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　   为防止设备发生过大的振动和减振器承受过大的动力载荷，需要用阻尼来控制通过共振时的振幅。通过共振的振幅与通过共振的速度有关，速度越快，最大振幅越小。由于动力设备起动和关机时间般大于58，强迫振动频率大于10这时通过共振的最大振幅与稳定共振的振幅比较接近，工程设计时，假定两者相等进行计算。

　　通过共振是瞬时的，允许最大振动可取稳定振动时允许振动的5倍，即4=54，由此可计算减振器所，的肌尼5结语经在新汶孙村煤矿的实地试兑刺1了20个弹簧减振器，横向4个纵向5个，对称布置。选用10个12型阻尼器，对交吒机；进行隔振设计后，可以得出台座底部的垂直速度为10.6主轴心点的最大水平速度为4158，均小于1213.隔振阻尼系数0=.128，人满足隔报效率80前提下的最小阻尼系数=0.106.符1杓设计标准，从而改善了周水的生活环境。

    隔振分为2类类是积极隔振；另类是消极1娠。在煤矿空压机房隔振设汁中8采月1积极隔振，设计要求为隔振效率打80，允许振动速度2扰力计算2.1扰力产生空气乐缩机的曲轴随驱动机构作旋转运动时。

　　由曲轴连杆机构推动活塞在气缸中作往复变速运动，使介质在气缸内完成进气压缩和排气过程。介质在气缸内的压力是内平衡活塞的往复运动，曲轴内平衡，所以会产生周期性的扰力。

　　活塞式压缩机在运转过程中作旋转和往复相结合的运动，旋转运动产生阶扰力，往复运动产生阶和阶扰力，高阶扰力很小，可忽略不计。由于压缩机各个曲柄和各自产生的扰力作用线般均偏离曲轴中心，因此，其垂直分力和水平分力就会分别产生绕轴的回转力矩和绕2轴的扭转力矩。

　　压缩机阶扰力的频率即是主轴每秒的转速；正初始条件或约束条件，也可以用于类似的轴的结构优化设计。

　　2.2质量换算压缩机的运动部件较多，旋转运动部件有帅柄梢曲柄臂和平衡铁。往复运动部件有活塞和十字头组件。连杆的各点则作旋转和往复相结介的复合运动。由于这些部件的质量分布位置不同，计算扰力时，应按旋转运动和往复运动分别进行质量换算。

　　2.3扰力计算通式1坐标系以曲轴中心压缩机主轴上的气缸布置中心为十标以点，旋转轴为。轴，建立直角坐。标系叫2，设力的方向与坐标方向相同，力矩和主轴的旋转方向为从各轴的正方向向原点看，逆时针为正。

　　2往运动的扰乃其水平和垂直方向的分力及分力矩分别为4张麟。空心转轴的结构优化设计。机械，1999，126乳电学院2003级硕士研究生。

　　4简谐千扰力作用下隔振台座振动计算在简谐千扰力尸⑴作用下可得隔振体系的振动为D减振器阻以比，=1；tP干扰力与体系振动间的相位差m 2Db 9.。，在；灯谐扰力矩，=亚+作用，隔振体系的振动为，M隔振设计中要求体系的自振频率小于强迫频率，因此，在动力设备起动或关机的过程中必定会出现瞬时共振，即通过共振，通过共振的最大振幅虽然小于稳定振动时的共振振幅，但比稳定振动大得多。