《機(jī)械設(shè)計(jì)》試卷

1、機(jī)械設(shè)計(jì)補(bǔ)充題單項(xiàng)選擇題1. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程主要研究的對(duì)象是 。A. 通用機(jī)械零部件B.各類(lèi)機(jī)械零部件C.專(zhuān)用機(jī)械零部件D.標(biāo)準(zhǔn)機(jī)械零部件2. 在計(jì)算零件強(qiáng)度時(shí)，若實(shí)際安全系數(shù)遠(yuǎn)大于許可安全系數(shù)，則。A.零件強(qiáng)度不夠B.零件強(qiáng)度足夠，且材料消耗少C.零件強(qiáng)度足夠，但零件重量過(guò)大D.零件強(qiáng)度不夠，且材料消耗多3. 螺紋的公稱(chēng)直徑(管螺紋例外)是指其 。A.大徑d B.中徑d2C.小徑di D.當(dāng)量直徑do4. 連接螺紋多用 螺紋是由于存在楔面摩擦，自鎖性好。A.梯形 B.三角形 C.鋸齒形 D.矩形5. 當(dāng)兩個(gè)被連接件之一太厚，不宜制成通孔，且連接需要經(jīng)常拆裝時(shí)，適宜采用連接。A.螺栓 B.螺釘

2、C.雙頭螺柱 D.緊定螺釘6. 僅受預(yù)緊力Fo作用的緊螺栓聯(lián)接，其螺栓的計(jì)算應(yīng)力為d=1.3Fo/ ( ndi2/4),式中將拉應(yīng)力增大30%的原因是考慮 。A.安裝時(shí)可能產(chǎn)生的偏心載荷B.載荷可能有波動(dòng)C.拉伸和扭轉(zhuǎn)的復(fù)合作用D.螺栓材料的機(jī)械性能不穩(wěn)定7. 平鍵連接中的平鍵截面尺寸bX h是按選定的。A.轉(zhuǎn)矩T B.功率P C.軸徑d D.三種選取方法都有8.鍵的長(zhǎng)度尺寸確定的方法是確定。A.僅按輪轂寬度B.按輪轂寬度和標(biāo)準(zhǔn)系列C.經(jīng)強(qiáng)度校核后再按標(biāo)準(zhǔn)系列D.按軸的長(zhǎng)度9.楔鍵連接的缺點(diǎn)是。A.鍵的斜面加工困難B.鍵安裝時(shí)勿損C.鍵裝入鍵槽后，在輪轂中產(chǎn)生初應(yīng)力D.軸和軸上零件的對(duì)中性差1

3、0. 在V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)中，根據(jù)帶輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，可以選定V帶的A.材料 B.型號(hào) C.基準(zhǔn)長(zhǎng)度D.根數(shù)11. 帶傳動(dòng)在工作時(shí)產(chǎn)生彈性滑動(dòng)，原因之一是 。A.包角a太小 B.初拉力Fo太小 C.緊邊與松邊拉力不等D.傳動(dòng)過(guò)載12. 普通V帶傳動(dòng)中，小帶輪包角a1應(yīng)不小于120 °，主要是為了 。A.減小彈性滑動(dòng)B.減小離心拉應(yīng)力C.減小彎曲應(yīng)力D.增大摩擦力13. V帶在減速傳動(dòng)過(guò)程中，帶的最大應(yīng)力發(fā)生在 。A. V帶離開(kāi)大帶輪處B. V帶繞上大帶輪處C. V帶離開(kāi)小帶輪處D. V帶繞上小帶輪處14. 帶傳動(dòng)產(chǎn)生打滑的原因是A.緊邊拉力Fi大于摩擦力極限值B.松邊拉力F2大于摩擦力極限值

4、C.有效圓周力Fe大于摩擦力極限值D. （ F什F2）/2大于摩擦力極限值15設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)，為防止 ，應(yīng)限制小帶輪的最小直徑。A.帶內(nèi)的彎曲應(yīng)力過(guò)大 B.小帶輪上的包角過(guò)小C.帶的離心力過(guò)大D.帶的長(zhǎng)度過(guò)長(zhǎng)16. 滾子鏈中，滾子的作用是 。A.緩和沖擊B.減輕套筒與輪齒間的磨損C.提高鏈的破壞載荷D.保證鏈條與輪齒間的良好嚙合17. 鏈傳動(dòng)中，若大鏈輪的齒數(shù)過(guò)多，其后果是 。A鏈條磨損加快B.鏈傳動(dòng)噪音增大C.鏈磨損后，容易脫鏈D.鏈傳動(dòng)的動(dòng)載荷增大18. 齒形鏈比滾子鏈適用于高速傳動(dòng)，這是因?yàn)樗?。A.工作平穩(wěn)，抗沖擊B.節(jié)距相同時(shí)，重量較輕C.成本較低D.可以采用齒數(shù)很少的鏈輪19. 齒

5、輪傳動(dòng)中，輪齒的齒面疲勞點(diǎn)蝕，通常首先發(fā)生在 。A.齒頂部分B.靠近節(jié)線(xiàn)的齒頂部分C.齒根部分D.靠近節(jié)線(xiàn)的齒根部分20. 一對(duì)相嚙合的圓柱齒輪的Z2>Z1, b1> b2,兩者的接觸應(yīng)力大小關(guān)系是 。A.CH1 <CH2B.CH1 >CH2C.dH1=CH2D.很難確定21. 一對(duì)圓柱齒輪，在確定大小齒輪的寬度時(shí)，通常把小齒輪的齒寬設(shè)計(jì)得比大齒輪大一些，其主要目的是。A.提高嚙合效率B.為了強(qiáng)度需要和便于安裝C.為了使傳動(dòng)平穩(wěn)D.為了使小齒輪的彎曲強(qiáng)度與大齒輪相近22. 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算中的齒形系數(shù)與_ 無(wú)關(guān)。A.模數(shù)B.齒數(shù)C.當(dāng)量齒數(shù)D.變位系數(shù)23. 一對(duì)斜

6、齒圓柱齒輪傳動(dòng)中， 的計(jì)算值不應(yīng)圓整。A.分度圓直徑B.輪齒寬度C.傳動(dòng)中心距D.齒數(shù)24. 標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)中，查取齒形系數(shù)數(shù)值時(shí)，應(yīng)按 -。A.法面模數(shù)B.齒寬 C.實(shí)際齒數(shù)D.當(dāng)量齒數(shù)25. 在潤(rùn)滑良好的條件下，為提高蝸桿傳動(dòng)的嚙合效率，應(yīng)采用 。A.大直徑的蝸桿B.單頭蝸桿 C.多頭蝸桿 D.較多的蝸輪齒數(shù)26. 普通圓柱蝸桿中，在中間平面上具有直線(xiàn)齒廓的蝸桿是 。A.阿基米德蝸桿B.漸開(kāi)線(xiàn)蝸桿C.法向直廓蝸桿D.錐面包絡(luò)蝸桿27. 在蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)中， GB規(guī)定蝸桿直徑與模數(shù)配對(duì)使用，其目的在于 。A.容易實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)中心距的標(biāo)準(zhǔn)化B.便于蝸桿尺寸計(jì)算C.提高蝸桿剛度D.減少蝸輪滾刀數(shù)

7、目，有利于刀具標(biāo)準(zhǔn)化28. 蝸桿傳動(dòng)中比較理想的配對(duì)材料組合是A.鋼一青銅 B.鋼一鑄鐵 C.鋼一鋼 D.鋼一鋁合金29. 工作時(shí)只承受彎矩，不傳遞轉(zhuǎn)矩的軸，被稱(chēng)為 。A.心軸 B.轉(zhuǎn)軸 C.傳動(dòng)軸 D.固定軸30. 在轉(zhuǎn)軸的初步設(shè)計(jì)中，初定軸的直徑是按 確定。A.彎曲強(qiáng)度 B.扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度C.軸段的長(zhǎng)度 D.軸段上零件的孔徑31. 不完全液體潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承，驗(yàn)算壓強(qiáng)pvw pv的目的在于避免軸承產(chǎn)生 A.過(guò)度磨損 B.塑性變形C.疲勞破壞 D.溫升過(guò)高而膠合32. 驗(yàn)算滑動(dòng)軸承最小油膜厚度hmin的目的是 。A.確定軸承是否能獲得液體摩擦B.控制軸承的發(fā)熱量C.計(jì)算軸承內(nèi)部的摩擦阻力D.控制軸承的

8、壓強(qiáng)p33. 動(dòng)壓滑動(dòng)軸承能建立油壓的條件中，不必要的條件是。A.軸頸和軸承間構(gòu)成楔形間隙B.充分供應(yīng)潤(rùn)滑油C.軸頸和軸承表面之間有相對(duì)滑動(dòng)D.潤(rùn)滑油的溫度不超過(guò) 50度34. 巴氏合金是用來(lái)制造。C.含油軸承軸瓦 D.非金屬軸瓦。B.滾動(dòng)體碎裂D.滾動(dòng)體與套圈之間發(fā)生膠合A.單層金屬軸瓦B.雙層或多層金屬軸瓦35. 在正常情況下，滾動(dòng)軸承的主要失效形式為A.滾動(dòng)體與滾道的工作面上產(chǎn)生疲勞點(diǎn)蝕C.滾道磨損36. 滾動(dòng)軸承的基本額定壽命是指一批同規(guī)格的軸承在規(guī)定的試驗(yàn)條件下運(yùn)轉(zhuǎn)，其中軸承發(fā)生破壞時(shí)所達(dá)到的壽命。A. 1% B. 5% C. 10% D. 15%37. 一根轉(zhuǎn)軸采用一對(duì)滾動(dòng)軸承支承

9、，其承受載荷為徑向力和較大的軸向力，并且沖擊和振動(dòng)較大。因此宜選擇。A.深溝球軸承B.角接觸球軸承C.圓錐滾子軸承D.圓柱滾子軸承38. 滾動(dòng)軸承內(nèi)圈與軸的配合以及外圈與座孔的配合，。A.全部采用基軸制B.內(nèi)圈與軸采用基軸制，外圈與座孔采用基孔制C.全部采用基孔制D.內(nèi)圈與軸采用基孔制，外圈與座孔采用基軸制39. 型號(hào)22126滾動(dòng)軸承的內(nèi)徑 d為 。A. 6mm B. 26mm C. 126mm D. 130mm40. 滾動(dòng)軸承采用軸向預(yù)緊的主要目的是 。A.降低運(yùn)轉(zhuǎn)噪音 B.提高運(yùn)轉(zhuǎn)精度C.提高承載能力D.防止軸的軸向竄動(dòng)41. 若轉(zhuǎn)軸在載荷作用下彎曲變形較大或兩軸承座孔不能保證良好的同軸

10、度，則宜選用A.深溝球軸承 B.圓柱滾子軸承C.調(diào)心滾子軸承D.推力球軸承42. 按彎扭合成計(jì)算軸的強(qiáng)度時(shí)，；ca= C'2 4(-?.)2式中仏是為了考慮扭矩與彎矩所產(chǎn)生的應(yīng)力。A.方向不同B.循環(huán)特性可能不同C.類(lèi)型不同 D.位置不同43. 采用措施不能有效地改善軸的剛度。A.改用高強(qiáng)度合金鋼B.改變軸的直徑 C.改變軸的支撐位置D.改變軸的結(jié)構(gòu)44. 設(shè)計(jì)減速器中的軸，其一般設(shè)計(jì)步驟為。A. 先進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，再按轉(zhuǎn)矩、彎曲應(yīng)力和安全系數(shù)校核B. 按彎曲應(yīng)力初算軸徑，再進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，最后校核轉(zhuǎn)矩和安全系數(shù)C. 根據(jù)安全系數(shù)定出軸徑和長(zhǎng)度，冉校核轉(zhuǎn)矩和彎曲應(yīng)力D. 按轉(zhuǎn)矩初估軸徑，再

11、進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，最后校核彎曲應(yīng)力和安全系數(shù)45. 轉(zhuǎn)動(dòng)的軸，受不變的載荷，其所受的彎曲應(yīng)力的性質(zhì)為。A.脈動(dòng)循環(huán)B.對(duì)稱(chēng)循環(huán)C.靜應(yīng)力 D.非對(duì)稱(chēng)循環(huán)46. 聯(lián)軸器與離合器的主要作用是 。A.緩和沖擊和振動(dòng)B.補(bǔ)償兩軸的不同心度或熱膨脹C.傳遞轉(zhuǎn)矩D.防止機(jī)器過(guò)載47. 在下列聯(lián)軸器中，能補(bǔ)償兩軸的相對(duì)位移，并能緩和沖擊、吸收振動(dòng)的是。A.凸緣聯(lián)軸器B.滑塊聯(lián)軸器C.萬(wàn)向聯(lián)軸器 D.彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器48. 滑塊聯(lián)軸器是一種 。A.剛性聯(lián)軸器B.有彈性元件的撓性聯(lián)軸器C.無(wú)彈性元件的撓性聯(lián)軸器D.安全聯(lián)軸器49. 彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器是一種 。A.剛性聯(lián)軸器B.有非金屬?gòu)椥栽膿闲月?lián)軸器C.無(wú)金屬?gòu)椥?/p>

12、元件的撓性聯(lián)軸器D.安全聯(lián)軸器50. 帶、齒輪和鏈組成的減速傳動(dòng)系統(tǒng)，其合理傳動(dòng)連接順序應(yīng)當(dāng)是。A.帶f齒輪f鏈f輸出B.鏈f齒輪f帶f輸出C.齒輪f帶f鏈f輸出D.帶f鏈f齒輪f輸出計(jì)算與分析1. 某托架上有一緊螺栓連接(M10, di= 8.376mm，許用應(yīng)力寸=120MPa),已知螺栓剛度為Cb，托架剛度為Cm，且Cm=4Cb,螺栓受到的預(yù)緊力Fo=4OOON，軸向工作載荷F=2800N , 試校核螺栓強(qiáng)度。2. 某高壓容器的緊螺栓連接，為了氣密性的要求，螺栓工作時(shí)的殘余預(yù)緊力Fi =2500N?，F(xiàn)知在承載前的單個(gè)螺栓與容器的受力變形線(xiàn)圖如下所示。試求：(1) 螺栓受到的預(yù)緊力 Fo的

13、大小？并圖上標(biāo)示。(2) 螺栓工作時(shí)承受的軸向工作載荷(外載荷)F ?并圖上標(biāo)示。 該容器連接處漏氣時(shí)，螺栓軸向工作載荷Fmax達(dá)到多少？并圖上標(biāo)示。6(3) 若該連接選用了螺栓 M16 (di=l3.835mm，許用應(yīng)力d=100MPa),請(qǐng)校核螺栓強(qiáng)度。7變形3. 某壓力容器蓋用均勻分布的12個(gè)M16 (di=13.835mm)普通螺栓連接，螺栓材料的d=180MPa，螺栓相對(duì)剛度為0.5,按氣密性要求，每個(gè)螺栓殘余預(yù)緊力F1 = 1.8 F , F為螺栓的軸向工作載荷。試計(jì)算該螺栓連接允許的最大壓強(qiáng)Pmax及每個(gè)螺栓所需的預(yù)緊力F。4.已知某單級(jí)外嚙合直齒圓柱齒輪減速器中一對(duì)齒輪的參數(shù)如

14、下:齒數(shù)模數(shù)齒寬許用接觸應(yīng)力小齒輪Z1=24m=2.5mmb1=65mmch 1=560MPa大齒輪Z2=101m=2.5mmb2=60mmch 2=520MPa若工作時(shí)小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=955r/min，載荷系數(shù) K=1.1 , ZeZh=474.5，試按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算該減速器能夠傳遞的最大功率Pmax5. 某單級(jí)外嚙合直齒圓柱齒輪減速傳動(dòng)，已知主動(dòng)小齒輪上的扭矩T1=104 Nmm，齒寬b=d1，載荷系數(shù) K=1.2，傳動(dòng)比 i = 4, ZeZh=474.5, e1=600MPa ,2=500MPa，試 按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算該齒輪傳動(dòng)的最小中心距amin。6. 某直齒圓柱齒輪齒條傳動(dòng)。已

15、知工作轉(zhuǎn)矩 T=53055N mm, m=4mm ,齒輪Z=73, b1=84mm ,齒條b2=78mm，載荷系數(shù) K=1.2, ZeZh=474.5，試計(jì)算接觸應(yīng)力。7. 已知某軸的軸頸直徑 d=100mm，工作轉(zhuǎn)速n=1440 r/min，承受徑向工作載荷 F=37000N , 軸上徑向滑動(dòng)軸承寬度 B=200mm，相對(duì)間隙 滬0.002 ,潤(rùn)滑油的粘度r=0.036Pa.s,許用 油膜厚度h= 0.08mm。問(wèn)：該滑動(dòng)軸承工作時(shí)能否實(shí)現(xiàn)液體動(dòng)壓潤(rùn)滑？8. 如圖所示為蝸桿傳動(dòng)和圓錐齒輪傳動(dòng)的組合。已知輸出軸上的錐齒輪乙的轉(zhuǎn)向n。a) 欲使中間軸上的軸向力能部分抵消，試確定蝸桿旋向和蝸桿的轉(zhuǎn)

16、向；b) 在圖中標(biāo)出各輪的軸向力的方向。9. 如圖所示為斜齒輪傳動(dòng)和蝸桿傳動(dòng)的組合。已知?jiǎng)恿τ尚饼X輪1輸入，蝸輪4輸出，轉(zhuǎn)向如圖。a) 為使中間軸軸向力較小，請(qǐng)合理確定斜齒輪b) 在圖中標(biāo)出各輪的軸向力的方向。1、2和蝸桿的旋向;10. 圖示某減速器主軸采用一對(duì)30204軸承，軸承1和2上的徑向載荷分別為Fri=1531N，F(xiàn)r2=884N，軸向外載荷Fa= 400N(方向如圖)。已知軸承參數(shù)如下表，軸承工作轉(zhuǎn)速n=1440 r/min , fp=1.2，ft=1，要求軸承的壽命不低于10000小時(shí)，試校核該對(duì)軸承是否適用。30204 型eFa/ Fr< eFa/ Fr> eCS=0.294Fr0.36X=1Y=0X=0.4 Y=1.715800N9#IQ