機(jī)械設(shè)選擇題答案(共16頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上機(jī)械設(shè)計復(fù)習(xí)題選擇題一、總論部分1. 零件受靜載荷作用時，則在其內(nèi)部 B 。 （A） 只會產(chǎn)生靜應(yīng)力 （B） 可能產(chǎn)生靜應(yīng)力，也可能產(chǎn)生變應(yīng)力 （C） 只會產(chǎn)生變應(yīng)力 2. 零件的工作安全系數(shù)為 A 。 （A）零件的極限載荷比零件的實(shí)際工作載荷 （B）零件的計算載荷比許用安全系數(shù) （C）零件的實(shí)際工作載荷比極限載荷 （D）零件的許用安全系數(shù)比零件的實(shí)際工作載荷3. 在圖示零件的極限應(yīng)力線圖中，如零件的工作應(yīng)力位于 M點(diǎn)，在零件加載過程中，若平均應(yīng)力常數(shù)。則零件應(yīng)首先發(fā)生 C 。 （A）塑性變形 （B）靜強(qiáng)度破壞 （C）疲勞破壞4. 機(jī)械設(shè)計這一門學(xué)科，主要研究 B 的

2、工作原理、結(jié)構(gòu)和設(shè)計計算方法。（A）各類機(jī)械零件和部件 （B）通用機(jī)械零件和部件 （C）專用機(jī)械零件和部件 （D）標(biāo)準(zhǔn)化的機(jī)械零件和部件5. 影響零件疲勞強(qiáng)度的綜合影響系數(shù)與 C 等因素有關(guān)。（A）零件的應(yīng)力集中、過載、高溫 （B）零件的應(yīng)力循環(huán)特性、應(yīng)力集中、加載狀態(tài) （C）零件的表面狀態(tài)、絕對尺寸、應(yīng)力集中 （D）零件的材料、熱處理方法、絕對尺寸6. 零件受彎、扭復(fù)合變應(yīng)力時，其工作安全系數(shù)為 B 。（A） （B） （C）7. 一等截面直桿，其直徑，受靜拉力，桿材料為35號鋼，取許用安全系數(shù)，則該桿的工作安全系數(shù)為 E 。（A）1.44 （B）2.9 （C）3.4 （D）3.9 （E）2.

3、3 8. 一個由40Cr鋼制成的軸類零件，已知， ，零件的最大工作拉力 ，最小工作拉力，疲勞強(qiáng)度的綜合影響系數(shù) ，常數(shù)，則零件按應(yīng)力幅計算的工作安全系數(shù)為 D 。（A）4.2 （B）2.9 （C）2.64 （D）1.749. 設(shè)計一臺機(jī)器，包含以下幾項工作：a零件設(shè)計；b總體設(shè)計； c技術(shù)設(shè)計，它們進(jìn)行的順序大體上是 C 。（A）acb （B） bac （C）bca （D） c ba 10. 一等截面直桿，其直徑，受靜拉力 ，桿材料為45號鋼，許用安全系數(shù)。則該零件的極限載荷為 B 。（A）176.5 （B）55.44 （C）162.4 （D）5111. 零件受對稱循環(huán)應(yīng)力時，對于脆性材料應(yīng)取

4、 C 作為材料的極限應(yīng)力。（A）材料的強(qiáng)度極限 （B）材料的屈服極限 （C）材料的疲勞極限12. 由試驗(yàn)知，有效應(yīng)力集中、絕對尺寸和表面狀態(tài)只對 A 有影響。（A）應(yīng)力幅 （B）平均應(yīng)力 （C）應(yīng)力幅和平均應(yīng)力13. 對于受循環(huán)變應(yīng)力作用的零件，影響疲勞破壞的主要因素是 C 。（A）最大應(yīng)力 （B）平均應(yīng)力 （C）應(yīng)力幅14某四個結(jié)構(gòu)及性能相同的零件甲、乙、丙、丁，若承受最大應(yīng)力的值相等，而應(yīng)力循環(huán)特征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）丁二、聯(lián)接部分1鍵的長度主要是根據(jù) D 來選擇。 （A） 傳遞扭矩的大小 （B） 傳遞功

5、率的大小 （C）輪轂的長度 （D）軸的直徑2螺紋的公稱直徑（除管螺紋外）是指它的 C 。（A） 內(nèi)徑 （B） 中徑 （C） 外徑3壓力容器蓋的緊螺栓聯(lián)接，外載荷為變載荷，若螺栓的最大總拉力和殘余預(yù)緊力不變，只將螺栓由實(shí)心的改為空心的，則螺栓的應(yīng)力幅與預(yù)緊力的變化為 C 。 （A）增大，預(yù)緊力適當(dāng)減小 （B）增大，預(yù)緊力適當(dāng)增大 （C）減小，預(yù)緊力適當(dāng)增大 （D）減小，預(yù)緊力適當(dāng)減小 4. 如圖所示的夾緊聯(lián)接柄承受載荷，螺栓的個數(shù)，聯(lián)接柄長度，軸直徑，夾緊接合面摩擦系數(shù)，防滑安全系數(shù)， 則螺栓的預(yù)緊力為 A 。（A）12000 （B）6000 （C）10000 （D）180005. 鍵的剖面尺寸

6、通常是根據(jù) D ，按標(biāo)準(zhǔn)選擇。（A）傳遞扭矩的大小 （B）傳遞功率的大小 （C）輪轂的長度 （D）軸的直徑6. 鍵聯(lián)接的主要用途是使軸與輪轂之間 C 。 （A） 沿軸向固定，并傳遞軸向力 （B）沿軸向可作相對滑動，并具有導(dǎo)向作用 （C） 沿周向固定，并傳遞扭矩 （D）安裝與拆卸方便7. 外載荷是軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，預(yù)緊力為，外載荷為，則螺栓受的總拉力 B 。 （A） （B） （C）8. 圖示三塊鋼板，用兩只普通螺栓聯(lián)接。已知板所受的橫向力為，接合面之間的摩擦系數(shù)，為使聯(lián)接可靠，取摩擦力大于外載荷的， 則每個螺栓需要的預(yù)緊力為 C 。 （A） （B） （C）（D）9. 為了提高受變載荷螺栓的疲

7、勞強(qiáng)度，應(yīng) A 。 （A）增加被聯(lián)接件剛度 （B） 增加螺栓剛度 （C）降低被聯(lián)接件剛度10. 平鍵聯(lián)接如不能滿足強(qiáng)度條件，可在軸上安裝一對平鍵，使它們沿圓周間隔 D 。 （A） 900 （B） 1200 （C）1350 （D）180011. 普通平鍵的工作面是 C 。 （A）頂面 （B）底面 （C）側(cè)面 （D）端面12. 在受軸向變載荷的緊螺栓聯(lián)接中，已知預(yù)緊力，軸向外載荷為：，假定螺栓和被聯(lián)接件的剛度。 則在最大工作載荷下，被聯(lián)接件的殘余預(yù)緊力為 C 。（A） 2000 （B）4000 （C）6000 （D）800013. 用于聯(lián)接的螺紋牙形為三角形，這是因?yàn)槠?D 。（A）螺紋強(qiáng)度高 （

8、B） 傳動效率高 （C）防振性能好 （D）螺紋副的摩擦屬于楔面摩擦，摩擦力大，自鎖性能好14. 軸上的鍵槽通常由 D 加工得到。 （A）插削 （B）拉削 （C）鉆及鉸 （D）銑削15. 軸上裝有一對平鍵時，若傳遞扭矩，則驗(yàn)算強(qiáng)度時，仍可按一個平鍵來計算，只要把傳遞扭矩改為 B 。（A）120 （B）100 （C）75 （D）5016. 螺母的螺紋圈數(shù)不宜大于10圈，其主要原因是 C 。 （A）制造困難 （B）避免螺母太厚，增加機(jī)器的重量 （C） 采用圈數(shù)過多的加厚螺母不能提高聯(lián)接的強(qiáng)度 （D） 防止螺母回松17. 在受軸向變載荷的緊螺栓聯(lián)接中，已知其預(yù)緊力，假定螺栓和被聯(lián)接件的剛度，則被聯(lián)接件

9、接合面之間將出現(xiàn)間隙的條件是最大外載荷為 D 。 （A） 1000 （B） 4000 （C）8000 （D）1600018. 雙 線 螺 紋 直 徑 為：外徑 ，內(nèi)徑 ，中徑 ，螺距，則螺紋升角為 B 。（A） （B） （C） （D）19. 螺紋聯(lián)接是一種 A 。（A）可拆聯(lián)接 （B）不可拆聯(lián)接 （C）具有防松裝置的為不可拆聯(lián)接 （D）具有自鎖能力的為不可拆聯(lián)接，否則為可拆聯(lián)接20. 平鍵聯(lián)接能傳遞的最大扭矩為，現(xiàn)要傳遞的扭矩為，則應(yīng) D 。（A）把鍵長增大到原來的1.5倍 （B）把鍵寬增大到原來的1.5倍 （C）把鍵高增大到原來的1.5倍 （D）安裝一對平鍵21. 壓力容器蓋的緊螺栓聯(lián)接中，

10、若螺栓預(yù)緊力和容器內(nèi)的壓力不變，但將凸緣間的軟銅墊片換成橡膠墊片，則 A 。（A）螺栓的總拉力增大，螺栓的緊密性也增強(qiáng) （B）螺栓的總拉力與螺栓的緊密性同時降低 （C）螺栓的總拉力增大，螺栓的緊密性降低 （D）螺栓的總拉力降低，螺栓的緊密性增強(qiáng)22. 用鉸制孔螺栓來聯(lián)接的凸緣聯(lián)軸器，在傳遞扭矩時， C 。（A）螺栓的橫剖面受剪力 （B）螺栓與螺栓孔接觸面受擠壓（C）螺栓同時受剪切與擠壓 （D）螺栓受拉伸與扭轉(zhuǎn)23. 用普通螺栓來聯(lián)接的凸緣聯(lián)軸器，在傳遞扭矩時， D 。（A）螺栓的橫剖面受剪切 （B）螺栓與螺栓孔接觸面受擠壓 （C）螺栓同時受剪切與擠壓 （D）螺栓受拉伸與扭轉(zhuǎn)24. 受軸向變載荷

11、的緊螺栓聯(lián)接，螺栓承受的應(yīng)力幅為 B 。（A） （B） （C） （D）式中為相對剛度，25. 螺紋副在摩擦系數(shù)一定時，螺紋的牙形角越大，則 C 。（A）當(dāng)量摩擦系數(shù)越小，自鎖性能越好 （B）當(dāng)量摩擦系數(shù)越小，自鎖性能越差 （C）當(dāng)量摩擦系數(shù)越大，自鎖性能越好 （D）當(dāng)量摩擦系數(shù)越大，自鎖性能越差26. 緊聯(lián)接螺栓按拉伸強(qiáng)度計算時，考慮到拉伸和扭轉(zhuǎn)的復(fù)合作用，應(yīng)將拉伸載荷增大到原來的 B 倍。（A）1.1 （B）1.3 （C）1.5 （D）1.727. 相同公稱尺寸的三角形細(xì) 牙螺紋和粗牙螺紋相比，因 細(xì)牙螺紋的螺距小，內(nèi)徑大，故細(xì)牙螺紋 B 。（A）自鎖性好，強(qiáng)度低 （B）自鎖性好，強(qiáng)度高（C

12、）自鎖性差，強(qiáng)度高 （D）自鎖性差，強(qiáng)度低28. 應(yīng)用螺紋聯(lián)接時，若被聯(lián)接件總厚度不大，且材料很硬，強(qiáng)度很高，需要經(jīng)常裝拆的情況下，一般宜采用 A 。 （A）螺栓聯(lián)接 （B）雙頭螺柱聯(lián)接 （C） 螺釘聯(lián)接29. 對于重要的聯(lián)接，應(yīng)盡可能不采用直徑小于 的螺栓 ，其原因是 A 。 （A）易過載扭斷 （B）在沖擊振動或變載荷作用下易松脫 （C）殘余預(yù)緊力太小30. 普通平鍵的規(guī)格（B×H）由 D 決定。（A）擠壓強(qiáng)度 （B）剪切強(qiáng)度 （C）軸上扭矩 （D）軸的直徑31. 為防止螺栓的疲勞破壞，應(yīng) A 。 （A）減小螺栓剛度，增大被聯(lián)接件剛度 （B）減小螺栓剛度，減小被聯(lián)接件剛度 （C）增

13、大螺栓剛度，增大被聯(lián)接件剛度 （D）增大螺栓剛度，減小被聯(lián)接件剛度32. 被聯(lián)接件受橫向外力作用 ，如采用鉸制孔螺栓聯(lián)接 ，則 螺栓的失效形式為 C 。（A）螺紋處拉斷 （B）螺桿拉扭斷裂 （C）螺桿剪切或擠壓破壞（D）螺紋根部彎曲斷裂33. 調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)中，若采用雙線螺紋，螺距為，為使螺桿沿軸向移動（螺母只能轉(zhuǎn)動），則螺母應(yīng)轉(zhuǎn) C 轉(zhuǎn)。（A）9 （B）5 （C）4.5 （D）434. 在螺栓聯(lián)接中，往往在一個螺栓上采用雙螺母，其目的是 C 。（A）提高強(qiáng)度 （B）提高剛度，降低螺栓受的拉力 （C）防松35. 被聯(lián)接件受橫向外力時 ，如采用普通螺栓聯(lián)接 ，則螺栓可能 的失效 形 式為 C 。 （A

14、）剪切或擠壓破壞 （B）拉斷 （C）拉、扭斷裂36. 有一氣缸蓋螺栓連接，若氣缸內(nèi)氣體壓力在02MPa之間循環(huán)變化，則螺栓中的應(yīng)力變化規(guī)律為 B 。 （A）對稱循環(huán)變應(yīng)力 （B）非對稱循環(huán)變應(yīng)力 （C）脈動循環(huán)變應(yīng)力 （D）非穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力37. 普通平鍵連接的主要用途是使軸間 B 。（A）沿軸向固定并傳遞軸向力 （B）沿周向固定并傳遞轉(zhuǎn)矩（C）安裝與拆卸方便38. 受軸向載荷的緊螺栓連接，為保證被連接不出現(xiàn)縫隙，要求 B 。（A）殘余預(yù)緊力應(yīng)小于零 （B）殘余預(yù)緊力應(yīng)大于零（C）殘余預(yù)緊力應(yīng)等于零 （D）預(yù)緊力應(yīng)大于零39用于靜連接的平鍵連接，其主要是失效形式是 B 。（A）鍵拉斷 （B）鍵

15、工作面壓潰 （C）工作面磨損 （D）工作面扭曲40. 一般采用 B 加工B型普通平鍵的鍵槽。（A）指狀銑刀 （B）盤形銑刀 （C）插刀41. 受軸向變載荷作用的緊螺栓連接中，為提高螺栓的疲勞強(qiáng)度，可采取的措施是 B 。（注：為螺栓剛度，為被連接件剛度。）（A） 增大、減小 （B） 減小、增大 （C） 增大和 （D） 減小和三、傳動部分1. 兩帶輪直徑已定后，為了增大小帶輪上的包角，可 C 。 （A）縮短中心距 （B） 采用內(nèi)側(cè)張緊輪 （C）采用外側(cè)張緊輪2. 帶傳動的主動輪直徑，轉(zhuǎn)速 ，從動輪直徑，若滑動率為，則從動輪轉(zhuǎn)速是 A 。 （A） 236 （B） 238 （C） 240 （D）242

16、3. 在蝸桿傳動中引進(jìn)蝸桿特性系數(shù)的目的，是為了 C 。（A）便于蝸桿尺寸參數(shù)的計算 （B） 容易實(shí)現(xiàn)蝸桿傳動中心距的標(biāo)準(zhǔn)化 （C）減少蝸桿滾刀的型號，有利于刀具標(biāo)準(zhǔn)化4. 直齒圓錐齒輪的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)是指 A 。 （A） 大端模數(shù) （B）小端模數(shù) （C）平均模數(shù)5. 為 了限制鏈傳動的動載荷 ，在節(jié)距和小鏈輪的齒數(shù)一定時 ，應(yīng)該限制 A 。（A）小鏈輪的轉(zhuǎn)速 （B） 傳遞的功率 （C）鏈條的速度 （D） 傳遞的圓周力6. 如大鏈輪的齒數(shù)超過極限值，則 B 。 （A）鏈條的磨損快 （B） 鏈條磨損后，易發(fā)生“脫鏈”現(xiàn)象 （C） 鏈傳動的動載荷大與沖擊作用大 （D）鏈傳動的噪音大7. 硬齒面閉式傳動中

17、，當(dāng)直徑一定時，應(yīng)取較少齒數(shù)，使模數(shù)增大，以 A 。 （A）提高齒輪的彎曲強(qiáng)度 （B） 在加工時減少分度時間，提高生產(chǎn)率 （C） 提高嚙合效率，減輕輪齒發(fā)生膠合的可能性8. 在其它條件相同的情況下，三角帶傳動與平形帶傳動相比，可以傳遞更大的功率，這是由于 D 。 （A）帶和帶輪的材料組合具有較高的摩擦系數(shù) （B） 帶的撓性良好，并與帶輪緊密貼合 （C） 帶的質(zhì)量輕，離心力小 （D） 帶與輪槽工作面之間的摩擦是楔面摩擦9. 帶傳動若開始產(chǎn)生打滑現(xiàn)象，是 A 。（A）沿小帶輪先發(fā)生 （B）沿大帶輪先發(fā)生 （C）沿兩帶輪上同時發(fā)生10. 平形帶的帶輪，表面稍呈隆起，這是為了 C 。（A）減輕帶的磨損

18、 （B）安裝帶較方便 （C）防止帶從輪上脫落11. 帶傳動主要是依靠 B 來傳遞運(yùn)動和功率的。（A）帶和兩輪接觸面之間的正壓力 （B）帶和兩輪接觸面之間的摩擦力 （C）帶的緊邊拉力 （D）帶的初拉力12. 齒面硬度HBS > 350鋼齒輪的制造工藝過程為 A 。（A）加工齒坯滾齒淬火磨齒 （B）加工齒坯滾齒磨齒淬火（C）加工齒坯淬火滾齒磨齒 （D）加工齒坯淬火磨齒滾齒13. 減速蝸桿傳動中，用 D 來計算傳動比是錯誤的。（A） （B） （C） （D） 14. 鏈傳動在小鏈輪上的包角過小的缺點(diǎn)是 C 。 （A） 鏈條易從鏈輪上滑落 （B） 鏈條易被拉斷，承載能力低 （C） 同時嚙合的齒數(shù)少

19、，鏈條和輪齒的磨損快 （D） 傳動的運(yùn)動不均勻，沖擊作用大15. 鏈條的基本參數(shù)是 D 。 （A） 銷軸直徑 （B） 銷軸長度 （C） 鏈板厚度 （D） 節(jié)距P16. 已知A對齒輪，；B對齒輪，當(dāng)A、B兩對齒輪的工作條件、材料、許用應(yīng)力均相同時，則兩對齒輪的 C 。（A）接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度均相同 （B）接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度均不相同（C）接觸強(qiáng)度相同，彎曲強(qiáng)度不相同 （D）接觸強(qiáng)度不相同，彎曲強(qiáng)度相同17. 鏈傳動的傳動特點(diǎn)是 D 。（A）瞬時傳動比和平均傳動比都是常數(shù) （B）瞬時傳動比和平均傳動比都不是常數(shù) （C）瞬時傳動比是常數(shù)，平均傳動比不是常數(shù) （D）瞬時傳動比不是常數(shù)，平均傳動比是常數(shù)1

20、8. 設(shè)計帶傳動的基本原則是：保證帶在一定工作期限內(nèi) E 。（A）不發(fā)生磨損 （B） 不發(fā)生打滑 （C） 不發(fā)生拉伸疲勞斷裂 （D）既不發(fā)生磨損，又不發(fā)生打滑 （E）既不發(fā)生打滑，又不發(fā)生拉伸疲勞斷裂 （F）既不發(fā)生磨損，又不發(fā)生拉伸疲勞斷裂19. 三角帶輪輪槽楔角小于三角帶兩側(cè)面夾角，是考慮 C 。（A）使三角帶在輪槽內(nèi)楔緊 （B）帶工作后的磨損 （C）帶沿帶輪彎曲變形后，兩側(cè)面間的夾角減小20. 設(shè)計三角帶傳動時，帶輪直徑不能太小，是為了限制 D 。（A）帶的長度 （B）傳動的中心距 （C）帶的離心力 （D）帶的彎曲應(yīng)力21. 某廠運(yùn)輸帶由轉(zhuǎn)速的電動機(jī)通過三套減速裝置來驅(qū)動，其中a.雙級直

21、齒圓柱齒輪減速器；b套筒滾子鏈傳動；c三角帶傳動。這三套減速裝置的排列次序宜采用 C 。（A）電動機(jī)abc運(yùn)輸帶 （B）電動機(jī)bac運(yùn)輸帶（C）電動機(jī)cab運(yùn)輸帶 （D）電動機(jī)bca運(yùn)輸帶22. 帶和帶輪材料組合的摩擦系數(shù)與初拉力一定時， B ，則帶傳動不打滑時的最大有效拉力也越大。（A）帶輪越寬 （B）小帶輪上的包角越大 （C）大帶輪上的包角越大 （D）帶速越低 23. 帶傳動理論傳動比為4.5，若滑動率，則實(shí)際傳動比應(yīng)是 C 。（A）4.55 （B）4.57 （C）4.59 （D）4.6124. 齒輪彎曲強(qiáng)度計算中的齒形系數(shù)與 A 無關(guān)。（A）模數(shù) （B） 齒數(shù) （C）壓力角 （D）原始齒

22、廓變位系數(shù)25. 對閉式蝸桿傳動進(jìn)行熱平衡計算，其主要目的是為了 B 。（A）防止?jié)櫥褪軣岷笈蛎浲庖?，造成環(huán)境污染 （B）防止?jié)櫥蜏囟冗^高后使?jié)櫥瑮l件惡化（C）防止蝸輪材料在高溫下機(jī)械性能下降 （D）防止蝸桿蝸輪發(fā)生熱變形后，破壞正確嚙合26. 在一定轉(zhuǎn)速下，要減輕鏈傳動的運(yùn)動不均勻性和動載荷，應(yīng) D 。（A）增大鏈條節(jié)距和鏈輪齒數(shù) （B）增大鏈條節(jié)距，減小鏈輪齒數(shù)（C）減小鏈條節(jié)距和鏈輪齒數(shù) （D）減小鏈條節(jié)距，增大鏈輪齒數(shù)27. 鏈傳動算出的實(shí)際中心距 ，與初步假定的中心距 并不一致，這是因?yàn)?D 。（A）鏈輪直徑尺寸有加工誤差 （B）鏈條制造的長度有誤差（C）把中心距縮短，以使安裝方

23、便 （D）算出的鏈節(jié)數(shù)經(jīng)過圓整28. 齒輪傳動中，輪齒的齒面點(diǎn)蝕損壞，通常首先發(fā)生在 D 。（A）接近齒頂處 （B）接近齒根處 （C）靠近節(jié)線的齒頂部分 （D）靠近節(jié)線的齒根部分29. 帶在工作時產(chǎn)生彈性滑動，是由于 D 。（A）帶不是絕對撓性體 （B）帶與帶輪間的摩擦系數(shù)偏低 （C）帶繞過帶輪時產(chǎn)生離心力 （D）帶的松邊拉力與緊邊拉力不等30. 齒輪傳動的載荷系數(shù)中，動載荷系數(shù)，除決定于齒輪的圓周速度以外，還與 B 有關(guān)。（A）齒面粗糙度 （B）齒輪制造精度 （C）輪齒寬度 （D）端面重合度31. 提高齒輪的抗點(diǎn)蝕能力，可以采取 D 的方法。（A）采用閉式傳動 （B）減小傳動的中心距（C）減

24、小齒輪的齒數(shù)，增大齒輪的模數(shù) （D）提高齒面硬度32. 在蝸桿傳動中，當(dāng)其他條件相同時，增大蝸桿頭數(shù)，則傳動效率 B 。（A）降低 （B）提高 （C）不變 （D）可能提高，也可能降低33. 鏈傳動的瞬時傳動比為常數(shù)的充要條件是 C 。（A）大鏈輪齒數(shù)是小鏈輪齒數(shù)的整倍數(shù) （B）大鏈輪齒數(shù)小鏈輪齒數(shù) （C）大鏈輪齒數(shù)小鏈輪齒數(shù)，且緊邊長度是節(jié)距的整倍數(shù) （D），34. 一對齒輪傳動，已知，則一對齒相嚙合時，齒面接觸應(yīng)力 B 。（A） （B） （C）35. 套筒滾子鏈傳動中，若鏈輪速度增高，則動載荷 A 。（A）增大 （B）減小 （C）不變 （D）可能增大，也可能減小36. 斜齒圓柱齒輪，螺旋角越

25、大，則傳動的平穩(wěn)性 B 。（A）越低 （B）越高 （C）沒有影響37. 在單向運(yùn)轉(zhuǎn)的齒輪上，由于齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度不夠所產(chǎn)生的疲勞裂紋，一般容易在輪齒的 的 C 首先出現(xiàn)和擴(kuò)展。（A）受壓側(cè)的節(jié)線部分 （B）受壓側(cè)的齒根部分 （C）受拉側(cè)的齒根部分 （D）受拉側(cè)的節(jié)線部分38. 開式齒輪傳動的主要失效形式是 C 。（A）輪齒疲勞折斷 （B）齒面點(diǎn)蝕 （C）齒面磨損 （D）齒面膠合39. 對 于軟 硬齒面組合的齒輪傳動 ，為了得到較緊湊的結(jié)構(gòu)，一般常采用 B 。（A）小齒輪調(diào)質(zhì)，大齒輪表面淬火 （B）小齒輪表面淬火，大齒輪調(diào)質(zhì)（C）小齒輪正火，大齒輪表面淬火 （D）輪表面淬火，大齒輪正火40.

26、推薦鏈輪最大齒數(shù)，其目的是 C 。（A）保證鏈輪強(qiáng)度 （B）保證傳動平穩(wěn)性（C）當(dāng)磨損量達(dá)到23%時仍可使鏈條繼續(xù)工作41. 在普通三角帶傳動中，隨著所傳遞的載荷的增大，滑動率將 B 。（A）減小 （B）增大 （C）變化不定 （D） 不變42. 在計算齒輪的彎曲強(qiáng)度時，把輪齒看作一懸臂梁，并假定全部載荷作用于輪齒的 C ，以這時的齒根彎曲應(yīng)力作為計算強(qiáng)度的依據(jù)。（A）齒根處 （B）節(jié)圓處 （C）齒頂處43. 帶傳動在正常工作時，帶與帶輪之間所產(chǎn)生的摩擦力等于 C 。（A） （B） （C） （D）44. 對于軟齒面HBS350的一對齒輪傳動，當(dāng)采用相同的鋼材來制造時，正確的熱處理方法是 C 。（

27、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)45. 閉式軟齒面圓柱齒輪傳動中，最易出現(xiàn)的失效形式是 B 。（A）輪齒彎曲折斷 （B）齒面疲勞點(diǎn)蝕 （C）齒面膠合 （D）齒面磨損46. 當(dāng)設(shè)計一對齒輪傳動時，若保持傳動比不變及齒數(shù)和不變，而增大模數(shù)，則齒輪的 A 。（A）彎曲強(qiáng)度提高，接觸強(qiáng)度提高 （B）彎曲強(qiáng)度不變，接觸強(qiáng)度提高 （C）彎曲強(qiáng)度不變，接觸強(qiáng)度不變 （D）彎曲強(qiáng)度提高，接觸強(qiáng)度不變47. 三角膠帶中彈性滑動 C 。（A）在張緊力足夠時可以避免 （B）在傳遞功率較小時可以避免 （C）是不可以避免的 （D）在小帶

28、輪包角足夠大時可以避免48. 在尺寸大體相同時，V帶比平型帶的傳遞能力大，這是因?yàn)?B 。（A）V帶比平型帶厚，不易拉斷 （B）V帶與帶輪是楔面摩擦，摩擦力大 （C）V帶與帶輪工作面上的壓力大，摩擦力大49. 帶傳動的彈性滑動是由于 C 。（A）帶與帶輪之間摩擦系數(shù)小 （B）外載荷過大 （C）帶的彈性變形50. 根據(jù)鏈傳動傳動不均勻的特性，在傳動裝置總體布置時宜布置在 B 。（A）高速級 （B）低速級 （C）任意傳動部位51. 直齒圓錐齒輪強(qiáng)度計算中，是以 C 為計算依據(jù)的。（A）大端當(dāng)量直齒圓柱齒輪 （B）平均分度圓柱齒輪 （C）平均分度圓處的當(dāng)量圓柱齒輪52. 在一帶傳動裝置中，已知主動輪

29、直徑，從動輪直徑，又測得主動軸轉(zhuǎn)速，從動軸轉(zhuǎn)速，則帶傳動的滑動率等于 D 。（A）0.005 （B）0.01 （C）0.016 （D）0.0553. 對于蝸桿傳動的受力分析，下面公式中有錯誤的是 A 。（A） （B） （C）54. 采用多列鏈可提高鏈傳動的承載能力，但缺點(diǎn)是 A 。（A）因制造誤差造成各列受力不均，承載能力不能按列數(shù)成倍增大 （B）比單列鏈的重量大（C）鏈傳動的沖擊作用增強(qiáng) （D）要求采用較寬的鏈輪55. 帶傳動正常工作時，小帶輪上的滑動角 B 小帶輪的包角。（A）大于 （B）小于 （C）大于或等于 （D）小于或等于56. 帶傳動在工作時，設(shè)小帶輪為主動，大帶輪為從動，則帶內(nèi)拉

30、應(yīng)力的最大值是發(fā)生在帶 C 。（A）進(jìn)入大帶輪處 （B） 離開大帶輪處（C） 進(jìn)入小帶輪處 （D）離開小帶輪處57. 蝸桿傳動較為理想的材料組合 B 。（A）鋼和鑄鐵 （B）鋼和青銅 （C）鋼和鋁合金 （D）鋼和鋼58. 蝸桿特性系數(shù)的表達(dá)式為 C 。（A） （B） （C） （D）59. 為改善或減小齒輪的動載荷系數(shù)，可 C 。（A）將輪齒加工成鼓形齒 （B）將兩齒輪做成變位齒輪（C）將一個齒輪的輪齒齒頂及齒根都進(jìn)行修緣60. 一級齒輪傳動，其傳動比，傳動效率為。已知從動輪輸出轉(zhuǎn)矩為，則主動輪上的轉(zhuǎn)矩的計算式是 B 。（A） （B） （C） 61采用張緊輪張緊V帶傳動時通常應(yīng)安裝在 C 。 （

31、A）緊邊內(nèi)側(cè)靠近小輪 （B）松邊內(nèi)側(cè)靠近小輪 （C）松邊內(nèi)側(cè)靠近大輪62滾子鏈傳動中鏈條宜盡量避免使用過渡鏈節(jié)，這是因?yàn)?C 。（A）制造困難 （B）裝配困難 （C）過渡鏈節(jié)的鏈板要承受附加彎矩作用63鏈傳動中，鏈節(jié)數(shù)和鏈輪齒數(shù)常分別取 B 。（A）偶數(shù)與偶數(shù) （B）偶數(shù)與奇數(shù) （C）奇數(shù)與偶數(shù)64帶傳動中，選擇V帶的型號是根據(jù) C 。 （A）傳遞功率 （B）轉(zhuǎn)速 （C）計算功率和小帶輪轉(zhuǎn)速 （D）小帶輪直徑65鏈傳動中，限制大鏈輪齒數(shù)不超過120是為了防止 D 發(fā)生。（A）膠合 （B）疲勞破壞 （C）磨損 （D）跳齒或脫鏈四、軸系部件及其他1. 按許用彎曲應(yīng)力來計算軸時，采用應(yīng)力校準(zhǔn)系數(shù)是考

32、慮到 B 。（A）彎曲應(yīng)力可能不是對稱循環(huán)應(yīng)力 （B）扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可能不是對稱循環(huán)應(yīng)力 （C）軸上有應(yīng)力集中 （D）所采用的強(qiáng)度理論與試驗(yàn)結(jié)果有偏差2. 自行車的前軸是 C 。（A）轉(zhuǎn)軸 （B）轉(zhuǎn)動心軸 （C）固定心軸 （D）傳動軸3. 一閥門螺旋彈簧，其簧絲直徑為，彈簧指數(shù)（即旋繞比），則它的外徑為 C 。（A）9.9 （B） 12.1 （C） 14.3 （D） 16.54. 在正常條件下，滾動軸承的主要失效形式是 A 。（A）滾動體與滾道的工作表面上產(chǎn)生疲勞點(diǎn)蝕 （B）滾動體碎裂 （C）滾道磨損 （D） 滾動體與保持架之間發(fā)生膠合5. 聯(lián)軸器與離合器的根本區(qū)別在于 C 。（A）聯(lián)軸器只能用來聯(lián)

33、接兩根軸；離合器還可用來聯(lián)接軸上的其它回轉(zhuǎn)零件 （B）聯(lián)軸器只能用來傳遞扭矩；離合器除傳遞扭矩外，還可用作安全、定向或起動裝置 （C）要把被聯(lián)軸器聯(lián)接的兩軸分離，需要使機(jī)器停車進(jìn)行拆卸；離合器可在機(jī)器工作過程中隨時使兩軸結(jié)合或分離 （D）聯(lián)軸器可以采用彈性元件來緩沖吸振；離合器則沒有這種特性6. 滾動軸承的額定壽命是指同一批軸承中 C 的軸承所能達(dá)到的壽命（A） 99% （B） 95% （C） 90% （D） 50%7. 彈簧的工作圈數(shù)n是按彈簧的 B 要求，通過計算來確定的。（A） 強(qiáng)度 （B） 剛度 （C） 穩(wěn)定性 （D） 安裝和結(jié)構(gòu)8. 在載荷不平穩(wěn)，且具有較大的沖擊和振動的場合下，一般

34、宜選用 C 聯(lián)軸器。（A） 剛性固定式 （B）剛性補(bǔ)償式 （C） 彈性 （D） 安全9. 向心滑動軸承在相同的公稱尺寸和材料下， C 。（A）隨值（軸承相對間隙）減小，承載能力加大，在工藝條件允許的情況下，應(yīng)盡量選取小的值（B）隨值減小，承載能力降低，且容易發(fā)熱咬死，故在運(yùn)轉(zhuǎn)精度允許情況下應(yīng)盡量選取大的值 （C）隨值減小，承載能力加大，但發(fā)熱量也增加，使?jié)櫥驼扯认陆?，故具有一個最佳值 （D）隨值減小，承載能力降低，但潤滑油溫升也降低 ，促使粘度增大，反過來又導(dǎo)致承載能力上升，故具有一個最佳值10. 在軸的初步估算中，軸的直徑一般是按 B 來初步確定的。（A）彎曲強(qiáng)度 （B）扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度 （C）軸

35、段的長度 （D）軸段上零件的孔徑11. 當(dāng)簧絲直徑一定時，彈簧指數(shù)C選得過大所帶來的缺點(diǎn)是 A 。（A）彈簧的剛度太小，易發(fā)生顫動，影響正常工作 （B）彈簧卷制很困難 （C）彈簧受載時，內(nèi)側(cè)應(yīng)力較大 （D）彈簧易產(chǎn)生失穩(wěn)現(xiàn)象12. 同樣兩輛汽車，一輛用作長途汽車，一輛用作市內(nèi)公共汽車，每天同樣工作16小時，一年后，兩發(fā)動機(jī)主軸承磨損量應(yīng)該是 C 。（A）沒有明顯差別 （B）前者大于后者（C）后者大于前者 （D）沒有一定的規(guī)律13. 向心滑動軸承的相對間隙，通常是根據(jù) D 來進(jìn)行選擇。（A）軸承載荷和軸頸直徑 （B）潤滑油的粘度 （C）軸承比壓和潤滑油的粘度 （D）軸承比壓和軸頸圓周速度14.

36、一個滾動軸承的額定動載荷是指 D 。（A）該軸承使用壽命為轉(zhuǎn)時，所能承受的載荷 （B）該軸承使用壽命為小時時，所能承受的載荷 （C）該型號軸承平均壽命為轉(zhuǎn)時，所能承受的載荷 （D）該型號軸承額定壽命為轉(zhuǎn)時，所能承受的載荷15. 設(shè)計一根齒輪軸，材料采用45號鋼，兩支點(diǎn)用向心球軸承來支承，驗(yàn)算時發(fā)現(xiàn)軸的剛度不夠，這時應(yīng) D 。（A）把球軸承改換為滾子軸承 （B）把滾動軸承改換為滑動軸承（C）換用合金鋼來制造軸 （D）適當(dāng)增大軸的直徑16. 同樣兩臺柴油機(jī)，一臺用于工程機(jī)械（如起重機(jī)、挖掘機(jī)），一臺用于發(fā)電機(jī)組，其曲軸主軸承使用壽命， B 。（A）前者通常比后者長 （B）后者通常比前者長 （C）只

37、要同樣保養(yǎng)得當(dāng)，一般沒有明顯差別 （D）雖有差異，但不存在一定的規(guī)律17. 滾動軸承的額定壽命是指 D 。（A）在額定動載荷作用下，軸承所能達(dá)到的壽命 （B）在額定工況與額定動載荷作用下，軸承所能達(dá)到的壽命 （C）在額定工況與額定動載荷作用下，軸承所能達(dá)到的壽命 （D）同一批軸承進(jìn)行壽命試驗(yàn)中，軸承所能達(dá)到的壽命18. 設(shè)計動壓式向心滑動軸承時，若通過熱平衡計算，發(fā)現(xiàn)軸承溫升過高，在下列改進(jìn)設(shè)計的措施中，有效的是 C 。（A）增大軸承寬徑比 （B）減少供油量 （C）增大相對間隙 （D）換用粘度較高的潤滑油19. 聯(lián)軸器與離合器的主要作用是 C 。（A）緩和沖擊和振動 （B）補(bǔ)償兩軸的不同心度或

38、熱膨脹（C）傳遞扭矩 （D）防止機(jī)器發(fā)生過載20. 槍閂彈簧的作用是 C 。（A） 緩和沖擊，吸收振動 （B） 控制運(yùn)動 （C） 儲存能量 （D）測量載荷21. 一臺離心式水泵， 由電動機(jī)帶動 。傳遞功率 ，軸的轉(zhuǎn)速，軸的材料為45號鋼，隨許用應(yīng)力變化的系數(shù)，則初步估算軸的最小直徑應(yīng)是 B 。（A）1.62 （B） 1.73 （C） 1.85 （D） 1.9622. 一個滾動軸承的額定動載荷是指 C 。 （A）該軸承的使用壽命為轉(zhuǎn)時，所能承受的載荷 （B）該軸承的額定壽命為小時時，所能承受的載荷 （C）該軸承的使用壽命為轉(zhuǎn)，而破損概率為時所能承受的載荷 （D）該軸承可靠度為時，所能承受的載荷2

39、3. 滾動軸承內(nèi)圈與軸的配合及外圈與座孔的配合 D 。（A）全部采用基軸制 （B）全部采用基孔制 （C）內(nèi)圈與軸采用基軸制，外圈與座孔采用基孔制 （D）內(nèi)圈與軸采用基孔制，外圈與座孔采用基軸制24. 當(dāng)簧絲直徑一定時 ，彈簧指數(shù)（旋繞比）選得過小時所產(chǎn)生的缺點(diǎn)是 C 。（A）彈簧的尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊 （B）簧絲的長度和重量較大（C）彈簧卷制很困難，且工作時內(nèi)側(cè)應(yīng)力大 （D）彈簧的剛度很小 25. 圓柱形螺旋彈簧的彈簧指數(shù)是指 B 之比值。（A）外徑與簧絲直徑 （B）中徑與簧絲直徑 （C）內(nèi)徑與簧絲直徑 （D） 自由高度與簧絲直徑26. 作用在軸承上的徑向力在軸承滾動體之間的分布為 D 。（A）在所有滾動體上受力相等 （B）在一半滾動體上受力相等 （C）在某一確定數(shù)目的滾動體上受力相等 （D）受力不相等，并且總有一個受力最大的滾動體27. 實(shí)際的軸多做成階梯形，這主要是為了 D 。（A）減輕軸的重量 （B）等強(qiáng)度（C）制造費(fèi)用節(jié)