DE4413447B4

DE4413447B4 - Verfahren und Vorrichtung zum aktiven Einstellen und Steuern eines resonanten Masse-Feder-Systems

Info

Publication number: DE4413447B4
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: 2004-02-12
Anticipated expiration: 2014-04-19
Also published as: JPH07119791A; US5456341A; GB9405554D0; GB2277360B; GB2277360A; DE4413447A1; US5620068A; JP3841450B2

Abstract

Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System (20), das an einer Struktur (21) angeordnet ist, um es resonant anzuregen und eine Vibrationsreaktionskraft auf die Struktur auszuüben, wobei das System (20) eine Masse (23} aufweist, die relativ bewegbar zu der Struktur montiert ist, und wenigstens eine Feder (22, 24) zwischen der Masse und der Struktur vorgesehen ist, wobei sich eine Wandlervorrichtung (a₁) auf der Masse (23) befindet zum Erzeugen eines Rückkopplungssignals proportional zur Beschleunigung der Masse, insbesondere mit einem auf der Masse (23) befindlichen Beschleunigungssensor (a₁), wobei ein extern angetriebenes Servostellglied (26) auf einem von der Masse oder der Struktur montiert ist und so angeordnet ist, dass es die Vibrationsreaktionskraft, die von der Masse als eine Funktion der Beschleunigung der Masse auf die Struktur übertragen wird, moduliert, um somit kontrolliert die Resonanzfrequenz des Systems zu ändern, wobei die Kopplung zwischen dem Servostellglied, der Masse und der Feder nicht-fluidisch ist, und das System eine Steuerungsvorrichtung (28) zum Modulieren des Servostellglieds aufweist.

Description

Die vorliegende Erfindung bezieht sich allgemein auf das Gebiet aktiv gesteuerter Masse-Feder-Systeme und insbesondere 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 werden, der in der Lage ist, die Änderungen seines Resonanzfrequenzverlaufs bei der Anregungsfrequenz aufzuweisen.
Es gibt viele Quellen für Vibrationen in rotierenden Maschinen. Zum Beispiel werden im Flug Vibrationen von den Rotorblättern auf einen Helikopterrumpf übertragen. Während diese viele Vibrationsmodi besitzen, wurde erkannt, daß die dominierende Vibration eine Funktion der Anzahl der Rotorblätter und ihrer Rotationsgeschwindigkeit ist. Dies ist insbesondere in dem US-Patent Nr. 3 477 665 ("LeGrand") in Spalte 1, Zeile 35 und folgende erwähnt:
"Hauptsächlich aufgrund der aerodynamischen Asymmetrien, die auf den rotierenden Rotorblättern eines Flugkörpers mit rotierenden Flügeln auftreten, unterliegen die Rotoren Lasten, die sich mit Frequenzen ändern, die vielfache der Rotorgeschwindigkeit und der Anzahl der Blätter sind. Diese Lasten 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 rotierenden Flügeln, wie etwa Hubschrauber, im Vergleich mit Flugzeugen mit festen Flügeln während des Fluges großen Vibrationen, und dies ist hauptsächlich den Kräften und Momenten erzeugenden Kräften von einem Rotor zuzuschreiben. Es werden nämlich, 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 Frequenz von ganzzahligen Vielfachen der Rotationsrate (hiernach als die iΩ-Vibration bezeichnet) erzeugt. Die Erstere ist bei einem Rotor mit n Blättern unvermeidlich,...."
Wenn solche Vibrationen auf den Rumpf übertragen werden, sind solche Vibrationen für die Mannschaft und die Passagiere lästig und tragen auch zu ihrer Ermüdung bei. Das europäische Patent EP 0 537 927 B1 beschreibt ein hydraulisches Lager mit aktiver Antischwingungsregelung, das zwei relativ zueinander vibrierende Strukturen miteinander verbindet und die Übertragung der Schwingung von einer Struktur auf die andere verringert. Diese Vorrichtung beruht auf der Verwendung eines Fluidlagers, wobei mittels eines Betätigungselements die Schwingung des Fluids in dem Lager so beeinflussbar ist, dass die dynamische Steifigkeit des Lagers bei gewissen Frequenzen verringert werden kann. Dadurch wird die Übertragung der Schwingung über das Lager behindert.
Ein anderer Ansatz ist aus der EP 0 412 853 A2 bekannt, die sich mit der Perfektionierung einer Schwingungsisolierung befasst. Ein Objekt ist an einem vibrierenden Grund körper befestigt, soll jedoch möglichst frei von Vibrationen gehalten werden. Dazu wird das Objekt gegenüber dem Grundkörper zunächst auf eine weitgehend vibrationsisolierende Weise aufgehängt, um die Übertragung der Schwingung auf das Objekt zu unterdrücken. Allerdings hat die Aufhängung selbst stets eigene Resonanzfrequenzen. Um diese Eigenresonanzeffekte ebenfalls zu unterdrücken, soll mittels eines Stellgliedes eine die Vibrationen des Objektes auslöschende Kraft auf das Objekt übertragen werden, wobei die Bewegung des Stellgliedes von Sensoren auf dem Grundkörper bzw. auf dem Objekt beeinflusst wird. Das Ziel der EP 0 412 853 ist also eine möglichst vollkommene Vibrationsisolierung, während die Vibration des Grundkörpers selbst hingenommen und nicht weiter bekämpft wird.
Die DE 26 03 688 B2 offenbart eine Vorrichtung zum Schwingungsausgleich in einem Mikroskopobjektiv, in der die Masse der Vibrationsquelle gleichzeitig selbst die schwingungsdämpfende Masse darstellt.
Die DE 40 01 981 A1 beschreibt eine Vorrichtung, mit der Schwingungen eines Messarms an einem Koordinatenmessgeräts gedämpft werden. Die Regelung dieser Schwingungsdämpfung erfolgt über eine Messung der Schwingungsbewegung des Messarms.
In einem weiteren Versuch, solche Vibrationen zu verringern, wenn nicht sogar vollständig zu beseitigen, wurde vorgeschlagen, eine entgegengesetzte Vibrationswellenform mit gleicher Amplitude und Frequenz aber einer Phasenverschiebung von 180° bezüglich der Störvibration zu erzeugen. Der Gedanke ist hier, dass die erzeugte und die Störvi brationen sich bei einer Überlagerung gegenüberstehen und sich gegenseitig auslöschen. 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 Geschwindigkeit, usw. Somit sind die Rotorerzeugten Vibrationen aus verschiedenen Gründen kontinuierlichen Änderungen unterworfen, von denen einige steuerbar sind, andere jedoch nicht.
Eine solche Vorrichtung beschreibt das erwähnte US-Patent Nr. 3 836 098. Als Eingangssignale für die Störvibration werden dort die aktuellen Flugeigenschaften des Helikopters gemessen, z.B. seine Geschwindigkeit oder Beschleunigung, oder es werden Vibrationen an einem Punkt des Helikopterrumpfes gemessen.
Da die Rotor-erzeugten Vibrationen im allgemeinen um eine im wesentlichen konstante Frequenz zentriert sind und von dieser nur für kurze Transientendauem abweichen, wird oft ein passiver Vibrations-„Absorber" des Resonanztyps verwendet, um entgegengesetzte Vibrationskräfte auf der Helikopterstruktur zu erzeugen. Ein solcher „Absorber", oft als „abgestimmtes Dämpfungselement" bezeichnet, ist ein Masse-Feder-System mit einem Freiheitsgrad, das so angeordnet ist, dass es mit seiner Resonanzfrequenz in Abhängigkeit von den erwarteten Vibrationen der Struktur, an die es befestigt 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 verwendet die Amplitude der entgegengesetzten Vibration die Resonanzphänomene 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 Vibrationskontrolle ist die passive Vibrationskompensation, die eine Trägheitskompensation durch eine resonante Feder-Gegenmasse-Kombination verwendet. Dieses Verfahren ist auf vernünftige Weise wirkungsvoll, wenn das Trägheitskraft-Ungleichgewicht, das zu kompensieren ist, hauptsächlich sinusförmig bei einer einzelnen, konstanten Frequenz ist. Die Feder-Masse-Kombination kann auf diese Frequenz abgestimmt werden, so daß sie auf Vibrationen reagiert, 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 stattfindet, wobei der Betrag der Kompensation von der Charakteristik 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 Störvibration 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 Vorlast 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 eingestellt 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 Beschleunigungsmesser auf der beweglichen Masse festgestellt. Eine weitere "Abstimmungs-"Technik verwendet eine motorbetriebene 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, überwindet jede dieser Anordnungen die normalerweise scharf definierte 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 Beispiel in 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, angebracht 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 eines Oszillationskraft-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; und eine Steuerungsvorrichtung (28), um zu bewirken, daß das Stellglied eine Geschwindigkeit als eine Funktion des Fehlersignals erzeugt. In einem bevorzugten Ausführungsbeispiel wird die Verstärkung 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 Resonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems angeregt werden.
Entsprechend einem weiteren Gesichtspunkt stellt die vorliegende Erfindung, wie in 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 verbesserte Absorber umfaßt: 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 Wandlervorrichtung (a1), die angeordnet ist, um ein Rückkopplungssignal proportional der von der Masse auf die Struktur übertragenen Kraft zu erzeugen; eine Transferfunktionsvorrichtung (46) zum Modifizieren des Kraftrückkopplungssignals, das an einen Verstärker angelegt wird; und eine Stellglied-Antriebsvorrichtung (28). In dem bevorzugten Ausführungsbeispiel dieser Ausführungsform der Erfindung wird die Transferfunktion des von der Kraftwandlervorrichtung erzeugten Signals so ausgewählt, daß die Oszillationsbewegung des Wandlers eine Modifikation der effektiven, natürlichen Frequenz 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 Erfindung 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-Feder-System anzutreiben, um eine Netto-Vibrationskraft zu erzeugen; Messen der von der angeregten Masse erzeugten Vibrationskraft; und Steuern der Stellgliedgeschwindigkeit als eine Funktion des Fehlers zwischen der vorgegebenen Kraft und der erzeugten Kraft, um zu bewirken, daß das Masse-Feder-System eine vorgegebene Vibrationskraft erzeugt und daß das Masse-Feder-System bezüglich externer Kraftstörungen gedämpft wird; wodurch der nutzbare Frequenzresponse des Kraftgenerators auf Leitsignale verbessert wird.
Entsprechend einem weiteren Gesichtspunkt stellt die Erfindung ein Verfahren zum Dämpfen extern induzierter Vibrationen 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 Übertragen: Vibrieren der Struktur, um das Masse-Feder-System anzuregen, um eine Vibrationskraft zu erzeugen; Messen der Vibrationskraft; und Steuern des Stellglieds als eine Funktion 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 optimiert wird.
Folglich ist es die allgemeine Aufgabe der Erfindung, einen verbesserten, aktiven, resonanten Trägheitskraftgenerator 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 Vibrationswellenform zu erzeugen, um einer weiteren Vibrationswellenform, die einer externen Störung zuzuweisen ist, entgegen zu stehen und sie wesentlich zu verringern wenn nicht sogar zu beseitigen.
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, resonanten Kraftgenerators, um eine Vibrationswellenform zu erzeugen, um einer weiteren Vibrationswellenform, die einer externen 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 induzierten 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 Vorrichtungen 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 Patentansprüchen deutlich.
1 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm einer ersten Ausführungsform eines aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems, das als Trägheitskraftgenerator arbeitet, wobei dieses Diagramm die Masse, die Federn, das Servostellglied, die äußere Kraft-Rückkopplungsschleife und die innere Stellgliedstangen-Positionsschleife zeigt.
2 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm einer zweiten Ausführungsform eines aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems, wie es in 1 gezeigt ist, wobei dieses System als Vibrationsabsorber arbeitet.
3 ist eine Darstellung eines Kraftamplitudenverhältnisses (linke Ordinate) und Phasenwinkels (rechte Ordinate) 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.
4 ist eine Darstellung der Amplituden (Ordinate) der vorgegebenen Kraft und Massevibration eines leicht gedämpften Masse-Feder-Systems ohne Rückkopplung als eine Funktion der Zeit (Abszisse).
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).
6 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm einer Variante des aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems mit einem Stellglied mit hoher Impedanz, das operativ so angeordnet ist, daß es die effektive Federkonstante des Masse-Feder-Systems variiert.
7 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm einer Variante des aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems mit einem Stellglied mit hoher Impedanz, das operativ so angeordnet ist, daß es die effektive Masse des Masse-Feder-Systems variiert.
8 ist ein hybrides, schematisches Blockdiagramm einer Variante des aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems, wobei dieses System ein elektromagnetisches Stellglied mit niedriger Impedanz zeigt, das parallel zur Feder angeordnet ist.
9 ist eine teilweiser, vertikaler Querschnitt einer Varianten des aktiv gesteuerten Masse-Feder-Systems, wobei diese Form einen variablen Luftspalt und einen elektromagnetischen linearen Kraftmotor umfaßt, der über eine flexible Zwischenfeder auf der vibrierenden Struktur montiert ist. 10 ist ein Funktionsdiagramm des in 9 gezeigten Masse-Feder-Systems.
11 ist eine Darstellung der Kraft (Ordinate) gegenüber der Auslenkung (Abszisse), die die einzelnen Beiträge des in 9 gezeigten Masse-Feder-Systems zeigt.
12 ist eine Darstellung der Kraft (Ordinate) gegenüber der Auslenkung (Abszisse), die den Beitrag des Kraftmotors in einem größeren Maßstab für verschiedene Stromwerte zeigt.
13 ist eine perspektivische, schematische Darstellung eines Hubschraubers, die die Trägheitskraftgeneratoren zeigt, wie sie an den Außenbordenden eines transversalen Hubträgers montiert ist.
14 ist eine perspektivische, schematische Darstellung des in 13 gezeigten Hubschraubers und zeigt, wie das Fahrgestell als die Masse verwendet wird.
15 ist eine schematische, vertikale Ansicht, teilweise im Querschnitt und teilweise in Draufsicht, die das mit dem oberen Ende des Ölfederbeins über eine Feder und eine durch eine Feder vorgespannte Leerlaufverbindung verbundene Servostellglied zeigt.
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, Bereiche und Oberflächen konsistent durch die einzelnen Zeichnungen zu identifizieren, da diese Elemente, Bereiche und Oberflächen in der gesamten Anmeldung, von der diese detaillierte 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 betrachtet werden. Wie in der folgenden Beschreibung verwendet, beziehen sich die Ausdrücke "horizontal", "vertikal", "links", "rechts", "oben" und "unten" und auch die adjektivischen und adverbialen Ableitungen derselben (z.B. "in horizontaler Richtung", "nach rechts", "nach oben", usw.) einfach 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 Resonanzfrequenz eines Masse-Feder-Systems dar. Diese Technik kann auf einen "Absorber" des Resonanztyps, der auf Vibrationen 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 angetriebenes 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 gelegt 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 Federkonstante zu modifizieren.
Um auf wirkungsvolle Weise einen "Absorber" oder Kraftgenerator des Resonanztyps zur Verfügung zu stellen, kann die Modulation der einzelnen, oben beschriebenen Stellvorrichtungen durch Schließen einer geeigneten Servosteuerungsschleife von einem Sensor, der einen Parameter der vibratorischen 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 erzeugen soll. Wenn das Leitsignal algebraisch mit einem negativen 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 Trägerstruktur erregt, sondern wird bewirken, daß die Masse oszilliert und eine Kraft mit der Amplitude, Phase und Frequenz des Leitsignals erzeugt. Dies kann deswegen passieren, weil man sich die Modulation des Stellglieds als "Wieder-Abstimmen" 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 resonante Oszillation bei der erforderlichen Amplitude zu bewirken.
Auf der anderen Seite kann ein sich selbst abstimmender (also Frequenz verfolgender), aktiv gesteuerter "Absorber" des Resonanztyps implementiert werden, der von der vibratorischen Bewegung der Montagestruktur erregt wird und der bewirkt, daß das Masse-Feder-System in Resonanz mit der Erregerfrequenz kommt und eine strukturelle Reaktionskraft erzeugt, die proportional zur Geschwindigkeit der Vibration der Trägerstruktur ist. Wiederum kann in Abhängigkeit von der Verstärkung der Rückkopplungsschleife die Stellgliedmodulation 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 adaptiver 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 Verstärkung und Phase bei jeder beliebigen Frequenz innerhalb einer vorgesehenen Betriebsbandbreite moduliert wird.
Die Steifheit der mechanischen Feder sollte als das Quadrat der Frequenzänderung von der mechanischen, natürlichen Basisfrequenz aus verändert werden. Da die Massenbeschleunigung bei einer gegebenen Amplitude eine Funktion des Quadrats der Frequenz ist, kann das Beschleunigungssignal direkt 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 zunehmenden Frequenzen und in Phase mit der Masse nach abnehmenden Frequenzen zunimmt.
Die Erfindung stellt grob einen verbesserten, aktiv gesteuerten Kraftgenerator des Resonanztyps zur Verfügung, der geeignet ist, an eine Struktur angebracht oder anderswie befestigt 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 Struktur übertragen werden und auf externe Störungen zurückzuführen 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 Erfindung allgemein nützlich ist und nicht auf diese spezielle Endanwendung beschränkt ist. Zum Beispiel könnte die Erfindung verwendet werden, um externen Störvibrationen entgegen zu stehen, die auf andere Fahrzeuge (z.B. Automobile, Lastwagen, 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 allgemein so betrachtet werden, daß sie eine steuerbare, oszillierende Kraft auf eine Struktur überträgt, und zwar unabhängig davon, ob andere Vibrationen auf die Struktur übertragen werden und unabhängig vom Grund, aus dem eine solche oszillatorische Kraft eingesetzt wird. Wie er hierin verwendet 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 reaktiven 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 Beschleunigung einer Masse, ein auf eine Fläche wirkender Fluiddruck, usw.) auf eine Trägerstruktur überträgt. Dies berücksichtigt allgemein, daß ein steuerbares Stellglied mit einem Masse-Feder-System verbunden wird, so daß das Stellglied selektiv und steuerbar oszilliert werden kann, um die Vibrationen des Masse-Feder-Systems zu steuern.
Um das erfindungsgemäße Konzept besser zu verstehen, betrachte man die Masse-Feder-Stellglied-Anordnung, die in 1 gezeigt ist.
1 (Aktiv gesteuerter Kraftgenerator)
In 1 ist eine erste Ausführungsform des verbesserten, 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 Federkonstanten 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 Feder 22 ist an der Struktur befestigt, und das untere Ende ist an der Masse befestigt.
Das gezeigte Servostellglied 25 umfaßt ein doppelt wirkendes, Fluid getriebenes Stellglied 26 und ein vierfaches, elektrohydraulisches Flußsteuerungs-Servoventil 28. Das Stellglied 26 besitzt einen Kolben, der für eine Gleitbewegung innerhalb eines vertikal länglichen Zylinders 30 montiert 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 Endwand des Zylinders. Das obere Ende der Feder 24 ist auf geeignete 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 gezeigt) eines unter. Druck stehenden Fluids mit dem Versorgungsdruck 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 Servoventil kann möglicherweise von einem zweistufigen Vierwegetyp sein, wie es in dem US-Patent Nr. 3 023 782, dessen gesamte Offenbahrung hierin durch Bezugnahme mit aufgenommen ist, gezeigt und beschrieben ist. Die Verbindungen des Servoventils mit der Versorgung und der Rückführung sind einfach der Klarheit wegen weggelassen.
Ein Beschleunigungsmesser a1, der auf der Masse 23 montiert ist, ist so angeordnet, daß er die vertikale, räumliche 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 Verstärkung 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 gegeben.
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 Signale F_c und F_m berücksichtigt die Nettovibrationskraft, die von der Masse auf die Struktur übertragen wird. Der Beschleunigungsmesser a1 stellt eine Wandlervorrichtung dar, die operativ so angeordnet ist, daß sie ein Rückkopplungssignal proportional der von der Masse auf die Struktur übertragenen Kraft erzeugt. Dieses Rückkopplungssignal wird algebraisch 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) oszillierend ist, ist auch der Fluß des Fluids zwischen dem Servoventil 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 negatives Rückkopplungssignal, das die augenblickliche Position (x_a) des Kolbens bezüglich des Zylinders berücksichtigt, an einen Additionspunkt 44 angelegt, der sich zwischen dem Additionspunkt 40 und dem Verstärker 42 befindet. Seine Funktion ist es, eine geschlossene, innere Positions-Servoschleife mit niedriger Verstärkung innerhalb der äußeren Kraftschleife zur Verfügung zu stellen, so daß der Stellgliedkolben 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 dimensionslosen Dämpfungsverhältnisses (φ) ausgedrückt werden kann, wobei dies das Verhältnis des speziellen Dämpfungskoeffizienten (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 System ohne Oszillation zur Ruhe kommt. Gegenwärtig glaubt man, daß dieses Dämpfungsverhältnis wenigstens 0,5 und vorzugsweise ungefähr 0,7 sein sollte, so daß das Masse-Feder-System nicht von extern induzieren Vibrationen der Struktur in der Nähe der natürlichen Frequenz w_n des Masse-Feder-Systems resonant erregt wird und nur auf die elektrische Anweisung 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 erzeugen. 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 proportional der Geschwindigkeit der Masse ist. Diese Kraft hat dieselbe Wirkung wie eine reale physikalische Dämpfung. Durch Einstellen der Vorwärtsverstärkung der Kraftrückkopplungsschleife (also der Stellgliedgeschwindigkeit für einen gegebenen Kraftfehler) kann jedes beliebige Dämpfungsverhältnis erreicht werden. Wenn das Masse-Feder-System auf gewünschte 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 Vibrationskräfte 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 w_n) erzeugt. Jedoch ist die zum Erzeugen einer gegebenen Massebewegung benötigte Stellgliedbewegung bei der natürlichen Frequenz des Masse-Feder-Systems sehr klein und erfordert bei dieser speziellen Frequenz nur sehr wenig hydraulische Leistung. Wenn die Frequenz von der natürlichen Frequenz abweicht, nimmt die Amplitude der Stellgliedbewegung, die erforderlich ist, um das Masse-Feder-System mit einer gewünschten Amplitude in Anregung zu halten, mit dem Betrag der Frequenzabweichung von der natürlichen Frequenz zu.
2 (Aktiv gesteuerter Vibrationsabsorber)
Der in 1 gezeigte Kraftgenerator kann leicht modifiziert werden, um einen aktiv gesteuerten "Absorber" des resonanten Typs, der in 2 mit 45 bezeichnet ist, zu erhalten, der Änderungen in der Störfrequenz "selbst abstimmt" oder verfolgt, um das Masse-Feder-System in Resonanz zu halten. Die Beschleunigungsrückkopplung, die die Stellgliedgeschwindigkeit erzeugt, um die Massedämpfung zu synthetisieren, und die Kraftleiteingabe wurden eliminiert. Stattdessen 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 Masseauslenkungsterm 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 Laplace-Operator sind.
Wenn man annimmt, daß die Struktur bei ihrer mechanischen, natürlichen Basisfrequenz vibriert wird, wird das Masse-Feder-System angeregt, und die Masse vibriert mit einer relativ großen Amplitude, um eine dämpfende Reaktionskraft auf die Struktur zu erzeugen. Das Verhältnis der Verstärkungen K₁ und K₂ ist so eingestellt, daß das summierte Stellgliedleitsignal bei dieser Frequenz w_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-Stellgliedmodulationsanforderung bewirkt, daß die scheinbare Federsteifigkeit zunimmt. Ein ähnlicher Effekt tritt bei einer Fre quenzabnahme auf, wobei eine Stellgliedmodulationsanforderung mit einer inversen Phase erzeugt wird, um eine gewünschte Abnahme der scheinbaren Federsteifigkeit zu erzeugen.
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-Feder-System anzuregen, um Vibrationskräfte zu erzeugen. Zum Beispiel scheint das oben zitierte Miyashita-Patent ein Masse-Feder-System offenzulegen, das geeignet ist, bei seiner 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 Rückkopplungssteuerung 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 Rückkopplungswandler 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, übereinstimmt. Während dies eine Art von geschlossener Schleife darstellt, ist sie nicht der in der vorliegenden Erfindung offenbarten äquivalent. Das Newman-Patent scheint die Möglichkeit einer Instabilität in einer Rückkopplungs-Steuerungsschleife zu erkennen, da es die Einfügung eines "Führungskompensators" erwähnt, der eine allgemein verwendete 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 Steuerungsstabilität.
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 Steuerungsverfahren 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 hinsichtlich der "aktiven Absorber"-Form der Erfindung, wie sie in 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 Resonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems "neu abstimmt", damit sie mit der den Absorber erregenden strukturellen Vibration übereinstimmt.
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 3 dargestellt. 3 ist eine Darstellung des Amplitudenverhältnisses F_a/F_c (linke Ordinate) in Einheiten von Dezibel (dB) der tatsächlichen Kraft (F_a) zur Leitkraft (F_c) und des Phasenwinkels (ø_Fa/Fc) zwischen den tatsächlichen und Leitkräften (rechte Ordinate) als Funktion des Frequenzverhältnisses (w/w_n) (Abszisse).
Das Kraftamplitudenverhältnis des leicht gedämpften (also φ = 0,05) Systems mit offener Schleife, das in 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 entsprechenden 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 3 durch die durchgezogenen Kurven dargestellt ist, die glockenförmige Kurve des Kraftamplitudenverhältnisses nur um etwa 2% bei einer Frequenzänderung von ±10%, während sich der Phasenwinkel des synthetisch gedämpften Systems mit geschlossener Schleife nur um etwa ±7% ändert. Somit kann der synthetisch gedämpfte Kraftgenerator effektiv in einem adaptiven Vibrationsreduktions-Steuerungssystem verwendet werden.
Eine weitere Möglichkeit zur Darstellung des potentiellen, aktiven Steuerungs-Stabilitätsproblems ist der Vergleich des zeitlichen Responses eines oszillierenden Masse-Feder-Systems, mit oder ohne synthetische Dämpfung, bei einer Änderung der angeforderten Amplitude. Dies ist graphisch in den 4 und 5 dargestellt, in denen die Vibrationsamplituden 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 stufenförmige 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 stufenförmigen Anstieg. Wenn das Masse-Feder-System leicht gedämpft ist, erzeugt eine solche Änderung in der von dem Stellglied bereitgestellten Erregerkraft keine intermediäre, stufenförmige Zunahme in der Masseauslenkung, wie in 4 gezeigt. Stattdessen 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 Erregerkraft und der entsprechenden Änderung in der Oszillationsamplitude der Masse. In der Realität kann diese Verzögerung einige Sekunden und viele Dekaden eines Zyklus betragen. 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 praktische Auswirkung davon ist, daß die Antwort des Masse-Feder-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, indem 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 ungefähr 0,5 und vorzugsweise von 0,7 besitzt, wie in 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 natürliche 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.
5 ist eine Darstellung ähnlich der der 4 und zeigt den verbesserten dynamischen Response der Masseamplitude (x_m) auf eine stufenförmige Erhöhung der antreibenden Funktion (F_c). Wie in dieser Zeichnung gezeigt, erfährt die Stellgliedamplitude zum Zeitpunkt t₁ eine stufenförmige Zunahme, wie in 4. Jedoch folgt aufgrund der von der Verstärkung 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 Änderung in der antreibenden Funktion auf eine neue Amplitude ein, ganz im Gegensatz zu der Verzögerung von einigen Zyklusdekaden in dem in 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 verwenden. Andere Stellelemente können stattdessen verwendet werden, aber die mechanische Impedanzcharakteristik des Stellglieds hat einen Einfluß auf die Systemleistung und die er forderliche Anordnung. Um diese Effekte klar zu machen wird die Erfindung in alternativen Ausführungsformen mit Stellelementen mit unterschiedlichen Impedanzen beschrieben. Zunächst wird eine alternative Darstellung des in 1 gezeigten Systems als Referenz dargestellt, und werden verschiedene Modifikationen desselben beschrieben.
6 (Hochimpedanz-Stellglied mit variabler effektiver Federkonstante)
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 betriebenes 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 Federkonstante 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-Positionsleitsignal x_c um, das an einen Additionspunkt 55 angelegt 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 ergibt, 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 vibrierenden 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 (w_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 angemessen 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 komprimieren, 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 Feder 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 komprimiert oder ausdehnt) scheint die Federsteifigkeit zusammen mit einer entsprechenden Erhöhung der natürlichen Frequenz des Systems erhöht zu sein. Somit kann der Kontroller selektiv betrieben werden, um gesteuert die effektive Federsteifigkeit und somit die natürliche Frequenz des Systems zu ändern.
7 (Hochimpedanz-Stellglied mit variabler effektiver Masse
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 Stellglied 51 und eine Feder 50, die mechanisch über eine Kraft messende Lastzelle 61 in Reihe mit einer vibrierenden Struktur 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 Positionsfehlersignal (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 betätigt 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 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 effektiven Federkonstanten (also 6) oder des scheinbaren oder effektiven Betrags der Masse (also 7) rein semantisch. In beiden Fällen wird die Stellgliedmodulation von einem Servosteuerungssystem mit geschlossener Schleife gesteuert, das die tatsächliche Stabauslenkung mit einer angeordneten Stabauslenkung, die aus der Massebeschleunigungskraft abgeleitet wird, vergleicht. In der ersten Form wird das Leitsignal (x_c) aus der Beschleunigung der Masse abgeleitet. In der zweiten Form wird es aus der von der Feder 50 auf die Struktur übertragenen Kraft abgeleitet.
Das in den 6 und 7 offengelegte Stellglied besitzt insofern eine hohe mechanische Ausgangsimpedanz, als es eine Leitposition seines Stabes erzeugt und auf jede mögliche 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.
8 (Elektromagnetisches Stellglied mit niedriger Imedanz
8 ist ein. hybrides schematisches Blockdiagramm eines 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. Stattdessen ist ein elektromagnetisches Stellglied, allgemein mit 64 bezeichnet, operativ so angeordnet, 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 51 der 6 und 7 eine niedrige mechanische Impedanz, was bedeutet, daß es eine angeordnete Kraft im wesentlichen unabhängig 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 konzentrischen 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 einem 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 geeigneten Strom i an die Spule 66 anlegt. Somit wird die von dem Stellglied 64 erzeugte Kraft im Knoten 65 mit der Reaktionskraft addiert. Die vom Stellglied erzeugte Kraft kann selektiv moduliert werden, so daß sie in Phase oder phasenverschoben bezüglich der Massebewegung ist, so daß die scheinbare Masse oder die. effektive Federkonstante, je nach Standpunkt, gesteuert variiert wird, so daß eine entsprechende Änderung in der Resonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems erzeugt wird.
9–12 (Elektromagnetisches Stellglied mit mittlerer Impedanz)
Eine ähnliche Überlegung kann auf ein steuerbares Masse-Feder-System mit einem elektromagnetischen Motor mit einem variablen Luftspalt, wie in 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 geringeren Leistungseingabe und bei einem geringeren Gesamtgewicht als andere Arten von Linearmotoren erzeugen.
In 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 vibrierenden Struktur 52 verbunden ist, umfaßt. Die Armatur 75 wird durch eine Biegefeder 78 bezüglich des Körpers 74 zentriert 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 polarisieren. Ein von dem Körper getragene Spule 80 kann selektiv erregt werden, um steuerbar die Nettoflüsse in den jeweiligen Luftspalten zu ändern. Somit ändert sich die zwischen der Armatur und dem Körper ausgeübte magnetische Kraft als eine Funktion des Spulenstroms.
10 ist ein Funktionsdiagramm der in 9 gezeigten Struktur. In 10 ist die Motormasse m mit der Struktur 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 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 verschwindendem Strom besitzt (Linie "A"). Diese Steifheit kann durch geeignete Modulation des Motorstroms als eine Funktion der Auslenkung geändert werden, um eine verringerte Steifheit, k_ib = 2000 N/mm (Linie "B"), oder eine erhöhte Steifheit, k_ic = 5000 N/mm (Linie "C") zu erzeugen. 11 zeigt graphisch die variable Motorsteifheit (k_i) in Reihe mit der Trägerfedersteifheit, k_s = 700 N/mm. Die kombinierte Federsteifigkeit 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 9–12 gezeigte Vorrichtung ist als Kraftgenerator (besitzt also einen elektromagnetischen Motor ähnlich dem in dem in 8 gezeigten System) parallel mit einer Feder (die in diesem Fall im Motor inhärent ist) ausgeführt, und diese Anordnung ist in Reihe zwischen einer zweiten Feder und einer Masse (die in der Motorstruktur inhärent 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 Servostellglied 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 beschreiben. 13 zeigt ein schematisches Diagramm einer Primärstruktur 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 übertragen. Nach vorne, nach hinten und zu den Seiten gerichtete Kräfte an der Rotornabe erregen hauptsächliche longitudinale Biege- und Drehvibrationsmoden der Struktur und bewirken somit 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 verspürten Vibration sein. Somit ist es wünschenswert, linke und rechte Vibrationskraftgeneratoren 90L, 90R an den Außenbordenden des vorderen Hubträgers 86 anzubringen und ihre Kraftausgaben jeweils mittels Beschleunigungsmessern 91L, 91R zu steuern, die an beiden Seiten des Cockpitbodens angebracht sind.
Um das dem Fluggerät hinzuzufügende Gewicht zu minimieren, ist es wünschenswert, daß die Reaktionsmasse des Kraft generators so klein wie möglich ist, was mit den typischerweise erforderlichen hohen Vibrationskräften konsistent ist. Somit ist es sinnvoll, die Masse Teil eines Masse-Feder-Systems zu machen, wie es im Stand der Technik gelehrt wird. Die Implementierung der hier offenbarten Erfindung ermöglicht, daß ein solcher Mechanismus sinusförmige Kräfte in Abhängigkeit von elektrischen Leiteingaben über das Frequenzband typischer Rotor-Geschwindigkeitsänderungen unabhängig von der in der Struktur in den Montagepunkten vorhandenen Vibration erzeugt. Eine weitere Gewichtseinsparung kann erreicht werden, indem man Nutzen aus der Designflexibilität zieht, die von dem erfindungsgemäßen Verfahren, die inhärente Masse des Fahrwerks zu verwenden, das zufällig auf beiden Seiten des Hubrahmen montiert sein kann, zur Verfügung gestellt wird. 14 zeigt eine typische Montageanordnung, bei dem das Fahrwerkrad 92 von einem Radiusarm 93 getragen wird, der drehbar an der Unterseite des Rumpfes getragen wird. Das Ölfederbein 94, das das Gewicht des Flugkörpers bei der Landung trägt, ist an den Enden des transversalen Hebelträgers 95 montiert.
Die Installation kann leicht in einen aktiven, resonanten Trägheitskraftgenerator umgewandelt werden, der in dem vereinfachten mechanischen Diagramm der 15 allgemein mit 96 bezeichnet ist. Hier wird das primäre Reaktionslager 98 in einem länglichen Schlitz 99 am oberen Ende des Ölfederbeins 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 Servostellglied getragen, so daß sich das Lager 98 in der Hälfte des Schlitzes 99 befindet. Damit die Bewegung des Stellglieds das Masse-Feder-System erregen kann, wird die Steifheit der Feder 101 so ausgewählt, daß ihre natürliche Frequenz ungefähr der normalen Frequenz der Rotor-induzierten Vibrationen entspricht. Die erforderlichen Spitzen-Vibrationskräfte 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 ermöglichen, den unteren Bereich des Schlitzes 99 zu erreichen. Somit übergehen alle Landereaktionslasten die Feder und das Servostellglied und werden direkt zum ursprünglichen Montagepunkt am Ende des Hebeträgers geführt.
Einige Hubschrauberkonfigurationen verwenden ein sogenanntes "dreirädriges" Fahrwerk, das aus einem einzelnen Rad unter der Nase und einem Paar von Haupträdern, die weit hinten 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 Hubträgers wie in 16 gezeigt implementiert werden. Diese Anordnung zeigt zusätzliche Funktionselemente, die in verschiedenen Formen der Erfindung inkorporiert werden können. Die bewegliche Masse 103 wird, wie gezeigt, auf dem Ende eines 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 Stellglied und dadurch zur Struktur reflektierte Trägheit wird effektiv durch das Quadrat des Hebelverhältnisses b/a vergrößert, so daß der Hub des Stellglieds verringert werden kann. Eine flexible Ausführung des Hebels zwischen der Masse und dem Stellglied erlaubt ihm, wenigstens als Teil der Feder 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 wirkenden Gesamtfeder bei. Während der exakte Koeffizient einer solchen Fluidfeder etwas variieren kann, ist es praktisch, sie in Verbindung mit der vorliegenden Erfindung zu verwenden, da die exakte Resonanzfrequenz nicht an die Rotorstörfrequenz 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 einem 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 Signale von beiden Cockpit-Beschleunigungsmesser addiert, und das resultierende Leitsignal von dem Kontroller wird indie linken und rechten, aktiven Kraftgeneratoren eingegeben. Um die Drehvibrationen im Cockpit zu verringern, wird das Signal 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 geeignet ausgewählt werden, um jede Mode separat zu erregen.
Während einige bevorzugte Ausführungsformen des verbesserten, aktiven, resonanten Trägheitskraftgenerators gezeigt und beschrieben wurden und einige Modifikationen und Änderungen desselben diskutiert wurden, wird der Fachmann sogleich 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

Aktiv gesteuertes Masse-Feder-System (20), das an einer Struktur (21) angeordnet ist, um es resonant anzuregen und eine Vibrationsreaktionskraft auf die Struktur auszuüben, wobei das System (20) eine Masse (23} aufweist, die relativ bewegbar zu der Struktur montiert ist, und wenigstens eine Feder (22, 24) zwischen der Masse und der Struktur vorgesehen ist, wobei sich eine Wandlervorrichtung (a₁) auf der Masse (23) befindet zum Erzeugen eines Rückkopplungssignals proportional zur Beschleunigung der Masse, insbesondere mit einem auf der Masse (23) befindlichen Beschleunigungssensor (a₁), wobei ein extern angetriebenes Servostellglied (26) auf einem von der Masse oder der Struktur montiert ist und so angeordnet ist, dass es die Vibrationsreaktionskraft, die von der Masse als eine Funktion der Beschleunigung der Masse auf die Struktur übertragen wird, moduliert, um somit kontrolliert die Resonanzfrequenz des Systems zu ändern, wobei die Kopplung zwischen dem Servostellglied, der Masse und der Feder nicht-fluidisch ist, und das System eine Steuerungsvorrichtung (28) zum Modulieren des Servostellglieds aufweist.
Masse-Feder-System nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass eine Leitvorrichtung (41) zum Erzeugen eines Oszillations-Kraft-Leitsignals (F_c) vorgesehen ist; dass die Steuerungsvorrichtung (28) so angeordnet ist, dass sie das Servostellglied (26) als eine Funktion der Differenz zwischen dem Leitsignal und dem Rückkopplungssignal moduliert; und dass das Masse-Feder-System auf das Leitsignal reagiert, nicht jedoch wesentlich resonant durch die Vibrationen der Struktur in der Nähe der Resonanzfrequenz angeregt wird.
Masse-Feder-System nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuerungsvorrichtung (28) zum Modulieren des Fehlersignals dient, um die Systemresonanzfrequenz so zu modifizieren, dass sie gleich dem Oszillations-Kraft-Leitsignal ist, und um außerdem das Masse-Feder-System in seiner modifizierten Resonanzfrequenz anzuregen; wodurch die Reaktionskraft der Struktur im wesentlichen gleich der vorgegebenen Oszillations-Kraft ist.
Masse-Feder-System nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass sie eine Positions-Servoschleife aufweist, die über das Servostellglied geschlossen ist, und dass die Geschwindigkeit des Servostellglieds eine Funktion des Fehlersignals der Positions-Servoschleife ist.
Masse-Feder-System nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Verstärkung der Positions-Servoschleife derart ist, dass das Masse-Feder-System durch Vibrationen der Struktur nicht resonant angeregt wird.
Masse-Feder-System nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Verstärkung der Positions-Servoschleife so gewählt ist, dass die Resonanz des Masse-Feder-Systems einen effektiven Dämpfungsfaktor (ρ) größer als 0,5 besitzt.
Masse-Feder-System nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuerungsvorrichtung auf das Ausgangssignal von der Wandlervorrichtung reagiert und operativ so angeordnet ist, dass sie das Servostellglied moduliert, um kontinuierlich die Resonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems so zu modifizieren, dass diese 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 Vibration dient, maximiert wird.
Masse-Feder-System nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuerungsvorrichtung bewirkt, dass die Auslenkung des Servostellglieds proportional zur Beschleunigung der Masse minus einer fequenz-quadratischen Korrekturfunktion ist; wodurch die Modulations-Amplitude des Servostellgliedes null ist, wenn die strukturelle Vibrationsfrequenz gleich der unmodifizierten Resonanzfrequenz ist, und kontinuierlich als eine Funktion der differenziellen Änderung der strukturellen Vibrationsfrequenz von der unmodifizierten Systemresonanzfrequenz aus angepasst wird.
Masse-Feder-System nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass es eine Positions-Servoschleife aufweist, die über das Servostellglied geschlossen ist, wobei die Geschwindigkeit des Servostellglieds eine Funktion eines Fehlersignals der Positions-Servoschleife ist.
Verfahren zum Steuern eines resonanten Masse-Feder-Systems, das eine mittels einer Feder an eine Struktur gekoppelte Masse (23) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass das Verfahren folgende Schritte umfasst: Koppeln eines extern angetriebenen Servostellglieds an eine der Masse oder der Struktur, so dass es in der Lage ist, die Vibrationsreaktionskraft, die von der Masse auf die Struktur übertragen wird, zu modulieren, wobei die Kopplung zwischen dem Servostellglied, der Masse und der Feder nicht-fluidisch ist; Bereitstellen eines Rückkopplungssignals als eine Funktion der Reaktionskraft mit einer auf der Masse (23) befindlichen Wandlervorrichtung (a₁); und Modulieren des Servostellglieds als eine Funktion der Reaktionskraft, um das Masse-Feder-System anzutreiben und kontinuierlich die natürliche Frequenz des Masse-Feder-Systems einzustellen.
Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass es folgende Verfahrensschritte umfasst: Vorgeben einer gewünschten Vibrationskraft mit einer gewünschten Frequenz, die von dem Masse-Feder-System auf die Struktur ausgeübt werden soll; Addieren des Vibrationskraftsignals und des Rückkopplungssignals; und Steuern der Modulation des Servostellglieds, um die Differenz zwischen der eingestellten Kraft und der gemessenen Vibrationsreaktionskraft zu minimieren.
Verfahren nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass es folgende Schritte umfasst: Schließen einer Positions-Servoschleife über das Servostellglied; und Einstellen der Verstärkung der Servoschleife derart, dass das effektive Dämpfungsverhältnis p des resonanten Masse-Feder-Systems, wenn es von strukturellen Vibrationen angeregt wird, wenigstens 0,5 ist.
Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass es folgende Schritte umfasst: Anregen des Masse-Feder-Systems von den Vibrationen der Struktur derart, dass, wenn die Struktur bei der Absorberresonanzfrequenz vibriert, die Reaktionskraft zwischen dem Absorber und der Struktur die Strukturvibrationen dämpft; und Modulieren des Servostellglieds als eine Funktion der gemessenen Beschleunigung der Masse, so dass die Resonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems kontinuierlich so eingestellt wird, dass die Amplitude der von der Vibration der Struktur angeregten Massenvibration maximiert wird; wodurch die Dämpfung der strukturellen Vibrationen maximiert wird.
Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass es folgende Schritte umfasst: Modifizieren des Rückkopplungssignals derart, dass die Auslenkung des Servostellglieds proportional zur Beschleunigung der Masse minus einer frequenz-quadratischen Korrekturfunktion ist; wodurch die Modulations-Amplitude des Servostellglieds null wird, wenn die strukturelle Vibrationsfrequenz gleich der unmodifizierten Resonanzfrequenz ist, und kontinuierlich als eine Funktion der differenziellen Änderung der strukturellen Vibrationsfrequenz von der unmodifizierten Systemresonanzfrequenz aus angepasst wird.