第6章　典型設備振動設計實例

6.1　旋轉機械的振動設計實例

目前國內應用最廣泛的機組有200MW國產汽輪發電機組以及300MW基于引進技術的汽輪發電機組，本研究以這兩種類型機組為研究對象，了解這兩種機組的動力學線性設計方法，將為大機組非線性動力學設計打下基礎，同時研究成果可作為非線性動力學設計的對比參考依據。

6.1.1　汽輪發電機組軸系線性動力學設計

6.1.1.1　建模

在實際的轉子系統中，轉子是一個連續部件，因此在進行轉子動力學計算和分析之前，需要把實際的轉子系統抽象化、離散化，得到一個能反映原來轉子系統的動力學特性，而且能適合于計算和分析的具有有限個自由度的離散化力學模型。力學模型的建立是否正確直接影響計算結果的正確性，必須予以充分重視。建立合理的計算模型要考慮以下幾個方面：①反映實際轉子系統的結構和工作狀態；②明確所要計算和分析的力學問題；③要適應現有的計算方法和計算工具。離散化處理的方法一般分為兩類：一類是對物理模型進行離散化，再對離散化的模型進行分析，這類方法主要包括集總參數法和有限元法等。如集總參數法是把一個實際的轉子視作為有一根變截面軸和多個圓盤組成的系統，也就是將連續的轉子簡化為由許多無質量彈性軸段連接多個集總質量（節點）所構成的系統；另一類方法是維持原有模型物理和幾何形態的連續性，只對其運動的數學描述進行截斷而離散化，Rayleigh-Ritz法即是這類方法的典型代表。

汽輪發電機組軸系是由滑動軸承支承，滑動軸承產生動態油膜力支承軸系。油膜滑動軸承一般可線性化簡化為一個具有四個剛度系數和四個阻尼系數的彈性阻尼支承，這八個系數稱為油膜動力特性系數。在靜平衡位置給軸頸以微小的位移或速度擾動，求解此時油膜的Reynolds方程得到油膜壓力分布，然后加以積分，就可求得各油膜動力系數。軸承座一般可簡化為一個有質量、阻尼和彈簧組成的單自由度系統。常把油膜的剛度、阻尼和軸承座的質量、剛度和阻尼綜合成一個等效的彈性阻尼支承，并給出它的等效動力特性系數。

6.1.1.2　運動方程和求解方法

轉子系統的運動微分方程式一般可寫為：

式中，M為質量矩陣；C為阻尼矩陣，非對稱陣；G為陀螺矩陣，反對稱陣；K為剛度矩陣的對稱部分；S為剛度矩陣的不對稱部分；F為作用在系統上的廣義外力。求解這樣一個方程的特征值或響應等是很困難的，特別是當自由度較多時更為困難。在轉子動力學近百年的歷史，出現過許多計算方法，這都與當時的計算命題和計算工具相適應。發展到今天，現代的計算方法可以分為兩大類：傳遞矩陣法和有限元法。傳遞矩陣法的特點是矩陣的階數不隨系統的自由度數增加而增加，因而編程簡單，占內存少，運算速度快，適用于轉子系統的動力學分析。傳遞矩陣法和與機械阻抗、直接積分等其他方法相結合，可以求解復雜轉子系統的動力學求解問題。可以說傳遞矩陣法在轉子動力學的計算中占據主導地位。有限元法在轉子動力學的計算和分析中也有應用，這種方法的表達式簡潔、規范，在求解復雜轉子系統的問題時，具有很突出的優點，其缺點是往往計算時間很長。

6.1.1.3　臨界轉速的計算

臨界轉速的計算與設計是軸系線性動力學設計的傳統內容，目前研究得較為成熟。其目的是使工作轉速與臨界轉速有一定避開裕度。當臨界轉速與工作轉速比較接近時，需要修改設計參數使軸系的臨界轉速偏離工作轉速一定范圍。

6.1.1.4　不平衡響應計算

研究不平衡響應的目的，主要用于研究轉子在某些部位上的對不平衡量的敏感程度，為確定最終的設計參數提供依據。

6.1.1.5　穩定性設計

旋轉機械的滑動軸承、汽封、葉尖不等蒸汽間隙等非線性因素在一定條件下可能導致轉子失穩，而穩定性是制約機組能否安全運行的主要問題。動力學設計的首要任務就是通過一定的途徑計算軸系的失穩轉速，并使其偏離工作轉速足夠遠。當機組的失穩轉速不能精確確定，或者計算的失穩轉速與工作轉速比較接近，或者實際運行的機組發生了動力失穩現象，此時需要修改設計參數，提高失穩轉速，以保證機組的安全。

臨界轉速、不平衡響應和穩定性三個內容是線性轉子動力學設計的主要內容。

6.1.2　200MW汽輪發電機組軸系動力學線性分析

200MW汽輪發電機組是目前我國在役機組最多的一種類型，也是穩定性最差的一種，因此本研究首先以這一類型機組為研究對象。本節首先介紹200MW汽輪發電機組模型，然后介紹單跨轉子及軸系臨界轉速，最后介紹軸系穩定性線性設計方法。

6.1.2.1　200MW汽輪發電機組軸系模型

200MW汽輪發電機組由高壓缸、中壓缸、低壓缸、發電機及勵磁機組成，相應的有5段轉子，通過剛性聯軸器連接，各段轉子主要參數如表27-6-1所示。在本研究中，將200MW汽輪發電機組軸系分成151段，1～62段是高中壓轉子，63～89是低壓轉子，90～131是發電機轉子，132～151是勵磁機轉子。

各缸體及支承情況如圖27-6-1所示。轉子由9個軸承支撐，高中壓轉子屬三支承結構，低壓轉子、發電機轉子及勵磁機轉子屬雙支承結構。

6.1.2.2　單跨軸段在剛性支承下的臨界轉速和模態

（1）高中壓轉子

高中壓轉子由三個軸承支承，用有限元方法將其劃成62段，63個結點。表27-6-2是有限元和直接積分方法計算結果的對比，說明兩種方法均可得到符合工程需要的結果。

（2）低壓轉子

低壓轉子共分為27段，28個結點，低壓轉子系統臨界轉速如表27-6-3所示。

（3）發電機轉子

在轉子軸承系統中，發電機轉子長度最長，質量最大，油膜失穩通常發生在這段軸承上，所以研究發電機轉子軸承系統的臨界轉速是非常重要的，其臨界轉速計算結果如表27-6-4所示。

（4）勵磁機轉子

勵磁機轉子軸承系統是軸系中長度最短、質量最輕的轉子，臨界轉速如表27-6-5所示。

6.1.2.3　剛性支承軸系的臨界轉速及主模態

以上是軸系各個部分的臨界轉速，在此基礎上，計算了轉子軸系臨界轉速，如表27-6-6所示。軸系有151段，152個結點，9個剛性軸承支撐。

計算得到的軸系各階模態如圖27-6-2～圖27-6-7所示。

6.1.2.4　彈性支承軸系的臨界轉速

在油膜軸承支承下，各支座支承剛度、油膜剛度及參振質量如表27-6-7所示。彈性支承下軸系臨界轉速如表27-6-8所示。

根據軸系線性設計準則，要求計算轉子的轉速避開率如表27-6-8最后一行所示。線性設計準則要求避開率為±10%，因此該臨界轉速設計是合理的。

圖27-6-8為基于線性動力學理論的轉子-軸承系統動力學設計框圖。

6.2　往復機械的振動設計實例——CA498柴油機隔振系統設計與試驗研究

往復式內燃機本身存在著引發振動的激振力源，故其振動是不可避免的。內燃機的振動不僅使機器自身的可靠性和壽命下降，而且噪聲污染也很嚴重。隨著內燃機向高速、大功率、輕型化方向發展，其振動也進一步加劇。因此，加強對內燃機隔振系統的設計研究顯得非常重要。

6.2.1　柴油機振動擾動力分析

柴油機運轉時產生的激勵主要有兩種：一是運動部件的慣性力形成的不平衡力和力矩，屬于低階激勵，其激勵幅值取決于運動部件的質量、發火順序、缸數、沖程數、活塞行程及轉速，激勵頻率取決于發火順序、缸數、沖程數、活塞行程和；二是氣缸內油氣燃燒后產生氣體壓力和往復慣性力合成后導致的傾覆力矩，屬于高階激勵，其激勵幅值取決于缸徑、活塞行程、工作壓力、缸數、沖程數和轉速，其頻率取決于缸數、沖程數和轉速。

對于CA498柴油機來說（基本參數見表27-6-9），引發柴油機振動的主要擾動力包括往復慣性力及其力矩、傾覆力矩等不平衡量的簡諧分量。由于其曲軸采用均勻鏡像對稱布置，其一階往復慣性力和慣性力矩以及二階往復慣性力矩都是平衡的，即：∑P_j1=0；∑M_j1=0；∑M_j2=0；只有二階往復慣性力∑P_j2≠0，以及傾覆力矩的不平衡分量∑M_p≠0。

二階往復慣性力為：

在標定工況下，其最大值為3895.5N。傾覆力矩的不平衡分量為：

式中，P_np為簡諧分析中由氣體力所引起的第n次切向力；P_nw為簡諧分析中由往復慣性力所引起的第n次切向力；ε_n為第n次簡諧扭矩的初始相位角；A為活塞面積；R為曲柄半徑。

傾覆力矩的計算，取勞氏簡諧系數，其2、4、6階傾覆力矩的最大值分別為：491.9N·m、226.3N·m、84.3N·m。

6.2.2　柴油機隔振系統設計模型

在進行柴油機隔振系統分析計算時，必須先確定機器的重心，本例采用圖27-6-9所示的柴油機安裝簡圖，并以重心G為原點建立坐標系。X、Y、Z方向分別為柴油機的水平、垂直和曲軸軸線方向。

由于CA498柴油機自身條件的限制，其減振器的安裝位置不能任意選取，根據原先的設計，置于圖中所示的坐標系中的坐標如表27-6-10所示。

6.2.3　隔振方案的選擇

由CA498柴油機振動源的分析可知，其主要的振動是二階往復慣性力所引起的Y向的垂直振動和傾覆力矩的不平衡分量所引起的Y方向的橫搖振動，故因首先考慮將這兩種振動分開，本例采用對稱于柴油機軸線的斜支撐布置，這樣可產生兩組三聯耦合振動：垂向-縱向-縱搖及平搖-橫向-橫搖。

因為各支撐點的載荷相差較大，本例采用兩種不同型號的隔振器斜支承布置，為了達到良好的隔振效果，隔振裝置的固有頻率與相應的擾動頻率之比，應小于。為達到η≥80%的隔振效率，頻率比應為2.5左右。所以，隔振裝置的固有頻率F_n不應大于：

在不改變CA498柴油機原減振系統設計安裝角度的基礎上，對隔振器的特性進行分析試選，最終確定的四塊減振墊的剛度如表27-6-11所示。

根據以上剛度值對柴油機系統進行自由振動和強迫振動計算，可得到如表27-6-12所示結果。

通過進一步計算可以確定各轉速下的減振效果，其垂向減振度如圖27-6-10所示。

從圖27-6-10可以看出，在轉速超過1600r/min時，其垂向隔振效率都可以達到80%。另外由于橫搖方向的一次臨界轉速達到了1307r/min，故在轉速較低時可能引起平搖-橫向-橫搖耦合共振，但由于其振動的激振力矩不大，不會引起嚴重的后果。

6.2.4　結論

①CA498柴油機在安裝了上述減振系統后，其額定工況的振動烈度可以從原先的D級改善為C級，表明該減振系統的設計是成功的。

②考慮到橡膠減振墊具有一定的阻尼，故在轉速較低時，振動會由于阻尼的原因而得到一定程度的抑制。

③由于CA498柴油機具有較大的轉速范圍，僅僅靠安裝減振墊很難做到在所有轉速下的振動都符合標準。

④從分析結果來看，二階往復慣性力是直列四缸機的主要激振源，故應力求減小二階往復慣性力，例如加裝二次往復慣性力的平衡裝置等。

6.3　鍛壓機械的振動設計實例

鍛壓機械是指在鍛壓加工中用于成形和分離的機械設備。鍛壓機械包括成形用的鍛錘、機械壓力機、液壓機、螺旋壓力機和平鍛機，以及開卷機、矯正機、剪切機、鍛造操作機等輔助機械。鍛錘是最常見、歷史最悠久的鍛壓機械，由重錘落下或強迫高速運動產生的動能，對坯料做功，使之塑性變形。它結構簡單、工作靈活、使用面廣，但振動較大。因此，本節以鍛錘為研究對象論述其隔振設計。

6.3.1　鍛錘隔振計算

6.3.1.1　鍛錘隔振的基本計算

如圖27-6-11所示，鍛錘的隔振系統應該屬于兩自由度質量-彈簧系統，基礎塊和基礎箱簡化為質量，隔振器和地基簡化為彈簧。但當鍛錘采取了隔振措施后，隔振器的剛度遠遠小于基礎箱下地基的剛度，二者耦合作用小，故基礎塊（即隔振臺座）和隔振器之間、基礎箱和地基之間可以分別按單自由度質量-彈簧系統進行計算。

重錘（下落質量）m₀以最大速度v₀與鍛錘基礎塊相碰撞，使基礎塊獲得初速度v₁，從而引起隔振系統的自由振動。按圖27-6-11所示的動力學模型列出基礎塊的運動微分方程為

　　（27-6-1）

式中　m₁——隔振器上面基礎塊、砧座、錘架等的總質量，kg；

K_z——隔振器總的垂向剛度，N/m；

v₁——基礎塊的初速度。

初速度v₁可由動量守恒定律得出

　　（27-6-2）

式中　m₀——重錘（落下部分）質量，kg；

e——碰撞系數，亦稱沖擊回彈系數，取決于碰撞物體的材料：對于模鍛錘，鍛鋼制品時e=0.5，鍛有色金屬時e=0.25；對于自由鍛錘e=0.25。

由式（27-6-1）和式（27-6-2）求出基礎塊的振幅為

　　（27-6-3）

　　（27-6-4）

由于m₀通常遠小于m₁，所以A_z和ω₀可按下面兩式近似計算

　　（27-6-5）

　　（27-6-6）

鍛錘的隔振效率β采用在隔振和不隔振情況下傳遞到基礎的力進行評定，即

　　（27-6-7）

式中　，——不隔振情況下基礎的振幅和地基剛度。

如果隔振基礎與不隔振基礎質量相等，則式（27-6-7）可寫為

　　（27-6-8）

鍛錘基礎隔振后所引起的錘擊能量損失是很小的，可以不考慮。

6.3.1.2　砧座下基礎塊的最小厚度要求

安裝在隔振器上面的基礎塊，其砧座下部的厚度不應小于表27-6-13中的規定值。當有足夠的根據時，才允許將最小厚度適當減小。

6.3.1.3　三心合一問題

機架、砧座和基礎塊的質心、落體打擊中心和隔振器的剛度中心應在同一垂線上，以避免因偏心打擊而出現回轉振動。當不能滿足這一要求時，基礎塊的質心、隔振器剛度中心和落體打擊中心三者的偏離均不應大于偏離方向基礎邊長的5%，此時可按中心沖擊理論進行計算。對于偏心錘（噸位小于1.0t），則應外調基礎來滿足三心合一的要求。

6.3.1.4　阻尼問題

鍛錘隔振系統的阻尼比至少應大于0.10，一般應在0.15以上，最好在0.25左右。阻尼比大（一般不要超過0.30），能起到以下作用。

①沖擊過后，鍛錘基礎能迅速回到平衡位置。

②在鍛錘隔振中，增大阻尼比能起到相當于增加基礎質量的作用，從而抑制振幅的大小。這也是實測振幅值一般總小于不考慮阻尼時理論計算值的主要原因。從這個意義上講，阻尼能使振幅計算加上保險系數。另一方面，這也是在砧座下直接實施隔振措施的重要原因之一。

6.3.1.5　隔振基礎的結構設計

1）鍛錘隔振基礎和基礎箱均應為鋼筋混凝土結構。隔振器一般采用支承方式裝在基礎塊和基礎箱之間，見圖27-6-12。設計時必須設置能自由通向各個隔振器的通道，基礎塊側邊與基礎箱側邊之間的寬度不應小于60cm，隔振器應布置在凸出基礎箱的鋼筋混凝土帶條上。為便于檢查和拆摸每個隔振器，在基礎塊底面和基礎箱之間應留出不小于70cm的空間。

2）設計隔振鍛錘基礎塊，應采取下列措施。

①在基礎塊和基礎箱之間鋪設活動蓋板，蓋板下設置柔性襯墊。

②在槽襯留出積水坑，以便排出水和油等液體。

③錘的導管連接做成柔性接頭。

④安裝隔振器的上、下部位應平整地設置鋼板埋設件。

⑤基礎塊和基礎箱之間設置水平限位裝置，以避免基礎滑動。水平限位裝置可由厚鋼板加型鋼物件連接而成，其橫向剛度比隔振器剛度小很多，不會影響隔振基礎的隔振效果，而它的縱向剛度較大，可以限制基礎的側向位移，見圖27-6-12。

6.3.2　鍛錘隔振基礎的設計步驟

6.3.2.1　搜集設計資料

進行鍛錘隔振基礎設計時，應具備下列資料：

①鍛錘的基本尺寸、類型、牌號和制造廠；

②落體的質量；

③落體的最大速度；

④砧座和機架的質量；

⑤每分鐘的沖擊數；

⑥鍛錘質量和基礎箱的允許振幅或允許振動速度。

6.3.2.2　初步確定基礎塊的質量和幾何尺寸

（1）確定落體的下落速度（亦稱錘擊速度、沖擊速度）v₀

落體（錘頭）的錘擊速度v₀一般可由說明書上查得。如果說明書上未說明，則可按式（27-6-9）或式（27-6-10）求得。

對自由落錘

　　（27-6-9）

對雙動作用錘，其錘頭下落時最大速度v₀為

　　（27-6-10）

式中　h₀——落體（錘頭）最大行程，m；

W₀——落體重量，kN；

p——氣缸最大進氣壓力，kPa；

A_s——氣缸活塞面積，m²；

g——重力加速度，m/s²。

如果說明書中僅給出了打擊能量E₀，而未給出其他值，則v₀可以按式（27-6-11）計算

　　（27-6-11）

式中　E₀——打擊能量，kN·m；

m₀——總體質量，t。

（2）確定基礎塊的質量

基礎塊的質量可按式（27-6-12）計算

　　（27-6-12）

式中　m_p——砧座質量，t；

m₂——機架質量，t；

m₀——落體質量，t；

ω₀——基礎的固有頻率，rad/s；

e——碰撞系數，按式（27-6-2）下說明選取；

［A_z］——砧座允許垂向振幅，可按表27-6-14選用（目前研究成果允許振幅放寬，這將在后面討論）。

（3）確定基礎塊的外形尺寸（略）

6.3.2.3　確定隔振器應具備的參數并選用或設計隔振器

①確定基礎固有頻率。一般來說，基礎固有頻率可在3～6Hz范圍選取。近些年又有新的選擇，將在后面討論。

②由K_z=m₁決定隔振器的垂向剛度。

③阻尼比至少應大于0.10，最好大于0.15，則可以不考慮沖擊隔振。

根據K_z和阻尼比ζ選用或設計隔振器。一般來說，多采用鋼彈簧和橡膠并用，或鋼彈簧和油阻尼器，或鋼彈簧與黏滯性阻尼器，或鋼彈簧和鋼絲繩隔振器并用，還有采取蝶簧和阻尼器并用。

6.3.2.4　基礎塊振動驗算

由式（27-6-3）計算的振幅A_z必須小于允許振幅［A_z］。

6.3.2.5　砧座振幅驗算

砧座振幅A_z1可由式（27-6-13）計算得到，其應該小于表27-6-14中的規定值。

　　（27-6-13）

式中　A_z1——砧座振幅，mm；

ψ_e——沖擊回彈影響系數，對模鍛鋼制品可取0.5s/m^1/2；對模鍛有色金屬制品可取0.35s/m^1/2，對自由鍛錘，可取0.4s/m^1/2；

d₀——砧座下墊層的總厚度，m；

E₁——墊層的彈性模量，kPa；

W_p——對模鍛應取砧座與錘架的總重力，對自由鍛應取砧座的重力，kN。

6.3.2.6　基礎箱的設計及振幅

根據基礎塊的外形尺寸，由靜力計算和構造要求確定基礎箱的外形尺寸及其質量。有關參數還要保證基礎箱振幅A'_z小于允許的振幅。

　　（27-6-14）

式中　K'_z——地基抗壓剛度；

S'——基礎底面積，基礎底面積可先由基礎塊外形確定，再驗算；

α_z——基礎埋深作用對地基抗壓剛度的提高系數；

δ_b——基礎埋深比，當δ_b>0.6時，取δ_b=0.6；

h_t——基礎埋置深度。

6.3.3　設計舉例5t模鍛錘隔振基礎設計

6.3.3.1　設計資料及設計值

（1）鍛錘原始資料

錘頭質量　　　　　m₀=5.79t

砧座質量　　　　　m_p=112.55t

機架質量　　　　　m₂=43.7t

最大打擊能量　　　E₀=123kN·m

錘擊次數　　　　　60次/min

（2）地質勘測資料

非濕陷性黃土狀亞黏土　　　　　R=198kN/m²，

　　　　　　　　　　　　ρ=17.66kt/m³

地基抗壓剛度系數　　　　　　　C_z=73550kN/m³

土壤內摩擦角　　　　　　　　　φ=20°，μ=0.49

地下水位于地面下14m處。

（3）設計要求

基礎允許垂向振幅［A_z］≤3mm

基礎固有頻率f₀≤3.5Hz

砧座允許垂向振幅［A_z1］≤4mm

基礎箱允許垂向振幅［A'_z］≤0.2mm

6.3.3.2　確定基礎塊的質量和幾何尺寸

（1）確定落體的下落速度

由式（27-6-11）確定落體的下落速度可得

（2）確定基礎塊質量

取e=0.5，ω₀=2πf₀=6.28×3.5rad/s=22rad/s，［A_z］=0.003m，則由式（27-6-12）可得基礎塊質量

（3）確定基礎塊外形尺寸

基礎塊為鋼筋混凝土結構，故基礎塊所需體積V₃為：

基礎塊幾何尺寸（長L×寬B×厚H）取

實際質量

總質量

6.3.3.3　隔振器的選用與設計

由可得到

全部載荷可由40個隔振器承擔，每個隔振器的承載為

每個隔振器的剛度

6.3.3.4　基礎塊振動驗算

設實際加工的鋼彈簧隔振器的剛度為103394N/cm，則

由式（27-6-3）可得

，允許

6.3.3.5　砧座振幅驗算

砧座采用運輸膠帶，厚度為100mm，由《動力機器基礎設計規范》GB 50040—1996中表8.1.21知，E₁=38000kN/m²，按式（27-6-13）有

6.3.3.6　基礎箱設計

由《隔振設計規范》GB 50463—2008查得地基調整系數α_z=2.67。由式（27-6-14）可得

取S'=120m²允許，則基礎箱底面尺寸應為12×10m²=120m²。

6.3.4　有關鍛錘隔振新理論、新觀念、新方法介紹

6.3.4.1　鍛錘基礎彈性隔振新技術

鍛錘基礎彈性隔振技術主要分為兩大類：一類是砧座下直接隔振技術，將剛度較小的彈性元件及阻尼元件直接設在砧座下部以代替原有剛度很大的墊幕；另一類是大質量基礎彈性隔振技術，即將鍛錘安裝在大質量塊上，在質量塊下面加彈性元件和阻尼元件，也有采用剛性浮筏結構的形式。

（1）砧座下直接隔振技術

在20世紀70年代，在國際上（以德國Gerb防振工程有限公司為代表）發展起砧座下直接隔振方式，即將剛度較小的彈性元件及阻尼元件直接設在砧座下部以代替原有剛度很大的墊幕。這種方式結構簡單、施工方便、成本低、易于推廣。由于在隔振器上部缺少了質量很大的基礎塊，故必然使砧座本身產生很大的振幅，影響打擊效率、設備壽命和工作精度。國內外對此展開了一系列理論研究和工程實踐，基本結論為：

①在通常情況下，隔振系統的固有頻率可以在5～8Hz范圍內選取；砧座振幅允許在10～20mm之內。

②無論是自由鍛還是模鍛錘，當砧座振動加大到10～20mm，也不會妨礙生產操作。手工操作時，操作者會很快適應砧座10～20mm幅度的低頻晃動。

③由于鍛錘砧座質量一般均在落下部分質量的15倍以上，砧座10～20mm的退讓量不會影響打擊效率。

④砧座10～20mm的振幅不會妨礙鍛錘的正常運轉，并且在某些情況下有助于改善應力，有助于保護設備和模具。

⑤阻尼在鍛錘隔振中起著十分重要的作用。值得指出的是，合理的阻尼不僅能提高工作效率，而且還能抑制砧座振幅。一般情況應使阻尼比大于0.15，在0.15～0.30范圍內選取為好。

（2）大質量基礎彈性隔振技術

加大鍛錘的基礎質量， 可以減小振幅。足夠的質量提供了慣性力來平衡擾力。通常是通過加大基礎幾何尺寸的辦法來實現加大質量， 當然亦不可太大， 一般視鍛錘噸位而定。為避免與廠房基礎干涉， 對于小型鍛錘可以加深基礎， 也可以加鋼架、鋼板以增加慣性質量， 對于大中型鍛錘設備則一般需要混凝土基礎塊， 以避免與底座本身產生共振。

當前兩類隔振技術研究的重點和難點均集中在彈性與阻尼元件（或系統）的設計開發上，主要分為以下幾類：大載荷彈簧阻尼液隔振器、橡膠隔振器和橡膠隔振墊、空氣彈簧、液壓阻尼減振器和多層彈性體阻尼模塊隔振系統。

（1）大載荷彈簧阻尼液隔振器

這種類型隔振器是由鋼螺旋壓縮彈簧與黏滯性阻尼并聯而成，組合在一個箱體內，近年來已廣泛用于大/中型鍛錘、壓力機、空壓機等設備的隔振。

這類大載荷彈簧阻尼液隔振具有以下幾個特點。

①工作載荷范圍大，工作載荷已可做到1000 kN。

②固有頻率范圍寬，在同樣工作載荷下，因有不同的剛度，固有頻率范圍為2～8 Hz，為不同類型設備隔振提供了很大選擇余地。

③阻尼比大，在同樣工作載荷和剛度情況下，阻尼比可以做到0.30以上，這對沖擊運動的隔離十分有利。如將阻尼比選擇在0.30左右，則既能提高沖擊隔振效果，又能減少工作臺面的位移。在體積不大的情況下，做到阻尼比0.30以上，并且溫度適用范圍寬。

④隔振器和阻尼器可以分開安裝，如果二者并在一起裝在一個箱體之內，則阻尼器不必單獨固定。箱體往往做成預壓狀態，這樣在維修與更換隔振器時，可以做到設備不動，更換過后，一般情況下設備水平無需再調整。

⑤隔振器壽命長，其壽命至少為15年以上。

但采用大載荷彈簧阻尼液隔振器也存在如下缺點。

①彈簧阻尼液隔振系統價格高昂，隔振系統容易損壞，主要是阻尼液對環境影響非常敏感，怕水和油，容易泄漏，而鍛造行業的惡劣環境卻又是難以控制和想象的。

②彈簧容易被小顆粒和氧化皮等損壞，彈簧的疲勞及阻尼器的損壞又不斷地需要修理和更換。

③安裝彈簧隔振器需要大的水泥或鋼鐵配重來達到合格的鍛錘垂直振幅，這是因為彈簧非常軟或剛度過于小。

（2）橡膠隔振器和橡膠隔振墊

砧座下直接隔振常采用橡膠隔振器和橡膠隔振墊。其優點是投資少，但難以做到隔振效率很高，另外其阻尼比最多做到0.15。研究表明，采用有孔的橡膠墊，其阻尼性能比普通橡膠墊要好一些。此種隔振方法投資少，故也會得到一定程度應用。但是橡膠元件的彈性是通過元件的形狀變化而得到的，因此其變形量是有限的，所支承的系統固有頻率也很高，由于它是非線性的，在大載荷時會變硬。在橡膠作為阻尼元件時，其阻尼效應引起的熱量也會降低橡膠的彈性阻尼特性。

（3）空氣彈簧

該型減振器在鍛錘彈性隔振上的應用主要以日本日野、三菱減振器為代表，其是一種簾線增強的橡膠囊，內充壓縮空氣，利用氣體的可壓縮性起彈簧作用的減振橡膠制品，有長枕式、葫蘆式和隔膜式等類型。空氣彈簧可以大致分為自由膜式、混合式、袖筒式和囊式空氣彈簧，其橡膠囊結構與無內胎輪胎相似，由內膠層（氣密層）、外膠層、簾布增強層及鋼絲圈組成，其載荷主要由簾線承受。簾線的材質是空氣彈簧的耐壓性和耐久性的決定性因素，一般采用高強度的聚酯簾線或尼龍簾線，簾線層交叉并且和氣囊的經線方向成一角度布置。與金屬彈簧相比，氣囊具有質量小、舒適性好、耐疲勞、使用壽命長等優點，它同時具有減振和消聲作用，但其在使用時需要增設氣站，增加了成本和空間。

（4）液壓阻尼減振器

由于液體阻尼的穩定性、即時性、緊湊性及可控性，以德國Gerb防振工程有限公司為代表開發了一系列液壓阻尼器。其基本形式是由缸筒、活塞、阻尼材料和導桿等部分組成，活塞在缸筒內作往復運動，活塞上開有適量小孔作為阻尼孔，缸筒內裝滿流體阻尼材料。當活塞與缸筒之間發生相對運動時，由于活塞前后的壓力差使流體阻尼材料從阻尼孔中通過，從而產生阻尼力。黏滯流體阻尼器對鍛錘振動控制的機理是將結構的部分振動能量通過阻尼器中黏滯流體的阻滯作用耗散掉，達到減小設備振動的目的。

（5）多層彈性體阻尼模塊隔振系統（MRM）

由美國減振技術公司研發的多層彈性體阻尼模塊隔振系統（MRM）是近年來鍛錘彈性基礎隔振的最新技術。MRM隔振系統耐油和水、耐熱和防老化的物理特征佳。當彈性體模塊構成MRM受壓縮時，彈性體模塊就開始以熱能的形式散發熱量，熱量從彈性體阻尼模塊傳遞到鋼板中，然后又在環境的空氣中散發掉。多層彈性體阻尼模塊隔振系統（MRM）可提供約60%～85%的隔振效果，隔振系統固有的振動頻率范圍為8～15Hz。通常MRM的混凝土基礎比彈簧隔振器的混凝土基礎要小。

6.3.4.2　鍛錘隔振系統的CAD二次開發與智能制造

鍛錘隔振裝置主要采用手工設計，設計效率低、直觀性差、重復性工作多、往往要查閱手冊、計算和校核許多數據、繪制大量圖形。因此改變傳統的設計方法，采用與CAD相結合的技術成為一種趨勢。對于Pro/E這類通用軟件，其自身標準與國內標準存在差異，而且缺乏鍛錘隔振方面的專業模塊，近年來不少學者提出了在Pro/E平臺上對鍛錘隔振CAD系統進行二次開發并以此開展智能制造的新思路。

隨著計算機圖形技術和三維CAD開發軟件的成熟，基于AutoCAD和Pro/E軟件作為二次開發平臺，根據鍛錘隔振的設計原理，利用VC++6.0的MFC和Pro/E自帶的二次開發工具包Pro/TOOLKIT開發出一套界面友好、交互性強的鍛錘隔振CAD系統，研究的重點方向如下。

①解決Pro/E軟件、VC++6.0編譯器以及ACCESS數據庫之間的通信及有關接口技術。分析Pro/TOOLKIT內部的基本數據結構、功能函數及其使用方法，研究基于OLE DB、DataGrid的方式將ACCESS數據庫與VC++6.0連接，實現外部數據庫與Pro/E軟件的結合。

②研究基于Pro/TOOLKIT的菜單設計技術以及Pro/TOOLKIT與MFC的混合編程技術，研究菜單資源文件、注冊文件的建立方法，實現鍛錘隔振CAD系統可視化界面設計。

③研究鍛錘隔振CAD系統開發的關鍵技術，在基于特征的參數化、Pro/TOOLKIT應用程序設計的基礎上，提出了基于三維模型的參數化自動建模技術。根據鍛錘隔振的設計原理，設計板簧懸吊式隔振參數化系統、螺旋彈簧及橡膠阻尼器的承墊式、反壓式、慣性塊式隔振參數化系統。實現各類隔振系統零件、組件的三維模型及二維工程圖的自動化生成。

④設計鍛錘隔振系統標準件數據庫，通過ACCESS創建的標準件庫零件參數數據庫來驅動模型參數，實現對所選標準件進行自動建模。

⑤對Pro/E進行合理配置并編寫BOM格式文件，實現自動生成鍛錘隔振CAD系統零部件的BOM清單功能。將零部件的信息（如質量、名稱、圖號、材料、備注等）通過清單形式進行出，實現智能制造。

6.3.4.3　鍛錘基礎隔振的參數優化設計方法

鍛錘彈性基礎的減振效果取決于彈簧剛度、阻尼器阻尼系數、基礎塊質量及外形尺寸等參數的選取，同時受約束于設計要求及其結構和工藝條件。由于影響因素多，且參數間關系復雜，傳統設計方法無法滿足設計要求，需要使用目標函數優化。參數優化設計方法通常遵循如下步驟。

（1）建立動力學微分方程

由于鍛錘隔振所采用的隔振器的剛度遠小于機架、砧座與慣性塊之間的墊層剛度，因此無論是砧座下直接隔振還是質量塊隔振，都可以簡化為兩自由度系統，如圖27-6-13所示。

系統的運動微分方程為

　　（27-6-15）

式中，K₁、K₂分別為隔振器彈簧剛度和土壤剛度；C₁、C₂分別為隔振器阻尼系數和土壤阻尼 系數； x₁、x₂分別為砧座和基礎塊的位移；m₁為砧座質量（自由鍛錘）或機身與砧座質量之和（模鍛錘）；m₂為機架與基礎塊質量之和（自由鍛錘）或基礎塊質量（模鍛錘）。

（2）確定系統的初始條件

如錘擊速度、土壤參數和設計要求等，具體確定方法已在6.3.3節給出。

（3）建立優化設計的數學模型

對鍛錘彈性基礎優化設計需要滿足以下基本要求：基礎和砧座的振幅在允許范圍內；作用于地基上的動應力應在允許范圍內。當鍛錘參數及地基條件確定后可根據上述要求建立優化設計數學模型。

①確定目標函數。可以根據實際的優化要求確定目標函數，可以對單參數也可以是多參數的，通常以基礎的力傳遞率作為目標函數。

②確定約束條件。一般為砧座的最大振幅約束、基礎塊的振幅和最大加速度約束、地基承受的最大動載約束、基礎自振頻率約束、振動衰減時間約束和設計變量的邊界約束等。

③選取優化算法開展優化設計，常用的優化算法如序列二次規劃法、時頻域函數優化參數混合算法和遺傳算法等。