1 概述
    机械压力机的种类多、数量大、分布广，较多工厂都要使用，其振动危害较大。据实际统计资料显示[1—5]，压力机基础振动强度通常在60dB—90dB之间，较大型压力机基础振动强度可达130dB（实测）。压力机基础的振动频率成份实测在15Hz～30Hz的范围内。对这种低频振动，人们感觉并不灵敏，但对人体的危害却很大。长期在压力机旁工作的人会出现内分泌失调、失眠、脾气暴躁、反映迟钝等症状。另一方面，压力机激起的基础振动传至车间内其它精密设备，会干扰其正常工作；传至柱基会对厂房造成附加应力；传至办公楼和居民区会影响人们的正常工作和生活，并因此引起厂群矛盾。高速压力机相对低速压力机而言，其行程次数一般在200RPM—1000RPM，其在运行过程中产生的振动往往对周围环境造成不利影响，消除和减少这种影响的有效办法是对其采取隔振措施。
    某汽车配件厂有三台用于生产汽车空调散热片的高速压力机，其中两台公称压力为100吨，一台公称压力为50吨，生产时对周围居民造成较大的影响，需进行隔振处理，根据城市区域环境振动标准和生产工艺的需要，厂方对隔振效果有两点要求：（1）采取隔振措施后，压力机台座位移幅值＜0.4mm；（2）距高速压力机30m处居民点的环境振动，白天VL＜75dB，夜间VL＜72dB。本文在探讨高速压力机振动原理的基础上，开展了隔振措施的工程试验研究。
    2 高速压力机振动及隔振设计
    2.1高速压力机振动分析
    一般来说，高速压力机的振动是由激振力（动载荷）的大小来决定的。高速压力机的激振力主要为曲柄滑块机构的惯性力和加工力，一般情况下前者大于后者，但激振频率是前者小于后者。高速压力机的行程次数约为200RPM—1000RPM，其对应的激振频率一般在3Hz～16Hz。
    2.2高速压力机隔振设计
     （1）激振力
    在隔振设计中，激振力即曲柄滑块机构的惯性力，视为正弦力，即：
    F0=m 0a（1）
    式中m 0——与曲柄连杆机构相连接的运动部分（含上模具）质量
    a——运动部分的加速度
    其中加速度a可由式（2）求出。
    a=ω2X 0=（2πf 扰）2X 0=QN 2X 0Sinωt（2）
    式中 Q——系数
     N——行程次数
     X 0=行程数值（一般指在静态时，上下模具间的距离）
    由式（1），（2）可得
    F=m 0QN 2X 0Sinωt（3）
    由（3）式可以看出，激振力的大小与运动部分的质量和行程次数的平方成正比。因此，在保证产品质量的情况下，适当减少行程次数N，可使激振力有较大幅度减少。
    （2）加工力
    实际上激振力还包括上、下模具接触时的打击力。打击力相当于瞬时之间上模给下模一个冲量，对于高速压力机来说，此力小于曲柄滑块机构的不平衡惯性力，并且加工力激起的振动频率大于惯性力激起的振动频率。从隔振的观点看，能隔离加工力引起的振动，也就能隔离激振力引起的振动。
    2.3高速压力机隔振工程途径
     （1）对于每分钟行程次数较高的高速压力机（每分钟行程次数大于400次），隔振系统的固有频率可选择f 惯：f 0＞（3～4.5），这样既能有效隔离惯性力，又能很好地隔离加工力，隔振效率较高。
    （2）对于每分钟行程次数较低的高速压力机（每分钟行程次数小于400次），一般可以选择隔振系统的固有频率大于惯性力频率，即让惯性力不衰减传入地基而将其他频率较高的扰力隔离，此时，隔振效率较低。
    （3）在隔振装置中，将固有频率设计成小于激振惯性力的频率，实际上是利用高速压力机自身整体上下运动的惯性力和曲轴滑块机构的惯性力互相抵消，从而达到隔振的目的。这样高速压力机自身必然产生一定幅值的上下位移。一般将高速压力机的纵向位移控制在0.5mm～3mm范围内对高速压力机本身及产品质量的影响较小。
    3 高速压力机隔振实施效果
    3.1 高速压力机的隔振
    根据测试数据，100吨压力机的振动频率以5Hz为主。在实践中有三种方法可以有效地控制高速压力机的振幅；（a）增大高速压力机的附加质量；（b<