中央廣播電視大學開放教育新疆廣播電視大學本科課程設計《液壓與氣動技術》題目：臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計專業(yè)：機械設計及其自動化年級：2014春本科學號：姓名：指導老師：摘要液壓系統(tǒng)的作用為通過改變壓強增大作用力。一個完整的液壓系統(tǒng)由五個部分組成，即動力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件（附件）和液壓油。一個液壓系統(tǒng)的好壞取決于系統(tǒng)設計的合理性、系統(tǒng)元件性能的的優(yōu)劣，系統(tǒng)的污染防護和處理，而最后一點尤為重要。近年來我國國內(nèi)液壓技術有很大的提高，不再單純地使用國外的液壓技術進行加工。一個液壓系統(tǒng)的好壞不僅取決于系統(tǒng)設計的合理性和系統(tǒng)元件性能的的優(yōu)劣，還因系統(tǒng)的污染防護和處理，系統(tǒng)的污染直接影響液壓系統(tǒng)工作的可靠性和元件的使用壽命，據(jù)統(tǒng)計，國內(nèi)外的的液壓系統(tǒng)故障大約有70%是由于污染引起的。目前我國液壓技術缺少技術交流，液壓產(chǎn)品大部分都是用國外的液壓技術加工回來的，近幾年國內(nèi)液壓技術有很大的提高，如派瑞克、威明德液壓等公司都有很強的實力。關鍵詞：液壓缸,組合機床,液壓系統(tǒng),工作循環(huán)。目錄1題目…………53工況分析……………………54擬定液壓系統(tǒng)原理圖………64.1確定供油方式……………64.2調(diào)速方式的選擇…………64.3速度換接方式的選擇……65液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件…………75.1液壓缸主要尺寸的確定…………………75.1.1工作壓力P的確定……75.1.2計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d…75.1.3計算在各工作階段液壓缸所需的流量………………85.2確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格……………85.2.1泵的工作壓力的確定…………………85.2.2泵的流量確定…………85.2.3選擇液壓泵的規(guī)格……95.2.4與液壓泵匹配的電動機的選定………95.3液壓閥的選擇…………105.4確定管道尺寸…………105.5液壓油箱容積的確定…………………106液壓系統(tǒng)的驗算…………106.1壓力損失的驗算……106.1.1工作進給時進油路壓力損失………106.1.2工作進給時回油路的壓力損失……116.1.3變量泵出口處的壓力Pp…………116.1.4快進時的壓力損失………………116.2系統(tǒng)溫升的驗算………127液壓缸的設計…………127.1液壓缸工作壓力的確定………………127.2液壓缸的內(nèi)徑D和活塞桿d前面已經(jīng)計算…………137.3液壓缸的壁厚和外徑的計算…………137.4缸蓋厚度的確定……138參考文獻…………………141.設計題目：臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計2.技術參數(shù)和設計要求設計一臺臥式鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)，要求完成如下工作循環(huán)：快進→工進→快退→停止。機床的切削力為2×104N，工作部件的重量為7.8×103N，快進與快退速度均為6m/min，工進速度為0.05m/min，快進行程為100mm，工進行程為50mm，加速、減速時間要求不大于0.2s，采用平導軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1。設計該組合機床的液壓傳動系統(tǒng)。3.工況分析根據(jù)已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如圖速度循環(huán)圖然后計算各階段的外負載并繪制負載圖，如圖液壓缸所受外負載F包括三種類型，即F=Fw+Ff+Fm式中：Fw—工作負載；Fm—運動部件速度變化時的慣性負載；Ff—導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦阻力，對于平導軌Ff可由下式求得：Ff=f(G-Ffn)G—運動部件重力；Fn—垂直于導軌的工作負載；f—導軌摩擦系數(shù)于是可得：Ffs=0.2×7.8×103=1560NFfd=0.1×7.8×103=780N上式中，F(xiàn)fs為靜摩擦阻力，F(xiàn)fd為動摩擦阻力。Fm=GΔv/(g.Δt)式中：g—重力加速度；Δt—加速或減速時間；Δv—Δt時間內(nèi)的進度變化量在本例中Fm=7.8×103×6/(9.8×0.2×60)=398N根據(jù)上述計算結(jié)果，列出各工作階段所受外負載工作循環(huán)外負載F(N)工作循環(huán)外負載F(N)啟動、加速F=Ffs+Fm1928工進F=Ffd+Fw20780快進F=Ffd780快退F=Ffd7804擬定液壓系統(tǒng)原理圖4.1確定供油方式考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低，而在快進、快退時負載較小，速度較高，從節(jié)省能量，減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或變量泵供油，現(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。4.2調(diào)速方式的選擇在中小型專業(yè)機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調(diào)速閥。根據(jù)鉆孔類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速。這種調(diào)速回路具有效率高、發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調(diào)速閥裝在回油路上，具有承受負切削力的能力。4.3速度換接方式的選擇本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點是結(jié)構簡單、調(diào)節(jié)行程比較方便、閥的安裝也較簡單，但速度換接的平穩(wěn)性較差。若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。原理圖如A3圖紙所示：5.液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件5.1液壓缸主要尺寸的確定5.1.1工作壓力P的確定工作壓力P可根據(jù)負載大小及機器的類型來初步確定，現(xiàn)參閱指導書表2-1取液壓缸的工作壓力為3-5Mpa，本系統(tǒng)取液壓缸的工作壓力為4.5Mpa.5.1.2計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d由負載圖知最大負載F為23089N，按指導書表2-2執(zhí)行元件背壓的估算值：可取p為0.6MPa，ηcm為0.9，考慮到快進、快退速度相等，取d/D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入公式可得：A=F/ηcm(P-p/2).D=(4A/3.14)1/2D=0.088(m)圓整為標準值100mm.根據(jù)指導書表2-4液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（GB2348-80），將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑D=100mm，活塞桿直徑d，按d/D=0.7及指導書表2-5活塞桿直徑尺寸系列（GB2348-80）活塞桿直徑系列取d=70mm。差動連接時，由于管路中存在壓力損失，取Δp=0.5MPa。按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，可得：A≥Qmin/Vmin=0.05×1000/5=10(cm2)式中：Qmin是由產(chǎn)品樣本查得GE系列調(diào)速閥Q-6B的最小穩(wěn)定流量為0.05L/min。有桿腔：A=π×(D2-d2)/4=3.14×(102-72)/4=40(cm2)無桿腔：A=π×D2/4=78.5(cm2)可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需低速。根據(jù)上述有桿腔與無桿腔的值，可計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力，流量和工作值。如下表所示：工作循環(huán)計算公式F/N回油腔壓力進油腔壓力輸入流量輸入功率啟動16420.95快進加速1240130.84恒速8211.20.7323.08280工進21879320啟動16421.78快速加速12400.71.68恒速8210.71.624.026805.1.3計算在各工作階段液壓缸所需的流量Q(快進)=πd2V(快進)/4=π(0.07)2×6/4=23.08(L/min)Q(工進)=πD2V(工進)/4=π(0.1)2×0.05/4=0.393(L/min)Q(快退)=π(D2-d2)V(快退)/4=π(0.12-0.072)×6/4=24.02(L/min)5.2確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格5.2.1泵的工作壓力的確定考慮到正常工作中進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為Pp=P1+ΣΔp式中：Pp—液壓泵最大工作壓力；P1—執(zhí)行元件最大工作壓力；ΣΔp—進油管路中的壓力損失，初算是簡單系統(tǒng)可取0.2~0.5MPa，復雜系統(tǒng)可取0.5~1.5MPa。本題中取0.5MPa。因此Pp=P1+ΣΔp=4.5+0.5=5(MPa)上述計算所得的Pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力貯備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力Pa應滿足Pa≥(1.25~1.6)Pp。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本題中Pa=1.3Pp，Pp=5MPa。5.2.2泵的流量確定液壓泵的最大流量應為Qp≥KL(ΣQ)max式中：Q—液壓泵的最大流量；KL—系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取1.1~1.3，現(xiàn)取KL=1.2。因此Qp=KL(ΣQ)max=1.2×24.02=28.82(L/min)5.2.3選擇液壓泵的規(guī)格根據(jù)以上算得的Pp和Qp，查閱有關手冊，現(xiàn)選用YB1--2.5/32雙聯(lián)葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：泵的額定壓力P0=6.3MPa，電動機轉(zhuǎn)速n0=1450r/min，總效率η=0.72。5.2.4與液壓泵匹配的電動機的選定首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般當流量在0.2~1L/min范圍內(nèi)時，可取η=0.03~0.14。同時還應注意到，為了使所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉(zhuǎn)，需進行驗算，即Pb=Qp/η≤Pd式中：Pd—所選電動機額定功率；Pb—限壓式變量泵的限定壓力；Qp—壓力為Pb時，泵的輸出流量。首先計算快進時的功率，快進時的外負載為780N，進油路的壓力損失定為0.3MPa，由公式可得：Pb=[780/(π0.072/4)×10-6+0.3]=0.50MPa快進時所需電機功率為：P=PbQp/η=0.50×23.08/(60×0.72)=0.267(kW)工進時：Pb=[23089/(π0.12/4)×10-6+0.3]=1.81(MPa)工進時所需電機功率為：P=PbQp/η=1.81×0.393/(60×0.72)=0.307(kW)查閱電動機產(chǎn)品樣本，選用Y90S—4型電動機，其額定功率為1.1kW，額定轉(zhuǎn)速為1400r/min。根據(jù)產(chǎn)品樣本可查得YBX—25的流量壓力特性曲線。再由已知的快進時流量為23.08L/min，工進時的流量為0.393L/min，壓力為4.5MPa，作出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線，如圖3-1所示，查得該曲線拐點處的流量為30L/min，壓力為3MPa。所選電動機功率滿足要求，拐點處能正常工作。.圖3-1YBX—25液壓泵特性曲線1—額定壓力下的特性曲線；2—實際工作時的特性曲線5.3液壓閥的選擇該液壓系統(tǒng)可采用力士樂系列閥或GE系列閥。本題均選用GE系列閥。根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格。選定的液壓元件見A3圖紙。5.4確定管道尺寸油管內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流速進行計算。本系統(tǒng)油路流量為差動時流量Q=55L/min，壓油路的允許流速取V=4m/s，則內(nèi)徑d=4.6(Q/V)1/2=4.6(55/4)1/2=17.06(mm)若系統(tǒng)主油路流量按快退時取Q=24.02L/min，則可算得油路內(nèi)徑d=12.28mm。綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內(nèi)徑d為15mm。5.5液壓油箱容積的確定本題為中壓液壓系統(tǒng)，液壓油箱有效容量按泵的流量的5~7倍來確定，現(xiàn)選用容量為160L的油箱。6液壓系統(tǒng)的驗算已知該液壓系統(tǒng)的進、回油管的內(nèi)徑均為15mm，選用L—HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15℃，查得15℃υ=150cst=1.5cm2/s油的密度ρ=920kg/m36.1壓力損失的驗算6.1.1工作進給時進油路壓力損失運動部件工作進給時的速度為0.05m/min，進給時的最大流量為0.393L/min，則液壓油在管內(nèi)流速v1為：v1=Q/(πd2/4)=4×0.393×1000/(3.14×1.52)=2225(cm/min)=3.7(cm/s)管道流動雷諾數(shù)Re1為Re1=v1d/υ=37.08×1.5/1.5=3.7<2300可見油液在管道中流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)λ1=75，Re1=3.7進油管道的沿程壓力損失Δp1-1為Δp1=λ(l/d）/(ρv2/2)=75×(1/1.5)/(0.015×920×0.037082/2)=0.053MPa6.1.2工作進給時回油路的壓力損失由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積是無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則v2=v1/2=3.7/2=1.85(cm/s)Re2=v2d/υ=1.85×1.5/1.5=1.85<2300λ2=75/Re2=75/1.85=40.54回油管道的沿程壓力損失Δp2-1為Δp2-1=λ2(l/d)/(ρv2/2)=40.54(1/1.5)/(0.015×920×0.01852/2)=0.114Mpa查產(chǎn)品樣本知換向閥24EF3M—E10B的壓力損失為Δp2-2=0.025MPa?；赜吐房倝毫p失Δp2為Δp2=Δp2-1+Δp2-2=0.114+0.025=0.139(MPa)6.1.3變量泵出口處的壓力PpPp=(F/ηcm+A2Δp2)/A1+Δp1=(23089/0.9+0.139×1000000×0.06×100)/0.1+0.053×1000000=2.953(MPa)6.1.4系統(tǒng)壓力損失驗算工作循環(huán)中進、回油管中通過的最大流量q=73L/min，有此計算雷諾數(shù)得Re=vd/υ=4q/πdυ=4×73×10-3/60×π×15×10-3×1.5×10-4=688<2300由此可推出各工況下的進、出回油中的液流均為層流，管中流速為V=q/(πd2/4)=4×73×10-3/60×π×(15×10-3)2=5.25m/s因此沿程壓力損失為：△pf=75/Rel/dρρv2/2=75/688×2/15×10-3×920×5.25×5.25/2=0.15×106MPa6.2系統(tǒng)溫升的驗算在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，計算如下：v=0.05m/min：流量Q=v(πd2/4)=π×0.12×0.05/4=0.393(L/min)此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為2.65Mpa則有：ηL=P1Q1/Pp1Qp1+Pp2Qp2=3.1×0.393/3.9×2.5+0.077×32=0.1液壓泵的總效率為ηP=0.72液壓缸效率為ηm=0.9所以η=ηPηmηL=0.72×0.95×0.1=0.068由此可見工進時液壓系統(tǒng)效率很低，這是由于溢流損失和節(jié)流損失造成的。工進時液壓泵輸入功率為Pi：則Pi=Pp1Qp1+Pp2Qp2/ηP=(3.9×2.5×1000/60+0.077×32×1000/60)/0.72=283W工進階段發(fā)熱功率為QQ=Pi（1-η）=283×（1-0.07）=263W取散熱系數(shù)K=15W/（m℃）容積V=226L則系統(tǒng)升溫為TT=Q/KA=Q/0.065KV2/3=263/0.065×15×2262/3℃=設機床工作環(huán)境溫度t=25℃7.液壓缸的設計7.1液壓缸工作壓力的確定選擇4.5MP液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備類型確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力也不同。7.2液壓缸的內(nèi)徑D和活塞桿d前面已經(jīng)計算D=100mm;d=70mm7.3液壓缸的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(jié)構中最薄處的厚度，從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)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，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(jié)構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算ζ≥PD/2[δ]公式中：ζ為液壓缸壁厚（m）D為液壓缸內(nèi)徑（m）P試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25-1.5倍）（Mpa）[δ]缸筒材料的許用應力：鍛鋼110-120，鑄鋼100-110，無縫鋼管100-110高強度鑄鐵60，灰鑄鐵25，單位（Mpa）ζ≥PD/2[δ]=4.5×1.5/（2×110）=3.41mm故取ζ=5液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑D1為D1≥D+2ζ=100+2×5=110mm取D1=1107.4缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩個公式進行近似計算無孔時：t≥0.433D（P／【ζ】）有孔時：t≥0.433D{PD／【ζ】（D－d）}式中，t缸蓋有效厚度D缸蓋止口內(nèi)直徑d缸蓋孔的直徑8.參考文獻左健民.液壓與氣動傳動.北京,機械工業(yè)出版社,2005宋錦春,蘇東海,張志偉.液壓與氣動傳動.北京,科學出版社,2006崔廣臣,謝群.液壓與氣動技術—課程設計指導書.沈陽,沈陽理工大學機械工程學院流體傳動與控制教研室,2007指導老師意見及建議：簽字：年月日基于C8051F單片機直流電動機反饋控制系統(tǒng)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(nèi)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(tǒng)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(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協(xié)議棧的實現(xiàn)基于單片機的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機系統(tǒng)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(tǒng)的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機的泵管內(nèi)壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機的液壓動力系統(tǒng)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(xiàn)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(shù)控系統(tǒng)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(chǎn)品控制系統(tǒng)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(nèi)核設計及其應用研究基于單片機的遠程抄表系統(tǒng)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(tǒng)單片機系統(tǒng)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(tǒng)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(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機單片機控制系統(tǒng)的研制基于單片機的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)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(tǒng)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(xiàn)基于單片機的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機的時控和計數(shù)系統(tǒng)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(tǒng)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(shù)據(jù)采集系統(tǒng)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(shù)控改造基于單片機的溫度智能控制系統(tǒng)的設計與實現(xiàn)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(xié)議轉(zhuǎn)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(tǒng)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(tǒng)基于單片機網(wǎng)絡的振動信號的采集系統(tǒng)基于單片機的大容量數(shù)據(jù)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(xiàn)基于AT89S52單片機的通用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于單片機的多道脈沖幅度分析儀研究機器人旋轉(zhuǎn)電弧傳感角焊縫跟蹤單片機控制系統(tǒng)基于單片機的控制系統(tǒng)在PLC虛擬教學實驗中的應用研究基于單片機系統(tǒng)的網(wǎng)絡通信研究與應用基于PIC16F877單片機的莫爾斯碼自動譯碼系統(tǒng)設計與研究基于單片機的模糊控制器在工業(yè)電阻爐上的應用研究基于雙單片機沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究與開發(fā)基于Cygnal單片機的μC/OS-Ⅱ的研究基于單片機的一體化智能差示掃描量熱儀系統(tǒng)研究基于TCP/IP協(xié)議的單片機與Inter