RU2573615C1 - Micromechanical damper - Google Patents

Micromechanical damper Download PDF

Info

Publication number
RU2573615C1
RU2573615C1 RU2014146835/28A RU2014146835A RU2573615C1 RU 2573615 C1 RU2573615 C1 RU 2573615C1 RU 2014146835/28 A RU2014146835/28 A RU 2014146835/28A RU 2014146835 A RU2014146835 A RU 2014146835A RU 2573615 C1 RU2573615 C1 RU 2573615C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
damping
external
internal
unit
micromechanical
Prior art date
Application number
RU2014146835/28A
Other languages
Russian (ru)
Inventor
Владимир Дмитриевич Вавилов
Original Assignee
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Нижегородский государственный технический университет им. Р.Е. Алексеева", НГТУ
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Нижегородский государственный технический университет им. Р.Е. Алексеева", НГТУ filed Critical Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Нижегородский государственный технический университет им. Р.Е. Алексеева", НГТУ
Priority to RU2014146835/28A priority Critical patent/RU2573615C1/en
Application granted granted Critical
Publication of RU2573615C1 publication Critical patent/RU2573615C1/en

Links

Landscapes

  • Gyroscopes (AREA)

Abstract

FIELD: measurement equipment.
SUBSTANCE: micromechanical damper comprises a damping unit, made in the form of concentrated mass, connected by means of elastic suspensions with the damping unit, with the purpose to produce optimal damping, at the same time the following ratio between the parameters is provided:
Figure 00000016
Kd1 - absolute coefficient of damping of an external unit (damped); Kd2 - absolute coefficient of damping of an internal unit of the external unit (damping); m1 - external unit mass; m2 - internal unit mass; G1 - stiffness of external unit suspension; G2 - stiffness of internal unit suspension; χ - coefficient of mechanical link between external and internal units.
EFFECT: optimisation of micromechanical damper operation mode.
1 dwg

Description

Решение относится к измерительной технике.The solution relates to measurement technology.

Известен аналогичный микромеханический демпфер [1], содержащий демпфирующий узел, выполненный в виде сосредоточенной массы, соединенной с помощью упругих подвесов с демпфируемым узлом.A similar micromechanical damper [1] is known, containing a damping assembly made in the form of a concentrated mass connected by elastic suspensions to a damped assembly.

Недостатком известного устройства является невозможность установления механических параметров связи для получения оптимального коэффициентов демпфирования, поскольку заранее не известны перемещения демпфируемого и демпфируемого узлов.A disadvantage of the known device is the inability to establish mechanical coupling parameters to obtain optimal damping coefficients, since the movements of the damped and damped nodes are not known in advance.

В качестве прототипа выбран микромеханический демпфер, описанный в работе [2]. Роль демпфера в чувствительном элементе интегрального датчика ускорений выполняет сосредоточенный груз, соединенный с помощью упругих подвесов с демпфируемым узлом. Вынужденные колебания, сообщаемые демпфируемому узлу внешним воздействием, через подвесы передаются демпфирующему узлу. На осуществление колебательного процесса демпфирующего узла расходуется энергия, сообщаемая ему демпфируемым узлом. Таким образом, от демпфируемого узла отбирается часть энергии и его колебательный процесс затухает.As a prototype selected micromechanical damper described in [2]. The role of the damper in the sensitive element of the integrated acceleration sensor is performed by a concentrated load connected by elastic suspensions to a damped assembly. The forced vibrations reported to the damped assembly by external action are transmitted through the suspensions to the damped assembly. For the implementation of the oscillatory process of the damping node, the energy consumed is transmitted to it by the damped node. Thus, part of the energy is taken from the damped assembly and its oscillatory process decays.

Недостатком известного устройства является невозможность подгонки параметров демпфирующего узла для получения оптимального режима, поскольку на степень затухания влияют параметры как демпфируемого, так и демпфирующего узлов. Этот недостаток устраняется предлагаемым решением.A disadvantage of the known device is the inability to adjust the parameters of the damping node to obtain the optimal mode, since the degree of attenuation is affected by the parameters of both the damped and the damping nodes. This disadvantage is eliminated by the proposed solution.

Решаемая задача - совершенствование микромеханического демпфера.The task at hand is the improvement of the micromechanical damper.

Технический результат - получение оптимального режима работы микромеханического демпфера.EFFECT: obtaining an optimal operating mode of a micromechanical damper.

Этот технический результат достигается тем, что в микромеханический демпфере, содержащем демпфирующий узел, выполненный в виде сосредоточенной массы, соединенной с помощью упругих подвесов с демпфируемым узлом, с целью получения оптимального демпфирования выполняют следующее соотношение между параметрами:This technical result is achieved by the fact that in a micromechanical damper containing a damping assembly made in the form of a concentrated mass connected by elastic suspensions to a damping assembly, in order to obtain optimal damping, the following relationship between the parameters is fulfilled:

Figure 00000001
,
Figure 00000001
,

Кд1 - абсолютный коэффициент демпфирования внешнего узла (демпфируемого); Кд2 - абсолютный коэффициент демпфирования внутреннего узла внешнего узла (демпфирующего; m1 - масса внешнего узла; m2 - масса внутреннего узла; G1 - жесткость подвеса внешнего узла; G2 - жесткость подвеса внутреннего узла; χ - коэффициент механической связи между внешним и внутренним узлами.To d1 - the absolute damping coefficient of the external node (damped); K d2 is the absolute damping coefficient of the internal assembly of the external assembly (damping; m 1 is the mass of the external assembly; m 2 is the mass of the internal assembly; G 1 is the suspension stiffness of the external assembly; G 2 is the suspension stiffness of the internal assembly; χ is the mechanical coupling coefficient between the external and internal nodes.

На фиг. 1 приведена конструктивная схема демпфированной микромеханической системы и показано взаимодействие сил: инерции Fин, упругости Fупр и демпфирования Fдем. Посредством анизотропного травления выполнены: подвижная рамка 1, соединенная с корпусной пластиной упругими растяжками 2. В свою очередь внутри рамки выполнен подвижный узел в виде плоской пластины 3, соединенный с рамкой упругими растяжками 4. Рамка 1, например, может служить чувствительным элементом осевого акселерометра, а подвижный узел 3 предназначается для обеспечения оптимального демпфирования рамки. Система имеет две степени свободы: y1 - линейное перемещение рамки 1 относительно корпуса 5; y2 - линейное перемещение подвижного узла 3 относительно рамки 1.In FIG. 1 shows a structural diagram of a damped micromechanical system and shows the interaction of forces: inertia F in , elasticity F control and damping F dem . By means of anisotropic etching, the following are accomplished: a movable frame 1 connected to the body plate by elastic extensions 2. In turn, a movable unit in the form of a flat plate 3 connected to the frame by elastic extensions 4 is made inside the frame. Frame 1, for example, can serve as a sensitive element of an axial accelerometer, and the movable unit 3 is designed to provide optimal damping of the frame. The system has two degrees of freedom: y 1 - linear movement of the frame 1 relative to the housing 5; y 2 - linear movement of the movable node 3 relative to the frame 1.

Существо заявляемого устройства не является очевидностью. Для его доказательства, во-первых, необходимо показать, что система, состоящая из двух взаимосвязанных подвижных узлов, представляет собой колебательную систему второго порядка с параметрами, зависящими от характеристик внешнего и внутреннего подвижных узлов. Тем не менее, точное описание заявляемой системы в динамическом плане описывается передаточной функцией четвертого порядка:The essence of the claimed device is not obvious. To prove it, firstly, it is necessary to show that the system, consisting of two interconnected movable nodes, is a second-order oscillatory system with parameters that depend on the characteristics of the external and internal mobile nodes. However, the exact description of the claimed system in dynamic terms is described by the fourth-order transfer function:

Figure 00000002
Figure 00000002

где введены следующие обозначения:where the following notation is introduced:

Figure 00000003
Figure 00000003

Если в качестве рабочего подвижного узла используется внутренняя рамка, то в передаточной функции (1) коэффициенты знаменателя остаются без изменений. Коэффициенты же числителя будут иными, а именно:If the inner frame is used as the working movable unit, then the coefficients of the denominator remain unchanged in the transfer function (1). The coefficients of the numerator will be different, namely:

Figure 00000004
Figure 00000004

В (2) независимыми параметрами являются шесть величин: m1, G1, Kд1, m2, G2 и Kд2, причем первые три из них, относящиеся к демпфируемому узлу (внешнему), задаются из конструктивных соображений, а три остальные требуют определения в соответствии с условием достижения оптимальных демпфирующих свойств. В общем случае определение неизвестных величин эффективнее всего осуществлять с использованием ЭВМ по АЧХ, соответствующей передаточной функции четвертого порядка (1) при заданном показателе колебательности.In (2), six parameters are independent parameters: m 1 , G 1 , K d1 , m 2 , G 2, and K d2 , with the first three of them related to the damped node (external) being set for structural reasons, and the other three require determination in accordance with the condition of achieving optimal damping properties. In the general case, the determination of unknown quantities is most efficiently carried out using a computer according to the frequency response corresponding to the fourth-order transfer function (1) for a given oscillation index.

Воспользуемся понятием коэффициента связи, представляющим собой отношение сил упругости подвесов демпфируемого и демпфирующего узлов:We use the concept of the coupling coefficient, which is the ratio of the elastic forces of the suspensions of the damped and damping nodes:

Figure 00000005
Figure 00000005

Для статического состояния зависимость коэффициента связи от конструктивных параметров можно получить в виде:For a static state, the dependence of the coupling coefficient on the design parameters can be obtained in the form:

Figure 00000006
Figure 00000006

Используя (4) относительные коэффициенты демпфирования внешнего и внутреннего подвижных узлов, можно найти:Using (4) the relative damping coefficients of the external and internal moving nodes, you can find:

Figure 00000007
,
Figure 00000008
Figure 00000007
,
Figure 00000008

где G01=G1(1-1/χ)+G2; G02=G2(1-χG2/G1); Кд1 - абсолютный коэффициент демпфирования внешнего узла; Кд2 - абсолютный коэффициент демпфирования внутреннего узла.where G 01 = G 1 (1-1 / χ) + G 2 ; G 02 = G 2 (1-χG 2 / G 1); To d1 - the absolute damping coefficient of the external node; To d2 - the absolute damping coefficient of the internal node.

Для обеспечения равенства относительных коэффициентов демпфирования внешней и внутренней рамок, в том числе и при оптимальном режиме

Figure 00000009
, необходимо конструктивно выполнить следующее условие:To ensure equality of the relative damping coefficients of the external and internal frames, including the optimal mode
Figure 00000009
, it is necessary to constructively fulfill the following condition:

Figure 00000010
Figure 00000010

Формула (6) показывает преимущества двухмассового ЧЭ перед одномассовым с точки зрения их демпфирующих качеств, поскольку на значения абсолютных коэффициентов можно влиять варьированием величин масс и жесткостей, а также применением гистерезисных поглотителей энергии во внутренних подвесах или комбинацией того и другого.Formula (6) shows the advantages of a two-mass SE over a single-mass one in terms of their damping qualities, since the values of the absolute coefficients can be influenced by varying the masses and stiffnesses, as well as using hysteretic energy absorbers in internal suspensions or a combination of both.

Допуская характер гашения колебаний ЧЭ гистерезисным, при котором абсолютный коэффициент обратно пропорционален действующей частоте, т.е. Kг=Gη/(ωc+ω), можно утверждать, что снижение частоты синхронизма способствует повышению демпфирующих свойств. Из (6) видим, что на величину частоты можно в широких пределах влиять варьированием коэффициента связи и соответственно получать любое требуемое демпфирование.Assuming the nature of the damping of the vibrations of the SE hysteretic, in which the absolute coefficient is inversely proportional to the effective frequency, i.e. K r = Gη / (ω c + ω ), it can be argued that the decrease in frequency synchronism enhances damping properties. From (6) we see that the frequency can be influenced over a wide range by varying the coupling coefficient and, accordingly, to obtain any required damping.

Условие синхронизма ω1=ω2=ω при гармонических колебаниях подвижных узлов

Figure 00000011
,
Figure 00000012
можно получить в виде соотношения между конструктивными параметрами с учетом (6) при отсутствии демпфирования Kд1=Kд2=0The synchronism condition ω 1 = ω 2 = ω for harmonic vibrations of moving nodes
Figure 00000011
,
Figure 00000012
can be obtained in the form of a relationship between design parameters taking into account (6) in the absence of damping K d1 = K d2 = 0

Figure 00000013
Figure 00000013

Из (7) видим, что на величину частоты можно в широких пределах влиять варьированием коэффициента связи и соответственно получать любое требуемое демпфирование. Таким образом, можно утверждать, что снижение частоты синхронизма способствует повышению демпфирующих свойств.From (7) we see that the frequency can be influenced over a wide range by varying the coupling coefficient and, accordingly, any desired damping can be obtained. Thus, it can be argued that a decrease in the frequency of synchronism contributes to an increase in damping properties.

Источники информацииInformation sources

1. Северов Л.А. и др. Микромеханические гироскопы: конструкции, характеристики, технологии, пути развития. Известия ВУЗОВ. Приборостроение. 1998. Т. 41. №1-2, стр. 57…73.1. Severov L.A. et al. Micromechanical gyroscopes: designs, characteristics, technologies, development paths. University News. Instrument making. 1998. V. 41. No. 1-2, p. 57 ... 73.

2. Вавилов В.Д. Интегральные датчики. Изд-во НГТУ, 2003, 504 с.2. Vavilov V.D. Integrated Sensors. NSTU Publishing House, 2003, 504 pp.

Claims (1)

Микромеханический демпфер, содержащий демпфирующий узел, выполненный в виде сосредоточенной массы, соединенной с помощью упругих подвесов с демпфируемым узлом, с целью получения оптимального демпфирования, отличающийся тем, что в устройстве выполнено следующее соотношение между параметрами:
Figure 00000014

Kд1 - абсолютный коэффициент демпфирования внешнего узла (демпфируемого); Kд2 - абсолютный коэффициент демпфирования внутреннего узла внешнего узла (демпфирующего); m1 - масса внешнего узла; m2 - масса внутреннего узла; G1 - жесткость подвеса внешнего узла; G2 - жесткость подвеса внутреннего узла; χ - коэффициент механической связи между внешним и внутренним узлами. A micromechanical damper containing a damping assembly made in the form of a concentrated mass connected by elastic suspensions to a damping assembly in order to obtain optimal damping, characterized in that the following relationship between the parameters is made in the device:
Figure 00000014

K d1 - the absolute damping coefficient of the external node (damped); K d2 - the absolute damping coefficient of the internal node of the external node (damping); m 1 is the mass of the external node; m 2 is the mass of the internal node; G 1 - the stiffness of the suspension of the external node; G 2 - the stiffness of the suspension of the internal node; χ is the coefficient of mechanical coupling between the external and internal nodes.
RU2014146835/28A 2014-11-20 2014-11-20 Micromechanical damper RU2573615C1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2014146835/28A RU2573615C1 (en) 2014-11-20 2014-11-20 Micromechanical damper

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2014146835/28A RU2573615C1 (en) 2014-11-20 2014-11-20 Micromechanical damper

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU2573615C1 true RU2573615C1 (en) 2016-01-20

Family

ID=55087249

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RU2014146835/28A RU2573615C1 (en) 2014-11-20 2014-11-20 Micromechanical damper

Country Status (1)

Country Link
RU (1) RU2573615C1 (en)

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SU911170A1 (en) * 1980-01-22 1982-03-07 Varsanofev Vladimir D Method of determination of mechanical object tensile suspension damping coefficient
SU1742732A1 (en) * 1989-09-12 1992-06-23 Научно-производственное объединение измерительной техники Measuring vibration converter
SU1322818A1 (en) * 1985-04-05 1995-12-10 В.А. Волков Method for selecting vibration damping coefficient of accelerometer inertia element with liquid damper
EP2159579B1 (en) * 2008-08-29 2010-12-29 Honeywell International, Inc. Systems and methods for vibration rectification error reduction in closed-loop accelerometer systems

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SU911170A1 (en) * 1980-01-22 1982-03-07 Varsanofev Vladimir D Method of determination of mechanical object tensile suspension damping coefficient
SU1322818A1 (en) * 1985-04-05 1995-12-10 В.А. Волков Method for selecting vibration damping coefficient of accelerometer inertia element with liquid damper
SU1742732A1 (en) * 1989-09-12 1992-06-23 Научно-производственное объединение измерительной техники Measuring vibration converter
EP2159579B1 (en) * 2008-08-29 2010-12-29 Honeywell International, Inc. Systems and methods for vibration rectification error reduction in closed-loop accelerometer systems

Similar Documents

Publication Publication Date Title
Gatti et al. Some diverse examples of exploiting the beneficial effects of geometric stiffness nonlinearity
Varanis et al. On mechanical vibration analysis of a multi degree of freedom system based on arduino and MEMS accelerometers
Tso et al. Design and experimental study of a hybrid vibration absorber for global vibration control
CN105698779A (en) Designing method of quartz micromechanical gyroscope double-shaft damping device
Zhao et al. Comparative study of different output metrics for a three weakly coupled resonator sensor
Nekrasov et al. Influence of translational vibrations, shocks and acoustic noise on MEMS gyro performance
RU2573615C1 (en) Micromechanical damper
KR20130035427A (en) Mems resonating accelerometer
Hao et al. Thermoelastic damping in flexural-mode ring gyroscopes
CN209857909U (en) High-precision MEMS gyroscope
Pokhrel et al. Analysis of displacement of vibrating of mass spring due to opposition force
CN103398708B (en) A kind of micromechanical gyro of sensitive mode
Ouyang et al. A receptance-based method for predicting latent roots and critical points in friction-induced vibration problems of asymmetric systems
El-Sayed et al. Modeling of nonlinearities in vibratory ring gyroscopes
Mushtaq et al. Modeling damped mass-spring system in Matlab simulink®
Flores-Sanchez et al. Attenuation of vibrations in a mechanical oscillator by implementing two types of vibration absorbers: Experimental results
Zhang et al. Singularity analysis on the periodic response of a symmetrical MEMS gyroscope
Zhao et al. A novel double-ended tuning fork quartz accelerometer
Park et al. Response characteristics of a MEMS resonant accelerometer to external acoustic excitation
Liu et al. Genetic algorithm based multidisciplinary design optimization of MEMS accelerometer
Kreuzer et al. Active Vibration Isolation Via Decomposition of Traveling Waves
RU2297008C1 (en) Micro-mechanical direct transformation accelerometer
Zhang et al. Stability analysis in state space for non-driven MEMS gyro
RU2403537C2 (en) Electrostatic gyrotron
Kim Lumped element modeling of operational structures by inverting the mobility models

Legal Events

Date Code Title Description
MM4A The patent is invalid due to non-payment of fees

Effective date: 20161121