考研机械判断题全.docx
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考研机械判断题全
判断题
第三章机械零件强度
1，脉动循环变应力的应力循环特性系数为1。
（×）
2，只有静载荷产生静强度，只有变载荷产生疲劳破坏。
（×）
3，机械零件在静载荷作用下，则均为静强度破坏。
（×）
4，机械零件的刚度是指机械零件在载荷作用下抵抗塑性变形的能力。
（×）
5，机械零件一旦出现磨损，该零件就发生了实效。
（×）
6，塑性材料比较脆性材料易产生粘附磨损。
（√）
7，润滑油的粘度与温度有关，且粘度随温度的升高而增大。
（×）
8，合金钢与碳素钢相比有较高的强度和较好的热处理能力，因此用合金钢制造零件不但可以减小尺寸，还可以减小断面变化处过渡圆角半径和降低表面粗糙度的要求。
（×）
9，当零件的尺寸由刚度条件决定时，为了提高零件的刚度，应选用高强度合金钢制造。
（×）
10，根据机器的额定功率计算出作用在零件上的载荷称为计算载荷。
（×）
11，设计某普通碳钢零件时，校核后刚度不足，采用高强度合金钢时，对提高其刚度是不起作用的。
（√）
12，“零件”是组成机器的具有确定相对运动的构件。
（×）
第四章摩擦、磨损及润滑概述
第五章螺纹联接和螺旋传动
1，降低被联接件的刚度可以提高受变载荷作用的螺栓的疲劳强度。
（×）
2，为了美观和制造方便，设计螺栓组时，常把螺栓在轴对称的几何形状上均匀分布。
（×）
3，普通螺纹的公称直径是指螺纹的中径。
（×）
4，具有自锁性的螺纹联接，在使用时不需要防松。
（×）
5，螺栓连接主要用于被连接件不太厚、便于穿孔且需经常拆卸的场合。
（√）
6，螺纹的螺旋升角愈小，螺纹的自锁性能愈好。
（√）
7，当螺纹公称直径、牙型角、螺纹线数相同时，细牙螺纹的自锁性比粗牙螺纹的自锁性。
（√）
8，为了提高受轴向变载荷螺栓联接的疲劳强度，可以增加螺栓刚度。
（×）
9，受轴向载荷的普通螺栓联接，适当增大预紧力能提高螺栓的抗疲劳强度。
（√）
10，三角形螺纹的牙型角比矩形螺纹的牙型角大，故三角螺纹主要用于螺纹联接，而矩形螺纹主要用于螺旋传动。
（√）
11，螺栓联接中的螺栓受横向载荷时只需计算剪切强度和挤压强度。
（×）
12，在有气密性要求的螺栓联接结构中，接合面之间不用软垫片进行密封而采用密封环结构，这主要是为了增大被联接件刚度，从而增大螺栓的疲劳强度。
（√）
13，在螺纹联接中，采用加高螺母以增加旋核圈数的办法对提高螺栓的强度并没有多少用。
（√）
14，减少螺栓和螺母的螺距变化差可以改善螺纹牙间的载荷分配不均的程度。
（√）
15，受横向载荷的铰制孔精配螺栓联接，螺栓的抗拉强度不需要进行计算。
（√）
16，双螺母放松结构中，如两螺母厚度不同时，应先安装薄螺母，后安装厚螺母。
（√）
15，受横向载荷的紧螺栓联接主要是靠被联接件接合面之间的摩擦来承受横向载荷的。
（√）
16，螺栓组受转矩作用时，螺栓的工作载荷同时受到剪切和拉伸。
（×）
第六章键、花键、无键连接和销连接
6-1.平键联接在机器中应用广泛，主要是因为结构简单而且可以承受一定的轴向力。
（×）
6-2.楔键联接中，主要靠键的两个侧面承受载荷。
（×）
6-3.平键的工作面是两侧面。
（√）
6-4.平键是靠键的两侧面来传递载荷。
（√）
6-5.普通平键联接中，键的工作表面是其上下面。
（×）
6-6.楔键因具有斜度所以能传递双向轴向力。
（×）
6-7.用普通平键时，键的截面尺寸b×h和键长L都是根据强度计算确定的。
（×）
第八章带传动
8-1.V带传动的传动比大，结构紧凑，在许多场合都取代了平带传动。
（√）
8-2.设计V带传动时，可以通过增大传动中心距来增大小带轮的包角
。
（√）
8-3.带传动的打滑和弹性滑动都是其失效形式。
（×）
8-4.带传动的打滑是其失效形式，弹性滑动是其固有特性。
（√）
8-5.V带和平带均利用带的底面与带轮之间的摩擦力来传递运动和动力。
（×）
8-6.带传动在工作时产生弹性滑动是由于传动过载。
（×）
8-7.（上海交大1996年考研）在传动系统中，皮带传动往往放在高速级是因为它可以传递较大的扭矩。
（×）
8-8.（上海交大1995年考研）在带传动中，传动带的最大应力发生在带开始绕入主动轮的那一点处。
（√）
8-9.（重庆大学2001年考研）带传动中的弹性滑动不可避免的原因是瞬时传动比不恒定。
（×）
8-10.（清华大学1996年考研）V带传动比平带传动比能力大，这是因为V带与带轮工作面上的正压力大，因而摩擦力也大。
（√）
8-11.（西南交大1998年考研）带在工作时受变应力的作用，这是它的可能出现疲劳破坏的根本原因。
（√）
8-12.（北京理工大学1997年考研）带的弹性滑动使传动比不准确，传动效率低，带磨损加快，因此在设计中应避免带出现弹性滑动。
（×）
8-13.（北京理工大学1997年考研）带的工作应力中，由离心力引起的离心拉应力在带的各截面上都一样。
（√）
8-14.（北京理工大学2001年考研）带传动的传递功率过大打滑时，松边拉力为零。
（×）
8-15.（中南大学2001年考研）带传动的弹性滑动是由带的预紧力不够引起的。
（×）
8-16.V带传动一般是多跟带同时工作，因而与平带相比，其优点之一是传动中某根带疲劳损坏后可单独更换。
（×）
8-17.带传动在工作时产生弹性滑动，是由于传动过载。
（×）
8-18.V带（三角带）传动的平均传动比是准确的。
（×）
8-19.楔角为40的V带，其带轮槽楔角要大于40，比如取为44、46、48（×）
8-20.楔键联接通常用于要求轴与轮般严格对中的场合。
（×）
8-21.V带横截面中两工作面之间的夹角为40°，所以带轮槽角也是40°。
（×）
8-22.带传动中，V带（三角带）中的应力是对称循环变应力。
（×）
第九章链传动
1，布置链传动时，应使链条的紧边在上，松边在下以保证链条工作平稳，噪音小。
（√）
2，链传动张紧的目的是避免松边垂度过大引起啮合不良和链条振动。
（√）
3，链节距越大，链速也越不均匀。
（√）
4，链传动中，当主动链轮匀速回转时，链速是变化的。
（√）
5，链传动中，当一根链的链节数为偶数时需采用过渡链节。
（×）
6，旧自行车的后链轮（小链轮）比前链轮（大链轮）容易脱链。
（√）
7，链传动的平均传动比恒定不变。
（√）
8，在一定转速下，要减轻链传动的运动不均匀性，设计时，应选择较小节距的链条。
（√）
9，链传动设计时，链条的型号是通过抗拉强度计算公式而确定的。
（×）
10，滚子链设计中，由于链节数一般选用偶数，考虑到均匀磨损，链轮齿数也最好采用偶数。
（×）
11，旧自行车上链条容易脱落的主要原因是链条磨损后链节增大，以及大链轮齿数过多。
（√）
12，在传递的功率，转速相同的情况下，仅采用双列链代替单列链可以降低链传动不均匀性。
（×）
第十章齿轮传动
10-1.为了有效提高齿面接触强度，可保持分度圆直径不变而增大模数。
（×）
10-2.为了有效提高齿轮的轮齿抗弯曲强度，可保持分度圆直径不变而适当增大齿数。
（√）
10-3.如果齿轮的齿宽、材料、热处理、转速等情况不变，只增大齿轮的分度圆直径，则齿面的接触强度会提高。
（√）
10-4.如果齿轮的齿宽、材料、热处理、转速等情况不变，只增大齿轮模数，则齿根的弯曲强度会提高。
（√）
10-5.齿轮传动中，轮齿的齿面疲劳点蚀，通常首先发生在轮齿靠近节线的齿顶部分。
（×）
10-6.（西安交大1998年考研）在变位齿轮接触强度计算中，因基圆不变，传递的扭矩不变，因而可以用分度圆的圆周力来代替作用于节圆的圆周力，算出的
也是分度圆直径。
（√）
10-7.（西南交通大学1998年考研）轮齿齿面的相对滑动所产生的摩擦力，对从动轮其摩擦力是背向节线的，因此塑性变形后出现凹痕。
（×）
10-8.（华南理工大学2000年考研）按齿面接触疲劳强度设计计算齿轮传动时，若两齿轮的许用接触应力
在计算公式中应代入大者进行计算。
（×）
10-9.（上海交大1995年考研）影响齿轮弯曲强度的主要参数是模数m。
（√）
10-10.（上海交大1995年考研）一对相啮合的齿轮，若大、小齿轮的材料、热处理情况相同，则它们的工作接触应力和许用接触应力均相等。
（×）
10-11.（上海交大1996年考研）齿轮的耐磨性计算主要是控制其齿面上的比压。
（×）
10-12.（北京理工大学1997年考研）若齿轮在轴上布置方式和位置相同，齿宽系数
越大，齿向载荷分布系数
越大。
（√）
10-13.（北京理工大学1997年考研）钢制齿轮多用锻钢制造，只有在齿轮直径很大，形状复杂时才使用铸钢制造。
（√）
10-14．（北京理工大学1998年考研）动载系数
是考虑主、从动齿轮啮合振动产生的内部附加动载荷对齿轮载荷的影响系数。
为了减小内部附加动载荷，可采用修缘齿。
（√）
10-15.（北京理工大学1999年考研）齿轮传动中，经过热处理的齿面称为硬齿面，而未经热处理的齿面称为软齿面。
（×）
10-16.（北京理工大学1999年考研）对于软齿面闭式齿轮传动，若弯曲强度校核不足，较好的解决办法是保持
和b不变，减少齿数，增大模数。
（√）
10-17.（北京理工大学1999年考研）为了减小齿轮传动的动载荷，可以采用鼓形齿。
（×）
10-18.（北京理工大学2001年考研）直齿锥齿轮的强度计算是在轮齿小端进行。
（×）
10-19.（北京理工大学2001年考研）开式齿轮传动中，齿面点蚀不常见。
（√）
10-20.硬齿面齿轮只可能产生轮齿折断，不会产生齿面点蚀。
（√）
10-21.低速重载齿轮不会产生胶合，只有高速重载齿轮才会产生胶合。
（×）
10-22.闭式传动润滑良好的齿轮主要失效形式是磨损；而开式传动的齿轮主要失效为齿面点蚀。
（×）
10-23.所有齿轮传动中，若不计齿面摩擦力，一对齿轮的圆周力都是一对大小相等、方向相反的作用力和反作用力。
（×）
10-24.所有齿轮传动中，若不计齿面摩擦力，一对齿轮的轴向力都是一对大小相等、方向相反的作用力和反作用力。
（×）
10-25.为了减小齿向载荷分布系数
，应该尽量是齿轮在两轴承中间对称分布，并把齿宽系数
尽量选小些。
（√）
10-26.因闭式软齿面齿轮传动的齿面接触疲劳强度一般比齿根弯曲疲劳强度低，所以先按接触强度设计，再进行弯曲强度校核。
（√）
10-27.一对圆柱齿轮，若保持中心距与齿宽不变，减小模数、增加齿数，则可降低齿面接触应力，却增加了齿根弯曲应力。
（×）
10-28.一对齿轮若接触强度不够时，应增大模数；而齿根弯曲强度不够时，则要加大分度圆直径。
（×）
10-29.材料为20Cr的齿轮要达到硬齿面要求，可采用表面淬火的方法实现。
（×）
10-30.内啮合圆柱齿轮传动中，其大、小齿轮的径向力都指向各自的轮心。
（×）
10-31.在设计开式齿轮传动时，齿轮齿数应选得多一些。
（×）
10-32.在中心距a不变的情况下，提高一对齿轮接触疲劳强度的有效方法是加大模数m。
（×）
10-33.影响一对齿轮接触强度的主要尺寸是中心距和齿宽。
（√）
第十一章蜗杆传动
1，若模数和蜗杆分度圆直径不变，增加蜗杆头数，蜗杆传动效率和滑动速度将降低。
（×）
2，蜗杆传动设计时，若模数和蜗杆头数不变，增加蜗杆分度圆直径，将使蜗杆传动效率提高，蜗杆刚度降低。
（×）
3，蜗杆传动，蜗杆头数越少，传动效率越低。
（√）
4，由于蜗轮与蜗杆之间的相对滑动较大，更容易产生胶合和磨粒磨损。
（×）
5，在蜗杆传动比i=z2/z1中，蜗杆头数z1相当于齿数，因此其分度圆直径d1=z1m。
（×）
6，蜗杆传动的正确啮合条件之一是蜗杆的断面模数与蜗轮的端面模数相等。
（×）
7，蜗杆传动的正确啮合条件之一是蜗杆与蜗轮的螺旋角大小相等，方向相同。
（×）
8，为了提高蜗杆的传动效率，可以不另换蜗轮，只需要采用直径相同的双头蜗杆代替原来的单头蜗杆。
（×）
9，为使蜗杆传动中的蜗轮转速降低一倍，可以不用另换蜗轮，而只采用一个双头蜗杆代替原来的单头蜗杆。
（×）
10，蜗杆传动中的蜗杆导程角γ=45°-（ρ’/2）时效率最高，因此设计时应选取该导程角值。
（×）
11，减速蜗杆传动不会发生自锁。
（×）
12，蜗杆传动的正确啮合条件之一是蜗杆的导程角和蜗轮的螺旋角大小相等，方向相反。
（×）
13，蜗杆传动中，其它条件相同，若增加蜗杆头数，则齿面相对滑动速度提高。
（√）
14，蜗杆传动中，如果模数和蜗杆头数一定，增加蜗杆分度圆直径，将使传动效率降低，蜗杆刚度提高。
（√）
15，蜗杆传动的传动比
（d1、d2分别为蜗杆、蜗轮分度圆直径）。
（×）
第十二章滑动轴承
12-1.在非液体润滑滑动轴承中，限制p值的目的是防止轴承衬材料过度磨损。
（√）
12-2.在非液体润滑滑动轴承中，限制p值的目的是防止轴承材料塑性变形。
（×）
12-3.滑动轴承的润滑油应由承载区引入。
（×）
12-4.滑动轴承的润滑油应由非承载区引入。
（√）
12-5.选用滑动轴承的润滑油时，转速越高，选用油的粘度越高。
（×）
12-6.滑动轴承在全液体润滑状态下，随着轴转速的升高，油膜厚度也随之增大，油膜中的总摩擦阻力则有相应的下降，因此摩擦系数f将有所减小。
（×）
12-7.承受载荷F的径向（向心）滑动轴承在稳定运转时，轴径中心与轴承孔中心并不重合，轴径转速越高，则偏心距越小，但偏心距永远不能减小到零。
（√）
12-8.（华南理工大学2000年考研）非液体摩擦滑动轴承主要失效形式是点蚀。
（×）
12-9.（北京理工大学1997年考研）非液体摩擦滑动轴承设计中验算比压（压强）p的目的是限制轴承发热量。
（×）
12-10.（北京理工大学1998年考研）承受载荷F的径向（向心）滑动轴承在稳定运转时轴颈中心与轴承孔中心并不重合，轴颈转速越高，则偏心距越小，但偏心距永远不能减小到零。
（√）
12-11.（北京理工大学1999年考研）液体动力润滑径向滑动轴承中的最小油膜厚度，一定位于载荷作用线上。
（×）
12-12.（北京理工大学2000年考研）欲提高液体动压滑动轴承的工作转速，应提高其润滑油的粘度。
（×）
12-13.（北京理工大学1999年考研）在混合摩擦滑动轴承设计或滑动轴承的条件性计算中，限制pv值的主要目的是防止轴承因过热而胶合。
（√）
12-14.（上海交大1996年考研）液体动压滑动轴承中，轴的转速越高，则油膜的承载能力越高。
（√）
12-15.（北京理工大学2001年考研）滑动轴承设计中，适当选用较大的宽径比可以提高承载能力。
（√）
12-16.（重庆大学2001年考研）滑动轴承轴瓦上的油沟，应开在非承载区。
（√）
12-17.（中南大学2001年考研）液体动压轴承的动压形成只需要两个条件；轴和轴承间有足够的润滑油，轴和轴承间有足够的相对速度。
（×）
12-18.液体静压轴承两表面相对速度为零时也能形成承载油膜。
（√）
第十三章滚动轴承
1，只用来传递转矩的轴依靠三个支点支承在机架上，中间支点应选用调心球轴承（√）
2，圆锥滚子轴承能同时承受较大的径向载荷和轴向载荷。
（√）
3，向心推力轴承既能承受径向载荷，又能承受轴向载荷。
（×）
4，型号为7210的滚动轴承，表示其类型为角接触球轴承。
（√）
5，滚动轴承的基本额定寿命是指可靠度为90%的轴承寿命。
（√）
6，公称接触角α=0的深沟球轴承，只能承受纯径向载荷。
（×）
7，角接触球轴承的派生轴向力S是由其支承的轴上的轴向载荷引起的。
（×）
8，滚动轴承的基本额定动载荷是指在此载荷作用下轴承工作106转时，轴承的90%不发生疲劳点蚀。
（√）
9，滚动轴承内座圈与轴颈的配合，通常采用基轴制。
（×）
10，当载荷较大时，可选用滚子轴承，对轻、中载荷应选用球轴承。
（√）
11，滚动轴承的失效形式有下列三种：
磨粒磨损，过渡塑性变形，疲劳点蚀，其中最常见的一种是磨粒磨损。
（×）
12，滚动轴承的基本额定寿命是指一批相同的轴承的寿命的平均值。
（×）
13，采用滚动轴承轴向预紧措施的主要目的是提高支承刚度和旋转精度。
（√）
14，采用滚动轴承轴向预紧措施的主要目的是提高轴承的承载能力。
（×）
15，角接触球轴承的接触角α越大，承受轴向载荷的能力就越大。
（√）
16，角接触球轴承7211内圈与轴的配合可以标注为55m6。
（√）
17，三支点传动轴应选用圆柱滚子轴承。
（×）
18，回转的滚动轴承所受载荷的大小、方向均保持不变时，滚动轴承中各元件上的所受应力都是静应力。
（×）
第十四章联轴器和离合器
14-1.对于轴向、径向位移比较大、转速较低、无冲击的两轴之间宜选用滑块联轴器。
（√）
14-2.转速高、载荷平稳、中小功率的两轴将宜选用弹性柱销联轴器。
（√）
14-3.齿式联轴器是一种刚性固定式联轴器。
（×）
14-4.凸缘联轴器是一种刚性固定式联轴器。
（√）
14-5.凸缘联轴器属于可移式刚性联轴器。
（×）
14-6.圆盘摩擦离合器靠在主、从动摩擦盘的接触表面间产生的摩擦力矩来传递转矩。
（√）
14-7.在低速、轻载、传动精度要求不高的联接中，轴端多采用楔键联接，楔键传递
扭矩时的工作面是其侧面。
（×）
14-8.（清华大学1996年考研）单万向联轴器的从动轴角速度不均匀，改用双万向联轴器后，从动轴的角速度即可变为均匀。
（×）
14-9.（西南交大1998年考研）牙嵌式离合器允许径向位移。
（×）
14-10.（北京理工大学1997年考研）套筒联轴器中，是靠键或销传递扭矩。
（√）
14-11.（北京理工大学1998年考研）联轴器和离合器都是使两轴既能联接又能分离的部件。
（√）
14-12.（北京理工大学2000年考研）矿山机械和重型机械中，低速、重载、不易对中处常用的联轴器是凸缘联轴器。
（×）
14-13.（北京理工大学2000年考研）低速、重载、不易对中处最好使用弹性套柱销联轴器。
（√）
14-14.（北京理工大学2001年考研）由于转速较高时会产生较大的离心力和磨损十字滑块联轴器只适用于转速较低的场合。
（×）
14-15.联轴器和离合器都是联接两轴使之一同回转并传递转矩的一种部件。
前者只有在机器停车时或低速时才能使两轴分离，后者则随时可使两轴分离或接合。
（×）
14-16.摩擦离合器对两轴之间的分离或接合，都是在停止转动的条件下进行。
（×）
14-17．齿轮联轴器、蛇形弹簧联轴器、弹性柱销联轴器，都属于挠性联轴器。
（√）
14-18.联轴器主要用于把两轴联接在一起，机器运转时不能将两轴分离，只有在机器停车并将联接拆开后，两轴才能分离。
（√）
14-19.
第十五章轴
1，转轴上所受载荷和支点位置确定，可按照弯扭合成强度条件进行校核计算。
（√）
2，自行车前轴属于心轴。
（√）
3，设计一根齿轮轴，材料采用45号钢，验算时发现轴的刚度不够，这时应换用合金钢来制造轴。
（×）
4，为了防止轴上零件与轴产生相对转动，轴上的各传动件应进行轴向固定。
（×）
5，转轴弯曲应力的应力循环特性为脉动循环变应力。
（×）
6，为提高轴的刚度，一般采用的措施是用合金钢代替碳钢。
（×）
7，轴的强度计算中，安全系数校核就是疲劳强度校核。
（√）
8，为使轴上零件与轴肩端紧密贴合，应保证轴的圆角半径r，轮毂孔的倒角高度c（或圆角半径R），轴肩高度a之间的关系为：
r>c>a或r>R>a。
（×）
9，承受弯矩的转轴容易发生疲劳断裂，是由于其最大弯曲应力超过材料的强度极限。
（×）
10，由汽车前桥到后桥的那根转动着的轴是一根转轴。
（×）
11，用安全系数法设计轴时，为使轴安全工作，必须使轴的安全系数S小于许用安全系数（×）
12，轴的结构设计中，一般应尽量避免轴截面形状的突然变化。
宜采用较大的过渡圆角，也可以改用内圆角，凹切圆角。
（√）
13，实际的轴多做成阶梯形，这主要是为了减轻轴的重量，降低制造费用。
（×）
14，按扭转强度条件计算轴的受扭段的最小直径时，没有考虑弯矩的影响。
（×）
15，只承受弯矩，而不承受扭矩的轴称为心轴。
（√）
第十六章弹簧
16-1.圆柱螺旋压缩弹簧的最大应力发生在弹簧丝法截面的内侧。
（√）
16-2.圆柱螺旋弹簧的弹簧丝直径按照弹簧的强度条件计算得到。
（√）
16-3.圆柱拉（压）弹簧丝横截面主要存在弯曲正应力而扭转弹簧丝横截面主要存在扭转剪切应力。
（×）
16-4.圆柱螺旋拉（压）弹簧受轴向载荷后，其最大应力产生在弹簧丝剖面的外侧。
（×）
第十八章减速器和变速器
18-1.齿轮变速箱中的输入轴属于传动轴。
（×）
18-2.同一减速器中，如果忽略效率不计，在工作过程中，则每个轴所传递的转矩是相等的。
（×）
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