FR2533042A1

FR2533042A1 - Systeme de maitrise de vibrations

Info

Publication number: FR2533042A1
Application number: FR8314255A
Authority: FR
Inventors: Wyatt Seybert Newman
Original assignee: Philips Gloeilampenfabrieken NV
Current assignee: Koninklijke Philips NV
Priority date: 1982-09-09
Filing date: 1983-09-07
Publication date: 1984-03-16
Also published as: DE3332239A1; GB8323935D0; GB2126759B; JPS5965638A; GB2126759A; DE3332239C2; FR2533042B1; US4483425A

Abstract

UN SYSTEME DE COMPENSATION DE VIBRATIONS SERVANT A ATTENUER DE MANIERE ACTIVE LES VIBRATIONS D'UNE MACHINE. LA MACHINE 10 COMPORTE UN CARTER 30 PAR RAPPORT AUQUEL LES VIBRATIONS DOIVENT ETRE AMORTIES ET AU MOINS UN CORPS 11, A, B, C QUI SE DEPLACE DANS LE CARTER. LE SYSTEME DE COMPENSATION DE VIBRATIONS COMPREND UNE CONTRE-MASSE 26 POUVANT ETRE ANIMEE D'UN MOUVEMENT DE VA-ET-VIENT LINEAIRE PAR RAPPORT AU CARTER 30 DANS UNE DIRECTION PARALLELE AU MOUVEMENT DU CORPS EN MOUVEMENT DANS LA MACHINE. UN MOTEUR 14, COUPLE AU CARTER 30, ENTRAINE LA CONTRE-MASSE 26. DES DISPOSITIFS 22, A, B, C, D SONT PREVUS POUR DETECTER LA POSITION DU CORPS EN MOUVEMENT ET DE LA CONTRE-MASSE OU TOUTE DERIVEE OU INTEGRALE PAR RAPPORT AU TEMPS DE CETTE POSITION PAR RAPPORT AU CARTER. UN DISPOSITIF DE COMMANDE 20 FOURNIT DU COURANT AU MOTEUR 24 EN REACTION AUX SIGNAUX DE SORTIE DE TOUS LES DETECTEURS 22 DE TELLE FACON QUE L'ACCELERATION DE LA CONTRE-MASSE 26 SOIT DIRIGEE DANS UNE DIRECTION OPPOSEE A L'ACCELERATION DU CORPS EN MOUVEMENT 11. LA GRANDEUR DE L'ACCELERATION DE LA CONTRE-MASSE EST EGALE AU PRODUIT DE L'ACCELERATION DU CORPS EN MOUVEMENT 11 ET DE SA MASSE M DIVISE PAR LA MASSE DE LA CONTRE-MASSE M.

Description

"Système de maîtrise de vibrations" La présente invention concerne des

systèmes de

maîtrise de vibrations servant à atténuer les vibra-

tions d'une machine comportant des parties mobiles.

Pour communiquer un mouvement a une *ou a plusieurs parties dans une machine, il est nécessaire d'exercer une force sur ces parties La physique fondamentale explique qu'une force ne peut pas être exercée simplement sur un seul corps, mais doit au

contraire être exercée entre deux corps Par consé-

quent, en exerçant une force pour imprimer un mouvement a un corps dans une machine, on exerce simultanément une force opposée sur le reste de la machine Cela étant, les forces de réaction auxquelles la machine est

soumise la font vibrer.

De nombreux procédés ont déjà été proposés pour maîtriser et réduire le niveau des vibrations mécaniques indésirables dans des machines Certains de ces procédés sont décrits dans un article intitulé "Fundamental Concepts of Vibration Control" par Jerome E Ruzicka (Sound and Vibration, juillet 1971, pages 16

a 22).

Par exemple, une isolation et une absorption passive des vibrations font appel à des ressorts et des amortisseurs combinés pour isoler le corps vibrant de

son environnement et pour absorber et dissiper l'éner-

gie vibratoire Cette technique suscite toutefois des difficultés, notamment par le fait qu'elle ne peut pas être utilisée pour réduire simultanément l'amplitude du déplacement de la machine dû aux vibrations et les forces vibratoires transmises par l'intermédiaire du socle de montage de la machine De plus, une machine à absorption et isolation passives des vibrations ne se comporte pas comme une impédance mécanique constante (c'est-à-dire qu'elle ne se comporte pas comme un corps solide de masse constante) Ce dernier facteur peut être qênant dans des applications aéronautiques et astronautiques. Un autre procédé de maîtrise des vibrations fait appel à l'équilibrage mécanique Un système d'entraînement rhombique est un exemple de cette approche, chaque masse en mouvement étant dans ce cas contrecarrée par une contremasse d'équilibrage qui est entraînée mécaniquement en opposition à la masse en mouvement Les difficultés rencontrées sont dues au fait notamment que l'équilibrage est limité par la précision, la symétrie et la linéarité de chaque élément compensateur De plus, l'équilibrage mécanique impose des contraintes indésirables à la conception, par exemple il exige des volumes de machine nettement plus grands et un plus grand nombre de parties en

mouvement De plus, les résultats de ce procédé d'équi-

librage peuvent se dégrader fortement dans le temps et

sous l'effet d'influences extérieures.

Un autre procédé apparenté de maîtrise des vibrations est la compensation passive des vibrations qui fait appel à une compensation d'inertie opérant par l'intermédiaire d'un montage résonnant d'un ressort et d'une contremasse Ce procédé est d'une efficacité raisonnable si le balourd d'inertie à compenser est principalement sinusoïdal à une fréquence constante unique Le montage ressort/masse peut être accordé à cette fréquence de manière à réagir à des vibrations en

oscillant pour contribuer à annuler les vibrations.

Cependant, l'efficacité de cette manière d'opérer est limitée parce que la compensation n'est obtenue que

pour la fréquence unique choisie, le deqré de compen-

sation dépend des caractéristiques de la liaison mécanique entre la machine et son environnement et le rendement peut se dégrader sérieusement avec le temps ou sous l'effet d'influences extérieures De plus, comme dans le cas d'un équilibrage mécanique, chaque corps en mouvement doit habituellement être pourvu d'un montage comprenant un ressort et une contremasse Ceci augmente à nouveau le volume des machines et le nombre

des parties en mouvement.

Le procédé de maîtrise des vibrations le plus raeiaent Pr Opose à CG 3 01 u fait appel à une isolation et une absorption actives des vibrations Dans ce système, un détecteur est fixé à la machine qui vibré Le

détecteur produit un signal de sortie qui est propor-

tionnel à l'accélération de la machine Le signal de sortie du détecteur est traité par un processeur de signaux afin de produire un signal de commande destiné à entraîner une masse de réaction d'une manière propre à réduire l'accélération totale de la machine (voir, par exemple, le brevet des Etats-Unis d'Amérique n O 4 083 433 et "Comparison of Optimized Active and

Passive Vibration Absorbers" par J Morison et Collabo-

rateurs, Joint Automatic Control Conference of the American Automatic Control Council, 1973, pages 932

à 938.

Ces systèmes de maîtrise de-vibrations actifs nouveaux ne sont pas entièrement sans problèmes Comme le signal de réaction provient du mouvement général de la machine, la compensation nette est affectée par les caractéristiques du socle de montage de la machine Le socle de montage mécanique limite, par conséquent, le rendement et peut aussi affecter la stabilité de la boucle de réaction De plus, ce procédé-a tendance à maintenir la machine dans un seul cadre d'inertie de

référence Ceci a pour effet de faire varier l'impé-

dance mécanique de la machine à la fois avec la fré-

quence et avec le temps Le système de maîtrise de vibrations agit donc pour s'opposer à tout mouvement de la machine et le contrecarrer, qu'il s'agisse d'un

mouvement vibratoire ou d'un mouvement de translation.

Ces difficultés peuvent être particulièrement aiguës lorsque le système de maîtrise des vibrations de la

machine doit être utilisé en aéronautique ou en astro-

nautique. L'invention a pour but de procurer un système de compensation des vibrations destiné à atténuer les vibrations d'une machine tout en ne modifiant que faiblement sinon pas du tout l'impédance mécanique de

l'ensemble de la machine.

L'invention a également pour but de procurer un système de compensation des vibrations qui ne subisse qu'une dégradation faible sinon nulle avec le

temps ou à la suite d'influences extérieures.

L'invention a encore pour but de procurer un système de compensation des vibrations qui puisse utiliser des détecteurs de position d'une construction relativement simple et peu onéreuse et dont les signaux

de sortie restent relativement stables.

L'invention a encore pour but de procurer un système de compensation de vibrations qui ait un impact minimal sur la conception de base de la machine avec

laquelle il doit être utilisé.

Suivant l'invention, un système de compen-

sation de vibrations est prévu pour atténuer de manière active les vibrations d'une machine comportant un carter et au moins un corps se déplaçant dans le carter Le corps en mouvement a une composante -de vitesse parallèle à une dimension linéaire donnée (par

exemple la dimension linéaire peut être un axe recti-

ligne ou une ligne courbe).

Le système de compensation comprend une

contremasse pouvant être animée d'un mouvement de va-

et-vient linéaire par rapport au carter dans un sens parallèle à la dimension linéaire donnée Un moteur,

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couplé au carter, est prévu pour entraîner la contre-

masse Le système comprend aussi des moyens de détec-

tion destinés a détecter la position du corps en mouvement le long de la dimension linéaire par rapport au carter ou toute dérivée ou intégrale dans le temps de cette position Des moyens de détection sont aussi prévus pour détecter la position de la contremasse ou toute dérivée ou intégrale dans le temps de cette position Lé dispositif de commande fournit du courant au moteur en réaction aux signaux de sortie des moyens de détection d'une manière propre à faire accélérer la contremasse dans un sens opposé à l'accélération du corps en mouvement La valeur de l'accélération de la contremasse est réglée par le dispositif de commande de manière à être égale au produit de l'accélération du corps en mouvement et de sa masse divisé par la masse

de la contremasse.

Dans une forme d'exécution préférée de l'in-

vention, le système de compensation des vibrations est utilisé avec une machine comportant au moins un corps

en mouvement dans un carter et présentant une compo-

sante de vitesse parallèle à un axe rectiligne Les détecteurs mesurent les positions axiales du corps en mouvement et de la contremasse ou des dérivées ou

intégrales par rapport au temps de ces positions.

Dans une autre forme d'exécution de l'inven-

tion, la machine comporte plus d'un corps en mouvement et le système de compensation comprend des moyens distincts pour détecter les positions axiales de chaque corps en mouvement Le dispositif de commande fournit du courant au moteur, de telle façon que la valeur de l'accélération axiale de la contremasse soit égale à la somme vectorielle du produit de l'accélération axiale de chaque corps en mouvement et de sa masse divisé par

la masse de la contremasse.

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Suivant l'invention, chaque dispositif de détection de la position axiale, ou de toute dérivée ou intégrale dans letsde ette positionestde préférence, un transducteur de position qui produit un signal de sortie dont la grandeur est fonction de la position. Dans d'autres formes d'exécution de l'invention, le dispositif de détection peut comprendre un transducteur d'accélération produisant un signal de sortie dont la

grandeur est fonction de l'accélération ou un trans-

ducteur de vitesse produisant un signal de sortie dont

la grandeur est fonction de la vitesse.

Suivant l'invention, le dispositif de commande comprend, de préférence, un ou plusieurs amplificateurs destinés à amplifier séparément le signal de sortie de chaque détecteur Le dispositif de commande comprend, en outre, un additionneur destiné à additionner les signaux de sortie amplifiés et à produire un signal d'erreur Des amplificateurs de réaction amplifient alors le signal d'erreur et produisent un signal

I O destiné à alimenter le moteur.

Pour réduire à un minimum la consommation d'énergie du système de compensation des vibrations,

un ressort peut aussi être prévu suivant l'inven-

tionentrelacontremasse et le carter Le moteur, le ressort et la contremasse peuvent être accordés sur la

fréquence vibratoire dominante de la machine.

Le système de compensation des vibrations conforme à l'invention est avantageux parce que le signal d'erreur du système est une mesure du mouvement relatif net entre les parties en mouvement de la

machine, la contremasse et le carter de la machine.

Etant donné que le mouvement général de la machine n'est pas détecté, le système n'est pas affecté par le choix du socle de montage de la machine Un socle de montage rigide peut donc être utilisé, ce qui rend l'impédance mécanique de la machine à même de se

comporter comme une masse pure.

1 De plus, étant donné qu'un signal d'erreur est produit et est renvoyé au moteur qui entraîne la contremasse, le compensateur possède bon nombre des

avantages d'une régulation en boucle fermée La réac-

tion peut compenser des défauts de linéarité du moteur, du ressort et des paliers Elle peut aussi compenser des perturbations non sinusoïdales ou des perturbations sinusoïdales de fréquence variable De plus, elle peut compenser les variations de l'environnement ou la dégradation du système avec le temps Les tolérances ne sont pas aussi critiques que dans le mode à équilibrage pur Le système de compensation des vibrations conforme à l'invention est aussi avantageux parce qu'une seule contremasse arbitraire quant a sa dimension, son emplacement et sa course permet de compenser une combinaison complexe de corps oscillants à l'intérieur d'une machine Ceci supprime la plupart des contraintes

limitatives de conception connues.

Aux dessins annexés la Fig 1 est une représentation schématique d'un système de compensation de vibrations conforme à l'invention associé avec une machine qui vibre; la Fig 2 est une représentation schématique

du système de commande prévu pour un -système de compen-

sation de vibrations conforme à l'invention; la Fig 3 est une représentation schématique d'une machine comportant un corps qui se déplace en un mouvement de pivotement à va-et-vient et comprenant une

contremasse pouvant être animée d'un mouvement de va-

et-vient linéaire dans un sens parallèle, en vue d'une

utilisation dans un système de compensation des vibra-

tions conforme à l'invention.

La Fig 1 illustre un système de compensation des vibrations conforme à l'invention combiné avec une machine dont les vibrations doivent être atténuées La machine 10 comprend un ou plusieurs corps en mouvement 11 Sur la Fig 1, le corps en mouvement il de masse ml est animé d'un mouvement de va-et-vient linéaire suivant l'axe 12 de la machine par le moteur 14 Le

corps de masse m 2 est animé d'un mouvement de va-et-

vient linéaire le long de l'axe 12 par le moteur 16.

Finalement, le corps de masse mn est animé d'un mouve-

ment de va-et-vient linéaire le long de l'axe 12 par le

ressort 18 (et par une source O non représentée, desti-

née à fournir la faible quantité d'énergie perdue au

cours du temps).

Bien que trois corps en mouvement seulement soient représentés sur la Fig 1, conformément à l'invention, un nombre quelconque de ces corps peut être prévu dans la machine 10 De plus, en général,

chaque corps peut se déplacer suivant un trajet -quel-

conque (courbe ou droit, et dans une, deux ou trois dimensions) et le trajet de chaque corps en mouvement

peut être différent.

En pratique, la machine 10 peut être, par exemple, un refroidisseur cryogénique à cycle de Stirling Les corps en mouvement dans une telle machine sont des pistons et des pistons balayeurs qui se déplacent en un mouvement alternatif parallèle à un ou plusieurs axes Dans certains cas, les pistons peuvent être entraînés par des moteurs linéaires à bobine mobile du type à équipage magnétique mobile Dans -certains cas, les pistons balayeurs peuvent être entraînés indirectement par le flux -de gaz de travail

traversant les cylindres.

Dans des refroidisseurs à cycle de Stirling et d'autres machines dans lesquelles des vibrations sont provoquées par des corps intérieurs en mouvement, il g 69 est souvent souhaitable de faire en sorte qu'une partie de la machine soit exempte de vibrations Etant donné que c'est habituellement le carter de la machine que l'on souhaite rendre non vibrant, il est avantageux d'utiliser ce carter comme, point de référence par rapport auquel les vibrations doivent être réduites au minimum Par conséquent, toute référence au carter dans le présent mémoire comprend aussi d'autres points de

référence qui peuvent être choisis.

Le système de compensation des vibrations représenté sur la Fig 1 comprend un régulateur 20 comportant des entrées alimentées par des signaux provenant de transducteurs 22 et comportant une sortie alimentant le moteur 24 Le moteur 24 entraîne la contremasse 26 dans un sens parallèle à l'axe 12 Le ressort 28 peut (éventuellement) être prévu entre la contremasse 26 et le carter 30, afin de maintenir la contremasse 26 centrée en moyenne sur sa position située a mi-course De plus, le ressort 28 et la contremasse 26 peuvent être accordés sur la fréquence de vibration dominante, si cette fréquence existe, afin d'économiser l'énergie Ceci est utile si l'on sait que la perturbation à compenser comprend une vibration dominante à -une fréquence constante Le résultat est une diminution substantielle des besoins en énergie du moteur.

Les transducteurs 22 peuvent être, par exem-

ple, des détecteurs de position, de vitesse ou d'accé-

lération ou des combinaisons de ces détecteurs On préfère utiliser des transducteurs de position à transformateur différentiel variable linéaire (LVDT) parce qu'ils sont d'une construction relativement

simple et peu onéreuse et que leur sortie est relati-

vement linéaire -et stable dans le temps Cependant, d'autres transducteurs appropriés peuvent être utilisés dans le système de compensation de vibrations conforme

a l'invention.

Pour atténuer les vibrations d'une machine, les transducteurs 22 ab et c doiventmesrer a position (ou toute dérivée ou intégrale quelconque dans le temps de cette position) des masses 11 qui se déplacent dans la machine par rapport à la partie de la machine qui ne doit pas vibrer (le carter) Ce large éventail de choix

ressortira de l'analyse qui suit.

En premier lieu, la force impulsionnelle p, de tous les corps en mouvement dans l'ensemble de la machine et du 'système de compensation est donnée par l'équation suivante: d d d p MZ Z + Mc (Z + Xc) + mmi (z + Xi) ( 1) dt dt dt (Dans l'équation qui précède et dans les équations suivantes, les divers symboles utilisés sont définis dans le tableau I ci- après) Etant donné que la force exercée par un corps en mouvement est égale au taux de variation de sa force impulsionnelle dans le temps (la

dérivée première dans le temps de la force impulsion-

nelle), l'équation ( 1) peut être modifiée pour donner: d 2 Z d 2 Xi d 2 Xc F = (M + Mc + mi) +i Mc ( 2) dt 2 dt 2 dt 2 Or, si l'on pose d 2 Xc d 2 Xi Mc mi ( 3) dt 2 dt 2 les deux derniers termes de l'équation ( 2) s'annulent

et l'ensemble de la machine et du système de compen-

il sation agit sur l'environnement exactement comme une masse solide de grandeur Masse = M + Mc + t mi ( 4) -

L'impédance mécanique non constante et la force produi-

sant des secousses sont donc éliminées dans leur totalité. Suivant l'invention" la compensation des vibrations est -complète dans la mesure o l'équation ( 3) reste vraie Bien qu'il soit possible de mesurer directement l'accélération de chaque corps en mouvement 11 et de la contremasse 26, il est plus souhaitable de mesurer la position -de chacun d'eux Ceci est dû au

fait que de bons détecteurs de position sont dispo-

nibles, de nombreuses machines comprennent déjà des détecteurs de position utilisés à d'autres fins et, étant donné que la contremasse est confinée dans un

espace limité, il est important de connaître sa posi-

tion réelle Cela étant, au lieu d'utiliser l'équation ( 3) comme critère pour compenser les vibrations, il est préférable de poser McXc:1 mi Xi ( 5) Or, chaque fois que l'équation ( 5) est satisfaite, l'équation ( 3) l'est également et, par conséquent, les

vibrations sont éliminées.

Pour commander le moteur 24 de telle sorte que le mouvement de la contremasse 26 satisfasse l'équation ( 5), on peut produire un signal électronique qui, par exemple, ait une valeur zéro chaque fois que l'équation ( 5) est satisfaite Si chaque transducteur 22 présente une sortie qui est une fonction linéaire de son entrée, par exemple de quelques volts par mètre, ce qui est préféré, le signal électronique est alors:

Ve = -

Vimi Vc Mc Ti Tc

T A B L E A U

( 6) I La th 6 orie de compensation des vibrations décrite plus haut peut être appliquée dans la pratique

dans le système de commande représenté sur la Fig 2.

mi est la masse du Ième corps en mouvement Mc est la masse de la contremasse M est la masse de toutes les parties de l'ensemble de la machine et du système de compensation des vibrations qui ne se déplace pas par rapport au carter Xi est le déplacement du Ième corps en mouvement par rapport a-son emplacement moyen avec référence au carter de la machine Xc est le déplacement de la contremasse par rapport à son emplacement moyen avec référence au carter de la machine Z est le déplacement de l'ensemble de la machine par rapport à un cadre d'inertie de référence Ti est la constante de transducteur pour le Ième corps en mouvement (par exemple en volts par mètre)

Tc est la constante de transducteur pour la contre-

masse (par exemple en volts par mètre) F est la force nette entre la machine et son environnement Vi est le signal de tension de sortie du Iême transducteur de position

Vc est le signal de tension de sortie du trans-

ducteur de position de la contremasse.

L - Sur la Fig 2, la sortie Vi de chaque transducteur de position à l'exception du transducteur de position de la contremasse est tout d'abord amplifiée par un facteur de pondération Wi avant de parvenir à un amplificateur sommateur 32 La sortie Vc du trans- ducteur de position de contremasse est appliquée directement à l'amplificateur sommateur 32 Chaque facteur de pondération Wi est donné par l'équation -Tc mi Wi = o-= ( 7) Ti Mc

qui est obtenue par un simple réagencement de 1 'équa-

tion ( 6) Evidemment, d'autres schémas de pondération adéquats peuvent aussi être utilisés conformément à l'invention Des amplificateurs opérationnels ou d'autres amplificateurs linéaires à basse puissance

sont de préférence utilisés pour réaliser la pondé-

ration des sorties des transducteurs.

La sortie de l'amplificateur sommateur 32 est donc un signal d'erreur Verreur = t Wi Vi Vc ( 8) En amenant ce signal d'erreur de force à zéro, on

parvient également à satisfaire l'équation ( 3).

En variante, on pourrait mesurer l-'accèlé-

ration de chaque corps en mouvement et de la contre-

masse directement et calculer, par conséquent, direc-

tement les quantités dans l'équation ( 3) De même, on

peut utiliser n'importe quelle autre dérivée ou inté-

grale dans le temps des positions des corps en mouve-

ment et de la contremasse qui peuvent être en rapport direct ou indirect avec les accélérations Il est également possible de mélanger les transducteurs 22, par exemple on peut utiliser des transducteurs de

position, des transducteurs de vitesse et des trans-

ducteurs d'accélération, chacun dans un dispositif donne Dans ce cas, les sorties des transducteurs peuvent être différentiées ou intégrées électroni-

quement dans le temps pour produire des signaux compa-

tibles pour l'amplificateur sommateur 32.

L'amplificateur sommateur 32 peut être n'im-

porte quel amplificateur approprié, par exemple un

amplificateur opérationnel La sortie de l'ampli-

ficateur sommateur 32 doit être tout à fait linéaire dans la largeur de bande souhaitée (plusieurs fois la

fréquence fondamentale des vibrations).

Dès que le signal d'erreur est obtenu, il est de préférence traité par le compensateur d'avance 34 ou par un autre dispositif qui intervient pour stabiliser

le système de commande dans son domaine de fonction-

nement La sortie du compensateur d'avance 34 est amplifiée par l'amplificateur de transconductance 36 dont la sortie est utilisée pour entraîner le moteur

24 L'amplificateur 36 est, de préférence, un amplifi-

cateur de puissance à haute efficacité tel qu'un amplificateur modulé par impulsions de largeur variable.

La constante de force du moteur est repré-

sentée par B-L, B étant le champ magnétique et L la longueur de la bobine du moteur Finalement, le moteur 24 entraîne la contremasse 26 de manière à modifier sa position dans le temps Le bloc 38, sur la Fig 2, représente la fonction de transfert qui rapporte la position Xc de la contremasse à la force du moteur Le symbole b est le facteur d'amortissement, k est la

constante de ressort et S est la variable de la trans-

formée de-la Laplace.

Le système décrit avec référence à la Fig 2 amène le signal d'erreur -à zéro Si, par exemple, la position moyenne pondérée des corps en mouvement est

négative, le signal de référence (i 1 i Vi-) est positif.

Si la position de la contremasse est positive, Vc est aussi positif Or, si la grandeur de la position moyenne pondérée des corps en mouvement excède la grandeur de la position de la contremasse, la grandeur du signal de référence excède la valeur de Vc Par conséquent, le signal d'erreur de l'équation ( 8) est

positif et la contremasse est déplacée dans la direc-

tion positive jusqu'à ce que Verreur soit égal à zéro.

Des variations de la position moyenne pondérée des corps en mouvement sont suivies par des variations induites dans la position de la contremasse, de sorte que Verreur s'approche toujours de zéro et que les

vibrations sont réduites au minimum.

La Fig 3 illustre une autre forme d'exécution de l'invention Pour plus de simplicité" cette forme d'exécution est représentée comme comportant un seul

corps en mouvement 40 qui pivote en un mouvement de va-

et-vient autour de l'axe 42 Pour contrecarrer le couple vibratoire produit par le mouvement du corps 40 en mouvement, une contremasse 44 est entranèe -en un mouvement de pivotement autour de l'axe 42 dans un sens

opposé au mouvement du corps 40.

En général, lorsque le mouvement du corps 40 n'est pas uniforme et/ou que de nombreux corps pivotent autour de l'axe 42, le mouvement de la contremasse 44 est régi au moyen d'un système tel que représenté sur la Fig 2 Toutefois, on n'utilise pas de transducteurs de position axiale, mais au contraire des transducteurs qui détectent la position angulaire de chaque corps en

mouvement et de la contremasse.

Claims

R E V E N D I C A T I O N S

1. Système de compensation de vibrations servant à atténuer de manière active les vibrations -5 d'une machine, cette machine comportant un carter, une dimension linéaire et au moins un corps qui se déplace dans le carter avec une composante de vitesse parallèle à la dimension linéaire, ce système de compensation comprenant: une contremasse pouvant être animée d'un mouvement de va-et-vient linéaire par rapport au carter dans un sens parallèle à la dimension linéaire, un moteur couplé au carter pour entraîner la contremasse dans une direction parallèle à la dimension linéaire, un dispositif pour détecter la position du corps en mouvement ou toute dérivée ouikalpwrmort au temps de cette position, le long de la dimension

linéaire, par rapport au carter, ce dispositif produi-

sant un signal de sortie, un dispositif pour détecter la position de la contremasse ou toute dérivéeoui't eparrap Ct autemps de cette position, le long de la dimension linéaire, par rapport au carter, ce dispositif produisant un signal de sortie, et un dispositif de commande pour fournir du courant au moteur en réaction aux signaux de sortie de tous les dispositifs détecteurs d'une manière telle que

l'accélération de la contremasse le long de la dimen-

sion linéaire par rapport au carter soit dirigée dans une direction opposée à l'accélération du corps en mouvement le long de la dimension linéairepar rapport

au carter, la grandeur de l'accélération de la contre-

masse le long de la dimension linéaire, par rapport au carter étant réglée de manière à être égale au produit

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de l'accélération du corps en mouvement le long de la dimension linéaire par rapport au carter et de sa masse

divisé par la masse de la contremasse.

2. Système de compensation de vibrations destiné à atténuer de manière active les vibrations d'une machine, cette machine comportant un carter, un axe et au moins un corps qui se déplace dans le carter avec une composante de vitesse parallèle à l'axe, le système de compensation comprenant une contremasse pouvant être animée d'un mouvement de va-etvient linéaire par rapport-au carter dans un sens parallèle à l'axe, un moteur couplé au carter pour entraîner la contremasse dans un sens parallèle à l'axe, un dispositif pour détecter la position axiale

du corps en mouvement ou toute darivée ou integloe parx ap-

port au temps de cette position par rapport au carter, ce dispositif produisant un signal de sortie, un dispositif pour détecter la position axiale de la contremasse ou toute dérivée ou intkg Mle par rap Po St temps de cette position par rapport au carter, ce dispositif produisant un signal de sortie, et un dispositif de commande pour fournir du courant au moteur en réaction aux signaux de sortie de tous les dispositifs détecteurs d'une manière telle que l'accélération axiale de la contremasse par rapport au carter soit dirigée dans une direction opposée à l'accélération axiale du corps en mouvement par rapport au carter, la grandeur de l'accélération axiale de la contremasse par rapport au carter étant réglée de manière à être égale au produit de l'accélération axiale du corps en mouvement par rapport au carter et

de sa masse divisé par la masse de la contremasse.

3. Système de compensation de vibrations suivant la revendication 2, caractérisé en ce que la machine comporte plus d'un corps, chaque corps se déplaçant dans le carter avec une composante de vitesse parallèle à l'axe, le système de compensation comprend des dispositifs séparés pour détecter la position axiale de chaque corps en mouvement ou toute dérivée ou intégrale rapp=ctau tenps deoett E position par rapport au carter, chaque dispositif de détection produisant un signal de

sortie séparé dont la grandeur est fonction du mouve-

ment du corps en mouvement auquel il est associé, et le dispositif de commande, fournit du courant au moteur d'une manière telle que l'accélération axiale de la contremasse par rapport au carter soit dirigée dans une direction opposée à l'accélération axiale nette des corps en mouvement par rapport au carter, la grandeur de l'accélération axiale de la contremasse par rapport au carter étant réglée de manière à être égale a la somme vectorielle des produits de l'accélération axiale de chaque corps en mouvement par rapport au

carter et de sa masse divisé par la masse de la contre-

masse.

4. Système de compensation de vibrations suivant la revendication 3, caractérisé en ce que les

dispositifs détecteurs comprennent chacun un trans-

ducteur d'accélération produisant un signal de sortie

dont la grandeur est fonction de l'accélération.

5. Système de compensation de vibrations suivant la revendication 3, caractérisé en ce que les

dispositifs détecteurs comprennent chacun un trans-

ducteur de vitesse produisant un signal de sortie dont

la grandeur est fonction de la vitesse.

6. Système de compensation de vibrations suivant la revendication 3, caractérisé en ce que les

dispositifs détecteurs comprennent chacun un trans-

ducteur de position produisant un signal de sortie dont * RS 330 e

la grandeur est fonction de la position.

7 Système de compensation de vibrations siuvant ltuedes mrndicacns 4, 5 ou 6, caractérisé en ce que le dispositif de commande comprend: un amplificateur pour amplifier séparément le signal de sortie de chaque dispositif détecteur, l'amplificateur produisant des signaux de sortie amplifiés séparés associés à chaque, corps en mouvement et à la contremasse, un dispositif pour additionner les signaux de sortie amplifiés, le dispositif additionneur produisant un signal d'erreur, et un amplificateur de réaction-pour amplifier le signal d'erreur et produire un signal destiné à

alimenter le moteur.

8 Système de compensation de vibrations suivant la revendication 7, caractérisé en ce qu'il comprend, en outrez des ressorts pour produire une forcé entre la contremasse et le carter, la force variant sensiblement comme une fonction linéaire de la distance axiale entre la contremasse et une position

d'équilibre de cette contremasse.

9. Système de compensation de vibrations suivant la revendication 8, caractérisé en ce que le

moteur est fixé rigidement au carter.