二级齿轮减速器设计.doc

目录一减速器设计说明书5二传动方案的分析5三电动机选择，传动系统运动和动力参数计算6一、电动机的选择6二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配7三、运动参数和动力参数计算7四传动零件的设计计算8一、V带传动设计8二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计12（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表12（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表17（三）斜齿轮设计参数表21五轴的设计计算22一、轴的结构设计22二、轴的结构设计25三、轴的结构设计27四、校核轴的强度29六轴承的选择和校核33七键联接的选择和校核35一、轴大齿轮键的选择35二轴大齿轮键的校核35八联轴器的选择36九减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择36一、传动零件的润滑36二、减速器密封37 十减速器箱体设计及附件的选择和说明37一、箱体主要设计尺寸37二、附属零件设计40 十一设计小结44十二参考资料44一 减速器设计说明书vF一、题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。二、已知条件：输送机由电动机驱动，经传动装置驱动输送带移动，整机使用寿命为6年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为5%。工作机效率为0.96，要求有过载保护，按单位生产设计。三、设计内容：设计传动方案；a) 减速器部件装配图一张(0号图幅)；b) 绘制轴和齿轮零件图各一张；c) 编写设计计算说明书一份。二 传动方案的分析三电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw (2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由2表1-7查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.95，5 = 0.96，则传动装置的总效率为 = = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.84143.选择电动机转速由2表13-2推荐的传动副传动比合理范围 普通V带传动 i带=24 圆柱齿轮传动 i齿=35则传动装置总传动比的合理范围为 i总=i带i齿1i齿2 i总=（24）（35）（35）=（18100）电动机转速的可选范围为nd=i总=（18100）=（18100）r/min=1006.685592.67r/min 根据电动机所需功率和同步转速，查2表12-1，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000。选用同步转速为:1500 r/min选定电动机型号为:Y112M-4二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比=式中nm-电动机满载转速: 1440 r/min; nw-工作机的转速:55.93 r/min。2.分配传动装置各级传动比 i总=i带i齿1i齿2 分配原则： （1）i带i齿 （2）i带=24 i齿=35 i齿1=（1.31.5）i齿2 根据2表2-3，V形带的传动比取i带 =2.6 ，则减速器的总传动比为 i =9.90双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿1 = 3.59低速级的传动比 i齿2 = i/i齿1 =2.76三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 1440 r/min n= nm / i带 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min n= n / i齿1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/minn= n / i齿2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min2.各轴输入功率 P0= Pd=5.99 KWP= Pd4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW P= P23 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KWP= P23 =5.520.98 0.99 KW=5.36 KW3.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =39.73T = 9550P/n =98.11 T = 9550P/n =341.69 T = 9550P/n = 915.71表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率转速转矩传动比0轴5.99144039.732.6轴5.69553.8598.113.59轴5.52154.28341.692.76轴5.3655.90915.71四传动零件的设计计算一、V带传动设计1.设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)确定计算功率PcaPca=d查1表8-7取 (2)选择带的型号查1图8-11选用A型带(3)选择小带轮直径查1 表8-6及8-890(4)确定大带轮直径=查1 表8-8 =236=236(5)验算传动比误差0.85%(6)验算带速=6.78(7)初定中心距=(0.72)(90+236)=228.2652=360(8)初算带长=2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3=1246(9)确定带的基准长度查1表8-2因为=1246，选用A型带取=1250=1250(10)计算实际中心距离（取整）=362mm(11)安装时所需最小中心距（取整）=362+0.015=343(12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距=400mm(13)验算小带轮包角=(14) 单根V带的基本额定功率查1表8-4a插值法=1.06kw=1.06(15) 单根V带额定功率的增量查1表8-5b插值法=0.17kw=0.17(16) 长度系数查1表8-2由 得(17)包角系数查1表8-5插值法0.94(18)单位带长质量查1表8-3=0.10=0.10(19)确定V带根数根7(20)计算初拉力=130.31(21)计算带对轴的压力1787.372.带型选用参数表带型A902366.78362159.8971787.37B=(7-1)15+210=1103带轮结构相关尺寸项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)带轮基准宽bd查1表8-10因选用A型，故取(2)带轮槽宽b=12.93(3)基准宽处至齿顶距离ha查1表8-10(4)基准宽处至槽底距离hf查1表8-10(5)两V槽间距e查1表8-10.0(6)槽中至轮端距离查1表8-10=10(7)轮槽楔角查1表8-10因为118，所以38度38(8)轮缘顶径241.6(9)槽底直径=236-29.0=218218(10)轮缘底径D1查1表8-10，得200(11)板孔中心直径D0=0.5(200+60)=130130(12)板孔直径d040(13)大带轮孔径d查3表12-1-12根据=236，Z7, 所以取d=30d=30(14)轮毂外径d160(15)轮毂长LL=60(16)辐板厚S查3表12-1-12S(0.50.25)B=15.7127.5S25(17)孔板孔数查3表12-1-12个二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表10-8选用7级精度级72材料选择查1表10-1小齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为250HBS大齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为220HBS小齿轮250HBS大齿轮220HBS3选择齿数Z个913.4584选取螺旋角取14度145按齿面接触强度设计（1）试选Kt取1.61.6(2)区域系数ZH由1图10-30（3）a由1图10-26查得a1=0.77 a2=0.871.641.64(4)计算小齿轮传递的转矩T1查表1Nmm(5)齿宽系数d由1表10-71.0(6)材料的弹性影响系数ZE由1表10-6(7) 齿轮接触疲劳强度极限由1图10-21c由1图10-21550540550540（8）应力循环次数N由1式10-13（9）接触疲劳强度寿命系数KHN由1图10-19KHN1 =1.05KHN2 =1.12KHN1 =1.05KHN2 =1.12（10）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由1式10-12得 =(577.5+604.8)=591.15（11）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算mm=53.03（12）计算圆周速度vm/s1.54（13）计算齿宽BB1=60B2=55mmB1=60B2=55（14）模数h = 2.25mnt =2.252.14=4.815b/h =53.03/4.815=11.01度mnt =2.14h = 4.815b/h =11.01（15）计算纵向重合度= 0.318dz1tan1.903（16）计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数根据v=1.54 m/s，级精度，由1图查得动载荷系数1.08由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.420由1图查得KF=1.33假定，由1表查得1.4故载荷系数K=KAKVKHKH=11.081.41.42=2.15K=2.15（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径由1式10-1058.52（18）计算模数 mm2.376按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK=11.081.41.33=2.01K=2.01（2）螺旋角影响系数根据纵向重合度= 1.903 ，从1图10-280.880.88（3）计算当量齿数ZV =26.30=90.94（4）齿形系数YFa由1表YFa1=2.591YFa2=2.198YFa1=2.591YFa2=2.198（5）应力校正系数YSa由1表YSa1=1.597YSa2=1.781YSa1=1.597YSa2=1.781（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1图10-20b由1图10-20c400350400350（7）弯曲疲劳强度寿命系数由1图10-18利用插值法可得0.900.950.900.95（8）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.3，由式10-12得（9）计算大小齿轮的并加以比较结论：大齿轮的系数较大，以大齿轮的计算0.0153（10）齿根弯曲强度设计计算由1式10-17=1.743mm1.743结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=58.52 mm来计算应有的齿数。于是由取29，则Z2 = Z1i齿1 =293.59=104.11取Z2 =1043几何尺寸计算（1）计算中心距a=137.1将中心距圆整为137mma=137（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。度13.88（3）计算齿轮的分度圆直径dmm59.74214.26（4）计算齿轮的齿根圆直径dfmm54.74209.26（5）计算齿轮宽度Bb = dd1b=1.059.74=59.74圆整后取：B1 =65B2 =60mmB1 =65B2 =60（6）验算所以合适（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表10-8选用7级精度级72材料选择查1表10-1小齿轮选用45号钢（调质处理），硬度为250HBS大齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为220HBS小齿轮250HBS大齿轮220HBS3选择齿数Z个U=2.84选取螺旋角取14度145按齿面接触强度设计（1）试选Kt取1.61.6（2）区域系数ZH由1图10-30（3）由1图10-26查得a4=0.88=0.78+0.88=1.661.66(4)计算小齿轮传递的转矩T查表1Nmm(5)齿宽系数d由1表10-71.0(6)材料的弹性影响系数ZE由1表10-6MPa1/2(7) 齿轮接触疲劳强度极限由1图10-21c由1图10-21550540550540（8）应力循环次数N由1式10-13（9）接触疲劳强度寿命系数KHN由1图10-19KHN1 =1.08KHN2 =1.14KHN1 =1.08KHN2 =1.14（10）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由1式得H3= 594=604.8（11）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算mm80.53（12）计算圆周速度vm/s=0.65（13）计算齿宽BB3=85B4=80mmB3=85B4=80（14）模数h = 2.25mnt =2.253.137.04b/h =80.53/7.04=11.44度3.13h 7.04b/h =11.44（15）计算纵向重合度= 0.318dz3tan0.3181.025an14=1.98=1.98（16）计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数根据v=0.65s，级精度，由1图查得动载荷系数1.1由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.43由1图查得KF=1.35假定，由1表查得1.4故载荷系数K=KAKVKHKH=11.11.41.43=2.20K=2.20（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3由1式10-1089.55（18）计算模数=3.48mm=3.486按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK=1.01.11.41.35=2.079K=2.079（2）螺旋角影响系数根据纵向重合度=1.981图10-280.880.88（3）计算当量齿数ZV=27.3776.63（4）齿形系数YFa由1表YFa3=2.563YFa4=2.227YFa3=2.563YFa4=2.227（5）应力校正系数YSa由1表YSa3=1.604YSa4=1.763YSa3=1.604YSa4=1.763（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1图b由1图400350400350（7）弯曲疲劳强度寿命系数由1图0.920.960.920.96（8）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.3，由式得368336（9）计算大小齿轮的并加以比较结论：大齿轮的系数较大，以大齿轮的计算=0.0117（10）齿根弯曲强度设计计算由1式=2.37结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.5已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=89.55应有的齿数。于是由取35 ，则Z4 = Z3i齿2 =35*2。8=98 取Z4 =983几何尺寸计算（1）计算中心距a将中心距圆整为171mm =171（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。度（3）计算齿轮的分度圆直径dmm90.00252.00（4）计算齿轮的齿根圆直径dfmm83.75=245.75（5）计算齿轮宽度Bb = dd3=1.0*90.00=90.00圆整后取：B3 =95B4 =90mmB3 =95B4 =90（6）验算故合适（三）斜齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽螺旋角高速级斜齿圆柱齿轮 mmmm低速级斜齿圆柱齿轮 五轴的设计计算一、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：mm再查 1表15-3， 考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大mm3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果mm且由前面的带轮的设计可得，带轮的孔径为30，mm3030查 2表7-123535因为处装轴承，所以只要即可，选取7类轴承，查 2表6-6，选取7208AC，故 404046由于是齿轮轴所以等于高速级小齿轮的分度圆直径：40404选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度” = 1.54，故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚查 2表11-18地脚螺栓直径及数目n查 2表11-1查 2表3-13， 取20，16轴承旁联接螺栓直径查 2表11-1查 2表3-9，取1612轴承旁联接螺栓扳手空间、查 2 表11-1轴承盖联接螺钉直径查 2表11-2查 2表11-10，得当取轴承盖厚度查 2表11-10，小齿轮端面距箱体内壁距离查 2 =10轴承内端面至箱体内壁距离查 2 因为选用脂润滑，所以10轴承支点距轴承宽边端面距离a查 2表6-6，选取7208AC轴承，故5.计算各轴段长度。名称计算公式单位计算结果由于与大带轮配合，则：63由公式56由公式32由公式110.5齿轮1轮毂宽度：65由公式40L（总长）365.5（支点距离）197.5二、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：=(126103) 再查 1表15-3， 3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果由于和轴承配合，取标准轴径为： =45由于和齿轮配合，取查 2表1-6，取50=50查 2表1-6，取=60=60与高速级大齿轮配合，取：=45454选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度” ，故选用脂润滑。 将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a选用7209AC轴承，查 2表6-6得 5.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果439310齿轮配合长度：5845.5L（总长）L249.5（支点距离）196.1三、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：=再查 1表15-3， 考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大 3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果由于与联轴器配合，配合轴径为d1=60mm 60考虑联轴器定位：查 2表7-12，取7070为了轴承装配的方便： ，取符合轴承标准孔径大小为75考虑轴肩定位，查（1）表1-16，取标准值=8686考虑齿轮的定位：92由于与齿轮配合=80mm=80由于轴承配合：75754选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度”， ，故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a选用7015AC轴承，查 2表6-6得5.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果选联轴器轴孔长度为107mm，则：105由公式47由公式39由公式73由公式10配合齿轮4：8851.5L（总长）413.5（支点距离）184.3四、校核轴的强度齿轮的受力分析：斜齿轮上的圆周力：；径向力：；轴向力：分别将:代入以上3式，得：表4.4 和轴长度有关的参数齿轮2上的圆周力齿轮上的径向力齿轮上的轴向力3189.491195.80788.14齿轮3上的圆周力齿轮上的径向力齿轮上的轴向力4958.72720.771750.14求支反力、绘弯矩、扭矩图轴受力简图图4.6 轴的受力图其中， 方向均向外；方向都指向轴心；向左，向右。1.垂直平面支反力，如图a)轴向力平移至轴心线形成的弯矩分别为： 2.垂直平面弯矩图，如图b)计算特殊截面的弯矩：3.水平平面支反力，如图c)4.水平平面弯矩图,如图d)计算特殊截面的弯矩：5.合成弯矩图, 如图e)6.扭矩图,如图f)2按弯扭合成校核轴的强度（1）确定轴的危险截面根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：截面3受到的合力矩最大，且大小为： ,再考虑到两个装齿轮的轴段,因此截面3为危险截面。（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度（轴的抗弯截面系数，初选键：b=12,t=5,d=50;解得W=11050.63 mm3）取，则：查表15-1得=60mpa,因此,故安全。六轴承的选择和校核1轴轴承的选择选择轴轴承的一对7309AC轴承，校核轴承，轴承使用寿命为6年，每年按300天计算。6.1.2 根据滚动轴承型号，查出和。6.1.3 校核轴轴承是否满足工作要求1.画轴承的受力简图图5.1 轴承的受力图2.求轴承径向支反力、（1）垂直平面支反力、（2）水平面支反力、（3）合成支反力、3.求两端面轴承的派生轴向力、4.确定轴承的轴向载荷、由于因此轴承1被放松：轴承2被放松：5.计算轴承的当量载荷、查1 表13-5 ：可得：e=0.68查1表有：取得：查1表有：，取，得：因此轴承1危险。6.校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承1计算，滚子轴承的0.68，查1表13-6取冲击载荷系数 1.2，查1表13-7取温度系数1.0，计算轴承工作寿命：结论：选定的轴承合格，轴承型号最终确定为：7209AC七键联接的选择和校核一、 轴大齿轮键的选择一般8级精度以上尺寸的齿轮有定心精度要求，因此均选用普通圆头平键 A型,根据键槽所在段轴径为分别为：查2，选用，（大齿轮）键1：（小齿轮）键2：二轴大齿轮键的校核键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度60, 小齿轮宽度90，根据键的长度系列选键长:键1：；键2：查1表16-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：，则：键1：键2：所以所选用的平键强度均足够。取键标记为： 键1：1650 GB/TB1096-79键2：1680 GB/TB1096-79八键联接的选择和校核查1表14-1得为了隔离振动和冲击，查2表8-7，选用弹性套柱销联轴器；载荷计算：公称转矩：T=915。71N*m选取工作情况系数为：所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取LT10型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2000Nm，孔径长度为J型。选用普通 圆头平键A型,轴径d=52mm,查1表6-1得选取GB/T 1096 键。九 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择一、传动零件的润滑9.1.1 齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。9.1.2滚动轴承的润滑因为齿轮速度，故滚动轴承选用脂润滑。二、减速器密封9.2.1 轴外伸端密封毛毡圈油封。9.2.2 轴承靠箱体内侧的密封挡油板：防止涨油涨到轴承。9.2.3 箱体结合面的密封箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为6.3,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，不大于mm。十 减速器箱体设计及附件的选择和说明一、 箱体主要设计尺寸表9.1箱体主要尺寸名称计算依据计算过程计算结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径0036+1216地脚螺钉数目=1712504轴承旁联接螺栓直径12箱盖与箱座联接螺栓直径8联接螺栓的间距100轴承端盖螺钉直径8定位销直径8、至外箱壁距离查2表5-1252016、至凸缘边缘距离查2表5-12314轴承旁凸台半径=16凸台高度60轴承座宽度50铸造过渡尺寸11.82大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离101510箱盖、箱昨筋厚、810轴承端盖外径120114160轴承旁联接螺栓距离120133.5173.5二、附属零件设计1窥视孔和窥视孔盖查2 表11-4得，因为，所以选取盖厚为mm，长为l=180mm，宽为b=140mm的窥视孔盖，如下图所示。2.通气塞和通气器3.油标、油尺查2 表7-10得，选取杆式油标，4.油塞、封油垫查2 表7-11得5.起吊装置6.轴承端盖、调整垫片轴和轴的端盖的设计，表11-10得轴的端盖的设计，表11-10得十一 设计小结此次设计紧密联系本学期知识，可以说是我初尝机械类的设计，在设计过程中，我体会颇多，最为深刻的就是设计要有扎实的理论功底。在这次设计中，计算机的应用极大的减轻了我设计的劳力。与同学进行交流是解决问题最有效的方式。设计并不像我想像中的简单，其中我遇到不少问题，也从问题中学到了很多东西。不过我认为得像减速器这类传统的器械，其设计过程逻辑极强，应该可以通过设计一个计算机程序来实现设计，从而提高生产制造的效率。十二 参考资料1 濮良贵主编. 2006.机械设计（第八版）.高等教育出版社2 吴宗泽；罗圣国主编.2006.机械设计课程设计手册（第3版）.高等教育出版社1. 基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究2. 基于单片机的嵌入式Web服务器的研究 3. 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 4. 基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制 5. 基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究 6. 基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器7. 单