浅腔节流器在高速透平膨胀机上的应用设计

毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作者签名：日期：指导教师签名：日期：使用授权说明本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名：日期：

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1.绪论大气是我们赖以生存的自然环境。同时，大气中包含着丰富的资源，广为应用。空气分离是从空气中分离其组分氧，氮，并提取氦，氖，氩，氪，氙的过程。随着冶金，化工，火箭，原子能等工业的发展，空气分离越来越成为一个重要的工业环节，空气分离设备也不断发展。目前，空气分离的基本原理是先对空气制冷，然后利用各种组成成分的沸点不同的特点精馏分离。制冷需要大量的冷量，我们此次设计的对象——透平膨胀机，就是一种产生冷量的设备。它利用气体膨胀时吸收热量的特性制冷。透平膨胀机是空气分离设备的关键配套机组。其性能的好坏直接关系着空气设备能否正常运行，产品气体的产量及能耗高低。透平膨胀机是空气分离设备用来产生冷量的旋转式叶片机械，它实质上是一种用于低温条件下的气体透平。但其作用是为了获得冷量。而不是机械功。它与活塞式膨胀机相比，具有流量大，结构简单，体积小，效率高及运转周期长等特点。目前主要用于低压空气分离设备。图1.1透平机简图。透平膨胀机工作原理如图所示：压缩气体从A口进入，在膨胀机中膨胀，吹动叶片转动，膨胀后的气体从B口出，经过滤设备，然后由C口入，经叶片，从D口出，D口出来的气体在外部经二次压缩，再如此循环，气体得以循环利用。同时，左端叶片旋转由轴传至右端叶轮，叶轮又可以作为吸气的动力。透平膨胀机的主轴转速是很高的，达到38000r/min因此，滚动轴承难以承受如此高的转速，必须设计一对滑动轴承来支撑。我们此次设计的重点即是在了解透平膨胀机的工作原理的基础上，通过本次设计中，导师所教授的理论和方法，设计转子系统的支撑部件和润滑系统。2.滑动轴承（一）概述轴承是机械设备的重要零件。目前，轴承结构形式主要分为两大类，即滚动轴承和滑动轴承。液体静压轴承和动静压轴承以及动压轴承。它们都能实现液体润滑，但它们的油膜形成条件是不同的。液体动压轴承是依靠主轴和轴承的相对运动，在轴承间隙中形成压力油膜，将有载荷作用的主轴浮起来，而实现液体润滑的。液体静压轴承是利用专用的供油装置，将具有一定的压力油液，经过压力补偿元件（节流器或定量阀）输送到轴承中去，在轴承内形成压力油膜，将受载主轴浮起进而实现液体润滑。液体动静压轴承是综合了动压和静压轴承的优点而研制出的一种新型液体润滑轴承。与动压和静压轴承相比较，它具有更大的承载能力和油膜刚度，工作十分可靠，压力油膜动态稳定性好，所需要的供油装置的功率较小，其结构也可简化。因此，动静压轴承在国内外受到了普遍的重视，是一种很有发展前途的支撑元件。（二）液体静压轴承的工作原理。液体静压轴承是利用专门的供油装置，将具有一定压力的油膜，经过压力补偿元件（节流器或定向阀）输送到轴承中去，在轴承油腔内形成压力油膜，将受载主轴浮起而实现液体润滑。其特点：全液体润滑，摩擦阻力小，效率高。所使用的范围广，在各种相对运动速度下都有液体润滑作用，且具承载力。轴承中的静压油膜刚度大，支撑精度高，且具有吸振性。使用寿命长，精度保持性好。油膜具有平均误差作用，从而可以减少主轴和轴承本身制造误差的影响。适用范围广，对轻载，重载，高速，低速均可使用。对轴承的材料要求不高，可节省价格较贵的轴承合金。缺点：液体静压轴承需有一套压力稳定，过滤严格的供油装置，不仅增加成本，而且增大机械设备的空间和重量。径向静压轴承基本分为两类：有轴向回油槽的和无轴向回油槽的.按油腔形式分:1)矩形等深油腔。这种形式适用于转速高，主轴自重较小的静压轴承。2)矩形园弧油腔.适用于与矩形等深油腔相同,但园弧油腔便于加工.3)矩形槽式油腔.这种结构使用于主轴较重,尺寸较大的轴承.按油腔数目分:1)三油腔轴承当轴承内径D<=40MM时宜采用三油腔轴承.2)四油腔轴承当轴承D=40~500MM时,均可采用四油腔轴承,因此它应用最广泛.3)多油腔轴承当轴承较大,载荷方向又是变化的,因此要求主轴回转精度较高时,宜采用多油腔轴承其中以六油腔最多.4)单数油腔轴承的动态稳定性好.液体静压轴承及其压力补偿方式的结构形式较多，这里，以MM7132平面磨床的主轴轴承为例，来说明有关概念和工作原理。图2.1供油系统简图如图所示，来自油泵的压力油，经接流器流入轴承的各个油腔；粗，精滤油器的作用是严格过滤润滑油的；液流阀是节流泵的输出压力的；单向阀的作用是防止压力油倒流，以配合储能器的作用是与油泵突然停止供油时，保证有压力油供应到静压轴承内，以实现安全停止。其中节流器是压力补偿元件，是静压轴承系统中的关键环节。静压轴承润滑油的循环过程如下：来自油泵的润滑油，经过具有液阻的接流器流入轴承各个油腔内，再通过轴与轴承封油面之间的较小间隙流出，最后集中起来经管路流回油箱。由于轴与轴承之间的间隙甚小，形成很大的出油液阻，所以在轴承油腔中便得以保持液体压力（即静压力）。液体静压轴承的工作原理是利用这个静压力和压力补偿元件的调压作用，使轴浮在轴承中的。液体静压轴承的承载原理：上图可简化为下图所示：图2.2液体静压轴承的承载原理简图图2.2中Rc表示节流液阻，Rh1表示油腔1的间隙液阻，Pr1表示油腔1中的油压，Rh3表示油腔3的中油压。理论与实践证明：油路系统中的压力，流量和液阻三者的关系与电路中的电压、电流和电阻三者的关系相同。这样，就可以利用电路中的参数关系来研究油路系统，根据电路的“欧姆定律”I（电路）=可知油路也有相应的参数关系，即：Q（流量）=由图3可知：流经油腔1和油腔3的油路分别有如下的参数关系：Q=Q=这时，油腔1和油腔3中的压力分别为：Pr=QRh=()Rh=(1-1)Pr=QRh=()Rh=(1-2)当供油压力Ps一定（即定压供油）时，如果节流器的节流液阻Rc是相等的，同时轴承上对称布置的四个油腔的结构形式和尺寸也相等，那么，当没有载荷作用（也忽略轴本身自重）时，轴便被轴承油腔中的压力油浮在轴承中央。此时，油腔间隙相等，即h=h=h;由公式（1-1）和（1-2）可知，各油腔压力相等。Pr=Pr=Pr当轴受一径向载荷Wc包括轴自重，作用后，轴沿载荷方向向下移一个很小的距离e.由图2可知；间隙由原来h，减小到h-e。则相应的间隙液阻Rh却增加；相反，油腔间隙却增加到h+e，而间隙液阻Rh则变小。这时由式（1-1）（1-2）可知油腔3中的油压Pr增高，油腔1中的油压Pr下降，于是便产生产生一个与载荷方向相反的压力量P=Pr-Pr来支承载荷W，以实现液体润滑。静压轴承的补偿方式：定压供油系统的压力补偿方式所谓定压供油系统，即用一个输出压力基本保持不变的油泵，同时向轴承所有油腔实现供油的系统。其中每个油腔必须要串联一个节流器，轴承才有承载能力。否则，轴承就失去承载能力。比如轴承油腔1，3没有串联节流器，即节流液阻Rc=0,当轴承受载后，尽管油腔1，3的间隙发生变化，相应的间隙液阻Pr，Pr也变化，但由（1-1）、（1-2）可得：Pr==PsPr==PsP=Pr-Pr=0因而轴承上下对置的油腔1，3就不能产生压力差来支撑载荷。在载荷作用下，轴便被压在油腔3附近的轴承表面上，这显然不成其为静压轴承了。所以，作为定压供油系统中的压力补偿元件的节流器，它的调压作用是指：当主轴受载偏移后能使轴承在载荷方向的两个油腔产生与载荷方向相反的压力差，以支撑载荷，从而使静压轴承在液体润滑状态下具有承载能力。定量供油系统的压力补偿方式：所谓定量供油系统是指向静压轴承油腔分别供应流量恒定的压力油。定量供油对轴承油腔所实现的调压作用称为恒流调压。为了分析定量供油系统的恒流调压作用，如图所示：图2.3恒流调压作用简图Pr=QRhPr=QRh在载荷W作用下，轴沿载荷方向偏移e值。这时，上油腔间隙变大，间隙液阻Rh减小；下油腔间隙变小，其间隙液阻Rh变大。由于流量Q恒定不变，由公式（1-3）可知Pr下降，Pr增大，从而可形成一个压力差P=Pr-Pr来支撑载荷W，并实现液体润滑。静压轴承结构：径向静压轴承目前，径向静压轴承基本分为两类：有轴向回油槽的和无轴向回油槽的。有轴向回油槽的轴承，油腔被回油槽分隔开来，各油腔的压力油不会相互流动（即无“内流”）。这种轴承，油腔中的压力油可同时从周向和轴向封油面流出，因此流量较大。无轴向回油槽的轴承，油腔中的压力油只能轴向封油面流出，因此轴承流量较小。由于油腔间隙有回油槽，油腔之间有内流现象，这对轴承油膜刚度有不良影响。但考虑到封油面上的动力，这种轴承具有较大的承载能力。此外，这种轴承由于流量较小，适用于大型机床和机械设备上。推力静压轴承环形油腔推力静压轴承 图2.4环形油腔推力静压轴承简图2.其特点是结构简单，加工方便，但只能承受通过轴心的轴向载荷，无支撑倾覆力矩的能力，因此，必须与径向静压轴承一起使用。3.多油腔推力静压轴承图2.5多油腔推力静压轴承其结构特点是可承受偏心载荷，抗倾覆力矩的性能好，但由于结构复杂，加工较困难，主要用于推力轴承，或环形静压导轨上。3.其它结构形式的推力静压轴承。为了使静压轴承部件结构紧凑，可将径向和推力轴承合并成一个轴承，从而出现了锥面和球面静压轴承。但是，由于加工工艺复杂，在国内尚少采用。2.2动压轴承2.2.1动压轴承的工作原理：流体动压润滑是依靠摩擦副的两滑动表面之间作相对运动把油带入两表面之间，形成有足够压力油膜，从而将两表面隔开。图2.6动压轴承工作原理简图设A板沿x轴方向以速度v移动，另一板B静止，现以层流运动的油膜中取一微单元进行分析。如图所示，作用在此微单元体右面和左面的压力分别为:P,(p+dx),作用在单元体上，下面的剪切力分别为及（+dy）,根据x方向的平衡条件，得：Pdydz+dxdz-(p+dx)dydz-(+dy)dxdz=0整理后得：=-上式表明：在油膜内，沿x轴方向的压力变化率和沿y轴的剪切力的的变化率相等。根据牛顿粘性液体摩擦定律，可以得到：=（a）该式表明了压力沿x轴方向的变化与速度沿y轴的变化关系。下面进一步介绍流体润滑理论的基本方程：油层的速度分布为：=对y积分后得：=()y+c(b)v=()y+cy+c(c)根据边界条件决定积分常数c和c：当y=0时=V;y=h(h为相应于所取单元体处的油膜厚度)时，=0，则得：c=--代入得： =-由上式可见，由两部分组成，式中前一项表示了速度抛物线分布，这是由油压沿x的方向所引起的。图2.7油压分布曲线图〈0=0〉0两相对运动平板间油层中的速度，压力分布如图所示。润滑油流量：当无侧流时，润滑油在单元时间内流经任意剖面上单位面积的流量为：Q=（e）将式（d）代入式（e）并积分得：Q=[-]dy=-(f)3.基本方程式：根据无侧漏条件及流量连续性原理得：=-()=0故：=()此式为一维雷诺方程的一般表达式。在压力分布图中，设在P=Pmax处的油膜厚度为h，其沿y方向的速度变化呈线性分布，在该剖面处的流量为：Q=由式（f）得：=-整理后得到：=(h-h)此为无限长动压轴承的基本方程，从此式可知：相对滑动的两平板间形成压力油膜可承受外载荷的基本条件为：1）。相对运动表面必须形成油楔若两板平行，则=0，油压沿x轴无变化。当形成油楔时，由压力分布图可知，在ab(h)h)段，>0，所以>0，即压力沿x方向逐渐增大，而在bc（h<h）段，〈0，即〈0。这表明压力沿x方向逐渐降低，在ac之间必有一处（b点）的油流速度变化规律不变。此时的=0，即=0。因此，压力P达到最大。由于油膜沿着x方向各处的油压都大于入口和出口的油压，压力形成如图所示，因而能承受一定的外载荷。2）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度，速度v降低-导致油膜各点的压力强度随之降低，甚至会造成油膜破裂3）润滑油必须有一定的黏度且充分供油。2.3动静压轴承静压轴承是利用外部油源产生承载能力的油膜轴承,动静压混合轴承是一种既综合了液体动压和静压轴承的优点，又克服了两着缺点的新型多油楔油膜轴承。它利用静压轴承的节流原理，使压力油腔中产生足够大的静压轴承载力，从而克服了液体动压轴承启动和停止时出现的干摩擦造成主轴与轴承磨损现象，提高了主轴和轴承的使用寿命及精度保持性；轴承油腔大多采用浅腔结构，在主轴启动后，依靠浅腔阶梯效应形成的动压承载力和静压承载力叠加,大大地提高了主轴承载能力,而多腔对置结构又极大地增加了主轴刚度；高压油膜的均化作用和良好的抗振性能,保证了主轴具有很高旋转精度和运转平稳性。动静压轴承在其结构上即有形成动压油楔的滑动表面，又有静压油槽（或油腔）的补偿元件，使轴承既产生动压力，又产生静压力，下图为回油腔对置的示意图：图2.8回油腔对置的示意图工作时，高压油分别经过节流器进入深腔，不同节流器形式或工作机理稍有不同，但总的规律是：当有一偏心e产生时，由于节流器内油垫液阻的变化，使下油垫深腔压力Pr3升高，从而上油垫的压力减小，故此形成压力差，产生与载荷方向相反的力。起到承受载荷的作用，水平方向依然。这种轴承能保证主轴在静压或低速时具有足够的静压力，使之处于纯液体摩擦状态，又能在很高的转速和大偏心率时产生很高的动压力或相叠加的动静压力。显然它不仅提高轴承的性能。，而且减小油泵的公耗，同时也增加了轴承的过载能力，使轴承承受到瞬时超载时，不至于破坏。目前，动静压混合轴承的结构形式很多，但归纳起来可分为以下几种类型：2.3.1槽节流无油腔动静压轴这种轴承的特点是：1）结构紧凑，其外廓尺寸接近于滚动轴承，可实现标准化和系列化，使取代滚动轴承的改装工作简化。2）轴承上无油腔。简化了轴承的加工，光滑连续的轴承表面形成较大的动压效应。3）这种轴承的长径比一般较小，不宜承受重载；而长径比小，轴承流量较大，因此适应于轻载高速机床及机械设备。2.3.2高压小腔结构（西马克）动静压轴承2.3.3阶梯腔动静压轴承特点：1）用阶梯形式的浅腔节流代替外加的节流器，因此不仅节省了节流器的加工，而且清除了节流器的易堵塞的缺点。2）根据流体力学可知，阶梯腔具有很大的动压效应和阻尼效应，因此混合轴承油膜的动刚度和抗振性都保持了动压轴承的优点。3）由于以浅腔所形成的液阻的节流作用，使混合轴承具有静压效应，从而避免了混合轴承在启动和停车时的磨损现象。2.3.4倾斜腔动静压轴承倾斜腔动静压混合轴承的突出特点是：轴承中油流截面连续收缩而不存在突变，因此不产生涡流，压力油膜稳定，轴承温升低。2.3.5摆动瓦动静压轴承这种轴承的特点是：摆动瓦块在工作中可以自动调节摆角，以适应载荷和速度的变化，因此具有较宽的承载和转速范围。3.轴承结构的各参数,尺寸以及选型3.1轴承的选型本次设计的动静压混合轴承采用阶梯腔动静压轴承。在阶梯腔动静压轴承中采用一次节流浅腔动静压混合轴承。图3.1阶梯腔动静压轴承示意图这种轴承类似于无轴向回油槽静压轴承，其主要特点是：油腔很浅（约0.866）以形成节流液阻和动压效应。以压力为Ps的润滑油由轴承中部流入轴承。经过浅腔节流，最后通过轴向封油面1流出轴承。周向封油面2与浅腔3形成阶梯，当主轴转动时，产生动压力。3.2.主轴系统的尺寸参数主轴直径d=35mm径向承载力Wr=10Kg轴向承载力Wz=100Kg转数n=38000r/min润滑油的选取 =4.475*10Pa.sPs=20Kg/cm主要参数的选取间隙比=C/R=(C-R)/R =0.02-0.2%这里取=0.1%直径间隙0.035mm半径间隙0.0175mm直径D=d+2=35.035mm轴承长取长径比L/D=1L=D=35.035圆整为35mm油腔数这里选为四腔偏心率e/c=0.3又：径向载荷属于轻载，所以取：e/c=e/(R-r)=0.1封油边尺寸La=La/LLs=Ls/LLa=7mmLs=10mm节流比Pr/Ps=0.5~0.8取Pr/Ps=0.7Pr=14Kg/cm油腔深度Z1Z1=0.866=0.0152轴承工作表面的粗糙度Ra=0.8m轴承外圈与箱体孔的配合 =D/10000 这里取=0.010~0.015轴承外圆的粗糙度Ra=0.4m轴承结构的选取一次节流浅腔动静压轴承双排腔推力轴承的设计推力轴承承受轴向载荷100KgPs=20Kg/cm²Pr=0.7Ps=14Kg/cm²Ae=100Kg/14Kg=7.14286cm²Ae/4=7.14286/4=1.786cm²即推力轴承四腔每腔承载面积为1.786cm外径取54mm内径取42mm油腔中心线在48mm处=x=67毛细管直径：d=0.55mm取d=1mm止推面粗糙度Ra=0.8mm止推面垂直度0.005mm止推面平面度0.005mm考虑到与机架配合问题止推端厚为7mm沉割槽宽为：4mm进油孔直径为：4mm轴承外径为：51mm4.油膜压力分布及静态特性设计4.1维雷诺方程二维雷诺方程的一般形式：（）+（）=6[（+）+]其中：x------轴承的周向坐标z------轴承的径向坐标u----轴承的绝对速度u----轴承的相对速度-----润滑油密度h-------油膜厚度p-------压力植------润滑油粘度t--------时间一般地说：为一般常数，不随时间t和p的变化而变化，因此和为0，此时，只需对轴承的静态即轴承处于稳态时求解，故可以不考虑轴承沿径向的振动。因此：=0于是，二维雷诺方程可以简化为：（）+（）=6u其中：u为轴承对轴的相对速度。（只有u和u方向一致时，才能形成油楔）在本次设计中，u=0，u=u今天，大多数研究者都用数值法求解二维雷诺方程，对于常用的轴承形式，一般用差分法就可以在较少的时间求解准确的结果，只有当轴承形式复杂，才更宜于有限差分法。本次设计，就是采用五点差分法来求解压力分布，其优点是：简单易学，精度较高。4.2差分法本次设计采用的方法是五点差分法，基本思想：将轴承油膜周向展开，将其划分为若干网格。在周向和径向的各交点即节点处构成各阶差商，近似取代节点上的压力，所得的一维离散的压力，也就可以近似表达了油膜中的压力分布，根据所得节点的压力值，再用一定的数值积分方法，就可近似的得到轴承的承载能力。差分法的基本原理差分法就是近似的用差商来代替微商，近而使连续性区域上的微分方程化为离散点的差分方程。1）一阶差商设有一连续函数y=y(x)是定义在某一区域的函数，将其定义域等分（也可以用变步长的方法对定义域进行划分）任意一点的坐标为（x,y）该点处的导数定义为：=其中：y=y-yx=x-x即：x0时，的极限值，一般在处理实际问题时，只需划分的等份够多，那么x即为足够小，就可以近似的以来代替x0时的极限，用这种思路来处理这一题，会存在一定的误差，但在实际问题中，用这种方法可以得到较为接近的结果。前差商：==后差商：==中差商：=据泰勒展开式，进行比较分析可以知道中差商的精度比较高。2）二阶差商图4.1由图4.1中可以得，二阶差商源于一阶差商的推导，先用相临半步长插入a点上的一阶导数中差商表示即：=然后，将上式中的用相临的节点值的中差商表示：==将上面两式代入得：=为了用差分法求解雷诺方程，需要将有量纲的雷诺方程转化为无量纲的雷诺方程。4.3无量纲雷诺方程的推导在进行计算机辅助设计时，必须考虑的一个问题时：中间的一些变量的值是否可能浮点溢出，另一个问题是计算结果与实际结果的偏差是否在正常的情况下所允许的范围之内，用无量纲形式进行计算，可以很方便地解决上述的两个问题，同时，还可以将问题的简化为最直接的形式，实出有关因素，便于分析计算所得到的结果，而且可以直接以无量纲的形式推广到相似的轴承问题中去。坐标和z的无量纲表示：偏心率=e/h油膜厚度H=h/=1+.cos压力=p/p其中p=2u/=/(D/2)沿周向的线长度向网格的弧度为步长，其无量纲形式为Sx表示为：=Sx=2/mm----周向划分的网格数其余还有Z/D,/R等无量纲形式。将二维雷诺方程简化为无量纲形式：（）+（（）=3为了消去右边的有量纲参数3的形式两边同除以p=2u/，以此作为压力p的无量纲系数。雷诺方程可以用来求解各种结构轴承的压力场对于无限宽轴承，宽度Z远大于直径D，也以近似的为油膜的无轴向流动。压力场轴向均布，于是简化为：（）=6U（h）但实际使用中，都是有些轴承可以视为短轴承来求解，即宽度Z远小于直径D,可近似以为轴的轴心线与轴承的轴心线平行，故h不随Z而变动。雷诺方程的差分法图4.2雷诺方程的差分法配图如图4.2所示，将内表面和轴向划分为网格，沿周向的网格节点以j记，并沿轴向的网格节点以I记，即网格节点用一相应的二维序列求编号：假定周向划分为m格，轴向划分为n格，则有：j=1~m+1i=1~n+1因此，沿周向的无量纲步长：=2/m沿轴向的无量纲步长：=1/（n/2）节点压力的一阶差商可以表示为：（）=（）=用半步长来表示形成中差商，则得：（）=（）=按整体差分的形式来推导将雷诺方程中的，视为一个整体，利用上面的差分公式，可以推出：[（）]=[+0.5P+-0.5P-（+）P]/()[()]=[P+P-（+）P]/()()=(H-H)/()将上边三式代入雷诺方程中，整理成如下的形式：AP+BP+CP+DP-EP=F其中：A=B=C=(D/2)(/)()D=(D/2)(/)E=A+B+C+DF=3(H-H)系数组()的适用条件是显然的，因为用差商代替微商的前提条件是：函数的微商存在，那么函数首先必须连续，在深腔和浅腔，浅腔和封油边交界的地方，油膜均有突变，那么压力也存在突变。故函数已不连续，因此()组系数只用于所有的内节点，以及封油边面的非边界点。以微分与差分相结合的形式推导。虽然当p与是足够小时，用差分代替微分的误差已很小，可以忽略不记，然而毕竟存在，因此以下推导差分形式的推导思想是：能够依靠数据模型成函数关系精确求导的部分，则用精确的偏微分表示，因此在雷诺方程中：（）+=（）其中：H=Hcos(-)=-sin(-)整理得：[（）]=-3sin(-)+(P-2P+P)/()由于H沿轴向不考虑挠度的影响，故可视为：H沿轴向没有变化（台阶处除外），因此：=0[()]=(P-2P+P)/()将上面两式代入雷诺方程可得到：=-sin(-)雷诺方程的系数分别为：A=-1.5sin(-)B=-1.5sin(-)C=(D/Z)(/)（）D=(D/Z)(/)E=A+B+C+DF=-3sin(-)其适用条件为：除了油膜厚度有突变的点以外的点。油膜阶梯变化处的差分方程这些地方，油膜厚度以及压力的导数不能用差分法来直接代替导数，以下推导的基本方法是：用有限控制空间的流量平衡关系来得到，由于该控制空间为无源场，故流入的流量与流出的流量相平衡。分成五种情况分别推导各种情况下的系数表达式，因为编程较为繁琐，故采用一种通用的表达式包括这几种不同的情况，来简化编程。首先以[I,j]点为中心，面积为x，Z的有限控制空间作为研究对象，将边界分为a,b,c,d,e,f,g,h等长8小段。图4.3油膜阶梯变化处的差分方程配图由于:Qa+Qb+Qc+Qd+Qe+Qf+Qg+Qh=0又：Qa=[+]Qb=[+]Qc=[]Qd=[]Qe=[-+]Qf=[-+]Qg=[]Qh=[]代入整理得：(a+b)P+(e+f)P+(z+d)P+(g+h)P=3(he+hf–ha–hb)可得到：AP+B+CP-DP-EP=F其中：A=0.5(a+b)B=0.5(e+f)C=0.5(D/Z)(g+h)D=0.5[(D/Z)(/)](z+d)E=A+B+C+DF=1.5(he+hf–ha–hb)经分析可以得到：Ha=H=HHb=H=HHc=H=HHd=H=HHe=H=HHf=H=HHg=H=HHh=H=H令：H1=H=0.5(H+H)H2=H=0.5(H+H)H3=H=0.5(H+H)H4=H=0.5(H+H)则阶梯处油膜雷诺方程的系数表示如下：A=0.5(1+2)B=0.5(3+4)C=0.5(D/Z)(2+4)D=0.5[(D/Z)(/)](2+4)（）E=A+B+C+DF=1.5(h3+h4–h1–h2)应用（）组系数时，应注意赋油膜压力值时，应将油腔边界点的油膜厚度赋予合理的值，方程保证此式计算的正确性。4.4深腔压力的计算由于深腔压力随供油压力，油腔结构参数，偏心率的不同而不同，变化较为复杂，在处理时，若仍用雷诺方程的差分形式进行迭代，其结果将会有较大的偏差，因此采用一种较为准确的方法进行计算，这里，在处理这一问题时，采用流量平衡的方法来推导深腔压力的计算公式。沿周向和周向的第一格都作为一个小的平板节流器处理，则有：Q=Qj=因：Q=Qj即：= Pr=若轴向单腔双节流器，则：Qj=0.5Q同法推导可得：Pr=轴向双腔，双节流器，则其通用公式与上式相同，但具体计算方法则不一样，根据平行板缝隙节流的液压计算公式：==以上推导均没有考虑动压效应所引起的流量，其中Q1,Q2有周向的速度流，现规定流出油腔的流量为正，流入的为负：所以：Q1=(-+)Q2=(-+)Q3=()Q4=()以上均为无量纲公式，无量纲变化时，应注意其无量纲系数应于Qj无量纲变化时一致。所以：=[H+()H+0.5(-)] =[H+()H-0.5(-)] =[()H+0.5(-)] =[()+0.5(-)]令：A=(Z/D)(/)又+++=2=[A+A+A++2+0.5A(H-H)]/(A+A+2++)因为轴承内表面轴向对称为了减少计算量，上式化为：=[（A+A-0.5）++0.5A(H-H)+]/（A+A）++4.5超松弛迭代雷诺方程差分化以后，成为一个（m-1）,(n-1)阶线性方程组，应用超松弛迭代法，适用范围广，过程稳定程序的编制较为简单，虽然计算较长，但由于上述优点的存在，因此应用广泛。P=(AP+BP+CP+D-F)/E这样，就可以根据（i,j）节点周围四节点上的压力值来计算中间节点上的压力值。4.5.1解法现介绍如下：首先，将边界条件给定的值赋予各个边界节点的压力，并任意给定各点的压力值，作为第一次近似值P（j=2mm,i=2mm）,简单地将全部内节点的压力设为0，或进油压力，然后按i=2,3,----n的次序进行另一列上又以起始边向按i=2,3,----m的次序逐点进行，再算出一个节点的压力值，就将其迭代该节点后来的压力值，全部节点都通算一遍后，就得到敌二次近似分布，P它比第一次近似值要精确一些，然后，用相同的方法再计算一遍，得到更为精确的第三次迭代值，如此反复，经过k次迭代后，就可以得到足够精确的压力分布P，即可终止迭代过程。为了加速收敛，可认为加大每次迭代的前进的步伐，即将算出的新值与原来数值的差，乘以大于1的数值，再加上原来数值作为新值。P=[（AP+BP+CP+DP-FP）/E]+P值可以再在1-2之间选取，此即为超松弛迭代的基本思路。4.5.2收敛准则：为了判断每次迭代结果是否已达到足够的精度，从而判断是否终止迭代，可以根据下式：〈一般取相对误差为10。4.5.3对称问题的处理：在许多轴承问题中，都具有方向上的左右对称性，这时宜在x方向上做偶数分格，并且只要在=0~1范围内，j=2~(n/2)内进行即可，不过此时的迭代公式只适用于j=2~(n/2)各行，对于第n/2行，由于第n/2+1行已经不在计算范围内，所以就缺少了迭代公式中P的值，不能用迭代公式，由于对称性，P一定等于P，而且，C一定等于P所以在n/2行计算各内节点压力时，应为：P=[（AP+BP+CP+DP-FP）/E]-（-1）P4.5.4雷诺边界条件的纳入当轴承与轴颈间的间隙既有收敛又有开扩区时，应预计油膜可能在开扩区内自然破裂，因此完整区的终止边以及整个压力分布，都要在迭代过程中用雷诺边界条件定出。常用的有效且简便的方法是：每行上均有起始边向终止边上逐点进行，如果出现其点为负，则令其为0，此点位置即可作为该行上油膜自然破裂的近似位置，该点以后各点压力为0。油膜合力的计算：对于有限宽轴承假定水平方向上的合力为Fx，垂直方向上的积为Fy,则其无量纲形式为： ==-sin ==-sin式中是由轴承上方起始计量角图4.4计算配图用数值法积分时，先算出各列上P沿轴向的积分Gi=(i=1~m+1)用simpson积分法，并设n为偶数，则Gi=(P+4P+2P+---+4P+P)(i=1,2-----m+1)再计算方向的积分，用simpson积分，并设m为偶数。=-（G1sin+4G2sin+2G3sin+----+4Gmsin+Gsin）=-（G1cos+4G2cos+2G3cos+----+4Gmscos+G1cos）4.5.5偏位角的修正如果有s块轴瓦，并标号a对各瓦编号，则先由轴颈中心相对轴承中心的和。按几何关系求出轴心相对于轴承中心的和（a=1~s）然后对每块轴瓦单独用程序说明中的框图可以得到与即可得到轴承的油墨力：==通常，载荷方向是给定的，例如垂直向下则油膜合力方向应向上，其方向偏差不能过大。此要求通常表示为：对于一般问题=4x10如果此式不能满足，说明原设定的偏位角不准确。需修改重算，对于圆柱轴承可以用下式来修正：=-arctg(/)每一次修改后，都需重新计算轴心相对于各瓦心的和，并重新计算各轴瓦的油膜力与轴承力。4.5.6摩擦阻力的计算油膜对轴颈运动的阻力可由压力液体阻力Ft和剪切液体阻力Ft迭加得到，后者又可由油膜完整区和破裂区的剪切液体阻力分别计算并迭代加入即得。对于有限长轴承，其无量纲形式为：==0.5+0.5表示破裂边的角位置，Hp是破裂边的油膜厚度也是的函数，是轴承轴承工作面的起始角，是终止角。图4.5参数间关系图Ft=（Fy.e-Fx.e）或：==0.5（e-e）=e/ce=e/c用数值积分法求出和后，相加得到总阻力为：=+4.5.7流量的计算油从轴承的油腔的上游流入间隙，在向下流动的过程中，由于油膜中的压力迫使油不断地向轴承两侧漏出，进入油腔油的来源有二：是油孔供入的压力油从前一油腔流出的油从油腔边流出的油：流入油池或油箱进入下一个油腔。设进油量为 =[-（）]dz其中h为上游边油膜厚度，是该处压力的导数，无量纲形式为：==0.5（）[-（）d]下游边流出油量为：==0.5（）[-（）d]H和（）分别为下游边油膜后和该处的压力导数。两边泄油量为：==（）d]=+即：流量平衡5.计算结果的分析及讨论5.1承载能力图5.1F-曲线由F-曲线可以看出随着的增大,F增大。而在偏心率很大时，F急剧上升，原因是：其动压效应越来越显著。因此动静压轴承有较高的承载能力。由雷诺方程可知，提高轴承承载能力的途径有：提高油的黏度，减小半径间隙，提高供油压力，增大动压腔面积。5.2擦阻力随着偏心率的增大，摩擦阻力也增大，节流比对摩擦阻力影响不大。5.3油膜刚度图5.2J-曲线J-刚度-偏心率静压轴承动压轴承动静压轴承由图可知：偏心率较小时，刚度较小，当偏心率较大时，刚度急剧上升，充分体现了动静压轴承大刚度的优点。5.4偏位角偏位角随着的增大而减小。5.5摩擦系数随偏心率的增大而减小6.轴承的润滑6.1轴承润滑的作用

润滑对滚动轴承的疲劳寿命和摩擦、磨损、温度、振动等有重要影响，没有正常的润滑，轴承就不能工作。分析轴承损坏的原因表明，40%左右的轴承损坏都与润滑不良有关。因此，轴承的良好润滑是减小轴承摩擦和磨损的有效措施。除此之外，轴承的润滑还有散热，防锈、密封、缓和冲击等多种作用，轴承润滑的作用可以简要地说明如下：

a.在相互接触的二滚动表面或滑动表面之间形成一层油膜把二表面隔开，减少接触表面的摩擦和磨损。

b.采用油润滑时，特别是采用循环油润滑、油雾润滑和喷油润滑时，润滑油能带走轴承内部的大部分摩擦热，起到有效的散热作用。

c.采用脂润滑时，可以防止外部的灰尘等异物进入轴承，起到封闭作用。

d.润滑剂都有防止金属锈蚀的作用。

e.延长轴承的疲劳寿命。

6.2脂润滑和油润滑的比较

轴承的润滑方法大致分为脂润滑和油润滑两种。为了充分发挥轴承的功能，重要的是根据使用调减和使用目的，采用润滑方法。表4-2示出脂润滑和油润滑的优缺点。

6.3脂润滑

润滑脂是由基础油，增稠剂及添加剂组成的润滑剂。当选择时，应选择非常适合于轴承使用条件的润油脂，由于商标不同，在性能上也将会有很大的差别，所以在选择的时候，必须注意。

轴承常用的润滑脂有钙基润滑脂、钠基润滑脂、钙钠基润滑脂、锂基润滑脂、铝基润滑脂和二硫化钼润滑脂等。

轴承中充填润滑脂的数量，以充满轴承内部空间的1/2-1/3为适宜。高速时应减少至1/3。过多的润滑脂将使温升增高。

6.4润滑脂的选择

按照工作温度选择润滑脂时，主要指标应是滴点，氧化安定性和低温性能，滴点一般可用来评价高温性能，轴承实际工作温度应低于滴点10-20℃。合成润滑脂的使用温度应低于滴点20-30℃。

根据轴承负荷选择润滑脂时，对重负荷应选针入度小的润滑脂。在高压下工作时除针入度小外，还要有较高的油膜强度和极压性能。

根据环境条件选择润滑脂时，钙基润滑脂不易溶于水，适于干燥和水分较少的环境。

6.5油润滑

在高速、高温的条件下，脂润滑已不适应时可采用油润滑。通过润滑油的循环，可以带走大量热量。粘度是润滑油的重要特性，粘度的大小直接影响润滑油的流动性及摩擦面间形成的油膜厚度，轴承工作温度下润滑油的粘度一般是12-15cst。转速愈高应选较低的粘度，负荷愈重应选较高的粘度。常用的润滑油有机械油、高速机械油、汽轮机油、压缩机油、变压器油、气缸油等。

油润滑方法包括：

a.油浴润滑

油浴润滑是最普通的润滑方法，适于低、中速轴承的润滑，轴承一部分浸在由槽中，润滑油由旋转的轴承零件带起，然后又流回油槽油面应稍低于最低滚动体的中心。

b.滴油润滑

滴油润滑适于需要定量供应润滑油得轴承部件，滴油量一般每3-8秒一滴为宜，过多的油量将引起轴承温度增高。

c.循环油润滑

用油泵将过滤的油输送到轴承部件中，通过轴承后的润滑油再过滤冷却后使用。由于循环油可带走一定的热量，使轴承降温，故此法适用于转速较高的轴承部件。

d.喷雾润滑

用干燥的压缩空气经喷雾器与润滑油混合形成油雾，喷射轴承中，气流可有效地使轴承降温并能防止杂质侵入。此法适于高速、高温轴承部件的润滑。

e.喷射润滑

用油泵将高压油经喷嘴射到轴承中，射入轴承中的油经轴承另一端流入油槽。在轴承高速旋转时，滚动体和保持架也以相当高的旋转速度使周围空气形成气流，用一般润滑方法很难将润滑油送到轴承中，这时必须用高压喷射的方法将润滑油喷至轴承中，喷嘴的位置应放在内圈和保持架中心之间。

6.6固体润滑

在一些特殊使用条件下，将少量固体润滑剂加入润滑脂中，如加入3～5%的1号二硫化钼可减少磨损，提高抗压耐热能力，对于高温、高雅、高真空、耐腐蚀、抗辐射，以及极低温等特殊条件，把固体润滑剂加入工程塑料或粉末冶金材料中，可制成具有自润滑性能的轴承零件，如用粘结剂将固体润滑剂粘结在滚道、保持架和滚动体上，形成润滑薄膜，对减少摩擦和磨损有一定效果。

6.7润滑剂的补充与更换

a.润滑脂的补充间隔时间

由于机械作用，老化及污染的增加，轴承配置中所填的润滑基将逐渐失去其润滑性能。因此，对润滑秩需不断补充和更新。润滑剂补充的间隔时间会因轴承的形成、尺寸和转速等而不同，图4-1示出根据运转时间需要补充润滑脂的大致间隔时间。

另外，在图4-1中，当轴承温度超过70℃的情况下，轴承温度每上升15℃，就要使用润滑脂的补充间隔时间减少一半。

双面封闭轴承在制造时已经装入脂，“HRB“在这些产品中使用的是标准润滑脂，共运行温度范围和其他性能适宜于所规定的场合，且填脂量也与轴承大小相应，脂的使用寿命一般可超过轴承寿命，除特殊场合，不需补充润滑脂。

b.润滑油的更换周期

润滑油的更换周期因使用条件和油量等不同，一般情况下，在运转温度为50℃以下，灰尘少的良好环境下使用时，一年更换一次，当油温达到100℃时，要3个月或更短时间更换一次。轴承的密封：为了使轴承保持良好的润滑条件和正常的工作环境，充分发挥轴承的工作性能，延长使用寿命，对滚动轴承必须具有适宜的密封，以防止润滑剂的泄漏和灰尘、水气或其他污物的侵入。

轴承的密封可分为自带密封和外加密封两类。所谓轴承自带密封就是把轴承本身制造成具有密封性能装置的。如轴承带防尘盖、密封圈等。这种密封占用空间很小，安装拆卸方便，造价也比较低。

所谓轴承外加密封性能装置，就是在安装端盖等内部制造成具有各种性能的密封装置。

对轴承外加密封的选择应考虑下列几种主要因素：

1.轴承润滑剂和种类（润滑脂和润滑油）；

2.轴承的工作环境，占用空间的大小；

3.轴的支承结构优点，允许角度偏差；

4.密封表面的圆周速度；

5.轴承的工作温度；

6.制造成本。

外加密封又分为非接触式与接触式两种。分述如下：

1）非接触式密封

非接触式密封就是密封件与其相对运动的零件不接触，且有适当间隙的密封。这种形式的密封，在工作中几乎不产生摩擦热，没有磨损，特别适用于高速和高温场合。非接触式密封常用的有间隙式，迷宫式和垫圈式等各种不同结构形式，分别应用于不同场合。

非接触式密封的间隙以尽可能小为佳。

2）接触式密封

接触式密封就是密封与其相对运动的零件相接触且没有间隙的密封。这种密封由于密封件与配合件直接接触，在工作中摩擦较大，发热量亦大，易造成润滑不良，接触面易摩损，从而导致密封效果与性能下降。因此，它只适用于中、低速的工作条件。接触式密封常用的有毛毡密封、皮碗密封等结构形式，应用于不同场合。7.轴承使用时应注意的情况：轴承属于精密零件，因而在使用时要求有相当地慎重态度，即变是使用了高性能的轴承，如果使用不当，也不能达到预期的性能效果，而且容易使轴承损坏。所以，使用轴承应注意以下事项：

7.1保持轴承及其周围环境的清洁

即使肉眼看不见的微笑灰尘进入轴承，也会增加轴承的磨损，振动和噪声。

7.2使用安装时要认真仔细

不允许强力冲压，不允许用锤直接敲击轴承，不允许通过滚动体传递压力。

7.3使用合适、准确的安装工具

尽量使用专用工具，极力避免使用布类和短纤维之类的东西。

7.4防止轴承的锈蚀

直接用手拿取轴承时，要充分洗去手上的汗液，并涂以优质矿物油后再进行操作，在雨季和夏季尤其要注意防锈。

不过，在某种特殊的操作条件下，轴承可以获得较长于传统计算的寿命，特别是在轻负荷的情况下。这些特殊的操作条件就是，当滚动面（轨道及滚动件）被一润滑油膜有效地分隔及限制污染物所可能导致的表面破坏。事实上，在理想的条件下，所谓永久轴承寿命是可能的。8.致谢在历时两个多月的毕业设计中，得到了岑少起和张绍林两位导师的大力帮助，首先对这两位老师表示衷心的感谢。本次设计主要任务是对透平膨胀机的轴承进行设计。在设计的过程中，通过两位导师的不断解析和引导，令我对膨胀机及动静压轴承有了逐步的了解。通过调研，将自己四年来所学的知识有了一个更为综合的，形象的认识。在进行外文翻译时，我先用手写下来然后再打到电脑上，在这个过程中对我的专业英语的学习是一个很大的提高。在绘图过程中，自己对AUTOCAD进行了再学习，现在基本掌握了它的用法，基本可以熟练的用它进行绘图。在编写说明书的过程中，对Word文档进行了学习，现在也能比较熟练的应用。在与小组其他成员的共同学习中，大家集思广益，不断提出新的观点和看法，弥补了自己思考的缺点，对自己有一个促进作用，在此，向同组的其他同学表示感谢。这次设计基本上应用了大学四年所学的机械原理，机械设计，机械制图，画法几何，液压传动，AUTOCAD等课程。这对于自己来说是一个很大的挑战也是一个很大的提高。本次设计的历练，必将对自己以后的进一步学习和工作有很大的帮助。由于本人知识有限，考虑问题难免有不妥之处，希望老师、同学提出批评。谢谢。9．参考文献［1］濮良贵，纪明刚.主编机械设计（第八版）；西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著.北京:高等教育出版社,2006.5.［2］王志民.动静压混合轴承在机床改造中的应用.制造技术与机床,1998,N0:8.［3］余鸿钧.流体动静压混合轴承及主轴.河北科学技术出版社,1993.［4］许尚贤.液体静压和动静压滑动轴承设计.南京:东南大学出版社,1989.［5］郭力.高速主轴单元制造技术.国家科委先进制造技术发展规划,1997.［6］张直明.滑动轴承的流体动力润滑理论［M］.北京:高等教育出版社,1987:63-73.［7］陈燕生.液体静压支承原理和设计［M］.北京:国防工业出版社,1980:56-60.［8］王丽丽,葛培琪,路长厚,等.液体动压径向滑动轴承供油压力对动静特性的影响［J］.润滑与密封,2005(3):26-28.［9］王勇勤,王荆,江桂云,等.高精度动静压油膜轴承设计方法研究［J］.重庆工学院学报，2006(5):5-8.［10］李健,程先华.动静压支承轴承性能分析［J］.上海交通大学学报,2006(12):2026-2029.［11］李浩群.动静压轴承节流器优化分析［D］.郑州工业大学,1998,6.［12］方晓丽.圆锥动静压轴承的性能分析及优化设计［D］.郑州工学院.1988,6.［13］章宏甲,黄谊.液压传动与控制［M］.北京:机械工业出版社.2001.［14］戴曙.金属切削机床［M］.北京:机械工业出版社.1997.［15］广州机床研究所.液体静压技术原理与应用［M］.北京:机械工业出版社,1978.［16］郭力.动静压滑动轴承及其支承主轴系统的研究.(博士论文),西安:西安交通大学,1994.［17］孙恒,陈作模.葛文杰主编机械原理.;西北工业大学机械原理及机械零件教研室主编.—7版.北京:高等教育出版社,2006.5.［18］黄健求.机械制造技术基础.北京:机械工业出版社,2005.11.［19］AgrawalGL．Foilair／gasbearingtechnology—anoverview．ASMEJoumalofTribology．1997一GT一347．［20］WalowitJA，AnnoJN．ModemDevelopmentsinLubricationMechanics．London：AppliedSciencePublishersLtd．1975．215—22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