拋砂機的設計畢業(yè)論文

PAGE題目：拋砂機的設計姓名：學院：專業(yè)：班級：學號：指導教師：劉玉高2011年6月18日畢業(yè)論文（設計）誠信聲明本人聲明：所呈交的畢業(yè)論文（設計）是在導師指導下進行的研究工作及取得的研究成果，論文中引用他人的文獻、數據、圖表、資料均已作明確標注，論文中的結論和成果為本人獨立完成，真實可靠，不包含他人成果及已獲得青島農業(yè)大學或其他教育機構的學位或證書使用過的材料。與我一同工作的同志對本研究所做的任何貢獻均已在論文中作了明確的說明并表示了謝意。論文（設計）作者簽名：日期：年月日畢業(yè)論文（設計）版權使用授權書本畢業(yè)論文（設計）作者同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文（設計）的復印件和電子版，允許論文（設計）被查閱和借閱。本人授權青島農業(yè)大學可以將本畢業(yè)論文（設計）全部或部分內容編入有關數據庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本畢業(yè)論文（設計）。本人離校后發(fā)表或使用該畢業(yè)論文（設計）或與該論文（設計）直接相關的學術論文或成果時，單位署名為青島農業(yè)大學。論文（設計）作者簽名：日期：年月日指導教師簽名：日期：年月日目錄摘要 ?Abstract ПTOC\o"1-3"\h\u89241緒論 1177651.1研究的目的和意義 1207351.2國內外發(fā)展現狀 1211692方案論證 4130762.1設計要求 478322.2方案選擇及分析 4141283設計論述 762533.1拋頭設計 762533.1.1拋頭轉速選擇 762533.1.2拋頭尺寸計算 7323483.2工作臺的設計 862533.2.1工作臺尺寸設計 862533.2.2工作臺與主軸箱間的連桿機構設計 962533.2.3強度校核 10323483.3變速箱的設計 1262533.3.1電機選擇 1262533.3.2V帶和帶輪的設計 1562533.3.3傳動部分第一級齒輪設計 1662533.3.4傳動部分第二級齒輪設計 1962533.3.5Ⅰ軸上的蝸輪蝸桿設計 2162533.3.6標準直齒錐齒輪設計 2462533.3.7不完全齒輪設計 2762533.3.8Ⅲ軸（輸出軸）的設計計算 2962533.3.9Ⅱ軸（中間軸）的設計計算 3362533.3.10Ⅰ軸（輸入軸）的設計計算 3762533.3.11Ⅳ軸（蝸輪軸）的設計計算 4162533.3.12Ⅴ軸（凸輪軸）的設計計算 4462533.3.13Ⅵ軸（錐齒輪軸）的設計計算 47108474結論 51323484.1設計總結 51323484.2設計的缺點和不足 5130117參考文獻 5212447致謝 53PAGEII拋砂機的設計摘要拋砂機是解決單件、小批生產造型（型芯）行之有效的設備。拋砂機使用得當時，沿砂箱在高度上的緊實度比較均勻，也不需要補充夯實，緊實度高，而且拋砂機與某些其他造型機械相比振動小，噪聲也小。本次設計在研究普通拋砂機的結構及優(yōu)缺點的基礎上，設計出一臺拋頭固定砂箱運動的自動拋砂機，并且在拋頭部分加裝一變速裝置使之能夠在型砂高度增加時拋頭轉速相應增大，以改善型砂緊實力隨型砂高度增加而相對減小的情況。該方案采用了凸輪的時需控制功能以實現拋頭轉速隨著生產過程不斷增快并且能夠在最后自動返回，這種設計能夠完全滿足造型的緊實力要求，提高了造型的質量。關鍵詞：鑄造技術；型砂緊實力；拋砂機DesignofSandSlingerAbstractThesandslingerisanefficientequipmentfortheproducingofthesingleunitmodel(core)insmallbatch.Whenthesandslingerisusedappropriately,itisquiteevenindegreeoframmingalongtheflaskinaltitude,andthedegreeoframmingishighwithoutsupplementingtheramming.Moreover，thenoiseofthesandslingerissmallercomparedwithcertainothermodellingmachinery.Thisprogramisbasedontheordinarysandslinger'sstructureanditsadvantagesanddisadvantages.Itismadetobeanautomaticsandslingerwithamovingsandboxbutfixedthrows,andaddingagearboxtothrowheadtoenableittospeedupcorrespondinglywhenthemoldingsandincreaseshighly,toimprovethesituationthatthemoldingsandreducesitstightstrengthalongwiththemoldingsandincreasehighly.Thisplancanachievethefirsttosseverincreasingspeedwiththefasterproductionprocesswiththecam’stimingcontrolandcanautomaticallyreturnatlast.Thiskindofdesigncancompletelysatisfytheshapeofthetightpowerrequirementsandimprovethequalityofmodeling.Keywords:foundryengineering；moldingsandtightstrength;SandSlinger青島農業(yè)大學海都學院本科畢業(yè)設計（論文）PAGE441緒論1.1研究目的與意義長期以來，我國中、小型鑄造車間，特別是生產鑄件品種多、批量小、產品變化比較大的鑄造車間，實現機械化生產是比較困難的。如果廠房條件比較差，資金少，技術力量薄弱，則實現機械化生產的具體困難更多[1]。拋砂機是解決單件、小批生產造型行之有效的設備。近二十年來，在我國鑄造生產中拋砂機技術有了比較大的發(fā)展，現在在許多中大件、單件小批成批生產的造型工部，拋砂機已成為不可缺少的造型設備之一。拋砂機是以高速旋轉的葉片，將型砂拋入砂箱，得到緊實鑄型的造型設備。它以機械代替人工加砂與搞實，一般每小時可拋砂，比手工生產效率提高3-10倍[2]。這就大大地提高了勞動生產率，減輕了工人體力勞動。而且由于拋出的鑄型緊實度均勻，從而也提高了鑄件的質量。拋砂機的主要特點是適應性強，對大小高低不同的砂箱均可拋制，也能拋制型芯。工藝裝備要求不高，即使手工造型用的也可以使用。這對各類大小鑄件，各種批量生產，尤其對不易實現機械化的單件小批量生產的大中型鑄件，是較好的方法。此外，拋砂機還有：加砂與搞實一道工序完成，動力可直接利用電能，無壓縮空氣的廠家也能采用，無強烈震動及噪音，工作條件良好等優(yōu)點[3]。雖然近幾十年來，拋砂機造型在國內外發(fā)展很快，我國生產的拋砂機數量很多，但品種不多。很多工廠使用的拋砂機制造質量不高，在使用中遇到了種種問題。因此，設計出一種新型高自動化的拋砂機是解決這一現狀的行之有效的方法[4]。1.2國外發(fā)展現狀拋砂機機構的發(fā)展,主要是圍繞著穩(wěn)定造型質量,減輕勞動強度,提高生產效率和減少零件磨損等方面進行。近年來比較多的工作是解決前三項問題[5]。拋砂造型的緊砂過程是將預緊的一團團砂以高速拋向砂箱,并根據模型的特點,以一定的軌跡,將砂團依次排列和還層拋緊。供給高速飛出的一團團預緊砂團的工作,主要由拋砂機的供砂部分等拋頭來完成。以一定軌跡依次逐層地拋緊的工作,主要由拋頭的移動部分和控制部分來完成[6]。首先在拋頭部分，國外對拋砂頭的改進，主要是在于提高砂質量，減少葉片與弧板的磨損，以及擴大拋投對不同生產率的適應性等方面。在提高拋砂質量方面，為提高砂團拋出的方向，有采用搖頭拋砂機形式的，拋頭可以繞鉛垂線左右擺動，其范圍是15°或20°也有采用弧板在拋出口處角度和長度可以調節(jié)的裝置[7]；還有的采用寬頭拋砂頭和多盤式拋砂頭，這種拋砂頭和砂箱一樣寬，在拋砂時只要搖頭在砂箱上直線運動一次就能拋一層砂[8]。多盤式拋砂頭是在同一根軸上串有多個拋砂用的葉片盤，每個葉片盤旁裝有抽風扇，拋頭裝在擺動式料斗的底部，每個拋砂葉片盤上方裝有型砂的開閉器，抽風盤將型砂從料斗內吸入拋砂頭。在擴大拋頭對各種生產率的適應性方面，采用統一更換不同寬度葉片，同時改變送砂皮帶速度的方法，就可既改變了生產率又保證了緊砂質量。此外，為提高相同尺寸拋頭的生產率，出現了三葉片拋頭[9]。在減少葉片與弧板的磨損方面，主要考慮葉片材料和葉片的結構改進[9]。材料上國外開發(fā)出奧氏體高鋼葉片，并對此種葉片進行強化處理，用氣焊將電極金（Electrodemetal）在葉片上均勻地堆一層，使其壽命（實際工作拋砂時間）由未處理時的2.08小時提高到200小時。國外在結構改進方面主要從減少弧板、葉片摩擦作用的弧長和不使葉片與弧板接觸兩方面進行，研制出了徑向進砂拋砂機[9]。其次是拋砂機的移動部分，國內外對這個部分采用砂箱與拋頭之間有一定的相對運動實現，也就是說，采用砂箱靜止、拋頭運動的方法，也可采用拋頭靜止、砂箱運動的方法，或兩者都有較簡單的運動，組成復合運動的方法。目前廣泛見到的拋砂機是砂箱靜止、拋頭運動的方法[9]。在一般液壓傳動的雙臂式拋砂機上，由于兩臂作的是圓弧運動，而砂箱通常是矩形的，這樣很難使拋頭作等速直線運動。因此，實際上拋頭總是在對砂箱做變動速度和曲曲折折軌跡的運動情況下緊實鑄型，難以控制緊砂的均勻性和對同一種鑄型各次緊砂結果的一致性，也難以穩(wěn)定合理的拋砂工藝制度。近年來國外出現的橋式拋砂機克服了這種缺點。從目前國外發(fā)展看，中型批量不大的鑄件，主要采用拋砂機實現造型的機械化。拋砂機的品種較多。如德國就有五十多種，零部件都通用化了。拋砂機的生產率從最小的，到最大達[9]，幾十噸和上百噸的重型鑄件，也可用大型拋砂機地坑造型。近年來，對于深而狹，如寬80mm，深2m的鑄型鋼錠模之類，均能完全滿足造型緊實度要求，并且在部分大中件采用自硬砂等的情況下，也發(fā)展了以自硬砂等作面砂，拋砂機拋背砂的綜合造型，更擴大了拋砂機的使用范圍。由于拋砂機的推廣使用，更向組織流水生產線，提高自動化程度，如實現程序控制、隨動控制及磁帶式程序控制等方向發(fā)展。從我國的情況看，近年來,在我國鑄造生產中拋砂機技術有了較大的發(fā)展,現在在許多中大件、單件小批成批生產的造型工部,拋砂機已成為不可缺少的造型設備之一。我國中大件、單件小批手工造型在鑄造行業(yè)中占有相當大的比重,要改變勞動強度大、勞動條件差的狀況,用較少的投資來提高生產率,使車間原來的砂處理系統、工藝工裝等仍可使用,拋砂機就顯示了它特有的適應性,經濟效益比較高、投產較快是它的一個主要特點。而就我國發(fā)達地區(qū)而言，上海近年來，大批制造，拋砂機廣泛推廣于大中型造型、制芯，為我國大中型造型機械化開辟了過闊的前景，目前我國生產的品種，主要有Z6312D型固定式拋砂機與Z6625型移動式拋砂機兩種[9]。有的廠已實現流水線生產，并且有的廠，如上海重機鑄造廠，已實現采用模擬隨動和遙控的半自動拋砂機造型。但目前來看，拋砂機生產品種不多，使用上發(fā)展還很不平衡，流水生產線及自動半自動控制拋砂機還不多，說明作為大中件造型機械的主要設備拋砂機，在我國還有待大力推廣使用。從我國大中件造型大多仍系手工或采用點風動工具操作的情況看，拋砂機造型的采用，對改變鑄造生產面貌。促進我國鑄造生產四化的進程，將起到積極推廣作用。2設計方案2.1設計要求在了解普通拋砂機的結構及優(yōu)缺點的基礎上，設計出一種能在一小時內完成尺寸為的砂箱的拋砂緊實工作的自動拋砂機，并且要求該拋砂機可以改善型砂緊實力隨型砂高度增加而相對減小的情況。要求動力裝置只用一臺電動機。2.2方案選擇與分析拋砂機是以高速旋轉的葉片，將型砂拋入砂箱，得到緊實鑄型的造型設備。它的結構主要由拋頭、工作臺、傳動機構組成。首先解決拋砂機的運動方式問題。拋砂機的移動部分,除了使拋砂機移動到指定的工作位置外,主要是完成使砂團能依次逐層地緊實鑄型的任務。要達到這個主要目的,只要砂箱與拋頭之間有一定的相對運動就可以實現。也就是說,可以采用砂箱靜止、拋頭運動的方法,也可以采用拋頭靜止、砂箱運動的方法,或者兩者都有較簡單的運動,組成復合運動的方法。砂箱靜止、拋頭運動的方法是目前廣泛見到的拋砂機運動方法。在一般液壓傳動的雙搖臂式拋砂機上,由于兩臂作的是圓弧運動,而通常砂箱是矩形的,這樣很難使拋頭作等速直線運動。因此,實際上拋頭總是在對砂箱作變動速度和曲曲折折軌跡的運動情況下緊實鑄型,難以控制緊砂的均勻性和對同一種鑄型各次緊砂結果的一致性,也難以穩(wěn)定合理的拋砂工藝制度。而砂箱運動。拋頭靜止的方法可以避免上述問題，并且結構也相對簡單，故本次設計采用的是拋頭靜止，砂箱運動的方法。砂箱的運動采用工作臺往復運動的形式，工作臺的往復運動采用牛頭刨床的進給機構，忽略該機構的急回特性，即可實現工作臺的勻速往復運動，結構如圖2-1所示。圖2-1工作臺運動機構其次解決型砂緊實度隨拋出型砂的高度增高而減小的問題。對已確定結構及其參數的拋砂頭來說,供砂量是影響鑄型緊實硬度的一個因素,只有在合適的供砂量范圍內,才能獲得工藝要求的鑄型硬度,過大或過小的供砂量,都會降低硬度。所以國外發(fā)展了可以由拋砂機操作者來控制的,能改變向拋頭供砂量大小的裝置。例如,在貯砂斗壁上出口處裝上電動控制供砂量的間門,當閘門拾高時加大供砂量,閘門降低時減少供砂量。又如,采用改變皮帶送砂機上刮砂板的角度,來增減供砂量的裝置,刮砂板中的角度是由蝸桿傳動裝置中來驅動的。這兩種方案不論如何改變，其最終結果也是需要人工進行供砂量的控制，并不能實現全部的自動化生產。所以本次設計放棄從供砂量方面考慮，將設計重點轉向拋頭的轉速，已知拋頭的轉速越大，拋出的型砂的緊實度越高，故在完成一個砂箱的拋砂過程中逐步增大拋頭的轉速可以實現緊實度的要求。拋砂機的拋頭結構已經固定，要想更改拋頭的轉速就要從拋砂機的傳動結構入手，現設計一種可變速傳動箱如圖2-2所示，這樣就滿足本次課題的設計要求圖2-2變速機構簡圖最后，已知拋頭的結構已經固定，如圖2-3所示即為本次設計所采用的拋頭結構。1-機頭外殼2-型砂入口3-砂團出口4-被緊實的砂團5-砂箱圖2-3拋頭結構3設計論述3.1拋頭設計本次的課程設計對于拋頭部分沒有進行改進，故采用我國使用較多的Z6312型拋砂機拋頭結構。3.1.1拋頭轉速選擇型砂的能否緊實,主要決定于拋出速度。緊實度或硬度是反映拋砂機工作質量的一個參數,一般要求砂型硬度達到90HBS以上[10],這就首先要以拋出速度來保證。一般經驗數據要求鑄鐵件為,鑄鋼件為[10]。根據我們試驗,拋出速度在以上,即可達到一般工藝要求的緊實度。而拋出速度,也是決定拋頭結構尺寸的基礎。由公式(3-1):(3-1)式中：V——圓周速度，可近似地看作拋出速度D——拋頭直徑n——拋頭轉速由上述公式可知：如拋出速度一定,則拋頭直徑與轉速成反比,直徑小時,轉速要高,直徑大時轉速可低些,從國內外拋頭直徑與轉速采用范圍看,拋頭直徑由,轉速由,兩者應配合,以獲得要求的拋出速度。因為本次的課題是在研究普通拋砂機的結構及優(yōu)缺點的基礎上，設計出一臺拋頭靜止砂箱運動的自動拋砂機，并且在拋頭部分加裝一變速裝置使之能夠在型砂高度增加時拋頭轉速相應增大，以改善型砂緊實力隨型砂高度增加而相對減小的情況。故在拋頭部分的拋出速度選擇上要求，拋出的最大速度可達，最低速度應大于。本次設計將拋頭的轉速分為3級，因此可選擇、、為拋頭的三級轉速。3.1.2上述公式[10]可轉變成求拋頭直徑的公式：。假設拋頭在、、時拋出的速度分別為、、驗算出拋頭的最大尺寸：；；故當拋頭的直徑為即可滿足設計要求。查Z6312型拋砂機技術資料[10]可知拋頭葉片的寬度為、長度為，故拋頭轉子直徑為。3.2工作臺的設計拋砂機的工作臺是用來安放砂箱的部分，是本次設計的非重要部分，要求其能夠承受住滿載砂箱的重量并且能夠按照設計要求實現勻速往復運動，其設計要求如下：1.耐潮耐腐蝕，不用涂油，不生銹，不退色。2.溫度系數低，基本不受溫度影響。3.幾乎不用保養(yǎng)，能夠迅速地清潔，精度穩(wěn)定性要求不高。4.一律是堅硬的表面。3.2.1由于砂箱尺寸為，根據以上設計要求，工作臺的材料可選擇灰鑄鐵HT150即可，尺寸要求為。根據實際工作要求，工作臺的往復勻速運動宜選用軌道滾動的方式來相應減小拉動工作臺的力的大小，且工作臺的行程為1000mm，工作臺往復運動一周的時間為10s。3.2.2圖3-1工作臺傳動示意圖圖3-2連桿運動軌跡（雙點劃線為極限位置）為實現往復勻速運動，本次課程設計借用牛頭刨床的進給系統[11]，忽略牛頭刨床進給與急回之間的速度差。材料選擇：直徑25mm的45號鋼為了設計機械的緊湊性，應將曲柄與搖桿的回轉中心的距離適當選擇的小一些，根據以往的設計經驗，將兩回轉中心設計在同一條垂直線上，兩者之間的距離可選擇150mm，選擇曲柄Ⅲ度為90mm，以實現方便計算的目的。由圖2的連桿運動軌跡可知：曲柄與搖桿垂直的兩位置即為該運動機構的極限位置。工作臺的行程為1000mm即機構下部的滑塊的兩極限位置之間的距離為1000mm。根據簡單的勾股定理可得：搖桿Ⅰ長度為。設搖桿與滑塊之間的連桿Ⅱ在極限位置時與水平面之間的夾角為30°，連桿Ⅱ的長度為100mm。3.2.3(1)工作臺受力分析：根據《鑄造工藝基礎》[12]查得：型砂密度為，忽略砂箱的厚度與鑄件的大小可知，砂箱的最大質量為；根據《工程材料》[13]可查的：灰鑄鐵HT150的密度為，忽略滾輪與連桿的質量可得工作臺的質量為；故工作臺與砂箱的總質量為。由《工程材料》[13]查鑄鐵的滾動摩擦系數為：。根據滾動摩擦力的計算公式，可求得滾輪與導軌之間的滾動摩擦力為(2)工作臺傳動系統的受力分析：取桿Ⅰ受力最大的極限位置進行分析，取連桿Ⅱ進行受力分析，忽略各連桿之間的重力與摩擦，圖3-3對連桿與滑塊受力分析圖，對Ⅰ桿與Ⅱ桿之間的連接點進行受力分析得：圖3-4Ⅰ桿與Ⅱ桿之間的連接點的受力分析圖，則是作用在Ⅰ軸上的里與大小相等方向相反的反作用力。對搖桿的回轉中心取矩得：；求得的即為驅動軸帶動曲柄轉動的轉矩。由工作臺連桿的簡圖可知，桿Ⅲ所受到的應力最大，故只要使桿Ⅲ滿足應力要求，則其他的桿相應的都能滿足應力要求。(3)疲勞強度計算：查《機械工程師手冊》[15]可得直徑25mm的45號鋼的硬度為217HBS，疲勞強度б=600MPa。由材料力學公式(3-2)可知：(3-2)故桿Ⅲ所收到的應力大小為故，桿的強度滿足強度要求。3.3變速箱設計圖3-5變速箱傳動簡圖3.3.11.計算電機所需功率：查《機械設計實用手冊》第3頁表1-7：－帶傳動效率：0.96－每對軸承傳動效率：0.99－圓柱齒輪的傳動效率：0.96－直齒圓錐齒輪的傳動效率：0.94－聯軸器的傳動效率：0.993—渦輪蝸桿的傳動效率：0.80—卷筒的傳動效率：0.96說明：－電機至工作臺之間的傳動裝置的總效率：2.計算推動工作臺所需功率的大?。河晒ぷ髋_往復運動一周的時間為10s，可求的主軸箱上向工作臺輸出動力的軸的轉速為；上面已經求得的驅動軸帶動曲柄轉動的轉矩，根據公式(3-3)[14]：(3-3)可以求得電機向工作臺部分輸出地總功率為：；電動機需要提供給工作臺的功率為。3.計算拋頭消耗的功率的大?。簰伾皺C拋頭的功率消耗，在于克服各種阻力，并給予砂團一定的能量。主要包括拋出砂團吸收能量所需功率，克服葉片弧板間摩擦阻力及克服旋轉中空氣阻力所需功率[13]。本次設計選擇的生產率為，根據經驗公式表3-1，可查得計算的總功率為，由于本次課程設計中加裝了變速裝置，故其功率應按照功率損失計算。表3-1國內外使用的經驗數據表生產率（）計算總功率（）百分比（%）一般使用的功率（）與計算值比（%）經驗數據的功率（）與計算值比（%）122.9810072345.55186157.241001723513.3184258.961001921316.7187故，所以4.需要的總功率的大?。盒枰目偣β始礊橥苿庸ぷ髋_所需功率與拋頭消耗的功率之和，由于推動工作臺所需功率非常小，故計算總功率時可直接將拋頭消耗的功率記為總功率的大小，即需要的總功率的大小為。5.確定電機轉速：根據拋砂機需要的總功率為，查《機械設計師手冊》[14]有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動方案如下表：表3-2傳動方案方案型號額定功率（）轉速（）效率（%）額定轉矩重量（）1Y112M-24289086.22.2702Y112M-441440872.2813Y132M1-64960862.01194Y160M1-84720862.0145由于電動機不僅僅要驅動拋頭轉動，還要驅動工作臺的運動，故電機的轉速應盡量選得小一點來滿足傳動比的需要。故根據最大轉速為可以選擇方案3取到的最小電機轉速為。6.確定拋頭傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：三級傳動的總傳動比依次為：，，分配傳動比：取帶傳動的傳動比為：取第二級上的傳動比為：故第一級上的三個傳動比依次為：，，7.計算傳動裝置的運動和動力參數：將傳動裝置由帶輪到連接拋頭的軸依次記為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸，，，——依次是電機與Ⅰ軸，Ⅰ軸與Ⅱ軸，Ⅱ軸與Ⅲ軸，Ⅲ軸與拋頭之間的傳動效率。各軸轉速：軸Ⅰ：；軸Ⅱ：，，；軸Ⅲ：，，各軸的輸入功率：軸Ⅰ：；軸Ⅱ：；軸Ⅲ：；拋頭：各軸輸入轉矩：電機：；軸Ⅰ：；軸Ⅱ：，，；軸Ⅲ：，，。表3-3運動和動力參數表參數軸名電動機Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸拋頭一級二級三級一級二級三級轉速r/min97080080070060080070060060.1轉矩37.845.8443.5749.858.141.4247.3458.1功率kw43.843.653.473.41效率0.960.990.950.9833.3.21.確定V帶型號查《機械設計》[16]表8-7得：則。根據,,由《機械設計》圖8-11[16]，選擇A型V帶，取，查《機械設計》表8-8[16]取。2.驗算帶速：帶速在范圍內，故帶速合適。，3.取V帶基準長度和中心距：初步選取中心距：由于即，，取。由式(3-4)得：(3-4)查《機械設計》表8-2[16]取。由式(3-5)計算實際中心距(3-5)故，，因此中心距的變化范圍為。4.驗算小帶輪包角：，所以主動輪上包角合適。5.求V帶根數Z：由式(3-6)得：(3-6)計算得：。故取V帶的根數為3根。6.計算單根V帶的初拉力的最小值：查《機械設計》表8-3[16]得：應使帶實際初拉力則有作用在軸上壓力為：。3.3.31.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(1)選用直齒圓柱齒輪傳動(2)設備為一般工工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）(3)材料選擇。由《機械設計》表10-1[16]選小齒輪材為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45#鋼（調質），硬度度為280HBS，而這材料硬度差為40HBS。(4)初步選擇三級小齒輪齒數均為，則三級大齒輪齒數依次為為：,2.按齒面接觸強度進行設計3．按齒根彎曲強度設計，由公式(3-12)計算可得：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數，取，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得的分度圓直徑，由，則，此時符合要求4.幾何尺寸計算(1)計算大、小齒輪的分度圓直徑(2)計算中心距(3)計算齒輪寬度，取。間歇設計將主動齒輪上只保留一個輪齒，其他輪齒全部去除。去除部分保留齒根圓，并且在從動齒輪輪齒頂部加工出與主動齒輪齒根圓相配合的圓弧，從而起到防止從動齒輪游動的情況[17]，具體結構如圖所示。圖3-7不完全小齒輪3.3.8Ⅲ1.作用在齒輪上的力2.初步確定軸的最小直徑，估算軸最小直徑，軸材料為45#鋼（調質），查表[16]得，根據公式(3-20)可得：(3-20)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩，查《機械設計》表14-1[16]，考慮到轉矩變化很小，故取，則：按照計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-2003，選用HL6型彈性圓柱銷聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器的孔徑，聯軸器的長度，聯軸器與軸孔配合的長度3.軸的結構設計(1)軸上零件的裝配方案圖3-8軸的結構與裝配(2)據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度①為了滿足聯軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比略短一些，現取。②初步選擇滾動軸承。因為軸承只承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中選擇61907，其尺寸為，故；而。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查《機械設計使用手冊》[15]得61907型軸承的定位軸肩高度，因此取。③取安裝齒輪處的軸端Ⅵ-Ⅶ的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪廓的寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪廓寬度，故取。齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。④軸承蓋地總寬度為。根據軸承端蓋的裝拆方便及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外面與聯軸器的右端面的長度距離為，故取。⑤取齒輪距箱體內壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離s，取，已知深溝球軸承寬度為，則：至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表3-4軸段尺寸表Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-ⅦⅦ-Ⅷ直徑24303537464035長度48601017654334(3)軸上零件的周向定位齒輪、聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1[16]查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長為，同時保證了齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為；同樣，聯軸器與軸的連接，選用平鍵，聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上的圓角和倒角取軸端倒角為。4.求軸上的載荷圖3-9受力分析圖首先根據軸的結構圖做出州的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從《機械設計實用手冊》[15]中查取a值。對于61907型深溝球軸承，。因此，作為簡支梁的軸承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算出危險截面的,記錄與表中。表3-5力矩表載荷水平面H垂直面V支反力；；彎矩；總彎矩扭矩根據選定材料45鋼，調質處理，查表得取α=0.6，由公式(3-21)計算軸的計算應力為，所以安全。(3-21)3.3.9Ⅱ1.初步確定軸的最小直徑根據公式(3-20)可得：2.求作用在齒輪上的受力3.軸的結構設計(1)擬定軸上零件的裝配方案圖3-10軸的結構與裝配(2)根據軸向定位的要求確定軸的各段尺寸①參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中選擇61906，其尺寸為，故；右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查《機械設計使用手冊》[15]得61906型軸承的定位軸肩高度，因此取。②已知箱體厚度為，取齒輪距箱體內壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離s，取，已知深溝球軸承寬度為，則：；；③已知，取安裝齒輪處的軸端Ⅳ-Ⅴ的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪廓的寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪廓寬度，故取。齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。表3-6軸段尺寸表Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ直徑3032393330長度1017654334(3)軸上零件的周向定位二級齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1[16]查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長為，同時保證了齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為；一級齒輪與軸的連接采用滑鍵連接，選用滑鍵，齒輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上的圓角和倒角取軸端倒角為。4.按彎扭合成應力校核軸的強度根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖3-11受力分析圖首先根據軸的結構圖做出州的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從《機械設計實用手冊》[15]中查取a值。對于61907型深溝球軸承，。因此，作為簡支梁的軸承跨距且高速級速度可調，即齒輪組可以再軸上移動，當齒輪組只能停留在最左，中間和最右三個位置，對這三個位置分別分析(1)當齒輪組在最左邊時此時,,。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算出危險截面的,記錄與表中。表3-7力矩表載荷水平面H垂直面V支反力；；彎矩，；總彎矩，扭矩(2)當齒輪組在最右邊時此時,,。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算出危險截面的,記錄與表中。表3-8力矩表載荷水平面H垂直面V支反力；；彎矩，；總彎矩，扭矩(3)當齒輪組在中間時此時,,。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算出危險截面的,記錄與表中。表3-9力矩表載荷水平面H垂直面V支反力；；彎矩，；總彎矩，扭矩根據選定材料45鋼，調質處理，查表得，取α=0.6，選取最大的總彎矩，根據公式(3-21)軸的計算應力為，所以安全。3.3.10Ⅰ軸(輸入軸)1.作用在齒輪上的力2.初步確定軸的最小直徑估算軸最小直徑，軸材料為45#鋼（調質），查表[16]得，根據公式(3-20)可得：3.軸的結構設計(1)確定軸上零件的裝配方案圖3-12軸的結構與裝配(2)根據軸向定位的要求確定軸的各段尺寸①為了滿足帶輪的軸向定位要求，Ⅶ-Ⅷ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅷ段的直徑。帶輪與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比略短一些，現取。②初步選擇滾動軸承。因為軸承承受軸向力和徑向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中選擇32905，其尺寸為，故。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查《機械設計使用手冊》[15]得32905型軸承的定位軸肩高度，因此取。③取安裝齒輪處的軸端Ⅱ-Ⅲ的直徑；齒輪的左端與右軸承之間采用套筒定位。已知三個齒輪輪廓及間隙的總寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪廓寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則Ⅲ-Ⅳ處的直徑。④軸承蓋地總寬度為。根據軸承端蓋的裝拆方便及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外面與聯軸器的右端面的長度距離為，故取。⑤取齒輪距箱體內壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離s，取，已知軸承寬度為，則⑥取蝸桿部分長度為，則根據渦輪蝸桿的安裝要求可得：，，，。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表3-10軸段尺寸表Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-ⅦⅦ-Ⅷ直徑24283242322420長度411382761201606048(3)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1[16]查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長為，同時保證了齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為；帶輪與軸的連接采用平鍵連接，選用平鍵，長為，帶輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上的圓角和倒角取軸端倒角為。4.按彎扭合成應力校核軸的強度根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖3-13受力分析圖首先根據軸的結構圖做出州的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從《機械設計實用手冊》[15]中查取a值。對于32905型圓錐滾子軸承，。因此，作為簡支梁的軸承跨距，，。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算出危險截面的,記錄與表中。表3-11力矩表載荷水平面H垂直面V支反力；；彎矩；；總彎矩扭矩根據選定材料45鋼，調質處理，查表得取α=0.6，由公式(3-21)軸的計算應力為，所以安全。3.3.11Ⅳ軸(蝸輪軸)1.作用在齒輪上的力2.初步確定軸的最小直徑估算軸最小直徑，軸材料為40Cr（調質），查表[16]得，由公式(3-20)可得：3.軸的結構設計(1)確定軸上零件的裝配方案圖3-14軸的結構與裝配(2)根據軸向定位的要求確定軸的各段尺寸①初步選擇滾動軸承。因為軸承承受軸向力和徑向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據軸的最小直徑為，由軸承產品目錄中選擇32914，其尺寸為，故。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查《機械設計使用手冊》[15]得32914型軸承的定位軸肩高度，因此取。②取安裝齒輪與蝸桿處的軸端Ⅳ-Ⅴ的直徑；齒輪的左端與右軸承之間采用套筒定位。已知三個齒輪輪廓及間隙的總寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪廓寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則Ⅲ-Ⅳ處的直徑，長度為。③根據錐齒輪的嚙合條件得：④取齒輪距箱體內壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離s，取，已知軸承寬度為，則：至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表3-12軸段尺寸表Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ直徑70741087470長度201902228247(3)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1[16]查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長依次為，同時保證了齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上的圓角和倒角取軸端倒角為。4.按彎扭合成應力校核軸的強度根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖3-15受力分析圖首先根據軸的結構圖做出州的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從《機械設計實用手冊》[15]中查取a值。對于32905型圓錐滾子軸承，。因此，作為簡支梁的軸承跨距，，。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算出危險截面的,記錄與表中。表3-13力矩表載荷水平面H垂直面V支反力；；彎矩；；總彎矩扭矩根據選定材料45鋼，調質處理，查表[16]得取α=0.6，由公式(3-21)軸的計算應力為，所以安全。3.3.12Ⅴ軸(凸輪軸)1.作用在凸輪，不完全齒輪上的力2.初步確定軸的最小直徑估算軸最小直徑，軸材料為38CrMoAlA（調質），查表[16]得，根據公式(3-20)于是有：3.軸的結構設計(1)確定軸上零件的裝配方案圖3-16軸的結構與裝配(2)根據軸向定位的要求確定軸的各段尺寸①初步選擇滾動軸承。因為軸承承受軸向力和徑向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據軸的最小直徑為，由軸承產品目錄中選擇32920，其尺寸為，故。Ⅲ-Ⅳ段的直徑為，由軸承產品目錄中選擇32921，其尺寸為，故。②取安裝齒輪處的軸端Ⅴ-Ⅵ的直徑；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪廓寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪廓寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則Ⅲ-Ⅳ處的直徑，長度為。③根據錐齒輪的嚙合條件得：，，由凸輪厚度可知：。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表3-14軸段尺寸表Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直徑100113115119144長度251191661071016(3)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1[16]查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長為，同時保證了齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上的圓角和倒角取軸端倒角為。4.按彎扭合成應力校核軸的強度根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖3-17受力分析圖首先根據軸的結構圖做出州的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從《機械設計實用手冊》[15]中查取a值。對于32905型圓錐滾子軸承，。因此，作為簡支梁的軸承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算出危險截面的,記錄與表中。表3-15力矩表載荷水平面H垂直面V支反力；；彎矩；；總彎矩扭矩根據選定材料38CrMoAlA，調質處理，查表得取α=0.6，由公式(3-21)軸的計算應力為，所以安全。5.軸上凸輪設計由《機械原理》[17]可知：當凸輪與軸做成一體時，凸輪工作軌線的基圓半徑應略大于軸的半徑。當凸輪與軸分開制作時，凸輪上要做出輪轂，此時凸輪工作線的基圓半徑應略大于輪轂的半徑。所以本次設計凸輪的基圓只需比軸端的直徑略大即可，并且已知該凸輪為力封閉凸輪不存在自鎖問題，可取到的許用壓力角較大。如下圖所示，凸輪的1段，3段，5段依次為滑移齒輪變速器穩(wěn)定的三級速度處，此處為3段圓弧，而2段，4段，6段分別為滑移齒輪變速器進行換擋的三個階段。由上可知凸輪工作線的基圓即5段半徑取，則依據變速箱軸Ⅰ上傳動部分齒輪的分布3段的半徑為，1段的半徑為。由于考慮該凸輪為力封閉凸輪，許用壓力角大，故其余3段用光滑圓弧連接即可。齒輪左側的返回推桿直徑取，套在返回推桿上的彈簧選擇中徑鋼絲直徑，自由高度為的壓力彈簧。圖3-18凸輪的結構3.3.13Ⅵ1.作用在齒輪上的力，，2.初步確定軸的最小直徑估算軸最小直徑，軸材料為40Cr（調質），查表[16]得，根據公式(3-20)于是有:3.軸的結構設計(1)確定軸上零件的裝配方案圖3-19軸的結構與裝配(2)根據軸向定位的要求確定軸的各段尺寸①參照工作要求并根據軸的最小直徑為，取安裝齒輪與蝸的軸端Ⅴ-Ⅵ的直徑；齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則Ⅳ-Ⅴ處的直徑。已知齒輪輪廓寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪廓寬度，故取。②初步選擇滾動軸承。因為軸承承受軸向力和徑向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中選擇32920，其尺寸為，故。滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查《機械設計使用手冊》[15]得32920型軸承的定位軸肩高度，因此取。③取齒輪距箱體內壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離s，取，已知軸承寬度為，則：，，。?、?Ⅱ段的直徑為至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表3-16軸段尺寸表Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ直徑7010010410067長度802524811070(3)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1[16]查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長為，同時保證了齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上的圓角和倒角取軸端倒角為。4.按彎扭合成應力校核軸的強度根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。首先根據軸的結構圖做出州的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從《機械設計實用手冊》[15]中查取a值。對于32920型圓錐滾子軸承，。因此，作為簡支梁的軸承跨距，。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖3-20受力分析圖計算出危險截面的,記錄與表中。表3-17力矩表載荷水平面H垂直面V支反力；；彎矩；；總彎矩扭矩根據選定材料40Cr，調質處理，查表得取α=0.6，根據公式(3-21)軸的計算應力為，所以安全。4結論4.1設計總結本次設計以改善拋砂機拋出的型砂緊實度隨拋砂的過程逐步降低為出發(fā)點，進行全自動拋砂機的設計，主要在拋砂機的傳動結構與工作臺上進行設計。在設計過程中利用凸輪的時序控制功能與滑動變速器相結合的傳動箱實現了拋頭速度的可控制，并且利用了牛頭刨床中廣泛使用的進給機構實現了工作臺的往復勻速運動。在設計過程中，由于以前沒有遇到過零件過多的機構，所以在本次設計中有很多地方的尺寸配合不能很好的處理，經過反復的數據修正，參考各種資料及老師跟同學們幫助才實現了尺寸的良好配合，從而設計出較合理的傳動機構。經過畢業(yè)設計，自己對機械工作原理的選擇設計和機械的整體設計有了很大的認識，在設計過程中，自己經過查閱資料，同學討論，咨詢老師，在設計的各個環(huán)節(jié)都是知識的積累和團結的結晶，通過這次設計認識到知識在應用過程中的實際運用技巧和力量，在這幾種自己做到了知識與實際的相結合，設計出了設計要求設計的內容，圓滿的完成了這次畢業(yè)設計。4.2設計的缺點和不足由于知識水平和實際生產工作經驗的不足，一些基本參數的選取有待改善，包括驅動工作臺的軸的轉速、拋頭的固定等，使得整個設計中有很多需要進一步改進和完善的地方。在配合使用中選用的零件達到強度要求。參考文獻[1]堤信久.鑄造工廠設備.日刊工業(yè)新聞社，1971：88-98.[2]日本鑄造機械工業(yè)會.鑄造機械設備.日刊工業(yè)新聞社，1969：108.[3]虞和洵.國外拋砂造型概述.中國鑄造裝備與技術，1974（2）：18-22.[4]Beadle，JohnD.Casting.LondonMacmillian，1971:131-133.[5]LyonR.ThepropertiesandapplicationsofZAalloys.FoundryJaredJournal,1959(38):392.[6]CumberlandJ.Centrifugalcastingtechniques.TheBritishFoundryman,1962(8):319-325.[7]W.Gesell.MaterialflussinGiessereien.Giesserei.1968（22）：815-817.[8]R．梅伊爾；董定慧譯.國外鑄鍛機械，1966（1）：12-19.[9]鑄造鍛壓機械研究所.國外鑄造機發(fā)展概況.一機部技術情報所，1965：18-19.[10]萬仁芳.砂型鑄造設備.北京：機械工業(yè)出版社，2004，262-274.[11]陸玉，何在洲，佟庭偉.機械設計課程設計.第三版.北京：機械工業(yè)出版社，2000，126-127.[12]《鑄造工藝基礎》聯合編寫組.鑄造工藝基礎.北京：北京出版社，1979，84.[13]丁厚福王立人.工程材料.湖北：武漢理工大學出版社，200，73-85.[14]吾宗澤.機械設計使用手冊.第二版，北京：化學工業(yè)出版社，2003，252-1429.[15]成大先．機械設計手冊第四版．北京：化學工業(yè)出版社，2002.[16]濮良貴，紀名剛主編．機械設計第七版．北京：高等教育出版社，2001，140-160.[17]孫桓，陳作模，葛文杰主編.機械原理.北京：高等教育出版社，2006，56-65致謝在本次設計中，無論從在論文選題、撰寫上還是在CAD制圖過程中，導師劉玉高老師都給予我全面悉心的幫助與指導，謹致衷心的感謝!導師深厚的學術造詣、嚴謹的治學風范、科學的工作方法、淵博的學識、開闊的思路、勤奮的作風，讓我受益匪淺。在設計期間，我不僅從導師那里學到了許多從事產品開發(fā)設計的知識和思維方法，而且還學到了務實求實、不懈探索的科學精神和踏實做人的道理，這一切更加增強了我以后從事各類工作的能力，將會終身受益。同時還要感謝身邊的同學，每當遇到問題時他們能主動放下自己的事情來幫助我，我十分感動。和同學們并肩作戰(zhàn)有種說不出的味道，大家的交流是那種驚人的默契，仿佛一個眼神便能詮釋所有的答案，一個微笑便能解決所有的問題。和他們朝夕相處，感覺每一天都是新的，每一天都是格外的快樂，我會珍惜這段美好的時光，這段青春的記憶。在課題的研究過程中，得到了機電工程學院各位領導老師的熱情關懷和幫助，在此衷心地向他們表示感謝！由于能力和時間有限，設計尚有不足之處，懇請各位老師給予指導、斧正?；贑8051F單片機直流電動機反饋控制系統的設計與研究基于單片機的嵌入式Web服務器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內嵌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溫度控制系統的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現的供暖系統最佳啟停自校正（STR）調節(jié)器單片機控制的二級倒立擺系統的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協議棧的實現基于單片機的蓄電池自動監(jiān)測系統基于32位嵌入式單片機系統的圖像采集與處理技術的研究基于單片機的作物營養(yǎng)診斷專家系統的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統研究與開發(fā)基于單片機的泵管內壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統開發(fā)基于單片機的液壓動力系統狀態(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實現一種基于單片機的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機沖床數控系統的研究基于CYGNAL單片機的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機的軟起動器的研究和設計基于單片機控制的高速快走絲電火花線切割機床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機的機電產品控制系統開發(fā)基于PIC單片機的智能手機充電器基于單片機的實時內核設計及其應用研究基于單片機的遠程抄表系統的設計與研究基于單片機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系統單片機系統軟件構件開發(fā)的技術研究基于單片機的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機系統的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機的電能采集終端的設計和應用基于單片機的光纖光柵解調儀的研制氣壓式線性摩擦焊機單片機控制系統的研制基于單片機的數字磁通門傳感器基于單片機的旋轉變壓器-數字轉換器的研究基于單片機的光纖Bragg光柵解調系統的研究單片機控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機的多生理信號檢測儀基于單片機的電機運動控制系統設計Pico專用單片機核的可測性設計研究基于MCS-51單片機的熱量計基于雙單片機的智能遙測微型氣象站MCS-51單片機構建機器人的實踐研究基于單片機的輪軌力檢測基于單片機的GPS定位儀的研究與實現基于單片機的電液伺服控制系統用于單片機系統的MMC卡文件系統研制基于單片機的時控和計數系統性能優(yōu)化的研究基于單片機和CPLD的粗光柵位移測量系統研究單片機控制的后備式方波UPS提升高職學生單片機應用能力的探究基于單片機控制的自動低頻減載裝置研究基于單片機控制的水下焊接電源的研究基于單片機的多通道數據采集系統基于uPSD3234單片機的氚表面污染測量儀的研制基于單片機的紅外測油儀的研究96系列單片機仿真器研究與設計基于單片機的單晶金剛石刀具刃磨設備的數控改造基于單片機的溫度智能控制系統的設計與實現基于MSP430單片機的電梯門機控制器的研制基于單片機的氣體測漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機的CAN/USB協議轉換器基于單片機和DSP的變壓器油色譜在線監(jiān)測技術研究基于單片機的膛壁溫度報警系統設計基于AVR單片機的低壓無功補償控制器的設計基于單片機船舶電力推進電機監(jiān)測系統基于單片機網絡的振動信號的采集系統基于單片機的大容量數據存儲技術的應用研究基于單片機的疊圖機研究與教學方法實踐基于單片機嵌入式Web服務器技術的研究及實現基于AT89S52單片機的通用數據采集系統基于單片機的多道脈沖幅度分析儀研究機器人旋轉電弧傳感角焊縫跟蹤單片機控制系統