機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的單級圓柱齒輪減速器

1目錄1設(shè)計(jì)任務(wù)……………………22傳動方案分析………………2原動件的選擇與傳動比的分配……………3齒輪的設(shè)計(jì)…………………55軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)………………176.鍵校核………327.滾動軸承的強(qiáng)度校核………358.減速器附件的選擇與設(shè)計(jì)……………409設(shè)計(jì)總結(jié)…………………451設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)一：用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的單級圓柱齒輪減速器。運(yùn)輸機(jī)三班，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的±5%。已知數(shù)據(jù)：傳動帶的圓周力：F=600N帶速：v=1.7m/s滾筒直徑：D=280mm2.傳動方案分析教材上有6個傳動方案，由于渦輪蝸桿的傳動效率太低，傳動比太大，又每個人都要選不同的方案，我就選方案D3原動件的選擇與傳動比的分配3.1原動件的選擇1、按工作要求求選用Y系列三相異步電動機(jī)，電壓為220V。2、選擇電動機(jī)容量電動機(jī)所需工作功率，由公式，又由根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作機(jī)的類型，可取工作機(jī)效率傳動裝置的總效率η=η1*η1*η2*η2*η2*η2*η3*η4查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》的94頁可大致得如下參數(shù)：聯(lián)軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對），閉式直齒輪傳動效率，閉式錐齒輪傳動效率η4=0.97代入得電動機(jī)的功率==1.21kw因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)的額定功率略大于即可，查表得，選用的電動機(jī)的額定功率為。3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速。卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為由6頁中的表可知，兩級展開式圓柱齒輪減速器一般傳動比為范圍為，則總傳動比合理范圍為8-15，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為927.2-1738r/min查書上209頁Y系列三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選型號為Y100L-6額定功率為1.5kw,滿載轉(zhuǎn)速為940r/min,最大轉(zhuǎn)矩2.2r/min的電動機(jī)3.2傳動比的分配由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總傳動比：由原始數(shù)據(jù)可初步測算出總傳動比現(xiàn)在有兩種傳動比分配方式：和。第一個方案由于齒輪相差速度太大，不利于潤滑，所以選的傳動比3.3.各軸動力與運(yùn)動參數(shù)的計(jì)算將各軸從高速級到低速級依次編號為Ⅰ軸、Ⅱ軸n0=940r/minnⅠ=vo/I1=940/3=313r/minnⅡ=nⅠ/I2=313/2.7=116r/min3.4各軸的的輸入功率P0=1.5*η1*η2=(1.5×0.99×0.99)=1.47kwpⅠ=P0*η2*η4=(1.47×0.99×0.97)kw=1.41kwpⅡ=pⅠ*η2*η3=(1.41×0.99×0.98)kw=1.37kw3.5各軸的轉(zhuǎn)矩T0=9.55×*p/n=9.55××1.47÷940=14934N·mm=9.55×*p/n=9.55××1.41÷313=43021N·mm=9.55×*p/n=9.55××1.37÷116=112788N·mm4齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1圓錐齒輪傳動設(shè)計(jì)4.1.1①選擇7級精度②材料的選擇：由表10-1選擇小錐齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大錐齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。③選小齒輪齒數(shù)=24,大齒輪的齒數(shù)=243=724.1.2≥2.924.1.2①試選載荷系數(shù)：取=1.25②小齒輪的傳遞的轉(zhuǎn)矩：=14934N·mm③由表10-7選取齒寬系數(shù)=1/3④由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)=189.8⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小錐齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大錐齒輪的接觸疲勞。⑥由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60j=60x940x1x（3x8x300x10）=4.06x==1.35X⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.92;=0.95⑧計(jì)算疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得[]==0.92X600MPa=552Mpa[]==0.95X550Mpa=522.5Mpa4.1.2①試算小錐齒輪分度園直徑，代人[]中較小的值≥2.92=2.92=42.924mm②計(jì)算圓周速度vV==m/s=2.11m/s③計(jì)算齒寬bb=x×=④計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)：===1.79齒高：h=2.25x=2.25X1.79=4.02，則==5.62⑤計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.11m/s,7級精度，使用系數(shù)由表10-2查得=1.0，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.1，直齒輪==1,由表10-9查得軸承系=1.25,則=1.251.1=1.37故載荷系數(shù)：==1x1.1x1x1.37=1.51⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得==42.924=45.71mm===1.9mm 4.1.3由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： 4.1.3①由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=400MPa：②由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,=0.88;③計(jì)算彎曲疲勞應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得[]=/S=0.85x500/1.4=303.57Mpa[]=/S=0.88x400/1.4=251.43Mpa④計(jì)算載荷系數(shù)==1x1.1x1x1.37=1.51⑤查取齒形系數(shù)由表10-5查得=2.65：=2.24⑥查去應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得=1.58；=1.75⑦計(jì)算大小齒輪的并加以比較（取較大值）==0.01379；==0.015594.1.3==2.11mm對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)m=2.11mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=45.71，算出小齒輪齒數(shù)：===18.21取=19，大齒輪的齒數(shù)：19x3=57這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4.1.4①計(jì)算分度園直徑：m=19x2.5=47.5mm；m=2.5x57=142.5mm取α=20°、ha*=1、c*=0.2②錐距R==③齒寬,故可取④齒頂高⑤齒根高⑥分度圓錐角⑦齒頂圓直徑⑧齒根圓直徑⑨分度圓齒厚⑩頂隙（11）齒頂角（12）齒根角(13)頂錐角(14)根錐角(15)當(dāng)量齒數(shù)(16)當(dāng)量齒輪分度圓半徑(17)當(dāng)量齒輪齒頂圓半徑(18)當(dāng)量齒輪齒頂壓力角（19）重合度4.1.5.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖（1）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)因?yàn)椋市A錐齒輪設(shè)計(jì)成實(shí)心式；，故大圓錐齒輪也設(shè)計(jì)成實(shí)心式。4.2圓柱齒輪傳動設(shè)計(jì)4.2.1①選擇7級精度②材料的選擇：大小齒輪都為軟齒面，小齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩齒輪硬度差為40HBS③選小齒輪齒數(shù)=24,大齒輪的齒數(shù)=2.7X24=64.8取=654.2.2≥2.324.2.2①試選載荷系數(shù)：取=1.3②小齒輪的傳遞的轉(zhuǎn)矩：=43021N·mm③由表10-7選取齒寬系數(shù)=1④由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)=189.8⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550Mpa⑥由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60j=60x313x1x（3x8x300x10）=1.35x==5.008X⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.92;=0.97⑧計(jì)算疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得[]==0.92X600MPa=552Mpa[]==0.97X550MPa=533.5MPa4.2.2①試算小齒輪分度園直徑，代人[]中較小的值≥2.3=2.32=49.478mm②計(jì)算圓周速度vV==m/s=0.811m/s③計(jì)算齒寬bb=x=1x49.478=49.478④計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)：===2.062齒高：h=2.25x=2.25X2.062=4.64，則==10.66⑤計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.811m/s,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.2，直齒輪==1,由表10-4用插值法查得7精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.423,由=10.66，=1.423查圖10-13得=1.35,故載荷系數(shù)：==1x1.2x1x1.35=1.62⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得==49.478=53.24mm===2.218mm4.2.3由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為：4.2.3①由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=580MPa,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=380MPa：②由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.84,=0.88;③計(jì)算彎曲疲勞應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得[]=/S=0.84x580/1.4=448Mpa[]=/S=0.88x380/1.4=238.86Mpa計(jì)算載荷系數(shù)==1x1.2x1x1.35=1.62a）查取齒形系數(shù)由表10-5查得=2.65：=2.26b）查去應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得=1.58；=1.74計(jì)算大小齒輪的并加以比較（取較大值）==0.0096；==0.016464.2.3==1.59mm對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)1.59并就近圓整為m=2.0,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=53.24，算出小齒輪齒數(shù)：==取=27大齒輪的齒數(shù)：27x2.7=72.9取73這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4.2.4①計(jì)算分度園直徑：m=27x2=54；m=73x2=146②計(jì)算中心距；a===100mm計(jì)算齒輪寬帶；b==1x54=54取,，③齒頂圓直徑④齒根圓直徑⑤基圓直徑⑥齒距，齒厚,齒槽寬,頂隙及基圓齒距⑦齒頂高，齒根高，齒全高4.2.5.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖（1）齒輪設(shè)計(jì)因?yàn)?，故小圓柱齒輪應(yīng)設(shè)計(jì)成實(shí)心結(jié)構(gòu)，故大圓柱齒輪應(yīng)設(shè)計(jì)成實(shí)心結(jié)構(gòu)5.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1低速級軸（軸Ⅲ）的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)減速器低速級的從動軸。已知傳動功率P=1.37Kw,n=116r/min，軸上直齒圓柱齒輪的分度圓直徑=150mm，，從動軸用聯(lián)軸器與工作機(jī)相聯(lián)接5.1.1.因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=150mm,5.1.2.由參考文獻(xiàn)2的表9-4，取A0=112(假設(shè)軸的材料為45鋼正火處理)，參考式（9-2）得最小直徑在聯(lián)軸器處，此外，開有鍵槽，應(yīng)放大6%左右，即25.51×1.06=27.34mm，取直徑d=28mm。根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度因軸中間安裝齒輪，兩端安裝軸承，外伸端安裝聯(lián)軸器，故軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)設(shè)計(jì)為直徑中間大兩頭小的階梯軸，外伸端軸徑最小，向內(nèi)逐段增大（見圖6-1）。圖6-1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定軸段7的直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取工作情況系數(shù),則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊，選用GL4剛性可移式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器孔徑系列中Ф28與軸的最小直徑相符，故取=28mm；為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅶ的右端需用軸端擋圈定位，故取擋圈直徑D=76.91mm。半聯(lián)軸器長度L=62mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅶ段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取=45mm。確定軸段6的直徑為滿足半聯(lián)軸器左端軸向定位的要求，需在軸段Ⅶ右端制出軸肩，軸段的直徑應(yīng)在30mm左右，同時考慮軸上安裝軸承內(nèi)徑系列的要求，故將軸段Ⅴ的直徑定為=30mm。確定軸段1的直徑、長度和軸段5的直徑初選滾動軸承，軸段Ⅰ和軸段Ⅴ所裝軸承選為同一型號；因軸只受徑向力，故選用圓錐滾子軸承。根據(jù)工作要求并根據(jù)=30mm，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊中軸承產(chǎn)品目錄初步先取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承為30207型號，其基本尺寸d×D×T=35×62×18.25,故取軸段Ⅰ的直徑==35mm,長度=18.25mm。確定軸段2的直徑右端滾動軸承采用軸肩定位。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊查得30207型軸承的定位軸肩直徑=42mm，故取=42mm。確定軸段4的直徑和長度與齒輪配合的軸段，根據(jù)階梯軸定位軸肩參數(shù)的選擇，取=40mm，齒輪輪轂長度l=46mm，為了使套筒壓緊齒輪右端面，此軸段應(yīng)略短（一般與齒輪配合的軸段長比輪轂寬小2~3mm），故取=43mm。確定軸段3的直徑和長度齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,取h=6mm,故=46mm；軸環(huán)寬度b≥1.4h,故取=8mm。確定Ⅵ段的長度軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取=50mm。圖（6-1）圓錐圓柱齒輪減速器簡圖確定軸段2的長度和軸段Ⅴ的長度取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=20mm（參看圖15-21）?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm（參看圖6-7），已知滾動軸承寬度T=17.25mm，大錐齒輪輪轂長L=30mm,則=T+s+a+(43-40)=(18.25+8+16+3)mm=45.25mm=L+c+a+s-=(30+20+16+8-8)mm=66mm5.1.3軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按和由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊查得與聯(lián)軸器相配的平鍵Ⅶ的截面b×h=8mm×7mm,長為35mm；與齒輪相配的平鍵Ⅳ的截面b×h=10mm×8mm，長為26mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,聯(lián)軸器孔與軸的配合為H7/r6。滾動軸承與軸的周向定位是靠過渡配合來保證的，選軸的直徑公差帶為k6（由于作為基準(zhǔn)阤的軸承內(nèi)圈的公差帶是布置在零線以下的，故其與k6軸已形成了事實(shí)上的過盈配合）；為便于軸承的裝配，軸段Ⅴ上非軸承配合段的公差帶選為f7。5.1.4確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑見圖（6-4）5.1.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)（圖6-1）做出軸的計(jì)算簡圖（圖6-3）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時，應(yīng)從手冊中查取a值（參看圖6-2）。對于30206型圓錐滾子軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊中查得a=13.8mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距.根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出思的彎矩圖和扭矩圖（圖6-3）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。由圖可以看出的最大彎矩,已知5.1.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選軸單向的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此,故安全。.7.1軸的受力圖、變矩圖和扭矩圖如圖（6-3）所示圖（6-3）低速軸的受力圖、彎矩圖和扭矩圖判斷危險截面截面A,7-6,6-5,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,7-6,6-5,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面5-4，4-3處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面6-5不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中日均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面3-2，2-1顯然更不必校核。由附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面5-4左右兩側(cè)即可。截面5-4左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面5-4左側(cè)的彎矩M為M=27340.1×（49.95-20）/49.95N.mm=16393.1N.mm截面5-4上的扭矩截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r/d=2.0/35=0.057,D/d=40/35=1.14,經(jīng)差值后查得=1.93，=1.54又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為=0.82,=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為(-1)=1+0.82×(1.93-1)=1.76=1+0.85×(1.54-1)=1.46由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.85；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.84軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92軸末經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即=1，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)=0.1—0.2，取=0.1=0.05—0.1，取=0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)式（15-6）—（15-8）則得注：,故可知其安全。截面5-4右側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計(jì)算?？古そ孛嫦禂?shù)截面5-4左側(cè)的彎矩M為M=27340.1×（49.95-20）/49.95N.mm=16393.1N.mm截面5-4上的扭矩截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。過盈配合處的,經(jīng)附表3-8用插值法求出，并取，于是得=1.91軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92軸末經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即=1，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)式（15-6）—（15-8）則得注：,故可知其安全。5.2軸Ⅰ（高速級）的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)已知傳動功率P=1.47KM,n=940r/min，軸上標(biāo)準(zhǔn)圓錐齒輪的分度圓直徑=47.5mm，壓力角輪轂長度l=35mm，從動軸用聯(lián)思器與工作機(jī)相聯(lián)接。5.2.1求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=150mm,5.2.2由參考文獻(xiàn)2的表9-4，取A0=112(假設(shè)軸的材料為45鋼正火處理)，參考式（9-2）得最小直徑在聯(lián)軸器處，此外，開有鍵槽，應(yīng)放大6%左右，即13.01×1.06=13.78mm，取直徑d=14mm。5.2.3因軸末端安裝圓錐齒輪，聯(lián)軸器和圓錐齒輪之間安裝軸承，故軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)設(shè)計(jì)為內(nèi)伸端安裝聯(lián)軸器，故軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)設(shè)計(jì)為直徑中間大兩頭小的階梯軸，內(nèi)伸端軸徑最小，見圖（6-2）。圖6-2高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定軸段5的直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取工作情況系數(shù),則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊，選用LT2彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為16000N.mm。半聯(lián)軸器孔徑系列中Ф18與軸的最小直徑相符，故取=18mm；了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，5的右端需用軸端擋圈定位，故取擋圈直徑D=36mm。半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故5段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取=33mm。確定軸段2的直徑、長度和軸段4的直徑、長度初選滾動軸承，軸段2和軸段4所裝軸承選為同一型號；因軸承受有軸向力和徑向力，故選用圓錐滾子軸承。根據(jù)工作要求并根據(jù)=18mm，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊中軸承產(chǎn)品目錄初步先取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承為30205型號，其基本尺寸d×D×T=25×52×16.25,故取軸段Ⅰ的直徑==25mm,長度==16.25mm。確定軸段3的直徑右端滾動軸承采用軸肩定位。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊查得30207型軸承的定位軸肩直徑=31mm，故取=36mm。確定軸段1的直徑和長度與圓錐齒輪配合的軸段，根據(jù)階梯軸定位軸肩參數(shù)的選擇，取=21mm，圓錐齒輪輪轂長度l=35mm，為了使套筒壓緊齒輪右端面，此軸段應(yīng)略短（一般與齒輪配合的軸段長比輪轂寬小2~3mm），故取=33mm。確定軸段3的長度軸段2和軸段4之間采用套杯定位，因30207型軸承的D=52mm,故=52mm5.2.4圓錐齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按和由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊查得與聯(lián)軸器相配的平鍵5的截面b×h=6mm×6mm,長為23mm；與齒輪相配的平鍵1的截面b×h=8mm×7mm，長為23mm。同時為了保證圓錐齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇圓錐齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,聯(lián)軸器孔與軸的配合為H7/r6。滾動軸承與軸的周向定位是靠過渡配合來保證的，選軸的直徑公差帶為k6（由于作為基準(zhǔn)阤的軸承內(nèi)圈的公差帶是布置在零線以下的，故其與k6軸已形成了事實(shí)上的過盈配合）。5.3軸Ⅱ（中間軸）的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)已知軸Ⅱ的，5.3.因已知中間軸齒輪的分度圓直徑為=54mm,而5.3.已知中間軸上圓錐齒輪的=140.42mm5.3.由參考文獻(xiàn)2的表9-4，取A0=112(假設(shè)軸的材料為45鋼正火處理)，參考式（9-2）得最小直徑在聯(lián)軸器處，此外，開有鍵槽，應(yīng)放大6%左右，即18.49×1.06=19.61mm，取直徑d=20mm。5.3.因軸的中間部位安裝了一個圓柱齒輪和一個圓錐齒輪，兩端安裝軸承，，故軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)設(shè)計(jì)為直徑中間大兩頭小的階梯軸，外伸端軸徑最小，向內(nèi)逐段增大（見圖6-3）。圖6-3中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定軸段8的直徑、長度和軸段1的直徑、長度初選滾動軸承，輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處（軸段8和1），軸段1和軸段8所裝軸承選為同一型號；因軸承受有軸向力和徑向力，故選用圓錐滾子軸承。根據(jù)工作要求并根據(jù)=20mm，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊中軸承產(chǎn)品目錄初步先取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承為30204型號，其基本尺寸d×D×T=20×47×15.25,故取軸段Ⅰ的直徑==20mm,長度==15.25mm。確定軸段2的直徑和軸段7的直徑為滿足軸承定位的要求，需在軸段2的右端和軸段7的左端用套筒定位。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊查得30204型軸承的定位軸肩直徑=26mm，故取==26mm。確定軸段3的直徑和長度套筒右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,取h=3mm,故=31mm；與圓錐齒輪配合的軸段3，因?yàn)閳A錐齒輪輪轂長度L=30mm，故=30mm。確定軸段4的直徑和長度圓錐齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,取h=3mm,故=39mm；因?yàn)檩SⅡ上圓錐與圓柱之間的距離C=20mm(參看圖6-2)，故=20mm。確定軸段5的長度和因?yàn)樾A柱齒輪的分度圓直徑小于100mm，與小圓柱齒輪相配合的軸段5和小圓柱齒輪做成齒輪軸，又小圓柱齒輪的輪轂長度L=51mm，故=51mm；小圓柱齒輪的齒頂圓直徑為50mm,故確定軸段6的直徑和長度圓柱齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,取h=4mm,故=42mm；軸環(huán)寬度b≥1.4h,故取=8mm。確定軸段2的長度和軸段7的長度軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與套筒之間的距離l=30mm（參看圖6-2），故取==30mm。5.3.5圓錐齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊查得與軸相配的平鍵3的截面b×h=10mm×8mm,長為18mm；與齒輪相配的平鍵Ⅳ的截面b×h=12mm×8mm，長為18mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6。滾動軸承與軸的周向定位是靠過渡配合來保證的，選軸的直徑公差帶為k6（由于作為基準(zhǔn)阤的軸承內(nèi)圈的公差帶是布置在零線以下的，故其與k6軸已形成了事實(shí)上的過盈配合）。名稱符號參數(shù)箱座壁厚δ8箱蓋壁厚δ18地腳螺栓直徑df12地腳螺栓數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d19箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d26聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)180軸承蓋螺釘直徑d36視孔蓋螺釘直徑d44.5定位銷直徑d4.5df、d1、d2至外箱壁距離c122df、d2至凸緣邊緣距離c220軸承旁凸臺半徑R120凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端面距離l150大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與箱體內(nèi)壁距離⊿110齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離⊿29箱蓋、箱座肋厚m1、mm2=6.8m=6.8軸承端蓋外徑凸緣式：D2＝D+(5～5.5)d3；嵌入式：D3＝D+8～12；D為軸承座孔直徑軸承旁聯(lián)接螺栓距離S取S≈D26.鍵校核6.1低速軸鍵的校核與聯(lián)軸器相配的鍵=8x7x40，d=25，T=77300.943依據(jù)表6-2選取=120，則==55.21Mpa可知該鍵安全式中：T——轉(zhuǎn)矩，N/mk——鍵于輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，此處h為鍵的高度，mml——鍵的工作長度，mm，l=L-b，L為鍵的工稱長度mm，b為鍵的寬度mmd——軸的直徑mm（下同）與大直齒輪相連的鍵=14x9x36，d=46則==33.5<可知該鍵安全6.2高速軸鍵的校核=9727.35，與聯(lián)軸器相連的鍵，=5x5x20，d=14依據(jù)表6-2選取=100，則==37.06可知鍵式安全的與小錐齒輪相連的鍵=6x6x20，d=30==21.05則鍵安全6.3中間軸鍵的校核=25422.888，與大圓錐齒輪連接的鍵=8x7x20，d=30依據(jù)表6-2選擇=110，則==25.22可知該鍵安全7.滾動軸承的強(qiáng)度校核滾動軸承強(qiáng)度校核是通過計(jì)算所選軸承的使用壽命是否達(dá)到設(shè)計(jì)要求中使用年限，即為設(shè)計(jì)要求規(guī)定的使用年限，故，如果所選軸承的壽命就滿足壽命要求。6.1低速軸上滾動軸承的強(qiáng)度校核7.1.1求兩軸承受到的徑向載荷和校核低速軸的時候已選擇深溝球軸承6008并計(jì)算出受力即，，則由于此軸是與直齒圓柱齒輪配合，因此沒有軸向力。7.1.2求軸承當(dāng)量動載荷和由表13-5可查得徑向載荷系數(shù)，軸向載荷系數(shù)。因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中為輕微沖擊載荷，按表13-6可查得，載荷系數(shù)，取。則7.1.3因?yàn)?，所以按軸承2的受力大小驗(yàn)算式中：——為低速軸的轉(zhuǎn)速159r/min，為壽命指數(shù)，對于——深溝球軸承深=3C——由軸承6008查得17000N可知軸承安全7.2.高速軸上軸承的校核因軸承受軸向力和徑向力，故選擇圓錐滾子軸承302057.2.1受力圖如下===442.15N==442.15x0.36x0.94=150.33NN=422.15x0.36x0.34=53.06N由圖中力分析可知：水平支反力求解得垂直支反力求解得則兩軸承受到的徑向載荷和分別為7.2.2求兩軸承的軸向力和由表13-7可知，圓錐滾子軸承的派生軸向力，Y由軸承30205查得Y=1.6。則派生軸向力因?yàn)閮奢S承為反裝，且由以上計(jì)算可知,故按式（13-12a）和式（13-12b）可知，兩軸承所受的軸向力和分別為7.2.3求軸承當(dāng)量動載荷和由表13-5可查得徑向載荷系數(shù)，軸向載荷系數(shù)。因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中為輕微沖擊載荷，按表13-6可查得，載荷系數(shù)，取。則7.2因?yàn)椋园摧S承1的受力大小驗(yàn)算為壽命指數(shù)，對于滾子軸承取。由以上校核可知，所選軸承滿足壽命要求。7.3中間軸上軸承的校核受力圖如下，應(yīng)軸承承受軸向力和徑向力，過選擇圓錐滾子軸承30203即===416.77N=N=416.77x0.36x0.34=51.01N=416.77x0.36x0.94=141.03N===1155.59N==1155.59=416.01N由圖中力分析可知：水平支反力求解得垂直支反力求解得則兩軸承受到的徑向載荷和分別為7.2.2求兩軸承的軸向力和由表13-7可知，圓錐滾子軸承的派生軸向力，Y由軸承30205查得Y=1.7。則派生軸向力因?yàn)閮奢S承為反裝，且由以上計(jì)算可知,故按式（13-11a）和式（13-11b）可知，兩軸承所受的軸向力和分別為7.2.3求軸承當(dāng)量動載荷和由表13-5可查得徑向載荷系數(shù)，軸向載荷系數(shù)。因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中為輕微沖擊載荷，按表13-6可查得，載荷系數(shù)，取。則因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算即蓋該軸承合格8.減速器附件的選擇與設(shè)計(jì)8.1窺視孔和窺視蓋為了便于檢查傳動鍵的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)和齒側(cè)間隙，并為了向箱體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)該在傳動鍵嚙合區(qū)的上方設(shè)置窺視孔。窺視孔尺寸應(yīng)足夠大，一邊檢查操作窺視蓋用螺釘緊固在窺視孔上，其下墊有密封墊，以防潤滑油油漏出或污物進(jìn)入箱體內(nèi)。視孔蓋可用鋼板、鑄鐵等制成，窺視孔和窺視蓋尺寸如下8.2通氣器減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時摩擦發(fā)熱而導(dǎo)致箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹、壓力增大。為了使含油受熱膨脹氣體能自由地排出，以保持箱體內(nèi)外壓力平衡，防止?jié)櫥脱叵潴w結(jié)核面、軸外伸處及其他縫隙漏出來，常在視孔蓋或箱蓋上設(shè)計(jì)通氣器，因通氣冒通氣能力大，帶過濾網(wǎng)等優(yōu)點(diǎn)，因此選擇通氣冒，其尺寸如下8.3放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處設(shè)置放油孔，應(yīng)以其他機(jī)件相靠近，以便放油放油孔用螺塞及封油墊密封。其各尺寸如下8.4油標(biāo)尺油標(biāo)尺用于指示減速器內(nèi)的油面高度，以保證箱內(nèi)有適當(dāng)?shù)挠土坑蜆?biāo)尺有很多種類，其中帶有螺紋的油標(biāo)尺結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)用較廣，與箱體的角度為225，其結(jié)構(gòu)尺寸如下8.5起吊環(huán)為了便于拆卸和搬運(yùn)減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)計(jì)起吊裝置，常見的起吊裝置有吊環(huán)螺釘、吊耳、吊耳環(huán)和吊鉤吊環(huán)螺釘用于起吊向蓋，為標(biāo)準(zhǔn)件，起尺寸如下8.5軸承蓋軸承蓋用于對軸系零件進(jìn)行軸向固定和承受軸向載荷，同時起密封作用。其結(jié)構(gòu)有凸緣式和嵌入式兩種，凸緣性能好，調(diào)整軸向間隙方便，故選擇凸緣式軸承蓋，其結(jié)構(gòu)尺寸如下30205的軸承蓋30203的軸承蓋6008軸承的軸承蓋9設(shè)計(jì)總結(jié)課程設(shè)計(jì)是我們將課堂學(xué)習(xí)的理論知識用于實(shí)踐重要的一環(huán)，可謂舉足輕重。所以，剛開學(xué)不久老師就給我們設(shè)計(jì)的題目。我們的題目是齒輪變速箱?？墒俏覀儏s一值沒引起重視。零星的做了一點(diǎn)，但由于平時學(xué)習(xí)不扎實(shí)，很多東西都要不停的翻書。還好子良哥哥，耐心，每次都是有問必答。后來，我發(fā)現(xiàn)所有的東西都在書上能找到出處。只怪平時沒認(rèn)真看書。在同學(xué)們和自己的努力學(xué)習(xí)下。慢慢能自己畫圖了。完美總是可望而不可求的，抱著這個心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務(wù)。在設(shè)計(jì)過程中培養(yǎng)了我的綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程及其他課程理論知識和利用生產(chǎn)時間知識來解決實(shí)際問題的能力，一環(huán)一環(huán)的解決問題，真正做到了學(xué)以致用。在此期間我我們同學(xué)之間互相幫助，相互扶持，一路艱辛的走到今天。我也慢慢掌握了以前不是很熟練地CAD操作。還有許多地方有不足之處。圖也相當(dāng)粗糙，但是艱難困苦，玉汝于成，做完了就好了。注：參考文獻(xiàn)1.《機(jī)械原理》朱理主編高等教育出版社2.《機(jī)械設(shè)計(jì)》許菊若主編化學(xué)工業(yè)出版社3.《機(jī)械設(shè)計(jì)》濮良貴主編高等教育出版社4.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》金清肅主編華中科技大學(xué)出版社基于C8051F單片機(jī)直流電動機(jī)反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的嵌入式Web服務(wù)器的研究MOTOROLA單片機(jī)MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機(jī)溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機(jī)的通用控制模塊的研究基于單片機(jī)實(shí)現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機(jī)控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強(qiáng)型51系列單片機(jī)的TCP/IP協(xié)議棧的實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機(jī)系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機(jī)的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機(jī)的交流伺服電機(jī)運(yùn)動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機(jī)的泵管內(nèi)壁硬度測試儀的研制基于單片機(jī)的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機(jī)的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機(jī)的液壓動力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機(jī)實(shí)現(xiàn)一種基于單片機(jī)的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機(jī)沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機(jī)的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機(jī)的噴油泵試驗(yàn)臺控制器的研制基于單片機(jī)的軟起動器的研究和設(shè)計(jì)基于單片機(jī)控制的高速快走絲電火花線切割機(jī)床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機(jī)的機(jī)電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機(jī)的智能手機(jī)充電器基于單片機(jī)的實(shí)時內(nèi)核設(shè)計(jì)及其應(yīng)用研究基于單片機(jī)的遠(yuǎn)程抄表系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機(jī)系統(tǒng)單片機(jī)系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機(jī)的液體點(diǎn)滴速度自動檢測儀的研制基于單片機(jī)系統(tǒng)的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機(jī)的電能采集終端的設(shè)計(jì)和應(yīng)用基于單片機(jī)的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機(jī)單片機(jī)控制系統(tǒng)的研制基于單片機(jī)的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機(jī)的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機(jī)的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機(jī)控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機(jī)的多生理信號檢測儀基于單片機(jī)的電機(jī)運(yùn)動控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)Pico專用單片機(jī)核的可測性設(shè)計(jì)研究基于MCS-51單片機(jī)的熱量計(jì)基于雙單片機(jī)的智能遙測微型氣象站MCS-51單片機(jī)構(gòu)建機(jī)器人的實(shí)踐研究基于單片機(jī)的輪軌力檢測基于單片機(jī)的GPS定位儀的研究與實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機(jī)系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機(jī)的時控和計(jì)數(shù)系統(tǒng)性能優(yōu)化的研究基于單片機(jī)和CPLD的粗光柵位移測量系統(tǒng)研究單片機(jī)控制的后備式方波UPS提升高職學(xué)生單片機(jī)應(yīng)用能力的探究基于單片機(jī)控制的自動低頻減載裝置研究基于單片機(jī)控制的水下焊接電源的研究基于單片機(jī)的多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于uPSD3234單片機(jī)的氚表面污染測量儀的研制基于單片機(jī)的紅外測油儀的研究96系列單片機(jī)仿真器研究與設(shè)計(jì)基于單片機(jī)的單晶金剛石刀具刃磨設(shè)備的數(shù)控改造基于單片機(jī)的溫度智能控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與實(shí)現(xiàn)基于MSP430單片機(jī)的電梯門機(jī)控制器的研制基于單片機(jī)的氣體測漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機(jī)的CAN/USB協(xié)議轉(zhuǎn)換器基于單片機(jī)和DSP的變壓器油色譜在線監(jiān)測技術(shù)研究基于單片機(jī)的膛壁溫度報(bào)警系統(tǒng)設(shè)計(jì)基于AVR單片機(jī)的低壓無功補(bǔ)償控制器的設(shè)計(jì)基于單片機(jī)船舶電力推進(jìn)電機(jī)監(jiān)測系統(tǒng)基于單片機(jī)網(wǎng)絡(luò)的振動信號的采集系統(tǒng)基于單片機(jī)的大容量數(shù)據(jù)存儲技術(shù)的應(yīng)用研究基于單片機(jī)的疊圖機(jī)研究與教學(xué)方法實(shí)踐基于單片機(jī)嵌入式Web服務(wù)器技術(shù)的研究及實(shí)現(xiàn)基于AT89S52單片機(jī)的通用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于單片機(jī)的多道脈沖幅度分析儀研究機(jī)器人旋轉(zhuǎn)電弧傳感角焊縫跟蹤單片機(jī)控制系統(tǒng)基于單片機(jī)的控制系統(tǒng)在PLC虛擬教學(xué)實(shí)驗(yàn)中的應(yīng)用研究基于單片機(jī)系統(tǒng)的網(wǎng)絡(luò)通信研究與應(yīng)用基于PIC16F877單片機(jī)的莫爾斯碼自動譯碼系統(tǒng)設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的模糊控制器在工業(yè)電阻爐上的應(yīng)用研究基于雙單片機(jī)沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究與開發(fā)基于Cygnal單片機(jī)的μC/OS-Ⅱ的研究基于單片機(jī)的一體化智能差示掃描量熱儀系統(tǒng)研究基于TCP/IP協(xié)議的單片機(jī)與Internet互聯(lián)的研究與實(shí)現(xiàn)變頻調(diào)速液壓電梯單片機(jī)控制器的研