国开机械设计基础期末机考复习电大考试题库及答案

国开机械设计基础期末机考复习电大考试题库及答案机械设计基础是国家开放大学机械类专业的核心课程，期末机考重点考察学生对机械原理、通用机械零件设计及分析能力的掌握。以下整理了覆盖核心考点的复习题库及详细解答，内容结合教材重点与历年机考高频题型，帮助学生系统梳理知识体系。---一、选择题（每题2分，共20分）1.平面机构中，若引入一个转动副，将减少（）个自由度。A.1B.2C.3D.0答案：A解析：平面机构中，每个构件有3个自由度（x、y方向移动，绕z轴转动）。转动副限制2个移动自由度，保留1个转动自由度，因此减少1个自由度（3-2=1）。2.普通V带传动中，带的楔角为（）。A.30°B.38°C.40°D.45°答案：C解析：V带的标准楔角为40°，带轮轮槽楔角略小于40°（如32°、34°、36°、38°），目的是利用带的楔紧效应增加摩擦力。3.螺纹连接中，采用双螺母防松属于（）。A.摩擦防松B.机械防松C.永久防松D.不可拆防松答案：A解析：双螺母通过拧紧后两螺母间的轴向压力，使螺纹副间产生附加摩擦力矩，属于摩擦防松；机械防松如开口销、止动垫片；永久防松如胶接、点焊。4.一对标准直齿圆柱齿轮传动，小齿轮齿数z₁=20，大齿轮齿数z₂=60，模数m=2mm，则中心距a为（）。A.40mmB.60mmC.80mmD.100mm答案：C解析：标准直齿圆柱齿轮中心距公式为a=m(z₁+z₂)/2=2×(20+60)/2=80mm。5.滚动轴承的基本额定寿命是指（）。A.一批轴承中10%失效时的寿命B.单个轴承的平均寿命C.一批轴承中90%失效时的寿命D.单个轴承的最大寿命答案：A解析：基本额定寿命L₁₀是指一批同型号轴承中，90%未发生点蚀失效时的寿命（10%失效），是轴承寿命的统计值。6.下列传动中，能实现过载保护的是（）。A.齿轮传动B.带传动C.蜗杆传动D.链传动答案：B解析：带传动过载时会发生打滑，避免传动系统其他零件损坏，起到过载保护作用；其他传动无此特性。7.轴按受载性质分类，既受弯矩又受扭矩的轴是（）。A.心轴B.传动轴C.转轴D.曲轴答案：C解析：心轴仅受弯矩（如自行车前轮轴）；传动轴仅受扭矩（如汽车变速箱到后桥的传动轴）；转轴同时受弯矩和扭矩（如齿轮减速器中的齿轮轴）。8.平键连接的主要失效形式是（）。A.键的剪切破坏B.键的挤压破坏C.轮毂的挤压破坏D.轴的剪切破坏答案：C解析：平键连接中，键、轴、轮毂三者中最弱的是轮毂的挤压强度，因此主要失效形式是轮毂的挤压破坏（当连接传递大扭矩时）。9.渐开线齿轮的齿廓形状取决于（）。A.模数B.齿数C.压力角D.齿顶高系数答案：B解析：渐开线的形状由基圆大小决定，基圆半径r_b=mzcosα/2，因此齿数z直接影响齿廓形状（齿数越多，齿廓越趋近直线）。10.滑动轴承的主要失效形式是（）。A.点蚀B.胶合C.磨损D.断裂答案：C解析：滑动轴承工作时，轴瓦与轴颈表面直接接触，主要失效形式是磨损（尤其是边界润滑或混合润滑状态下）；胶合（过热导致粘着）是严重磨损的极端情况。---二、判断题（每题1分，共10分）1.机构具有确定运动的条件是自由度大于零且等于原动件数。（）答案：√解析：机构自由度F>0时，需F等于原动件数（通常为1）才能有确定运动；若F<原动件数，会发生机构卡死；F>原动件数则运动不确定。2.带传动的弹性滑动是可以避免的。（）答案：×解析：弹性滑动是由于带的弹性变形和拉力差引起的，是带传动的固有现象，无法避免；打滑是过载引起的全面滑动，可以避免。3.普通螺栓连接中，螺栓杆与孔壁间有间隙。（）答案：√解析：普通螺栓连接（受拉螺栓）的螺栓杆与孔壁间有间隙，靠螺栓预紧力产生的摩擦力传递载荷；铰制孔螺栓连接（受剪螺栓）的螺栓杆与孔壁间无间隙，靠螺栓杆的剪切和挤压传递载荷。4.齿轮传动中，小齿轮的齿面硬度应略高于大齿轮。（）答案：√解析：小齿轮齿数少、转速高、接触次数多，易磨损，因此硬度略高（一般高20-50HBS）可延长两齿轮寿命，实现等强度设计。5.滚动轴承的内径尺寸代码为“03”时，内径为17mm。（）答案：√解析：滚动轴承内径代码规则：00→10mm，01→12mm，02→15mm，03→17mm，04及以上→代码×5mm（如04→20mm）。6.轴的结构设计中，轴肩的主要作用是轴向定位。（）答案：√解析：轴肩（或轴环）通过轴的台阶面与零件端面接触，限制零件的轴向移动，是最常用的轴向定位方式。7.蜗杆传动中，通常蜗杆为主动件，蜗轮为从动件。（）答案：√解析：蜗杆传动的效率较低（一般0.7-0.9），且蜗杆头数少（通常1-4），蜗轮齿数多（一般28-80），因此通常蜗杆主动，蜗轮从动，可实现大传动比（i=z₂/z₁）。8.弹簧的主要功能包括缓冲吸振、储存能量、测量力或力矩。（）答案：√解析：弹簧的典型应用如汽车悬架（缓冲）、钟表发条（储能）、测力计（测力），均符合其功能特性。9.平带传动比V带传动的摩擦力大。（）答案：×解析：V带的楔角效应使其与带轮接触的正压力更大（F_N=F_Q/sin(φ/2)，φ为楔角），因此摩擦力大于平带（平带正压力F_N=F_Q）。10.渐开线齿轮的正确啮合条件是模数和压力角分别相等。（）答案：√解析：渐开线齿轮正确啮合需满足两轮的模数m和压力角α相等（直齿轮），斜齿轮还需螺旋角大小相等、方向相反。---三、简答题（每题6分，共30分）1.简述平面机构自由度的计算步骤及需要注意的特殊情况。答案：计算步骤：①数构件数n（机架为固定构件，不计入活动构件数）；②数低副数PL（转动副、移动副各算1个低副）；③数高副数PH（齿轮副、凸轮副等）；④代入公式F=3n-2PL-PH。特殊情况：①复合铰链：m个构件在同一轴线上形成的转动副，实际低副数为m-1；②虚约束：对机构自由度无影响的重复约束（如平行四边形机构的对边约束），计算时需去除；③局部自由度：构件局部的独立运动（如滚子从动件的滚子转动），计算时需将其与主体构件视为一个整体。2.比较带传动与链传动的优缺点及应用场景。答案：带传动优点：传动平稳、噪声小、能缓冲吸振、过载打滑保护、中心距适应范围大；缺点：传动比不准确、效率较低（0.92-0.98）、寿命较短、需张紧装置。应用：对传动平稳性要求高、中小功率的场合（如电动机到机床的传动）。链传动优点：传动比准确、效率高（0.95-0.98）、承载能力大、耐恶劣环境（粉尘、油污）；缺点：传动不平稳（多边形效应）、噪声大、需润滑。应用：对传动比要求准确、中大功率、低速或高速的场合（如自行车、摩托车、起重机）。3.简述螺纹连接的防松原理及常用防松方法。答案：防松原理：防止螺纹副在轴向力或变载荷作用下发生相对转动（松脱），需增大螺纹副间的摩擦力矩或采用机械方法限制相对转动。常用方法：①摩擦防松：双螺母、弹簧垫圈、弹性垫圈（利用附加摩擦力）；②机械防松：开口销与槽形螺母、止动垫片、串联钢丝（利用机械装置固定）；③永久防松：胶接、点焊、铆接（破坏螺纹副的可拆性）。4.说明齿轮传动的主要失效形式及预防措施。答案：主要失效形式及预防措施：①齿面接触疲劳（点蚀）：提高齿面硬度（淬火、渗碳）、增大模数或齿数（增大接触线长度）、采用合适润滑油（减小接触应力）；②齿根弯曲疲劳折断：增大齿根圆角半径（减小应力集中）、提高齿面硬度（增加抗弯强度）、采用合适模数（增大齿厚）；③齿面磨损：提高齿面精度（减小表面粗糙度）、加润滑油（减少磨粒）、采用闭式传动（防尘）；④齿面胶合：提高齿面硬度（减少粘着）、采用抗胶合润滑油（含极压添加剂）、限制油温（防止过热）；⑤塑性变形：提高齿面硬度（增加抗塑性变形能力）、避免过载（减小接触应力）。5.简述滚动轴承的类型选择原则。答案：①载荷性质：径向载荷为主选深沟球轴承；轴向载荷为主选推力球轴承（纯轴向）或角接触球轴承（同时承受径向、轴向）；联合载荷选圆锥滚子轴承；②转速要求：球轴承（如深沟球）转速高于滚子轴承（如圆柱滚子）；③调心性能：轴易变形或安装误差大时选调心球轴承或调心滚子轴承；④刚度要求：需高刚度选圆柱滚子轴承（刚性大）；需缓冲选球轴承（弹性好）；⑤安装与拆卸：需频繁拆卸选内圈带锥度的轴承（如圆锥滚子轴承）或使用紧定套。---四、计算题（共40分）1.（10分）计算图1所示平面机构的自由度（标注复合铰链、虚约束、局部自由度）。（注：假设图中A、B、C处为三个构件汇交的转动副，D处为滚子从动件的滚子）解答：①活动构件数n：除去机架，活动构件为1（原动件）、2、3、4、5，共5个；②低副数PL：-A处为3个构件汇交的复合铰链，实际转动副数=3-1=2；-B、C、E、F处各1个转动副，共4个；-移动副G（构件5与机架），1个；总计PL=2（A）+4（B/C/E/F）+1（G）=7；③高副数PH：D处滚子与凸轮接触为高副，1个；④局部自由度：D处滚子的转动为局部自由度，需去除（n不变，PH不变）；⑤虚约束：无（假设无重复约束）；自由度F=3n-2PL-PH=3×5-2×7-1=15-14-1=0。（注：若机构自由度为0，说明无法运动，可能存在虚约束未识别，需重新检查。）2.（15分）设计一对标准直齿圆柱齿轮传动，已知传递功率P=10kW，小齿轮转速n₁=960r/min，传动比i=3，许用接触应力[σ_H]=600MPa，许用弯曲应力[σ_F]=300MPa，试确定模数m和齿数z₁（z₂=iz₁）。（提示：接触疲劳强度公式：m≥√[(2KT₁(u+1))/(φ_du[σ_H]^2z₁^2)]；弯曲疲劳强度公式：σ_F=2KT₁Y_FaY_Sa/(bm^2z₁)≤[σ_F]；取K=1.2，φ_d=1，u=i=3，Y_Fa1=2.8，Y_Sa1=1.55）解答：步骤1：计算小齿轮扭矩T₁T₁=9550×10³×P/n₁=9550×10³×10/960≈99479N·mm步骤2：按接触疲劳强度设计模数m接触强度公式变形得：m≥√[(2KT₁(u+1))/(φ_du[σ_H]^2z₁^2)]代入数据（假设z₁=20）：m≥√[(2×1.2×99479×(3+1))/(1×3×600²×20²)]=√[(2×1.2×99479×4)/(1×3×360000×400)]=√[(955958.4)/(432000000)]≈√0.002213≈0.047mm（不合理，说明z₁假设过小）重新假设z₁=25（通常z₁=20-40）：m≥√[(2×1.2×99479×4)/(1×3×600²×25²)]=√[(955958.4)/(1×3×360000×625)]=√[955958.4/675000000]≈√0.001416≈0.0376mm（仍过小，需考虑模数标准系列）实际设计中，接触强度公式通常用于校核，弯曲强度更易成为设计依据。步骤3：按弯曲疲劳强度设计模数m弯曲强度公式中，b=φ_dmz₁=1×m×z₁σ_F=2KT₁Y_FaY_Sa/(bm^2z₁)=2×1.2×99479×2.8×1.55/(m×z₁×m²×z₁)=(2×1.2×99479×2.8×1.55)/(m³z₁²)≤300整理得：m³≥(2×1.2×99479×2.8×1.55)/(300z₁²)取z₁=20：m³≥(2×1.2×99479×2.8×1.55)/(300×400)=(2×1.2×99479×4.34)/120000≈(1037000)/120000≈8.64m≥2.05mm，取标准模数m=2.5mm（或m=2mm，需校核）步骤4：验证接触强度（以m=2.5mm，z₁=20为例）z₂=3×20=60，分度圆直径d₁=mz₁=50mm，d₂=150mm，中心距a=(50+150)/2=100mm接触应力σ_H=Z_HZ_EZ_ε√[(2KT₁(u+1))/(bd₁²u)]（简化计算）Z_H=2.5（标准直齿轮），Z_E=189.8√MPa，Z_ε=1（近似），b=φ_dd₁=1×50=50mmσ_H=2.5×189.8×1×√[(2×1.2×99479×4)/(50×50²×3)]≈474.5×√[(955958.4)/(375000)]≈474.5×√2.55≈474.5×1.597≈758MPa超过[σ_H]=600MPa，需调整参数（增大z₁或m）。重新取z₁=25，m=2.5mm：d₁=62.5mm，b=62.5mm，σ_H=2.5×189.8×√[(2×1.2×9