DE3785744T2

DE3785744T2 - Schwingungs- oder Stossisolierungsvorrichtung.

Info

Publication number: DE3785744T2
Application number: DE19873785744
Authority: DE
Inventors: Demetrios Georgio Papadopoulos
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1987-01-06
Filing date: 1987-01-06
Publication date: 1993-12-02
Anticipated expiration: 2007-01-07
Also published as: GB2176870B; EP0274802A1; DE3785744D1; GB2176870A; GB8613935D0; EP0274802B1

Description

Diese Patentbeschreibung bezieht sich auf Schwingungs- oder Stoßdämpfer.
Sehr oft ist ein mechanischer Schwingungsdämpfer erforderlich, der sehr hochgradige Dämpfung von z. B. zufälligen Umgebungsschwingungen bietet. Dies ist notwendig z. B. beim installieren wissenschaftlicher Instrumente, Präzisionswaagen, Grammophonplattentellern usw. Die Schwingungen, denen hierbei Rechnung getragen werden muß, können eine sehr weite Bandbreite mit unteren Schwingungen von weniger als 5 Hertz haben.
Man kann die Durchlässigkeit eines Dämpfers als Verhältnis der Kraft oder Verdrängung, die durch den Dämpfer übertragen wird, zur korrespondierenden Kraft oder Verdrängung, der er aus gesetzt ist, definieren. Für die wirksamste Dämpfung wäre die Durchlässigkeit minimal und letztendlich null. Betrachtet man einen einfachen theoretischen Dämpfer wie z. B. eine konventionelle lineare Feder, besteht eine Beziehung zwischen dem Frequenzquotienten, dem Dämpfungsquotienten und der Durchlässigkeit des Systems. Der Frequenzquotient ist das Verhältnis der Reizfrequenz zur ungedämpften Eigenfrequenz des Dämpfersystems, während der Dämpfungsquotient das Verhältnis der eigentlichen Dämpfung im System zur kritischen Dämpfung ist (d. h. der Dämpfung, die in kürzester Zeit eine Schwingungsabnahme verursacht).
Die Beziehung der drei Faktoren ist derartig, daß bei einem Frequenzquotienten von eins - dem Punkt, an dem im System Resonanz auftritt - die Durchlässigkeit maximal ist. Dieses Maximum wird durch den Dämpfungsquotienten reguliert und wird geringer, je weiter dieser Quotient anwächst. Für alle Frequenzquotienten bis zu einem theoretischen Wert von 2 ist die Durchlässigkeit größer als eins. Oberhalb dieses Wertes ist die Durchlässigkeit kleiner als eins und nimmt mit steigendem Frequenzquotienten ab. Die Abnahmerate der Durchlässigkeit in diesem Bereich ist geringer, je weiter der Dämpfungsquotient für ursprüngliche Frequenzquotienten ansteigt, wird aber schließlich durch steigende Frequenzquotienten ausgeglichen.
Hieraus wird klar, daß eine geeignete Art, die Durchlässigkeit zu minimieren, ist, den Frequenzquotienten durch Verringern der Dämpfereigenfrequenz - unter Berücksichtigung des Reizfrequenzspektrums und möglicher Resonanznähe - zu erhöhen. Dennoch gibt es praktische Erwägungen, die das Ausmaß einer Eigenfrequenzreduktion von z. B. einer konventionellen linearen Feder begrenzen. Betrachtet man ein solches ungedämpftes System, kann man sehen, daß die Eigenfrequenz eine Funktion der statischen Deformierung unter Einwirkung einer Last ist: Mit niedrigen Eigenfrequenzen sind unannehmbar starke Ablenkungen verknüpft. Die folgende Tabelle illustriert dies anhand eines linearen Dämpfers, der mit einer Frequenz von 3 Hertz gereizt wird. TABELLE Eigenfrequenz Statische Ablenkung unter Last Durchlässigkeit
Eine allgemein angewandte Lösungsmöglichkeit ist, Dämpfung einzuführen, damit die Eigenfrequenzen auf ein praktikables Niveau reduziert werden und damit die Dämpfung die Resonanz kontrolliert und die Durchlässigkeit bei niedrigen Frequenzquotienten reduziert. Trotzdem ist eine solche Lösung zwangsläufig ein Kompromiß. Starke Dämpfung ist unter Umständen nicht akzeptabel in Systemen, die starker Beschleunigung oder Erschütterung gewachsen sein müssen. Außerdem hat erhöhte Dämpfung bei Frequenzquotienten oberhalb des theoretischen Wertes von 2 eine gegensätzliche Wirkung, da sich, wie schon erwähnt, die Abnahmerate der Durchlässigkeit verringert.
Es wird daher vorgeschlagen sich dem Problem mit dem Entwurf eines Dämpfers zu stellen, der einen Betriebsbereich besitzt, in dem er mit sehr verringerter Steifheit arbeitet - und sogar ohne Steifheit. Man kann die Steifheit als K = dL/dH definieren, wobei L die aufgelegte Last und H die Ablenkung ist. Wenn K gegen null tendiert, tendiert die ungedämpfte Eigenfrequenz gegen null und der Frequenzquotient gegen unendlich. Demgemäß hätte die Durchlässigkeit in diesem Betriebsbereich bei Dämpfungslosigkeit einen theoretischen Wert, der gegen null tendiert.
DE-3410473 stellt ein Federungssystem vor, bei dem eine Feder mit hoher positiver Steifheit und mit nur kurzem Federweg parallel zu einer zweiten Feder mit negativer Steifheit und Übergangslosigkeit im Bereich der negativen Steifheit angebracht ist.
Um dem System Stabilität zu geben, sollte die Steifheit auf beiden Seiten des Betriebsbereiches zunehmen, d. h. K > 0, da das System sonst instabil wäre.
Ein Stoßdämpfer ist vorgeschlagen worden, der entworfen wurde, um Geräte vor Stößen wie z. B. einem Fall zu schützen, der ein ähnliches Verhalten aufweist. Es wird verwiesen auf "Theoretical and Experimental Investigation of Buckling Shock Mount", C.E. Crede und Sheldon E. Young in "Proceedings Of The Society For Experimental Stress Analysis", Band V, Nummer 2, 1948, auf Seite 144.
In diesem System besteht der Dämpfer aus einem hohlen, zylinderförmigen Gummielement mit einer ungleichmäßig starken Wand, das unter aufgelegter Achsenlast zum Nachgeben gebracht werden kann.
Das anfängliche Verhalten des Dämpfers wird durch die Eigenschaften des Gummizylinders unter Druck bestimmt, wobei die Ablenkung mit größerwerdender Last zunimmt. Beim Nachgeben bleibt die Ladung im wesentlichen konstant, während die Ablenkung zunimmt. Nach einem gewissen Maß von weiterer Ablenkung erfährt das Gummi der nach Innen hinein nachgebenden Zylinderwand nochmals Druck, wenn die zwei Hälften - beidseitig der Verdrängungslinie - miteinander in Berührung kommen. Folglich gibt es effektiv drei verschiedene Systeme, die nacheinander das gewünschte Last-/Ablenkungsverhalten zeigen.
Eine solcher Stoßdämpfer hat mehrere Nachteile, wie z. B. Designschwierigkeiten, begrenzte Anwendbarkeit und geringe Regulierungsfähigkeit. Außerdem besitzt Gummi starke Eigendämpfung, die zumindest unter manchen Umständen unerwünscht sein könnte. Während der Dämpfer zur Stoßdämpfung in bestimmten Situationen benutzt werden könnte, wurde er nicht zur Schwingungsdämpfung vorgeschlagen, da er hierbei nicht leistungsfähig wäre.
Dementsprechend wird jetzt beabsichtigt ein Last-/Ablenkungsverhalten ähnlich dem oben genannten zu erreichen - mit einem Bereich ohne Steifheit oder fast ohne Steifheit zwischen Bereichen positiver Steifheit - jedoch durch die Überlagerung zweier Systeme. Eins der Systeme zeigt einen Übergang von positiver Steifheit zu Steifelosigkeit, verhält sich aber dann, als ob es eine negative Steifheit besäße, d. h. die Last nimmt bei zunehmender Ablenkung ab. Man überlagert dieses erste mit einem zweiten System, das bei zunehmender Ablenkung ansteigende positive Steifheit besitzt.
DE-U-836418 stellt einen Stoß- oder Schwingungsdämpfer vor, der umfaßt
- einen zur Ablenkung entlang einer Achse angelegten lasttragenden Teil:
- eine Zugfeder, die zwischen dem lasttragenden Teil und einer Basis wirkt wobei die Federachse in einem Winkel zur Ablenkungsachse angeordnet und relativ zum lasttragenden Teil und der Basis schwenkbar beweglich ist, wodurch sich der Winkel bei Ablenkung des lasttragenden Teils verändert und die Zugfeder ansteigende positive Steifheit entlang der Ablenkungsachse bei Ablenkung des lasttragenden Teils in einer bestimmten Richtung in einem Betriebsbereich des Dämpfers aufweist;
- und eine Druckfeder, die zwischen dem lasttragenden Teil und einer Basis wirkt wobei die Druckfeder in einem Winkel zur Ablenkungsachse angeordnet und relativ zum lasttragenden Teil und der Basis schwenkbar beweglich ist, wodurch sich der Winkel bei Ablenkung des lasttragenden Teils verändert. Das System sollte so sein, daß bei Ablenkung des lasttragenden Teils in besagter bestimmter Richtung in besagtem Betriebsbereich des Dämpfers der Betriebsbereich eine Zone relativ niedriger Steifheit umfaßt, die von Zonen relativ hoher Steifheit entlang der Ablenkungsachse umgeben ist.
Die vorliegende Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, daß die Druckfeder, während sie weiterhin unter Druck steht, ansteigende negative Steifheit entlang der Ablenkungsachse bei Ablenkung des lasttragenden Teils in besagter bestimmter Richtung in besagtem Betriebsbereich des Dämpfers aufweist, und die Zusammenstellung derartig ist, daß die Druckfeder in dem besagten Betriebsbereich unter Druck steht, ihre Länge mit zunehmender Last verringert und von positiver zu negativer Steifheit übergeht und dadurch, daß das Resultat der ansteigenden positiven Steifheit der Zugfeder und der ansteigenden negativen Steifheit der Druckfeder ein beträchtlicher Bereich ohne Steifheit oder nahezu ohne Steifheit ist, und daß an beiden Enden des besagten beträchtlichen Bereiches ohne Steifheit oder nahezu ohne Steifheit ein Bereich ansteigender positiver Steifheit in den respektiven Richtungen entgegengesetzt des besagten beträchtlichen Bereiches existiert.
Man kann erkennen, daß ein Dämpfer, der mit der Erfindung übereinstimmt, im Gegensatz zu dem bekannten Dämpfer zwei Systeme hat, die eher gleichzeitig als aufeinanderfolgend wirken. Trotzdem können sich die Last-/Ablenkungsmerkmale der individuellen Systeme grundlegend unterscheiden, um ein Gesamtsystem mit den erwünschten weitreichenden Merkmalen zu produzieren. Durch die Anordnung der Druckfeder verursacht die Ablenkung der Last entlang der Achse Federkompression, während sich zur gleichen Zeit der Winkel zwischen Federachse und Lastrichtung ändert. Mit ansteigender Ablenkung in Lastrichtung entsteht eine ansteigende Wiederherstellungskraft entlang der Federachse, die in Lastrichtung aufgelöst werden muß. Es wird ein Punkt erreicht, an dem der Effekt der Winkeländerung, die dazu neigt, die Komponente der Wiederherstellungskraft in Lastrichtung zu reduzieren, den Effekt des Anstiegs der Wiederherstellungskraft durch Federkompression übersteigt. Folglich gibt es einen Übergang von positiver zu negativer Steifheit, wobei die positive Steifheit bis zum Übergangspunkt abnimmt und dann die negative Steifheit zunimmt.
Eine praktische Anwendungsmöglichkeit wäre eine "Rosette" drei gleichwinklig angeordneter Druckfedern, um mechanische Stabilität zu geben. Auch andere Systeme, z. B. mit nur ein oder zwei oder mit vier oder mehr Federn, könnten benutzt werden. Gleichermaßen könnte man drei gleichwinklig angeordnete Zugfedern benutzen, wobei man Anzahl und Zusammenstellung wieder variieren könnte.
Durch das oben beschriebene Überlagern zweier Systeme unter Nutzung einfacher Federn, deren mechanisches Verhalten einfach berechnet werden kann, ist man schnell in der Lage, einen Dämpfer für eine bestimmte Anwendung zu entwerfen. Außerdem besteht die Möglichkeit, einen Dämpfer mit regelbarer Leistung zu erzeugen, z. B. durch Änderung der Größenverhältnisse oder Federspannungen. Falls erwünscht, können die Federn eine wesentlich niedrigere Eigendämpfung als die des in dem bekannten Dämpfer benutzten Gummis haben, so daß die Wahl der Dämpfung von einer bestimmten Anwendung abhängen und sehr gering sein kann, oder höher durch Nutzung separater Dämpfungsmethoden.
Ich beziehe mich jetzt auf die begleitenden Zeichnungen, die einige der obengenannten Ideen sowie eine praktische Anwendungsmöglichkeit illustrieren und in denen:
Abbildung 1 eine schematische Seitenansicht eines Dämpfersystems ist;
Abbildung 2 eine schematische Draufsicht des unteren Teils desselben Systems ist;
Abbildungen 3 und 4 Diagramme sind die die verschiedenen Leistungsmerkmale des Dämpfersystems zeigen; und
Abbildung 5 eine partielle Seitenansicht einer praktischen Anwendungsmöglichkeit des Dämpfersystems, das in Abbildung 1 und 2 schematisch dargestellt wird, ist.
In den Abbildungen 1 und 2 umfaßt der Dämpfer ein erstes System dreier identischer Druckfedern (1), die in einer gleichwinkligen Rosette angeordnet sind. Die Federn sind nach oben geneigt und wirken wischen den Punkten C und einem Punkt A, an dem eine Last M getragen wird, wobei die Last in Richtung des Pfeils nach Punkt E nach unten wirkt.
Folglich stellen die Linien AC die Achsen der Federn (1) dar, und Linie AE stellt die Richtung der Last M dar. Jede der Linien AC bildet einen spitzen Winkel zur Linie AE. Die Punkte C und E liegen auf derselben Ebene.
Punkt B stellt die Ruheposition des Dämpfers ohne Last M dar, und die gestrichelten Linien CB deuten die Richtung der Achsen der Federn (1) in diesem Zustand an. Offensichtlich verdichten sich die Federn (1) und bewegen sich von CB nach CA wenn die Last M angewandt wird.
In der Ruhe- oder lastfreien Position ist der Winkel BCE gleich R. Bei angewandter Last M, im Gleichgewichtsstadium, ist der Winkel ACE gleich α. Man kann erkennen, daß, wenn dieses System allein wirkt, die Maximallast getragen wird, wenn α den kritischen Wert α erreicht, an dem:
An diesem kritischen Winkel geht das erste System von positiver Steifheit (α > ) zu negativer Steifheit (α < ) über.
Ein zweites System umfaßt drei identische Zugfedern (2), die oberhalb der Federn (1) gleichwinklig in einer Rosette angeordnet sind, jedoch um 60 Grad von den Federn (1) verschoben. Diese Federn (2) wirken zwischen den Punkten D (die auf derselben Ebene liegen) und dem Punkt A, an dem die Last M getragen wird, und stehen immer unter Zug, um positive Steifheit zu besitzen.
Betrachtet man das Gesamtsystem, wird die Beziehung zwischen Last M und der Distanz AE, d. h. hc, durch die folgende Formel beschrieben:
und:
L = unbelastete Länge der Druckfedern (1), d. h. Distanz CB
kc = Steifheit der Druckfedern (1) (Last pro Längeneinheit)
dc = Distanz CE
f = unbelastete Länge der Zugfedern (2)
kt = Steifheit der Zugfedern (2) (Last pro Längeneinheit)
h = Distanz der jeweiligen Ebenen, die die Punkte C und D beinhalten
T = ursprüngliche Federspannung der Zugfederrosette, unter Wegnahme der Druckfederrosette und etwaiger Last.
Die Gesamtsteifheit des Systems K, bezüglich hc d. h. dm/dh, wird durch die folgende Gleichung definiert:
Bei genauer Betrachtung wird klar, daß sich der erste Teil der rechten Seite der Gleichungen (2) und (5) auf das Verhalten der Druckfederrosette bezieht, während sich der Rest auf die Zugfederrosette bezieht. Bei Systemen, die eine andere Federanzahl benutzen, wird der Faktor 3 in den Gleichungen durch die entsprechende Zahl ersetzt.
Die Konstanten in den obigen Gleichungen, die sich auf einen bestimmten Entwurf beziehen, werden so gewählt, daß der Dämpfer die gewünschten Last-/Deformierungsmerkmale aufweist. Für K = 0 muß der erste Teil der Gleichung (5) gleich dem zweiten Teil sein, wodurch die Beziehung der Dämpferkonstanten bestimmt wird.
Abbildungen 3 und 4 sind Diagramme, die die Leistungskurven des obigen Systems mit verschiedenen Konfigurationen gleicher physikalischer Struktur darstellen.
Die Kurven 1 bis 5 in Abbildung 3 stellen die Last-/Ablenkungsmerkmale fünf verschiedener Konfigurationen dar. Man kann sehen, daß Kurve 3 die optimale Leistung darstellt mit einem Bereich, in dem K, d. h. dM/dH, gleich null oder nahezu null ist und positiver Steifheit auf beiden Seiten dieses Bereiches (wobei man nicht vergessen darf, daß bei diesem Modell h nach oben hin gemessen wird, d. h. entgegengesetzt der Lastrichtung). Kurve 3 stellt folglich das Verhalten eines Systems dar, das entworfen wurde, um eine Last von 5,303 Kgf (1 kgf 10 N) zu tragen, d. h. die Last, der K = 0 entspricht.
Die Kurven 1, 2, 4 und 4 stellen Abweichungen von der Optimalleistung durch Veränderung der Konfiguration dar, während die markierten Linien den Effekt einer Lastvariation in der Konfiguration der Kurve 3 darstellen.
Kurven 1a bis 5a sind die entsprechenden graphischen Darstellungen der Eigenfrequenzen der verschiedenen Konfigurationen, wobei man von Dämpfungslosigkeit ausgeht. Kurve 3a stellt das ideale Verhalten dar. Wie man sehen kann, ist die Eigenfrequenz gleich null am Punkt an dem K = 0 ist, d. h. bei einer Last von 5,303 Kgf.
Durch geeignete Modifizierung oder Regulierung des Systems kann optimale Leistung, wie in den Kurven 3 und 3a dargestellt, für jede beliebige Last innerhalb der Bandbreite der Systeme erreicht werden.
Kurven 6 bis 12 in Abbildung 4 zeigen, wie es möglich ist, durch geeignete Anpassung optimale Leistung fast ohne Durchlässigkeit mit unterschiedlichen unterstützten Massenwerten zu erreichen. Zwischen den Begrenzungen der Kurven 6 und 12 ist unbegrenzte Anpassung möglich.
Abbildung 5 zeigt eine physikalische Anwendungsmöglichkeit eines Dämpfers (10), die mit den obigen Konzepten übereinstimmt. Der Dämpfer wurde aus Stahl, Messing und anderen passenden Baumaterialien konstruiert.
Der Dämpfer (10) umfaßt eine Basis in Form eines ringförmigen Bauteils (11). Um dieses Bauteil (11) sind drei Pfosten (12) in 120 Grad Intervallen angeordnet, von denen aber nur einer dargestellt ist. Die Pfosten durchstoßen das Bauteil (11) und bilden die Füße (13). Auch um das Bauteil (11) in 120 Grad Intervallen, aber um 60 Grad von den Pfosten (12) verschoben, sind die Bolzen (14) angebracht. Auch diese durchstoßen das Bauteil (11) und bilden die Füße (13').
Eine runde, lasttragende Scheibe (15) wird durch eine Druckfederrosette, großzügig angedeutet mit (16), und eine Zugfederrosette, großzügig angedeutet mit (17), in Platz gehalten. Ein ringförmiges Sperrbauteil (18) ist regulierbar an den Pfosten (12) angebracht und kann mit einer Vertiefung (19) in den Umkreis der Scheibe (15) einrasten. In diesem Beispiel trägt die Scheibe ein Bauteil (20), an dem zu Testzwekken eine Last heruntergelassen werden kann. In naturgetreueren Beispielen könnte die Last mit anderen geeigneten Methoden auf die Scheibe (15) übertragen werden.
Die Druckfederrosette umfaßt drei Spiralfedern (21) (von denen nur eine sichtbar ist), die mit jeweils einem Bolzen (14) und einem dazugehörigen Bolzen (22), der auf der Scheibe (15) befestigt ist, verbunden sind. Dies wird durch eine untere Federstütze (23), die schwenkbar an (24) mit Bolzen (14) verbunden ist, und eine obere Federstütze (25), die schwenkbar mit Bolzen (22) an (26) verbunden ist, erreicht. Die Federstützen (23) und (25) besitzen die jeweiligen Tüllen (27) und (28), um die Enden der Spiralfeder (21) aufzunehmen.
Da eine unter Druck stehende Spiralfeder lateral instabil sein kann, besitzt die Stütze (23) einen Streckstift (29), der teleskopartig in einem Achsenbohrloch (30) an der Federstütze (25) befestigt ist. Dies sorgt für Stabilität, obwohl es Reibung einführen könnte, die unerwünschte Dämpfung zur Folge hätte. Es wäre daher vorzuziehen, Druckfedern mit angemessenen Größenverhältnissen zu benutzen, die unter den Betriebsbedingungen lateral stabil sind.
Die Zugfederrosette beinhaltet drei Spiralfedern (31) (von denen nur eine zu sehen ist), die jeweils mit einer verstellbaren Halterung (32) an Pfosten (12) und einem zentralen Revolverkopf (33) auf Scheibe (15) verbunden sind. Die Enden der Federn (31) sind um die jeweiligen Stifte (34) und (35) auf der Halterung und dem Revolverkopf geschlungen. Die Halterung (32) beinhaltet ein stationäres Gewindebauteil (36), das am Pfosten (12) befestigt ist und das ein um eine Achse bewegliches Gewindebauteil (37) empfängt, das den Stift (34) trägt. Folglich kann die anfängliche Spannung der Feder (31) eingestellt werden. Falls erwünscht, könnten auch die Druckfedern (29), z. B. durch Schraubenregulierung ihrer Stützen, regulierbar sein.
Der zentrale Revolverkopf (33) umfaßt ein Differentialgewindesystem für grobe und feine Höhenanpassung das eine Schraube (38) und eine Platte (39) enthält, an der die Stifte (35) befestigt sind. Somit kann die Gesamthöhe reguliert werden.
Die Größenverhältnisse, Federparameter und anfänglichen Spannungen sind festgelegt, so daß sie unter Nutzung der oben angegebenen Formeln ein Verhalten wie das in Kurve 3 im Diagramm der Abbildung 3 zeigen, obwohl auf Erfahrung basierende Anpassungen gemacht werden können.
In einer bestimmten Konstruktion wurden die folgenden Werte benutzt:
L = 2,063 ins. (5,240 cm)
kc = 20,727 lbs.f/in. (370,148 Kgm&supmin;¹)
dc = 1,449 ins. (3,68 cm)
f = 1,153 ins. (2,93 cm)
kt = 79,367 lbs.f/in. (1417,357 Kgm&supmin;¹)
h = 0,580 ins. (1,47 cm)
T = 4,517 lbs.f. (2,049 Kg)
Für hc = 0,478 ins (1,21 cm) ist die Last M = 5,303 kg und dm/dhc = 0,04.
Folglich gibt es einen Bereich von nahezu Steifelosigkeit für diese Last, wodurch die Schwingungsdurchlässigkeit minimiert wird. Dies ist sichtbar im Diagramm der Abbildung 3.
Modifizierungen der obigen Anwendungsmöglichkeit und der generellen Aspekte, die hierin vorgestellt werden, sollten für in diesem Feld Gewandte offensichtlich sein.
Das beschriebene Modell ist passiv und einfacher Art. Um optimale Leistung zu bringen ist abhängig davon, daß der zu tragende Massenwert ähnlich dem ist, für den dieses bestimmte Modell entworfen wurde und/oder für den die Konfiguration festgelegt wurde. Ist der Wert der zu tragenden Masse während des Betriebs gleichbleibend - obwohl dieser, falls nötig, in den Betriebspausen verändert werden könnte - wie in der Situation, für die das obige Modell entworfen wurde, ist das Grundmodell ausreichend. Sollte sich der zu tragende Massenwert während des Betriebs ändern - z. B. bei Fahrzeugdämpfung
- demonstriert das obige Modell die Bandbreite der Lastwerte, innerhalb derer ein einziger physikalischer Dämpfer konfiguriert werden kann, um optimale Leistung zu bringen. Es ist vorstellbar, daß die Konfigurationsanpassung mit passiven oder aktiven Servomechanismen automatisch betrieben werden könnte.
Je nach Anwendung könnte diese Dämpferart entweder allein oder in Verbindung mit konventionellen oder ähnlichen Dämpfern wirken. Ein vielversprechender Bereich, der betrachtet werden sollte, wäre eine Situation, in der zwei oder mehr der beschriebenen Dämpfer mit gleichen, ähnlichen oder andersartigen Entwurfsrandbedingungen entweder "verbunden" oder "gestapelt" zusammenarbeiten. Es ist schwierig, verbundene Dämpfer ohne eine genaue Berechnung des Dämpfergrundmodells zu beschreiben. Mit Bezug auf die vorhergehende Erörterung ist es einfacher, sich das Verhalten eines Dämpferstapels vorzustellen. Ein Dämpferstapel könnte weit größere Reizbreiten umspannen, ohne dabei Leistung und/oder den variablen Massenwert einbüßen zu müssen.
Soweit war die obige Erörterung auf Dämpfung von massenbezogenen Schwingungen, d. h. im wesentlichen schwerkraftbezogenen, beschränkt. Eine andere Anwendungsmöglichkeit wären zwei Dämpfer, die durch eine gemeinsame Kraft "zusammengepreßt" werden, was normalerweise nahezu Steifelosigkeit in beiden Dämpfern hervorbringen würde, z. B. durch einfaches Zusammenschrauben der Dämpfer. Dies würde eine gemeinsame Grenzebene im neutralen Gleichgewicht schaffen. Diese Konfiguration könnte zur Stoß- oder Schwingungsdämpfung gegen Trägheit anstatt Schwerkraft benutzt werden.
Mit Bezug auf zumindest das bevorzugte Anwendungsbeispiel besteht ein klarer Unterschied zwischen dem beschriebenen System und z. B. dem früheren, oben erwähnten Dämpfer. Jenes bekannte System zeigt ähnliche Last-/Ablenkungsmerkmale. Das hier beschriebene System hängt jedoch nicht von etwaiger stofflicher oder struktureller Instabilität oder Versagen ab. Das Verhalten des System hängt allein von den zu Grunde liegenden einfachen Gesetzen des statischen Gleichgewichts ab. Es kann schon in der Entwurfsphase genau bewertet und quantifiziert werden.

Claims

1. Ein Stoß- oder Schwingungsdämpfer, der umfaßt:

- einen zur Ablenkung entlang einer Achse angelegten lasttragenden Teil (15);

- eine Zugfeder (2, 17), die zwischen dem lasttragenden Teil und einer Basis (36) wirkt, wobei die Federachse in einem Winkel zur Ablenkungsachse angeordnet und relativ zum lasttragenden Teil und der Basis (36) schwenkbar beweglich ist, wodurch sich der Winkel bei Ablenkung des lasttragenden Teils verändert und die Zugfeder ansteigende positive Steifheit entlang der Ablenkungsachse bei Ablenkung des lasttragenden Teils in einer bestimmten Richtung in einem Betriebsbereich des Dämpfers aufweist;

- und eine Druckfeder, die zwischen dem lasttragenden Teil und einer Basis (14) wirkt, wobei die Druckfeder in einem Winkel zur Ablenkungsachse angeordnet und relativ zum lasttragenden Teil und der Basis (14) schwenkbar beweglich ist, wodurch sich der Winkel bei Ablenkung des lasttragenden Teils verändert und die Zusammenstellung derartig ist, daß bei Ablenkung des lasttragenden Teils in besagter bestimmter Richtung in besagtem Betriebsbereich des Dämpfers der Betriebsbereich eine Zone relativ geringer Steifheit umfaßt die von Zonen relativ hoher Steifheit entlang der Ablenkungsachse umgeben ist. Der Dämpfer ist dadurch gekennzeichnet, daß die Druckfeder, während sie weiterhin unter Druck steht, ansteigende negative Steifheit entlang der Ablenkungsachse bei Ablenkung des lasttragenden Teils in besagter bestimmter Richtung in besagtem Betriebsbereich des Dämpfers aufweist und die Zusammenstellung derartig ist, daß in besagtem Betriebsbereich die Druckfeder unter Druck steht, ihre Länge mit zunehmender Last verringert und von positiver zu negativer Steifheit übergeht und dadurch, daß das Resultat der ansteigenden positiven Steifheit der Zugfeder (2, 17) und der ansteigenden negativen Steifheit der Druckfeder (1, 21) ein beträchtlicher Bereich ohne Steifheit oder nahezu ohne Steifheit ist, und daß an beiden Enden des besagten beträchtlichen Bereichs ohne Steifheit oder fast ohne Steifheit ein Bereich ansteigender positiver Steifheit in den respektiven Richtungen entgegengesetzt des besagten beträchtlichen Bereiches existiert.

2. Ein Dämpfer wie in Anspruch 1 beschrieben, in dem eine Mehrzahl der besagten Druckfedern (1, 21) und der besagten Zugfedern (2, 17) um den lasttragenden Teil angeordnet sind.

3. Ein Dämpfer wie in Anspruch 2 beschrieben, in dem die besagten Druckfedern (1, 21) und Zugfedern (2, 17) den lasttragenden Teil so unterstützen und eingrenzen, daß dieser zur Ablenkung entlang der Ablenkungsachse gebracht wird.

4. Ein Dämpfer wie in Anspruch 2 oder 3 beschrieben, in dem mindestens jeweils drei der besagten Druckfedern (1, 21) und Zugfedern (2, 17) wirken.

5. Ein Dämpfer wie in allen vorhergehenden Ansprüchen beschrieben, in dem die Dämpfermerkmale durch Veränderung der ursprünglichen Längen der Druckfedern und/oder Zugfedern und/oder durch Veränderung der Größenverhältnisse des Dämpfers regulierbar sind.