1 概述

機械壓力機的種類多、數量大、分布廣，較多工廠都要使用，其振動危害較大。據實際統計資料顯示^[1—5]，壓力機基礎振動強度通常在60dB—90dB之間，較大型壓力機基礎振動強度可達130dB（實測）。壓力機基礎的振動頻率成份實測在15Hz～30Hz的范圍內。對這種低頻振動，人們感覺并不靈敏，但對人體的危害卻很大。長期在壓力機旁工作的人會出現內分泌失調、失眠、脾氣暴躁、反映遲鈍等癥狀。另一方面，壓力機激起的基礎振動傳至車間內其它精密設備，會干擾其正常工作；傳至柱基會對廠房造成附加應力；傳至辦公樓和居民區會影響人們的正常工作和生活，并因此引起廠群矛盾。高速壓力機相對低速壓力機而言，其行程次數一般在200RPM—1000RPM，其在運行過程中產生的振動往往對周圍環境造成不利影響，消除和減少這種影響的有效辦法是對其采取隔振措施。

某汽車配件廠有三臺用于生產汽車空調散熱片的高速壓力機，其中兩臺公稱壓力為100噸，一臺公稱壓力為50噸，生產時對周圍居民造成較大的影響，需進行隔振處理，根據城市區域環境振動標準和生產工藝的需要，廠方對隔振效果有兩點要求：（1）采取隔振措施后，壓力機臺座位移幅值＜0.4mm；（2）距高速壓力機30m處居民點的環境振動，白天V_L＜75dB，夜間V_L＜72dB。本文在探討高速壓力機振動原理的基礎上，開展了隔振措施的工程試驗研究。

2 高速壓力機振動及隔振設計

2.1高速壓力機振動分析

一般來說，高速壓力機的振動是由激振力（動載荷）的大小來決定的。高速壓力機的激振力主要為曲柄滑塊機構的慣性力和加工力，一般情況下前者大于后者，但激振頻率是前者小于后者。高速壓力機的行程次數約為200RPM—1000RPM，其對應的激振頻率一般在3Hz～16Hz。

2.2高速壓力機隔振設計

（1）激振力

在隔振設計中，激振力即曲柄滑塊機構的慣性力，視為正弦力，即：

F₀=m ₀a（1）

式中m ₀——與曲柄連桿機構相連接的運動部分（含上模具）質量

a——運動部分的加速度

其中加速度a可由式（2）求出。

a=ω²X ₀=（2πf _擾）²X ₀=QN ²X ₀Sinωt（2）

式中 Q——系數

N——行程次數

X ₀=行程數值（一般指在靜態時，上下模具間的距離）

由式（1），（2）可得

F=m ₀QN ²X ₀Sinωt（3）

由（3）式可以看出，激振力的大小與運動部分的質量和行程次數的平方成正比。因此，在保證產品質量的情況下，適當減少行程次數N，可使激振力有較大幅度減少。

（2）加工力

實際上激振力還包括上、下模具接觸時的打擊力。打擊力相當于瞬時之間上模給下模一個沖量，對于高速壓力機來說，此力小于曲柄滑塊機構的不平衡慣性力，并且加工力激起的振動頻率大于慣性力激起的振動頻率。從隔振的觀點看，能隔離加工力引起的振動，也就能隔離激振力引起的振動。

2.3高速壓力機隔振工程途徑

（1）對于每分鐘行程次數較高的高速壓力機（每分鐘行程次數大于400次），隔振系統的固有頻率可選擇f _慣：f ₀＞（3～4.5），這樣既能有效隔離慣性力，又能很好地隔離加工力，隔振效率較高。

（2）對于每分鐘行程次數較低的高速壓力機（每分鐘行程次數小于400次），一般可以選擇隔振系統的固有頻率大于慣性力頻率，即讓慣性力不衰減傳入地基而將其他頻率較高的擾力隔離，此時，隔振效率較低。

（3）在隔振裝置中，將固有頻率設計成小于激振慣性力的頻率，實際上是利用高速壓力機自身整體上下運動的慣性力和曲軸滑塊機構的慣性力互相抵消，從而達到隔振的目的。這樣高速壓力機自身必然產生一定幅值的上下位移。一般將高速壓力機的縱向位移控制在0.5mm～3mm范圍內對高速壓力機本身及產品質量的影響較小。

3 高速壓力機隔振實施效果

3.1 高速壓力機的隔振

根據測試數據，100噸壓力機的振動頻率以5Hz為主。在實踐中有三種方法可以有效地控制高速壓力機的振幅；（a）增大高速壓力機的附加質量；（b）用動力吸振器抑制高速壓力機的振動；（c）在保證加工質量的情況下，適當降低行程次數。

（1） 采用阻尼彈簧隔振器

假設阻尼比足夠大，能夠在下一次沖擊到來之前將附加位移消除掉，則當阻尼比ξ≥0.1時，臺座位移幅度值按式（4）計算：

（4）

（設阻尼比ω≥1）

為獲得較高的隔振效率（大于80%），根據實際情況，取壓力機和隔振臺座的質量總和為60噸，針對f_擾=5Hz計算，得隔振系統的總剛度K=10624N/mm，固有頻率f=2.1Hz，臺座振幅A_z=2.2mm。如果兼顧隔振頻率，且隔振系統位移振幅要控制在0.4mm以下，則只有同時增加剛度和臺座質量，此時隔振系統的質量應為330噸。顯然，這樣龐大的系統在實際中很難做到。

如果既要降低振幅，又不增加臺座質量，只有增加系統的剛度，犧牲一部分隔振頻率。在設計中可將隔振系統的固有頻率設在基頻和一次諧波之間，在本工程中可將固有頻率設在5Hz—10Hz之間，取f=7Hz，此時隔離系統對f_擾＞10Hz以上的振動起隔振作用，但對5Hz的振動會有所放大，取得了一定的隔振效果，并將位移控制在一定幅度之內。

（2）如果位移振幅要求非常嚴格，則只有繼續加大剛度，如采取橡膠隔振裝置。

3.2隔振工程實施效果比較

為了降低隔振系統的重心，使高速壓力機在運行過程中減少晃動，隔振臺座設計成“T”型的鋼砼結構，其結構形式如圖1所示。



圖1 隔振系統臺座

（1）當隔振系統采用阻尼彈簧隔振器，總剛度取1000000N/mm，隔振系統總質量M_總=60噸時，隔振效果如表1所示，基礎箱與基礎塊的計權振動加速度V_LZdB如表2所示。

表1 阻尼彈簧隔振器隔振效果

見表

表2 基礎箱與基礎塊的計權振動加速度V_LZdB

見表

距壓力機30m處居民住宅前V_L78dB，通過以上數據看出，此方案取得了很好的隔振效果，隔振效率已大于85%，但是居民點V_L值和壓力機的臺面振幅均未達到預期效果。

（2）采用高阻尼橡膠隔振墊實施隔振。在隔振系統的質量塊下鋪設特制的萬能橡膠墊，其隔振效果如表3所示。

表3 高阻尼橡膠隔振墊隔振效果

見表

在此情況下，隔振臺座位移幅值小于0.1mm，完全滿足了加工工藝的要求。就設備運行而言，要比純剛性連接時穩定且位移還要小。在居民處的振級V_L=78dB。

表4 阻尼彈簧隔振器、離阻尼橡膠隔振墊隔振效果比較

見表

從振級落差可以看出，方案一比方案二振級落差大，即隔振效率高，但從V_L的角度看，兩者相差不多，這是因為計權之故。對于f=35Hz以下的頻率，方案一在隔振臺座上激發的振動大，故臺座上V_AL大于方案二，又由于隔振效率高，基礎箱上的V_AL小于方案二。對于f=35Hz以上的頻率，無論是臺座上還是基礎箱上，方案一的V_AL均小于方案二。

方案二的位移幅值要大大小于方案一的位移，滿足了加工工藝的要求，但隔振效果仍未達到設計要求，居民處還超標3dB～4dB。

（3）適當降低行程次數

為此，開展了在方案二的基礎上，在不影響工藝的情況下，適當降低行程次數的試驗。測點示意圖如圖2所示意，測試結果如表4所示。



圖2 測點位置示意圖

4、5.二樓室內中央測點 2、3.一樓室內中間測點 1.一樓室外1米測點

表5 轉數與隔振效果的關系

見表

由表5可知，當行程次數減少時，V_AL與V_L隨之下降。如測點1的垂直方向振動，當行程次數由272次/分降到250次/分時，V_AL減少，△V_AL=76—73.5=2.5dB。△V_AL來源于兩個方面：

a.由于行程次數降低，慣性力也變小，由此引起的△V_AL下降值為：△V_AL==2.5dB；

b.沖擊時間間隔加長，加工力引起的沖擊能量在下一次沖擊到來之前能因阻尼消耗大部分，從而使附加位移減少，故使V_AL下降。

至此，某汽配廠高速壓力機在運行行程次數265次/分時，隔振完全達到了既保證了臺座位移小于0.2mm（實際上小于0.1mm），又保證了居民處環境振動達到國家標準（V_L小于72dB）的要求。

4 結論

（1）高速壓力機隔振是一個比較復雜的問題，在隔振設計時要謹慎從事。

（2）高速壓力機行程次數在200SPM—1000SPM之間，對于不同的行程次數，應采用不同的隔振方法。

（3）高速壓力機的激振力主要為曲柄滑塊結構的慣性力和加工力，一般情況下前者大于后者，但激振頻率是前者小于后者。當隔振系統的固有頻率和慣性激振力頻率之比小于時，對慣性激振力會有隔振效果，對加工力自然更有隔振效果。為了獲得更好的隔振效果，可使隔振系統固有頻率盡可能降低，但過低的固有頻率，工程上難以實現，且會引起臺座振幅過大。

（4）隔振效率和臺座振幅兼顧問題：a.如果行程次數≥400SPM，則可以采用阻尼彈簧隔振器實施隔振，但彈簧要有足夠的阻尼，以消耗在慣性激振力達到高峰時加