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4 4，沖擊式機器，鍛錘4,4 1 鍛錘隔振后需要滿足下列基本要求?；A(chǔ)和砧座的最大豎向振動位移要小于容許振動值,是指隔振后基礎(chǔ)和砧座的豎向振動位移值小于用戶提出的容許振動值或有關(guān)規(guī)范標準規(guī)定的容許值.若用戶規(guī)定的容許值是離鍛錘一定距離處的容許值時。則需要根據(jù)具體地質(zhì)條件和振動在地基中的傳播規(guī)律。換算出鍛錘基礎(chǔ)的豎向容許振動值.通過控制基礎(chǔ)的振動值來控制距鍛錘一定距離處振動容許值，國內(nèi)外大量的鍛錘隔振實踐已經(jīng)證明 砧座振幅接近20mm時，既不影響生產(chǎn)操作,也不影響打擊效率。并可有效地節(jié)省投資，而在砧座下設置鋼筋混凝土臺座、即設有浮動的塊體式基礎(chǔ)時,砧座與塊體基礎(chǔ)一起運動 因運動部分質(zhì)量增大、其豎向振動位移很容易達到小于8mm的要求 從而使砧座運動更為平穩(wěn) 鍛錘在下一次打擊前,砧座基本停止振動.鍛錘打擊后,隔振器上部質(zhì)量不與隔振器分離，這是鍛錘生產(chǎn)操作的實際需要 4,4,2.鍛錘隔振后砧座最大豎向位移值的計算 采用單自由度模型是因為鍛錘隔振后砧座的振幅均在10mm左右.而其基礎(chǔ)的振幅均在0.5mm以下.二者相差一個數(shù)量級以上、計算砧座振幅時認為基礎(chǔ)不動、誤差較小 4。4.3，4.4,4.砧座與基礎(chǔ)的最大位移值的計算、采用下列方法、標準中圖4.4，2,1所示單自由度振動模型,錘頭質(zhì)量m0，以速度v0沖擊后，按質(zhì)心碰撞理論.砧座ms將獲得初始速度v1.式。63.中e1為無量綱的回彈系數(shù).按單自由度有阻尼系統(tǒng)振動理論 受初始速度v1激勵后。質(zhì)量ms將按圖6所示曲線做衰減的自由振動、即砧座的位移隨時間變化的規(guī)律可由下式描述、計算隔振后基礎(chǔ)最大豎向位移采用本標準圖4。4，2。2所示單自由度強迫振動模型、是因為、隔振后砧座振動頻率比基礎(chǔ)自振頻率小得多 二者耦合的影響很小，隔振系統(tǒng)對基礎(chǔ)的激擾、可以近似看成按本標準圖4。4，2.1所示砧座單自由度振動模型計算出的砧座位移與速度引起的隔振器中彈性力與阻尼力對基礎(chǔ)的激擾.本標準圖4，4，2,2中F t，為隔振器施加給基礎(chǔ)的動載荷，包括彈性力與阻尼力 圖中所示地基剛度K2為折算剛度.是按現(xiàn)行國家標準,動力機器基礎(chǔ)設計規(guī)范 GB,50040中的有關(guān)規(guī)定確定的地基抗壓剛度系數(shù)Cz乘以基礎(chǔ)底面積計算出地基的抗壓剛度Kz之后.乘以修正系數(shù)2,67后得到的，修正系數(shù)2 67。實際上是綜合考慮了基礎(chǔ)側(cè)面回填土的影響和地基土阻尼作用得到的,因而Kz也反映了地基阻尼的影響。力學模型中未直接表示出阻尼 則可以使計算大為簡化.通過隔振器作用于基礎(chǔ)的振動載荷F，t、包括兩部分。與砧座位移成比例的彈性力F1。t 和與砧座速度成比例的阻尼力F2、t 其中、4。4.5、設計鍛錘隔振裝置需要注意以下幾點、當鍛錘砧座質(zhì)量較大 依靠砧座質(zhì)量能有效承載振動能量 控制砧座振幅時,可以只對砧座隔振,稱砧下直接隔振,以減少隔振工程量.當砧座質(zhì)量相對較小時,可在砧座下增設鋼筋混凝土臺座，稱慣性塊，或通過鋼筋混凝土臺座將砧座與錘身結(jié)為一體。將隔振器設在鋼筋混凝土臺座下部、對砧座。慣性塊實行整體隔振，稱有慣性塊式隔振.以控制打擊后的砧座振幅.使鍛錘的打擊中心，隔振器的剛度中心和隔振器上部質(zhì)量的質(zhì)心盡可能布置在同一鉛垂線上 若對砧座與錘身實行整體式隔振,設計單臂鍛錘聯(lián)結(jié)砧座與錘身的鋼筋混凝土臺座、即慣性塊 時.需要將慣性塊的重心置于與錘身對稱的一側(cè),使砧座,錘身、慣性塊的整體重心盡量與砧座重心即鍛錘的打擊中心重合。當砧座或慣性塊底面積較大、且重心與底面之間的距離較小時,可直接將隔振器置于砧座或慣性塊的下部.構(gòu)成支承式隔振結(jié)構(gòu)，當砧座底面積較小,砧座重心的位置相對于砧座底面較高。又不采用鋼筋混凝土臺座.慣性塊,時?？蓪⒄麄€砧座懸吊在隔振器下部、隔振器則布置在砧座旁與砧座重心高度相近的水平面上,構(gòu)成懸吊式隔振結(jié)構(gòu)，以增加砧座運行的穩(wěn)定性、鍛錘隔振后。砧座的振動位移一般控制在10mm左右，為防止打擊后砧座側(cè)向晃動,宜對砧座或慣性塊設置導向或防偏擺的限位裝置，鍛錘的砧座和慣性塊結(jié)構(gòu)龐大,起吊困難。通常需要在安裝隔振器的基礎(chǔ)坑內(nèi)留出便于工人維修和調(diào)整隔振器的空間,并預設放置千斤頂?shù)奈恢?為清除鍛錘工作時落入基礎(chǔ)坑內(nèi)的氧化皮和潤滑液 坑內(nèi)要有積液池和清除氧化皮的工作空間。為滿足以上要求,鍛錘隔振系統(tǒng)的阻尼比通常在0.25 0,30的范圍內(nèi)較為合理 壓力機4、4。6、壓力機隔振參數(shù)的計算要求說明如下 壓力機隔振參數(shù)的計算是指機械壓力機隔振參數(shù)的計算，機械壓力機傳動系統(tǒng)中因設有離合器與制動器 運行時離合器結(jié)合。制動器制動以及沖壓工件都會激起振動.離合器結(jié)合與制動器制動激起的振動，性質(zhì)與強度相同,只是方向相反，因而可以只計算離合器結(jié)合時的振動 而不再計算制動器制動時的振動。即本條第1款中啟動產(chǎn)生的沖擊振動,沖壓工件時激起的振動,因性質(zhì)不同而需單獨計算 由于壓力機隔振后其基礎(chǔ)振動遠小于壓機自身的振動，分析壓機自身振動時近似認為基礎(chǔ)不動 分析基礎(chǔ)振動時則把因壓機振動引起隔振器伸縮而作用于基礎(chǔ)的動載荷看作基礎(chǔ)振動的擾力,離合器結(jié)合時 曲柄連桿機構(gòu)突然加速的慣性力。通過軸承水平作用在機身上 激起壓力機作搖擺振動,其力學模型見標準中的圖4,4 6.1。因為離合器結(jié)合過程時間很短 作用于軸承處的沖擊力的大小難以計算 但結(jié)合過程中通過主軸軸承作用于機身的沖量N正好等于曲柄連桿機構(gòu)所獲得的動量.可用下式表示 式中。N。通過主軸由軸承O.作用于機身的沖量，mz,主軸偏心質(zhì)量與連桿折合質(zhì)量之和 連桿折合質(zhì)量可取連桿質(zhì)量的1。3 r 曲柄半徑 ny 壓力機主軸的額定轉(zhuǎn)速.因為壓力機主軸軸承O，的位置較高、在此沖量作用下。壓力機將產(chǎn)生搖擺振動 由于設在壓力機機腳處的隔振器的橫向剛度通常都遠大于豎向剛度、振動時壓力機機腳處的橫向位移趨近于零 可近似認為隔振器橫向剛度為無窮大。壓力機繞質(zhì)心的回轉(zhuǎn)半徑R1.式.73、即本標準中的式,4、4 6,2、在水平擾力激勵下 按標準中圖4、4.6，1所示力學模型.壓力機將繞底部中點作單自由度擺動 其微分方程為。式,74、中第1項是壓力機的擺動慣性力矩.第2項是壓力機承受的來自隔振器的阻尼力力矩、第3項是壓力機承受來自隔振器的彈性反力矩,擺動的固有頻率wk和系統(tǒng)阻尼比為 沖壓工件時,忽略掉基礎(chǔ)的振動 則隔振壓力機的力學模型如本標準圖4。4,6。2所示。圖中mt為壓力機頭部的質(zhì)量、mg為壓力機工作臺的質(zhì)量。K3是壓力機機身的剛度.包括立柱剛度和拉桿剛度.K1是隔振器的剛度，F(xiàn)是壓力機工作壓力,因為沖壓工藝力一般是從小到大、然后突然消失 而最典型的工況是沖裁。當沖裁力達到最大值時.工件斷裂使機身突然失去載荷而引起振動。壓力機最嚴重的振動發(fā)生在以額定壓力沖裁工件時 為使分析簡化，可以近似認為沖裁加載階段只引起機身靜變形u1 F。K3，突然失荷時。機身因彈性恢復而產(chǎn)生自由振動。按本標準圖4.4。6.2所示雙自由度振動模型,其自由振動微分方程為.實際上壓力機隔振器的剛度K1遠小于機身剛度K3.比值K3，K1均在50以上,用式、83。計算沖壓時壓力機頭部與工作臺的最大豎向位移，有足夠的可信度.沖壓工件時基礎(chǔ)豎向位移的計算，將隔振壓力機基礎(chǔ)的振動,看成是通過隔振器作用于基礎(chǔ)的動荷載激起的振動，忽略隔振器的阻尼力、可得到圖7所示力學模型。圖中F2是隔振器作用于基礎(chǔ)的荷載，K1是隔振器的剛度，u2,t,是壓力機工作臺即機座的位移，m3是基礎(chǔ)質(zhì)量 K2是基礎(chǔ)底部地基土的抗壓剛度,圖7 壓力機基礎(chǔ)振動時的力學模型.因為隔振器剛度K1遠小于地基土抗壓剛度K2.隔振器的伸縮頻率、即擾力F2的頻率遠小于基礎(chǔ)m3的自振頻率，按單自由度強迫振動理論,此時基礎(chǔ)的位移可近似看成擾力F2作用下基礎(chǔ)的靜位移、即、4、4 7.閉式多點機械壓力機機身質(zhì)量較大 工作臺面寬.通常可將隔振器直接裝在機腳處而不另設鋼筋混凝土臺座.對于動力系統(tǒng)在機身上部.工作臺面較窄的閉式單點壓力機,可在機身下設置鋼制臺座。在臺座下安裝隔振器，以加大隔振器之間的距離。提高壓力機的穩(wěn)定性，開式壓力機，工作臺的中心與機身重心不在一條鉛垂線上.需在機身下設置臺座,在臺座下再安裝隔振器,以調(diào)整隔振器上部質(zhì)量重心的位置，使其盡可能靠近工作臺中心線.并拉開隔振器之間的距離、使隔振器剛度中心靠近工作臺中心 避免壓機工作時搖晃