WO2011026872A2 - Schwingungstilger für einer drehbewegung um eine drehachse überlagerte schwingungen - Google Patents

Schwingungstilger für einer drehbewegung um eine drehachse überlagerte schwingungen Download PDF

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WO2011026872A2
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rotation
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Elmar Breitbach
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B.E.C. Breitbach Engineering Consulting Gmbh
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
    • F16F15/1407—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being limited with respect to the driving means
    • F16F15/1414—Masses driven by elastic elements
    • F16F15/1421—Metallic springs, e.g. coil or spiral springs

Definitions

  • the invention relates to a vibration damper for a rotational movement about a rotational axis superimposed vibrations having the features of the preamble of independent claim 1.
  • the invention thus relates to a vibration damper with a damping mass, which is itself excited by the vibrations to be suppressed by it to vibrations, but which run in opposite phase to the vibrations to be suppressed and cause corresponding antiphase counter-forces to the vibrations to be suppressed.
  • a rotational movement superimposed on a rotational axis if the superimposed vibrations have the same direction as the rotational movement, also referred to as torsional vibrations.
  • the present invention relates not only to the suppression of such torsional vibrations with a vibration absorber but also to vibrations having a direction perpendicular to the circumferential direction about the rotation axis.
  • a vibration absorber has a fixed self-sustaining frequency defined by the elastic coupling of its absorber mass to a base, in which it has its maximum effectiveness with regard to the suppression of undesired vibrations.
  • the vibration damper still has a certain function in terms of suppressing the unwanted oscillation, is only very noticeable in the case of a vibration damper without damping, which has a maximum effect on the natural frequency.
  • the frequency range of the effectiveness of the vibration absorber can be widened. However, this is at the expense of its effectiveness at its own Tilgereigenfrequenz.
  • Unattenuated vibration absorbers are therefore always to be tuned very precisely to the frequency at which the vibrations to be suppressed occur. If the frequency of the vibrations to be suppressed is not constant, but changes, for example, with the temperature of a device or the speed of a motor, the effective frequency range of the vibration absorber must either be widened by means of damping, with the described disadvantages being tolerated, or If several absorber with adjacent Tilgereigenfrequenzen must be used, or the Tilgereigenfrequenz must be continuously adapted to the frequency of the vibrations to be suppressed, ie tracked.
  • torsional vibration damper For damping the torsional vibrations of a rotor of a helicopter, which occur at twice the frequency of the rotational frequency of the rotor, it is known to use torsional vibration damper, in which the absorber masses are freely oscillating about pendulum axes, which rotate at a distance from the rotor axis with the rotor.
  • the centrifugal force acting on the absorber mass during the rotational movement of the rotor thereby provides the restoring force on the absorber mass in the event of its deflection instead of an elastic force. This centrifugal force increases with the speed of the rotor.
  • a torsional vibration damper with the features of the preamble of independent claim 1 is known.
  • an annular absorber mass through two extending in opposite radial directions extending leaf spring on a flange, wherein the two leaf springs extend in the unloaded state in a common plane.
  • the radially outer ends of the leaf springs are rigidly fixed to the absorber mass, while the radially inner ends of the leaf springs are guided in sliding blocks, which are displaceable radially along the leaf springs in linear guides. Due to the centrifugal force acting on the sliding blocks due to the rotational movement about the axis of rotation, the sliding blocks move outwards, shortening the effective length of the leaf springs between the sliding blocks and the absorber mass.
  • the sliding blocks are acted upon radially inwardly by a return spring whose stiffness determines the radial position of the sliding blocks at a certain speed around the axis of rotation and thus effective at this speed length of the leaf springs and due to the elastic support of the absorber mass on the leaf springs so that the Natural frequency of the known torsional vibration damper at the speed. It is immediately understand that in this way the Tilgereigenfrequenz of the known torsional vibration with the speed increases about the axis of rotation. However, it is associated with considerable coordination effort to realize this increase exactly so that the Tilgereigenfrequenz increases in proportion to the speed.
  • An adaptive vibration damper is known from EP 1 528 281 A1, which has a damper mass mounted on a base via a leaf spring and a linear actuator which can be controlled to change the absorber natural frequency.
  • the linear actuator loads the leaf spring between its spring ends to pressure. This compressive load reduces the transverse stiffness of the leaf spring and thus the effective stiffness of the elastic support of the absorber mass at the base, which is synonymous with a reduction of the natural absorption frequency of the known vibration absorber.
  • EP 1 528 281 A1 With the suppression of torsional vibrations, EP 1 528 281 A1 is not concerned.
  • the invention has for its object to show a vibration damper for a rotational movement about a rotational axis superimposed vibrations, which is proportional to the speed has the rotational movement increasing Tilgereigenfrequenz and is suitable for low speeds.
  • each absorber mass is supported only at one, extending in a direction away from the axis of rotation beam, the Tigermasse has its center of mass in the relaxed state of this one bending beam at the other end of this one bending beam.
  • the absorber mass of the new vibration absorber could, in principle, also extend annularly around the axis of rotation. However, since its center of gravity in the relaxed state of the supporting a bending beam at the radially outer end of this bending beam, this would not be a preferred embodiment of the absorber mass of the new vibration absorber. Rather, it is preferred if each absorber mass arranged in the most compact form possible at the radially outer end of the respective bending beam and rigidly attached to the bending beam.
  • each absorber mass is not balanced during the rotational movement about the rotational axis acting on them centrifugal force, but acts in addition to the stiffness of the leaf spring as restoring force on the absorber mass in its basic position in the same direction normal to the axis of rotation extending direction as the bending beam.
  • the effective stiffness of the support of the absorber mass via the centrifugal force acting on the absorber mass depends on the rotational speed about the axis of rotation.
  • the proportionality factor can by tuning the length of the bending beam and the distance of its clamping at its radially inner lying end of the axis of rotation and adjusted to the desired value.
  • the bending beam may have a rectangular cross-section and extend with respect to the surface normal of the two pairs of its opposing side surfaces, on the one hand, in a plane extending radially to the axis of rotation and, on the other hand, in a plane to which the axis of rotation is normal.
  • the two main directions of the elastic alignment of the bending beam thus run once in the direction of the rotational movement about the axis of rotation and once perpendicular thereto.
  • the elasticity of the bending beam in these two main directions can be adapted to the vibrations occurring in these two directions.
  • the two main directions of the bending beam can also be aligned at angles not equal to zero or 90 ° to the rotation axis in order to adapt the new vibration absorber, for example, to special shapes of the vibrations to be suppressed.
  • the bending beam may be a leaf spring, which extends in its relaxed state in a plane extending radially to the axis of rotation and thus the new vibration absorber specially trained as torsional vibration damper for suppressing torsional vibrations.
  • the new vibration absorber specially trained as torsional vibration damper for suppressing torsional vibrations.
  • the relaxed leaf spring could also be targeted in the direction of the rotational movement about the axis of rotation, in order to prepare the vibration damper specifically for bending vibrations of a shaft.
  • devices for the reduction of vibrations are ornamentation of the transverse stripe of the leaf spring provided. These are preferably designed such that they act on the leaf spring with a compressive force acting between their ends. In this case, this pressure force with increasing speed of the rotational movement about the axis of rotation decrease, since the new vibration absorber at higher speeds anyway has the desired proportionality between speed and Tilgereigenfrequenz. This is crucial because with increasing speed around the axis of rotation very large centrifugal forces occur, which can be easily removed as tensile forces from the leaf spring, but are no longer meaningful with additional measures of size adjustable. On the other hand, this is no problem at lower speeds and correspondingly smaller fly forces.
  • the leaf spring of the new vibration absorber but also with reduced transverse stiffness for a sufficient definition of the situation, ie the basic position of the absorber mass.
  • the pressure force can be applied for example by a metallic spring, which is claimed between the ends of the leaf spring to train and act on the self-centrifugal forces, which reduce their contribution to the transverse stiffness of the leaf spring successively to 0.
  • a tension spring may be provided to apply the pressure force between the ends of the leaf spring.
  • the tension element is to be designed or attached in such a way that it does not hinder the transverse deflection of the leaf spring.
  • the means for reducing the transverse stiffness at higher speeds around the axis of rotation are not needed, they can also be selectively disabled at these higher speeds to reduce the number of moving at these higher speeds and the correspondingly high centrifugal forces parts of the vibration absorber.
  • each leaf spring is preferably clamped in the new vibration absorber on a flange which can be fastened to a shaft in order to suppress vibrations of precisely this shaft.
  • a leaf spring with a damping mass not only a leaf spring with a damping mass, but a plurality of absorber masses and associated leaf springs will be provided, which are arranged rotationally symmetrical about the axis of rotation around.
  • Fig. 1 shows the basic structure of a new vibration absorber in a first
  • Fig. 2 shows the course of the natural frequency of the vibration absorber according to FIG. 1 over the rotational speed of a rotary movement.
  • Fig. 3 shows the basic structure of a second embodiment of the new
  • FIG. 4 shows a contribution to the natural frequency of the vibration absorber according to FIG. 3 due to an additional external pressure force F acting there;
  • FIG. 5 shows the superposition of the contribution according to FIG. 4 and the basic course of FIG
  • a plurality of absorber masses 2 are mounted on a flange 4 in rotationally symmetrical arrangement in each case via a leaf spring 3 as a concrete embodiment of a bending beam.
  • a leaf spring 3 as a concrete embodiment of a bending beam.
  • the absorber masses 2 is shown with the associated leaf spring 3, but this also in an additional, deflected position in which the absorber mass with 2 'and the leaf spring with 3' is designated.
  • the leaf spring 3 In its basic position, the leaf spring 3 extends in a plane which extends radially to the axis of rotation 5. Their Haupterstreckungsnchtung is normal to the axis of rotation 5 aligned.
  • the bending beam represented by the leaf spring 3 is therefore aligned in its relaxed state with its Haupterstreckungsnchtung normal to the axis of rotation.
  • the leaf spring 3 is clamped at a distance R from the axis of rotation 5 fixed to the flange 4.
  • the leaf spring 3 carries the absorber mass 2.
  • the flange 4 is provided for attachment to a shaft, not shown here, which rotates about a rotational axis 5 at a rotational speed ⁇ .
  • the rotational movement 6 about the axis of rotation 5 is indicated in Fig. 1 by a rotary arrow.
  • Fig. 3 is sketched on the one hand, that the leaf spring 3 is deviated from Fig. 1 with its radially inner end 8 is clamped near the axis of rotation 5.
  • a compressive force F is indicated, which compresses the spring ends 8 and 9 of the leaf spring 3 and thus reduces their transverse rigidity. The compressive force F thus leads to a negative contribution to the effective overall rigidity of the leaf spring 3.
  • the resulting contribution to the natural absorption frequency coo over the rotational speed ⁇ is shown in FIG.
  • a desired proportionality factor between coo and ⁇ can otherwise be set.
  • the pressure force F of FIG. 3 the respective proportionality is achieved even at very low speeds ⁇ .

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Abstract

Bei einem Schwingungstilger (1) für einer Drehbewegung (6) um eine Drehachse (5) überlagerte Schwingungen sind mindestens eine Tilgermasse (2) und mindestens ein Biegebalken (3)vorgesehen,wobei sich der Biegebalken (3) in seinem entspannten Zustand mit seiner Haupterstreckungsrichtung normal zu der Drehachse (5) ausgerichtet ist, wobei eines der Enden (8) des Biegebalkens (3) in seiner Haupterstreckungsrichtung, das der Drehachse (5) näher ist, eingespannt ist und mit der Drehbewegung (6) um die Drehachse (5) umläuft, und wobei die Tilgermasse (2) an dem anderen Ende (9) des Biegebalkens (3) befestigt ist; und jede Tilgermasse (2) nur an einem, sich in einer Richtung von der Drehachse (5) weg erstreckenden Biegebalken (3) gelagert ist, wobei die Tigermasse (2) ihren Masseschwerpunkt (10) im entspannten Zustand dieses einen Biegebalkens (3) an dem anderen Ende (9) dieses einen Biegebalkens (3) aufweist.

Description

TECHNISCHES GEBIET DER ERFINDUNG
Die Erfindung bezieht sich auf einen Schwingungstilger für einer Drehbewegung um eine Drehachse überlagerte Schwingungen mit den Merkmalen des Oberbegriffs des unabhängigen Patentanspruchs 1.
Die Erfindung bezieht sich damit auf einen Schwingungstilger mit einer Tilgermasse, die durch die von ihr zu unterdrückenden Schwingungen selbst zu Schwingungen angeregt wird, welche aber gegenphasig zu den zu unterdrückenden Schwingungen verlaufen und entsprechend gegenphasige Gegenkräfte zu den zu unterdrückenden Schwingungen hervorrufen.
Einer Drehbewegung um eine Drehachse überlagerte Schwingungen werden , wenn die überlagerten Schwingungen dieselbe Richtung wie die Drehbewegung haben, auch als Drehschwingungen bezeichnet. Die vorliegende Erfindung betrifft jedoch nicht nur die Unterdrückung solcher Drehschwingungen mit einem Schwingungstilger, sondern auch von Schwingungen, die eine Richtung senkrecht zur Umfangsrichtung um die Drehachse haben.
STAND DER TECHNIK
Im einfachsten Fall weist ein Schwingungstilger eine durch die elastische Ankopplung seiner Tilgermasse an eine Basis definierte, feste Tilgereigenfrequenz auf, bei der er seine maximale Wirksamkeit in Hinblick auf das Unterdrücken von unerwünschten Schwingungen hat. Der Frequenzbereich um die Tilgereigenfrequenz, in dem der Schwingungstilger noch eine gewisse Funktion in Hinblick auf das Unterdrücken der unerwünschten Schwingung aufweist, ist bei einem Schwingungstilger ohne Dämpfung, der eine maximale Wirkung bei der Ti lgereigenfreq uenz aufweist, n u r seh r sch mal . Du rch Dämpfu ng der Bewegu ng der Tilgermasse kann zwar der Frequenzbereich der Wirksamkeit des Schwingungstilgers aufgeweitet werden. Dies geht jedoch zu Lasten seiner Wirksamkeit bei seiner Tilgereigenfrequenz. Ungedämpfte Schwingungstilger sind daher immer besonders genau auf die Frequenz abzustimmen, bei der die zu unterdrückenden Schwingungen auftreten. Ist die Frequenz der zu unterdrückenden Schwingungen n icht konstant, sondern ändert sich beispielsweise mit der Temperatur einer Vorrichtung oder der Drehzahl eines Motors, muss entweder mittels Dämpfung der wirksame Frequenzbereich des Schwingungstilgers aufgeweitet werden, wobei die geschilderten Nachteile in Kauf zu nehmen sind, oder es müssen mehrere Tilger mit nebeneinander liegenden Tilgereigenfrequenzen eingesetzt werden, oder die Tilgereigenfrequenz muss der Frequenz der zu unterdrückenden Schwingungen fortlaufend angepasst, d. h. nachgeführt werden.
Zur Dämpfung der Drehschwingungen eines Rotors eines Hubschraubers, die mit der doppelten Frequenz der Umlauffrequenz des Rotors auftreten, ist es bekannt, Drehschwingungstilger einzusetzen, bei denen die Tilgermassen frei pendelnd um Pendelachsen gelagert sind, welche mit Abstand zu der Rotorachse mit dem Rotor umlaufen. Die bei der Drehbewegung des Rotors auf die Tilgermasse einwirkende Zentrifugalkraft stellt dabei statt einer elastischen Kraft die Rückstellkraft auf die Tilgermasse im Falle ihrer Auslenkung bereit. Diese Zentrifugalkraft wächst mit der Drehzahl des Rotors an. Bei passender Abstimmung der Pendellänge auf den Abstand der Pendelachse von der Rotorachse kann so eine Tilgereigenfrequenz des Drehschwingungstilgers erreicht werden, die immer doppelt so groß ist wie die Drehzahl des Rotors. Dieses bekannte Prinzip ist jedoch nicht ohne Weiteres auf andere Vorgänge zu übertragen, bei denen ein Drehschwingungstilger mit einer Tilgereigenfrequenz, welche mit der Drehzahl um eine Drehachse ansteigt, wünschenswert wäre, da seine Funktion nur ab gewissen Drehzahlen abhängig von dem Abstand der Pendelachse von der jeweiligen Drehachse gegeben ist, da nur dann die Zentrifugalkräfte auf die Tilgermasse ausreichen und gegenüber anderen möglichen Kräften dominant sind.
Aus der DE 199 07 216 C1 ist ein Drehschwingungstilger mit den Merkmalen des Oberbegriffs des unabhängigen Patentanspruchs 1 bekannt. Hier ist eine ringförmige Tilgermasse durch zwei in einander entgegen gesetzten radialen Richtungen verlaufenden Blattfeder an einem Flansch abgestützt, wobei die beiden Blattfedern in unbelastetem Zustand in einer gemeinsamen Ebene verlaufen. Dabei sind die radial außen liegenden Enden der Blattfedern starr an der Tilgermasse festgelegt, während die radial innen liegenden Enden der Blattfedern in Gleitsteinen geführt sind, die radial längs der Blattfedern in Linearführungen verschieblich sind. Durch die aufgrund der Drehbewegung um die Drehachse auf die Gleitsteine einwirkende Zentrifugalkraft bewegen sich die Gleitsteine nach außen und verkürzen dabei die effektive Länge der Blattfedern zwischen den Gleitsteinen und der Tilgermasse. Dabei werden die Gleitsteine radial nach innen durch eine Rückstellfeder beaufschlagt, deren Steifigkeit die radiale Lage der Gleitsteine bei einer bestimmten Drehzahl um die Drehachse bestimmt und damit die bei dieser Drehzahl wirksame Länge der Blattfedern und aufgrund der elastischen Abstützung der Tilgermasse über die Blattfedern damit auch die Eigenfrequenz des bekannten Drehschwingungstilgers bei der Drehzahl. Es ist unmittelbar nachzuvollziehen, dass auf diese Weise die Tilgereigenfrequenz des bekannten Drehschwingunsgtilgers mit der Drehzahl um die Drehachse ansteigt. Es ist jedoch mit erheblichem Abstimmungsaufwand verbunden, diesen Anstieg genau so zu realisieren, dass die Tilgereigenfrequenz proportional zu der Drehzahl ansteigt. Bei kleinen Drehzahlen ist dies grundsätzlich unmöglich, weil die Eigenfrequenz des Schwingungstilgers aufgrund der Abstützung der Tilgermasse über die Blattfedern nicht beliebig klein werden kann. Aus der EP 1 528 281 A1 ist ein adaptiver Schwingungstilger bekannt, der eine über eine Blattfeder an einer Basis gelagerte Tilgermasse und einen zur Veränderung der Tilgereigenfrequenz ansteuerbaren Linearaktuator aufweist. Der Linearaktuator belastet die Blattfeder zwischen ihren Federenden auf Druck. Diese Druckbelastung reduziert die Quersteifigkeit der Blattfeder und damit die effektive Steifigkeit der elastischen Abstützung der Tilgermasse an der Basis, was gleichbedeutend mit einer Reduzierung der Tilgereigenfrequenz des bekannten Schwingungstilgers ist. Mit der Unterdrückung von Drehschwingungen befasst sich die EP 1 528 281 A1 nicht.
AUFGABE DER ERFINDUNG
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Schwingungstilger für einer Drehbewegung um eine Drehachse überlagerte Schwingungen aufzuzeigen, der eine proportional zu der Drehzahl der Drehbewegung ansteigende Tilgereigenfrequenz aufweist und auch für kleine Drehzahlen geeignet ist.
LÖSUNG
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch einen Schwingungstilger mit den Merkmalen des unabhängigen Patentanspruchs 1 gelöst. Bevorzugte Ausführungsformen des neuen Schwingungstilgers sind in den abhängigen Patentansprüchen 2 bis 13 definiert.
BESCHREIBUNG DER ERFINDUNG
Bei dem neuen Schwingungstilger ist jede Tilgermasse nur an einer, sich in einer Richtung von der Drehachse weg erstreckenden Biegebalken gelagert ist, wobei die Tigermasse ihren Masseschwerpunkt im entspannten Zustand dieses einen Biegebalkens an dem anderen Ende dieses einen Biegebalkens aufweist. Die Tilgermasse des neuen Schwingungstilgers könnte sich zwar grundsätzlich auch ringförmig um die Drehachse herum erstrecken. Da aber ihr Masseschwerpunkt im entspannten Zustand des sie abstützenden einen Biegebalkens an dem radial außen liegenden Ende dieses Biegebalkens liegt, wäre dies keine bevorzugte Ausführungsform der Tilgermasse des neuen Schwingungstilgers. Vielmehr ist es bevorzugt, wenn jede Tilgermasse in möglichst kompakter Form an dem radial außen liegenden Ende des jeweiligen Biegebalkens angeordnet und starr an dem Biegebalken befestigt ist. Durch die erfindungsgemäße Lage des Masseschwerpunkts jeder Tilgermasse ist die bei der Drehbewegung um die Drehachse auf sie einwirkende Zentrifugalkraft nicht ausbalanciert, sondern wirkt neben der Steifigkeit der Blattfeder als Rückstellkraft auf die Tilgermasse in ihre Grundposition in derselben normal zu der Drehachse verlaufenden Richtung wie der Biegebalken. Auf diese Weise ist bei dem neuen Schwingungstilger die effektive Steifigkeit der Abstützung der Tilgermasse über die auf die Tilgermasse einwirkende Zentrifugalkraft von der Drehzahl um die Drehachse abhängig. Bei verglichen mit der Steifigkeit des Biegebalkens großen Zentrifugalkräften aufgrund einer großen physikalischen Masse der Tilgermasse und/oder eines großen Abstands der Tilgermasse von der Drehachse ist der drehzahlabhängige Anteil der Steifigkeit ohne weiteres dominant und führt dazu, dass die Tilgereigenfrequenz proportional zu der Drehzahl ansteigt. Der Proportionalitätsfaktor kann dabei durch Abstimmung der Länge des Biegebalkens und des Abstands seiner Einspannung an seinem radial innen liegenden Ende von der Drehachse beeinflusst und auf den jeweils gewünschten Wert eingestellt werden.
Der Biegebalken kann einen rechteckigen Querschnitt aufweist und sich bezüglich der Flächennormalen der beiden Paare seiner einander gegenüber liegenden Seitenflächen einerseits in einer radial zu der Drehachse verlaufenden Ebene und andererseits in einer Ebene erstrecken, zu der die Drehachse normal ist. Die beiden Hauptrichtungen der elastischen Ausrichtung des Biegebalkens verlaufen damit einmal in Richtung der Drehbewegung um die Drehachse und einmal senkrecht dazu. Damit kann die Elastizität des Biegebalkens in diesen beiden Hauptrichtungen an die in diesen beiden Richtungen auftretenden Schwingungen angepasst werden. Grundsätzlich können die beiden Hauptrichtungen des Biegebalkens aber auch unter Winkeln ungleich null bzw. 90° zu der Drehachse ausgerichtet werden, um den neuen Schwingungstilger beispielsweise an spezielle Formen der zu unterdrückenden Schwingungen anzupassen.
Insbesondere kann der Biegebalken eine Blattfeder sein, die sich in ihrem entspannten Zustand in einer radial zu der Drehachse verlaufenden Ebene erstreckt und so den neuen Schwingungstilger speziell als Drehschwingungstilger zum Unterdrücken von Drehschwingungen ertüchtigt. Wenn im Folgenden weitere Details des neuen Schwingungstilgers an einem Ausführungsbeispiel mit derart angeordneten Blattfedern erläutert werden, ist dies jedoch nicht dahingehend zu verstehen, dass diese Details nicht ebenso auch bei einem neuen Schwingungstilger von Bedeutung sind, bei dem der Biegebalken nicht als Blattfeder ausgeführt ist oder bei dem die Blattfeder anders ausgerichtet ist. So Könnte die entspannte Blattfeder auch gezielt in der Richtung der Drehbewegung um die Drehachse ausgerichtet werden, um den Schwingungstilger speziell für Biegeschwingungen einer Welle herzurichten.
Wenn die Blattfeder an ihrem radial innen liegenden Ende so eingespannt ist, dass sie von der Drehachse weg frei ist, d. h. seitlich ausgelenkt werden kann, kann bei dem neuen Schwingungstilger ein Proportionalitätsfaktor zwischen der Drehzahl der Drehbewegung um die Drehachse und der Tilgereigenfrequenz von 1 eingestellt werden. Auch dies gilt ohne weiters aber nur für größere Drehzahlen.
Um die Proportionalität der Tilgereigenfrequenz und der Drehzahl auch bei kleineren Drehzahlen zu realisieren, sind bei dem neuen Schwingungstilger Einrichtungen zur Redu- zierung der Querstreifigkeit der Blattfeder vorgesehen. Diese sind vorzugsweise so ausgebildet, dass sie die Blattfeder mit einer zwischen ihren Enden wirkenden Druckkraft beaufschlagen. Dabei kann diese Druckkraft mit zunehmender Drehzahl der Drehbewegung um die Drehachse abnehmen, da der neue Schwingungstilger bei größeren Drehzahlen sowieso die gewünschte Proportionalität zwischen Drehzahl und Tilgereigenfrequenz aufweist. Dies ist von entscheidender Bedeutung, weil mit zunehmender Drehzahl um die Drehachse sehr große Zentrifugalkräfte auftreten, die zwar als Zugkräfte von der Blattfeder problemlos abgetragen werden können, die aber nicht mehr sinnvoll mit zusätzlichen Maßnahmen der Größe nach einstellbar sind. Dies ist bei kleineren Drehzahlen und den entsprechend kleineren Fliegkräften hingegen problemlos. Hier sorgt die Blattfeder des neuen Schwingungstilgers aber auch bei reduzierter Quersteifigkeit für eine ausreichende Definition der Lage, d. h. der Grundstellung der Tilgermasse.
Konkret können die Einrichtungen, die die Blattfeder mit einer zwischen ihren Enden wirkenden, mit zunehmender Drehzahl der Drehbewegung um die Drehachse abnehmenden Druckkraft beaufschlagen, ein von der Drehachse beabstandetes Masseelement aufweisen, wobei die Zentrifugalkraft auf das mit der Drehbewegung um die Drehachse umlaufende Masseelement der Druckkraft entgegenwirkt. So kann die Druckkraft beispielsweise durch eine metallische Feder aufgebracht werden, die zwischen den Enden der Blattfeder auf Zug beansprucht ist und auf die selbst Zentrifugalkräfte einwirken, welche ihren Beitrag zur Quersteifigkeit der Blattfeder sukzessive bis auf 0 reduzieren . Statt einer solchen Zugfeder kann auch ein anderes Zugelement vorgesehen sein, um die Druckkraft zwischen den Enden der Blattfeder aufzubringen. Insbesondere ist dabei das Zugelement so auszubilden bzw. anzuhängen, dass es die Querauslenkung der Blattfeder nicht behindert.
Da die Einrichtungen zur Reduzierung der Quersteifigkeit bei größeren Drehzahlen um die Drehachse nicht benötigt werden, können sie bei diesen größeren Drehzahlen auch gezielt deaktiviert werden, um die Anzahl der bei diesen größeren Drehzahlen und den entsprechend hohen Zentrifugalkräften beweglichen Teile des Schwingungstilgers zu reduzieren.
Das radial innen liegende Ende jeder Blattfeder ist bei dem neuen Schwingungstilger vorzugsweise an einem an einer Welle befestigbaren Flansch eingespannt, um Schwingungen eben dieser Welle zu unterdrücken. Regelmäßig wird dabei nicht nur eine Blattfeder mit einer Tilgermasse, sondern eine Mehrzahl von Tilgermassen und zugehörigen Blattfedern vorgesehen sein, die drehsymmetrisch um die Drehachse herum angeordnet sind.
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den Patentansprüchen, der Beschreibung und den Zeichnungen. Die in der Beschreibungseinleitung genannten Vorteile von Merkmalen und von Kombinationen mehrerer Merkmale sind lediglich beispielhaft und können alternativ oder kumulativ zur Wirkung kommen, ohne dass die Vorteile zwingend von erfindungsgemäßen Ausführungsformen erzielt werden müssen. Weitere Merkmale sind den Zeichnungen - insbesondere den dargestellten Geometrien und den relativen Abmessungen mehrerer Bauteile zueinander sowie deren relativer Anordnung und Wirkverbindung - zu entnehmen. Die Kombination von Merkmalen unterschiedlicher Ausführungsformen der Erfindung oder von Merkmalen unterschiedlicher Patentansprüche ist ebenfalls abweichend von den gewählten Rückbeziehungen der Patentansprüche möglich und wird hiermit angeregt. Dies betrifft auch solche Merkmale, die in separaten Zeichnungen dargestellt sind oder bei deren Beschreibung genannt werden. Diese Merkmale können auch mit Merkmalen unterschiedlicher Patentansprüche kombiniert werden. Ebenso können in den Patentansprüchen aufgeführte Merkmale für weitere Ausführungsformen der Erfindung entfallen.
KURZBESCHREIBUNG DER FIGUREN
Die Erfindung wird im Folgenden anhand von Ausführungsbeispielen unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen näher erläutert und beschrieben.
Fig. 1 zeigt den prinzipiellen Aufbau eines neuen Schwingungstilgers in einer ersten
Ausführungsform.
Fig. 2 zeigt den Verlauf der Eigenfrequenz des Schwingungstilgers gemäß Fig. 1 über der Drehzahl einer Drehbewegung. Fig. 3 zeigt den prinzipiellen Aufbau einer zweiten Ausführungsform des neuen
Schwingungstilgers. Fig. 4 zeigt einen Beitrag zur Eigenfrequenz des Schwingungstilgers gemäß Fig. 3 aufgrund einer dort zusätzlich wirkenden äußeren Druckkraft F; und
Fig. 5 zeigt die Überlagerung des Beitrags gemäß Fig. 4 und des Grundverlaufs der
Tilgereigenfrequenz gemäß Fig. 2.
FIGURENBESCHREIBUNG
Bei dem Schwingungstilger 1 gemäß Fig. 1 sind mehrere Tilgermassen 2 in rotationssymmetrischer Anordnung jeweils über eine Blattfeder 3 als konkrete Ausführungsform eines Biegebalkens an einem Flansch 4 gelagert. In Fig. 1 ist nur eine der Tilgermassen 2 mit der zugehörigen Blattfeder 3 dargestellt, diese aber auch in einer zusätzlichen, ausgelenkten Stellung, in der die Tilgermasse mit 2' und die Blattfeder mit 3' bezeichnet ist. In ihrer Grundstellung erstreckt sich die Blattfeder 3 in einer Ebene, die radial zu der Drehachse 5 verläuft. Dabei ist ihre Haupterstreckungsnchtung normal zu der Drehachse 5 ausgerichtet. Der von der Blattfeder 3 repräsentierte Biegebalken ist daher in seinem entspannten Zustand mit seiner Haupterstreckungsnchtung normal zu der Drehachse ausgerichtet. An ihrem radial innen liegenden einen Ende 8 ist die Blattfeder 3 in einem Abstand R von der Drehachse 5 fest an dem Flansch 4 eingespannt. An ihrem anderen, radial außen liegenden Ende 9 trägt die Blattfeder 3 die Tilgermasse 2. Der Flansch 4 ist zur Befestigung an einer hier nicht dargestellten Welle vorgesehen, die mit einer Drehzahl Ω um eine Drehachse 5 umläuft. Die Drehbewegung 6 um die Drehachse 5 ist in Fig. 1 durch einen Drehpfeil angedeutet. Für die r\lT - tgh(r\lT)
Auslenkung f der Tilgermasse 2' gilt das Kräftegleichgewicht f = ~ , wobei Q die jeweilige Querkraft ist, P die auf die Tilgermasse 2 einwirkende Zentrifugalkraft, lT die Länge d er B lattfed er 3 u nd η = ist. H ieraus folgt für die Tilgereigenfrequenz coo des
Figure imgf000010_0001
Schwingungstilgers 1 gemäß Fig. 1 der in Fig. 2 mit durchgezogener Linie skizzierte Verlauf über der Drehzahl Ω, der in einem markierten Bereich 7 der Drehzahl Ω deutlich von der gewünschten Proportionalität zu der Drehzahl Ω (gestrichelte Linie) abweicht. Im Bereich höherer Drehzahlen Ω ist diese Proportionalität aber bereits bei dem Schwingungstilger 1 gemäß Fig. 1 gegeben. In Fig. 3 ist zum einen skizziert, dass die Blattfeder 3 abweichend von Fig. 1 mit ihrem radial innen liegenden Ende 8 nahe der Drehachse 5 eingespannt ist. Zum anderen ist eine Druckkraft F angedeutet, die die Federenden 8 und 9 der Blattfeder 3 zusammendrückt und so ihre Quersteifigkeit reduziert. Die Druckkraft F führt so zu einem negativen Beitrag zur effektiven Gesamtsteifigkeit der Blattfeder 3. Der resultierende Beitrag zu der Tilgereigenfrequenz coo über der Drehzahl Ω ist in Fig. 4 dargestellt.
In der Überlagerung beider Beiträge zur Tilgereigenfrequenz coo gemäß den Fig. 2 und 4 ergibt sich der gewünschte proportionale Kennlinienverlauf auch über den Bereich 7, wie er aus Fig. 5 hervorgeht. Dort ist der effektive Verlauf der Tilgereigenfrequenz mit durchgezogener Linie wiedergegeben, während die strichpunktierte Linie den Verlauf der Tilgereigenfrequenz gemäß
Fig. 2 anzeigt. Konkret ergibt sich für das Gesamtsystem: ω0 2 = Ω2
Figure imgf000011_0001
Wird der Grenzwert für J · E— > 0 betrachtet, folgt:
Figure imgf000011_0002
Dabei ist I der Abstand der Tilgermasse 2 von der Drehachse 5. Gemäß Fig. 3 ist dieser gleich der Länge lT, so dass ω0 = Ω folgt. Durch Abstimmung der Verhältnisse der Längen I und lT kann ansonsten ein gewünschter Proportionalitätsfaktor zwischen coo und Ω eingestellt werden. Durch die Druckkraft F gemäß Fig. 3 wird die jeweilige Proportionalität auch bei sehr kleinen Drehzahlen Ω erreicht. BEZUGSZEICHENLISTE Schwingungstilger
Tilgermasse
Blattfeder
Flansch
Drehachse
Drehbewegung
Bereich
Ende
Ende
Masseschwerpunkt

Claims

PATENTANSPRÜCHE
1. Schwingungstilger (1 ) für einer Drehbewegung (6) um eine Drehachse (5) überlagerte Schwingungen, mit mindestens einer Tilgermasse (2) und mit mindestens einem Biegebalken, wobei sich der Biegebalken in seinem entspannten Zustand mit seiner Haupterstreckungsrichtung normal zu der Drehachse (5) ausgerichtet ist, wobei eines der Enden (8) des Biegebalkens in seiner Haupterstreckungsrichtung, das der Drehachse (5) näher ist, eingespannt ist und mit der Drehbewegung (6) um die Drehachse (5) umläuft, und wobei die Tilgermasse (2) an dem anderen Ende (9) des Biegebalkens befestigt ist, dadurch gekenn- zeichnet, dass jede Tilgermasse (2) nur an einem, sich in einer Richtung von der Drehachse (5) weg erstreckenden Biegebalken gelagert ist, wobei die Tigermasse (2) ihren Masseschwerpunkt (10) im entspannten Zustand dieses einen Biegebalkens an dem anderen Ende (9) dieses einen Biegebalkens aufweist.
2. Schwingungstilger (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Biegebalken einen rechteckigen Querschnitt aufweist und sich bezüglich der Flächennormalen der beiden Paare seiner einander gegenüber liegenden Seitenflächen einerseits in einer radial zu der Drehachse (5) verlaufenden Ebene und andererseits in einer Ebene erstreckt, zu der die Drehachse (5) normal ist.
3. Schwingungstilger (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Biegebalken eine Blattfeder (3) ist, die sich in ihrem entspannten Zustand in einer radial zu der Drehachse (5) verlaufenden Ebene erstreckt.
4. Schwingungstilger (1) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekenn- zeichnet, dass der Biegebalken (3) so an seinem einen Ende (8) eingespannt ist, dass er von der Drehachse (5) weg frei ist.
5. Schwingungstilger (1) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekenn- zeichnet, dass Einrichtungen zur Reduzierung der Quersteifigkeit des der Biegebalkens vorgesehen sind.
6. Schwingungstilger (1 ) nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, d a ss die Einrichtungen den Biegebalken mit einer zwischen seinen Enden wirkenden Druckkraft (F) beaufschlagen.
7. Schwingungstilger (1 ) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckkraft (F) mit zunehmender Drehzahl der Drehbewegung (6) um die Drehachse (5) abnimmt.
8. Schwingungstilger (1 ) nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, d a s s die Einrichtungen ein von der Drehachse (5) beabstandetes Masseelement aufweisen, wobei die Zentrifugalkraft auf das mit der Drehbewegu ng (6) um die Drehachse (5) umlaufende Masseelement der Druckkraft (F) entgegen wirkt.
9. Schwingungstilger (1 ) nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckkraft (F) mit einem auf das andere Ende des der Biegebalkens einwirkenden Zugelement aufgebracht wird.
10. Schwingungstilger (1 ) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, d ass das Zugelement eine Zugfeder ist.
1 1 . Schwingungstilger (1 ) nach einem der Ansprüche 5 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Einrichtungen deaktivierbar sind.
12. Schwingungstilger (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekenn- zeichnet, dass das eine Ende (8) des der Biegebalkens an einem an einer Welle befestigbaren Flansch (4) eingespannt ist.
13. Schwingungstilger (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekenn- zeichnet, dass mehrere Tilgermassen (2) und zugehörige der Biegebalken drehsymmetrisch um die Drehachse (5) herum angeordnet sind.
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