福州大學本科生畢業(yè)設計超小型智能液壓挖掘機機械結構設計第1章前言1.1課題背景及目的小型液壓挖掘機是用于多種目的的施工機械，它不僅同一般的挖掘機一樣，通用性高，利用面廣，而且具備了大中型液壓挖掘機所沒有的功能，可在市區(qū)住宅區(qū)的建筑物旁、道路旁等狹窄場所進行小型土方工程和鋪設小孔徑管道工程等施工?，F在挖掘機的種類眾多，其基本分類類型如下：根據液壓挖掘機主要機構是否全部采用液壓傳動可分為全液壓傳動和非全液壓傳動；根據行走機構的不同可分為履帶式液壓挖掘機、輪胎式液壓挖掘機、懸掛式液壓挖掘機、汽車式液壓挖掘機、拖式液壓挖掘機；根據工作裝置類型可分為鉸接式和伸縮臂式挖掘機?，F在應用較為廣泛的是履帶式液壓挖掘機和輪胎式液壓挖掘機，履帶式行走裝置的液壓挖掘機可以有更大的爬坡能力，低的接地比壓，挖掘工作時更穩(wěn)定和安全，通常，履帶行走的液壓挖掘機多為全液壓傳動；輪胎式液壓挖掘機具有行走速度快，機動性能好，可在多種路面通行的特點,目前，輪胎式液壓挖掘機的行走部分大多數采用機械傳動和單獨液壓馬達的集中傳動。其他應用比較少的懸掛式挖液壓挖掘機是將工作裝置安裝在輪胎式或履帶式拖拉機上，可以達到一機多用的目的；汽車式液壓挖掘機一般采用標準的汽車底盤，速度快，機動性能好；拖拉式液壓挖掘機沒有行走傳動機構，行走時由拖拉機牽引。小型挖掘機具有小巧、靈活、多功能和高效率的特點，具有大中型挖掘機的多項功能，又具有運輸、能耗、靈活性、適應性等方面的優(yōu)勢。并且小型挖掘機價格低、質量輕、保養(yǎng)維修方便，所以其市場極其巨大，現在我國挖掘機行業(yè)進入了一個快速發(fā)展的時期，隨著我國企業(yè)設置、城市再建、住宅建設等投資的增加，小型液壓挖掘機將會有一個很好的發(fā)展，小型液壓挖掘機的需求量會越來越大。因此，開發(fā)新品種、高質量、高效節(jié)能的挖掘機具有重要的意義。1.2國內外小型挖掘機的發(fā)展概況1.2.1國內小型挖掘機的發(fā)展現狀我國小型液壓挖掘機，特別是微型智能液壓挖掘機開發(fā)比較晚。國內小挖目前已形成1.5T至8T全系列產品，并占有國內市場的主要份額，且略有出口。國內小挖目前的整體技術水平處于國際二十世紀八十年代末九十年代初水平，與國外先進技術的差距主要體現在整機匹配、微操作性能、維修性、可靠性及外觀質量上。在國內小挖生產企業(yè)中，以廣西玉柴為首，山河智能、江西南特、山東臨挖、杭州軍聯等企業(yè)組成的中國小挖團隊已經出具規(guī)模?，F在我國小型挖掘機行業(yè)有了較大的發(fā)展，近十年小型挖掘機企業(yè)從當初的僅有幾家發(fā)展到現在的50多家，這不得不說是一個大跨越?，F在挖掘機市場需求不斷擴大，形成了巨大的挖掘機市場空間，但該行業(yè)主要由合資企業(yè)和外資企業(yè)所壟斷。為了發(fā)展名族挖掘機產業(yè)，必須瞄準國際先進水平，圍繞國內外兩個市場，在充分利用國際化配套和國外先進技術的基礎上，增強自主創(chuàng)新意識，掌握核心設計制造技術，發(fā)揮性價比優(yōu)勢，提高產品競爭力，把我國液壓挖掘機產品做大做強。1.2.2國外小型挖掘機的發(fā)展現狀當前挖掘機全世界年總產量為15-20萬臺，其中液壓挖掘機為10.5-18.5。而其中小型液壓挖掘機的比例過半。現在世界上生產挖掘機的企業(yè)有300多家，比較著名的大約有50家左右，主要集中在幾個主要工業(yè)發(fā)達國家，像日本的小松、久保田，美國的Bobcat、卡特彼勒，英國的JCB。挖掘機的生產從產品規(guī)格上看，在穩(wěn)定和完善主力機型的基礎上向大型化、微型化方向發(fā)展；從功能上看，在滿足基本功能的基礎上，向功能化、專用化方向發(fā)展；從產品性能上看，向高校節(jié)能化、自動化、信息化、智能化的方向發(fā)展。液壓挖掘機的大型化和微型化液壓挖掘機的多功能化液壓挖掘機的電子化、信息化液壓挖掘機設計制造手段的現代化增強液壓挖掘機的安全性和舒適性液壓挖掘機的液壓系統得到進一步的改進總之，工業(yè)發(fā)達國家的液壓挖掘機生產較早，產品線齊全，技術成熟，可以說是漸趨完美，工作性能可靠，操作舒適。1.3本次設計的主要內容本文設計的是無尾式超小型液壓挖掘機，設計的內容主要包括工作裝置、回轉支撐裝置、行走裝置進行機械結構。具體內容如下（1）確定挖掘機機械結構的整體方案：（2）確定挖掘機工作裝置為鉸接式工作裝置，其中動臂采用整體彎動臂；液壓挖掘機的回轉支撐采用滾動軸承回轉支撐；行走裝置確定為履帶行走裝置。（3）在對挖掘機機械結構方案經過對比、確定之后，進行工況分析，對各主要零件進行參數計算并設計挖掘機工作裝置、回轉支撐裝置、行走裝置。對整個裝置的主要零件尺寸參數進行分析計算、進行必要的強度校核。（4）利用三維仿真軟件對工作裝置進行三維建模，并進行運動仿真。第2章挖掘機工作裝置的總體設計2.1工作裝置構成這次設計的工作裝置采用鉸接式反鏟工作裝置（如圖2-1），鉸接式工作裝置是現在挖掘機最常見和通用的一種結構形式?，F在反鏟工作裝置的動臂普遍采用的是整體彎動臂結構（如圖2-2），整體彎動臂結構相對于整體直動臂結構可以有更大的挖掘深度,而斗桿一般是由鋼板焊接而成的箱型結構，一端與動臂鉸接，另一端與鏟斗鉸接（如圖2-3）。動臂、鏟斗、斗桿的材料選用鋼板，并將用鉸鏈連接在一起。圖2-1反鏟工作裝置圖2-2整體式彎動臂圖2-3斗桿利用圖2-1可以對挖掘機工作裝置的自由度進行分析計算出自由度為3，這里計算出的自由度可以作為后面仿真運動時的參考。2.2油缸的布置動臂油缸一般不知在動臂前下方，下端與回轉平臺鉸接，常見的又兩種具體布置形式，動臂前傾和動臂后傾兩種。當兩種方案的油缸安裝尺寸、最大挖掘高度和最大挖掘半徑相同時，后傾方案的最大挖掘深度比前傾方案小，即h1<h2。此外后傾方案動臂所受的彎矩一般比前傾方案要大。但是當動臂油缸作用力相同時，后傾方案能得到較大的動臂作用力矩。通過以上對兩種方案的對比分析，結合任務書作業(yè)尺寸中要求的最大挖掘深度較大，可選取前傾布置方案。2.3工作裝置主要參數的初步確定工作裝置的結構尺寸主要包括有鏟斗、斗桿和動臂的尺寸和各鉸點的位置尺寸。這些尺寸與挖掘主要機構的結構形式和布置方案密切相關。首先要確定整機的工作質量，液壓挖掘機的實際質量只有在全部施工設計完成之后才能知道，而這一參數又是在總體方案設計階段確定其他主要參數的依據，因此，應采用類比、經驗公式計算、查表等方法根據所要求的標準斗容量初定整機工作質量。參照[1]P12，根據整機質量與斗容的關系式：m=2179+20147q（2-1）式中q——平均斗容或標準斗容，；m——整機工作質量，kg。m由設計任務書給出為0.04，帶入式子（2-1）得到整機質量約等于3t。參照[2]P44表1-4機體尺寸和工作尺寸經驗系數表，根據以下式子可對整機的主要參數進行估算線性尺寸參數：Li=(m)（2-2）各主要參數的經驗系數由表差得后帶入式子（2-2）后可得到具體數值。以下為各主要參數的經驗系數：轉臺底部離地面高系數=0.4、尾部半徑系數=0.38、司機室總高系數=1.0、輪距系數=1.07、履帶長度系數=1.38、軌距系數=0.82、轉臺總寬系數=0.93、臂鉸離回轉中心系數=0.15、臂鉸離地高系數=0.63、標準臂長系數=1.8、標準斗桿系數=0.8、臂鉸與油缸的鉸距系數=0.25。帶入后得到各參數如下：=0.58m、=0.38m、=1.44m、=1.54m、=1.98m、=1.15m、=1.34m、=0.22m、=0.91m、=2.59m、=1.15m、=0.36m。2.4工作裝置機構尺寸的計算這里所有的計算符號都是采用[2]P58反鏟機構自身幾何參數的計算簡圖上的代號。2.4.1鏟斗機構的參數選擇斗容量q，平均斗寬B，轉斗挖掘半徑R和轉斗挖掘裝滿轉角2是鏟斗的四個主要參數。R、B及2三者與q之間有以下關系（2-3）式中土壤松散系數的近似值取1.25。因我國標準斗容量q指堆尖斗容量，所以滿載系數可不再考慮。B可根據[2]P75表2-6查得為B=0.3，取2=90，帶入上式可得到R=0.61m。鏟斗上兩個鉸點K與Q的間距為L24，這個值太大將影響鏟斗機構傳動特性，太小則影響鏟斗結構剛度，一般取特性參數K2=L24/L3=0.3—0.38。當鏟斗轉角大時K2取較小值，這里取K2=0.38，L3=R,則L24=0.23m。一般取。參考有關小挖鏟斗連桿機構可選取鏟斗連桿機構的參數如下：2.4.2動臂機構的參數選擇一般取動臂彎角，小彎臂可取。小對于增大挖掘深度有利，這里取。特性參數K3=L42/L41=1.1-1.3這里取1.2。特性參數K1=L1/L2為動臂與斗桿的長度比，當K1>2時稱為長動臂段斗桿方案，當K1<1.5時屬于短動臂長斗桿方案，而中間方案的適用性更強，故取值為K1=2。據統計，最大挖掘半徑R1值一般與L1+L2+L3的和很接近。因此由要求的R1,已定的L3和K1可按下列近似經驗公式初選L1和L2： (2-4)(2-5)R1由任務書給出為3850，而L3=R=610帶入（2-5）可以求得L2=1080,L1=2200。在三角形CZF中已知、L1和K3，就可以求得（2-6）（2-7）（2-8）帶入L1和K3、求得L41=1.22m，L42=1.46m。油缸下置時，動臂油缸全伸與全縮時的力臂比K4按不同情況選取，專用反鏟要求地面以下挖掘時動臂油缸有足夠的閉鎖力矩，可取K4<0.8。以反鏟為主的通用機還應適當估計替換裝置在地面以上對動臂油缸力矩的要求，可取K4=0.8—1.1左右的通用機往往對正、反鏟并重，可取K4=1。的取值對特性參數K4、最大挖深和最大挖高有影響。加大會使K4減小或使增大，這正符合反鏟作業(yè)要求，因此基本作用反鏟的小型機去>。以反鏟為主的通用機去>。斗桿油缸全縮時最大，常選=。的大小取決于油缸的布置形式，這里取近似為零。即≈,又根據已知三角形解得≈。通過計算可以得到，帶入下式（2-9）（2-10）（2-11）解得L7=1.15m,。2.4.3斗桿機構的參數選擇參考國內外同列型挖掘機斗桿挖掘力值，按要求的最大挖掘力確定斗桿油缸的最大作用力臂L9(2-12)式中—最大挖掘阻力P2—挖掘力參考cat-303.5ECR斗桿挖掘力為18.9Kn,則P2=18.9Kn斗桿挖掘阻力（2-13）式中—挖掘阻力比，由[2]表0-11查得，去主要挖掘土壤的值時，可得正常挖掘阻力比為2.8—斗桿挖掘時的切削半徑，這里可以取=L2+L3=1.1+0.61=1.71m—為解得=3.586Kn則L9=324mm斗桿擺角范圍在之間，在滿足工作范圍和運輸要求的前提下此值應取得小些。這里取，則斗桿擺角=。(2-14)(2-15)式中為油缸全伸長度與全縮長度之比，一般取值范圍為1.6—1.7，這里取1.6。解得=764mm，1206mm斗桿上取決于結構因素，并考慮到工作范圍，一般在之間。這里取。到此，動臂和斗桿的基本長度、角度和各鉸點的位置已經確定，其具體參數如下：表2.1挖掘機反鏟機構的尺寸參數表機構組成動臂（mm）斗桿（mm）鏟斗（mm）機體（mm）L1=2200L2=1100L3=610L41=1220L9=324L24=230L5=360L42=1460B=3002.5液壓缸的設計2.5.1挖掘力的確定挖掘力是衡量反鏟裝置挖掘性能的重要指標之一。關于挖掘力的概念目前國內外尚無統一的定義，利用挖掘力與整機質量的關系式可得到所要求的挖掘力。其關系式如下：（2-16）（2-17）式中—鏟斗挖掘力，Kn—斗桿挖掘力，Knx—整機質量，Kg。由前面估算得到的整機質量約等于3t，帶入上面兩個式子，可以得到=17.4Kn,=6.7Kn。2.5.2工作裝置油缸作用力的確定工作裝置各油缸作用力的分析和確定是液壓挖掘機工作裝置設計的重要任務之一。顯然，各油缸的作用力應保證工作裝置在挖掘過程中，斗齒應與足夠的挖掘力，以及保證在卸載時能夠把滿斗土壤舉升到最大幅度和高度所需的舉升力。鏟斗油缸推力的計算分析鏟斗油缸推理時，工作裝置的計算位置為動臂下方到最低位置，鏟斗油缸作用力對鏟斗與斗桿鉸點有最大力臂。（Kn）(2-18)式中—鏟斗挖掘力，為17.4Kn—鏟斗油缸作用力對搖臂與斗桿鉸點的力臂（此位置為搖臂長度），m—對鏟斗與斗桿鉸點C的力臂，為0.61m把上述數據代入（2-18），經計算可得=37.96Kn斗桿油缸推力的計算分析斗桿油缸作用力時，工作裝置的計算位置應為動臂下放到最低位置，斗桿油缸作用力對斗桿與動臂鉸點有最大的力臂，即對斗桿產生最大作用力矩。此時斗桿油缸作用力(2-19)式中—斗桿挖掘力，為6.7Kn—斗桿挖掘半徑，為1.71m—斗桿挖掘時，斗桿油缸對斗桿與動臂鉸點的最大作用力臂，為0.324mm把以上數據代入式（2-19），計算得=35.4Kn2.5.3液壓缸缸徑和活塞桿直徑的計算工作壓力由任務書給出為20MPa(2-20)式中-液壓缸工作壓力初算是可取系統工作壓力，為20MPa—液壓缸回油腔背壓力，這里根據表2-2執(zhí)行元件背壓的估計值選取1MPad/D—活塞桿直徑與液壓缸內徑之比,按表2-3選擇為F—工作循環(huán)中最大的外負載—液壓缸密封處摩擦力，它的精確值不易求得，故常用液壓缸的機械效率計算F+=F/式中—也液壓缸的機械效率一般為0.9—0.97，這里取0.95鏟斗油缸缸徑D和活塞桿直徑d的計算鏟斗油缸缸徑的確定應知道鏟斗油缸外作用載荷，而F==37.96Kn由式子（2-20）可得(2-21)帶入數據可計算的D=51.07mm，又根據表2-4液壓缸內徑尺寸系列可取63mm。d/D=,則d=D=36.11,參照表2-5可取40mm。斗桿油缸缸徑D和活塞桿直徑d的計算斗桿油缸缸徑的確定應知道斗桿油缸外作用載荷，而F==35.4Kn把數據帶入式子（2-21）可得斗桿油缸內徑D=49.3mm，又根據表2-4取50mm。d/D=,則d=D=34.86，查表2-5可取36mm。動臂液壓缸缸徑D和活塞直徑d的確定動臂油缸的作用力應該是工作裝置三個油缸里所需推理最大的一個油缸。因此，可以在已經計算出來的斗桿油缸缸徑和鏟斗油缸缸徑的基礎上進行初步選定D=80mm，d=D=56.56mm，取56mm2.5.4液壓缸壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。液壓缸的內徑D與其壁厚的比值D/≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算（2-22）式中—液壓缸壁厚（mm）D—液壓缸內徑（mm）—試驗壓力，一般取最大工作壓力1.25—1.5倍（MPa）。—缸筒材料的需用應力，無縫鋼管為100—110MPa鏟斗液壓缸壁厚和外徑帶入數據到式（2-22）得到=9.45mm，取10mm。液壓缸壁厚算出來后即可求出缸體的外徑D，=83mm斗桿液壓缸壁厚和外徑帶入數據到式（2-22）得到=6.25mm，取7mm。則斗桿缸體外徑=64mm。動臂液壓缸壁厚和外徑帶入數據到式（2-22）得到=15.74mm，取16mm。=100mm2.5.5液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可根據機構實際工作行程和參照液壓缸生產商的標準來確定，并參照表2-6中的系類尺寸來選取標準值。鏟斗液壓缸D=63mm，參照HSG型工程液壓缸，其最大行程為800mm，又L最大行程≈10D=10×63=630mm，參考表2-6可最終確定斗桿液壓缸工作行程L=630mm。斗桿液壓缸D=50,參照HSG型工程液壓缸，其最大行程為600mm，又L最大行程≈10D=10×50=500mm，參考表2-6，確定為500mm動臂液壓缸徑D=80mm，參照HSG型工程液壓缸，其最大行程為1000mm，又L最大行程≈10D=10×80=800mm，參考表2-6，確定為800mm。第3章挖掘機回轉機構設計3.1回轉軸承類型的確定回轉支撐裝置的主要結構類型有兩種：轉柱式回轉支撐滾動軸承式回轉支撐。如圖3-1，轉柱式回轉支撐由固定在回轉體1上的上、下支撐軸4和6，上、下軸承座3和7組成。軸承座有螺栓固定與機架5，回轉體與支撐軸組成轉柱，插入軸承座的軸承中，外殼固定在機架5上的擺動液壓缸輸出軸插入支撐軸6內，驅動回轉體相對于機架轉動。工作裝置鉸接在回轉體上，與回轉體一起回轉。3-1轉柱式回轉支撐1-回轉體；2-擺動液壓缸；3-上軸承座；4-上支撐軸；5-機架；6-下支撐軸；7下軸承座滾動軸承式回轉支撐是一個回轉滾盤，其結構上相當于一個放大了的滾動軸承，回轉滾盤相對于傳統回轉支撐有較多的優(yōu)點：回轉滾盤動作更平穩(wěn)、尺寸小、結構緊湊、承載能力大、回轉摩擦阻力小、維護方便、使用壽命長。如圖3-2所示，回轉滾盤一般由上下座圈、內（外）座圈、滾動體、保持架、密封裝置、潤滑系統、及連接螺栓等組成。內座圈和外座圈可相應加工成內齒圈或外齒圈。圖3-2回轉滾盤的結構1-上座圈；2-滾珠；3-調整墊片；4-下座圈；5-內齒圈；6-保持架這次設計采用的是單排輕型滾珠滾盤，如圖3-3所示，其滾道是圓弧形曲面，滾珠與內外座圈滾道為四點接觸，能同時承受軸向力，徑向力和傾翻力矩。單排輕型滾珠滾盤多數是由內、外圈合成一個整體，滾珠和導向體從內圈或外圈上的圓孔中裝進滾道里，然后將裝配圓孔堵塞。這種支撐裝置的優(yōu)點是：成本較低、質量輕、結構緊湊。此外，它可以允許在安裝中出現微小的誤差。圖3-3單排內齒式滾珠滾盤一般情況下，挖掘機回轉滾盤的安裝方式為座式安裝，如圖3-4所示?；剞D滾盤在運動過程中承受的載荷通常有軸向力、徑向力、傾覆力矩。圖3-4回轉支撐滾盤的安裝方式及承載示意圖3.2回轉滾盤的計算選型這次設計采用的回轉滾盤是上海邦典的rotheerde，如圖3-4。根據表1-4中滾盤外徑經驗系數為0.5估算滾盤外徑為=0.721m。則初選滾盤型號為230.20.0600.013TYPE21/850.0。該型號的滾盤具體結構尺寸如圖3-5所示，圖3-5滾盤結構回轉滾盤的靜態(tài)承載能力曲線如圖3-6，表示回轉滾盤保持靜態(tài)時所承受的最大負載能力。TYPE21/850.0對應的靜態(tài)承載能力曲線為8。圖3-6靜態(tài)承載能力曲線其尺寸數據位：3.2.1當量負荷的計算四點接觸球式：（3-1）式中—滾道中心直徑（米）—作用在回轉支撐上的總軸向力M—作用在回轉支撐上的總傾覆力矩—在力矩M作用平面內的總徑向力因為液壓挖掘機工況比較復雜，所以應該分工況對載荷進行分別的計算。然后確定最大的承受載荷作為數據帶入（3-1）中計算當量負荷。挖掘姿態(tài)為圖3-7a時用鏟斗挖掘，挖掘機此時的姿態(tài)為斗桿垂直于地面，斗齒尖離地面以下H處，這里取H=0.5m。分析示意圖如圖3-7所示取回轉支撐以上為脫離體，對其中心0點取矩(3-2)取回轉支撐以上為脫離體，沿回轉中心軸方向的合力(3-3)在M作用平面內的徑向水平力(3-4)式中—用鏟斗油缸挖掘時由整機挖掘力確定的切向挖掘阻力，這里=17.4Kn—用鏟斗油缸挖掘時由整機挖掘力確定的法向挖掘阻力，一般法向挖掘阻力取的0.2，則=0.2=3.48Kn—轉臺上部（除工作裝置外）自重，查表1-5得=0.82×3t=24.6Kn—分別表示動臂油缸、斗桿油缸和鏟斗油缸的自重。利用proe里的質量屬性分析應用功能可對已經建好模的動臂油缸、斗桿油缸和鏟斗油缸進行分析，得出動臂液壓缸體質量=29Kg，動臂液壓缸活塞質量=7.6Kg,則動臂缸=0.366Kn;斗桿油缸缸體=16Kg，斗桿缸活塞=4Kg，則斗桿缸=0.2Kn；鏟斗缸=0.2Kn；—分別表示動臂和斗桿的自重，同樣用proe質量屬性分析的應用功能可以得出=2.57Kn、=1.25Kn—鏟斗自重，同樣分析得到1.06Kn—相應的力臂，在proe里可以近似得到各個力臂，=0.3×1.44=432mm，=760mm，=1150mm，=1950mm，=2670mm，=2480mm，=2630mm，=2027mm，=0.4×1.44=1076mmK—回轉支撐工作條件系數，對挖掘機取K=1.4—1.6。這里取1.5把以上數據帶入式（3-2）得M=44.67Kn，=30.51Kn，=4.872Kn。挖掘姿態(tài)為圖3-7b時在最大挖掘深度H處用鏟斗油缸挖掘，如圖3-8所示（3-5）（3-6）（3-7）這種工況的432mm，=953mm，=1275mm，=2004mm，=2477mm，=2277mm，=2253mm，=2027mm，=0.4×1.44=1076mm。帶入數據計算M=-59.6Kn，=25.61Kn，=24.36Kn。挖掘姿態(tài)為圖3-7c時在停機面上最大挖掘半徑處用鏟斗油缸挖掘，如圖3-9。（3-8）（3-9）（3-10）這種工況的432mm，=780mm，=1160mm，=1854mm，=3145mm，=2427mm，=3643mm，=3650mm，=1710mm。帶入數據計算M=-58.17Kn，=14.27Kn，=18.66Kn。把三種工況的M、、帶入式（3-1）計算Kn，，則工況1為回轉支撐所承受的最大靜態(tài)載荷。圖3-7a姿態(tài)1圖3-8b姿態(tài)2圖3-9c姿態(tài)33.2.2計算靜態(tài)參照載荷根據表4-2各種回轉滾盤的靜態(tài)參照載荷計算公式（3-11）（3-12）式中—靜態(tài)安全系數，對于斗容量小的挖掘機，取1.5把工況1的M=44.67Kn，=30.51Kn，=4.872Kn帶入（3-11）和（3-12）計算得到，。由此得到坐標點（，M’）查看靜態(tài)承載能力曲線，可以看出這個點在曲線8的下面，說明初選的回轉滾盤TYPE21/850.0滿足要求。3.3回轉小齒輪參數的確定3.3.1內嚙合小齒輪采用正移距離高度變位，其齒數≥12,這里初選143.3.2變位系數為0.353.4回轉機構的參數選擇3.4.1平臺轉動慣量滿斗回轉式轉動慣量（Kg.m）（3-13）式中m—整機質量，Kg帶入m=3t計算得J=21.59×空斗回轉時平臺轉動慣量(3-14)帶入m=3t計算得=12.07×3.4.2回轉平臺啟動力矩和制動力矩回轉平臺啟動力矩一般情況下小于制動力矩，可取C==1—1.1。在進行回轉機構參數選擇時可以采用簡化公式（3-15）式中—地面附著力局，N.mm—整機質量，3t—地面附著系數，平板履帶板取取0.25，帶筋履帶板取0.5，這里取0.5帶入數據計算得=10.8×=(0.5—0.7)=0.7×10.8×=7.57×N.m由C==1可以得到=3.4.3回轉平臺最大轉速的確定(3-16)式中—平臺最大回轉角速度，rad/s—平臺標準計算轉角，M—平臺回轉啟動轉矩—平臺空斗回轉時轉動慣量R—變量調節(jié)系數，定量泵取1C—制動力矩與啟動力矩之比，為1把數據帶入式（3-16）可計算得到=0.70rad/s,則==0.111rps=6.7rpm，3.4.4回轉馬達的選擇由前面選擇的回轉軸承的類型TYPE21/850.0，其內齒數=110。而小齒輪齒數初步選擇的是=14，則回轉滾盤對小齒輪的傳動比i’=110/14=7.857。由已知的回轉平臺制動力矩為整個工作過程中回轉馬達所承受最大力矩的時候。，則回轉馬達輸出軸=7570/7.875=961.26N.m。由計算出的選擇回轉馬達MSG-27P-18E，其尺寸結構圖如圖3-10，,主要參數如表3-1。、圖3-10回轉馬達尺寸結構圖表3-1型號排量最大扭矩最高壓力最高轉速MSG-27P-18E20.7-27.4cm/r1270N.M20.6MPa1700r/min3.4.5回轉裝置總傳動比的確定回轉裝置總傳動比（3-17）式中—回轉滾盤內齒圈數，為110—傳動小齒輪齒數，為14—回轉減速器的傳動比，由選擇的MSG-27P-18可以知道回轉減速器的齒比率為18帶入數據到式（3-17），可以得到回轉裝置的總傳動比為141。第4章行走裝置設計4.1行走裝置選型與構造現在挖掘機的行走裝置主要有輪胎式行走裝置和履帶式行走裝置。相對于輪胎式行走裝置，履帶式的行走速度會較慢，但是其接地比壓小，施工時動作會更加平穩(wěn)。而履帶行走裝置結構有整體式和組成式兩種。整體式履帶是每一節(jié)履帶鑄造成整體，并且在履帶板帶有嚙合齒，從而履帶板就稱為了支重輪的滾道。這種形式的履帶具有構造簡單、重量輕、拆裝方便，但是銷孔之間的間隙較大導致容易進沙子?，F在較多采用的是組成式的履帶裝置，這種形式的履帶密封性能好，使得泥沙不容易進入，相對的其缺點就是組件較多，拆裝不是很方便。履帶式行走裝置的主要由四輪一帶組成：驅動輪、導向輪、支重輪、拖鏈輪和履帶，并且應該裝有張緊裝置、動力傳動機構和行走架。一般行走裝置的動力傳動是用液壓馬達通過齒輪減速器輸出大扭矩帶動驅動輪，從而帶動行走裝置的前進，每條履帶都應該配有單獨的液壓馬達和齒輪減速器。現在的驅動方式布局更為緊湊，直接把液壓馬達和齒輪減速器設計成一個標準件，這不僅節(jié)約了空間，并且減少了安裝時間，從而驅動方式將會普及整體式的動力裝置。對于行走架，主要有箱式行走架、組合式行走架和整體式行走架，這3種行走架的應用場合各不相同。箱式行走架主要的應用場合時大型液壓挖掘機，因為箱式行走架的剛度大、承載能力好，從而保證挖掘機轉彎動作時有更好的剛性。組合式行走架則是多應用在中小型挖掘機上，組合式行走架的最大一個特點是可以方便地換裝不同長度要求的衡量和加長的履帶架，從而滿足不同工況的工作要求，但是這種結構有一個缺點就是因為履帶架采用的是門形截面，所以這對截面的剛性削弱較多，容易在截面處產生裂紋。對于小型挖掘機，適合使用整體式行走架，這對于提高生產效率很有好處。整體式行走架是在組合式基礎上發(fā)展起來的，適合于大批量的生產，整體式行走架的優(yōu)點：空間緊湊、重量輕、結構也簡單。履帶式行走裝置的結構簡圖如圖4-1所示。圖4-1履帶底盤結構1-履帶；2-引導輪；3-連桿；4-張緊裝置；5-行走架；6-支重輪；7-插銷座；8-拖鏈輪；9-驅動輪；10-行走減速器；11-行走液壓馬達4.2履帶行走裝置的設計4.2.1履帶的設計履帶是行走裝置中直接與地面接觸的機構，所以它的工作條件比較惡劣，經常要在凹凸不平的地面，或是泥濘的地面進行施工。從而，對于履帶的設計除了保證良好的附著性能外，還應該有足夠的強度、剛度和耐磨性能。履帶的組成：履帶板、鏈軌總成、螺栓和螺母，其中鏈軌總成里由履帶銷、銷套履帶節(jié)和銷墊組成。其結構圖如圖4-2。這種履帶總成已經被定位國內履帶式工程機械統一的結構形式。履帶板用特制鋼螺栓裝載左右履帶節(jié)上。履帶節(jié)是供支重輪滾動的軌道。每對履帶節(jié)的前銷孔內壓配有銷套，然后再讓它跟前一對履帶節(jié)的后銷孔用履帶銷4鉸接，履帶銷與銷套是動配合，具有一個轉動自由度，履帶銷的兩端跟前面一對的履帶節(jié)的后銷孔是靜配合即固定連接。從而這樣的連接固定方式使得前后履帶板可以自由相對的轉動。整條履帶的履帶節(jié)裝好之后，就形成了供支重輪滾動的套筒滾子鏈?？紤]到挖掘機行走時會有許多泥土，所以在銷套的兩端都深入前一對履帶節(jié)后銷孔內端面凹槽內。圖4-2履帶總成1-履帶板；2-履帶螺栓；3-履帶螺母；5-銷套；6-主銷墊；7-主銷；8-主銷套；9-左履帶節(jié)；10-右履帶節(jié)履帶板寬b由單斗液壓挖掘機中機體和工作尺寸經驗系數表可得一般的履帶板寬取值為0.4m或者0.6m。這里設計的超小型液壓挖掘機，所以選擇的履帶板寬為0.4m。履帶板結構選擇履帶板的型式很多，標準化后規(guī)定采用重量輕、強度高、結構簡單和價格較低的軋制履帶板。履帶板有單筋、雙筋和三筋數種。本機采用三筋式普通履帶板，這種履帶板筋稍短易于轉向，且由于筋多使履帶板的強度和剛度提高，承重能力大,主要用于小型挖掘機械。三筋板上有四個連接孔，中間有兩個清泥孔。當鏈軌繞過驅動輪時可借助輪齒自動清除鏈軌節(jié)上的淤泥。相鄰兩履帶板制成有搭接部分，防止履帶板之間夾進石塊而產生高的應力。履帶節(jié)距履帶節(jié)距通常隨著機重G的增加而線性增大，其關系式如下(4-1)整機質量G=3000Kg，帶入上式計算得，按照我國履帶式工程機械行走機構統圖《四輪一帶》規(guī)定，全部履帶工程機械用四種節(jié)距：173、203、216、228.5，從而根據計算結果可選擇履帶節(jié)距為173mm。4.2.2驅動輪的設計驅動輪將動力傳遞給履帶，從而帶動整機運動。驅動輪和履帶的嚙合質量會直接影響動力的傳遞和行駛的均勻性。驅動輪和履帶嚙合中的摩擦損失遠遠大于齒輪傳動時的摩擦損失，這是因為驅動輪的工作條件惡劣，這使得運動表面粗糙，從而摩擦阻力大。驅動輪的設計主要包括了齒數的確定、齒形的設計、尺寸的確定。齒形的設計發(fā)動機的動力通過驅動輪傳給履帶，因此，對驅動輪的要求是與履帶嚙合正確，傳動平穩(wěn)，并且當履帶因銷套磨損而伸長后仍能很好嚙合。按齒面形狀，驅動輪齒形可分為凸形，直線形和凹形齒形三種，如圖4-3所示。目前履帶工程機械多采用后兩種。圖4-3驅動輪齒形履帶的驅動輪通常置于挖掘機的后部，這樣能使履帶的張緊段較短，減少磨損和功率損失。驅動輪用來驅動履帶，輪齒工作時受履帶銷套反作用的彎曲壓應力，并且輪齒與銷套之間有磨料磨損。因此驅動輪應選用淬透性好的鋼材，通常用50Mn，45SiMn，中頻淬火、低溫回火，硬度應達到HRC55～58。一般來講，對驅動輪齒形的要求為：1）使履帶節(jié)銷順利地進入和退出嚙合，減少接觸面的沖擊應力；2）齒面接觸應力應小，以減少磨損；3)當履帶節(jié)距因磨損而增大時，履帶節(jié)銷與驅動輪齒仍能保持工作，不至脫鏈。這次設計采用的是單圓弧—直線的齒形，如圖4-4所示。圖4-4單圓弧—直線型驅動輪主要參數的確定1）驅動輪齒數Z(23)卷繞在驅動輪上的履帶板數目越多，則履帶運動速度均勻性好，鉸鏈磨損損失減少，但這會使得驅動輪直徑增大，引起地盤高度及重量增加。一般履帶板數目在12—15之間，可為整數，也可以是0.5的倍數。為了增加驅動輪的使用壽命，一般取驅動輪齒數為履帶板數目的2倍。當驅動輪齒數為偶數時，驅動輪上有一半齒不參加嚙合，即這種驅動齒輪是設計成不等節(jié)距的，當參加嚙合的那一半齒面磨損嚴重后，拆下重裝時，可以讓沒有參加嚙合的另一半齒進行工作，從而增加使用壽命。當驅動輪齒數為奇數時，則驅動輪上各齒輪流與節(jié)銷嚙合同樣增加使用壽命。這次設計的驅動輪是在參照工程機械構造圖策上的驅動輪，選擇齒數Z=23。2)節(jié)圓直徑、齒谷半徑單圓弧—直線的齒形確定法如下：節(jié)圓直徑（4-2）齒谷半徑r（4-3）式中d—節(jié)銷直徑，這里取40mm—履帶板數目，=0.5Z=11.5—履帶節(jié)距，為173mm帶入數據到式子（4-2）、（4-3），計算得節(jié)圓直徑為640mm，齒谷半徑r=23.4mm。4.2.3支重輪的設計支重輪外形尺寸的選擇挖掘機重量通過支重輪傳給地面，工作時如地面不平它將經常受到沖擊，所以支重輪所受載荷較大。支重輪的工作條件也較惡劣，經常處于塵土中有時還浸泡于泥水之中，故要求密封可靠、輪圈耐磨。支重輪輪體常用35Mn或者50Mn制造。輪面淬火硬度應達到HRC48-57。采用滑動軸承較多，并用浮動油封防塵。目前國內，外履帶工程機械支重輪的結構形式，有直軸式和凸肩式兩種，直軸式結構簡單，零件少，工藝性好，但承受軸向力稍差，適用于挖掘機類工況。支重輪軸是不轉動的，通過兩端軸座固定在履帶架上。支重輪輪體分兩段焊接而成，輪外端面中心設有油孔，用以加入潤滑油，潤滑軸承。支重輪輪內壓裝有軸套，其軸套是雙金屬式的，即耐磨、強度又高。軸兩端有密封軸圈。圖4-5支重輪外形根據《工程機械底盤構造與設計》P318表2-8-7工程機械統一圖紙支重輪規(guī)格尺寸最終確定支重輪聯系尺寸如下表：表4.1支重輪尺寸安裝尺寸外形尺寸配合尺寸特性尺寸ABCELKDd1d2FD1300240120323352101885565180155確定支重輪個數：軸間距（4-4）取。最后端的支重輪與驅動輪輪軸之間的距離（4-5）取。因為履帶的支撐面寬度，綜合考慮以上因素，取支重輪的數量為5個。支重輪的強度計算為了減少支重輪的磨損，輪緣對履帶的接觸應力應按下式計算：(4-6)——參考《工程機械底盤構造與設計》P355式中——支重輪輪緣寬度，；——支重輪半徑，；——支重輪個數，；所以，支重輪與鏈軌節(jié)間的接觸應力滿足要求。4.2.4托輪的設計托輪用來承托上部履帶，防止其過度下垂，減少上方履帶的跳動和下垂量，并防止履帶從側向滑脫。拖鏈輪的結構與支重輪類似，如圖5.5所示，但其所受載荷要比支重輪小得多，工作時少受泥水侵蝕，因此尺寸可較小。托輪軸固定在履帶架上，論體內壓裝有耐磨軸套，并耐磨軸套套裝在軸上，可自由轉動。托輪的外側端蓋用螺栓安裝在輪體上，軸的一端裝有浮動油封。其結構如圖4-6所示，其尺寸如表4.2。表4.2托輪的結構尺寸/mm安裝尺寸外形尺寸配合尺寸特性尺寸浮封表號浮封膠表號軸承型號ABDC7010AC9650290150508082120圖4-6托輪尺寸4.2.5導向輪的設計導向輪的功用是支撐履帶和引導履帶正確的卷繞，可以防止跑偏或者越軌，有些導向輪同時起到支重輪的作用，可以增加履帶對地面的接觸面積，減少比壓。導向輪的輪面大多做成光面，中間有擋肩環(huán)作為導向用，兩側的環(huán)面則能起支重輪的作用。導向輪的中間擋肩環(huán)應有足夠的高度，兩側邊的斜度要小。導向輪與最靠近的支重輪距離愈小則導向性能愈好。導向輪的移動方式有兩種，擺動式和滑動式兩種。目前工程機械多用滑動式，在設計時，應注意使導向輪前后移動的調整范圍超過履帶節(jié)距一半，以便當履帶磨損后節(jié)距變長時，取下一節(jié)履帶板后，仍能保持履帶的張緊度。本設計所選導向輪結構如圖4—7所示，聯系尺寸如表4.3所示：表4.3導向輪的聯系尺寸/mm安裝尺寸外形尺寸配合尺寸特性尺寸ABDEF335300590160556555082圖4-7導向輪尺寸4.3履帶行走裝置的計算4.3.1選擇油馬達類型、行走速度及傳動比油馬達選擇定量低速大扭矩馬達。速度比的選擇可以參照MAG系列馬達和一般小型挖掘機使用MAG系列馬達時的齒比率，這里初步定為i=40。最高行駛速度V,參照CAT303.5ECR選擇V=4.8Km/h。4.3.2油馬達主參數的確定驅動輪轉速（4-7）式中t—履帶節(jié)距，t=173mmZ—履帶板數，Z=11.5帶入數據到式子（4—7）得到=40rpm油馬達轉速油馬達排量q（4-8）式中Q—系統流量，取20L/min—容積效率，取0.94帶入數據到式子（4-8）可得q=12.5L/min油馬達最大扭矩（4-9）式中—壓力損失，為5Mpa—機械效率，取0.9帶入數據到式子（4-9）可得=89.4N.m。驅動輪的最大扭矩（4-10）式中—總機械效率，帶入數據計算的=3040N.m由和可以選定馬達的型號為MAG-18V-320E。4.3.3履帶牽引力的計算一條履帶的最大牽引力為(4-11)式中t—履帶節(jié)距，為173mmZ—履帶板數，11.5帶入數據計算得=9.5Kn，則挖掘機整機的牽引力T=2=19Kn。4.3.4原地轉彎能力的校核原地轉彎的行走阻力可用下式進行計算(4—12)式中—轉彎阻力系數，取=0.55G—整機質量，3t帶入數據到（4-12）計算的W=7.05Kn<T,故在一般的路面能實現原地轉彎。4.3.5爬坡能力的校核挖掘機爬坡時應克服下列三種阻力1）坡阻力（4—13）2)運行阻力（4—14）3）內阻力 （4—15）T=19Kn<W(坡阻力+運行阻力+內阻力)，所以不滿足要求，取25，算得W=17.73Kn≤T滿足要求此外，還應滿足挖掘機在爬坡時不打滑的條件附著力（4—16）式中—地面附著系數，取0.7帶入數據計算得=19.03Kn≥T,所以滿足不打滑的條件。第5章推土鏟的設計5.1推土鏟結構方案的選擇按推土板的外形可將推土鏟分為直線形、U形和半U形。直線形主要可用在回轉式鏟刀和固定式鏟刀，其兩側土有溢漏現象，推土板前土堆的行程時間較長，因此主要用于短距離土的剝離和運輸；U形推土板主要用在回轉式鏟刀中，其比推力相對較小，但其集土運土能力較大，因此主要用于運土距離較遠松散物料的堆積場地；半U形形推土板主要用于固定式鏟刀，其比推力大，集土運土能力不如U形推土板，但強于直線形推土板，主要特點是比推力大。各種形式的推土鏟如圖所示。通過以上比較，結合本設計推土鏟的用途可知，選直線形推土鏟較合適。推土鏟的主要工作部分是切削刃和與其聯接在一起的曲面板。其中切削刃是直接切土的部件，應有足夠的耐磨性、強度和剛度。在本設計中，由于推土鏟并非主工作裝置，工作的強度遠小于推土機的推土鏟，因此其切削刃并不易損壞，可參照CAT303.5ECR型挖掘機，將切削刃和曲面板焊接成一體。本設計中的推土鏟安裝在底盤的前部，用于對挖掘過的土礫進行填推。由于其不需要進行左右回轉，因此不同與傳統的推土鏟，在鏟的中間鉸接一個液壓缸即可，向前推填的同時還可實現升降。頂推架鉸接于履帶式底盤架上。5.2推土鏟結構尺寸的確定5.2.1推土鏟的寬度和高度推土鏟的寬度一般比左右履帶最外側各寬出100cm左右，這種寬出量是為了保證在作業(yè)過程中能給整機開辟前進的道路，從而保證其作業(yè)質量?？筛鶕麢C的總體結構布置，初步確定推土鏟的寬度，根據行走裝置設計可初步選取推土鏟寬度=2080mm。通過參考同類型的挖掘機的推土鏟可知，推土鏟的高度一般小于驅動輪的直徑，因此可取推土鏟高度。5.2.2曲面板的形狀及參數曲面板的結構參數對土屑運動規(guī)律、積土容量、漏損、推土阻力都有影響，拋物線形的曲面板是比較理想的，然而，拋物線與圓弧的形狀很近似，考慮到兩者性能上也很相似，切圓弧的制造工藝性比拋物線好，所以現代推土機均采用圓弧曲面板。根據《履帶推土機結構與設計》P127，可確定曲面板的基本參數。參數名稱和數值如表7.1所示，其結構方位及其符號如圖5.1所示。圖5.1曲面板的形狀表5.1推土鏟的結構參數值參數名稱數值參數名稱數值切削角δ55o切削刃后角α35o向前翻土角75o曲率半徑Rg（0.8~0.9）Hg推土鏟斜裝角ε73o鏟的下部直線長a根據刀片厚度定曲率半徑Rg是推土鏟的重要參數之一，它直接影響到推土時的作業(yè)性能。當推土鏟高度Hg一定時，Rg越小則鏟刀前面的集土量越大，且土屑不容易向后翻落；Rg越大則土屑上升阻力越小，且卸土干凈。在推土鏟的其它結構參數確定后，Rg值可以按下式確定：（5-1）代入數據得5.2.3切削刃的結構和參數切削刃對材料的耐磨性、強度和剛度要求都很高，根據《機械設計手冊》第一卷P3_27,選用50Cr。根據《履帶推土機結構與設計》P124，如圖7-3所示，切削角δ選55o，后角αo，尖角o，切削刃的接地寬度為10mm。圖5.2切削刃的結構5.2.4推土鏟液壓缸的選取與鉸點位置的確定通過對整個推土鏟工作裝置進行proe建模，確保當液壓缸全縮時推土鏟有一定的提升高度，在全伸時有一定的入土深度。而液壓缸直徑的確定則需根據初步確定的鉸點位置計算最大的推壓力，即當整機發(fā)生縱向傾翻時液壓缸活塞桿的推壓力，進而確定缸徑。一般，鉸點位置很難一次確定，要反復利用proe進行優(yōu)化，使之在與液壓缸行程相匹配的前提下，滿足作業(yè)要求。液壓缸前鉸點距推土鏟前端距離，推土鏟與機架鉸點，推臂鉸點，三個鉸點的豎直高度，，，推土鏟的高度，其中推土鏟最前端距地盤車架中心的距離為1700mm如圖5-3所示。推土鏟應有一定的提升高度和切土深度，且不能和其它部分發(fā)生干涉，通過proe建模分析，初步確定液壓缸的工作行程S=200mm。初步選定缸徑，行程選S=200mm。圖5.3推土鏟的總體尺寸

結論隨著經濟的發(fā)展，國家對基礎設施投入的加大，市政建設的需求，小型液壓挖掘機的市場會越來越大。現在國內挖掘機生產水平整體較為落后，因此必須從技術上進行該進，不能還是只停留在經驗公式、照抄襲式的設計，這樣只會停步不前。應該加強CAD技術在產品生產過程中的應用，在充分利用國外先進技術的基礎上，進行大膽的創(chuàng)新，掌握核心的設計制造技術。本課題主要進行了小型無尾液壓挖掘機的底盤、動力、挖掘機構和推土鏟進行了設計。在設計過程中，通過查找相關的設計資料和詳細的計算過程，確定了底盤各部分的結構尺寸并對主要部件進行了強度校核，并選擇了回轉支承裝置的型號及其校核，確定了主工作裝置的結構尺寸，進行了附屬推土鏟的設計。最后把挖掘機各工作部件組裝成整機，通過控制油缸的運動獲得包絡曲線，設計結果能滿足作業(yè)尺寸要求。

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附錄：圖紙清單及編號序號文件名圖名繪圖軟件是否出圖備注1工作裝置總成WY30—01CAD2007是A02行走裝置總成WY30—02CAD2007是A03動臂WY30—01—01清華天河2008是A14斗桿WY30—01—02清華天河2008是A15鏟斗WY30—01—03清華天河2008是A16行走架WY30—02—01清華天河2008是A1

謝辭本論文是在陳劍雄老師的指導、關心和幫助下完成的，他治學嚴謹、注重實踐、為人隨和，在此，對陳老師表示誠摯的感謝。并對同組給予我?guī)椭耐瑢W表示感謝。畢業(yè)設計三教學計劃中一個十分重要的綜合性環(huán)節(jié)，也是四年本科教育一個完整的總結。這為我們今后走向工作崗位準備了堅實的基礎。由于本人的時間和能力有限，盡管在老師和同學們的幫助下解決了不少問題，但設計中難免還有一些不完善的地方。最后，在此對給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W表示感謝?；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HY