第一、二、三章 总论
1.1是非题
1.1.1 载荷不变时，零件只能产生静应力。N
1.1.2 零件的应力随时间变化时，均按应变力作强度计算。N (循环次数少但应力范围大)
1.1.3 各种材料均有疲劳强度循环基数。Y
1.1.4 某零件用20MnVB制成并作表面渗碳和淬火处理，当受双向应力时，应该用第三强
度理论计算强度。Y
1.1.5 零件的应力循环特征系数范围－１≤r≤1。Y 1.1.6 疲劳曲线方程σm/rNN=C仅适有于有限寿命区。Y
1.1.7 某材料的疲劳曲线可用于分析该材料所制成零件在不同循环特征系数下的应力极限。N
1.1.8 某材料的极根应力线图可用于分析该材料所制零件在不同循环特征系数下的应力极
限。Y
第五章 螺纹联接
６.１选择题
6.1.1 联接螺纹要求 C ，传动螺纹要求 B a)平稳性好 b)效率高 c) 自锁性好 d)螺距大 6.1.2 可用作螺旋千斤顶的螺纹有 C,D 螺纹。
a)锯齿形 b)三角形 c)梯形 d) 矩形
6.1.3 常用螺纹的线数有单线双线三线三种，其中用于联接和用于传动的各有 B 。
a)一种和两种 b)一种和三种 c)两种和两种 d)两种和三种 6.1.4 管螺纹的公称尺寸是指 D 。
a)螺纹的外径 b)螺纹的内径 c)螺纹的中径 d)管了的内径
6.1.5 螺纹的牙形角为α，升角为φ，螺纹副的当量摩擦角为ρν，则螺纹副的自锁条件为
C 。
a)φ≤α b)α≤ρν c)φ≤ρν d)ρν＜ρ
6.1.6 相同公称尺寸的三角形细牙螺纹和粗牙螺纹相比，因细牙螺纺的螺距小，内径大，故
细牙螺纹B 。
a)自锁性好，强度低 b)自锁性好，强度高 c)自锁性差，强度高 d)自锁性差，强度低
6.1.7 联接用的螺母、垫圈是根据螺纹的 C 选用的。 a)中径 b)内径 c)外径
6.1.8 我国国家标准规定，螺栓的强度级别是按其材料的 C 来进行划分的。
a)抗拉强度σB b)屈服强极限σS c)抗拉强度σB 与屈服极限 σS d)硬度HB 6.1.9 受拉螺栓的断裂，最多发生在D 。
a)靠近螺栓头的部位 b)螺杆当中的部位
c)螺纹收收尾的部位 d)靠近螺母支离承面的螺纹部位
6.1.10 在同一螺栓中，螺栓的材料、直径、长度均应相同，是为了D 。
a)受力均匀 b)造型美观 c)降低成本 d)便于装配 6.1.11 紧联接螺栓按伸强度计算时，考虑到拉伸和扭转的复合作用，应将拉伸载荷 增大至
原来的 B 倍。
a)1.1 b)1.3 c)1.5 d)1.7
6.1.12 设计紧联螺栓时，其直径越小，则许用安全系数应取得越大，即许用应力取得越小。
这是由于直径越小时C 。
a)螺纹部分的应力集中越严重 b)加工螺纹时越容易产生缺陷 c)扳紧时越容易折断 d)材料的机械性能越不易保证
6.1.13 受横向载荷的受拉螺栓所受的载荷是 B ，受横向载荷的铰制孔螺栓所受的载荷
是 A ，受轴向载荷的松螺栓所受的载荷是 A ，受轴向载荷的紧螺栓所受的载荷是 E 。
a)工作载荷 b)预紧力 c)部分工作载荷 d)残余预紧力 e)工作载荷＋残余预紧力
6.1.14 被联接件受横向外力作用时，如果用受拉螺栓联接，则螺栓可能的失效形式为 C
a)剪切或是挤压变坏 b)拉断 c)拉扭断裂
6.1.15 螺栓受到预紧力F’作用和轴向工作载荷F后，螺栓的总拉力F0等于 A a)F’’+F b)F’+C2/(C1+C2)F c)F+F’
6.1.16 在受轴向载荷的紧螺栓联接中，当工作轴向力F加上后，螺栓和被联接件的受力大
小B 。
a)相等 b)不相等 c)不变
6.1.17 被联接件受横向载荷时，螺栓是否就 B 受剪切。
a)一定 b)不一定
6.1.18 在螺栓工作拉力和残余预紧力不变的情况下，C 可以收到提高螺栓疲劳强度的效果。
a)增加螺栓和被联接件的刚度 b)减小螺栓刚度和被联接件的刚度 c)减小螺栓刚度，增加被联接件刚度 6.1.19 压力容器盖的紧螺栓联接中，若螺栓预紧力和容器内压力不变，但将螺栓由实心变成
空心的，则 D 。
a)螺栓总拉力F0增高，联接的紧密性降低 b)栓的总拉力F0降低，紧密性增高 c)螺栓的总拉力F0与紧密性同时增高 d)螺栓的总拉力F0与紧密性同时降低 6.1.20 压力容器盖的紧螺栓联接中，若螺栓预紧力和容器内的压力不变，但将凸缘间软铜垫
片换成橡胶垫片，则 A 。
a)螺栓的总拉力F0与联拉的紧密性同时增高 b)螺栓的总拉力F0与紧密性同时降低 c)F0增高，紧密性降低 d)F0降低紧密性增高
6.1.21 对外载荷是轴向变载荷的紧螺栓联接，除考虑它的静强度外，还必须根据螺栓的
D 来验算它的疲劳强度。
a)最大工作应力 b)最小工作应力 c)平均工作应力 d)应力幅
6.1.22对顶螺母为 A 防松，开口销与槽形螺母为 B 防松，串联钢丝为
B 防松。
a)摩擦 b)直接锁住（机械防松） c)破坏螺纹幅（不可拆） 6.1.23 铰制孔用螺栓可用于外载荷为 C
a)轴向载荷和横向载荷的联接中 b)横向载荷和弯矩的联接中 c)横向载荷和扭矩联接中
第八章 带传动
11.1.1 带传动主要是依靠 B 来传递动动和功率的。
a)带和两轮接触面之间的正压力 b)带和两轮接触面之间的摩擦力
c)带的紧边拉力 带的初拉力
11.1.2与齿轮传动和链传动相比，带传动的主要优点是 A 。
a)工作平稳，无噪音 b)传动的重量轻 c)摩擦损失小、效率高 d)寿命较长 11.1.3 应用最广的平带是 C 。
a)皮革带 b)塑料带 c)橡胶布带 d)棉织带 e)毛织带
11.1.4 V带传动中，当带轮直径越小时，轮槽楔角应 B 。
a)越大 b)越小 c)和带轮直径无关 d)由带的型号决定
11.1.5 平带的参数中， A 来规定标准；V带的参数中， D 来规定标准。
a)长度 b)宽度 c)厚度 d)厚度和小带轮直径的比值
11.1.6 带在工作时产生弹性滑动，是由于 D 。
a)带不是绝对挠性体 b) 带与带轮间的摩擦系数偏低 c)带绕过带轮时产生离心力 d)带的松边与紧边拉力不等 11.1.7 V带传动中的弹性滑动 A 。
a)是不可避免的 b)可用增大包角和提高带与带轮间摩擦系数等措施予以避免
c)只有在外载荷不超过带传动的最大有效圆周力时才可以避免
11.1.8 带传动中，主动轮圆周速度V1、从动轮圆周速度V2 ，带速V，它们之间
存在的关系是 B 。
a)V1= V2= V b)V1＞V＞V2 c)V1＜V＜V2 d)V＞V1＞V2
11.1.9 带传动不能保证精确的传动比，其原因是由于 C 。
a)容易变形和磨损 b)带在带轮上打滑
c)带的弹性滑动 d)带的材料不遵从虎克定律 11.1.10 V带带轮的最小直径Dmin取决于 A 。
a)带的型号 b)带的线速度 c)高速轴的转速 11.1.11 带传动中应取D1＞Dmin，这是为了考虑 B 。 a)限制胶带的速度V b)限制胶带的弯曲弯曲应力 c）在传动比不变条件下，可增加包角
11.1.12 一定型号V带内弯曲应力的大小，与 A 成反比关系。 a)所绕过带轮的直径 b)所绕过带轮上的包角 c)传动比 d)带的线速度 11.1.13 带传动的中心距与小带轮的直径一定时，若增大传动比，则小带轮上的
包角 A
a)减小 b)增大 c)不变
11.1.14 带传动的中心距过大时，会导致 C 。 a)带的寿命缩短 b)带的弹性滑动加剧 c)带在工作时颤动 d)带在工作时发出很大噪音
11.1.15 两带轮的直径一定时，中心矩缩短会导致 C 。 a)带的弹性滑动加剧 b) 带传动的效率降低 c)小带轮上的包角减小 d)带工作时噪音增大
11.1.16 一带传动，紧边拉力F1与松边拉力F2之比＜10。当空载时，它们的比
值为 A ；当载荷小于许用值时，它们的比值为 D ;当载荷达到刚开始打滑的瞬间，它们的比值为 C 。
a)F1/F2≈1 b)F1/F2≈0 c) F1/F2=eμα d)F1/F2＜
eμα
11.1.17有效圆周力Fe是由任意一个带轮接触弧（α１或α2 ）上
的 C 限制的。
a)α１和α2中最大者 b)带对轮的摩擦系数 c)最大的摩擦力 11.1.18 带传动的带受到的最大应力发生在 C 。
a)带的紧边退出大轮处 b)带的松边退出小轮处 c)带的紧边进入
小轮处
11.1.19 带传动的主要失效形式为 C 。
a)带的打滑 b)带的疲劳破坏 c)带的疲劳破坏及带的打滑 11.1.20 带传动的打滑 A
a)沿小轮先发生 b)沿大轮先发生 c)沿两轮同时发生 11.1.21 胶带打滑的现象为 A 。
a)小带轮转动，皮带不动 b)皮带运动，大带轮不动 c)小轮、大轮及皮带都不动
11.1.22 带传动在传动系统中宜置于 A 。
a)高速部分 b)低速部分 c)不高不低速部分 11.1.23 带速较高时，带传动传递的功率较大，是因为 B 。