机械设计基础-题目+答案一体化文档¶

一、填空题¶

1. 机板是 机器 和 机构 的总称。
2. 零件 是机械中独立制造单元。
3. 机构是由若干构件以 运动副 相联接并具有 确定相对运动 的组合体。
4. 两构件通过 点 或 线 接触组成的运动为高副。
5. 两构件用低副联接时，相对自由度为 1。
6. m个构件组成同轴复合铰链具有 m-1 个回转副。
7. 在平面运动链中，每个低副引入 2 个约束，每个高副引入 1 个约束。
8. 机构运动简图的长度比例尺数为 图示 长度与 实际 长度之比。
9. 机件工作能力准则主要有 强度、刚度、耐磨性、振动稳定性、耐热性。
10. 在静应力作用下，塑性材料的极限应力为 屈服极限σₛ。
11. 在静应力作用下，脆性材料的极限应力为 强度极限σᵦ。
12. 与碳钢相比，铸铁的抗拉强度较 差，对应力集中敏感 小。
13. 机件材料选用应考虑 经济 要求、使用 要求、工艺 要求。
14. 工作机械由 原动机、传动装置、执行部分 和操纵控制部分组成。
15. 机构具确定性相对运动必须使其自由度数等于 原动件 数。
16. 在平面内用低副联接的两构件共有 1 个自由度。
17. 三角形 螺纹常用于联接，梯形 螺纹和 锯齿形 螺纹常用于传动。
18. 螺纹的公称直径是 大径，强度计算用 小径，计算升角用 中径。
19. 螺纹升距S，中径 \(d_2\)，则螺纹升角λ= arctan(S/(πd₂))。
20. 三角形螺纹牙形角α，升角λ，螺旋副材料的摩擦系数f，其自锁条件应为 λ ≤ arctan(f)。
21. 一般螺旋副的效率随升角的增加而 增加，但有极值。
22. 三角形螺纹自锁性比矩形螺纹 高，效率比矩形螺纹 低。
23. 螺纹联接的拧紧力矩包括 螺纹摩擦 力矩和 螺母与承压面间摩擦 力矩之和。
24. 螺纹联接的主要类型有 螺栓联接、螺钉联接、双头螺柱联接、紧定螺钉联接 四种。
25. 螺纹联接防松的实质是 防止螺纹副拧紧后的反向相对转动。
26. 螺纹联接防松方法很多，按工作原理有 附加摩擦防松、直接锁住防松、破坏螺纹副关系防松 三类。
27. 被联接件受横向载荷，当用普通螺栓联接时，联接件间的摩擦力 来传递载荷；当用铰制孔用螺栓联接时，螺栓和孔的挤压作用 来传递载荷。
28. 受轴向工作载荷作用的紧螺栓联接，当预紧力 \(Q_0\) 和轴向工作载荷 \(Q_F\) 一定时，为减小螺栓所受的总拉力Q，通常采用的方法是减小 螺栓 的刚度或增大 被联接件 的刚度。
29. 受轴向工作载荷 \(Q_F\) 的紧螺栓联接，螺栓所受的总拉力Q等于 工作载荷Q_F 和 残余预紧力Q_r 之和。
30. 有一单个紧螺栓联接，已知所受预紧力为 \(Q_0\)，轴向工作载荷为 \(Q_F\)，螺栓的相对刚度为 \(k_1/(k_1+k_2)\)，则螺栓所受的总拉力 \(Q=Q_0 + Q_F \cdot k_1/(k_1+k_2)\)，而残余预紧力 \(Q_r=Q_0 - Q_F \cdot k_2/(k_1+k_2)\)。若螺栓的螺纹小径为 \(d_1\)，螺栓联接的许用拉应力为 \([σ]\)，则其危险截面的拉伸强度条件式为 \(Q/(πd_1²/4) ≤ [σ]\)。
31. 在螺栓联接中，当螺栓轴线与被联接件支承面不垂直时，螺栓中将产生附加 弯曲 应力。
32. 采用凸台或沉头座孔作为螺栓头或螺母的支承面是为了 减小或避免附加应力。
33. 在螺纹联接中采用双螺母的目的是 防松。
34. 在螺纹联接中采用悬置螺母或环槽螺母的目的是 改善螺纹牙间的载荷分布。
35. 普通平键 常用于轴、毂相配要求定心性好、不承受轴向力和转速较高的静联接。
36. 普通平键有 圆 头、方 头、单圆 头三种，其中 圆 头键用于轴的端部。
37. 导向平键 较长，除实现轴、毂周向固定外，还允许轴上零件作轴向移动构成动联接。
38. 半圆 键适用于轴、毂静联接，能在轴槽中摆动，载荷较轻的轴端或锥形轴。
39. 在键联接中，平键的工作面是 两个侧面，楔键的工作面是 上下表面，切向键的工作面是 上下表面，半圆键的工作面是 两个侧面。
40. 静联接中普通平键联接按 挤压 强度校核，以免压溃。
41. 动联接中导向平键联接需验算 压强，以免过度磨损。
42. 销钉联接的主要用途是固定零件之间的 相对位置。
43. 销按形状可分为 圆柱 销和 圆锥 销两种，在多次装拆的地方常选用 圆锥 销。
44. 对轴削弱最大的键是 半圆 键。
45. 铆接是将铆钉穿过被联接件上的 预制孔 经合而成的联接。
46. 焊接是利用局部加热的方法使被联接件 局部熔联 为一体的联接。
47. 采用对接焊时，若被焊接件的厚度较大，为保证焊透，要预先做出 焊接坡口。
48. 粘接是用 胶粘剂 直接涂在被联接件表面间、固着后粘合而成的一种联接。
49. 过盈联接是利用轮毅与轴之间存在 过盈 量，依靠 摩擦 传递载荷的一种联接。
50. 过盈联接同轴性 好，对轴的削弱 少，耐冲击的性能 好，对配合面加工精度要求 高。
51. 带传动依靠带轮与张紧其上带之间的 摩擦力 进行工作，能缓和 冲击，吸收 振动，中心距可以较 大。
52. 带传动工作时由于存在 弹性滑动，主、从动轮的转速比不能保持准确。
53. 普通V带已标准化，有 Y、Z、A、B、C、D、E 七种型号，截面尺寸依次增大。
54. V带制成原始截面楔角θ= 40°。
55. V带传动中，带的 两侧面 是工作面，依靠 楔槽 摩擦，摩擦较平带传动 大。
56. 在两轮直径、中心距、带长和小轮包角几何关系计算公式中，V带传动的带轮直径为 基准直径，带长分别为 基准长度。
57. 普通V带是 无 接头的 环 形带，其张紧质量主要依靠 调节中心距 来保证。
58. V带传动比平带传动允许较 小 的中心距和较 大 的传动比。
59. 带传动的有效圆周力等于 紧边拉力和松边拉力 之差，数值上应与带和带轮接触面上各点摩擦力的总和 相等。
60. 在即将打滑、尚未打滑的临界状态，紧边拉力 \(F_1\) 与松边拉力 \(F_2\) 的关系可用 \(F_1/F_2 = e^{fα}\) 表示，式中α、e、f分别为带在轮上的包角、自然对数的底、带与带轮的摩擦系数。
61. 紧边拉力 \(F_1\) 与松边拉力 \(F_2\) 之和应等于预拉力 \(F_0\) 的 2 倍。
62. 带传动最大有效圆周力随预拉力、带在带轮上包角、带与带轮间的摩擦系数增大而 增大。
63. 带传动工作时带中产生 拉应力、弯曲应力、离心力产生的拉应力 三种应力。
64. 带传动中带的最大应力发生在 紧边进入小带轮 处。
65. 带传动中最大应力为 紧边拉应力、离心力产生的拉应力、小轮包角处带的弯曲应力 之和。
66. 带传动中弹性滑动是由 紧边和松边拉力差 引起的，只要传递圆周力，就必然存在这种现象，其后果为 转速比不恒定、降低传动效率。
67. 带传动的主要失效形式为 打滑、疲劳损坏。
68. 小带轮直径越小，带的弯曲应力越 大，使用寿命越 低。
69. 铸铁制V带轮的典型结构有 实心式、腹板式、轮辐式 等形式。
70. 在普通V带传动设计中，V带型号是根据 计算功率 和 小带轮转速 选取的。
71. V带传动设计要求带速v在5~25m/s的范围目的是为了 v过大，离心力过大；v过小，使带的根数增加。
72. 链传动是靠链条与链轮轮齿的 啮合 传递运动和动力，链条一般无须张紧，传动效率较带传动 高，平均转速比 \(n_1/n_2 = z_2/z_1\)，数值稳定。
73. 滚子链主要由 外链板、内链板、套筒、销轴、滚子 五个元件组成。
74. 滚子链已标准化，其主要参数为 节距，节距越大，承载能力越 大。
75. 滚子链中，外链板与销轴是 过盈 配合，内链板与套筒是 过盈 配合，套筒与滚子是 间隙 配合。
76. 链条长度常以 链节数 表示，链传动设计链节数应选 偶数，当选奇数时必须采用过渡链节联接，但此时会产生 附加弯矩。
77. 单排滚子链与链轮啮合的基本参数是 节距、滚子外径、内链节内宽。
78. 单排滚子链由两个内链板和两个套筒、两个滚子组成 内 链节，由两个外链板和两个销轴组成 外 链节。
79. 由于多边形效应，链条沿前进方向和垂直于前进方向的速度呈周期性变化，即使主动链轮的角速度恒定，从动链轮的角速度也呈周期性变化。链轮齿数愈 少，链速愈 低，变化愈剧烈。
80. 主动链轮角速度恒定，只有当 两链轮齿数相等，且中心距等于链节距的整倍数 时，从动链轮的角速度和瞬时角速度比 \(\omega_1/\omega_2\) 才能恒定不变。
81. 链条磨损后，节距变 大，容易发生跳齿或脱链现象。
82. 链轮齿数越 多，在相同节距增长情况下越易发生跳齿或脱链现象。
83. 链传动的布置一般应遵守下列原则：两链轮轴线应 平行，两链轮应位于同一 平面 内，尽量采用 水平 或接近水平的布置，原则上应使紧边在 上。
84. 对于一般重载的链传动，应选用节距 小 的 多 排链；对于高速重载的链传动，应选用节距 小 的 多 排链。
85. 若不计链传动中的动载荷，则链的紧边拉力为 有效圆周力、离心拉力 和 悬垂拉力 之和。
86. 按照工作条件不同，齿轮传动可分为 开 式传动和 闭 式传动，开式齿轮传动只能用于 低速和不重要 场合，较重要的齿轮均采用 闭 式传动。
87. 齿轮常见的失效形式是 断齿、齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合、塑性变形。
88. 软齿面的硬度指 ≤350HBS，硬齿面的硬度指 >350HBS；一般小齿轮材料较好或硬度 较高，这是由于小齿轮齿根较 薄，应力循环次数较 多。
89. 闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式是 点蚀，设计时应按 接触 强度设计，按 弯曲 强度校核。
90. 闭式硬齿面齿轮传动的主要失效形式是 疲劳折断，设计时应按 弯曲 强度设计，按 接触 强度校核；开式齿轮传动的主要失效形式是 磨损或折断，设计时一般仅按 弯曲 强度设计，计算时许用弯曲应力 降低。
91. 防止轮齿产生胶合破坏可采用良好的润滑方式、限制 油温 和采用 抗胶合添加剂的合成 润滑油。
92. 齿面周期性变形常发生在大的载荷、频繁 启动和 低 硬度的齿轮上，提高齿面 硬度 和采用 高粘度 润滑油有助于防止轮齿产生周期性变形。
93. 当其他条件相同时，增大齿宽系数可以 减小 齿轮直径，但若齿宽系数取得过大，会加剧载荷沿 齿宽 分布不均匀性。
94. 齿宽系数按 齿轮相对于轴承的位置 和 软齿面或硬齿面 查取，直齿圆柱齿轮精度高且轴系刚度较大时，取 偏大 值；一对齿轮中，只要其中有一只齿轮是软齿面，应按 软 齿面选取齿宽系数。
95. 将小齿轮比大齿轮齿宽取大一些是为了 便于装配，但在强度计算中仍以 大 齿轮齿宽为准。
96. 齿轮弯曲强度计算中引入了齿形系数，齿形系数随齿数的增加而逐渐 减小，齿形系数与模数 无关。
97. 设计闭式软齿面齿轮传动时，小轮齿数选择原则是 在保证轮齿有足够的抗弯强度下选多些有利。
98. 设计闭式硬齿面齿轮传动和开式齿轮传动，承载能力常取决于 齿根弯曲 强度，小轮齿数宜选 少 一些，使 模数 得以增大。
99. 一对优质钢制直齿圆柱齿轮传动，已知小轮 \(z_1=20\)，硬度为220~250HBS；大轮 \(z_2=60\)，硬度为190~220HBS，则这对齿轮的接触应力关系为 \(\sigma_{H1} = \sigma_{H2}\)，许用接触应力关系为 \([\sigma_H]_1 > [\sigma_H]_2\)，弯曲应力关系为 \(\sigma_{F1} > \sigma_{F2}\)，许用弯曲应力关系为 \([\sigma_F]_1 > [\sigma_F]_2\)，齿形系数关系为 \(Y_{FS1} > Y_{FS2}\)。
100. 一对圆柱齿轮传动，当其他条件不变时，仅将齿轮传动所受的载荷增为原载荷的x倍，其齿面接触应力将增为原应力的 \(\sqrt{x}\) 倍，齿根弯曲应力将增为原应力的 \(x\) 倍。
101. 当一对直齿圆柱齿轮的材料、热处理、传动比及齿宽系数一定时，由齿面接触强度决定的承载能力仅与齿轮的 小轮分度圆直径 和 中心距 有关。
102. 确定斜齿圆柱齿轮传动主动齿轮所受轴向力的方向，左旋齿轮用 左 手，右旋齿轮用 右 手，四指按 主动齿轮的转向 方向弯曲，环握轴线则拇指伸直的指向即代表 主动齿轮所受轴向力 方向。
103. 齿轮接触强度设计公式中的许用接触应力应采用两齿轮许用接触应力 \([\sigma_H]_1\)、\([\sigma_H]_2\) 中的 小者；齿轮弯曲强度设计公式中的许用弯曲应力 \([\sigma_F]_1\)、\([\sigma_F]_2\) 和齿形系数 \(Y_{FS1}\)、\(Y_{FS2}\) 应采用 \(Y_{FS1}/[\sigma_F]_1\) 和 \(Y_{FS2}/[\sigma_F]_2\) 中的 大者。
104. 直齿锥齿轮两轴垂直传动中，小轮圆周力与大轮 轴向力 相等相反；小轮径向力与大轮 径向力 相等相反；小轮轴向力与大轮 圆周力 相等相反，轴向力总是指向锥齿轮 大 端。
105. 蜗杆传动由蜗杆和 蜗轮 组成，用来传递两 交错 轴之间的回转运动，两轴线通常成空间 90°。
106. 蜗杆与 螺旋 相仿，蜗轮好像一个特殊形状的 斜齿 齿轮，在主平面上蜗杆蜗轮传动相当于 齿条与齿轮 传动。
107. 蜗杆传动的主平面指通过 蜗杆 轴线并垂直于 蜗轮 轴线的平面。
108. 在主平面内，普通圆柱蜗杆传动的蜗杆齿形是 直 线齿廓，蜗轮齿形是 渐开 线齿廓。
109. 蜗杆传动的传动比等于蜗杆头数与 蜗轮齿数 的反比，不等于分度圆直径的反比。
110. 蜗杆的头数为 \(z_1\)，模数为m，其分度圆直径 \(d_1 \neq mz_1\)。
111. 垂直交错的蜗杆传动必须是蜗杆的 轴面 模数和压力角分别等于蜗轮 端面 模数和压力角，蜗杆分度圆柱上的螺旋升角与蜗轮 分度圆上 螺旋角相等，且蜗杆与蜗轮螺旋方向 相同。
112. 蜗杆分度圆的直径等于 蜗杆直径系数 与模数的乘积，国家标准对每一个模数规定有限个蜗杆分度圆直径是为了减少 滚刀 数量。
113. 与齿轮传动相比，蜗杆传动的传动比 大，传动平稳性 好，噪声 小，当蜗杆分度圆柱上螺旋升角小于 蜗杆传动的当量摩擦角 时实现反行程自锁。
114. 蜗杆头数为 \(z_1\)，模数为m，分度圆直径为 \(d_1\)，则蜗杆分度圆柱上的螺旋升角 \(\lambda = \arctan(z_1m/d_1)\)；当 \(z_1\)、m一定时，λ越大，传动效率越 高，蜗杆强度和刚度越 低。
115. 蜗轮的转向取决于蜗杆的 转向 以及蜗杆与蜗轮的相对位置、螺旋线方向。
116. 蜗杆分度圆柱螺旋升角为λ，蜗杆啮合节点圆周速度为 \(v_1\)，则齿面间的相对滑动速度 \(v_s = v_1/\cos\lambda\)，滑动速度对蜗杆传动发热和啮合处的润滑情况以及损坏 影响较大。
117. 蜗杆的圆周力与蜗轮的 轴向力 相等相反，蜗杆的径向力与蜗轮的 径向力 相等相反，蜗杆的轴向力与蜗轮的 圆周力 相等相反。
118. 蜗轮轮齿的失效形式有 齿面胶合、疲劳点蚀、弯曲折断、磨损，但因蜗杆传动在齿面间有较大的相对滑动，所以更易发生 胶合、磨损 失效。
119. 蜗杆副材料组合要求具有减摩、耐磨、易于 跑合 和抗 胶合 的性能。通常蜗杆材料选用 碳钢 或 合金钢，蜗轮材料选用 青铜 或 铸铁，因而失效通常多发生在 蜗轮 上。
120. 蜗杆传动强度计算以 齿面接触 强度进行条件性计算，且系针对 蜗轮 轮齿进行；蜗轮轮齿的 齿根弯曲 强度计算和蜗杆轮齿的强度计算一般不进行。
121. 选择蜗杆传动润滑油的主要依据是 齿面相对滑动速度，所选润滑油的粘度值越 高。
122. 闭式蜗杆传动的功率损耗，一般包括：啮合功率损耗、轴承摩擦功耗、搅油功耗 三部分，三项功耗中较大的功耗是 啮合功率损耗。
123. 蜗杆传动热平衡计算目的是防止 温升 过高，使润滑油粘度 降低，导致齿面 磨损 加剧，甚至引起 胶合。
124. 为配凑 中心距 或免除 蜗轮 轮齿的根切，常需采用变位蜗杆传动。变位蜗杆传动中 蜗杆 不变位，仅在加工蜗轮时滚刀进行 径向 变位。
125. 蜗杆传动的当量摩擦角不仅与材料及表面状态有关，而且与 齿面相对速度 有关。
126. 圆弧齿圆柱蜗杆传动、圆弧面蜗杆传动由于其滑动速度 \(v_s\) 的方向与接触线间的夹角较普通圆柱蜗杆要大，故这两种新型蜗杆传动形成 动压 油膜条件较好，抗胶合 能力及传动 效率 有显著提高。
127. 传动用螺纹（如梯形螺纹）的牙形角比联接用螺纹的牙形角 小，这主要是为了 提高传动效率。
128. 螺旋传动是应用螺杆和螺母来实现将 旋转 运动变成 直线 运动，设P、n分别为螺距和螺纹线数，螺杆和螺母的相对位移量l与相对转角φ(rad)的关系为 \(l = nPφ/(2π)\)。
129. 螺旋传动按用途可分为 传力螺旋、传导螺旋、调整螺旋 三种；按螺旋之间的摩擦性质又可分为 滑动螺旋 和 滚动螺旋 两种。
130. 螺旋传动根据螺杆与螺母相对运动的组合情况，有 螺母固定，螺杆转动并移动、螺杆固定，螺母转动并移动、螺杆转动，螺母移动、螺母转动，螺杆移动 四种基本形式。
131. 由螺纹方向相同的两段螺纹组成的差动螺旋多用于 微动装置 中，由螺纹方向相反的两段螺纹组成的差动螺旋常用于 快速夹紧 的夹具或锁紧装置中。
132. 滑动螺旋传动的主要失效形式是 螺纹磨损，故通常根据旋合螺纹间的 耐磨性 条件和 强度 条件确定螺杆的 直径 和螺母 高度；对其他可能发生的失效形式也相应进行 危险截面 强度校核、螺杆的 根部 强度以及 螺母螺纹牙 的强度校核。
133. 按轴所受载荷分类，轴可以分为 心轴、传动轴、转轴。
134. 心轴只承受 弯 矩，不传递 转 矩；传动轴只传递 转 矩，不承受 弯 矩或弯矩很小；转轴则既传递 转 矩又承受 弯 矩。
135. 根据承载情况分析自行车的中轴是 转轴，而前轮轴是 心轴。
136. 根据承载情况分析支承火车车厢的轮轴是 心轴；用万向联轴器联接汽车发动机与后桥齿轮箱之间的轴是 传动轴。
137. 按轴线形状，轴可分为 直轴、曲轴、钢丝挠性轴。
138. 轴常用 碳 钢和 合金 钢制造。合金钢具有较高的 机械强度，可淬性较 好，但对应力集中较 敏感，价格较 贵重，多用于要求 重量轻、尺寸小、重要的轴或要求高耐磨性、高温等特殊环境下工作的轴。
139. 轴的毛坯一般采用轧制 圆钢、铸钢 或 球墨铸铁；尺寸偏大形状复杂时，也可采用 铸钢 或 铸铁。
140. 轴的设计应合理选择轴的 材料、结构，合理进行轴的 强度、刚度 计算，高速轴还需验算 振动稳定性。
141. 轴常制成阶梯形主要是为了轴上零件轴向 定位，便于轴上零件 装拆，有时也是为了提高轴的制造 工艺 性。
142. 为了便于安装轴上零件，轴 端 部应有倒角，需要磨削的轴段应设 砂轮越程 槽。
143. 阶梯形轴应使中间轴段较 粗，两侧轴段较 细，以减少 刀具种类和换刀时间。
144. 轴上需车制螺纹的轴段应设 螺纹退刀 槽。
145. 用弹性挡圈或紧定螺钉作轴向固定时，只能承受较 小 的轴向力。
146. 用套筒、螺母或轴端挡圈作轴向固定时，应使轴段的长度 小于 相配轮毂的宽度。
147. 为了减小轴的应力集中，轴的直径突然变化处应采用 过渡圆弧，过渡圆弧的半径应尽可能 大，但为了保证轴上零件靠紧轴肩定位端面，轴肩的圆弧半径应 小于 该零件轮毂孔的倒角或圆角半径；轴上各过渡圆角半径应尽可能统一；相邻两轴段直径相差不应 过大。
148. 当轴上的键槽多于一个时，应使各键槽位于 同一直线 上；轴头和轴颈的直径应采用 标准 直径，与滚动轴承相配的轴颈直径应符合 滚动轴承内孔 直径标准。
149. 轴的强度计算方法有 按转矩计算、按当量弯矩计算、按安全系数校核计算 三种。
150. 轴按当量弯矩进行强度计算时，公式 \(M_e = \sqrt{M^2 + (αT)^2}\) 中α是考虑弯曲应力与扭剪应力的 循环特性 不同而引入的 应力校正 系数；对于大小、方向均不变的恒定转矩，取α= \([σ_{-1}]_σ/[σ_{+1}]_σ\)；对于脉动变化的转矩取α= \([σ_{-1}]_σ/[σ_0]_σ = 0.6\)；对于对称循环变化的转矩，取α= \([σ_{-1}]_σ/[σ_{-1}]_σ = 1\)（钢轴近似取）。
151. 实心圆轴的强度与直径的 三次方 成正比，刚度与直径的 四次方 成正比。
152. 轴的刚度计算通常是指计算轴在预定的工作条件下产生的 弯曲挠度、弯曲偏转角 和 扭转角，使其不大于相应的允许值；如不满足改用较好的材料 不能 满足刚度要求。
153. 按摩擦性质轴承分为 滑动轴承 和 滚动轴承 两大类。
154. 按滑动表面润滑情况，有 干摩擦、边界摩擦、液体摩擦 三种摩擦状态，其摩擦系数分别为0.3~1.5、0.15~0.3、0.001~0.01。
155. 滑动轴承，承受径向载荷的称为 向心 滑动轴承，承受轴向载荷的称为 推力 滑动轴承。
156. 滑动轴承在液体润滑条件下可 高速 运转，抗振性 好，噪声 低，承载能力 高，寿命 长。
157. 在一般机器中，摩擦面多处于干摩擦、边界摩擦和液体摩擦的混合状态，称为 混合 摩擦或 非液体 摩擦。
158. 向心滑动轴承的结构形式有 整体 式、剖分 式和 调心 式三种，剖分式滑动轴承便于轴 装拆 和调整磨损后 轴颈与轴承孔 间隙，应用广泛。
159. 滑动轴承油沟的作用是使润滑油 分布到轴瓦整个工作表面；一般油沟不应开在轴承油膜 承载 区内，油沟应有足够的轴向长度，但绝不能开通轴瓦 承载宽度。
160. 轴瓦的主要失效形式是 磨损、胶合、疲劳破坏、腐蚀 等。
161. 为保证轴承正常工作，要求轴承材料有足够的 强度、塑 性好，耐 磨、抗 胶合、抗 腐蚀 且易于 跑合、加工。
162. 轴承材料有 金属材料、粉末冶金材料、非金属材料 等，金属材料包括 轴承合金、青铜、铸铁 等。
163. 轴承合金与青铜比，减摩性好，容易与轴颈跑合，抗胶合能力强，但价格较 贵、机械强度 低 得多，只能浇铸在其他金属材料的轴瓦上作为轴承衬。
164. 滑动轴承的润滑剂有 润滑油、润滑脂、固体润滑剂。
165. 润滑油的粘度是其抵抗剪切变形的能力，它表征流体 内摩擦阻力的大小；随着温度升高，润滑油粘度 降低。
166. 当润滑油作层流流动时，油层中的摩擦切应力τ与其 速度梯度 成正比，其比例常数η即为润滑油的 动力粘度；动力粘度的单位在国际制中为 Pa·s（或N·s/m²）。
167. 限制非液体摩擦滑动轴承的平均压强 \(p ≤ [p]\)，目的是使 边界油膜 不易破裂，轴瓦不致产生 过度磨损。
168. 限制非液体摩擦滑动轴承平均压强p与滑动速度v的乘积值 \(pv ≤ [pv]\) 的目的是防止 油温 过高产生 胶合 失效。
169. 润滑油的油性是指润滑油在金属表面的 吸附 能力。
170. 润滑油的密度为 \(ρ(kg/m³)\)，动力粘度为 \(η(Pa·s)\)，运动粘度为 \(ν(m²/s)\)，则运动粘度与动力粘度的关系式为 \(ν = η/ρ\)。
171. 形成液体动压润滑的必要条件是：①被润滑的两表面间必须具有 楔形 间隙；②被润滑的两表面间必须 连续 充满具有一定 粘度 的润滑油；③被润滑的两表面间必须有一定的 相对速度，其运动方向必须使润滑油由 大口 流进，从 小口 流出；而充分条件是最小油膜厚度 \(h_{min}\) 大于 轴颈、轴瓦表面微观不平度的十点平均高度之和。
172. 选择滑动轴承所用的润滑油时，对非液体摩擦滑动轴承主要考虑润滑油的 油性，对液体摩擦滑动轴承主要考虑润滑油的 粘度。
173. 在其他条件不变的情况下，液体动压滑动轴承所承受载荷越大，油膜厚度 越小；液体动压滑动轴承间隙越大，油膜厚度 越大；液体动压滑动轴承所用润滑油粘度越大，油膜厚度 越大；液体动压滑动轴承速度越大，油膜厚度 越大。
174. 液体动压润滑向心滑动轴承主要进行 承载量 计算、最小油膜厚度 计算和 轴承的热平衡 计算。
175. 液体动压润滑向心滑动轴承的承载量系数 \(\Phi_F\) 将随着偏心率x的增加而 增大，相应的最小油膜厚度 \(h_{min}\) 也随着x的增加而 减小。
176. 滚动轴承一般由 内圈、外圈、滚动体 和 保持架 组成，常见的滚动体形状为 球、圆柱滚子、圆锥滚子、鼓形滚子、滚针。
177. 保持架的作用是 将滚动体均匀地隔开；如果滚动轴承没有保持架，两滚动体将直接接触，相接触处的速度方向 相反，加剧 磨损，降低轴承的 寿命。
178. 按滚动体形状，滚动轴承分为 球轴承 和 滚子轴承 两大类，在同样尺寸下滚子轴承比球轴承承载能力 强、抗冲击能力 大；但球轴承制造 方便、成本 低，且运转比滚子轴承 灵活。
179. 轴承的 滚动体 与外圈滚道接触点的 法线 和 径向 线之间的夹角称为 接触角，接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力 越大。
180. 对轴承使用时内外圈倾斜角应控制在允许的 角偏差 之内，否则 滚动体与滚道 间接触情况会恶化，降低轴承寿命；对轴承使用时内外圈倾斜角过大的应选用 调心 轴承。
181. 滚动轴承在一定载荷和润滑条件下允许的最高转速称为 极限 转速；转速过高会使摩擦面间产生高温，导致 润滑失效、回火、胶合 损坏。
182. 代号为6222的滚动轴承内径为 110 mm；直径系列代号为 2，表示 轻（0）系列，省略不写；类型代号为 6，表示 深沟球 轴承；若代号为62/22，则表示轴承内径为 22 mm，其余同上。
183. 深沟球轴承主要承受 径向 载荷，也能承受一定的 轴向 载荷；当转速很高时，它可以代替 推力球 轴承。
184. 滚动轴承的主要失效形式是 疲劳点蚀 和 塑性变形。
185. 对于一般在正常工作状态下回转的滚动轴承，疲劳点蚀是主要的失效形式，为此主要进行 寿命 计算。
186. 对于不常转动、摆动或转速很低的重载滚动轴承，塑性变形常是主要的失效形式，为此主要进行 静强度 计算。
187. 通常讲轴承的寿命是指轴承在一定的载荷下运转，任一元件出现 疲劳点蚀 前所经历的 总转数，或在一定转速下所经历的工作 总时数；一批同型号的轴承，即使在同样工作条件下使用，每个轴承的使用寿命也不是都相等的，呈现 离散 性。
188. 滚动轴承的基本额定寿命是指一批同型号的轴承，在相同的条件下运转，其中 10% 的轴承已发生疲劳点蚀，而 90% 的轴承尚未发生疲劳点蚀时所能达到的总转数，用 \(L_{10}\) 表示，单位为 r。
189. 滚针轴承适用于径向载荷很 大 而径向尺寸受 限制 的场合。
190. 一批同型号的滚动轴承，其 基本额定寿命为10⁶r时所能承受的最大载荷 称为轴承的基本额定动载荷，其值常用C表示，不同型号的轴承，基本额定动载荷 不 同。
191. 为限制滚动轴承的 塑性变形 量，轴承标准中规定，在内外圈相对转速为 零 的情况下，滚动体与内外圈接触处的 最大接触应力 达到规定数值时，作用在轴承上的载荷称为基本额定静载荷，常用 \(C_0\) 表示。
192. 轴承在实际工作时往往同时受径向载荷R和轴向载荷A的复合作用，当量动载荷P 为轴承在其作用下的寿命与实际复合载荷作用下的轴承寿命相同的由换算得到的 假想 径向载荷。
193. R、A分别为滚动轴承的径向载荷和轴向载荷，其当量动载荷P的公式为 \(P = K_P(XR + YA)\)，式中X、Y分别为计算当量动载荷时的 径向载荷 系数和 轴向载荷 系数，\(K_P\) 为按机器 载荷 性质查表确定的 动载荷 系数。
194. 其他条件不变，若将作用在球轴承上的当量动载荷增加1倍，则该轴承的基本额定寿命将降至原来的 ⅛。
195. 其他条件不变，若球轴承的基本额定动载荷增加1倍，则该轴承的基本额定寿命增至原来的 8 倍。
196. 其他条件不变，若滚动轴承的转速增加1倍（但不超过其极限转速），则该轴承的基本额定寿命降至原来的 ½。
197. 滚动轴承基本额定寿命公式 \(L_{10h} = 10^6(C/P)^ε/(60n)\) h，其中C为 基本额定动载荷，N；P为 当量动载荷，N；n为 轴承转速，r/min；ε为 寿命指数；球轴承 \(ε=3\)，滚子轴承 \(ε=10/3\)。
198. 角接触球轴承和圆锥滚子轴承会因承受径向载荷R而产生 派生轴向力S，其方向 使滚动体自外圈分离 的方向。
199. 滚动轴承的组合设计通常要考虑轴承的 轴向 固定、轴承组合的 调整、装拆、同轴度、滚动轴承的润滑和 密封、滚动轴承支承的 刚度 和 温度变化 补偿。
200. 轴承轴向固定是防止轴系 轴向窜动；常见的两种轴向固定方式是 两端单向固定、一端双向固定，一端游动；滚动轴承组合设计采用两端单向固定方式适用于跨距较 小 的轴；一端双向固定，一端游动的方式适用于轴的长度 较大、温度变化 不大 的轴。
201. 滚动轴承内圈与轴的配合应为 基孔 制；滚动轴承外圈与轴承座的配合应为 基轴 制；一般转动的圈采用有 过盈 的配合，固定的圈常采用有 间隙 的配合；转速越高，载荷和振动越大，旋转精度越高，应采用 过盈 一些的配合，游动的和经常拆卸的轴承则要采取 松 一些的配合。
202. 滚动轴承装拆时不允许通过 滚动体 和 保持架 来传递装拆压力，为便于拆卸滚动轴承应留有足够的 拆卸空间。
203. 滚动轴承中使用的润滑剂主要是 润滑脂 和 润滑油；轴承载荷越大，温度越高，应采用粘度 高 的润滑油。
204. 角接触球轴承游隙 可以 通过预紧调整，并可通过预紧提高轴承的 旋转精度 和 刚性。
205. 滚动轴承轴伸处的密封装置有 接触式 和 非接触式 两大类；接触式密封要 限制密封处的圆周速度，非接触式密封适用于较 高 转速。
206. 联轴器和离合器是联接两轴，使之一起 回转 并传递 转矩 的一种机械装置；用联轴器联接的两轴只有在机器 停车 后通过 拆卸 才能分离；而离合器可在机器 运转过程 中方便地使两轴分离或接合。
207. 制动器是用来迫使机器 迅速停止运转 或降低 机器运转速度 的机械装置。
208. 联轴器分为 刚性 和 弹性 两大类；刚性联轴器由刚性传力件组成，又可分为 固定 式和 可移 式两类。
209. 固定式联轴器将被联接的两轴相互固定成为一体，不再发生 相对位移；而可移式联轴器借助联轴器中的相对可动元件允许两轴之间有一定限度的 轴向 位移、径向 位移、角 位移以及这些位移的 综合 位移。
210. 固定式刚性联轴器适用于两轴线严格 对中、刚性 大、载荷和转速较 平稳、无冲击的轴联接。
211. 可移式刚性联轴器适用于载荷和转速 较大、有 冲击、两轴较难 对中 或重型机械的轴联接。
212. 当原动机的转速较高且发出的动力较不稳定时，其输出轴与传动轴之间应选用 弹性 联轴器来联接。
213. 弹性联轴器不仅可以借助 弹性元件的变形 允许被联接两轴有一定限度的相对 位移，而且具有较好的 吸振、缓冲 能力；对于载荷、转速变化较大的情况最好选用 弹性 联轴器。
214. 传递两相交轴间运动而又要求轴间夹角经常变化时，可以采用 万向 联轴器。
215. 十字滑块联轴器适用于速度 较低、载荷 平稳 的场合，其转速有 波动；与十字滑块联轴器相比，齿轮联轴器转速可 提高，承载能力 大，制造成本较 高。
216. 万向联轴器允许被联接两轴在较大的偏转角 \(α(α≤45°)\) 下工作，当主动轴以等角速度 \(\omega_1\) 回转一圈时，从动轴回转 一 圈，但回转过程中角速度 \(\omega_2\) 是在 \(\omega_1/\cosα \sim \omega_1cosα\) 的范围内周期性变化，传动中会引起附加的 动载荷；偏转角α越 大，从动轴角速度 \(\omega_2\) 的波动以及动载荷 愈大。
217. 用双万向联轴器使主动轴和从动轴的瞬时角速度相等须一定条件：（1）中间轴上两端的叉形接头位于 同一平面 内；（2）使中间轴与主动轴、从动轴的夹角 \(α_1 = α_2\)。
218. 离合器根据其工作原理不同，主要有 牙嵌 式和 摩擦 式两类，它们分别利用牙（齿）的 啮合 和工作表面间的 摩擦力 来传递转矩。
219. 与牙嵌式离合器比较，摩擦离合器联接的两轴可以在不同的 转速 下接合，冲击和振动 小，过载时离合器打滑起到 安全保护 作用；但不能保证两轴严格 同步，外形尺寸 较大。
220. 自动离合器能根据机器 运转参数 的改变自动地完成 接合 和 分离；典型的自动离合器有 安全离合器、定向离合器、离心离合器。
221. 制动器的工作原理是利用 摩擦 实现制动作用，把机械功或动能转变为 摩擦热 而消耗；常见的有 带式 制动器、外抱块式 制动器、内涨式 制动器。
222. 制动器通电时松闸、断电时制动称为 常闭 式，适用于 起重装置 中制动；通电时制动、断电时松闸称为 常开 式，适用于 车辆 中制动。
223. 制动器的计算和选择关键参数为 制动力矩，从减少制动力矩而言，尽量设置在 转速高 的轴上。
224. 弹簧在外力作用下能产生较大的 弹性变形，外力去除后变形 消失 而恢复原状，把变形能转变为 机械功或动能；外力作用下，弹簧吸收 变形能。
225. 弹簧的功用主要有：缓冲、吸振、储存能量、测量载荷大小、控制机件的运动。
226. 按受载情况，弹簧分为 拉伸弹簧、压缩弹簧、扭转弹簧、弯曲弹簧 等；按照形状，弹簧分为 螺旋弹簧、碟形弹簧、环形弹簧、盘簧 等。
227. 载荷与 变形 之间的关系曲线称为弹簧的特性曲线，它是 选择、评价 各类弹簧的主要依据。
228. 受压或受拉的弹簧，载荷是指 压力 或 拉力，变形是指 压缩量 或 拉伸量；其刚度 \(k = dF/dλ\)；受扭转的弹簧，载荷是指 扭转力矩，变形是指 扭角；其刚度 \(k = dT/dφ\)。
229. 直线型特性线的弹簧，弹簧刚度为一 常 数，称为定刚度弹簧；非直线特性线的弹簧，弹簧刚度为一 变 数，称为变刚度弹簧；测力弹簧应是 定 刚度弹簧。
230. 加载过程中弹簧所吸收的能量U称为 变形能；金属弹簧如果没有外部摩擦，应力又在弹性极限以内，其卸载过程特性线与加载过程重合，吸收的能量又将全部 释放；如果有外部摩擦，导致卸载过程特性线 不与 加载过程重合，一部分能量 \(U_0\) 将转变为摩擦热而 消耗，其余能量则被 释放。
231. 弹簧卸载过程中如有外部摩擦，由摩擦热而消耗的部分能量 \(U_0\) 与加载过程变形能U之比越大，弹簧的吸振能力 越强，该弹簧缓冲吸振的效果 越佳。
232. 圆柱螺旋弹簧的弹簧指数（旋绕比）C是 弹簧中径 与 簧丝直径 之比；旋绕比C 越小，曲度系数K 越大。
233. 弹簧的卷制方法分为 冷卷 法和 热卷 法两种；冷卷弹簧需经低温回火消除 内应力；热卷弹簧需经 淬火 与 回火 处理。
234. 弹簧材料应有较高的 弹性 极限和 疲劳 极限，同时具有足够的 冲击韧 性、塑 性以及良好的 热处理 性能。
235. 圆柱拉伸、压缩螺旋弹簧工作时的弹簧丝应力是 切 应力，最大应力发生在 弹簧圈内侧；其值与最大工作载荷 \(F_2\) 成 正 比，与弹簧中径 \(D_2\) 成 反 比，与刚度系数K成 正 比，在弹簧旋绕比C已定的情况下，与簧丝直径d的 平方 成反比。
236. 圆柱拉压螺旋弹簧强度计算的目的在于确定 弹簧丝直径d 和 弹簧中径D_2。

你提供的是《机械设计基础》题库的后半部分，从第108题起的单项选择题及其标准答案。以下是你贴出的内容，已完整整理并重新输出，保持原题号、题干、选项和答案标号，方便你查阅或打印使用：

二、单项选择题（续）¶

二、单项选择题（1~107）¶

1. 构件是机械中独立的( B )单元
   A.制造 B.运动 C.分析

2. 两构件通过( A )接触组成的运动副称为低副
   A.面 B.点或线 C.面或线

3. 在平面内用高副联接的两构件共有( C )自由度
   A.3 B.4 C.5 D.6

4. 一般门与门框之间有两个铰链，这应为( C )
   A.复合铰链 B.局部自由度 C.虚约束

5. 平面运动链成为具有确定运动的机构的条件是其自由度数等于( C )数
   A.1 B.从动件 C.原动件

6. 循环特性 \(r=-1\) 的变应力是( B )应力
   A.脉动循环 B.对称循环 C.非对称循环

7. 钢是含碳量( A )的铁碳合金
   A.低于2% B.高于2% C.介于两者之间

8. 合金钢对应力集中的敏感比碳钢( A )
   A.大 B.小 C.相同

9. 高碳钢的可焊性比低碳钢( B )
   A.好 B.差 C.相同

10. 一般情况下合金钢的弹性模量比碳钢( C )
    A.大 B.小 C.相同

11. 外形复杂、尺寸较大、生产批量大的机件适于采用( A )毛坯
    A.铸造 B.锻造 C.焊接

12. 要求表面硬芯部软、承受冲击载荷的机件材料选择宜( B )
    A.高强度铸铁 B.低碳钢渗碳淬火 C.高碳钢调质

13. 联接螺纹采用三角形螺纹是因为三角形螺纹( A )
    A.牙根强度高，自锁性能好 B.防振性好 C.传动效率高

14. 联接用螺纹的螺旋线头数是( B )
    A.2 B.1 C.3

15. 螺旋副相对转动一转时，丝钉螺母沿轴线方向的相对位移是( B )
    A.一个螺距 B.一个导程 C.导程×头数

16. 螺纹的牙形角为α，螺纹中的摩擦角为ρ，当量摩擦角为 \(\rho_v\)，螺纹升角为λ，则螺纹的自锁条件为( C )
    A.\(\lambda \leq \alpha\) B.\(\lambda > \alpha\) C.\(\lambda \leq \rho_v\) D.\(\lambda > \rho_v\)

17. 用于薄壁零件的联接螺纹，应采用( A )
    A.三角形细牙螺纹 B.圆形螺纹 C.锯齿形螺纹

18. 在受预紧力的紧螺栓联接中，螺栓危险截面的应力状态为( D )
    A.纯扭剪 B.单向拉伸 C.弯扭组合 D.拉扭组合

19. 当螺纹的公称直径、牙形角及螺纹线数都相同时，粗牙螺纹的自锁性比细牙的( B )
    A.好 B.差 C.相同 D.无法比较

20. 螺栓联接的疲劳强度随被联接件刚度的增大而( A )
    A.提高 B.降低 C.不变

21. 在紧螺栓联接中，螺栓所受的切应力是由( C )产生的
    A.横向力 B.拧紧力矩 C.螺纹力矩

22. 在受轴向变载荷作用的紧螺栓联接中，为提高螺栓的疲劳强度，可采取的措施是( B )
    A.增大螺栓刚度 \(k_1\)，减小被联接件刚度 \(k_2\)
    B.减小 \(k_1\)，增大 \(k_2\)
    C.增大 \(k_1\) 和 \(k_2\)
    D.减小 \(k_1\) 和 \(k_2\)

23. 在下列三种具有相同公称直径和螺距，并采用相同材料配对的螺旋副中，传动效率最高的是( C )
    A.单线矩形螺旋副 B.单线梯形螺旋副 C.双线矩形螺旋副

24. 不控制预紧力时，紧螺栓联接安全系数选择与其直径有关，是因为( A )
    A.直径小，易过载 B.直径小，不易控制预紧力 C.直径大，安全

25. 提高螺栓联接疲劳强度的措施之一是( C )
    A.增大螺栓和被联接件间的摩擦
    B.增大螺栓刚度，减小被联接件刚度
    C.减小螺栓刚度，增大被联接件刚度

26. ( C )键适于定心精度要求不高、载荷较大的轴、毂静联接
    A.平键 B.花键 C.切向键

27. ( B )键适于定心精度要求高、传递载荷大的轴、毂动或静联接
    A.平键 B.花键 C.切向键

28. ( A )键适于定心精度要求不高、载荷平稳、低速、轴向力较小的轴、毂静联接
    A.楔键 B.导向平键 C.切向键

29. 普通平键的截面尺寸根据( B )来选择
    A.传递力矩的大小 B.轴的直径 C.键的材料

30. ( B )键对轴的削弱最大
    A.平键 B.半圆键 C.楔键 D.花键

31. ( D )键对轴的削弱最小
    A.平键 B.半圆键 C.楔键 D.花键

32. 两块平板应采用( B )只销钉定位
    A.1只 B.2只 C.3只

33. ( C )销宜用于盲孔或拆卸困难的场合
    A.圆柱销 B.圆锥销 C.带有外螺纹的圆锥销 D.开尾圆锥销

34. ( D )销宜用于冲击振动严重的场合
    A.圆柱销 B.圆锥销 C.带有外螺纹的圆锥销 D.开尾圆锥销

35. 轮船甲板处要求联接件表面平滑应采用( B )铆钉
    A.半圆头 B.沉头 C.平截头

36. 要求防腐蚀处宜采用( C )铆钉
    A.半圆头 B.沉头 C.不锈钢

37. 冲击振动严重的轻金属结构件宜采用( A )联接
    A.铆接 B.焊接 C.过盈联接

38. V带传动用于( A )传动
    A.开口传动 B.交叉传动 C.半交叉传动

39. 中心距已定的开口带传动，传动比增大，则小轮包角( B )
    A.增大 B.减小 C.不变

40. 两轮直径已定的开口带传动，增大中心距，则小轮包角( C )
    A.减小 B.不变 C.增大

41. V带传动比平带传动允许的传动比( A )
    A.大 B.小 C.相同

42. V带传动比平带传动效率( B )
    A.高 B.低 C.相同

43. V带传动比平带传动允许的中心距( B )
    A.大 B.小 C.相同

44. V带带轮材料一般选用( C )
    A.碳钢调质 B.合金钢 C.铸铁

45. 当带长增加时，单根普通V带所能传递的功率( A )
    A.增大 B.减小 C.不变

46. 当小带轮直径增加时，单根普通V带所能传递的功率( A )
    A.增大 B.减小 C.不变

47. 在带传动设计中，限制小带轮的最小直径是为了避免( C )
    A.带轮强度不够 B.传动结构太大 C.带的弯曲应力过大

48. 带传动在工作中产生弹性滑动的原因是( C )
    A.预紧力不足 B.离心力大 C.带的弹性与紧边松边存在拉力差

49. 带轮采用实心式、腹板式还是轮辐式，主要取决于( B )
    A.传递的功率 B.带轮的直径 C.带轮的线速度

50. 当摩擦系数与初拉力一定时，带传动在打滑前所能传递的最大有效拉力随( A )的增大而增大
    A.小带轮上的包角 B.大带轮上的包角 C.带的线速度

51. 对带的疲劳强度影响较大的应力是( C )
    A.动拉应力 B.离心应力 C.弯曲应力

52. V带传动设计计算若出现带的根数过多，宜采取( B )措施
    A.减少传递的功率 B.增大小轮直径 C.减小小轮直径

53. 在带的线速度一定时，减小带的长度，对带的疲劳寿命的影响是( A )
    A.降低带的寿命 B.提高带的寿命 C.无影响

54. 窄V带与普通V带相比其传动承载能力( B )
    A.降低 B.提高 C.相同

55. 同步带传动是利用带上凸齿与带轮齿槽相互( C )作用来传动的
    A.压紧 B.摩擦 C.啮合

56. 套筒滚子链中，滚子的作用是( C )
    A.缓冲吸震 B.提高链的承载能力 C.减轻套筒与轮齿间的摩擦与磨损

57. 链条的节数宜采用( B )
    A.奇数 B.偶数 C.奇数的整数倍

58. 链传动张紧的目的是( A )
    A.避免链条垂度过大啮合不良 B.增大承载能力 C.避免打滑

59. 小链轮所受的冲击力( C )大链轮所受的冲击力
    A.小于 B.等于 C.大于

60. 链传动作用在轴和轴承上的载荷要小，主要原因是( B )
    A.链速较高，在传递相同功率时圆周力小
    B.链传动是啮合传动，无需很大的预紧力
    C.链传动只用来传递较小功率

61. 在链传动中，限制链的排数主要是为了( B )
    A.避免制造困难 B.防止链条过早磨损 C.减轻多边形效应

62. 限制链轮最小齿数的目的是( A )
    A.降低运动不均匀性 B.限制链速 C.防止脱链

63. 限制链轮最大齿数的目的是( C )
    A.降低运动不均匀性 B.限制链速 C.防止脱链

64. 链条由于静强度不够而被拉断，多发生在( B )下
    A.高速重载 B.低速重载 C.高速轻载

65. 链轮毛坯采用铸铁还是钢来制造，主要取决于( B )
    A.链条的线速度 B.传递的圆周力 C.链轮的转速

66. 链传动中心距过小的缺点是( B )
    A.链条工作时易振动，运动不平稳
    B.小链轮上包角小，链条磨损快
    C.链条易脱链

67. 齿轮采用渗碳淬火的热处理方法，则齿轮材料只可能是( C )
    A.45号钢 B.ZG340~640 C.20CrMnTi

68. 直齿圆柱齿轮传动中，当齿轮的直径一定时，减小齿轮的模数，增加齿轮的齿数，则可以( B )
    A.提高齿轮的弯曲强度
    B.改善齿轮传动的平稳性
    C.提高齿面接触强度

69. 斜齿圆柱齿轮的齿数z与法面模数 \(m_n\) 不变，若增大分度圆螺旋角β，则分度圆直径d( A )
    A.增大 B.减小 C.不变

70. 一对渐开线直齿圆柱齿轮传动，当其他条件不变时，仅将齿轮传动所受的载荷增为原载荷的m倍，其齿面接触应力增为原应力的( B )倍
    A.m B.\(\sqrt{m}\) C.\(m^2\)

71. 直齿锥齿轮强度计算时，是以( B )为计算依据的
    A.大端当量直齿圆柱齿轮
    B.齿宽中点处的当量直齿圆柱齿轮
    C.小端当量直齿圆柱齿轮

72. 两只外圆柱斜齿轮正确啮合条件为( A )
    A.法面模数相等、法面压力角相等，分度圆螺旋角相等，旋向相反
    B.法面模数相等、法面压力角相等，分度圆螺旋角相等，旋向相同
    C.法面模数相等、法面压力角相等

73. 对大批量生产、尺寸较大（\(D>500mm\)）、形状复杂的齿轮应选择( A )毛坯
    A.铸造 B.锻造 C.焊接

74. 一对渐开线直齿圆柱齿轮传动，小轮的接触应力( C )大轮的接触应力
    A.大于 B.小于 C.等于

75. 受重载、冲击严重且要求尺寸小的齿轮材料应选( A )
    A.低碳合金钢渗碳淬火
    B.优质钢调质
    C.高碳钢整体淬火

76. 在一对皆为软齿面的闭式直齿圆柱齿轮传动中，精度为8级，在中心距和传动比、齿宽皆不变的情况下，欲提高其接触强度，最有效的措施是( B )
    A.增大齿数
    B.提高齿面硬度
    C.提高精度等级

77. 蜗杆传动两轴线( C )
    A.平行 B.相交 C.交错

78. 蜗杆传动的主剖面( A )
    A.通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线
    B.通过蜗轮轴线并垂直于蜗杆轴线
    C.同时通过蜗杆和蜗轮轴线

79. 蜗杆传动比 \(i_{12}=n_1/n_2\) 的范围一般是( B )
    A.1~8 B.8~80 C.80~120

80. 蜗杆头数为 \(z_1\)，模数为m，分度圆直径为 \(d_1\)，则蜗杆直径系数 \(q=( **C** )\)
    A.\(d_1m\) B.\(d_1z_1\) C.\(d_1/m\)

81. 蜗杆传动的效率比齿轮传动( B )
    A.高 B.低 C.相同

82. 为提高蜗杆的刚度应采取的措施是( C )
    A.采用高强度合金钢
    B.提高蜗杆的硬度
    C.增大蜗杆直径系数q值

83. 起吊重物用的手动蜗杆传动宜采用( B )的蜗杆
    A.单头，大升角
    B.单头，小升角
    C.多头，大升角

84. 蜗杆常用的材料是( B )
    A.青铜 B.钢 C.铸铁

85. 普通标准圆柱蜗杆传动，蜗杆和蜗轮齿根高为( C )
    A.\(1m\) B.\(1.25m\) C.\(1.2m\)

86. 高速重要的蜗杆传动蜗轮的材料应选用( B )
    A.淬火合金钢
    B.锡青铜
    C.铝铁青铜

87. 变位蜗杆传动是( B )
    A.仅对蜗杆变位
    B.仅对蜗轮变位
    C.必须同时对蜗杆与蜗轮变位

88. 蜗杆传动的传动比 \(i_{12}=n_1/n_2=( **C** )\)
    A.\(d_2/d_1\)
    B.\(d_2tanλ/d_1\)
    C.\(d_2/(d_1tanλ)\)

89. 组合结构蜗轮中齿圈与轮芯的接合面螺钉孔中心线应( C )
    A.正好在接合面
    B.偏向材料较软的一侧
    C.偏向材料较硬的一侧

90. 选择蜗杆传动的制造精度的主要依据是( A )
    A.齿面滑动速度
    B.蜗杆圆周速度
    C.蜗轮圆周速度

91. 选择蜗杆传动润滑方式和润滑剂的主要依据是( A )
    A.齿面滑动速度
    B.蜗杆圆周速度
    C.蜗轮圆周速度

92. 蜗杆传动的当量摩擦角随齿面相对滑动速度的增大而( B )
    A.增大 B.减小 C.不变

93. 在连续工作闭式蜗杆传动设计计算中，除进行强度计算外还须进行( C )计算
    A.刚度 B.磨损 C.热平衡

94. 在垂直交错的蜗杆传动中，蜗杆分度圆柱的螺旋升角与蜗轮的分度圆螺旋角的关系是( C )
    A.互为余角
    B.互为补角
    C.相等

95. 在垂直交错的蜗杆传动中，蜗杆螺旋方向与蜗轮螺旋方向的关系是( A )
    A.同向 B.反向 C.不确定

96. 蜗杆传动中，\(z_1\)、\(z_2\) 分别为蜗杆头数与蜗轮齿数，\(d_1\)、\(d_2\) 分别为蜗杆和蜗轮分度圆直径，η为传动效率，则蜗杆轴上所受力矩 \(T_1\) 与蜗轮轴上所受力矩 \(T_2\) 之间的关系为( B )
    A.\(T_2=T_1ηd_2/d_1\)
    B.\(T_2=T_1ηz_2/z_1\)
    C.\(ηT_2=T_1z_2/z_1\)

97. 螺旋传动最常用的螺纹是( B )
    A.矩形螺纹 B.梯形螺纹 C.三角形螺纹

98. 用于微动装置的差动螺纹应由( A )两段螺纹组成
    A.螺纹方向相同，导程相差很小
    B.螺纹方向相同，导程相差很大
    C.螺纹方向相反

99. 车床导螺杆驱动大拖板的螺旋传动应是( B )
    A.螺母转动，螺杆移动
    B.螺杆转动，螺母移动
    C.螺母固定，螺杆转动并移动

100. 由手柄→锥齿轮传动→螺旋传动组成的螺旋千斤顶是( A )
     A.螺母固定，螺杆转动并移动
     B.螺杆转动，螺母移动
     C.螺母转动，螺杆移动

101. 与齿轮齿条传动相比较，螺旋传动可获得的轴向力( A )
     A.大 B.小 C.差不多

102. 螺杆和螺母的材料除应具有足够的强度外，还应具有较好的减摩性和耐磨性，为此应( C )
     A.选相同的材料
     B.螺母材料比螺杆材料硬
     C.螺母材料比螺杆材料软

103. 工作时只承受弯矩，不传递转矩的轴称为( A )
     A.心轴 B.传动轴 C.转轴

104. 工作时只传递转矩，不承受弯矩或弯矩很小的轴称为( B )
     A.心轴 B.传动轴 C.转轴

105. 工作时既承受弯矩，又传递转矩的轴称为( C )
     A.心轴 B.传动轴 C.转轴

106. 一般两级圆柱齿轮减速器的中间轴是( C )
     A.心轴 B.传动轴 C.转轴

107. 在下述材料中不宜用作制造轴的材料的是( B )
     A.45号钢 B.HT150 C.40Cr

108. 经调质处理的45号钢制轴，验算刚度时发现不足，合理的改进方法是( C )
     A.改用合金钢 B.改变热处理方法 C.加大直径

109. 为使轴上零件能靠紧轴肩定位面，轴肩根部的圆弧半径应( B )该零件轮毂孔的倒角或圆角半径
     A.大于 B.小于 C.等于

110. 当采用套筒、螺母或轴端挡圈作轴上零件轴向定位时，为使套筒、螺母或轴端挡圈能靠紧该零件的定位面，与该零件相配的轴头长度应( C )零件轮毂的宽度
     A.大于 B.等于 C.小于

111. 为便于拆卸滚动轴承，与其定位的轴肩高度应( C )滚动轴承内圈厚度
     A.大于 B.等于 C.小于

112. 采用( A )的措施不能有效地提高用优质碳素钢经调质处理制造的轴的刚度
     A.改用高强度合金钢 B.改变轴的直径 C.改变轴的支承位置

113. 轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型( C )
     A.相同 B.不相同 C.可能相同也可能不相同

114. 按弯矩、扭矩合成计算轴的当量弯矩时，要引入系数α，这是考虑( B )
     A.正应力与切应力方向不同 B.正应力与切应力的循环特性不同 C.键槽对轴的强度削弱

115. 单向转动的轴，受不变的载荷，其所受弯曲应力的性质为( B )
     A.静应力 B.脉动循环应力 C.对称循环应力

116. 对于一般单向转动的转轴，其扭切应力的性质通常按( B )处理
     A.静应力 B.脉动循环应力 C.对称循环应力

117. 设计减速器中的轴，其一般步骤为( A )
     A.按转矩初估轴径，再进行轴的结构设计，后用弯扭合成当量弯矩校核或精确校核
     B.按弯曲应力初估轴径，再进行轴的结构设计，后用转矩和安全系数校核
     C.按安全系数确定轴径和长度，后用转矩和弯曲应力校核

118. 当轴系不受轴向力作用，该轴系相对机架( A )轴向定位
     A.无 B.一端 C.两端均有

119. 非液体摩擦滑动轴承，验算 \(pv ≤[pv]\) 是为了防止轴承( C )
     A.过度磨损 B.发生疲劳点蚀 C.过热产生胶合

120. 非液体摩擦滑动轴承，验算 \(p ≤[p]\) 是为了防止轴承( A )
     A.过度磨损 B.发生疲劳点蚀 C.过热产生胶合

121. 在下列滑动轴承材料中，( C )通常只用作双金属轴瓦的表层材料
     A.铸铁 B.铸造锡青铜 C.轴承合金

122. 滑动轴承轴瓦上的油沟不应开在( A )
     A.油膜承载区内 B.油膜非承载区内 C.轴瓦剖分面上

123. 液体摩擦动压向心轴承偏心距e随( B )而减小
     A.轴颈转速的增加或载荷增大
     B.轴颈转速的减小或载荷增大
     C.轴颈转速的减少或载荷减少

124. 在( C )情况下，滑动轴承润滑油的粘度不应选得较高
     A.重载 B.工作温度高 C.高速

125. 设计液体动压向心滑动轴承时，若其他条件不变，增大相对间隙，则其最小油膜厚度将( B )
     A.减小 B.增大 C.不变

126. 设计液体动压向心滑动轴承时，若其他条件不变，增大相对间隙，则其承载能力将( A )
     A.减小 B.增大 C.不变

127. 设计液体动压向心滑动轴承时，若其他条件不变，增大润滑油的粘度，则其最小油膜厚度将( B )
     A.减小 B.增大 C.不变

128. 若其他条件不变，液体动压向心滑动轴承载荷增大，则其最小油膜厚度将( A )
     A.减小 B.增大 C.不变

129. 若其他条件不变，液体动压向心滑动轴承速度减小，则其最小油膜厚度将( A )
     A.减小 B.增大 C.不变

130. 温度升高时，润滑油的粘度随之( B )
     A.升高 B.降低 C.保持不变

131. 液体动压向心滑动轴承在工作中，其轴颈与轴瓦不直接接触( C )选择恰当的轴承材料
     A.故不需要 B.故不一定需要 C.但仍需要

132. 在液体动压向心滑动轴承中，相对间隙ψ是( A )与公称直径之比
     A.直径间隙 \(\Delta=D-d\) B.半径间隙 \(\delta=R-r\) C.偏心距e

133. 向心滑动轴承载荷不变，宽径比不变，若直径增大1倍，则轴承的平均压强p变为原来的( A )倍
     A.½ B.4 C.2

134. 向心滑动轴承，载荷及转速不变，宽径比不变，若直径增大1倍，则轴承的平均压强p与圆周速度v的乘积\(pv\)值为原来的( A )倍
     A.½ B.¼ C.2

135. 设计液体动压向心滑动轴承时，若发现最小油膜厚度\(h_{min}\)不够大，在以下改进措施中( B )最为有效
     A.减少相对间隙φ B.减少轴承的宽径比\(B/d\) C.增大偏心率x

136. 在滑动轴承中，随着油压、轴颈直径和直径间隙的增加，润滑油的端泄量将( A )
     A.增加 B.减小 C.保持不变

137. 滑动轴承中，一般端泄量越大，温升将( B )
     A.越大 B.越小 C.保持不变

138. 当增大滑动轴承的宽度时，轴承温升将( A )
     A.增加 B.减小 C.保持不变

139. ( B )是只能承受径向力的轴承
     A.深沟球轴承 B.圆柱滚子轴承 C.角接触球轴承

140. ( C )是只能承受轴向力的轴承
     A.深沟球轴承 B.圆锥滚子轴承 C.推力球轴承

141. ( C )是不能同时承受径向力和轴向力的轴承
     A.深沟球轴承 B.圆锥滚子轴承 C.圆柱滚子轴承

142. 极限转速最高的轴承是( A )
     A.深沟球轴承 B.圆锥滚子轴承 C.圆柱滚子轴承

143. 不允许角偏差的轴承是( C )
     A.深沟球轴承 B.滚针轴承 C.圆柱滚子轴承

144. 跨距较大，承受较大径向力，轴的弯曲刚度较低时应选( C )
     A.深沟球轴承 B.圆柱滚子轴承 C.调心球轴承

145. 滚动轴承的基本额定寿命是指一批同型号的轴承，在相同的条件下运转，其中( A )的轴承所能达到的寿命
     A.90% B.95% C.50%

146. 角接触滚动轴承承受轴向载荷的能力随接触角α的增大而( A )
     A.增大 B.减小 C.增大或减小视轴承型号而定

147. 调心滚子轴承的滚动体形状是( C )
     A.圆柱滚子 B.滚针 C.鼓形滚子

148. 圆锥滚子轴承的( B )与内圈可以分离，故便于安装和拆卸
     A.保持架 B.外圈 C.滚动体

149. ( C )必须成对使用
     A.深沟球轴承 B.滚针轴承 C.角接触球轴承

150. 某一滚动轴承，当所受当量动载荷增加时，其基本额定动载荷( B )
     A.增加 B.不变 C.减小

151. 某轴用一对角接触球轴承反向安装，两轴承的径向载荷不等，轴上无轴向外载荷，则该两轴承当量动载荷计算公式中的轴向载荷( C )一定相等
     A.内部轴向力 B.径向力 C.轴向力

152. 其他条件不变，若将作用在球轴承上的当量动载荷增加1倍，则该轴承的基本额定寿命将降至原来的( A )
     A.⅛ B.¼ C.½

153. 其他条件不变，若滚动轴承的转速增加1倍（但不超过其极限转速），则该轴承的基本额定寿命降至原来的( C )
     A.⅛ B.¼ C.½

154. 代号相同的两只滚动轴承，使用条件相同时其寿命( B )
     A.相同 B.不同 C.不一定

155. 滚动轴承寿命计算公式中滚子轴承的寿命指数ε为( B )
     A.3 B.10/3 C.13

156. 角接触轴承因承受径向载荷而产生派生轴向力，其方向为( C )
     A.外界轴向力方向 B.使滚动体自外圈分离的方向 C.使滚动体向外圈趋近的方向

157. 滚动轴承中保持架的作用是( C )
     A.保持滚动体受力均匀 B.保持在离心力作用下，滚动体不会飞出 C.将滚动体均匀地隔开

158. 推力球轴承适用于( B )场合
     A.径向力小，轴向力大，转速较低 B.不受径向力，轴向力大，转速较低 C.不受径向力，轴向力大，转速高

159. 联轴器和离合器的主要作用是( A )
     A.传递运动和转矩 B.防止机器发生过载 C.缓冲减振

160. 载荷变化不大，转速较低，两轴较难对中，宜选( B )
     A.刚性固定式联轴器 B.刚性可移式联轴器 C.弹性联轴器

161. 在载荷具有冲击、振动，且轴的转速较高、刚度较小时，一般选用( B )
     A.刚性可移式联轴器 B.弹性联轴器 C.安全联轴器

162. 对低速、刚性大、对中心好的短轴，一般选用( C )
     A.刚性可移式联轴器 B.弹性联轴器 C.刚性固定式联轴器

163. 下述联轴器中传递载荷较大的是( B )
     A.滑块联轴器 B.齿轮式联轴器 C.万向联轴器

164. 下述离合器中接合最不平稳的是( A )
     A.牙嵌离合器 B.圆盘摩擦离合器 C.安全离合器

165. 两轴线交角为α的单万向联轴器，主动轴以\(\omega_1\)等角速度回转，从动轴角速度\(\omega_2\)的波动范围是( C )
     A.\(\omega_1/sinα ~ \omega_1sinα\) B.\(\omega_1/tanα ~ \omega_1tanα\) C.\(\omega_1/\cosα ~ \omega_1cosα\)

166. 下述离合器中能保证被联接轴同步转动的是( A )
     A.牙嵌离合器 B.圆盘摩擦离合器 C.离心离合器

167. 下述离合器的牙型中能便于接合和分离且能自动补偿牙的磨损和牙侧间隙，反向时不会产生冲击的是( B )
     A.矩形 B.梯形 C.锯齿形

168. 自动离合器能根据机器( A )的改变自动完成接合和分离
     A.运转参数 B.几何尺寸 C.材料

169. 圆柱螺旋弹簧簧丝直径为d，弹簧中径为\(D_2\)，弹簧外径为D，弹簧内径为\(D_1\)，则弹簧指数C（旋绕比）=( B )
     A.\(D/d\) B.\(D_2/d\) C.\(D_1/d\)

170. 圆柱螺旋弹簧在自由状态下的弹簧节距为t，弹簧外径为D，弹簧中径为\(D_2\)，则弹簧螺旋升角\(\alpha=( **B** )\)
     A.\(arccos(t/(\pi D_2))\) B.\(arctan(t/(\pi D_2))\) C.\(arcsin(t/(\pi D))\)

171. 圆柱压缩螺旋弹簧簧丝应力为( B )
     A.压应力 B.切应力 C.压应力与切应力的复合应力

172. 圆柱压缩螺旋弹簧的最大切应力\(\tau_{max}\)发生在簧丝的( A )
     A.内侧 B.中心 C.外侧

173. 其他条件不变，当簧丝直径增加时，圆柱压缩螺旋弹簧的最大切应力\(\tau_{max}\) ( B )
     A.增大 B.减小 C.不变

174. 其他条件不变，当弹簧的旋绕比增加时，圆柱压缩螺旋弹簧的最大切应力\(\tau_{max}\) ( B )
     A.增大 B.减小 C.不变

175. 在一般情况下，圆柱拉伸和压缩螺旋弹簧的刚度与( D )无关
     A.簧丝直径 B.旋绕比 C.圈数 D.作用载荷

176. 旋绕比C或工作圈数减小，都会使圆柱拉伸和压缩螺旋弹簧的刚度增大，而旋绕比对刚度的影响比工作圈数对刚度的影响( A )
     A.更大 B.更小 C.相同 D.不一定

177. 圆柱扭转螺旋弹簧簧丝所受应力为( B )
     A.扭剪应力 B.弯曲应力 C.扭剪与弯曲复合应力

178. 对圆柱压缩螺旋弹簧进行稳定性验算，其验算指标为( C )
     A.有效工作圈数 B.弹簧的自由高度 C.自由高度和弹簧中径之比 D.有效工作圈数与自由高度之比

三、判断题（在括号内填“√”正确，“×”错误）¶

1. 构件是机械中独立制造单元（×）
2. 两构件通过点或线接触组成的运动副为低副（×）
3. 常见的平面运动副有回转副、移动副和滚滑副（×）
4. 运动副是两构件之间具有相对运动的联接（×）
5. 两构件用平面高副联接时相对约束为1（√）
6. 两构件用平面低副联接时相对自由度为1（√）
7. 机械运动简图是用来表示机械结构的简单图形（×）
8. 将构件用运动副联接成具有确定运动的机构的条件是自由度数为1（×）
9. 由于虚约束在计算机构自由度时应将其去掉，故设计机构时应尽量避免出现虚约束（×）
10. 有四个构件汇交，并有回转副存在则必定存在复合铰链（×）
11. 在同一个机构中，计算自由度时机架只有1个（√）
12. 在一个确定运动的机构中原动件只能有1个（×）
13. 刚度是指机件受载时抵抗塑性变形的能力（×）
14. 机件刚度准则可表述为弹性变形量不超过许用变形量（√）
15. 碳钢随着含碳量的增加，其可焊性越来越好（×）
16. 采用国家标准的机械零件的优点是可以外购，无需设计制造（√）
17. 钢制机件采用热处理办法来提高其刚度非常有效（×）
18. 使机件具有良好的工艺性，应合理选择毛坯，结构简单合理、规定适当的制造精度和表面粗糙度（√）
19. 在机械制造中广泛采用的是右旋螺纹（√）
20. 三角形螺纹比梯形螺纹效率高、自锁性差（×）
21. 普通细牙螺纹比粗牙螺纹效率高、自锁性差（×）
22. 受相同横向工作载荷的联接采用铰制孔用螺栓联接通常直径比采用普通紧螺栓联接小一些（√）
23. 铰制孔用螺栓联接的尺寸精度要求较高，不适合用于受轴向工作载荷的螺栓联接（√）
24. 双头螺柱联接不适用于被联接件厚度大、且需经常装拆的联接（×）
25. 螺纹联接需要防松是因为联接螺纹不符合自锁条件\(\lambda ≤\rho_v\)（×）
26. 松螺栓联接只宜承受静载荷（√）
27. 受静载拉伸螺栓的损坏多为螺纹部分的塑性变形和断裂，受变载拉伸螺栓的损坏多为栓杆部分有应力集中处的疲劳断裂（√）
28. 紧螺栓联接在按拉伸强度计算时，将拉伸载荷增加到原来的1.3倍，这是考虑螺纹应力集中的影响（×）
29. 螺栓强度等级为6.8级，则该螺栓材料的最小屈服极限近似为680N/mm²（×）
30. 使用开口销和单耳止动垫片等元件进行防松时具有能在任意角度上防松的优点（×）
31. 受轴向工作载荷的紧螺栓联接残余预紧力必须大于零（√）
32. 控制预紧力的紧螺栓联接许用拉应力比不控制预紧力的要低（×）
33. 平键是利用键的侧面来传递载荷的，定心性能较楔键好（√）
34. 导向平键是利用键的上面与轮毂之间的动配合关系进行导向的（×）
35. 楔键在安装时要楔紧，故定心性能好（×）
36. 平键的截面尺寸是按轴的直径选择的，如强度校核发现不行，则应加大轴的直径以使加大键的截面尺寸（×）
37. 渐开线花键的键齿是渐开线齿形，靠内外齿的啮合传动进行工作（×）
38. 矩形花键联接的定心方式有按小径、齿宽和大径三种，目前国家标准规定为小径定心（√）
39. 同一键联接采用两个平键时应180°布置，采用两个楔键时应120°布置（√）
40. 销联接只能用于固定联接件间的相对位置，不能用来传递载荷（×）
41. 对接焊缝用来联接同一平面内的焊件，填角焊缝主要用来联接不同平面上的焊件（√）
42. 铁碳合金焊接件随含碳量增加可焊性也增加（×）
43. 铆钉材料须有高的塑性和不可淬性（√）
44. 铆钉联接件承受横向载荷，靠铆钉与孔壁接触挤压阻止联接件相对滑移（×）
45. 粘接接头的设计应尽量使胶层受剪，避免受到扯离或剥离（√）
46. 采用过盈联接的轴和毂，即使载荷很大或有严重冲击也不可与键配合使用（×）
47. 带传动由于工作中存在打滑，造成转速比不能保持准确（×）
48. 带传动不能用于易燃易爆的场合（√）
49. V带传动的效率比平带传动高（×）
50. 强力层线绳结构的V带比帘布结构的柔软（√）
51. 与普通V带相配的V带轮轮槽楔角定为40°（×）
52. 普通V带传动调整张紧力应改缝带长或采用金属接头（×）
53. V带传动比平带传动允许较大的传动比和较小的中心距，原因是其无接头（×）
54. 一般带传动包角越大其所能传递的功率就越大（√）
55. 由于带工作时存在弹性滑动，从动带轮的实际圆周速度小于主动带轮的圆周速度（√）
56. 增加带的预紧力，可以避免带传动工作时弹性滑动（×）
57. 水平放置的带传动其紧边应设置在上边（×）
58. 带传动是摩擦传动，打滑是可以避免的（√）
59. 在带的线速度一定时，增加带的长度可以提高带的疲劳寿命（√）
60. 普通V带是外购件，具有固定长度系列，因而V带只能用于一定系列的中心距间传动（×）
61. 同步带传动与普通V带传动相比主要优点是传动比准确且允许具有高的带速（√）
62. 多楔带是平带和V带的组合结构，其楔形部分嵌入带轮的楔形槽内，靠楔面摩擦工作，且多楔带是无端的（√）
63. 带绕过带轮时产生离心力，故带上由离心力引起的拉应力不是全带长分布而是在包角所对的区段内（×）
64. 带的离心应力取决于单位长度的带质量、带的线速度和带的截面积三个因素（√）
65. 链传动为啮合传动，和齿轮传动一样，理论上瞬时角速度之比为常数（×）
66. 大链轮的转动半径较大，所受的冲击就一定比小链轮大（×）
67. 链传动平均转速比恒定，瞬时角速度比波动（√）
68. 一般链条的节数应为偶数，为便于磨合、减小磨损，链轮齿数也应为偶数（×）
69. 链轮的齿数越大，链条磨损后节距增量就越小，越不易发生跳齿和脱链现象（×）
70. 在一定转速下，要减轻链传动不均匀和动载荷，应减小链条节距，增大链轮齿数（√）
71. 在链节距和小链轮齿数一定时，为了限制链传动的动载荷应限制小链轮的转速（√）
72. 链条销轴与套筒间的磨损，导致链条节距减小（×）
73. 链传动在工作中，链板受到的应力属于非对称循环变应力（√）
74. 齿轮齿面的疲劳点蚀首先发生在节点附近齿顶表面（×）
75. 软齿面齿轮的齿面硬度不超过350HBS（√）
76. 一对传动齿轮，小齿轮一般应比大齿轮材料好，硬度高（√）
77. 一对传动齿轮若大小齿轮选择相同的材料和硬度不利于提高齿面抗胶合能力（√）
78. 闭式软齿面齿轮传动应以弯曲强度进行设计，以接触强度进行校核（×）
79. 齿轮弯曲强度计算中，许用应力应选两齿轮中较小的许用弯曲应力（√）
80. 选择齿轮精度主要取决于齿轮的圆周速度（√）
81. 直齿锥齿轮强度计算时是以大端当量直齿圆柱齿轮为计算依据的（×）
82. 齿根圆直径和轴头直径相近的应采用齿轮轴结构（√）
83. 齿轮圆周速度大于12m/s的闭式传动不宜采用浸油润滑，而宜采用喷油润滑（√）
84. 一对渐开线圆柱齿轮传动，当其他条件不变时，仅将齿轮传动所受载荷增为原载荷的4倍，其齿间接触应力亦将增为原应力的4倍（×）
85. 两轴线垂直的直齿锥齿轮传动，两轮的径向力大小相等方向相反，两轮的轴向力大小相等方向相反（×）
86. 两轴线空间交错成90°的蜗杆传动中，蜗杆分度圆螺旋升角应与蜗轮分度圆螺旋角互为余角（×）
87. 两轴线空间交错成90°的蜗杆传动中，蜗杆和蜗轮螺旋方向应相同（√）
88. 蜗杆传动的主平面是指通过蜗轮轴线并垂直于蜗杆轴线的平面（×）
89. 蜗杆的直径系数为蜗杆分度圆直径与蜗杆模数的比值，所以蜗杆分度圆直径越大其直径系数也越大（×）
90. 与齿轮传动相比，蜗杆传动的传动比大、结构紧凑、传动平稳，但效率较低，且齿面相对滑动大易发热磨损（√）
91. 蜗杆传动一定反行程自锁（×）
92. 蜗轮的转动方向完全取决于蜗杆的转动方向（×）
93. 蜗杆传动的转速比\(n_1/n_2\)等于其分度圆直径的反比\(d_2/d_1\)（×）
94. 蜗轮的齿顶圆直径并不是蜗轮的最大直径（√）
95. 标准普通圆柱蜗杆传动的中心距是\(a=m(z_1+z_2)/2\)（×）
96. 标准普通圆柱蜗杆传动中蜗轮的齿根圆直径是\(d_{f2}=d_2-2.5m\)（×）
97. 两轴垂直交错的蜗杆传动，蜗杆的圆周力与蜗轮的轴向力相等相反，蜗杆的轴向力与蜗轮的圆周力相等相反（√）
98. 蜗杆头数\(z_1\)、模数m和分度圆直径\(d_1\)确定以后，可以计算蜗杆分度圆柱上螺旋升角\(\lambda=\arctan(z_1m/d_1)\)（√）
99. 选择蜗杆传动的润滑方法和润滑油的依据是蜗杆的圆周速度（×）
100. 蜗杆的圆周速度为\(v_1\)，蜗杆分度圆柱螺旋升角为λ，则蜗杆齿面啮合处相对滑动速度\(v_s=v_1/cosλ\)（√）
101. 蜗杆传动的强度计算主要是进行蜗轮齿面的接触强度计算（√）
102. 对连续工作的闭式蜗杆传动设计计算除强度计算外还须进行热平衡计算（√）
103. 变位蜗杆传动中应是蜗杆变位，而蜗轮不变位（×）
104. 蜗轮常用较贵重的青铜材料制造是因为青铜抗胶合和耐磨、减摩性能好（√）
105. 在蜗杆传动中，作用在蜗杆上的圆周力\(F_{t1}\)、径向力\(F_{r1}\)、轴向力\(F_{a1}\)中，通常是轴向力\(F_{a1}\)为最大（√）
106. 在标准蜗杆传动中，当蜗杆头数\(z_1\)一定时，若增大蜗杆直径系数q，将使传动效率提高（×）
107. 蜗杆传动热平衡计算若不满足可采取增加散热面积、人工通风以及循环水冷却等散热措施（√）
108. 与齿轮齿条传动相比，螺旋传动每转1圈的移动量可小得多（√）
109. 与传导螺旋传动相比，传力螺旋传动通常工作速度较高，在较长时间内连续工作且有较高的精度（×）
110. 用于快速夹紧的夹具或锁紧装置中的差动螺旋应由不同方向的螺纹构成（√）
111. 滑动螺旋传动的主要失效形式是螺纹磨损，螺杆直径是按轴向力和转矩进行强度计算确定的（×）
112. 对细长受压螺杆若计算不满足稳定性条件，最有效的措施是更换螺杆的材料（×）
113. 与滑动螺旋传动相比，滚珠螺旋传动效率高，起动力矩小，磨损小，不能自锁，成本较高（√）
114. 固定不转动的心轴其所受的应力不一定是静应力（√）
115. 转动的心轴其所受的应力类型不一定是对称循环应力（√）
116. 轴的应力类型与其所受载荷的类型应是一致的（×）
117. 只传递转矩而不承受弯矩的轴是传动轴（√）
118. 既传递转矩又承受弯矩的轴是转轴（×）
119. 中碳钢制造的轴改用合金钢制造，无助于提高轴的刚度（√）
120. 铸铁抗弯强度差，传动轴不承受弯矩，故常用铸铁制造（×）
121. 合金钢的力学性能比碳钢高，故轴常用合金钢制造（×）
122. 轴常制成阶梯形主要是实现轴上零件轴向定位和便于轴上零件的拆装（√）
123. 阶梯形轴设计成两端细中间粗主要是考虑接近等强度而并非是为了便于轴上零件的拆装（×）
124. 为保证轴上零件靠紧轴肩定位面，轴肩的圆弧半径应大于该零件轮毂孔的倒角或圆角半径（×）
125. 用套筒、螺母或轴端挡圈作轴上零件轴向定位时，应使轴段的长度大于相配轮毂宽度（×）
126. 按转矩估算轴的直径，因未计算弯矩，因此不够安全（×）
127. 发生共振时轴的转速称为轴的临界转速，它是轴系结构本身所固有的，因此应使轴的工作转速避开其临界转速（√）
128. 实心圆轴的强度与直径的四次方成正比，刚度与直径的三次方成正比（×）
129. 与滚动轴承相比，滑动轴承承载能力高、抗振性好、噪声低（√）
130. 滑动轴承工作面是滑动摩擦，因此与滚动轴承相比，滑动轴承只能用于低速运转（×）
131. 滑动轴承轴瓦中油沟应开设在轴承油膜承载区内（×）
132. 一般机器中的滑动轴承通常摩擦面处于非液体摩擦状态下工作（√）
133. 滑动轴承轴瓦的主要失效形式是磨损和胶合（√）
134. 整体式滑动轴承便于装拆和调整轴承磨损后轴颈与轴瓦间的间隙（×）
135. 调心式滑动轴承的轴瓦外表面作成凸球面与轴承盖座上的凹球面相配合，轴瓦能随轴的弯曲变形而转动调位以适应轴颈的偏斜，常用于轴的跨距长，轴承宽径比\(B/d>1.5\)的场合（√）
136. 推力滑动轴承能承受径向载荷（×）
137. 轴承合金与青铜比，减摩性好，容易与轴颈跑合，抗胶合能力强，但价格较贵、机械强度低得多，只能浇铸在其他金属材料的轴瓦上作为轴承衬（√）
138. 选择滑动轴承所用的润滑油，对非液体摩擦滑动轴承主要考虑润滑油粘度，对液体摩擦滑动轴承主要考虑润滑油的油性（×）
139. 润滑油作层流流动时，油层中的摩擦切应力与其速度梯度成正比，其比例常数即为润滑油的动力粘度（√）
140. 限制非液体摩擦滑动轴承的平均压强\(p ≤[p]\)，目的是防止轴瓦压碎（×）
141. 限制非液体摩擦滑动轴承平均压强p与滑动速度v的乘积值\(pv ≤[pv]\)目的是防止过热产生胶合失效（√）
142. 形成液体动压润滑的必要条件之一是被润滑的两表面间有等值的间隙（×）
143. 液体动压润滑向心滑动轴承的承载量系数\(\Phi_p\)将随着偏心率x的增加而增大（√）
144. 在其他条件不变的情况下，液体动压向心滑动轴承所受载荷越小，油膜厚度越大（√）
145. 在其他条件不变的情况下，液体动压向心滑动轴承所用润滑油粘度越大，油膜厚度越大（√）
146. 在其他条件不变的情况下，液体动压向心滑动轴承转速越高，油膜厚度越小（×）
147. 在其他条件不变的情况下，液体动压向心滑动轴承间隙越大，油膜厚度越小（×）
148. 液体动压润滑向心滑动轴承最小油膜厚度必须小于轴颈与轴瓦表面粗糙度之和（×）
149. 液体动压润滑向心滑动轴承的轴颈是处于偏心位置，其轴心应在载荷的作用方向上（√）
150. 滚动轴承中保持架的作用是保持滚动体不在离心力作用下飞出去（×）
151. 滚动轴承中有无保持架对轴承的承载能力和极限转速没有影响（×）
152. 两个轴承的代号为6222和62/22其内径是不相同的（√）
153. 滚动轴承中公称接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力就越小（×）
154. 代号相同的滚动轴承，在相同的使用条件下，其寿命相同（×）
155. 某一滚动轴承的基本额定动载荷与其所受载荷无关（√）
156. 一批同型号的滚动轴承，在相同条件下运转，其中10%的轴承已发生疲劳点蚀，而90%的轴承尚未发生疲劳点蚀时所能达到的总转数称为轴承的基本额定寿命（√）
157. 滚动轴承的基本额定寿命是一批同代号的轴承统计值，对于某一具体的轴承而言实际使用寿命一定大于基本额定寿命（×）
158. 一批同代号的滚动轴承，其基本额定寿命为\(10^6r\)时所能承受的最大载荷称为轴承的基本额定动载荷（√）
159. 某轴用一对角接触球轴承反向安装，两轴承的径向载荷不等，轴上无轴向外载荷，则该两轴承当量动载荷计算公式中的轴向载荷一定不相等（×）
160. 某滚动轴承当所受当量动载荷增加时，其基本额定动载荷将减小（×）
161. 其他条件不变，若将作用在球轴承上的当量动载荷增加1倍，则该轴承的基本额定寿命将降至原来的½（×）
162. 其他条件不变，若将滚动轴承的转速减小到原来的½，则该轴承的基本额定寿命将增加1倍（√）
163. 滚动轴承寿命计算公式中寿命指数ε对球轴承为⅓（×）
164. 角接触轴承因承受径向载荷而产生派生轴向力，其方向为使滚动体自外圈分离的方向（√）
165. 跨距较大，承受较大径向力，轴的弯曲刚度较低时应选用调心轴承（√）
166. 深沟球轴承极限转速很高，高速时可用来代替推力球轴承（√）
167. 滚子轴承允许内外圈的倾斜角较球轴承大（×）
168. 某轴用圆柱滚子轴承作游动支承，该轴承的外圈在轴承孔中必须保证能自由轴向移动（√）
169. 滚动轴承寿命计算针对疲劳点蚀，静强度计算针对塑性变形进行（√）
170. 滚动轴承的外圈与轴承孔的配合应采用基孔制（×）
171. 滚动轴承所受轴向载荷应为其内部派生轴向力与轴向外载荷的合力（×）
172. 同一代号的滚动轴承其基本额定动载荷相同（√）
173. 用联轴器联接的轴是端部对接，它与齿轮传动、带传动等的轴间联系是不同的（√）
174. 用联轴器联接的轴可在工作运转中使它们分离（×）
175. 离合器常用于两联接轴需要经常换向的场合（×）
176. 制动器通过摩擦消耗机器的功能使其迅速减速或制动（√）
177. 万向联轴器适用于轴线有交角或距离较大的场合（×）
178. 在载荷具有冲击、振动，且轴的转速较高、刚度较小时一般选用刚性可移式联轴器（×）
179. 两轴线交角为α的单万向联轴器，主动轴以\(\omega_1\)等角速度回转，从动轴角速度\(\omega_2\)在\(\omega_1/cosα ~ \omega_1cosα\)范围内波动（√）
180. 采用双万向联轴器就能使主动轴、从动轴运转严格同步（×）
181. 对低速、刚性大、对中心好的短轴，一般选用刚性固定式联轴器（√）
182. 联轴器和离合器的主要作用是补偿两被联接轴的不同心或热膨胀（×）
183. 两轴的偏斜位移达30°，宜采用十字滑块联轴器（×）
184. 牙嵌离合器只能在低速或停车时进行接合（√）
185. 起重装置中制动器应设置为常开式，车辆中制动器应设置为常闭式（×）
186. 从减少制动力矩而言，制动器宜尽量设置在转速低的轴上（×）
187. 圆柱螺旋弹簧的弹簧指数（旋绕比）为簧丝直径与弹簧中径的比值（×）
188. 圆柱拉伸螺旋弹簧工作时簧丝的应力为切应力（√）
189. 圆柱拉伸、压缩螺旋弹簧工作时簧丝截面上最大切应力\(\tau_{max}\)发生在弹簧圈内侧（√）
190. 其他条件相同，簧丝直径越大，圆柱拉伸、压缩螺旋弹簧最大切应力\(\tau_{max}\)越大（×）
191. 其他条件相同，簧丝直径越小，圆柱拉伸、压缩螺旋弹簧的变形量越大（√）
192. 圆柱拉伸、压缩螺旋弹簧强度计算的目的在于确定弹簧的有效工作圈数（×）
193. 圆柱压缩螺旋弹簧两端需制作挂钩（×）
194. 弹簧卸载过程时如有外部摩擦产生的摩擦热而消耗的部分能量\(U_0\)与加载过程变形能U的比值越大，该弹簧缓冲吸振的效果越佳（√）
195. 测力弹簧应采用变刚度弹簧（×）
196. 橡胶弹簧由于材料内部的阻尼作用，在加载、卸载过程中摩擦能耗大，吸振缓冲效果好（√）
197. 一般情况下，弹簧簧丝直径应由弹簧的刚度计算确定（×）
198. 圆柱扭转螺旋弹簧强度计算是使其最大扭剪应力不超过对弹簧簧丝材料的许用扭剪应力（√）
199. 圆柱压缩螺旋弹簧用强度计算确定簧丝直径，材料为碳素弹簧钢丝时许用切应力与强度极限有关，而碳素弹簧钢丝的强度极限又与簧丝直径有关，因此需先假定簧丝直径进行试算（√）
200. 为使圆柱压缩螺旋弹簧可靠地安装在工作位置上应预加初始载荷（√）