的重心位置，设计的配重件的尺寸如图3-5所示:图3-5配重块尺寸摆臂的形状如图3-6所示：图3-6摆臂3.1.3其他部分尺寸的设计两摆臂中间是有一根圆柱作为支撑，圆柱为中空的，其厚度为8mm，其长度为5760mm，直径为270mm，两端焊接一块直径为350mm的圆形的钢板，厚度为20mm，与摆臂焊接在一起的是一段长360mm的圆柱，直径也为270mm，圆柱贯通入摆臂，与摆臂的相对的另一快钢板的内壁焊接在一起，直径也为270mm，厚度也为8mm。立柱两侧是需要两个支承架来辅助支承立柱的，支架是由四块钢板焊接而成的柱壁厚5mm，其中两块钢板的宽度为50mm,另外两块钢板的宽度为70mm。支架的两端是通过两个辅助连接连接到立柱和地梁上的，辅助连接的,辅助支撑与支架是通过两块钢板通过M8的螺栓连接在一起的，两块钢板的尺寸为100mm120mm10mm，钢板焊接后还需要焊接三个筋加强连接强度。与地梁连接和与立柱连接的的辅助连接件如图3-7所示：图3-7辅助连接座椅部分是通过一块块著板焊接在一起的，只承载人的重量，强度要求不会很大，座椅部分如图3-8所示：,图3-8座椅座椅是通过座椅舱与一直径为160mm的圆柱连接，而圆柱则是插入轴承圈内，与轴承连接在一起。其中还有加强筋，加强筋的厚度为10mm。大概尺寸如图3-9所示：图3-9座椅仓两个地梁中间用支撑架填充，支承架是由两根工字形状的钢和一些支撑架组成的。其大致尺寸如图3-10：图3-10支承底架工字形刚的厚度为5mm,其中的三角形支撑管为5mm厚的钢板焊接而成的。高空揽月的各部分尺寸设计完成。另外支承底架上与地梁上平面还有50mm的落差，为了节省金钱，而且填充物上只是为了让游客暂时停留，不需要承受很大的力，所以不需用钢板或者铁板来填充，用比较硬的木板来填充就行了。3.2各连接部位的强度校核3.2.1座椅仓部位螺栓及焊缝的强度校核座椅仓部分是通过螺栓组进行连接的，而螺栓为M20。选择螺栓材料为Q235，且选取它的性能等级为4.6的螺栓，这样可查的材料的屈服极限,它的安全系数。座椅部分不管是运动时还是静止时，基本上没有轴向力，所以只算其垂直向下的力，当处于静止时：只有重力，两面两个接触面，一共14个螺栓，所以一个结合面只承受一半的重力。其一般重力为20KN，查的结合面的摩擦系数，取防滑系数，所以每个螺栓需要的预紧力为（3-1）校核螺栓所需预紧力是否满足要求对碳钢螺栓，M20螺栓的公称直径,螺纹小径（3-2）已知，其中，取预紧力的下限，即而要求的预紧力大约为5714.3N，远小于所取螺栓预紧力下限的预紧力。当高空揽月运动的时候，座椅部分是靠惯性运动的，座椅的最大线速度为5m/s，此时每个螺钉需要的预紧力就会变大，而此时每个螺钉所需的预紧力大约为（3-3）此时的预紧力为12857.16N还是远小于所选取螺栓预紧力的下限32668.56N，所以所选的螺栓满足要求。焊缝的校核焊缝的校核只计算其转动时的强度校核。此时的载荷为（3-4）取焊缝的腰长为.此时焊缝在连接面的投影面积(3-5)式中,t为壁厚是5mm。所以在焊缝危险截面上所产生的切应力是(3-6)查表可查得焊缝的许用切应力,所以焊缝满足强度要求。3.2.2回转支承部位螺栓及焊缝的强度校核回转支承是摆臂与立柱的连接部分，回转支承的转动带动摆臂的摆动。摆臂与回转支承的结合面与回转支承和立柱的结合面螺栓和焊缝所需的强度相差一个回转支承与一块钢板的重力，相差不大，所以只校核一个就行了。回转支承与立柱结合面螺栓强度的校核回转支承与立柱是通过十个M22的螺栓连接在一起的。根据普通螺纹标准可知螺纹的公称直径为22mm，其螺纹小径d=18.7mm。当座椅部分处于最下端时座椅部分靠惯性的运动速度最大，而此时螺栓受到的力也就最大。查的结合面的摩擦系数，取防滑系数。此时摆臂的摆动速度为0.26rad/s，式中为一半座椅和人的质量约为2000kg，是座椅部分的最大线速度为5m/s，是与座椅部分连接受重力到回转支承的距离约为1.5m，为摆臂下半部分的质量约为200kg，为摆臂上半部分与配重的质量约为350kg，为配重部分连接受重力到回转支承中心的距离约为1.2m,此时所受力大小(3-7)此时每个螺栓所需的预紧力为（3-8）对于碳钢的要求（3-9）其中已知，，取其下限，所以要求的每个螺钉的预紧力为37647.6，小于所取预紧力的下限，所以选择的螺栓符合强度要求。焊缝的强度校核由以上说明可知当座椅部分转到最下端时，焊缝承载的力最大。此时承载的力约为125492N。取此处的焊缝的腰长为k=8mm，所以此时焊缝在连接面的投影面积(3-10)式中,t为壁厚是12mm。所以在焊缝危险截面上所产生的切应力是(3-11)查表可查得焊缝的许用切应力,所以焊缝满足强度要求。3.2.3支撑架部位螺栓及焊缝的强度校核支撑架起到辅助支承的作用，支架的主视图，如图3-11：图3-11支架当高空揽月的摆臂部分转到与立柱垂直的时候，支架的承受力最大，计算此时螺栓和焊缝的强度是否满足要求。螺栓强度校核为座椅部分和人以及摆臂与座椅部分的质量约为2200kg,为配重块和与配重块连接部分摆臂的质量约为500kg，约为2.8m，约为2.1m，此时支架承受的顺着支架方向向外的拉力（3-12）连接部分是用十个M8的螺栓连接起来的，根据普通螺纹标准可知螺纹的公称直径为8mm，其螺纹小径d=6.8mm。对于碳钢的要求（3-9）其中已知，，取对螺栓所需预紧力的下限，所以而每个螺栓实际承受的预紧力约为800N远小于上值，所以所选用的螺栓满足其强度要求。焊缝强度校核由以上说明可知当座椅部分转到与立柱垂直时，支架焊缝承载的力最大。此时的承载的力约为。取此处的焊缝的腰长为，所以此时焊缝在连接面的投影面积(3-10)式中,t为壁厚是5mm。所以在焊缝危险截面上所产生的切应力是(3-11)查表可查得焊缝的许用切应力,所以焊缝满足强度要求。高空揽月所选钢材为Q235，即这种刚的屈服强度为235MPa。当高空揽月运动到座椅部分处于最低端时，地梁与立柱接触部分承受的力最大，此时为高空揽月地梁部分以上的一半质量（3-12）立柱与地梁的接触面积为所以接触面的屈服强度为（3-13）次数值小于所选钢材的强度要求，所以所选钢材满足要求。3.3本章小结本章确定了各部分的尺寸，也对需要校核的部分进行了强度校核。经过强度校核确定了所选的各种螺栓满足强度要求，各部位的焊缝的强度也满足设计需要。满足了各种强度要求确保了高空揽月的安全性，确保生产出来的产品运转时的安全。第3章REF_Ref168484495\h错误！未找到引用源。PAGE25第4章轴承的设计4.1轴承的选择高空揽月的所用的轴承是用来承载座椅部分的，与圆柱相接触。由于高空揽月的体积较大，承载的座椅和人质量较大还有保证安全，所以圆柱的的尺寸不能太小，我选择用直径为160mm的圆柱，所以选择的轴承的内径也为160mm,而且其接触面应较大，所以我所需要的轴承为双排圆柱滚子型号的轴承。4.2轴承的校核由于高空揽月的座椅部分是做的圆周运动，所以轴承受到的有轴向力，需要计算其径向力。静止不动时只承载座椅以及人的重力。每个座椅以及人的重量按200kg来算，其中人按60kg算，一共有20个座椅，可承载20个人，圆柱以及连接部件的重量按100kg来算。空载时其重力为：=g+Mg=20g+Mg（3-1）=2014010N+10010N=15KN满载时其重力为：=g+Mg(3-2)=2002010N+10010N=41KN当高空揽月运转的时候，其落到最下端的时候，座椅部分的运转速度最大这个时候轴承的承载力也最大，座椅部分的最大线速度为5m/s，其回转半径按0.4m来计算，此时其重力为：=+(3-3)=41000N+20020N=291KN轴承的受径向力情况如图4-1：图4-1轴承的受力两面有两个轴承，而且高空揽月是两面对称的，所以每个轴承的承载的径向力都一样，都是重力的一半。所选轴承的载荷为518KN，满足其承受最大力时的重力。轴承的寿命验算：查表13—5可以知道它的轴向载荷系数：因为轴承旋转的时候受到的是中等冲击载荷，按表，取，则(3—4)=218.25KN所以轴承的寿命：（3—5）=21623.25h能够使用两年多，满足设计要求。4.3本章小结现代社会的发展较快，轴承作为机械中较为重要的一个部件，它是依靠主要元件间的滚动接触来支撑转动零件的。随着时代的发展，如今的滚动轴