DE4413447A1

DE4413447A1 - Verfahren und Vorrichtung zum aktiven Einstellen und Steuern eines resonanten Masse-Feder-Systems

Info

Publication number: DE4413447A1
Application number: DE4413447A
Authority: DE
Inventors: Kenneth D Garnjost; Christopher A Rauch; Gonzalo J Rey
Original assignee: Moog Inc
Current assignee: Moog Inc
Priority date: 1993-04-23
Filing date: 1994-04-18
Publication date: 1994-11-10
Anticipated expiration: 2014-04-19
Also published as: DE4413447B4; US5620068A; GB2277360B; US5456341A; GB9405554D0; GB2277360A; JPH07119791A; JP3841450B2

Description

Die vorliegende Erfindung bezieht sich allgemein auf das Gebiet aktiv gesteuerter Masse-Feder-Systeme und insbeson dere auf ein verbessertes Verfahren und eine Vorrichtung zum Modulieren der vibratorischen Reaktionskraft, die von der Masse auf eine Aufhängungsstruktur übertragen wird. Das Masse-Feder-System kann entweder als ein stark gedämpfter Trägheitskraftgenerator in Abhängigkeit von einem Leitsignal oder als leicht gedämpfter Vibrationsabsorber betrieben wer den, der in der Lage ist, die Änderungen seines Resonanzfre quenzverlaufs bei der Anregungsfrequenz aufzuweisen.

Es gibt viele Quellen für Vibrationen in rotierenden Ma schinen. Zum Beispiel werden im Flug Vibrationen von den Ro torblättern auf einen Helikopterrumpf übertragen. Während diese viele Vibrationsmodi besitzen, wurde erkannt, daß die dominierende Vibration eine Funktion der Anzahl der Rotor blätter und ihrer Rotationsgeschwindigkeit ist. Dies ist insbesondere in dem US-Patent Nr. 3 477 665 ("Le Grand") in Spalte 1, Zeile 35 und folgende erwähnt:

"Hauptsächlich aufgrund der aerodynamischen Asymmetrien, die auf den rotierenden Rotorblättern eines Flugkörpers mit rotierenden Flügeln auftre ten, unterliegen die Rotoren Lasten, die sich mit Frequenzen ändern, die vielfache der Rotorgeschwin digkeit und der Anzahl der Blätter sind. Diese La sten werden auf den Rumpf übertragen und bewirken, daß er mit denselben Frequenzen vibriert."
Weiterhin ist in dem US-Patent Nr. 3 836 098 ("Miyashita") in Spalte 1, Zeile 9 und folgende diskutiert:

"Im allgemeinen unterliegen Flugkörper mit ro tierenden Flügeln, wie etwa Hubschrauber, im Ver gleich mit Flugzeugen mit festen Flügeln während des Fluges großen Vibrationen, und dies ist haupt sächlich den Kräften und Momenten erzeugenden Kräf ten von einem Rotor zuzuschreiben. Es werden näm lich, wenn Ω die Rotationsrate des Rotors und n die Anzahl der Blätter angeben, eine Erregerkraft mit einer Frequenz nΩ (hiernach als die nΩ-Vibration bezeichnet) und eine Erregerkraft mit einer Fre quenz von ganzzahligen Vielfachen der Rotationsrate (hiernach als die iΩ-Vibration bezeichnet) erzeugt. Die Erstere ist bei einem Rotor mit n Blättern un vermeidlich, . . . "
Wenn solche Vibrationen auf den Rumpf übertragen werden, sind solche Vibrationen für die Mannschaft und die Passa giere lästig und tragen auch zu ihrer Ermüdung bei.

In einem Versuch, solche Vibrationen zu verringern, wenn nicht sogar vollständig zu beseitigen, wurde vorgeschlagen, eine entgegengesetzte Vibrationswellenform mit gleicher Am plitude und Frequenz aber einer Phasenverschiebung von 180° bezüglich der Störvibration zu erzeugen. Der Gedanke ist hier, daß die erzeugte und die Störvibrationen sich bei ei ner Überlagerung gegenüberstehen und sich gegenseitig auslö schen. Während dies theoretisch möglich ist, muß jedoch in Erinnerung gerufen werden, daß die Parameter für die Rotor erzeugten Vibrationen Funktionen von vielen anderen Faktoren sind, wie etwa der von dem Helikopter getragenen Last, der Haltung des Helikopters aufgrund von Manövern, seiner Ge schwindigkeit, usw. Somit sind die Rotor-erzeugten Vibratio nen aus verschiedenen Gründen kontinuierlichen Änderungen unterworfen, von denen einige steuerbar sind, andere jedoch nicht.

Da die Rotor-erzeugten Vibrationen im allgemeinen um eine im wesentlichen konstante Frequenz zentriert sind und von dieser nur für kurze Transientendauern abweichen, wird oft ein passiver Vibrations- "Absorber" des Resonanztyps verwendet, um entgegengesetzte Vibrationskräfte auf der He likopterstruktur zu erzeugen. Ein solcher "Absorber", oft ein "abgestimmtes Dämpfungselement" bezeichnet, ist ein Masse-Feder-System mit einem Freiheitsgrad, das so angeord net ist, daß es mit seiner Resonanzfrequenz in Abhängigkeit von den erwarteten Vibrationen der Struktur, an die es befe stigt ist, vibriert. Wenn die Struktur bewirkt, daß der "Absorber" mit seiner natürlichen Frequenz vibriert, ist die von dem "Absorber" auf die Struktur erzeugte Reaktionskraft außer Phase mit den Vibrationsauslenkungen der Struktur, aber sie ist mit der Vibrationsgeschwindigkeit der Struktur in Phase. Somit wird dies als eine "Dämpfung" oder Energie "Absorption", erscheinen und den Effekt haben, die Amplitude der Störvibration am Montagepunkt zu reduzieren. Jedoch ver wendet die Amplitude der entgegengesetzten Vibration die Re sonanzphänomene nur in der unmittelbaren Nachbarschaft der natürlichen Frequenz. Diese Technik und ihre Beschränkungen werden speziell in dem US-Patent Nr. 4 483 425 ("Newman") in Spalte 1, Zeile 50 und folgende erwähnt:

"Ein weiteres, verwandtes Verfahren zur Vibra tionskontrolle ist die passive Vibrationskompensa tion, die eine Trägheitskompensation durch eine re sonante Feder-Gegenmasse-Kombination verwendet. Dieses Verfahren ist auf vernünftige Weise wir kungsvoll, wenn das Trägheitskraft-Ungleichgewicht, das zu kompensieren ist, hauptsächlich sinusförmig bei einer einzelnen, konstanten Frequenz ist. Die Feder-Masse-Kombination kann auf diese Frequenz ab gestimmt werden, so daß sie auf Vibrationen rea giert, indem sie oszilliert, um beim Auslöschen der Vibrationen zu helfen. Jedoch ist die Wirksamkeit dieser Lösung beschränkt, da die Kompensation nur bei der einzelnen, ausgewählten Frequenz stattfin det, wobei der Betrag der Kompensation von der Cha rakteristik der mechanischen Verbindung zwischen der Maschine und ihrer Umgebung abhängt, und die Leistung mit der Zeit oder unter äußeren Umständen stark abnehmen kann." (Hervorhebungen hinzugefügt.)
In einem Versuch, den Frequenzänderungen in der Störvi bration zu folgen, wurden einige Masse-Feder- "Absorber" so entworfen, daß sie eine kontinuierliche Einstellung entweder der effektiven Masse oder der effektiven Federkonstante mit einigen Kriterien zum Feststellen der optimalen "Abstimmung" ermöglichen. In einer solchen Vorrichtung, wie etwa im US- Patent Nr. 4 365 770 ("Mard" et al.) gezeigt, wird die Vor last auf einer mit einer Nocke betriebenen Feder durch einen hydraulischen Servomotor so eingestellt, daß die effektive Federkonstante des Masse-Feder- "Absorbers" so "abgestimmt" wird, daß seine natürliche Frequenz im wesentlichen gleich der Frequenz der Störvibration ist. In diesem Fall wird die Federvorlastposition so kalibriert, daß ermöglicht wird, daß sie als eine Funktion der gemessenen Vibrationsfrequenz ein gestellt wird. In einer anderen Anwendung dieser Technik wird der Radius einer Pendelmasse mittels eines elektrischen Motors und einer Schraube eingestellt, um die effektive Masse, die von einer festen Federkonstante gespannt wird, zu ändern. Die optimale "Abstimmung" wird durch Vergleich der relativen Phasenbeziehung eines Beschleunigungsmesser, der strukturelle Vibrationen mißt, mit einem weiteren Beschleu nigungsmesser auf der beweglichen Masse festgestellt. Eine weitere "Abstimmungs-" Technik verwendet eine motorbetrie bene Vier-Stab-Verbindung mit einstellbarem Verhältnis, um die relative Bewegung einer vibrierenden Masse zu ändern. Durch Bereitstellen der Möglichkeit, entweder die effektive Masse oder die effektive Federkonstante zu verändern, über windet jede dieser Anordnungen die normalerweise scharf de finierte Resonanz eines "abgestimmten" Absorbers mit einer festen Masse und einer festen Federkonstante, tut dies aber auf Kosten der mechanischen Komplexität.

Mit beiläufiger Bezugnahme und nur zu Beispielszwecken und nicht als Einschränkung auf den entsprechenden Aufbau des ersten, bevorzugten Ausführungsbeispiels (wie zum Bei spiel in Fig. 1 gezeigt) umfaßt die vorliegende Erfindung entsprechend eines Gesichtspunktes einen aktiven, resonanten Trägheitskraftgenerator (20), der geeignet ist, an eine Struktur (21), wie etwa an einen Hubschrauberrumpf, ange bracht zu werden. Der verbesserte Kraftgenerator umfaßt grob: eine Masse (23), die für eine Bewegung relativ zu der Struktur montiert ist; wenigstens eine Feder (22, 24), die operativ zwischen der Masse und der Struktur angeordnet ist; ein Stellglied (26), wobei die Masse, die Feder und das Stellglied mechanisch in Reihe geschaltet sind, wobei die Feder und das Stellglied zwischen der Masse und der Struktur angeordnet sind; eine Leitvorrichtung (41) zum Erzeugen ei nes Oszillationskraft-Leitsignals (F_c); eine Wandlervorrich tung (a₁), die angeordnet ist, um ein Rückkopplungssignal proportional der von der Masse auf die Struktur übertragenen Kraft zu erzeugen; eine Vorrichtung (40) zum Erzeugen eines Fehlersignals (F_e) proportional zur Differenz zwischen dem Leitsignal und dem Rückkopplungssignal; und eine Steuerungs vorrichtung (28), um zu bewirken, daß das Stellglied eine Geschwindigkeit als eine Funktion des Fehlersignals erzeugt. In einem bevorzugten Ausführungsbeispiel wird die Verstär kung des geschlossenen Kraftkreislaufs so ausgewählt, daß die Resonanz der Masse und der Feder(n) einen effektiven Dämpfungsfaktor (ϕ) größer als 0,5 und vorzugsweise von 0,7 besitzen, so daß die Masse und die Feder(n) nicht wesentlich von den Vibrationen der Struktur resonant oder nahe der Re sonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems angeregt werden.

Entsprechend einem weiteren Gesichtspunkt stellt die vorliegende Erfindung, wie in Fig. 2 gezeigt, einen aktiven, resonanten Absorber (45) zur Verfügung, der geeignet ist, eine reaktive Dämpfungskraft in Abhängigkeit von Vibrationen der Struktur, an die er montiert ist, zu erzeugen. Der ver besserte Absorber umfaßt: eine Masse (23), die für eine Be wegung relativ zu der Struktur montiert ist; wenigstens eine Feder (22, 24), die operativ zwischen der Masse und der Struktur angeordnet ist; ein Stellglied (26), wobei die Masse, die Feder und das Stellglied mechanisch in Reihe ge schaltet sind, wobei die Feder und das Stellglied zwischen der Masse und der Struktur angeordnet sind; eine Wandlervor richtung (a₁), die angeordnet ist, um ein Rückkopplungssi gnal proportional der von der Masse auf die Struktur über tragenen Kraft zu erzeugen; eine Transferfunktionsvorrich tung (46) zum Modifizieren des Kraftrückkopplungssignals, das an einen Verstärker angelegt wird; und eine Stellglied- Antriebsvorrichtung (28). In dem bevorzugten Ausführungsbei spiel dieser Ausführungsform der Erfindung wird die Trans ferfunktion des von der Kraftwandlervorrichtung erzeugten Signals so ausgewählt, daß die Oszillationsbewegung des Wandlers eine Modifikation der effektiven, natürlichen Fre quenz des Masse-Feder-Systems bewirkt, so daß sie mit der Vibrationsfrequenz der Struktur übereinstimmt, so daß die Amplitude des angeregten Systems maximiert wird.

Entsprechend einem weiteren Gesichtspunkt stellt die Er findung ein verbessertes Verfahren zum Betreiben eines akti ven, resonanten Trägheitskraftgenerators (also wie speziell weiter unten definiert) zur Verfügung, wobei das Verfahren grob folgende Schritte umfaßt: Vorgeben einer gewünschten Vibrationskraft; Oszillieren des Wandlers, um das Masse-Fe der-System anzutreiben, um eine Netto-Vibrationskraft zu er zeugen; Messen der von der angeregten Masse erzeugten Vibra tionskraft; und Steuern der Stellgliedgeschwindigkeit als eine Funktion des Fehlers zwischen der vorgegebenen Kraft und der erzeugten Kraft, um zu bewirken, daß das Masse-Fe der-System eine vorgegebene Vibrationskraft erzeugt und daß das Masse-Feder-System bezüglich externer Kraftstörungen ge dämpft wird; wodurch der nutzbare Frequenzresponse des Kraftgenerators auf Leitsignale verbessert wird.

Entsprechend einem weiteren Gesichtspunkt stellt die Er findung ein Verfahren zum Dämpfen extern induzierter Vibra tionen an einem Punkt in einer Struktur zur Verfügung, wobei das Verfahren grob folgende Schritte umfaßt: Montieren eines aktiven, resonanten Trägheitskraftgenerators mit einem Masse-Feder-System und eines Stellglieds auf der Struktur, um in der Lage zu sein, Vibrationen auf den Punkt zu Über tragen: Vibrieren der Struktur, um das Masse-Feder-System anzuregen, um eine Vibrationskraft zu erzeugen; Messen der Vibrationskraft; und Steuern des Stellglieds als eine Funk tion der Vibrationskraft, um zu bewirken, daß die effektive Resonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems modifiziert wird, so daß sie gleich der Vibrationsfrequenz der Struktur ist, wodurch die auf die Struktur wirkende Dämpfungskraft opti miert wird.

Folglich ist es die allgemeine Aufgabe der Erfindung, einen verbesserten, aktiven, resonanten Trägheitskraftgene rator zur Verfügung zu stellen.

Es ist eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen verbesserten Kraftgenerator zur Verfügung zu stellen, der selektiv betrieben werden kann, um eine Vibrationswel lenform zu erzeugen, um einer weiteren Vibrationswellenform, die einer externen Störung zuzuweisen ist, entgegen zu ste hen und sie wesentlich zu verringern wenn nicht sogar zu be seitigen.

Es ist eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen verbesserten, aktiven, resonanten Kraftgenerator zur Verfügung zu stellen, der in der Lage ist, Änderungen in der externen Störfrequenz aufzufangen.

Eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist ein verbessertes Verfahren zum Betreiben eines aktiven, resonan ten Kraftgenerators, um eine Vibrationswellenform zu erzeu gen, um einer weiteren Vibrationswellenform, die einer ex ternen Störung zuzuweisen ist, entgegen zu stehen und sie wesentlich zu verringern wenn nicht sogar zu beseitigen, zur Verfügung zu stellen.

Es ist eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Verfahren zum Dämpfen oder Verringern der extern indu zierten Vibrationen in einer Struktur mittels eines aktiven, resonanten Kraftgenerators zur Verfügung zu stellen.

Diese und weitere Aufgaben werden erfindungsgemäß durch die in den beigefügten Patentansprüchen definierten Vorrich tungen und Verfahren gelöst.

Diese und weitere Aufgaben und Vorteile der Erfindung werden durch die vorstehende und nachfolgende Beschreibung in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen und Pa tentansprüchen deutlich.

Fig. 1 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm ei ner ersten Ausführungsform eines aktiv gesteuerten Masse-Fe der-Systems, das als Trägheitskraftgenerator arbeitet, wobei dieses Diagramm die Masse, die Federn, das Servostellglied, die äußere Kraft-Rückkopplungsschleife und die innere Stell gliedstangen-Positionsschleife zeigt.

Fig. 2 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm ei ner zweiten Ausführungsform eines aktiv gesteuerten Masse- Feder-Systems, wie es in Fig. 1 gezeigt ist, wobei dieses System als Vibrationsabsorber arbeitet.

Fig. 3 ist eine Darstellung eines Kraftamplitudenver hältnisses (linke Ordinate) und Phasenwinkels (rechte Ordi nate) als eine Funktion des Frequenzverhältnisses (Abszisse) und vergleicht die Leistung des verbesserten, synthetisch gedämpften, rückgekoppelten Masse-Feder-Systems mit einem leicht gedämpften System ohne Rückkopplung nach dem Stand der Technik.

Fig. 4 ist eine Darstellung der Amplituden (Ordinate) der vorgegebenen Kraft und Massevibration eines leicht ge dämpften Masse-Feder-Systems ohne Rückkopplung als eine Funktion der Zeit (Abszisse).

Fig. 5 ist eine Darstellung der Amplituden (Ordinate) der vorgegebenen Kraft und Massevibration des verbesserten, synthetisch gedämpften Masse-Feder-Systems mit Rückkopplung als eine Funktion der Zeit (Abszisse).

Fig. 6 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm ei ner Variante des aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems mit einem Stellglied mit hoher Impedanz, das operativ so ange ordnet ist, daß es die effektive Federkonstante des Masse- Feder-Systems variiert.

Fig. 7 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm ei ner Variante des aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems mit einem Stellglied mit hoher Impedanz, das operativ so ange ordnet ist, daß es die effektive Masse des Masse-Feder-Sy stems variiert.

Fig. 8 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm ei ner Variante des aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems, wo bei dieses System ein elektromagnetisches Stellglied mit niedriger Impedanz zeigt, das parallel zur Feder angeordnet ist.

Fig. 9 ist ein teilweiser, vertikaler Querschnitt einer Varianten des aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems, wobei diese Form einen variablen Luftspalt und einen elektromagne tischen linearen Kraftmotor umfaßt, der über eine flexible Zwischenfeder auf der vibrierenden Struktur montiert ist.

Fig. 10 ist ein Funktionsdiagramm des in Fig. 9 gezeig ten Masse-Feder-Systems.

Fig. 11 ist eine Darstellung der Kraft (Ordinate) gegen über der Auslenkung (Abszisse), die die einzelnen Beiträge des in Fig. 9 gezeigten Masse-Feder-Systems zeigt.

Fig. 12 ist eine Darstellung der Kraft (Ordinate) gegen über der Auslenkung (Abszisse), die den Beitrag des Kraftmo tors in einem größeren Maßstab für verschiedene Stromwerte zeigt.

Fig. 13 ist eine perspektivische, schematische Darstellung eines Hubschraubers, die die Trägheitskraftgeneratoren zeigt, wie sie an den Außenbordenden eines transversalen Hubträgers montiert ist.

Fig. 14 ist eine perspektivische, schematische Darstel lung des in Fig. 13 gezeigten Hubschraubers und zeigt, wie das Fahrgestell als die Masse verwendet wird.

Fig. 15 ist eine schematische, vertikale Ansicht, teil weise im Querschnitt und teilweise in Draufsicht, die das mit dem oberen Ende des Ölfederbeins über eine Feder und eine durch eine Feder vorgespannte Leerlaufverbindung ver bundene Servostellglied zeigt.

Fig. 16 ist ein schematische Ansicht einer alternativen Anordnung, die die Masse zeigt, wie sie auf dem entfernten Ende eines im Zwischenbereich gelenkig gelagerten, flexiblen Hebels zeigt.

Zu Beginn sollte klar sein, daß gleiche Bezugszeichen dazu dienen sollen, dieselben strukturellen Elemente, Berei che und Oberflächen konsistent durch die einzelnen Zeichnun gen zu identifizieren, da diese Elemente, Bereiche und Ober flächen in der gesamten Anmeldung, von der diese detail lierte Beschreibung ein integraler Bestandteil ist, weiter beschrieben werden können. Wenn nicht anders erwähnt sollen die Zeichnungen (z. B. die Anordnung von Teilen, die Montage, usw.) zusammen mit der Anmeldung gelesen werden und sollen als ein Teil der gesamten Beschreibung der Erfindung be trachtet werden. Wie in der folgenden Beschreibung verwen det, beziehen sich die Ausdrücke "horizontal", "vertikal", "links", "rechts", "oben" und "unten" und auch die adjekti vischen und adverbialen Ableitungen derselben (z. B. "in ho rizontaler Richtung", "nach rechts", "nach oben", usw.) ein fach auf die Ausrichtung der dargestellten Struktur, so wie die fragliche Zeichnung dem Leser gegenüberliegt. Wenn nicht anders erwähnt, beziehen sich die Ausdrücke "nach innen" und "nach außen" auf die Ausrichtung einer Oberfläche bezüglich ihrer Verlängerungsachse, ihrer Achse oder ihrer Rotation, so wie es angemessen ist.

Die vorliegende Erfindung stellt eine wirkungsvolle Technik zum aktiven und kontinuierlichen Einstellen der Re sonanzfrequenz eines Masse-Feder-Systems dar. Diese Technik kann auf einen "Absorber" des Resonanztyps, der auf Vibra tionen der Struktur reagiert, auf die er montiert ist, oder auf einen Trägheitskraftgenerator des Resonanztyps angewandt werden, der in Abhängigkeit von einem Leitsignal Kräfte auf die Montagestruktur erzeugt.

Das verbesserte Verfahren zieht die Bereitstellung eines steuerbaren Stellelementes (z. B. ein durch ein Fluid ange triebenes Stellglied, ein elektromagnetische Stellglied, usw.) in Verbindung mit einer Masse und einer Feder und das Schließen einer Steuer-Servoschleife von der Massevibration zu einem solchen Element in Betracht. Es wird angenommen, daß das Hinzufügen eines solchen Stellelements zu einem Masse-Feder-System im einzelnen "alt" ist und in den oben zitierten Miyashita- und Newman-Patentschriften beschrieben worden ist. Jedoch wird angenommen, daß die Anwendung von Rückkopplungs-Steuerungstechniken, wie sie hierin offen ge legt sind, auf solche steuerbaren Masse-Feder-Systeme neu und einzigartig ist. Das Steuerungsverfahren kann in einigen Basisformen implementiert werden, wobei jede von diesen das Stellelement bei der Vibrationsfrequenz moduliert, um somit instantan die effektive Masse oder die effektive Federkon stante zu modifizieren.

Um auf wirkungsvolle Weise einen "Absorber" oder Kraft generator des Resonanztyps zur Verfügung zu stellen, kann die Modulation der einzelnen, oben beschriebenen Stellvor richtungen durch Schließen einer geeigneten Servosteuerungs schleife von einem Sensor, der einen Parameter der vibrato rischen Massebewegung (z. B. ihre Auslenkung, Geschwindigkeit oder Beschleunigung) mißt, durch geeignetes Verarbeiten der von dem Sensor angelegten Signale und durch Anlegen eines von diesem Signal erhaltenen Steuerungseingangs an das Stellglied gesteuert werden. Als ein Beispiel betrachte man die Implementierung eines resonanten Trägheitskraftgenera tors, der eine Vibrationskraft mit variabler Frequenz und variabler Amplitude in Abhängigkeit von einem Leitsignal er zeugen soll. Wenn das Leitsignal algebraisch mit einem nega tiven Rückkopplungs-Massen-Beschleunigungssignal (das also die erzeugte Trägheitsreaktionskraft angibt) summiert wird, um ein Servoschleifen-Fehlersignal zu erzeugen, das eine proportionale Stellgliedgeschwindigkeit erzeugt, kann die Verstärkung dieser Servoschleife so eingestellt werden, daß das Masse-Feder-System hoch gedämpft erscheint. Als Ergebnis wird das System nicht durch die Vibrationsbewegung der Trä gerstruktur erregt, sondern wird bewirken, daß die Masse os zilliert und eine Kraft mit der Amplitude, Phase und Fre quenz des Leitsignals erzeugt. Dies kann deswegen passieren, weil man sich die Modulation des Stellglieds als "Wieder-Ab stimmen" der Resonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems, so daß sie der Leitfrequenz entspricht, vorstellt und weil die Modulation eine vibratorische Erregung injizieren kann, um irgendwelche Energieverluste zu überwinden und eine reso nante Oszillation bei der erforderlichen Amplitude zu bewir ken.

Auf der anderen Seite kann ein sich selbst abstimmender (also Frequenz verfolgender), aktiv gesteuerter "Absorber" des Resonanztyps implementiert werden, der von der vibrato rischen Bewegung der Montagestruktur erregt wird und der be wirkt, daß das Masse-Feder-System in Resonanz mit der Erre gerfrequenz kommt und eine strukturelle Reaktionskraft er zeugt, die proportional zur Geschwindigkeit der Vibration der Trägerstruktur ist. Wiederum kann in Abhängigkeit von der Verstärkung der Rückkopplungsschleife die Stellgliedmo dulation Energie dem System hinzufügen, so daß es als sehr gering gedämpft aber nicht aktiv instabil erscheint. Die Rückkopplungsschleife zum Erreichen dieser Leistung kann auf verschiedene Weisen ausgeführt sein, einschließlich adapti ver Verstärkungs- und Phasenanpassung, um die Reaktionskraft für eine gegebene strukturelle Erregung zu maximieren. Das einfachste und daher am meisten bevorzugte Verfahren würde eine Filterung des Massenbeschleunigungssignals (oder seines Äquivalents) durch eine lineare, analoge Transferfunktion verwenden, so daß das Stellglied mit der gewünschten Ver stärkung und Phase bei jeder beliebigen Frequenz innerhalb einer vorgesehenen Betriebsbandbreite moduliert wird.

Die Steifheit der mechanischen Feder sollte als das Qua drat der Frequenzänderung von der mechanischen, natürlichen Basisfrequenz aus verändert werden. Da die Massenbeschleuni gung bei einer gegebenen Amplitude eine Funktion des Qua drats der Frequenz ist, kann das Beschleunigungssignal di rekt zum Modulieren des Stellglieds verwendet werden. Es ist nur notwendig, eine Referenz zur Verfügung zu stellen, so daß die Stellgliedbewegung bei der Basisresonanz null ist und in der Amplitude phasenverschoben mit der Masse nach zu nehmenden Frequenzen und in Phase mit der Masse nach abneh menden Frequenzen zunimmt.

Die Erfindung stellt grob einen verbesserten, aktiv ge steuerten Kraftgenerator des Resonanztyps zur Verfügung, der geeignet ist, an eine Struktur angebracht oder anderswie be festigt zu werden, und der geeignet ist auf solche Weise be trieben zu werden, daß er selektiv Vibrationskräfte erzeugt, die anderen vibratorischen Kräfte, die auf diese die Struk tur übertragen werden und auf externe Störungen zurückzufüh ren sind, entgegen stehen und diese verringern, wenn sie sie nicht sogar im wesentlichen auslöschen. Die Erfindung soll besonderen Nutzen bei der Reduktion der Nettovibrationen im Rumpf eines Hubschraubers besitzen. Jedoch sollte klar sein, auch wenn die bevorzugten Ausführungsbeispiele nun in einer solchen Hubschrauberumgebung beschrieben werden, daß die Er findung allgemein nützlich ist und nicht auf diese spezielle Endanwendung beschränkt ist. Zum Beispiel könnte die Erfin dung verwendet werden, um externen Störvibrationen entgegen zu stehen, die aufandere Fahrzeuge (z. B. Automobile, Last wagen, Flugzeuge, Schiffe, usw.) oder andere bewegliche oder statische Strukturen übertragen werden. Somit soll das Wort "Struktur", wie es hierin verwendet wird, einen breiten, allumfassenden, allgemeinen Sinn besitzen. In der Tat soll die Erfindung in einigen Gesichtspunkten nicht darauf beschränkt sein, solchen Vibrationen aufgrund von externen Störungen entgegenzustehen, und sollte allge mein so betrachtet werden, daß sie eine steuerbare, oszil lierende Kraft auf eine Struktur überträgt, und zwar unab hängig davon, ob andere Vibrationen auf die Struktur über tragen werden und unabhängig vom Grund, aus dem eine solche oszillatorische Kraft eingesetzt wird. Wie er hierin verwen det wird, bezieht sich der Ausdruck "aktiver, resonanter Kraftgenerator" besonders auf eine Vorrichtung oder einen Mechanismus zum Erzeugen von Kräften, der: (1) aktiv gesteu ert wird (also im Gegensatz zu einer passiven oder rein re aktiven Vorrichtung), (2) der die Prinzipien der Resonanz in wenigsten einem Bereich seiner Betriebsbandbreite verwendet, und (3) der eine Kraft oder ein Analogon davon (also die Be schleunigung einer Masse, ein auf eine Fläche wirkender Fluiddruck, usw.) auf eine Trägerstruktur überträgt. Dies berücksichtigt allgemein, daß ein steuerbares Stellglied mit einem Nasse-Feder-System verbunden wird, so daß das Stell glied selektiv und steuerbar oszilliert werden kann, um die Vibrationen des Masse-Feder-Systems zu steuern.

Um das erfindungsgemäße Konzept besser zu verstehen, be trachte man die Masse-Feder-Stellglied-Anordnung, die in Fig. 1 gezeigt ist.

Fig. 1 (Aktiv gesteuerter Kraftgenerator)

In Fig. 1 ist eine erste Ausführungsform des verbesser ten, aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems, allgemein mit 20 bezeichnet, schematisch gezeigt, wie sie auf einer Struktur, von der zwei getrennte Bereiche einzeln mit 21 bezeichnet sind, wie etwa dem Rumpf eines Hubschraubers, montiert ist. Diese Form eines Masse-Feder-Systems ist als Kraftgenerator montiert und umfaßt eine obere, erste Feder 22 mit einer Fe derkonstanten k₁, eine Zwischenmasse 23, eine untere, zweite Feder 24 mit einer Federkonstanten k₂, und ein unterstes Servostellglied, allgemein mit 25 bezeichnet.

In diesem Ausführungsbeispiel sind die Federn 22 und 24 beides Spiralfedern und sind durch geeignete Mittel (nicht gezeigt) gegen laterale Bewegungen gespannt. Somit besitzt das Masse-Feder-System einen Freiheitsgrad, wobei die Masse nur eine vertikale Bewegung durch die gemeinsame Auslenkung der Federn 22 und 24 erfährt. Das obere Ende der ersten Fe der 22 ist an der Struktur befestigt, und das untere Ende ist an der Masse befestigt.

Das gezeigte Servostellglied 25 umfaßt ein doppelt wir kendes, Fluid getriebenes Stellglied 26 und ein vierfaches, elektrohydraulisches Flußsteuerungs-Servoventil 28. Das Stellglied 26 besitzt einen Kolben, der für eine Gleitbewe gung innerhalb eines vertikal länglichen Zylinders 30 mon tiert ist. Ein Stab 31 erstreckt sich axial von dem Kolben nach oben und durchstößt abgedichtet die obere Endwand des Zylinders. Ein weiterer Stab 32 erstreckt sich axial von dem Kolben nach unten und durchstößt abgedichtet die untere End wand des Zylinders. Das obere Ende der Feder 24 ist auf ge eignete Weise an der Masse befestigt, und ihr unteres Ende ist am oberen Stabe 31 befestigt. Die Stäbe 31, 32 besitzen denselben Durchmesser. Somit besitzt der Kolben ringförmige Flächen mit gleicher Fläche, die jeweils in die oberen und unteren Kammern 33, 34 des Stellglieds gerichtet sind. Das untere Ende des Zylinders ist über eine Verbindung 35 des Gabelschuhtyps an der Struktur befestigt.

Das Servoventil 28 steht mit einer Quelle (nicht ge zeigt) eines unter Druck stehenden Fluids mit dem Versor gungsdruck und mit einem Fluidsumpf oder einer Rückführung (nicht gezeigt) mit dem Rückführdruck in Verbindung. Das Servoventil ist betrieblich so angeordnet, daß es den Fluß des Fluids durch Leitungen 36, 38 bezüglich der oberen und unteren Kammern 33, 34 des Stellglieds steuert. Dieses Ser voventil kann möglicherweise von einem zweistufigen Vierwe getyp sein, wie es in dem US-Patent Nr. 3 023 782, dessen gesamte Offenbarung hierin durch Bezugnahme mit aufgenommen ist, gezeigt und beschrieben ist. Die Verbindungen des Ser voventils mit der Versorgung und der Rückführung sind ein fach der Klarheit wegen weggelassen.

Ein Beschleunigungsmesser a₁, der auf der Masse 23 mon tiert ist, ist so angeordnet, daß er die vertikale, räumli che Beschleunigung der Masse feststellt und ein elektrisches Signal proportional zu der festgestellten Beschleunigung der Masse erzeugt, daß wenn es in einem Block 39 mit einer Ver stärkung von K₀ multipliziert wird, ein Signal F_m erzeugt, das die auf die Masse wirkende Kraft angibt. Dieses Signal wird als eine negative Eingabe zum Additionspunkt 40 gege ben.

Eine Leitsignalquelle 41 ist so angeordnet, daß sie ein Oszillatorkraft-Leitsignal F_c als eine positive Eingabe in den Additionspunkt 40 gibt. Die algebraische Summe der Si gnale F_c und F_m berücksichtigt die Nettovibrationskraft, die von der Masse auf die Struktur übertragen wird. Der Be schleunigungsmesser a₁ stellt eine Wandlervorrichtung dar, die operativ so angeordnet ist, daß sie ein Rückkopplungssi gnal proportional der von der Masse auf die Struktur über tragenen Kraft erzeugt. Dieses Rückkopplungssignal wird al gebraisch mit dem Kraftleitsignal in dem Additionspunkt 40 summiert, um ein Kraftfehlersignal F_e zu erzeugen, das über einen Servoverstärker 42 an das Servoventil angelegt wird. Diese so geformte, geschlossene Kraft-Servoschleife treibt das Kraftfehlersignal F_e zu null, so daß die tatsächliche, von der Masse auf die Struktur ausgeübte Kraft gleich der Leitkraft ist. Da jedoch das Kraftleitsignal (F_c) oszillie rend ist, ist auch der Fluß des Fluids zwischen dem Servo ventil und den Stellgliedkammern 33, 34 oszillierend, und die Position des Stellgliedkolbens bezüglich des Zylinders ändert sich als Funktion der Zeit.

Ein LVDT 43 ist operativ so angeordnet, daß es ein nega tives Rückkopplungssignal, das die augenblickliche Position (x_a) des Kolbens bezüglich des Zylinders berücksichtigt, an einen Additionspunkt 44 angelegt, der sich zwischen dem Ad ditionspunkt 40 und dem Verstärker 42 befindet. Seine Funk tion ist es, eine geschlossene, innere Positions-Ser voschleife mit niedriger Verstärkung innerhalb der äußeren Kraftschleife zur Verfügung zu stellen, so daß der Stell gliedkolben um den Mittelpunkt seines Hubs oszilliert.

Die Gesamtverstärkung der äußeren Kraftschleife (also das Produkt der einzelnen Verstärkungen aller Element dieser Schleife) wird so ausgewählt, daß das Masse-Feder-System (also die Masse 23 und die Federn 22, 24) synthetisch in dem gewünschten Ausmaße gedämpft wird. Der Fachmann erkennt, daß der Betrag einer solchen Dämpfung in Einheiten eines dimen sionslosen Dämpfungsverhältnisses (ϕ) ausgedrückt werden kann, wobei dies das Verhältnis des speziellen Dämpfungsko effizienten (c) zum kritischen Dämpfungskoeffizienten (c_r) ist. Somit ist ϕ = c/c_r, wobei der kritische Dämpfungskoef fizient (c_r) die minimale Dämpfung angibt, bei der das Sy stem ohne Oszillation zur Ruhe kommt. Gegenwärtig glaubt man, daß dieses Dämpfungsverhältnis wenigstens 0,5 und vor zugsweise ungefähr 0,7 sein sollte, so daß das Masse-Feder- System nicht von extern induzieren Vibrationen der Struktur in der Nähe der natürlichen Frequenz ω_n des Masse-Feder-Sy stems resonant erregt wird und nur auf die elektrische An weisung antwortet.

Eine reale physikalische Dämpfung einer sich bewegenden Masse wird typischerweise durch einen Mechanismus erreicht, der Energie dissipiert, um eine reaktive Kraft proportional ihrer Geschwindigkeit oder Auslenkungs-Änderungsrate zu er zeugen. Zu bewirken, daß ein hydraulisches Stellglied eine gekoppelte Feder "aufzieht", um eine differentielle Kraft zu erzeugen, die auf die Trägheit wirkt und proportional dem Integral ihrer Beschleunigung ist, ist mathematisch das gleiche wie zu sagen, daß die differentielle Kraft propor tional der Geschwindigkeit der Masse ist. Diese Kraft hat dieselbe Wirkung wie eine reale physikalische Dämpfung. Durch Einstellen der Vorwärtsverstärkung der Kraftrückkopp lungsschleife (also der Stellgliedgeschwindigkeit für einen gegebenen Kraftfehler) kann jedes beliebige Dämpfungsver hältnis erreicht werden. Wenn das Masse-Feder-System auf ge wünschte Weise gedämpft wird (also mit ϕ = 0,7), ist es im wesentlichen unempfindlich auf Vibrationen der Struktur bei oder nahe der natürlichen Frequenz des Masse-Feder-Systems. Dies ist mit einem passiven Absorber zu vergleichen, der den Vorteil des hoch resonanten Responses eines leicht gedämpf ten Masse-Feder-Systems besitzt, um sehr starke Vibrations kräfte in Antwort auf kleine strukturelle Vibrationen bei der Resonanzfrequenz zu erzeugen.

Das aktive, synthetisch gedämpfte Masse-Feder-System der vorliegenden Erfindung antwortet auf eine Leiteingabe, um zu bewirken, daß die Masse mit einer Amplitude vibriert, die die geforderte Kraft über ein relativ breites Frequenzband (als größer als ± 10% von ω_n) erzeugt. Jedoch ist die zum Erzeugen einer gegebenen Massebewegung benötigte Stellglied bewegung bei der natürlichen Frequenz des Masse-Feder-Sy stems sehr klein und erfordert bei dieser speziellen Fre quenz nur sehr wenig hydraulische Leistung. Wenn die Fre quenz von der natürlichen Frequenz abweicht, nimmt die Am plitude der Stellgliedbewegung, die erforderlich ist, um das Masse-Feder-System mit einer gewünschten Amplitude in Anre gung zu halten, mit dem Betrag der Frequenzabweichung von der natürlichen Frequenz zu.

Fig. 2 (Aktiv gesteuerter Vibrationsabsorber)

Der in Fig. 1 gezeigte Kraftgenerator kann leicht modi fiziert werden, um einen aktiv gesteuerten "Absorber" des resonanten Typs, der in Fig. 2 mit 45 bezeichnet ist, zu er halten, der Änderungen in der Störfrequenz "selbst abstimmt" oder verfolgt, um das Masse-Feder-System in Resonanz zu hal ten. Die Beschleunigungsrückkopplung, die die Stellgliedge schwindigkeit erzeugt, um die Massedämpfung zu synthetisie ren, und die Kraftleiteingabe wurden eliminiert. Statt dessen bewirkt eine Beschleunigungsrückkopplung eine proportionale Stellgliedauslenkung. Die gemessene Beschleunigung der Masse wird außerdem durch eine Verstärkung G₀ doppelt integriert, wie im Kasten 46 gezeigt, um einen scheinbaren Masseauslen kungsterm zu erhalten und eine Null-Stellglied-Leitreferenz bei der natürlichen Frequenz unabhängig von der Amplitude zu erhalten. In der Tat beträgt die Verstärkung G₀:

G₀ = [K₁ - K₂/s²]

wobei G₀ die Verstärkung, K₁ und K₂ Konstanten und s der La place-Operator sind.

Wenn man annimmt, daß die Struktur bei ihrer mechani schen, natürlichen Basisfrequenz vibriert wird, wird das Masse-Feder-System angeregt, und die Masse vibriert mit ei ner relativ großen Amplitude, um eine dämpfende Reaktions kraft auf die Struktur zu erzeugen. Das Verhältnis der Ver stärkungen K₁ und K₂ ist so eingestellt, daß das summierte Stellgliedleitsignal bei dieser Frequenz ω_n null ist. Wenn die strukturelle Erregerfrequenz um, sagen wir, 10% erhöht wird, sollte die effektive Federsteifigkeit um das Quadrat der Frequenz, oder 21% (also 1,10² = 1,21) erhöht werden, um eine resonante Abstimmung beizubehalten. Für eine konstante Massevibrationsamplitude nimmt die Massebeschleunigung mit dem Quadrat der Frequenz zu. Somit können die Verstärkungen K₁ und K₂ so ausgewählt werden, daß die Netto-Stellgliedmo dulationsanforderung bewirkt, daß die scheinbare Federstei figkeit zunimmt. Ein ähnlicher Effekt tritt bei einer Fre quenzabnahme auf, wobei eine Stellgliedmodulationsanforde rung mit einer inversen Phase erzeugt wird, um eine ge wünschte Abnahme der scheinbaren Federsteifigkeit zu erzeu gen.

Vorteile der Erfindung

Wie zuvor im Abschnitt über den technischen Hintergrund festgestellt, wurde im Stand der Technik festgestellt, daß ein Servostellglied verwendet werden kann, um ein Masse-Fe der-System anzuregen, um Vibrationskräfte zu erzeugen. Zum Beispiel scheint das oben zitierte Miyashita-Patent ein Masse-Feder-System offenzulegen, das geeignet ist, bei sei ner natürlichen Frequenz mittels eines durch ein Servoventil gesteuerten, hydraulischen Stellglieds angeregt zu werden. Diese Referenz lehrt, daß eine Anordnung von Vibrations "Absorbern" von einem Kontroller gesteuert werden kann, der Signale bearbeitet, die von auf einer Vibrationsstruktur montierten Beschleunigungsmessern abgeleitet werden. Jedoch wird die praktische Notwendigkeit für eine Rückkopplungs steuerung der tatsächlich von dem vibrierenden Masse-Feder- System entwickelten Kraft durch eine geschlossene Schleife nicht erkannt.

Ein durch ein Stellglied erregtes Masse-Feder-System mit einem mit der beweglichen Masse verbundenen Rückkopplungs wandler ist in dem oben zitierten Newman-Patent offengelegt. Diese Referenz beschreibt den gemessen Parameter entweder als Auslenkung, Geschwindigkeit oder Beschleunigung. Jedoch wird diese Rückkopplung nur verwendet, um zu bewirken, daß die Vibration der "Gegenmasse" mit der gemessenen Vibration einer anderen vibrierenden Masse (wie etwa eines Motors), die auf demselben Maschinengehäuse montiert ist, überein stimmt. Während dies eine Art von geschlossener Schleife darstellt, ist sie nicht der in der vorliegenden Erfindung offenbarten äquivalent. Das Newman-Patent scheint die Mög lichkeit einer Instabilität in einer Rückkopplungs-Steue rungsschleife zu erkennen, da es die Einfügung eines "Führungskompensators" erwähnt, der eine allgemein verwen dete Vorrichtung ist, um die Stabilität in bestimmten Typen von Servosteuerungen zu verbessern. Auch wenn es beiläufig vorschlägt, daß der beweglichen Masse eine Feder beigefügt werden kann und auf eine dominierende Frequenz abgestimmt werden kann, um den Leistungsverbrauch des Stellglieds zu reduzieren, berücksichtigt es dies jedoch ganz klar nicht bei allen Überlegungen hinsichtlich der Steuerungsstabili tät.

Während die vorstehenden Referenzen versuchten, aktive Steuerungstechniken auf Vibrationsdämpfer anzuwenden, wurden im Stand der Technik nach bestem Wissen und Gewissen die Stabilitätsprobleme, die die Verwendung von Steuerungsver fahren mit geschlossenen Schleifen mit leicht gedämpften, resonanten Masse-Feder-Systemen begleiten, nicht erkannt.

Nach dem besten Wissen und Gewissen der Erfinder gibt es keinen relevanten Stand der Technik außer dem zitierten hin sichtlich der "aktiven Absorber"-Form der Erfindung, wie sie in Fig. 2 gezeigt ist. Diese System koppelt die Be schleunigung der beweglichen Masse ohne Vergleich mit einem Leitsignal durch ein dynamisches Filter zurück, um das Stellglied so anzutreiben, daß es effektiv die Resonanzfre quenz des Masse-Feder-Systems "neu abstimmt", damit sie mit der den Absorber erregenden strukturellen Vibration überein stimmt.

Die Vorteile des verbesserten, synthetisch gedämpften Systems mit geschlossener Schleife im Vergleich mit den leicht gedämpften Systemen mit offener Schleife nach dem Stand der Technik sind auf dramatische Weise in Fig. 3 dar gestellt. Fig. 3 ist eine Darstellung des Amplitudenverhält nisses F_a/F_c (linke Ordinate) in Einheiten von Dezibel (dB) der tatsächlichen Kraft (F_a) zur Leitkraft (F_c) und des Pha senwinkels (Φ_Fa/Fc) zwischen den tatsächlichen und Leitkräf ten (rechte Ordinate) als Funktion des Frequenzverhältnisses (ω/-_n) (Abszisse).

Das Kraftamplitudenverhältnis des leicht gedämpften (also ϕ = 0,05) Systems mit offener Schleife, das in Fig. 3 durch die gestrichelten Linien dargestellt ist, steigt, wie gezeigt, zu einem außerhalb der Skala liegenden Maximum von +20 dB bei einem Frequenzverhältnis von 1,0 an und fällt stark ab, wenn die Frequenz von diesem Wert abweicht. Somit erreicht das Kraftamplitudenverhältnis einen spitzenförmigen Maximalwert bei w_n und fällt ab, wenn die Frequenz von der natürlichen Frequenz abweicht. Zur gleichen Zeit führt ein Unterschied von ±10% im Frequenzverhältnis zur einer ent sprechenden Änderung im Phasenwinkel von ±64°.

Jedoch ändert sich bei dem verbesserten, synthetisch ge dämpften System (also mit ϕ = 0,7) mit geschlossener Schleife, das in Fig. 3 durch die durchgezogenen Kurven dar gestellt ist, die glockenförmige Kurve des Kraftamplituden verhältnisses nur um etwa 2% bei einer Frequenzänderung von ±10%, während sich der Phasenwinkel des synthetisch gedämpf ten Systems mit geschlossener Schleife nur um etwa ±7% än dert. Somit kann der synthetisch gedämpfte Kraftgenerator effektiv in einem adaptiven Vibrationsreduktions-Steuerungs system verwendet werden.

Eine weitere Möglichkeit zur Darstellung des potentiel len, aktiven Steuerungs-Stabilitätsproblems ist der Ver gleich des zeitlichen Responses eines oszillierenden Masse- Feder-Systems, mit oder ohne synthetische Dämpfung, bei ei ner Änderung der angeforderten Amplitude. Dies ist graphisch in den Fig. 4 und 5 dargestellt, in denen die Vibrations amplituden der Stellgliedanforderung (F_c) und der Masse (x_m) beide als Funktion der Zeit (t) aufgetragen sind. In diesen Zeichnungen wird angenommen, daß das Stellglied anfänglich mit einer konstanten Amplitude zwischen den Zeiten t₀ und t₁ oszilliert und daß die Masse mit einer konstanten Amplitude während dieses Zeitintervalls oszilliert.

Man nehme nun an, daß zum Zeitpunkt t₁ eine stufenför mige Änderung in dem Stellgliedleitsignal (F_c) auftritt. Eine solche Änderung könnte zum Beispiel auf eine Änderung in der externen Vibration zurückzuführen sein. Wenn das Stellgliedleitsignal einen solchen Anstieg erfährt, erfährt die Stellgliedauslenkung zum Zeitpunkt t₁ einen stufenförmi gen Anstieg. Wenn das Masse-Feder-System leicht gedämpft ist, erzeugt eine solche Änderung in der von dem Stellglied bereitgestellten Erregerkraft keine intermediäre, stufenför mige Zunahme in der Masseauslenkung, wie in Fig. 4 gezeigt. Statt dessen wird sich die Masseauslenkung zu einem späteren Zeitpunkt t₂ asymptotisch einem entsprechend erhöhten Wert nähern. Somit gibt es eine Zeitverzögerung (also zwischen den Zeiten t₁ und t₂) zwischen einer Änderung in der Erre gerkraft und der entsprechenden Änderung in der Oszillati onsamplitude der Masse. In der Realität kann diese Verzöge rung einige Sekunden und viele Dekaden eines Zyklus betra gen. Wenn die Frequenz der externen Störung zum Beispiel 20 Hz beträgt, dann stellt ein Intervall zwischen den Zeiten t₁ und t₂ von, sagen wir 5 Sekunden, 100 Zyklen dar. Die prak tische Auswirkung davon ist, daß die Antwort des Masse-Fe der-Systems weit hinter einer Änderung in der gewünschten Kraft herhinkt. Somit fehlt der Vibrationsreduktion oder Dämpfung in einem Steuerungssystem mit offener Schleife ein dynamisches Antwortverhalten, und ein solches System kann daher instabil sein.

Die vorliegende Erfindung überwindet diese Problem, in dem sie eine geschlossene Kraftschleife um das Masse-Feder- System und das Stellglied zur Verfügung stellt, so daß seine Resonanz ein effektives Dämpfungsverhältnis von mehr als un gefähr 0,5 und vorzugsweise von 0,7 besitzt, wie in Fig. 5 gezeigt. Die physikalischen Eigenschaften der Masse und der Feder bleiben unverändert. Somit kann das Masse-Feder-System so entworfen (also "abgestimmt") werden, daß seine natürli che Frequenz gleich der erwarteten Frequenz der äußeren Stö rung ist. Das Masse-Feder-System wird in der geschlossenen Kraftschleife synthetisch so gedämpft, daß es genau einer Änderung in der antreibenden Funktion folgt.

Fig. 5 ist eine Darstellung ähnlich der der Fig. 4 und zeigt den verbesserten dynamischen Response der Masseampli tude (x_m) auf eine stufenförmige Erhöhung der antreibenden Funktion (F_c). Wie in dieser Zeichnung gezeigt, erfährt die Stellgliedamplitude zum Zeitpunkt t₁ eine stufenförmige Zu nahme, wie in Fig. 4. Jedoch folgt aufgrund der von der Ver stärkung der geschlossenen Kraftschleife bereitgestellten effektiven Dämpfung die Amplitude der antwortenden Masse eng der Änderung in der erregenden Kraft. Mit anderen Worten stellt sich die Masse schnell innerhalb eines Zyklus der Än derung in der antreibenden Funktion auf eine neue Amplitude ein, ganz im Gegensatz zu der Verzögerung von einigen Zy klusdekaden in dem in Fig. 4 gezeigten System mit leichter Dämpfung und offener Schleife.

Modifikationen

Die vorliegende Erfindung wurde in zwei Hauptformen (also entweder als aktiv gesteuerter Kraftgenerator oder als ein aktiv gesteuerter Vibrations-"Absorber") offengelegt, die beide ein servo-gesteuertes, hydraulisch betriebenes Stellglied als Stellglied für das Masse-Feder-System verwen den. Andere Stellelemente können statt dessen verwendet wer den, aber die mechanische Impedanzcharakteristik des Stell glieds hat einen Einfluß auf die Systemleistung und die er forderliche Anordnung. Um diese Effekte klar zu machen wird die Erfindung in alternativen Ausführungsformen mit Stell elementen mit unterschiedlichen Impedanzen beschrieben. Zunächst wird eine alternative Darstellung des in Fig. 1 ge zeigten Systems als Referenz dargestellt, und werden ver schiedene Modifikationen desselben beschrieben.

Fig. 6 (Hochimpedanz-Stellglied mit variabler effektiver Federkonstante)

Fig. 6 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm für ein elementares, aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, das allgemein mit 48 bezeichnet ist, mit einer Masse 49, einer Feder 50 und einem zweifach wirkenden, durch ein Fluid be triebenes Stellglied (also ein Kolben und ein Zylinder) 51, die mechanisch mit einer vibrierenden Struktur 52 in Reihe angeordnet sind. Die Richtung der Vibration der Struktur ist durch die bidirektionalen Pfeile dargestellt. Die Masse 49 besitzt eine Masse m, und die Feder 50 besitzt eine Feder konstante k. Die räumlich vertikale Beschleunigung der Masse wird von einem Beschleunigungsmesser 53 gemessen, der ein Ausgangssignal an einen Kontroller 54 anlegt. Der Kontroller enthält einen oder mehrere geeignete Algorithmen und wandelt das empfangene Beschleunigungssignal in ein Stellstab-Posi tionsleitsignal x_c um, das an einen Additionspunkt 55 ange legt wird. Die tatsächliche Position (x_a) des Stellstabes relativ zur Struktur wird von einem LVDT 56 festgestellt und wird als negatives Rückkopplungssignal dem Additionspunkt 55 zugeführt. Die Leit- und Rückkopplungssignale werden in dem Additionspunkt 55 algebraisch summiert, was ein Stellstab- Positionsfehlersignal (x_e) für einen Servoverstärker 58 er gibt, der seinerseits einen geeigneten Strom (i_v) an ein Servoventil 59 anlegt, um den Fluß des Fluids im Hinblick auf die oberen und unteren Stellgliedkammern und somit die Position des Stellstabes bezüglich des Zylinders und der vi brierenden Struktur 52 zu steuern. Das Servoventil 59 kann auch möglicherweise vom zweistufigen Vierfachtyp sein, wie es in dem zuvor erwähnten US-Patent Nr. 3 023 782 gezeigt und beschrieben ist.

Wenn das Stellglied 51 fest und unbeweglich (also x_e = 0) ist, werden Störvibrationen von der Struktur 52 über das Stellglied auf das Masse-Feder-System übertragen. Das Masse- Feder-System besitzt eine natürliche Frequenz (ω_n), die durch folgende bekannte Gleichung mit den Werten k und m verbunden ist:

Jedoch kann das Stellglied selektiv betrieben werden (also ausgedehnt oder zusammengezogen werden, wie es ange messen ist), um selektiv die scheinbare Federsteifigkeit (k) und somit die natürliche Frequenz des Masse-Feder-Systems zu variieren. Zum Beispiel kann, wenn sich die Masse nach unten zur Struktur hin bewegt, um die Feder normal zu komprimie ren, der Stellstab so gesteuert werden, daß er sich in Phase damit zurückzieht, wodurch der Betrag der tatsächlichen Fe derkompression für eine gegebene Auslenkung der Masse zur Struktur verringert wird. Auf ähnliche Weise kann, wenn sich die Masse nach oben von der Struktur weg bewegt, um die Fe der normal auszudehnen, der Stellstab so gesteuert werden, daß er sich in Phase damit ausdehnt, wodurch der Betrag der tatsächlichen Federkompression für eine gegebene Auslenkung der Masse von der Struktur weg verringert wird. In beiden Fällen erscheint die effektive Federsteifigkeit zusammen mit einer entsprechenden Reduktion in der natürlichen Frequenz des Masse-Feder-Systems reduziert zu sein.

Wenn umgekehrt die Stellgliedbewegung außer Phase mit der Massebewegung ist (also die Feder je nachdem weiter kom primiert oder ausdehnt) scheint die Federsteifigkeit zusam men mit einer entsprechenden Erhöhung der natürlichen Fre quenz des Systems erhöht zu sein. Somit kann der Kontroller selektiv betrieben werden, um gesteuert die effektive Feder steifigkeit und somit die natürliche Frequenz des Systems zu ändern.

Fig. 7 (Hochimpedanz-Stellglied mit variabler effektiver Masse)

Fig. 7 zeigt ein alternatives System, das allgemein mit 60 bezeichnet ist, in dem das Stellglied so angeordnet ist, daß es den effektiven Betrag der Masse statt der effektiven Steifigkeit der Feder ändert. Diese zweite Form verwendet viele der zuvor beschriebenen Elemente, auch wenn sie anders angeordnet sind. Daher werden soweit wie möglich dieselben Bezugszeichen verwendet. Der Beschleunigungsmesser 53 wurde weggelassen. Das System 60 besitzt eine Masse 49, ein Stell glied 51 und eine Feder 50, die mechanisch über eine Kraft messende Lastzelle 61 in Reihe mit einer vibrierenden Struk tur 52 verbunden sind. In dieser Anordnung ist jedoch das Stellglied 51 zwischen der Feder und der Masse angeordnet. Die Lastzelle stellt einem Kontroller 62 ein Kraftsignal zur Verfügung, der seinerseits ein Stellstab-Positionsleitsignal (x_c) an einen Additionspunkt 55 anlegt. Ein LVDT 56 stellt die tatsächliche Position (x_a) des Stellstabes bezüglich der Masse fest und legt diese als negatives Rückkopplungssignal an den Additionspunkt 55 an. Der Additionspunkt summiert die Leit- und Rückkopplungssignale algebraisch und legt ein Po sitionsfehlersignal (x_e) an einen Servoverstärker 58 an, der seinerseits einen geeigneten Strom (i_v) an ein Servoventil 59 leitet, um das Stellglied zu betätigen.

In dieser Anordnung kann das Stellglied selektiv betä tigt werden, um zu bewirken, daß die differentielle Bewegung der Masse in Phase oder phasenverschoben zur differentiellen Federbewegung und größer oder kleiner als diese ist. Dies hat eine Änderung des effektiven Betrags der Masse zur Folge und erzeugt eine entsprechende Änderung in der natürlichen Frequenz des Masse-Feder-Systems 60.

Es sollte festgestellt werden, daß in den in den Fig. 6 und 7 gezeigten Anordnungen die Masse, die Feder und das Stellglied mechanisch mit der vibrierenden Struktur in Reihe verbunden sind, so daß die in jedem der Elemente entwickelte Kraft notwendigerweise dieselbe wie in den beiden anderen ist. Somit ist die Unterscheidung zwischen der Verwendung der Stellgliedmodulation zum Ändern der scheinbaren oder ef fektiven Federkonstanten (also Fig. 6) oder des scheinbaren oder effektiven Betrags der Masse (also Fig. 7) rein seman tisch. In beiden Fällen wird die Stellgliedmodulation von einem Servosteuerungssystem mit geschlossener Schleife ge steuert, das die tatsächliche Stabauslenkung mit einer ange ordneten Stabauslenkung, die aus der Massebeschleunigungs kraft abgeleitet wird, vergleicht. In der ersten Form wird das Leitsignal (x_c) aus der Beschleunigung der Masse abge leitet. In der zweiten Form wird es aus der von der Feder 50 auf die Struktur übertragenen Kraft abgeleitet.

Das in den Fig. 6 und 7 offengelegte Stellglied be sitzt insofern eine hohe mechanische Ausgangsimpedanz, als es eine Leitposition seines Stabes erzeugt und auf jede mög liche Kraft reagiert, die von dem Systemresponse auf diese Auslenkung erzeugt wird. Mit anderen Worten besitzt das Stellglied eine hohe innere Steifheit. Jedoch können andere Systeme Stellglieder mit niedriger mechanischer Impedanz verwenden.

Fig. 8 (Elektromagnetisches Stellglied mit niedriger Im pedanz)

Fig. 8 ist ein hybrides schematisches Blockdiagramm ei nes Masse-Feder-Systems, das allgemein mit 63 bezeichnet ist. Dieses System besitzt eine Masse 49 und eine Feder 50, die mechanisch mit einer vibrierenden Struktur 52 in Reihe angeordnet sind. Jedoch wurde in dieser Form das Stellglied 51 weggelassen. Statt dessen ist ein elektromagnetisches Stellglied, allgemein mit 64 bezeichnet, operativ so ange ordnet, daß es zwischen der Struktur und einem Knoten 65 zwischen der Masse und der Feder arbeitet. Das Stellglied 64 besitzt verglichen mit dem Stellglied der Fig. 51 der Fi guren 6 und 7 eine niedrige mechanische Impedanz, was bedeu tet, daß es eine angeordnete Kraft im wesentlichen unabhän gig von der Position erzeugt. Diese Stellglied besitzt eine Spule 66, die so angeordnet ist, daß sie sich vertikal in einem Magnetfeld zwischen den inneren und äußeren konzentri schen Beinen eines Körpers 68 bewegt. Das magnetische Feld wird von einem Permanentmagneten 69 erzeugt. Die Position der Spule ist über einen steifen, L-förmigen Arm 70 mit ei nem Knoten 65 verbunden. Ein Beschleunigungsmesser 53 ist so angeordnet, daß er die räumliche vertikale Beschleunigung der Masse 49 feststellt und ein Signal an einen Kontroller 71 anlegt. Dieser Kontroller erzeugt ein geeignetes Signal für einen Servoverstärker 58, der seinerseits einen geeigne ten Strom i an die Spule 66 anlegt. Somit wird die von dem Stellglied 64 erzeugte Kraft im Knoten 65 mit der Reaktions kraft addiert. Die vom Stellglied erzeugte Kraft kann selek tiv moduliert werden, so daß sie in Phase oder phasenver schoben bezüglich der Massebewegung ist, so daß die schein bare Masse oder die effektive Federkonstante, je nach Stand punkt, gesteuert variiert wird, so daß eine entsprechende Änderung in der Resonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems er zeugt wird.

Fig. 9-12 (Elektromagnetisches Stellglied mit mitt lerer Impedanz)

Eine ähnliche Überlegung kann auf ein steuerbares Masse- Feder-System mit einem elektromagnetischen Motor mit einem variablen Luftspalt, wie in Fig. 9 gezeigt, durchgeführt werden. Diese Art von Motor weist einen mittleren Wert für die mechanische Impedanz oder innere Steifheit auf. Während sie einen begrenzten Hub besitzen, besitzen solche Motoren den Vorteil, daß sie eine höhere Ausgangskraft bei einer ge ringeren Leistungseingabe und bei einem geringeren Gesamtge wicht als andere Arten von Linearmotoren erzeugen.

In Fig. 9 ist gezeigt, daß das Masse-Feder-System 72 einen elektromagnetischen Motor 73 mit einem Körper 74, der als die bewegliche Masse dient, und einer Armatur 75, die über eine Feder 76 mit mittlerer Biegung mit einer vibrie renden Struktur 52 verbunden ist, umfaßt. Die Armatur 75 wird durch eine Biegefeder 78 bezüglich des Körpers 74 zen triert gehalten. Der Motor besitzt zwei axial getrennte, ringförmige Magnete 79L, 79R, die auf dem Körper 74 montiert sind und operativ so angeordnet sind, daß sie die axialen Luftspalte an den gegenüberliegenden Enden der Armatur pola risieren. Ein von dem Körper getragene Spule 80 kann selek tiv erregt werden, um steuerbar die Nettoflüsse in den je weiligen Luftspalten zu ändern. Somit ändert sich die zwi schen der Armatur und dem Körper ausgeübte magnetische Kraft als eine Funktion des Spulenstroms.

Fig. 10 ist ein Funktionsdiagramm der in Fig. 9 gezeig ten Struktur. In Fig. 10 ist die Motormasse m mit der Struk tur 52 über ihre effektive Impedanz oder innere Steifheit (k_m) parallel mit einer Strom-erzeugten Kraft F_m und über die Steifheit (k_s) der Feder 76 gekoppelt. In Fig. 12 ist gezeigt, daß die nominale innere Steifheit des Motor einen Wert von 1000 N bei x = 0,3 mm (also 3300 N/mm) bei ver schwindendem Strom besitzt (Linie "A"). Diese Steifheit kann durch geeignete Modulation des Motorstroms als eine Funktion der Auslenkung geändert werden, um eine verringerte Steif heit, k_ib = 2000 N/mm (Linie "B"), oder eine erhöhte Steif heit, k_ic = 5000 N/mm (Linie "C") zu erzeugen. Fig. 11 zeigt graphisch die variable Motorsteifheit (k_i) in Reihe mit der Trägerfedersteifheit, k_s = 700 N/mm. Die kombinierte Feder steifigkeit kann somit so eingestellt werden, daß mit einer beweglichen Motormasse von 1,1 kg die natürliche Frequenz aktiv zwischen 112 Hz und 125 Hz abgestimmt werden kann, was einer Änderung von ungefähr ± 5,5% um eine mittlere Frequenz von 118,5 Hz entspricht.

Diese in den Fig. 9-12 gezeigte Vorrichtung ist als Kraftgenerator (besitzt also einen elektromagnetischen Motor ähnlich dem in dem in Fig. 8 gezeigten System) parallel mit einer Feder (die in diesem Fall im Motor inhärent ist) aus geführt, und diese Anordnung ist in Reihe zwischen einer zweiten Feder und einer Masse (die in der Motorstruktur in härent ist) angeordnet. Sie stellt somit ein Illustration der Flexibilität der Konfiguration dar, in der die Erfindung implementiert sein kann, um einen praktischen Entwurf zu er möglichen, um Vorteile aus dem speziellen Typ von Servo stellglied zu ziehen.

Anwendung der Erfindung

Um die Effektivität der Erfindung und des entsprechenden Steuerungsverfahrens zu bewerten, ist es nützlich, eine praktische Anwendung in einiger Ausführlichkeit zu beschrei ben. Fig. 13 zeigt ein schematisches Diagramm einer Primär struktur eines Hubschraubers, allgemein mit 81 bezeichnet. Von dem Rotor 82 erzeugte Vibrationskräfte werden über die Verbindung 84 und ihre Anbringungspunkte 85 jeweils an den Haupthubrahmen 86 und 88 auf die Rumpfstruktur 83 übertra gen. Nach vorne, nach hinten und zu den Seiten gerichtete Kräfte an der Rotornabe erregen hauptsächliche longitudinale Biege- und Drehvibrationsmoden der Struktur und bewirken so mit eine verstärkte Vibration des Cockpits 89 am vorderen Ende des Rumpfes. Gegenvibrationskräfte, die vertikal an beiden Seiten des vorderen Hubrahmens 86 angelegt werden, können wirkungsvoll bei der Verringerung der im Cockpit ver spürten Vibration sein. Somit ist es wünschenswert, linke und rechte Vibrationskraftgeneratoren 90L, 90R an den Außen bordenden des vorderen Hubträgers 86 anzubringen und ihre Kraftausgaben jeweils mittels Beschleunigungsmessern 91L, 91R zu steuern, die an beiden Seiten des Cockpitbodens ange bracht sind.

Um das dem Fluggerät hinzuzufügende Gewicht zu minimie ren, ist es wünschenswert, daß die Reaktionsmasse des Kraft generators so klein wie möglich ist, was mit den typischer weise erforderlichen hohen Vibrationskräften konsistent ist. Somit ist es sinnvoll, die Masse Teil eines Masse-Feder-Sy stems zu machen, wie es im Stand der Technik gelehrt wird. Die Implementierung der hier offenbarten Erfindung ermög licht, daß ein solcher Mechanismus sinusförmige Kräfte in Abhängigkeit von elektrischen Leiteingaben über das Fre quenzband typischer Rotor-Geschwindigkeitsänderungen unab hängig von der in der Struktur in den Montagepunkten vorhan denen Vibration erzeugt. Eine weitere Gewichtseinsparung kann erreicht werden, indem man Nutzen aus der Designflexi bilität zieht, die von dem erfindungsgemäßen Verfahren, die inhärente Masse des Fahrwerks zu verwenden, das zufällig auf beiden Seiten des Hubrahmen montiert sein kann, zur Verfü gung gestellt wird. Fig. 14 zeigt eine typische Montagean ordnung, bei dem das Fahrwerkrad 92 von einem Radiusarm 93 getragen wird, der drehbar an der Unterseite des Rumpfes ge tragen wird. Das Ölfederbein 94, das das Gewicht des Flug körpers bei der Landung trägt, ist an den Enden des trans versalen Hebelträgers 95 montiert.

Die Installation kann leicht in einen aktiven, resonan ten Trägheitskraftgenerator umgewandelt werden, der in dem vereinfachten mechanischen Diagramm der Fig. 15 allgemein mit 96 bezeichnet ist. Hier wird das primäre Reaktionslager 98 in einem länglichen Schlitz 99 am oberen Ende des Ölfe derbeins 94 getragen. Ein Servostellglied 100 geeigneter Größe und eine Reihenfeder 101 sind zwischen dem Ende des Federbeins und der Struktur 102 angeordnet. Im Flug wird das Gewicht des Fahrwerks durch die Reihenfeder von dem Servo stellglied getragen, so daß sich das Lager 98 in der Hälfte des Schlitzes 99 befindet. Damit die Bewegung des Stell glieds das Masse-Feder-System erregen kann, wird die Steif heit der Feder 101 so ausgewählt, daß ihre natürliche Fre quenz ungefähr der normalen Frequenz der Rotor-induzierten Vibrationen entspricht. Die erforderlichen Spitzen-Vibrati onskräfte sind, auch wenn sie erheblich sind, viel geringer als das Gewicht des Fluggeräts, so daß die Reihenfeder bei der Landung komprimiert wird, um dem Lager 98 zu ermögli chen, den unteren Bereich des Schlitzes 99 zu erreichen. So mit übergehen alle Landereaktionslasten die Feder und das Servostellglied und werden direkt zum ursprünglichen Monta gepunkt am Ende des Hebeträgers geführt.

Einige Hubschrauberkonfigurationen verwenden ein soge nanntes "dreirädriges" Fahrwerk, das aus einem einzelnen Rad unter der Nase und einem Paar von Haupträdern, die weit hin ten am Rumpf montiert sind, wo sie nicht wirkungsvoll als Teil eines geeignet angeordneten Trägheitskraftgenerators dienen können, montiert sind. In einem solchen Fall könnte die alternative Lösung für ein resonantes Masse-Feder-System an der gewünschten Stelle an den Enden des vorderen Hubträ gers wie in Fig. 16 gezeigt implementiert werden. Diese An ordnung zeigt zusätzliche Funktionselemente, die in ver schiedenen Formen der Erfindung inkorporiert werden können. Die bewegliche Masse 103 wird, wie gezeigt, auf dem Ende ei nes flexiblen Hebels 104 getragen, der an seinem Mittelpunkt an ein Servostellglied 105 befestigt ist, wobei beide auf dem Haupthubrahmen 106 gehalten werden. Die zum dem Stell glied und dadurch zur Struktur reflektierte Trägheit wird effektiv durch das Quadrat des Hebelverhältnisses b/a ver größert, so daß der Hub des Stellglieds verringert werden kann. Eine flexible Ausführung des Hebels zwischen der Nasse und dem Stellglied erlaubt ihm, wenigstens als Teil der Fe der zu funktionieren, die so dimensioniert ist, daß sie mit der beweglichen Masse in Resonanz steht. Die Steifheit des in dem hydraulischen Stellgliedzylinder enthaltenen Fluids trägt ebenfalls zur zwischen der Masse und der Struktur wir kenden Gesamtfeder bei. Während der exakte Koeffizient einer solchen Fluidfeder etwas variieren kann, ist es praktisch, sie in Verbindung mit der vorliegenden Erfindung zu verwen den, da die exakte Resonanzfrequenz nicht an die Rotorstör frequenz angepaßt werden muß, wie es in einem rein passiven Resonanzabsorber der Fall wäre.

Beide Formen der oben beschriebenen aktiven, resonanten Trägheitskraftgeneratoren können auf nützliche Weise von ei nem Kontroller, der Rumpf-Vibrationsinformationen von einem Paar von Beschleunigungsmessern, die jeweils auf den linken und rechten Seiten des Cockpitbodens montiert sind, erhält, betrieben werden. Der Kontroller kann so programmiert sein, daß er Leitsignale an jeden dieser aktiven Kraftgeneratoren anlegt, um Vibrationseingaben für die Struktur zu erzeugen, um die Nettovibration des Cockpitbodens zu verringern. Um die longitudinalen Vibrationen zu verringern, werden die Si gnale von beiden Cockpit-Beschleunigungsmesser addiert, und das resultierende Leitsignal von dem Kontroller wird in die linken und rechten, aktiven Kraftgeneratoren eingegeben. Um die Drehvibrationen im Cockpit zu verringern, wird das Si gnal von einem Beschleunigungsmesser von dem von dem anderen Beschleunigungsmesser erzeugten Signal subtrahiert, und das resultierende Differenz-Leitsignal wird zu dem summierten Leitsignal, das in den Kraftgenerator auf der einen Seite des vorderen Hebeträgers eingegeben wird, addiert. Dies ist ein einfaches und praktikables Mittel zum Steuern zweier Quellen von Gegenvibrationen, um die Störvibrationen an zwei Punkten in der Struktur zu verringern, und dies ist möglich, da die Vibrationsmoden normalerweise nicht gut gekoppelt sind und die Eingabestellen für die Gegenvibrationen ge eignet ausgewählt werden, um jede Mode separat zu erregen.

Während einige bevorzugte Ausführungsformen des verbes serten, aktiven, resonanten Trägheitskraftgenerators gezeigt und beschrieben wurden und einige Modifikationen und Ände rungen desselben diskutiert wurden, wird der Fachmann so gleich erkennen, daß verschiedene zusätzliche Änderungen und Modifikationen durchgeführt werden können, ohne vom Wesen der Erfindung, wie sie in den nachfolgenden Patentansprüchen definiert ist, abzuweichen.

Claims

1. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System (20), das an ei ner Struktur (21) montiert ist und umfaßt:
eine Masse (23), die für eine Bewegung relativ zu der Struktur montiert ist, und wenigstens eine Feder (22, 24), die zwischen der Masse und der Struktur angeordnet ist;
dadurch gekennzeichnet, daß ein Stellglied (26) auf ei nem von der Masse oder der Struktur montiert ist und so an geordnet ist, daß es die Vibrationsreaktionskraft, die von der Masse als eine Funktion der Beschleunigung der Masse auf die Struktur übertragen wird, moduliert, um somit effektiv die Resonanzfrequenz des Systems zu ändern.

2. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellglied mit der Masse und wenigstens einer Feder des Systems mechanisch in Reihe angeordnet ist.

3. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellglied zwischen der Masse und der Struktur angeordnet ist.

4. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellglied mit der Feder des Systems parallel angeordnet ist.

5. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Masse über einen Hebel (104) mit dem System gekoppelt ist, so daß ihr effektiver Betrag mit dem Hebelverhältnis multipliziert wird.

6. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellglied hydraulisch angetrieben wird.

7. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine der Federn durch die Elastizität des in einer Kolben-Zylinder-Anordnung enthaltenen Fluids gebildet wird.

8. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellglied ein Elektroma gnet (64) ist.

9. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Masse-Feder-System als ein Trägheitskraftgenerator geformt ist und außerdem umfaßt:
eine Leitvorrichtung (41) zum Erzeugen eines Oszillati onskraft-Leitsignals (F_c);
eine Wandlervorrichtung (a₁), die angeordnet ist, um ein Rückkopplungssignal proportional der von der Masse auf die Struktur übertragenen Kraft zu erzeugen;
eine Vorrichtung (40) zum Erzeugen eines Fehlersignals (F_e) proportional zur Differenz zwischen dem Leitsignal und dem Rückkopplungssignal;
eine Steuerungsvorrichtung (28), um zu bewirken, daß das Stellglied eine Geschwindigkeit als eine Funktion des Feh lersignals erzeugt;
wodurch das Masse-Feder-System nicht wesentlich resonant durch die Vibrationen der Struktur in der Nähe der Resonanz frequenz angeregt wird.

10. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Verstärkung des geschlos senen Kraftkreislaufs so ausgewählt, daß die Resonanz der Masse und jeder Feder einen effektiven Dämpfungsfaktor () größer als 0,5 besitzt und das System nicht wesentlich von den Vibrationen der Struktur resonant nahe der Resonanzfre quenz angeregt wird.

11. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Kraftleitsignal eine Funktion der Vibrationsgeschwindigkeit von wenigstens einem Punkt der Struktur ist, der von der durch die Masse übertra genen Kraft beeinflußt wird.

12. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Vibrationen in dem einen Punkt im wesentlichen ausgelöscht werden.

13. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Masse-Feder-System als ein Trägheitskraftgenerator geformt ist und außerdem umfaßt:
eine Leitvorrichtung (41) zum Erzeugen eines Oszillati onskraft-Leitsignals (F_c);
eine Wandlervorrichtung (a₁), die angeordnet ist, um ein Rückkopplungssignal proportional der von der Masse auf die Struktur übertragenen Kraft zu erzeugen;
eine Vorrichtung (40) zum Erzeugen eines Fehlersignals (F_e) proportional zur Differenz zwischen dem Leitsignal und dem Rückkopplungssignal;
eine Steuerungsvorrichtung (28) zum Modulieren des Feh lersignals, um die Systemresonanzfrequenz so zu modifizie ren, daß sie gleich dem Oszillationskraft-Leitsignal ist, und um außerdem das Masse-Feder-System in seiner modifizier ten Resonanzfrequenz anzuregen;
wodurch die Reaktionskraft der Struktur im wesentlichen gleich der vorgegebenen Oszillationskraft ist.

14. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Struktur ein Hubschrau ber (81) ist und daß die Frequenz des Oszillationskraft- Leitsignals eine Funktion der Rotationsgeschwindigkeit des Rotors (82) ist.

15. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellglied einen Be schleunigungsmesser (91L, 91R) umfaßt, der auf der Masse montiert ist, um die räumliche Beschleunigung der Masse zu messen.

16. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das System als aktiver, reso nanter Absorber (45) konfiguriert ist, der auf einer vibrie renden Struktur montiert ist und weiterhin umfaßt:
eine Wandlervorrichtung (a₁), die operativ angeordnet ist, um die Beschleunigung der Masse zu messen;
eine Steuerungsvorrichtung, die auf das Ausgangssignal von der Wandlervorrichtung reagiert und operativ so angeord net ist, daß sie das Servostellglied moduliert, um kontinu ierlich die Resonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems so zu modifizieren, daß sie gleich der Frequenz der vibrierenden Struktur ist;
wodurch das Masse-Feder-System durch die strukturelle Vibration resonant angeregt wird und die resultierende Kraft auf die Struktur, die zum Dämpfen der strukturellen Vibra tion dient, maximiert wird.

17. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerungsvorrichtung bewirkt, daß die Auslenkung des Servostellglieds proportio nal der sinusförmigen Beschleunigung der Masse minus einer Frequenz-quadratischen Korrekturfunktion ist;
wodurch die Modulationsamplitude des Servostellglieds null ist, wenn die strukturelle Vibrationsfrequenz gleich der unmodifizierten Resonanzfrequenz ist, und kontinuierlich als eine Funktion der differentiellen Änderung der struktu rellen Vibrationsfrequenz von der unmodifizierten Systemre sonanzfrequenz aus angepaßt wird.

18. Verfahren zum Steuern eines resonanten Absorbers (45) mit einer beweglichen Masse (23), die über wenigstens eine Feder (22, 24) mit einer vibrierenden Struktur (21) verbunden ist, so daß er von den Vibrationen der Struktur derart angeregt wird, daß, wenn die Struktur bei der Absor berresonanzfrequenz vibriert, die Reaktionskraft zwischen dem Absorber und der Struktur die Strukturvibrationen dämpft, dadurch gekennzeichnet, daß das Verfahren folgende Schritte umfaßt:
Montieren eines Servostellglieds (26) auf einem von der Masse oder der Struktur, so daß es in der Lage ist, die Vi brationsreaktionskraft, die von der Masse auf die Struktur übertragen wird, zu modulieren;
Messen der Beschleunigung der Masse; und
Modulieren des Servostellglieds als eine Funktion der gemessenen Beschleunigung, so daß die Resonanzfrequenz des Absorbers kontinuierlich so eingestellt wird, daß die Ampli tude der von der Vibration der Struktur angeregten Massenvi bration maximiert wird;
wodurch die Dämpfung der strukturellen Vibrationen maxi miert wird.

19. Verfahren zum Steuern eines aktiven, resonanten Trägheitskraftgenerators (45) mit einer beweglichen Masse (23), die über wenigstens eine Feder (22, 24) mit einer Struktur (21) verbunden ist, und einem Servostellglied (26), das auf einem von der Masse oder Struktur montiert ist, um in der Lage zu sein, die von der Masse auf die Struktur übertragene Vibrationsreaktionskraft zu modulieren, dadurch gekennzeichnet, daß das Verfahren folgende Schritte umfaßt:
Vorgeben einer gewünschten Vibrationskraft mit einer ge wünschten J, die von dem Generator auf die Struktur ausgeübt werden soll;
Modulieren des Stellglieds, um das Masse-Feder-System anzutreiben und kontinuierlich die natürliche Frequenz des Masse-Feder-Systems einzustellen, um eine Vibrationsreakti onskraft zu erzeugen, die mit der eingestellten Frequenz auf die Struktur wirkt;
Messen der Vibrationsreaktionskraft; und
Steuern der Modulation des Servostellglieds, um die Dif ferenz zwischen der eingestellten Kraft und der gemessenen Vibrationsreaktionskraft zu minimieren.

20. Verfahren nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Vibrationskraft als Funktion der Beschleunigung der Masse gemessen wird.

21. Verfahren nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß die zuvor aufgeführten Schritte eine Beschleunigungs- Rückkopplungs-Servoschleife bilden und daß die Verstärkung der Servoschleife so eingestellt ist, daß das effektive Dämpfungsverhältnis des resonanten Masse-Feder-Systems, wenn es von strukturellen Vibrationen angeregt wird, wenigstens 0,5 ist.

22. Verfahren zum Verringern einer extern angeregten Vi bration an einem Kontrollpunkt in einer Struktur (21), da durch gekennzeichnet, daß es folgende Verfahrensschritte um faßt:
Montieren eines aktiven, resonanten Trägheitskraftgene rators (21) mit einem Masse-Feder-System und einem Servo stellglied (26) an einem Montagepunkt der Struktur, so daß er in der Lage ist, Vibrationskräfte mit der Frequenz der extern angeregten Vibration auf den Kontrollpunkt zu über tragen;
Messen der Vibrationsbeschleunigung der Struktur an dem Kontrollpunkt;
Anordnen eines Signalverarbeitungs-Kontrollers, der so angeordnet ist, daß er eine Leitsignaleingabe für den Kraft generator als eine Funktion der gemessenen Vibrationsbe schleunigung erzeugt; und
Betreiben des Kraftgenerators, so daß er eine Vibrati onskraft mit dieser Frequenz an dem Montagepunkt erzeugt;
wodurch eine Vibrationskraft auf den Kontrollpunkt über tragen wird, die dazu neigt, der extern angeregten Vibration entgegen zu stehen.

23. Verfahren zum Verringern einer extern angeregten Vi bration an zwei Kontrollpunkten in einer Struktur (21) mit ersten und zweiten Hauptvibrationsmoden an den Kontrollpunk ten, die im wesentlichen in Phase miteinander sind, wobei die zweite Mode dazu neigt, Vibrationen in den Kontrollpunk ten zu induzieren, die im wesentlichen phasenverschoben zu einander sind, dadurch gekennzeichnet, daß es folgende Ver fahrensschritte umfaßt:
Montieren von ersten und zweiten aktiven, resonanten Trägheitskraftgeneratoren (20) mit jeweils einem Masse-Fe der-System und einem Servostellglied (26) an ersten und zweiten Montagepunkten der Struktur, so daß sie in der Lage sind, Vibrationskräfte auf die ersten und zweiten Kontroll punkte zu übertragen, wobei die ersten und zweiten Montage punkte so ausgewählt sind, daß die von den ersten und zwei ten Generatoren in Phase erzeugten Vibrationen dazu neigen, die erste Mode anzuregen, und daß die von den ersten und zweiten Generatoren phasenverschoben erzeugten Vibrationen dazu neigen, die zweite Mode anzuregen;
Messen der Vibrationsbeschleunigung der Struktur an den Kontrollpunkten und Erzeugen von dazu proportionalen Signa len;
Addieren der Beschleunigungssignale zum Erzeugen eines ersten kombinierten Signals, das die Vibrationen der ersten Mode an den Kontrollpunkten angibt;
Subtrahieren der Beschleunigungssignale zum Erzeugen ei nes zweiten kombinierten Signals, das die Vibrationen der zweiten Mode an den Kontrollpunkten angibt;
Anordnen eines Signalverarbeitungskontrollers zum Erzeu gen von ersten und zweiten Leitsignaleingaben jeweils für die ersten und zweiten Kraftgeneratoren als Funktionen der ersten und zweiten kombinierten Signale; und
Betreiben der ersten und zweiten Kraftgeneratoren, so daß sie erste und zweite Vibrationskräfte mit der Anregungs frequenz an den Montagepunkten der Kraftgeneratoren erzeu gen;
wodurch Vibrationskräfte auf die Kontrollpunkte übertra gen werden, die dazu neigen, der extern angeregten Vibration entgegen zu stehen.

24. Verfahren zum Verringern von extern angeregten Vi brationen in einer Struktur (21), dadurch gekennzeichnet, daß es folgende Verfahrensschritte umfaßt:
Montieren einer Mehrzahl von aktiven, resonanten Träg heitskraftgeneratoren (20) auf der Struktur, die in der Lage sind, mit der Anregungsfrequenz vibriert zu werden;
Erzeugen von Signalen, die die dynamischen Beschleuni gungen an einer Mehrzahl von Stellen auf der Struktur ange ben;
Anlegen solcher Signale an Verarbeitungsvorrichtungen, die eindeutige Leitsignale für jeden der Kraftgeneratoren erzeugen; und
kontinuierliches Einstellen des Betrags und der Phase der von den Generatoren erzeugten Vibrationskräften in Ab hängigkeit von den Leitsignalen, um optimal den Gesamtpegel der strukturellen Vibrationen bei der Anregungsfrequenz zu verringern.

25. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, das geeignet ist, an einem Montagepunkt an eine vibrierende Struktur (21) montiert zu werden und zum Ausüben einer vibratorischen Re aktionskraft darauf in Abhängigkeit von Vibrationen der Struktur an diesem Montagepunkt betrieben zu werden, so daß die strukturelle Vibration reduziert wird, dadurch gekenn zeichnet, daß das System umfaßt: ein Servostellglied (26), das operativ so angeordnet ist, daß es so moduliert wird, daß die Resonanzfrequenz des Systems kontinuierlich die Fre quenz der strukturellen Vibrationen approximiert, wodurch der resonante Response des Systems maximiert wird.

26. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß das Servostellglied als eine Funktion der Vibrationsbeschleunigung der Masse gesteuert wird.

27. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System, das geeignet ist, an einem Montagepunkt an eine vibrierende Struktur (52) montiert zu werden und zum Ausüben einer vibratorischen Re aktionskraft darauf in Abhängigkeit von einem elektrischen Leitsignal aber nicht in Abhängigkeit von extern induzierten Vibrationen der Struktur betrieben zu werden, so daß die strukturelle Vibration steuerbar modifiziert wird, dadurch gekennzeichnet, daß das System umfaßt:
ein Servostellglied (51), das operativ so angeordnet ist, daß es so moduliert wird, daß die Resonanzfrequenz des Systems kontinuierlich die Frequenz der des Leitsignals ap proximiert und das Masse-Feder-System resonant anregt, so daß die strukturelle Reaktionskraft gleich der elektrisch vorgegebenen Kraft ist.

28. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System nach Anspruch 27, dadurch gekennzeichnet, daß das Servostellglied als eine Funktion der Vibrationsbeschleunigung der Masse gesteuert wird.

29. Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System nach Anspruch 27, dadurch gekennzeichnet, daß das System eine Massebe schleunigungs-Rückkopplungs-Steuerschleife um das Servo stellglied herum umfaßt und daß die Verstärkung der Rück kopplungsschleife so eingestellt ist, daß der Response des Masse-Feder-Systems auf strukturelle Vibrationen ein Dämp fungsverhältnis größer als 0,5 aufweist.