12-1 是非题
1.×；2.×；3.×；4.×；5.×；6.√；7.√；8.√；9.√；10.√；11.×；12.×；13.×；14.×；15.√。
12-2 单项选择题
1.A；2.C；3.D；4.C；5.C；6.C；7.D；8.D；9.C；10.D；11.B；12.B；13.D；14.C；15.B。
12-3 简答题
1.答：该带传动应按300r/min转速设计。因为转速较低，在相同功率下所需有效拉力就较大，所设计的带传动的尺寸也就较大。因此按照转速较低的工况设计的带传动同时也能满足转速较高的情况下时使用。
2.答：链传动的多边形效应使链传动的瞬时传动比周期性地变化，从而产生冲击、振动、噪声以及动载荷。
链传动的多边形效应主要受链节距p和小链轮齿数z1的影响。
3.答：螺纹的余留长度越长，则螺栓杆的刚度Cb越低，这对提高螺栓连接的疲劳强度是有利的。因此，承受变载荷或冲击载荷的螺栓连接要比承受静载荷的螺栓连接留有较长的螺纹余留长度。
4.答：可以根据大、小齿轮的齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的高低来判断。
齿面接触疲劳强度低的齿轮较容易出现齿面点蚀。一般在材料、热处理等条件相同的情况下，由于小齿轮啮合次数多于大齿轮，齿面接触疲劳强度较低，故容易出现点蚀。
齿根弯曲疲劳强度低的齿轮较容易出现齿根弯曲疲劳折断。可根据大、小齿轮的YFaYsa
[σF]值来判断，大者疲劳强度低，容易出现齿根弯曲疲劳折断。
5.答：图1-12-1a的摩擦表面运动时不改变油楔在空间的位置，运动表面是使润滑油由大口流向小口，故该油楔能产生流体动压力。
图1-12-1b摩擦表面运动时改变了油楔在空间的位置，且使油楔上任一固定截面的间隙高度在瞬时增大，故该油楔不能产生流体动压力。
图1-12-1c摩擦表面运动时改变了油楔在空间的位置，且使油楔上任一固定截面的间隙高度在瞬时减小，故该油楔能产生流体动压力。
图1-12-1d当υ1＞υ2时，该油楔能产生流体动压力；当υ1＜υ2时，该油楔不能产生流体动压力。
12-4 计算分析题
1.解：（1）蜗杆导程角为
相对滑动速度为
根据相对滑动速度查本题的表1-12-1，得啮合齿面的当量摩擦角φv=1°22′。
传动的啮合效率为
传动总效率为
η=η1η2η3=0.955η1=0.955×0.889=0.85
（2）蜗杆的圆周力与蜗轮的轴向力为
蜗杆的轴向力与蜗轮的圆周力为
蜗杆和蜗轮的径向力为
Fr1=Fr2=Fa1tanα=2959.50×tan20°=1077.17（N）
图2-12-1
作用在蜗杆、蜗轮上力的方向如图2-12-1所示。
2.解：（1）若该转轴工作时频繁地正反转，则所受的弯曲应力和扭转剪切应力均为对称循环变化。
弯曲应力为
扭转剪切应力为
弯曲应力的平均应力
σm=0
弯曲应力的应力幅
σa=σb=47.75（MPa）
扭转剪切应力的平均应力
τm=0
扭转剪切应力的应力幅
τa=τT=63.66（MPa）
转轴只承受法向应力σa时的计算安全系数为
转轴只承受剪切应力τa时的计算安全系数为
转轴的计算安全系数为
（2）若该转轴工作时单向旋转，且经常开车与停车，则所受的弯曲应力为对称循环变化，而扭转剪切应力为脉动循环变化。
弯曲应力的平均应力
σm=0(www.xing528.com)
弯曲应力的应力幅
σa=σb=47.75（MPa）
扭转剪切应力的平均应力
τm=0.5τT=0.5×63.66=31.83（MPa）
扭转剪切应力的应力幅
τa=0.5τT=0.5×63.66=31.83（MPa）
转轴只承受法向应力σa时的计算安全系数为
转轴只承受剪切应力τa时的计算安全系数为
转轴的计算安全系数为
3.解：（1）因为
=4，所以若tanθb=1，则tanθm=
。
螺栓与被连接件受力变形线图如图2-12-2所示。
图2-12-2
（2）总拉力为
剩余预紧力为
4.解：由B/d=1得：B=d=80mm。
当n1=320r/min时
当n2=640r/min时
由p=
≤[p]得
Fr≤[p]Bd=5×80×80=32000（N）
由pυ=
υ≤[pυ]得
Fr1≤[pυ]Bd/υ1=10×80×80/1.34=47761.2（N）
Fr2≤[pυ]Bd/υ2=10×80×80/2.68=23880.6（N）
为保证轴承在两种转速下均能正常工作，取轴承的最大许用载荷为23880.6N。
5.解：（1）由图2-12-3可得力平衡方程：Fr1（100+50）+Fae×40-Fre×50=0，Fr1+Fr2-Fre=0，可求得：Fr1=253.33N，Fr2=746.67N。
图2-12-3
（2）两轴承的派生力为
由Fd1+Fae＞Fd2可知，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”，得
Fa1=Fd1=74.51（N），Fa2=Fae+Fd1=374.51（N）
由
=0.2941＜e得：X1=1，Y1=0，所以
P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=1.2×1×253.33=303.996（N）
由
=0.502＞e得：X2=0.4，Y2=1.7，所以
P2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1.2×（0.4×746.67+1.7×374.51）=1122.402（N）
（3）轴承的寿命为
12-5 结构分析题
解：图1-12-4中标有序号处的错误及结构不合理的原因主要是：
①带轮左侧轴向固定不可靠，安装带轮的轴段应比带轮的轮毅长度短2～3mm；
②带轮无周向固定，应安装一平键；
③带轮右侧无轴向定位，应在此设一轴肩；
④轴承透盖中无密封装置，且与轴直接接触，缺少间隙；
⑤左、右轴承端盖与箱体间缺少调整轴承游隙的垫片；
⑥左、右箱体与轴承端盖接合处无凸台；
⑦输油沟中的油无法引入轴承，应在轴承盖上开槽；
⑧精加工面太长，且轴承装拆不便；
⑨定位轴肩过高，影响轴承拆卸；
⑩齿根圆小于轴肩，未考虑插齿加工齿轮的要求；
⑪右边轴承左侧没有轴向定位，应在此处设计一挡油环，以阻挡过多的稀油进入轴承；
⑫精加工面太长，且轴承装拆不便。
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