機械設(shè)計基礎(chǔ)考試練習(xí)題

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)考試練習(xí)題第一章 機械設(shè)計基礎(chǔ)概論1在如圖所示的單缸四沖程內(nèi)燃機中，序號1和10的組合是（）2如圖所示，卷揚機傳動簡圖序號3中支承低速級大齒輪的軸稱為（ ）A零件B機構(gòu)C機器D構(gòu)件3如圖所示，內(nèi)燃機連桿中的連桿體1是（）A.機構(gòu)B.零件C.部件D.構(gòu)件4機器中各運動單元稱為（）A零件  B部件C機件  D構(gòu)件第二章 平面機構(gòu)運動簡圖及自由度1若兩構(gòu)件組成低副，則其接觸形式為（）A面接觸B點或線接觸C點或面接觸D線或面接觸2平面運動副的最大約束數(shù)為（）A1B2C3D53圖示為一機構(gòu)模型，其對應(yīng)的機構(gòu)運動簡圖為（ ）A圖aB圖bC圖cD圖d4當(dāng)機構(gòu)中主動件數(shù)目（）機

2、構(gòu)自由度數(shù)目時，該機構(gòu)具有確定的相對運動。A.小于B.等于C.大于D.大于或等于5若兩構(gòu)件組成高副，則其接觸形式為（）A.線或面接觸B.面接觸C.點或面接觸D.點或線接觸6在平面機構(gòu)中，每增加一個低副將引入（）A.1個約束B.2個約束C.3個約束D.0個約束7兩構(gòu)件直接接觸并能產(chǎn)生相對運動的聯(lián)接稱為_。8兩個以上的構(gòu)件通過轉(zhuǎn)動副并聯(lián)在一處所構(gòu)成的鉸鏈稱為復(fù)合鉸鏈。( )9在平面機構(gòu)中，每增加一個低副將引入（）A0個約束 B1個約束C2個約束 D3個約束10平面機構(gòu)中，兩構(gòu)件通過點、線接觸而構(gòu)成的運動副稱為_。試計算如圖所示機構(gòu)的自由度，若含有復(fù)合鉸鏈、局部自由度、虛約束時應(yīng)

3、明確指出。 第三章 平面連桿機構(gòu)1在下列平面四桿機構(gòu)中，無急回性質(zhì)的機構(gòu)是（）。A.曲柄搖桿機構(gòu)B.擺動導(dǎo)桿機構(gòu)C.對心曲柄滑塊機構(gòu)D.偏心曲柄滑塊機構(gòu)2在鉸鏈四桿機構(gòu)中，若最短桿與最長桿長度之和小于其它兩桿長度之和，取最短桿為機架時，則得到 機構(gòu)。3在曲柄滑塊機構(gòu)中，若取曲柄為機架時，則可獲得（ ）A曲柄轉(zhuǎn)動導(dǎo)桿機構(gòu)B曲柄擺動導(dǎo)桿機構(gòu)C擺動導(dǎo)桿滑塊機構(gòu)D移動導(dǎo)桿機構(gòu)4在曲柄搖桿機構(gòu)中，當(dāng)曲柄等速轉(zhuǎn)動時，搖桿往復(fù)擺動的平均速度不同的運動特性稱為 。5在平面四桿機構(gòu)中，從動件的行程速比系數(shù)的表達式為 。6四桿機構(gòu)的傳動角是指從動揺桿的受力方向與受力點的速度方向之間所夾的銳角。（）7盤形凸輪的基圓

4、半徑越_，則該凸輪機構(gòu)的傳動角越大，機械效率越_。8在鉸鏈四桿機構(gòu)中，若最短桿與最長桿長度和_其它兩桿長度之和，則最短桿相鄰桿為機架時，可得曲柄搖桿機構(gòu)。9無急回特性的平面四桿機構(gòu)，其極位夾角（）A.=0°B.0°C.>0°D.<0°10在曲柄滑塊機構(gòu)中，若取連桿為機架，則可獲得（）A.曲柄轉(zhuǎn)動導(dǎo)桿機構(gòu)B.曲柄擺動導(dǎo)桿機構(gòu)C.擺動導(dǎo)桿滑塊機構(gòu)（搖塊機構(gòu)）D.移動導(dǎo)桿機構(gòu)11當(dāng)搖桿為主動件時，曲柄搖桿機構(gòu)的死點發(fā)生在曲柄與_共線的位置。12下圖所示的鉸鏈四桿機構(gòu)中，( )是雙曲柄機構(gòu)。A圖(a)B圖(b)C圖(c)D圖(d)13四桿機構(gòu)中是否存

5、在死點位置，決定于從動件是否與連桿_。14曲柄搖桿機構(gòu)處于死點位置時，角度等于零度的是（）A壓力角  B傳動角C極位夾角  D擺角15鉸鏈四桿機構(gòu)中，若最短桿與最長桿長度之和小于其余兩桿長度之和，則為了獲得曲柄搖桿機構(gòu)，其機架應(yīng)取（）A最短桿  B最短桿的相鄰桿C最短桿的相對桿  D任何一桿16曲柄搖桿機構(gòu)中，當(dāng)曲柄等速轉(zhuǎn)動時，搖桿往復(fù)擺動的平均速度不同的運動特性稱為_。已知一鉸鏈四桿機構(gòu)的行程速比系數(shù)K1.25，其搖桿長度為400mm，最大擺角為90°，當(dāng)搖桿在兩個極限位置時與機架上的兩固定鉸鏈中心連線所成的夾角分別為60°和30&

6、#176;（如圖所示，l=0.01 m/mm）。試求其曲柄、連桿及機架的長度。（注：可不寫作圖過程，但要保留作圖線）已知圖示機構(gòu)中，LAB=72mm，LBC=50mm，LCD=96mm，LAD=120mm問：（1）此機構(gòu)中，當(dāng)取構(gòu)件AD為機架時，是否存在曲柄？如果存在，指出是哪一構(gòu)件？（必須根據(jù)計算結(jié)果說明理由）（2）當(dāng)分別取構(gòu)件AB、BC、CD為機架時，各將得到什么機構(gòu)？第四章 凸輪機構(gòu)1平底直動從動件盤形凸輪機構(gòu)的壓力角是一個變值。（）2在設(shè)計直動滾子從動件盤形凸輪機構(gòu)時，若發(fā)生運動失真現(xiàn)象，可以（）A增大滾子半徑B減少基圓半徑C增大基圓半徑D增加從動件長度3在下列凸輪機構(gòu)中，從動件與凸輪

7、的運動不在同一平面中的是（）A直動滾子從動件盤形凸輪機構(gòu)B擺動滾子從動件盤形凸輪機構(gòu)C直動平底從動件盤形凸輪機構(gòu)D擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)4理論輪廓曲線相同而實際輪廓曲線不同的兩個對心直動滾子從動件盤形凸輪機構(gòu)，其從動件的運動規(guī)律是的。5在設(shè)計直動平底從動件盤形凸輪機構(gòu)時，若出現(xiàn)運動失真現(xiàn)象，則應(yīng)（ ）A減小凸輪基圓半徑B增大凸輪基圓半徑C減小平底寬度D增加平底寬度6當(dāng)從動件在推程按照簡諧運動規(guī)律運動時，在一般情況下，從動件在行程的（）A.起始位置有柔性沖擊，終止位置有剛性沖擊B.起始和終止位置都有剛性沖擊C.起始位置有剛性沖擊，終止位置有柔性沖擊D.起始和終止位置都有柔性沖擊7當(dāng)壓力角大到某一

8、數(shù)值時，不論推力為多大，都不能使從動件運動，凸輪機構(gòu)將發(fā)生_。8凸輪機構(gòu)的從動件選用等速運動規(guī)律時，其從動件的運動（）A將產(chǎn)生剛性沖擊  B將產(chǎn)生柔性沖擊C沒有沖擊  D既有剛性沖擊又有柔性沖擊設(shè)計一偏置式直動尖底從動件盤形凸輪機構(gòu)。已知從動件的運動規(guī)律S=S()如圖（a）所示，凸輪的基圓、回轉(zhuǎn)方向及從動件的初始位置如圖（b）所示，在圖中的基圓圓周上已給出了12個等分點。說明： 圖中的比例尺；作圖過程不必作文字說明，但必須保留作圖線。已知一偏置直動滾子從動件盤形凸輪機構(gòu)的初始位置如圖所示。試用圖解法求出：（1）當(dāng)凸輪從圖示初始位置轉(zhuǎn)過270°時，滾子與凸輪輪廓的接

9、觸點D1；（2）當(dāng)滾子中心位于B2點時，凸輪機構(gòu)的壓力角2.如題37圖所示為一偏置滾子從動件盤形凸輪機構(gòu)，凸輪的實際廓線為一個圓，圓心為O1，凸輪的轉(zhuǎn)動中心為O。（1）畫出基圓rb、偏距圓e、理論廓線；（2）畫出從動件在圖示位置時的壓力角和位移s。（不必作文字說明，但必須保留作圖線）。第六章 聯(lián)接1螺紋聯(lián)接防松的實質(zhì)是（）。A.增加螺紋聯(lián)接的軸向力B.增加螺紋聯(lián)接的橫向力C.防止螺紋副發(fā)生相對轉(zhuǎn)動D.增加螺紋聯(lián)接的剛度2鍵的截面尺寸通常是根據(jù)（）按標(biāo)準(zhǔn)選擇。A.傳遞轉(zhuǎn)矩的大小B.傳遞功率的大小C.輪轂長度D.軸徑3標(biāo)準(zhǔn)平鍵聯(lián)接的承載能力，通常取決于輪轂的擠壓強度。（）4承受預(yù)緊力F的緊螺栓聯(lián)接

10、在受工作拉力F時，剩余預(yù)緊力為F，其螺栓所受的總拉力F0 。5普通緊螺栓聯(lián)接在承受橫向外載荷F作用時，其螺桿（）A 僅受到預(yù)緊力F的作用B 僅受到一個橫向外載荷F的作用C 僅受到摩擦力Ff的作用D 既受到預(yù)緊力F又受到橫向外載荷F的作用6普通平鍵的長度應(yīng)（）A稍長于輪轂的長度B略短于輪轂的長度C是輪轂長度的三倍D是輪轂長度的二倍7擰緊螺母時，螺紋副的效率計算式為。8在被聯(lián)接件之一的厚度較大，且需要經(jīng)常裝拆的場合，易采用（ ）A普通螺栓聯(lián)接B雙頭螺栓聯(lián)接C螺釘聯(lián)接D緊定螺釘聯(lián)接9標(biāo)準(zhǔn)普通平鍵聯(lián)接的承載能力，通常取決于（ ）A鍵、輪轂和軸中較弱者的擠壓強度B軸、輪轂中較弱者的擠壓強度C鍵、軸中較弱

11、者的擠壓強度D鍵、輪轂中較弱者的擠壓強度10楔鍵的工作面是 。11螺紋的公稱直徑為：與外螺紋牙頂（或內(nèi)螺紋牙底）相重合的假想圓柱體的直徑。（）12普通螺栓聯(lián)接在工作時主要承受拉力，它的主要失效形式是螺紋部分的_或_。13只受預(yù)緊力的普通螺栓聯(lián)接，其強度計算式中的“1.3”主要是考慮（）A.螺栓受到扭切應(yīng)力的影響B(tài).可靠性的影響C.摩擦系數(shù)不穩(wěn)定的影響D.受載后補充擰緊的影響14下列螺紋聯(lián)接的防松措施中，屬于摩擦防松原理的是（）A.止動墊片B.對頂螺母C.串聯(lián)鋼絲D.開口銷15松螺栓聯(lián)接在工作時，螺桿受到_應(yīng)力的作用。16鍵的截面尺寸b×h主要是根據(jù)( )來選擇。A傳遞扭矩的大小B傳遞

12、功率的大小C輪轂的長度D軸的直徑17普通平鍵聯(lián)接的主要失效形式是較弱零件的工作面被_。18當(dāng)兩個被聯(lián)接件之一太厚，不宜制成通孔，且聯(lián)接不需要經(jīng)常拆裝時，宜采用（）A螺栓聯(lián)接  B螺釘聯(lián)接C雙頭螺柱聯(lián)接  D緊定螺釘聯(lián)接19普通平鍵的工作面是（）A頂面  B底面C側(cè)面  D端面20普通螺栓聯(lián)接所受的預(yù)緊力為F，在受工作拉力F時，剩余預(yù)緊力為F，則螺栓受的總拉力F0為_。某氣缸用普通螺栓聯(lián)接，已知單個螺栓所受預(yù)緊力為，工作載荷為F，剩余預(yù)緊力為。試畫出單個螺栓聯(lián)接的受力變形圖，同時示意標(biāo)出各力的相關(guān)尺寸，并寫出螺栓所受的總軸向載荷F0的表達式。圖示單個鉸制孔

13、螺栓聯(lián)接，兩被聯(lián)接件的材料及厚度相同，已知該聯(lián)接承受橫向載荷為Ft=5000N，光桿部分直徑為d0=9mm，h1=8mm<h2，螺桿的許用切應(yīng)力100MPa，較弱受壓面的許用擠壓應(yīng)力p150MPa，試校核該螺栓聯(lián)接的強度。圖示為承受橫向載荷F作用的普通緊螺栓聯(lián)接。試分析該聯(lián)接中單個螺栓受到什么力的作用？請寫出該螺栓的強度計算式，并說明式中各符號的意義。圖示單個普通螺栓聯(lián)接，該聯(lián)接承受橫向載荷F=5000N,可靠性系數(shù)K=1.2，接合面間的摩擦系數(shù)=0.12，試求：螺栓所需的最小預(yù)緊力F。第七章 帶傳動1帶傳動正常工作時不能保證準(zhǔn)確的傳動比是因為（）。A.帶的彈性滑動B.帶容易變形和磨損C

14、.帶在帶輪上打滑D.帶的材料不符合虎克定律2帶傳動打滑總是在大帶輪上先開始。（）3V帶傳動設(shè)計中，選取小帶輪最小基準(zhǔn)直徑的依據(jù)是 。4在多級減速傳動中，帶傳動在傳動系統(tǒng)中的設(shè)計位置（）A宜在低速級B宜在中間級C宜在高速級D不受限制5鏈傳動是由主動鏈輪、從動鏈輪和所組成。6帶傳動的主要失效形式是帶的（ ）A疲勞斷裂和打滑B磨損和打滑C膠合和打滑D磨損和疲勞斷裂7在載荷較大的帶傳動中，若希望價格便宜些，則應(yīng)優(yōu)先選用（ ）A圓帶B多楔帶CV帶D平帶8帶傳動中，帶輪直徑越大，帶的彎曲應(yīng)力就越 。9帶傳動中，在帶即將打滑時，其緊邊拉力F1與松邊拉力F2之間的關(guān)系為 。10帶傳動中緊邊拉力為F1，松邊拉力

15、為F2，則即將打滑時F1和F2的關(guān)系為（）。A.F1/F2=eB.F2/F1>eC.F2/F1=eD.F2/F1<e11帶傳動的最大應(yīng)力點發(fā)生在緊邊繞上小帶輪處，其值近似地表示為：max=1+b2+c。（）12帶傳動中，小帶輪直徑越_，彎曲應(yīng)力越大，彎曲應(yīng)力是引起帶_的主要因素。13在帶傳動工作時，產(chǎn)生打滑的條件是（）A.有效拉力F>摩擦力總和的極限值B.緊邊拉力F1>摩擦力總和的極限值C.緊邊拉力F1<摩擦力總和的極限值D.有效拉力F<摩擦力總和的極限值14帶傳動在工作時，帶所受的應(yīng)力種類包括（）A.拉應(yīng)力1、2和彎曲應(yīng)力b1、b2B.拉應(yīng)力1、離心應(yīng)力c

16、和彎曲應(yīng)力b1C.拉應(yīng)力2、離心應(yīng)力c和彎曲應(yīng)力b2D.拉應(yīng)力1、2、離心應(yīng)力c和彎曲應(yīng)力b1、b215帶傳動工作時，由于帶的彈性變形而引起的帶與帶輪之間的相對滑動稱為_滑動。16( )是帶傳動中所固有的物理現(xiàn)象，是不可避免的。A彈性滑動B打滑C松馳D疲勞破壞17帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則是在保證帶傳動不產(chǎn)生彈性滑動的前提下，具有足夠的疲勞強度。( )18平帶、V帶傳動傳遞運動和動力主要是依靠（）A帶的緊邊拉力  B帶的預(yù)緊力C帶和帶輪接觸面間的摩擦力  D帶的松邊拉力第八章 齒輪傳動1漸開線齒廓上任一點的法線必與基圓相切。（）2一般參數(shù)的閉式硬齒面齒輪傳動的主要失效形式是齒面磨粒磨

17、損。（）3設(shè)計一般閉式齒輪傳動時， 計算是為了避免齒面點蝕失效。4單個漸開線齒輪（）A分度圓等于節(jié)圓B分度圓小于節(jié)圓C分度圓大于節(jié)圓D沒有節(jié)圓5閉式硬齒面齒輪傳動的主要失效形式是（）A齒面膠合B輪齒疲勞折斷C齒面磨粒磨損D輪齒過載折斷6在開式齒輪傳動的設(shè)計中，通常將計算出的模數(shù)加大510，這主要考慮（）A輪齒疲勞點蝕的影響B(tài)輪齒膠合的影響C輪齒磨粒磨損的影響D輪齒受沖擊載荷的影響7齒輪傳動中的接觸應(yīng)力變化特征可簡化為循環(huán)的變應(yīng)力。8漸開線齒輪的齒根圓（ ）A總是小于基圓B總是等于基圓C總是大于基圓D有時小于基圓，有時大于基圓9一對受穩(wěn)定載荷作用并單向運轉(zhuǎn)的齒輪傳動，工作時在輪齒根部所受的彎曲應(yīng)

18、力變化特征可簡化為（ ）A對稱循環(huán)變應(yīng)力B脈動循環(huán)變應(yīng)力C不變化的靜應(yīng)力D無規(guī)律變應(yīng)力10開式蝸桿傳動的主要失效形式是（ ）A輪齒折斷和齒面膠合B齒面磨損和輪齒折斷C齒面點蝕和齒面磨損D齒面膠合和齒面點蝕11一對標(biāo)準(zhǔn)齒輪嚙合傳動時，其嚙合角（）其分度圓壓力角。A.大于B.等于C.小于D.可能等于也可能大于12用齒條刀具加工漸開線齒輪時，判斷被加工齒輪產(chǎn)生根切的依據(jù)是（）。A.刀具的齒頂線通過嚙合極限點N1B.刀具的齒頂線超過嚙合極限點N1C.刀具的中線超過嚙合極限點N1D.刀具的中線不超過嚙合極限點N113一標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動，主動輪1和從動輪2的材料和熱處理硬度不相同，齒數(shù)Z1<Z2

19、，則它們的齒面接觸應(yīng)力H1=H2。（）14直齒錐齒輪強度計算時，通常把直齒錐齒輪傳動轉(zhuǎn)化為齒寬中點處的一對當(dāng)量直齒圓柱齒輪來處理。（）15磨粒磨損和彎曲疲勞折斷是_齒輪傳動的主要失效形式。16在設(shè)計計算單個漸開線齒輪的幾何尺寸時的基準(zhǔn)圓是（）A.基圓B.齒根圓C.分度圓D.齒頂圓17為了使一對齒輪在工作中不產(chǎn)生疲勞折斷，進行校核計算的方法之一是保證（）A.F1F2，F(xiàn)2F1B.F1F1，F(xiàn)2F2C.F1F2，F(xiàn)2F2D.F1F1，F(xiàn)2F118齒輪傳動中的應(yīng)力修正系數(shù)Ysa主要考慮（）A.輪齒的大小對輪齒彎曲強度的影響B(tài).輪齒的形狀對輪齒彎曲強度的影響C.齒根危險截面處產(chǎn)生的切應(yīng)力和壓應(yīng)力對輪齒

20、彎曲強度的影響D.齒根危險截面處過渡圓角引起的應(yīng)力集中，以及齒根處切應(yīng)力和壓應(yīng)力對輪齒彎曲強度的影響19閉式蝸桿傳動的主要失效形式是（）A.齒面膠合或齒面疲勞點蝕B.齒面疲勞點蝕或輪齒折斷C.齒面磨損或齒面膠合D.齒面磨損或輪齒折斷20齒數(shù)比u1的一對齒輪傳動，在工作時大小齒輪的彎曲應(yīng)力值_等。21一對正確嚙合的斜齒圓柱齒輪傳動的( )均為標(biāo)準(zhǔn)值。A法面模數(shù)、分度圓上的法面壓力角B端面模數(shù)、分度圓上的端面壓力角C端面模數(shù)、分度圓上的端面壓力角、分度圓上的螺旋角D法面模數(shù)、分度圓上的法面壓力角、分度圓上的螺旋角22標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪的模數(shù)為4mm，齒數(shù)為28，則分度圓齒距等于_mm。23開式齒輪傳

21、動的主要失效形式是_和_，目前只進行齒根彎曲疲勞強度計算，用適當(dāng)加大模數(shù)的方法考慮磨損的影響。24一對漸開線圓柱齒輪要正確嚙合，一定相等的是（）A直徑  B寬度C齒數(shù)  D模數(shù)25對閉式軟齒面齒輪傳動，主要失效形式是（）A輪齒疲勞折斷  B齒面疲勞點蝕C齒面磨損  D齒面膠合26齒輪傳動中，齒面接觸應(yīng)力的變化特征可簡化為（）A對稱循環(huán)變應(yīng)力  B脈動循環(huán)變應(yīng)力C不變化的靜應(yīng)力  D無規(guī)律變應(yīng)力27斜齒輪的螺旋角過大會使斜齒輪的_過大，過小又顯示不出斜齒輪的優(yōu)點。28開式蝸桿傳動的主要失效形式是_和輪齒折斷。已知一正常齒漸開線標(biāo)準(zhǔn)外嚙合

22、圓柱齒輪傳動，其模數(shù)m=5mm，壓力角=20°，中心距a=350mm，傳動比i12=9/5，試求兩輪的齒數(shù)z1、z2、分度圓直徑d1、d2、齒頂圓直徑da1、da2。（10分）已知在一對斜齒圓柱齒輪傳動中，2輪為從動輪，其螺旋線方向為左旋，圓周力Ft2方向如圖所示。試確定主動輪1的螺旋線方向、軸向力Fa1的方向，并在圖上標(biāo)出。（10分）已知在某二級斜齒圓柱齒輪傳動中，1輪為驅(qū)動輪，3輪的螺旋線方向和轉(zhuǎn)動方向如圖所示。為了使軸軸承上所承受的軸向力抵消一部分，試確定2輪的螺旋線方向，并將各輪的軸向力Fa1、Fa2、Fa3、Fa4方向和輪1、2、4的螺旋線方向標(biāo)在圖中。已知在某二級直齒錐齒

23、輪一斜齒圓柱齒輪傳動中，1輪為驅(qū)動輪，3輪的螺旋線方向如圖所示。為了使II軸軸承上所受的軸向力抵消一部分，試確定1輪的轉(zhuǎn)動方向。并將各輪軸向力Fa1、Fa2、Fa3、Fa4的方向、4輪的螺旋線方向和1輪的轉(zhuǎn)動方向標(biāo)在圖中。設(shè)兩級斜齒圓柱齒輪減速器的已知條件如圖，試問：(1)低速級斜齒輪的螺旋線方向應(yīng)如何選擇才能使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相同?(2)畫出中間軸上兩齒輪的圓周力Ft2、Ft3和軸向力Fa2、Fa3方向。已知在某二級斜齒圓柱齒輪傳動中，1輪為主動輪，3輪的螺旋線方向和轉(zhuǎn)動方向如題31圖所示。為了使軸軸承上所承受的軸向力抵消一部分，試確定各輪的螺旋線方向及各輪軸向力Fa1、Fa2、F

24、a3、Fa4的方向，并將其標(biāo)在圖中。已知一對外嚙合漸開線標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪的標(biāo)準(zhǔn)中心距a=150mm，齒數(shù)z1=20，z2=80，齒頂高系數(shù)=1，壓力角。試求這對齒輪的模數(shù)m，傳動比i12，節(jié)圓直徑、及嚙合角.已知一對外嚙合漸開線標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪，正確安裝在一起，中心距a=230mm，齒數(shù)z1=25、z2=50，mn=6mm,分度圓壓力角n=20°。試求：(1)螺旋角 (2)分度圓直徑d1、d2第九章 蝸桿傳動1為了減少蝸輪刀具數(shù)目，有利于刀具標(biāo)準(zhǔn)化，規(guī)定（）為標(biāo)準(zhǔn)值。A.蝸輪齒數(shù)B.蝸輪分度圓直徑C.蝸桿頭數(shù)D.蝸桿分度圓直徑2對閉式蝸桿傳動進行熱平衡計算，其主要目的是為了防止?jié)櫥?/p>

25、溫度過高而使?jié)櫥瑮l件惡化。（）3蝸桿傳動的正確嚙合條件是 、 、 。4蝸桿傳動的傳動比i等于（）ABCD5蝸輪的螺旋角與蝸桿（）A 分度圓處的導(dǎo)程角大小相等，方向相反B分度圓處的導(dǎo)程角大小相等，方向相同C齒頂圓處的導(dǎo)程角1大小相等，方向相反D齒頂圓處的導(dǎo)程角1大小相等，方向相同6普通圓柱蝸桿傳動的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)是指平面上的模數(shù)。7為了實現(xiàn)兩根相交軸之間的傳動，可以采用（ ）A蝸桿傳動B斜齒圓柱齒輪傳動C直齒錐齒輪傳動D直齒圓柱齒輪傳動8在進行蝸桿傳動強度計算時，應(yīng)以 的計算載荷作為計算依據(jù)。9蝸桿傳動的正確嚙合條件之一是蝸桿的端面模數(shù)與蝸輪的端面模數(shù)相等。（）10蝸輪材料通常根據(jù)_選擇。11在蝸桿傳

26、動中，如果模數(shù)和蝸桿頭數(shù)一定，減少蝸桿分度圓直徑，將使( )。A傳動效率降低， 蝸桿剛度提高B傳動效率提高，蝸桿剛度降低C傳動效率和蝸桿剛度都提高D傳動效率和蝸桿剛度都降低12蝸桿傳動的中間平面是指：通過_軸線并垂直于_軸線的平面。13選擇蝸輪材料通常根據(jù)蝸桿傳動的（）A傳遞功率  B滑動速度C傳動比  D效率14在蝸桿傳動中，當(dāng)其它條件相同時，增加蝸桿頭數(shù)，則傳動效率（）A增加  B減小C保持不變  D或者增加，或者減小圖示一斜齒輪一蝸桿傳動裝置（轉(zhuǎn)向如圖）。(1)分析蝸桿3受力，用分力表示于嚙合點A；(2)判斷蝸輪4轉(zhuǎn)動方向（標(biāo)明在圖上）。已知在某一

27、級蝸桿傳動中，蝸桿為主動輪，轉(zhuǎn)動方向如圖所示，蝸輪的螺旋線方向為右旋。試將兩輪的軸向力Fa1、Fa2、圓周力Ft1、Ft2、蝸桿的螺旋線方向和蝸輪的轉(zhuǎn)動方向標(biāo)在圖中。第十章 輪系及減速器在圖示輪系中，已知各輪齒數(shù)為：z1=60，z2=15，=30，z3=105，z4=35，z5=32.試求傳動比i15，并說明輪1和輪5的轉(zhuǎn)向是否相同。如圖所示輪系。已知各輪齒數(shù)為z1z340，z2z430，z3z5100。試求該輪系的傳動比i1H,并說明輪1和系桿H的轉(zhuǎn)向是否相同。題35圖所示輪系中，已知各輪齒數(shù)為：z1=15。z2=25， ，z3=60，運動從1輪輸入，n1=200r/min，轉(zhuǎn)向如圖所示，n

28、3=50r/min，轉(zhuǎn)向與n1相同，試求系桿H的轉(zhuǎn)速nH的大小和方向。第十二章 軸1軸的工作能力主要取決于軸的 ，為防止軸產(chǎn)生 和扭斷，應(yīng)對軸進行強度計算。2在計算軸的當(dāng)量彎矩Mv=公式中，a是為了考慮扭矩T與彎矩M產(chǎn)生的應(yīng)力（）A方向不同B類型不同C位置不同D循環(huán)特征不同3轉(zhuǎn)軸在扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力作用下，可能產(chǎn)生的失效形式是（ ）A疲勞彎斷或過量的扭轉(zhuǎn)變形B疲勞彎斷或過量的彎曲變形C疲勞扭斷或過量的彎曲變形D疲勞扭斷或過量的扭轉(zhuǎn)變形4一般的轉(zhuǎn)軸，在計算當(dāng)量彎矩Mv=時，應(yīng)根據(jù) 的變化特征而取不同的值。5如圖所示，一恒定力F作用在固定心軸上，則a點所受的彎曲應(yīng)力是（）。A.脈動循環(huán)變應(yīng)力B.對稱循環(huán)變

29、應(yīng)力C.靜應(yīng)力D.無規(guī)律6在軸的設(shè)計中，公式（）A.固定心軸最小直徑的計算B.轉(zhuǎn)動心軸最大直徑的計算C.轉(zhuǎn)軸危險截面直徑的校核計算D.轉(zhuǎn)軸最小直徑的估算7軸的階梯過渡圓角半徑在滿足軸上零件軸向固定可靠的條件下，應(yīng)盡量采用較大值。( )8按承受載荷的性質(zhì)分類，減速器中的齒輪軸屬于（）A傳動軸  B固定心軸C轉(zhuǎn)軸  D轉(zhuǎn)動心軸第十四章 滾動軸承1滾動軸承的代號由前置代號，基本代號及后置代號組成，其中基本代號表示（）。A.軸承的類型、結(jié)構(gòu)和尺寸B.軸承組件C.軸承內(nèi)部結(jié)構(gòu)的變化和軸承公差等級D.軸承游隙和配置2型號為1308的滾動軸承，其類型名稱為 ，直徑系列代號為 ，內(nèi)徑d=

30、mm。3滾動軸承在一般轉(zhuǎn)速下的主要失效形式是（）A過量的塑性變形B過度磨損C疲勞點蝕D膠合4滾動軸承工作時，固定套圈的應(yīng)力變化特征為（）A對稱循環(huán)B脈動循環(huán)C恒定不變D隨機變化4載荷不大，多支點支承的軸系，宜選用（ ）A深溝球軸承B調(diào)心球軸承C角接觸球軸承D圓柱滾子軸承5在下列滾動軸承的滾動體中，極限轉(zhuǎn)速最高的是（ ）A圓柱滾子B球C圓錐滾子D球面滾子6既能承受徑向力又能承受較大軸向力的滾動軸承結(jié)構(gòu)代號為（）。A.51000B.N0000C.30000D.600007型號為6307的滾動軸承，其內(nèi)徑d=_mm，公差等級為_。8在下列滾動軸承中，只能承受徑向載荷的是（）A.51000型的推力球軸

31、承B.N0000型的圓柱滾子軸承C.30000型的圓錐滾子軸承D.70000C型的角接觸球軸承9角接觸軸承確定基本額定動載荷C值時，所加的載荷為（）A.純徑向載荷B.純軸向載荷C.較大的徑向載荷和較小的軸向載荷D.同樣大小的徑向載荷和軸向載荷10滾動軸承的基本額定動載荷是指( )。A基本額定壽命為106轉(zhuǎn)時，軸承所能承受的最小載荷B在標(biāo)準(zhǔn)試驗載荷作用下，軸承所能承受的載荷C運行106轉(zhuǎn)時，不發(fā)生疲勞點蝕的概率為90%時的載荷D同一批軸承進行壽命試驗中，破壞率達到10%時所對應(yīng)的載荷11對于一般轉(zhuǎn)速的滾動軸承，其主要失效形式是疲勞點蝕。( )12深溝球軸承主要承受徑向載荷，也可同時承受小的雙向軸

32、向載荷。( )13滾動軸承代號為30205，其中的05表示軸承內(nèi)徑為_mm，3表示軸承的_。14深溝球軸承，內(nèi)徑100mm，正常寬度，直徑系列為2，公差等級為0級，游隙級別為0，其代號為（）A60220/CO  B6220/POC60220/PO  D622015角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的軸向承載能力隨接觸角的增大而（）A增大  B減小C不變  D增大或減小隨軸承型號而定某轉(zhuǎn)軸裝在一對46300軸承上，軸承布置如圖所示，軸的懸臂端受徑向力FR=2000N，軸向力FA=1500N，F(xiàn)S=0.7Fr，求兩軸承所受軸向載荷Fa1和Fa2。（10分）某錐齒輪減

33、速器主動軸選用外圈窄邊相對安裝的30206軸承支承，已知軸上的軸向外載荷FA=292N，方向如圖所示，轉(zhuǎn)速n=640r/min，兩軸承的徑向載荷分別為FrI=1168N，F(xiàn)rII=3552N，內(nèi)部軸向力為FSI=365N，F(xiàn)SII=1110N，基本額定動載荷C=43200N，載荷系數(shù)fp=1.5，判別系數(shù)e=0.37（當(dāng)Fa/Fre時，X=1，Y=0；當(dāng)Fa/Fr>e時，X=0.4，Y=1.6）。試計算軸承壽命。圖示軸系用外圈寬邊相對安裝的30207圓錐滾子軸承支承。已知軸上的軸向載荷FA=250N，兩軸承的徑向載荷為Fr=512N，F(xiàn)r=1696N，內(nèi)部軸向力為FS=160N， FS=530N，各力方向如圖所示；基本額定動載荷C=54200N，載荷系數(shù)fP=1.2；轉(zhuǎn)速n=1500r/min；判別系數(shù)e=0.37（當(dāng)Fa/Fre時，X=1，Y=0，當(dāng)Fa/Fr