PAGE摘要在進行煤礦井下開采時，有害氣體（一氧化碳、硫化氫、二氧化硫等）和粉塵等嚴重影響了工人的健康和工作效率。因此需要采用通風機設備來保證井下的通風和正常生產工作。根據煤礦的不同情況，需要因地制宜的選擇好通風機設備。本文針對煤礦中通風設備的選型設計并選擇與之相匹配的電動機、隔振設計和風機房的總體布局及其噪聲控制工程。在風機的選型上本文采用礦用離心式通風機。設計風機和電機的隔振及整個風機房的布置和噪聲控制（隔聲、消聲、吸聲）并進行相應材料的選擇，以達到隔振降噪的要求。在設計時需考慮機房內的散熱通風，以達到煤礦在通風環境下降低噪聲且機房中機器安全等要求。本文介紹了離心通風機設計方案的選擇的基本過程，分析了離心式通風機的基本要求。對于離心式通風機的設計有一定的參考價值。關鍵詞離心式通風機；隔振；噪聲控制；吸聲；隔聲目錄摘要1緒論11.1礦山通風設備概述11.2本課題研究的目的及意義12礦用離心式通風機設備選型設計22.1風機選型設計22.2選型設計過程93通風機房隔振的設計103.1振動的危害103.2隔振設計113.2.1設計資料113.2.2隔振方式及參數選用原則173.3隔振設計計算步驟284風機房噪聲治理294.1噪聲的危害294.2噪聲控制的基礎294.2.1噪聲描述的參數294.2.2聲基本評價量304.3噪聲控制具體措施314.4已知設計數據334.5風機房隔聲設計354.6風機房吸聲設計394.7機房通風設計445結論47參考文獻48致謝詞49PAGE501緒論1.1煤礦通風設備概述現在煤礦生產多在井下開采，由于井下有害、有毒氣體的不斷涌出，再加上以爆炸的煤塵都對井下工作人員的健康非常不利，特別是當有害氣體和煤塵的含量超限的，還有可能造成后果嚴重的瓦斯、煤塵爆炸。通風機的作用就是把地面新鮮空氣送到井下，供工人呼吸，同時把有害氣體從井下排除，使有害氣體的濃度降低到對人體無害的程度，為此現代煤礦中稱通風機為“礦井肺臟”。由于煤礦設備具有如此重要性，故對于主要通風設備提出如下要求：（1）必須安裝在地面。裝有風機的井口必須封閉嚴密；（2）必須裝備兩部同等能力的通風機，其中一部作為備用。必要時，備用通風機必須能在10分鐘內啟動；（3）為保證通風機供電，要有兩條專用供電線路；（4）必須裝有使風流反向的裝備或具有反風能力，而且能在10分鐘內改變巷道中的風流方向，反向后的風量應不小于正常風量的40%；（5）裝有主通風機的出風進口必須安裝防爆門。其面積不得小于該井的斷面積，并且必須正對風井風流方向；1.2本課題研究的目的及意義控制噪聲與振動污染是環境保護防治的四大污染之一。近20年來我國噪聲與振動技術取得了迅速的發展,國家也制定了噪聲與振動的標準。本課題的研究不僅有實際的工程應用價值，而且還有理論研究的意義。并且對于各類型的風機以及風機房的隔振與噪聲控制和其他發生件多，分布面廣，污染影響大的工業噪聲控制均有一定得參考價值。

2礦用離心式通風機設備選型設計2.1風機選型設計2.1.1設計數據表1.1設計數據前期后期風井瓦斯等級供電電壓通風量負壓通風量負壓1400009501400001400做箕斗提升低380V2.2選型設計過程計算風源必須產生的風量和風壓：由于原始資料提供的礦井通風的風量和風壓，并不包括通風設備中風源以外的風道裝置漏風和阻力損失。因此，要求風源必須產生的風量Qy=kQ(m3/s)式（1.1）Q—原始資料提供的通風量(m3/s);K—設備漏風系數.當風井不作提升時，k=1.1～1.15;兼作箕斗井時，k=1.15～1.20;當風井不作提升時，k=1.25～1.30;依[4]《規范》第2-133條：由于風井做箕斗提升，k=1.15～1.20;則風源必須產生的風量為Qy=kQ=（1.15～1.20）×140000=（1.61～1.68）×=其產生的風壓為，因離心式風機常提供全壓特性前期：=1210pa后期=1650pa（1）預選風機：目前，風機制造廠在提供軸流式風機的同時，隨機提供擴散器，離心式風機則不提供擴散器。提供的特性曲線也不統一，對于軸流式風機裝置，通常是裝置的靜壓特性，對于離心風機則是風機的全壓特性，軸流風機靜壓特性的裝置所含的內容也不一樣?？偟膩碚f，選擇風機有兩種方法：其一，利用風源類型特性選擇；其二，利用風源個別特性選擇。風機選擇注意事項：1.在一個井筒中應盡量采用單一風機工作制，確有困難時，采用兩臺并聯，最好是同類型同型號。2.選擇的風機應滿足第一水平各個時期的負壓變化，并適當照顧下一水平的通風要求，負壓變化較大時，可考慮分期選配電機，初裝電動機的使用年限不宜少于10年；3.選用軸流式風機時，在最大負壓和風量時，用的葉片安裝角應比最大安裝角小5度。4.選擇的風機，應有足夠的調節范圍，以滿足使用年限內，工況不超出工業利用取得的要求。根據風源產生的工況參數，預選4-72-11型No.20B離心通風機：轉數560r/min。（2）配置擴散器選用對稱的平面擴散器選用對稱平面擴散器，選用擴散比n=2.2，擴散角，此時相對長度=2，全損失系數。換算風機裝置靜壓特性：風機和配置的擴散器組成風機裝置，可用式[4]（3-13）求得，該式中自風機外形尺寸圖查得截面積；將F值、全部損失系數ξk和密度ρ之值代入[4]（3-13）得，式中Q以計算則上式改寫為：式（1.2）相應裝置靜效率：式（1.3）自4-72-11-NO.20B風機全壓特性曲線和功率特性曲線上去可以全面表征特性的諸工況，其參數見下表表1.2風機全壓特性曲線和功率特性曲線參數124500135600146700157800168900180000H（Pa）188018401780170016001490182817801708161815051382N(KW)70.4674.1975.4677.8180.85830.8950.9020.9210.9100.8730.833（3）確定調節方式裝置的靜壓特性曲線并不穿過工況k'和k"，為了得到此兩工況，必須進行調節。鑒于風機本身無調節機構，必須借助外部裝置來改變風機的轉速，已獲得各預期的工況。通過k'和k"做比例曲線。該兩曲線的表達式分別為：式（1.4）和式（1.5）式中Q以計算。利用此兩式求出的兩條比例曲線坐標曲線參數列于表中。兩比例曲線分別穿過工況k'和k"并分別交裝置靜壓特性曲線于ke'和ke"。此兩點的坐標參數分別為表1.3坐標參數124500135600146700157800168900180000714847100511631332151397311541259145716691895圖2.1由圖2.1得：對應于同一比列曲線上的兩點k'和ke'，以及另一比列曲線上的兩點k"和ke"。運用比例定律，求得各通風時期的轉速工況的轉速工況的轉速（4）確定工況：分別求出通風容易時期和通風困難時期的工況，以檢查是否滿足通風要求，根據計算得到的風源必須產生的風量和風壓，可以求得相應等效網路特性，講求得的各時期的等效網路特性，繪在風源特性圖上，它與相應的風壓特性的交點，即為各時期的工況點，通風機選擇正確，工況點位于工業利用區內。在通風容易時期，風機以轉速運轉時，其裝置靜壓特性曲線必穿過點。無疑在時期等效網絡特性也必然穿過點。因此，兩特性曲線的交點必然是預計的工況點點，同理，在通風困難時期，風機以轉速運轉時，工況點為點。工況點參數列于下表。表1.4工況點參數通風容易時期工況點(Pa)16100014505110.8972.9通風困難時期工況點（Pa）1620015705530.84583.6（5）選擇電機：在各個時期必須輸出的功率，決定電機容量時，應考慮到由于礦井網路特性不夠精確，所需功率有可能不足的情況，增加10～20%的備用量，除此之外，還應考慮由于電機負載小，對功率因數cos的不良影響。若擬采用同步電動機，則應按同步電動機服務年限內最大功率選擇，以改善功率因數。假若通風機困難時期發生在電機服務年限內，則電機功率為采用感應電動機時，則應按同步電機服務年限內最大功率選擇，以改善功率因數。通風容易時期要求電機必須輸出的功率分別為：功率比所以整個通風時期可以選用一臺電機，其功率為：故選用JS126-8型電動機。（6）計算平均年耗電量：串激調速裝置的無極調速功能，可以保證由通風容易時期到困難時期的全部變動范圍內，在風量不變的條件下，使工況由到，假定隨著運轉時間的延續，風壓呈線性規律變化。由于通風網路阻力系數隨著開采工作的推移而變化，工況點和電耗也隨之而變。因此，難以非常精確的計算電耗。對于通風網路阻力系數變化不大，而且中期無需進行調節的通風機。則按下式計算平均年電耗量式中ηd——電機效率；ηw——電網效率；r——每天工作小時數；T—每年工作晝夜數。（7）決定主要設備按[4]《規定》第2-131條規定，沼氣突出的礦井和高沼氣的礦井的主要通風設備，以及低沼氣的大、中型礦井主要通風設備必須配備兩套，一套工作，一套備用。低沼氣小型礦井主要通風機，宜采用皮帶傳動，一般裝一臺，但另設一臺備用電機，并應有迅速倒換電機的措施。根據規定，所以各風井應配備兩臺4-72-11型NO20B風機，一臺備用，一臺工作，供電電壓6KV，可選用JS126-8型電機兩臺，各風機配備一臺，該電動機功率110KW，電壓6KV，同步轉速560r/min。串級調速裝置可選用一套，兩臺風機共用。

3通風機房隔振的設計在振動控制技術中，隔振是目前振動控制工程上應用最為廣泛和有效的措施，利用隔振器以降低因機器本身的擾力作用引起機器支撐結構或地基的振動，成為積極隔振，本設計即為積極隔振，為減少精密儀器和設備或者其他隔振體在外部震源的作用下的振動，成為消極隔振。3.1振動的危害（1）振動對機械設備的危害在工業生產中，機械設備運轉發生的振動大多是有害的。振動使機械設備本身疲勞和磨損，從而縮短機械設備的使用壽命，甚至使機械設備的構件發生剛度和強度破壞。對于機械加工機床，如振動過大，就會使加工精度降低；飛機機翼的震顫，機輪的擺振和發動機的異常震動，往往會造成嚴重的事故。這些機械設備的振動，不但自身危害甚大，而振動輻射強烈的噪聲會嚴重污染環境。當然振動不是都有害，也有可利用的一方面。如礦山用的振動篩，工業用的拋光機，建材用的振動器，它們均是利用振動原理設計的。（2）振動對人體健康的影響人體可近似看成彈性體，骨骼近似一般固體，但比較脆，肌肉比較柔弱，并有一定彈性。實驗表明，人體各部分器官都有固定頻率。如人全身約是6赫茲，當身體各部分的器官固有頻率與外界傳來的振動頻率一直和接近時，就會引起器官的共振，此時器官受到的影響和危害最大。在礦山工廠水電等許多行業，有相當數量的工人從事振動作業，在工作中需要緊握強烈振動的工具和設備。這些操作者及其他有關工作人員，由于長期工作，會患振動職業病。其病癥一般是手麻手無力重癥患者手指變形，下肢冠狀動脈和腦血管擴張。除此以外，振動還能造成聽力損害。當振動頻率在125-250赫茲內，長時間的振動能導致語言聽力下降。3.2隔振設計3.2.1設計資料1.設備的型號，規格及輪廓的尺寸圖等。2.設備的質心位置、質量和質量慣性矩。3.設備底座外廓圖、附屬設備、底座厚度地腳螺栓和預埋件的位置。4.與設備和其基礎連接的有關的管路圖。5.當隔振器支撐在樓板或支架上時需有支撐結構的圖。若隔振器設置在基礎上時則需有地質資料、地基動力參數和相鄰基礎的有關資料。6.動力設備為周期性擾力時，需要有工作頻率及設備啟動和停止時頻率增減情況的資料，若為沖擊擾力時，需有沖擊擾力作用時間和兩次沖擊擾力的時間間隔。7.對積極隔振要知道動力設備正常運轉時所產生的擾力的大小及其作用的位置。若無擾力或擾力矩的資料，則必須有機器運轉部件的質量、幾何尺寸、傳動方式及機器轉動部分的質量偏心矩等資料。8.所選用或設計的隔振器的特性（如承載力、壓縮極限、剛度和阻尼比等）以及使用的環境條件。9.隔振器所處位置的空間大小、最低和最高溫度及酸、堿、油等侵蝕介質發生的可能性。表3.1風機相關參數風機型號電機型號產地隔振效率4-42-1120BJS126-8北京≥853.2.2隔振方式及參數選用原則（1）隔振臺座的位置隔振器可直接設置在機器的機座下，也可設置在與機座剛性連接的基礎下面，通常稱與機座剛性連接的基礎為隔振臺座或剛性臺座。剛性臺座從材料角度可分為兩類：一類為槽鋼角碼等焊接而成；另一類是由鋼筋混凝土澆鑄而成。在下列情況下，應設置剛性臺座。機器機座的剛度不足；直接在機座下設置隔振器有困難；為了減少被隔振對象的振動，需要增加隔振體系得質量和質量慣性矩；4)被隔振對象是由幾部分或幾個單獨的機器組成。（2）隔振方式的選擇隔振方式：通常分為支撐式、懸掛式、和懸掛支撐式。支撐式，隔振器設置在被隔振設備機座或剛性臺座下。懸掛式，被隔振設備安裝在兩端為鉸的剛性吊環懸掛的剛性臺座或直接將隔振設備的底座掛在剛性吊環上。懸掛式可用于隔離水平方向振動。在考慮隔振方式的同時，應考慮下列要求：便于隔振器安裝、觀察、維修以及更換所需要的空間。2)有利于生產和操作。3)應盡可能的縮短隔振體系得重心和擾力用線之間的距離。隔振器在平面上的布置，應力求使其剛度中心與隔振體系（包括隔振對象和剛性臺座）的重心在同一垂直線上。對于積極隔振，當難于滿足上述要求時則剛度中心與重心的水平距離不應大于所在邊長的5%，此時垂直向振幅的計算可不考慮回轉的影響。對消極隔振，應使隔振體系的重心與剛度中心重合。對于附帶有各種管道系統的機組設備，除了機組設備本身要采用隔振器外，管道和機組設備之間應加柔性；管道和天花板、墻體等建筑構件連接處均應安裝彈性接件（如彈性吊架或彈性托架），必要時，導電電線也應采用多股軟線或其他措施。隔振體系的固有頻率應低于干擾圓頻率，至少應滿足/＞1.41。一般情況下，/比值在2.2～4.5范圍內選取，當振源為矩形或三角形時，脈沖作用時間與隔振體系固有周期T之比，應分別符合/T≤0.1或0.2。在下列情況之一時，隔振體系應具有足夠的阻尼1.在開機和停機的過程中，擾頻經過共振區時，需避免出現過大的振動位移，一般阻尼比取0.06～0.10。2.對沖擊振動，阻尼比在0.15～0.30范圍內選擇，一般取0.25左右。3．消極隔振的臺座因操作原因產生振動時，應有阻尼，以使其迅速平穩一般阻尼比在0.06～0.15范圍內選取。隔振參數選用的步驟：隔振的基本參數是隔振體系的質量m和質量慣性矩J，隔振器的剛度k和阻尼比，隔振體系的傳遞率和隔振體系的容許振動線位移（或容許振動速度）。在正式詳細的進行隔振計算之前，隔振體系的基本參數的選擇，可假定隔振體系為單自由度體系（對一般的簡單隔振工程,如剛性臺座制作合適，隔振器布置合理，也可視為單自由度體系），按下列步驟進行：根據實際工程需要，確定振動傳遞率，則隔振效率為=1-，由傳遞率求出隔振體系的固有頻率（rad/s）：根據實際結構的情況，假定隔振體系總參振質量m（包括機組及臺座等）。按下列公式計算隔振體系得總剛度k式中k——隔振體系總剛度（KN/m）；m——隔振體系總質量（t）5.按下列式計算隔振器數量N：式中k——所選用單個隔振器的剛度（KN）。6.按下式核算隔振器的總承載能力式中Pi——單個隔振器容許承載力（KN）；W——隔振體系總質量（KN）；m——隔振體系總質量（t）；g——重力加速度（9.81m/s2）；Pd——作用在隔振器上的干擾力（KN）7.根據隔振器的布置情況，按本篇等有關公式，試計算隔振體系上要求振動控制點的最大振動線位移Amax（或最大振動線速度等），使之滿足：式中[A]——容許振動線位移8.調整調整參振總質量m、總剛度k等，最終滿足傳遞率u和控制點的最大線位移。9.阻尼比的選擇積極隔振體系所需的阻尼比，可根據機器轉速的增減速度和通過共振區時隔振體系容許的最大振動位移Av與當量靜位移Aev的比值。（3）隔振體系固有頻率隔振體系動力計算是比較復雜的，在保證一定的計算精度下，需要做出某些計算簡化，如對支撐式隔振體系，在計算中假定：支撐隔振體系得支撐剛度為無限大；隔振只考慮剛度和阻尼，剛度為常量，不考慮質量；臺座和設備只考慮質量，不計彈性；臺座和設備的總質心和剛度中心在同一鉛垂線上。（4）耦合情況：在隔振設計時，通過科學的臺座設計和合理的隔振器布置，盡可能使隔振體系所有的振型為單自由度的獨立振型。如有困難，可考慮耦合振型，但不宜超過兩個自由度。各種隔振方式與其振型耦合情況如下：支撐式當隔振體系得重心Cg與隔振體系得剛度中心在同一垂直軸線上，但不在同一水平軸線上時，z和軸向為獨立振型，x與軸耦合，y與軸向相耦合。當重心與剛度中心重合于一點時，x、y、z、和所有軸向均為獨立振型。剛性吊環懸掛式當吊環的平面位置在半徑為R的圓周上時，x，y軸向為獨立振型，其余軸向均受約束；當吊環的平面位置不全在半徑為R的圓周上時，x、y軸向為獨立振型，其余軸向均受約束。當吊桿與隔振器的平面位置在半徑R的圓周上時，z和軸向為獨立振型，x與軸向相耦合，y與軸向相耦合。當吊桿與隔振器的平面位置不全在半徑為R的圓周上時，z軸向為獨立振型，x與軸向相耦合，y與軸向相耦合，軸向受約束。（5）隔振材料與隔振器機械設備和基礎之間選擇合理的隔振材料或隔振裝置，防止振動的能量以噪聲的形式向外傳遞。作為隔振材料和隔振裝置必須具備支撐機械設備動力載荷和良好的彈性回復性能這兩方面的要求。一般從降低傳遞系數這方面考慮，希望其靜壓縮量大些。然而，對于許多彈性材料和隔振裝置來說，往往承受大負載的其壓縮量較小，而承受負載小的其壓縮量大。在實際應用中，必須根據工程設計要求適當的選擇。若要使隔振材料或隔振裝置在低頻范圍內起作用，則在允許負載內，希望得到較大的變形。同時，也應考慮到經久耐用，穩定性好，維護方便等實際因素。工程上常用的隔振材料或隔振裝置主要有剛彈簧，橡膠，玻璃纖維板等。目前使用最廣泛的是金屬彈簧和剪切橡膠。但以空氣彈簧的隔振效率最好，發展前景樂觀。在工程實際中，也長將這些隔振材料互相復合使用，如剛彈簧—橡膠減振器，就是常用的一種隔振裝置。1鋼彈簧隔振器鋼彈簧有較大的靜壓縮量，因此能使隔振系統獲得很低的固有頻率，適宜低頻隔振；有較大的承載能力，且性能穩；此外鋼彈簧還有結實耐用，尺寸小，耐溫高，耐腐蝕能優點。缺點是本身阻尼較低，一般c/=0.005,一致使共振區傳遞系數較大，易于傳遞高頻振動，因此，采用粘滯阻尼器或簧絲表面附加阻尼材料來彌補這一不足。安裝鋼彈簧隔振器，應注意以下兩點：第一，應使個彈簧的自由高度盡量一致，基礎底面要平整，使個彈簧，在平面上均勻對稱，受壓均衡：第二，機組的重心一定要落在個彈簧的幾何中心上，整個振動系統的重心要盡量低，以保證機組運行的穩定性。2橡膠隔振器橡膠隔振器主要是由橡膠制成，橡膠的配料和制造工藝不同，橡膠的性能差別還是很大的，因此橡膠隔振器的性能參數變化很大。橡膠承受的載荷應力宜控制在1范圍內，較軟的橡膠允許承受較低的應力值；較硬的橡膠允許承受較高的應力值。軟橡膠的阻尼比較小，阻尼比大多在2%一下，而硬的橡膠內阻尼相當高，阻尼比可達15%以上。橡膠隔振器是由硬度合適的橡膠材料制成，其形狀，面積和高度根據受力情況進行設計。橡膠隔振器適宜壓縮，剪切。或切壓狀態，不適用于拉伸情況，受剪切的隔振效果比受壓縮的隔振效果好。橡膠隔振器根據實際需要可制成不同的形狀，如平壓型，碗型，筒型等。3.3隔振設計計算步驟（1）設計數據：通風機型號4-72-11-20B查有關風機手冊，機殼質量m1′=1785kg葉輪、軸、軸承箱質量m2′=2296kg風機帶輪質量m3′=412.5kg其中葉輪質量m01=844kg轉速n01=560r/min配用電機型號JS126-8查有關電機手冊，電機質量m5′=1310kg電機帶輪質量m4′=196kg其中轉子質量m02=393kg滑軌質量m6′=210kg轉速n02=735r/min（2）撓力計算查表8.4-1，通風機取r01＝0.4mm，電機取r02＝0.2mm代入式（8.4-1）擾力P01=1.1×10-5m2′r01n2＝1164NP02＝1.1×10-5m02r02n2＝467N總擾力P0=1164+467=2470N擾力作用位置和體系質心位置如下圖所示。圖3.1擾力作用位置圖3.2體系質心位置要求隔振效率β＝85％，隔振臺座質量m2、質心和質量慣性距1)臺座尺寸和總質量由風機的允許振動[υ]=15mm/s,確定臺座質量m2.設備質量m1==1785+2296+412.5+196+1310=6000kg計算表明，可不設臺座，僅有的設備質量已能滿足要求，現根據風機的外形尺寸和臺座質心與機組質心重合的要求，隔振臺座選用鋼筋混泥土板3000×5000×300，板的質量m2=3×5×0.3×2500=11250kg，總質量m=6000+11250=17250kg2）質心位置各部分質量的坐標位置如下表：表3.2各部分質量的坐標位置質量/kg坐標/cmm1′m2′m3′m4′m5′m6′m217852296412.5196131021011250yi041.512012082820xi32002782782780zi23523523541.541.52015總質心：3）隔振體系質量慣性矩通風機質量慣性矩，風機的外型尺寸A=392.7cm,B=152cm,H=331.75cm。風機質量為4500kg，查表[2]8.5-1的公式 電機質量慣性矩電機外型尺寸：L=106cm,直徑d=89cm,電機及其帶輪質量為1310kg+196kg=1506kg.則臺座質量慣性矩臺座質量m2=11250kg,總質量慣性矩：要求隔振器選用及有關參數的計算1)由于要求隔振效率β≥85%,振動傳遞率μ<1-0.85=0.15.要求隔振器的垂直剛度，采用六個隔振器，每個隔振器的剛度和承載力分別為由[2]第十三篇查圖，選用6只ZTGП-39型彈簧隔振器。自振頻率?z==2.20Hz.垂直剛度每個支點的垂直剛度水平剛度與垂直剛度相等時kx=ky=N/cm每個支點水平剛度kxi=kyi=4535隔振器布置如圖3.4，隔振器回轉和扭轉剛度、、分別為=計算啟動和關機通過共振所需的阻尼。通風機的允許振動速度[υ]=15mm/s,則允許振幅：因此，通過共振時允許振幅[Amax]=5×0.015165cm=0.075825cm要求阻尼比而ZTGП-39型隔振器的阻尼比為0.03～0.15遠大于0.01735，可以充分滿足。隔振體系的固有頻率計算由式[2]（8.5-31）～（8.5-36）計算由查[2]圖8.5-6得μJx=0.78μJy=0.85查[2]圖8.5-8得則ω1x=0.56ωx=7?1x=1.12Hzω2x=1.2ωx=15?2x=2.39Hzω1y=0.86ωy=10.8?1y=1.72Hzω2y=1.3ωy=16.33?2y=2.60Hz表3.3干擾頻率?z?ψz?1x?2x?1y?2y2.202.341.122.391.722.60振動驗算電機和風機取用抵的干擾頻率?=6.5Hz由以及ξ=0.03～0.15查[2]表8.6-1,ηz=0.128ηψz=0.148η1x=0.080η2x=0.154η1y=0.118η2y=0.190由[2]式（8.6-2）得由[2]式（8.6-6a）得由[2]式（8.6-13）和（8.6-14）得由水平力產生由[2]式（8.6-9）和式（8.6-10）得繞X軸轉動的轉角轉軸處C點的振幅由[2]式（8.6-22）得圖3.3坐標圖由重力產生同樣可由[2]式（8.6-9）和[2]式（8.6-10）得轉軸處C點的振幅由[2]式（8.6-22）得水平軸對Z軸產生C點y方向總振動（取最大值）垂直力對Y軸的彎矩垂直力對Y軸的轉角C點Z向總振動C振動速度隔振體系圖見圖。圖3.4隔振體系圖

4風機房噪聲治理4.1噪聲的危害噪音又稱噪聲，從物理學上講，它是一種由多個頻率組成的并具有非周期性振動的復合聲音。它的聲波波形不規則，聽起來刺耳。從心理意義上講，一般是指不恰當或者不舒服的聽覺刺激、凡是妨礙人們學習、工作和休息并使人產生不舒適感覺的聲音，都可以稱為噪聲。噪聲污染成為21世紀主要的環境問題之一。工業噪聲、城市交通噪聲和生活噪聲構成了環境噪聲的主要來源。噪聲對人體健康的危害與影響是多方面的，噪聲會使聽力受到損失，會引起神經系統、心血管系統、消化系統的疾病，噪聲妨礙人們交談，影響休息和睡眠，干擾工作。4.2噪聲控制的基礎4.2.1噪聲描述的參數在工程上均用聲壓級或聲功率級表示噪聲的大小，取對數標度來表示聲壓、聲強或聲功率的大小。以lg表示以10為底的常用對數。聲音的特性各種各樣的聲音都起源于物體的振動。凡是能產生聲音的振動物體統稱為聲源。從物體的形態來分，聲源可分為固體聲源，液體聲源和氣體聲當聲源振動時，就會引起聲源周圍彈性介質空氣分子的振動。這些振動分子又會使周圍的分子產生振動。這樣聲源產生的振動就以聲波的形式向外傳播。聲波不僅可以在空氣中傳播，也可以在液體和固體中傳播。但是聲波不能在真空中傳播，因為在真空中不存在能夠產生振動的彈性介質。4.2.2聲基本評價量（1）A聲級針對不同的應用場合，常見的有四種不同的頻率計權網絡，分別叫A、B、C、D計權網絡。A計權網絡是效仿倍頻程等響曲線中的40方曲線而設計的，它較好的模仿了人耳對低頻段不敏感，而對1000～5000Hz敏感的特點。用A計權測量的聲級來代表噪聲的大小，就稱為A聲級，記作分貝（A）或dB（A）。A聲級也可以由8個倍頻帶聲壓級計算，其計算步驟如下]：先列出8個中心頻率的衰減值，然后分別將8個倍頻帶聲壓級減去相應的衰減值，再將其8個噪聲級加起來，即為A聲級。表4.1A聲級計算表倍頻帶中心頻率（Hz)631252505001k2k3k4k計權衰減值（dB)-26.2-16.1-8.6-3.20+1.2+1-1.1以上介紹的是穩態聲場的噪聲評價，對于有起伏或間歇，或隨時間變化的噪聲聲場，又提出等效連續A聲級為噪聲的評價標準。所謂等效連續A聲級，是指在聲場中的某一位置上，用一段時間內能量平均的方法。即將間歇暴露的幾個不同A聲級，以一個A聲級表示該段時間的噪聲的大小，這個聲級就是等效連續A聲級，它的計算公式是：式（4.1）式中：T——某段時間的總量（s）；L——聲級變化的瞬時值（dB）。由上式可以看出，對于一段時間內穩定不變的噪聲，其A聲級就是等效連續聲級。4.3噪聲控制具體措施噪聲污染是一種物理污染，它的特點是局部性的和短暫的噪聲在環境中只造成空氣物理性質的暫時變化。當噪聲源的聲輸出停止后，污染立即消失，不留下殘余物質。聲學系統是由聲源—傳聲途徑—接收組成。噪聲控制也涉及這幾個方面，從聲源—傳播途徑—接收系統，控制也要針對這幾個環節進行，通常采用以下幾種基本方法：1降低聲源噪聲，即對聲源進行噪聲控制。有兩條途徑，一是改進結構，提高部件的加工精度和裝配質量，采用合理的操作方法，以降低聲源的噪聲發射功率；二是采用吸聲、隔聲、減振以及安裝消聲器等技術措施來控制聲源的噪聲輻射。2噪聲傳播途徑的控制，如利用障壁、吸聲材料、微穿孔板消聲器等，使噪聲局限在聲源附近，以及阻尼、隔振等改變其傳播途徑和耗散其能量。3接收器的防護措施，如個人聽力保護的耳塞、頭盔等，對高頻噪聲問題降低15-40dB，一般在90dB以上強噪聲的環境下工作時，就應戴上防護罩。4使用特殊場合的有源吸聲措施，根據聲波干涉原理，利用電子線路產生、發射一個與噪聲相近，相位相反的聲音(這個裝置叫作電子消聲器)，使在一定范圍內兩種聲音相消，以達到降低噪聲的目的。在噪聲系統里主要矛盾是聲源，聲源不發出噪聲就根本沒有噪聲問題，所以從聲源控制噪聲是基本，在這方面采取技術措施是根本性的，也是清潔生產和綠色產品的需要。但由于技術上和經濟上的原因，很多情況下不能從聲源上控制噪聲，只能采用吸聲、消聲和隔聲等辦法來控制噪聲，在高噪聲房間內懸掛空間吸聲體，或把吸聲材料貼在房間的內表面，可以顯著降低噪聲。常用的吸聲材料是多孔性材料主要是超細玻璃棉和礦渣棉。聲波進人材料后空氣在微孔中發生摩擦而消耗能量，吸聲性質和壓緊程度有關，另一類是薄板材料和微穿孔板。聲波激發薄板的振動由于薄板內部阻尼而消耗能量，通過微穿孔板或薄板，聲能變為熱能而被吸收。使用擴散消聲和小孔消聲實際上只是改變聲源，具體設計要根據具體條件。擴散消聲和小孔消聲也可使用。下面是噪聲治理的具體措施：1進行隔聲間的降噪處理，采用厚實心磚墻，保證有足夠的隔聲量。吸聲吊頂不僅降低了風機房內的混響噪聲，而且提高了隔聲薄弱的屋頂的隔聲量。四周墻壁布置吸聲材料。吸聲材料選用超細玻璃棉+穿孔板。2計算設計多層結構隔聲門，合理布置消聲器，消聲器有效長度增加，可提高消聲量。機房隔聲設計機房噪聲主要是電動機和風機的運轉形成的機械噪聲，電磁噪聲和空氣動力性噪聲，需要設置隔聲間對噪聲進行處理。隔聲間也稱為隔聲室，隔聲間隔聲間的大小以能符合工作需要的最小空間為宜。隔聲間的墻體和頂棚材料可采用木板、磚料、混凝土預制板或薄金屬板，隔聲間的內表面，應覆以吸聲系數高的材料作為吸聲飾面。常用的吸聲材料是超細玻璃棉或礦棉，外面包以稀疏的薄玻璃布或塑料薄膜，而用穿孔的薄金屬板或薄塑料板覆面，也可用雙層塑料窗紗覆面，隔聲間的面積應盡量小些，密封應盡量好些?？梢圆捎孟鹌l、氈條等作為密封材料。如果單層窗的隔聲量不足，可用雙層窗。隔聲間的設計主要包括機房墻體的設計，隔聲門，隔聲窗的設計，組合墻體的隔聲量計算，室內吸聲設計等內容。4.4已知設計數據機房噪聲：表4.2機房噪聲A聲級倍頻程聲壓級31.5631252505001k2k4k8k977785103989392837565機房噪聲內小于90dB(A)，機房外20m廠界噪聲≤50dB(A)，風機隔振效率≥85%，值班室噪聲≤70dB(A)4.4.1國家相關標準表4.3GBJ87—1985《工業企業廠區內各類各地點噪聲標準》序號地點類別限值備注1生產車間及作業場所（工人每天聯系接觸8h）901.本表所列噪聲限值，均應按現行國家標準測量確定。2.對于工人每天接觸噪聲不足8h的場所，可根據實際接觸噪聲的時間，按接觸時間減半噪聲限值增加3dB的原則。3.本表所列的背景噪聲級，指在室內無聲源發聲的條件下，從室外經由墻、門、窗傳入室內平均噪聲級。2高噪聲車間設備的值班室、觀察室、休息室無電話通信要求時75有電話通信要求時703精密裝配線、精密加工車間的工作地點、計算機房（正常工作狀態）704車間所屬辦公室、實驗室、設計室（室內背景噪聲）705主控制室、集中控制室、通信室、電話總機室、消防值班室（室內背景噪聲）606廠部所屬辦公室、會議室、設計室、中心試驗室（包括實驗、化驗、計量室）（室內背景噪聲）607醫務室、教室、托兒所。55表4.4衛生部國家勞動總局《工業企業噪聲衛生標準》新建、擴建、改建企業、參照表現有企業暫時達不到標準，參照表每個工作日接觸噪聲時間（小時）允許噪聲[dB（A）]每個工作日接觸噪聲時間（小時）允許噪聲[dB（A）]885890488493291296294292最高不得超過

115最高不得超過

115表4.5城市區域環境噪聲標準GB3096-93類別晝間夜間0504015545260503655547055各類標準的適用區域0類：適用于療養區、高級別墅區、高級賓館區等特別需要安靜的區域。1類：適用于以居住、文教機關為主的區域。2類：適用于居住、商業、工業混雜區。3類：適用于工業區。4類：適用于城市中的道路交通干線道路兩側區域，穿越城區的內航道兩側區域4.5風機房隔聲設計（1）隔聲技術及原理用構件將噪聲源和接收者分開，阻斷空氣聲的傳播，從而達到降噪目的的措施稱作隔聲。隔聲是噪聲控制中最有效的措施之一?？諝饴暫凸腆w聲的阻斷是性質不同的兩種方法。隔聲所采用的方法如制作隔聲罩，將吵鬧的機器設備用能夠隔聲的罩形裝置密封或局部密封起來；或者在聲源與接收者之間設立屏障；或者在吵鬧的環境中開辟一個安靜的環境，建立隔聲間，如隔聲操作室，休息室以保護工人不受噪聲干擾，保護儀器不受損害等等。隔聲原理聲波在通過空氣傳播途徑中，遇到一勻質屏蔽物時，由于兩分界面特性阻抗的改變，使部分聲能被屏蔽物反射回去，一部分被屏蔽物吸收，只有一部分聲能可以透過屏蔽物傳到另一個空間里去。顯然，透射聲能只是入射聲能的一部分，因此，設置適當的屏蔽物便可以使大部分聲能反射回去，從而降低噪聲的傳播。具有隔聲能力的屏蔽物稱作隔聲構件或隔聲結構，如磚砌的隔墻、水泥砌塊墻、隔聲罩體等等。（2）隔聲設計隔聲間墻體與屋頂設計隔聲間墻體選擇二四墻，兩邊抹灰，厚為250mm，房頂為鋼筋砼屋面，其隔聲量見下表表4.6隔聲量項目倍頻程頻率1252505001k2k4k240mm424349576462屋頂41.645.248.852.45659.6（3）隔聲門的設計隔聲門是隔聲結構中的重要機構，它常常是隔聲的薄弱環節，對隔聲間的隔聲效果起著控制作用，因此，合理設計隔聲門是極其重要的。隔聲門多采用輕質隔聲結構，一般隔聲門的隔聲性能能夠達到較理想的設計要求，隔聲門的隔聲性能取決于門與門框的搭接處的密封程度。為了提高門的隔聲能力，將門設計成多層或者是雙層結構，并在層與層之間填充吸聲材料，門的隔聲效果還與門縫的密封程度有關，一般在門與門框的搭接處用橡皮條密封。隔聲間的尺寸設計為21m×7m×9m隔聲門隔聲性能表4.7隔聲門隔聲性能項目125250500100020004000門41.541.334.336.945.258.0隔聲門尺寸及個數：尺寸為1500mm×2000mm的隔聲門兩個，尺寸為880×2050的隔聲門2個。（4）隔聲窗的設計隔聲窗常采用雙層或多層玻璃制成。玻璃板要緊緊地嵌在彈性襯墊中，以防止阻尼板面的振動，層間四周邊框宜作吸聲處理；相鄰兩層玻璃宜不平行布置，朝聲源一側玻璃有一定傾角，以便減弱共振效應；并須選用不同厚度的玻璃，以便錯開吻合效應的頻率，削弱吻合效應的影響。隔聲窗隔聲性能表4.8隔聲窗隔聲性能項目倍頻程頻率1252505001k2k4k隔聲窗30.136.446.757.257.453隔聲窗尺寸及個數：尺寸為1500×1600，個數為12個；組合墻體隔聲量根據以上尺寸，計算可得：隔聲門面積：2×2+2×0.88×2.05=7.6㎡隔聲窗面積：1.5×1.6×12=20.8㎡屋頂總面積：21×7=147㎡總面積：21×7+21×9×2+9×7×2=651㎡隔聲強面積：21×9×2+9×7×2-1/4××3×3.14-7.6-28.8=462.3㎡計算公式：（透射系數）式（4.2）（平均透射系數）式（4.3）平均隔聲量：式（4.4）機房隔聲構件包括墻體，隔聲門，隔聲窗，各構件的隔聲性能見下表表4.9各構件的隔聲性能項目倍頻程頻率125250500墻體6.3×5×1.3×屋頂6.9×3×1.32×隔聲門7.1×7.4×3.7×隔聲窗9.8×2.3×2.1×平均透射系數10.44×4.4×1.7×平均隔聲量Al39.8dB43.5dB47.7dBA計權衰減-16.1dB-8.6dB-3.2dBAl+A23.7dB34.9dB44.5dB項目100020004000墻體2×4×6.3×屋頂5.8×2.5×1.1×隔聲門2×3×1.6×隔聲窗2×2×5×平均透射系數0.68×2.04×0.934×平均隔聲量Al51.7dB56.9dB60.3dBA計權衰減01.21Al+A51.7dB58.1dB61.3dB平均隔聲量由以上結果得知隔聲間噪聲治理已經滿足要求。（5）值班室隔聲值班室隔聲采用隔聲門和隔聲窗，值班室內噪聲在經過吸聲后很容易降低到70dB的數值，所以此處不再作單獨計算。4.6風機房吸聲設計吸聲技術及原理能夠吸收聲能的材料或結構統稱作吸聲材料。利用吸聲材料吸收聲能以降低噪聲的辦法稱為吸聲降噪，通常簡稱做吸聲。吸聲是是一種最基本的減弱聲傳播的技術措施。(1)吸聲原理在材料表面和內部有無數的微細空隙，這些空隙互相貫通并且與外界相通的吸聲材料稱作多孔吸聲材料。其固體部分在空間組成骨架，稱作筋絡。當聲波入射到多孔吸聲材料的表面時，可沿著對外敞開的微孔射入，并衍射到內部的微孔內，激發孔內空氣與筋絡發生振動，由于空氣分子之間的粘滯阻力，空氣于筋絡之間的摩擦阻力，使聲能不斷轉化為熱能而消耗；此外，空氣與筋絡之間的熱交換也消耗部分聲能。結果使反射出去的聲能大大減少。這就是吸聲的機理。(2)吸聲系數和吸聲量吸聲材料或結構吸聲能力的大小通常用吸聲系數α表示。α值的變化一般在0—1之間。α=0，表示聲能全反射，材料不吸聲；α=1，表示聲能全部被吸收，無聲能反射。α值越大，材料的吸聲性能越好。通常α大于等于0.2的材料方可稱為吸聲材料。吸聲系數的大小與吸聲材料本身的結構、性質、使用條件、聲波入射的角度和頻率有關。吸聲量亦稱等效吸聲面積。吸聲量規定為吸聲系數與吸聲面積的乘積，即：A=式中：A——吸聲量；α——某頻率聲波的吸聲系數S—吸聲面積。室內設計吸聲結構，主要是消除機房內的混響聲。要求吸聲體不僅滿足吸聲要求，而且具有一定的裝飾性。吸聲材料的性能主要用吸聲系數來表示，即材料吸收的聲能與人射聲能的比值。對于不同倍數程頻率聲波的平均吸聲系數大于0.2的材料，才能叫做吸聲材料。吸聲材料是吸聲體的重要組成部分。吸聲體的選擇和填充是吸聲效率的關鍵。目前國內生產的吸聲體大多采用超細玻璃棉作為吸聲材料一般情況下，吸聲材料采用4cm到5cm左右為宜。高頻平均吸聲系數已達0.85-0.9左右。再增加吸聲材料厚度，對吸聲效果已無明顯影響。除厚度外，材料的容重、溫度、濕度等，對吸聲材料的性能也有重要影響。房間噪聲的降低值；一般來講，用吸聲的方法降低房間噪聲不會超過6dB到10dB，只能吸收聲源在房間內的反射聲，(還不是全部反射聲)，對于聲源發出的直達聲沒有什么作用，對于大房間吸聲處理效果不明顯。1)作吸聲處理前的原機房平均吸聲系數計算根據隔聲間及所選門窗的尺寸，計算吸聲處理前的原機房的各部分的面積為：房門面積：7.6m2；窗戶面積：28.8m2；砼地面與砼房頂面積分別為：147m2，147m2；磚墻面積：463.3m2總面積：798m2平均吸聲系數計算：α=∑Siαi/∑S式（4.5）式中：S——面積，m2；αi——吸聲系數。由公式計算各頻率的平均吸聲系數，計算結果見表表4.10各頻率的平均吸聲系數項目各倍頻程吸聲系數1252505001k2k4k磚墻0.020.020.020.030.030.04砼地面0.010.010.020.020.020.04砼房頂0.010.010.020.020.020.04房門00窗戶0.320.070.04前0.030.0260.0260.030.0280.04作吸聲處理后的原機房平均吸聲系數計算表4.11作吸聲處理后的原機房平均吸聲系數序號設計項目與計算內容各倍頻中心頻率下的設計參數備注1252505001k2k4k1機房內的聲壓級/dB1039893928375實測值2噪聲控制聲壓級/dB9992888483_NR853各倍頻帶設計降噪量D/dB4658__1行—2行4吸聲處理前的平均吸聲系數0.030.0260.0260.030.0280.04式（6-129）5吸聲處理后的平均吸聲系數0.0750.100.080.190.0280.04式（7-18）6現有吸聲量/㎡23.9420.7520.7523.9422.3431.927應有吸聲量/㎡60.1382.665.6151.122.3431.928增加吸聲量/㎡36.1961.8544.85127.2007行-6行9選穿孔板+超細玻璃棉結構0.110.360.890.710.790.75查吸聲產品手冊10需要吸聲材料的數量329171.85039179008行÷9行11考慮遮蓋時吸聲材料的數量/㎡338.9180.458.94188.9——10行+329×4行通過計算，室內加裝338.9的組合吸聲結構，即可達到NR85的要求。但上述計算是在按原有壁面在處理后仍然保持原有吸聲量考慮，而實際安裝方式使吸聲材料遮蓋原有壁面，計算時應扣除遮蓋部分。這樣表第十一行就是考慮遮蓋影響后，所應鋪設的吸聲材料，如在125Hz處，吸聲材料的數量為329+329×0.03=338.9那么實際鋪設329的吸聲結構，就足以滿足NR85的要求。吸聲降噪量的計算房門面積：7.6m2；窗戶面積：28.8m2；砼地面與砼房頂面積分別為：147m2，147m2；磚墻面積：463.3m2總面積：798m2式（4.6）式中：作吸聲處理前機房前機房平均吸聲系數；作吸聲處理后機房平均吸聲系數由公式及以上計算結果，計算室內吸聲降噪量，計算結果見表表4.12吸聲降噪量項目各倍頻程中心頻率1252505001000200040004658--A計權-16.1-8.6-3.201.21A聲級/dB-12.1-2.6-1.881.21A聲級/dB8.5dB平均吸聲量則機房內噪聲為：97-8.5=88.5所以采取吸聲處理以后使得機房內噪聲降低到90(dB)以下，經過吸聲設計使得隔聲間噪聲治理滿足設計要求。4.7機房通風設計電動機在運行過程中產生大量的熱量，引起電機構件的溫度高于周圍介質的溫度。為了使電動機保持在一定得允許溫度范圍內，必須對風機房進行通風設計。通風量確定配套電機型號為 JS126-8，功率N=110×2=220KW效率η=96%電機散熱量計算公式：Q=860N(100?η)/η式（4.7）式中： N——電動機額定功率，kw；η——電動機效率，%；Q——電動機散熱量，kcal/h。由公式（5.14）及上述數據，計算電機的散熱量為(kal/h)電動機通風量計算式式（4.8）式中： ρ——空氣密度，㎏/m3；cp——空氣比熱；cp=0.24；tπ=60℃；tg——進氣溫度，℃；tg=0.71+0.29tmax；tp——最熱月平均氣溫，28℃；tmax——最高氣溫，40℃。空氣密度ρ=1.2kg/m3，空氣比熱Cp=0.24，tπ=600C，tg=31.480C由公式計算機房通風量為：機房通風隔聲間換氣量計算公式：L=n?V式（4.9）式中：n——換氣次數，n=30次/h；V——隔聲間容積，m3。由公式計算隔聲間換氣量為L=30×21×7×9=3960所需通風面積為：實施方案為使新鮮空氣進入機房，同時機房內的熱空氣排出機房，靠自然通風達不到熱交換的目的，故必須進行強制通風。根據換氣量可選擇軸流風機4臺用于機房通風散熱。并設計通風排氣系統，在通風管道中，安裝4臺JX型進氣排氣消聲器和4臺PX型排氣消聲器具體情況見隔聲間布置圖。

5結論為期兩月的畢業設計使我對噪聲知識有了更深刻的理解，通過對通風機的噪聲控制設計，使我從課本知識走向實際的工程設計，很好了培養了自己的工程素養，這對于將來走向工作崗位有很大的幫助。而且我也充分認識到噪聲對生產生活的危害和噪聲治理的必要性和重要性。為了達到風機房綜合治理各方面的要求，我采用了隔振、吸聲、隔聲等多種有效的技術措施。治療后，該風機房的隔振效率達到要求，并且風機房的噪聲降低，達到了工業企業噪聲衛生標準中對設備的要求，機房周圍的環境噪聲也達到了工業區域廠區噪聲的環境標準。總之，通過噪聲治理，避免了對周圍環境的污染，同時也節約了大量的能源，取得了良好的經濟效益和社會效益。廠區內的職工和附近的居民，反映良好。在完成畢業設計的過程中，我鞏固了以前所學的大學專業知識，并通過查閱相關專業知識，很好的鍛煉了自己的自學能力，這也為將來走向工作崗位提供了一次鍛煉的機會！

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致謝在進行論文的設計過程中，由任保明老師精心指導，這對于我們將理論和實踐相結合起來，起到了很大的作用,并且為后期的設計工作準備好了鋪墊。在設計過程中，感謝老師的悉心指導，根據畢業設計要求，按照老師的講解，我采用了隔振、吸聲、隔聲等措施，使風機房的噪聲控制達到了國家標準的要求。在此，對老師表示深深的感謝！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