浙江大學(xué)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》考研 基本概念自測題三(判斷題).doc

第一部分 基本概念自測題三、判斷題(正確的在括號內(nèi)填“”，錯誤的填“”)第一章 總論1、構(gòu)件是機械中獨立制造單元。 ( )2、兩構(gòu)件通過點或線接觸組成的運動副為低副。 ( )3、常見的平面運動副有回轉(zhuǎn)副、移動副和滾滑副。 ( )4、運動副是兩構(gòu)件之間具有相對運動的聯(lián)接。 ( )5、兩構(gòu)件用平面高副聯(lián)接時相對約束為l。 ( )6、兩構(gòu)件用平面低副聯(lián)接時相對自由度為1。 ( )7、機械運動簡圖是用來表示機械結(jié)構(gòu)的簡單圖形。 ( )8、將構(gòu)件用運動副聯(lián)接成具有確定運動的機構(gòu)的條件是自由度數(shù)為1。 ( )9、由于虛約束在計算機構(gòu)自由度時應(yīng)將其去掉，故設(shè)計機構(gòu)時應(yīng)盡量避免出現(xiàn)虛約束。 ( )10、有四個構(gòu)件匯交，并有回轉(zhuǎn)副存在則必定存在復(fù)合鉸鏈。 ( )11、在同一個機構(gòu)中，計算自由度時機架只有1個。 ( )12、在一個確定運動的機構(gòu)中原動件只能有1個。 ( )13、剛度是指機件受載時抵抗塑性變形的能力。 ( )14、機件剛度準則可表述為彈性變形量不超過許用變形量。 ( )15、碳鋼隨著含碳量的增加，其可焊性越來越好。 ( )16、采用國家標(biāo)準的機械零件的優(yōu)點是可以外購，無需設(shè)計制造。 ( )17、鋼制機件采用熱處理辦法來提高其剛度非常有效。 ( )18、使機件具有良好的工藝性，應(yīng)合理選擇毛坯，結(jié)構(gòu)簡單合理、規(guī)定適當(dāng)?shù)闹圃炀群捅砻娲植诙取?( )第二章 聯(lián)接1、在機械制造中廣泛采用的是右旋螺紋。 ( )2、三角形螺紋比梯形螺紋效率高、自鎖性差。 ( )3、普通細牙螺紋比粗牙螺紋效率高、自鎖性差。 ( )4、受相同橫向工作載荷的聯(lián)接采用鉸制孔用螺栓聯(lián)接通常直徑比采用普通緊螺栓聯(lián)接可小一些。 ( )5、鉸制孔用螺栓聯(lián)接的尺寸精度要求較高，不適合用于受軸向工作載荷的螺栓聯(lián)接。 ( )6、雙頭螺柱聯(lián)接不適用于被聯(lián)接件厚度大、且需經(jīng)常裝拆的聯(lián)接。 ( )7、螺紋聯(lián)接需要防松是因為聯(lián)接螺紋不符合自鎖條件且lrv。 ( )8、松螺栓聯(lián)接只宜承受靜載荷。 ( )9、受靜載拉伸螺栓的損壞多為螺紋部分的塑性變形和斷裂，受變載拉伸螺栓的損壞多為栓桿部分有應(yīng)力集中處的疲勞斷裂。 ( )10、緊螺栓聯(lián)接在按拉伸強度計算時，將拉伸載荷增加到原來的1.3倍，這是考慮螺紋應(yīng)力集中的影響。 ( )11、螺栓強度等級為6.8級，則該螺栓材料的最小屈服極限近似為680Nmm2。 ( )12、使用開口銷和單耳止動墊片等元件進行防松時具有能在任意角度上防松的優(yōu)點。 ( ) 13、受軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接殘余預(yù)緊力必須大于零。 ( ) 14、控制預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接許用拉應(yīng)力s比不控制預(yù)緊力的要低。 ( ) 15、平鍵是利用鍵的側(cè)面來傳遞載荷的，定心性能較楔鍵好。 ( ) 16、導(dǎo)向平鍵是利用鍵的上面與輪轂之間的動配合關(guān)系進行導(dǎo)向的。 ( ) 17、楔鍵在安裝時要楔緊，故定心性能好。 ( ) 18、平鍵的剖面尺寸是按軸的直徑選擇的，如強度校核發(fā)現(xiàn)不行，則應(yīng)加大軸的直徑以便加大鍵的剖面尺寸。 ( ) 19、漸開線花鍵的鍵齒是漸開線齒形，靠內(nèi)外齒的嚙合傳動進行工作。 ( ) 20、矩形花鍵聯(lián)接的定心方式有按小徑、齒寬和大徑等三種，目前國家標(biāo)準規(guī)定為小徑定心。 ( )21、同一鍵聯(lián)接采用兩個平鍵時應(yīng)180布置，采用兩個楔鍵時應(yīng)120布置。 ( )22、銷聯(lián)接只能用于固定聯(lián)接件間的相對位置，不能用來傳遞載荷。 ( )23、對接焊縫用來聯(lián)接同一平面內(nèi)的焊件，填角焊縫主要用來聯(lián)接不同平面上的焊件。 ( )24、鐵碳合金焊接件隨含碳量增加可焊性也增加。 ( )25、鉚釘材料須有高的塑性和不可淬性。 ( )26、鉚釘聯(lián)接件承受橫向載荷，靠鉚釘與孔壁接觸擠壓阻止聯(lián)接件相對滑移。 ( )27、粘接接頭的設(shè)計應(yīng)盡量使膠層受剪，避免受到扯離或剝離。 ( )28、采用過盈聯(lián)接的軸和轂，即使載荷很大或有嚴重沖擊也不可與鍵配合使用。 ( ) 第三章 帶傳動1、帶傳動由于工作中存在打滑，造成轉(zhuǎn)速比不能保持準確。 ( )2、帶傳動不能用于易燃易爆的場合。 ( )3、V帶傳動的效率比平帶傳動高。 ( )4、強力層線繩結(jié)構(gòu)的V帶比簾布結(jié)構(gòu)的柔軟。 ( )5、與普通V帶相配的V帶輪輪槽楔角定為400。 ( )6、普通V帶傳動調(diào)整張緊力應(yīng)改縫帶長或采用金屬接頭。 ( )7、V帶傳動比平帶傳動允許較大的傳動比和較小的中心距，原因是其無接頭。 ( )8、一般帶傳動包角越大其所能傳遞的功率就越大。 ( )9、由于帶工作時存在彈性滑動，從動帶輪的實際圓周速度小于主動帶輪的圓周速度。 ( )10、增加帶的預(yù)緊力，可以避免帶傳動工作時彈性滑動。 ( )11、水平放置的帶傳動其緊邊應(yīng)設(shè)置在上邊。 ( )12、帶傳動是摩擦傳動，打滑是可以避免的。 ( )13、在帶的線速度一定時，增加帶的長度可以提高帶的疲勞壽命。 ( )14、普通V帶是外購件，具有固定長度系列，因而V帶只能用于一定系列的中心距間傳動。 ( )15、同步帶傳動與普通V帶傳動相比主要優(yōu)點是傳動比準確且允許具有高的帶速。 ( )16、多楔帶是平帶和V帶的組合結(jié)構(gòu)，其楔形部分嵌人帶輪的楔形槽內(nèi)，靠楔面摩擦工作，且多楔帶是無端的。 ( )17、帶繞過帶輪時產(chǎn)生離心力，故帶上由離心力引起的拉應(yīng)力不是全帶長分布而是在包角所對的區(qū)段內(nèi)。 ( )18、帶的離心應(yīng)力取決于單位長度的帶質(zhì)量、帶的線速度和帶的截面積三個因素。 ( )第四章 鏈傳動1、鏈傳動為嚙合傳動，和齒輪傳動一樣，理論上瞬時角速度之比為常數(shù)。 ( )2、大鏈輪的轉(zhuǎn)動半徑較大，所受的沖擊就一定比小鏈輪大。 ( )3、鏈傳動平均轉(zhuǎn)速比恒定，瞬時角速度比波動。 ( )4、一般鏈條的節(jié)數(shù)應(yīng)為偶數(shù)，為便于磨合、減小磨損，鏈輪齒數(shù)也應(yīng)為偶數(shù)。 ( )5、鏈輪的齒數(shù)越大，鏈條磨損后節(jié)距增量就越小，越不易發(fā)生跳齒和脫鏈現(xiàn)象。 ( )6、在一定轉(zhuǎn)速下，要減輕鏈傳動不均勻和動載荷，應(yīng)減小鏈條節(jié)距，增大鏈輪齒數(shù)。 ( )7、在鏈節(jié)距和小鏈輪齒數(shù)一定時，為了限制鏈傳動的動載荷應(yīng)限制小鏈輪的轉(zhuǎn)速。 ( )8、鏈條銷軸與套筒間的磨損，導(dǎo)致鏈條節(jié)距減小。 ( )9、鏈傳動在工作中，鏈板受到的應(yīng)力屬于非對稱循環(huán)變應(yīng)力。 ( )第五章 齒輪傳動1、為保證齒輪傳動瞬時角速度比12恒定，齒廓曲線必須采用漸開線。 ( )2、齒廓嚙合的基本定律是兩齒輪齒廓過任意接觸點的公法線必通過連心線上一個定點。 ( )3、漸開線的形狀決定于基圓的大小。 ( )4、基圓越小，漸開線越彎曲。 ( )5、漸開線直齒圓柱齒輪傳動可看成其一對分度圓純滾動。 ( )6、漸開線齒輪傳動嚙合角等于分度圓壓力角。 ( )7、正常齒漸開線標(biāo)準直齒外齒輪齒根圓有可能大于基圓。 ( )8、斜齒圓柱齒輪的標(biāo)準模數(shù)和壓力角在法面上。 ( )9、斜齒圓柱齒輪法面模數(shù)mn，分度圓螺旋角，齒數(shù)z，則分度圓直徑d=mnzCOS ( )10、斜齒圓柱齒輪分度圓螺旋角，其法面壓力角n和端壓力角t的關(guān)系為tanntantcos。 ( )11、斜齒圓柱齒輪傳動的重合度大于相同端面模數(shù)的直齒圓柱齒輪的重合度。 ( )12、斜齒圓柱齒輪不根切的最少齒數(shù)小于直齒圓柱齒輪的最少齒數(shù)。 ( )13、斜齒圓柱齒輪的寬度和分度圓螺旋角越大，其重合度則越小。 ( )14、兩只斜齒圓柱齒輪只要法面模數(shù)相等、法面壓力角相等，不論二者的分度圓螺旋角是否相等均能正確嚙合。 ( )15、斜齒圓柱齒輪分度圓螺旋角過大，產(chǎn)生的軸向力很大，因此高速重載時可采用人字齒輪，雖大但軸向力抵消。 ( )16、直齒錐齒輪用來傳遞交錯軸間的旋轉(zhuǎn)運動。 ( )17、直齒錐齒輪的標(biāo)準模數(shù)和壓力角在大端面上。 ( )18、負變位齒輪分度圓齒槽寬小于標(biāo)準齒輪的分度圓齒槽寬。 ( )19、變位齒輪零傳動即兩只標(biāo)準齒輪的傳動。 ( )20、變位齒輪負傳動即兩只負變位齒輪的傳動。 ( )21、變位齒輪正傳動嚙合角大于分度圓壓力角。 ( )22、標(biāo)準齒輪不能與變位齒輪正確嚙合。 ( )23、斜齒圓柱齒輪傳動調(diào)整中心距可采用改變分度圓螺旋角也可采用齒輪變位。( )24、齒輪齒面的疲勞點蝕首先發(fā)生在節(jié)點附近齒頂表面。 ( )25、軟齒面齒輪的齒面硬度不超過350HBS。 ( )26、一對傳動齒輪，小齒輪一般應(yīng)比大齒輪材料好，硬度高。 ( )27、一對傳動齒輪若大小齒輪選擇相同的材料和硬度不利于提高齒面抗膠合能力。 ( )28、閉式軟齒面齒輪傳動應(yīng)以彎曲強度進行設(shè)計，以接觸強度進行校核。 ( )29、齒輪彎曲強度計算中，許用應(yīng)力應(yīng)選兩齒輪中較小的許用彎曲應(yīng)力。 ( )30、選擇齒輪精度主要取決于齒輪的圓周速度。 ( )31、直齒錐齒輪強度計算時是以大端當(dāng)量直齒圓柱齒輪為計算依據(jù)的。 ( )32、齒根圓直徑和軸頭直徑相近的應(yīng)采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 ( )33、齒輪圓周速度大于12ms的閉式傳動不宜采用浸油潤滑，而宜采用噴油潤滑。 ( )34、一對漸開線圓柱齒輪傳動，當(dāng)其他條件不變時，僅將齒輪傳動所受載荷增為原載荷的4倍，其齒間接觸應(yīng)力亦將增為原應(yīng)力的4倍。 ( )35、兩軸線垂直的直齒錐齒輪傳動。兩輪的徑向力大小相等方向相反，兩輪的軸向力小相等方向相反。 ( )第六章 蝸桿傳動1、兩軸線空間交錯成900的蝸桿傳動中，蝸桿分度圓螺旋升角應(yīng)與蝸輪分度圓螺旋角互為余角。 ( )2、兩軸線空間交錯成900的蝸桿傳動中，蝸桿和蝸輪螺旋方向應(yīng)相同。 ( )3、蝸桿傳動的主平面是指通過蝸輪軸線并垂直于蝸桿軸線的平面。 ( )4、蝸桿的直徑系數(shù)為蝸桿分度圓直徑與蝸桿模數(shù)的比值，所以蝸桿分度圓直徑越大，其直徑系數(shù)也越大。 ( )5、與齒輪傳動相比，蝸桿傳動的傳動比大、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動平穩(wěn)，但效率較低，且齒面相對滑動大易發(fā)熱磨損。 ( )6、蝸桿傳動一定反行程自鎖。 ( )7、蝸輪的轉(zhuǎn)動方向完全取決于蝸桿的轉(zhuǎn)動方向。 ( )8、蝸桿傳動的轉(zhuǎn)速比n1n2等于其分度圓直徑的反比d2d1。 ( )9、蝸輪的齒頂圓直徑并不是蝸輪的最大直徑。 ( )10、標(biāo)準普通圓柱蝸桿傳動的中心距是d=m(z1+z2)2。 ( )11、標(biāo)準普通圓柱蝸桿傳動中蝸輪的齒根圓直徑是df2=d2-2.5m。 ( )12、兩軸垂直交錯的蝸桿傳動、蝸桿的圓周力與蝸輪的軸向力相等相反，蝸桿的軸向力與蝸輪的圓周力相等相反。 ( )13、蝸桿頭數(shù)z1、模數(shù)m和分度圓直徑d1確定以后，可以計算蝸桿分度圓柱上螺旋升角=arctan(z1md1)。 ( )14、選擇蝸桿傳動的潤滑方法和潤滑油的依據(jù)是蝸桿的圓周速度。 ( )15、蝸桿的圓周速度為v，蝸桿分度圓柱螺旋升角為，則蝸桿齒面嚙合處相對滑動速度vs=v1cos。 ( )16、蝸桿傳動的強度計算主要是進行蝸輪齒面的接觸強度計算。 ( )17、對連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動設(shè)計計算除強度計算外還須進行熱平衡計算。 ( )18、變位蝸桿傳動中應(yīng)是蝸桿變位，而蝸輪不變位。 ( )19、蝸輪常用較貴重的青銅材料制造是因為青銅抗膠合和耐磨、減摩性能好。 ( )20、在蝸桿傳動中，作用在蝸桿上的圓周力Ft1、徑向力Fr1軸向力Fa1，通常是軸向力Fa1為最大。 ( )21、在標(biāo)準蝸桿傳動中，當(dāng)蝸桿頭數(shù)z1一定時，若增大蝸桿直徑系數(shù)q，將使傳動效率提高。 ( )22、蝸桿傳動熱平衡計算若不滿足可采取增加散熱面積、人工通風(fēng)以及循環(huán)水冷卻等散熱措施。 ( )第七章 輪系、減速器及無級變速傳動1、定軸輪系是指各個齒輪的軸是固定不動的。 ( )2、單一周轉(zhuǎn)輪系具有一個轉(zhuǎn)臂。 ( )3、單一周轉(zhuǎn)輪系具有一個中心輪。 ( )4、單一周轉(zhuǎn)輪系中心輪和轉(zhuǎn)臂的軸線必須重合。 ( )5、行星輪系的自由度為2。 ( )6、差動輪系的自由度為1， ( )7、周轉(zhuǎn)輪系中的兩個中心輪都是運動的。 ( )8、行星輪系中必有一個中心輪是固定的。 ( )9、差動輪系中的兩個中心輪都是運動的。 ( )10、轉(zhuǎn)化輪系的傳動比可用定軸輪系求解，因此轉(zhuǎn)化輪系中igj=ng/nj值為由齒輪G到J間所有從動輪齒數(shù)相乘積與所有主動輪齒數(shù)相乘積的比值。 ( )11、行星輪系和差動輪系的自由度分別為1和2，所以只有用差動輪系才能實現(xiàn)運動的合成或分解。 ( )12、單一周轉(zhuǎn)輪系轉(zhuǎn)化輪系傳動比計算公式算得iHGJ只能反映轉(zhuǎn)化輪系中nHG，nHJ反向，不表明nG，nJ反向。 ( )第八章 螺旋傳動1、與齒輪齒條傳動相比，螺旋傳動每轉(zhuǎn)l圈的移動量可小得多。 ( )2、與傳導(dǎo)螺旋傳動相比，傳力螺旋傳動通常工作速度較高，在較長時間內(nèi)連續(xù)工作，要求具有較高的精度。 ( )3、用于快速夾緊的夾具或鎖緊裝置中的差動螺旋應(yīng)由不同方向的螺紋構(gòu)成。 ( )4、滑動螺旋傳動的主要失效形式是螺紋磨損，螺桿直徑是按軸向力和扭矩進行強度計算確定的。 ( )5、對細長受壓螺桿若計算不滿足穩(wěn)定性條件，最有效的措施是更換螺桿的材料。 ( )6、與滑動螺旋傳動相比，滾珠螺旋傳動效率高，起動力矩小，磨損小，不能自鎖，成本較高。 ( )第九章 連桿機構(gòu)1、在以曲柄為原動件的曲柄搖桿機構(gòu)中，最小傳動角出現(xiàn)在曲柄與連桿共線處。 ( )2、在以曲柄為原動件的曲柄滑塊機構(gòu)中，最小傳動角出現(xiàn)在曲柄與滑塊導(dǎo)路垂直處。 ( )3、曲柄搖桿機構(gòu)中，搖桿的極限位置出現(xiàn)在曲柄與機架共線處。 ( )4、在以曲柄為原動件的對心曲柄滑塊機構(gòu)中滑塊往返的行程速比系數(shù)K1。 ( )5、在以搖桿為原動件的曲柄搖桿機構(gòu)中，死點出現(xiàn)在曲柄與機架共線處。 ( )6、導(dǎo)桿機構(gòu)的壓力角=900。 ( )7、雙曲柄機構(gòu)中用原機架對面的構(gòu)件作為機架后，一定成為雙搖桿機構(gòu)。 ( )8、雙搖桿機構(gòu)中用原機架對面的構(gòu)件作為機架后，一定成為雙曲柄機構(gòu)。 ( )9、鉸鏈四桿機構(gòu)中成為雙搖桿機構(gòu)必須最短桿與最長桿長度之和大于其余兩桿長度之和。 ( )10、平面四桿機構(gòu)中，是否存在死點，取決于主動件是否與連桿共線。 ( )11、曲柄搖桿機構(gòu)一定有急回運動。 ( )12、死點存在是有害的，機構(gòu)設(shè)計中一定要避免存在死點。 ( )13、曲柄搖桿機構(gòu)設(shè)計要實現(xiàn)預(yù)定的行程速比系數(shù)K，關(guān)鍵是保證該機構(gòu)的極位夾角=1800(K-1)(K+1)。 ( )14、對心曲柄滑塊機構(gòu)中，增加連桿長度可以增加滑塊行程。 ( )第十章 凸輪機構(gòu)1、基圓是凸輪實際廓線上到凸輪回轉(zhuǎn)中心距離最小的為半徑的圓。 ( )2、加速度為無窮大引起的沖擊為剛性沖擊。 ( )3、由速度有限值的突變引起的沖擊為柔性沖擊。 ( )4、由加速度有限值的突變引起的沖擊為柔性沖擊。 ( )5、減小滾子半徑，滾子從動件盤形凸輪實際廓線外凸部分的曲率半徑減小。 ( )6、凸輪機構(gòu)的從動件按等加速等減速運動規(guī)律運動時，產(chǎn)生柔性沖擊。 ( )7、凸輪機構(gòu)的從動件按簡諧運動規(guī)律運動時，不產(chǎn)生沖擊。 ( )8、若要使凸輪機構(gòu)壓力角減小，應(yīng)增大基圓半徑。 ( )9、垂直于導(dǎo)路的直動平底從動件盤形回轉(zhuǎn)凸輪機構(gòu)壓力角恒為00。 ( )10、對于直動從動件盤形回轉(zhuǎn)凸輪機構(gòu)，在其他條件相同的情況下，偏置直動從動件與對心直動從動件相比，兩者在推程段最大壓力角一定是偏置比對心小。 ( )第十一章 間隙運動機構(gòu)1、棘輪機構(gòu)將連續(xù)回轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)閱蜗蜷g歇回轉(zhuǎn)。 ( )2、槽輪機構(gòu)將往復(fù)擺動運動轉(zhuǎn)變?yōu)閱蜗蜷g歇回轉(zhuǎn)。 ( )3、齒式棘輪機構(gòu)可以實現(xiàn)任意角度間歇回轉(zhuǎn)運動。 ( )4、在單向間歇運動機構(gòu)中，槽輪機構(gòu)既可避免柔性沖擊，又可避免剛性沖擊。 ( )5、設(shè)計棘輪機構(gòu)時，棘輪齒間偏角必須小于齒與爪間的摩擦角。 ( )6、槽數(shù)為z的單銷槽輪機構(gòu)的運動系數(shù)為(z-2)(2z)。 ( )7、槽輪機構(gòu)的鎖止弧的作用是當(dāng)圓銷不在槽輪槽內(nèi)時槽輪靜止不動被鎖住，圓銷在槽內(nèi)時可以驅(qū)動槽輪轉(zhuǎn)動。 ( )8、單銷槽輪機構(gòu)運動系數(shù)，0.5。 ( )9、撥盤同一回轉(zhuǎn)半徑上均勻分布n個圓銷，槽輪的槽數(shù)為z，其運動系數(shù)=n(z-2)(2z)。 ( )10、不完全齒輪機構(gòu)上安裝瞬心線附加桿的目的是為了改變瞬心位置。 ( )第十二章 軸1、固定不轉(zhuǎn)動的心軸其所受的應(yīng)力不一定是靜應(yīng)力。 ( )2、轉(zhuǎn)動的心軸其所受的應(yīng)力類型不一定是對稱循環(huán)應(yīng)力。 ( )3、軸的應(yīng)力類型與其所受載荷的類型應(yīng)是一致的。 ( )4、只傳遞轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩的軸是轉(zhuǎn)軸。 ( )5、既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的軸是傳動軸。 ( )6、中碳鋼制造的軸改用合金鋼制造，無助于提高軸的剛度。 ( )7、鑄鐵抗彎強度差，傳動軸不承受彎矩，故常用鑄鐵制造。 ( )8、合金鋼的力學(xué)性能比碳素鋼高，故軸常用合金鋼制造。 ( )9、軸常作成階梯形主要是實現(xiàn)軸上零件軸向定位和便于軸上零件的拆裝。 ( )10、階梯形軸設(shè)計成兩端細中間粗主要是考慮接近等強度而并非是為了便于軸上零件的拆裝。 ( )11、為保證軸上零件靠緊軸肩定位面，軸肩的圓弧半徑應(yīng)大于該零件輪轂孔的倒角或圓角半徑。 ( )12、用套筒、螺母或軸端擋圈作軸上零件軸向定位時，應(yīng)使軸段的長度大于相配輪轂寬度。 ( )13、按轉(zhuǎn)矩估算軸的直徑，因未計算彎矩，因此不夠安全。 ( )14、發(fā)生共振時軸的轉(zhuǎn)速稱為軸的臨界轉(zhuǎn)速，它是軸系結(jié)構(gòu)本身所固有的，因此應(yīng)使軸的工作轉(zhuǎn)速避開其臨界轉(zhuǎn)速。 ( )15、實心圓軸的強度與直徑的四次方成正比，剛度與直徑的三次方成正比。 ( )第十三章 滑動軸承1、與滾動軸承相比，滑動軸承承載能力高，抗振性好，噪聲低。 ( )2、滑動軸承工作面是滑動摩擦，因此與滾動軸承相比，滑動軸承只能用于低速運轉(zhuǎn)。 ( )3、滑動軸承軸瓦中油溝應(yīng)開設(shè)在軸承油膜承載區(qū)內(nèi)。 ( )4、一般機器中的滑動軸承通常摩擦面處于非液體摩擦狀態(tài)下工作。 ( )5、滑動軸承軸瓦的主要失效形式是磨損和膠合。 ( )6、整體式滑動軸承便于裝拆和調(diào)整軸承磨損后軸頸與軸瓦間的間隙增大。 ( )7、調(diào)心式滑動軸承的軸瓦外表面作成凸球面與軸承蓋座上的凹球面相配合，軸瓦能隨軸的彎曲變形而轉(zhuǎn)動調(diào)位以適應(yīng)軸頸的偏斜，常用于軸的跨距長，軸承寬徑比Bd1.5的場合。 ( )8、推力滑動軸承能承受徑向載荷。 ( )9、軸承合金與青銅比，減摩性好，容易與軸頸跑合，抗膠合能力強，但價格貴，機械強度低得多，只能澆鑄在其他金屬材料的軸瓦上作為軸承襯。 ( )10、選擇滑動軸承所用的潤滑油，對非液體摩擦滑動軸承主要考慮潤滑油粘度，對液體 摩擦滑動軸承主要考慮潤滑油的油性。 ( )11、潤滑油作層流流動時，油層中的摩擦切應(yīng)力與其速度梯度成正比，其比例常數(shù)即為潤滑油的動力粘度。 ( )12、限制非液體摩擦滑動軸承的平均壓強PP，目的是防止軸瓦壓碎。 ( )13、限制非液體摩擦滑動軸承平均壓強P與滑動速度V的乘積值pvpv，目的是防止過熱產(chǎn)生膠合失效。 ( )14、形成液體動壓潤滑的必要條件之一是被潤滑的兩表面間等值的間隙。 ( )15、液體動壓潤滑向心滑動軸承的承載量系數(shù)9將隨著偏心率X的增加而增大。 ( )16、在其他條件不變的情況下，液體動壓向心滑動軸承所受載荷越小，油膜厚度越大。 ( )17、在其他條件不變的情況下，液體動壓向心滑動軸承所用潤滑油粘度越大，油膜厚度 越大。 ( )18、在其他條件不變的情況下，液體動壓向心滑動軸承轉(zhuǎn)速越高，油膜厚度越小。 ( )19、在其他條件不變的情況下，液體動壓向心滑動軸承間隙越大，油膜厚度越小。 ( )20、液體動壓潤滑向心滑動軸承最小油膜厚度必須小于軸頸與軸瓦表面粗糙度之和。 ( )21、液體動壓潤滑向心滑動軸承的軸頸是處于偏心位置，其軸心應(yīng)在載荷的作用方向上。 ( )第十四章 滾動軸承1、滾動軸承中保持架的作用是保持滾動體不在離心力作用下飛出去。 ( )2、滾動軸承中有無保持架對軸承的承載能力和極限轉(zhuǎn)速沒有影響。 ( )3、兩個軸承的代號為6222和6222其內(nèi)徑是不相同的。 ( )4、滾動軸承中公稱接觸角越大，軸承承受軸向載荷的能力就越小。 ( )5、代號相同的滾動軸承，在相同的使用條件下，其壽命相同。 ( )6、某一滾動軸承的基本額定動載荷與其所受載荷無關(guān)。 ( )7、一批同型號的滾動軸承，在相同條件下運轉(zhuǎn)，其中10的軸承已發(fā)生疲勞點蝕，而90的軸承尚未發(fā)生疲勞點蝕時所能達到的總轉(zhuǎn)數(shù)稱為軸承的基本額定壽命。 ( )8、滾動軸承的基本額定壽命是一批同代號的軸承統(tǒng)計值，對于某一具體的軸承而言實際使用壽命一定大于基本額定壽命。 ( )9、一批同代號的滾動軸承，其基本額定壽命為106r時所能承受的最大載荷稱為軸承的基本額定動載荷。 ( )10、某軸用一對角接觸球軸承反向安裝，兩軸承的徑向載荷不等，軸上無軸向外載荷，則該兩軸承當(dāng)量動載荷計算公式中的軸向載荷一定不相等。 ( )11、某滾動軸承當(dāng)所受當(dāng)量動載荷增加時，其基本額定動載荷將減小。 ( )12、其他條件不變，若將作用在球軸承上的當(dāng)量動載荷增加l倍，則該軸承的基本額定壽命將降至原來的12。 ( )13、其他條件不變，若將滾動軸承的轉(zhuǎn)速減小到原來的12，則該軸承的基本額定壽命將增加1倍。 ( )14、滾動軸承壽命計算公式中壽命指數(shù)對球軸承為l3。 ( )15、角接觸軸承因承受徑向載荷而產(chǎn)生派生軸向力，其方向為使?jié)L動體自外圈分離的方向。 ( )16、跨距較大，承受較大徑向力，軸的彎曲剛度較低時應(yīng)選用調(diào)心軸承。 ( )17、深溝球軸承極限轉(zhuǎn)速很高，高速時可用來代替推力球軸承。 ( )18、滾子軸承允許內(nèi)外圈的角偏差較球軸承大。 ( )19、某軸用圓柱滾子軸承作游動支承，該軸承的外圈在軸承孔中必須保證能自由軸向游動。 ( )20、滾動軸承壽命計算針對疲勞點蝕，靜強度計算針對塑性變形進行。 ( )21、滾動軸承的外圈與軸承孔的配合應(yīng)采用基孔制。 ( )22、滾動軸承所受軸向載荷應(yīng)為其內(nèi)部派生軸向力與軸向外載荷的合力。 ( )23、同一代號的滾動軸承其基本額定動載荷相同。 ( )第十五章 聯(lián)軸器、離合器和制動器1、用聯(lián)軸器聯(lián)接的軸是端部對接，它與齒輪傳動、帶傳動等的軸間聯(lián)系是不同的。 ( )2、用聯(lián)軸器聯(lián)接的軸可在工作運轉(zhuǎn)中使它們分離。 ( )3、離合器常用于兩聯(lián)接軸需要經(jīng)常換向的場合。 ( )4、制動器通過摩擦消耗機器的功能使其迅速減速或制動。 ( )5、萬向聯(lián)軸器適用于軸線有交角或距離較大的場合。 ( )6、在載荷具有沖擊、振動，且軸的轉(zhuǎn)速較高、剛度較小時一般選用剛性可移式聯(lián)軸器。 ( )7、兩軸線交角為的單萬向聯(lián)軸器，主動軸以1等角速度回轉(zhuǎn)，從動軸角速度2在1COS1COS范圍內(nèi)波動。 ( )8、采用雙萬向聯(lián)軸器就能使主動軸、從動軸運轉(zhuǎn)嚴格同步。 ( )9、對低速、剛性大、對中心好的短軸，一般選用剛性固定式聯(lián)軸器。 ( )10、聯(lián)軸器和離合器的主要作用是補償兩被聯(lián)接軸的不同心或熱膨脹。 ( )11、兩軸的偏角位移達300，宜采用十字滑塊聯(lián)軸器。 ( )12、牙嵌離合器只能在低速或停車時進行接合。 ( )13、起重裝置中制動器應(yīng)設(shè)置為常開式，車輛中制動器應(yīng)設(shè)置為常閉式。 案( )14、從減少制動力矩而言，制動器宜盡量設(shè)置在轉(zhuǎn)速低的軸上。 ( )第十六章 彈簧1、圓柱螺旋彈簧的彈簧指數(shù)(旋繞比)為簧絲直徑與彈簧中徑的比值。 ( )2、圓柱拉伸螺旋彈簧工作時簧絲的應(yīng)力為切應(yīng)力。 ( )3、圓柱拉伸、壓縮螺旋彈簧工作時簧絲