機械的設計試題

1、機械設計部分第一章 機械設計總論、選擇題：B 變化。1. 某齒輪傳動裝置如圖所示，輪l 為主動輪，則輪 2 的齒面接觸應力按A 對稱循環(huán)B脈動循環(huán)C循環(huán)特性 r一 0.5的循環(huán) D循環(huán)特性 r十 1 的循環(huán)2. 題 1 圖所示的齒輪傳動裝置，輪 1為主動輪，當輪 1作雙向回轉(zhuǎn)時，則輪 1 齒面接觸應力 按 B 變化。A 對稱循環(huán)B脈動循環(huán)C循環(huán)特性 r -0.5的循環(huán) D循環(huán)特性 f十 l 的循環(huán)3. 某單向回轉(zhuǎn)工作的轉(zhuǎn)軸，考慮起動、停車及載荷不平穩(wěn)的影響，其危險截面處的切應力 T 的應力性質(zhì)，通常按圖中的B 計算。_A 。AH1H2 B H12H2 C H1 4H2 D H1 8H25. 某

2、四個結(jié)構(gòu)及性能相同的零件甲、乙、丙、丁，若承受最大應力max 的值相等，而應力循環(huán)特性 r分別為 +1、0、-0.5、-1，則其中最易發(fā)生失效的零件是D 。A 甲 B 乙 C丙 D丁6. 如圖所示為四種圓柱體接觸情況，各零件的材料相同，接觸寬度及受載均相同，圖中r22r1，則情況 A 的接觸應力最大； C 接觸應力最小。7. 某鋼制零件材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限-1300MPa，若疲勞曲線指數(shù) m 9，應力循環(huán)基數(shù) N0 107，當該零件工作的實際應力循環(huán)次數(shù)N105 時，則按有限壽命計算，對應于 N 的疲勞極限 -1N 為 C MPa 。N 的位置如圖所示。加載情況屬于min 常數(shù)A300

3、B 428 C500.4 D430.58. 在如圖示出的極限應力圖中，工作應力點 情況，試用作圖法判定其材料的極限應力取為Ab B0 C-1 D s9. 在如圖示出的極限應力圖中， M 點為工作應力點，應力循環(huán)特性r常數(shù)， NO 線與橫坐標軸間夾角 40°，則該零件所受的應力類型為A 。A 不變號的不對稱循環(huán)變應力B變號的不對稱循環(huán)變應力C對稱循環(huán)變應力D 脈動循環(huán)變應力10. 某結(jié)構(gòu)尺寸相同的零件，當采用C 材料制造時，其有效應力集中系數(shù)最大。A HT200 B 35號鋼 C 40CrNt D 45號鋼11. 某截面形狀一定的零件，當其尺寸增大時，其疲勞極限值將隨之B 。A 增高

4、B降低 C不變 D規(guī)律不定12. 某 40Cr 鋼制成的零件，已知 b 750Mpa ， s550MPa ， -1 350MPa ， 0.25，零 件危險截面處的最大工作應力max185Mpa ，最小工作應力 min一 75Mpa ，疲勞強度的綜合影響系數(shù) (k)D 1.44，則當循環(huán)特性 r常數(shù)時，該零件的疲勞強度安全系數(shù)Sa為B 。A 2.97 B 1.74 C1.90 D 1.4513. 對于承受簡單的拉、壓、彎及扭轉(zhuǎn)等體積應力的零件，其相應應力與外載荷成A 關系；而對于理論上為線接觸的兩接觸表面處的接觸應力與法向外載荷成 C 關系；對于 理論上為點接觸的接觸應力與法向外載荷成 B 關系

5、。32A 線性 B3F C F DF214. 對于循環(huán)基數(shù) N0107 的金屬材料，下列公式中，A 是正確的。A mN C B Nm CC壽命系數(shù) kN m N N0 D 壽命系數(shù) kN 1.015. 己知某轉(zhuǎn)軸在彎 扭復合應力狀態(tài)下工作，其彎曲與扭轉(zhuǎn)作用下的安全系數(shù)分別為S6.0，S 18，則該轉(zhuǎn)軸的實際安全系數(shù)值為C 。A 12.0 B 6.0 C5.69 D 18.016. 如圖所示，在D 情況下，兩相對運動的平板間粘性流體不能形成油膜壓力。17. 摩擦副接觸面間的潤滑狀態(tài)判據(jù)參數(shù)膜厚比值為 B 時，為混合潤滑狀態(tài)； 值為C 時，可達到流體潤滑狀態(tài)。A 2.25 B 1.0 C5.2 D

6、18.018. 己知某機械油在工作溫度下的運動粘度p 20mm2 s，該油的密度 為 900kg m3，則其動力粘度 為 D Pa s。 ·A 18000 D 45 C0.0018 D 0.01819. 如圖示出幾種不同的磨損過程圖，圖中q表示磨損量， t 表示時間，則圖 D 表示接觸疲勞磨損；圖 C 表示惡劣工況條件的磨損；圖 A 表示一般正常磨損；圖 B 表示兩個 穩(wěn)定磨損階段的正常磨損。、填空題：1. 機械零件設計計算的最基本計算準則是。2. 機械零件的主要失效形式有、 、 及 。3. 機械零件的表面損壞形式主要有、 、 及 。4. 產(chǎn)品樣機試驗完成后，為使設計達到最佳化，需對

7、設計方案進行及 評價工作。5. 新產(chǎn)品從 提出任務到投 放市場的全部 程序一般要經(jīng)過的四個階段為 、及。6. 產(chǎn)品設計中的 “三化 ”是指、及。7. 貫徹標準化的好處主要有、及。（列舉三項）8. 產(chǎn)品的開發(fā)性設計的核心是及 設計工作。9. 作用于機械零件上的名義載荷是指，而設計零件時，應按 進行計算，它與名義載荷間的關系式為 。10. 提高機械零件強度的主要措施有、 及。 （列舉三項 ）11. 零件剛度的計算準則是。12. 判斷機械零件強度的兩種方法是及 ；其相應的強度條件分別為 及。13. 在靜載荷作用下的機械零件，不僅可以產(chǎn)生應力，也可能產(chǎn)生 應力。14. 在靜應力工況下，機械零件的強度失

8、效是或 。15. 在變應力工況下，機械零件的強度失效是；這種損壞的斷面包括及 兩部分。16. 機器零件振動穩(wěn)定性的計算準則是。17. 機械零件的表面強度主要是指、 及 。18. 零件表面磨損強度的條件性計算準則有、 及 。19. 鋼制零件的疲勞曲線( N 曲線)上，當 N<N0 時為 區(qū)；而當 NN0時為 區(qū)。20. 鋼制零件的 N 曲線上，當疲勞極限幾乎與應力循環(huán)次數(shù)N 無關時，稱為 循環(huán)疲勞；而當 N<N0時，疲勞極限隨循環(huán)次數(shù) N 的增加而降低的稱為 疲勞。21. 零件按無限壽命設計時，疲勞極限取疲勞曲線上的一 應力水平；按有限壽命設計，預期達到 N 次循環(huán)時的疲勞極限表達式

9、為 。22. 在校核軸危險截面處的安全系數(shù)時，在該截面處同時有圓角、鍵槽及配合邊緣等應力集 中源，此時應采用 應力集中系數(shù)進行計算。23. 零件所受的穩(wěn)定變應力是指，非穩(wěn)定變應力是指 。24. 有一傳動軸的應力譜如圖所示，則 a； m。25. 鐵路車輛的車輪軸只受應力。26. 零件結(jié)構(gòu)對剛廢的影響主要表現(xiàn)在及。 (列舉兩項 )27. 在設計零件時，為了減小截面上的應力集中，可采用的主要措施有、 及28. 提高表面接觸強度的主要措施有、 及。 (列舉三頂 )29. 試說明變應力下安全系數(shù)公式中各代號的意義：kN表示 ；(k )D表示； a 表示 ； 1 表示； a 表示 及 m 表示 。kN 1

10、 (k )Da mS(k )D ( a m)30. 公式 SS S 表示 應力狀態(tài)下 強度的安全系數(shù)，表示 應力狀態(tài)下的30.公式S2 S2強度的安全系數(shù)。31. 影響機械零件疲勞強度的主要因素有、 及。 (列舉三頂 )32. 鋼的強度極限愈高，對愈敏感；表面愈粗糙， 愈低。n Ni33. 零件在規(guī)律性非穩(wěn)定變應力作用下，總壽命損傷率F ' 在 情況下取 F 1。i1 Ni'34.非穩(wěn)定變應力零件的疲勞強度計算中的等效應力v 通常取等于 的應力。35. 按摩擦狀態(tài)不同，摩擦可分為、及 。36. 機械零件的磨損過程一般分為、及三個階段。37. 按建立壓力油膜的原理不同，流體潤滑主

11、要有、 及 三種類型。38. 獲得流體動壓油膜的必要條件是、 及 。39. 在潤滑狀態(tài)下，磨損可以避免，而在 及 潤滑狀態(tài)下，磨損則不可避免。40. 磨損按破壞機理不同，可分為、 、 及 四種基本類型。41. 彈性流體動力潤滑計算是在流體動力潤滑基礎上又計入的主要因素有及 。42. 工業(yè)用潤滑油的粘度主要受及 影響。43. 工業(yè)用潤滑油的粘度因而降低；在一定壓強下，又因 而提高。44. 潤滑油的粘度是度量液體的物理量。45. 流體的粘性定律是。46. 粘度指數(shù) VI 越大的油，其粘度受變化越小。47. 在摩擦部位及 工況下，宜選用粘度較低的油；在 摩擦部位及 工況下，宜選用粘度較高的油。48.

12、 選擇滑動軸承潤滑用油時，對液體摩擦軸承主要考慮油的；對非液體摩擦軸承主要考慮油的 。49. 邊界摩擦潤滑時，可能形成的邊界膜有、 及 三種。50. 邊界潤滑中，物理吸附膜適宜于工況下工作；化學吸附膜適宜于 工況下工作；化學反應膜適宜于 工況下工作。51. 潤滑劑中加進添加劑的作用是；常用的添加劑有 、 及 。（列舉三項）52. 對于金屬材料的干摩擦理論，目前較普遍采用的是理論。53. 根據(jù)簡單粘著理論，當結(jié)點材料的剪切強度極限為b、壓縮屈服極限為 sc 的金屬處于干摩擦狀態(tài)時的摩接力 F為，摩擦系數(shù) 。54. 兩滑動表面所處的潤滑狀態(tài)，可近似按參數(shù) 進行判斷。該參數(shù)的表達式為 。55. 潤滑

13、油的動力粘度與運動粘度間的關系式為，其量綱分別為 及 。56. 根據(jù)膜厚比 的大小可大致估計兩接觸表面間的潤滑狀態(tài)，當 為 時，為流體潤滑 狀態(tài)；當 為 時，為混合潤滑狀態(tài)；當 為 時，為邊界潤滑狀態(tài)。第二章 齒輪傳動、選擇題：1.一般開式齒輪傳動的主要失效形式是C 。A 齒面膠合B 齒面疲勞點蝕C齒面磨損或輪齒疲勞折斷D 輪齒塑性變形2.高速重載齒輪傳動，當潤滑不良時，最可能出現(xiàn)的失效形式是A 。A 齒面膠合 B齒面疲勞點蝕C齒面磨損 D 輪齒疲勞折斷3.45 號鋼齒輪，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后其硬度值約為B 。AHRC4550 BHBS 220 一 370 C HBS 160一 180 DHBS320

14、3504. 齒面硬度為 56 一 62HRC 的合金鋼齒輪的加工工藝過程為C 。A齒坯加工 淬火磨齒 滾齒 B齒坯加工 淬火 滾齒磨齒 C齒坯加工 滾齒滲碳淬火 磨齒 D齒坯加工 滾齒磨齒 淬火5. 齒輪采用滲碳淬火的熱處理方法，則齒輪材料只可能是D 。A45號鋼 BZG340一 640 C20Cr D 20CrMnTi6. 齒輪傳動中齒面的非擴展性點蝕一般出現(xiàn)在A 。A 跑合階段B穩(wěn)定性磨損階段C劇烈磨損階段D 齒面磨料磨損階段7. 對于開式齒輪傳動，在工程設計中，一般D 。A 按接觸強度設計齒輪尺寸，再校核彎曲強度B 按彎曲強度設計齒輪尺寸，再校核接觸強度C 只需技接觸強度設計D 只需按彎

15、曲強度設計8. 一對標準直齒圓柱齒輪，若 z118， z2 72，則這對齒輪的彎曲應力A 。AF1>F2BF1< F2CF1 F 2D F1F29. 一對 45 號鋼制直齒圓柱齒輪傳動，已知： z120，硬度為 220250HBS ； z260，硬度 為 190 220HBS ，則有： YFa1 B YFa2， F1 B F2， H1 C H2 ， H lim1 _B_ Hlim2 ，F(xiàn) lim1 B F lim 2 。A < B> C D >10. 對于齒面硬度< 350HBS 的閉式鋼制齒輪傳動，其主要失效形式為 C 。A 輪齒疲勞折斷 E 齒面磨損C齒

16、面疲勞點蝕 D 齒面膠合11. 一減速齒輪傳動，小齒輪 1選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)；大齒輪選用 45 號鋼正火，它們的齒面接觸應力 C 。AH1> H 2BH1< H2CH1H2DH1H212. 對于硬度 350HBS 的閉式齒輪傳動，設計時一般A 。A 先按接觸強度計算B先按彎曲強度計算C先按磨損條件計算D 先按膠合條件計算13. 設計一對減速軟齒面齒輪傳動時，從等強度要求出發(fā)，大、小齒輪的齒面硬度選擇時， 應使 B 。A 兩者硬度相等B 小齒輪硬度高于大齒輪硬度C大齒輪硬度高于小齒輪硬度D 小齒輪采用硬齒面，大齒輪采用軟齒面14. 一對標準漸開線圓柱齒輪要正確嚙合，它們的B 必須相

17、等。A 直徑 d B模數(shù) m C齒寬 b D齒數(shù) z15. 某齒輪箱中一對 45 號鋼調(diào)質(zhì)齒輪經(jīng)常發(fā)生齒面點蝕，修配更換時，可用C 代替。A40Cr 調(diào)質(zhì)B 適當增大模數(shù) mC仍可用 45 號鋼，改為齒面高頻淬火D 改用鑄鋼 ZG4516. 設計閉式軟齒面直齒輪傳動時，選擇齒數(shù)z1 的原則是 D 。A z1越多越好 Bz1越少越好C z1> 17，不產(chǎn)生根切即可D 在保證輪齒有足夠的抗彎疲勞強度的前提下，齒數(shù)選多些有利17. 在設計閉式硬齒面齒輪傳動中，當直徑一定時，應取較少的齒數(shù)，使模數(shù)增大以B 。A 提高齒面接觸強度B提高輪齒的抗彎曲疲勞強度C減少加工切削量，提高生產(chǎn)率D 提高抗塑性

18、變形能力18. 在直齒圓柱齒輪設計中，若中心距保持不變，而增大模數(shù)m，則可以 B 。A 提高齒面的接觸強度B提高輪齒的彎曲強度C彎曲與接觸強度均可提高D 彎曲與接觸強度均不變19. 輪齒的彎曲強度，當 D ，則齒根彎曲強度增大。A 模數(shù)不變，增多齒數(shù)時B 模數(shù)不變、增大中心距時C模數(shù)不變，增大直徑時D 齒數(shù)不變，增大模數(shù)時20. 為了提高齒輪傳動的接觸強度，可采取B 的方法。A 采用閉式傳動 B增大傳動中心距C減少齒數(shù)D 增大模數(shù)21. 圓柱齒輪傳動中，當齒輪的直徑一定時，減小齒輪的模數(shù)、增加齒輪的齒數(shù)，則可以C 。A 提高齒輪的彎曲強度B提高齒面的接觸強度C改善齒輪傳動的平穩(wěn)性D 減少齒輪的

19、塑性變形22. 輪齒彎曲強度計算中的齒形系數(shù) YFa與 C 無關。A 齒數(shù) z1 B變位系數(shù) C模數(shù) m D 斜齒輪的螺旋角 23. 標準直齒圓柱齒輪傳動的彎曲疲勞強度計算中，齒形系數(shù)YFa 只取決于 B 。A 模數(shù) m B 齒數(shù) zC分度因直徑 d1 D 齒寬系數(shù) d24. 一對圓柱齒輪，通常把小齒輪的齒寬做得比大齒輪寬一些，其主要原因是D 。A 為使傳動平穩(wěn)B 為了提高傳動效率C為了提高齒面接觸強度D 為了便于安裝，保證接觸線長25. 一對圓柱齒輪傳動，小齒輪分度圓直徑d150mm，齒寬 b155mm ；大齒輪直徑 d290mm，齒寬 b2 50mm，則齒寬系數(shù) d C 。A1.1 B5

20、9 C1 D1.326. 齒輪傳動在以下幾種工況中C 的齒寬系數(shù) d 可取大些。A 懸臂布置 B不對稱布置C對稱布置 D 同軸式減速器布置27. 斜齒圓柱齒輪設計時，一般螺旋角 的取值范圍為 B 。A2°10° B8°25° C15°30° D23° 40°28. 設計一傳遞動力的閉式軟齒面鋼制齒輪，精度為7 級。如欲在中心距 d 和傳動比 i 不變的條件下，提高齒面接觸強度的最有效的方法是 B 。A 增大模數(shù)（相應地減少齒數(shù)）B 提高主、從動輪的齒面硬度C提高加工精度D 增大齒根圓角半徑29. 今有兩個標準直齒圓

21、柱齒輪，齒輪1 的模數(shù) m15mm，z125；齒輪 2 的 m 23mm，z2 40，此時它們的齒形系數(shù)B 。A YFa1 < YFa2 BYFa1> YFa2 C YFa1 YFa 2 DYFa1YFa230. 下面列出 5 對直齒圓柱齒輪傳動，各大、小齒輪的材料及硬度均相同，齒輪工作循環(huán)次 數(shù) N>N0。請指出這些齒輪對中，D 對的接觸疲勞強度比 A 對（表中第一行 ）的高 ?為變位系數(shù) ）31. 斜齒圓徑齒輪的動載荷系數(shù) Kv 和相同尺寸精度的直齒圓柱齒輪相比較是B 的。A 相等 B較小C較大 D 可能大，也可能小32. 下列 B 的措施，可以降低齒輪傳動的齒面載荷分布

22、系數(shù)K 。A 降低齒面組糙度B提高軸系剛度C增加齒輪寬度D 增大端面重合度33. 齒輪設計中，對齒面硬度 350HBs的齒輪傳動，選取大小齒輪的齒面硬度時，應使D 。AHBS1HBS2 BHBS1<HBS 2CHBS1>HBS2 DHBS1HBS 2 30 5034. 斜齒圓柱齒輪的齒數(shù) z 與模數(shù) mn不變，若增大螺旋角 則分度圓直徑 d1 A 。 A 增大 B減小C不變 D 不一定增大或減小35. 選擇齒輪精度等級的主要依據(jù)，是根據(jù)齒輪的A 。A 圓周速度的大小B轉(zhuǎn)速的高低C傳遞功率的大小D 傳遞轉(zhuǎn)矩的大小36. 對于齒面硬度 350HBs的齒輪傳動，當大、小齒輪均采用45 號

23、鋼，一般采取的熱處理方式為 C 。A 小齒輪淬火，大齒輪調(diào)質(zhì)B小齒輪淬火，大齒輪正火C小齒輪調(diào)質(zhì)，大齒輪正火D 小齒輪正火，大齒輪調(diào)質(zhì)37. 一對圓柱齒輪傳動中，當齒面產(chǎn)生疲勞點蝕時，通常發(fā)生在D 。A 靠近齒頂處B靠近齒根處C靠近節(jié)線的齒頂部分D 靠近節(jié)線的齒根部分38. 一對圓柱齒輪傳動，當其他條件不變時，僅將齒輪傳動所受的載荷增為原載荷的4 倍，其齒面接觸應力 B 。A不變B 增為原應力的 2 倍C增為原應力的 4 倍 D增為原應力的 16倍39. 兩個齒輪的材料的熱處理方式、齒寬、齒數(shù)均相同，但模數(shù)不同，m1 2mm，m2 4mm ，它們的彎曲承載能力為 B 。A相同Bm2 的齒輪比

24、ml的齒輪大C與模數(shù)無關Dm1的齒輪比 m2 的齒輪大40. 以下 A 種做法不能提高齒輪傳動的齒面接觸承載能力。Ad 不變而增大模數(shù)B改善材料C增大齒寬D增大齒數(shù)以增大 d41. 齒輪設計時，當因齒數(shù)選擇過多而使直徑增大時，若其他條件相同，則它的彎曲承載能 力 B 。A 成線性地增加 B不成線性但有所增加C成線性地減小D 不成線性但有所減小42. 直齒錐齒輪強度計算時，是以 C 為計算依據(jù)的。A 大端當量直齒錐齒輪B齒寬中點處的直齒圓柱齒輪C齒寬中點處的當量直齒圓柱齒輪D 小端當量直齒錐齒輪43. 齒輪傳動中引起附加動載荷、產(chǎn)生振動、沖擊的主要原因是C 。A 齒形誤差 B周節(jié)誤差 C基節(jié)誤差

25、 D中心距誤差44. 對大批量生產(chǎn)、尺寸較大 (D > 500mm) 、形狀復雜的齒輪，設計時應選擇D。A 自由鍛毛坯 B焊接毛坯 C模鍛毛坯 D鑄造毛坯45. 今有四個標準直齒圓柱齒輪，已知；齒數(shù)z1 20， z2 40， z3 60，z4 80；模數(shù) m14mm，m23mm，m32mm ，m42mm，則齒形系數(shù)最大的為 A 。AYFa1 B YFa2 CYFa3 DYFa446. 一對減速齒輪傳動中，若保持分度圓直徑d1 不變，而減少齒數(shù)和增大模數(shù)，其齒面接觸應力將 C 。A 增大 B減小 c 保持不變47. 一對直齒錐齒輪兩齒輪的齒寬為bl、 b2，設計時應取 B 。Ab1>

26、b2 Bb1 b2 C b1< b2 Db1b2(3050)mm48. 一對外嚙合斜齒圓柱齒輪的正確嚙合條件應除去D 。A mt1 mt2 m B n1 n249.設計齒輪傳動時，若保持傳動比 的 A 。A彎曲強度提高，接觸強度提高 C彎曲強度不變，接觸強度不變C 1 2D 輪齒的螺旋方向相同i 和齒數(shù)和 zz1 z2 2 不變，而增大模數(shù) m ，則齒輪B彎曲強度不變，接觸強度提高 D彎曲強度提高，接觸強度不變、填空題：50. 一般開式齒輪傳動中的主要失效形式是。51. 一般閉式齒輪傳動小的主要失效形式是。52. 開式齒輪的設計準則是。53. 對于閉式軟齒面齒輪傳動，主要按強度進行設計，

27、而按 強度進行校核，這時影響齒輪強度的最主要幾何參數(shù)是 。54. 對于開式齒輪傳動，雖然主要失效形式是，但日前尚無成熟可靠的 計算方法，故按 強度計算。這時影響齒輪強度的主要幾何參數(shù)是 。55. 閉式軟齒面 （硬度 350HB5傳） 動中，齒面疲勞點蝕通常出現(xiàn)在處；其原因是該56. 高速重載齒輪傳動，當潤滑不良時最可能出現(xiàn)的失效形式是。57. 在齒輪傳動中，齒面疲勞點蝕是由于的反復作用引起的，點蝕通常首先出現(xiàn)在。58.45 號鋼制齒輪，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后其硬度值約為HBS。59. 齒面硬度為 56 62HRC 的合金鋼制齒輪的加工工藝過程一般為。60. 對于開式齒輪傳動，在工程設計中一般按強度設計。

28、61. 一對齒輪嚙合時，其大、小齒輪的接觸應力是；而其許用接觸應力是 的；小齒輪的彎曲應力與大齒輪的彎曲應力一般也是。62. 斜齒圓柱齒輪設計時，計算載荷系數(shù)K中包含的 KA是系數(shù)，它與 有關； Kv是系數(shù)，它與有關； K是 系數(shù)，它與有關。63. 閉式軟齒面?zhèn)鲃拥闹饕问绞?；閉式硬齒面?zhèn)鲃拥闹饕问绞?。64. 在齒輪傳動中，主動輪所受的圓周力Ft1 與其回轉(zhuǎn)方向，而從動輪所受的圓周力 Ft2與其回轉(zhuǎn)方向 。65. 在閉式軟齒面的齒輪傳動中，通常首先出現(xiàn)破壞，故應按 強度設計；但當齒面硬度 350HBS 時，則易出現(xiàn) 破壞，故應按 強度進行設計。66. 一對標準直齒圓柱齒輪，若 z1

29、 18，z2 72，則這對齒輪的彎曲應力F1 F2 。67. 一對 45 號鋼制直齒圓柱齒輪傳動，已知z120，硬度為 220250HBS ； z260，硬度為 230HBS ，則這對齒輪的接觸應力 ，許用接觸應力 ；彎曲應力 ，許用彎曲應 力 ；齒形系數(shù) 。68. 設計一減速軟齒面齒輪傳動時，從等強度要求出發(fā)，小大齒輪的硬度選擇時，應 使。69. 一對標準漸開線圓柱齒輪要正確嚙合，它們必須和 都相等。70. 設計閉式軟齒面齒輪傳動時，齒數(shù)z1 的選擇原則是。71. 設計閉式硬齒面齒輪傳動時，當直徑d1 一定時，應取 的齒數(shù) z1，使增大，以提高輪齒的彎曲強度。72. 在設計閉式硬齒面齒輪傳動

30、中，當直徑一定時，應選取較少的齒數(shù)，使模數(shù)m 增大以強度。73. 圓柱齒輪傳動中，當齒輪的齒數(shù)d1 一定時，若減小齒輪模數(shù)與增大齒輪齒數(shù)，則可以74. 在輪齒彎曲強度計算中的齒形系數(shù)YFa 與 無關。75. 一對圓柱齒輪，通常把小齒輪的齒寬做得比大齒輪寬一些，其主要原因是 。76. 一對圓柱齒輪傳動，小齒輪分度圓直徑dl 50mm，齒寬 b155mm；大齒輪分度圓直徑 d290mm，齒寬 b250mm，則齒寬系數(shù)d 。77. 圓柱齒輪傳動中，當輪齒為 布置時，其齒寬系數(shù) d 可以選得大一些。78. 今有兩個標準齒圓柱齒輪，齒輪l 的模數(shù) m1 5mm，z1 25；齒輪 2 的模數(shù) m23mm

31、， z240。此時它們的齒形系數(shù) YFa1 YFa 2 。79. 斜齒圓柱齒輪的動載荷系數(shù) Kv 和相同尺寸精度的直齒圓柱齒輪相比較是 。80. 斜齒圓柱齒輪的齒數(shù) z 與模數(shù) mn 不變，若增大螺旋角 ，則分度圓直徑 d 。81. 對于齒面硬度< 350HBs 的齒輪傳動，當兩齒輪均采用 45 號鋼，一般應采取的熱82. 一對圓柱齒輪傳動，當其他條件不變時，僅將齒輪傳動所受的載荷增為原載荷的4 倍，其齒面接觸應力將增為原應力的 倍。83. 直齒錐齒輪強度計算時，應以 為計算的依據(jù)。84. 設計齒輪傳動時，若保持傳動比i 與齒數(shù)和 z z1 z2 不變，而增大模數(shù) m，則齒輪的彎曲強度

32、，接觸強度 。85. 鋼制齒輪，由于滲碳淬火后熱處理變形大，一般需經(jīng)過 加工，否則不能保證齒輪精度。86. 對于高速齒輪或齒面經(jīng)硬化處理的齒輪，進行齒頂修緣，可以 。87. 對直齒錐齒輪進行接觸強度計算時，可近似地按 處的當量齒輪來進行計算，而其當量齒數(shù)為 zv 。88. 減小齒輪動載荷的主要措施有： 和 。89. 斜齒圓柱齒輪的齒形系數(shù) YFa 與齒輪參數(shù)： 、 、 有關，而與無關。90. 在齒輪傳動設計中，影響齒面接觸應力的主要幾何參數(shù)是 和 ；而影響極限接觸應力 H lim 的主要因素是 。91. 在齒輪強度計算中，節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 是用來考慮一的影響，對于 20°的標準鋼制直

33、齒圓柱齒輪， ZH 。92. 當一對齒輪的材料、熱處理、傳動比及齒寬系數(shù)d 一定時，由齒輪強度所決定的承載能力，僅與齒輪的 或與 有關。93. 齒輪傳動中接觸強度計算的基本假定是 。94. 在齒輪傳動的彎曲強度計算中的基本假定是將輪齒視為 。95. 對大批量生產(chǎn)、尺寸較大(D > 500mm) 、形狀復雜的齒輪，設計時應選擇 毛坯。96. b1、 b2 為小、大錐齒輪的齒寬，設計時應取 。97. 一對減速齒輪傳動，若保持兩輪分度圓的直徑不變，而減少齒數(shù)和增大模數(shù)時，其齒面 接觸應力將 。98. 在齒輪傳動時，大、小齒輪所受的接觸應力是 的，而彎曲應力是 的。99. 圓柱齒輪設計時，齒寬系

34、數(shù)d b d1 ，當 b 愈寬，承載能力也愈 ，但使現(xiàn)象嚴重。選擇 d 的原則是：兩齒輪均為硬齒面時，d 值取偏 值；精 度高時， d 取偏 值；對稱布置比懸臂布置取偏 值。100. 齒輪傳動的主要失效形式有： 疲勞點蝕 、 _輪齒折斷 、 齒面膠合、 磨損 、_塑性變形 。101. 一對齒輪傳動，若兩輪材料、熱處理及許用應力均相同，而齒數(shù)不同，則齒數(shù)多的齒 輪彎曲強度 相同 ；兩齒輪的接觸應力 _相同。102. 當其他條件不變，作用于齒輪上的載荷增加 1 倍時，其彎曲應力增加 _不變 倍；接觸應力增 倍。103. 正角度變位對 個齒輪接觸強度的影響是使接觸應力 ，接觸強度 ；對該齒輪彎曲強度

35、的影響是輪齒變厚，使彎曲應力 。104. 在直齒圓柱齒輪強度計算中，當齒面接觸強度已足夠，而齒根彎曲強度不足時，可采 用下列措施； ； ；來提高彎曲強度。105. 兩對直齒圓柱齒輪，當材料、熱處理完全相同，工作條件也相同(N > N0，其中 N 為應力循環(huán)次數(shù)； N0 為應力循環(huán)基數(shù) )。在下述兩方案中： zl20，z240， m 6mm ， a 180mm ， b 60mm ， 20 °； z140，z280，m3mm， a 180mm ， b 60mm， 20°。方案 的輪齒彎曲疲勞強度大；方案與的接觸疲勞強度 ；方案的毛坯重。106. 直齒錐齒輪的當量齒數(shù)zv

36、；標準模數(shù)和壓力角按 端選??；受力分析和強度計算以 直徑為準。107. 己知直齒錐齒輪主動小齒輪所受各分力分別為：Ft1 1628N ， Fa1 246N ，F(xiàn)r1539N ，若忽略摩擦力，則 Ft2，F(xiàn)a2，F(xiàn)r2。108. 齒輪設計中在選擇齒輪的齒數(shù)z 時，對閉式軟齒面?zhèn)鲃樱话?z1 選得 些；對開式齒輪傳動，一般 z1選得 些。109. 設齒輪的齒數(shù)為 z，螺旋角為 ，分度圓錐角為 ，在選取齒形系數(shù) YFa 時，標準直齒圓 柱齒輪按 查?。粯藴市饼X圓柱齒輪按 查取 （寫出具體符號或表達式 ）。110. 一 對外 嚙合 斜齒 圓柱 齒 輪的 正確 嚙合 條 件 是 ： ； ；。111.

37、材料、熱處理及幾何參數(shù)均相同的三種齒輪（ 即直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪和直齒錐齒輪 ）傳動中，承載能力最高的是 傳動；承載能力最低的是 。112. 在閉式軟齒面齒輪傳動中，通常首先發(fā)生 破壞，故應按 強度進行設計。但當齒面> 350HBS 時，則易出現(xiàn) 破壞，應按 強度進行設計。113. 在斜齒圓柱齒輪設計中，應取 模數(shù)為標準值；而直齒錐齒輪設計中，應取模數(shù)為標準值。114. 設計圓柱齒輪傳動時，應取小齒輪的齒面硬度HBS ；應取小齒輪的齒寬 b1 。115. 在一般情況下，齒輪強度計算中，大、小齒輪的彎曲應力F1與 F2 是的；許用彎曲應力 F1與 F2 是的。共原因是： 。116.

38、對齒輪材料的基本要求是：齒面 ；齒芯 ，以抵抗各種齒面失效和齒根折斷。第三章 蝸桿傳動、選擇題：1. 動力傳動蝸桿傳動的傳動比的范圍通常為_C_。Ai12<l Bi121 8C i12880 Di12>801202. 與齒輪傳動相比較， _D_ 不能作為蝸桿傳動的優(yōu)點。A 傳動平穩(wěn)，噪聲小B傳動比可以較大D可產(chǎn)生自鎖D 傳動效率高3. 阿基米德圓柱蝸桿與蝸輪傳動的 _C_模數(shù)，應符合標準值。A端面 B法面 C 中間平面4. 在標準蝸桿傳動中，蝸桿頭數(shù)z1 一定時，若增大蝸桿直徑系數(shù)q，將使傳動效率 _B_ 。A 提高 B減小C不變 D 增大也可能減小5. 在蝸桿傳動中，當其他條件相

39、同時，增加蝸桿頭數(shù)z1，則傳動效率 _B_ 。A 降低 B提高C不變 D 或提高也可能降低6. 蝸桿直徑系數(shù) q_A_ 。A q d1/m B qd1m Cqa/d D qa/m7. 起吊重物用的手動蝸桿傳動，宜采用_A_ 的蝸桿。A 單頭、小導程角 B單頭、大導程角C多頭、小導程角 D 多頭、大導程角8. 在其他條件相同時，若增加蝸桿頭數(shù)，則滑動速度_A_ 。A 增加 B不變C減小 D 可能增加也可能減小9. 在蝸桿傳動設計中，蝸桿頭數(shù)z1 選多一些，則 _D_ 。A 有利于蝸桿加工 B有利于提高蝸桿剛度C有利于提高傳動的承載能力D 有利于提高傳動效率10. 蝸桿直徑系數(shù) q 的標準化，是為

40、了 _B_ 。A 保證蝸桿有足夠的剛度B減少加工時蝸輪波刀的數(shù)目C提高蝸桿傳動的效率D 減小蝸桿的直徑11. 蝸桿常用材料是 C_ 。A HT150 B ZCuSnloP1 C45 號鋼 D GCr1512. 采用變位蝸桿傳動時 _B_ 。A 僅對蝸桿進行變位B僅對蝸輪進行變位C 必須同時對蝸桿與蝸輪進行變位13. 提高蝸桿傳動效率的主要措施是 _C_。A 增大模數(shù) m B增加蝸輪齒數(shù) z2C增加蝸桿頭數(shù) z1 D 增大蝸桿的直徑系數(shù) q14. 蝸桿傳動中，齒面在節(jié)點處的相對滑動速度vs _B_。A v1/sin Bv1/cos Cv1/tg Dv1/ctg 15. 我國標準規(guī)定：蝸桿傳動的模

41、數(shù)應取_B_ 為標準。A 蝸輪法面模數(shù) mn B 蝸桿軸向模數(shù) ma C蝸桿周向模數(shù) mt16. 對蝸桿傳動進行熱平衡計算，其主要目的是為了防止溫升過高導致_D_ 。A 材料的機械性能下降B 潤滑油變質(zhì)C蝸桿熱變形過大D 潤滑條件惡化而產(chǎn)生膠合失效17. 蝸桿傳動的當量摩擦系數(shù) fv 隨齒面相對滑動速度的增大而 _A_ 。A 增大 B不變C減小 D 可能增大也可能減小18. 下列公式中，用 _C_確定蝸桿傳動比的公式是錯誤的。Ai1/ 2 Bi z2/z1 Ci d2/d1 D i n1/n219. 在閉式蝸桿傳動設計計算中，除進行強度計算外，還必須進行_D_ 。A 剛度計算 B磨損計算 C穩(wěn)

42、定性計算D熱平衡計算20. 提高蝸桿傳動效率的最有效方法是 _A_。A 增加蝸桿頭數(shù) z1 B增大直徑系數(shù) qC增大模數(shù) m D 減小直徑系數(shù) q21. 在蝸桿傳動設計中，除規(guī)定模數(shù)標準化外，還規(guī)定蝸桿直徑d2 取標準值，其目的是_A_ 。A限制加工蝸桿的刀具數(shù)量B限制加工蝸輪的刀具數(shù)量，并便于刀具的標準化C便于裝配D提高加工精度Z222.蝸桿傳動的齒面接觸強度計算公式為：m2d19K AT2 ZEmm3 ，式中 HP 為許用z2 HP接觸應力，設計時應代入 _B_ 。A 蝸桿材料的 HP1 B蝸輪材料的 HP2C HP1與 HP2 的平均值 D HP1和 HP2 中的大值23. 閉式蝸桿傳動

43、的主要失效形式是 CA 蝸桿斷裂 B蝸輪輪齒斷裂C膠合、疲勞點蝕 D 磨粒磨損24. 在蝸桿傳動中，作用在蝸桿上的三個嚙合力，通常以_C為最大。A圓周力 Ft1 B 徑向力 Fr1 C軸向力 Fa125. 在標準蝸桿傳動中，當模數(shù)m 一定時，若增大蝸桿的直徑系數(shù)q ，將使蝸桿的剛度_A_。A 增大 B減小C不變 D 可能增大或減小26. 蝸桿傳動設計計算中，欲提高其傳動效率，在選擇以下參數(shù)時，其中_C_是無用的。A 增加蝸桿頭數(shù) zl B減小蝸桿直徑系數(shù) q27. 對于蝸桿傳動的受力分析，下面 _A_ 公式有錯。AFt1Ft2 BFr1 Fr2 CFt2一 Fa128. 下列蝸桿分度圓直徑計算

44、公式：(a)d1 mq；mz2/(itg ；()e)d1 2A(i+1) 。其中有 _D 是錯誤的。A 一個 B二個 C三個 D四個29. 蝸桿傳動中， 為傳動效率，則蝸桿軸上所受力矩 _C_。30. 蝸桿傳動較為理想的材料組合是 _B 。A 鋼和鑄鐵 B 鋼和青銅 C鋼和鋁合金C 增大模數(shù)D Ft1一 Fa2(b) d1 mz1； (c) d1 d2/i ； (d)d1 T1 與蝸輪軸上所受力矩 T2 的關系為D 鋼和鋼，自鎖性越好_。一般31.在蝸桿傳動中，蝸桿頭數(shù)越少，則傳動效率越 蝸桿頭數(shù)常取 z1 。32.在蝸桿傳動中，已知作用在蝸桿上的軸向力 摩擦影響，則作用在蝸輪上的軸向力Fa2

45、 _33.蝸桿傳動的滑動速度越大，所選潤滑油的粘度值應越 34.在蝸桿傳動中，產(chǎn)生自鎖的條件是 。35.蝸輪輪齒的失效形式有 點蝕、_膠合、_磨損 、蝸桿傳動在齒面間有較大的 ，所以更容易產(chǎn)生 和 36.變位蝸桿傳動僅改變 _渦輪 的尺寸，而 蝸桿 _的尺寸不變。37.在蝸桿傳動中，蝸輪螺旋線的方向與蝸桿螺旋線的旋向應該 相同 _。38.蝸桿傳動中，蝸桿所受的圓周力Ft1 的方向總是與 _轉(zhuǎn)向相反 _，而徑向力 Fr1 的方向總是指向圓心 _的。fa1l 800N 、圓周力 Ft1880N，若不考慮，圓周力 Ft2 。越大 。但因 失效。、選擇39. 閉式蝸桿傳動的功率損耗，一般包括： 、 和

46、 三部分。40. 阿基米德蝸桿和蝸輪在主平面 (又稱中間平面 )相當于 _，梯形齒條 與 圓柱斜齒輪嚙合。因此蝸桿的 軸向 模數(shù)應與蝸輪的 _端面模數(shù)相等。41. 在標準蝸桿傳動中，當蝸桿為主動時，若蝸桿頭數(shù)z1 和模數(shù) m 一定時，而增大直徑系數(shù) q，則蝸桿剛度 增大 ；若增大導程角 ，則傳動效率 _增大 。42. 蝸桿分度圓直徑 d1 _mq；蝸輪分度圓直徑 d2 mz 。43. 為了提高蝸桿傳動的效率，應選用 多 頭蝸桿；為了滿足自鎖要求，應選z144. 蝸桿傳功發(fā)熱計算的目的是防止 _潤滑失效 ，以防止齒面 _膠合 失效。發(fā)熱計算的出發(fā)點是 ，等于 。45. 為了蝸桿傳動能自鎖，應選用

47、 單 頭蝸桿；為了提高蝸桿的剛度，應采用 _增大 的直徑系數(shù) q。46. 蝸桿傳動時蝸桿的螺旋線方向應與蝸輪螺旋線方向_相同 ；蝸桿的 _ 導程角角應等于蝸輪的螺旋角。47. 蝸桿的標準模數(shù)是 模數(shù)，其分度圓直徑 d1；蝸輪的標準模數(shù)是 模數(shù)，其分度圓直徑 d2 。48. 有一普通圓柱蝸桿傳動，己知蝸桿頭數(shù)z1 2，蝸桿直徑系數(shù) q 8，蝸輪齒數(shù) z237，模數(shù) m8mm，則 蝸桿分度 圓直徑 d1 mm ； 蝸輪分度圓直徑 d2mm ；傳動中心距 a mm ；傳動比 i ；蝸輪分度圓上螺旋角 2 。49. 阿基米德蝸桿傳動變位的主要目的是為了 和 。50. 在進行蝸桿傳動設計時，通常蝸輪齒數(shù)

48、z2>26 是為了 ；z2<80(100) ，是為了 。51. 蝸桿傳動中，已知蝸稈分度圓直徑d1 ，蝸桿螺旋線方向為右旋，頭數(shù)為z1 蝸桿的直徑系數(shù)為 q，蝸輪齒數(shù)為 z2，模數(shù)為 m，壓力角為 ，則傳動比 i ，蝸輪分度圓直徑d2 ，蝸桿導程角 ，蝸輪螺旋角 ，蝸輪螺旋線方向為 。52. 阿基米德圓柱蝸桿傳動的中間平面是指 。53. 由于蝸桿傳動的兩齒面間產(chǎn)生較大的 速度，因此在選擇蝸桿和蝸輪材料時，應使相匹配的材料具有良好的 和 性能。通常蝸桿材料選用 或，蝸輪材料選用 或 ，因而失效通常多發(fā)生在 上。54. 蝸桿導程角的旋向和蝸輪螺旋線的方向應 。 55. 蝸桿頭數(shù) z1

49、愈少，傳動效率愈 ，自鎖性愈 。56. 蝸桿傳動中，一般情況下 的材料強度較弱，所以主要進行 輪齒的強度計算。第四章 擾性傳動、選擇題：1. 帶傳動是依靠 _B_ 來傳送運動和功率的。A 帶與帶輪接觸面之間的正壓力B帶與帶輪接觸面之間的摩擦力C帶的緊邊拉力D 帶的松邊拉入2. 帶張緊的目的是 _D_ 。A 減輕帶的彈性滑動B提高帶的壽命C改變帶的運動方向D 使帶具有一定的初拉力3. 與鏈傳動相比較，帶傳動的優(yōu)點是AA工作平穩(wěn)，基本無噪聲B 承栽能力大C傳功效率高D 使用壽命長4. 與平帶傳動相比較， v 帶傳動的優(yōu)點是 DA 傳動效率高B 帶的壽命長c帶的價格便宜 D承載能力大5. 與繩線結(jié)構(gòu)

50、的 v 帶相比較，簾布結(jié)構(gòu) v 帶的優(yōu)點是 _C_。A 抗彎強度高，可用于較小直徑的帶輪B耐磨損，壽命長C抗拉強度高，傳遞載荷大D 價格便宜6. 在其他條件相同的情況下， v 帶傳動比平帶傳動能傳遞更大的功率，這是因為 _CA帶與帶輪的材料組合具有較高的摩擦系數(shù) B帶的質(zhì)量輕，離心力小C 帶與帶輪槽之間的摩擦是楔面摩擦D 帶無接頭7. 選取 v 帶型號，主要取決于 _A_ 。A 帶傳遞的功率和小帶輪轉(zhuǎn)速B帶的線速度C帶的緊邊拉力D 帶的松邊拉力8. v 帶傳動中，小帶輪直徑的選取取決于_C_。A 傳動比 B帶的線速度C帶的型號 D 帶傳遞的功率9. 中心距一定的帶傳動，小帶輪上包角的大小主要由

51、_D_ 決定。A 小帶輪直徑 B大帶輪直徑C 兩帶輪直徑之和 D兩帶輪直徑之差10. 兩帶輪直徑一定時，減小中心距將引起 _D_ 。A 帶的彈性滑動加劇 B帶傳動效率降低 C帶工作噪聲增大D 小帶輪上的包角減小11. 帶傳動的中心距過大時 DA 帶的壽命縮短B帶的彈性滑動加劇C帶的工作噪聲增大D 帶在工作時出現(xiàn)顫動12. 撓性體摩擦的歐拉公式為F1 F2 ef 是在忽略離心力的情況下推導出來的，如果考A (F1 qv2) (F2 qv2) e f B) ef慮離心力，則公式應該變?yōu)?B_ 。C (F1qv2)(F2qv2)efD (F1qv2)(F2qv2)ef13. 剛開始打滑前，帶傳動傳遞的極限有效拉力Felim 與初拉力 F0 之間的關系為 _C_。A Felim 2F0ef (ef 1) B Felim 2F0(ef 1) (ef 1) C Felim 2F0(ef 1) (ef 1) D Felim 2F0(ef 1) ef14. 設計 v 帶傳動時，為防止 _A_ ，應限制小帶輪的最小直徑。A 帶內(nèi)的彎曲應力過大B小帶輪上的包角過小C帶的離心力過大D 帶的長度過長15. 一定型號 v 帶內(nèi)彎曲應力的大小，與 _B_成反