机械制造装备课程设计-工件最大回转直径320mm普通车床主轴箱设计

白城师范学院机械工程学院PAGEPAGE27课程设计说明书1.概述 31.1机床课程设计的目的 31.2车床的规格系列和用处 31.3操作性能要求 32.参数拟定 42.1确定转速范围 42.2主电机的选择 43.传动设计 43.1主传动方案拟定 43.2传动结构式、结构网的选择 43.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目 53.2.2传动式的拟定 53.2.3结构式的拟定 63.3转速图的拟定 64.传动件的估算 74.1v带传动的计算 74.2传动轴的估算 104.2.1传动轴直径的估算 114.3齿轮齿数的确定和模数的计算 124.3.1齿轮模数的确定： 124.3.2齿宽的确定 184.4带轮结构设计 185.动力设计 195.1主轴刚度验算 195.1.1选定前端悬伸量C 195.1.2主轴支承跨距L的确定 195.1.3计算主轴前端挠度 196.箱体与润滑的设计 226.1箱体的设计 226.2润滑与密封 246.3其他 256.3.1箱座在加工过程中要注意以下几点: 256.3.2部件装配过程要注意有几步： 257.总结 261.概述1.1机床课程设计的目的课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。1.2车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴箱。。工件最大回转直径D(mm)最高转速及最低转速NmaxNmin()主电机功率P（kw）公比转速级数Z主电动机的额定转速n()3202000-4541.41121450表1车床的主参数（规格尺寸）和基本参数1.3操作性能要求（1）要求主轴正反转。（2）加工工件的材料为钢铁。（3）采用硬质合金刀具。（4）机床精度等级为普通级。2.参数拟定2.1确定转速范围查金属切削机床表得：45r/min，63r/min，90r/min，125r/min，180r/min，250r/min，355r/min，500r/min，710r/min，1000r/min，1400r/min，2000r/min。2.2主电机的选择合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是4KW，根据《车床设计手册》附录表2选Y112M-4三项异步电动机，额定功率4KW，满载转速1450r/min，最大额定转矩2.3N/m。3.传动设计3.1主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动形式的选择以及开停、换向、制动、操作等整个传动系统的确定。传动形式指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速类型。传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。传动方案有多种，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动、分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等形式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动形式的主轴变速箱。3.2传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。3.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：，实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:1)12=3×2×22)12=2×3×23)12=2×2×33.2.2传动式的拟定12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能，应该遵守以下四个原则：（1）传动副前多后少原则（2）传动顺序与扩大顺序相一致的原则（3）变速组的降速要前快后慢，中间轴的转速不宜超过电动机的转速（4）转速图中传动比的分配以上原则，还需根据具体情况加以灵活运用。分析：和方案2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使Ⅰ轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案5）亦不采用。而应先择12=2×3×2。3）方案4，因为I轴上装有双向摩擦片式离合器M，轴向尺寸较长，为使结构紧凑第一变速组采用了双联齿轮，而不是按照前多后少的原则，采用三个传动副。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比；为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆柱齿轮最大升速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。综上所述：方案采用12=2x3x23.2.3结构式的拟定传动副应前多后少的原则，故传动式12=2x3x2，有6种结构式和对应的结构网。又因为传动顺序应前密后疏，变速组的降速要前慢后快，所以结构式为：12=23×31×263.3转速图的拟定图1正转转速图图2主传动系图4.传动件的估算4.1v带传动的计算带传动是一种挠性传动，具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，在近代机械中广泛应用。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=4kW,传动比i=1.41，每天8小时，工作年数10年。(1)确定计算功率（式中为v带计算功率，kW、为工作情况系数、P为电动机额定功率）查《机械设计》，由表8-7查的工作情况系数1.1则（小轮转速（即电机轴转速）为1440查《机械设计》图8-10）（2）选择V带的带型根据、n，由《机械设计》图8-10，选用A型普通V带。(3)确定带轮的基准直径并验算带速。带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。初选小带轮的基准直径。根据《普通V带轮的基准直径系列》取主动小带轮基准直径。由公式2)、验算带速度，按公式验算带的速度∵，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。根据《普通V带轮的基准直径系列》圆整为180mm。(4)确定V带的中心距和基准长度带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：根据经验公式1）取取。2）由计算带轮的基准长度公式：由表8-2选带的基准长度3)确定实际中心距中心距的变化故范围为(5)、验算三角带的挠曲次数，故能满足要求。(6)、验算小带轮上的包角根据公式(7)、确定三角带根数 1）计算单根V带的额定功率Pr由和，查表8-4a得根据，和A型带，查表4-8b得查表8-5得，表8-2得，于是计算V带根数zZ故取4根(8)计算单根V带的初拉力的最小值查表8-3的A型带《V带单位长度质量》得，q=0.10kg/m由公式：其中：-带的变速功率,KW；v-带速,m/s；q-每米带的品质，kg/m；取q=0.1kg/m。v=1440r/min=9.42m/s。（9）计算作用在轴上的压轴力压轴力的最小值为4.2传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。4.2.1传动轴直径的估算根据轴的最小直径公式，，并查表表3.2刚度要求允许的扭转角主轴一般的传动轴较低的传动轴0.5—11—1.51.5—2对于一般的传动轴，取=1.1。取估算的传动轴长度为1000mm。①Ⅰ轴的直径：取 ，圆整为d1②Ⅱ轴的直径：取,圆整为d2③Ⅲ轴的直径：取,圆整为d3=38mm其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（）；-传动轴允许的扭转角（）。4.3齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1齿轮模数的确定：齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过2～3种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮,齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为40C(合金铸钢调质)，硬度为280HBS：（一对轴承的传递效率为0.98-0.99，齿轮传动效率为0.98-0.99，此处去轴承位）根据《机械设计手册》有公式：①齿面接触疲劳强度：②齿轮弯曲疲劳强度：a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿40的齿轮。①齿面接触疲劳强度：其中:-公比；=2；P-齿轮传递的名义功率；P=0.963=2.88KW；-齿宽系数=；-齿轮许允接触应力，按MQ线查取;（查查这个图）-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。（查表）=650MPa，∴根据《标准模数系列》将模数圆整为2mm。②齿轮弯曲疲劳强度：其中:P-齿轮传递的名义功率；P=0.963=2.88KW；；-齿宽系数=；-齿轮许允齿根应力，MQ线查取；-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。，∴∴根据《标准模数系列》将齿轮模数圆整为2.0mm。∵所以于是变速组a的齿轮模数取m=2.0mm轴Ⅰ上主动轮齿轮的直径：轴Ⅱ上三联从动轮齿轮的直径分别为：⑵、b变速组：确定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数25的齿轮。①齿面接触疲劳强度：其中:-公比；=2.5；P-齿轮传递的名义功率；P=0.9224=3.688KW；-齿宽系数=；-齿轮许允接触应力，由MQ线查取;-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa，∴∴根据《标准模数系列》将齿轮模数圆整为3mm②齿轮弯曲疲劳强度：其中:P-齿轮传递的名义功率；P=0.9224=3.688KW；-齿宽系数=；-齿轮许允齿根应力，由MQ线查取；-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。，∴∴根据《标准模数系列》4将齿轮模数圆整为3mm。∵所以于是变速组b的齿轮模数取m=4mm轴Ⅱ上主动轮齿轮的直径：轴Ⅲ上二联从动轮齿轮的直径分别为： ⑶、c变速组：确定轴Ⅲ上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。①齿面接触疲劳强度：其中:-公比；=4；P-齿轮传递的名义功率；P=0.894=3.56KW；-齿宽系数=；-齿轮许允接触应力，由MQ线查取;-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa，∴∴根据《标准模数系列》将齿轮模数圆整为5mm②齿轮弯曲疲劳强度：其中:P-齿轮传递的名义功率；P=0.894=3.56KW；-齿宽系数=；-齿轮许允齿根应力，由MQ线查取；-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。，∴∴根据《标准模数系列》4将齿轮模数圆整为4mm。∵所以m3于是变速组c的齿轮模数取m=5mm轴Ⅲ上主动轮齿轮的直径：轴Ⅳ上二联从动轮齿轮的直径分别为： ⑷、标准齿轮参数：齿顶圆直径；齿根圆直径；分度圆直径；齿顶高；齿根高；齿轮的具体值见表表4.1齿轮尺寸表（单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高1803240246232.522.52403120126112.522.53503150156142.522.54703210216202.522.5535414014813045649419620418645728411212010245856422423221445922488967845106242482562384511605300310287.556.2512305150160137.556.25131859010077.556.2514725360370347.5齿宽的确定由公式得：①Ⅰ轴主动轮齿轮；②Ⅱ轴主动轮齿轮；③Ⅲ轴主动轮齿轮；一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大（5～10mm取6）。所以：4.4带轮结构设计1.带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。2.带轮结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，时可以采用孔板式，当时，可以采用轮辐式。带轮宽度：。分度圆直径：5.动力设计5.1主轴刚度验算5.1.1选定前端悬伸量C主轴悬伸量a指的是主轴前支承反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离。主轴悬伸量a取决于主轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取。有时为了提高主轴刚度或定位精度，可不按标准取。另外，悬伸量a与前支承中轴承的类型及组合形式、工件或工件夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密封装置的结构尺寸等有关。因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减少悬伸量a，以利于提高主轴组件的刚度。根据结构类型,定悬伸长度5.1.2主轴支承跨距L的确定一般最佳跨距L0=110×2.8=308mm。由于采用分离式主轴箱，没有结构等限制原因，所以主轴最佳跨距既是主轴实际跨距L=3035.1.3计算主轴前端挠度（1）考虑机械效率，主轴最大输出转距.床身上最大加工直径约为最大回转直径的50到60%,即加工工件直径200mm,则半径为0.1.（2）计算切削力前后支撑力分别设为,.如上图所示为主轴的计算简图。主轴端部受到F力作用，产生弯曲形变，在主轴端部引起的挠度为YF当假设轴承为刚性支撑，主轴为弹性体，则主轴前端受力F后的弹性形变引起的挠度为Y1Y式中：代入数据得：Y当假设主轴为刚体，支承件为刚性体，又前后支承的支反力分别为FA,FB,其支承刚度相应为Y代入数据得：Y根据叠加原理，主轴端部最大变形量YF是在刚性支承弹性主轴引起的主轴端部变形Y1和刚性主轴弹性支承引起的主轴端部变形Y对一般设备，则取〖Y则YF5.2主轴的验算5.2.1主轴组件扭转刚度的验算对以扭转变形为主的主轴，还要验算其扭转刚度。通常要求其扭转角φ在（20~25）D的长度内不超过1oφ=式中：LGID—主轴直径，单位为mm代入数据得φ=2.7198×5.2.2主轴轴承寿命的验算在水平面：在水平面：考虑压轴力FC∴④因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，查得载荷系数，取，则有：⑤轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命故该轴承NN3000K能满足要求。6.箱体与润滑的设计6.1箱体的设计名称符号减速器型及尺寸关系mm箱体壁厚=12mm箱盖壁厚=12mm箱座凸缘厚度bb=1.5=18mm箱盖凸缘厚度b1b1=1.5=18mm箱座底凸缘厚度b2b2=2.5=30mm表5-1续名称符号减速器型及尺寸关系mm地脚螺钉直径df0.36a+12=0.036124+12=16.464mm,取常用值df=20mm,型号为GB5782-86M2030,采用标准弹簧垫圈，型号:垫圈GB93-8720地脚螺钉数目na<250mm,取n=6轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75df=15mm,取d1=16mm型号为：螺栓GB5782-86M1630采用标准弹簧垫圈，型号：GB93-8716机盖与机座联接螺栓直径d2d2=12mm,型号为：螺栓GB5782-86采用标准弹簧垫圈，型号：GB93-8710联接螺栓d2的间距l10m轴承端盖螺钉直径d310mm窥视孔盖螺钉直径d46mm定位销直径d8mmdf,d1,d2至外机壁距离c1c1f=26mm,c11=22mm,c12=16mmdf,d2至凸缘边缘距离c2c2f=40mm,c22=14mm轴承旁凸台半径R1c2凸台高度h根据轴承座外径确定，便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面的距离l1c1+c2+18-12大齿轮顶圆与内机壁距离12mm齿轮端面与内机壁距离12mm机盖，机座肋厚m1,m7.65mm,8.5mm轴承端盖外径D2160mm轴承端盖凸缘厚度t(1-1.2)d3轴承旁联接螺栓距离s=D2以上参数作为画图依据，为便于装配，尺寸将会有所调整，以图为准。1.窥视孔及视孔盖取长L=145mm宽B=118mm,厚h=6mm.2.通气器用通气帽，查《机械设计课程设计手册》表11-5，得以下数据：取M362,D1=20mm,D2=48mm,D3=42mm,D4=24mm,B=40mm,h=20mm,H=60mm,H2=42mm,a=8mm,=4mm,K=12mm,b=11mm,h1=29mm,b1=8mm,s=41mm,孔数6.3.启盖螺钉：型号为：螺栓GB5782-86M10304.调整垫片：由多片很薄的软金属制成，用以调整轴承间隙。5.环首螺钉，吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩用以搬运或拆卸机盖，在机座上铸出吊钩，用以搬运机座或整个减速器。6.2润滑与密封减速器内的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止腐蚀，降低噪声。虽然高速轴上的大锥齿轮齿顶线速度大于2m/s，但滚动轴承dn的值过大（3-1）所以轴承采用脂润滑，选用滚动轴承脂SY1514-82,轴承端盖均采用毡圈密封。齿轮采用油润滑，选用中负工业齿轮油代号N100。6.3其他6.3.1箱座在加工过程中要注意以下几点:1.箱座铸成后,应进行时效处理;2.应检查箱盖结合面得密封性和箱后,边缘应平齐,相互错位不超过2;3.箱盖和箱座用0.05塞尺塞入深度后，不得大于结合面宽度的三分之一，用涂色法检查接触面达每平方米一个斑点；4.与箱盖连结后，打上定位销进行镗孔，镗孔时接合面处禁放任何衬垫；5.轴承孔轴线与剖分面的位置度为0.5；6.两轴承孔轴线在水平面内的轴线平行度公差为0.025；两轴承孔轴线在垂直面内轴线的平行度公差为0.012；7.机械加工未注公差按GB/TB04-f；8.未注铸造圆角的圆角半径R=3-5mm；9.加工后应消除污垢，内表面涂漆，不得漏油。6.3.2部件装配过程要注意有几步：1.装配前，所有零件煤油清洗，机体内不许有任何杂质存在，内壁用耐油油漆涂刷两次；2.齿和侧隙用铅丝检验0.16mm,，铅丝直径不得大于小侧隙4倍；3.用图色法检验斑点，按齿高方向接触斑点不小于40%，按齿长方向斑点不小于50%，必要时可进行研磨以达到以上要求；4.应调整轴承的轴向间隙；5.检验减速器剖分面，个接触面及密封处均不许漏油；剖分面允许涂以密封胶及水玻璃；6.按减速器实验规程进行实验，减速器安装后按逐步加载法进行试运转；7.箱座，箱盖及其他零件未加工的内表面，齿轮的未加工面图底漆并图红色耐油漆。箱盖，箱座及其他零件未加工的外表面涂底漆并涂浅灰色油漆。7.总结一周的机械制造基础课程设计，说长不长说短不短，刚开始的两天还没有进入状态，可以说课程设计的前两天是一段磨合进入设计状态的过程，刚开始的任务并不重，待画完零件图之后各种问题便一一出现，为了保证在规定的时间完成相应的任务，先把一个大概的轮廓样本给弄出来，之后的空余时间就用来解决那些没有搞懂的问题上，例如，具体数据的演算、论文格式、目录、绘制图表。程设计已渐步入尾声，总而言之，这次课程设计让我学到了许多知识，锻炼了自己学以致用的能力，令我想起高中生涯与同学们一起探讨攻克难题的那种乐趣；正所谓学在其中，乐在其中。

感谢我们的辅导老师，没有老师的细心指导，我们根本完成不了任务更谈不上学到了什么知识；还要感谢同学们的帮助与支持，让我们在学习中增进了友谊。谢谢！基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究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基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现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基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计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基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现变频调速液压电梯单片机控制器的研究基于单片机γ-免疫计数器自动换样功能的研究与实现基于单片机的倒立摆控制系统设计与实现单片机嵌入式以太网防盗报警系统基于51单片机的嵌入式Internet系统的设计与实现单片机监测系统在挤压机上的应用\t"_b