DE69032856T2

DE69032856T2 - Schwingungsdämpfungssystem

Info

Publication number: DE69032856T2
Application number: DE69032856T
Authority: DE
Inventors: David L. Santa Monica Cailf. Platus
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1989-08-16
Filing date: 1990-08-15
Publication date: 1999-07-22
Anticipated expiration: 2010-08-16
Also published as: ATE175015T1; JPH05501441A; CA2064902C; JP2000337439A; CA2064902A1; EP0487637A4; JP2004316931A; JP3614755B2; DE69032856D1; WO1991002921A1; EP0487637A1; EP0487637B1

Description

Gebiet der Erfindung

Die vorliegende Erfindung betrifft allgemein Verfahren und Vorrichtungen zur Aufhängung eines Objekts mit einem Gewicht im Verhältnis zu einer Basis sowie zur vollständigen oder teilweisen Dämpfung der Übertragung von, Schwingungen bzw. Vibrationen zwischen dem Objekt und der Basis, auf der die Vorrichtung getragen wird, und im besonderen betrifft die vorliegende Erfindung ein allseitiges Aufhängungs- oder schwingungsdämpfendes System, das eine geringe Steifheit aufweist, die bei Null oder nahe Null liegen kann, und zwar sowohl vertikal in Richtung der Gewichtsbelastung als auch horizontal in transversal zu der Gewichtsbelastung verlaufende Richtungen, so daß die Übertragung von Schwingungen zwischen dem Objekt und der Basis wirksam verringert wird.
Die Erfindung betrifft ferner andere Anwendungen von Aufhängungssystemen mit einer Federkonstante von Null oder nahezu Null, wie etwa die Simulation einer schwerkraftlosen Umgebung oder eine Verwendung bei optischen Zeige- oder Meßsystemen oder anderen Systemen, bei denen es wünschenswert ist, geringe Bewegungen eines aufgehängten Objekts ohne Widerstand durch Federkräfte oder mechanische Reibung vorzusehen.

Beschreibung des Stands der Technik

Für die Verringerung der Übertragung unerwünschter Schwingungen zwischen einem Objekt und dessen Umgebung wurden zahlreiche Vorrichtungen entwickelt, die für gewöhnlich als Schwingungsdämpfer bezeichnet werden. Schwingungsdämpfer weisen eine derartige Steifheit oder Federkonstante auf, daß von diesen getragene Objekte Eigenschwingungsfrequenzen aufweisen, die deutlich niedriger sind als die Frequenzen der unerwünschten Schwingungen. Allgemein gilt, je höher die Frequenzen der unerwünschten Schwingungen im Verhältnis zu den Eigenschwingungsfrequenzen der von den Dämpfern getragenen Objekte sind, desto wirksamer sind die Dämpfer bei der Dämpfung dieser Schwingungen.
Der Erfolg der Konstruktion eines Dämpfungssystems ist von der Bewegungs- oder Schwingungsempfindlichkeit des zu dämpfenden Objekts abhängig, und zwar bezüglich der Stärken und Frequenzen der zulässigen Schwingungen sowie der Stärken und Frequenzen der zugeführten Schwingungen. Das gleiche gilt für ein Dämpfungssystem, das dafür entwickelt worden ist, ein schwingendes Objekt von einer Tragkonstruktion oder einer Basis zu isolieren, wie dies etwa bei der Isolierung von geräuscherzeugenden Ausrüstungen eines U-Bootes von dem -Boot- Körper der Fall ist.
Von Maschinen erzeugte Schwingungen mit hoher Frequenz können beispielsweise durch eine Vielzahl dem Stand der Technik entsprechender Techniken für Dämpfungssysteme wirksam gedämpft werden, wie etwa durch Dämpfungskissen aus einer Vielzahl von Werkstoffen sowie verschiedenartige mechanische Federn. Wenn die Eingangsschwingungsfrequenzen sehr niedrig sind, wie etwa 10 Hz oder weniger, so ist die Auswahl an dem Stand der Technik entsprechenden Lösungen deutlich begrenzter, wobei dies speziell bei sehr niedrigen Schwingungsamplituden der Fall ist, wie etwa bei einer Beschleunigung im Mikro-G-Bereich oder einer Verschiebung von einem Mikron.
Zur Dämpfung der kleinsten Umgebungsschwingungen mit außerordentlich bewegungsempfindlichen Vorrichtungen sind die niedrigsten Eigenschwingungsfrequenzen, die durch dem Stand der Technik entsprechende pneumatische Systeme erzielt werden können, auf etwa 2 oder 3 Hz begrenzt, und zwar aufgrund der den elastomeren Membranen oder Gehäusen, die normalerweise in pneumatischen Dämpfungseinrichtungen verwendet werden, zugeordneten Steifheit. Außerdem weisen pneumatische Dämpfungseinrichtungen weitere Probleme und Einschränkungen auf, wie zum Beispiel Dichtungsprobleme oder einen allmählichen Luftaustritt sowie begrenzte Temperaturbereiche, innerhalb denen die Einrichtungen wirksam funktionsfähig sind.
Ein Versuch, eine Vorrichtung zur Schwingungsdämpfung vorzusehen, wird in dem U.S. Patent US-A-2.580.815 mit dem Titel "Vibration Isolating Support" beschrieben, das an Mooney erteilt worden ist. Dieses Dokument veranschaulicht den Stand der Technik gemäß dem Oberbegriff aus Anspruch 1. Der Schwingungsdämpfungsmechanismus von Mooney weist zur Dämpfung der vertikalen Schwingungen eine Blattfederkonstruktion auf, die so konstruiert ist, daß sie eine sigmoide Last- Durchbiegungskurve aufweist, die am Wendepunkt eine Steigung von Null aufweist. An diesem Punkt ist die Rückstellkraft konstant mit einer Veränderung der Ablenkung. Unter diesen Bedingungen werden vertikale Schwingungen, selbst diese mit sehr niedriger Frequenz, im wesentlichen durch die Feder beseitigt. Zur Umsetzung einer Dämpfung von Schwingungen in alle Richtungen wird dieser Mechanismus mit einem tragenden Element für die zu dämpfende Einrichtung kombiniert sowie mit vertikalen Stangen zum Tragen des Elements und zum Tragen eines Teils des davon getragenen Gewichts, wobei jede Stange an jedem Ende ein Universalgelenk aufweist. Der Rest des Gewichts wird von Drähten oder ähnlichen flexiblen Aufhängungselementen getragen, die an einer darüber angeordneten erschütterungsfreien Unterlage vorgesehen sind, die eine Mehrzahl von Blattfedern aufweist. Wenn ein entsprechendes Verhältnis zwischen den Längen der Drähte und der Stangen und das Verhältnis des von den Drähten und den Stangen getragenen Gewichts erreicht wird, kann dieser Mechanismus horizontale Schwingungen selbst bei niedrigen Frequenzen im wesentlichen eliminieren.
Somit haben Fachleute, die sich mit der Entwicklung und dem Einsatz von Schwingungsdämpfungssystemen beschäftigen, seit langem die Notwendigkeit der Verbesserung der Schwingungsdämpfung erkannt, speziell in Niederfrequenzbereichen. Vorzugsweise sollte eine verbesserte Vorrichtung kompakt und verhältnismäßig leicht sein und eine verbesserte Schwingungsdämpfung bei niedrigen und hohen Frequenzen in vertikale und horizontale Richtungen vorsehen. Ferner sollte ein derartiges System oder eine derartige Vorrichtung in der Lage sein, Schwingungen mit sehr kleiner Amplitude zu dämpfen, wie etwa mikroseismische Bewegungen, ohne daß es dabei zu einem größeren Leistungsverlust kommt.

Zusammenfassung der Erfindung

Zusammengefaßt und allgemein ausgedrückt sieht die vorliegende Erfindung ein vielseitiges Schwingungsdämpfungssysem vor, das eine geringe Steifheit aufweist, die vertikal sowie horizontal Null oder nahezu Null betragen kann. Das System sorgt für eine wesentliche Verbesserung im Vergleich zu dem Stand der Technik entsprechenden Dämpfungssystemen, wobei die Übertragung von Schwingungen auf Präzisionsvorrichtungen und empfindliche Maschinen verringert wird, und zwar speziell Schwingungen in einem Niederfrequenzbereich und mit sehr kleinen Schwingungsamplituden.
Das erfindungsgemäße Schwingungsdämpfungssystem verwendet verschiedene elastische Strukturen, die so belastet sind, daß sie einen Punkt der elastischen Instabilität erreichen. Die jeder Konfiguration zugeordnete elastische Instabilität weist eine Instabilitätsmodusform oder einen Knickmodus auf, in den sich die Struktur verformt, wenn sie instabil wird oder knickt. Genau an dem Instabilitätspunkt, an dem die die Instabilität verursachende Last genau der sogenannten "kritischen Knickbelastung" entspricht, kann die Struktur in geringem Ausmaß in die verformte Form abgelenkt bzw. verschoben werden, wobei im wesentlichen eine Widerstandskraft von Null bzw. eine Federkonstante von Null vorgesehen ist. Wenn die die Instabilität erzeugende Belastung etwas niedriger ist als die kritische Knickbelastung, so kann die Struktur in geringem Ausmaß in die Instabilitätsmodusform abgelenkt werden, wobei eine sehr geringe Widerstandskraft vorgesehen ist, wodurch eine sehr geringe Steifheit vorgesehen wird. Das Ausmaß der Steifheit ist davon abhängig, wie nahe der Instabilitätspunkt erreicht worden ist. Dieses Prinzip wird bei der vorliegenden Erfindung für die Erzeugung der Steifheit von Null oder nahezu Null verwendet.
Wenn die die Instabilität verursachende Belastung größer ist als die kritische Knickbelastung, so neigt die überschüssige Belastung bei der Verformung der Struktur in die verformte Form dazu, die Struktur in die verformte Form zu bewegen, wodurch ein Mechanismus mit negativer Steifheit oder negativer Federkonstante erzeugt wird. Ein bekanntes Beispiel dafür ist ein "Schnapp-" oder "Sprungmechanismus". Durch die Kombination eines Mechanismus mit negativer Steifheit mit einer positiven Feder, die so eingestellt sind, daß sich die positive und die negative Steifheit genau aufheben, befindet sich die resultierende Vorrichtung somit an einem Punkt der elastischen Instabilität und weist bei kleinen Ablenkungen bzw. Verschiebungen um einen Mittelpunkt bzw. um eine zentrale Position eine Steifheit von Null oder nahe Null auf, wobei die Struktur von der unverformten in die verformte Form wechselt oder von ihrer Ausgangsform in ihre Instabilitätsmodusform. Dieses Prinzip wird ebenfalls bei der vorliegenden Erfindung eingesetzt. Durch die Regelung des Ausmaßes der Belastung, welche die negative Steifheit verursacht, wird ferner ein Mittel erzeugt, durch das die Nettosteifheit der Vorrichtung ebenfalls eingestellt oder "feinabgestimmt" werden kann, und zwar entweder manuell zur Anpassung eines passiven Dämpfungssystems, oder automatisch in einem aktiven Dämpfungssystem unter Verwendung von bewegungsmessenden Elementen, einer Rückkopplungsschleife und einer Betätigungseinrichtung zur Anpassung der die Instabilität erzeugenden Belastung sowie der Systemsteifheit. Bei der vorliegenden Erfindung wird in einigen Ausführungsbeispielen auch eine Einrichtung zur Anpassung der positiven Federsteifheit zur Anpassung der Nettosteifheit des Systems eingesetzt.
Bei dem erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfungssystem wird ein Vertikalbewegungs-Dämpfungssystem eingesetzt, das das Gewicht des Objekts trägt und eine geringe Steifheit in die vertikale Richtung vorsieht, und ferner wird ein Horizontalbewegungs- Dämpfungssystem eingesetzt, das das Objekt trägt und eine geringe Steifheit in jede horizontale Richtung vorsieht.
Bei dem Vertikalbewegungs-Dämpfungssystem wird eine Konfiguration von einer oder mehreren Dämpfungseinrichtungen verwendet, die eine Instabilitätsmodusform erzeugen, so daß die zugeordneten Ablenkungen einachsig sind, das heißt, sie treten nur in eine Richtung auf. Bei Schwingungsdämpfungsanwendungen, bei denen ein Objekt in einem Schwerkraftsfeld getragen wird, ist die Achse der Dämpfungseinrichtung, die der Instabilitätsrichtung entspricht, vertikal in der Richtung der Gewichtsbelastung ausgerichtet. Die Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtungen verwenden ferner eine Konfiguration, die es ihnen ermöglicht, eine Gewichtslast zu tragen und weiterhin in die vertikale Richtung eine Steifheit von Null oder beinahe Null vorzusehen. Die Lasttragefähigkeit dieser Dämpfungseinrichtungen ist ebenfalls anpaßbar.
Bei dem Horizontalbewegungs-Dämpfungssystem wird eine Konfiguration von einer oder mehreren Horizontalbewegungs- Dämpfungseinrichtungen verwendet, die eine Struktur mit vielen elastischen Instabilitäts- oder Verformungsmodi erzeugen, die um eine vertikale Achse symmetrisch sind. Bei einer Ausführung der Erfindung verwendet das Horizontalbewegungs- Dämpfungssystem ein oder mehrere achsensymmetrische Ständerelemente, die als feste, freie Ständer funktionieren. Jedes Ständerelement und das resultierende System weist viele Instabilitätsmodi auf (theoretisch eine unendliche Anzahl), so daß die Ausgangsform des Instabilitätsmodus oder des Verformungsmodus eine laterale Verschiebung des oberen Endes des Ständers im Verhältnis zu dem unteren Ende darstellt. Jedes Ständerelement ist so konstruiert, daß es einen Teil eines Nutzlastgewichts stützt, das sich der kritischen Knickbelastung dieses Elements nähert. Folglich kooperieren alle Ständerelemente, um eine ausreichende axiale Steifheit beim Tragen des Nutzlastgewichts vorzusehen, wobei in die horizontalen Richtungen nur eine geringe bzw. gar keine Steifheit vorgesehen wird.
Die vorliegende Erfindung kann zum Beispiel dazu eingesetzt werden, eine stabile Plattform zum Testen empfindlicher Ausrüstungen oder zum Tragen von Präzisionsfertigungsausrüstung vorzusehen. Das System eignet sich zum Einsatz in Verbindung mit photolithographischer Ausrüstung, die in der Mikroelektronikindustrie verwendet wird, optischen Instrumenten, wie etwa Einrichtungen auf Laserbasis, elektronischen Rastermikroskopen und vielen anderen praktischen Anwendungen, wie etwa für die Dämpfung von Gebäuden oder Einrichtungen gegen Erdbeben. Aufgrund der Tatsache, daß das Dämpfungssystem auch Schwingungen einer Nutzlast dämpfen kann, kann das System auch für die Dämpfung schwingender Nutzlasten im Verhältnis zu einer Umgebung eingesetzt werden. Ein Beispiel für eine praktische Anwendung ist die Dämpfung der schwingenden Ausrüstung in einem U-Boot zur Verringerung der Schwingungen des Körpers. Eine derartige Vorrichtung würde ein ruhiger fahrendes U-Boot erzeugen, das schwieriger zu erkennen wäre. Da die vertikale Steifheit auf einen Wert nahe Null verringert werden kann, kann die Dämpfungseinrichtung ferner eine Schwerkraft von Null simulieren, wodurch sich die vorliegende Erfindung somit zum Testen von Instrumenten in einer simulierten Umgebung ohne Schwerkraft eignet.
Insgesamt sieht die vorliegende Erfindung ein System vor, das eine Steifheit von Null oder nahezu Null in vertikale und horizontale Richtungen vorsehen kann, und ein Dämpfungssystem, das die Übertragung von Schwingungen mit außerordentlich niedriger Frequenz zwischen einer Nutzlast und einer Basis unterdrücken kann. Das System kann passiv eingesetzt werden oder mit bewegungsmessenden Elementen, einer Rückkopplungsschleife und einer Betätigungseinrichtung, so daß es als aktives System verwendet werden kann. Vorgesehen ist gemäß der vorliegenden Erfindung ferner ein Dämpfungssystem, das im wesentlichen frei von mechanischer Reibung ist, d.h. der Energieverlust in dem System ist auf interne Hysterese in dem strukturellen Material begrenzt. Das System dämpft Nutzlasten somit wirksam gegen selbst die kleinsten Umgebungsschwingungen. Das System kann vollständig aus Baumetallen oder anderen Bauwerkstoffen hergestellt werden, um belastenden Umgebungen zu widerstehen, wie zum Beispiel hohen Temperaturen, starken Vakuums und korrodierenden Umgebungen.
Andere Merkmale und Vorteile der vorliegenden Erfindung werden aus der folgenden genauen Beschreibung in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen deutlich, in denen die vorliegende Erfindung exemplarisch veranschaulicht werden.

Kurze Beschreibung der Zeichnungen

Es zeigen:
Fig. 1 eine Perspektivansicht eines Ausführungsbeispiels eines gemäß der vorliegenden Erfindung hergestellten Schwingungsdämpfungssystems;
Fig. 2 eine Perspektivansicht eines Ausführungsbeispiels einer gemäß der vorliegenden Erfindung hergestellten Allzweck- Dämpfungseinrichtung;
Fig. 3 eine Darstellung der Kraft im Verhältnis zu der Verschiebung für die Dämpfungseinrichtung aus Fig. 2, wobei die Merkmale der Federkonstante oder der Steifheit einer positiven Federeinrichtung und eines Mechanismus mit negativer Steifheit dargestellt sind sowie die effektive Nettosteifheit für die Dämpfungseinrichtung;
Fig. 4 eine Ansicht der Dämpfungseinrichtung aus Fig. 2 mit einem teilweise bruchstückartigen Abschnitt, wobei die Befestigung der Belastungsbiegungseinrichtung an der Basis veranschaulicht ist;
Fig. 5 eine Seitenansicht des Ausführungsbeispiels aus Fig. 2;
Fig. 6 eine Querschnittsseitenansicht des Ausführungsbeispiels aus Fig. 2;
Fig. 7 eine Querschnittsseitenansicht des Ausführungsbeispiels aus Fig. 6 entlang der Linie 7-7;
die Fig. 8(a) und 8(b) teilweise bruchstückartige Darstellungen, wobei eine Lastbiegungseinrichtung in der Abbildung aus Fig. 8(b) im belasteten Zustand und in der Abbildung aus Fig. 8(a) im unbelasteten Zustand dargestellt ist;
die Fig. 9(a) und 9(b) teilweise bruchstückartige Darstellungen, wobei eine radiale Biegungseinrichtung in der Abbildung aus Fig. 9(a) im belasteten Zustand und in der Abbildung aus Fig. 9(b) im unbelasteten Zustand dargestellt ist;
Fig. 10 eine teilweise Querschnittsansicht des Feineinstellmechanismuses, der für die Anpassung der Radialkraft an die radiale Biegungseinrichtung verwendet wird;
Fig. 11 ein alternatives Ausführungsbeispiel der Erfindung, wobei eine Mehrzahl radialer Biegungseinrichtungen dargestellt sind, die gemäß der vorliegenden Erfindung eingesetzt werden können;
Fig. 12 eine Seitenansicht des Ausführungsbeispiels des gemäß der vorliegenden Erfindung hergestellten Schwingungsdämpfungssystems;
die Abbildungen aus den Fig. 13(a) bis (f) Ansichten eines Horizontalbewegungs-Dämpfungssystems mit drei Ständerelementen, die eine Plattform tragen, wobei Instabilitätsmodi der Ständerelemente dargestellt sind; wobei die Abbildung aus Fig. 13a ein unverschobenes System zeigt; wobei die Abbildungen aus den Fig. 13b und 13c einen Ständerelement-Verformungsmodus bei normalem Betrieb um den Instabilitätspunkt veranschaulichen; wobei die Abbildung aus Fig. 13d einen festen, freien Ersatzständer an dem Instabilitätspunkt zeigt; wobei die Abbildung aus Fig. 13e den Verformungsmodus eines Ständerelements zeigt, wobei die Plattform auf kleine horizontale Verschiebungen beschränkt ist; und wobei die Abbildung aus Fig. 13f den festen, freien Ersatzständer für das Ständerelement zeigt; und
Fig. 14 eine Seitenansicht im teilweisen Querschnitt eines alternativen Ausführungsbeispiels eines Horizontalbewegungs- Dämpfungssystems, wobei eine Einrichtung zur Anpassung der auf die Dämpfungseinrichtungen der Ständerelemente ausgeübten Gewichtsbelastungen dargestellt ist.

Genaue Beschreibung der bevorzugten Ausführungsbeispiele

Wie dies in den Zeichnungen zu Veranschaulichungszwecken dargestellt ist, ist die vorliegende Erfindung als allseitiges Dämpfungssystem ausgeführt, das ein Objekt, im besonderen ein bewegungsempfindliches Instrument, wirksam gegen die Auswirkungen von Schwingungen und anderen unerwünschten Bewegungen dämpfen kann, oder das ein schwingendes Objekt von einer Basis isolieren kann. Die vorliegende Erfindung betrifft ferner die einzelnen Vertikalbewegungs- und Horizontalbewegungs-Dämpfungseinrichtungen, die gemeinsam zusammenwirken und das Dämpfungssystem bilden.
Die Abbildung aus Fig. 1 zeigt ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfungssystems 10. Das System 10 verwendet verschiedene neuartige Vertikalbewegungs- Dämpfungsvorrichtungen oder einfach Dämpfungseinrichtungen 12, die dazu verwendet werden, das zu dämpfende Objekt erschütterungsfrei zu tragen. Diese Vertikalbewegungs- Dämpfungseinrichtungen (die nachstehend im Text genauer beschrieben werden) sehen ein Mittel zur Unterdrückung der Übertragung von Schwingungen in die vertikale Richtung vor.
Diese Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtungen arbeiten unter Verwendung einer Federeinrichtung, die die Gewichtsbelastung trägt, und mit einem Mechanismus, der in der Lage ist, eine negative Steifheit zu erzeugen, die der positiven Steifheit der Federeinrichtung entgegenwirkt. Als Folge daraus kann eine geringe Nettosteifheit (die sich Null nähert) erzielt werden. Ferner sind Einrichtungen zur Einstellung der negativen Steifheit vorgesehen, um eine "Feinabstimmung" der Dämpfungseinrichtung auf eine Netto-Federsteifheit von Null oder nahe Null zu erreichen. Diese Kombination erzeugt eine Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtung, die Schwingungen mit sehr niedrigen Frequenzen isolieren und die Dämpfung von höheren Frequenzen verbessern kann.
Das System 10 kombiniert die Vertikalbewegungs- Dämpfungseinrichtungen 12 mit einem Beispiel eines neuartigen Horizontalbewegungs-Dämpfungssystems, das mindestens drei Ständerelemente 14 aufweist (in der Abbildung aus Fig. 1 sind nur zwei Elemente dargestellt), die eine verhältnismäßig steife Unterstützung in die vertikale Richtung und eine erschütterungsfreie Unterstützung in die horizontalen Richtungen vorsehen. Jedes Ständerelement 14 ist an seinem unteren Ende starr an einer der vertikalen Dämpfungseinrichtungen 12 angebracht, und an dem oberen Ende ist jedes Element an der Nutzlast oder einer Plattform angebracht, die die Nutzlast trägt. Jedes Ständerelement 14 kann einem speziellen Zustand eines instabilen Gleichgewichts ausgesetzt sein, wenn auf das Element eine bestimmte vertikale Belastung ausgeübt wird. Der kritische Wert dieser Belastung wird als kritische Knickbelastung des Elements bezeichnet. Wenn diese Belastung auf das Element ausgeübt wird, würde jede weitere Belastung bewirken, daß das Element beginnt sich in ihre verformte oder Instabilitätsmodusform zu verformen. Dies wird nachstehend in Bezug auf die Fig. 13a bis 13f näher beschrieben.
Ziel dieser Konstruktion ist die axiale Belastung jedes dieser drei Ständerelemente 14 mit einem Gewicht, das die kritische Knickbelastung des Elements erreicht. Das Element 14 ist dabei weiterhin ausreichend robust, um das Gewicht der Nutzlast zu tragen, wobei keines dieser Elemente jedoch nur eine geringe oder keine Steifheit in horizontale Richtungen aufweist. Als Folge daraus unterdrücken diese Elemente die Übertragung horizontaler Schwingungen zwischen der Nutzlast und der Basis. Ein weiterer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist ein Sicherheits- oder "Ausfallsicherheitsmechanismus" (dieser wird nachstehend im Text näher beschrieben), der es ermöglicht, daß die Ständerelement-Dämpfungseinrichtungen nahe ihrer oder an ihren Instabilitätspunkten funktionieren, und wobei der Mechanismus einen zufriedenstellenden Sicherheitsfaktor gegen Zusammenbruch oder Beschädigung der Nutzlast oder der Komponenten des Dämpfungssystems vorsieht. Diese Kombination aus Vertikalbewegungs- und Horizontalbewegungs- Dämpfungseinrichtungen erzeugt ein System, das Schwingungen in praktisch alle Richtungen dämpfen kann.
Die spezielle Anordnung der Vertikalbewegungs- und Horizontalbewegungs-Dämpfungseinrichtungen aus Fig. 1 ist nur eine der zahlreichen möglichen Kombinationen gemäß der vorliegenden Erfindung. Das System aus Fig. 1 verwendet zum Beispiel drei Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtungen als Basiselemente, die eine Nutzlast tragen, mit den Horizontalbewegungs-Dämpfungselementen 14, der Plattform 16 und den zu dämpfenden Objekten. Andere Kombinationen sind ebenfalls möglich, wobei die Horizontalbewegungs- Dämpfungselemente 14 als Basiselemente zum Tragen und Dämpfen ihrer Nutzlast eingesetzt werden. Bei einer derartigen Anordnung wird zum Beispiel gemäß der Abbildung in Fig. 12 und gemäß der nachstehenden genauen Beschreibung nur eine Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtung verwendet, die durch drei Horizontalbewegungs-Dämpfungselemente getragen wird. Die Anzahl der eingesetzten Vertikalbewegungs- Dämpfungseinrichtungen ist unterschiedlich, und ihre Anordnung im Verhältnis zu den Horizontalbewegungs-Dämpfungselementen ist in vielen verschiedenen Kombinationen möglich, die alle dem Umfang der vorliegenden Erfindung entsprechen.
In der Praxisanwendung verwendet das Horizontalbewegungs- Dämpfungssystem normalerweise mindestens drei Horizontalbewegungs-Dämpfungselemente, um ein beliebiges Objekt entsprechend zu tragen. Bei einigen Anwendungen können deutlich mehr Horizontalbewegungs-Dämpfungselemente verwendet werden, um die notwendige Stütz- bzw. Tragfunktion vorzusehen, und wobei bei anderen Anwendungen wiederum nur ein Horizontalbewegungs-Dämpfungselement verwendet wird.
In Bezug auf die Abbildungen aus den Fig. 2, 4, 5 und 6 ist ein Ausführungsbeispiel einer Vertikalbewegungs- Dämpfungseinrichtung 12 dargestellt, die in dem System eingesetzt wird, das in der Abbildung aus Fig. 1 dargestellt ist. In der Abbildung aus Fig. 2 wurde die Plattform 16 entfernt, um die Bestandteile besser zu veranschaulichen, aus denen diese bestimmte Dämpfungseinrichtung besteht.
Die Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtung 12 weist eine stationäre Basis 18 auf, auf der eine Federeinrichtung 20 angebracht ist. Die spezielle Federeinrichtung 20 trägt die Gewichtsbelastung und sorgt für eine positive Federsteifheit in die vertikale Richtung. Diese Federeinrichtung 20 umfaßt drei radiale Biegungseinrichtungen 22, die an einer zentralen Nabe 24 aneinander angebracht sind. Diese Nabe 24 dient als zentraler Punkt, der das zu dämpfende Objekt trägt. Bei dieser speziellen Anordnung trägt die zentrale Nabe 24 ein Ende 26 des Horizontalbewegungs-Dämpfungselements 14. In anderen Ausführungsbeispielen kann die Nabe 24 an einer Tragkonstruktion angebracht werden, wie etwa an einer Plattform, die das zu dämpfende Objekt trägt.
Diese drei radialen Biegungseinrichtungen 22 sind räumlich zueinander ungefähr mit einem Abstand von 120º angeordnet. Jede radiale Biegungseinrichtung 22 funktioniert als Trägerständer mit einer hohen axialen Steifheit und mit einer ausreichenden Biegefähigkeit, um eine Biegung zu ermöglichen, wenn der Ständer durch vertikale Belastungen Biegungsmomenten ausgesetzt ist. Diese Biegefähigkeit sieht die positive vertikale Steifheit der Federeinrichtung vor.
Die Kompressionskräfte bewirken ferner, daß die radialen Biegungseinrichtungen oder Trägerständer als Mechanismus mit negativer Steifheit funktionieren und an der Nabe 24 eine negative Steifheit in die vertikale Richtung vorsehen. Bei einem kritischen Wert der radialen Kompressionskraft, der der kritischen Knickbelastung der Biegungseinrichtung oder des Trägerständers entspricht, wird ein Punkt der elastischen Instabilität erzeugt. Dieser Punkt der elastischen Instabilität ist auch der Punkt, an dem die durch die radiale Kompressionskraft bewirkte negative vertikale Steifheit genau die positive vertikale Steifheit neutralisiert, die den Biegungsverformungen der radialen Biegungseinrichtung zugeordnet ist. Bei einer Annäherung an den kritischen Wert der radialen Kompressionskraft oder der kritischen Knickbelastung, nimmt die vertikale Nettosteifheit der Dämpfungseinrichtungsstruktur ab, bis die vertikale Nettosteifheit an dem kritischen Wert oder dem Punkt der elastischen Instabilität gleich Null ist. Die Geometrie der Dämpfungseinrichtung ist ferner derart vorgesehen, daß die dem Modus der Instabilität oder dem Verformungsmodus zugeordneten Ablenkungen im wesentlichen vertikale Verschiebungen bzw. Ablenkungen oder Ablenkungen entlang der Achse der Dämpfungseinrichtung darstellen. Somit wird eine Dämpfungseinrichtung erzeugt, die eine Gewichtsbelastung in ihre vertikale bzw. axiale Richtung tragen kann und deren vertikale Nettosteifheit durch Anpassung der radialen Kompressionskräfte auf die radialen Biegungseinrichtungen auf einen Wert von Null oder nahezu Null eingestellt werden kann.
Jede radiale Biegungseinrichtung 22 ist mit einer Einrichtung verbunden, die dazu dient, eine radiale Kompressionskraft auf die Biegungseinrichtung auszuüben. In dem Ausführungsbeispiel aus den Fig. 2, 4, 5 und 6 sind diese Einrichtungen als drei Lastbiegungseinrichtungen 28 dargestellt, von denen eine mit einem äußeren Ende 30 jeder radialen Biegungseinrichtung 22 verbunden ist. Jede Lastbiegungseinrichtung 28 weist zwei Biegungseinrichtungen 29 auf, die zwischen einem dickeren Mittelstück 33 und zwei dickeren Enden 32 und 34 verbunden sind, die wiederum an Abstandsblöcken 36 angebracht sind, die integral an der Basis 18 ausgebildet sind. Wie dies in der Abbildung aus Fig. 4 besser dargestellt ist, weist jeder Abstandsblock 36 eine äußere Oberfläche 38 auf, die zum Zwecke der Befestigung eingesetzt wird. Die Abstandsblöcke 36 sind in der Anordnung aus Fig. 4 so geformt und ausgerichtet, daß sie verschiedene Durchgänge 40 bilden, in denen die radialen Biegungseinrichtungen 22 positioniert werden und sich ohne Behinderung bewegen können. Die Enden 32 und 34 dieser Lastbiegungseinrichtungen 28 sind durch einen Bolzen 42 oder eine andere Befestigungseinrichtung an den Abstandsblöcken 36 angebracht.
Wie dies bereits vorstehend im Text erwähnt worden ist, befindet sich jede Lastbiegungseinrichtung 28 in direktem Kontakt mit einem Ende 30 einer radialen Biegungseinrichtung 22. In dem Ausführungsbeispiel aus Fig. 2 (das in der Abbildung aus Fig. 9a in näheren Einzelheiten dargestellt ist) weist dieses Ende 30 der radialen Biegungseinrichtung 22 eine Befestigungsplatte 44 auf, die entweder integral mit der radialen Biegungseinrichtung ausgebildet ist, oder ein separates Element darstellt, das an die Biegungseinrichtung 22 geschweißt oder auf andere Art und Weise befestigt wird. Jede Befestigungsplatte 44 ist an dem Mittelstück 33 der Lastbiegungseinrichtung 28 angebracht. In den Abbildungen aus den Fig. 2 und 9a weisen sowohl das Mittelstück 33 als auch die Befestigungsplatte 44 zwei oder mehr Bohrungen 46 auf, durch die sich ein Zugbolzen oder ein Stab 48 erstreckt. Eine an dem Ende jedes Stabs 48 angebrachte Mutter 50 sorgt dafür, daß das Mittelstück 33 und die Befestigungsplatte 44 fest aneinander befestigt bleiben.
Diese Anordnung ist nur eine von vielen Möglichkeiten zur Befestigung der Lastbiegungseinrichtung an der radialen Biegungseinrichtung. Andere Befestigungsanordnungen sind für den Fachmann erkennbar. Ferner können die Lastbiegungseinrichtung und die radiale Biegungseinrichtung als ein separat gefertigtes Element gestaltet werden, wodurch es nicht mehr erforderlich ist, sich auf eine Befestigungsanordnung zu verlassen, um zwei Elemente zusammen zu halten. Eine Schraubverbindung oder eine Klemmverbindung kann zwischen den zusammengeführten Elementen eine mechanische Reibung verursachen, die die Leistungsfähigkeit des Dämpfungssystems nachteilig beeinflussen kann. Im Betrieb üben diese Lastbiegungseinrichtungen radiale Kompressionskräfte auf die radialen Biegungseinrichtungen aus, welche die negative Steifheit erzeugen, die der positiven Federsteifheit entgegenwirkt, die durch Biegung der radialen Biegungseinrichtung unter den vertikalen Gewichtsbelastungen erzeugt werden.
Im Betrieb ist jede der Lastbiegungseinrichtungen so konstruiert, daß sie auf das äußere Ende der radialen Biegungseinrichtung eine einwärts gerichtete radiale Kraft ausübt. Dies wird einfach dadurch bewirkt, daß die Enden der Lastbiegungseinrichtung in Richtung der zentralen Nabe bewegt werden. In dem Ausführungsbeispiel aus Fig. 2 sind die Enden der Lastbiegungseinrichtung im Verhältnis zu den Abstandsblöcken beweglich, um das Ausmaß der radialen Kraft zu verändern, das auf die radiale Biegungseinrichtung ausgeübt wird. Die Bolzen, die die Enden der Lastbiegungseinrichtungen an der Verwendungsposition halten, können einfach festgezogen oder "abgeschraubt" werden, um das gewollte Ausmaß der radialen Kraft zu erreichen.
Die Abbildung aus Fig. 3 zeigt eine Darstellung der Last bzw. Belastung im Verhältnis zu der Verschiebung bzw. Ablenkung, wobei das Ausgleichsprinzip dargestellt ist, das die geringe Netto-Federsteifheit für die Vertikalbewegungs- Dämpfungseinrichtung erzeugt. Diese Darstellung zeigt das Lastverschiebungsverhalten einer typischen linearen Federeinrichtung sowie die Eigenschaften eines typischen negativen Steifheitsmechanismuses. In der Abbildung aus Fig. 3 zeigt die Linie P das allgemeine Lastverschiebungsverhalten der Federeinrichtung, während die Linie N den negativen Steifheitsmechanismus darstellt. Die Linie I zeigt die Kennlinie der Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtung, bei der es sich einfach um eine Kombination der Eigenschaften der Federeinrichtung und des negativen Steifheitsmechanismuses handelt.
Die Linie P zeigt eine typische lineare Feder mit einer positiven Steigung, welche die positive Steifheit oder die Federkonstante darstellt. Die Feder wird in dem Ausmaß δW von der unbelasteten und der unverformten Form abgelenkt, und wobei die Feder bei einer Ablenkung δW die Last W trägt. Die Ablenkung δW entspricht dem Mittelpunkt der Vertikalbewegungs- Dämpfungseinrichtung, wobei es sich dabei um den Mittelpunkt des Sprung- oder Schnappmechanismus handelt, der die negative Steifheit erzeugt. Dabei handelt es sich auch um die Position, um die die Dämpfungseinrichtung funktionsfähig ist, um die Dämpfung der Vertikalbewegung vorzusehen. Bei der Dämpfungseinrichtung aus Fig. 2 entspricht dies der Position, an der sich die inneren und äußeren Enden der radialen Biegungseinrichtung ungefähr auf der gleichen vertikalen Höhe befinden. Dies ist auch in den Abbildungen aus den Fig. 9A und 9B dargestellt. Die Abbildung aus Fig. 9B veranschaulicht eine radiale Biegungseinrichtung 22 an ihrer unbelasteten und unverformten Position. Die Abbildung aus Fig. 9A zeigt die Biegungseinrichtung, die unter der Arbeitsgewichtsbelastung an die ungefähre Betriebsposition verformt ist, wobei die zentrale Nabe 24 ungefähr um das Ausmaß δW nach unten bewegt worden ist. Wenn auf die radialen Biegungseinrichtungen keine radiale Belastung ausgeübt wird, so würde das Lastablenkungsverhalten der vertikalen Dämpfungseinrichtung der Linie P aus Fig. 3 entsprechen, und die Steifheit der Dämpfungseinrichtung würde der Steigung der Linie P entsprechen. Wenn die radiale Kompressionsbelastung auf die radiale Biegungseinrichtung ausgeübt wird, wird die negative Steifheit erzeugt, die von der positiven Steifheit der positiven Federeinrichtung abgezogen wird. Für jeden Wert der radialen Last kann eine Lastablenkungskurve eines Mechanismus mit negativer Steifheit dargestellt werden, wie etwa die Kurve N aus der Abbildung aus Fig. 3. Diese Kurven weisen eine ungefähr konstante negative Steigung über einen begrenzten Ablenkungsbereich um den Mittelpunkt auf. Für eine vertikale Steifheit von Null oder nahezu Null entspricht der Konstruktionswert oder Betriebswert für die radiale Last dem Wert, bei dem diese negative Steigung die positive Steigung der positiven Federeinrichtung neutralisiert oder ungefähr neutralisiert, wie dies durch die Kurven aus der Abbildung aus Fig. 3 veranschaulicht wird. Die Dämpfungseinrichtung ist normalerweise für einen Ablenkungsbereich gestaltet, innerhalb dem die Einrichtung wirksam funktionsfähig ist, wie dies etwa durch den Ablenkungsbereich zwischen δ&sub1; und δ&sub2; aus Fig. 3 dargestellt ist. Mit der Zunahme der Ablenkungen der Dämpfungseinrichtung außerhalb dieses Bereichs wird das Verhalten des Mechanismus mit negativer Steifheit zunehmend nichtlinear, und zwar aufgrund der Effekte zweiter Ordnung durch den Ablenkungen zugeordnete geometrische Veränderungen.
Hiermit wird festgestellt, daß die Dämpfungseinrichtung nicht auf den Betriebswert der radialen Last begrenzt ist, die eine vertikale Steifheit von Null oder nahezu Null erzeugt. Die Dämpfungseinrichtung kann mit jedem Steifheitswert innerhalb des durch die Kurve der Linie P aus Fig. 3 für eine radiale Last von Null vorgesehenen Bereichs betrieben werden, bis zu Null oder nahezu Null für den kritischen Wert der radialen Last, bis zu negativen Werten der Steifheit für radiale Lasten, die den kritischen Wert überschreiten. Wenn die radiale Last auf die Biegungseinrichtung tatsächlich umgekehrt werden würde, um die Biegungseinrichtung mit radialer Spannung an Stelle einer Kompression zu belasten, so würde die vertikale Nettosteifheit der Dämpfungseinrichtung über die Steigung der Linie P aus Fig. 3 erhöht werden.
Die spezielle Darstellung aus der Abbildung aus Fig. 3 dient ausschließlich Zwecken der Veranschaulichung und soll in keiner Weise als Basis für die Bestimmung des Lastablenkungsverhaltens einer tatsächlichen Dämpfungseinrichtung verwendet werden. Hiermit wird festgestellt, daß einige Berechnungen und Versuche erforderlich sein können, um die zweckmäßigen Konstruktionsparameter zu bestimmen sowie die Lastablenkungswerte, die für die Konstruktion einer Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtung für eine bestimmte Anwendung erforderlich sind. Wenn ferner Effekte zweiter Ordnung ausgemacht werden, wird deutlich, daß die radiale Last auch die Biegeverformungen der radialen Biegungseinrichtungen und die vertikale Position der zentralen Nabe beeinflußt, wodurch der Mittelpunkt oder die Betriebsposition der Dämpfungseinrichtung beeinflußt wird.
Hiermit wird ferner festgestellt, daß je näher die Dämpfungseinrichtung an einer Nettosteifheit von Null betrieben wird, desto präziser ist die radiale Kraft, die erforderlich ist, um den Mechanismus mit negativer Steifheit an seinem entsprechenden Betriebspunkt zu positionieren. Somit kann die spezielle Lastbiegungseinrichtung, die in dem Ausführungsbeispiel aus Fig. 2 verwendet wird, für bestimmte Anwendungen unter Umständen nicht ausreichend genau sein, um die präzise radiale Kraft zu erzeugen, die für die "Feinabstimmung" der Dämpfungseinrichtung erforderlich ist. Folglich kann es sein, daß andere Einrichtungen erforderlich sind, die eine präzisere Einstellung der radialen Kraft vorsehen.
Die in der Abbildung aus Fig. 2 dargestellte Lastbiegungseinrichtung kann die radiale Kraft, die auf die radiale Biegunseinrichtung ausgeübt wird, grob einstellen. Dies wird dadurch erreicht, daß die Enden der Lastbiegungseinrichtung einfach zu dem Abstandsblock, an dem die Einrichtung angebracht ist, hin oder von diesem weg bewegt werden. In den Abbildungen aus den Fig. 8a und 8b ist eine einfache Anordnung dargestellt, die eine festere Anbringung zwischen der Lastbiegungseinrichtung und dem Abstandsblock vorsieht, um die relative Bewegung sowie unerwünschte Effekte der mechanischen Reibung zu reduzieren. Dabei wird eine Reihe von Abstandsstücken 52 verwendet, die zwischen jedes Ende der Lastbiegungseinrichtung und die Oberfläche 38 des Abstandsblocks 36 geklemmt werden, um die Last einzustellen bzw. anzupassen. Diese Abstandsstücke 52 können vor dem Zusammenbau hinzugefügt oder entfernt werden, um das Ausmaß der auf die radialen Biegungseinrichtungen nach dem Zusammenbau auszuübenden Kraft zu verändern. In der Abbildung aus Fig. 8A ist die Lastbiegungseinrichtung an ihrer unbelasteten Position dargestellt. In der Abbildung aus Fig. 8B ist die gleiche Lastbiegungseinrichtung dargestellt während sie eine wesentliche Kraft auf die radiale Biegungseinrichtung ausübt, und zwar aufgrund der Verformung der Lastbiegungseinrichtung an deren Klemmposition. Die minimale inkrementale Einstellung der radialen Kraft ist von der minimalen Dicke der einzelnen Abstandsstücke abhängig sowie von der Steifheit der Lastbiegungseinrichtung.
In der Abbildung aus Fig. 10 ist eine Einrichtung zur Erzeugung einer Feineinstellung der radialen Kraft auf die radiale Biegungseinrichtung dargestellt. Diese Einrichtungen sind als ein Feineinstellmechanismus 56 dargestellt, der das Mittelstück 33 der Lastbiegungseinrichtung berührt, um eine zusätzliche geringe radiale Kraft auszuüben, um den Mechanismus mit negativer Steifheit "fein einzustellen". Dieser Einstellmechanismus 56 weist eine tragende Einrichtung 58 auf, die eine Gewindeschraube 60 mit einer daran angebrachten schwachen Feder 632 trägt. Diese Feder 62 berührt das Mittelstück 33 der Biegungseinrichtung, um eine zusätzliche Kraft auszuüben, die die Kraft ergänzt, die durch die Lastbiegungseinrichtung ausgeübt wird. Diese schwache Feder 62 weist ein Ende 64 auf, das in einer Aussparung 66 plaziert wird, die speziell an einer Außenseite 68 des Mittelstücks 33 der Lastbiegungseinrichtung ausgebildet ist.
Diese Aussparung 66 verhindert eine Bewegung der Feder 62, sobald sich die Feder an der Verwendungsposition befindet und belastet wird. Das entgegengesetzte Ende 63 der Feder 62 wird in einer Halteeinrichtung 67 positioniert, die ebenfalls eine Bewegung der Feder verhindert, sobald diese belastet wird. Die Gewindeschraube 60 weist einen Knopf 70 auf, der sich an einem Ende der Schraube 60 befindet und eine Bewegung dieser ermöglicht, wenn dies erforderlich ist, um die zusätzliche Kraft auf die Lastbiegungseinrichtung zu erhöhen oder zu verringern.
Eine schwache Feder und ein Schraubenmechanismus werden aus dem Grund verwendet, da dadurch eine deutlich geringe Einstellung der Kraft auf die radiale Biegungseinrichtung als bei der Lastbiegungseinrichtung aus Fig. 2 bewirkt werden kann. Die minimale inkrementale Einstellung der radialen Kraft ist von dem Abstand der Schraube 60, der Steifheit der schwachen Feder 62 und der minimalen praktischen Rotation der Schraube abhängig, die durch den Anwender vorgesehen werden kann. Um zur Feineinstellung eine kleine zusätzliche und präzise einstellbare Kraft auf die Lastbiegungseinrichtung auszuüben, kann jede andere geeignete Einrichtung verwendet werden. Zum Beispiel kann eine Magnetventil- oder eine piezoelektrische Vorrichtung zwischen jeder Lastbiegungseinrichtung und einem Trägerelement angebracht werden, um die zusätzliche Kraft zu erzeugen, und wobei Präzisionseinstellungen durch Präzisionseinstellungen des in die Vorrichtung eingegebenen elektrischen Stroms durchgeführt werden können.
Das Vertikalbewegungs-Dämpfungssystem weist ferner eine Einrichtung zur Veränderung der Belastbarkeit jeder Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtung und der Position der Nutzlast im Verhältnis zu der Basis auf. Bei der Dämpfungseinrichtung aus den Fig. 2, 4, 5, 9A, 9B und 10 wird ein Ausführungsbeispiel zur Veränderung der Belastbarkeit und der Nutzlastposition verwendet, bei dem es sich um einen Mechanismus handelt, der dem Mechanismus entspricht, der dafür eingesetzt wird, die Feineinstellung der radialen Kraft auf die radiale Biegungseinrichtung vorzusehen. In Bezug auf die Abbildungen aus den Fig. 9A, 9B und 10 weist dieser Mechanismus 72 eine sekundäre lineare Feder 74 und eine Stellschraube 76 auf, die unmittelbar unterhalb der zentralen Nabe 24 plaziert werden, um die auf die Nabe ausgeübte Gewichtsbelastung teilweise zu tragen. Die Feder 74 gelangt in Kontakt mit der Unterseite 78 der Nabe 24, um auf die Nabe eine zusätzliche Aufwärtskraft auszuüben. Die Federeinrichtung für die Dämpfungseinrichtung stellt nun die kombinierte Feder der radialen Biegungseinrichtungen 22 und der sekundären Feder 74 dar. Im Betrieb trägt die Dämpfungseinrichtung ein bestimmtes Gewicht, das eine Ablenkung der Federeinrichtung aus deren ursprünglichen unbelasteten Position, dargestellt in den Abbildungen der Fig. 9A und 10, an deren belastete Mittelpunkt- oder Betriebsposition bewirkt, die in der Abbildung aus Fig. 9A dargestellt ist. Eine Veränderung der Gewichtsbelastung bewirkt eine Ablenkung der Feder, wobei die zentrale Nabe 24 vertikal von der Mittelpunktposition weg bewegt wird. Entsprechend kleine Veränderungen können normalerweise toleriert werden, da allgemein eine gewisse positive Nettosteifheit der Feder vorgesehen ist und endliche vertikale Ablenkungsbegrenzungen gegeben sind, innerhalb denen die Dämpfungseinrichtung wirksam betrieben werden kann. Wenn die Veränderung der Gewichtsbelastung zu groß ist, kann die Ablenkung der zentralen Nabe, die von dem Mittelpunkt weggeht, den Betrieb und die Leistungsfähigkeit der Dämpfungseinrichtung negativ beeinträchtigen, so daß die Einstelleinrichtung 72 eine Anpassung der Veränderung des Gewichts und der vertikalen Position der zentralen Nabe vornehmen muß. Die Einstellung wird durch Anheben oder Senken des unteren Endes der sekundären Feder 74 über die Stellschraube 76 erreicht, die in einer Gewindebohrung 80 in der Basis 18 der Dämpfungseinrichtung positioniert ist. Zum Beispiel ermöglicht eine Anhebung des unteren Endes der sekundären Feder 74, daß diese Feder zusätzliches Gewicht tragen kann, während die zentrale Nabe an dem Mittelpunkt bleibt, ohne daß dabei die durch die radialen Biegungseinrichtungen 22 getragene Gewichtsbelastung beeinflußt wird. Diese Einstellung beeinträchtigt ferner auch nicht die vertikale Nettosteifheit der Dämpfungseinrichtung, da die Feder 74 linear ist.
Bei der Einstelleinrichtung zum Anheben oder Senken des unteren Endes der Feder 74 muß es sich nicht um einen schraubenartigen Mechanismus handeln. Es kann jede Umsetzeinrichtung eingesetzt werden, wie zum Beispiel eine piezoelektrische Umsetzeinrichtung. Ferner muß es sich bei dem Einstellmechanismus 72 nicht um eine Feder und eine Umsetzeinrichtung handeln, vielmehr kann es sich um jeden Mechanismus handeln, ob elektrisch oder mechanisch, der eine verstellbare Aufwärtskraft auf die zentrale Nabe ausübt, wie etwa eine Sprachspule, ein Magnetventil oder einen anderen ähnlichen krafterzeugenden Mechanismus. Wenn die durch diesen Mechanismus ausgeübte Kraftveränderung eine Veränderung der effektiven vertikalen Steifheit des Mechanismuses bewirkt, so ist eine zugeordnete bzw. begleitende Anpassung der negativen Steifheit erforderlich, und zwar durch Anpassung der radialen Kompressionskräfte, die auf die radialen Biegungseinrichtungen ausgeübt werden, so daß der gewünschte Betriebswert für die vertikale Nettosteifheit der Dämpfungseinrichtung aufrechterhalten wird.
Die in dem Mechanismus 72 aus den Fig. 9A, 9B und 10 verwendete sekundäre Feder 74 kann jeden Bruchteil der gesamten vertikalen Belastung tragen. Die Situation, wenn diese Feder 74 die ganze vertikale Belastung trägt, stellt ein weiteres Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung dar, und wobei dieses Ausführungsbeispiel besonders ansprechende Merkmale bzw. Eigenschaften für bestimmte Anwendungen aufweist, wenn es sich bei der sekundären Feder um eine pneumatische Feder bzw. eine Luftfeder handelt, wobei Einrichtungen zur Aufrechterhaltung der vertikalen Position der Nutzlast vorgesehen sind. In diesem Fall tragen die radialen Biegungseinrichtungen 22 zu der positiven Gesamtsteifheit bei, wobei sie jedoch keinen Teil der Gewichtsbelastung tragen. Somit sind bzw. wären die radialen Biegungseinrichtungen an dem Mittelpunkt bzw. an der Betriebsposition der Dämpfungseinrichtung unbelastet. Dies entspricht der in der Abbildung aus Fig. 9A dargestellten Position, mit der Ausnahme, daß es sich um eine gerade Biegungseinrichtung 22 handeln würde, da diese nicht durch Biegemomente durch die Gewichtsbelastung verformt werden würde. Der Vorteil dieses Ausführungsbeispiels ist ein negativer Steifheitsmechanismus mit geringer Kraft und geringem Gewicht. Die notwendige radiale Kraft, damit der negative Steifheitsmechanismus die positive Steifheit neutralisieren kann, ist von der positiven vertikalen Steifheit der Federeinrichtung und der Länge der radialen Biegungseinrichtung abhängig. Die effektive vertikale Steifheit einer pneumatischen Feder, die ein bestimmtes Gewicht tragen kann, ist deutlich geringer als die einer praktischen linearen, mechanischen Federeinrichtung, die sich für eine Dämpfungseinrichtung dieser Art eignet, wie etwa die radiale Biegungsfedereinrichtung aus den Fig. 9A, 9B und 10. Aus diesem Grund ist die erforderliche radiale Kraft deutlich geringer, wenn zum Tragen des Gewichts eine pneumatische Feder verwendet wird, und wobei die resultierenden Lastbiegungseinrichtungen und die radialen Biegungseinrichtungen, die erforderlich sind, um die Kraft auszuüben und diese innerhalb zulässiger Belastungsgrenzen zu übertragen, einen deutlich kleineren Querschnitt und ein leichteres Gewicht aufweisen. Ferner ist die Anpassung der radialen Kraft zur Feinabstimmung der Dämpfungseinrichtung mit einer niedrigeren radialen Kraft einfacher zu erreichen.
Die Funktionsweise des Horizontalbewegungs-Dämpfungssystems basiert auf der Theorie, daß es durch Belastung jedes Ständerelements der Dämpfungseinrichtung bis zum Erreichen der kritischen Knickbelastung immer noch ausreichend stabil ist, um das Nutzlastgewicht zu tragen, wobei nur eine geringe oder sogar gar keine horizontale Steifheit vorgesehen ist.
Dieser Ansatz kann auf den ersten Blick in gewisser Weise unpraktisch erscheinen, und er wäre tatsächlich unpraktisch, wenn es sich nicht um einen Mechanismus handeln würde, der auch einen Teil des vorliegenden Dämpfungssystems darstellt, der eine ausreichende Sicherheit gegen Zusammenbruch oder übermäßige Ablenkung vorsieht, die die Nutzlast oder die Bestandteile des Dämpfungssystems beschädigen könnten, wenn die kritische Knickbelastung überschritten wird. Dies kann mit Hilfe der Abbildungen aus den Fig. 13A bis 13F erläutert werden. Die Abbildung aus Fig. 13A zeigt eine Ansicht eines Horizontalbewegungs-Dämpfungssystems, wie etwa des Systems aus Fig. 12. Eine starre Plattform 18 ist starr mit einem der drei Ständerelemente 14 verbunden und wird von diesem getragen, wobei die Elemente mit der Basis 144 verbunden sind. Die Abbildung aus Fig. 13 zeigt die ungefähre verformte Form der Ständerelemente, die sich aus einer Umsetzung bzw. Translation der Plattform um eine horizontale Strecke δH ergibt. Diese Translation kann durch eine horizontale Kraft auf die Plattform bewirkt werden, und sie kann ferner durch die vertikalen Belastungen auf die Ständerelemente bewirkt werden, die ihre kritischen Knickbelastungen überschreiten und eine Verformung bzw. ein Zusammenbrechen der Ständerelemente bewirken. Die abgebildete Verformung stellt mit anderen Worten auch den ungefähren Modus der Verformung oder des Zusammenbrechens dar. In diesem Fall wäre das System instabil, so daß die Abbildung aus Fig. 13B die verformte Form zu einem bestimmten Zeitpunkt darstellt, und wobei die Verformung so lange weiter ansteigen würde, bis ein vollständiger Zusammenbruch oder ein vollständiges Versagen erreicht wird. Wenn die vertikalen Belastungen der Ständer niedriger sind als die kritischen Knickbelastungen und eine horizontale Kraft auf die Plattform eine Translation gemäß der Abbildung aus Fig. 13B bewirkt hat, so nimmt das System nach Entfernung der horizontalen Kraft wieder seine Ausangsform an, wie dies in der Abbildung aus Fig. 13A dargestellt ist. Wenn die vertikalen Belastungen genau den kritischen Knickbelastungen entsprechen, bleibt das System an der in der Abbildung aus Fig. 13A dargestellten Position, und zwar ungeachtet des Wertes von δH für verhältnismäßig niedrige Werte von δH und ohne die Ausübung einer horizontalen Kraft auf die Plattform. (Diese Folgerungen basieren auf der klassischen Theorie der elastischen Stabilität in Verbindung mit den üblichen Annahmen geringer Ablenkungen, eines linearen elastischen Verhaltens, usw.) Wenn die Belastungen der Ständer somit gleich deren kritischen Knickbelastungen sind, so kann die Plattform ohne die Ausübung einer horizontalen Belastung horizontal verschoben werden, mit Ausnahme zur Überwindung der Trägheitskraft, so daß die horizontale Steifheit des Ständerelements im wesentlichen gleich Null ist. Die Abbildung aus Fig. 13C veranschaulicht ein einzelnes Ständerelement mit einer Länge L, das gemäß der Abbildung aus Fig. 13B verformt ist und die kritische Last FOR trägt. Das obere Ende des Ständerelements kann horizontal versetzt werden, wobei die Steigung durch die starre Verbindung mit der Plattform 18 vertikal eingeschränkt ist. Symmetrisch gibt es keinen Wendepunkt oder Punkt mit einer Krümmung von gleich Null und einem Biegemoment von Null an der mittleren Höhe 19 des Ständerelements. Da das Ständerelement bei einer Belastung mit der kritischen Knickbelastung ferner ohne horizontale Belastung horizontal verschoben werden kann, trägt das Ständerelement an dessen mittleren Höhe 19 nur die vertikale Last FCR, und zwar ohne Biegemoment oder laterale Belastung. Somit entspricht die kritische Knickbelastung des Ständerelements aus Fig. 13B oder 13C der Knickbelastung eines festen, freien Ständers mit einer Länge L/2, wie dies in der Abbildung aus Fig. 13D dargestellt ist.
Nur wird davon ausgegangen, daß die Plattform 18 im Verhältnis zu den Abmessungen des Ständerelements zum Beispiel durch mechanische Stoppeinrichtungen in jede horizontale Richtung auf eine geringe Verschiebung beschränkt ist. Gemäß diesen Einschränkungen ist es für ein Knicken oder einen Zusammenbruch eines der Ständerelemente erforderlich, daß sich dieses in die ungefähre Form aus der Abbildung aus Fig. 13E verformt, da nun die Steigung bzw. die Neigung des oberen Endes auf die Vertikale beschränkt ist, und wobei die horizontale Verschiebung auf einen sehr kleinen Wert beschränkt ist. Nun weist die verformte Form des Ständerelements zwei Wendepunkte 21 und 23 an ungefähren Positionen auf, die in der Abbildung aus Fig. 13E dargestellt sind. Da an diesen Wendepunkten kein Biegemoment und keine laterale Belastung vorhanden sind, entspricht der kritische Wert des Ständerelements unter dieser Bedingung ungefähr dem Wert eines festen, freien Ständers mit der Länge L/4, wie dies in der Abbildung aus Fig. 13F dargestellt ist. Da die kritische Knickbelastung bei einem festen, freien Ständer umgekehrt proportional zu dem Quadrat der Ständerlänge ist, beträgt die kritische Knickbelastung für das Ständerelement aus Fig. 13E ungefähr das Vierfache des Ständerelements aus Fig. 13B oder 13C. Jedes Mittel, das die horizontalen Verschiebungen des oberen Endes einer Ständerelement- Dämpfungseinrichtung im Verhältnis zu dessen unteren Ende auf sehr kleine Werte einschränkt, sieht einen wesentlichen Sicherheitsfaktor gegen einen Zusammenbruch oder eine Beschädigung über die Belastung der Bestandteile des Elements vor.
Bei normalem Betrieb des vorliegenden Dämpfungssystems sind die horizontalen Verschiebungen im Verhältnis zu den Abmessungen des Ständerelements gering bzw. klein. Somit können mechanische Stoppeinrichtungen als Sicherheitsfaktor für ungewöhnliche Verformungen verwendet werden, die eine Überschreitung der kritischen Knickbelastungen verursachen könnten, ohne daß der normale Betrieb beeinträchtigt wird. Die Stoppeinrichtungen erlauben horizontale Verschiebungen, die größer sind als die normalerweise während dem Betrieb auftretenden Verschiebungen, und wobei sie weiterhin einen Sicherheitsfaktor gegen Zusammenbruch oder beschädigende Überbelastung vorsehen. Wenn sich die Plattform oder ein anderes Element in Kontakt mit den Stoppeinrichtungen befindet, wird die Leistungsfähigkeit der Dämpfungseinrichtung natürlich deutlich beeinträchtigt, wobei es also eine konstruktionelle Aufgabe ist, einen Zusammenbruch gegen die Stoppeinrichtungen zu verhindern. Für einen völlig passiven Einsatz der Erfindung ist ein ausreichender Abstand zwischen der kritischen Knickbelastung des Ständerelements und den maximalen Belastungen erforderlich, die auf das Ständerelement ausgeübt werden, so daß die kritische Knickbelastung nicht überschritten wird, außer unter ungewöhnlichen Bedingungen. Für den Einsatz der vorliegenden Erfindung in einem aktiven System würden Ablenkungssensoren mit einem Rückkopplungssystem und Einrichtungen (die nachstehend im Text beschrieben werden) verwendet werden, um eine automatische Anpassung der kritischen Knickbelastungen des Ständerelements oder eine Einstellung der auf die Ständer ausgeübten Belastungen vorzusehen. In einem aktiven System können für die Begrenzung der Ablenkungen bzw. Verschiebungen auch zu den Bewegungen entgegengesetzte Korrekturkräfte eingesetzt werden. Bei einem aktiven System sind die Ständerelemente auf ihren kritischen Knickbelastungen und sogar oberhalb ihrer kritischen Knickbelastungen funktionsfähig.
Die Abbildungen aus den Fig. 6 und 7 zeigen einen Längenanpassungsmechanismus 82, der die Länge und die kritische Knickbelastung für jedes Ständerelement wirksam verändern kann. Dieser Längenanpasungsmechanismus 82 besteht aus einer Stellschraube 84 mit Außengewinde, die mit dem Ende 87 des Ständerelements 14 eingreift. Diese Stellschraube 84 weist eine interne Bohrung 88 auf, die ein Innengewinde aufweist, so daß diese entlang dem Gewindeende 87 des Ständerelements bewegt werden kann. Die Stellschraube 84 weist eine äußere Oberfläche 90 auf, die ebenfalls ein Gewinde aufweist, und die in einer Gewindebohrung 92 aufgenommen werden kann, die in der Plattform 16 ausgebildet ist. Wie dies bereits vorstehend im Text beschrieben worden ist, ist die Stellschraube 84 entlang dem Ende 87 des Ständerelements beweglich, so daß die effektive Länge des Elements abhängig von der Plazierung der Stellschraube 84 verlängert oder verkürzt werden kann. Wenn die Stellschraube zum Beispiel an dem Ständerelement nach unten geschraubt wird, verringert sich die effektive Länge des Elements. Wenn die Stellschraube 84 im Gegensatz dazu entlang dem Ende des Elements nach außen bewegt wird, so nimmt die effektive Länge des Elements zu. Durch Manipulation dieses Stellelements 84 kann somit die effektive Länge verändert werden, um eine Einrichtung zur Veränderung der kritischen Knickbelastung für ein bestimmtes, Ständerelement vorzusehen. Zwei Sicherungsmuttern 94 und 101 sind an dieser Stelleinrichtung vorgesehen, um zwischen dem Ständerelement 14 und der Plattform 16 eine steifere Befestigung zu erzeugen. Die Sicherungsmutter 94 berührt die Unterseite 96 der Plattform 16, und die Sicherungsmutter 101 berührt die Unterseite der Stellschraube 84.
Eines der einfachsten Mittel zur Feinabstimmung des Horizontalbewegungs-Dämpfungssystems ist das Hinzufügen und Entfernen von Gewichten oder "Ballast" zu und von der Nutzlast oder der Nutzlastplattform, um die Belastungen der Ständerelemente so anzupassen, daß diese sich ihren kritischen Knickbelastungen in dem gewünschten Ausmaß nähern. Ein System von Stoppeinrichtungen, die die horizontalen Ablenkungen begrenzen, kann diese Feinabstimmung erleichtern. Es kann ausreichendes Gewicht hinzugefügt werden, bis sich das System horizontal gegen die Stoppeinrichtungen verschoben und "verformt" hat. Danach kann Gewicht in kleinen inkrementalen Mengen entfernt werden, bis die Belastungen der Ständerelemente etwas unterhalb der kritischen Knickbelastungen liegen, wobei das System an diesem Punkt von den Stoppeinrichtungen abhebt. Die Eigenfrequenz der Schwingungen der Nutzlast in eine horizontale Richtung innerhalb der zulässigen Grenzen für die Verschiebungen kann für eine Überwachung der Abstimmung verwendet werden. Je näher sich das System an einer Verformung und Verschiebung in die Stoppeinrichtungen befindet, desto niedriger ist die horizontale Steifheit und somit auch die Eigenfrequenz.
Wenn die Belastung auf ein einzelnes Ständerelement in Bezug auf die Abbildungen aus den Fig. 13A bis 13C die kritische Knickbelastung überschreitet, so verleiht diese übermäßige Belastung dem Ständerelement in die horizontale Richtung der Verschiebung eine negative Steifheit. Wenn die Nutzlastplattform 18 teilweise auf einer sekundären Feder getragen wird, die für jede kleine horizontale Verschiebung eine positive Steifheit vorsieht, kann die negative Steifheit so angepaßt werden, daß sie die positive Steifheit im wesentlichen neutralisiert, so daß in jede horizontale Richtung eine Federkonstante von Null oder nahezu Null erzeugt wird. Dies ist die Basis für ein weiteres Ausführungsbeispiel eines Horizontalbewegungs-Dämpfungssystems sowie einer weiteren Einrichtung zur Einstellung der horizontalen Steifheit des Systems, wie dies in der Abbildung aus Fig. 14 dargestellt ist. Ein Abschnitt einer Plattform 18, die eine Nutzlast (nicht abgebildet) trägt, wird auf den Ständerelementen 14 und einer sekundären Feder 74 getragen, die ein Bestandteil eines Einstellmechanismuses 72 für die horizontale Steifheit ist, der dem Mechanismus aus der Abbildung aus Fig. 10 entspricht. Dabei wird eine Stellschraube 76 in einer Gewindebohrung 80 positioniert, die sich in einem Abstandsblock 85 befindet, der an der Basis 144 angebracht ist. In der Abbildung aus Fig. 14 sind nur zwei Ständerelemente 14 dargestellt. Die Feder 74 weist eine positive Federsteifheit für die Verschiebung der Plattform 18 in eine beliebige horizontale Richtung auf. Die Ständerelemente 14 sind über ihre kritischen Knickbelastungen hinaus belastet, und zwar durch das getragene Gewicht, so daß eine negative Steifheit für die Verschiebung der Plattform 18 in eine beliebige horizontale Richtung erzeugt wird. Durch die Anpassung der relativen Gewichtsbelastungen, die von den Ständerelementen 14 und der sekundären Feder 74 getragen werden, kann dafür gesorgt werden, daß die negative Steifheit der Ständerelemente 14 die positive Steifheit der Feder 74 neutralisiert, um eine horizontale Nettosteifheit von Null oder nahezu Null zu erzeugen. Diese Anpassung kann durch die Stellschraube 76 erfolgen, welche die Basis der Feder 74 anhebt oder senkt, wodurch bewirkt wird, daß die Feder einen größeren oder einen kleineren Teil der Gewichtsbelastung trägt, die durch die Plattform ausgeübt wird und wodurch die von den Ständerelementen 14 getragenen Gewichtsbelastungen angepaßt werden. Bei der speziellen Anordnung aus der Abbildung aus Fig. 14 handelt es sich nur um eine von zahlreichen Kombinationen, die unter Verwendung des erfindungsgemäßen Prinzips möglich sind. Zum Beispiel können drei Paar von sekundären Federn mit einer Einstelleinrichtung 72 und Ständerelementen 14 zum Tragen der Plattform verwendet werden, um eine Nettosteifheit von im wesentlichen Null für die Translation der Plattform in eine beliebige horizontale Richtung vorzusehen, sowie für eine Rotation der Plattform um eine vertikale Achse durch den Schwerpunkt des Systems. Die Paare der sekundären Federn und Ständerelemente müssen im Verhältnis zu dem Schwerpunkt der Plattform entsprechend angeordnet sein, um die erforderlichen Bedingungen für Kraft und Moment zu erfüllen. Für eine einstellbare sekundäre Unterstützung der Plattform oder zum Heben und Senken des unteren Endes der Feder können auch andere Einrichtungen verwendet werden, wie dies bereits vorstehend im Text beschrieben worden ist.
Bei einer Ausführung einer Einrichtung zur Begrenzung horizontaler Ablenkungen handelt es sich um einen Stoppmechanismus 100, der in den Abbildungen aus den Fig. 6 und 7 dargestellt ist. Dieser Stoppmechanismus 100 ist an der Sicherungsmutter 101 angebracht und in einem röhrenförmigen Element 102 ausgeführt, das das Ständerelement 14 teilweise umgibt. Dieses röhrenförmige Element 102 weist einen Innendurchmesser auf, der größer ist als der Durchmesser des Ständerelements 14, wodurch ein begrenzter Abstand zwischen den beiden Elementen vorgesehen wird. Das untere Ende 105 der inneren Oberfläche 104 dieses röhrenförmigen Elements 102 ist so gestaltet, daß es an das Ständerelement anstößt und eine weitere Verformung des Elements begrenzt, wenn sich dieses während der Verformung horizontal verformt, wie dies in der Abbildung aus Fig. 13B dargestellt ist. Die Umsetzung dieses Stoppmechanismuses 100 ist verhältnismäßig einfach, wobei der Mechanismus jedoch einen geringeren Sicherheitsfaktor gegen Zusammenbruch vorsieht als ein System aus positiven mechanischen Stoppeinrichtungen.
Die Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtung aus Fig. 2 ist nicht auf drei radiale Biegungseinrichtungen begrenzt, die mit einer zentralen Nabe verbunden sind und Zwischenabstände von 120º aufweisen. Es können auch nur zwei radiale Biegungseinrichtungen mit einem Zwischenabstand von 180º oder mehr als drei radiale Biegungseinrichtungen verwendet werden, wie zum Beispiel vier radiale Biegungseinrichtungen mit Zwischenabständen von 90º oder sechs radiale Biegungseinrichtungen mit Zwischenabständen von 60º. In der Abbildung aus Fig. 11 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel mit einem Stapel radialer Biegungseinrichtungen 134 dargestellt, das verwendet werden kann, um eine kompaketere Dämpfungseinrichtung vorzusehen. Diese radialen Biegungseinrichtungen sind den Biegungseinrichtungen aus den Fig. 1 und 2 ähnlich, mit der Ausnahme, daß eine größere Anzahl der Einrichtungen in diesem Fall eine größere vertikale Belastung tragen können. Die in der Dämpfungseinrichtung aus Fig. 2 verwendeten Lastbiegungseinrichtungen können in ähnlicher Weise stapelweise vorgesehen werden.
In der Abbildung aus Fig. 12 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel eines Schwingungsdämpfungssystems 138 dargestellt, das die Vielseitigkeit und die Anzahl der Kombinationen aus Bestandteilen veranschaulicht, welche die vorliegende Erfindung ausmachen. In der Abbildung aus Fig. 12 wird das Horizontalbewegungs-Dämpfungssystem als Basisträger zum Tragen sowohl der Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtung 140 als auch des zu dämpfenden Objekts (nicht abgebildet) eingesetzt. Bei diesem System 138 wird eine einzelne Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtung 140 eingesetzt, die der Dämpfungseinrichtung entspricht, die in der Abbildung aus Fig. 2 dargestellt und in Bezug auf diese vorstehend beschrieben worden ist, mit der Ausnahme, daß die zentrale Nabe an einer Tragkonstruktion 142 angebracht ist, an der das Objekt befestigt ist. Diese Vertikalbewegungs- Dämpfungseinrichtung 140 wird durch drei Horizontalbewegungs- Dämpfungselemente 14 getragen, die vertikal zwischen der Basis der Dämpfungseinrichtung 18 und der Basis 144 angeordnet sind. Dieses System 138 funktioniert auf ähnliche Weise wie die vorstehend beschriebenen Systeme, wobei in diesem Fall lediglich eine einzelne Vertikalbewegungs-Dämpfungseinrichtung die Einrichtung zur Dämpfung der vertikalen Komponente der Schwingung vorsieht.
Wie dies bereits vorstehend im Text beschrieben worden ist, kann das gemäß der vorliegenden Erfindung vorgesehene Schwingungsdämpfungssystem passiv eingesetzt werden oder in Verbindung mit bewegungsmessenden Elementen, einer Rückkopplungsschleife und einer Betätigungseinrichtung, so daß das System als ein aktives Dämpfungssystem verwendet werden kann. Alle vorstehend beschriebenen Einstelleinrichtungen können elektrisch betrieben werden. Zum Beispiel können alle schraubenartigen Betätigungsglieder durch elektrische Schrittmotoren betrieben werden oder in manchen Fällen durch elektrische Umsetzeinrichtungen ersetzt werden, wie etwa durch piezoelektrische Umsetzeinrichtungen oder Magnetventile. Bei den bewegungsmessenden Elementen kann es sich um Beschleunigungsmesser handeln, die an der Nutzlast oder der Nutzlastplattform und an der Basis angebracht sind, wobei es sich auch um Aufnehmer für Bewegungen handeln kann, die zwischen der Nutzlast oder der Nutzlastplattform und der Basis angebracht sind, um die relativen Bewegungen zu messen. Eine weitere Möglichkeit zum Messen der relativen Bewegungen zwischen der Nutzlast und der Basis ist der Einsatz von Dehnungsmeßgeräten, die an den Federeinrichtungen angebracht sind, wie etwa an den radialen Biegungseinrichtungen. Diese können zum Messen der Dehnbelastung konfiguriert werden, wobei sie im Verhältnis zu einer axialen Verschiebung der zentralen Nabe kalibriert werden können. In der Rückkopplungsschleife können verschiedene Regelungsfunktionen verwendet werden, um das Ansprechverhalten der Nutzlast zu begrenzen und um die relativen Verschiebungen innerhalb zulässiger Grenzwerte zu halten. Eine Rückkopplungsschleife kann zur Optimierung der Einstellung der Federkonstante verwendet werden, wie etwa zur Feinabstimmung der Belastung einer Lastbiegungseinrichtung, um das Beschleunigungsansprechverhalten der Nutzlast so gering wie möglich zu halten.
Die verschiedenen Bestandteile bzw. Komponenten, welche die Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung vorsehen, können aus einer Reihe geeigneter Werkstoffe hergestellt werden. Zum Beispiel eignen sich Baumetalle, wie etwa Stahl und Aluminiumlegierungen, nichtmetallische Werkstoffe und andere Baumaterialien mit entsprechenden Elastizitäts- und Festigkeitseigenschaften. Aufgrund der Empfindlichkeit der Dämpfungsvorrichtung an sich sollte in einigen Ausführungsbeispielen der gleiche Werkstoff für die Basisstrukturen und andere Bestandteile verwendet werden, wie zum Beispiel für die Lastbiegungseinrichtungen und die radialen Biegungseinrichtungen, da die Vorrichtung sehr temperaturempfindlich sein kann. Wenn zum Beispiel verschiedene Werkstoffe für verschiedene Bestandteile verwendet werden, können Schwankungen des Wärmeausdehnungskoeffizienten bei einer Temperaturveränderung unterschiedliche Ausdehnungen der Bestandteile bewirken. Im Ergebnis kann eine ungewollte Belastung bestimmter, außerordentlich empfindlicher Bestandteile das System nachteilig beeinträchtigen. Werkstoffe mit niedrigen Wärmeausdehnungskoeffizienten, wie zum Beispiel Invar, können zur Verringerung der temperaturbedingten Effekte verwendet werden.
Vorstehend wurden verschiedene Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung veranschaulicht und beschrieben, wobei verschiedene Modifikationen möglich sind, ohne dabei vom Umfang der Erfindung abzuweichen. Somit ist die vorliegende Erfindung ausschließlich durch die anhängigen Ansprüche begrenzt.

Claims

1. Allseitig schwingungsdämpfendes Aufhängungssystem zum Tragen eines Objekts mit Masse in einem Beschleunigungsfeld sowie zum Halten des Objekts an einer Gleichgewichtsposition im Verhältnis zu einer Basis, wobei die Übertragung von Schwingungsbewegungen zwischen dem Objekt und der Basis unterdrückt wird, wobei das genannte System eine erste Dämpfungseinrichtung (14) aufweist, mit einer ersten elastischen Struktur (14), die erste (87) und zweite (26) Enden aufweist, die beabstandet sind, so daß eine axiale Richtung definiert wird, und mit einer zweiten Dämpfungseinrichtung (12), die axial in Reihe mit der genannten ersten Dämpfungseinrichtung verbunden ist, wobei die genannte zweite Dämpfungseinrichtung eine zweite elastische Struktur (22) aufweist, die eine transversal zu der genannten axialen Richtung gerichtete komprimierende Lastkraft aufnehmen kann, wobei die genannte zweite elastische Struktur ein Ende (24) zur Unterstützung des Objekts und der Steifheit in die axiale Richtung aufweist, wobei die genannte zweite elastische Struktur eine im Verhältnis zu der genannten axialen Richtung transversale Belastung aufweist, um sich ihrem Punkt der elastischen Instabilität zu nähern, um eine wesentliche Verringerung der Steifheit in die axiale Richtung zu bewirken, wobei die genannten ersten und zweiten Dämpfungseinrichtungen eine Lasttragefähigkeit aufweisen, um das Objekt in die axiale Richtung zu stützen, und wobei sie zwischen dem Objekt und der Basis verbunden sind, wobei die genannte zweite elastische Struktur einen Punkt der elastischen Instabilität als Reaktion auf die Ausübung einer komprimierenden Lastkraft auf die genannte zweite elastische Struktur aufweist, wobei die genannte zweite elastische Struktur an dem Punkt der elastischen Instabilität in die axiale Richtung eine Steifheit von im wesentlichen Null aufweist, wobei das genannte System dadurch gekennzeichnet ist, daß:

die genannte erste elastische Struktur eine transversale Steifheit als Reaktion auf die Verschiebung des genannten ersten Endes im Verhältnis zu dem genannten zweiten Ende in eine beliebige im wesentlichen transversale Richtung zu der axialen Richtung ohne Rotation des genannten zweiten Endes aufweist, oder des genannten zweiten Endes im Verhältnis zu dem genannten ersten Ende in jede im wesentlichen transversale Richtung zu der axialen Richtung ohne Rotation des genannten ersten Endes, und mit einer Steifheit in die axiale Richtung zum Tragen des Objekts, wobei die genannte erste elastische Struktur einen Punkt der elastischen Instabilität als Reaktion auf eine Belastung in die axiale Richtung aufweist, wobei die genannte erste elastische Struktur an dem Punkt der elastischen Instabilität eine transversale Steifheit von im wesentlichen Null aufweist, wobei die genannte erste elastische Struktur eine Belastung in die axiale Richtung aufweist, um sich ihrem Punkt der elastischen Instabilität zu nähern, um eine wesentliche Verringerung der transversalen Steifheit zu bewirken, während eine ausreichende Steifheit in die axiale Richtung zum Tragen des Objekts aufrechterhalten wird.

2. System nach Anspruch 1, ferner mit Einrichtungen (72) zur Anpassung der Lasttragefähigkeit der genannten zweiten Dämpfungseinrichtung, während die Gleichgewichtsposition des Systems beibehalten wird, wobei die Last durch das Tragen des Objekts in dem Beschleunigungsfeld verursacht wird.

3. System nach Anspruch 2, wobei die genannten Einrichtungen zur Anpassung der Lasttragefähigkeit der genannten zweiten Dämpfungseinrichtung folgendes umfassen:

eine sekundäre Trägereinrichtung (74), wobei ein Ende funktionsfähig mit dem Objekt und ein anderes Ende funktionsfähig mit der Basis verbunden ist, wobei die sekundäre Trägereinrichtung mindestens ein Teilstück des Objekts in die axiale Richtung trägt; und

eine Einrichtung (76) zur Anpassung der relativen Position der genannten Enden der genannten sekundären Trägereinrichtung.

4. System nach Anspruch 1, wobei das System ferner Einrichtungen zur Anpassung der transversalen Steifheit der genannten ersten elastischen Struktur und Einrichtungen (28, 42) zur Anpassung der Steifheit in die axiale Richtung der genannten zweiten elastischen Struktur aufweist.

5. System nach Anspruch 4, wobei die genannten Einrichtungen zur Anpassung der transversalen Steifheit Einrichtungen (82, 110) zur Anpassung der Knickfestigkeit der genannten ersten elastischen Struktur aufweisen.

6. System nach Anspruch 5, wobei die genannte erste elastische Struktur mindestens einen Ständer (14) umfaßt, und wobei die genannten Einrichtungen (82) zur Anpassung der Knickfestigkeit Einrichtungen zur Veränderung der Länge des genannten Ständers aufweisen.

7. System nach Anspruch 4, wobei die genannten Einrichtungen zur Anpassung der Steifheit in die axiale Richtung der genannten zweiten elastischen Struktur Einrichtungen (42, 56) zur Anpassung der komprimierenden Lastkraft auf die genannte zweite elastische Struktur umfassen.

8. System nach Anspruch 1, wobei das System ferner eine verformte dritte elastische Struktur (28) umfaßt, die funktionsfähig mit der genannten zweiten elastischen Struktur verbunden ist, um die komprimierende Lastkraft auf die genannte zweite elastische Struktur auszuüben, wobei die genannte Einrichtung zur Anpassung der komprimierenden Lastkraft auf die genannte zweite elastische Struktur Einrichtungen (42, 56) zur Anpassung der Verformung der genannten dritten elastischen Struktur umfaßt.

9. System nach Anspruch 8, wobei die genannte Einrichtung zur Anpassung der die Instabilität erzeugenden Last elektrisch geregelt wird.

10. System nach Anspruch 1, wobei die genannte erste elastische Struktur mindestens einen Ständer (14) umfaßt.

11. System nach Anspruch 1, wobei die genannte erste elastische Struktur mindestens einen Trägerständer umfaßt.

12. System nach Anspruch 1, wobei die genannte zweite elastische Struktur mindestens einen Trägerständer (22) umfaßt, der im wesentlichen transversal zu der axialen Richtung ausgerichtet ist.

13. System nach Anspruch 1, wobei das System ferner Einrichtungen (72) zur Anpassung der Lasttragefähigkeit der genannten ersten Dämpfungseinrichtung aufweist.

14. System nach Anspruch 1, ferner mit Einrichtungen (100), die der genannten ersten elastischen Struktur funktionsfähig zugeordnet sind, um transversale Verschiebungen des Objekts um die Gleichgewichtsposition im Verhältnis zu der Basis zu begrenzen.