哈工大机械设计轴系部件大作业(完整版)
哈工大机械设计大《作业》轴系部件设计完美版
Harbin Institute of Technology课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：郑德志设计时间：2014年11月哈尔滨工业大学目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件结构设计 (2)3.1轴向固定方式 (2)3.2选择滚动轴承类型 (2)3.3键连接设计 (2)3.4阶梯轴各部分直径确定 (3)3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (4)四、轴的受力分析 (5)4.1画轴的受力简图 (5)4.2计算支反力 (5)4.3画弯矩图 (6)4.4画转矩图 (6)五、校核轴的弯扭合成强度 (8)六、轴的安全系数校核计算 (9)七、键的强度校核 (10)八、校核轴承寿命 (11)九、轴上其他零件设计 (12)十、轴承座结构设计 (12)十一、轴承端盖（透盖） (13)参考文献 (13)一、 选择轴的材料通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
故选45号钢，并进行调质处理。
二、 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：d ≥√9.55×106P n10.2[τ]=C √P n13式中 d ——轴的直径；P ——轴传递的功率，kW ；n1——轴的转速，r/min;[τ]——许用扭转剪应力，MPa; C ——由许用扭转剪应力确定的系数；由大作业四知P =3.802kw所以：d ≥36.99mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d ≥36.99×(1+5%)=38.84mm按照GB2822-2005的a R 20系列圆整，取d =40 mm 。
根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸b ×h =12×8，轮毂上键槽的尺寸 b=12mm ，1t =3.3mm 3、设计轴的结构3.1轴承机构及轴向固定方式因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式采用两端固定方式。
哈工大机械设计大作业方案
Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书设计题目：轴系部件设计院系：材料科学与工程学院班级：电子封装设计者：姚明山学号：1132920112指导教师：张峰设计时间：2015.12.19目录目录 (1)任务书 (1)1选择轴的材料 (2)2初算轴径 (2)3 结构设计 (2)4轴的受力分析 (5)5校核轴的强度 (7)6校核键连接的强度 (7)7校核轴承的寿命 (8)参考文献 (9)任务书试设计齿轮减速器的输出部件。
已知输出轴功率P=2.7kW，转速n=80r/min，大齿轮齿数z2=81，齿轮模数m=3mm，齿宽B=80mm，小齿轮齿数z1=17，中心距a=150mm，半联轴器轮毂宽L=70mm，载荷平稳，工作环境多尘，三班工作制，使用3年，大批量生产。
12设计要求1. 轴系部件装配图一张（样图见图7.1和图7.2）2. 设计说明书一份，包括输出轴、输出轴上的轴承及键的校核计算1选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。
MPa 650=B δ，MPa 360=s δ。
2初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查表11.4得C=106~118；考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106，则mm n P C d 26.34807.210633min =⨯==，考虑键槽的影响， 5.29mm 31.0334.26min =⨯=d 。
3 结构设计（1）轴承部件的结构形式为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式机构。
因传递的功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件可采用两端固定方式。
（2）联轴器及轴段1轴段1的设计与联轴器的设计同时进行。
考虑成本因素，选用凸缘联轴器。
查表取5.1=A K ，则计算传递转矩m N T K T A ⋅=⨯⨯⨯==483.5807.21055.95.16，查《机械设计课程设计》p159，取3GY5弹性柱销联轴器，公称转矩为m 500N ⋅，许用转速为8000r/min,轴孔直径范围30mm~42mm ，考虑 5.29mm 3min =d ，取d1=38mm 。
2021年哈工大机械设计大作业
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: .11.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目: 轴系部件设计设计原始数据:图1表 1 带式运输机中V带传动已知数据方案dP（KW）(/min)mn r(/min)wn r1i轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1.2496010021803年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体结构形式及关键尺寸 (2)2. 确定轴轴向固定方法..................................................................................... 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型, 并确定润滑、密封方法 ...................................... 错误!未定义书签。
4. 轴结构设计 ....................................................................................................... 错误!未定义书签。
五、轴受力分析 (4)1. 画轴受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴强度 (5)七、校核键连接强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文件 (9)一、 带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW , 转矩 T = 97333.33 N·mm , 转速 n = 480 r/min , 轴上压力Q = 705.23 N , 因为原本圆柱直齿轮尺寸不满足强度校核, 故修改齿轮尺寸为分度圆直径d 1 =96.000 mm , 其它尺寸齿宽b 1 = 35 mm , 螺旋角β = 0°, 圆周力 F t = 2433.33 N , 径向力 F r = 885.66 N , 法向力 F n = 2589.50 N , 载荷变动小, 单向转动。
哈工大机械设计大作业轴系部件设计完美版
（4）轴段1和轴段7：
轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业3、4可知轴段1长度 ，轴段7长度 。
（5）计算
， ，
， ，
4、轴的受力分析
4.1画轴的受力简图
轴的受力简图见图3。
4.2计算支承反力
传递到轴系部压轴力
带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，按 计算。
图2
3.2选择滚动轴承类型
因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度小于2m/s，齿轮转动时飞溅的润滑油不足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境有尘，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用唇形圈密封，由于是悬臂布置所以不用轴上安置挡油板。
3.3键连接设计
齿轮及带轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为12 8GB/T 1096—1990。
4.4画转矩图……………………………………………………………6
五、校核轴的弯扭合成强度……………………………………………………8
六、轴的安全系数校核计算……………………………………………………9七、键的强度校核………………………………………………………………10
八、校核轴承寿命………………………………………………………………11
在水平面上：
在垂直平面上
轴承1的总支承反力
轴承2的总支承反力
4.3画弯矩图
竖直面上，II-II截面处弯矩最大， ；
水平面上，I-I截面处弯矩最大， ；
合成弯矩，I-I截面：
II-II截面： ；
竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图5.4所示
4.4画转矩图
哈工大机械设计-轴系部件设计
一、概述ﻩ11、任务来源ﻩ错误!未定义书签。
2、技术要求ﻩ错误!未定义书签。
二、结构参数设计ﻩ错误!未定义书签。
１、受力分析及轴尺寸设计ﻩ错误!未定义书签。
２、轴承选型设计、寿命计算..............................................错误!未定义书签。
3、轴承结构设计...................................................................错误!未定义书签。
三、精度设计ﻩ错误!未定义书签。
轴颈轴承配合ﻩ错误!未定义书签。
四、总结.........................................................................................错误!未定义书签。
Ｈａrbin Iｎstitｕtｅof Technｏｌogy课程设计说明书课程名称：机械设计ﻩ设计题目：轴系部件设计院系：航天学院自动化班级：ﻩ111０4１04 ﻩ设计者：学号: 11１0410４2０ﻩ指导教师:ﻩﻩ设计时间： 20１3年1２月1０日哈尔滨工业大学机械设计作业任务书一、概述1、任务来源:老师布置的大作业课题：轴系的组合结构设计。
2、题目技术要求：一钢制圆轴,装有两胶带轮A和B,两轮有相同的直径D=360mm，重量为P=1KＮ，A轮上胶带的张力是水平方向的，B轮胶带的张力是垂直方向的，它们的大小如图所示。
设圆轴的许用应力 []=8０ＭPａ,轴的转速n=9６0r／ｍin，带轮宽ｂ＝60mm，寿命为500０0小时。
设计要求：1.按强度条件求轴所需要的最小直径；２。
选择轴承的型号(按受力条件及寿命要求）；3.按双支点单向固定的方法，设计轴承与轴的组合装配结构，画出装配图（3号图纸）4。
从装配图中拆出轴，并画出轴的零件图(3号图纸）5．设计说明书１份二、结构参数设计1选择材料，确定许用应力通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。
哈工大机械设计大作业资料
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: 2016.11.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：轴系部件设计设计原始数据：图1表 1 带式运输机中V带传动的已知数据方案dP（KW）(/min)mn r(/min)wn r1i轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1.2496010021803年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2)2. 确定轴的轴向固定方式 ................................................................................ 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 ....................................... 错误!未定义书签。
4. 轴的结构设计 .................................................................................................. 错误!未定义书签。
五、轴的受力分析 (4)1. 画轴的受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴的强度 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承的轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文献 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW ，转矩 T = 97333.33 N·mm ，转速 n = 480 r/min ，轴上压力Q = 705.23 N ，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d 1 =96.000 mm ，其余尺寸齿宽b 1 = 35 mm ，螺旋角β = 0°，圆周力 F t = 2433.33 N ，径向力 F r = 885.66 N ，法向力 F n = 2589.50 N ，载荷变动小，单向转动。
哈工大 机械设计 大作业 轴系部件设计说明书
Harbin Institute of Technology机械设计大作业设计题目： 院 班 姓 学 时 系： 级： 名： 号： 间：轴系部件设计 英才学院2012.12.05哈尔滨工业大学方案 5.2.2 3nm (r / min)710nw (r / min)80i12.4轴承座中 心高 H/mm 200最短工作 年限 5年2班工作环境 室内潮湿一、选择轴的材料因传递功率小，扭矩小，机器工作平稳，单向回转，可选择 45 号钢并调质处理。
二初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径式中P——轴传递的功率； C——由许用扭转切应力确定的系数； n——轴的转速，r/min。
， 因弯矩比转矩小， 且齿轮装在悬伸端， 应取较小值， C由[1] 中表 9.4 查得 可取。
输出轴所传递的功率：输出轴的转速：代入数据，得考虑键的影响，将轴径扩大 5%，。
三结构设计1. 确定轴承部件机体结构形式及主要尺寸为方便轴承部件的装拆，机体采用剖分式结构。
取机体的铸造壁厚 δ=9mm，机体上轴 承旁连接螺栓直径 ，装拆螺栓所需要的扳手空间 ，故轴承座内壁至座孔外端面距离 ，取 L=49 mm。
2．确定轴的轴向固定方式因为轴的跨度不大，且工作温度变化不大，故轴的轴向固定采用两端固定方式。
3．选择滚动轴承类型，并确定其润滑与密封方式因为轴受轴向力作用，故选用角接触球轴承支承。
因为齿轮在机体外侧，无油滴飞溅， 故滚动轴承采用脂润滑。
因采用脂润滑，故选用毛毡圈密封。
4．轴的结构设计本方案有 7 个轴段的阶梯轴。
由最小直径得 带轮、齿轮倒角为 1.5mm，所以 因此 ，取要 和 轴 承 配 合 ， 查 [2] 中 表 12.2 ， 初 选 轴 承 7208C ， 其 基 本 尺 寸 是 ：。
因此采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度,。
为避免齿轮轮毂端面与轴承盖连接螺栓头相碰，并便于轴承盖上螺栓的装拆，齿轮轮毂端面与轴承盖间应有足够的 间距 K，取轴段①的长度。
机械设计大作业-轴系设计-说明书
机械设计基础大作业计算说明书题目轴系部件设计学院材料学院班号1429201学号1142920102姓名胡佳伟日期2016年12月13日哈尔滨工业大学机械设计基础大作业任务书1.1设计题目直齿圆柱齿轮减速器轴系部件设计1.2设计原始数据1.3设计要求1.轴系部件装配图一张。
2.计算说明书一份，包括输出轴，输出轴上的轴承及键的校核计算。
2．设计过程（1）估算轴的基本直径。
选用45号钢，正火处理，σb =600MPa ，估计直径<100mm 。
查表可得C = 118，由公式得d ≥C √p n 3=118×√41253=37.46mm所求的d 为受扭部分的最细处，即装联轴器处的轴径处。
但因为该处有一个键槽，故轴径应该增大3%，d=37.46 x 1.03=38.58mm 取d=40mm 。
（2）轴的结构设计（齿轮圆周速度<2m/s,采用脂润滑）○1.初定各个轴段直径○2.确定各轴段长度（3）轴的受力分析○1.求轴传递的转矩T=9.55×106P=9.55×106×4=305600N⋅mm○2.求轴上传动件作用力齿轮上的圆周力F t2=2Tmz=2×3056003×85=2397N齿轮上的径向力F r2=F t2tanα=2397×tan20°=872.4N ○3.确定轴的跨距。
查表可知所选用轴承的B值为19mm，故左轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距为0.5×80+10+8+19×0.5=67.5mm故右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距为0.5×80+8+10+19×0.5=67.5mm（4）按当量弯矩校核轴的强度○1.做轴的空间受力简图○2.做水平面受力图及弯矩M H图F AH=F BH=0.5×F r2=0.5×872.4=436.2NM H=F AH×67.5=436.2×67.5=29443.5N∙mm○3.做垂直面受力简图及弯矩M V图F AV=F BV=0.5×F t2=0.5×2397=1198.5NM V=F AV×67.5=1198.5×67.5=80898.75N∙mm○4.做合成弯矩M图M=√M H2+M V2=√29443.5+80898.75=86090.22N∙mm○5.做转矩T图T=305600N∙mm○6.做当量弯矩图M e=√M2+(αT)2○7.按当量弯矩校核轴的强度由当量弯矩图可以看出齿轮处当量弯矩最大，对此截面进行校核，查表得45号钢的[σ-1]=55MPa.σe=M e0.1d3=202564.60.1×483=18.32MPa<[σ−1]故轴的强度足够。
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3 结构设计
（1）轴承部件的支承结构形式 减速器的机体采用剖分式结构。轴承部件采用两端固定方式。 （2）轴承润滑方式 齿轮线速度
mn zn 2.5 81 76.5 v 0.83m/s 60 60cos 60cos12.63 dn
因v<2m/s, 故轴承用脂润滑。
（3）联轴器及轴段1
4T 4 292117.6 齿轮处键的挤压应力 p 75.1MPa dhl 48 9 (50 14)
取键、轴及联轴器的材料均为钢，查表得[ p ]=120MPa~150MPa, 故 p [ p ] ，强度足够
8 校核轴承的寿命 查表[2]得 7209C 轴承 C=29800N, C0r=23800N (1) 计算轴承的轴向力 内部轴向力的方向如图 内部轴向力的大小为 : S=0.4Fr
（3）画弯矩图 在水平面上，a-a剖面左侧
M aH R1H .L2 1066 60.5 64493N.mm
a-a剖面右侧
M aH R2 H .L3 15.4 60.5 931.7N.mm
在垂直面
M aV R1V .L2 1407.7 60.5 85166N.mm
载荷平稳， f p =1 当量动载荷
P fP ( XFr1 YFa1 ) 1 (0.44 1765.8 1.331193.9) 2364.8N
（3） 校核轴承寿命 温度系数 f t =1 , 轴承 1 的寿命 L10h
10 ft C 3 10 1 29800 ( ) 435966 h 60n p 60 76.5 2364.8
●与齿轮配合的轴段4
取d4=48mm,
l4=b-2=62-2=60mm
●轴环-轴段5
齿轮右端轴肩高 h=(0.07~0.1)d=3.36~4.8mm,取
d5=55mm，轴环长度为
l=1.4h=1.4(d5-d4)/2=1.4x(5548)/2=4.9mm,可取轴段5的长度 l5=10mm
●机体与轴段2，3，6的长度
e [ 1b ]
满足要求
7 校核键的强度 联轴器处键的挤压应力 p
4T 4 292117.6 104.3MPa dhl 35 8 (50 10)
取键、轴及联轴器的材料均为钢，查得[1] [ p ]=120MPa~150MPa, 故 p [ p ] ，强度足够
轴承部件设计习题课
轴承部件设计过程主要包括： 1. 初估轴径： 2. 轴的结构设计： 3. 校核计算： （1）轴的强度；（2）键的强度；（3）轴承的寿命
4. 完成部件图设计：
Hale Waihona Puke 5. 完成零件图设计(不做)。轴承部件设计例题：
试设计斜齿圆柱齿轮减速器的输出轴轴承部件。
已知输出轴功率P=2.34 kW,转速n=76.5r/min，输出轴上的齿轮 模数 mn 2.5 mm，齿数Z=81，螺旋角β=12.63o ,齿宽b=62mm, 载荷平稳，单向转动，工作环境清洁，两班工作制，使用5年， 大批量生产。
解： 1 选择轴的材料 因传递功率不大，且对重量及结构尺寸无特殊要求， 故选用常用材料45钢，调质处理。
2 初算轴径
查表[11.4] C=107~118,考虑轴端没有弯矩，故取C=107， 则
dmin
P 2.34 3 C 107 33.46 mm n 76.5
3
有键槽加3%，dmin=33.46×1.03=34.47mm
联轴器轮毂端面与轴承盖应有间隙K=20mm,
轴段2，3，6的长度l2,l3,l6画图确定。量取： l3=（B+Δ +H+2=19+10+15+2=）46mm l2=（(L-Δ -B)+e+K=(52-10-19)+10+20=）53mm l6=（(H+Δ +B)-l5 =(15+10+19)-10=）34mm 为简化计算，取轴承宽度的中间为 支点。取齿轮齿宽中间为力作用点 ，则可得跨矩
L1=95.5mm,L2=60.5mm,L3=60.5mm
4 键联接设计 联轴器及齿轮与轴的周向联接均采用 A 型普通平键联接，分别为[2] 键 10x50 GB1096-90 及键 14x50 GB1096-90 5 轴的受力分析 （1） 画轴的受力简图并计算齿轮上的作用力
齿轮分度圆直径
mn z 2.5 81 d 207.52 mm cos cos12.63
p 2.34 9.55 106 292117.6 N mm n 76.5
轴上所受转矩 T 9.55 106
齿轮所受圆周力
2T 2 292117.6 Ft 2815.3N d 207.52
Ft tan 2815.3tan 20 Fr 1050.1N cos cos12.63
合成弯矩，a-a剖面左侧
2 2 M a M aH M aV 644932 851662 106829.7N.mm
a-a剖面右侧
)2 ( M aV )2 (931.7)2 851662 85171N.mm M a ( M aH
（4）画转矩图 T=292117.6 N· mm （5）画当量弯矩图 最大当量弯矩
齿轮端面与机体间留有足够的间 距（ ≥箱体壁厚），取H=15mm. 轴承采用脂润滑，取轴承上靠近 机体内壁的端面与机体内壁间的
距离Δ=10mm，
轴承座应有足够的宽度L=δ（壁 厚）+C1（扳手空间）+C2（连 接边距）+（5~10） =8+18+16+8=50 mm。 调整垫片的厚度取为2mm。
轴承端盖凸缘厚度e=1.2 × 端盖螺栓直径，取e=10mm.
S1 0.4Fr1 0.4 1765.8 706.3N S2 0.4Fr 2 0.4 1407.8 563.1N
S2 与 Fa 同向，则
S2 Fa 563.1 630.8 1193.9N S1 706.3N
1 端被压紧，2 端放松
Fa1 S2 Fa 1193.9N Fa 2 S2 563.1N
齿轮所受径向力
齿轮所受轴向力
Fa Ft tan 2815.3tan12.63 630.8N
（2） 计算支承反力 在水平面
d Fr L3 Fa 1050.1 60.5 630.8 207.52 / 2 2 R1H 1066N L2 L3 60.5 60.5 R2H Fr R1H 1050.6 1066 15.4N
M e M 2 (T )2 106829.72 (0.6 292117.6)2 205261.67Nmm
6 校核轴的强度
Me Me 205261.67 e 18.56MPa 3 3 W 0.1d 0.1 48
由[1]得， B 600 MPa ， 1b 55 MPa 因此
选定联轴器的类型和型号，从而确定联轴器的轮毂宽度L 和 孔的直径，（联轴器还未讲解）设计任务书中已给出了联轴器 的轮毂宽L和联轴器孔直径系列：末位数为：0、2、5、8。 设本例中给定的联轴器的轮毂宽L=60mm, 故取 d1=35mm, l1=58mm
（4）轴的结构设计 密封圈与轴段 2 轴肩高 h=(0.07~0.1)d=2.45~3.5,相应 d2=40mm~42mm 。查表 [2] ，可选毛 毡密封轴径为 40mm，则 d2=40mm 轴承与轴段 3 及轴段 6 考虑齿轮有轴向力，轴承类型选角 接触球轴承。取轴承内径 d=45mm， 现暂取轴承型号为 7209C,查表[2]轴 承外径 D=85mm,宽度 B=19mm,定位轴肩直径 da=52mm（本例题中为脂润滑，不 需考虑）, 故轴段 3 的直径 d3=45mm。 取轴段 6 的直径 d6=45mm。
比较两轴承的受力，因 Fr1 Fr 2 , Fa1 Fa 2 ,故只需校核轴承 1
(2)计算当量动载荷
Fa1 1193.9 0.0502 ，查表[1]得 e=0.42 C0 r 23800 Fa1 1193.9 因为 0.68 e 所以 X=0.44,Y=1.33 Fr1 1765.8
6 6
3
已知减速器使用五年，两班制工作，则最大预期寿命
Lh 8 2 300 5 24000 h
显然 Lh»Lh`,故轴承寿命很充裕 9 轴承部件图设计（参见图纸）
参考文献 1.宋宝玉. 机械设计基础（第4版）. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010 2.王连明，宋宝玉. 机械设计课程设计（修订版）. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版 社，2005 3. 王瑜. 机械设计基础大作业指导书. 哈尔滨工业大学，2014
在垂直面
R1V R2V Ft / 2 2815.3/ 2 =1407.7N
2 2 1066 1407.7 1765.8N 轴承 1 的总支反力 Fr1 R12H R12 V 2 2 2 2 R 15.4 1407.7 1407.8N 轴承 2 的总支反力 Fr 2 R2 H 2V