橡膠作為工程材料，廣泛應用于軟管、輪胎，密封件、減震制品等領域，當設計一個長壽命的橡膠部件時，要考慮多方面的影響因素，如在大多數應用中，橡膠的模量和產品的具體幾何形狀決定產品的使用性能。
減震墊安裝在空調壓縮機的三個地腳底，起支撐和減震作用，防止壓縮機產生的振動傳給空調主機。橡膠材料的選擇和減震墊的結構設計都是至關重要的。本文通過設計減震墊的簡單的幾何形狀，探討產品設計的一些影響因素。
一、橡膠減震墊形狀的設計原理
彈性材料在沒有變形的情況下是各向同性的，其彈性性質由兩個基本的彈性常數Ky和G來描述，體積壓縮模量Kv表示彈性體在流體靜壓下抵抗體積壓縮的性質，剪切彈性模量G表示彈性體抵抗簡單剪切應力t的性質，見圖(1)，存在關系式如下，
與簡單液體相比，橡膠類固體的體積壓縮模量Kv很高，可達1.52pa;而剪切模量相當低，只有0.5~5MPa，比Kv值小2-3個數量級。由于橡膠體積的不可壓縮性的，即當橡膠物體被壓縮，橡膠物體橫向膨脹，其體積不會有明顯的減少，(除非壓力極高的情況下)。故小形變下的彈性行為可以用一個簡單的彈性模量G來描述。因為楊氏模量E=2(1+v)G，泊松比v≈1/2，所以E≈3G。一般地，橡膠的楊氏模量E(或拉伸模量)與硬度存在一定的關系，如圖2所示。由此通過測試橡膠的硬度可估算材料的彈性模量G。
橡膠減震墊受到壓縮機的單向壓縮，作用力相對于部件主軸的方向，其自由表面向外鼓出，使內應力從簡單的單向壓縮改變成剪切和壓縮的復合。在設計中，剛度K是一個關鍵參數，剛度的定義為部件單位形變所需要的力，剛度K可能是剪切剛度Ks，壓縮剛度Kt或它們的綜合。
結合式(3-3)、式(3-4)和式(3-5)，可見力和形變與面積、厚度和材料模量這些設計參數是關聯的。
空調器中壓縮機是主要的振動源和機械噪聲源，當壓縮機工作時，其地腳以42.828Hz振動，這時的振動峰值最高。它在運轉過程中產生的振動會通過其地腳和管路傳遞給空調器的各個部件，產生振動及噪聲。如果在壓縮機和空調器底板之間加隔振環節，就能將壓縮機作為振源所產生的振動與空調器的底板和箱殼隔離開來，從而降低整個空調器的振動和噪聲。而減震器的隔離和衰減振動的能力是用振動傳輸率Tabc來衡量的，另外減震器的標準模型要獲得良好的隔振效果，首先要使隔離體系具有合適的固有振動頻率fn。振動傳輸率Tabc和體系fa定義如下，其中Tabc可由圖3曲線查出。
運用靜態應力限制，減震墊的最小受載面積由下式決定
二、空調壓縮機橡膠減振墊的尺寸設計
己知條件：減振器安裝在壓縮機腳，受到48.828Hz的輸入振動，振動主要在垂直方向。壓縮機質量為15kg，重量147N，減振器設計為能提供80%的隔離，同時減小允許這個等級隔離所需要的余隙，選擇橡膠材料的η近似為0.4，邵氏硬度為45。
1、有振動頻率fa
已知η=0.4，f=48.828Hz，80%的隔離等價于Tabc=0.2，由圖3查出y=2.95。所以fa=16.5Hz，即在48.828Hz隔離輸入振動的80%，隔離體系必須設計成固有頻率為16.5Hz。
2、隔離體系的動態剛度K'
由式(3-6)得出總的動態剛度K'=16N/mm。假設體系的結構件剛性，所有的形變都發生在減震墊上，每一個減震墊相對設備重心對稱地放置，這樣每個減震墊的剛度是53.6N/mm。
3、減震墊的最小受載面積Amin
壓縮機重147N，每個減震墊的靜態載荷為49N，所以限制減震墊的靜態應力是0.069MPa。由式(3-8)計算出Amin=710mm2。
4、減震器的厚度
減震墊的硬度為邵氏A45，從圖2可查出其楊氏模量E近似值為2.1MPa，其剪切模量G大約是0.7MPa，由式(3-4)可計算出減震器的高度t=9mm。
也即用3個減震墊組成的隔離體系，整個體系的動態剛度為3×53.6=161N/min。這給空調壓縮機提供了16.5Hz的體系固有頻率。反過來，48.828Hz的垂直干擾振動的80%可以被隔離。在設計完成前，必須參照設計限制，檢查彈性體的靜態剪切應變。這要求測定減震墊的靜態剛度。
通常，橡膠的剪切模量受頻率和應變的影響。橡膠減震墊的靜態剛度Ks遠比動態剛度K'柔軟。這種差異隨橡膠阻尼的增加呈增加趨勢。假定所本實驗所選用的橡膠K'/Ks=1.4。
Ks≈53.6/1.4=38.3N/mm，由此靜態形變d=F/Ks=49/38.3=1.28mm，所以靜態剪切應變E=1.28/9=0.142=14.2%。
按減震墊的使用標準，靜態剪切應變的合理限制是20%，因此，此減震墊的設計滿足靜態應力和應變標準。
減震器設計成圓筒型，內徑與空調壓縮機腳緊密配合，減震墊的內半徑a?定為6mm，又由于受載面積A=710mm2，A=π(a22-a12)，所以減震墊的外半徑a?為16.1mm。
這樣完成了空調壓縮機減震墊的初步設計，減震器為圓筒體：
