便携式高枝动力剪切机的设计（含全套CAD图纸）【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 便携式高枝动力剪切机 的设计 摘 要 ： 随着城市绿化工程的发展，急需开发方便实用的高大树木剪切机。传统的修枝方式仍是人工架梯使用修剪工具进行， 这种工作状态不仅作业条件差， 体力消耗大，效率低，而且很不安全。而目前一般采用的高枝修剪机存在着操作杆过重，劳动强度大，极易疲劳等问题。为此我们设计了一种劳动强度小、 操作方便的便携式高枝剪切机。 关键词 ： 工作头；切削力；锯切；伸缩杆；剪切；小推车 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 of is of in a at hi to be is so on we of to be of 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 目 录 摘要 1 关键词 1 1 前言 1 携式高枝动力剪切机 国内外现状 2 携式高枝动力剪切机 提出的依据和意义 3 题研究的内容和方法 3 2 方案确定 4 3 受力分析 7 枝过程中运动分析与功率计算 7 4 动力源的选取 8 5 传动部分的设计 9 动部分设计 9 的强 度校核 9 的选择 9 定键的尺寸 9 算挤压强度 9 锥齿轮的强度校核 10 材料、热处理方法、定精度等级 10 步设计 10 核接触强度 13 核齿根弯曲强度校核 15 轮各检验项目及公差值的计算 16 的强度校核 18 扭转强度条件计算 18 6 轴套的强度校核 21 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 支撑杆的强度校核 23 撑杆的扭转强度校核 23 弯矩强度条件计算 24 8 附件 25 参考文献 25 致谢 26 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 1 前言 为实现城市绿化工作的现代化，国内外园林科技工作者研制了不少园林剪切机。有剪草机 系列、园林绿化剪枝系列、园林喷灌系列、园艺工具系列等。这些园林剪切机被广泛应用于高尔夫球场、足球场、公共绿化场所、跑马场、宾馆机关、学校、企业、高尚住宅等。然而在园林绿化剪枝系列中，对高枝剪切机的研究尚处于薄弱环节，而现代化园林对高枝剪切的要求越来越强烈。一是因为树木本身生长的需要，二是因为园林高枝有些影响总体美观，有些影响建筑物和某些公益设施，甚至对高压电线造成了一定的影响，故这些高枝必须修剪。而现有的高枝剪切机仍沿用五六十年代的手拉式剪刀，人工劳动强度大，使用不便，剪切效果也不太好（稍粗一些的树枝难以剪 掉）。由此可见，研究一种用动力代替人工剪切的园林高枝剪切机具有重要的意义。 通过调查，在园林绿化机械中，动力机械的销售，形势年年看好，销售额逐年上升，其他地区的销售形势也非常可观，因此园林高枝动力剪切机具有广阔的是市场前景。 就高枝剪切机的研制而言，现在尚未发现国外的定型产品及有关研究资料。国内园林实业公司丹阳皇塘林业机械厂曾生产过一种 升缩式液压高枝剪枝机，且剪枝刀具仍用剪刀，故剪切力度不够，使用性能欠佳，达不到使用要求，没有被广泛使用，现在厂家已经停产。为了解决以上的问题，我们以汽油机为动力源 ，动力通过轴传给锥齿轮然后带动圆盘锯切割树枝，切削力度大，可剪 100树枝；采用伸缩式撑杆，可修剪 4 米 高的树枝 ,效果好。 携式高枝动力剪切机 国内外现状 国内现状：目前，全国各主要城市对各种便携式高枝剪切机需求量较大， 随着城市绿化工程的发展，急需开发方便实用的高大树木剪切机 。在公园、住宅小区里， 传统的修枝方式仍是人工架梯使用修剪工具进行 ；除此之外，还有像背负式高枝剪切机，不过这种也存在一定的负重。另外 园林绿化中修剪树木常用的园林机械之一 有 高枝锯 ，不过 它是单人操作难度大、危险性强的一种园林买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 2 - 机械 。所 以 我们设计了一种劳动强度小、操作方便的便携式高枝剪切机。剪切机， 通过动力不同分为电动和内燃动力 ， 内燃动力分为二冲程和四冲程汽油机 ， 通过传动方式不同分为软轴传动和直杆传动 。且 用途十分广泛 ，可用于园林绿化、庭院维护、公路清理、森林防火 。 我国自主生产的 高枝剪切机 亦位于世界前列，但其设备的总体规模、生产能力和产品的技术水平仍与国际大公司的产品相距甚远。发达国家在 高枝剪切机 领域已基本实现数控化生产，从而使其产品的品类、精度水平和劳动生产率都得到了大幅度的提高。过去的 20年，是我国社会经济发生巨大变革的时期，也是我国园林机械行业飞速发展的时期，特别是自 20世纪 90年代以来，我国园林机械产业百舸争流，千帆竞发，骨干企业“旗舰”突出，使得我国一跃成为世界园林机械制造大国。 21世纪头 20年，是我国经济社会发展的重要战略机遇期，也是我国园林机械行业发展的关键时期，全行业要坚持邓小平理论和“三个代表”重要思想，牢固树立和落实科学发展观，巩固成果，正视差距，奋力拼搏，努力推进由园林机械制造大国向园林机械制造强国的转变。 携式高枝动力剪切机提出的依据和意义 由于以前人们乱砍乱伐，造成了生态不平衡，世界气温变暖，现在人们越 来越重视城市绿化工作，随着城市的绿化工作的进行，树木的高枝剪切也原来越重视，在公路、街道以及广场等地， 随着人们生活水平的不断提高和我国园林业的不断发展，园林绿化已成为一个国家、地区或城市文明与发展程度的一个重要标志，因此便携式高枝动力剪切机将会有很好的市场前景和经济效益。相对于五六十年代的人工剪刀而言，急需要一种具有如下特点的高枝动力剪切机： 音小，无污染，使用方便，灵活， 适用于园林高枝修剪间歇作业 。 使用安全 ,可靠，便于维修。 更适合家庭用户的审美要 求。 因此设计一种便携式高枝动力剪切具有重要的意义。 题研究的内容和方法 （ 1）研究内容： 既然是便携式高枝剪切机，该机分为小推车和机具两部分，机具部分的工作杆与焊接在小推车上的支持板相铰接。该剪切机采用电动机为动力，将其置于小买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 3 - 推车上，推车旁安装一带铰链结构的支持板，机具杆通过铰链能做自由转动，以适应工作时机具杆角度的需要。在推车与支持板上安有带轮机构，既可防止过长的软轴影响工作安全，又可通过带轮张紧离合器，即通过在导轨上移动动力使带轮中心距变化从而实现张紧和放松，进 而分离和连接动力到工作机。工作时，操作者一手推小推车，一手持工作杆，发动电动机，合上离合器，动力通过软轴转动传递给齿轮箱弧齿锥齿轮做减速、 90 度换向，然后通过偏心轴带动锯片旋转而切削树枝。机具杆为嵌套结构，通过上面的锁紧螺母来松紧内涨套，从而达到所需的长度。 （ 2）研究方法： 通过查阅相关文件，对便携式高枝剪切机有初步的认识。 根据自己设计的题目，有重点有步骤的研读文件，结合以前已有研发出来的一些图纸等设计资料，做到心中有数。 结合机械设计手册等相关资料，着手主要零部件参数的设计计算。 使用 软件完成零件图和装配图的绘制。 2 方案确定 此机可用的方案有电瓶电机、内燃机作动力两大类，而电瓶电机又可分为电机置于工作头和置于背架上两种，内燃机动力源式可分为软轴类传动和轴类传动，因此该机器有以下几种可能的方案可供选择。 a 电瓶电机且电机置于工作头的方案 ,如图 （ a） ； （ a） 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 4 - b 电瓶电机且电机置于小推车上软轴传动方案如图 （ b） ； （ b） c 电瓶电机且电机置于小推车上的轴传动方案 , 如图 （ c） ； （ c） d 内燃机软轴传动方案如图 （ d） ； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 5 - （ d） e 内燃机轴传动如图 （ e） 。 （ e） 综上所述，故选用方案 a，其主要设计要点是利用定制的电动机，获得合适买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 6 - 的转速与功率输出， 通过保护型联轴器直接与工作头相连，传动距离较近，所以能够获得较高的传递效率。 3 受力分析 枝过程中运动分析与功率计算 修枝过程圆锯片的切削力为横向锯切，影响切削力有多个因素：于树种、每齿进给量 锯路宽度 b ，锯齿的锐利程度 切削角度 ，斜挫角 ，以及木材含水率 w 等有关，横向锯切功率 10260/ 以桦树为例： 初切削力 3)( P ，式中 ：刀具斜磨角； ：前角。横向锯切功率： 100h (锯路高度最大时 )， z=80, 手工进给 切削力 )( 人持杆时受力情况分析如图 1 所示， 工作杆的全长，（全伸出时因为此时弯矩最大，重力 1G 、 2G 对 L 的力矩最大，为最差状态，其中 1 4G ;2 5G 此时能承受即其他时间也是可行的）， 手握点锯活动点的距离， A 点有一活动的连接，连接工作杆于小车 . 图 1 受力分析图 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 7 - 21 c o C G A B G A C 0 . 8 5 4G k g k g 21 c o s 5 5 3 2 . 5 650 . 5G A B G A C 当 ,5时 当 0 , 65最大 ,当 90,F 为 0 全部的重量由背架承受 . 当 80 16 从以上的计算综合分析中可知 ,当 80, 16,操作时 ,使工作杆 与水平线成 80 度左右 ,操作比较轻松 ,受力相对较好 ,但是人的头部上仰角度较大 ,易疲劳 ;当 70 75 时头部上仰的角度较小 ,工作的视线也好 ,操作也较轻松 ,操作者可进行长时间的连续工作 . 4 动力源的选取 修枝过程切削功率 本机采用的是 电机 为动力，圆盘锯锯切，圆盘锯最高只能在 r 左右工作，电 机的转速在 1000 因此可不需要减速，通过锥齿轮换向可接入工作头。 修枝过程圆锯片的切削力为横向锯切，影响 切削力有多个因素：如树种、每齿进给量 锯路宽度 b ，锯齿的锐利程度 切削角度 ，斜挫角 ，以及木材含水率 w 等有关，横向锯切功率 10260/ 以桦树为例： 初切削力 3)( 0 0 P ， 式中 ：刀具斜磨角； ：前角。 横向锯切功率： 40h (锯路高度最大时 )， z=80, 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 8 - 手工进给 切削力 )( 总效率 为从动力源到圆锯片之间 传动机构和轴承的效率， 5 传动部分的设计 电动机输出动力经过锥齿轮换向后，将动力传输至工作头部分。传动特点为：传动过程简单 。 动部分设计 由计算所得定制功率 直流电动机，转速 1 0 0 0 / m 的强度校核 键的类型 应该根据键联接的结构、使用要求和工作状况来选择。选择时应该考 虑传递扭矩的大小，联接的对中性要求，是否要求轴向固定，联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动与滑动距离的长短，以及键在轴上的位置。按照工况要求，选择 A 型普通平键 定键的尺寸 根据 轴的尺寸，查得键的截面尺寸为：键宽 b=3高 h=3据轴以及轴套长度并参考键的长度系列，取键长 L=8 算挤压强度 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 9 - 键的工作长度 l= 8压面高度 3 1 . 522hk m m ，转矩3 6 T T N，查的需用挤压应力 160 则： 32 1 0 2 6 . 0 1 1 0 0 0 1 5 3 1 6 01 . 5 5 1 0p T M P a M P ak l d （安全） 键标记为 3 8 / 1 0 9 6 2 0 0 3G B T 锥齿轮的强度校核 材料、热处理方法、定精度等级 大小齿轮材料均为 20碳，硬度均为 56图 6d）查得li m 1500H M P a ，由 6d）查得 00F M P a ；采用 7 级精度，即： 6C 1365，齿面粗糙度 120 . 8 m 步设计 选用直齿锥齿轮，按接触疲劳强度进行初步设计（参见表 6即： 13 2221 9 6 5 1 1 0 . 5 R R 载荷系数 额定转矩 1 1 19 5 5 0 9 5 5 0 0 . 4 2 1 0 0 0 4 . 3T P n 齿数比 121u n n 齿宽系数 （表 6 许用接触应力 l i 9 0 . 9 1 5 0 0 1 3 5 0 ( 6 5 8 4 ) P a 表 材料配对系数 1 （表 6 初算结果 131 2223229651 1 0 . 51 . 3 6 . 4 79651 1 (1 0 . 5 0 . 3 ) 0 . 3 1 3 5 02 6 . 7R R 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 10 - 几何尺寸计算（按表 6算） 齿数 取 1 18z ，21 1 1 8 1 8z u z 分锥角 1 1a r c t a n a r c t a n 1 4 5u 21 9 0 4 5 4 5 模数 11 2 4 . 8 7 1 8 1 . 4m d z 取 分度圆直径 11 1 . 5 1 8 2 7d m z 22 1 . 5 1 8 2 7d m z 齿宽中点分度圆直径 11 ( 1 0 . 5 ) 2 7 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 2 2 . 9 5 22 ( 1 0 . 5 ) 2 7 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 2 2 . 9 5 外锥距 112 s i n 2 7 2 s i n 4 5 1 9 . 0 9 中锥距 ( 1 0 . 5 ) 1 9 . 0 9 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 1 6 . 2 3 齿宽 0 . 3 1 9 . 0 9 5 . 7 2 7 ， 取 6b 齿顶高 1 ( 1 ) 1 . 5 1 1 . 5ah m x 2 齿根高 1 1 2(1 . 2 ) 1 . 5 1 . 2 1 . 8m x m m h 顶圆直径 1 1 1 12 c o s 2 7 2 1 . 5 c o s 4 5 2 9 . 1 2 1d h 2 2 2 22 c o s 2 7 2 1 . 5 c o s 4 5 2 9 . 1 2 1d h 齿根角 11 1 . 8a r c t a n a r c t a n 5 . 3 8 71 9 . 0 9ff 2 齿顶角 125 . 3 8 7 215 . 3 8 7 （ 523 ） 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 11 - 顶锥角 1 1 1 4 5 5 2 3 5 0 2 3 2 2 2 4 5 5 2 3 5 0 2 3 根锥角 1 1 1 4 5 5 2 3 3 9 3 7 2 2 2 4 5 5 2 3 3 9 3 7 冠顶角 1 2 1 12 s i n 2 7 2 1 . 5 s i n 4 5 1 2 . 4 4d h 2 1 1 22 s i n 2 7 2 1 . 5 s i n 4 5 1 2 . 4 4d h 安装距 取 122 2 考虑齿轮结构情况，以及轮冠距 H 的测量方便 轮冠距 1 1 1 2 2 . 4 4 1 2 . 4 4 1 0 A 2 2 2 2 2 . 4 4 1 2 . 4 4 1 0 A 分度圆齿厚 1 1 12 t a n 1 . 5 2 . 3 5 622tS m x x m m 分度圆旋齿厚 2122111 分度圆旋齿高 5 0 1 o 当量齿数 o s 111 o s 222 当量齿轮分度圆直径 o o s 111 mv o o s 222 mv 齿宽中点齿顶高 35t a a 11 35t a a 22 当量齿轮基圆直径 112c o s 3 2 . 4 5 6 2 2 . 9 52v b 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 12 - 222c o s 3 2 . 4 5 6 2 2 . 9 52v b 啮合线长度 122222221 端面重合度 5 1 s m 核接触强度 强度条件 ，（按表 6行） 计算接触应力 121 式中 2（查图 6 （查表 6 Z （查图 6 1Z （查图 6 Z （查表 6 表 6 bb 1 （查表 6 1 见表 6 式中 100 21 u 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 13 - 1 2 31 4 1 . 8 1 40 . 4 2 9 0 . 0 2 41 6 4 0 . 2 7 5 . 10 . 4 1 3p t m t e Hf y b 14 （查表 6 8.1查图 6 )/(14 （见表 6 （见表 6 见表 6 则 K 查表 6 则 6 4 0 . 8 7 1 12 1 8 9 . 8 0 . 8 8 0 . 8 5 1 1 . 0 5 2 . 2 5 1 . 12 2 . 9 5 5 . 1 11 0 3 6 . 4H 许用接触应力 式中 1（查图 6 Z （选 100 号齿轮油，运动粘度 100 240 ，查图 6 Z （查图 6 Z （按 ，查图 6 1见表 6 则 H 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 14 - 结论： 核齿根弯曲强度校核 强度条件 （按表 6行） 计算齿根应力 式中 1 . 5 1 . 5 2 . 2 5 （查表 6 bb 见表 6 查图 6 查图 6 Y （查 图 6 1Y （查图 6 1见表 6 2 7 1( Rm 则 F 311212 Y 许用接触应力 xR re F m 式中 00 见表 6 见表 6 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 15 - ， （查图 6 按 8.0图 6 1查图 6 则 5 00 F 结论： 1 ， 2 满 足齿根弯曲度。 轮各检验项目及公差值的计算 （小齿轮）精度等级： 6C 1365 对齿轮： 齿距累计公差 32 （查表 6 齿剧极限偏差 14 （查表 6 齿形相对误差的公差 8 （查表 6 切向综合公差 （ 按表 6算） 一齿切向综合公差 （按表 6算） 齿厚上偏差 S 201 ， S 202 （见表 6 齿厚公差 301 ， 302 （见表 6 对齿轮副： 接触斑点 沿齿长方向 50%70% 沿齿高方向 55%75%（见表 6 最小法向间隙 62 （见表 6 最大法向间隙 c o a x 式中 181 ， 182 （查表 6 则 mj n o a x 安装精度 齿圈轴向位移极限偏差 M 17 （查表 6 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 16 - 轴间距极限偏差 18 （查表 6 轴交角极限偏差 30 （查表 6 圆锥齿轮轴工作图图 2 图 2 锥齿轮工作图 2 据小齿轮尺寸，按照机械设计表 6锥齿轮的结构形式，确定小齿轮结构为齿轮轴，见机械设计图 6术要求： 渗碳淬火后齿面硬度 5662余 注明圆 角半径 R=2 未注倒角为 452 。 表 1 齿轮参数表 数 齿数 法向齿形角 分度圆直径 分锥角 根锥角 锥距 变位系数 测量 精度等级 m z d f R x s 8 20 27 45 0 0 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 17 - 全齿高 轴交角 侧隙 配对齿轮齿数 配对齿轮图号 公差组 接触斑点（ %） h z 项目 代号 沿齿高5070 沿齿长5575 m62 m18 公差值 mm的强度校核 本机中最危险的轴为工作头中的输出齿轮轴 ,其即有带轮的压轴力作用 ,同时它又是一根齿轮轴受扭矩作用较大。 扭转强度条件计算 395500000 . 2 式中： T 扭矩切应力，单位为 轴所受的扭矩，单位 W 轴的抗扭截面系数，单位 3n 轴的转速，单位 r/ 轴传递的功率，单位为 d 计算截面处轴的直径，单位为 T 许用扭转切应力，单位为 表 2 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 18 - 表 2 轴常用几种材料的 T 及 0A 值 T A of 轴的材料 /T 0A 20 1525 149126 35（ 1 2035 135112 45 2545 126103 4035383555 11297 注： 1）表中 T 值是考虑了弯矩影响而降低了许用扭转切应力。 2）在下列情况时， T 取较大值 , 0A 取较小值：弯矩较小或只受扭矩作用、载荷平稳、无轴想载荷或只哟较小的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只作单向旋转、；反之， T 取较小值， 0A 取较大值。 作弯矩图 分别按水平和垂直方向计算各力产生的弯矩 . 水平方向 0 m 垂直方向 3 . 2 1 8 . 7 5 6 0 m m 而轴的扭矩为 最大扭矩为 m a x 4 m 并按计算结果分别作出水平方向弯矩图和垂直方向的弯矩图（如下图 3）， 以及扭矩图 . （如下图 3） 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 19 - 图 3 齿轮扭矩和弯矩图 3 知轴的弯矩和扭矩 ,以及轴的截面分布图可知轴的危险截面 (因弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面 )为带轮连接段与轴承台阶的结合处 , 因此对该面进行弯扭合成强度校核 ,按第三强度理论校核有 : 224 通常有弯矩所产生的弯曲应力 是对称循环应力 ,而由于扭矩所产生的应力 则常常不 是对称循环变应力 引入折合系数 ，则计算应力为 22 4 式中的弯曲应力为对称循环变应力，而扭转切应力为对称循环变应力，取 1 ； 零件为圆轴 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 20 - 所以弯曲应力为 ，扭转切应力为2，将 和 代入公式 22 4 则轴的弯扭合成强度条件为 222214 2 W 式中： 轴的计算应力，单位为 M 轴所受的弯矩，单位为 N T 轴所受的扭矩，单位为 N W 轴的抗弯截面系数，单位为 3计算公式由机械设计书表 15 3 30 3 30 . 216T 1 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，其值按机械设计表 15 22222213426 0 1 4 3 0 01 3 . 5 5 51532 W 6 轴套的强度校核 在支杆中主要依靠空心轴套就行扭矩传动，工作头的重量支撑部分依靠主杆以及内涨套，故传动轴套所受弯矩很小可不进行校核，而作为主要的动力传输连接，则需要对传动轴套进行扭转强度校核。 轴套（空心轴） 的工作能力主要取决于轴的强度和刚度，对于一般传动的轴，主要是满足强度要求。然而，只有已知轴上载荷的作用位置以及支点跨距后，才能对轴进行强度计算。 根据轴套传递功率4 5 . 2 5T T N m抗扭截面系数 4 4 4 41 4 1 0 8883 2 3 2 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 21 - 35 . 2 5 1 0 5 . 9 1 1 0 5888 P （安全） 式中： T 扭矩切应力，单位为 轴所受的扭矩，单位 W 轴的抗扭截面系数，单位 3n 轴的转速，单位 r/ 轴传递的功率，单位为 d 计算截面处轴的内径，单位为 计算截面处轴的外径，单位为 T 许用扭转切应力，单位为 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 22 - 7 支撑杆的强度校核 撑杆的扭转强度校核 在非工作状态下起扭矩甚微，而在在切割工作时，圆 锯片所受的径向力与切削力基本相等，则工作杆受力如图 4： 图 4 工作杆受力图 ar 所受的扭矩为 1 3 . 2 6 2 1 9 8 . 4T F L N m m 而扭转应力为 T 其中空心杆的抗弯截面系数 3 4 3 41 0 . 2 116T 1 1买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 23 - d 大圆直径 34 3 44331 0 . 2 116200 . 2 3 0 1 4 3 3 3 . 330 扭转应力为 1 9 8 . 2 0 . 0 4 5 2 54 3 3 3 . 3T P 扭转强度完全可以保证 弯矩强度条件计算 1、 作出轴的计算简图 支撑杆在 0 和 90 之间变动时，在 90 是树枝给的反力所产生的弯矩最大，而工作头和支撑杆的重力所产生弯矩为零。在 0 时树枝所给的反力的弯矩为零，而工作头和支撑杆的重力所产生的弯矩最大 相对与工作头和支撑杆重力所产生的弯矩树枝所给反力产生弯矩要大的多，所以在 0 时为工况最差状态，只要校核该状态的弯矩，则支撑杆的弯曲强度就能满足。 而此时的弯矩图如图 5 F G 2 弯矩图 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 24 - 从弯矩图中可以看出危险截面为离下端 50 厘米的握手处，此处的弯矩为 7500M F L N m m 抗弯截面系数为 34 3 443