一级直齿圆柱齿轮减速器机械课程设计.docx

机械设计课程设计计算度说明书（2013级）题目学生姓名 陈俊君 学 号 13143102 院 系 机械与电气工程学院 专 业 机械电子工程 指导教师 蕫雁 完成日期 2015-11-16 目录一级直齿圆柱齿轮减速器3工作条件：31、选择电动机32、传动比分配33、计算各轴的转矩44、带或链传动设计4带传动设计4链传动设计55、齿轮传动设计66、轴及轴类零件的设计与选择8I轴8轴127、轴承寿命计算、联轴器与键的计算16轴承寿命的计算16低速轴上联轴器的计算18低速轴上键的强度计算182.7.0密封和润滑的设计19设计总结19一级直齿圆柱齿轮减速器工作条件：用于自动送料运输机的传动装置，双班制工作(6小时/班)，传动平稳，小批量生产，运输机工作允许转速误差5%，使用年限6年。工作条件数据工作速度v(m/s)1.25工作拉力F(N)2200卷筒直径D(mm)3201、选择电动机(1) 确定工作机功率：P工作=FV/1000=1.25*2200/1000KW=2.75KW(2) 原动机功率：通过机械设计课程设计指导书我选带=0.96，链=0.96，齿轮=0.97，轴承=0.99。卷筒=0.96, 联轴器=0.99.所以总=联轴器2*带2*轴承4*齿轮2 *卷筒=0.78。所以P电机=3.53KW.设P电动机=4KW2、传动比分配因为nw=V/(D)=1.25/(0.32*3.14)r/s=1.243r/s=74.60r/min按推荐的一级直齿圆柱齿轮减速器传动比i齿=36，带的传动比i带=24和链的传动比i链=26，则系统的传动比范围应为：I=i齿*i带*i链=（36）*（24）*（26）=12144所以电动机转速的可选范围为nd= I*nw=(12144)*74.60r/min=895.210742.4r/min符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种。查询机械设计课程设计指导书确定电机的型号为Y132M1-6.其满载转速为960r/min。额定功率为4KW。i总=n电动机/n滚筒=960/74.60=12.87(设选定电机为960r/min)各级平均传动比：i平=3i总=312.87=2.34取i带=2，i齿轮=3，i链=i总/(i带*i齿轮)=12.87/(2*3)=2.143、计算各轴的转矩电动机轴：转速：n0=960r/min输入功率：P0=4KW输出转矩：T0=9550*(Pd/n0)=9550*(4/960)Nm=39.79NmI轴:转速:n I=n0/i带=960/2=480r/min输入功率:PI=P0*带=4*0.96KW=3.84KW输入转矩:TI=9550*( PI/ n I)=9550*(3.84/480)Nm=76.4Nm轴:转速：n II=n0/(i带*i齿轮)=960/(2*3)r/min=160r/min输入功率: IIP电动机*带*轴承*齿轮=4*0.96*0.99*0.97KW=3.69KW输入转矩:TII=9550*(PII/ n II)=9550*(3.69/160)Nm=220.25NmIII轴:转速：n III= n0/(i带*i齿轮*i链)=960/(2*3*2.14)r/min=74.77r/min输入功率:P III =P电动机*带*轴承2*齿轮*链=3.50KW输入转矩:T III=9550* (P III / n III)=9550*(3.50/74.77)Nm=447.04Nm4、带或链传动设计带传动设计由机械设计中表7-7的KA =1.1。P=P0*带*轴承=4*0.98*0.0.99KW=3.88KW所以Pc=KA* P=1.1*3.88KW=4.268KW。小带轮转速n1 =960r/min。由机械设计得dd1=100mm。dd2=dd1*2=200mm.所以选择该v带为A截型验算带速：v=*dd1*n1/(60*1000)m/s=5.02m/s确定中心距和带的基准长度Ld0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)a0=210600选取a0=460mmLd=2a0+/2*(dd1+dd2)+(dd2-dd1)*(dd2-dd1)/(4*a0) =1396.7mm所以由机械设计表7-2得Ld=1400mm.实际中心距 拟将带传动设计成中心距可调的结构，采用近似计算aa0+(Ld-Ld)/2=461.65mm,取a=462mm验算小带轮包角 1=180-(dd2-dd1)/a*57.3=180-100/462*57.3=167.60度确定V带根数单根V带基本额定功率 由机械设计表7-6P1=0.97KW单根V带额定功率增量 由机械设计表7-8P1=0.11KW小带轮包角修正系数 由机械设计表7-9线性插值求得K =0.97带长修正系数 由机械设计表7-2的KL=0.96V带根数 zPc/(P1+P1) K KL)=4.24 取z=5计算初拉力V带单位长度质量 由表7-1q=0.10kg/m单根V带的初拉力 F0=500 Pc(2.5/K -1)/(vz)+qv2=136.4N取F0=137N作用在轴上的载荷FQ=2zF0sin(1/2)=1.17*103N链传动设计小链轮齿数 初估链速v=0.63m/s,由机械设计表10-5得 取z1=17传动比 i=n2/n3=160/74.60=2.14大链轮 z2=iz1=36.38,取z2=36初定中心距 a0=40p链节数 Lp=(z1+z2)/2+2a0/p+p/ a0(63-21)/(2)2=106.7,取Lp=107节工作情况系数 由机械设计表10-6 取KA=1.0齿数系数 由机械设计表10-7，估计工作点位于所选链的功率曲线过顶点纵线左侧 Kz=(z1/19)1.08=(17/19)1.08=0.89链长系数 由机械设计表10-7，与Kz计算原则相同 KL=(Lp/100)0.26=(107/100)0.26=1.02多排链系数 采用单排链，由机械设计表10-8 取Km=1.0所需额定功率 P0=KAp /(KzKLKm)=1.0*3.69/(0.89*1.02*1.0)KW=4.06KW链节距 根据P0及n1由机械设计图10-12选16A滚子链 由机械设计表10-1查得p=25.40mm理论中心距 a=p/4(Lp (z1+z2)/2)+ (Lp (z1+z2)/2)2-(8(z1-z2)/2)=1019.46mm中心距调节量 a=(0.0020.004)a=(0.0020.004)*1019.46mm=2.044.08mm实际中心距 a=a-a=1019.46-(2.044.08)mm=1017.421015.38mm 取验算链速 v=n1z1p/(60*1000)=160*17*25.40/(60*1000)m/s=1.15m/s计算作用在轴上的载荷工作拉力 F=1000P/v=1000*3.69/1.15N=3208.70N作用在轴上的载荷 FQ=1.2KAF=3850.43N确定润滑方式 根据链节距p及链速v由机械设计图10-13得宜采用滴油润滑5、齿轮传动设计小齿轮传递功率P1=3.84KW，转速为n1=480r/min,i=3.由机械设计表8-1得小齿轮：40Cr,调质处理，齿面硬度为260HBW；大齿轮：45钢，调质处理，齿面硬度为230HBW初选齿数 取小齿轮齿数z1=14 则大齿轮齿数z2=iz1=3*14=42选择齿宽系数d和精度等级 初估小齿轮直径d1估=56mm参照机械设计表8-8取齿宽系数d=1，则b估=dd1估=1*56mm=56mm齿轮圆周速度v估=d1n1/(60*1000)= *56*480/(60*1000)m/s=1.41m/s参照机械设计表8-9，齿轮精度选为8级计算两齿轮应力循环次数N小齿轮 N1=60n1th=60*1*480*(12*250*6)=5.184*108大齿轮 N2=N1/i=1.728*108寿命系数ZN 由机械设计图8-24得 ZN1=1，ZN2=1.08(不允许有一定量点蚀)接触疲劳极限Hlim 由机械设计图8-20a，查MQ线得Hlim1=720MPa, Hlim2=580MPa安全系数SH 参照机械设计表8-11，取SH=1许用接触应力H 根据式子(8-14)得H1= Hlim ZN1/SH=720*1/1MPa=720MPaH2= Hlim ZN2/SH=580*1.02/1MPa=591.6MPa按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数确定各相关的参数值计算小齿轮转矩T1=9550*P/n1=9550*3.84/480Nm=76.4Nm确定载荷系数K使用系数KA 按电动机驱动，载荷平稳，查机械设计表8-4，取KA=1动载系数KV 按8级精度和速度，查机械设计图8-11，取KV=1.11齿间载荷分配系数KKAFt/b=2KAT1/(bd1)=2*1*76.4/(56*56)Nm=61.48Nmm<100Nmm由机械设计表8-5，取K=1.2齿向载荷分布系数K 由机械设计图8-14a，取K=1.05载荷系数 K=KA KVKK=1*1.11*1.2*1.05=1.3986确定弹性系数ZE，由机械设计表8-6得ZE=190MPa确定节点区域系数ZH，由机械设计图8-16得ZH=2.5确定重合度系数Z。由机械设计式(8-8)得重合度=1.88-3.2(1/z1+1/z2)=1.88-3.2(1/14+1/42)=1.58由机械设计式(8-7),重合度系数Z=(4-)/3=(4-1.55)/3=0.898求所需小齿轮直径d1 由机械设计式(8-6)得d132 KT1(u±1)( ZHZZE/H)2/d*u=52.91mm与初估d1基本相符确定中心距a、模数m等主要集合参数模数m m=d1/z1=52.91/14=3.78有机械设计表8-7取标准模数 m=4mm由机械原理得ha*=1,c*=0.25da1=(z1+2ha*)m=(14+2*1)*4mm=64mmda2=(z2+2ha*)m=(42+2*1)*4mm=176mmdf1=(z1-2ha*-2c*)m=(14-2*1-2*0.25)*4mm=46mmdf2=(z2-2ha*-2c*)m=(42-2*1-2*0.25)*4mm=158mm中心距aa=m(z1+z2)/2=4*(14+42)/2mm=112mm分度圆直径d1、d2d1=mz1=4*14mm=56mmd2=mz2=4*42mm=168mm确定齿宽b b=dd1=1*56mm=56mm大齿轮齿宽b2=b=56mm小齿轮齿宽 b1=64mm校核齿根弯曲疲劳强度计算许用弯曲应力寿命系数YN1。由机械设计图8-29取YN1= YN2=1极限应力Flim。由机械设计图8-25a取Flim1=300MPa，Flim2=220MPa尺寸系数YX.由机械设计图8-30，取YX1=YX2=1安全系数SF。参照机械设计表8-11，取SF=1.6许用弯曲应力F。由机械设计式(8-16)得F1=2Flim1YN1YX1/SF=2*300*1*1/1.6MPa=375MPaF2=2Flim2YN2YX2/SF=2*220*1*1/1.6MPa=275Mpa计算齿根弯曲应力齿形系数YFa。由机械设计图8-18，取YFa1=3.2，YFa2=2.39应力修正系数Ysa。由机械设计图8-19，取Ysa1=1.48，Ysa2=1.675重合度系数Y。由机械设计式(8-11)得Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.58=0.72齿根弯曲应力。由机械设计式(8-9)得F1=2KT1YYsa1YFa1/（bd1m）=2*1.3986*76.4*1000*3.2*1.48*0.72/(56*56*4)Mpa=58.1MPa<F1F2=F1YFa2Ysa2/(YFa1Ysa1)=58.1*1.675*2.39/(1.48*3.2)MPa=49.11MPa<F2所以齿根弯曲疲劳强度足够 单位：mmZ1Z2amd11442112456d2da1da2df1df21686417646158b1b264566、轴及轴类零件的设计与选择选择45号钢，调制处理，毛培直径200mm,硬度217255(HBW),抗拉强度b=640,屈服点s=355,弯曲疲劳极限-1=275，扭转疲劳极限-1=155，静应力+1w=215,脉动循环应力ow=100,对称循环应力-1w=601，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键I轴TI=76.4Nm,PI=3.84KW,nI=480r/min.由机械设计表11-3取C=112，实心圆周直径dC3(P/n)=1123(3.84/480)mm=22.4mm,齿轮一的分度圆直径d1=56mm，带传动中的大轮直径为200mm。齿轮的啮合角为20度，寿命系数KN=1.适当增大轴径：d=22.4*(1+0.04)mm=23.296，取d=24mm。所以L'1.21.5d=28.836mm所以选键长度32mm。由机械设计表5-1得，选键宽b×键高h=8×7所以轴右侧第一段直径为24mm。轴右侧第二段直径为26mm。B=(z-1)e+2f=(5-1)*15+2*10mm=80mmd1=2d=48mm，d2=dd-2(hf+)=200-2*(9+6)mm=170mm,所以采用腹板上开孔的孔板式带轮。所以右侧第一段长度为78mm。右侧第二段长度：46.7mm。设计轴右侧第三段直径为30mm。由机械设计课程设计指导书得取轴承代号为6205的常用滚动轴承，其B=15mm。所以轴右侧第三段长度为29.7mm。取轴右侧第四段直径为32mm。长度为8.3mm小齿轮宽度b1=64mm，所以选轴右侧第五段长度为64mm。L1.21.564mm=76.896mm直径为35mm。选轴右侧第六段长度为30mm。直径为32mm。选轴右侧第七段长度为4mm，直径为26mm由机械设计课程设计指导书得取轴承代号为6206的常用滚动轴承，其B=16mm。选轴右侧第八段长度为29.3mm，直径为52.5mm右侧第一段：键宽b×键高h=8×7 键长度32mm 右侧第一段右侧第二段右侧第三段右侧第四段右侧第五段右侧第六段右侧第七段右侧第八段总长直径2426303235322652.5长度7846.729.78.36430429.3317按当量弯矩校核：小齿轮的切向力 Ft2=2T/d1=2*76.4*103/56N=2728.57N由MA=0，得 FBV×141-Ft2×74=0FBV=1432.02N由FY=0得 FAV=Ft2-FBV=2728.57-1432.02N=1296.55N小齿轮的径向力 Fr2=Ft2tan=2728.57×tan20=993.12N由MA=0得 Fr2×74-FBH×141=0FBH=521.21N由FY=0,得FAH=Fr2-FBH=471.91NMV=FAV×74N.mm=95944.7N.mmMH=-FAH×74=-471.91×82N.mm=-34921.34N.mm截面合成弯矩 M=MH2+MV2=34921.342+95944.72N.mm=102102.3283N.mmT=74.6×103N.mm轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴材料为45钢调质，由机械设计表11-1查得-1W=60MPa, ow=100MPa.=-1W ow=0.6截面 MeI右=M2+(T)2=(102102.3283)2+(0.6×74.6×103)2N.mm=111482.4786N.mmMeI左=M2+(T)2=(102102.3283)2+02N.mm=102102.3283N.mm截面 Me左=M2+(T)2=(0)2+(0.6×74.6×103)2N.mm=44760N.mmMe右=M2+(T)2=(0)2+(0.6×74.6×103)2N.mm=44760N.mm校核危险截面处轴的直径由轴的结构图和当量弯矩图可知，、处有可能是危险截面由机械设计式(11-7)得截面d3Me0.1-1W=3111482.47860.1×60mm=26.49mm计入键槽的影响 d=26.49×1.04mm=27.55mm结论：轴符合要求。轴1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器TI=220.25Nm,PI=3.69KW,nI=160r/min.由机械设计表11-3取C=112，实心圆周直径dC3(P/n)=1123(3.69/160)mm=31.88mm,齿轮二的分度圆直径d1=168mm。链传动中的小链直径为25.40sin18017mm=138mm。齿轮的啮合角为20度，寿命系数KN=1.适当增大轴径：d=31.88*(1+0.04)mm=33.1552mm，取d=34mm。所以轴右侧第一段直径为34mm。轴右侧第二段直径为36mm。所以L'1.21.5d=40.851mm所以选键长度45mm。由机械设计表5-1得，选键宽b×键高h=10×8所以右侧第一段长度为78mm。右侧第二段长度：46.8mm。设计轴右侧第三段直径为40mm。由机械设计课程设计指导书得取轴承代号为6208的常用滚动轴承，其B=18mm。所以轴右侧第三段长度为47mm。取轴右侧第四段直径为44mm。长度为25mm大齿轮宽度b2=56mm，所以选轴右侧第五段长度为56mm。直径为47mm。所以齿轮上的键宽b×键高h=14×9，L1.21.5d=5467.5mm,所以选键长54mm选轴右侧第六段长度为30mm。直径为44mm。选轴右侧第七段长度为4mm，直径为36mm由机械设计课程设计指导书得取轴承代号为6208的常用滚动轴承，其B=18mm。选轴右侧第八段长度为16mm，直径为40mm右侧第一段键选键长度45mm。由机械设计表5-1得，选键宽b×键高h=10×8齿轮键：键宽b×键高h=14×9，L1.21.5d=5467.5mm,所以选键长54mm右侧第一段右侧第二段右侧第三段右侧第四段右侧第五段右侧第六段右侧第七段右侧第八段总长直径3436404447443640长度7846.847255630416309齿轮的切向力 Ft1=2T/d1=2*220.25*103/168N=2622.02N由MA=0，得 FBV×133-Ft1×63=0FBV=1242.01N由FY=0得 FAV=Ft1-FBV=2622.02-1242.01=1380.01N齿轮的径向力 Fr1=Ft1tan=2622.02×tan20=954.34N由MA=0得 Fr1×63-FBH×133=0FBH=452.06N由FY=0,得FAH=Fr1-FBH=502.28NMV=FAV×70N.mm=96600.7N.mmMH=-FAH×70=-502.28×70N.mm=-35159.6N.mm截面合成弯矩 M=MH2+MV2=35159.62+96600.72N.mm=102800.2564N.mmT=220.25×103N.mm轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴材料为45钢调质，由机械设计表11-1查得-1W=60MPa, ow=100MPa.=-1W ow=0.6截面 MeI右=M2+(T)2=(102800.2564)2+(0.6×220.25×103)2N.mm=167426.1485N.mmMeI左=M2+(T)2=(102800.2564)2+02N.mm=102800.2564N.mm截面 Me左=M2+(T)2=(0)2+(0.6×220.25×103)2N.mm=132150N.mm=Me右校核危险截面处轴的直径由轴的结构图和当量弯矩图可知，、处有可能是危险截面由机械设计式(11-7)得d3Me0.1-1W=3167426.14850.1×60mm=30.33mm计入键槽的影响 d=30.33×1.04mm=31.54mm结论：轴符合要求。7、轴承寿命计算、联轴器与键的计算轴承寿命的计算轴上轴承：切向力：Ft=Ft1+Ft2=3492.57N径向力:Fr=993.12N轴向力：FX=0N小齿轮分度圆直径d1=56mm轴径直径为35mm。l=64mm。n=480r/min.T要求=18360h求铅垂面支反力FRV1、FRV2FRV1=Frl-Fx×d22l=993.12×642×64N=496.56NFRV2=Fr-FRV1=993.12-496.56N=496.56N求水平面支反力FRH1、FRH2FRH1=FRH2=Ft2=1746.285N求总支反力，即轴承所受径向载荷FR1、FR2FR1=FRV12+FRH12=496.562+1746.2852N=1815.51NFR2=FRV22+FRH22=496.562+1746.2852N=1815.51N求轴承所受轴向载荷FA1、FA2由于调心滚子轴承接触角=0度，不存在内部轴向力，故轴承所受轴向载荷FA1=0轴承所受轴向载荷FA2=0计算轴承的当量动载荷FP1、FP2由于选取的是6206轴承。查表得C=19500N，C0=11300N,nlim=9500(脂润滑)计算当量动载荷FP1、FP2轴承1 FP1=FR1=1815.51N温度系数fT=1.0 fP=1.1Lh10=10660n(fTcfPFP)=32325所以符合要求轴上轴承：切向力：Ft=Ft1+Ft2=5814.05N径向力:Fr=954.34N轴向力：FX=0N大齿轮分度圆直径d2=168mm轴径直径为45mm。l=56mm。n=160r/min.T要求=18360h求铅垂面支反力FRV1、FRV2FRV1=Frl-Fx×d22l=954.34×562×56N=477.17NFRV2=Fr-FRV1=954.34-477.17N=477.17N求水平面支反力FRH1、FRH2FRH1=FRH2=Ft2=2907.025N求总支反力，即轴承所受径向载荷FR1、FR2FR1=FRV12+FRH12=477.172+2907.0252N=2945.93NFR2=FRV22+FRH22=477.172+2907.0252N=2945.93N求轴承所受轴向载荷FA1、FA2由于调心滚子轴承接触角=0度，不存在内部轴向力，故轴承所受轴向载荷FA1=0轴承所受轴向载荷FA2=0计算轴承的当量动载荷FP1、FP2由于选取的是6207轴承。查表得C=25700N，C0=15300N,nlim=8500(脂润滑)计算当量动载荷FP1、FP2轴承1 FP1=FR1=2945.93N温度系数fT=1.0 fP=1.1Lh10=10660n(fTcfPFP)=51961h所以符合要求低速轴上联轴器的计算T=447.04N.m KA=1.3Tc=KAT=581.152N.m查表得用型号为LH3的联轴器，其公称转矩为630N.m.许用转速为5000r/min满足Tc<= T n <=n低速轴上键的强度计算轴上右侧第一段：键宽b×键高h=8×7 键长度32mm 传递转矩为76.4Nm所以P=2Tkld=2×76.4×10372×32×24MPa=56MpaP满足要求轴上齿轮段：键宽b×键高h=10×8 键长度80mm 传递转矩为76.4Nm所以P=2Tkld=2×76.4×10382×80×35MPa=13.6MpaP满足要求轴上右侧第一段：键宽b×键高h=10×8 键长度45mm 传递转矩为220.25Nm所以P=2Tkld=2×220.25×10382×45×34MPa=71.98MpaP满足要求轴上齿轮段：键宽b×键高h=14×9 键长度63mm 传递转矩为220.25Nm所以P=2Tkld=2×220.25×10392×63×45MPa=32.37MpaP满足要求2.7.0密封和润滑的设计2.7.0.0密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2.7.0.1润滑对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。设计总结机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。 (1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。 (2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。 (3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。参考资料：机械设计课程设计指导书高等教育出版社机械设计第4版 机械工业出版社机械原理 西安电子科技大学出版社1. 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. 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