一级直齿带传动机械设计

PAGEPAGE1目录设计原始数据 1第一章传动装置总体设计方案 11.1传动方案 11.2该方案的优缺点 1第二章电动机的选择 32.1计算过程 32.1.1选择电动机类型 32.1.2选择电动机的容量 32.1.3确定电动机转速 32.1.4计算各轴转速 42.1.5计算各轴输入功率、输出功率 42.1.6计算各轴的输入、输出转矩 52.2计算结果 5第三章带传动的设计计算 63.1已知条件和设计内容 63.2设计步骤 63.3带传动的计算结果 83.4带轮的结构设计 9第四章齿轮传动的设计计算 10第五章轴的设计 145.1轴的概略设计 145.2轴的结构设计及校核 145.2.1高速轴的结构设计 145.2.2高速轴的校核 165.2.3低速轴的结构设计 195.2.4低速轴的校核 205.3轴上零件的固定方法和紧固件 225.4轴上各零件的润滑和密封 235.5轴承的选择及校核 235.5.1轴承的选择 235.5.2输出轴轴承的校核 235.6联轴器的选择及校核 255.7键的选择及校核计算 25第六章箱体的结构设计 276.1箱体的结构设计 276.2减速器润滑方式 28设计小结 29参考文献 30PAGE31设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm350工作机转速Vm/s1.15工作机拉力FN3800工作年限y年10第一章传动装置总体设计方案1.1传动方案传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。图1.1带式输送机传动装置简图一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。1.2该方案的优缺点该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承对称分布，原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二章电动机的选择2.1计算过程2.1.1选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。2.1.2选择电动机的容量电动机所需的功率为由电动机到工作机的传动总效率为式中、、、、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。取0.96（带传动），0.99（轴承），0.97（齿轮精度为8级），0.99（弹性联轴器），0.96（工作机效率，包含滑动轴承效率），则：=eq0.96×eq0.99\s(2)×0.97×0.99×0.96=0.867所以eq\f(4.37,0.867)=5.038根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW的电动机。2.1.3确定电动机转速工作机轴转速为=eq\f(60×1000×1.15,3.1416×350)=62.75取V带传动的传动比2-4，一级圆柱齿轮减速器传动比3-5，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为6-20。故电动机转速的可选范围为62.75=377—1255r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y132M2-6，将总传动比合理分配给V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。表2.1电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速r/min电动机重量kg传动装置的传动比满载转速满载电流总传动比V带减速器Y132M2-65.596011.6068.0015.303.604.25电动机型号为Y132M2-6，主要外形尺寸见表2.2。图2.1电动机安装参数表2.2电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×332.1.4计算各轴转速Ⅰ轴eq\f(960,3.6)=266.667Ⅱ轴eq\f(266.667,4.25)=62.753工作机轴62.7532.1.5计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率Ⅰ轴==5.038×0.960=4.837Ⅱ轴==4.837×0.99×0.97=4.645工作机轴=4.645×0.99×0.99=4.552各轴输出功率Ⅰ轴==4.837×0.99=4.788Ⅱ轴==4.645×0.99=4.598工作机轴==4.552×0.99=4.5072.1.6计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为eq9550×eq\f(5.038,960.000)=50.118Ⅰ轴输入转矩eq9550×eq\f(4.837,266.667)=173.208Ⅱ轴输入转矩eq9550×eq\f(4.645,62.753)=706.825工作机轴输入转矩eq9550×eq\f(4.552,62.753)=692.759各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。2.2计算结果运动和动力参数计算结果整理后填入表2.3中。表2.3运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（N·m）转速n传动比效率输入输出输入输出r/miniη电动机轴5.03850.118960.0003.6000.960Ⅰ轴4.8374.788173.208171.476266.6674.2490.960Ⅱ轴3.1884.598706.825699.75662.7531.0000.980工作机轴4.5524.507692.759685.83162.753第三章带传动的设计计算3.1已知条件和设计内容设计V带传动时的已知条件包括：所需传递的额定功率；小带轮转速；大带轮带轮转速与初选带传动传动比=3.6。3.2设计步骤（1）确定计算功率查得工作情况系数KA=1.1。故有：=1.1×5.038=5.542（2）选择V带带型据和选用A带。（3）确定带轮的基准直径并验算带速1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=125。2）验算带速v，有：=eq\f(3.14159×125×960.000,60×100)=6.28m/s因为6.28m/s在5m/s—30m/s之间，故带速合适。3）计算大带轮基准直径125×3.6=450取=450（4）确定V带的中心距a和基准长度1)初定中心距=6902)计算带所需的基准长度=eq2×690+eq\f(3.14159,2)(125+450)+eq\f(eq(125-450)\s(2),4×690)=2321选取带的基准长度=22403）计算实际中心距=690+eq\f(2240-2321,2)=649.5中心距变动范围：649.5-0.015×2240=615.90649.5+0.03×2240=716.70（5）验算小带轮上的包角=180°-（450-125）×eq\f(57.3°,649.5)=151.33>90（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由125和960r/min查得P=1.37据=960r/min，=3.600和A型带，查得P=0.11查得=0.92，=1.06，于是：=(+)=(1.37+0.11)×1.06×0.92=1.442）计算V带根数zeq\f(5.542,1.44)=3.84故取4根。（7）计算单根V带的初拉力最小值查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以=500×eq\f((2.5-0.92)5.542,0.92×4×6.28)+0.1×eq6.28\s(2)=193.29N应使实际拉力大于（8）计算压轴力压轴力的最小值为：==2×4×193.29×eq\f(151.33°,2)=1498.19N3.3带传动的计算结果把带传动的设计结果记入表中，如表3.1。表3.1带传动的设计参数带型A中心距649.5小带轮直径125包角151.33大带轮直径450带长2240带的根数4初拉力193.29N带速6.28m/s压轴力1498.19N3.4带轮的结构设计小带轮的结构设计d=38因为小带轮直径=125<300因此小带轮结构选择为实心式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.8×38=68.4L=1.6d=1.6×38=60.8B=(z-1)e+2f=(4-1)×15+2×9=63da=+2ha=125+2×2.75=130.5大带轮的结构设计d=35因为大带轮直径=450因此大带轮结构选择为轮辐式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.8×35=63L=1.6d=1.6×35=56B=(z-1)e+2f=(4-1)×15+2×9=63da=+2ha=450+2×2.75=455.5第四章齿轮传动的设计计算选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数85。按齿面接触强度：齿轮1分度圆直径其中：——载荷系数，选1.3——齿宽系数，取1——齿轮副传动比，4.249——材料的弹性影响系数，查得189.8——许用接触应力查得齿轮1接触疲劳强度极限600。查得齿轮2接触疲劳强度极限550。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作10年）266.6672×8×300×107.68eq\f(7.68×eq10\s(8),4.249)=1.81查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97取失效概率为，安全系数1，得：eq\f(0.95×600,1)570eq\f(0.97×550,1)=533.5带入较小的有=2.32×eq\r(3,eq\f(1.3×173.208,1)×eq\f(4.249+1,4.249)×eq(eq\f(189.8,533.5))\s(2))=76.04圆周速度eq\f(3.14159×76.04×266.667,60×1000)=1.06齿宽1×76.04=76.04模数eq\f(76.04,20)=3.80齿高22.5×3.80=8.55eq\f(76.04,8.55)=8.89计算载荷系数：已知使用系数1；根据1.06，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分配系数1；故载荷系数1×1.05×1×1.42=1.50按实际载荷系数校正所算的分度圆直径76.04×eq\r(3,eq\f(1.50,1.3))=79.68计算模数：eq\f(79.68,20)=3.98按齿根弯曲强度：计算载荷系数1×1.05×1×1.35=1.42查取齿形系数：查得2.80，2.21查取应力校正系数：1.55，1.775查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1，得eq\f(0.95×500,1)=475eq\f(0.97×380,1)=368.6计算齿轮1的并加以比较eq\f(2.80×1.55,475)=0.0091eq\f(2.21×1.775,368.6)=0.0107齿轮2的数值大则有：=eq\r(3,eq\f(2×1.42×173.208×1000,1×eq20\s(2))×0.01066)=2.36对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取模数2.50，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径79.68来计算应有的齿数。则有：eq\f(79.68,2.50)=31.8732取32，则=32×4.249=135.98136计算齿轮分度圆直径：32×2.50=80136×2.50=340几何尺寸计算计算中心距：=eq\f(80+340,2)=210计算齿轮宽度：1×80≈80取85，80。表4.1各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距210传动比4.25模数2.5压力角°20啮合角’°20齿数z32136分度圆直径d80.00340.00齿顶圆直径da85.00345.00齿根圆直径df73.75333.75齿宽b8580材料40Cr（调质）45钢（调质）齿面硬度280HBS240HBS第五章轴的设计5.1轴的概略设计（1）材料及热处理根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。（2）按照扭转强度法进行最小直径估算。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103—126，则取A=110。Ⅰ轴110×eq\r(3,eq\f(4.837,266.667))=28.90Ⅱ轴110×eq\r(3,eq\f(4.645,62.753))=46.18（3）装V带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：Ⅰ轴30.92Ⅱ轴50.80将各轴的最小直径分别圆整为：=35，=55。5.2轴的结构设计及校核5.2.1高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示图5.1高速轴的结构各轴段直径及长度的确定d11：轴1的最小直径，d11==35。d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封）d12应比d11大5-10，取d12=41。d13：安装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm，选取轴承型号为深沟球轴承6209，根据轴承内圈尺寸取d13=45。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=52。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，小齿轮齿顶圆直径d15=85.00。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=52。d17：滚动轴承轴段，d17=d13=45。各轴段长度的确定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=66。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=53.6l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=32l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=10l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=85l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=10l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=34图5.2高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d173541455285.005245长度l11l12l13l14l15l16l176653.632108510345.2.2高速轴的校核圆周力eq\f(2×171.48×1000,80.00)=4286.89径向力4286.89×20°=1560.30（1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为其中带轮压轴力==1498.19如高速轴结构图所示=94.1=77=77=eq\f(-1498.19×(94.1+77+77)+1560.30×77,77+77)=-1633.49式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。-1498.19–(-1633.49)+1560.30=1695.60在垂直平面上为-eq\f(4286.89×77,77+77)=-2143.45轴承A的总支承反力为eq\r(,eq(-1633.49)\s(2)+eq(-2143.45)\s(2))=2694.93轴承B的总支承反力为eq\r(,eq(1695.60)\s(2)+eq(-2143.45)\s(2))=2733.03（3）弯矩计算1498.19×94.1=140979.761695.60×77=130561.50在垂直平面上为-2143.45×77=-165045.41合成弯矩，有140979.76eq\r(,eq(130561.50)\s(2)+eq(-165045.41)\s(2))=210443.09（4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图171475.75齿轮轴和点A处弯矩较大，且A点轴颈较小，故A点剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为eq\f(3.14×eq45\s(3),32)=8941.64抗扭截面系数为eq\f(3.14×eq45\s(3),16)=17883.28最大弯曲应力为eq\f(140979.76,8941.64)=15.77扭剪应力为eq\f(171475.75,17883.28)=9.59按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为eq\r(,eq15.77\s(2)+4×eq(0.6×9.59)\s(2))=19.52查得60<，故强度满足要求。高速轴弯扭受力图5.2.3低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示图5.3低速轴的结构图各轴段直径及长度的确定d21：滚动轴承轴段，d21=65，选取轴承型号为深沟球轴承6213。d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=74。d23：齿轮处轴段，d23=67。d24：滚动轴承处轴段d24=65。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=63。d26：轴3的最小直径，d26=d2min=55。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=38。l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=12.5l23：大齿轮宽度，取l23=78l24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=50.5l25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=49.6l26：，根据减速器的具体规格确定取l26=82图5.4低速轴的尺寸图表5.2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26657467656355长度l21l22l23l24l25l263812.57850.549.6825.2.4低速轴的校核圆周力eq\f(2×706.82,340.00)=4157.79径向力4157.79×20°=1513.31（1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为如低速轴结构图所示=102.1=78=78-eq\f(1513.31×78,78+78)=-756.66在垂直平面上为eq\f(4157.79×78,78+78)=2078.90轴承A、B的总支承反力为eq\r(,eq(-756.66)\s(2)+eq(2078.90)\s(2))=2212.31（3）弯矩计算-756.66×78=-59019.18在垂直平面上为2078.90×78=162153.87合成弯矩，有eq\r(,eq(-59019.18)\s(2)+eq(162153.87)\s(2))=172560.55（4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图706824.58因齿轮所在截面弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。已知低速大齿轮键槽=20,=6。其抗弯截面系数为eq\f(3.14×eq65\s(3),32)-eq\f(20×6eq(65-6)\s(2),2×65)=23734.35抗扭截面系数为eq\f(3.14×eq65\s(3),16)-eq\f(20×6eq(65-6)\s(2),2×65)=50681.93最大弯曲应力为eq\f(172560.55,23734.35)=7.27扭剪应力为13.95按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为eq\r(,eq7.27\s(2)+4×eq(0.6×13.95)\s(2))=18.25查得60<，故强度满足要求。低速轴弯扭受力图5.3轴上零件的固定方法和紧固件（1）齿轮的安装高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计，既齿轮与轴在同一零件上，该结构主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是，可以做成齿轮轴。低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接，考虑低速轴的直径较大，因此齿轮与轴分开制造，采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷，键槽加工相对简单。（2）联轴器与低速轴的装配联轴器初选类型为弹性套柱销联轴器，本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减震缓冲能力，适用于安装底座性能好，冲击载荷不大的中，小功率轴系传动，可用于经常正反转，启动频繁的场合。联轴器与轴的连接选用键连接方式。5.4轴上各零件的润滑和密封当低速大齿轮转速>2m/s时，轴承润滑方式为油润滑；当≤2m/s时，轴承润滑方式为脂润滑。低速大齿轮线速度为1.13m/s，轴承润滑方式选择为脂润滑。脂润滑型号选择为：ZG-S石墨钙基润滑脂。密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈41JB/TQ4606。5.5轴承的选择及校核5.5.1轴承的选择轴承类型选择为深沟球轴承。Ⅰ轴选轴承为：6209；Ⅱ轴选轴承为：6213；所选轴承的主要参数见表5.3。表5.3所选轴承的主要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r6209458519527831.520.5621365120237411157.2405.5.2轴承的校核输入轴轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6209的基本额定动载荷Cr=31.5kN，基本额定静载荷Cr0=20.5kN。1.求两轴承受到的径向载荷和将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=2694.93NB点总支反力=2733.03N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1=1,X2=1P1=fP（X1）=3233.92NP2=fP（X2）=3279.63N4.验算轴承寿命因P1<P2，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）×300（天）×16（小时）=48000h。=55378h>48000h轴承具有足够寿命。输出轴轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6213的基本额定动载荷Cr=57.2kN，基本额定静载荷Cr0=40kN。1.求两轴承受到的径向载荷和将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=2212.31NB点总支反力=2212.31N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1=1，X2=1P1=fP（X1）=2654.78NP2=fP（X2）=2654.78N4.验算轴承寿命因P1=P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）×300（天）×16（小时）=48000h。=2656567h>48000h轴承具有足够寿命。5.6联轴器的选择及校核由于设计的减速器伸出轴55，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、55、82从动端：J1型轴孔、A型键槽、55、82J55×82选取的联轴器为：TL8GB/T4323J155×82联轴器所传递的转矩T=699.756，查得工况系数KA=1.5，联轴器承受的转矩为1049.63查得该联轴器的公称转矩为48000，因此符合要求。5.7键的选择及校核计算高速轴端键选择的型号为键C10×64GB/T1096键的工作长度为l=L-b/2=64-10/2=59，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度73.39MPa150MPa满足强度要求。低速轴齿轮处键选择的型号为键A20×74GB/T1096键的工作长度为l=L-b=74-20=54，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=6，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度65.12MPa150MPa满足强度要求。低速轴端联轴器键选择的型号为键C16×80GB/T1096键的工作长度为l=L-b=80-16/2=72，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度71.40MPa150MPa满足强度要求。第六章箱体的结构设计6.1箱体的结构设计箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表6.1箱体的结构设计名称符号单位尺寸机座、机盖壁厚8机座、机盖凸缘厚度12底座凸缘厚度20地脚螺钉直径20轴承旁凸台半径20轴承座端面到内壁的距离60齿轮端面到内壁的距离15轴承旁联接螺栓直径16机盖机座联接螺栓直径10轴承端盖螺钉直径86.2减速器齿轮润滑方式减速器齿轮的润滑方式选择为浸油润滑，浸油润滑主要适用于圆周速度v<12m/s的齿轮传动。传动件浸入有种的深度要适当，既要避免搅油损失太大，又要保证充分的润滑。油池要有一定的深度和贮油量。设计小结这次关于一级圆柱斜齿轮减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考文献[1]濮良贵、纪名刚主编.机械设计.8版.北京：高等教育出版社，2006.5[2]机械设计手册编委会.机械设计手册（第1卷、第2卷、第3卷）（新版）北京机械工业出版社，2004[3]郑文纬、吴克坚主编.机械原理.7版.北京：高等教育出版社，1997.7[4]陈立德主编.机械设计课程设计指导书[5]龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版）[6]陈铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册[7]邱宣怀主编.机械设计（第四版）.北京：机械工业出版社，1995[8]周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，1994[9]徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1991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\t"_blank