1、UDC 中华人民共和国国家标准-GB 50463 - 2008 隔振设计规范Code for design of vibration isolation ,-. - . -.，、7、凡(、/ 号、J-唱、阳吧峙.-2008 -11 - 27 发布2009 - 06 -01实施中华人民共和国住房和城乡建设部联合发布申华人民共和国国家质量监督检验检疫总局中华人民共和国国家标准隔振设计规范CodeJor design of vibration isolation GB 50463 - 2008 主编部门:中国机械工业联合会批准部门:中华人民共和国住房和城乡建设部施行日期:2 0 0 9 年6 月1
2、日中国计划出版社2009北京中华人民共和国住房和城乡建设部公告第169号住房和城乡建设部关于发布国家标准隔振设计规范的公告现批准隔振设计规范为国家标准，编号为GB 50463一2008.自2009年6月1日起实施。其中，第3.2.1 (2)、3.2.5、8.2.8条(款)为强制性条文，必须严格执行。本规范由我部标准定额研究所组织中国计划出版社出版发行。中华人民共和国住房和城乡建设部二00八年+一月二+七日前本规范是根据建设部建标(2003J102号文关于印发二00二二00三年工程建设国家标准制定、修订计划的通知的要求，由中国中元国际工程公司会同有关设计、科研、生产和教学单位共同编制而成。本规范
3、在编制过程中，编制组开展了专题研究，进行了广泛的调查分析，总结了近年来我国在隔振设计方面的实践经验，与相关标准进行了协调，与国际先进标准进行了比较和借鉴，充分考虑了我国的经济条件和工程实践，在此基础上以多种方式广泛征求全国有关单位的意见，并经过反复讨论、修改、充实和试设计，最后经审查定稿。本规范共分8章1个附录，主要内容包括:总则，术语、符号，基本规定，容许振动值，隔振参数及固有频率，主动隔振，被动隔振，隔振器与阻尼器等。本规范以黑体字标志的条文为强制性条文，必须严格执行。本规范由住房和城乡建设部负责管理和对强制性条文的解释，由中国中元国际工程公司负责具体内容解释。请在执行本规范的过程中，注意
4、总结经验，积累资料，并将意见和建议寄至中国中元国际工程公司国家标准隔振设计规范管理组(北京市西兰环北路5号，邮政编码:100089)，以供今后修订时参考。本规范主编单位、参编单位和主要起草人:主编单位:中国中元国际工程公司参编单位:中国机械工业集团公司北方设计研究院中国电子工程设计研究院 1 中国汽车工业工程公司南昌大学国电华北电力设计院中联西北工程设计研究院北京市劳动保护研究所合肥工业大学隔而固青岛振动控制有限公司中国联合工程公司湖南大学中工国际工程股份有限公司北京振冲安和隔振技术有限公司中国铁道科学研究院江南大学主要起草人:徐建刘纯康黎益仁俞渭雄杨先健杨国泰瞿荣民易干明何成宏张维斌孙家膜尹
5、学军柳炳康徐辉高志尧唐驾时高象波杨宜谦虞仁兴 2 目次1总则.( 1 ) 2 术语、符号(2 ) 2.1 术语(2 ) 2.2 符号(3 ) 3 基本规定( 6 ) 3.1 设计条件和隔振方式(6 ) 3.2 设计原则( 7 ) 4 容许振动值( 9 ) 4.1 精密仪器及设备的容许振动值(9 ) 4.2 动力机器基础的容许振动值5 隔振参数及固有频率(1 3 ) 5.1 隔振参数门川5.2 隔振体系的固有频率6 主动隔振( 20) 6.1 计算规定( 20) 6.2 旋转式机器( 26) 6.3 曲柄连杆式机器(28)6.4 冲击式机器门0)7 被动隔振U们7.1 计算规定( 36) 7.2
6、 精密仪器及设备(38) 7.3 精密机床门们8 隔振器与阻尼器( 4 1 ) 8. 1 一般规定 8.2 圆柱螺旋弹簧隔振器(4 1 ) 8.3 碟形弹簧与迭板弹簧隔振器( 46) 8.4 橡胶隔振器 8. 5 空气弹簧隔振器们8.6 粘流体阻尼器(6 3 ) 8.7 组合隔振器刊们附录A地面屏障式隔振本规范用词说明(74 ) 附:条文说明( 75) 2 1总则1. 0.1 为使隔振设计依据振源及隔振对象的特性，合理地选择有关动力参数、支承结构形式和隔振器等，做到技术先进、经济合理，确保正常生产和满足环境要求，制定本规范。1. O. 2 本规范适用于下列情况的隔振设计:1 对生产、工作及建筑
7、物的周围环境产生有害振动影响的动力机器的主动隔振。2 对周围环境振动反应敏感或受环境振动影响而不能正常使用的仪器、仪表或机器的被动隔振。1. O. 3 本规范不适用于隔离由地震、风振、海浪和噪声等引起的振动，不适用于古建筑的隔振设计。1. O. 4 隔振设计除应执行本规范外，尚应符合国家现行的有关标准的规定。 1 2 术语、符号2. 术语2. 1. 1 主动隔振active vibro-isolation 为减小动力机器产生的振动，而对其采取的隔振措施。2. 1. 2 被动隔振passive vibro-isolation 为减小振动敏感的仪器、仪表或机器受外界的振动影响，而对其采取的隔振措施
8、。2. 1. 3 隔振体系vibration isolating system 由隔振对象、台座结构、隔振器和阻尼器组成的体系。2. 1. 4 隔振对象vibration isolated object 需要采取隔振措施的机器、仪器或仪表等。2. 1. 5 容许振动值allowable vibration value 所要求的点或面处的最大振动限值。2. 1. 6 传递率transmissi bili ty 对于主动隔振为隔振体系在扰力作用下的输出振动线位移与静位移之比;对于被动隔振为隔振体系的输出振动线位移与受外界干扰的振动线位移之比;对于地面屏障式隔振为屏障设置后地面振动线位移与屏障设置前
9、地面振动线位移之比。2.1.7 隔振器isolator 具有衰减振动功能的支承元件。2. 1. 8 阻尼器damper 用能量损耗的方法减小振动幅值的装置。 2 2.2符号2.2.1 作用和作用效应Fox _作用在隔振体系质量中心处沿z轴向的扰力值;Foy 作用在隔振体系质量中心处沿y轴向的扰力值;F 0 -_作用在隔振体系质量中心处沿z轴向的扰力值;Mox 作用在隔振体系质量中心处绕z轴旋转的扰力矩值;Moy _作用在隔振体系质量中心处绕y轴旋转的扰力矩值;Mo, ._作用在隔振体系质量中心处绕z轴旋转的扰力矩值;A 干扰振动线位移;Ax-一隔振体系质量中心处沿z轴向的振动线位移;Ay -隔
10、振体系质量中心处沿y轴向的振动线位移;A, 隔振体系质量中心处沿z轴向的振动线位移;Ax一一隔振体系质量中心处绕z轴旋转的振动角位移;Ay -_一隔振体系质量中心处绕y轴旋转的振动角位移;A，一一隔振体系质量中心处绕z轴旋转的振动角位移;Aox 支承结构或基础处产生的沿z轴向的干扰振动线位移;Aoy 支承结构或基础处产生的沿y轴向的干扰振动线位移pAoz支承结构或基础处产生的沿z轴向的干扰振动线位移;Aox 支承结构或基础处产生的绕z轴旋转的干扰振动角位移;A叩一一支承结构或基础处产生的绕y轴旋转的干扰振动角位移;A， 支承结构或基础处产生的绕z轴旋转的干扰振动角位移。2.2.2 计算指标 3
11、 Kx 隔振器沿z轴向的总刚度;Ky 隔振器沿y轴向的总刚度;K，-二一隔振器沿z轴向的总刚度;Kx 隔振器绕r轴旋转的总刚度;K750 0.15 注:n为机器转速。4.2.3 锻锤基础的容许振动值，宜符合下列规定:1 当块体基础下设有隔振装置时，块体基础竖向容许振动线位移宜取8mm。2 当础座下设有隔振装置时，陆座竖向容许振动线位移宜取20mm。 11 4.2.4 压力机基础的容许振动值，宜符合下列规定:1 压力机基础控制点的容许振动值，可按表4.2.4采用:表4.2.4压力机基础控制点的容许振动值基组固有频率(Hz)/n3. 6 容许振动线位移(mm)1. 0 3.6yZL- A qZ Y
12、L (6. 1. 5-1) AyL=Ay+Aq, XL -AqxZL (6. 1. 5-2) AL =A，十AYL-AqyXL (6. 1. 5-3) 式中AxL一一隔振体系任意点处沿z轴向的振动线位移(m); AyL一一隔振体系任意点处沿y轴向的振动线位移(m); AL一-隔振体系任意点处沿z轴向的振动线位移(m); XL一一任意点的z轴坐标值(m); YL-一任意点的y轴坐标值(m); ZL一任意点的z轴坐标值(m)。2 当作用在隔振体系质量中心处沿各轴向的简谐扰力和绕各轴旋转的简谐扰力矩的工作频率均相同、且在作用时间上有相位差时，任意点处的振动线位移，应按各轴向振动的相位差计算。3 当作
13、用在隔振体系质量中心处沿各轴向的简谐扰力和绕各轴旋转的简谐扰力矩的工作频率均不相同时，任意点处各轴向的最大振动线位移，可按下列公式计算: 25 Axl.max = I Ax I + I AyZL I十IA，YLI (6. 1. 5-4) AyL.max = I A y 1+ I AzXI.I + I AxZL I (6. 1. 5-5) Amax = IA, I + IAxYL I + IAyXL I (6. 1. 5-6) 式中A (m) ; AYl.max 隔振体系任意点处沿y轴向的最大振动线位移(m) ; AzL.max 隔振体系任意点处沿z轴向的最大振动线位移(m)。4 当扰力、扰力矩
14、为脉冲作用时.任意点处的振动线位移，可按公式(6.1.5-1)(6.1. 5-3)计算。6.2 旋转式机器6.2.1 旋转式机器的隔振，宜采用支承式。隔振器的选用和设置，宜符合下列规定:1 汽轮发电机、汽动给水泵基础的隔振，可采用圆柱螺旋弹簧隔振器，隔振器宜设置在柱顶或台座下梁的顶面。2 离心泵、离心通风机基础的隔振，可采用圆柱螺旋弹簧隔振器或橡胶隔振器，隔振器宜设置在梁顶或底板上。3 圆柱螺旋弹簧隔振器应具有三维隔振功能。4 在汽轮发电机、汽动给水泵的隔振体系中，隔振器应与阻尼器一起使用。6.2.2 汽轮发电机、汽动给水泵的隔振，可采用钢筋混凝士台座结构;台座结构可采用板式、梁式或梁板混合式
15、;台座结构应按多自由度体系进行动力分析，并应计入台座弹性变形的影响。离心泵、离心通风机的隔振，可采用钢筋棍凝土板或具有足够刚度的钢支架作为台座结构;台座结构可按刚体进行动力分析。 26 6.2.3 汽轮发电机、汽动给水泵在工作转速时，振动线位移的计算宜取在工作转速:1:25 %范围内的最大振动线位移;对于小于75%工作转速范围内的计算振动线位移，应小于容许振动线位移的1.5倍。6.2.4 旋转式机器的隔振设计，当缺乏扰力资料时，扰力的确定，宜符合下列规定:1 工作转速大于3000r/min高转速机组的扰力，可按下列公式计算:Pi =0. 25Wgi (n/3000)3/2 p沮=0.25l串g
16、i(n/3000)3/2 (6.2.4-1) (6.2.4-2) Pyi =0. 125Wgi (n/3000)3/2 (6.2.4-3) 式中P一作用在隔振体系第i点沿竖向的机器扰力(N); Pxi 作用在隔振体系第z点沿横向的机器扰力(N); Pyi-一作用在隔振体系第i点沿纵向的机器扰力(N); W.i -作用在隔振体系第i点的机器转子重力荷载(N); n-一一机器的工作转速(r/min)。2 汽轮发电机组的扰力，可按表6.2.4-1确定:表6.2.4-1汽轮发电机组的扰力机器工作转速(r/min)3000 1500 竖向、横向0.20W.i 0.16W.i 第2点的扰力(N)纵向0.1
17、0W.i 0.08W.i 3 电机的扰力，可按表6.2.4-2确定:亵6.2.4-2电机的扰力机樱工作转速(r/min)750 第2点的扰力(N)O. lOW.i 0.15W.i 0.20W.i 4 其他旋转式机器的扰力，可按下式计算:P=mxe2 (6.2.4-4) 27 式中P一一作用在隔振体系质量中心处沿竖向或横向的机器扰力(N); mx一一机器旋转部件的总质量(kg);e一一机器旋转部件的当量偏心距(m)，可按表6.2.4-3确定:袤6.2.4-3机榻旋转部件的当量偏心距机器名称机器转动部件工作转速(r/min)偏心距(mm)风机叶轮O. 50-l. 00 二1500O. 10 水泵叶
18、轮1 OOO;:;nI. (7. 1. 1-4) APy=Ao哺乳y(7. 1. 1-5) A.当量摩擦系数;(8.3.11-1) (8.3.11-2) 一一摩擦系数，可取O.50. 8;当板面粗糙时取大值，当板面光滑时取小值。2 卸荷载时，迭板弹簧的刚度可按下式计算:Kdb2=(l-口)Kdb(8.3.11-3) 式中Kdb2一一卸荷载时迭板弹簧的刚度(N/m)0 8.3.12 迭板弹簧的当量粘性阻尼系数，可按下式计算:4coP .h Cm=主立于(8.3.12) 7wn. 式中C20 由试验确定2 书冲l刊图8.6.2-3多动片型阻尼器1 定片;2动片4 内锥不封底的圆锥片型阻尼器(图8.
19、6.2-4)的阻尼系数，可接下列公式计算:C2nlrn _:_2 ，.-一-丁了-sm2rm (8.6.2-10) GO o c n r-3n-，l-3m Hm-d L一= C (8.6.2-11) 式中rn 内锥壳平均半径(m); z 锥壁与水平线间的夹角;ln-一内锥壳边长(m)。 66 2 图8.6.2-4圆锥片型阻尼器1定片;2动片8.6.3 活塞柱型阻尼器(图8.6.3)的阻尼系数，可按下式计算:u hh.SL C.=12仁立二二 - -1rdh.d 式中dh，一活塞柱直径(m); hh, 活塞高度(m); Sh. 活塞底面面积(m2); dh一-活塞动片与静片之间的距离(m)。主仁
20、j图8.6. 3 活塞柱型阻尼器8.6.4 隔振体系的阻尼比，可按下列公式计算:C 一王ZJK.百y一一C，y2ff，再(8.6.3) (8.6.4-1) (8.6.4-2) 67 Ez=C坦白汇百巳=C帆机勾KxJxgL Z C PY 5CF 惧句玄可;8.6.5 粘流体材料的动力粘度，可按下式计算:n=VnPn 式中Vn一-粘流体的运动粘度(m2/s);Pn一一粘流体的密度(N.s2/m4)。8.6.6 阻尼器的设计，应符合下列要求:(8.6.4-3) (8.6.4-4) (8.6.4-5) (8.6.4-6) (8.6.5) 1 阻尼器体积较小时，阻尼器可在隔振器箱体内与弹簧并联设置;阻
21、尼器体积较大时，阻尼器可与隔振器相互独立并联设置。2 阻尼器应沿隔振器刚度中心对称设置，其位置应靠近竖向或水平向刚度最大处。3 独立设置的阻尼器，阻尼器底部应与隔振台座可靠连接。4 片型阻尼器，可设计成矩形，也可设计成以定片为内、外圆圈的圆柱形。8.7 组合隔振器8.7.1 当采用钢弹簧隔振器不能满足隔振体系阻尼或变形要求，且采用橡胶隔振器不能满足隔振体系低固有频率的设计要求时，可采用圆柱螺旋弹簧与橡胶组合隔振器，也可采用其他不同材料 68 的组合隔振器。隔振器的组合形式，可采用群体式或间隔式(图8.7.1)。杉少仍仍仍仍二1l囹囹l圈圈(a)群体式(b)间隔式图8.7.1隔振器组合形式+一弹
22、簧;0一橡胶8.7.2 组合隔振器的刚度和阻尼比，可按下列公式计算:1 并联组合隔振器(图8.7.2a、b)，可按下列公式计算:KZh = KZR + Kzs (8.7.2-1) . sKzs十RKZRZh Kzs十KZR(8.7.2-2) 2 串联组合隔振器(图8.7. 2c) ，可按下列公式计算:k kzskzR Zh一瓦王瓦i(8.7.2-3) K-n vH-K 十一+R-m k-k yb一一-V飞，(8.7.2-4) 式中KZh一一组合隔振器竖向总刚度(N/m); Zh一一一组合隔振器阻尼比;Kzs一一-圆柱螺旋弹簧隔振器的刚度(N/m); KZR一一橡胶隔振器的刚度(N/m); s
23、圆柱螺旋弹簧的阻尼比;R 橡胶的阻尼比。 69 tsKzs (a)并联(b)并联(c)串联图8.7.2并联、串联组合隔振器示意8.7.3 并联组合隔振器中，圆柱螺旋弹簧隔振器与橡胶隔振器的自由高度不同时，应在较低高度的隔振器下设置支垫(图8.7.3) 支垫的高度可按下列公式计算:(a) (b) (c) 图8.7.3并联组合联振器原件的支垫高度示意HZh = Hos - HOR -.1sP十.1RP.1p = :,s 一-SP Kzs ARF=ZE z、ZRPs= l. 5AKzs PR=W-Ps 式中H Zh 支垫的高度;Hos 圆柱螺旋弹簧隔振器的自由高度(m); HOR一一一橡胶隔振器的自
24、由高度(m); 70 昌叮lghh(8.7.3-1) (8.7.3-2) (8.7.3-3) (8.7.3-4) (8.7.3-5) .1sP一一圆柱螺旋弹簧隔振器的静力变形;.1RP-一橡胶隔振器的静力变形(m); PS-一圆柱螺旋弹簧隔振器承受的压力;PR-一橡胶隔振器承受的压力;W一一隔振体系的总重力CN)。 71 附录A地面屏障式隔振A.O.l 屏障可采用排桩(图A.O. 1a)或隔板(图A.O. 1b);当隔振要求较高时，可采用屏障并联隔振(图A.O. 1c)。排桩屏障可用于干扰频率为10Hz以上时的屏障式隔振，隔板屏障与屏障井联隔振可用于干扰频率为O100Hz时的屏障式隔振。 ;由
25、?j. 主=-353气(0.8-1.0)，1.L军:s (a)排桩屏障(b)隔板屏障(c)屏障并联隔振图A.0.1 屏障隔振方式1 排桩或排孔;2粗砂砾石填实;3一混凝土隔板A.O.2 排桩屏障的隔振设计，应符合下列要求:1 当屏障至波摞距离不大于地基土面波波长2倍时，排桩长度可取地基土面波波长的O.81.0倍;当屏障至波源距离大于地基士面波波长2倍时，排桩长度可取地基土面波波长的O.7O. 9 倍。2 排桩可采用单排、双排或多排，桩距宜为桩直径的1.5倍;当排桩为双排和多排时，两排之间的距离可取桩直径的2.5倍。3 排桩式屏障用于主动隔振时，宜计入其固有频率的提高对于淤泥质土或饱和粉细砂地基
26、的影响。A.O.3 当符合下列公式之一时，屏障可采用隔板: 72 j ,v、A叩分别取代公式(5.1. 9-3)中的、nv、Av、Aav即得公式(5.1.9-2)。5.2 隔振体系的固有频率5.2.1 本条给出了隔振体系固有频率的计算公式。1 在各类隔振公式中，其振型的独立与藕合可分为下列情况:1)支承式(图3.1. 2a) :当隔振体系的质量中心Cg与隔振器刚度中心c，在同一铅垂线上，但不在同一水平轴线上时.z与伊z为单自由度体系.X与科相藕合.y与机相榈合。当隔振体系的质量中心CE与隔振器刚度中心C.重合于一点时(图3.1.2b) .X，y，z、轧、吼、伊z均为单自由度体系。2)悬挂式(图
27、3.1. 2c、d):当刚性吊杆的平面位置在半径为R的圆周上时.X，y与?为单自由度体系，其余均受约束。3)悬挂兼支承式(图3.1. 2e、0:隔振体系的质量中心Cg与隔振器刚度中心c，在同一铅垂线上，当刚性吊杆与隔振器的平面位置在半径为R的圆周上时.z与轧为单自由度体系.X与伊y相藕合;y与轧相藕合，当吊杆与隔振器的平面位置不全在半径为R的圆周上时.z轴向为单自由度体系.X与叽相锢合;y与t相辅合，伊z受约束。2 独立振型。如图1所示的体系，沿z轴向自由振动的微分方程为: 86 mxx+Cxx十Kx x=Ol 或五十2nxx+:J二oJ (3) 式中Cx一一-体系沿z轴向总的阻尼系数(kN
28、s/m)。x z 图1C=2m. n (4) 式中nx一一体系沿z轴向总的阻尼特征系数(red/s);Kx一一体系沿x轴向总的弹簧刚度(kN/m); mx一一隔振体系沿z轴向参加振动总的质量(t)。设式(3)的解为:工=Aert(5) 代入式(3)得:A(r2十2nxr十wx)et=0 由于ert手O.A手O.故:(r2+2nxr十x)=0 r = - nx I ,j n -wx - -nx士zdE=石?=-nx士1.nxJF百=-nxIdx(6) 式中m一一体系沿z向无阻尼固有圆频率:nx= Wdx 体系沿z向有阻尼固有圆频率:dx =nxJF百x -_体系沿z向的阻尼比:n主CxWnx 2
29、mnx 将式(6)代入式(5)得式(3)的解为:x =A eTt =A1 e(-nx-+叫x)t十A2 e(-nx-dx) t (7) (8) (9) 87 =e-n,tAj eiwdxt+A2 e-idxtJ =e-n,t (A j +A2)coswdxt+i(Aj-A2) sindxtJ 二en.Bj COSdxt+ Bz sindxtJ (1 0) 式(10)中Bj=Aj +A2 ,B2=oi(Aj -A2)为根据初始条件确定的待定系数。i=-nx e-nxtBjcosdxt+ B2 sindxtJ 卡enxldxBj sindx t十B2 COSWdx tJ (11) 由式(10)和式
30、(11)得:当t=O时，若X=x。得Bt=xo当t=O时，若X=xo得Bz=兰土生主)dx 代人式(10)则得该体系自由振动时的位移方程为:工=e叮Xo COSdxt+巳土坐立.Slndxt l (1 2) L臼)d.J 式(12)归。=Jd+(tr主f;叫=王三5;同理，对沿y、z轴的单自由度体系的自由振动，可将上述有关式中的位移和标脚工，改为y、z即可，对绕氏、代、伊z轴回转的单自由度体系的自由振动，可将位移和标脚的符号x，分别改为氏、代、伊，另外将惯量lnx分别改为人、y ，即可。根据式(7)，式(9)可得:nv二点;nycy十Kqy伊y-cth2-kxzhz=此乱yg(r)=Pxh3十
31、Myg()P,( T) ，、 4 (T) x 图2式(14)中有一项自由重产生的mgh2机因其数量相对很小，故忽略不计，公式中的h2即为规范正文中的z。将上式写成矩阵形式。可简化为:M .1 +C .1 +K.1 =go g() (1 5) r m 0 l r C. - C. h? l 式(1日中M= 1 : 1; C = I _ 1; K = Lo y J - - L - Cxh2 Cqy J kx kxh -kxh2 kq y r x . . r P. r P ox .1 = I ; R 0 = I = _- I (1 6 ) Jy ! P x h3 +儿1y!Moy! 式(16)中Pox
32、和Moy分别为作用在隔振体系质心。点处的沿z轴向的扰力幅值和绕y轴旋轴的扰力矩幅值。当扰力和扰力矩的时间函数不同时，则扰力所产生的振幅和扰力矩所产生的振幅，应分别计算，然后再进行叠加(或线性组合)。此时的运动微分方程为:M .1 十C.1十K.1=glgl(r)(1 7) M .1 +C.1+K丁.1=g2g2(r)(1 8) ( P. ( 0 式(17)和式(18)中Rl=_ ;R2=_ Pxh3 J 岛1yJ 89 对于无阻尼体系，C=O;自由振动时，g=O。此时体系的运动微分方程为:M 旦旦ZZZkpzf+CzhzkzzyfU)ny i=1曰u=1KIx (45) 同理:hzZKJ+Cx
33、hZKXE.4 缸Jnz. = 1 W nx ., = 1 Cy=-kp (46) x旦旦KXiY;+y生f!_KYi X; U)nx . = 1 W ny ,= I Iz=一且kpJ且(47) 96 本规范中所有的扰力值和扰力短值均为幅值。6. 1. 2 双自由度搞合振动时的振动位移。对于有阻尼的强迫振动，其微分方程为2M .1 +C. .1 +K.1 =gog(r) = MM-l go g() (48) 可设其解和将扰力项中的M-lgO为振型的线性组合:.1= Ak qk(t) i=l M-lgO= k. Ak 根据式(50)可求得z是lA=Poxplk+Moy A 2k (mpk + y
34、 ) 将式(49)和式(50)代入式(48)得:(49) (50) (51) 2:与:k(t)MAk十三qk(t)cAk十二:t)KAKkl kl kl =MdAdg() (52) 是l占:(t)+qk (t)叫1c +qk (t) M-l k -kg(r) Ak = O 是l由:K Ak =wkM Ak 得:M-l K Ak =dAk M丁lCAk=M-lKAd=Ak = 2nkAd (53) (54) c与:k(t) +2n叭(t)+kqk(t)-k g(r)JAd=O (55) 是l等式两侧均乘以A1TM: 2:c与:k(t)+2nkqk(t)+:山(t)- k g()J A, TMAk
35、 = O kl 97 当k=l时.A，TMJAI手O可得:ql (t) +2n,q , (t) +I ql (t) =卢1 g(t) 对第h振型:POxPlk +Moy iik (t) +2nkqk (t) +年qk(t)= , v; , , T , g(t) (56) AZk (mpk + y ) E 与式(27)对比，上式与单自由度有阻尼强迫振动的运动微分方程的表达形式是一样的，只不过其中系数包含的内容不同，故求解的方法也相同。当扰力时间函数为简谐时.g(t)=sinwt.其解为:ox队L十几10v￥k (t) = 门民J K A2k(mpik十y )Wk (57) 代人式(49).即求得
36、式(48)的解为:A)=(;二=主(;:)qk(t)=主r;A2kqk(t) Poxp +Mo, sin(wt0, ) = : 叩(mp;，十川yTl一C:lfJ + (21扩 L n，.J nl (58) 1 1 J I POXP12十Mo，sin( wt-O,) 吼叫2Vl-C:J寸+(22万由于是稳态振动，虽然在任意时间t:sin (wt -81 ) = 1时，sin(wt-8z)并不一定等于1，为安全考虑，假设均等于1，此时振幅值最大，故上式可写为:式中 98 毛飞PoxPlk +M町X(t叫一x一台P1k (m 1 k + y ) Wk Yk. max 1 一已PoxPlk+Mo,
37、Cf!y(t ma剖y-;:-: (m Pl k + y ) Wk .可k.max 1Jk. max l一(元)丁+(2k云Y(59) (60) 6. 1. 5 在隔振基础上任意点的振动幅值的计算方法，特别是扰力(扰力矩)的工作频率均不相同时，或作用时间有相位时，均采用振动幅值绝对值之和，这是既简便又比较安全的。6.2 旋转式机器6.2.1 旋转式机器的种类很多，汽轮发电机组系火力发电厂、核电站的主机，为典型的旋转式机器;国际上，一些国家于20世纪70年代在大型汽轮发电机组，特别是在核电站的汽轮发电机组比较多地采用弹簧隔振基础，目前，采用弹簧隔振基础的火电机组的最大功率为1300MW、核电机组
38、的最大功率为1600MW;我国于20世纪70年代后期开展了汽轮发电机组弹簧隔振基础的试验研究，并在河南某电厂建成了我国第一台6MW汽轮发电机组弹簧隔振基础;20世纪80年代随着从国外引进汽轮发电机组，河南鸭河口电厂(2X350MW)、北京第一热电厂(2X 200MW)和合肥第二电厂(2X350MW)汽轮发电机组和田湾核电站(2X 1000MW) 核电机组均成功地采用弹簧隔振基础。国内外工程实践都证明汽轮发电机弹簧隔振基础具有很大的优越性。火力发电厂的其他旋转式机器，如汽动(电动)给水泵、风扇磨煤机、引(送)风机、碎煤机等，从20世纪80年代起，逐步在我国工程中应用，近几年有了很大的发展。汽轮发
39、电机、汽动给水泵采用弹簧隔振基础后，可避免将振动传递给周围环境，有利于改善机器的振动情况，并给机组轴系进行快速找中调平提供了方便条件。在高烈度地震区还可以显著提高其抗震性能。适用于工业与民用建筑的离心通风机、离心泵、空调冷水机组等比较普遍的采用弹簧隔振基础，并编制了相应的全国通用建筑标准设计图集。本条文将旋转式机器分成二类，对其隔振基础的隔振方式、隔振器的选择主要依据工程实践经验作了一般性的规定。 99 本条文强调弹簧隔振器应具有三维隔振性能，同时对汽轮发电机、汽动给水泵等大型旋转式机器的弹簧隔振基础强调隔振器应与阻尼器一起使用，这些规定都是为了能控制各向的振动线位移。6.2.2 本条涉及台座
40、型式，台座结构的动力计算。对汽轮发电机、汽动给水泵等大型旋转式机器，根据工程实践经验，通常都采用钢筋混凝土台座，同时为了满足设备布置的要求，往往需将台座设计成梁式、板式或梁板混合式。对离心泵、离心通风机等旋转式机器，目前在工程中存在钢筋棍凝土板和钢支架两种型式，所以条文按此作了规定，但强调如采用钢支架台座时、应具备足够刚度，避免出现钢支架台座振动过大，对这些机组根据工程经验，可将台座结构假定为刚体进行动力分析。过去有的工程，机器设备较大，采用钢制台座后，由于参振质量小，使得台座振动过大，而不得不采取改造措施，因此，对其他较大型的旋转式机器台座型式、由于涉及机器类型较多、条文中没有具体规定，但根
41、据工程实践中出现的问题，一般亦宜采用钢筋混凝土台座。对汽轮发电机、汽动给水泵采用钢筋混凝土台座结构，如何进行动力分析将涉及很多问题，规范对此明确规定:台座结构应分别计算工作转速时的振动线位移及起动过程中的振动线位移;计算振动线位移时应将台座结构作为弹性体，按多自由度体系进行，这些计算原则与现行国家标准动力机器基础设计规范)GB50040 完全一致。通过大量的工程实践，说明现行国家标准动力机器基础设计规范)GB50040大体上是能满足工程建设的需要，但随着汽轮发电机组单机容量的不断加大，目前将发展1000MW等级的机组，以及随着基础动力计算技术、动力测试的技术发展，现行国家标准动力机器基础设计规
42、范)GB50040理应作相应的修改和补充，显然这些修改和补充亦都应建立在大量研究工作的基础上， 100 这些工作都有待于现行国家标准动力机器基础设计规范GB 50040的修订时考虑，因此制定隔振设计规范宜将其有关的计算原则与现行国家标准动力机器基础设计规范GB50040取得一致比较好，有利于当前工程建设的需要。6.2.4 高转速机组、汽轮发电机组、电机的扰力值沿用现行国家标准动力机器基础设计规范GB50040的规定;其他旋转式机器的扰力参照火力发电厂土建结构设计技术规定DL5022的规定。这里需要说明的，其他旋转式机器包括机器种类很多，规范中只给出扰力值的一定范围，因此设计者使用的根据机器的具
43、体情况、结合设计经验加以选取。6.2.5 汽轮发电机、汽动给水泵采用弹簧隔振基础，其基频较常规框架式基础明显降低，频谱特性有所不同，这是弹簧隔振基础其动力特性优于常规基础的特征之一;这个明显的特征，有时亦会带来一些新的情况，当存在低频激振源时(有时与汽轮机连接的管道，在特定条件下可能产生低频随机振动)，就会产生较大的低频振动线位移，实际上计算其速度分量很小。对机器振动影响很小;这些现象只能在对基础进行振动实测时才能出现，如将低频振动线位移与高频振动线位移直接叠加，将此数值与允许振动线位移进行对比，显然是不合理的。因此，本条文特别强调在进行振动实测时应进行频谱分析，区别对待各个频段的振动线位移分
44、量。6.3 曲柄连杆式机器6.3.1 曲柄连杆式机器的扰力和振动较大，选择合适的隔振方式可以充分利用材料，减小振动，提高经济效益。试验台要求高、大中型机器扰力大时，采用规范图3.1. 2b所示的支承式可以降低质心，减小回转振动。中小型活塞式压缩机和柴油发电机组量大面广，隔振要求比试验台低，在满足容许振动值的前提下，采用规范图3.1. 2a所示的支承式，可以使设备布置和移动方便，有利于推广应用。6.3.2 针对曲柄连杆式机器的特点，提出一些方案设计的特殊要求。曲柄连杆式机器的水平扰力或回转力矩一般较大，至少3个以上的振型都会产生较大振动，按单自由度估算的最小质量往往偏小很多，应以满足基础容许振动
45、值的要求来确定基础的最小质量。同时，发动机的转速是可调的，压缩机在充气与空转之间经常切换，阻尼比不仅要满足启动和停机时通过共振的需要，还应保证正常运转时的平稳，因此隔振体系的最小阻尼比要求，不仅坚向应当满足，其他隔振方向也应当满足。研究和实测结果表明:四冲程发动机的基频与转速的1/2对应，且其振动较大，规定其最低工作转速所对应的频率与固有频率之比不宜小于4，以保证隔振效果。曲柄连杆式机器的自身价值较高，试验台管道多、连接复杂，更换隔振器很困难，采用使用寿命长的优质产品是经济合理的。6.3.3 曲柄连杆式机器是旋转运动与往复运动相互转化的动力设备，不仅运动部件会产生很大的离心力和惯性力及其力短，直接作用于基础，而且汽缸内压力的剧烈变化，也会以以下两种主要方式作用于基础:一是以内扰力方式使机器自身产生振动传给基础;二是根据机械的不同支承条件，扭振反作用力矩的部分乃至全部会以外扰力方式直接作用于基础。因此，这类设备的振动强烈，其扰力较其他动力设备复杂得多，般设计人员难以计算和取值，应由机器制造厂提供。机器制造厂提供的扰力包括一
