《机械设计基础（第二版）》课后参考答案 刘清

模块一机器的组成和机械设计简介习题解答简答题1.答：特征：1）都是人为实物的组合；2）组成机器的各实物之间具有确定的相对运动；3）能实现能量转换或完成有用的机械功。机构只具有机器的前两个特征。2.答：零件是组成机器的独立加工和装配的单元体。构件是机构中形成相对运动的各个运动单元。二者区别是构件是运动的基本单元，而零件是制造的基本单元。3.答：黑色金属、有色金属、非金属材料、复合材料。4.答：有强度准则、刚度准则、耐磨性准则、振动稳定性准则和散热性准则。5.答：1）选择合理的毛坯；2）结构简单、便于加工；3）便于装折和维修。6.答：使用标准零件，可以简化设计工作，可以有效地组织现代化生产，提高产品质量，降低成本，提高劳动生产率。答：磨损、表面压溃、过量变形、打滑、疲劳点蚀、咬合、断裂、振动失效。模块二任务1平面机构运动简图及自由度习题解答一、计算题1.解：（a）代入公式可得此机构要具有确定的运动，需要有一个原动件。（b）处存在局部自由度，必须取消，即把滚子与杆刚化，则代入公式可得此机构要具有确定的运动，需要有一个原动件。（c）代入公式可得此机构要具有确定的运动，需要有一个原动件。2.解：1)F处为复合铰链，H（或I处）为虚约束，应除去。2)计算自由度n＝6，PL＝8，PH＝1，代入公式可得F＝3n－2PL－PH＝3×6－2×8－1＝13.解：1）E处为复合铰链，L处为局部自由度，H（或I处）为虚约束，应除去。2)计算自由度n＝9，PL＝12，PH＝1，代入公式可得F＝3n－2PL－PH＝3×9－2×12－1＝24.解：1）F处为复合铰链，GD为虚约束，应除去。2)计算自由度n＝6，PL＝8，PH＝1，代入公式可得F＝3n－2PL－PH＝3×6－2×8－1＝1。5.解：1）C处为复合铰链，G处为局部自由度。2）计算自由度n＝7，PL＝9，PH＝1，代入公式可得F＝3×7－2×9－1＝2。6.解：a)：。，故运动确定。b)。，故运动确定。c)。，故运动确定。d)。，故运动确定。e)。，故运动确定。f)。，故运动确定。g)。，故运动确定。h)。，故运动确定。7.答：图示机构的自由度为零，故都不合理，修改方案如下： 对于图a的机构，在处改为一个滑块，如答案图a所示。 对于图b的机构，在构件4上增加一个转动副，如答案图b所示；或在构件4的处添加一滑块，如答案图c所示。答案图二、简答题1.答：有3个自由度。2.答：复合铰链、局部自由度和虚约束3.答：自由度数=原动件数系统无确定的相对运动自由度数原动件数系统有确定的相对运动4.答：复合铰链：在同一点形成两个以上的转动副，这一点为复合铰链。局部自由度：某个构件的局部运动对输出构件的运动没有影响，这个局部运动的自由度叫局部自由度。虚约束：起不到真正的约束作用，所引起的约束是虚的、假的。5.答：（1）能抛开机构的具体结构和构件的真实外形，简明地表达机构的传动原理，并能对机构进行方案讨论和运动、受力分析。（2）绘制机构运动简图的步骤如下所述：①认真研究机构的结构及其动作原理，分清机架，确定主动件。②循着运动传递的路线，搞清各构件间相对运动的性质，确定运动副的种类。③测量出运动副间的相对位置。④选择视图平面和比例尺，用规定的线条和符号表示其构件和运动副，绘制成机构运动简图。模块二任务2平面连杆机构习题解答一、计算题1.解：DDCBAC1B1C2B2Fv2.解：该曲柄滑块机构存在急回特性，因为当滑块处于左右两极限位置时，连杆不共线（极位夹角不为０）。最小传动角出现的位置如图所示。rrminABC3．解：3.(1)由行程速比系数K,求出极位夹角θθ=180°×(K-1)/(K+1)=180°×(1.4-1)/(1.4+1)=30°选比使尺u=1:2,作图，如右图所示:(2)连接C1和C2,并作CM垂直于C1C2,C1C2=H。(3)作∠C1C2N=90°-θ=60°,C2N与C1M相交于P点，由图可见，∠C1PC2=θ=30°。(4)作三角形P∠C1C2的外接圆O,则曲柄的固定铰链中心A必在该圆上。(5)作与C1C2线相距为e的平行线，与外接圆O交于的点即为A点,连接AC1、AC2,则∠∠C1AC2=θ。(6)因极限位置处曲柄与连杆共线,故AC1=l1-l2,AC2=l1+l2,所以曲柄长度l1=(AC2-AC1)/2;由比例尺量得:AC1=28mm,AC2=82mm,所以在=(82一28)/2mm=27mm。(7)以A为圆心和l1为半径作圆,交CA延线于B1,交C2A于B2，即得B1C1=l2,由比例尺量得:l2=B1C1=56mm。综上可知:曲柄长度l1为27mm,连杆长度l2为56mm.4.解：曲柄存在的条件60+150<120+100A为机架，是双曲柄机构；b、d为机架，是曲柄摇杆机构；c为机架，是双摇杆机构。5.解：（1）如果以AB杆为机架，机构为双曲柄机构（2）如果以BC杆为机架，机构为曲柄摇杆机构（3）如果以CD杆为机架，机构为双摇杆机构（4）以AD杆为机架，AB为原动件，在图上作出机构从动件的摆角φ,和机构的极位夹角θCC2BB2C1φAθDB16.解：解：1）AB为最短杆2）AD为最短杆，若若3)为最短杆，为最短杆由四杆装配条件二、简答题1.答：有曲柄摇杆机构、双曲柄机构、双摇杆机构三种。2．答：曲柄存在的条件60+150<120+100A为机架，是双曲柄机构；b、d为机架，是曲柄摇杆机构；c为机架，是双摇杆机构。3.答：曲柄与机架共线时连杆与摇杆之间的夹角，两位置中夹角较下的为最小传动角。4.答：有改变机构的形状和相对尺寸、扩大转动副尺寸、选用不同的构件为机架三种。模块二任务3凸轮机构习题解答二、计算题1.解：nnnrminK2.解：如图所示，正确作出偏距圆，按-方向转90°，在图上正确标出S1；过B2点作偏距圆切线，正确标出2角。BB0B2S12e13.解：（1）mm，mm。（2）推程运动角=180°，回程运动角=180°，近休止角=0°，远休止角=0°。（3）由于平底垂直于导路的平底推杆凸轮机构的压力角恒等于零，所以==0°。（4）如图所示，取AO连线与水平线的夹角为凸轮的转角，则：推杆的位移方程为推杆的速度方程为推杆的加速度方程为（5）当rad/s，AO处于水平位置时，δ=0°或180°，所以推杆的速度为v=（20×10cosδ）mm/s=±200mm/s4.解：（1）补全各段的曲线，如答案图所示。（2）在O、b、c、e、处有刚性冲击；在a、d处有柔性冲击。二、简答题1.答：1)等速运动规律，使用于低速、轻载的场合；2）等加速等减速运动规律，适用于中速、轻载的场合；3）余弦加速度运动规律（简谐运动规律），适用于中、低速；4）正弦加速度运动规律，适用于高速。2.答：按凸轮的形状分：盘形凸轮、移动凸轮和圆柱凸轮；按从动件形状来分：尖端从动件、滚子从动件和平底从动件；按凸轮与从动件锁合形式分：力锁合和几何锁合。选择凸轮时，应考虑凸轮和从动件的相对运动形式、从动件的运动形式等。3.答：采用反转原理，即给整个机构加上一个反向转动，各构件之间的相对运动并不改变，根据这一原理，设想给整个凸轮机构加上一反向转动（即加上一个凸轮角速度转向相反、数值相等绕凸轮回转中心0的角速度（-）的转动），则凸轮处于相对静止状态，从动件一方面随机架以角速度（-）绕0点转动，另一方面又按给定的运动规律作往复移动或摆动。4.答：在凸轮设计中，由于实际轮廓出现交叉现象某加工时交叉的部分被切去，使得从动件不能实现预期的运动规律称为运动失真。滚子从动件运动失真是由于滚子半径rk>最小曲率半径min。实际时要避免时针，必须使rk>min。模块三任务1带传动习题解答一、计算题1.解:（1）带速v。（2）包角。（3）有效拉力F.由式（8.3）得2.解：根据关系P＝Fv，当带速v增大一倍时，若有效圆周力F不变，则传递的功率也增大一倍。但由于带速增大时，由于离心拉力的作用，带要伸长，带对带轮的正压力要减小，摩擦力也相应减小，因此带传递的有效圆周力要减小，因此带速增大一倍时，带传动传递的功率不可能增大一倍。所以上述说法是错误的。3.解：1）小带轮包角：2）确定带的基准长度：由表12.3取3）不计弹性滑动4）考虑滑动率时，实际转速5）实际中心距：4.解：（1）确定计算功率Pc。由表取KA=1.4，得(2)选择普通V带型号。根据Pc=42kW,n1=1470r/min,选用C型普通V带。(3)确定带轮基准直径dd1、dd2。根据表选取dd1=250mm，大轮基准直径为按表取标准值dd2=280mm,实际传动比从动轮实际转速（4）验算带速。带速在5～25m/s范围内。（5）确定带的基准长度和实际中心距a。初定中心距ao=1300mm，得由表选取基准长度=3550mm，得实际中心距a为（6）校验小带轮包用,得（7）确定V带根数z。根据，，查表得P0=6.875kW。由表查得，根据i=1.12查表得,得功率增量为由表查得,,得取z=6根。（8）求初拉力及带轮轴上的压力FQ。由表查得C型普通V带q=0.3kg/m，根据式公式得单根V带的初拉力为得作用在轴上的压力为（9）设计结果。6根C型V带，dd1=250mm,dd2=280mm,a=1359mm,FQ=4718.58N。二、简答题1.答：当传动带静止时，带两边承受相等的拉力，此力称为初拉力F0。 当传动带传动时，带两边的拉力不再相等。紧边拉力为F1，松边拉力为F2。带两边的拉力之差称为带传动的有效拉力F。设环形带的总长度不变，可推出2.答：小带轮包角增大说明了整个接触弧上的摩擦力的总和增加，从而提高传动能力。由于大带轮的包角大于小带轮的包角，打滑首先发在小带轮，因此，只要考虑小带轮的包角值。3.答：弹性滑动和打滑是两个截然不同的概念。打滑是指过载引起的全面滑动，是可以避免的。而弹性滑动是由拉力差引起的，只要传递圆周力，就必然会发生弹性滑动，是一种不可避免的物理现象。4.答：带传动工作一段时间后就会由于传动带的塑性变形而使带松驰，带内的初拉力减小，传动能力下降，这时必须要重新使带张紧。张紧轮一般设置在松边的内侧且靠近大带轮处。若设置在外侧时，则后使其靠近小带轮，选择可以增加小带轮的包角，提高带的疲劳强度。模块三任务2链传动习题解答一、计算题1.解：由表查得10A链，，，两链轮的分度圆，齿顶圆，齿根圆直径分别为中心距2.解：由已知、，查表得，链节距。由已知中等冲击、电动机,查表得。由，查表得。由单排，查表得。由,查表得。由，查得，可得出该链传动所能传递的功率为。二、简答题1.答：链传动与带传动相比的优点是链传动能保证定传动比传动，张紧力小，对轴的压力小，可在高温、油污、潮湿等恶劣环境下工作。其缺点是工作平稳性差，工作时有噪声。2.答：链节距越大，链条各零件的尺寸越大，由于链传动中链速有变化，若链节距越大，产生的动载荷也越大。3.答：链传动的主要失效形式有：（1）链板疲劳破坏；（2）滚子和套筒的冲击疲劳破坏；（3）铰条铰链磨损；（4）链条铰链的胶合；（5）链条静力拉断。4.答：设计链传动时，为减少速度不均匀性应合理选择参数：小链轮齿数不宜过少，一般Z1>17，以减小速度波动的幅度。另外，链节距尽量选小，以减小链轮的直径，减少链接。5.答：链传动的布置应注意使两轴线应平行布置，两链轮的回转平面应在同一平面内。应使主动边在上，从动边在下，即紧边在上，松边在下。若松边在上会使链与轮齿相干涉。两轮中心的连线尽量在同一水平面上。如倾斜布置，其与水平面的夹角应小于45°；若垂直布置时，需加张紧轮，以免下链轮啮合不良。6.答：链传动需要适当的张紧，因为链传动链条的重量比较大，由于自重会产生下垂，若垂度过大会引起啮合不良。常用的张紧方法有调整中心距，或采用张紧轮的方法。张紧轮应设在松边。7.答：链传动在多级传动中宜布置在低速级，即带传动齿轮传动链传动。因为链传动中速度不均匀，若链速过高会使动载荷变大，布置在低速级可减小链速的不均匀性带来的影响。8.答：链轮的极限转速一般为15m/s，而带传动的极限速度一般最高为25m/s，这是由于链传动具有多边形效应，即链速的不均匀性。链速过高产生的冲击振动大，而带传动平稳，具有缓冲性。9.答：带传动张紧是为了保持带传动中具有足够的预拉力，以产生足够的摩擦力。链传动张紧是为了改善轮齿和链的啮合情况，以利于传动。模块三任务3齿轮传动习题解答一、计算题1.[解]2.解：3.解：要使中间轴两齿轮的斜齿轮的轴向力相反，则旋向必须相同，左旋，应为右旋，为右旋，按题意，，则：，，又因，所以，，4．解：三、问答题1.答：为了设计.制造.检验和使用的方便。直齿轮端面模数是标准值；斜齿法面模数是标准值；蜗杆蜗轮中间平面上的模数是标准值；圆锥齿轮大端的模数是标准值。2．答：基本参数：齿数z.模数m.压力角.齿顶高系数和顶隙系数。其中后四个是标准的，标准值不相同。3.答：取决于基圆的大小。不同。不同。4．答：失效形式：轮齿折断.齿面点蚀.齿面磨损.齿面胶合和齿面塑性变形。当齿根弯曲应力过大或突然过载.冲击载荷等易产生折断。在闭式传动中，若接触应力过大，齿轮工作一段时间后会出现点蚀。齿面磨损是由于齿面间的灰尘.硬屑粒等引起的。齿面胶合是在高速.重载传动中，高温.高压使两接触面熔粘在一起而产生的。塑性变形是在重载情况下产生的。计算准则；齿面接触疲劳强度计算，针对齿面点蚀；齿根弯曲疲劳强度计算，针对齿根弯曲疲劳折断。闭式硬齿面齿轮传动设计准则：按弯曲疲劳强度和接触疲劳强度设计；闭式软齿面齿轮传动设计准则：按接触疲劳强度设计，校核弯曲疲劳强度；开式齿轮传动设计准则：按弯曲疲劳强度设计。模块三任务4蜗杆传动习题解答一、、计算题1.解：（1）确定蜗杆传动基本参数m=d1/q=80/10=8mmZ2=iZ1=18×2=36β==（2）求d2和中心距α：d2=Z2m=36×2=288mmα=m(q+Z2)/2=8×(10+36)/2=184=184mm2.解：（1）Ⅰ、Ⅱ轴的转动方向nⅠ、nⅡ一见题图解所示，（2）齿轮1、2和蜗杆3螺旋线方向：齿轮1——左旋；齿轮2——右旋；蜗杆3——右旋，（3）Ft3=2T3/d3N；Fr3=–Fr4=Ft4tanα=(2T4/d4)tanαN;Fa3=–Ft4=2T4/d4N;（4）Ⅱ轴上齿轮2与蜗杆3受力见题解图所示。3.解：（1）因蜗杆和蜗轮的螺旋线方向相同，故蜗杆1、3的导程角及蜗轮2、4的螺旋角相同，且蜗杆与蜗轮的螺旋线均为右旋。（2）轴Ⅱ的回转方向即为蜗轮2的回转方向n2；同理轴Ⅲ的回转方向为n4（图b）。（3）蜗轮2和蜗杆3所受各力示于图b。4.解：蜗杆（或蜗轮）的转向、蜗轮齿的螺旋线方向，蜗杆、蜗轮所受各力的方向均标于图解中。二、简答题1.答：蜗轮蜗杆传动正确啮合条件为：；；β=。将蜗杆分度圆直径d1定为标准值的目的是：减少蜗轮滚刀的数目，便于刀具标准化。2.（1）蜗轮的旋转方向：当蜗杆的旋转方向和螺旋线方向已知时，蜗轮的旋转方向可根据螺旋副的运动规律来确定。（2）各力方向确定：圆周力FtFt1（蜗杆）——蜗杆为主动件受到的阻力，故与其转向n1方向相反。Ft2（蜗轮）——蜗轮为从动件受到的是推力故与其转向n2方向相同。径向力Fr——Fr1、Fr2分别沿蜗杆、蜗轮的半径方向指向各自的轮心轴向力FαFα1（蜗杆）——根据蜗杆的螺旋线方向（左旋或右旋）及其转向n1，用左（或右）手定则来确定，即手握蜗杆皿指n1方向弯曲，大姆指的指向则为Fα1的方向。Fα2（蜗轮）——Fα2与Ft1大小相等方向相反。3.蜗轮与蜗杆啮合点处各力之间关系：；；不同之处斜齿圆柱齿轮传动：；蜗轮与蜗杆传动：；相同之处：4.蜗轮相当于斜齿轮，且蜗轮材料的机械强度比钢制蜗杆强度低，故闭式蜗杆传动的主要失效形式为蜗轮齿面疲劳点蚀，其承载能力主要取决于蜗轮齿面接触强度。模块四任务齿轮系习题解答一、计算题1．解：毛坯回转一周滚刀轴转126转。2．解：1、4为太阳轮,2、3为行星轮，H为行星架H的转速为75r/min，顺时针方向。3．解：1-3为太阳轮，2为行星轮，H为行星架4．解：齿轮1-2=2′-3(H)为周转轮系且n1=200r/min，n3=－50r/min所以nH=10.61，方向与n1相同5．解：由题意的得，5-3-6-4组成行星轮系I54H=n5-nH/n4-nH=-Z3×Z4/Z5×Z因为1-2-5组成定轴轮系i12=n1/n2=n1/n5=Z2/Z1所以n5=450r/min把n4=0及ns=450r/min代入上式nH=5.55r/min这表明系杆H的旋转方向和齿轮1的一致二、简答题1．答：其齿数不影响传动比大小，但改变从动轮转向的齿轮，其作用是改变从动轮转向。2．答：（1）当所有齿轮轴线平行时，可用（-1）m确定：（2）用画箭头的方法。3．答：又周转轮系传动比计算公式确定。4．答：先找行星轮，再找支持行星轮的系杆及其中心论，则行星轮、系杆、中心轮和基价组成一个周转轮系。重复上述方法，直至找出所有的周转轮系后，剩余的便是定轴轮系。5．答：差动轮系。模块五任务1联接习题解答一、计算题1.解：（1）（2）（3）因m=1，f=0.12，z=8，C=1.2，[σ]=160Mpa，D=500mm，D0=400mmQ=10000N由以上条件得：d1=10.174mm2.解：（1）模块五任务2轴习题解答一、计算题1.答：（1）轴头无轴肩，外伸零件无法定位（2）轴无阶梯，轴承安装困难，加工量大（3）端盖无垫片，无法调整轴向间隙（4）套筒高度与轴承内圆高度相同，轴承无法拆卸（5）键槽过长，开到端盖内部（6）端盖与轴无间隙，无密封材料（7）轴颈长度与轴上零件轮毂长度相等，无法使套筒压紧齿轮（8）右轴承未定位2．解：(1)端盖与轴接触且无密封，应有一定的空腺且装有密封:(2)套筒与轴承接触时超过轴承内圈高度，使轴承装卸不方便，应低于轴承内圈高度;(3)套简顶不住齿轮，应使轴肩适当向齿轮内部，使套简只是顶在齿轮上;(4)精加工面过长，且装卸轴承不方便，应该给轴分级;(5)联轴器的键和齿轮的键位置不对，两者的键应该在同一条直线上;(6)轴肩过高超过轴承内圈高度，无法拆卸轴承，应适当降低高度，使其在轴承内圈.3．解：轴Ⅱ转速4.解：1）计算支承反力圆周力径向力合力由于对称，支承反力2）求弯矩，作弯矩图3）作弯矩图4）作当量弯矩图对载荷变化规律不清楚，一般按脉动循环处理，折合系数5)计算危险截面C的轴径由表14.145钢调质，硬度217～255，，由表14.5查得因C处有键槽，故将直径增大5％，，取整为。二、简答题1.答：类型：心轴、转轴、传动轴。自行车前轴、滑轮轴都是心轴。机床主轴、齿轮轴是转轴。汽车中联接变速箱与后桥之间的轴是传动轴。2.答：轴向固定：轴肩、轴环、轴套、轴端挡板、弹性档圈轴肩、轴环、轴套固定可靠，可以承受较大的轴向力；弹性档圈固定可以承受较小的轴向力；轴端挡板用于轴端零件的固定。3.答：（1）选择轴的材料；（2）初估轴的直径；（3）轴的机构设计；（4）轴的强度计算。4.答：要求：足够的疲劳强度，对应力集中敏感性小，易于加工，价格合理。常用的材料：碳素钢和合金钢。35、15、50、Q235、Q275、20Cr等（2）因m=2，f=0.2，z=4，C=1.2，[σ]=160Mpa，F=28KN由以上条件得：d1=17.024mm3.解：单个螺栓所受横向载荷强度条件，查得：查得挤压强度校核，最弱材料安全螺栓长度螺母厚度为14.8mm，垫片厚度。注：以0或5结尾4.解：∵（1）汽缸所受工作载荷（2）每个螺栓所受总载荷（3）因[σ]=180Mpa，p=3Mpa,D=160mm所以由以上条件得：d1=13.93mm5.解：（1）确定螺栓的许用应力。根据螺栓材料Q235，查表得σs=215MPa，取S=1.4,则（2）确定螺栓直径d。查手册，得螺栓大径为d=24mm，其标记为螺栓GB/T5780M24长度。二、问答题1.答：常用螺纹的种类有普通螺纹、管螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹，前两种主要用于联接，后三种主要用于传动。2.答：连接用的三角形螺纹都具有自锁性，在静载荷或温度变化不大、冲击振动不大时不会自行脱落。但在冲击、振动或变载的作用下，螺纹连接会产生自动松脱现象。因此，设计螺纹连接，必须考虑防松问题。常用的防柱方法有摩擦防松、机械防松、永入防松和化学防松四大类。3.答：常见的螺栓失效形式有：（1）螺栓杆拉断；（2）螺纹的压溃和剪断；（3）经常装拆时会因磨损而发生滑扣现象。失效发生的部位通常在螺纹处。4.答：螺距是螺纹相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离，导程则是同一螺旋线上相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离。导程S、螺距P、螺纹线数n之间的关系：。5.答：预紧的目的在于增强联接的可靠性和紧密性，以防止受载后被联接件间出现缝隙或发生相对滑移。6.答：（1）改善螺纹牙间的载荷分配不均；（2）减小螺栓的应力幅；（3）减小螺栓的应力集中；（4）避免螺栓的附加载荷（弯曲应力）；（5）采用合理的制造工艺。模块五任务3轴承习题解答一、计算题1.解：径向基本额定动载荷由表取，由表16.4取，。2.解：1）、计算压强2）计算3）验算滑动速度由表取轴承材料铸锡青铜3.解：静止时，轴颈在重力作用下位于轴承底部。起动初期速度很低，在摩擦力作用下轴颈沿轴承爬坡，当轴承的全反力等于Ｆ时，爬坡停止。随着轴颈转速的增大，动压油膜的压力越来越大，同时不断地将轴颈向左边推。稳定运行时，轴颈位于轴承孔的左下角，此时油膜压力的水平分量左右抵消，铅垂分量等于F。4.解：（1）计算轴承的轴向力Fa1、Fa2由表查得7211AC轴承内部轴向力的计算公式为Fs=0.68Fr，故有：Fs1=0.68Fr1=0.68×3300N=2244NFs2=0.68Fr2=0.68×1000N=680N因为Fs2+FA=(680＋900)N=1580N＜Fs1=2244N故可判断轴承2被压紧,轴承1被放松，两轴承的轴向力分别为：Fa1=Fs1=2244NFa2=Fs1－FA=(2244－900)N=1344N（2）计算当量动载荷P1、P2由表查得e=0.68，而＜e查表可得X1=1，Y1=0；X2=0.41，Y2=0.87。由表取fp=1.4，则轴承的当量动载荷为：P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=1.4×(1×3300+0×2244)N=4620NP2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1.4×(0.41×1000+0.87×1344)N=2211N（3）计算轴承寿命Lh因P1＞P2，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承1的寿命，取P=P1。7211AC轴承的Cr=50500N。又球轴承ε=3，取fT=1，则得Lh==15010h＞12000h由此可见轴承的寿命大于预期寿命，所以该对轴承合适。二、简答题1.答:选择滚动轴承时应考虑轴承所受的载荷情况,轴承转速,调心性能和结构等要求.球轴承一般极限转速较高,但承载能力较低;滚动轴承极限转速低,而承载能力较高.2.答:主要失效形式:疲劳点蚀,塑性变形,磨损,胶合和保持架破损等.设计准则:寿命计算,针对疲劳点蚀;静载荷计算,针对塑性变形.3.答:基本额定寿命:一批同型号的轴承,在相同条件下运转,其可靠度为90%时,能够达到或超过的总转速或工作小时数.基本额定动载荷:轴承基本额定寿命L=1Xr时，轴承所能承受的载荷值。当量动载荷：在某一恒定的径向（或轴向）载荷，在该载荷作用下，轴承具有与实际载荷作用下相同的寿命，此载荷称当量动载荷。