工業(yè)建筑振動荷載規(guī)范

A.0.2常用往復式發(fā)動機的振動荷載，可按表A.0.2進行計算。表A.0.2常用往復式發(fā)動機振動荷載計算公式型式缸數(shù)曲柄端視圖諧次水平擾力FVx豎向擾力FVz回轉(zhuǎn)力矩Mvx扭轉(zhuǎn)力矩Mvz立式1一諧r0ω2mr00二諧0r0ω2λms002一諧00r0ω2cmr二諧02r0ω2λms003一諧00r0ω2c(mr+ms)r0ω2cmr二諧00r0ω2λcms04 一諧00r0ω2c(mr+ms)r0ω2cmr二諧004r0ω2λcms04一諧0000二諧04r0ω2λms00V型2一諧00二諧00002一諧00二諧0004一諧00二諧00004一諧00二諧0006一諧00二諧000.866r0ω2cλms0.866r0ω2cλms6一諧00二諧00r0ω2cλms8一諧00二諧000r0ω2cλms8一諧00二諧0003.162r0ω2cλms注：1mr及ms應分別按附錄(A.0.2-1)或(A.0.2-2)、(A.0.2-3)式計算；2往復式發(fā)動機的振動荷載，按表A.0.2計算后，宜乘以增大系數(shù)，增大系數(shù)宜取1.10～1.35，擾力或擾力矩平衡較好時取小值，否則取大值；3立式6缸和V型12缸及其以上機型的慣性力均已平衡，各項擾力和擾力矩均為0，未列入表中。

附錄B破碎機的振動荷載B.0.1顎式破碎機的振動荷載值，可按表B.0.1采用。表B.0.1顎式破碎機動力參數(shù)及振動荷載值參數(shù)單位型號規(guī)格復擺(PEF)簡擺(PEJ)400×250600×400600×400900×6001200×9001200×9001500×12002100×1500主軸轉(zhuǎn)數(shù)r/min310250260250225180135100偏心軸質(zhì)量Kg611521514371180103422553572連桿質(zhì)量Kg—————3215687614377平衡塊質(zhì)量Kg857—5889———動顎質(zhì)量Kg726122410003490906679751919039644偏心距m0.0100.0100.0120.0190.0200.0300.0350.040水平振動荷載N20001000060001100080005900088000104000豎向振動荷載N60006000110001300044000470006500081000振動荷載高度m0.91.11.21.62.41.52.02.4機器質(zhì)量Kg270065006500169004670061700123900220000B.0.2圓錐破碎機的振動荷載，可按表B.0.2采用。表B.0.2圓錐破碎機動力參數(shù)及振動荷載值型號規(guī)格主軸轉(zhuǎn)速（r/min）水平振動荷載(N)振動荷載高度(m)機器質(zhì)量(Kg)彈簧式φ900PYB、PYZ33340001.39300PYD60001.09600φ1200PYB、PYZ300100001.123300PYD70001.123900φ1750PYB、PYZ245120002.348700PYD100002.448700φ2200PYB、PYZ220730001.880100PYD760001.681400φ1650PYB、PYZ230150003.040700PYD150003.065000φ2100PYB、PYZ200500002.082700PYD500002.083000單缸液壓900/135,900/75335110001.18300900/6080001.383001650/285,1650/230250180001.6358001650/100120002.1356002200/350,2200200410002.2714002200/130220003.072500

B.0.3旋回破碎機的振動荷載，可按表B.0.3采用。表B.0.3旋回破碎機振動荷載值型號規(guī)格主軸轉(zhuǎn)速(r/min)水平振動荷載(N)振動荷載高度(m)機器質(zhì)量(Kg)輕型700/100160190001.343200900/130140320001.9847001200/150125540002.2142000單缸液壓500/60160150001.242400700/100140270001.889200900/130125400002.11391001200/160110650002.62241001400/170105860002.73098001600/1801001220003.1472800老型號500/75145130001.139800700/130140170002.181900900/150125410002.41418001200/180110580002.6224100顎旋1000/100140530002.6973001000/150140490002.996000B.0.4錘式破碎機的振動荷載，可按表B.0.4采用。表B.0.4錘式破碎機振動荷載值型號規(guī)格轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速（r/min）轉(zhuǎn)子質(zhì)量（Kg）振動荷載值N型號規(guī)格轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速（r/min）轉(zhuǎn)子質(zhì)量（Kg）振動荷載值(N)?800×60080091012700?1800×18003452150056100?1000×1000750210025900?2000×18003113020064000?1250×1250560420028900?2000×22003113570075700?1400×12004927800414002?1800×18003452150056100?1400×14004928300440003452150056100?1600×16003871250041000注：表中振動荷載值所采用的偏心距e0可取2B.0.5反擊式破碎機的振動荷載，可按表B.0.5采用。表B.0.5反擊式破碎機振動荷載值型號規(guī)格轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速（r/min）轉(zhuǎn)子質(zhì)量（Kg）振動荷載值(N)型號規(guī)格轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速（r/min）轉(zhuǎn)子質(zhì)量(Kg)振動荷載值(N)?750×70098064013550?1250×1000505361020170?1000×7006801120113502?1250×1250730814095040?1100×8509801380290009807780163710?1100×1200980197041450注：表中振動荷載值所采用的偏心距e0可取2mm。本標準用詞說明1為便于在執(zhí)行本標準條文時區(qū)別對待，對要求嚴格程度不同的用詞說明如下：表示很嚴格，非這樣做不可的用詞：正面詞采用“必須”；反面詞采用“嚴禁”；表示嚴格，在正常情況下均應這樣做的用詞：正面詞采用“應”；反面詞采用“不應”或“不得”；表示允許稍有選擇，在條件許可時首先這樣做的用詞：正面詞采用“宜”；反面詞采用“不宜”；表示有選擇，在一定條件下可以這樣做的用詞，采用“可”。2條文中指明應按其他有關標準執(zhí)行的寫法為：“應符合……的規(guī)定”或“應按……執(zhí)行”。

引用標準名錄建筑結構荷載規(guī)范GB50009動力機器基礎設計規(guī)范GB50040多層廠房樓蓋抗微振設計規(guī)范GB50190隔振設計規(guī)范GB50463建筑工程容許振動標準GB50868

中華人民共和國國家標準工業(yè)建筑振動荷載規(guī)范GB50XXX-20XX條文說明

編制說明《工業(yè)建筑振動荷載規(guī)范》GB50XXX-20XX經(jīng)住房和城鄉(xiāng)建設部20XX年X月XX日以第XXX號公告批準、發(fā)布。本規(guī)范適用于工業(yè)工程（包括機械、冶金、輕工、紡織、建材、石油、化工等行業(yè)）的常用動力設備振動荷載的確定，同時也包括對振動荷載的測量要求，對新研制產(chǎn)品動力荷載確定方法規(guī)定，為工業(yè)工程振動控制提供依據(jù)。本規(guī)范編制過程中，編制組先后多次開展專題研究，進行廣泛的調(diào)查分析，總結了近年來我國在振動設計中振動荷載確定的實踐經(jīng)驗，與相關標準進行了協(xié)調(diào)，比較和借鑒了國際先進標準，多個單位及學者在此基礎上以多種方式進行了廣泛研究和討論，為規(guī)范編制提供了極有價值的參考資料。為便于廣大設計、施工、科研、學習等單位有關人員在使用本規(guī)范時能正確理解和執(zhí)行條文的規(guī)定，本規(guī)范編制組按章、節(jié)、條順序編制了《工業(yè)建筑振動荷載規(guī)范》的條文說明，對條文規(guī)定的目的、依據(jù)以及執(zhí)行中需要注意的有關事項進行了相關說明。條文說明不具備與標準正文同等的效力，僅作為使用者理解和掌握標準規(guī)定的參考。

1總則1.0.1制定本規(guī)范的目的是要保證建筑結構設計的安全可靠，同時兼顧經(jīng)濟合理。1.0.2本規(guī)范適用于工業(yè)建筑工程設計時振動荷載的確定，對于民用建筑而言，與工業(yè)建筑振動荷載沒有區(qū)別，可以參照本標準執(zhí)行。1.0.3本標準在可靠性理論基礎、基本原則以及設計方法等方面遵循現(xiàn)行國家標準《工程結構可靠性設計統(tǒng)一標準》GB50153的有關規(guī)定。1.0.4工業(yè)建筑振動荷載類別很多，一些振動荷載目前尚不具備條件列入本規(guī)范，設計時應根據(jù)具體情況確定；當其他國家標準有規(guī)定時，設計時應按相應的標準執(zhí)行。

2術語和符號術語和符號是根據(jù)現(xiàn)行國家標準《工程結構設計基本術語和通用符號》GBJ132、《建筑結構設計術語和符號標準》GB/T50083的規(guī)定，并結合本規(guī)范的具體情況給出的。

3基本規(guī)定3.1基本原則3.1.2由于振動設備種類繁多，不同類型設備的振動荷載具有較大的離散性。即使是同類型機器，不同廠家生產(chǎn)的設備也會有一些差異。雖然荷載規(guī)范運用統(tǒng)計方法得到具有包絡特性的振動荷載數(shù)值，然而一些設備的差異性，可能會引起荷載的偏差。因此，工程設計時振動荷載應優(yōu)先由設備廠家提供。3.1.4振動荷載作用具有荷載動力特性，振動荷載應包含：荷載的頻率區(qū)間、振幅大小、持續(xù)時間，作用位置和振動方向等數(shù)據(jù)。在結構動力設計時，需要考慮結構的慣性作用和結構體系的頻率因素。時間因素是振動荷載的關鍵。1振動荷載數(shù)值是最基本的參數(shù)。2振動荷載的方向和作用為對結構影響較大，特別是水平荷載，作用位置較高時，會產(chǎn)生較大力矩。3荷載持續(xù)時間主要是指沖擊荷載作用時，持續(xù)時間較短，這是荷載計算和沖擊隔振設計所需的重要參數(shù)。4振動荷載的頻率是隔震設計的關鍵因素，隔振體系應有效避開振動荷載的頻率區(qū)間，以免共振。3.2荷載組合3.2.1在建筑結構設計中，所涉及的荷載條件包括：靜力荷載和動力荷載兩大類。靜力荷載在現(xiàn)行國家標準《建筑結構荷載規(guī)范》GB50009已經(jīng)做出規(guī)定。本規(guī)范是針對結構的動力效應提出的振動荷載規(guī)定。對于振動荷載間接作用的結構，為了簡化建筑結構的設計計算，在有充分依據(jù)時，可將重物或設備的自重乘以動力系數(shù)后，得到動荷載，就可以參照現(xiàn)行國家標準《建筑結構荷載規(guī)范》GB50009按靜力方法來設計。這種用動荷載設計的方法也叫擬靜力設計方法。對于動力荷載直接作用的結構，振動荷載會使結構體系產(chǎn)生較大的振動響應，其效應是不能忽視的，應考慮振動荷載的動力效應。3.2.2振動荷載與靜力荷載不同，荷載在振動方向、振幅大小和振動頻率等方面應能包絡振動激勵的所有工況。在考慮結構安全和適用的前提下，尚需考慮結構的經(jīng)濟性。因此，在確定振動荷載參數(shù)數(shù)值時，就應當滿足合理的保證概率。根據(jù)現(xiàn)行國家標準《建筑結構可靠度設計統(tǒng)一標準》GB50068的規(guī)定，對振動荷載進行統(tǒng)計和組合計算。根據(jù)數(shù)理統(tǒng)計的概念，兩個正態(tài)分布過程，不論是否獨立，其組合依然服從正態(tài)分布。在考慮多振源振動的效應時，由于振動相位的隨機性，振動相遇時組合振動的分布特性就具有一些隨機振動的特性，多數(shù)情況接近正態(tài)分布，因此，我們可以用正態(tài)分布函數(shù)來表示多振源振動組合效應的特性。對于建筑工程振動荷載而言，可以認為它的概率密度函數(shù)為：（3-1）對于振動荷載效應，其均值為0。圖3-1正態(tài)分布曲線3.2.5擬靜力設計方法的要點是確定動力系數(shù)，而動力系數(shù)量值與振動設備的類型和結構振動響應密切相關，對于不同振動設備，不同設計對象，振動荷載的作用效應不同，因此有必要對振動設備基礎，廠房結構地基基礎，以及所在上部結構分別給出相應的動力系數(shù)。3.3振動荷載測量3.3.3測量激振力是確定振動荷載作用的直接方法。然而，多數(shù)振動設備的激振力測試較為困難，不容易直接獲取振動荷載。工程中常用的間接方法包括測量振動輸入的能量，動量或慣性運動量等來推算振動荷載作用；還可以通過測量振動響應和識別振動系統(tǒng)來推斷振動荷載等方法。振動荷載測量有兩種形式：作用于系統(tǒng)上的作用力；作用于基礎上的位移。荷載作用如下圖所示。圖3-2振動體系示意振動荷載測試方法可以分為：1直接法是在振動體系的激振輸入部位直接測試作用力；2間接法是根據(jù)振動體系振動輸入部位的不同激勵形式推算振動荷載。振動激勵形式可以是運動量（位移，速度或加速度等），能量或動量；3頻響函數(shù)法：根據(jù)振動系統(tǒng)傳遞函數(shù)識別振動系統(tǒng)傳遞函數(shù)的各項參數(shù)，按照數(shù)據(jù)分析方法導算振動荷載。由運動微分方程：(3-2)得到力輸入位移輸出體系的傳遞函數(shù)：(3-3)于是振動荷載可按照下式計算:(3-4)4動平衡法：對于旋轉(zhuǎn)機械中的作旋轉(zhuǎn)運動的零部件，旋轉(zhuǎn)機械經(jīng)過動平衡處理后，殘余不平衡量就會產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)擾力?？梢愿鶕?jù)動平衡試驗的參與不平衡量來計算擾力值:(3-5)(3-6)式中：——旋轉(zhuǎn)擾力（kN）；——旋轉(zhuǎn)部件質(zhì)量（kg）；——不平衡偏心距（m）；——角速度（rad/s）；——轉(zhuǎn)速（r/min）。激振擾力通過轉(zhuǎn)軸作用在軸承上，使軸承承受附加的動擾力荷載，引起轉(zhuǎn)子、軸承和支承結構振動。擾力作用的方向與轉(zhuǎn)軸垂直，是以轉(zhuǎn)軸為圓心旋轉(zhuǎn)作用的振動荷載。3.3.4測試儀器的選擇應與所測物理量相符合，其中包括傳感器類型，頻率范圍，測試量程，以及測試方向等。為了確保測試數(shù)據(jù)的有效性和準確性，測試系統(tǒng)在測試過程中應按照國家有關標準進行校準。3.3.5振動荷載數(shù)據(jù)分析測試中包括激振力，動應力，動應變，振動位移，振動速度和加速度等物理量。為數(shù)據(jù)分析對應的信號是測試的電壓信號。信號的類型可以是周期信號，隨機信號和脈沖信號等。測試信號應根據(jù)需要，可以是時域或頻域的；分析結果應包括幅值，峰值，均值，均方根值，以及最大值等。對于模態(tài)試驗的分析結果，包括振型，頻率和阻尼比等。通常測試中存在一定的誤差，其中包括系統(tǒng)誤差，過失誤差和隨機誤差等。在測試過程中，需要控制系統(tǒng)誤差，避免過失誤差。一旦信號記錄完畢，開始數(shù)據(jù)分析時，就需要考慮隨機誤差問題。為了確保數(shù)據(jù)分析精度，減少測試工作量，常用的平滑段數(shù)有：20，32，40，100。對于隨機數(shù)據(jù)而言，不論取多少段平均，隨機誤差總是存在的，即使取了100段數(shù)據(jù)平均，也存在10%的隨機誤差可能性。對于穩(wěn)態(tài)周期振動，如果數(shù)據(jù)中的隨機信號或噪聲干擾部分的振動能量不超過總能量的10%，采用20段數(shù)據(jù)平滑，其統(tǒng)計精度可達95%以上。為了減少這些誤差影響，判斷數(shù)據(jù)的可信程度，在數(shù)據(jù)分析中常用的方法是凝聚函數(shù)法。圖3-3測試系統(tǒng)示意凝聚函數(shù)都能滿足：(3-7)當系統(tǒng)是一種理想線性的，且無噪聲或其他輸入時，凝聚函數(shù)將等于1。否則將是大于0，并小于1的。

4旋轉(zhuǎn)式機器4.1汽輪發(fā)電機組與重型燃氣輪機4.1.1現(xiàn)行國家標準《動力機器基礎設計規(guī)范》GB50040規(guī)定，汽輪發(fā)電機基礎動力計算時，振動荷載豎向值按0.2倍轉(zhuǎn)子重量采用。多年工程實踐證明，該值作為控制設計值，與允許振動線位移和阻尼比的取值相配套，能有效控制汽輪發(fā)電機基礎的振動，保證汽輪發(fā)電機的安全運行。本條采用轉(zhuǎn)子平衡品質(zhì)等級的方法確定振動荷載值，主要基于以下兩點，一是平衡品質(zhì)等級方法以圓頻率和偏心距來定義振動荷載，物理概念明確，有較嚴格的理論基礎；二是目前機械行業(yè)國標和ISO標準均采用了平衡品質(zhì)等級方法，主要汽輪發(fā)電機制造廠家的企業(yè)標準也基本采用該方法，汽輪發(fā)電機基礎動力設計采用平衡品質(zhì)等級方法能與國際接軌，同時也與制造廠家的技術要求相銜接。機械行業(yè)現(xiàn)行國家標準《機械振動恒態(tài)（剛性）轉(zhuǎn)子平衡品質(zhì)要求第1部分：規(guī)范與平衡允差的檢驗》GB/T9239.1/ISO1940-1推薦汽輪發(fā)電機轉(zhuǎn)子平衡品質(zhì)等級取G2.5。當汽輪發(fā)電機額定轉(zhuǎn)速為50Hz，平衡品質(zhì)等級取G2.5時，豎向擾力值為：Fx當轉(zhuǎn)子平衡品質(zhì)等級取G6.3時，豎向擾力值為0.2，與我國現(xiàn)行國家標準《動力機器基礎設計規(guī)范》GB50040規(guī)定一致，與其它相關設計標準也是協(xié)調(diào)的。汽輪發(fā)電機組的軸系由數(shù)段轉(zhuǎn)子連接而成，考慮裝配誤差，軸系的平衡品質(zhì)等級比單段轉(zhuǎn)子低一級是必要的。作用在基礎上的振動荷載縱向（軸向）值取豎向和橫向的1/2，延續(xù)了我國現(xiàn)行國家標準《動力機器基礎設計規(guī)范》GB50040的規(guī)定。根據(jù)機械行業(yè)現(xiàn)行國家標準《機械振動在非旋轉(zhuǎn)部件上測量和評價機器的機械振動第2部分：功率50MW以上，額定轉(zhuǎn)速1500r/min、1800r/min、3000r/min、3600r/min陸地安裝的汽輪機和發(fā)電機》GB/T6075.2/ISO10816-2的規(guī)定，通常不進行汽輪機和發(fā)電機主軸承的軸向振動測量，但在評價推力軸承軸向振動時，其振動烈度可以采用徑向振動相同的準則，對于沒有軸向約束的其他軸承，其軸向振動沒有嚴格的要求，因此在實際設計中可以根據(jù)軸承類型區(qū)別對待。本標準中的重型燃氣輪機適用于安裝在陸地基礎上、用于發(fā)電和機械驅(qū)動的重型燃氣輪機。目前國家規(guī)范中尚沒有重型燃氣輪機振動荷載取值的相關規(guī)定。國內(nèi)機器制造行業(yè)分別引進了德國西門子公司、美國GE公司和日本三菱公司的重型燃氣輪機技術。西門子公司和GE公司企業(yè)標準中，轉(zhuǎn)子振動荷載推薦采用G4.0平衡品質(zhì)等級，三菱公司推薦采用G5.0平衡品質(zhì)等級。鑒于國內(nèi)重型燃氣輪機的制造和使用經(jīng)驗還有待進一步豐富，本標準規(guī)定重型燃氣輪機的振動荷載采用G6.3是偏于安全的。4.1.2汽輪發(fā)電機基礎動力計算時，振動荷載的大小隨著機器轉(zhuǎn)速變化而變化，當荷載頻率處于機器額定轉(zhuǎn)速±5%范圍內(nèi)時，振動荷載誤差不超過10%，將擾力設為定值，不會對計算結果產(chǎn)生太大影響，但會給基礎的設計帶來很大便利。4.1.3按照現(xiàn)行國家標準《動力機器基礎設計規(guī)范》GB50040的規(guī)定，振動荷載的作用位置在基礎頂面或縱、橫梁的形心，這主要是限于當時計算條件的制約（桿系計算模型）。根據(jù)相關研究資料，振動荷載作用點高度的不同，結構的動力響應是有所差別的，一般在10%左右。4.2旋轉(zhuǎn)式壓縮機4.2.1～4.2.2本條提出的擾力計算公式，是根據(jù)轉(zhuǎn)子的工作情況求出其近似值，按可能產(chǎn)生的最大擾力值作為設計擾力值。在確定擾力計算公式時，按著從繞定點作圓周運動的質(zhì)點的慣性力公式：（4-2）式中：Prm——轉(zhuǎn)子的質(zhì)量（kg）；e——轉(zhuǎn)子的計算偏心距（m）；ω——轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)角速度（rad/s）。力求通過機械制造行業(yè)的有關標準找出偏心距r值后，再用上式計算出擾力。參考美國石油學會標準《石油、化學、氣體工業(yè)用軸流、離心式壓縮機和膨脹機－壓縮機》API617，其規(guī)定的峰－峰振幅限值A1（單位：μm）：A1式中：n——機器的工作轉(zhuǎn)速（r/min），與本標準中n等同。取式（4-3）中的雙振幅限值A1的一半即為式（4-2）中的r值，得：r=0.5×25106將式（4-4）代入式（4-2）可得：（4-5）式中：Wg——機器轉(zhuǎn)子的自重（N）。即為本規(guī)范中的公式（4.2.1-1）。該公式經(jīng)過多年設計和實踐驗證，與實測值比較接近。美國混凝土協(xié)會標準《動力設備基礎》ACI351.3R-04提供的擾力計算公為，與本規(guī)范中擾力計算方法相同，區(qū)別是ACI的公式中取了安全系數(shù)Sf=2。4.3離心機4.3.1離心機是作為一種分離固-液相、液-液相、液-液-固相混合物的典型化工機械，廣泛應用于多種生產(chǎn)過程。離心機不同于離心泵、離心壓縮機、離心風機等高速回轉(zhuǎn)機械，除了離心機轉(zhuǎn)鼓質(zhì)量不均勻、尺寸誤差等因素引起的質(zhì)量偏心外，它在生產(chǎn)中處理不均勻的介質(zhì)（液體或氣體），還會因生產(chǎn)過程中物料性能的差異及操作上的因素，比如布料不均引起回轉(zhuǎn)件質(zhì)量偏心，致使離心機產(chǎn)生偏心離心力，傳遞到基礎上，使得基礎承受振動荷載。離心機（不管是立式還是臥式），一般做成懸臂結構，這種布置型式的離心機在工作時很容易產(chǎn)生由偏心離心力引起的振動荷載FV，這個FV在不斷變化方向，但始終沿半徑向外，其大小由下式?jīng)Q定：Fv=meωn2對于臥式離心機，垂直于離心機軸向的橫向振動荷載和垂直于離心機軸向的豎向振動荷載大小等于上式中計算的振動荷載，離心機的軸向振動荷載較小，一般根據(jù)經(jīng)驗取0.5倍振動荷載，即：(4-7)(4-8)(4-9)對于立式離心機，垂直于離心機軸向的水平X方向振動荷載和垂直于離心機軸向的水平Y方向振動荷載大小等于振動荷載，離心機的軸向振動荷載較小，一般根據(jù)經(jīng)驗取0.5倍振動荷載，即：(4-10)(4-11)(4-12)4.3.2～4.3.3離心機屬旋轉(zhuǎn)機械，其基本構成包括離心機轉(zhuǎn)鼓、支撐轉(zhuǎn)鼓的軸承室或殼體、聯(lián)軸器或槽輪、軸承等；一般通過轉(zhuǎn)鼓旋轉(zhuǎn)完成能量形式轉(zhuǎn)換實現(xiàn)任務；轉(zhuǎn)鼓是離心機最核心部件，也是振動激振能量最先輸入部位。離心機旋轉(zhuǎn)部件總質(zhì)量一般包括：轉(zhuǎn)鼓體（包括主軸、齒輪箱等）、轉(zhuǎn)鼓內(nèi)物料、聯(lián)軸器或槽輪（皮帶輪）、軸承等。為了計算方便和取值統(tǒng)一，旋轉(zhuǎn)部件總質(zhì)量規(guī)定直接取轉(zhuǎn)鼓體的質(zhì)量加上轉(zhuǎn)鼓內(nèi)物料質(zhì)量，軸承、聯(lián)軸器等對于振動荷載的影響綜合到偏心距e取值中考慮，不再計入。離心機旋轉(zhuǎn)部件總質(zhì)量對于旋轉(zhuǎn)軸心的當量偏心距e的確定：1設計時常規(guī)沿用的方法：長期以來，工程技術人員在計算動載荷時，偏心距e的取法，國內(nèi)一直沿用前蘇聯(lián)的資料，即對過濾式離心機轉(zhuǎn)鼓，取偏心距e等于轉(zhuǎn)鼓直徑的1/1000，但考慮到它只是一種簡化的理論計算，過濾式離心機品種多樣，結構不一，處理物料復雜，即使是同一種型式的離心機也在不同場合使用，這就決定了離心機在實際使用過程中可能出現(xiàn)轉(zhuǎn)鼓偏心距e小于轉(zhuǎn)鼓直徑的1/1000情況，但大于1/1000情況也是經(jīng)常有的。2通過試驗確定的方法：業(yè)內(nèi)在確定離心機工作時的動載荷方面做了大量實驗工作，如利用GK1200臥式刮刀離心機分離粗蒽做過試驗，結果為實際最大偏心距等于0.3mm,折合離心機轉(zhuǎn)鼓直徑的0.25/1000,也就是減少到計算值的1/4，又利用HY800單級活塞推料離心機做過試驗，分離硫銨時實際最大偏心距達到7.5mm，折合離心機轉(zhuǎn)鼓直徑的9.4/1000，即為計算值的9.4倍。因此我們認為，在離心機的設計計算中，對于離心機偏心距e取轉(zhuǎn)鼓直徑的1/1000,還不能反映出離心機轉(zhuǎn)鼓質(zhì)量不平衡的狀況，偏心距e的計算應該按離心機的不同轉(zhuǎn)速和不同使用場合分別對待，下表偏心距e的確定根據(jù)大多數(shù)機器在運轉(zhuǎn)條件下的試驗數(shù)據(jù)獲得。離心機旋轉(zhuǎn)部件總質(zhì)量對于旋轉(zhuǎn)軸心的當量偏心距e機器類別離心機分離機工作轉(zhuǎn)速n（r/min）工作轉(zhuǎn)速n（r/min）≤750≤1000≤1500≤3000≤5000≤7500≤10000≤20000e（mm）0.30.150.10.050.030.0150.010.0054.3.6考慮到離心機在化工、冶金、礦山、環(huán)保等許多行業(yè)應用，且處理的多為腐蝕性物料，在腐蝕環(huán)境中工作的離心機，轉(zhuǎn)鼓、主軸等轉(zhuǎn)動部件會有不同程度的腐蝕，且這種腐蝕常常是不均勻的，因此，在考慮離心機的振動荷載時，其旋轉(zhuǎn)部件總質(zhì)量對軸心的當量偏心距e，應按上表的數(shù)值乘以介質(zhì)系數(shù)，長期經(jīng)驗表明，介質(zhì)系數(shù)可取1.1～1.2，工作轉(zhuǎn)速較低時取小值，工作轉(zhuǎn)速較高時取大值。4.4通風機、鼓風機、電動機、離心泵4.4.1通風機、鼓風機、離心泵、電動機屬旋轉(zhuǎn)機械，其基本構成包括轉(zhuǎn)子（電機轉(zhuǎn)子﹚、支撐轉(zhuǎn)子的軸承定子或殼體、聯(lián)軸器、密封等，一般通過轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)完成能量形式轉(zhuǎn)換任務，轉(zhuǎn)子是旋轉(zhuǎn)機械最核心部件，也是振動激振能量主要輸入部位。1引起風機、泵等振動因素中主要集中在設計、制造、運行三方面，這些影響因素多數(shù)具有很強的隨機性（如機器零件松動、滾動軸承損壞、油膜渦動和油膜振蕩、摩擦、不穩(wěn)定工況或氣流脈動引起振動等），難以計算或是設計環(huán)節(jié)必須通過設計結構消除因素（如心泵轉(zhuǎn)子的軸向力及壓水室引起的葉輪的徑向力引起的振動力，電機磁場作用產(chǎn)生的電磁激振力引起的自激振動時的荷載）。而轉(zhuǎn)子不平衡可歸結為轉(zhuǎn)子的質(zhì)量偏心是始終存在，可計算，在所有影響因素中最常見，最基本，因此本標準中回轉(zhuǎn)機器振動源主要關注轉(zhuǎn)子不平衡引起的受迫振動荷載確定。2轉(zhuǎn)子不平衡激振力計算單圓盤轉(zhuǎn)子的不平衡振動，見圖4-1。圖4-1單圓盤轉(zhuǎn)子的不平衡振動設轉(zhuǎn)子偏心質(zhì)量集中于c，考慮阻尼的作用，其軸心o′的運動微分方程如下：(4-13)(4-14)式中：m——轉(zhuǎn)子的質(zhì)量；e——當量偏心距；ω——轉(zhuǎn)子角速度。從運動方程可知，轉(zhuǎn)子x，y方向的振動為幅值相同，相位差90°的簡諧振動，軸心軌跡圓形，但因轉(zhuǎn)子軸各向彎曲剛度差異及支承剛度各向的不同，實際轉(zhuǎn)子系統(tǒng)并非完全線性振動系統(tǒng)，沿x，y方向的振動為幅值不同，相位差也不是90°，軸心軌跡為橢圓。此外，由轉(zhuǎn)子運動微分方程可知，轉(zhuǎn)子不平衡最大激振力為F=meω2，其中偏心距e按轉(zhuǎn)子不平衡等級，根據(jù)G=eω/1000確定。式中：G——平衡品質(zhì)等級（mm/1000s），一般不低于6.3；e——轉(zhuǎn)子當量質(zhì)量偏心距（mm）；ω——角速度，ω=2πn/60（rad/s）；n——轉(zhuǎn)子最高工作轉(zhuǎn)速（r/min）。4.4.2通風機、鼓風機、離心泵、電動機轉(zhuǎn)子一般為剛性轉(zhuǎn)子，實踐中，平衡等級高要求時為G2級，低要求時為G6.3級。工程中，當機器技術資料缺乏時，假設轉(zhuǎn)子的平衡品質(zhì)等級為6.3mm/1000s（即6.3=eω/1000，根據(jù)機器運行速度近似估算轉(zhuǎn)子質(zhì)量偏心距e（mm），機器的轉(zhuǎn)子質(zhì)量可以通過稱重或通過轉(zhuǎn)子長度、回轉(zhuǎn)半徑、葉片數(shù)、材質(zhì)特性等估算獲得，過去有些資料從機器設備重量近似估算，顯得粗糙些，實踐證明難以操作。由于轉(zhuǎn)子偏心質(zhì)量集中點c與幾何中心（o′）的距離很近，估算中可近似認為不平衡力振動擾力作用于轉(zhuǎn)子幾何中心，實際證明，工程中對計算基礎的振動荷載影響可忽略不計。

5往復式機器5.1往復式壓縮機、往復泵5.1.1、5.1.2往復式機器的擾力是由曲柄、連桿等旋轉(zhuǎn)運動產(chǎn)生的不平衡質(zhì)量慣性力（即離心力）和由連桿、十字頭、活塞桿、活塞等往復運動產(chǎn)生的質(zhì)量慣性力組成。各列氣缸分擾力向主軸上氣缸布置中心平移時形成擾力矩。擾力和擾力矩的大小與機器轉(zhuǎn)速、曲柄－連桿－活塞機構等運動部件的質(zhì)量、氣缸幾何分布、曲柄與連桿的長度等因素有關。若機器制造廠不能提供擾力數(shù)據(jù)，則應提供機器的轉(zhuǎn)速、曲柄連桿數(shù)量、尺寸、平面布置圖和曲柄錯角以及各運動部件的質(zhì)量等資料，由設計人員按照本節(jié)及附錄A的公式計算擾力和擾力矩。往復式機器的擾力主要是由各列氣缸往復運動質(zhì)量產(chǎn)生。因此，不同類型的機器的擾力（矩）是不同的，依不同的氣缸方向而定，立式機器以、為主，臥式機器以、為主，對稱平衡型機器由于各列氣缸水平擾力相互抵消，僅余下扭轉(zhuǎn)力矩，L型機器以、為主。驅(qū)動機轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的不平衡慣性力相對于往復式機器曲柄－連桿－活塞機構運動產(chǎn)生的一、二諧擾力（矩）而言是很小的，為簡化計算，可以忽略驅(qū)動機的擾力。由往復運動質(zhì)量引起擾力的計算通式（5.1.2-6）推導時，采用了牛頓二項式定理，在保證足夠精確度的前提下，結果中僅保留了一、二諧波，忽略了更高諧波。本節(jié)公式推導時僅考慮了曲柄單個設置情況，曲柄成對設置時的旋轉(zhuǎn)和往復質(zhì)量推導可參照執(zhí)行。5.2往復式發(fā)動機5.2.1本條對往復式發(fā)動機的振動荷載應包含的內(nèi)容及其要求作出了相應規(guī)定。這是針對往復式機器，尤其是發(fā)動機，與其它動力機器比，振動荷載具有多諧波、多方向的顯著特點，建筑結構設計人員相對生疏，往復式機器制造廠對土建基礎設計要求也不是都很清楚提出的。往復式發(fā)動機亦稱內(nèi)燃機，包括柴油機和汽油機，與往復式壓縮機和往復泵，都屬曲柄連桿式機器，其振動荷載是由曲柄連桿機構產(chǎn)生的。通過對曲柄連桿機構的運動學、動力學分析，建立了一套理論計算公式，見附錄A。由于擾力矩是擾力平衡后產(chǎn)生的力偶，因此公式中同一諧次的擾力與擾力矩不同時存在。機器的動力設計專家通過設計計算，得出一諧、二諧擾力或擾力矩理論值、未平衡的傾覆力矩各簡諧分量理論值，可以將這些振動荷載提供作基礎設計。但機器設計是將旋轉(zhuǎn)運動擾力與往復運動擾力分開，而基礎動力計算則需要將二者合并，然后分一諧擾力、二諧擾力的豎向分量Pvz和水平向分量Pvx，或一諧擾力矩、二諧擾力矩分回轉(zhuǎn)力矩Mx和扭轉(zhuǎn)力矩Mz分別提出，方可計算基礎的動力響應。繞旋轉(zhuǎn)軸y軸作用的傾覆力矩由與功率對應的靜力矩和未平衡的動力矩簡諧分量My構成，后者是作用于基礎的外擾力，需與相對應的諧次匹配計算基礎的振動響應。往復式發(fā)動機的振動荷載還具有以下特點：1擾力具有變頻率的特征，發(fā)動機是變轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)的原動力設備，其擾力及其對應擾頻率都隨轉(zhuǎn)速增大而增大，因此要求提供的擾力應涵蓋工作轉(zhuǎn)速取最大值，通?？扇∽罡咿D(zhuǎn)速時的擾力值。但往復式發(fā)動機的轉(zhuǎn)速、功率覆蓋范圍很寬，有些轉(zhuǎn)速所對應的某項擾力或擾力矩未必最大，但可能激發(fā)基礎的共振，因此需要取該項擾力或擾力矩校核基礎的振動是否超標，尤其擾力較大而轉(zhuǎn)速較低的發(fā)動機，需要注意此問題。當提供的擾力為對應最高轉(zhuǎn)速時，其它轉(zhuǎn)速時的一諧擾力和二諧擾力可乘以轉(zhuǎn)速比的平方予以折減。傾覆力矩的簡諧分量則需要制造廠家另行提供。當發(fā)動機與發(fā)電機組配套，以某一常定轉(zhuǎn)速工作時，振動荷載則應取對應該轉(zhuǎn)速的擾力。2往復式發(fā)動機各氣缸的特性是相同的，各個曲柄的換算質(zhì)量mr、各列氣缸的往復運動質(zhì)量ms，也分別是相同的。因此，擾力和擾力矩公式可以比往復式壓縮機的簡化一些，質(zhì)量誤差好控制得多，實際控制也嚴格得多。如壓縮機的連桿、活塞質(zhì)量誤差限值一般為5%，而發(fā)動機采用稱重匹配后遠遠小于此值；不少制造廠又采用平衡裝置平衡二諧擾力或擾力矩，這就使往復式發(fā)動機的擾力平衡比往復式壓縮機好得多。因此，很多機型慣性力部分的擾力或擾力矩在理論上基本、甚至完全平衡掉了，僅剩運動部件很小的質(zhì)量誤差產(chǎn)生的擾力，在振動荷載中降為次要地位。而傾覆力矩未平衡的簡諧分量和理論上雖已平衡而實際上并未完全平衡的簡諧分量，就可能上升為最重要的振動荷載。3傾覆力矩亦稱反扭矩，是通過連桿作用于曲軸的扭矩反作用力矩，它通過機身和軸承座直接傳給發(fā)動機基礎，是激發(fā)基礎振動的外擾力。傾覆力矩由氣缸內(nèi)燃氣壓力產(chǎn)生的扭矩和曲柄連桿機構的往復慣性力產(chǎn)生的扭矩2部分合成，二者通常分別計算。通常情況下，氣缸內(nèi)燃氣壓力產(chǎn)生的傾覆力矩起主要作用，尤其是現(xiàn)在普遍采用的增壓的往復式發(fā)動機。在扭矩或傾覆力矩中，平均值對應發(fā)動機的扭矩和功率標示值，脈動值即為傾覆力矩的各簡諧分量，二者均在發(fā)動機設計時理論上作了計算，并按單缸氣體壓力曲線計算后按氣缸爆發(fā)的時間順序疊加。多缸發(fā)動機疊加的結果，傾覆力矩較多諧次的簡諧分量就得到了平衡。當發(fā)動機各缸的點火時間間隔相同時，4沖程發(fā)動機傾覆力矩的基頻為1/2諧波、主諧次對應缸數(shù)的1/2；2沖程發(fā)動機傾覆力矩的基頻為一諧波、主諧次對應缸數(shù)。理論上，低于主諧次的傾覆力矩均已平衡了，但實際上由于各氣缸的燃氣壓力與設計計算中采用的理論曲線會存在一定程度的偏差，這就使多缸發(fā)動機自基頻起至主諧次之間的傾覆力矩仍然存在，并起著重要的振動荷載作用。這在8缸和8缸以上的發(fā)動機上體現(xiàn)甚為明顯，振動計算和發(fā)動機隔振基礎實測結果都說明了這一點。因此本條第5款提出了需要發(fā)動機制造廠提供該項振動荷載及相應簡諧分量的諧次要求。當發(fā)動機與測功器或工作機器設置在各自的剛性基礎上時，還應計入傾覆力矩的靜力矩對各自基礎的作用。設計無基礎發(fā)動機組時，傾覆力矩有可能激發(fā)公共底座的扭轉(zhuǎn)和扭振，需要引起注意。5.2.2～5.2.4此3條對各諧次擾力和擾力矩的頻率、作用位置和相位作出規(guī)定。

6沖擊式機器6.1鍛錘6.1.1～6.1.3單作用錘在下落階段為自由下落，雙作用錘在下落階段是由蒸汽或壓縮空氣推動下落。錘基初速度的計算是根據(jù)動量守恒定理。m0v0en回彈系數(shù)en為兩物體碰撞后的相對速度v1+v0'與碰撞前相對速度v0的比值，與工件材料有關。v0'是m對于模鍛錘，m1包括機架、砧座和基礎的總質(zhì)量。對于自由鍛，隔振時m1包括機架、砧座和隔振器以上基礎塊的總質(zhì)量，不隔振時m1包括砧座質(zhì)量。6.2壓力機6.2.1壓力機種類繁多，按工件成型溫度可分為冷、熱兩類；按工件成型工藝可分為延展變形（擠壓用于熱工件、拉伸用于冷工件）、沖裁（切斷、沖孔）和旋轉(zhuǎn)成型；按壓力機工作機械原理可分為機械壓力機、液壓壓力機和螺旋壓力機三類。為便于描述，本規(guī)范按振動荷載作用特性將壓力機分為四類：熱模鍛壓力機（或稱曲柄連桿壓力機），通用機械壓力機（包括多連桿壓力機、偏心連桿壓力機、伺服壓力機），液壓壓力機和螺旋壓力機（包括電動螺旋壓力機、摩擦螺旋壓力機、離合式螺旋壓力機）。這四類壓力機的振動荷載特性在工作的不同階段相差較大。在工作階段和起始階段表現(xiàn)為脈沖振動，在空載運行階段表現(xiàn)為低頻周期振動。本規(guī)范給出的是各階段起控制作用振動荷載。6.2.2熱模鍛壓力機振動荷載較大且振動荷載特性隨工作過程不斷變化。振動荷載曲線見圖6-1。圖6.-1熱模鍛壓力機振動荷載曲線一些大型熱模鍛機械壓力機在起始階段的水平振動荷載較大，作用點高，加上作用力矩較大，工作時容易引起壓力機搖擺晃動。設計時應特別關注。本規(guī)范給出的是公稱壓力在10000--125000KN熱模鍛壓力機的振動荷載值。10000KN以下可以內(nèi)差取值。125000KN以上由于統(tǒng)計數(shù)量較少，應由設備廠商提供上述荷載資料。6.2.3通用機械壓力機主要是指閉式壓力機。由于此類壓力機工作臺面較大，多連桿運動方向在壓機平面內(nèi)且對稱布置，故起始階段基本不產(chǎn)生振動力矩。本規(guī)范給出的豎向振動荷載是用作落料、沖裁工藝時的值，對于用作薄板成型工藝時，其豎向振動荷載會更小，對設計來說是安全的。對于開式壓力機須考慮振動力矩和水平振動荷載。但由于目前已較少生產(chǎn)、資料不多，振動荷載應由廠商提供。6.2.4液壓壓力機工作的起始階段和空載運行階段工作均比較平穩(wěn)，速度相對較慢。因此不考慮此階段的振動荷載。對于落料、沖裁工藝，液壓壓力機產(chǎn)生振動荷載的原理與通用機械壓力機相似。由于液壓壓力機自重較通用機械壓力機小，因此振動荷載較小，也表現(xiàn)為脈沖特性。一些超大型的水壓機和油壓機由于數(shù)量極少，設備需專門定制設計，應由設備廠商提供完整的荷載資料，本規(guī)范不作規(guī)定。6.2.5螺旋壓力機主要靠橫置于頂部的飛輪旋轉(zhuǎn)勢能通過摩擦或離合帶動螺桿形成向下的振動荷載，振動荷載的最大值發(fā)生在鍛壓工件很難變形時，極端情況發(fā)生在模具打靠時。飛輪旋轉(zhuǎn)勢能在此時又產(chǎn)生水平振動力矩，表現(xiàn)為脈沖特性。

7冶金機械7.1冶煉機械7.1.1離心力的方向，可沿卷筒回轉(zhuǎn)中心的360°全周方向。按其最不利作用，機器的擾力主要考慮作用在卷筒回轉(zhuǎn)中心的鉛垂平面和水平面內(nèi)，并在正反兩個方向交替。7.1.2設備供應商需提交轉(zhuǎn)鼓回轉(zhuǎn)中心相對于設備基礎的標高等參數(shù)資料。水平面的擾力同時會對基礎產(chǎn)生正反兩個方向的傾覆力矩。作用在轉(zhuǎn)鼓中心處的橫向振動荷載，方向指向物料所偏置側(cè)。7.1.3轉(zhuǎn)爐爐體的振動荷載包括裝入廢鋼時、刮（頂）渣時、傾動過程加速和減速等時刻產(chǎn)生的沖擊荷載，以及在吹煉過程中，由于氣流對鋼水噴射作用激振引起的爐體振動產(chǎn)生的脈沖沖擊，其中較大的是鋼水激振力和頂渣荷載。激振力系數(shù)k應按轉(zhuǎn)爐底吹氣量大小、鋼水熔池深度大小、轉(zhuǎn)爐底吹口布置是否對稱，是否采用噴粉工藝等進行綜合考慮確定，可取0.15～0.4。其中，轉(zhuǎn)爐底吹氣量大時、轉(zhuǎn)爐鋼水熔池深度越大時、轉(zhuǎn)爐底吹口布置不對稱時、應用噴粉工藝時趨向于取大值，反之則取小值。選用激振力系數(shù)時，應綜合考慮上述各影響因素。切渣振動荷載以水平力的形式作用到轉(zhuǎn)爐爐體托圈耳軸軸承座的基礎上。7.1.4誤差系數(shù)k1一般可取1.2。計算傾動力矩時以轉(zhuǎn)爐質(zhì)量和質(zhì)心等參數(shù)精確計算為依據(jù)時也可取1.5。轉(zhuǎn)爐的啟動、制動等的動負荷系數(shù)k2，啟制動時間短時取小值，啟制動時間長時取大值。電機最大過載倍數(shù)，應由電機制造廠提供，不宜超過3.0。7.1.5啟動或制動時的回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩，以鋼水不劇烈晃動所限定的加速度進行計算，但一般不會超過以式（7.1.5-1）算得的最大啟動力矩。取放鋼包傾翻力矩，使取放鋼包一側(cè)的基礎受壓，另一側(cè)錨固基礎錨固螺栓受拉。電機最大啟動力矩倍數(shù)，應由電機制造廠提供，一般不宜超過3.0。7.2軋鋼機械7.2.1可逆軋機機列有帶減速機和不帶減速機兩種形式。即,一種是電機傳動減速機并通過齒輪機座傳動軋機的軋輥；另一種是電機直接傳動軋機的軋輥工作。不管是哪一種形式的可逆軋機機列,其組成中的主要設備有電機、減速機、齒輪機座、軋機。由于是可逆運轉(zhuǎn)，所以荷載是雙向交替變換的。連續(xù)軋機機列有帶減速機和不帶減速機兩種形式。連續(xù)軋機一般是不可逆軋制，故其荷載是單向作用的。1電機為動力荷載輸出源。電機對基礎的動力荷載為電機的輸出力矩。工作時力矩為軋制力矩，其最大值為電機輸出的最大力矩。一般為電機額定力矩的2.5倍。荷載是正反兩個方向交替變化。電機的尖峰負載為事故荷載，電機發(fā)生堵轉(zhuǎn)，其對基礎產(chǎn)生的力矩為額定力矩的3倍。荷載方向應為正反兩個方向。2減速機工作時對基礎產(chǎn)生的力矩為輸入力矩減去輸出力矩。荷載方向應為正反兩個方向。減速機的尖峰負載為事故荷載，即為電機輸入的尖峰力矩。荷載方向應為正反兩個方向。3齒輪機座的尖峰負載為事故荷載，即為電機輸入的尖峰力矩。荷載方向應為正反兩個方向。4實際軋制過程中，在軋件開始咬入之前，首先是軋件以一定的線速度向旋轉(zhuǎn)著的軋輥撞擊，此時的沖擊荷載即為咬入時的沖擊荷載，也稱為第一類沖擊荷載。由于摩擦力的作用，軋件開始咬入，直到金屬充滿變形區(qū)，軋制咬入階段終結，在此間隔時間內(nèi)，金屬的變形抗力以遞加的方式作用到軋輥上，稱此時的沖擊荷載為穩(wěn)態(tài)軋制時的沖擊荷載，也稱第二類沖擊荷載。軋機拋鋼是咬鋼的反向過程，如沒有第一類沖擊荷載，其第二類沖擊荷載的值與咬鋼時相近，可等效考慮。5由傳動裝置加在機座上的傾翻力矩僅當轉(zhuǎn)動上、下軋輥的力矩不相等時才發(fā)生。通常情況下，不考慮傾翻力矩。軋制速度的變化使軋件產(chǎn)生慣性力，連軋過程中前、后張力差的作用都會使軋件在水平方向上產(chǎn)生水平力，并引起傾翻力矩。水平力的最大值為，可導出軋機的最大傾翻力矩。7.2.3滾切式剪機分為定尺剪和雙邊剪。剪機在剪切鋼板時產(chǎn)生的不均勻沖擊力。滾切剪剪切鋼板時的剪切力變形情況如圖7-1所示：由圖可知，最大沖擊剪切力發(fā)生在切入階段，其大小一般為平穩(wěn)剪切力的1.3倍。式7.2.3的前半部分是解析式。一般情況下，剪切過程中對基礎的沖擊荷載，取最大沖切剪切力的20%。切入階段影響系數(shù)k1，在切入、切離階段約為0.7，穩(wěn)定剪切階段取1。圖7-1圖7-1剪切工曲線圖剪刃鈍化后的影響系數(shù)，一般可取1.15～1.20，當剪刃較新時取1.15，當剪刃臨近更換時取1.20。7.2.4矯直機分為可逆矯直與不可逆矯直兩種，可逆矯直機的荷載是雙向交替變換的。1電機為動力荷載輸出源。電機對基礎的動力荷載為電機的輸出力矩。工作時力矩為矯直力矩，其最大值為電機輸出的最大力矩，一般為電機額定力矩的1.75倍。荷載是正反兩個方向交替變化。尖峰負載為事故荷載，電機發(fā)生堵轉(zhuǎn)，其對基礎產(chǎn)生的力矩為額定力矩的2倍。荷載方向應為正反兩個方向。2板帶輥式矯直機的減速器一般為分體式，輸入軸和輸出軸數(shù)目不定。因此，減速器工作時對基礎產(chǎn)生的力矩應根據(jù)實際輸入軸和輸出軸的布置進行分析。減速機的尖峰負載為事故荷載，數(shù)值大小應根據(jù)實際輸入軸和輸出軸的布置進行分析。板帶輥式矯直機的齒輪座一般為整體式，輸入軸與減速器的輸出軸數(shù)量相等，輸出軸與矯直輥數(shù)相等。也有齒輪座與減速器設計為一個整體機構。3齒輪座的尖峰負載為事故荷載，數(shù)值大小應根據(jù)結構及實際輸入軸和輸出軸的布置進行分析。4矯直機本體，應計算矯直咬入和拋鋼時的沖擊荷載、矯直機矯直時的動荷載、矯直機工作時候產(chǎn)生的傾翻力矩。矯直機對基礎產(chǎn)生的尖峰負載為事故荷載，電機發(fā)生堵轉(zhuǎn)，其對基礎產(chǎn)生的力矩為額定力矩的2.5倍。荷載方向應為正反兩個方向。7.2.5電機可只將純力矩應用在基礎上。電機對基礎的動力荷載為電機的輸出力矩。減速機工作時對基礎產(chǎn)生的力矩為輸入力矩減去輸出力矩。減速機的尖峰負載為事故荷載，即為電機輸入的尖峰力矩。機架對基礎產(chǎn)生的尖峰負載為事故荷載，電機發(fā)生堵轉(zhuǎn)，其對基礎產(chǎn)生的力矩為額定力矩的3倍。

8礦山機械8.1破碎機8.1.5當量偏心距的取值與被破碎物料的硬度有關，根據(jù)實踐經(jīng)驗，破碎煤等軟質(zhì)物料時取小值，破碎石灰石等較硬物料時取大值。8.2振動篩8.2.1標準振動荷載應為符合設備使用技術要求的正常狀態(tài)下設備所引起的慣性力的參數(shù)，在以制造廠試驗中設備的相應特性平均值作為標準擾力，由設備制造廠家提供。動力超載系數(shù)Kd是考慮到設備實際參數(shù)對其標準值偏離的可能性，如：工作狀態(tài)的改變、軸承間隙加大、零件磨損、有雜物等。公稱均衡的機器會出現(xiàn)對平均值偏差很大的參數(shù)，特別是旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的偏心率。8.2.2本條8.2.3本條規(guī)定了結構構件頻率條件，在啟動和停車時避開共振和接近共振的區(qū)域，在動力荷載作用下不會產(chǎn)生共振。在設計實踐中，曾經(jīng)發(fā)生過多例由于動力系數(shù)取值偏小，或設備廠家提供數(shù)據(jù)不明確而未乘以動力系數(shù)的事故，造成振動篩所在樓層梁振動劇烈，人的主觀感受較強，對樓層結構重新進行加固設計時，動力系數(shù)取到適宜的數(shù)值，加固完成后，振動消除。另外，設備正常運行一段時間后，減震彈簧由于疲勞作用逐漸失去效能，應及時更換新的，以使設備正常工作時產(chǎn)生的振動荷載符合結構設計時所取參數(shù)的要求。動力系數(shù)取值參見現(xiàn)行行業(yè)標準《化工、石化建（構）筑物荷載設計規(guī)定》HG/T20674有關規(guī)定。梁的自振頻率，應按下列公式計算：（8-1）（8-2）（8-3）式中：i——頻率密集區(qū)的順序，i=1，2，……；——梁第i頻率密集區(qū)內(nèi)最低自振頻率（HZ）；——梁第i頻率密集區(qū)內(nèi)最高自振頻率（HZ）;——梁上單位長度的均布質(zhì)量（kg/m），當有集中荷載時；——梁的計算跨度（m）,取梁支座中心間的長度；，——對于鋼筋混凝土結構第i頻率密集區(qū)的自振頻率系數(shù)；——梁上單位長度的均布質(zhì)量（kg/m）；——梁上的集中質(zhì)量（kg）；j——集中質(zhì)量數(shù)1～n；n——集中質(zhì)量總個數(shù)；——集中質(zhì)量換算系數(shù)。，——對于鋼筋混凝土結構第i頻率密集區(qū)的自振頻率系數(shù)，對于兩端鉸支的單跨和等跨連續(xù)梁，其第一、第二頻率密集區(qū)的自振頻率系數(shù)可按表8-1確定：

表8-1自振頻率系數(shù)自振頻率系數(shù)梁的跨數(shù)123451.571.571.571.571.571.572.452.943.173.306.286.286.286.286.286.287.958.789.179.38第一頻率密集區(qū)的集中質(zhì)量換算系數(shù)可按表8-2確定：表8-2集中質(zhì)量換算系數(shù)跨度數(shù)跨度序號自振頻率00.100.200.300.400.500.600.700.800.901100.190.691.311.812.001.811.310.690.192100.311.071.862.272.091.460.720.210.02200.020.210.721.462.092.271.861.070.313100.180.601.021.110.900.480.150.000.00200.181.082.704.325.044.322.701.080.18300.000.000.150.480.901.111.020.600.184100.160.520.840.880.640.320.080.000.00200.201.002.323.483.722.921.560.480.04300.040.481.562.923.723.482.321.000.20400.000.000.080.320.640.880.840.520.165100.100.400.600.600.450.200.050.000.00200.150.902.002.852.952.151.050.250.00300.100.902.254.305.054.302.250.900.10400.000.251.052.152.952.852.000.900.15500.000.000.050.200.450.600.600.400.10注：為集中質(zhì)量離左邊支座距離x與梁的跨度之比，對于中間跨內(nèi)集中質(zhì)量的x值，仍為集中質(zhì)量離本跨左邊支座的距離。

8.3磨機8.3.28.3.4立式磨的振動荷載計算，主要考慮選粉機轉(zhuǎn)子和磨盤在制造和使用過程中產(chǎn)生質(zhì)量偏心而引起的振動載荷。8.3.5本條對高壓輥磨機振動荷載的確定進行了規(guī)定。1高壓輥磨機機體的振動荷載主要來自擠壓物料時產(chǎn)生的振動，其大小與高壓輥磨機液壓系統(tǒng)蓄能器大小有關。以輥徑1600mm，輥寬1400mm的高壓輥磨機為例，其液壓系統(tǒng)配置的蓄能器最小為2×8L，最大為2×40L。按最小蓄能器容量配置時Ky取0.2，Kz取1.5；按最大蓄能器容量配置時Ky取0.3，Kz取0.8。2高壓輥磨機扭力支撐裝置與基礎相連接時，其振動荷載根據(jù)經(jīng)驗取值；高壓輥磨機扭力支撐裝置與基礎不相連接時，不單獨考慮其振動荷載。8.4脫水機8.4.1本節(jié)適用于礦用過濾式離心脫水機和沉降式離心脫水機的振動荷載的計算。8.4.2過濾式及沉降式離心脫水機的振動荷載的計算，應按照本標準4.3離心機的振動荷載的規(guī)定執(zhí)行。8.4.3本條文中離心脫水機振動荷載計算時，各設備的旋轉(zhuǎn)部件總質(zhì)量及旋轉(zhuǎn)部件工作時的偏心距由設備廠家提供。8.4.4本條中涉及的筒型真空過濾機、盤式真空過濾機、帶式真空過濾機、板框壓濾機、自動壓濾機、磁力脫水槽基礎設計結構分析時，可按靜力進行結構計算。

9輕工機械9.1紙機和復卷機9.1.1紙機由成型部、壓榨部、烘干部、施膠機、壓光機、涂布機、卷紙機等多個分部組成，這些分部和復卷機中都有多個隨紙機或復卷機車速（紙頁運動的線速度）在線旋轉(zhuǎn)的部件，這些旋轉(zhuǎn)部件所產(chǎn)生的振動荷載及其響應的疊加，可按本節(jié)規(guī)定執(zhí)行。9.1.2各旋轉(zhuǎn)部件所產(chǎn)生的振動荷載均由紙機或復卷機的兩側(cè)機架分擔，因此計算式中的質(zhì)量m取旋轉(zhuǎn)部件質(zhì)量的一半。由于需要從0～最大設計車速（通常按照100m/min步長），逐級計算、分析各級車速下系統(tǒng)的振動響應情況，因此給出了任意車速運行下的振動荷載計算公式。9.1.3紙機每個組成分部和復卷機中，各旋轉(zhuǎn)部件在啟動時其質(zhì)量偏心的方向是隨機的，因此初始相位角也是不確定的，在對其引起的振動響應進行疊加時，需要以適當組合的方式考慮初始相位角的影響。9.1.4紙機和復卷機中的多個旋轉(zhuǎn)部件會因其直徑不同而轉(zhuǎn)速不同，但各分部作為獨立的分析單元，應在同一車速下確定各旋轉(zhuǎn)部件的角速度、計算相應的振動荷載、疊加其振動響應。隨紙機在線運行的紙卷，其直徑是在一定范圍內(nèi)不斷改變的，也就是說對應于某一車速紙卷質(zhì)量和角速度一直在改變，計算振動荷載時應考慮這一影響。通常可在每一級計算車速下，按適當步長計算紙卷不同直徑所對應的角速度和相應的振動荷載，再與同級車速下的其他振動荷載進行響應疊加。9.1.5旋轉(zhuǎn)部件的質(zhì)量偏心距應由設備制造廠根據(jù)加工制作精度和相應的動平衡等級確定，條文給出的部分旋轉(zhuǎn)部件偏心距是按照歐洲的設備制造廠在其產(chǎn)品滿足歐洲相關標準的情況下確定的，未給出偏心距的旋轉(zhuǎn)部件，相應參數(shù)應由設備制造廠直接提供。9.2磨漿機9.2.1磨漿機包括電機、齒輪箱和磨漿部，固定在鋼筋混凝土制作的隔振慣性塊上，慣性塊下設置隔振墊，通過振動分析確定慣性塊的尺寸、質(zhì)量、動力特性以及隔振墊的布置和相關參數(shù)時，磨漿機各旋轉(zhuǎn)部件的振動荷載可按本節(jié)規(guī)定計算。9.2.2由于需要從0～1.1倍最大設計轉(zhuǎn)速計算、分析各級轉(zhuǎn)速運行下系統(tǒng)的振動響應情況，因此給出了磨漿機以任意轉(zhuǎn)速運行下的振動荷載計算公式。按照相關機械設備的制造標準，對于磨漿機的電機、齒輪、磨漿部等轉(zhuǎn)動部件，其動平衡精度等級G一般采用2.5mm/s。9.2.3通常各旋轉(zhuǎn)部件在啟動時其質(zhì)量偏心的方向是隨機的，因此初始相位角也是不確定的，在對其引起的振動響應進行疊加時，需要以適當組合的方式考慮初始相位角的影響。9.2.4磨漿機因意外斷電和磨片脫落會產(chǎn)生很大的瞬態(tài)振動荷載，該類荷載應由設備制造廠直接提供。9.3紡織機械9.3.1確定表9.3.1中所列織機的振動荷載時，有梭織機是以實測值為主要依據(jù)，劍桿織機是以產(chǎn)品說明書提供的數(shù)據(jù)為主要依據(jù)，同時，考慮到織物的厚薄、經(jīng)緯密及織物品種的區(qū)別，并參考國外有關實測資料及實際工程設計經(jīng)驗，綜合歸納得出的。表列數(shù)值有的大于實測值，以適應其通用性。9.3.2表9.3.1所列車速是表中所列織機型號的常用車速，如織機的設計車速不同于表列車速，則設計車速下的振動荷載應按公式（9.3.2）進行換算。但當工藝條件所提供的設計車速低于表列車速時，為了適應日后工藝變化的需要，其振動荷載值還是應按表9.3.1所列數(shù)值取用。公式（9.3.2）是國內(nèi)外普遍采用的換算公式，通過實測同一型號織機在不同車速下的振動荷載值，其比值關系與該公式的計算結果是基本一致的。9.3.3織機的振動荷載實際上是作用在織機的四個車腳上，就單臺織機而言，實際工程設計中，可將織機四個車腳在三個方向上的振動荷載等效為三個方向上的合力，作用在織機四個車腳的幾何中心處。表9.3.1所列振動荷載就是織機在緯紗方向、經(jīng)紗方向和豎向這三個方向上各車腳振動荷載的等效合力。工程設計時如有需要，也可將表9.3.1所列豎向振動荷載分配到織機的各車腳上，分配原則是：1織機前面（布輥側(cè)）二個車腳的豎向振動荷載分量值均為表列數(shù)值的一半；2織機后面（織軸側(cè)）二個車腳的豎向振動荷載分量值均為表列數(shù)值的一半；3織機前二車腳豎向振動荷載分量的作用方向與織機后二車腳豎向振動荷載分量的作用方向正好相反。

10金屬切削機床10.1一般規(guī)定10.1.1金屬切削機床的振動荷載一般宜由機床制造廠提供，本條提出的4項要求是應由機床制造廠提供的基礎資料。10.2振動荷載10.2.1車床包括儀表車床、自動車床、立式車床、仿形車床、臥式車床、馬鞍車床及數(shù)控車床等幾種類型。機床運轉(zhuǎn)時對支承結構所產(chǎn)生的振動荷載是支承結構動力計算的基礎數(shù)據(jù)，它的大小一般由該機床的設計部門或生產(chǎn)廠家根據(jù)工藝參數(shù)及機構原理等資料作理論計算后提供。但是，對大量可直接安裝在地坪或多層廠房樓蓋上的中小型機床，特別是那些5噸以下的精密加工金屬切削機床，運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的振動荷載，一般生產(chǎn)廠商均不提供。表10.2.1中的數(shù)值是根據(jù)收集到的車床振動實測資料經(jīng)統(tǒng)計分析后確定的。當加工材料強度低，切削量小，切削速度緩慢時，取表中小值，否則取大值。系數(shù)1.3是考慮切削加工時的沖擊影響而對振動荷載的增大。10.2.2銑床包括滑枕銑床、龍門銑床、平面銑床、仿形銑床、圓工作臺銑床、升降臺銑床、回轉(zhuǎn)頭銑床、懸臂銑床、搖臂銑床、床身銑床、數(shù)控銑床等。表10.2.2中的數(shù)值是根據(jù)收集到的銑床振動實測資料經(jīng)統(tǒng)計分析后確定的。當加工材料強度低，切削量小，切削速度緩慢時，取表中小值，否則取大值。系數(shù)1.8是考慮切削加工時的沖擊影響而對振動荷載的增大。10.2.3鉆床包括深孔鉆床、搖臂鉆床、臺式鉆床、立式鉆床、臥式鉆床、銑鉆床、多軸鉆床、數(shù)控鉆床等幾種類型。鉆床的振動荷載值0.10kN～0.20kN是根據(jù)收集到的鉆床振動實測資料經(jīng)統(tǒng)計分析后確定的。當加工材料強度低，切削量小，切削速度緩慢時，取小值，否則取大值。10.2.4刨床包括龍門刨床和牛頭刨床兩種類型。近年來，由于刨床能耗高，已逐漸被銑床所取代。但考慮到原有設備仍在使用，仍將有關內(nèi)容列出。表中數(shù)值是根據(jù)收集到的刨床振動實測資料經(jīng)統(tǒng)計分析后確定的。當加工材料強度低，切削量小，切削速度緩慢時，取表中小值，否則取大值。系數(shù)2.0是考慮切削加工時的沖擊影響而對振動荷載的增大。10.2.5磨床包括外圓磨床、內(nèi)圓磨床、平面磨床、端面磨床、工具磨床、刀具刃磨床、研磨機、拋光機、曲軸磨床、花鍵軸磨床、軋輥磨床、導軌磨床、軸承加工磨床及數(shù)控磨床等幾種類型。表10.2.5中的數(shù)值是根據(jù)收集到的磨床振動實測資料經(jīng)統(tǒng)計分析后確定的。當加工材料強度低，切削量小，切削速度緩慢時，取表中小值，否則取大值。系數(shù)1.6是考慮切削加工時的沖擊影響而對振動荷載的增大。實測表明，磨床的振動荷載主要是由砂輪引起的，這是由于砂輪在加工過程中不均勻的磨損，造成質(zhì)量偏心距的不斷增加所致。10.2.6加工中心包括立式加工中心、臥式加工中心、龍門式加工中心、車銷加工中心等幾種類型。加工中心的振動荷載可按相同加工功能的同類機床取值。多種加工功能擾力不同時，取大值。

11振動試驗臺11.1液壓振動臺11.1.1液壓振動試驗臺主要適用于航天、航空、兵器、電子、船舶、汽車和建筑等領域，是振動環(huán)境試驗的專用力學環(huán)境試驗設備。液壓振動試驗臺規(guī)格參照現(xiàn)行國家標準《液壓振動臺》GB/T21116。11.1.2液壓振動臺的主要動態(tài)參數(shù)包括振動臺的激振力，額定負載，振動位移，振動速度，振動加速度等。受油缸行程的限制，振動位移主要控制振動信號的低頻段（通常為5Hz以下），受液壓油流量的限制，振動速度控制振動信號的中頻段（通常為5Hz～20Hz），在激振力條件的限制下，振動加速度控制信號的高頻段（通常為20Hz以上）。一般振動臺單個作動器的技術指標包括激振力，振動位移，振動速度和振動加速度等。三參數(shù)控制線如圖11-1所示。圖11-1液壓振動臺三參數(shù)控制線液壓振動臺作動器的荷載分區(qū)可定為三段（圖11-2）。低頻部分的位移控制區(qū)段：（11-1）中頻部分的速度控制區(qū)段：（11-2）高頻部分的加速度控制區(qū)段：（11-3）圖11-2加速度曲線根據(jù)加速度特性曲線做歸一化處理后圖11-3、11-4，即可以推斷激振力的特性曲線。（11-4）圖11-3負載變化的加速度特性圖11-4歸一化加速度曲線當被測試件是一個彈性系統(tǒng)時，需要考慮試驗對象的振動特性，可能出現(xiàn)的共振現(xiàn)象，振動荷載應根據(jù)被試件的動力特性乘以動力放大系數(shù)。例如，當?shù)缆纺M試驗機為輪胎耦合時，振動作用需乘以1.25的放大系數(shù)。根據(jù)上述分析，本規(guī)范提出的液壓振動臺振動荷載考慮到了振動荷載的包絡特性，具有80%的保證概率。對于特殊的液壓振動臺需要根據(jù)設備資料要求進行專項設計。液壓振動試驗臺單個作動器的荷載動力系數(shù)可按表（11-1）選擇。表11-1液壓振動臺荷載動力系數(shù)激振力,kN振動臺基礎建筑物基礎上部結構<1001.20（1.10）1.10（1.00）1.05（1.00）≥1001.25（1.10）1.15（1.00）1.05（1.00）注：括號內(nèi)數(shù)值為用于振動臺隔振基礎設計的動力系數(shù)。11.2電動振動臺11.2.1本標準適用于額定正弦激振力不大于200kN的電動振動臺，頻率范圍一般在5Hz～5000Hz的液壓振動臺。11.2.2電動振動臺技術規(guī)格參考現(xiàn)行國家標準《電動振動臺》GB/T13310-2007。電動振動臺的振動荷載與振動臺的特性密切相關。與液壓振動臺類似，電動振動臺的關鍵技術參數(shù)依然是激振力和運動物理量。主要特性也是振動位移，振動速度和加速度。只是在頻率范圍和振動幅值方面有所不同。電動振動臺也可分為三個荷載區(qū)間（圖11-5）。圖11-5電動振動臺加速度特性曲線通常電動振動試驗臺廠商提供技術參數(shù)是按照空載條件測試的結果，裝上試件后，其特性曲線會略有不同，而且不同質(zhì)量的時間，特性曲線也不同。經(jīng)驗表明，按照空載特性設計是偏于安全的，也是出于簡化分析的考慮。為了考慮電動振動試驗臺最不利的狀況，按照振動臺上中斷限要求，極端情況下，可以是激振力上限乘以2，亦即（11-5）為了與其他結構荷載規(guī)范協(xié)調(diào)，作為向結構設計提供擬靜力設計的荷載條件，亦即振動荷載的動力系數(shù)，可按表11-2選擇。表11-2電動振動臺動力系數(shù)表激振力,kN振動臺基礎建筑物基礎上部結構<101.10（1.05）1.00（1.00）1.00（1.00）≥101.20（1.10）1.10（1.00）1.00（1.00）注：括號內(nèi)數(shù)值為用于振動臺隔振基礎設計的動力系數(shù)。11.3機械振動臺11.3.1機械振動臺的類型包括偏心式、離心式，凸輪式，以及偏心—彈簧式等。由機械振動臺類型較多，其特性參數(shù)也不一樣。本標準以較為典型偏心式和離心式機械振動臺為準，提出相應的振動荷載。參照現(xiàn)行國家標準《機械振動臺技術條件》GB/T13309，機械振動臺的振動頻率一般在1.0Hz～100Hz范圍內(nèi)，其激振力通常不大于10kN。本節(jié)適用于額定激振力不大于10kN的偏心式和離心式機械振動臺，頻率范圍在1.0Hz～100Hz之內(nèi)。11.3.2振動荷載，按下列原則確定：1偏心式機械振動臺是以軸偏心或者偏心桿轉(zhuǎn)動來驅(qū)動振動臺運動。工作原理如圖（11-6）所示。圖11-6偏心式振動臺圖中：偏心距。偏心式機械振動臺的動態(tài)技術指標為：r——驅(qū)動裝置的偏心距（mm）；振動位移（d=r）是一個常量；mr——運動部分質(zhì)量（kg），一般運動部分質(zhì)量不超過500kg；f——振動臺激振頻率，（Hz）；——圓頻率；——振動臺對應頻率的最大加速度（m/s2）。偏心式機械振動臺激振力為：（11-6）最大激振力為：（11-7）偏心式機械振動臺荷載偏心式機械振動臺的振動加速度與圓頻率呈平方關系。根據(jù)牛頓第二定律，激振力就是：（11-8）2離心式振動臺（圖11-7）離心式機械振動臺的主要動態(tài)參數(shù)包括：圖11-7離心式振動臺e——偏心質(zhì)量的偏心距（mm）；me——偏心質(zhì)量（kg），偏心質(zhì)量不超過100kg；f——振動臺激振頻率，（Hz）；——圓頻率；——振動臺對應頻率的最大加速度（m/s2）。偏心式機械振動臺激振力為：（11-9）最大激振力為：（11-10）離心式機械振動臺荷載離心式機械振動臺振動加速度與偏心式振動臺具有相似特性，振動加速度亦為圓頻率的平方關系。根據(jù)牛頓第二定律，激振力就是：。（11-11）12人行振動12.1公共場所人群密集樓蓋12.1.2ISO10137:2007Basesfordesignofstructures-Serviceabilityofbuildingsandwalkwaysagainstvibrations給出人自由行走時的豎向人行振動荷載1階頻率為1.2Hz～2.4Hz，當樓蓋水平向自振頻率大于豎向人行振動荷載頻率的1/2時，不考慮水平向人行振動荷載。對于行走和有節(jié)奏運動激勵為主的樓蓋，美國AISC/CISCSteelDesignGuideSeries11FloorVibrationsDueToHumanActivity（1997）和ATCDesignGuide1MinimizingFloorVibration（1999）也只考慮豎向振動荷載的作用。12.1.2本條主要參考ISO10137:2007Basesfordesignofstructures-Serviceabilityofbuildingsandwalkwaysagainstvibrations。研究表明，人行振動荷載可以用傅立葉級數(shù)或多項式表示。美國AISC/CISCSteelDesignGuideSeries11FloorVibrationsDueToHumanActivity（1997）和ATCDesignGuide1MinimizingFloorVibration（1999）忽略靜荷載的影響，給出了樓板發(fā)生豎向共振時的單人自由行走的振動荷載簡化函數(shù)，我國JGJ3-2010《高層建筑混凝土結構技術規(guī)程》也參照美國ATCDesignGuide1（1999），給出了接近樓蓋結構自振頻率時樓蓋結構豎向振動加速度近似計算公式。ISO10137:1992給出了單人激勵荷載的計算公式，提出要考慮有節(jié)奏運動的人群激勵荷載放大作用，但并未給出有節(jié)奏運動的人群激勵荷載公式。美國AISC/CISCSteelDesignGuideSeries11（1997）和ATCDesignGuide1（1999）給出了跳舞、有氧運動、演唱會、體育比賽等有節(jié)奏運動的人群激勵作用下，樓板發(fā)生豎向共振時人群的激勵均布荷載簡化函數(shù)，但并未給出人群自由行走的激勵荷載函數(shù)。EllisB.R.針對兩個混凝土樓板在最多由32人組成的人群自由行走激勵作用下的試驗結果表明，隨著人群總?cè)藬?shù)的增大，樓板的豎向振動加速度增大，但樓板的豎向振動加速度增大并非線性的（EllisB.R.Theinfluenceofcrowdsizeonfloorvibrationsinducedbywalking.TheStructuralEngineer,2003,81(6),pp.20–27）。研究表明，N個人隨機行走人群引起的豎向振動響應是單個人的倍，ISO10137:2007規(guī)定豎向人群振動荷載應乘以協(xié)調(diào)系數(shù)進行折減，即：F（12-1）式中：F(t)——人群自由行走的豎向人行振動荷載（N）；N——人群的總?cè)藬?shù)；C(n)——人群運動的協(xié)調(diào)系數(shù)；對于無節(jié)奏自由行走人群，協(xié)調(diào)系數(shù)可?。篊n=1相應的可以計算得到豎向人群激勵荷載公式。ISO10137:2007未給出人的重量取值，我國GB/T7928-2003《地鐵車輛通用技術條件》規(guī)定人均體重按60kg計，TB/T1335-1996《鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規(guī)范》規(guī)定每一旅客及其自帶行李的重量之和取為80kg，本條結合實際情況，行人體重按60kg計，即600N。ISO10137:2007指出人群的總?cè)藬?shù)取決于單位面積的人數(shù)和人群所占據(jù)的面積，但ISO10137:2007并未給出自由行走的單位面積人數(shù)取值，對于協(xié)調(diào)跳躍（如在無固定座位區(qū)域的跳舞、節(jié)律運動），ISO10137:2007規(guī)定一般情況下為0.8人/m2，最大值為6人/m2。應用中可根據(jù)實際情況確定人群的總?cè)藬?shù)。人行振動荷載頻率的取值有兩種方法：（1）試算法，在1.25Hz～2.3Hz范圍內(nèi)按0.1Hz或更小的頻率間隔計算樓蓋振動加速度響應，取振動加速度響應最大值對應的人行振動荷載頻率；（2）取人行振動荷載頻率f=f1/n（n為整數(shù)），f1為樓蓋一階豎向自振頻率。一般地，當樓蓋的一階豎向自振頻率是荷載頻率的整數(shù)倍時，樓蓋發(fā)生共振，樓蓋振動加速度響應最大。ISO10137:2007給出了相位角的一個保守取值方法，即將低于共振的諧振相移。12.1.3ISO10137:2