机械设计课程设计垂直斗式提升机传动装置设计.docx

可编辑目录一、传动方案拟定3二、电动机选择4三、计算总传动比及分配各级的伟动比6四、运动参数及动力参数计算7.五、皮带轮传动的设计8六齿轮设计一高速级齿轮传动齿轮设计11 二低速级齿轮传动齿轮设计16七、轴的设计I轴的设计21II 轴的设计25III轴的设计30八键联接的校核计算34九滚动轴承的校核计算36十减速器箱体的设计37精品文档第二组：垂直斗式提升机传动装置1. 设计条件：1) 机械功用:由料斗把散状提升到一定高度 .散状物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等；2) 工作情况:单向工作,轻微振动;3) 运动要求:滚筒转速误差不超过 7%;4) 使用寿命:八年,每年 300 天,每天 16 小时；5) 检修周期:半年小修,二年大修;6) 生产厂型:中型机械制造厂；7) 生产批量:中批生产。2. 原始数据：滚筒圆周力 F=4000N；滚筒圆周速 V=1.3m/s；滚筒直径D=350mm；一、传动方案拟定为了估计传动装置的总的传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw, 即：V= *D*nw/（60*1000 ）n 筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min选用同步转速为1000r/min或 1500r/min的电动机n=71r/min 作为传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为i=14 21, 根据传动比值可初步拟定以二级传动为主的多种传动方案。根据所给的带式传动机构，可将减速器设计为二级展开式减速器。二、电动机选择1 、电动机类型的选择：根据工作条件和工作要求，先用一般用途的Y （IP44 ） 系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2 、电动机功率选择：（1） ）传动装置的总功率： = ×3×2××总带轴承齿轮联轴器滚筒=0.96 ×0.99 3 ×0.97 2 ×0.99 ×0.96=0.833(2) 电机所需的工作功率： =0.833总P工作=P / W总=FV/ （1000 总）=4000 ×1.3/(1000 ×0.833)=6.243KW(3) 电动机的额定功率 P工作根据工作功率可以查知Ped=7.5WP工=6.24KW(4) 电动机的转速 n电动机计算滚筒工作转速：V= *D*nw/（60*1000 ）n 筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min按手册 P7 表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器 传动比范围I =36 。取 V带传动比aI =24 ，则总传动比理时范围为 I =1896 。故电动机V=71r/min1转速的可选范围为 n 71=127810224r/mina=I × nda= （ 1896） ×筒符合这一范围的同步转速有 3000 和 1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案如下表：方案电动机型号额定功率电动机转速同满步载质量总传动比带传动比高速级I低速级I1Y132S2-27.530297040.34.53.000008532Y132M-47.515148120.33.330040288综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 2 方案比较适合，则选n=1500r/min 。4 、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选用传动比的要求，可选用Y132M-4型号电动机。其 主 要 性能 ： 额 定 功 率： 7.5KW， 满 载 转速1440r/min，最在转矩/ 额定转矩=2.3 ，质量 81kg 。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1 、总传动比：i =n/n=1441/71=20.282总电动筒2 、分配各级传动比总1） ）据指导书，取带传动比为 2 ，低速级圆柱齿轮传动比i =20.282为 3 。2） ）i= i ×i×i总带齿轮低齿轮高i=i/i×i=20.282/(2×3)=3.38齿轮高总齿轮低带ii=1.126>1.1齿轮高/齿轮低传动比分配合适。四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nn 电机=1440r/min0=n = n /i=1440/2=720 r/minI 0带n =n / i=720/3.38=213(r/min)II I齿轮高n =n /i=213/3=71(r/min)III II齿轮低2、 计算各轴的功率（KW）PP =7.5KW0=edP = P × =7.5 0.96=7.2KWI 0带P =P ××II I齿轮轴承=7.2×0.97×0.99=6.91416KWP =P ××III II轴承齿轮=6.91416×0.97×0.99=6.6397KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）n =01440r/minn =720Ir/minn =213r/mIIinnIII=71r/minT =9.55×103P/n =9.55×103×7.5/1440P =7.5KW0000=49.74N·mT =9.55×103P /n =9.55×103×7.2/720I IIP =7.2KWIP =II=95.5 N·mT =9.55×103P /nII IIII=9.55×103×6.91416/213=310 N·m6.9142KWP =6.64KIIIWT =9.55×103P /n =9.55×103×6.6397/71IIIIIIIII=893.09 N·m项目电动机轴高速低速轴轴低速轴T =49.7N·0转速（r/min）144072021371mT =95.5N ·I功率（kw）转矩23.383（N·m）7.549.747.295.56.913106.64893.09mT =310N ·IIm传动比T =893N·IIIm五、皮带轮传动的设计已知：普通 V 带传动，电动机功率 P=7.5KW，转速N =1440r/min，传动比为i=2，每天工作 16 小时01. 确定计算功率 PCA查表 8-7 可知工作情况系数K =1.3AP=K P=1.3×7.5=9.75KWCAA2. 选择普通V 带截型根据P和 N 由图 8-10 可知应选取A 型带CA03. 确定带轮基准直径，并验算带速1） 初选小带轮的基准直径，由表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直径d =125mmd12） 验算带速V=（×d×N ）/（60×1000）=9.42m/sd10因为 5m/s<V<30m/s,帮带速合适。3） 计算大带轮的基准直径dd2d=i·d=2×125=250mmd2d14. 确定V 带的中心距a 和基准长度Ld1) 据式 0.7(d+d )a 2(d+d ),初定中心距为d1d20d1d2a = 500mm02) 计算带的基准长度LdP=CA9.75KWd=125md1L =2a +1.57(d +d )+(d -d)/4amd0d1d2d2d10500=2 × 500+1.57(125+250)+(250-125)2/4 ×=1596.86mmV=9.42m/s根据课本表（8-2）取L =1600mmd根据课本式（8-23）得：aa +L -L /2=500+(1600-1596.86)/2=502mm0d03) 验算小带轮包角 =1800-(d-d/a×57.301d2d1)d=250md2m=1800-(250-125)/502×57.30=166.248>1200（适用）5. 确定带的根数1) 计算单根V 带的额定功率根据课本表（8-4a）P =1.92KW0根据课本表（8-4b）P =0.17KW1根据课本表（8-5）K=0.96根据课本表（8-2）K =0.99L由课本P83 式（5-12）得a = 500mm0L =1600mdma =502mmZ=P/P=P/ (P +P )KK CACA11L=9.75/(1.92+0.17) ×0.96×0.99=4.665所以取 5 根V 带。6. 计算单根V 带的初拉力的最小值由课本表 8-3 查得 q=0.1kg/m，单根 V 带的最小初拉力：(F )=500P（2.5/K-1）/(ZV K)+qV2P=1.92KW0minCA0=500×9.75×(2.5/0.96-1)/(5×9.42×0.96)+0.1×P =0.17KW19.422N=163.13N7. 计算压轴力作用在轴承的最小压力FpK=0.96K =0.99LF =2ZF sin /2=2×5×163.13sin166.248/2p01=1619.57NZ =5(F )=0 min163.13N六齿轮设计(一)高速级齿轮传动齿轮设计已知： 输入功率 P=7.2KW, 小齿轮的转速 n1III=720r/min，传动比为 I=3.38，工作寿命 8 年，每天工作16 小时，每年 300 天，传动输送机轻微振动，单向工作。1. 选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1） 按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。3)材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40 C (调质)，r硬度为 275HBS，大齿轮选用45 钢（调质），硬度为240HBS 二者材料相差为 30HBS。F =1619.5p7N4 ） 选用小齿轮齿数为 Z =25 ，则大齿轮的齿数为1Z =3.38×25=84.5，取Z =85。225）选用螺旋角：初选螺旋角为=1502. 按齿面接触疲劳强度设计由d 1t确定有关参数如下： 1)传动比i=3.38实 际 传 动 比I =85/25=3.4,传 动 比 误 差 ：0(i-i /I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%<2.5% 可用.0)齿数比：u=i =3.402) 由课本表 10-7 取 =1d3) 选取载荷系数Kt=1.44)由图 10-30 选取区域系数为Z=2.425HZ =251Z =8525 ） 由 图10-26 ， 可 知=0.79,=0.88, 所 以=150=+=0.79+0.88=1.676) 由 表10-6查 知 材 料 的 弹 性 影 响 系 数ZE=189.8MPa1/27) 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa 和大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa8) 计算两齿的循环次数N1 =60* n1* j* Lh=60×720×1×(16×300×8)=1.66×109N2 = N1/3.4=4.91×108由图 10-19 取疲劳寿命系数K=0.90，K=0.94HN1HN29）计算接触疲劳许用应力u=i =3.40Kt=1.4Z=2.425H=0.79=0.88=1.67取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式（10-12）Z =189.8E可知：=K/S=0.96×600=540MPa1HN1*MPa1/2= K2HN2*=(1+/S=0.94*550=517MPa)/22= 600MPa(2)计算=(540+517)/2MPa=528.5MPa= 550MPa N1=1.661）试计算小齿轮分度圆直径d,由上述公式可得1td >=54mm1t2) 计算圆周速度V=（×d ×N ）/（60×1000）=2.04m/sdt03) 计算齿宽系数 b 以及模数mntb= ×d =1×54=54mmd1t×109N2 =4.91×108K=0.90HN1K=0.94HN2=540m =(dcos150)/ Z=2.09MPant1t*1h=2.25×m =4.69mmntb/h=11.5=5172MPa4）计算纵向重合度=0.318 * * Z *tand1=0.318*tan150×25×1=2.135) 计算载荷系数K使用系数K =1.25 , 根据 V=2.04m/s,7 级精度，AK =1.09V=528.5MPaV=2.04m/sb=54mm由表 10-4 查得 KHK=1.32F=1.419 由表 10-13 查得m =2.09nth=4.69mm由表 10-3 查得 K=K=1.1HHK=K K KK=1.25*1.09*1.419*1.1=2.13AVHH6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d =d （K/K ）1/3 得11ttd =54×（2.13/1.4）1/3=62.11mm17) 计算模数mnm = d *cos/ z =2.4n113. 按齿根弯曲强度设计m >=nb/h=11.5=2.13K =1.25AK =1.09VK =1.419HK =1.32(1) 确定参数1）计算载荷系数K= K K KKFK = 1.1HK =1.1=1.25*1.09*1.1*1.32=1.98HAVFFd =62.11m12) 根据纵向重合度数Y=0.883) 计算当量齿数，由图 10-28 查得螺旋角影响系mm =2.4nZ=Z /(cos)3=27.74V11Z=Z /(cos)3=94.32V224) 齿形系数Y和应力修正系数YFaSa根据齿数Z =25,Z =85 由表 6-9 相得12Y=2.56Y=1.607Fa1Sa1Y=2.19Y=1.78Fa2Sa25) 由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度K=1.98 Y=0.88FE1=520MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE2=480MPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K=0.88，K=0.91Z=27.74FN1FN2V16) 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数S=1.5 = K/S=0.88*520/1.5=293.33F 1FN1FE1 K/S=0.91*480/1.5=291.2F 2=FN2FE28) 计算大小齿轮的Y Y/ 并加以比较FaSaFYY/ =2.56*1.607/293.33=0.0014025Fa1Sa1FY Y/ =2.19*1.78/291.2=0.013387FaSaF小齿轮的数值大（2） 设计计算Z=94.32V2Y=2.56Fa1Y=1.607Sa1Y=2.19Fa2Y=1.78Sa2FE1=520MPaFE2=480MPam >S=1.5n 对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面F 1模数m，取m=2mm 已满足要求，但是为了同时满足接=293.33nn =291.2触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径F 2d =62.1mm 来计算应有的齿数，于是1Z =d×cos150/m =62.1*cos150/2=29.99, 取11nZ =301Z =i*Z =3.4*30=102,为了与小齿互质，取Z =1012124. 几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z +Z )* m /(2*cos)12n=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm将其圆整为a=136mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角Z =301Z =1012=arccos(Z +Z )* m/(2*a)12n=arccos(30+101)*2/(2*136)= 15.5850由于改变不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮分度圆直径a=136mmd =Z m /cos=30*2/cos150=62.12mm11*nd2 = Z2* mn/cos=101*2/cos 150 =209.12mm(4)计算齿轮宽度B= ×d =1*62.12=62.12mmd1经圆整后，取B1=70mm,B2=65mm 二低速级齿轮传动齿轮设计已知：输入功率P=6.91KW, 小齿轮的转速 n1II= 15.5850=213r/min，传动比为 I=3.38，工作寿命 8 年，每天工作d =62.12m116 小时，每年 300 天，传动输送机轻微振动，单向工作。 m1. 选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1） 按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GBd2=209.mm10095-88）。B1=70mm3)材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40 C (调质)， B2=65mmr硬度为 275HBS，大齿轮选用45 钢（调质），硬度为240HBS 二者材料相差为 30HBS。4）选用小齿轮齿数为Z =24，则大齿轮的齿数为1Z =3×24=72。22. 按齿面接触疲劳强度设计由d 2.321t确定有关参数如下：1)传动比i=32)由课本表 10-7 取d=0.83) 选取载荷系数Kt=1.34) 由 表10-6查 知 材 料 的 弹 性 影 响 系 数ZE=189.8MPa1/25) 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=580MPa 和大齿轮的接触疲劳强度极限=500MPa6) 计算两齿的循环次数N3 =60* n2* j* Lh=60×213×1×(16×300×8)=5.53×108N4= N3/3=2.31×106由图 10-19 取疲劳寿命系数K=0.95，K=0.98HN3HN37）计算接触疲劳许用应力 =0.8dKt=1.3=取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式（10-12）580MPa可知：=K/S=0.95×580=551MPa=3HN3*= K3HN4*/S=0.98*500=490MPa500MPa=()/21+2N3=5.53(2)计算=(540+517)/2MPa=528.5MPa×108N4=2.311）试计算小齿轮分度圆直径d,由上述公式可得1td >=107.945mm3t2) 计算圆周速度×106V=（×d ×N ）/（60×1000）=1.2m/s3t03) 计算齿宽系数 b 以及模数mntb= ×d =0.8×107.94=86.35mmd1tm =d / Z =107.94/24=4.4975t3t1h=2.25×m =10.119mmtb/h=8.5344) 计算载荷系数K使用系数K =1.25 ,根据 V=1.2m/s,7 级精度，K =1.06AV由表 10-4 查得K=1.301 由表 10-13 查得K=1.26V=1.2m/sHF由表 10-3 查得 K=K=1HHK=K K KK=1.25*1.06*1.301*1=1.724AVHH5) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d =d （K/K ）1/3 得33ttd =107.945×（1.724/1.3）1/3=118.59mm16) 计算模数mnm = d / z =4.94t333. 按齿根弯曲强度设计m >=t(1)确定参数1）计算载荷系数K= K K KK=1.25*1.06*1*1.26=1.67b=86.35mmm =4.4975th=10.119mm b/h=8.534K=1.724AVFF2) 齿形系数YFa 和应力修正系数YSa根据齿数Z =24,Z =72 由表 6-9 相得34Y=2.65Y=1.58Fa3Sa3Y=2.236Y=1.734Fa4Sa43) 由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度d =118.591mmFE3=450MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE4=410MPam =4.94t由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K=0.93，K=0.97FN3FN44) 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 = K/S=0.93*450/1.5=298.93MPaF 3FN1FE1 K/S=0.97*410/1.5=284.07 MPaF 4=FN2FE25) 计算大小齿轮的Y Y/ 并加以比较FaSaFYY/=2.65*1.58/298.73=0.01401Fa3Sa3F3YY/=2.236*1.754/284.07=0.01381Fa4Sa4F4（2）设计计算m>=3.157K=1.67Y=2.65Fa3Y=2.236Fa4Y=1.58Sa3对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数Y=1.734Sa4m，取 mn=4mm 已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳FE4=410MPa强度， 需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径K=0.93d =118.59mm 来计算应有的齿数，于是3FN3K=0.97Z =d /m=118.59/4=30FN433 =298.9Z =i*Z =90F 343MPa4. 几何尺寸计算（1） 计算中心距a=(Z +Z )*m /2=(30+90)*4/2=240mm34（2） 计算大小齿轮分度圆直径d =Z m=30*4 =120mm33*d = Z * m=90*4 =360mm44(3)计算齿轮宽度B= ×d =0.8*120=100mmd3经圆整后，取B4=96mm,B3=100mm 5大带轮结构设计如下图所示： 284F 4=MPaZ =303Z =904a=240mmd =120mm3d4=360mmB4=96mm B3=100mm七、轴的设计I 轴的设计已知：P =7.2KW，n =720r/min, T =95.5 N·m,I IIIB=70mm1. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮直径为d =62.12mm,F =2* T /dtI=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69NF =F ×tan=3074.69*tan200=1158.57Nrt2. 初选轴的最小直径先按式 d>=A。，选轴为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取A。=125，于是得（d）=125*=26.93mmmin因为中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以d=（d）（1+7%）=28.32mmminmin轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计Ft=3074.7 NFr=1158.6 N（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径dmin=28.3mm1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的作用， 故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d=28.32mm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标min准精度等级的角接触轴承 7207AC 轴承，其尺寸是 d×D×B=35×72×117, 所以d=35mmI-II即d=d =35mmI-II-2）I-II 段左端要有一轴肩，故取 dII-III=32mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为 56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取LI-II=54mm。3）II-III 段的轴头部分LII-III=50mm III-段部分LIII-=35mm-段部分 L-=41mm -段部分 L-=41mm4）取两齿轮齿面距箱体内壁a =15mm,两齿面距离为1a=15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取2S=8mm,倒角R=2mm 5）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。齿轮与轴之间的键选取 b×h=8mm×7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6； 轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。6）确定轴上圆角和倒角的尺寸a =15mm1a =15mm2参照表 15-2，取轴端倒角为 2×450，各轴肩处圆角半S=8mm 径依表查得。4. 求轴上载荷载荷支反力 F（N）弯矩 M（N·mm） 总弯矩（N·mm）水平面axF=1634bxF=3175.2pF =1734.5H1M=95589.05H2M=154370.51M=108195.9垂直面ayF=866.43byF=-144.65V1M=50686.16V1M=-25097.072M=98828.98II扭矩T=95500 N·mm5. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的 截面（即最危险截面）的强度，按式 15-5 能上表中的数据， 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力： =ca=38.4MPa首选材料为 40Cr，调质，由表 15-1 查 =70MPa-1因此 < ，故安全。ca-1II 轴的设计已知：P=6.91KW，n =213r/min, T=310 N·m,II IIIB=65mm, B=100mm斜直1. 求作用在齿轮上的力1）已知高速级大齿轮直径为d =209.12mm,2F =2* F /dt2I2=2*310*1000/209.13N=2965NF =F ×tan/cos=2965*tan200/cos=1117Nr2t2 =38 .4caMPaF =F ×tan=2965*tan150=795Na2t22)低速级小齿轮直径d =120mm1F =2T /d =2*310*1000/120=5167Nt1II1F =F ×tan=5167*tan200=1881Nr1t12. 初选轴的最小直径先按式 d>=A。，选轴为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取A。=118，于是得F =2965Nt2（dmin）=118*=37.6mmF =1117Nr2因为中间轴上开有两面个键槽，所以应增大 7%，所以d=（d）（1+7%）=40.232minmin轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计F =795Na2F =5167Nt1F =1881Nr1（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力 dmin=40mm 的伯用， 故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dI-II=40.232mm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承 9309AC 轴承，其尺寸是 d×D×B=45×85×18, 所以d=45mmI-II即d=d =45mmI-II-2)II-III 段的轴头部分LII-III=50mm III-段轴头部分LIII-=54mm -段轴肩部分L-=64mm -段部分 L-=54mm3） 取两齿轮齿面距箱体内壁a =15mm,两齿面距离为1a=15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取2S=10mm,倒角R=2mm，B2=65mm.B1=100mm,L=2*R+B1+B2+2* a +a +2*S+2B12=2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19=272mm 4）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。斜齿轮与轴之间的键选取 b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；直齿轮与轴之间的键选取 b×h=14mm×9mm, 键槽用键槽铣刀来加工，长为 82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处L=272mm选轴的直径尺寸公差为m6。 5）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表 15-2，取轴端倒角为 2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。4. 求轴上载荷载荷支反力 F（N）