專利名稱：振動機(jī)構(gòu)的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及能夠用于懸浮單元、汽化器固定架、發(fā)動機(jī)固定架等減振裝置的具有磁性彈簧的振動機(jī)構(gòu)。
為了確保機(jī)械或結(jié)構(gòu)物的剛性，大多采用內(nèi)部衰減少的材料構(gòu)成。對于所述這類機(jī)械或結(jié)構(gòu)物的振動及噪聲的解決辦法，提出了各種減振材料、減振器及控制方法的方案。
特別是隨著交通工具高速化的發(fā)展，出現(xiàn)由于人體全身處于振動狀態(tài)而引起肉體或神經(jīng)系統(tǒng)損傷的問題。這些癥狀的表現(xiàn)形式有疲勞、頭痛、肩酸、腰痛及視力下降等。通常，對于隔振是采用金屬彈簧、空氣彈簧、橡膠、粘彈性材料或阻尼器等所謂彈簧及衰減材料加以適當(dāng)組合的方法，但這些組合多數(shù)情況下存在動態(tài)放大倍率及損耗系數(shù)那樣矛盾的關(guān)系。即假如為了改善低頻特性而減小動態(tài)放大倍率，則采用損耗系數(shù)小的硬彈簧，使高頻特性變差。而假如為了改善高頻特性而提高損耗系數(shù)，則采用接近衰減材料的動態(tài)放大倍數(shù)大的軟彈簧，又使低頻特性變差。因此，試驗了很多利用包含動態(tài)吸振器的被動振動裝置或準(zhǔn)主動及主動控制來抑制振動的方法。作為這樣的減振器的特性，希望具有魯棒性等能夠適應(yīng)減振對象的特性變動，另外還希望不受溫度、油、臭氧等環(huán)境影響，沒有時效變化。
其中，對于減小交通工具振動能量的座椅，提出懸浮座椅的方案，即在此較硬的座墊下安裝彈簧常數(shù)設(shè)定得較低的懸浮機(jī)構(gòu)。以往的懸浮座位是尋找一個兼顧隔離輸入振動高頻分量及減輕由于座墊觸底而產(chǎn)生的沖擊力的結(jié)合點(diǎn)，使懸浮參數(shù)為最佳，通過這樣以滿足要求。但由于是被動減振，因此有一定限制。
近年來，隨著具有高矯頑力、高剩磁通密度的永久磁鐵實用化，關(guān)于磁懸浮、磁性軸承、MR阻尼器等采用磁及磁流體的機(jī)械元件及磁控制系統(tǒng)的研究十分盛行。特別是磁阻尼器，它是利用電磁感應(yīng)所產(chǎn)生的渦流與磁通的作用而產(chǎn)生的磁阻尼，作為產(chǎn)生阻尼力的元件是有作用的，應(yīng)用范圍也不斷擴(kuò)大。
另一方面，磁懸浮減振技術(shù)由于能夠非接觸支撐物體，因此其優(yōu)點(diǎn)是，很少有磨擦及磨損問題，還能夠使其高速運(yùn)動，振動及噪聲也少。再有也是磁鐵的特征，即能夠在特殊氣氛中使用，或者作用力的方向是全方位的。因此開發(fā)了利用該特性的磁懸浮列車及磁性軸承等應(yīng)用機(jī)械裝置。
但是，利用磁鐵磁力的懸浮技術(shù)，利用吸引力的占大部分，而利用排斥力的磁路，由于系統(tǒng)不穩(wěn)定、由于排斥力的明顯非線性而使控制困難以及較大彈簧常數(shù)，因而很難用于振動控制。
本發(fā)明是鑒于以往技術(shù)所具有的這樣的問題而提出的，目的在于提供一種振動機(jī)構(gòu)，所述振動機(jī)構(gòu)通過用于汽車座椅懸浮機(jī)構(gòu)及發(fā)動機(jī)支架等，能夠有效吸收來自外部的振動。
為了達(dá)到上述目的，本發(fā)明中權(quán)利要求1所述的發(fā)明是一種振動機(jī)構(gòu)，其至少利用兩個永久磁鐵構(gòu)成排斥型磁性彈簧，通過適當(dāng)選擇上述永久磁鐵的某一個相對另一個的運(yùn)動軌跡，使上述磁性彈簧內(nèi)存儲的磁能大致一定，從而將彈簧常數(shù)大致設(shè)定為0。
另外，權(quán)利要求2所述的發(fā)明，其特征在于，上述永久磁鐵采用多極磁鐵。
再有，權(quán)利要求3所述的發(fā)明，其特征在于，適當(dāng)設(shè)定上述永久磁鐵某一個對另一個的相隔距離及相對面積的關(guān)系，使排斥力大致一定。
權(quán)利要求4所述的發(fā)明，其特征在于，設(shè)置一固定框架及相對于該固定框架能夠自由移動的可動框架，上述至少兩個永久磁鐵分別安裝在上述固定框架及上述可動框架上。
權(quán)利要求5所述的發(fā)明，其特征在于，使上述至少兩個永久磁鐵分別相對于上述固定框架及上述可動框架傾斜。
附圖簡要說明圖1所示為在相同磁極相對的兩個永久磁鐵中的上部磁鐵放置重錘時平衡點(diǎn)周圍的微小振動模型簡圖。
圖2為各種永久磁鐵的立體圖，其中(a)為單極，(b)為平行相鄰配置的2極，(c)為平行相鄰配置的3極，(d)為平行相鄰配置的4極，(e)為呈田字狀相鄰配置的4極。
圖3所示為將相對面積75×75mm2、厚度20mm的圖2所示的永久磁鐵以相同磁極相對配置時磁極間距離與排斥力關(guān)系的曲線圖。
圖4所示為使各種永久磁鐵沿表面垂直方向運(yùn)動時磁鐵間距離與靜態(tài)排斥力關(guān)系的曲線圖。
圖5所示為相同磁極相對的兩個永久磁鐵的吸引力及排斥力分析模型簡圖。
圖6所示為圖4所述磁鐵A的3種不同軌跡而產(chǎn)生的計算結(jié)果的曲線圖。
圖7所示為兩個永久磁鐵的某一個相對于另一個的各種運(yùn)動軌跡簡圖。
圖8所示為采用圖7所示的A型運(yùn)動軌跡、使排斥力最大作用方向相對于上下振動方向傾斜15度時的振動機(jī)構(gòu)簡圖。
圖9所示為圖8振動機(jī)構(gòu)中永久磁鐵排斥力的曲線圖。
圖10所示為動態(tài)磁性彈簧特性實驗?zāi)Ｐ秃唸D。
圖11所示為磁鐵間距離為0mm、相對面積為最大進(jìn)行配置、而以磁鐵間距離為15mm的位置為平衡點(diǎn)以振幅3mm的正弦波激振時的示意圖。其中(a)所示為2極磁鐵，(b)所示為單極磁鐵。
圖12所示為利用圖11的激振而得到的動態(tài)彈簧常數(shù)曲線圖。
圖13為磁鐵間距離為10mm、相對面積為最大的點(diǎn)為平衡點(diǎn)以振幅3mm的正弦波激振時的簡圖。
圖14所示為利用圖13的激振而得到的動態(tài)彈簧常數(shù)曲線圖。
圖15為磁鐵間距離為10mm、相對面積為最大的點(diǎn)為平衡點(diǎn)、在平衡點(diǎn)上方范圍內(nèi)以一定傾斜角振動時的簡圖。
圖16所示為利用圖15的激振而得到的動態(tài)彈簧常數(shù)曲線圖。
圖17所示為改變輸入位移振幅使2極磁鐵構(gòu)成的各種磁性彈簧系統(tǒng)垂直運(yùn)動時的磁性彈簧動態(tài)彈簧常數(shù)曲線圖。
圖18所示為改變輸入位移振幅使2極磁鐵構(gòu)成的各種磁性彈簧系統(tǒng)垂直運(yùn)動時的磁性彈簧衰減系數(shù)曲線圖。
圖19所示為金屬彈簧與磁性彈簧組合的單自由度非線性模型的載荷與變形特性的曲線圖。
圖20為具有圖19的載荷與變形特性的單自由度非線性模型。
圖21所示為以2Hz激振頻率的不同加速度情況下圖20的單自由度非線性模型平衡點(diǎn)動作曲線圖。
圖22所示為以隨機(jī)波激振非線性或線性模型時的振動特性及仿真結(jié)果曲線圖。
圖23所示為磁性彈簧非線性模型的分析模型及參數(shù)曲線圖。
圖24為利用磁性彈簧的懸浮座椅(VSUM座椅)的立體圖。
圖25所示為VSUM座椅振動乘坐感分析模型簡圖。
圖26所示為VSUM座椅的磁鐵間距離為15mm、以一定振幅的正弦波對VSUM座椅激振時的排斥力曲線圖。
圖27所示為VSUM座椅的磁鐵間距離為15mm、以一定振幅的正弦波對VSUM座椅激振時的動態(tài)彈簧常數(shù)曲線圖。
圖28所示為構(gòu)成VSUM座椅的彈簧系統(tǒng)其彈簧力與變形特性的曲線圖。
圖29所示為VSUM座椅的各彈簧力合成時載荷與位移特性的曲線圖。
圖30所示為根據(jù)激振實驗分析的VSUM座椅相位移量曲線圖。
圖31所示為由于凸起引起座椅動作的簡圖，其中(a)為VSUM座椅的動作，(b)為以往懸浮座椅的動作。
圖32所示為空氣彈簧懸浮座椅的載荷與位移特性的曲線圖。
圖33所示為其它空氣彈簧懸浮座椅的載荷與位移特性的曲線圖。
圖34所示為磁性彈簧懸浮座椅的載荷與位移特位的曲線圖。
圖35所示為金屬彈簧懸浮座椅的載荷與位移特性的曲線圖。
圖36所示為其它金屬彈簧懸浮座椅的載荷與位移特性的曲線圖。
圖37所示為別的其它金屬彈簧懸浮座椅的載荷與位移特性的曲線圖。
圖38所示為別的其它金屬彈簧懸浮座椅的載荷與位移特性的曲線圖。
圖39所示為別的其它金屬彈簧懸浮座椅的載荷與位移特性的曲線圖。
圖40所示為客貨兼用車行駛時總(overall)輸入加速度值的曲線圖。
圖41所示為客貨兼用車行駛時的加速度時間序列數(shù)據(jù)中最大輸入加速度振幅曲線圖。
圖42所示為對空氣彈簧懸浮座椅、金屬彈簧懸浮座椅及VSUM座椅以隨機(jī)輸入激振時頻率特性的曲線圖。
圖43所示為以1.5Hz 5m/s2的振動輸入時過渡性乘坐感的曲線44所示為以2Hz 15m/s2的振動輸入時過渡性乘坐感的曲線圖。
圖45所示為對包含VUSM座椅在內(nèi)的各種座椅以別的隨機(jī)輸入激振時的頻率特性曲線圖。
圖46所示為實際車輛在高速公路上行駛時VSUM座椅上下方向的頻率特性曲線圖。
圖47所示為VSUM座椅的不同輸入加速度振幅產(chǎn)生的振動傳遞特性曲線圖。
圖48所示為圖42頻率特性附加權(quán)重的乘坐感評價曲線圖。
圖49為本發(fā)明實施形態(tài)1的振動機(jī)構(gòu)立體圖。
圖50為圖49的振動機(jī)構(gòu)切除一部分后的立體圖。
圖51為圖49的振動機(jī)構(gòu)的縱向剖視圖。
圖52為圖49的振動機(jī)構(gòu)的正視圖。
圖53為圖48的振動機(jī)構(gòu)的分解立體圖。
圖54為本發(fā)明實施形態(tài)2的振動機(jī)構(gòu)立體圖。
圖55為圖54的振動機(jī)構(gòu)切除一部分后的立體圖。
圖56為圖54的振動機(jī)構(gòu)的正視圖。
圖57為圖54的振動機(jī)構(gòu)的分解立體圖。
圖58為圖54的振動機(jī)構(gòu)的側(cè)視圖，所示為可動框架處于最高位置時的狀態(tài)。
圖59為圖54的振動機(jī)構(gòu)的側(cè)視圖，所示為可動框架處于最低位置時的狀態(tài)。
圖60所示為將兩個單極磁鐵在相同磁極相對的狀態(tài)下互相平行位移時的間隙量與載荷關(guān)系的曲線圖。
圖61所示為將兩個2極磁鐵從相同磁極相對狀態(tài)慢慢變成相反磁極相對狀態(tài)而位移時的間隙量與載荷關(guān)系的曲線圖。
圖62所示為彈簧常數(shù)近似為0的磁性彈簧模型的頻率特性曲線圖。
圖63所示為金屬彈簧模型的頻率特性曲線圖。
圖64所示為金屬彈簧一阻尼器模型的頻率特性曲線圖。
圖65所示在VSUM座位中去掉觸底及觸頂緩沖器時的載荷一位移特性曲線圖。
圖66所示為輸入振幅一定的正弦波時的相位曲線圖。
圖67所示為輸入振幅一定的正弦波時由于位移激振而產(chǎn)生的相對位移曲線圖。
圖68所示為輸入振幅一定的正弦波時的共振曲線圖。
圖69所示為振幅為12mm的振動輸入VUSUM座椅時的輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖，其中(a)表示振動頻率為1Hz，(b)表示振動頻率為2Hz，(c)表示振動頻率為3Hz。
圖70所示為與圖69相同在振幅為12mm的振動輸入VSUM座椅時的輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖，其中(a)表示振動頻率為4Hz，(b)表示振動頻率為5Hz，(c)表示振動頻率為6Hz。
圖71所示為與圖69相同在振幅為12mm的振動輸入VSUM座椅時的輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖，其中(a)表示振動頻率為7Hz，(b)表示振動頻率為8Hz，(c)表示振動頻率為9Hz。
圖72所示為與圖69相同在振幅為12mm、10Hz的振動輸入VSUM座椅時的輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖。
圖73所示為振幅為12mm的振動輸入其它VSUM座椅時的輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖，其中(a)表示振動頻率為1Hz，(b)表示振動頻率為2Hz，(c)表示振動頻率為3Hz。
圖74所示為與圖73相同在振幅為12mm的振動輸入VSUM座椅時的輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖，其中(a)表示振動頻率為4Hz，(b)表示振動頻率為5Hz，(c)表示振動頻率為6Hz。
圖75所示為與圖73相同在振幅為12mm的振動輸入VSUM座椅時的輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖，其中(a)表示振動頻率為7Hz，(b)表示振動頻率為8Hz，(c)表示振動頻率為9Hz。
圖76所示為與圖73相同在振幅為12mm、10Hz的振動輸入VSUM座椅時的輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖。
圖77所示為輸入振幅一定的正弦波時由于位移激振而產(chǎn)生的相對位移曲線的分析值與實測值的曲線圖。
圖78所示為僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性曲線圖。
圖79所示為對僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入振幅一定的正弦波時由于位移激振而產(chǎn)生的相對位移曲線圖。
圖80所示為對僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入振幅一定的正弦波時的相位曲線圖。
圖81所示為對僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入振幅一定的正弦波時的共振曲線圖。
圖82所示為對僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入振幅為12mm的振動時輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖，其中(a)表示振動頻率為1Hz，(b)表示振動頻率為2Hz，(c)表示振動頻率為3Hz。
圖83所示為對僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入振幅為12mm的振動時輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖，其中(a)表示振動頻率為4Hz，(b)表示振動頻率為5Hz，(c)表示振動頻率為6Hz。
圖84所示為對僅僅用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入振幅為12mm的振動時輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖，其中(a)表示振動頻率為7Hz，(b)表示振動頻率為8Hz，(c)表示振動頻率為9Hz。
圖85所示為對僅僅用磁性簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入振幅為12mm、10Hz的振動時輸入加速度與輸出加速度關(guān)系的曲線圖。
實施形態(tài)下面參照


本發(fā)明的實施形態(tài)。
作為磁能利用方法，其中在均勻磁場中控制電荷速度向量的洛侖茲力是電磁力產(chǎn)生的根源。另外，在靜磁場中，磁鐵與磁鐵之間的力遵守庫侖定律。在引入了所謂場的概念后，磁鐵的磁荷在其周圍建立了所謂磁場，而另一個磁鐵的磁荷感受到該場的作用，這就是所述的力。若利用該場的控制，則可以認(rèn)為有可能使場本身穩(wěn)定不變，而由于被動控制產(chǎn)生的外部干擾有可能互相抵消。
磁性彈簧是一種減振技術(shù)，該減振技術(shù)如圖1所示，是將例如稀土類磁鐵(Nd-Fe-B系)等一對永久磁鐵2及4互相相對，使得相互排斥，利用相對運(yùn)動時產(chǎn)生的排斥力、吸引力、電磁感應(yīng)產(chǎn)生的磁制動力及磁場梯度而構(gòu)成的場的控制來實現(xiàn)的。
由于磁極2與4的排斥力因磁極移動所做的功而產(chǎn)生儲能的變化，其變化量等于作功量。磁場空間的單位體積存儲的磁能為
(式1)12BH=12μ0H2=12B2μ0]]>因而，使同極的磁鐵2、4相對時的排斥力如式2所示。
(式2)F=12B2Aμ0]]>式中，B為磁通密度，A為磁極面積，μ0為導(dǎo)磁率。
由式2可知，排斥力與磁通密度B的平方及面積A成正比，磁通密度B根據(jù)自發(fā)磁化及有效磁場(去磁場+外部磁場)決定其大小，由下式求出。
(式3)B＝4πI-Hm+Hex磁通Hm表示磁鐵削弱自己的力(自去磁)的去磁場，而Hex為磁極相對所產(chǎn)生的外部磁場。減小自去磁的方法是進(jìn)行多極化處理，通過由相鄰位置的磁鐵生成的順磁場，就能夠減小Hm。但是，若相對于磁性體邊界面切線向量的磁力線梯度小，則磁力線不通過外部。即若為了減小Hm而增加極數(shù)，則相對于邊界面切線向量磁力線梯度為0，疇壁周圍的磁力線幾乎不通過外部。再有，端部的磁通密度下降，排斥力減弱。結(jié)果，排斥力強(qiáng)度由相對面積、極數(shù)及通常使用的磁鐵間距離來決定。
圖2所示分別為相對面積75×75mm2、厚度20mm的極數(shù)為1～4極的磁鐵。圖3表示將這些磁鐵如圖1所示配置時的磁鐵間距離與排斥力的關(guān)系。單極磁鐵的情況下，基本上是均勻磁場，2極磁鐵進(jìn)行磁通控制，而交叉磁鐵間的漏磁場與X型的磁通分布部分為高磁通密度。各種情況下的彈簧常數(shù)及彈簧力示于表1中。
(表1)
當(dāng)摩擦損耗小到能夠忽略時，磁性彈簧系的載荷-位移特性是可逆的，在圖1的配置下，作用于磁鐵間的排斥力Fmg具有下式關(guān)系。
(式4)Fmg=KmZ+F0]]>式中，Km為彈簧常數(shù)，Z為磁鐵間距離，F(xiàn)o為初始值。
由圖3可知，對于100kg左右質(zhì)量的人體，在以數(shù)十毫米的磁鐵位移振幅進(jìn)行減振的減振機(jī)構(gòu)中，當(dāng)考慮減少觸底感時，效率比較好的磁路是在磁鐵間距離為5mm左右具有大排斥力的2極磁鐵，而再考慮到人體的振動吸收時，則效率比較好的磁路是在磁鐵間距離為20mm以上也具有大排斥力的2極磁鐵。再有，2極磁鐵在交替磁鐵間產(chǎn)生漏磁場，當(dāng)相對磁極接近時，能得到更強(qiáng)的排斥力，觸底感也減少。若系統(tǒng)構(gòu)成為，在穩(wěn)定狀態(tài)下，使漏磁場的影響減小，而在不穩(wěn)定狀態(tài)下，利用漏磁場，則能夠利用場作為轉(zhuǎn)移為穩(wěn)定狀態(tài)的磁力。
圖4所示為在使大小及質(zhì)量不同的磁鐵沿表面垂直方向運(yùn)動時磁鐵間的距離(Z)與式4的靜態(tài)排斥力(Fmg)的關(guān)系。圖中，A表示S＝75×75mm2、h＝20mm的磁鐵，B表示S＝75×75mm2、h＝10mm的磁鐵，C表示S＝50×50mm2、h＝10mm的磁鐵。
稀土類磁鐵其內(nèi)部磁距很難受磁場產(chǎn)生的影響，去磁曲線上的磁化強(qiáng)度幾乎不變，而近似保持其飽和磁化強(qiáng)度的值。因此，采用在磁鐵端面假定磁荷均勻分布的充磁模型來計算作用于磁鐵間的排斥力。
即如圖5所示，設(shè)l及d表示磁鐵大小，ζ表示2塊磁鐵間的偏移量，在將計算上的原點(diǎn)置于下側(cè)磁鐵中心位置時，作用于磁鐵表面N2上的點(diǎn)P(x2，y2，δ)及S1上的點(diǎn)Q(X1，Y1，0)的吸引力f(1)為(式5)f(1)dx1dy1dx2dy2=q2R2dx1dy1dx2dy2]]>式中，qdx1dy1及qdx2dy2分別為微小面積dx1dy1及dx2dy2的磁荷，R為(式6)R2＝(x2-x1)2+(y2-y1)2+δ2f(1)的x分量及z分量分別由下式給出。(式7)fx(1)=f(1)(x2-x1)2+(y2-y1)2R]]>(式8)fz(1)=f(1)δR]]>同樣，設(shè)在N1與N2間作用的排斥力為f(2)，S1與S2間作用的排斥力為f(3)，則載荷Fz及Fx由下式表示。
(式9)Fα=∫-dd∫-dd∫-(ξ+l)-(ξ-l)∫-ll[-2fα(1)+fα(2)+fα(3)]dx1dx2dy1dy2]]>(α＝x，z)該結(jié)果用圖3及圖4的實線表示，通過乘以修正系數(shù)，就與實驗值(○△□)的誤差在5％范圍內(nèi)，非常一致。這里，各種情況的彈簧常數(shù)及彈簧力示于表1及表2中。
(表2)
由于磁鐵間作用的排斥力由式4給出，因此在圖1的配置中，在上部磁鐵4上放有重錘(m1)時的運(yùn)動方程式為(式10)mz+cz-(kmz-1+F0)+mg＝F(t)m為重錘(m1)與上部磁鐵(m2)的總的質(zhì)量。c表示由于相位移而產(chǎn)生的衰減系數(shù)。設(shè)放置有重錘的磁鐵的平衡位置處于z0，則由于有下式，(式11)-(KmZ0-1+F0)+mg＝0因此對于以平衡位置為原點(diǎn)的位移量ζ的運(yùn)動方程式為(式12)mζ··+cζ·+Km′ζ=F(t)]]>這里有(式13)ζ＝z-z0當(dāng)ζ/z0＜＜1時，近似為(式14)kmz-1kmz0-1(1-ζ)＝kmz0-1-km1ζ(式15)KmZ=··KmZ0(1-ζZ0)=KmZ0-Km′ζ]]>(式16)Km′=KmZ02=(mg-F0)2Km-1]]>這里設(shè)外力為以角頻率ω的強(qiáng)迫振動，即設(shè)(式17)F(t)＝F0ejωt這時設(shè)(式18)ζ＝Aejωt則振幅A由下式求出。
(式19)A=F0·ej(ωx-φ)km′{1-(ωω0)2}2+(2γωω0)2]]>式中，(式20)γ=C/2mKm′]]>表示衰減率。另外，φ為相位角，由下式給出。
(式21)tanφ=cωkm′-mω2]]>另外，φ＝φ(k’m)，由于k’m隨位移振幅而變化，因此相位角也隨位移量而變化。
fm為固有頻率，如下所示，(式22)fm=12π(mg-F0)2mkm]]>固有頻率與
(1/km)成正比。通過平衡點(diǎn)位置及磁路的調(diào)整，以設(shè)定載荷-位移特性的最佳曲率，就能夠使共振頻率近似一定，而與載荷質(zhì)量無關(guān)?；蛘咄ㄟ^與另外的彈簧特性組合和永久磁鐵運(yùn)動軌跡的調(diào)整，也能夠使用大的彈簧常數(shù)km，減小共振頻率。
圖4所述磁鐵A的3種不同軌跡的計算結(jié)果示于圖6中。運(yùn)動軌跡采用圖7所示的4種中的A型(--0--)，磁鐵的安裝是將排斥力的最大作用方向相對于上下振動方向如圖8所示傾斜15度。這種情況下的排斥力如圖9所示。Fz表示相對于磁鐵相對面積的垂直方向排斥力，F(xiàn)x為水平方向的排斥力，通過桿件變換為向上或向下的力。通過在平衡點(diǎn)使這些排斥力與載荷質(zhì)量以及金屬彈簧的彈簧力互相平衡，若平衡點(diǎn)周圍的彈簧常數(shù)低，由于輸入加速度產(chǎn)生向下方向的30mm行程，則能夠得到突出發(fā)現(xiàn)100～150kg左右的力的非線性載荷-位移特性。即相應(yīng)于輸入的位移激振，表現(xiàn)出就像從外部有力輸入的樣子，磁鐵承擔(dān)驅(qū)動器的作用。
對于由相對的2極磁鐵構(gòu)成的磁性彈簧，求其動態(tài)彈簧常數(shù)的實驗按圖10的配置及實驗條件進(jìn)行，這里使用S＝75×75mm2、h＝20mm的磁鐵。在采用由2極稀土類磁鐵構(gòu)成磁路的磁性彈簧系統(tǒng)中，將磁場緩沖區(qū)的2極磁鐵接合部與由于磁鐵軌跡產(chǎn)生的吸引力及排斥力組合起來控制動態(tài)彈簧常數(shù)。仿真是采用充磁模型進(jìn)行磁場計算，原來應(yīng)該用向量進(jìn)行，但由于在磁鐵間距離小的范圍內(nèi)作為磁性彈簧使用，因此為簡單起見，磁化向量設(shè)為相對于z軸平行方向，求得載荷-位置特性。
如圖11(a)及(b)所示的配置，使得在磁鐵間距離為0mm時相對面積為最大，若以磁鐵間距離15mm的位置為平衡點(diǎn)，以振幅3mm的正弦波激振，則可以得到如圖12所示的磁性彈簧不同軌跡及不同磁極配置的動態(tài)彈簧常數(shù)。由圖12可知，磁鐵運(yùn)動軌跡使動態(tài)彈簧常數(shù)變化。圖中，●□△(●■▲)分別表示磁鐵傾斜角(θ)為0度、30度及45度時的實測值。
另外，如圖13所示，將磁鐵間距離為10mm、相對面積為最大的點(diǎn)作為平衡點(diǎn)，若以振幅3mm的正弦波激振，則能夠得到如圖14所示的動態(tài)彈簧常數(shù)?！稹酢鳌蠓謩e表示磁鐵傾斜角(θ)為0度、10度、20度及30度時的實測值，具有30度傾斜角時，彈簧常數(shù)發(fā)生急劇變化，這是因為由于超過2極磁鐵接合部而吸引力起作用的緣故。
再有，如圖15所示，將磁鐵間距離為10mm、相對面積為最大的點(diǎn)作為平衡點(diǎn)，若運(yùn)動軌跡為以一定傾斜角(θ＝10度)使其在平衡點(diǎn)的上方范圍內(nèi)振動，則圖16所示，動態(tài)彈簧常數(shù)發(fā)生變化?！稹酢鞣謩e表示移動量為3mm、5mm及7mm時的情況，實測值空白的點(diǎn)是由于激振條件超過了測量儀器的能力。這是利用非線性的載荷-位移特性的曲率，在同一軌跡內(nèi)由于振幅不同而使動態(tài)彈簧常數(shù)變化。
圖17及圖18分別表示磁性彈簧的動態(tài)彈簧常數(shù)及衰減系數(shù)，是在各種頻率下改變輸入位移振幅，使相對面積75×75mm2、厚度15mm(A15)、20mm(A20)及25mm(A25)的2極磁鐵構(gòu)成的磁性彈簧系統(tǒng)做垂直運(yùn)動時的動態(tài)彈簧常數(shù)及衰減系數(shù)。動態(tài)彈簧常數(shù)與衰減系數(shù)雖受頻率影響，但與磁鐵大小及磁鐵間距離也有關(guān)。即通過控制磁鐵大小及磁鐵間距離，能夠控制動態(tài)彈簧常數(shù)及衰減系數(shù)。若利用這些特性，則共振頻率因輸入加速度振幅不同而變化，能夠建立輸出加速度振幅為一定的傳遞函數(shù)，能夠?qū)崿F(xiàn)各種被動控制。
下面說明利用磁性彈簧的非線性模型振動特性。
采用圖11的運(yùn)動軌跡和圖17及圖18所示的以相對面積75×75mm2、厚度15mm的2極磁鐵(A15)在磁鐵間距離為10～15mm時具有的長行程特性，采用金屬彈簧與相對面積75×75mm2、厚度10mm的磁鐵(A20)，建立平衡點(diǎn)周圍(圖19的Δ點(diǎn))的相當(dāng)于A15的靜態(tài)特性，對具有圖19所示的載荷-變形特性、圖20所示的磁性彈簧單自由度非線性模型進(jìn)行了分析及實驗。
將磁鐵由A15換成A20的理由是為了以磁鐵間距離大的位置為平衡點(diǎn)，建立能夠適應(yīng)行程大的輸入或加速度大的輸入的振動模型。
磁性彈簧單自由度非線性模型的特征在于，如圖21所示，平衡點(diǎn)隨輸入振動加速度而移動，動態(tài)彈簧常數(shù)及衰減系數(shù)也變化。圖21所示為以2Hz激振頻率的不同加速度情況下圖20的單自由度非線性模型平衡點(diǎn)動作。該兩個平衡點(diǎn)和振動平衡點(diǎn)的近似0N/m的彈簧常數(shù)及非線性磁性彈簧力，使輸入振動能量再生，產(chǎn)生與重力相反方向的加速度，建立消除重力的狀態(tài)(下面叫做失重)，提供磁性彈簧獨(dú)特的振動乘坐感。
圖22所示為，將90kg的載荷質(zhì)量放在磁性彈簧單自由度非線性模型及金屬彈簧和緩沖器構(gòu)成的線性模型上，對用時速80km在日本國內(nèi)高速公路上行駛的客貨兼用車車底上的加速度以隨機(jī)波激振時的振動特性及仿真結(jié)果。該仿真結(jié)果與實測值非常一致。另外，也同時給出與磁性彈簧非線性模型有相同共振點(diǎn)、且彈簧常數(shù)與衰減系數(shù)不變化的線性模型的仿真值。
若將金屬彈簧與緩沖器構(gòu)成的現(xiàn)有懸浮座椅使用的線性模型及彈簧常數(shù)不變且共振點(diǎn)與磁性彈簧非線性模型相同的線性模型與磁性彈簧非線性模型進(jìn)行比較，則可以看到，如圖22所示，在2Hz以上與生物體產(chǎn)生共振的區(qū)域具有大幅度降低振動能量的效果。
圖23所示為磁性非線性模型的分析模型及參數(shù)。參數(shù)是根據(jù)利用磁性彈簧的載荷-位移特性及疲勞耐久試驗機(jī)的動態(tài)特性試驗結(jié)果得出的。
圖24所示為利用磁性彈簧的懸浮座椅(Vertical Suspension UsingMagneto-Spring，下面叫做VSUM)，它是由支撐人體及座椅的、持續(xù)有微小振動的金屬彈簧及磁性彈簧、以及觸底和觸頂緩沖器構(gòu)成。磁性彈簧由分別傾斜安裝在下部框架和通過縮放型連桿機(jī)構(gòu)支撐在下部框架上且能上下自由運(yùn)動的上部框架上的一對永久磁鐵構(gòu)成，金屬彈簧由兩端掛在設(shè)于兩側(cè)的縮放型連桿機(jī)構(gòu)一側(cè)的金屬彈簧A及掛在上部框架的一部分的金屬彈簧B構(gòu)成。另外，觸底及觸頂緩沖器由兩端固定在相對一側(cè)的縮放型連桿機(jī)構(gòu)上的緩沖器構(gòu)成。關(guān)于懸浮座椅動態(tài)性能的評價，提出利用隨機(jī)激振的隔離性能及觸底緩沖器的性能這兩方面來進(jìn)行的方案。為此，VSUM座椅分別采用不同的機(jī)械零部件設(shè)計隔振性能及沖擊吸收性能。
根據(jù)圖25所示的VSUM座椅振動乘坐感分析模型得到的基本計算式為(式23)moz··o+Cc(z·o-z·s)+Kc(zo-zs)=0]]>(24)msz··s+Cc(z·s-z·o)+Cm(z·s-z·b)+Kc(zs-zo)]]>+Km(zs-zb)+Kus(zs～zb)＝0式中mo乘坐者的質(zhì)量(kg)ms懸浮座椅的質(zhì)量(kg)Kc緩沖器彈簧的彈簧常數(shù)(Nm-1)Cc緩沖器的衰減系數(shù)(Nm-1s)Cm磁性彈簧的衰減系數(shù)(Nm-1s)Kus懸浮系統(tǒng)彈簧常數(shù)(Nm-1)Km磁性彈簧的彈簧常數(shù)(Nm-1)Zo乘坐者的位移量(m)Zb懸浮系統(tǒng)下部框架的位移量(m)Zs懸浮系統(tǒng)上部框架的位移量(m)Kst(t)觸頂緩沖器的彈簧常數(shù)(Nm-1)Kst(b)觸底緩沖器的彈簧常數(shù)(Nm-1)Cst(t)觸頂側(cè)的緩沖器的衰減系數(shù)(Nm-1s)Cst(b)觸底側(cè)的緩沖器的衰減系數(shù)(Nm-1s)利用圖6、圖7、圖8、圖9及圖19所示的磁性彈簧靜態(tài)特性，將圖19的載荷-位移特性的位移振幅量抑制在很小范圍，以建立VSUM座椅的特性。
由稀土類磁鐵構(gòu)成的磁性彈簧系統(tǒng)與鐵氧體磁鐵不同，由于磁鐵本身也是導(dǎo)體，因此由于電磁感應(yīng)而產(chǎn)生渦流，有一個妨礙磁鐵運(yùn)動方向的制動力起作用。另外，磁場梯度及磁通密度也變化。由于渦流而發(fā)熱，磁通密度也減小。另外，當(dāng)相對的磁鐵靠近速度快的時候，磁通密度及磁場梯度因渦流而變化，結(jié)果動態(tài)彈簧常數(shù)變小。VSUM的磁性彈簧由相對面積75×75mm2、厚度20mm的永久磁鐵構(gòu)成。使磁鐵間距離為15mm，對該VSUM以振幅2mm為一定的正弦波激振，此時產(chǎn)生的排斥力及動態(tài)磁性彈簧常數(shù)的實驗結(jié)果示于圖26及圖27中。如果用頻率來說明，則當(dāng)從0.2Hz變化為7Hz時，動態(tài)磁性彈簧常數(shù)從41653N/mm變化為26768N/mm。
圖28所示為構(gòu)成VSUM的彈簧系統(tǒng)特性，圖29所示為各彈簧力合成后的載荷-位移特性，構(gòu)成磁性彈簧的磁鐵是2極磁鐵，其尺寸為S＝75×75mm2、h＝20mm。VSUM必須將載何質(zhì)量的1.5倍的范圍處于載荷-位移特性的行程范圍內(nèi)。若利用磁性彈簧的非線性，則載荷質(zhì)量在20kg到30kg之間不需要調(diào)整載荷質(zhì)量。金屬彈簧A是在平衡點(diǎn)產(chǎn)生負(fù)彈簧常數(shù)用的彈簧。金屬彈簧B是調(diào)節(jié)載荷質(zhì)量用的彈簧。磁性彈簧將依從振幅的動態(tài)彈簧特性及與輸入反作用的非線性彈簧力加以組合，以彈簧的小彈簧常數(shù)形成由相位移決定的非線性衰減系數(shù)。
圖30是根據(jù)位移振幅為3mm的正弦波、2～10Hz的激振實驗對VSUM中的相位移量進(jìn)行分析的結(jié)果。VSUM的機(jī)構(gòu)是，在4Hz時為接近反相的160度附近，相位滯后，利用該相位移使振動能量衰減。
若體重90kg的人坐在靜止?fàn)顟B(tài)的VSUM座椅上，則體重及懸浮座椅的質(zhì)量相加，在圖29所示的A點(diǎn)位置保持平衡。若VSUM座椅如圖21所示在2Hz時產(chǎn)生1.5m/s2的位移激振，則平衡點(diǎn)從A點(diǎn)移至B點(diǎn)，B點(diǎn)成為該新的平衡點(diǎn)，以B點(diǎn)為中心振動。這是由于，利用具有非線性載荷-位移特性的磁路使輸入振動再生、放大，作為加速度主要向上傳遞，VSUM座椅處于失重狀態(tài)。新的平衡點(diǎn)B的彈簧常數(shù)比平衡點(diǎn)A要小，VSUM座椅的共振頻率比靜態(tài)平衡點(diǎn)A的共振頻率要低。在處于微小振動狀態(tài)、彈簧常數(shù)小且對于位移激振處于不穩(wěn)定狀態(tài)的平衡點(diǎn)B，若給以大的強(qiáng)制位移，則由于新的位移激振力，VSUM座椅則產(chǎn)生大的相對位移，而反抗重力的位移方向的相對位移由于載荷質(zhì)量及緩沖器而被抑制，當(dāng)沿著重力方向位移時，由于磁場梯度而被推回來。相對速度大時，動態(tài)彈簧常數(shù)小，相對位移振幅也大，由于相位移而導(dǎo)致的衰減也大。因此，當(dāng)輸入位移激振大時，例如在路面差的道路行駛時，其效果明顯，振動傳遞率小。另外，該相對位移感覺到是J型運(yùn)動，產(chǎn)生類似掛在空中效果那樣的振動乘坐感。對于強(qiáng)制位移由于該磁性彈簧獨(dú)立的運(yùn)動與人的預(yù)測方向一致，因此乘電梯時感到的那種不舒服感覺就減輕了。利用緩沖器的粘性衰減機(jī)構(gòu)及利用位于0附近的平衡點(diǎn)周圍的彈簧常數(shù)和從平衡點(diǎn)向觸底方向的載荷-位移特性的曲率而產(chǎn)生相位移的機(jī)構(gòu)，如圖31(a)及(b)所示，對于凸起表現(xiàn)出其動作之差別。箭頭表示相對于凸起的視點(diǎn)的動作。
以往的懸浮座椅，由于利用緩沖器使振動衰減，因此相對于凸起產(chǎn)生滯后的動作。所以留下的是好像向上提拉的不舒服感覺。
這是采用全行程60mm的電動式3軸激振器及全行程100mm的液壓式單軸激振器，被試驗者坐在具有表3及圖32至圖39所示的載荷-位移特性的各種座椅上，對所述各種座椅以隨機(jī)波激振，根據(jù)激振器平臺的加速度及在被試驗者坐骨結(jié)節(jié)后部埋入加速度計的SAE緩沖墊所得到的座椅上的上下方向加速度求得振動傳遞率。被試驗者體重為660N。
(表3)
圖32的座椅A，彈簧常數(shù)小，為2650N/m，空氣懸浮行程大，為130mm。是振動吸收及沖擊吸收性均優(yōu)異的空氣彈簧式懸浮座椅。圖33的座椅B，彈簧常數(shù)小，為3250N/m，懸浮行程也小，為100mm。另外，由于利用衰減力小的緩沖器進(jìn)行沖擊吸收，因此是重視振動吸收性的空氣彈簧式懸浮座椅。圖34的座椅C，彈簧常數(shù)相對于載荷質(zhì)量是非線性的，是不需要調(diào)整載荷-位移特性的以往座椅1/2懸浮行程的磁性彈簧式懸浮座椅。圖35的座椅D，彈簧常數(shù)為4940N/m，懸浮行程也抑制為95mm，緩沖器的衰減力大，是求得兼顧振動吸收性及沖擊吸收性的金屬彈簧式懸浮座椅。圖36的座椅E，彈簧常數(shù)為4590N/m，懸浮行程也抑制為75mm通過與衰減力大的緩沖器組合，是求得兼顧振動吸收性及沖擊吸收性的金屬彈簧式懸浮座椅。圖37的座椅F，彈簧常數(shù)為6930N/m，懸浮行程也抑制為75mm，通過與衰減力小的緩沖器組合，是重視振動吸收性的金屬彈簧式懸浮座椅。圖38的座椅G，將抑制衰減力的緩沖器與彈簧常數(shù)為7100N/m組合，利用135mm的懸浮行程以吸收沖擊力，是求得與振動吸收性兼顧的金屬彈簧式懸浮座椅。圖39的座椅H，彈簧常數(shù)為10550N/m，通過與衰減力大的緩沖器組合，是重視沖擊吸收性的金屬彈簧式懸浮座椅。VSUM座椅具有圖29所示的載荷-位移特性，對于載荷質(zhì)量的載荷-位移特性不需要調(diào)整的范圍比座椅C要小，利用動態(tài)平衡點(diǎn)周圍的彈簧常數(shù)接近于0的特性以求得兼顧振動吸收性及沖擊吸收性，利用失重、緩沖器及磁鐵排斥力以力求吸收沖擊及減輕觸底。
激振波形是利用電動式3軸激振器將利用客貨兼用車在及本高速公路上進(jìn)行行駛實驗時后輪車軸上沿地面上下方向的加速度再現(xiàn)的表4所示的各種隨機(jī)波，及以表4所示的DR-12的隨機(jī)波、將最大沖擊波形的加速度振幅加大為1.2倍利用液壓式單軸激振器再現(xiàn)的頻率2Hz、加速度振幅為15m/s2的變形正弦波。
為了驗證利用相位移的衰減及利用緩沖器的衰減而得到的耐沖擊性，采用頻率1.5Hz、加速度振幅為5m/s2的變形正弦波。
(表4
度及輸入加速度在0～50Hz的總加速度值和加速度時間序列數(shù)據(jù)中的最大輸入加速度振幅。
行程小的金屬彈簧式懸浮座椅，一旦加上大的沖擊力，一般來說存在觸底的可能。另外，空氣彈簧式懸浮座椅，通過加大懸浮行程，再用緩沖器使沖擊力衰減，以減輕觸底程度。對于具有表3所示空氣彈簧式懸浮或金屬彈簧式懸浮的代表性振動特性的A、B、D、F及VSUM等各種座椅，當(dāng)利用隨機(jī)輸入DR-12進(jìn)行激振時的頻率特性示于圖42中。這時試驗者的體重為82kg。
圖43及圖44是對于通過凸起時那樣的單次輸入來評價過渡性的乘坐感，圖43所示為以1.5Hz、5m/s2的振動輸入時的情況，圖44所示為以2Hz、5m/s2的沖擊振動輸入時的情況。
座椅A兼顧了振動吸收及沖擊吸收，難以產(chǎn)生觸底，在整個頻率范圍具有優(yōu)異的振動特性。座椅B的共振頻率低，但振動傳遞率高達(dá)2.15(G/G)，彈簧感強(qiáng)，對于振動吸收表現(xiàn)出優(yōu)異特性，但剩下的問題是對沖擊吸收有困難。座椅D在5Hz以下的頻率范圍，由于緩沖器的影響，傳遞率高，振動特征差，但盡管行程小，卻是沖擊吸收性好的懸浮座椅，座椅F的振動吸收性雖好，但由于是利用在伸和縮的方向改變衰減力的緩沖器而導(dǎo)致相位移的衰減，因此不適應(yīng)沖擊的吸收性，會產(chǎn)生觸底。若比較座椅F及VSUM座椅的沖擊吸收特性可知，VSUM座椅的緩沖器在輸入1.5Hz、5m/s2的振動時不起作用，而在輸入2Hz、15m/s2的沖擊振動時起作用。另外，VSUM座椅的緩沖器也將衰減系數(shù)設(shè)定得較大，以小的行程具有大的沖擊吸收性。
VSUM座椅在微小振動狀態(tài)因載荷質(zhì)量引起的平衡點(diǎn)彈簧常數(shù)為10000N/m，與以往的懸浮座椅相比，雖大了一些，但由于利用相位移使其衰減，因此在低頻范圍顯示出良好的振動吸收性。
下面說明從7到10Hz的傳遞特性略差的情況。前輪越過道路的凹凸之后，一直到后輪超過為止的時間決定了一個頻率分量(輪距分量)，在實際車行狀態(tài)中存在的所述輪距分量。該頻率由車速及輪距決定。輪距分量的頻率FHB為(式25)fHB＝V·L-1式中，V＝為車速(m/s)，L為輪距(m)。以車速80km/h、從道路接縫沖擊及凹凸的輸入存在于7Hz到10Hz之間，為單次輸入或周期性輸入。VSUM座椅由于利用相位移導(dǎo)致的衰減，因此不適應(yīng)這種單次輸入，加速度上升。這里，加速度傳遞率為0.5G/G以下，從圖43及圖44可知，沖擊吸收性好，因此將加速度抑制得很小，對乘坐感的影響低。
若綜合加以判斷可知，VSUM座椅具有接近空氣彈簧懸浮的懸浮特性。
圖45所示為被試驗者體重為60kg條件下的座椅A、座椅B及VSUM座椅在利用輸入頻譜DR-1時的頻率特性。若將振動特性良好的空氣彈簧式懸浮座椅與VSUM座椅進(jìn)行比較，則VSUM座椅在輸入加速度較小的激振波形DR-1情況下，在低頻范圍顯示出與其它座位完全不同的特性。由于相位移使2Hz至3Hz附近的共振峰衰減，將振動傳遞率抑制為很低的1.0(G/G)。另外，在加速度振幅較大的激振波形DR-12情況下，由于利用輸入振動的磁性彈簧的能量再生及放大作用，促進(jìn)相位移至3Hz附近，共振峰的傳遞率略高，為1.3(G/G)，顯示出與行程為130mm的空氣彈簧式懸浮座椅相同的振動特性。
圖46所示為實際車輛在表4所示的高速公路上行駛時VSUM座椅上下方向的頻率特性。由于非線性磁彈簧特性，因而輸入依從性小，顯示出高的魯棒性。
圖47是說明輸入加速度振幅差產(chǎn)生的振動傳遞特性。若輸入頻譜具有大的振動能量，則即使在低頻范圍，相位也滯后，其共振峰的傳遞率接近1.0(G/G)，傳遞函數(shù)近似于準(zhǔn)主動控制。
圖48是表示根據(jù)ISO2631-1；1997(E)對圖42附加權(quán)重的乘坐感評價。是利用隨機(jī)輸入DR-12激振，被試驗者體重為82kg。
結(jié)果是，對于產(chǎn)生搖擺病的0～2Hz附近的輕飄飄感覺、由全身上下運(yùn)動主要是上半身及視覺感覺到的5Hz附近的轉(zhuǎn)來轉(zhuǎn)去感覺、主要是下肢感覺到的10Hz附近的發(fā)抖感覺以及30Hz以上的麻酥酥的感覺等各范圍的振動能量加以吸收，雖然內(nèi)部8Hz附近的共振略高，但沒有達(dá)到成為問題的程度，形成不太感覺疲勞的乘坐感?？諝鈴椈墒綉腋≡诟哳l范圍具有優(yōu)異的振動吸收性，而VSUM在2Hz以下的輕飄飄感的范圍具有優(yōu)異的振動吸收性。VSUM座標(biāo)的振動吸收性達(dá)到與行程大的空氣彈簧式懸浮座椅的1/2行程近似相同的振動吸收性，ISO 2631-1；1997(E)所示的aW也是示出近似相同的值。
aW是表示頻率加權(quán)后的加速度在0～50Hz的總和，由下式給出(式26)aw=[ΣI(wIaI)2]12]]>WI表示ISO 2631-1；1997(E)中記載的頻率權(quán)重函數(shù)，ai坐骨結(jié)節(jié)部分上下方向振動進(jìn)行頻率分析的加速度執(zhí)行值。
下面說明以圖11、圖13或圖15所示的磁鐵配置、靜態(tài)彈簧常數(shù)在規(guī)定范圍、使K≈0的具體構(gòu)成。
圖49至圖53所示為本發(fā)明實施形態(tài)1的振動機(jī)構(gòu)M1，具有固定框架6及相對于固定框架6能上下自由運(yùn)動而安裝的可動框架8。
固定框架6具有矩形底板10、固定在底板10兩端的一對傾斜臺12及14、下端固定在底板10兩側(cè)中間的一對側(cè)板16及18、以及固定在側(cè)板16及18上端的上部固定板20。傾斜臺12及14面向下方內(nèi)側(cè)傾斜，在其上面分別固定例如圖2(b)所示的2極磁鐵22及24。下部擋塊28通過墊塊26固定在底板10的中央，同時上部擋塊30固定在上部固定板20的中央，滑動軸32的下端及上端分別由下部擋塊28及上部擋塊30保持。
另一方面，可動框架8具有頂板34、固定在頂板34下面的大致V字形的支架36、以及固定在支架36兩側(cè)形成的傾斜面36a及36a上的2極磁鐵38及40?；瑒虞S承42與抵靠構(gòu)件44一起安裝在支架36的下部，滑動軸32滑動插入滑動軸承42中。
另外，安裝在傾斜臺12及14上的二極磁鐵22及24與安裝在支架36上的2極磁鐵38及40以相同磁極相對的狀態(tài)互相平行配置。
在上述構(gòu)成的振動機(jī)構(gòu)M1中，安裝的可動框架可沿滑動軸32上下自由移動。如圖51所示滑動軸承42與下部擋塊26抵靠為下死點(diǎn)，如圖52所示抵靠構(gòu)件44與上部擋塊30抵靠為上死點(diǎn)，其構(gòu)成為能夠在下死點(diǎn)上死點(diǎn)之間滑動。
因而，根據(jù)安裝在可動框架8的頂板34上的載荷質(zhì)量，若適當(dāng)選擇2極磁鐵22、24、38及40的大小及傾斜角，如后所述將平衡點(diǎn)周圍的彈簧常數(shù)近似設(shè)定為0(K≈0)，則利用相對的2極磁鐵22、24、38及40的排斥力，即使在懸浮的可動框架8及固定框架6的任何一方輸入振動，另一方也幾乎不受輸入振動的影響，因此振動機(jī)構(gòu)M1可用作例如懸浮單元、發(fā)動機(jī)固定架等減振機(jī)構(gòu)。
圖54至圖59所示為本發(fā)明實施形態(tài)2的振動機(jī)構(gòu)M2，具有固定框架50及相對于固定框架50能自由旋轉(zhuǎn)而安裝的可動框架52。
固定框架50具有底板54和下端固定在底板54兩側(cè)的一對側(cè)板56及58，2極磁鐵60安裝在底板54的中央。
另一方面，可動框架52具有近似U字形的搖動構(gòu)件62，2極磁鐵64安裝在搖動構(gòu)件62的下面，處于與固定框架50的2極磁極60的相同磁極相對的狀態(tài)。在搖動構(gòu)件62的兩側(cè)形成的2個側(cè)壁62a及62a上各穿通設(shè)置2個圓孔62b及62b，曲柄軸66的另一端滑動插入各圓孔62b中，同時曲柄軸66的另一端滑動插入固定框架50的側(cè)板56(或58)上部穿通設(shè)置的圓孔56a(或58a)中。
在上述構(gòu)成的振動機(jī)構(gòu)M2中，根據(jù)安裝在可動框架52上的載荷質(zhì)量，適當(dāng)選擇2個2極磁鐵60及64的一小及曲柄軸66、……、66的旋轉(zhuǎn)半徑，則能夠在上部磁鐵64相對于下部磁鐵60接近時的相對面積減少的規(guī)定范圍內(nèi)，或上部磁鐵64遠(yuǎn)離下部磁鐵60時的相對面積增大的規(guī)定范圍內(nèi)，例如在從圖58至圖59的范圍內(nèi)，將平衡點(diǎn)周圍的彈簧數(shù)近似設(shè)定為0(K≈0)。
另外，在上述振動機(jī)構(gòu)42中，是將2個2極磁鐵60及64水平配置，但也可以像振動機(jī)構(gòu)M1那樣，以傾斜狀態(tài)互相平行配置。
另外，在圖49至圖59所示的振動機(jī)構(gòu)M1及M2中，是使用多個2極磁鐵22、24、38、40、60及64，但也能夠使用圖2(c)、(d)或(e)所示的其它多極磁鐵。
圖60所示為將兩個相對面積75×75mm2、厚度20mm的2極磁鐵在相同磁極相對的狀態(tài)下互相平行位移時的間隙量(相隔距離)與載荷關(guān)系的曲線圖，位移量為0～75mm范圍內(nèi)按每隔5mm來變化。
在該曲線圖中，線A及線B表示載荷為500N及1000N，位移量及間隙量的關(guān)系如沿著所述線方向那樣，使一個2極磁鐵相對于另一個移動(適當(dāng)選擇運(yùn)動軌跡)，通過這樣能夠設(shè)定載荷一定，即能夠設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0(K≈0)。
另外，圖61所示為將兩個相對面積75×75mm2、厚度20mm的2極磁鐵從相同磁極相對狀態(tài)慢慢變成相反磁極相對狀態(tài)而位移時的間隙量與載荷關(guān)系的曲線圖。位移量為0～17.5mm范圍內(nèi)按每隔2.5mm來變化。
在該曲線圖中，線C及線D表示載荷為500N及1000N，通過適當(dāng)選擇一個2極磁鐵相對于另一個的運(yùn)動軌跡，能夠設(shè)定載荷一定，即能夠設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0(K≈0)。
在排斥系統(tǒng)的磁性彈簧情況下，通過例如隨著增大2個磁鐵間隙量，使相對面積增加，以保持存儲磁能一定，就能夠達(dá)到載荷一定(式2所示的排斥力一定)，如圖60或圖61所示，能夠在間隙量很寬的范圍內(nèi)設(shè)定載荷一定，能夠提供行程大的振動機(jī)構(gòu)。
圖62、圖63及圖64分別表示彈簧常數(shù)近似為0的磁性彈簧模型、金屬彈簧模型及金屬彈簧-阻尼器模型的頻率特性。
由圖62至圖64的曲線可知，彈簧常數(shù)近似為0的磁性彈簧模型在低頻范圍無共振點(diǎn)，有優(yōu)異的沖擊吸收性，而且在高頻范圍也顯示良好的減振性能。與此不同的是，金屬彈簧模型或金屬彈簧-阻尼器模型，在低頻范圍有共振點(diǎn)，沖擊吸收性比磁性彈簧模型要差。
圖65所示為實驗裝置XX及YY的振動模型的載荷-位移特性(實測值)。XX模型為圖20的振動模型中磁鐵安裝角為0度、到上下死點(diǎn)的行程為70mm的情況，YY模型是設(shè)定磁鐵安裝角為10度、行程為50mm，XX模型與YY模型相比，其包含構(gòu)造衰減或摩擦衰減的滯后損耗小。
在圖65中，若設(shè)XX模型的彈簧常數(shù)為g(x)，則用下式表示。
(式27)g(x)＝k1x+k3x3k1＝50N/mk3＝11×106N/m將金屬彈簧與磁性彈簧組合而構(gòu)成彈簧常數(shù)近似為0的狀態(tài)，而由于利用金屬彈簧，因此行程大。
若設(shè)滯后損耗及摩擦系數(shù)分別為F及α。，則這時的運(yùn)動方程式為(式28)mx··+c(x·-y·)+k1(x-y)+k3(x-y)3+4πFα(cosωt-13cos3ωt+15cos5ωt….)]]>+h1(x-y)+h3(x-y)3＝0圖66所示為輸入y＝6×103m振幅一定的正弦波進(jìn)行強(qiáng)制位移時的相位曲線(分析值)，若減小滯后損耗，則相位曲線從YY向XX變化，在低頻范圍也容易產(chǎn)生反相，振動傳遞率減少，減振性能提高。相位移(φ)用下式表示。(式29)φ=tαn-1(cαωkα+34kβα3-mαω2)]]>圖67所示為輸入y＝6×103m振幅一定的正弦波進(jìn)行強(qiáng)制位移時由于位移激振而產(chǎn)生的相對位移曲線(實測值)，滯后損耗對相對位移產(chǎn)生影響。
圖68所示為輸入y＝6×103m振幅一定的正弦波進(jìn)行強(qiáng)制位移時的共振曲線(實測值)。由于平衡點(diǎn)周圍的復(fù)原力小，因此滯后損耗對加速度傳遞率的影響大。
另外，實驗值及振動傳遞率是根據(jù)激振器平臺上的上下方向加速度值及XX和YY各模型上載荷質(zhì)量100kg的上下方向加速度值計算而得。在到1Hz為止的微小振動范圍內(nèi)，利用由于共振點(diǎn)以下的相位差而導(dǎo)致的衰減，并于1Hz以下，則由于漏磁場引起激振，相對位移近似與輸入振幅相同。相位移也達(dá)到150度以上，接近反相。具有彈簧常數(shù)為偽零N/m的柔軟非線性的硬化彈簧特性，通過減小帶后損耗，相位曲線及相對位移曲線移動至低頻范圍，相位移動及相對位移變大，接近反相，將振動程度抑制得較小。
由于該外部干擾抵消導(dǎo)致的衰減，與以往的利用粘性衰減的衰減相比，在整個頻率范圍內(nèi)顯示出較高的減振性，如圖68所示，振動傳遞度比1.0小，能夠形成無共振狀態(tài)。
圖69(a)～(c)、圖70(a)～(c)、圖71(a)～(c)及圖72所示為對YY模型輸入振幅為12mm、1～10Hz振動時的輸入加速度與輸出加速度的關(guān)系。由圖可知，即使輸入加速度變化，輸出加速度也幾乎不變，具有優(yōu)異的振動吸收性。
圖73(a)～(c)、圖74(a)～(c)、圖75(a)～(c)及圖76所示為對XX模型輸入振幅為12mm、1～10Hz振動時的輸入加速度與輸出加速度的關(guān)系。由于滯后損耗的關(guān)系，與YY模型相比，其振動傳遞率減少。
圖77所示為輸入y＝6×10-3m振幅一定的正弦波進(jìn)行強(qiáng)制位移時由于位移激振產(chǎn)生的相對位移曲線分析值及實測值，兩者大致符合。
圖中，ω/ω0用下式表示。
(式30)(ωω0)2=1α1-Y2[{34βα4+(1-2ζ2)α2-4FαYπk}2]]>±α(316βY2-ζ2)3βα4+{4ζ2(ζ2-1)-32βY(4Fαπk-Y)2}α2+(4Fαπk-Y)2+16FαYπkζ2]]]>圖78所示為如圖49至圖53所示的振動機(jī)構(gòu)M1或圖54至圖59所示的振動機(jī)構(gòu)M2那樣僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性。通過控制相對的排斥系統(tǒng)永久磁鐵的相對面積、磁鐵間距離及磁場梯度、即通過使式2所示的排斥力為一定而使相對磁鐵間的存儲磁能為一定，能夠得到非線性硬化彈簧特性。若設(shè)該特性中的彈簧常數(shù)為g(x)，則用下式表示。
(式31)g(x)＝k1x+k3x3k1＝50N/mk3＝55×106N/m圖79所示為對僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入y＝6×10-3m振幅一定的正弦波進(jìn)行強(qiáng)制位移時由于位移激振產(chǎn)生的相對位移曲線(解析值)?？梢娫诘皖l范圍產(chǎn)生相對位移，改善低頻范圍的傳遞特性。
這種情況的運(yùn)動方程式及ω/ω0，分別用下式表示。
(式32)mx··+c(x·-y·)+k1(x-y)+k3(x-y)3+h1(x-y)+h3(x-y)3=0]]>(式33)(ωωo)2=α2α2-Y2[1+34βα2-2ζ2±[Yα(1+34βα2)]2-3βα2ζ2-4ζ2(1-ζ2)]]]>圖80所示為對僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入y＝6×10-3m振幅一定的正弦波進(jìn)行強(qiáng)制位移時的相位曲線(解析值)。由該曲線可知，由于減小滯后損耗，提高復(fù)原性，因而在低頻范圍也容易產(chǎn)生反相，振動傳遞度減少，提高減振性能。
另外，圖81示為對僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入y＝6×10-3m振幅一定的正弦波進(jìn)行強(qiáng)制位移時的相位曲線(解析值)。由該曲線可知，由于在共振點(diǎn)以下的反相，因此在低頻范圍有高的減振性能。
圖82(a)～(c)、圖83(a)～(c)、圖84(a)～(c)及圖85所示為對僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性輸入振幅為12mm、1～10Hz振動時的輸入加速度與輸出加速度的關(guān)系。(ζ＝1.0時的解析值)。即使輸入加速度變化，輸出加速度也幾乎不變化，顯示出很高的減振性能。
下面詳細(xì)敘述僅僅利用磁性彈簧設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0的非線性特性的運(yùn)動方程式。
(式34)mx··+c(x·-y·)+g(x-y)+x·|x·|h(x-y)=0]]>(式35)(i)當(dāng)
時(式36)mx·+c(x·-y·)+k1(x-y)+k3(x-y)3+h1(x-y)+h3(x-y)3=0]]>(式37)x··=z··+y··]]>(式38)mz··+cz·+k1z+k3z3+h1z+h3z3=-my··]]>(式39)K1+H1=kβ=k3+h3k1+h1]]>(式40)mz··+cz·+k(z+βz3)=-my··]]>(式41)(ii)當(dāng)
時(式42)mx··+c(x·-y·)+k1(x-y)+k3(x-y)3-h1(x-y)-h3(x-y)3=0]]>(式43)x··=z··+y··]]>(式44)mz··+cz·+k1z+k3z3-h1z-h3z3=-my··]]>(式45)k1-h1=kβ=k3-h3k1-h1]]>(式46)mz··+cz·+k(z+βz3)=-my··]]>若設(shè)平臺進(jìn)行y＝Y(jié) cos ωt的簡諧振動(式47)y·=-Yωsinωty··=-Yω2cosωt]]>(式48)mz··+cz·+k(z+βz3)=mYω2cosωt]]>該振動由強(qiáng)制振動的基波分量ω與其高次諧波分量之和表示，若僅考慮基本分量，則強(qiáng)制振動解用下式表示(式49)z＝αcos(ωt-φ)因而(式50)z·=-αωsin(ωt-φ)]]>(式51)z··=-αω2cos(ωt-φ)]]>(式52)-mαω2cos(ωt-φ)-cαωsin(ωt-φ)+k[αcos(ωt-φ)+βα3cos3(ωt-φ)]＝mYω2cosωt(式53)(-mαω2+kα+34kβα3)cos(ωt-φ)-cαωsin(ωt-φ)]]>＝mYω2cos(ωt-φ)cosφ-mYω2sin(ωt-φ)sinφ(式54)-mαω2+kα+34kβα3=mYω2cosφ]]>(式55)-cαω＝-mYω2sinφ(式56)[kα(1+34βα2)=mαω2]2+[cαω]2=[mYω2]2]]>(式57)m2(α2-Y2)ω4-[2kα2m(1+34βα2)-c2α2]ω2+[kα(1+34βα2)]2=0]]>(式58)-k(α2-Y2)[(ωω0)2]2-2k2[α2+34βα4-c22mkα2](ωω0)2+k2α2(1+34βα2)2=0]]>(式59)(α2-Y2)[(ωω0)2]2-2[α2+34βα4-2ζ2α2](ωω0)2+α2(1+34βα2)2=0]]>(式60)(α2-Y2)[(ωω0)2]2-2α2[1+34βα2-2ζ2](ωω0)2+α(1+34βα2)2=0]]>(式61)(ωω0)2=α2[1+34βα2-2ζ2]±α4[1+34βα2-2ζ2]2-(α2-Y2)[α(1+34βα2)]2α2-Y2]]>(式62)設(shè)1+34βα2=A]]>|a|≠Y，α≠0(式63)(ωω0)2=α2α2-Y2[A-2ζ2±(A-2ζ2)2-α2-Y2α2A2]]]>(式64)(ωω0)2=α2α2-Y2[1+34βα2-2ζ2±[Yα(1+34βα2)]2-3βα2ζ2-4ζ2(1+ζ2)]]]>在本申請發(fā)明中，采用振動計所用的考慮方法，即降低固有頻率、利用ω比ω0足夠大的范圍進(jìn)行減振的方法及外部干擾抵消法，嘗試將這些方法用于被動控制的減振裝置。通過控制相對磁鐵的幾何尺寸，使平衡點(diǎn)周圍的彈簧常數(shù)為偽零N/m，在觸底方向設(shè)計構(gòu)成非線性彈簧特性的硬化彈簧特性，利用正弦波輸入的解析及振動實驗，確認(rèn)了其減振效果。結(jié)果得到以下的結(jié)論。
(1)利用彈簧常數(shù)偽零特性及2極碳鐵漏磁場的被動控制系統(tǒng)，通過減小滯后損耗，提高復(fù)原性，能夠加大低頻范圍的減振效果，形成無共振狀態(tài)。
(2)在1～10Hz的頻率范圍，即使輸入加速度變化，輸出加速度也幾乎不變，達(dá)到不依從于輸入的輸入非依從性。
(3)本被動減振裝置在利用相對位移及相位移的輸入振動時利用與輸入振動相抵消的外部干擾抵消法，所述被動減振裝置在100kg載荷質(zhì)量下以70mm以下的行程得到加速度變動少的穩(wěn)定振動特性。
發(fā)明效果本發(fā)明由于如上所述構(gòu)成，因此具有下述效果。
在本發(fā)明中，根據(jù)權(quán)利要求1所述的發(fā)明，由于利用至少兩個永久磁鐵構(gòu)成排斥型磁性彈簧，適當(dāng)選擇一個永久磁鐵相對于另一個的運(yùn)動軌跡，使磁性彈簧內(nèi)的存儲磁能近似一定，從而保持與輸入對應(yīng)的行程，同時設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0，因此對任一個永久磁鐵輸入的振動，另一個永久磁鐵不怎么受影響，能夠有效地吸收振動。
另外，根據(jù)權(quán)利要求2所述的發(fā)明，由于永久磁鐵使用多極磁鐵，因此能夠有效利用交替磁鐵間的漏磁場，能夠構(gòu)成有效的磁性彈簧。
再有，根據(jù)權(quán)利要求3所述的發(fā)明，能夠通過適當(dāng)設(shè)定一個永久磁鐵相對于另一個的間隔距離及相對面積的關(guān)系使排斥力近似一定，能夠使彈簧常數(shù)近似為0，能夠以簡單的構(gòu)成，利用相位移有效吸收振動。
另外，根據(jù)權(quán)利要求4所述的發(fā)明，設(shè)置固定框架及相對于該固定框架能自由相對移動的可動框架，并將至少兩塊永久磁鐵分別安裝在固定框架及可動框架上，因此若可動框架相對于固定框架進(jìn)行相對移動，則能夠根據(jù)間隔距離改變相對面積，彈簧常數(shù)近似為0，能夠以簡單的構(gòu)成有效吸收振動。
另外，根據(jù)權(quán)利要求5所述的發(fā)明，由于使至少兩塊永久磁鐵分別相對于固定框架及可動框架傾斜，因此能夠根據(jù)間隔距離容易地改變相對面積，能夠簡化振動機(jī)構(gòu)的構(gòu)成。
權(quán)利要求
1.一種振動機(jī)構(gòu)，其特征在于，利用至少兩個永久磁鐵構(gòu)成排斥型磁性彈簧，通過適當(dāng)選擇上述一個永久磁鐵相對于另一個的運(yùn)動軌跡，使上述磁性彈簧內(nèi)的存儲磁能近似一定，從而設(shè)定彈簧常數(shù)近似為0。
2.如權(quán)利要求1所述的振動機(jī)構(gòu)，其特征在于，上述永久磁鐵使用多極磁鐵。
3.如權(quán)利要求1或2所述的振動機(jī)構(gòu)，其特征在于，通過適當(dāng)設(shè)定上述一個永久磁鐵相對于另一個的間隔距離及相對面積的關(guān)系使排斥力近似一定。
4.如權(quán)利要求1至3的任一項所述的振動機(jī)構(gòu)，其特征在于，設(shè)置固定框架及相對于該固定框架能自由相對移動的可動框架，并將上述至少兩個永久磁鐵分別安裝在上述固定框架及上述可動框架上。
5.如權(quán)利要求4所述的振動機(jī)構(gòu)，其特征在于，使上述至少兩個永久磁鐵分別相對于上述固定框架及上述可動框架傾斜。
全文摘要
本發(fā)明提供汽車座椅懸浮機(jī)構(gòu)及發(fā)動機(jī)支架等使用的能夠有效吸收來自外部的振動的振動機(jī)構(gòu)。利用至少兩個永久磁鐵22、24、36及38構(gòu)成排斥型磁性彈簧。另外,通過適當(dāng)選擇永久磁鐵22、24、36或38中的某一個相對于另一個的運(yùn)動軌跡,設(shè)定彈簧系數(shù)近似為0。
文檔編號F16F15/03GK1275686SQ0011768
公開日2000年12月6日 申請日期2000年5月25日 優(yōu)先權(quán)日1999年5月25日
發(fā)明者藤田悅則, 川崎誠司, 小島重行 申請人:株式會社三角工具加工