⑶計算齒面接觸應力查圖4.14，查表4-6，==94mm取m=4則7.4核校齒輪彎曲疲勞強度查表4.18得，查表4.16得，因得大小輪齒彎曲疲勞強度滿足要求7.5確定齒輪主要尺寸7.6計算齒輪傳動的其他尺寸齒頂高=m=1×4=4mm齒根高==（1+0.25）4=5mm全齒高h=+=4+5mm=9mm頂隙=m=0.25×4=1mm齒頂圓直徑=+2=120+8mm=128mm=+=395+8mm=403mm齒根圓直徑=－2=120-10=110mm=－=395－10=385mm7.7齒輪作用力的計算⑴高速級齒輪傳動的作用力已知高速軸傳遞的轉矩=126130Nmm轉速=343r/min螺旋角=12.84小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪直徑=80mm①齒輪1的作用力圓周力==N=3153.25N徑向力為=3153.25×軸向力=3153.25×=718.72N②齒輪2的作用力從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等，作用力方向相反。⑵低速級齒輪傳動的作用力已知條件低速軸傳遞的轉矩=545180N·mm轉速=76.2r/min小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為=120mm①齒輪3的作用力圓周力=308.80N徑向力②齒輪4的作用力從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用力方向相反。8中間軸的設計計算8.1已知條件中間軸傳遞的功率=4.35kW，轉速，齒輪2分度圓直徑=360mm，齒輪寬度=80mm，=125mm8.2選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選常用的材料45鋼，調質處理8.3初算軸徑查表6-3得C=103~126，現取C=110，8.4結構設計軸的結構構想如圖⑴軸承部件的結構設計軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設計⑵軸承的選擇與軸段①及軸段⑤的設計該段軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行，選擇深溝球軸承。軸段①、⑤上安裝軸承，其直徑既應便于軸承安裝，又應符合軸承內經系列。暫取軸承為6209，由表11-1得，軸承內徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm，定位軸肩直徑=52mm，外徑定位直徑=78mm，對軸的力作用點與外圈大端面的距離=9.5mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則=45mm⑶軸段②和軸段④的設計軸段②上安裝齒輪3，軸段④上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，和應分別略大于和，可初定==50mm齒輪2輪轂寬度范圍為（1.2~1.5）=57.6~75mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度=70mm相等，左端采用軸肩定位，右端次用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度=125mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段②和軸段④的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故取=123mm，=68mm⑷軸段③該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07~0.1）=3.5~5mm，取其高度為h=4mm，故=58mm取⑸軸段①及軸段⑤的長度軸承內端面距箱體內壁的距離取為=12mm齒輪2與箱體內壁的距離取為齒輪3與箱體的內壁的距離取為中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環完成，則軸段①的長度為軸段⑤的長度為⑹軸上力作用點的間距8.5鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查表得鍵的型號分別為鍵14×100GB/T1096—2003和鍵14×60GB/T1096—20038.6軸的受力分析畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖所示計算軸承支承反力在水平面上為N式中的負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（3）畫彎矩圖在水平面上，a-a剖面右側b-b剖面為在垂直平面上為合成彎矩，a-a剖面左側b-b剖面左側為b-b剖面右側為（4）畫轉矩圖，8.7校核軸的強度a-a剖面彎矩大，且作用有轉矩，其軸頸較小，故a-a剖面為危險截面求當量彎矩：一般認為低速軸傳遞的轉矩是按脈動循環變化的。現選用軸的材料為45鋼，并經過調制處理。由表6-4中查出與其對應的，取=0.6根據a-a剖面的當量彎矩求直徑在結構設計中該處的直徑，故強度足夠。8.8校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為查表6-7得=125~150MPa，，強度足夠齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠8.9校核軸承壽命計算軸承的軸向力由表11-1查的深溝球軸承6209軸承得=31500N，=20500N，=718.72N，=1177.12N。=3307.14N，=0N因為徑向力方向相反，則選最大的徑向力計算壽命。利用插值法，計算徑向動載荷系數X=1，軸向動載荷系數Y=0.查表7.10查表7-8該軸承的預期壽命故軸承壽命足夠9.高速軸的設計與計算9.1已知條件高速軸傳遞的功率=4.53kw，轉速=343.3r/min，小齒輪分度圓直徑=80mm,齒輪寬度=86mm9.2選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由[3]表8-26選用常用的材料45鋼，調制處理9.3初算最小軸徑查表6-3得C=103~126，考慮軸端既承受轉矩，又承受彎矩，故取中間值C=110，則=C=26mm軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%~5%，所以取=38mm9.4結構設計軸的結構構想如圖所示（1）軸承部件的結構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處開始設計（2）軸段①軸段①上安裝帶輪，此段軸的設計應與帶輪輪轂軸空設計同步進行。根據第三步初算的結果，考慮到如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預期壽命的要求，初定軸段①的軸徑=30mm,帶輪輪轂的寬度為（1.5~2.0）=45~60mm,取帶輪輪轂的寬度=60mm,軸段①的長度略小于轂孔寬度，取=58mm（3）密封圈與軸段②在確定軸段②的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07~0.1)=2.45~3.5mm。軸段②的軸徑=+2*（2.45~3.5）mm=34.9~37mm,其最終由密封圈確定。該處軸的圓周素的小于3m/s,查表7-13用氈圈油封,查表13-5選氈圈35FZ/T92010—1991，則=35mm（4）軸承與軸段③及軸段⑦考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段③上安裝軸承，其直徑應符合軸承內徑系列。現暫取軸承7208C，由表11-9得軸承內徑d=35mm,外徑D=80mm,寬度B=18mm，內圈定位軸肩直徑=47mm,外圈定位內徑=73mm,在軸上力作用點與外圈大端面的距離=17mm,故取軸段③的直徑=40mm。=33mm通常一根軸上的兩個軸承應取相同的型號，則=40mm,=29mm鍵選用14×70GB/T1908-2003(5)齒輪的軸段⑤該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定=48mm，=84mm(6)軸段④該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則=48mm,軸段④的長度為=116mm(7)軸段②的長度該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為，由表4-1可知，下箱座壁厚=(0.025~0.03)+3mm=9.45~10.74>8mm,取=10mm,=478<4600mm,取軸承旁連接螺栓為M16，則=22mm,=20mm，箱體軸承座寬度L=【10+18+16+（5~8）】mm=49~52mm,取L=50；可取箱體凸緣連接螺栓為M12，地腳螺栓為=M20，得軸承端蓋凸緣厚度取為=10mm;取端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為=2mm；端蓋連接螺釘查[3]表8-29采用螺釘GB/T5781M8*25;為方便不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離K=28mm,帶輪采用腹板式，螺釘的拆裝空間足夠。則（8）軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離=17mm，則由[3]圖11-9可得軸的支點及受力點間的距離為mm9.5軸的受力分析畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖所示計算軸承支承反力在水平面上為N=-794.4N式中的負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（3）畫彎矩圖彎矩圖如圖所示在水平面上，a-a剖面右側N*mma-a剖面左側=-66173.52N*mm-258.5*N*mm=-69404.77N*mmb-b剖面為在垂直平面上為合成彎矩，a-a剖面左側a-a剖面右側為b-b剖面為（4）畫轉矩圖轉矩圖如圖所示，9.7校核軸的強度b-b剖面彎矩大，且作用有轉矩，其軸頸較小，故b-b剖面為危險截面求當量彎矩：一般認為低速軸傳遞的轉矩是按脈動循環變化的。現選用軸的材料為45鋼，并經過調制處理。由[1]表10-1查出其強度極限，并由[1]表10-3中查出與其對應的，取=0.58根據b-b剖面的當量彎矩求直徑在結構設計中該處的直徑，故強度足夠。9.8校核鍵連接的強度帶輪處鍵連接的擠壓應力為取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得=125~150MPa，，強度足夠9.9校核軸承壽命（1）計算軸承軸向力由[3]表11-9查7207C軸承得C=3050N，=20000N。由表9-10查得7207C軸承內部軸向力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別為=0.4=0.4×1136.8N=454.72N=0.4=0.4×1419.8N=567.92N外部軸向力A=469.2N，各軸向力分別為=+A=826.42N==567.92N(2)計算當量動載荷由/=826.42/20000=0.041,查[3]表11-9得e=0.42，因/=826.42/1316.8=0.73＞e,故X=0.44，Y=1.36，則軸承1的當量動載荷為=X+Y=0.44×1136.8N+1.36×826.472N=1624N由/=567.92/20000=0.028，查[3]表11-9得e=0.40，因/=826.42/1419.8=0.58>e,故X=0.44，Y=1.40，則軸承2的當量動載荷為=X+Y=0.44×1419.8N+1.4×567.92N=1419.8N(3)校核軸承壽命因＞,故只需要校核軸承1的壽命，P=。軸承在100℃以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得載荷系數=1.5軸承1的壽命為=56671.8h＞，故軸承壽命足夠10.低速軸的設計與計算10.1已知條件低速軸傳遞的功率=4.18kW，轉速，齒輪4分度元圓直徑=396mm，齒輪寬度=120mm10.2選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，選用常用的材料45鋼，調質處理。10.3初算軸徑查[3]表6-3得C=103~126，考慮軸端只承受轉矩，故取小值C=105則=C=59.38mm軸與聯軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%~5%，軸端最細處直徑D=60mm10.4結構設計軸的結構構想如圖所示軸承部件的結構設計該減速器發熱小，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計聯軸器及軸段①軸段①上安裝聯軸器，此段設計應與聯軸器的選擇同步進行為了補償聯軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯軸器。查[3]表8-37，取=1.5，則計算轉距==2992150N·mm由表12-1查得GB/T5014-2003中的LX5型聯軸器符合要求：公稱轉矩為3150000N·mm，許用轉速4750r/min，取聯軸器轂孔直徑為60mm，軸孔長度84mm，J型軸孔，A型鍵，聯軸器主動端代號為LX560×107GB/T5014-2003,相應的軸段①的直徑=60mm，其長度略小于轂孔寬度，取=105mm密封圈與軸段②在確定軸段②的軸徑時，應考慮聯軸器的軸向固定及軸承密封圈的尺寸。聯軸器用周肩定位，軸肩高度h=（0.07~0.1）=（0.07~0.1）×60mm=4.2~6mm。軸段②的軸徑=70mm，最終由密封圈確定。軸承與軸段③及軸段⑥的設計軸段③和⑥上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。考慮齒輪無軸向力存在，選用深溝球軸承。現暫取軸承為6215,由[3]表11-9得軸承內徑d=75mm，外徑D=130mm，寬度B=25mm，內圈定位軸肩直徑=75mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離=29.5mm，故=55mm。故=49.5mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故=55mm齒輪與軸段⑤該段上安裝齒輪4，為了便于齒輪的安裝，應略大于，可初定=78mm，齒輪4輪轂的寬度范圍為（1.2～1.5）x=93.6~117mm，小于齒輪寬度=100mm，取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段⑤的長度應比輪轂略短，故取=98mm。軸段④該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為h=（0.07～0.01）=5.46~7.8mm，取h=6mm，則=90mm，該軸段④的長度=99.5mm軸段②與軸段⑥的長度軸段②的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承端蓋連接螺栓GB/T5781M8×25,其安裝圓周大于聯軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10mm。則有=41mm則軸段⑥的長度=49.5mm(8)軸上力作用點的間距軸承反力的作用點與軸承外圈大端面的距離=27.5mm，則由圖11-12可得軸的支點及受力點的距離為=++－=63mm=++—=128mm=++=116.5mm9.5軸的受力分析⑴畫軸的受力簡圖⑵計算支承反力在水平面上為在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為⑶畫彎矩圖在水平面上，a-a剖面的彎矩為在垂直面上，a-a剖面的彎矩為a-a剖面上的合成彎矩為⑷畫轉矩圖10.7校核軸的強度a-a剖面為危險截面求當量彎矩：一般可認為高速軸傳遞的轉矩是按脈動循環變化的。現選用軸的材料為45鋼，并經過調制處理。由教材表10-1查出其強度極限，并由表10-3中查出與其對應的，取=0.58根據a-a剖面的當量彎矩求直徑在結構設計中該處的直徑，故強度足夠。10.8校核鍵連接的強度聯軸器處鍵連接的擠壓應力為齒輪4處鍵連接的擠壓應力為取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，強度足夠10.9校核軸承壽命計算軸承的軸向力由表11-9查的6211軸承得=43200N=29200N，=2202.26N。因為只有徑向力沒有軸向力，則當量動載荷P=2202.26N，由[1]公式=1792051h<,故軸承壽命足夠結果F=7000Nv=0.55m/s=3.85KW=0.816=4.72KW=5.5KW=23.3=960=41.2=3i=14.71=4.5=3.3=4.53kw=4.35kw=4.18kw=46.76=126.13=545.18=1728.1=1695.02選擇A型普通V帶表2-10機械設計=6.05kw=140mm=390mm帶速符合要求=450mm=1800mma=466.39mm=>合格z=4根=163.22N=1460.47N小齒輪40調質硬度260HBW大齒輪45鋼調質硬度=230HBW[]=658.5MPa[]=561.5MPa[]=473.76MPa[]=327.2MPaT=126130Nmm b=80mm44.66mmh=6.75c=0.75小齒輪40調質硬度260HBW大齒輪45鋼調質硬度=230HBW[]=687.4MPa[]=1031.87MPa[]=436.32MPa[]=327.96MPab=100mmm=4=4mm=5mmh=9mm=1mm=128mm=403mm=110mm=385mm由表11-1（課程設計）d=45mm寬度B=19=125mm=123mm=68mm45鋼，調質處理11.箱體結構設計名稱符號齒輪減速器箱體薦用尺寸箱座壁厚(0.025~0.03)a+3≥8=10箱蓋壁厚(0.8~0.85)≥8=8箱蓋凸緣厚度1.5=12箱座凸緣厚度1.5=15箱底座凸緣厚度2.5=25地腳螺釘直徑=24，取=M24地腳螺釘數目na≤600時，n=6n=6軸承旁聯接螺栓直徑0.75=M16蓋與座聯接螺栓直徑（0.5~0.6）=M12軸承端蓋螺釘直徑（0.4~0.5）=M12視孔蓋螺釘直徑（0.3~0.4）=M12、至凸緣邊緣距離C凸臺高度=++（5~10）50mm大齒輪頂圓與內箱壁距離>1.2=12齒輪端面與內箱壁距離>=1012、設計小結兩級展開式圓柱齒輪減速器的結構簡單，但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此軸應設計得具有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩的輸入端，這樣軸在轉矩作用下產生的扭轉變形，將能減弱軸在彎矩作用下產生彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現象，用于載荷比較平穩的場合。考慮到以上因素我們的設計想法為：輸入端，應用所學知識，采用帶輪傳動，使電動機的位置調節方便，減少了軸向尺寸，提供易于調節的傳動比，使設計的減速器內傳動的傳動比選用更靈活，有更加緊湊的結構，由于高速級轉速較高，采用斜齒輪傳動，其傳動平穩，沖擊和噪聲小，而且通過調節螺旋角的大小可以得到精確的整數中心距。為了應對斜齒輪帶來的軸向力，高速級采用角接觸球軸承，使其可以承受較大的軸向力。中速軸和低速軸軸向力較小，因此采用常用的深溝球軸承。對于齒根圓較小的一號齒輪，設計成齒輪軸以提高其強度。優先確定與外界沒有聯系，構造簡單的中間軸，并以此為軸向基準，展開高速軸和低速軸的設計。在設計軸過程中，先選擇軸的材料并確定最小軸徑，再根據軸上零件的定位和裝拆要求，設計軸的結構，選擇零件型號，最后校正軸的強度剛度。心得體會：通過本次課程設計，我們深刻的了解到了實際設計中所遇到的各種問題，分析問題解決問題的過程中，不僅是對以往所學知識的檢驗和補充，更是對能力的考驗及提高。也深刻認識到了學知識的目的，學以致用，原來總以為在課本上學到了很多知識，可是當用在實際場合的時候卻總會不知所措。同時也使我們深刻意識到嚴謹認真這個詞的含義，只有做好每一件小事才能成就大事。成就一件大事不是靠哪一個隊員的能力，而是需要一個團隊的默契配合。最后我們想用一句話總結我們這三周的成果：我們做的不僅僅是課設，學的不僅僅是知識，懂得不僅僅是道理，我們是在認識生活，體會人生啊！參考文獻[1]王慧呂宏《機械設計課程設計》北京大學出版社[2]王慧呂宏《機械設計》北京大學出版社基于C8051F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基于單片機的液壓動力系統狀態監測儀開發模糊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走絲方式研究基于單片機的機電產品控制系統開發基于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基于單片機的控制系統在PLC虛擬教學實驗中的應用研究基于單片機系統的網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設計與研究基于單片機的模糊控制器在工業電阻爐上的應用研究基于雙單片機沖床數控系統的研究與開發基于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研究基于TCP/IP協議的單片機與Internet互聯的研究與實現變頻調速液壓電梯單片機控制器的研究基于單片機γ-免疫計數器自動換樣功能的研究與實現基于單片機的倒立擺控制系統設計與實現單片機嵌入式以太網防盜報警系統基于51單片機的嵌入式Internet系統的設計與實現單片機監測系統在擠壓機上的應用MSP430單片機在智能水表系統上的研究與應用基于單片機的嵌入式系統中TCP/IP協議棧的實現與應用單片機在高樓恒壓供水系統中的應用基于ATmega16單片機的流量控制器的開發基于MSP430單片機的遠程抄表系統及智能網絡水表的設計