机械设计减速器说明书-设计带式运输机的传动装置.doc

机械设计课程设计说明书课题名称： 带式运输机传动装置的设计 专业班级： 机制中美班 学生学号： 学生姓名： 学生成绩： 指导教师： 课题工作时间：2016年12月12日至 2016年12月 30日 武汉工程大学教务处 37摘要机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关选修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。 本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算，机体结构及其附件的设计和参数的确定，绘制装配图及零件图，编写计算说明书。 关键字：减速器、带式输送机、V带传动、齿轮传动目 录第一章 概述设计带式输送机的传动装置4 1.系统总体方案的确定4第二章 传动装置总体设计51. 电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）72. 传动装置的总传动比及其分配9第三章 传动零件及轴的设计计算121. V带传动的设计计算122. 齿轮传动的设计计算16第四章 轴的设计计算26 1. 轴的设计计算26第五章 箱体及其附件的结构尺寸设计32 1.箱体的结构尺寸设计32 2.附件的结构设计33 附：1.心得体会35 2.参考文献36 机械设计课程设计任务书设计题目：设计带式运输机的传动装置 注：图中F为输送带拉力（或为输出转矩T），V为输送带速度学号1/17/332/18/343/19/354/205/216/227/238/24鼓轮直径D(mm)300330350350380300360320输送带速度v(m/s)0.630.750.850.800.800.700.840.75输出转矩T(Nm)400370380450460440360430学号9/2510/2611/2712/2813/2914/3015/3116/32鼓轮直径D(mm)340350400450380300360320输送带速度v(m/s)0.800.850.730.900.800.800.840.73输出转矩T(Nm)410390420400420420390400已知条件：1. 工作环境：一般条件，通风良好；2. 载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；3. 使用期限：8年，大修期3年，每日两班制工作；4. 卷筒效率：=0.96；5. 运输带允许速度误差：5%；6. 生产规模：成批生产。设计内容：1. 设计传动方案；2. 设计减速器部件装配图（A1）；3. 绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）；4. 编写设计计算说明书一份（约7000字）第一章 概述设计带式输送机的传动装置1. 系统总体方案的确定 系统总体方案：电动机传动系统执行机构1) 初选的三种方案如下:图1方案一：展开式两级圆柱齿轮图2方案二：同轴式两级圆柱齿轮图3方案三：分流式两级圆柱齿轮2) 系统方案的总体评价： 以上三种方案：方案一中一般采用斜齿轮，低速级也可采用直齿轮。总传动比较大，结构简单，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。方案二中减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴肩润滑较困难。方案三中一般为高速级分流，且常用斜齿轮，低速级可用直齿或人字齿轮。齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。常用于大功率，变载荷场合。方案一结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。总的来讲，该传动方案一满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还有结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高等优点。 第二章 传动装置总体设计1.电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）1) 电动机类型和结构型式选择最常用的的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性较好，也适用于某些要求较高起动转矩的机械。2) 选择电机容量首先估计传动装置的总体传动范围：由卷筒的圆周速度V可计算卷筒的转速工作机所需有效功率从电动机到工作机主轴之间的总效率=123n查文献【1】表3-1知联轴器的传动效率1=0.99，有1个V带传动效率2=0.96滚动轴承3=0.99，有3 对圆柱齿轮传动4=0.97，有2个卷筒效率5=0.96故：查表得：3) 选择电动机的转速选择电动机转速时式中：电动机转速可选范围 各级传动的传动比范围有表2-1查得V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-6，其他的传动比都等于1，则电动机转速的可选范围为：所以电动机转速的范围为（916.74-7333.92）r/min可见，同步转速为1000r/min、1500r/min、3000r/min的电动机均符合这里选择常用的同步转速为1500rpm和1000rpm两种4) 确定电动机型号由表20-1知，电动机型号相关表格如下方案号电动机型号额定功率Kw电动机转速r/min电动机质量Kg总传动比参考比价同步满载1Y132S-6310009606318.853.092Y100L2-43150014203827.881.87表1电动机型号相关数据两个方案均可行，方案1对选定的传动方案传动比也适中，故选方案一选定电动机型号为Y132S-6，安装代号B3其它主要参数列于下表电动机型号额定功率Kw电动机转速中心高mm外伸轴径mm轴外伸长度mm同步满载Y132S-63100096013238k680表2 Y100L2-4主要参数2. 传动装置的总传动比及其分配1) 计算总传动比：2) 各级传动比的分配传动比选取见文献【1】表3-2，V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-6，对于展开式两级圆柱齿轮减速器，为了使两级的大齿轮有相似的浸油深度，高速级传动比i2和低速级传动比i3可按照下列方法分配:取V带传动比i1=2,i2=1.3*i3则减速器的总传动比为双级圆柱齿轮高速级传动比双级圆柱齿轮低速级传动比3) 各轴的转速n电动机转轴转速:高速轴：中间轴：低速轴：卷筒轴：4) 各轴输入功率P电动机：高速轴:中间轴:低速轴:卷筒轴：5) 各轴输入转矩T电动机转轴:高速轴：中间轴：低速轴：卷筒轴：将以上计算结果整理后列于下表：项目转速功率转矩（N.m）传动比效率电动机轴960329.823.52.70.960.96030.9603高速轴I4802.8857.3中间轴II137.12.77193.0低速轴III50.82.66500.1卷筒轴：50.82.60488.810.9801表3轴的相关数据第三章 传动零件的设计计算1. V带传动的设计计算1) 已知条件 设计此V带传动h时，已知条件有带传动的工作条件；传递的额定功率；小带轮转速；大带轮转速。设计内容包括选择带的型号；确定基准长度、根数、中心距、基准直径以及结构尺寸；初拉力和压轴力。2) 设计步骤传动带初选为普通V带传动 确定计算功率P为所需传递的额定功率就是电动机额定功率此输送机每日两班制就是工作16小时，且工作载荷平稳。由课本文献【2】P156表8-8查得，工作情况系数=1.2则=1.2*3=3.6kw 选择V带型号小带轮转速即电动机满载转速=960r/min根据=1.2*3=3.6kw和=960r/min查文献【2】图8-9，选取带型为普通V带A型。 确定带轮的基准直径，并验算带速度v根据V带的带型和电动机的中心高100mm,查文献【2】表8-9选取小带轮的基准直径=125mm验算带速=6.28m/s因为带速不宜过高，一般在5m/sv120 计算带的根数z查文献【2】表8-4插值得P0=1.3816kw查文献【2】表8-5插值得P0=0.1116kw查文献【2】表8-6得=0.96查文献【2】表8-2得=0.96则=2.61故取z=3根 计算单根V带的初拉力F0由文献【2】表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以 计算压轴力=2*4*114*sin161.28/2=900N带型计算功率/kw带速v/(m/s)中心距a/mm基准长度/mm小带轮包角根数z小带轮直径/mm大带轮直径/mmA3.66.28415.61630162.763125250表4 V带的相关数据 带轮的结构设计 由电动机的外形和安装尺寸知，大带轮采用孔板式、小带轮采用实心式的铸造带轮。因为选用普通A型V带轮，查文献【2】表8-11知轮槽截面尺寸：e=150.3mm,=9mm,=11mm,=2.75mm,=8.7mm,=6mm 则带轮轮缘宽度B=(z-1)*e+2f=480.6mm,取B=48mm对小带轮: 小带轮的基准直径=125mm， 则=125+2*2.75=130.5mm初选孔径d=28mm则d1=(1.82)d=53mm,L=(1.52)d=49mm对大带轮： 大带轮的基准直径=250mm， 则=250+2*2.75=255.5mm也初选孔径d=24mm,则d1=(1.82)d=46mm=255.5-2*（2.72+6）=238.06mm=143.53mm=47.265mmS=(1/71/4)B=50/5=10mm据文献【2】式（8-14），带传动实际平均传动比为，取，则=2.032. 齿轮传动的设计计算1) .材料及热处理：高速级：选择大齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS,软齿面小齿轮材料为45Cr（调质处理）硬度为280HBS,软齿面带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度低速轴：选择大齿轮材料为45钢（正火处理）硬度为190HBS,软齿面小齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为230HBS,软齿面带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度2) 初选高速级小齿轮齿数Z1=30, 则高速级大齿轮齿数Z2=i12*z1=3.5*30=105,所以取Z2=105，则齿数比u1=3.53) 初选低速级小齿轮齿数z1=30, 则低速级大齿轮齿数z2=i34*z1=2.7*30=81,所以取z2=81,则齿数比u2=2.74) 按齿面接触强度设计 确定公式内的各计算数值a. 试选Kt1.3b. 查表选取尺宽系数1c. 查表得材料的弹性影响系数=189.8d. 按齿面硬度查表10-25d得 高速级：小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPas低速级：小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=570MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2310MPase. 计算应力循环次数高速轴：604801（283658）N1/i12低速轴：601361（283003）N2/i34/2.7=式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时f. 查表得接触疲劳寿命系数高速轴：KHN10.9；KHN20.95低速轴：KHN10.92；KHN20.95 g. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1高速轴： =0.9*600/1=540Mpa =523Mpa低速轴： =0.92*620/1=570.4Mpa =0.95*340/1=513Mpa5) 计算 计算两级小齿轮分度圆直径=46.39mm =70.43mm 计算圆周速度高速级：V1=3.14*d1t*n1/(60*1000)=3.14*46.93*480/60000=1.166m/s低速级：V2=3.14*d2t*n2/(60*1000)=3.14*101.96*137.1/60000=0.53m/s 计算齿宽b高速级：=1*46.93=46.93mm低速级：=1*70.43=70.43mm 计算实际载荷系数Kh=Ka*Kv*Kha*Khb已知载荷平稳，取KA=1根据V1=1.166m/s，7级精度，由文献【2】图10-8查得动载系数Kv1=1.05同理有V2=0.53m/s，得Kv2=1.01直齿轮有Kha1=Kha2=1.2查文献【2】表10-4插值得到Khb1=1.418，Khb2=1.417故载荷系数:Kh1=Ka*Kv1*Kha*Khb1=1*1.05*1.2*1.418=1.787Kh2=Ka*Kv2*Kha*Khb2=1*1.01*1.2*1.417=1.717 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得=51.58mm=77.28mm 计算模数m=46.39/30=1.719mm=77.28/30=2.58mm6) 按齿根弯曲强度设计 确定计算参数由文献【2】图10-24c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa,大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa由文献【2】图10-22知弯曲疲劳寿命系数：高速级：，低速级；， 计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4高速级:=500*0.85/1.4303.57MPa380*0.88/1.4=238.86Mpa低速级：=0.95*470/1.4=318.93Mpa=0.9*310/1.4=199.29Mpa 查文献【2】图10-18取应力校正系数：高速级=1.41；=1.65低速级=1.45，=1.66查文献【2】图10-17取齿形系数：高速级=3.325，=2.375低速级=3.1，=2.37 计算大、小齿轮的并加以比较高速级：=3.325*1.41/303.57=0.0154=2.375*1.65/238.86=0.0164低速级：=3.1*1.45/318.93=0.0141=2.37*1.66/199.29=0.0197都是大齿轮的数值大，所以取较大者，高速级取0.0164，低速级取0.0197 设计计算=1.395mm=2.09mm 调整齿轮模数高速级：圆周速度: d1= v=1.05mm齿宽：b=宽高比b/h：,b/h=7.048根据V1=1.05m/s，7级精度，由文献【2】图10-8查得动载系数Kv1=1.05同理有V2=0.53m/s，得Kv2=1.005查文献【2】表10-3得齿间载荷分配系数查文献【2】表10-4插值得到KH=1.4174，查文献【2】10-3得KF=1.3故载荷系数:KF=Ka*Kv1*Kh*Kh=1.638按实际的载荷系数校正所得的齿轮模数，得=51.58mm低速级：圆周速度: d1= v=0.449mm齿宽：b=宽高比b/h：,b/h=13.307根据V1=0.449m/s，7级精度，由文献【2】图10-8查得动载系数Kv1=1.005同理有V2=0.53m/s，得Kv2=1.005查文献【2】表10-3得齿间载荷分配系数查文献【2】表10-4插值得到KH=1.422，查文献【2】10-3得KF=1.4故载荷系数:KF=Ka*Kv1*Kh*Kh=1.6884按实际的载荷系数校正所得的齿轮模数，得由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度决定的承载能力仅与直径有关，综合结果取高速级m1=2mm，d1=51.58mm低速级m2=3mm,d1=77.28mm 几何尺寸计算a. 高速级 小齿轮齿数=51.58/2=25.79=26， 大齿轮齿数=3.5*33=91 计算分度圆直径=2*26=52mm =91*2=182mm 计算中心距=117mm 大齿轮齿宽=1*52=52mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm所以=59mm，b2=52mmb. 低速级 小齿轮齿数=77.28/3=25.76=26 大齿轮齿数=38*2.7=71 计算分度圆直径=326=78mm =713=213mm 计算中心距=145.5mm 齿轮齿宽=1*78=78mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm所以=85mm,综上，齿轮传动的参数如下：名称参数传动高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z26912671模数m2233分度圆直径d5218278213齿宽b59528578中心距a117145.5圆周速度v1.050.449表5 齿轮传动的参数第四章 轴的设计计算1. 轴的设计计算1）选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故各轴均选择45钢,调质处理2）初估轴径1) 高速轴查文献【2】表15-3，取A=110=19.98mm高速轴最小直径处安装大带轮，中间安装齿轮，轴上设有两个键槽。所以=1.12*20.02mm=22.42mm取=24mm2) 中间轴查表15-3，取A=110=29.96mm中间轴安装齿轮，轴上设有两个键槽。所以=1.12*29.96，取=35mm3) 低速轴查表15-3，取A=110=41.15mm低速轴安装有联轴器和齿轮，轴上设有两个键槽。所以=1.12*40.94=45.86mm取=45mm3）轴的结构设计1) 高速轴的结构设计 各轴段直径的确定a. 最小直径，安装大带轮的外伸轴段，=24mmb. 密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，得知第二段轴的定位高度h=(0.07-0.1)，选取=28mmc. 为滚动轴承处轴段直径，=30mm,所以选取轴承为6206，其尺寸d*D*B=30mm*62mm*16mmd. 为过渡轴承，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，因此需要考虑挡油盘的轴向定位，取=35mm。e. 齿轮处轴段，齿轮d1=52mm。f. 滚动轴承处轴段=30mm 各轴段长度的确定a. 由大带轮的轮毂孔宽度B=50mm确定=48mmb. 由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，选取轴承端盖螺钉直径d3=6mm,那么e=1.2d=7.2mm,m=31mm,螺钉数为4.由装配关系取带轮与箱体距离为50mm，轴承处轴段缩进2mm,则=7.2+31+2+50=90mm.c. 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定=16+12-2=26mm。d. 根据高速级小齿轮宽度B1=71mm，确定=87mm.e. =59mm为小齿轮轴肩长度。f. 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定=16+12=28mm. 键的尺寸设计大带轮选用普通平键，尺寸为b*h*L=8*7*32mm. 齿轮与轴配合为H7/n6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差图4 高速轴简图2) 低速轴的设计 各轴段的直径确定：a. d31最小直径，安装联轴器的外伸轴段。d31=d3min=45mmb. d33为滚动轴承处轴段d33=55mm，故选轴承为6211，其尺寸为dDB=55mm100mm21mm。c. d32为密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准，d32=50mm。d. d34轴环，根据齿轮的轴向定位要求d35=66mm。e. d35低速级大齿轮轴段d36=60mm。f. d36为滚动轴承与套筒轴段，d36=d33=55mm. 各轴段长度的确定。a. L31由d31=45mm。选取TL8型弹性套柱销联轴器，则联轴器的毂孔宽L1=84mm，取L31=82mm。b. L32由箱体结构轴承端盖装配关系确定，轴承盖总宽度29mm，端盖外端面与半联轴器的右端面间距为10mm，取L32=41mm。c. L33由滚动轴承宽度B=31mm。d. L34过渡段长度L34=69mm。e. L35由宽度取L35=76mm。f. L36由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L37=21mm+12+2mm=35mm. 键的设计：L31段需与外部的联轴器连接，故选用C型普通单圆头平键，尺寸为bhl=14mm9mm54mm.L36段为大齿轮轴段，故选用A型普通平键，尺寸为bhl=16mm10mm52mm. 齿轮与轴的配合为H7/h6，半联轴器与轴的配合为H7/k6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6. 3) 中间轴的设计。 各轴段直径的确定。a. d21最小直径，滚动轴承处轴段，d21=d2min=35mm滚动轴承选取6207，其尺寸dDB=357217mm.b. d22低速级小齿轮轴段，选取d22=45mm.c. d23轴环，根据齿轮的轴向定位要求d23=55mm.d. d24高速级大齿轮轴段，d24=45mm.e. d25段为套筒与轴承处，d25=35mm. 各轴段长度的确定。a. L21由滚动轴承，挡油盘确定，滚动轴承B=17mm,所以L21=17+12+2=31mm.b. L22低速级小齿轮L22=83mm.c. L23轴环宽度L23=10mm.d. L24高速级的大齿轮=50mm.e. L25由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L25=17+12+2=31mm. 键的尺寸设计。 选2个普通平键：低速级小齿轮上：bhL=14956mm高速级大齿轮上：bhL=14932mm 齿轮与轴配合为H7/n6,半联轴器与轴配合为H7/k6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸工差为m6. 图6 中间轴简图第五章 箱体及其附件的结构尺寸设计1. 箱体的结构尺寸设计1）联轴器的选择根据轴孔直径和公称转矩，选用凸缘联轴器。选取联轴器型号为GYH6型联轴器 GB/T 5843-20032） 箱体和附件3） 1、采用铸造箱体，结构尺寸按文献【1】p23表5-1计算得出，列于表3中4） 表3 减速器铸造箱体结构尺寸名称符号结构尺寸/mm箱座（体）壁厚8箱盖壁厚18箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度b,b1,b2 b=12，b1=18,b2=20箱座、箱盖上的肋厚m,m1m=m1=6.8轴承旁凸台的高度和半径h,R1h=54,R1=20轴承盖（即轴承座）的外径D280,112,140地脚螺钉直径与数目df,ndf=16,n=4通孔直径16沉头座直径D033底座凸缘尺寸c1min,c2minc1min=25,c2min=23连接螺栓轴承旁连接螺栓直径d1d1=12d2=10箱座、箱盖连接螺栓直径d2通孔直径d13.59沉头座直径D2622凸缘尺寸c1min,c2min20,1615,12定位销直径d8轴承盖螺钉直径d38视孔盖螺钉直径d46箱体外壁至轴承座端面的距离h42大齿轮顶圆与箱体内壁的距离齿轮端面与箱体内壁的距离2、 附件结构设计及选择（1）轴承盖：由轴承外径可确定轴承盖外径分别为80mm,112mm,140mm,其余各参数由文献【1】表6-27查得。注意安装时用调整垫片调整间隙。（2） 窥视孔及视孔盖：根据文献【1】p46图7-10，A=100,d4=M6,A1=A+(56)d4,A2=(A+A1)/2=115,B=B1-(56)d4=216-36=180,B2=(B+B1)/2=198,R=6,h=4,=4。（3） 游标尺：根据文献【1】P48表7-3，选用M16（16）。其上刻有最高油面和最低油面的标线。游标尺在箱体安放部位应保证可以自由取出，倾斜角度选定为45。（4） 通气器：由于工作环境有轻微灰尘，故选择有过滤灰尘作用的通气罩，根据文献【1】表7-1，选用A型通气罩M27X1.5（5） 吊耳和吊钩：根据文献【1】图7-21吊耳环：d=16mm,R=16mm,e=15mm,b=16mm吊钩：B=27mm,H=22mm,h=11mm,R=7mm,b=16mm（6） 螺塞及封油垫：根据文献【1】表7-4，选用M20X1.5。由于圆柱螺纹螺塞自身不能防止漏油，因此在螺塞的下面放置一石棉橡胶纸板封油垫片。设计小结经过三周的课程设计，我基本上完成了减速器这一简单而又完整的机械产品的设计。整个设计过程使我了解了实际产品设计的大致流程，也对之前学过的机械设计等课程有了更深入的理解与掌握。设计过程使我明白了前期的计算与估计对后期设计的影响，而一个良好的规划会对后续工作带来很多便利。我们现在的设计是很成熟的产品，有基本的套路可以模仿，我希望通过今后多积累类似的设计经验，为以后的创新设计或其他产品的设计打下牢靠的基础。这次设计出的减速器外部开式齿轮直径过大，可能与电机选择转速较大，开式齿轮传动传动比选取偏大有关。参考文献【1】李育锡主编.机械设计课程设计M，第2版.北京：高等教育出版社，2014【2】濮良贵，陈国定，主编. 机械设计, 第9版.北京：高等教育出版社，20131. 基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究2. 基于单片机的嵌入式Web服务器的研究 3. MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究 4. 基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制 5. 基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究 6. 基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器7. 单片机控制的二级倒立摆系统的研究8. 基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现 9. 基于单片机的蓄电池自动监测系统 10. 基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究11. 基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究 12. 基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发 13. 基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制 14. 基于单片机的自动找平控制系统研究 15. 基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发 16. 基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发 17. 模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现 18. 一种基于单片机的轴快流CO,2激光器的手持控制面板的研制 19. 基于双单片机冲床数控系统的研究 20. 基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制 21. 基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制 22. 基于单片机的软起动器的研究和设计 23. 基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究 24. 基于单片机的机电产品控制系统开发 25. 基于PIC单片机的智能手机充电器 26. 基于单片机的实时内核设计及其应用研究 27. 基于单片机的远程抄表系统的设计与研究 28. 基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制 29. 基于微型光谱仪的单片机系统 30. 单片机系统软件构件开发的技术研究 31. 基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制32. 基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制 33. 基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用 34. 基于单片机的光纤光栅解调仪的研制 35. 气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制 36. 基于单片机的数字磁通门传感器 37. 基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究 38. 基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究 39. 单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制 40. 基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪 41. 基于单片机的电机运动控制系统设计 42. Pico专用单片机核的可测性设计研究 43. 基于MCS-51单片机的热量计 44. 基于双单片机的智能遥测微型气象站 45. MCS-51单片机构建机器人的实践研究 46. 基于单片机的轮轨力检测 47. 基于单片机的GPS定位仪的研究与实现 48. 基于单片机的电液伺服控制系统 49. 用于单片机系统的MMC卡文件系统研制 50. 基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究 51. 基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究 52. 单片机控制的后备式方波UPS 53. 提升高职学生单片机应用能力的探究 54. 基于单片机控制的自动低频减载装置研究 55. 基于单片机控制的水下焊接电源的研究 56. 基于单片机的多通道数据采集系统 57. 基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制 58. 基于单片机的红外测油仪的研究 59. 96系列单片机仿真器研究与设计 60. 基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造 61. 基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现 62. 基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制 63. 基于单片机的气体测漏仪的研究 64. 基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器 65. 基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究 66. 基于单片机的膛壁温度报警系统设计 67. 基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计 68. 基于单片机船舶电力推进电机监测系统 69. 基于单片机网络的振动信号的采集系统 70. 基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究 71. 基于单片机的叠图机研究与教学方法实践 72.