DE60021229T2

DE60021229T2 - Schwingungsmechanismus

Info

Publication number: DE60021229T2
Application number: DE60021229T
Authority: DE
Inventors: Etsunori Hiroshima-shi Fujita; Seiji Hiroshima-shi Kawasaki; Shigeyuki Hiroshima-shi KOJIMA
Original assignee: Delta Tooling Co Ltd
Current assignee: Delta Tooling Co Ltd
Priority date: 1999-05-25
Filing date: 2000-05-24
Publication date: 2006-05-24
Anticipated expiration: 2020-05-25
Also published as: EP1055838A2; CN1139734C; US6325365B1; JP2000337434A; EP1055838A3; TW457341B; KR20010049400A; CN1275686A; KR100365897B1; DE60021229D1; EP1055838B1

Description

Hintergrund der Erfindung
1. Gebiet der Erfindung
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Schwingungsmechanismus gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1, der eine Magnetfeder besitzt, die als Schwingungsisolator dienen kann, beispielsweise bei einer Aufhängungsvorrichtung, einer Kabinenaufhängung, einer Motoraufhängung oder dergleichen.
2. Stand der Technik
Zur Verhinderung von Schwingungen und Geräuschen, die in Maschinen und Konstruktionen aus Materialien mit niedriger Eigenschwingungsdämpfung, die zu ihrer Festigkeit und Steifigkeit erforderlich sind, auftreten, sind verschiedene Arten von Dämpfungsmaterialien und Stoßdämpfern und sonstige Dämpfungsverfahren vorgeschlagen worden.
Insbesondere bei Kraftfahrzeugen, die für immer höhere Geschwindigkeiten ausgelegt werden, werden Schäden an der Muskulatur und dem Nervensystem der Fahrzeuginsassen durch Schwingungseinwirkungen zum Thema. Symptome für derartige Schäden sind beispielsweise Müdigkeit, Kopfschmerzen, steife Schultern, Schmerzen im unteren Rücken und Sehprobleme. Normalerweise werden Federn und Dämpfungsmaterialien, beispielsweise Metallfedern, Luftfedern, Kautschuk, viskoelastische Materialien und Stoßdämpfer, miteinander kombiniert, um die Schwingungsdämpfungseigenschaften zu optimieren. Allerdings ergeben sich durch diese Kombination oft gegensätzliche Eigenschaften, beispielsweise bei der Beziehung von dynamischer Verstärkung zu Verlustfaktor, d.h. wenn die dynamische Verstärkung verringert wird, um die Niederfrequenzeigenschaften zu verbessern, führt das zu einer harten Feder mit kleinem Verlustfaktor, wodurch sich die Hochfrequenzeigenschaften verschlechtern. Wird dagegen der Verlustfaktor vergrößert, um die Hochfrequenzeigenschaften zu verbessern, führt das zu einer weichen Feder mit großer dynamischer Verstärkung analog zu den Dämpfungsmaterialien und verschlechtert die Niederfrequenzeigenschaften. Aus diesem Grund werden zahlreiche Untersuchungen über die Schwingungsbeeinflussung unter Verwendung passiver Schwingungsisolatoren einschließlich Drehschwingungs dämpfern oder quasiaktiver oder aktiver Steuersysteme durchgeführt. Es gibt Bedarf an Dämpfern, die mit der charakteristischen Änderung eines Objekts, für das die Schwingungsdämpfung vorgesehen ist, oder das ohne Einwirkung von Umweltfaktoren wie Temperatur, Öl, Ozon oder dergleichen keiner Alterung unterliegt, zurechtkommen.
In einer dieser Untersuchungen wird ein gefederter Sitz, bei dem ein Aufhängemechanismus mit kleiner Federkonstante mit einer relativ harten Polsterung kombiniert ist, als Sitz, der die Schwingungsenergie eines Kraftfahrzeugs verringert, vorgeschlagen. Bei den bekannten gefederten Sitzen wird versucht, einen Kompromiß zwischen der Isolierung von Hochfrequenzanteilen von Schwingungseinwirkungen und der Reduzierung von Stößen zu finden, die dadurch entstehen, dass die Polsterung auf ihrem Boden auftrifft (Bodenaufprall), um die Aufhängungsparameter zu optimieren, jedoch sind der passiven Steuerung stets Grenzen gesetzt.
Seit den letzten Jahren blüht durch den praktischen Einsatz von Dauermagneten mit hoher Koerzitivkraft und hoher magnetischer Restflussdichte die Forschung im Bereich mechanischer Konstruktionen und magnetischer Systeme, die die Magnetschwebetechnik, Magnetlager, MR-Dämpfer usw., also magnetische Kräfte und magnetische Induktion, zur Schwingungssteuerung nutzen. Insbesondere magnetische Dämpfer, bei denen durch elektromagnetische Induktion bewirkte Eddyströme und die magnetische Dämpfung durch die Wirkung des magnetischen Flusses genutzt werden, sind als Dämpfungsmittel geeignet, so dass sie vermehrt praktischen Einsatz finden.
Weil es die Dämpfung durch Magnetschwebetechnik ermöglicht, physische Gegenstände ohne physischen Kontaktpunkt aufzuhängen, hat sie den zusätzlichen Vorteil der Reduzierung reibungs- und abnutzungsbedingter Probleme, der Möglichkeit der Bewegung mit sehr hohen Geschwindigkeiten und niedriger Schwingungs- und Geräuschpegel. Außerdem kann sie in Sonderfällen eingesetzt werden (eine weitere spezielle Eigenschaft von Magneten) und hat den Vorteil, dass ihre Kraft in alle Richtungen wirkt. Aus diesen Gründen werden Fahrzeuge mit Magnetschwebetechnik, magnetischen Lagern usw., in denen diese besonderen Eigenschaften zur Anwendung kommen, entwickelt.
Bei der Magnetschwebetechnik, bei der diese Art magnetischer Kräfte genutzt wird, werden überwiegend die Anziehungskräfte genutzt. Magnetische Kreise, die Absto ßungskräfte nutzen, lassen sich wegen ihrer Instabilität, d.h. der Tatsache, dass die ausgeprägt nichtlinearen Eigenschaften der Abstoßungskräfte schwer zu beherrschen sind, und wegen ihrer großen Federkonstante in Schwingungsdämpfungssystemen nur schwer einsetzen.
Die WO-A9917034, die den nächstkommenden Stand der Technik darstellt, auf dem die vorliegende Erfindung aufbaut, offenbart einen Schwingungsmechanismus bzw. ein Lagerelement, das einen ersten Dauermagneten und einen zweiten Dauermagneten aufweist. Diese beiden Dauermagneten bilden eine Abstoßungsmagnetfeder oder eine erste Magnetkupplung, bei der gegenseitig Abstoßungskräfte ausgeübt werden. Außerdem enthält dieser bekannte Schwingungsmechanismus ein anziehendes Element, das über dem zweiten Dauermagneten angeordnet ist und auf den zweiten Dauermagneten eine Anziehungskraft ausübt, so dass eine zweite Magnetkupplung gebildet wird. Der Schwingungsmechanismus bzw. das Lagerelement, das aus dieser früheren Schrift bekannt ist, hat eine effektive Steifigkeit von 0. Diese effektive Steifigkeit ergibt sich aus der Steifigkeit der von dem ersten und dem zweiten Dauermagneten gebildeten Magnetkupplung sowie des zweiten Dauermagneten und des Anziehungselements.
Zusammenfassung der Erfindung
Die vorliegende Erfindung wurde entwickelt, um die genannten Nachteile zu überwinden.
Somit ist es eine Aufgabe der Erfindung, einen Schwingungsmechanismus zur Verfügung zu stellen, der von außen einwirkende Schwingungen wirksam absorbiert, wenn er in eine Fahrzeugsitzaufhängung, eine Motoraufhängung oder dergleichen integriert ist.
Zur Lösung der gestellten Aufgaben weist der erfindungsgemäße Schwingungsmechanismus die Merkmale von Anspruch 1 auf.
Außerdem wird die zwischen dem ersten und dem zweiten Dauermagneten wirkende Abstoßungskraft im wesentlichen konstantgehalten, indem eine geeignete Beziehung der gegenüberliegenden Flächen des ersten und des zweiten Dauermagneten zu dem dazwischenliegenden Abstand gewählt wird. Trotz der recht einfachen Konstruktion lassen sich Schwingungen unter Nutzung eines Phasenversatzes effektiv absorbieren.
Obwohl sich der Hub mit der Einwirkung ändert, wirken sich bei dieser Konstruktion Schwingungen kaum auf den zweiten Dauermagneten aus, wenn Schwingungen auf den ersten Dauermagneten einwirken, wodurch eine wirksame Schwingungsabsorption möglich wird.
Wenn sowohl der erste als auch der zweite Dauermagnet ein mehrpoliger Magnet ist, kann das zwischen benachbarten Magnetpolen erzeugte Streumagnetfeld wirksam genutzt werden, was zu einer wirksamen Magnetfeder führt.
Zweckmäßigerweise wird der erste Dauermagnet an einem festen Rahmen montiert, während der zweite Dauermagnet an einem bewegbaren Rahmen montiert wird, der bewegbar mit dem festen Rahmen verbunden ist. Durch diese Konstruktion ändert sich die gegenüberliegende Fläche der beiden Dauermagneten entsprechend dem zwischen ihnen liegenden Abstand durch die Bewegung des bewegbaren Rahmens gegenüber dem festen Rahmen. Folglich bleibt die Federkonstante im wesentlichen bei null, so dass eine wirksame Schwingungsabsorption möglich wird.
Wenn der erste und der zweite Dauermagnet am festen Rahmen bzw. am bewegbaren Rahmen geneigt sind, kann die gegenüberliegende Fläche der Magneten in Abhängigkeit vom Abstand zwischen den Magneten leicht geändert werden, wodurch eine Vereinfachung der Konstruktion des Schwingungsmechanismus möglich wird.
Kurzbeschreibung der Zeichnungen
Die genannten und weitere Aufgaben und Merkmale der Erfindung gehen aus nachstehender Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen hervor, in denen gleiche Teile jeweils mit demselben Bezugszeichen bezeichnet sind. Es zeigen:
1 eine schematische Ansicht eines Schwingungsmodells mit zwei Dauermagneten, bei dem sich gleiche Magnetpole gegenüberliegen, wobei der obere Magnet zusammen mit einem aufliegenden Gewicht geringfügig um einen Gleichgewichtspunkt schwingen kann;
2A eine perspektivische Ansicht eines einpoligen Dauermagneten;
2B eine ähnliche Ansicht wie 2A, jedoch einen zweipoligen Dauermagneten;
2C eine ähnliche Ansicht wie 2A, jedoch einen dreipoligen Dauermagneten;
2D eine ähnliche Ansicht wie 2A, jedoch einen vierpoligen Dauermagneten, bei dem die Magnetpole nebeneinander angeordnet sind;
2E eine ähnliche Ansicht wie 2A, jedoch einen anderen vierpoligen Dauermagneten, bei dem die Magnetpole im 90°-Abstand angeordnet sind;
3 eine graphische Darstellung der Beziehung des Abstands zwischen zwei voneinander beabstandeten Magneten zu ihrer Abstoßungskraft, wenn die Magneten von 2A bis 2E eine gegenüberliegende Fläche von 75 × 75 mm² und eine Dicke von 20 mm haben und sich jeweils gleiche Magnetpole gegenüberliegen;
4 eine graphische Darstellung der Beziehung des Abstands zwischen den Magneten zu der statischen Abstoßungskraft, wenn verschiedene Magneten in einer zu ihrer Hauptfläche senkrechten Richtung bewegt worden sind;
5 eine schematische Darstellung eines Analysemodells zur Analyse der Abstoßungskraft und der Anziehungskraft der zwei Dauermagneten, wenn sich gleiche Magnetpole gegenüberliegen;
6 eine graphische Darstellung der Beziehung der Last der Magneten A (4) zum Abstand zwischen den Magneten, wenn der Bewegungsort geändert worden ist, wie in 7 gezeigt;
7 eine schematische Darstellung verschiedener Bewegungsorte eines der Magneten relativ zum anderen;
8 eine schematische Darstellung eines Schwingungsmechanismus, wenn die Richtung, in die die maximale Abstoßungskraft wirkt, um 15° gegenüber der vertikalen Schwingungsrichtung geneigt ist, wobei der in 7 gezeigte Bewegungsort des Typs A genommen wird;
9 eine graphische Darstellung der Abstoßungskraft der Dauermagneten des Schwingungsmechanismus von 8;
10 eine schematische Darstellung eines Versuchsmodells zur Erläuterung der Eigenschaften der dynamischen Magnetfeder;
11A eine schematische Darstellung von zwei einander gegenüberliegenden zweipoligen Magneten, wenn einer davon in einer Sinusschwingung mit einer Amplitude von 3 mm schwingt;
11B eine ähnliche Darstellung wie 11A, wobei jedoch einpolige Magneten gezeigt sind;
12 eine graphische Darstellung der dynamischen Federkonstanten, die durch die in 11 gezeigte Erregung erhalten wurden;
13 eine ähnliche Darstellung wie 11A, wobei jedoch der Fall gezeigt ist, dass der Gleichgewichtspunkt der Punkt ist, in dem die gegenüberliegende Fläche maximal ist, wenn der Abstand zwischen den Magneten 10 mm beträgt;
14 eine graphische Darstellung der dynamischen Federkonstanten, die durch die in 13 gezeigte Erregung erhalten wurden;
15 eine ähnliche Darstellung wie 13, wobei jedoch der Fall gezeigt ist, dass einer der Magneten in einem Bereich über dem Schwerpunkt unter konstantem Neigungswinkel schwingt;
16 eine graphische Darstellung der dynamischen Federkonstanten, die durch die in 15 gezeigte Erregung erhalten wurden;
17 eine graphische Darstellung der dynamischen Federkonstanten verschiedener Magnetfedern aus zweipoligen Magneten, wenn die einwirkende Durchfederungsamplitude geändert worden ist;
18 eine graphische Darstellung der Dämpfungskoeffizienten verschiedener Magnetfedern aus zweipoligen Magneten, wenn die einwirkende Durchfederungsamplitude geändert worden ist;
19 eine graphische Darstellung der Durchfederungskennlinien eines nichtlinearen Modells mit einem Freiheitsgrad, die bei Kombination von Metallfedern mit einer Magnetfeder erhalten wurden;
20 eine schematische Darstellung des nichtlinearen Modells mit einem Freiheitsgrad, das die Durchfederungseigenschaften von 19 hat;
21 eine graphische Darstellung des Verhaltens des Gleichgewichtspunkts des nichtlinearen Modells von 20 mit einem Freiheitsgrad;
22 eine graphische Darstellung von Versuchsergebnissen und Analyseergebnissen der Übertragbarkeit von Schwingungen bei Erregung von nichtlinearen Modellen und linearen Modellen durch Zufallsschwingungen;
23 eine graphische Darstellung von Parametern und eines Analysemodells des nichtlinearen Modells mit Magnetfeder;
24 eine perspektivische Ansicht eines gefederten Sitzes (VSUM-Sitz) unter Verwendung einer Magnetfeder;
25 eine schematische Darstellung eines Schwingungsfahrkomfort-Analysemodells für den VSUM-Sitz;
26 eine graphische Darstellung der Abstoßungskraft, wenn der VSUM-Sitz durch eine Sinusschwingung mit konstanter Amplitude erregt worden ist;
27 eine graphische Darstellung der dynamischen Abstoßungskraft bei Erregung des VSUM-Sitzes durch eine Sinusschwingung mit konstanter Amplitude;
28 eine graphische Darstellung der Federkraft-Durchfederungskennlinien eines Federsystems, das den VSUM-Sitz bildet;
29 eine graphische Darstellung der Durchfederungseigenschaften der kombinierten Federkräfte beim VSUM-Sitz;
30 eine graphische Darstellung des Phasenversatzbetrags beim VSUM-Sitz aus der Analyse von Erregungsversuchen;
31A eine schematische Darstellung des Verhaltens des VSUM-Sitzes;
31B eine ähnliche Darstellung wie 31A, wobei jedoch das Verhalten eines herkömmlichen gefederten Sitzes gezeigt ist;
32 eine graphische Darstellung der Durchfederungseigenschaften eines gefederten Sitzes mit Luftfeder;
33 eine ähnliche graphische Darstellung wie 32, wobei jedoch die Durchfederungseigenschaften eines anderen gefederten Sitzes mit Luftfeder gezeigt sind;
34 eine ähnliche graphische Darstellung wie 32, wobei jedoch die Durchfederungseigenschaften eines gefederten Sitzes mit Magnetfeder gezeigt sind;
35 eine ähnliche graphische Darstellung wie 32, wobei jedoch die Durchfederungseigenschaften eines gefederten Sitzes mit Metallfedern gezeigt sind;
36 eine ähnliche graphische Darstellung wie 32, wobei jedoch die Durchfederungseigenschaften eines anderen gefederten Sitzes mit Metallfedern gezeigt sind;
37 eine ähnliche graphische Darstellung wie 32, wobei jedoch die Durchfederungseigenschaften eines weiteren gefederten Sitzes mit Metallfedern gezeigt sind;
38 eine ähnliche graphische Darstellung wie 32, wobei jedoch die Durchfederungseigenschaften eines weiteren gefederten Sitzes mit Metallfedern gezeigt sind;
39 eine ähnliche graphische Darstellung wie 32, wobei jedoch die Durchfederungseigenschaften eines weiteren gefederten Sitzes mit Metallfedern gezeigt sind;
40 eine graphische Darstellung von Gesamtwerten der einwirkenden Beschleunigung, wenn ein Lieferwagen fährt;
41 eine graphische Darstellung der maximalen einwirkenden Beschleunigungsamplitude der Beschleunigungszeitwerte, wenn der Lieferwagen fährt;
42 eine graphische Darstellung der Frequenzkennlinie, wenn ein gefederter Sitz mit Luftfedern, mit Metallfedern und der VSUM-Sitz durch Zufallsschwingungen erregt worden sind;
43 eine graphische Darstellung des Fahrkomfortverlaufs bei Einwirkung von Schwingungen von 5 m/s² bei 1,5 Hz;
44 eine graphische Darstellung des Fahrkomfortverlaufs bei Einwirkung von Schwingungen von 15 m/s² bei 2 Hz;
45 eine graphische Darstellung der Frequenzkennlinie für verschiedene Sitze, einschließlich eines VSUM-Sitzes, die durch unterschiedliche Zufallsschwingungen erregt wurden;
46 eine graphische Darstellung der Frequenzkennlinie des VSUM-Sitzes in der Vertikalen bei der Fahrt über Autobahnen;
47 eine graphische Darstellung der Schwingungsübertragung des VSUM-Sitzes, wenn die einwirkende Beschleunigungsamplitude geändert wurde;
48 eine graphische Darstellung des gewichteten Fahrkomfortwertes bezogen auf die Frequenzkennlinie von 42;
49 eine perspektivische Ansicht eines ersten erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiels eines Schwingungsmechanismus;
50 eine teilweise aufgeschnittene perspektivische Ansicht des Schwingungsmechanismus von 49;
51 einen Längsschnitt des Schwingungsmechanismus von 49;
52 eine Vorderansicht des Schwingungsmechanismus von 49;
53 eine auseinandergezogene perspektivische Ansicht des Schwingungsmechanismus von 49;
54 eine perspektivische Ansicht eines zweiten erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiels des Schwingungsmechanismus;
55 eine teilweise aufgeschnittene perspektivische Ansicht des Schwingungsmechanismus von 54;
56 eine Vorderansicht des Schwingungsmechanismus von 54;
57 eine auseinandergezogene perspektivische Ansicht des Schwingungsmechanismus von 54;
58 eine Seitenansicht des Schwingungsmechanismus von 54, wenn der bewegbare Rahmen seine höchste Position erreicht hat;
59 eine Seitenansicht des Schwingungsmechanismus von 54, wenn der bewegbare Rahmen seine niedrigste Position erreicht hat;
60 eine graphische Darstellung der Beziehung von Last zu Abstand, wenn einer von zwei einpoligen Magneten parallel zum anderen bewegt worden ist, wobei sich gleiche Magnetpole gegenüberliegen;
61 eine graphische Darstellung der Beziehung von Last zu Abstand, wenn einer von zwei zweipoligen Magneten relativ zum anderen bewegt worden ist, und zwar aus einem Zustand, in dem gleiche Magnetpole einander gegenüberliegen, so dass die gegenüberliegende Fläche entgegengesetzter Magnetpole sich allmählich vergrößert haben kann;
62 eine graphische Darstellung der Frequenzkennlinie eines Modells mit Magnetfeder, deren Federkonstante praktisch null ist;
63 eine graphische Darstellung der Frequenzkennlinie des Modells mit Metallfedern;
64 eine graphische Darstellung der Frequenzkennlinie eines Modells mit Metallfederdämpfung;
65 eine graphische Darstellung der Durchfederungskennlinie eines VSUM-Sitzes bei Entfernung des unteren und des oberen Anschlagpuffers;
66 eine graphische Darstellung der Phasenkurven bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit konstanter Amplitude;
67 eine graphische Darstellung der relativen Durchfederung durch Durchfederungserregung bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit konstanter Amplitude;
68 eine graphische Darstellung von Resonanzkurven bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit konstanter Amplitude;
69A eine graphische Darstellung der Beziehung von einwirkender Beschleunigung und abgegebener Beschleunigung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 1 Hz auf einen VSUM-Sitz;
69B eine ähnliche graphische Darstellung wie 69A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 2 Hz dargestellt ist;
69C eine ähnliche graphische Darstellung wie 69A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 3 Hz dargestellt ist;
70A eine ähnliche graphische Darstellung wie 69A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 4 Hz dargestellt ist;
70B eine ähnliche graphische Darstellung wie 69A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 5 Hz dargestellt ist;
70C eine ähnliche graphische Darstellung wie 69A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 6 Hz dargestellt ist;
71A eine ähnliche graphische Darstellung wie 69A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 7 Hz dargestellt ist;
71B eine ähnliche graphische Darstellung wie 69A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 8 Hz dargestellt ist;
71C eine ähnliche graphische Darstellung wie 69A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 9 Hz dargestellt ist;
72 eine ähnliche graphische Darstellung wie 69A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 10 Hz dargestellt ist;
73A eine graphische Darstellung der Beziehung von einwirkender Beschleunigung und abgegebener Beschleunigung bei Einwirkung eine Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 1 Hz auf einen anderen VSUM-Sitz;
73B eine ähnliche graphische Darstellung wie 73A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 2 Hz dargestellt ist;
73C eine ähnliche graphische Darstellung wie 73A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 3 Hz dargestellt ist;
74A eine ähnliche graphische Darstellung wie 73A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 4 Hz dargestellt ist;
74B eine ähnliche graphische Darstellung wie 73A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 5 Hz dargestellt ist;
74C eine ähnliche graphische Darstellung wie 73A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 6 Hz dargestellt ist;
75A eine ähnliche graphische Darstellung wie 73A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 7 Hz dargestellt ist;
75B eine ähnliche graphische Darstellung wie 73A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 8 Hz dargestellt ist;
75C eine ähnliche graphische Darstellung wie 73A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 9 Hz dargestellt ist;
76 eine ähnliche graphische Darstellung wie 73A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 10 Hz dargestellt ist;
77 eine graphische Darstellung von Analysewerten und von Messwerten der relativen Durchfederung durch Durchfederungserregung bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit einer konstanten Amplitude;
78 eine graphische Darstellung der nichtlinearen Kennlinie, wenn die Federkonstante durch nur eine Magnetfeder auf praktisch null gesetzt wurde;
79 eine graphische Darstellung relativer Durchfederungskurven, die durch Durchfederungserregung erhalten wurden, als eine Sinusschwingung mit konstanter Amplitude auf die nichtlinearen Kennlinien einwirkte, die erhalten wurden, indem die Federkonstante durch Verwendung von nur einer Magnetfeder auf praktisch null gesetzt wurde;
80 eine graphische Darstellung von Phasenkurven bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit konstanter Amplitude auf die nichtlinearen Kennlinien, die erhalten wurden, indem die Federkonstante durch Verwendung von nur einer Magnetfeder auf praktisch null gesetzt wurde;
81 eine graphische Darstellung von Resonanzkurven bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit konstanter Amplitude auf die nichtlinearen Kennlinien, die erhalten wurden, indem die Federkonstante durch Verwendung von nur einer Magnetfeder auf praktisch null gesetzt wurde;
82A eine graphische Darstellung der Beziehung von einwirkender Beschleunigung zu abgegebener Beschleunigung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 1 Hz auf die nichtlinearen Kennlinien, die erhalten wurden, indem die Federkonstante durch Verwendung von nur einer Magnetfeder auf praktisch null gesetzt wurde;
82B eine ähnliche graphische Darstellung wie 82A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 2 Hz dargestellt ist;
82C eine ähnliche graphische Darstellung wie 82A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 3 Hz dargestellt ist;
83A eine ähnliche graphische Darstellung wie 82A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 4 Hz dargestellt ist;
83B eine ähnliche graphische Darstellung wie 82A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 5 Hz dargestellt ist;
83C eine ähnliche graphische Darstellung wie 82A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 6 Hz dargestellt ist;
84A eine ähnliche graphische Darstellung wie 82A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 7 Hz dargestellt ist;
84B eine ähnliche graphische Darstellung wie 82A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 8 Hz dargestellt ist;
84C eine ähnliche graphische Darstellung wie 82A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 9 Hz dargestellt ist;
85 eine ähnliche graphische Darstellung wie 82A, wobei jedoch die Beziehung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 10 Hz dargestellt ist.
Ausführliche Beschreibung der bevorzugten Ausführungsbeispiele
Die vorliegende Anmeldung basiert auf der am 25. Mai 1999 in Japan eingereichten Anmeldung Nr. 11-144860.
Was die Verfahren zur Nutzung magnetischer Energie angeht, so ist der Ursprung der elektromagnetischen Kraft die Lorentz-Kraft, die die Geschwindigkeitsvektoren elektrischer Ladungsträger in einem homogenen Magnetfeld (elektrischen Feld) steuert. Die zwischen zwei Magneten herrschenden Kräfte gehorchen dem Coulombschen Gesetz, und es kann das Konzept eines „Kraftfelds" eingeführt werden. Dieses Feld entsteht, wenn magnetische Ladung um einen Magneten herum das sogenannte „Magnetfeld" erzeugt; dieses wiederum wird durch die magnetische Ladung eines anderen Magneten erfasst. Wird das Feld in geeigneter Weise gesteuert, ist es denkbar, dass es sich selbst in einen stabilen Zustand bringt und Störungen durch passive Steuerung ausgeschaltet werden können.
Bei einer Magnetfeder, einem Paar Dauermagneten 2, 4, werden beispielsweise Seltenerdmagneten (Nd-Fe-B) so gegenübergestellt, dass sie sich abstoßen. Eine Schwingungssteuertechnik nutzt Steuertechniken aus Abstoßungskräften oder Anziehungskräften, die bei Relativbewegungen erzeugt werden, Dämpfungskräften, die durch elektromagnetische Induktion erzeugt werden, und einem Magnetfeldgradienten.
Die Abstoßungskräfte zwischen den Magnetpolen 2, 4 erzeugen Energiefluktuationen, die sich durch die Arbeit beim Versatz der Magnetpole 2, 4 akkumulieren. Der Fluktuationsbetrag entspricht dem Betrag der Arbeit. Die pro Volumeneinheit des Magnetfeldraums akkumulierte magnetische Energie kann durch folgende Gleichung dargestellt werden:
Die Abstoßungskraft von zwei einander mit gleichen Polen gegenüberliegenden Magneten 2, 4 kann durch folgende Gleichung dargestellt werden:
In diesen Gleichungen ist B die magnetische Flussdichte, A die Fläche der Magnetpole und μ_o die magnetische Permeabilität.
Aus Gleichung (2) folgt, dass die Abstoßungskraft proportional zum Quadrat der magnetischen Flussdichte B und zur Fläche A ist. Die magnetische Flussdichte B wird bestimmt durch die spontane Magnetisierung und das effektive Magnetfeld (diamagnetisches Feld + externes Magnetfeld) und wird durch folgende Gleichung ausgedrückt: B = 4πI – Hm + Hex (3)
Der magnetische Fluss Hm gibt das diamagnetische Feld der Kraft an, durch die der Magnet sich selbst schwächt (Selbstentmagnetisierung), und Hex ist das externe Magnetfeld, das entsteht, wenn sich entgegengesetzte Magnetpole gegenüberliegen. Als Gegenmaßnahme gegen die Selbstentmagnetisierung ist die Mehrpoligkeit wirksam zur Reduzierung von Hm, indem sie quasi ein Folgemagnetfeld mit den benachbarten Magneten erzeugt. Ist jedoch der Gradient der magnetischen Kraftlinie klein im Vergleich zum tangentiellen Vektor an der Grenzfläche eines magnetischen Körpers, reicht die magnetische Kraftlinie nicht nach außen. Das heißt mit anderen Worten, wenn die Anzahl der Pole erhöht wird, um Hm zu reduzieren, geht der Gradient der magnetischen Kraftlinie gegenüber dem tangentiellen Vektor an der Grenzfläche verloren, so dass die magnetische Kraftlinie um die Wand einer magnetischen Domäne fast vollständig ihre Außenwirkung verliert. Außerdem wird die magnetische Flussdichte an den Kanten reduziert, wodurch sich die Abstoßungskraft abschwächt. Infolgedessen bestimmt sich die Stärke der Abstoßungskraft durch die Fläche der gegenüberliegenden Oberflächen, die Anzahl der Pole und den normalerweise gegebenen Abstand zwischen den Magneten.
2A bis 2E zeigen verschiedene Magneten mit einer Fläche von jeweils 75 × 75 mm² und einer Dicke von 20 mm, wobei die Anzahl der Pole von eins bis vier reicht. 3 zeigt die Beziehung der Abstoßungskraft zum Abstand zwischen den Magneten, wenn sie in der in 1 gezeigten Weise angeordnet sind. Einpolige Magneten haben ein nahezu homogenes Magnetfeld, während zweipolige Magneten hinsichtlich des magnetischen Flusses gesteuert werden und zwischen den benachbarten Magneten ein Streumagnetfeld haben, wobei ein x-förmiger Magnetflussverteilungsbereich eine hohe magnetische Flussdichte hat. Tabelle 1 zeigt Federkonstanten und Federkräfte solcher Magneten.
Tabelle 1
Wenn die Durchfederungseigenschaft eines Magnetfedersystems so klein ist, dass der Reibungsverlust vernachlässigt werden kann, ist sie reversibel, und es gilt für die zwischen den Magneten (in der Anordnung von 1) wirkende Abstoßungskraft F_mg folgende Beziehung:
In dieser Gleichung ist k_m die Federkonstante, z der Abstand zwischen den Magneten und F₀ der Ausgangswert.
Aus 3 ist zu ersehen, dass ein wirksamer magnetischer Kreis für einen Mechanismus, der Schwingungen über mehrere Zehner mm Magnetdurchfederung dämpft, bei einem Insassen mit einer Masse von etwa 100 kg der zweipolige Magnet wäre. Er hat eine Abstoßungskraft, um das „Aufschlagsgefühl" zu dämpfen, wenn der Abstand zwischen den Magneten etwa 5 mm beträgt, und hat auch eine hohe Abstoßungskraft, wenn der Abstand zwischen den Magneten mehr als 20 mm beträgt, falls der Körper des Insassen die Schwingungen absorbiert. Bei einem zweipoligen Magneten wird außerdem ein Streumagnetfeld zwischen den Magneten erzeugt, und wenn die zueinander weisenden Magneten näher zusammengebracht werden, wird eine stärkere Abstoßungskraft erreicht, was das Aufprallgefühl reduziert. Wenn der Mechanismus so gestaltet wird, dass der Einfluß des Streumagnetfelds im stabilen Zustand verringert wird, während es im instabilen Zustand genutzt wird, kann das Streumagnetfeld als magnetische Kraft verwendet werden, um das Feld in den stabilen Zustand zu versetzen.
4 zeigt die Beziehung des Abstands zwischen den Magneten (z) zu der statischen Abstoßungskraft (F_mg), ausgedrückt durch die Formel (4), wenn Magneten unterschiedlicher Größe und Masse in eine zu ihren Oberflächen senkrechte Richtung bewegt werden. In 4 bezeichnet A Magneten mit s = 75 × 75 mm² und h = 20 mm, B Magneten mit s = 75 × 75 mm² und h = 10 mm und C Magneten mit s = 50 × 50 mm² und h = 10 mm.
Bei Seltenerdmagneten wird das innere magnetische Moment nicht leicht durch das Magnetfeld beeinflusst, und die Magnetisierungsstärke auf einer Entmagnetisierungskurve schwankt kaum, und die Sättigungsmagnetisierungsstärke bleibt nahezu vollständig erhalten. Aus diesem Grund wird ein hypothetisches Ladungsmodell zur Berechnung der zwischen den Magneten wirkenden Abstoßungskraft verwendet, wenn die magnetische Ladung an den Endflächen der Magneten gleichmäßig verteilt ist.
Wie in 5 gezeigt, geben (l) und (d) die Größe eines Magneten an, während ξ der Betrag ist, um den die zwei Magneten gegeneinander versetzt sind, vorausgesetzt, der Berechnungsursprung befindet sich im Mittelpunkt des unteren Magneten. Die auf den Punkt P (x2, y2, δ) auf der Magnetoberfläche N2 und auf den Punkt Q (x1, y1, 0) auf der Magnetoberfläche S1 wirkende Anziehungskraft f⁽¹⁾ ist nachstehend angegeben:
wobei qdx₁dy₁ und qdx₂dy₂ die magnetische Ladung winziger Flächen dx₁dy₁ bzw. dx₂dy₂ wiedergeben und R aus folgender Gleichung abgeleitet wird: R2 = (x2 – x1)2 + (y2 – y1)2 + δ2 (6)
Die x- und die z-Komponente von f⁽¹⁾ werden aus folgenden Gleichungen abgeleitet:
Gleichermaßen werden die Last Fz und Fx durch nachstehende Gleichung ausgedrückt, wenn f⁽²⁾ die zwischen N1 und N2 wirkende Abstoßungskraft und f⁽³⁾ die zwischen S1 und S2 wirkende Abstoßungskraft ist: Fα = ∫d–d ∫d–d ∫–(ζ-l)–(ζ+l) ∫l–l [–2fα (1) + fα (2) + fα (3)]dx1dx2dy1dy2 (α = x, z) (9)
Die Ergebnisse sind in 3 und 4 mit durchgezogenen Linien dargestellt. Bei Multiplizieren mit Korrekturfaktoren sind sie in guter Übereinstimmung mit Versuchsdaten (OΔ☐) bei einem Fehlerbereich von 5%. Federkonstante und Federkraft sind für jeden Fall in Tabelle 1 und Tabelle 2 wiedergegeben.
Tabelle 2
Die zwischen den beiden Magneten wirkende Abstoßungskraft wird nach Gleichung (4) berechnet. Bei der Anordnung von 1 lautet daher die Bewegungsgleichung, wenn ein Gewicht (m₁) auf dem oberen Magnet 4 ruht, wie folgt: mz .. + cż – (kmz–1 + F0) + mg = F(t) (10)wobei (m) die Masse des Gewichts (m₁) plus dem oberen Magneten (m₂) ist und (c) ein Dämpfungskoeffizient ist, der durch einen Phasenversatz erzeugt wird. Der vierte Term ist ein Gravitationsterm, und F(t) ist eine äußere Kraft. Wenn der Gleichgewichtspunkt des Magneten mit dem darauf lastenden Gewicht z₀ ist, gilt –(kmz0 –1 + F0) + mg = 0 (11)
Wenn der Gleichgewichtspunkt sich im Ursprung befindet, lautet daher die Bewegungsgleichung für den Durchfederungsbetrag ξ wie folgt: mζ .. + cζ . + k'mζ = F(t) (12)wobei ζ = z – z0 (13)
Wenn ζ/z₀ << 1, gilt folgende Näherung: kmz–1 ≈ kmz0 –1(1 – ζ) = kmz0 –1 – km'ζ (14)
Dabei wird die äußere Kraft wie folgt berechnet, wenn Schwingungen mit der Winkelfrequenz ω erzwungen werden: F(t) = F0ejωt (17)
Wenn ζ = Aejωt (18)wird dabei die Amplitude A durch folgende Gleichung dargestellt:
In dieser Gleichung ist
das Dämpfungsverhältnis. ϕ ist der Phasenwinkel, ausgedrückt durch folgende Gleichung:
Zusätzlich gilt ϕ = ϕ(k_m'). Weil k_m' je nach Durchfederungsamplitude schwankt, schwankt auch der Phasenwinkel je nach dem Durchfederungsbetrag.
Wenn die Resonanzfrequenz f_m ist, wird f_m durch folgende Gleichung ausgedrückt:
Die Resonanzfrequenz ist direkt proportional
Wird durch Einstellung des
Gleichgewichtspunkts und des magnetischen Kreises eine optimale Durchfederungskennlinie vorgegeben, kann die Resonanzfrequenz unabhängig von der Auflast nahezu vollständig festgelegt werden. Alternativ dazu kann durch Kombination mit anderen Federkonstanten oder Einstellung des Bewegungsorts eines Dauermagneten der Bereich, in dem die Federkonstante k_m groß ist, verwendet werden, um die Resonanzfrequenz zu reduzieren.
6 zeigt Rechenergebnisse für eine Last/Abstand-Beziehung, wenn der Bewegungsort geändert worden ist, wie in 7 gezeigt. Es wurde der Magnet A von 4 verwendet. Wie in 8 gezeigt, waren die Magneten um 15° gegenüber der Horizontalen geneigt, so dass die Richtung, in der die maximale Abstoßungskraft wirkt, mit der Vertikalen einen Winkel von 15° bildet. Die dabei wirksame Abstoßungskraft ist in 9 gezeigt. Fz gibt die Abstoßungskraft senkrecht zur gegenüberliegenden Magnetfläche an, und Fx gibt die horizontale Abstoßungskraft an, die wiederum durch die Verbindun gen in eine nach oben oder nach unten wirkende Kraft konvertiert wird. Durch Ausgleichen dieser Abstoßungskraft, der Auflast und der Festigkeit der Metallfedern im Gleichgewichtspunkt kann eine solche nicht lineare Durchfederungskennlinie erzielt werden, dass die Federkonstante um den Gleichgewichtspunkt niedrig ist, und wenn durch Einwirkung von Beschleunigung ein Hub von 30 mm verursacht wird, wird schlagartig eine Kraft von etwa 100~150 kg erzeugt. In Reaktion auf eine einwirkende Durchfederungserregung erhalten die Kennlinien mit anderen Worten ein Aussehen, als ob eine äußere Kraft eingewirkt hätte, und die Magneten übernehmen die Funktion eines Schalters.
Mit der Anordnung und unter den Versuchsbedingungen von 10 wurden Versuche angestellt, um die dynamische Federkonstante einer Magnetfeder aus zwei gegenüberliegenden zweipoligen Magneten zu ermitteln, wobei Magneten mit s = 75 × 75 mm² und h = 20 mm verwendet wurden. Bei einem Magnetfedersystem, in dem ein magnetischer Kreis aus zweipoligen Seltenerdmagneten verwendet wird, wird die dynamische Federkonstante durch Kombination der Anziehungskräfte und der Abstoßungskräfte, die vom Ort der Magneten abhängig sind, gesteuert. Bei der Simulation wurde das Magnetfeld anhand eines Ladungsmodells berechnet. Obwohl bei dieser Berechnung die Vektorgröße verwendet werden sollte, weil die Magnetfeder in einem Bereich verwendet wurde, in dem der Abstand zwischen den Magneten gering ist, wurde der Magnetisierungsvektor als parallel zur z-Achse angenommen, und es wurde die Durchfederungskennlinie ermittelt.
Wie in 11A und 11B gezeigt, wurden die Magneten so angeordnet, dass ihre gegenüberliegenden Flächen bei einem Magnetabstand von 0 mm die maximale Größe hatten und der Gleichgewichtspunkt bei einem Magnetabstand von 15 mm lag. Nachdem einer der Magneten in eine Sinusschwingung mit einer Amplitude von 3 mm versetzt worden war, wurde die dynamische Federkonstante für jeden Bewegungsort und für jede Anordnung der Magneten ermittelt. Wie aus 12 zu ersehen ist, ändert der Bewegungsort der Magneten die dynamische Federkonstante. In 12 geben •☐Δ (•
)die Messwerte für einen Neigungswinkel der Magneten von 0 bzw. 30 bzw. 45 Grad an, und •☐Δ entsprechen der Anordnung von 11A, während •
der Anordnung von 11B entsprechen.
Nachdem die Magneten so angeordnet worden waren, dass der Gleichgewichtspunkt sich bei einem Magnetabstand von 10 mm befand, bei dem die gegenüberliegende Magnetfläche die maximale Größe hat, wie in 13 gezeigt, und einer der Magneten in eine Sinusschwingung mit einer Amplitude von 3 mm versetzt worden war, wurden die in 14 gezeigten dynamischen Federkonstanten erhalten. In 14 geben o⧠Δ♢ die Messwerte für einen Neigungswinkel der Magneten von 0 bzw. 10 bzw. 20 bzw. 30 Grad an. Der Grund für die abrupte Änderung der Federkonstante bei einer Änderung des Winkels auf 30° liegt darin, dass die Federkonstante stark durch die zwischen den beiden Magneten wirkende Anziehungskraft beeinflusst wird.
Wenn die Magneten, wie in 15 gezeigt, so angeordnet wurden, dass sich der Gleichgewichtspunkt bei einem Magnetabstand von 10 mm befand, bei dem ihre gegenüberliegende Fläche die maximale Größe hat, und einer der Magneten bei konstantem Neigungswinkel (θ = 10°) in einem Bereich über dem Gleichgewichtspunkt in Schwingungen versetzt wurde, änderte sich außerdem die dynamische Federkonstante wie in 16 gezeigt, wo o⧠Δ die Messwerte bei einer Bewegungsstrecke von 3 mm bzw. 5 mm bzw. 7 mm angeben. Der Grund dafür, dass es für mehrere Punkte keine Messwerte gibt, liegt darin, dass die Erregungsbedingungen in diesen Punkten über den Messbereich des Messinstruments hinausgingen. Bei der Erstellung dieser graphischen Darstellung wurde die dynamische Federkonstante durch verschiedene Amplituden am selben Ort geändert, wobei die Krümmung der nichtlinearen Durchfederungskennlinie verwendet wurde.
17 und 18 zeigen die dynamische Federkonstante bzw. den Dämpfungskoeffizienten der Magnetfedern, wenn ein Magnetfedersystem aus zweipoligen Magneten mit einer gegenüberliegenden Fläche von 75 × 75 mm² und einer Dicke von 15 mm (A15) bzw. 20 mm (A20) bzw. 25 mm (A25) vertikal mit verschiedenen Frequenzen und unterschiedlichen Durchfederungsamplituden bewegt wurde. Während sie durch die Frequenz beeinflusst werden, sind die dynamische Federkonstante und der Dämpfungskoeffizient abhängig von der Größe der Magneten und dem zwischen ihnen liegenden Abstand. Die dynamische Federkonstante und der Dämpfungskoeffizient können mit anderen Worten dadurch gesteuert werden, dass die Größe der Magneten und der Abstand zwischen ihnen entsprechend gewählt werden. Bei Anwendung dieser verschiedenen Merkmale schwankt die Resonanzfrequenz durch Unterschiede in der einwirkenden Beschleunigungsamplitude, und es kann eine Transferfunktion mit einer konstanten Resonanzbeschleunigungsamplitude erzielt werden, wodurch es möglich wird, in unterschiedlicher Weise eine passive Steuerung vorzunehmen.
Die Schwingungseigenschaften eines nichtlinearen Modells mit Magnetfeder werden im folgenden erläutert.
Die langhubigen Eigenschaften, die sich durch den Bewegungsort von 11 und die in 17 und 18 gezeigten zweipoligen Magneten (A15) ergeben, deren gegenüberliegende Fläche 75 × 75 mm² und deren Dicke 15 mm beträgt und die 10 bis 15 mm voneinander beabstandet sind, wurden erzielt unter Verwendung von Metallfedern und einer Magnetfeder (A20) mit einer gegenüberliegenden Fläche von 75 × 75 mm² und einer Dicke von 20 mm. Die statischen Eigenschaften in der Nähe des Gleichgewichtspunkts (Punkt Δ in 19) entsprechen denen von A15. Analyse und Test wurden dann mit dem in 20 dargestellten nichtlinearen Modell einer Magnetfeder mit einem Freiheitsgrad durchgeführt. Dieses Modell hatte die in 20 dargestellten Durchfederungseigenschaften. Es wurde der Magnet A20 statt des A15 genommen, um ein Schwingungsmodell zu erzeugen, das einer langhubigen Einwirkung und einer Einwirkung mit hoher Beschleunigung durch Änderung des Gleichgewichtspunkts auf einen Punkt, in dem der Abstand zwischen den Magneten größer war, standhält.
Wie in 21 gezeigt, liegen die Besonderheiten des nichtlinearen Modells einer Magnetfeder mit einem Freiheitsgrad darin, dass sich der Gleichgewichtspunkt in Reaktion auf die Beschleunigung der einwirkenden Schwingung verschiebt und dass die dynamische Federkonstante und der Dämpfungskoeffizient schwanken. 21 zeigt das Verhalten des Gleichgewichtspunkts des Modells von 20 mit einem Freiheitsgrad bei unterschiedlicher Beschleunigung der Erregungsfrequenz von 2 Hz. Die Federkonstante von etwa 0 N/mm in diesen beiden Gleichgewichtspunkten und der Schwingungsgleichgewichtspunkt zusammen mit der nichtlinearen Magnetfederkraft erneuern die einwirkende Schwingungsenergie, übertragen eine Beschleunigung in einer der Schwerkraft entgegengesetzten Richtung und erzeugen einen Zustand, in dem der Schwerkraft entgegengewirkt wird (im folgenden als „Anti-Schwerkraftszustand" bezeichnet), wodurch sich ein nur mit einer Magnetfeder erzielbarer Fahrkomfort ergibt.
22 zeigt Schwingungskennlinien und Simulationsergebnisse eines Versuchs, bei dem ein nichtlineares Modell einer Magnetfeder mit einem Freiheitsgrad und ein linea res Modell mit Metallfedern und Stoßdämpfern jeweils mit einer Masse von 90 kg belastet und dann durch Zufallsschwingungen erregt wurden, mit denen die Beschleunigung am Boden eines mit einer Geschwindigkeit von 80 km/h auf einer Autobahn (Japan) fahrenden Kastenwagens nachgeahmt wurde. Die Ergebnisse der Simulation kamen sehr dicht an die realiter vorgenommenen Messungen heran. Außerdem hat es denselben Resonanzpunkt wie das nichtlineare Magnetfedermodell. 22 zeigt außerdem die Simulationsergebnisse eines linearen Modells, bei dem die Federkonstante und der Dämpfungskoeffizient nicht schwanken.
Beim Vergleich zwischen dem nichtlinearen Magnetfedermodell, dem bei einer typischen Sitzaufhängung mit Metallfedern und Stoßdämpfern verwendeten linearen Modell und dem linearen Modell, das denselben Resonanzpunkt hat wie das nichtlineare Magnetfedermodell, bei dem die Federkonstante nicht schwankt, zeigt sich eine entscheidende Wirksamkeit bei der Verringerung der Schwingungsenergie im Bereich über 2 Hz, in dem eine Resonanz mit dem menschlichen Körper entsteht (siehe 22).
23 zeigt ein Analysemodell für das nichtlineare Magnetfedermodell und Parameter. Die Parameter wurden auf der Grundlage der Versuchsergebnisse für die dynamischen Eigenschaften, die mit einer Materialermüdungsmaschine gewonnen wurden, und der Durchfederungseigenschaften der Magnetfeder festgelegt.
24 zeigt eine vertikale Aufhängung unter Verwendung einer Magnetfeder (im folgenden als VSUM bezeichnet). Die VSUM trägt den menschlichen Körper und einen Sitz und setzt sich aus Metallfedern und einer Magnetfeder, die kleine Schwingungen andauern lassen, sowie einem unteren und einem oberen Puffer zusammen. Die Magnetfeder beinhaltet ein Paar geneigter Dauermagneten, von denen einer an einem unteren Rahmen und einer an einem oberen Rahmen befestigt ist, der über einen scherenartigen Verbindungsmechanismus auf den entsprechenden Seiten der VSUM vertikal bewegbar angebracht ist, während die Metallfedern eine Metallfeder A, die an ihren beiden Enden an einem der scherenartigen Verbindungsmechanismen befestigt ist, und mehrere Metallfedern B, die an einem Abschnitt des oberen Rahmens befestigt sind, umfassen. Der untere und der obere Puffer beinhalten einen Stoßdämpfer, der an seinen beiden Enden mit dem anderen scherenartigen Verbindungsmechanismus verbunden ist. Es wurde vorgeschlagen, die Bewertung der dynamischen Leistung der Sitzaufhängung auf der Basis der Isolierungseigenschaften bei Zufallserregung und der Leistung des unteren Anschlags vorzunehmen. Aus diesem Grund ist der VSUM-Sitz so gebaut, dass zwei getrennte mechanische Elemente verwendet werden, die Schwingungsisolierung bzw. Stoßdämpfung bewirken.
Die aus dem Fahrkomfort-Schwingungsanalysemodell des VSUM-Sitzes von 25 abgeleiteten Gleichungen lauten wie folgt: m0z ..0 + Cc(ż0 – żs) + Kc(z0 – zs) = 0 (23) msz ..s + Cc(żs – ż0) + Cm(żs – żb) + Kc(zs – zo) + Km(zs – zb) + Kus(zs – zb) = 0 (24)

mo:: Masse der Person auf dem Sitz (kg)
ms:: Masse des gefederten Sitzes (kg)
Kc:: Federkonstante von Dämpfungsfedern (Nm^–1)
Cc:: Dämpfungskoeffizient von Dämpfungsfedern (Nm^–1s)
Cm:: Dämpfungskoeffizient der Magnetfeder
Kus:: Federkonstante der Aufhängung (Nm^–1)
Km:: Federkonstante der Magnetfeder (Nm^–1)
Zo:: Durchfederungsbetrag der auf dem Sitz sitzenden Person (m)
Zb:: Durchfederungsbetrag des unteren Aufhängungsrahmens (m)
Zs:: Durchfederungsbetrag des oberen Aufhängungsrahmens (m)
Kst(t):: Federkonstante des oberen Anschlagpuffers (Nm^–1)
Kst(b):: Federkonstante des unteren Anschlagpuffers (Nm^–1)
Cst(t):: Dämpfungskoeffizient des Stoßdämpfers auf der oberen Anschlagseite (Nm^–1s)
Cst(b):: Dämpfungskoeffizient des Stoßdämpfers auf der unteren Anschlagseite (Nm^–1s)

Die Kennlinie des VSUM-Sitzes wird gebildet unter Verwendung der statischen Kennlinie der Magnetfeder von 6, 7, 8, 9 und 19, während die Durchfederungsamplitude der Durchfederungskennlinie auf einem niedrigeren Niveau gehalten wird.
Ein Magnetfedersystem aus Seltenerdmagneten unterscheidet sich von Ferritmagneten dadurch, dass wegen elektromagnetischer Induktion Eddyströme erzeugt werden, weil der Magnet selbst auch ein Leiter ist, wodurch eine Bremskraft erzeugt wird, die in die Richtung wirkt, in der die Bewegung des Magneten eingeschränkt ist. Außerdem schwanken auch der Magnetfeldgradient und die magnetische Flussdichte. Ferner ver ringert sich die magnetische Flussdichte wegen Wärmeentwicklung durch die Eddyströme. Bei schneller Annäherung der gegenüberliegenden Magneten ändern sich die magnetische Flussdichte und der Magnetfeldgradient durch die Eddyströme, was zu einer kleineren dynamischen Federkonstante führt. Die VSUM-Magnetfeder besteht aus Dauermagneten mit einer gegenüberliegenden Fläche von 75 × 75 mm² und einer Dicke von 20 mm. Bei dieser VSUM beträgt der Abstand zwischen den Magneten 15 mm. Die Abstoßungskräfte und die dynamische Federkonstante, die bei diesem Versuch bei Erregung durch eine Sinusschwingung mit einer konstanten Amplitude von 2 mm entstehen, sind in 26 und 27 dargestellt. Bei einer Frequenzschwankung zwischen 0,2 und 7 Hz schwankt die dynamische Magnetfederkonstante zwischen 41653 N/mm bis 26768 N/mm.
28 zeigt die Kennlinien eines Federsystems, das die VSUM bildet, und 29 zeigt die Durchfederungskennlinie, die sich bei Kombination aller Federkräfte ergibt. Die Magnetfeder wird von zweipoligen Magneten mit einer Größe von s = 75 × 75 mm² und h = 20 mm gebildet. Die VSUM muss bis zum 1,5-fachen der Auflast im Hubbereich der Durchfederungskennlinie auffangen. Durch Nutzung der Nichtlinearität der Magnetfeder ist in einem Massebereich von 20 bis 30 kg keine Anpassung an die Auflast erforderlich. Die Metallfeder A dient dazu, im Gleichgewichtspunkt eine negative Federkonstante zu erzeugen. Die Metallfedern B dienen dazu, eine Anpassung an die Auflast vorzunehmen. Die Magnetfeder erzeugt durch Phasenversatz einen nichtlinearen Dämpfungskoeffizienten durch Nutzung der dynamischen Federeigenschaften, die von der Amplitude abhängig sind, der nichtlinearen Federkraft, die der Einwirkung entgegenwirkt und der kleinen Federkonstante einer Kombinationsfeder.
30 ist das Ergebnis einer VSUM-Phasenversatzanalyse aus einem Versuch, bei dem die VSUM durch eine Sinusschwingung mit einer Durchfederungsamplitude von 3 mm im Bereich von 2 bis 10 Hz erregt wurde. Die VSUM ist ein Mechanismus, bei dem der Phasenversatz bei 4 Hz um fast 160° bis nahe der entgegengesetzten Phase nacheilt, und die Schwingungsenergie durch die Phasenversätze gedämpft wird.
Wenn eine Person mit einem Gewicht von 90 kg auf einem VSUM-Sitz sitzt, der sich im Ruhezustand befindet, addieren sich die Körpermasse der Person und die Masse des gefederten Sitzes und erreichen das Gleichgewicht im Punkt A, wie in 29 gezeigt. Wenn eine Durchfederungserregung des VSUM-Sitzes mit mehr als 1,5 m/s² und 2 Hz erfolgt, verschiebt sich der Gleichgewichtspunkt, wie in 21 gezeigt, von Punkt A zu Punkt B, der der neue Gleichgewichtspunkt wird und in dem die Schwingung zentriert ist. Das ist darauf zurückzuführen, dass der magnetische Kreis mit nichtlinearer Durchfederungskennlinie die einwirkende Schwingung wieder aufleben lässt, verstärkt und hauptsächlich in Aufwärtsrichtung überträgt, so dass der VSUM-Sitz ein einen „Anti-Schwerkraftzustand" gerät. Der neue Gleichgewichtspunkt B hat eine kleinere Federkonstante als der Gleichgewichtspunkt A, und auch die Resonanzfrequenz des VSUM-Sitzes ist kleiner als die Resonanzfrequenz im statischen Gleichgewichtspunkt A. Wenn im Gleichgewichtspunkt B (der sich im Zustand sehr geringer Schwingung befindet, eine kleine Federkonstante hat und bei Durchfederungserregung instabil ist) eine starke, erzwungene Durchfederung erfolgt, bewirkt die Kraft der neuen Durchfederungserregung, dass der VSUM-Sitz eine große relative Durchfederung erfährt. Die Auflast und der Stoßdämpfer krümmen diese relative Durchfederung (Durchfederung in der Gravitation entgegengesetzter Richtung). Erfolgt die Durchfederung in Richtung der Gravitation, wird sie durch den Magnetfeldgradienten abgestoßen. Ist die Relativgeschwindigkeit hoch, wird die dynamische Federkonstante kleiner, während die relative Durchfederungsamplitude sowie die Dämpfung durch Phasenversatz größer werden. Wenn die einwirkende Durchfederungserregung hoch ist (z.B. bei sehr schlechtem Straßenzustand), verstärken sich daher diese Wirkungen weiter, während die Schwingungsübertragung verringert wird. Außerdem fühlt sich diese relative Durchfederung wie eine sprungartige Bewegung an, die (bei Schwingungen) einen Fahrkomfort ähnlich dem „Abhebeeffekt" erzeugt. Weil die unabhängige Bewegung der Magnetfeder der von der Person in Anbetracht der erzwungenen Durchfederung erwarteten Richtung entspricht, wird das unangenehme Gefühl, das beispielsweise dem Gefühl in einem Aufzug entspricht, abgemildert. Wie in 31A und 31B gezeigt, zeigen Mechanismen, die aufgrund proportionaler Dämpfung durch einen Stoßdämpfer, eine Federkonstante, die um den Gleichgewichtspunkt nahe null ist, und eine Krümmung der Durchfederungskennlinie in Richtung des Bodens vom Gleichgewichtspunkt aus einen Phasenversatz erzeugen, bezogen auf eine konvexe Oberfläche unterschiedliches Verhalten. Pfeile zeigen die Änderung der Augenhöhe bezogen auf die konvexe Oberfläche an.
Beim herkömmlichen gefederten Sitz dient der Stoßdämpfer zur Schwingungsdämpfung, und bei konvexen Oberflächen gibt es eine Reaktionszeitverzögerung. Dadurch entsteht das Gefühl, nach oben gezogen zu werden.
Unter Verwendung einer dreiachsigen elektrisch betriebenen Erregermaschine mit einem Hub von 60 mm und einer einachsigen hydraulischen Erregermaschine mit einem Hub von 100 mm wird eine Person auf Sitze mit den in Tabelle 3 sowie 32 bis 39 gezeigten Durchfederungskennlinien gesetzt, und jeder der Sitze wird dann mit Zufallsfrequenzen geschüttelt. Die Schwingungsübertragung wurde aufgrund der Beschleunigung einer Plattform der Erregermaschine und der vertikalen Beschleunigung eines SAE-Stoßdämpfers mit integriertem Beschleunigungsmesser, der hinter dem Gesäßrohr angebracht war, ermittelt.
Tabelle 3
Der Sitz A von 32 hat die kleine Federkonstante von 2650 N/m und den großen Federungshub von 130 mm. Es handelt sich um einen luftgefederten Sitz mit hervorragender Schwingungs- und Stoßabsorption. Der Sitz B von 33 hat die kleine Federkonstante von 3250 N/m und den kleinen Federungshub von 100 mm. Weil die Stoßdämpfung durch einen Stoßdämpfer mit kleiner Dämpfungskraft erreicht wird, liegt der Schwerpunkt bei diesem luftgefederten Sitz außerdem auf den Schwingungsdämpfungseigenschaften. Der Sitz C von 34 ist ein Sitz mit Magnetfederaufhängung, die eine nichtlineare Federkonstante sowie einen Hub hat, der halb so groß ist wie der Hub bei herkömmlicher Aufhängung, wobei für die Auflast keine Durchfederungseinstellung erforderlich ist. Der Sitz D von 35 hat eine Federkonstante von 4940 N/m und einen verringerten Federungshub von 95 mm; er besitzt einen Stoßdämpfer mit hoher Dämpfungskraft. Dieser Sitz ist ein metallgefederter Sitz, bei dem eine Optimierung sowohl der Schwingungs- als auch der Stoßdämpfung angestrebt wird. Der Sitz E von 36 hat eine Federkonstante von 4590 N/m und einen verringerten Federungshub von 75 mm und besitzt einen Stoßdämpfer von hoher Dämpfungskraft. Dieser Sitz ist ebenfalls ein metallgefederter Sitz, bei dem eine Optimierung sowohl der Schwingungs- als auch der Stoßdämpfung angestrebt wird. Der Sitz F von 37 hat eine Federkonstante von 6930 N/m und einen verringerten Federungshub von 75 mm; er besitzt einen Stoßdämpfer von geringer Dämpfungskraft. Dieser Sitz ist ein metallgefederter Sitz, bei dem der Schwerpunkt auf der Schwingungsdämpfung liegt. Der Sitz G von 38 ist ein metallgefederter Sitz, bei dem die Stoßdämpfung durch die Kombination eines Stoßdämpfers von geringer Dämpfungskraft mit einer Federkonstante von 7100 N/m sowie einem Federungshub von 135 mm angestrebt wird und ebenfalls optimale Schwingungsdämpfung erreicht werden soll. Der Sitz H von 39 ist ebenfalls ein metallgefederter Sitz, bei dem der Schwerpunkt auf der Stoßdämpfung liegt, und enthält eine Kombination aus einer Federkonstante von 10550 N/m und einem Stoßdämpfer von hoher Dämpfungskraft. Der VSUM-Sitz weist die Durchfederungskennlinien von 29 auf. Auch wenn der Bereich, in dem keine Durchfederungseinstellungen vorgenommen werden müssen, um einen Auflastausgleich zu schaffen, kleiner ist als beim Sitz C, wird die Optimierung von Schwingungs- und Stoßdämpfung angestrebt, indem seine Eigenschaften genutzt werden, wobei die Federkonstante um den dynamischen Gleichgewichtspunkt nahezu null ist. Ferner werden eine Optimierung der Stoßdämpfung und eine Abschwächung des Gefühls des Bodenaufpralls durch Nutzung eines „Anti-Gravitationszustands", eines Stoßdämpfers und der Abstoßungskräfte der Magneten angestrebt.
Die Kurvenform der Erregungsschwingungen wurde auf der Grundlage von Testläufen ermittelt, bei denen ein Lieferwagen auf japanischen Autobahnen eingesetzt wurde. Es kamen verschiedene Zufallsschwingungen zum Einsatz, wie in Tabelle 4 ausgewiesen, die von einer elektrisch betriebenen dreiachsigen Erregermaschine von der vertikalen Beschleunigung eines Fahrzeugbodens an einer Stelle über der Hinterachse wiedergegeben wurden, und transformierte Sinusschwingungen mit einer Frequenz von 2 Hz und einer Beschleunigungsamplitude von 15 m/s², die von einer einachsigen hydraulischen Erregermaschine wiedergegeben und aus DR-12-Zufallsschwingungen nach Tabelle 4 gewonnen wurden, indem die größte Stoßwellenbeschleunigungsamplitude mit 1,2 multipliziert wurde.
Zur Überprüfung der Stoßdämpfungsfähigkeit bei Dämpfung durch Phasenversatz und bei Dämpfung durch Stoßdämpfer wurden transformierte Sinusschwingungen mit einer Frequenz von 1,5 Hz und einer Beschleunigungsamplitude von 5 m/s² verwendet.
40 und 41 zeigen die speziellen Kennlinien der Erregungsschwingungen von Tabelle 4 und die Fahrgeschwindigkeit des Lieferwagens sowie die Gesamtwerte der einwirkenden Beschleunigung im Bereich von 0 bis 50 Hz und die maximale einwirkende Beschleunigungsamplitude bei den Beschleunigungszeitdaten.
Tabelle 4
Die metallgefederten Sitze mit kleinem Hub neigen generell zum Bodenaufprall, wenn große Stoßkräfte einwirken. Luftgefederte Sitze haben einen größeren Durchfederungshub, und der Bodenaufprall (Bodenanschlag) wird abgeschwächt, indem Stöße mit dem Stoßdämpfer gedämpft werden. 42 zeigt die Frequenzkennlinien (bei Erregung durch DR-12-Zufallsschwingungen) des luftgefederten Sitzes von Tabelle 3, der metallgefederten Sitze A, B, D und F, die die für diesen Sitztyp typischen Schwingungseigenschaften zeigen, und des VSUM-Sitzes. Das Gewicht der Person betrug 82 kg.
43 und 44 zeigen die Ergebnisse einer Bewertung des wechselnden Fahrkomforts bezogen auf die Stoßeinwirkungen, vergleichbar dem Fahren über Schwellen auf einer Straße. 43 ist eine graphische Darstellung bei Einwirkung von Schwingungen von 1,5 Hz und 5 m/s². 44 ist eine graphische Darstellung bei Einwirkung stoßweißer Schwingungen von 2 Hz und 15 m/s².
Der Sitz A hat sowohl Schwingungs- als auch Stoßdämpfung. Dieser Sitz hat kaum Bodenaufprall und überlegene Schwingungseigenschaften in allen Frequenzbereichen. Der Sitz B hat eine geringe Resonanzfrequenz, jedoch eine starke Schwingungsübertragung von 2,15 (G/G). Er hat eine starke Federung und ausgezeichnete Schwingungsdämpfung, ist jedoch hinsichtlich der Stoßdämpfungseigenschaften problematisch. Beim Sitz D werden durch die Wirkung der Stoßdämpfer im Frequenzbereich über 5 Hz Schwingungen stark übertragen. Trotz der nicht so guten Schwingungseigenschaften ist er ein Sitz mit guter Stoßdämpfung auch in den kleineren Hubbereichen. Der Sitz F hat hervorragende Schwingungsdämpfungseigenschaften, weil jedoch sein Dämpfungssystem den Phasenversatz nutzt, der durch einen Stoßdämpfer bewirkt wird, dessen Dämpfungskraft sich zwischen Expansions- und Kontraktionsrichtung ändert, sind seine Stoßdämpfungseigenschaften mangelhaft, und es kommt zum Bodenaufprall. Beim Vergleich der Stoßdämpfungseigenschaften von Sitz F und des VSUM-Sitzes zeigt sich, dass der Stoßdämpfer des VSUM-Sitzes bei Schwingungen von 5 m/s² mit 1,5 Hz nicht arbeitet, jedoch bei stoßweisen Schwingungen von 15 m/s² mit 2 Hz. Der Stoßdämpfer des VSUM-Sitzes hat auch einen großen Dämpfungskoeffizienten, so dass er sehr wirksame Stoßdämpfungseigenschaften im kleineren Hubbereich aufweist.
Der VSUM-Sitz hat eine Federkonstante von 10000 N/m im Gleichgewichtspunkt, wenn die Auflast sehr geringen Schwingungen unterworfen ist. Das ist ein bisschen mehr als beim bekannten gefederten Sitz. Weil die Dämpfung durch Phasenversatz erreicht wird, hat der VSUM-Sitz im unteren Frequenzbereich gute Schwingungsdämpfungseigenschaften.
Im folgenden wird erläutert, warum seine Schwingungsübertragungseigenschaften im Bereich von 7 bis 10 Hz etwas mangelhaft sind. Während der Fahrt gibt es einen bestimmten Frequenzanteil (Radstandsanteil), der bestimmt wird durch die Zeit zwischen dem Zeitpunkt, zu dem die Vorderräder über eine raue Stelle auf der Straße fahren, bis zu dem Zeitpunkt, zu dem die Hinterräder über dieselbe Stelle fahren. Die Frequenz ist abhängig von der Fahrgeschwindigkeit und vom Radstand selbst. Die Frequenz f_HB der Radstandskomponente lautet wie folgt: fHB = V·L–1 (25)
In dieser Gleichung bezeichnet V die Fahrgeschwindigkeit (m/s) und L den Radstand (m).
Ein mit 80 km/h fahrendes Fahrzeug erfährt Stoßeinwirkungen, wenn es über Nahtstellen in der Straße oder raue Oberflächen fährt. Diese Einwirkungen liegen im Bereich von 7 Hz bis 10 Hz und erfolgen zeitweise oder wiederholt. Weil der VSUM-Sitz die Dämpfung durch Phasenversatz nutzt, ist er nicht auf solche zeitweisen Einwirkungen eingerichtet, so dass sich seine Beschleunigung erhöht. Jedoch liegt die Übertragung der Beschleunigung unter 0,5 G/G, und wie aus 43 und 44 zu ersehen ist, weist er eine ausgezeichnete Stoßdämpfung auf, so dass die Beschleunigung auf einem niedrigen Niveau gehalten wird und den Fahrkomfort nicht wesentlich beeinträchtigt.
Zusammenfassend lässt sich sagen, dass die Federungseigenschaften des VSUM-Sitzes sehr dicht an die eines luftgefederten Sitzes herankommen.
45 zeigt die Frequenzkennlinien der Sitze A und B und des VSUM-Sitzes bei Einwirkung des Spektrums DR-1. Die auf dem Sitz sitzende Person hatte ein Gewicht von 60 kg. Beim Vergleich des luftgefederten Sitzes (mit seinen guten Schwingungseigenschaften) mit dem VSUM-Sitz, wenn dieser der Einwirkung des kleinen Beschleunigungsspektrums DR-1 ausgesetzt ist, zeigt der VSUM in den unteren Frequenzbereichen Eigenschaften, die im Vergleich mit anderen Sitzen einzigartig sind. Der Resonanzscheitel, der bei 2 bis 3 Hz liegt, wird durch den Phasenversatz gedämpft, so dass die Schwingungsübertragung auf dem niedrigen Niveau von 1,0 G/G gehalten wird. Bei Einwirkung des Spektrums DR-12 mit großer Beschleunigungsamplitude wird außerdem der Phasenversatz bis fast 3 Hz durch die Energieerneuerungs- und Verstärkungseffekte der Magnetfeder, die die einwirkende Schwingung nutzt, erleichtert. Auch wenn die Schwingungsübertragung am Resonanzscheitel etwas hoch ist (1,3 G/G), hat der Sitz fast die gleichen Schwingungseigenschaften wie der luftgefederte Sitz mit einem Hub von 130 mm.
46 zeigt die Frequenzkennlinien des VSUM-Sitzes in vertikaler Richtung bei einer Fahrt über Autobahnen, wie in Tabelle 4 angegeben. Die nichtlinearen Magnetfederkennlinien zeigen eine geringe Abhängigkeit von der einwirkenden Kraft, so dass ein hoher Grad von Robustheit offensichtlich ist.
47 zeigt die Ergebnisse einer Untersuchung der Schwingungsübertragungseigenschaften, die durch Einwirkung unterschiedlicher Beschleunigungsamplituden bewirkt werden. Wenn das Einwirkungsspektrum einen hohen Anteil an Schwingungsenergie hat, eilt der Phasenversatz selbst im unteren Frequenzbereich nach. Die Übertragung am Resonanzscheitel liegt bei nahezu 1,0 G/G, und die Transferfunktion ähnelt sehr einer quasi-aktiven Steuerung.
48 zeigt die gewichtete Fahrkomfortbewertung auf der Grundlage der ISO 2631-1; 1997(E) bei Sitzen, die in 42 dargestellt sind. Die Erregung wurde durch Zufallseinwirkung von DR-12 bewirkt, und die auf dem Sitz sitzende Person hatte ein Gewicht von 82 kg.
In allen Frequenzbereichen wird Schwingungsenergie absorbiert, und der Insasse empfand geringe Ermüdung: bei 0 bis 2 Hz eine „Wellenbewegung", die Übelkeit bewirkt; bei etwa 5 Hz eine Hoppelbewegung, von der hauptsächlich der Brustkorb und die Augen betroffen sind; bei etwa 10 Hz eine Rüttelbewegung, die hauptsächlich in den unteren Gliedmaßen empfunden wird; bei etwa 20 Hz eine hämmernde Bewegung, von Lärm begleitet; und bei 30 Hz und darüber eine Art dröhnende Schwingung. Bei einer Beschleunigung von 8 Hz ist die Resonanz der inneren Organe leicht erhöht, erreicht jedoch nicht das Niveau, dass von einem Problem gesprochen werden könnte. Die Luftfederung zeigt hervorragende Schwingungsdämpfung im höheren Frequenzbereich, und der VSUM zeigt hervorragende Schwingungsdämpfung im Bereich unter 2 Hz, in dem eine Wellenbewegung auftritt. Der VSUM-Sitz erreicht etwa die gleichen Schwingungsdämpfungseigenschaften wie der luftgefederte Sitz, wobei der Hub jedoch nur halb so lang ist wie beim luftgefederten Sitz. Auch der in der ISO 2631-1: 1997(E) genannte Wert a_w ist fast der gleiche.
a_w ist die Gesamtsumme der Beschleunigung von 0 bis 50 Hz mit gewichteten Spektren; sie wird durch folgende Gleichung ausgedrückt:
Wie ist die gewichtete Spektrumsfunktion nach ISO 2631-1: 1997(E), und a_i steht für die tatsächliche, gemessene Beschleunigung, bei der eine Frequenzanalyse bei der vertikalen Schwingung am Hüftgelenk des Insassen durchgeführt wurde.
32 zeigt die Schwingungskennlinien verschiedener gefederter Sitze nach ISO 2631-1: 1997(E) (gewichtete Spektren).
Die spezielle Konstruktion zur Erzielung der statischen Federkonstante k ≈ 0 in einem vorgegebenen Bereich wird für die in 11, 13 und 15 gezeigte Magnetanordnung erläutert.
49 bis 53 zeigen einen Schwingungsmechanismus M1 als erstes Ausführungsbeispiel der Erfindung. Wie gezeigt, enthält der Schwingungsmechanismus M1 einen feststehenden Rahmen 6 und einen bewegbaren Rahmen 8, der vertikal bewegbar am feststehenden Rahmen 6 befestigt ist.
Der feststehende Rahmen 6 besitzt eine im wesentlichen rechteckige Grundplatte 10, ein Paar geneigte Stützen 12, 14, die an den gegenüberliegenden Enden der Grundplatte 10 befestigt sind, ein Paar Seitenplatten 16, 18, die mit ihrem unteren Ende an den jeweiligen Seiten des Mittelabschnitts der Grundplatte 10 befestigt sind, und eine obere feststehende Platte 20, die am oberen Ende der Seitenplatten 16, 18 befestigt ist. Die geneigten Stützen 12, 14 sind nach innen unten geneigt, und jede von ihnen hat einen zweipoligen Magneten 22, 24, wie er beispielsweise in 2B gezeigt ist, der auf einer ihrer Oberseiten angebracht ist. In der Mitte der Grundplatte 10 ist über einen Abstandshalter 26 ein unterer Anschlag 28 angebracht, während in der Mitte der oberen feststehenden Platte 20 ein oberer Anschlag 30 angebracht ist. Der untere Anschlag 28 und der obere Anschlag 30 halten das untere bzw. das obere Ende einer Gleitachse 32.
Der bewegbare Rahmen 8 dagegen besitzt eine obere Platte 34, eine im wesentlichen V-förmige Stütze 36, die an der Unterseite der oberen Platte 34 befestigt ist, und zwei zweipolige Magneten 38, 40, die auf den geneigten Abschnitten 36a, 36a auf den entsprechenden Seiten der Stütze 36 befestigt sind. Ein Gleitlager 42 und ein Kontaktelement 44 sind im unteren Abschnitt der Stütze 36 angebracht, und die Gleitachse 32 ist lose in das Gleitlager 42 eingeführt.
Die zweipoligen Magneten 22, 24, die an den geneigten Stützen 12, 14 angebracht sind, sind parallel zu den zweipoligen Magneten 38, 40, die an der Stütze 36 befestigt sind, angeordnet und von diesen beabstandet, wobei sich jeweils gleiche Magnetpole gegenüberliegen.
Bei dem Schwingungsmechanismus M1 mit der vorstehend angegebenen Konstruktion kann sich der bewegbare Rahmen 8 vertikal entlang der Gleitachse 32 zwischen dem unteren Totpunkt, an dem das Gleitlager 42 in Kontakt mit dem unteren Anschlag 26 kommt, wie in 51 gezeigt, und dem oberen Totpunkt, an dem das Kontaktelement 44 in Kontakt mit dem oberen Anschlag 30 kommt, bewegen, wie in 52 gezeigt.
Wenn die Federkonstante um den Gleichgewichtspunkt durch entsprechende Wahl von Größe und Neigungswinkel der zweipoligen Magneten 22, 24, 38, 40 in Abhängigkeit von der Auflast auf der oberen Platte 34 des bewegbaren Rahmens 8, ungefähr null (k ≈ 0) gesetzt wird, kann somit der Schwingungsmechanismus M1 als Schwingungsisoliermechanismus verwendet werden, beispielsweise als Aufhängeinheit, Motoraufhängung oder dergleichen. Das hat seinen Grund darin, dass selbst dann, wenn auf den feststehenden Rahmen 6 oder den bewegbaren Rahmen 8, der durch die Abstoßungskräfte der gegenüberliegenden zweipoligen Magneten 22, 24, 38, 40 schwebt, Schwingungen wirken, der jeweils andere Rahmen kaum von den Schwingungen erfasst wird.
54 bis 59 zeigen einen Schwingungsmechanismus M2, der ein zweites Ausführungsbeispiel der Erfindung ist und einen feststehenden Rahmen 50 und einen bewegbaren Rahmen 52 besitzt, der drehbar auf dem feststehenden Rahmen 50 montiert ist.
Der feststehende Rahmen 50 enthält eine Grundplatte 54, ein Paar Seitenplatten 56, 58, die mit ihrem unteren Ende an gegenüberliegenden Enden der Grundplatte 54 befestigt sind, und einen zweipoligen Magneten 60, der in der Mitte der Grundplatte 54 befestigt ist.
Der bewegbare Rahmen 52 dagegen besitzt ein im wesentlichen U-förmiges Pendelelement 62 und einen zweipoligen Magneten 64, der an der Unterseite des Pendelelements 62 befestigt ist. Der zweipolige Magnet 64 steht dem zweipoligen Magneten 60 am feststehenden Rahmen 50 gegenüber, wobei sich gleiche Magnetpole gegenüberliegen. Das Pendelelement 62 hat zwei gegenüberliegende Seitenwände 62a, 62a, die jeweils zwei runde Löcher 62b, 62b aufweisen. Ein Ende einer Kurbelwelle 66 ist lose in ein rundes Loch 56a (oder 58a) im oberen Abschnitt der Seitenplatte 56 (bzw. 58) des feststehenden Rahmens 50 eingeführt, während das andere Ende der Kurbelwelle in gleicher Weise lose in ein rundes Loch 56a (oder 58a) im oberen Teil der Seitenplatte 56 (oder 58) des feststehenden Rahmens 50 eingeführt ist.
Bei dem Schwingungsmechanismus M2 mit vorstehend beschriebener Konstruktion kann die Federkonstante um den Gleichgewichtspunkt innerhalb eines vorgegebenen Bereichs, in dem sich die gegenüberliegende Fläche verringert, wenn der obere Magnet 64 sich auf den unteren Magneten 60 zu bewegt, oder innerhalb eines anderen vorgegebenen Bereichs, in dem sich die gegenüberliegende Fläche vergrößert, wenn sich der obere Magnet 64 vom unteren Magneten 60 wegbewegt (beispielsweise in dem Bereich von 58 bis 59) nahezu null (k ≈ 0) gesetzt werden, indem die Größe der zweipoligen Magneten 60, 64 und der Drehradius der Kurbelwellen 66, ..., 66 in Abhängigkeit von der Auflast auf dem bewegbaren Rahmen 52 passend gewählt werden.
Zwar sind bei dem oben beschriebenen Schwingungsmechanismus M2 die beiden zweipoligen Magneten 60, 64 horizontal angeordnet, sie können jedoch auch geneigt sein wie bei Schwingungsmechanismus M1, sofern sie parallel zueinander angeordnet sind.
Außerdem sind bei den Schwingungsmechanismen M1, M2 nach 49 bis 59 mehrere zweipolige Magneten 22, 24, 38, 40, 60, 64 verwendet, jedoch können auch andere mehrpolige Magneten verwendet werden, wie sie in 2C, 2D und 2E gezeigt sind.
60 ist eine graphische Darstellung der Beziehung zwischen der Auflast und dem Abstand zwischen den Magneten, wenn einer der beiden zweipoligen Magneten, die eine gegenüberliegende Fläche von 75 × 75 mm² und eine Dicke von 20 mm haben, relativ zum anderen parallel verschoben worden ist, wobei sich gleiche Magnetpole gegenüberliegen. Der Verschiebebetrag wurde im Bereich von 0 bis 75 mm um jeweils 5 mm geändert.
Bei dieser graphischen Darstellung geben die Linien A und B eine Auflast von 500 N bzw. 1000 N an. Wenn einer der Magneten relativ zum anderen so bewegt wird, dass die Beziehung zwischen dem Verschiebebetrag und dem Abstandsbetrag einer dieser Linien folgt (durch entsprechende Wahl des Bewegungsorts), kann die Auflast konstant gemacht oder die Federkonstante etwa null gesetzt werden (k ≈ 0).
61 ist eine graphische Darstellung der Beziehung zwischen der Auflast und dem Abstand zwischen den Magneten, wenn einer der zwei zweipoligen Magneten, deren gegenüberliegende Fläche 75 × 75 mm² und deren Dicke 20 mm beträgt, relativ zum anderen aus einem Zustand, in dem gleiche Magnetpole einander gegenüberliegen, so verschoben wurde, dass die gegenüberliegende Fläche der entgegengesetzten Magnetpole allmählich zunimmt. Der Verschiebebetrag wurde im Bereich von 0 bis 17,5 mm um jeweils 2,5 mm geändert.
In dieser graphischen Darstellung geben die Linien C und D Auflasten von 500 N bzw. 1000 N an. Die Auflast kann konstant gemacht oder die Federkonstante kann fast null gesetzt werden (k ≈ 0), indem der Bewegungsort eines der zweipoligen Magneten relativ zum anderen entsprechend gewählt wird.
Im Falle einer Magnetfeder mit Abstoßungswirkung wird eine konstante Auflast (die durch die Gleichung (2) ausgedrückte Abstoßungskraft ist konstant) beispielsweise dadurch erreicht, dass die gegenüberliegende Fläche bei gleichzeitiger Vergrößerung des Abstands vergrößert wird, so dass die Gesamtmagnetenergie im wesentlichen konstant bleiben kann. Wie in 60 und 61 gezeigt, kann die Auflast über einen breiten Abstandsbereich konstant gemacht werden, wodurch es möglich wird, einen Schwingungsmechanismus mit großem Hub zur Verfügung zu stellen.
62, 63 und 64 zeigen die Frequenzkennlinie eines Magnetfeder-Modells mit einer Federkonstante von etwa null bzw. eines Metallfeder-Modells bzw. eines Metallfeder-Stoßdämpfer-Modells.
Wie aus den Kurven von 62 bis 64 zu ersehen ist, hat die Magnetfeder mit einer Federkonstante von etwa null keinen Resonanzpunkt im niedrigen Frequenzbereich und hat daher überlegene Stoßdämpfungseigenschaften; sie bietet auch eine gute Schwingungsisolationsleistung selbst im Hochfrequenzbereich, während das Metallfeder-Modell oder das Metallfeder-Stoßdämpfer-Modell einen Resonanzpunkt im niedri gen Frequenzbereich haben und dem Magnetfeder-Modell in puncto Stoßdämpfung unterlegen sind.
65 zeigt die Durchfederungskennlinien (Messwerte) von Schwingungstypen in Form von XX oder YY. Der Typ XX hat zwei X-förmige Verbindungen auf jeder Seite des Schwingungsmodells von 20, wobei der Montagewinkel der Magneten 0° beträgt und der Hub zwischen dem oberen und dem unteren Totpunkt 70 mm beträgt. Das Modell YY hat zwei Y-förmige Verbindungen auf jeder Seite des Schwingungsmodells von 20, wobei der Montagewinkel der Magneten 10° beträgt und der Hub zwischen dem oberen und dem unteren Totpunkt 50 mm beträgt. Das Modell XX hat einen kleineren Ummagnetisierungsverlust als das Modell YY, einschließlich struktureller Dämpfung und Reibungsdämpfung.
Wenn die Federkonstante des Modells XX durch g(x) ausgedrückt wird, ergibt sich nach 65: g(x) = k1x + k3x3 (27) k1 = 50 N/m k3 = 11 × 106 N/m
Auch wenn der Zustand, in dem die Federkonstante etwa null ist, durch Kombination von Metallfedern mit einer Magnetfeder erreicht wird, ist der Hub groß, weil Metallfedern verwendet werden.
Wenn der Ummagnetisierungsverlust und der Reibungskoeffizient durch F bzw. α ausgedrückt werden, ergibt sich die Bewegungsgleichung:
66 zeigt Phasenkurven (Analysewerte) bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit fester Amplitude bei erzwungener Durchfederung von y = 6 × 10^–3. Wenn der Ummagnetisierungsverlust reduziert wird, verschiebt sich die Phasenkurve von [YY] nach [XX]. Dadurch ergibt sich leicht eine Antiphase sogar im niedrigen Frequenzbereich, wo durch die Schwingungsübertragung verringert und die Schwingungsisolierung verbessert werden. Die Phasenverschiebung (ϕ) wird ausgedrückt durch:
67 zeigt relative Durchfederungskurven (Messwerte), die erhalten wurden durch Durchfederungserregung, wenn eine Sinusschwingung mit einer festen Amplitude mit erzwungener Durchfederung von y = 6 × 10^–3 m eingewirkt hat. Die relative Verschiebung wird durch den Ummagnetisierungsverlust beeinträchtigt.
68 zeigt Resonanzkurven (Messwerte) bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit einer festen Amplitude bei erzwungener Durchfederung von y = 6 × 10^–3 m. Weil die Stärke der Stabilität um den Gleichgewichtspunkt herum minimiert ist, wirkt sich der Ummagnetisierungsverlust stark auf die Beschleunigungsübertragung aus.
Zu beachten ist, dass die Versuchswerte und die Schwingungsübertragung aus der Vertikalbeschleunigung auf der Plattform der Erregermaschine berechnet wurden und die Vertikalbeschleunigung einer Auflast von 100 kg nach dem Modell XX oder YY. Die relative Durchfederung wird etwa gleich der einwirkenden Amplitude bei Nutzung der Dämpfung durch einen Phasenunterschied nach dem Resonanzpunkt in einem sehr kleinen Schwingungsbereich von bis zu 1 Hz und durch eine Erregung, die durch ein Streumagnetfeld in einem Bereich über 1 Hz bewirkt wird. Die Phasenverschiebung übersteigt 150°, was nahe an die Gegenphase herankommt. Bei Verringerung der Hysterese bewirken die Eigenschaften der gehärteten Feder, die eine Federkonstante von nahezu null und leichte Nichtlinearität hat, dass Phasenkurven und relative Durchfederungskurven sich in einen Niederfrequenzbereich bewegen. Infolgedessen werden Phasenverschiebung und relative Durchfederung groß, und es wird ein Zustand nahe der Gegenphase erzeugt, wodurch der Schwingungspegel reduziert wird. Die Dämpfung durch Störungsausschaltung ergibt im Vergleich zur herkömmlichen proportionalen Dämpfung eine gute Schwingungsisolierung im gesamten Frequenzbereich. Wie in 68 gezeigt, ist die Schwingungsübertragung kleiner 1,0, was zu Nichtresonanz führt.
69A bis 69C, 70A bis 70C, 71A bis 71C und 72 zeigen die Beziehung zwischen einwirkender Beschleunigung und abgegebener Beschleunigung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 1 bis 10 Hz auf das Modell YY. Selbst bei wechselnder Beschleunigungseinwirkung ändert sich die abgegebene Beschleunigung nur wenig, woraus zu ersehen ist, dass das Modell YY überlegene Schwingungsabsorption hat.
73A bis 73C, 74A bis 74C, 75A bis 75C und 76 zeigen die Beziehung zwischen einwirkender Beschleunigung und abgegebener Beschleunigung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 1 bis 10 Hz auf das Modell XX. In Verbindung mit dem Ummagnetisierungsverlust ist die Schwingungsübertragung des Modells XX kleiner als beim Modell YY.
77 zeigt Analysewerte und Messwerte der relativen Durchfederung durch Durchfederungserregung bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit konstanter Amplitude bei erzwungener Durchfederung von y = 6 × 10^–3 m. Aus der graphischen Darstellung ist zu ersehen, dass sie insgesamt miteinander übereinstimmen.
ω/ω₀ wird ausgedrückt durch:
78 zeigt nichtlineare Kennlinien, die erhalten wurden, indem die Federkonstante bei nur einer Magnetfeder praktisch null gesetzt wurde wie beim Schwingungsmechanismus M1 von 49 bis 53 und beim Schwingungsmechanismus M2 von 54 bis 59. Die Gesamtmagnetenergie zwischen einander gegenüberliegenden abstoßenden Magneten kann konstant gemacht werden, indem die gegenüberliegende Fläche der Magneten und der Abstand zwischen ihnen entsprechend eingerichtet werden, d.h. indem die durch Gleichung (2) ausgedrückte Abstoßungskraft konstant gemacht wird, wodurch es möglich wird, feste nichtlineare Federkennlinien zu erhalten. Wenn die Federkonstante bei diesen Kennlinien g(x) ist, gilt g(x) = k1x + k3x3 (31) k1 = 50 N/m k3 = 55 × 106 N/m
79 zeigt relative Durchfederungskurven (Analysewerte), die durch Durchfederungserregung erhalten wurden, bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit konstanter Amplitude bei erzwungener Durchfederung von y = 6 × 10^–3 m auf die nichtlinearen Kennlinien, bei denen die Federkonstante bei Verwendung nur einer Magnetfeder praktisch null gesetzt ist. Die relative Durchfederung erfolgt im unteren Frequenzbereich, und es ist eine Verbesserung bei der Schwingungsübertragung im unteren Frequenzbereich zu erwarten.
In diesem Fall werden die Bewegungsgleichung und ω/ω₀ ausgedrückt durch: mẍ + c(ẋ – ẏ) + k1(x – y) + k3(x – y)3 + h1(x – y) + h3(x – y)3 = 0 (32)
80 zeigt Phasenkurven (Analysekurven) bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit konstanter Amplitude bei erzwungener Durchfederung von y = 6 × 10^–3 m auf die nichtlinearen Kennlinien, bei denen die Federkonstante bei Verwendung von. nur einer Magnetfeder praktisch null gesetzt wurde. Aus dieser graphischen Darstellung ist zu ersehen, dass die Gegenphase sich selbst im niedrigen Frequenzbereich leicht ergibt, wenn der Ummagnetisierungsverlust zur Erhöhung der Stabilität reduziert wird, wodurch die Schwingungsübertragung reduziert und die Schwingungsisolierung verbessert werden.
81 zeigt Resonanzkurven (Analysekurven) bei Einwirkung einer Sinusschwingung mit konstanter Amplitude mit erzwungener Durchfederung von y = 6 × 10^–3 m auf die nichtlineare Kennlinie, bei der die Federkonstante bei Verwendung von nur einer Magnetfeder praktisch null gesetzt ist. Die Gegenphase nach einem Resonanzpunkt ergibt gute Schwingungsisolierung im niedrigen Frequenzbereich.
82A bis 82C, 83A bis 83C, 84A bis 84C und 85 zeigen die Beziehung (Analysewerte bei ζ = 1,0) zwischen einwirkender Beschleunigung und abgegebener Beschleunigung bei Einwirkung einer Schwingung mit einer Amplitude von 12 mm und einer Frequenz von 1 bis 10 Hz auf die nichtlineare Kennlinie, bei der die Federkonstante bei Verwendung von nur einer Magnetfeder praktisch null gesetzt ist. Selbst bei wechselnder Beschleunigungseinwirkung ändert sich die abgegebene Beschleunigung wenig, wodurch eine gute Schwingungsisolation gegeben ist.
Die Bewegungsgleichung der nichtlinearen Kennlinie, in der die Federkonstante bei Verwendung von nur einer Magnetfeder praktisch null gesetzt ist, wird ausführlich erläutert.
(i) ẋ > 0 (35) mẍ + c(ẋ – ẏ) + k1(x – y) + k3(x – y)3 + h1(x – y) + h3(x – y)3 = 0 (36) ẍ = z .. + ÿ (37) mz .. + cż + k1z + k3z3 + h1z + h3z3 = –mÿ (38)
mz .. + cż + k(z + βz3) = –mÿ (40)(ii) ẋ < 0 (41) mẍ + c(ẋ – ẏ) + k1(x – y) + k3(x – y)3 – h1(x – y) – h3(x – y)3 = 0 (42) ẍ = z .. + ÿ (43) mz .. + cż + k1z + k3z3 – h1z – h3z3 = –mÿ (44)
mz .. + cż + k(z + βz3) = –mÿ (46)
Wenn die Plattform eine einfache Sinusschwingung von y = Ycosωt erfährt, gilt ẏ = –Yωsinωt ÿ = –Yω2cosωt (47) mz .. + cż + k(z + βz3) = mYω2cosωt (48)
Auch wenn diese Schwingung durch die Summe aus einer Grundkomponente ω und Hochfrequenzkomponenten einer erzwungenen Schwingung ausgedrückt wird, wird hier nur die Grundkomponente betrachtet. Die Lösung für die erzwungene Schwingung lautet: z = αcos(ωt – ϕ) (49)
Damit ergibt sich: ż = –αωsin(ωt – ϕ) (50) z .. = –αω2cos(ωt – ϕ) (51) –mαω2cos(ωt – ϕ) – cαωsin(ωt – ϕ) + k[αcos(ωt – ϕ) + βa3cos3(ωt – ϕ)] = mYω2cosωt (52)
–cαω = –mYω2sinϕ (55)
Bei der vorliegenden Erfindung werden sowohl die für Vibrographen geltende Denkweise, d.h. ein Verfahren der Nutzung eines Bereichs, in dem ω bei der Schwingungsisolierung ausreichend größer ist als ω₀ durch Reduzierung der Resonanzfrequenz, als auch ein Verfahren der Störungsausschaltung auf eine passiv gesteuerte Schwingungsisolierungsvorrichtung angewendet. Es sind Kennlinien für gehärtete Federn entwickelt worden, bei denen die Federkonstante um den Gleichgewichtspunkt herum annähernd null gesetzt ist, in dem die geometrischen Abmessungen der gegenüberliegenden Magneten entsprechend gewählt wurden, und bei denen in Richtung auf den Bodenanschlag nichtlineare Federeigenschaften vorgesehen sind. Die Schwingungsisolierungswirkung dieser Kennlinien wurden analytisch und durch Schwingungsexperimente bei Einwirkung einer Sinusschwingung bestätigt. Es konnten folgende Schlussfolgerungen gezogen werden:

(1) Die passive Steuerung, bei der eine Federkonstante von praktisch null und ein Streumagnetfeld von zweipoligen Magneten genutzt werden, erhöht die Schwingungsisolierungswirkung im niedrigen Frequenzbereich durch Verringerung des Ummagnetisierungsverlusts und Erhöhung der Stabilität, so dass ein resonanzfreier Zustand geschaffen werden kann.
(2) Selbst bei Schwankungen der einwirkenden Beschleunigung im Frequenzbereich von 1 bis 10 Hz bleibt die abgegebene Beschleunigung im wesentlichen konstant, so dass Unabhängigkeit von der Einwirkung erreicht wird.
(3) Der erfindungsgemäße passive Schwingungsisolator arbeitet mit Störungsausschaltung, bei der die einwirkende Schwingung durch einwirkende Schwingung ausgeschaltet wird, indem relative Durchfederung und Phasenversatz genutzt werden, und sorgt für gleichmäßige Schwingungseigenschaften mit kleinen Beschleunigungsänderungen und einem Hub kleiner 70 mm bei einer Auflast von 100 kg.

Auch wenn die vorliegende Erfindung anhand von Beispielen und unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen vollständig beschrieben worden ist, sei darauf hingewiesen, dass der Fachmann verschiedene Abwandlungsmöglichkeiten erkennen wird. Soweit diese im Schutzumfang der Erfindung liegen, sind sie als darin enthalten anzusehen.

Claims

Schwingungsmechanismus, aufweisend: einen ersten und einen zweiten Dauermagneten (22, 24, 38, 40; 60, 64), die voneinander beabstandet sind, wobei der zweite Dauermagnet (38, 40; 64) relativ zum ersten Dauermagneten (22, 24; 60) bewegbar ist, und eine abstoßende Magnetfeder, die sich aus dem ersten und dem zweiten Dauermagneten (22, 24, 38, 40; 60, 64) zusammensetzt und eine Federkonstante hat, wobei die in der Magnetfeder gespeicherte magnetische Energie im wesentlichen konstantgehalten wird, indem der Bewegungsort des zweiten Dauermagneten (38, 40; 64) relativ zum ersten Dauermagneten (22, 24; 60) in geeigneter Weise gewählt wird, wodurch die Federkonstante praktisch auf null gesetzt wird, dadurch gekennzeichnet, dass die zwischen dem ersten und dem zweiten Dauermagneten (22, 24, 38, 40; 60, 64) wirkende Abstoßungskraft im wesentlichen konstantgehalten wird, indem die Beziehung einer dem ersten und dem zweiten Dauermagneten (22, 24, 38, 40; 60, 64) gegenüberliegenden Fläche zu einem Abstand zwischen dem ersten und dem zweiten Dauermagneten (22, 24, 38, 40; 60, 64) in geeigneter Weise gewählt wird.
Schwingungsmechanismus nach Anspruch 1, bei dem sowohl der erste als auch der zweite Dauermagnet (22, 24, 38, 40; 60, 64) ein mehrpoliger Magnet ist.
Schwingungsmechanismus nach Anspruch 1 oder 2, außerdem aufweisend einen ortsfesten Rahmen (6; 50) und einen bewegbaren Rahmen (8; 52), der bewegbar auf dem ortsfesten Rahmen (6; 50) montiert ist, wobei der erste Dauermagnet (22, 24; 60) an dem ortsfesten Rahmen (6; 50) befestigt ist, während der zweite Dauermagnet (38, 40; 64) an dem bewegbaren Rahmen (8; 52) befestigt ist.
Schwingungsmechanismus nach Anspruch 3, bei dem der erste Dauermagnet (22, 24) gegenüber dem ortsfesten Rahmen (6) geneigt ist, während der zweite Dauermagnet (38, 40) gegenüber dem bewegbaren Rahmen (8) geneigt ist.