专利摘要
提供了用于具有往复运动轴线的冲击工具(60)的减振设备(10)。该设备包括引导框架(38、38a、38b)和横穿往复运动轴线延伸的至少一个构件(50)。在沿着往复运动轴线的方向上延伸的组合件(20)包括至少两个层(26、28、30、32)，并且每个层包括四个互连的细长构件(27a、27b、29a、29b、31a、31b)，四个互连的细长构件枢转地附接并且相对于彼此可旋转以限定多边形；并且该组合件具有至少一个偏置装置(24a、24b)。手柄(40)可移动地连接到引导框架并支撑在组合件上。在操作员向手柄施加负载的情况下，该设备随着组合件增加的压缩而提供减小的刚度，以用于减小在预定频率范围内的振动。
权利要求
1.一种用于冲击工具的减振设备，所述冲击工具具有沿着往复运动轴线进行往复运动的工作构件，所述设备包括：
引导框架，所述引导框架被配置用于保持所述冲击工具，所述引导框架包括沿着所述往复运动轴线延伸的至少两个元件和当所述冲击工具被保持在所述引导框架中时横穿所述往复运动轴线延伸的至少一个构件，
组合件，所述组合件在沿着所述往复运动轴线的方向上延伸，其中，所述组合件包括至少两个层，每个层包括四个互连的细长构件，四个互连的所述细长构件枢转地附接并且相对于彼此可旋转以限定多边形；其中，所述组合件具有至少一个偏置装置，所述偏置装置在层的至少一对互连的细长构件的端部之间延伸，并且其中，所述组合件可在沿着所述往复运动轴线的方向上移位；
手柄，所述手柄可移动地连接到所述引导框架并且支撑在所述组合件上，以用于向下并沿着所述组合件传递操作员施加的负载；
其中，在操作员向所述手柄施加负载的情况下，所述至少一个偏置装置相对于所述细长构件的布置随着所述组合件增加的压缩而提供减小的刚度，以用于减小所述手柄在预定频率范围内的振动。
2.根据权利要求1所述的减振设备，包括与所述组合件间隔开的一个或多个其他组合件，其中，每个组合件在其一端部处附接至横穿所述往复运动轴线延伸的所述至少一个构件。
3.根据权利要求2所述的减振设备，其中，所述组合件或每个组合件的一个或多个参数被修改以实现以下各项中的一项或多项：相对于没有所述减振设备的冲击工具而言更低的固有谐振频率；增加的负载容量；所述一个或多个其他组合件沿着所述往复运动轴线的预定位移距离以及所述一个或多个其他组合件在无负载状态下的大小。
4.根据权利要求3所述的减振设备，其中，所述组合件或每个组合件的经修改的参数中的一个或多个参数选自包括以下各项的组：弹簧刚度、细长构件之间的角度、所述细长构件的材料、细长构件相对于彼此的长度比率，以及层数。
5.根据权利要求1所述的减振设备，其中，所述至少一个偏置装置的刚度是可调节的，以改变所述设备的谐振频率。
6.根据权利要求5所述的减振设备，其中，所述至少一个偏置装置的刚度通过用具有与所述至少一个偏置装置不同的刚度的一个或多个偏置装置代替来调节。
7.根据权利要求5所述的减振设备，其中，所述至少一个偏置装置的刚度通过添加或移除一个或多个偏置装置来调节。
8.根据权利要求1所述的减振设备，其中，相邻细长构件之间的角度是可调节的，以便修改由所述组合件或每个组合件提供的振动抑制。
9.根据权利要求1所述的减振设备，其中，选择所述细长构件的材料以便具有相对于钢而言减小的刚度。
10.根据权利要求9所述的减振设备，其中，所述细长构件的材料是铝或镁。
11.根据权利要求1所述的减振设备，其中，所述设备的两个或更多个细长构件具有第一长度；并且其中，所述设备的其他细长构件具有第二长度；其中，选择所述第一长度与所述第二长度的相对比率以在所述设备中提供6-20Hz的预定频率范围内的振动抑制。
12.根据权利要求1所述的减振设备，其中，所述细长构件之间的角度和/或所述至少一个偏置装置的刚度是可调节的，以便随着所述操作员施加的负载的增加而保持所述设备的物理大小。
13.根据权利要求1所述的减振设备，其中，调节所述组合件或每个组合件中的所述细长构件的角度和层数，以便修改所述组合件或每个组合件在沿着所述往复运动轴线的方向上的可能位移量。
14.根据权利要求1所述的减振设备，其中，所述组合件或每个组合件在远离所述引导框架的端部的一个或多个区域处附接至所述引导框架，以抵抗负载下的非垂直变形。
15.根据权利要求1所述的减振设备，其中，所述组合件或每个组合件被配置用于减少来自可接纳在所述组合件中的冲击工具的在6-20Hz的预定频率范围内的振动传递。
16.根据权利要求1所述的减振设备，其中，所述细长构件中的至少两个在远离所述细长构件的端部的位置处彼此枢转地互连。
17.根据权利要求1所述的减振设备，其中，可移动地支撑的所述手柄在引导构件上的最大行程由所述引导框架上的止动件来固定。
18.根据权利要求2所述的减振设备，其中，所述手柄和跨所述引导框架延伸的至少一个构件是可调节的，以便增加至少一个所述其他组合件与所述组合件之间的距离。
19.根据权利要求1所述的减振设备，其中，所述手柄由另外的偏置装置支撑在所述框架上，所述另外的偏置装置被布置用于在沿着所述工具的所述工作构件的往复运动轴线的方向上延伸。
20.根据权利要求1所述的减振设备，其中，用于将电动的所述冲击工具保持在所述引导框架中的、横穿所述往复运动轴线延伸的所述至少一个构件是可调节的夹具。
21.根据权利要求1所述的减振设备，其中，细长构件的长度是基本上相同的。
22.根据权利要求1所述的减振设备，其中，至少一对相交的细长构件被布置成关于所述往复运动轴线不对称。
23.根据权利要求1所述的减振设备，其中，保持在所述引导框架中的所述工具选自包括以下各项的一组冲击工具：手提钻、路面破碎机和冲击钻。
24.一种用于冲击工具的减振设备的振动组合件，所述冲击工具具有往复运动轴线，所述振动组合件包括：
至少两个层，每个层包括四个互连的细长构件，四个互连的所述细长构件枢转地附接并且相对于彼此可旋转以限定闭环；所述组合件可在沿着所述往复运动轴线的方向上移位，并且其中，至少一个所述组合件具有至少一个偏置装置，所述偏置装置在层的至少一对互连的细长构件的端部之间延伸；
其中，所述组合件被配置用于与引导框架的一个元件接合，所述引导框架包括沿着所述工具的所述往复运动轴线延伸的至少两个元件以及横穿所述往复运动轴线延伸的至少一个构件，其中，所述至少一个构件被配置用于将电动的所述冲击工具保持在所述引导框架中；
其中，所述组合件被配置用于支撑手柄的至少一部分，所述手柄可移动地连接到所述引导框架以将力传递到所述冲击工具，并且其中，在操作员向所述手柄施加负载的情况下，所述至少一个偏置装置相对于所述细长构件的布置随着所述组合件的增加的压缩而提供减小的刚度，以用于减小所述手柄在预定频率范围内的振动。
25.一种使用根据权利要求1至22中任一项所述的减振设备或根据权利要求24所述的振动组合件的方法，其中，工具选自包括以下各项的一组冲击工具：手提钻、路面破碎机和冲击钻。
说明书
技术领域
本披露涉及一种改进的被动减振设备和系统，该被动减振设备和系统特别适用于抑制由往复式工具发出的振动。
背景技术
振动是一种振荡类型，其特征在于在近平衡态下的系统中的有限小振荡。在大多数工程方面，因为机械振动影响机械特性、加剧疲劳和磨损，并且甚至可能造成结构的破坏，所以这种振动被认为是需要被控制的负面因素。
从各种电动工具诸如夯锤、凿岩机、电镐、路面破碎机、冲击钻、錾平锤或锯子等的操作传递给施工人员的振动是振动对电动工具的操作员直接造成严重健康影响的领域。在本领域中已知，人类感知的振动频率范围为从1至1000Hz，其中人类对1-80Hz的振动最敏感。具体地，最有害的振动在6Hz与20Hz之间的频率范围内。当施工人员牢牢抓住电动工具的手柄以提高此类装置的控制和效率时，局部振动传递到使用者的手和手臂以及他们的全身。
局部振动可导致手指动脉收缩并降低抓握能力，其中因操作手持式机器而长期暴露于高水平的振动会导致正常循环以及神经和肌肉骨骼系统方面的问题。长期高水平的振动能够严重损害人体、造成相当大的疼痛，并且甚至造成永久性残疾，其中振动的频率和强度是关键成因。这导致了关于操作员能够安全操作设备多久的实际限制，此实际限制继而影响需要分配给特定任务的资源。
振动也会影响大型(通常是车载式)系统诸如碎石机的操作。如本领域的技术人员所已知，这种机器的驱动活塞由氮气、液压油或其组合激发，以冲击在工地对材料进行粉碎、破裂或分割的工作工具。过度的振动潜在地影响此类系统中的部件的使用寿命，并可能导致故障以及降低性能。
典型的传统阻尼器对于所有频率具有相同的阻尼系数；其中较高的阻尼器具有较小的谐振峰；以及在高频率时较差的振动幅值；这是因为阻尼器对于较小的振动位移来说是非常刚性和粘性的。为了适当地提供振动抑制；在系统的谐振频率下需要高阻尼；而在其他频率下需要较低的阻尼。
特别是在手持式机器的情况下，存在主动阻尼机构，该主动阻尼机构包括用于监测来源的振动的传感器，其中一些布置用于产生足以衰减振动的具有适当相位和振幅的反作用力。然而，大多数主动阻尼机构显著地增加了成本和重量，并且可能影响包含它们的工具的整体性能。
不幸的是，大多数使用传统弹簧或阻尼器的传统被动减振系统(特别是手持式工具)不会抑制振动，这是因为(1)工作人员需要向下按压以牢固地保持机器从而实现高操作效率；并且(2)随着传统弹簧或材料被更多地压缩，其刚性显著增加，且因此所提供的振动抑制的量显著减少。
发明内容
本披露的特征和优点将在下面的描述中阐述，并且从所述描述来看,部分内容将是显而易见的，或者可以通过实践本文中披露的原理而习得部分内容。可以借助于在所附权利要求书中特别指出的手段和组合来实现和获得本披露的特征和优点。
根据本披露的第一方面，提供了一种用于冲击工具的减振设备，该冲击工具具有沿着往复运动轴线进行往复运动的工作构件，该设备包括：
引导框架，该引导框架被配置用于保持该冲击工具，该引导框架包括沿着该往复运动轴线延伸的至少两个元件和当该冲击工具被保持在该引导框架中时横穿该往复运动轴线延伸的至少一个构件，
组合件，该组合件在沿着该往复运动轴线的方向上延伸，其中，该组合件包括至少两个层，每个层包括四个互连的细长构件，该四个互连的细长构件枢转地附接并且相对于彼此可旋转以限定多边形；其中，该组合件具有至少一个偏置装置，该偏置装置在层的至少一对互连的细长构件的端部之间延伸，并且该组合件可在沿着该往复运动轴线的方向上移位；
手柄，该手柄可移动地连接到该引导框架并且支撑在该组合件上，以用于向下并沿着该组合件传递被施加的负载；
其中，在该手柄被施加负载的情况下,该至少一个偏置装置相对于该细长构件的布置随着该组合件增加的压缩而提供减小的刚度，以用于减小该手柄在预定频率范围内的振动。
该减振设备可以包括与该组合件间隔开的一个或多个其他组合件，其中，每个组合件在其一端部处附接到横穿该往复运动轴线延伸的至少一个构件。
该组合件或每个组合件的一个或多个参数可以被修改以实现以下各项中的一项或多项：相对于没有该减振设备的冲击工具而言更低的固有谐振频率；增加的负载容量；该至少一个或多个其他组合件沿着往复运动轴线的预定位移距离以及该至少一个或多个其他组合件在无负载状态下的大小。
该组合件或每个组合件的经修改的参数中的一个或多个参数可以选自包括以下各项的组：弹簧刚度、细长构件之间的角度、细长构件的材料、细长构件相对于彼此的长度比率、以及层数。
该至少一个偏置装置的刚度可以是可调节的，以改变该设备的谐振频率。
该至少一个偏置装置的刚度可以通过用具有与该至少一个偏置装置不同的刚度的一个或多个偏置装置代替来调节。
该至少一个偏置装置的刚度可以通过添加或移除一个或多个偏置装置来调节。
相邻细长构件之间的角度可以是可调节的，以便修改由该组合件或每个组合件提供的振动抑制。
可以选择细长构件的材料以便具有相对于钢而言的减小的刚度。
该细长构件的材料可以是铝或镁。
该设备的两个或更多个细长构件具有第一长度；并且该设备的其他细长构件具有第二长度；并且可以选择第一长度与第二长度的相对比率以在该设备中提供6-20Hz的预定频率范围内的振动抑制。
该细长构件之间的角度和/或偏置装置的刚度可以是可调节的，以便随着被施加的负载的增加而保持设备的物理大小。
可以调节该组合件或每个组合件中的细长构件的角度和层数，以便修改该组合件或每个组合件在沿着该往复运动轴线的方向上的可能位移量。
该组合件或每个组合件可以在远离该引导框架的端部的一个或多个区域处附接至该引导框架，以抵抗负载下的非垂直变形。
该组合件或每个组合件可以被配置用于减少来自可接纳在该组合件中的冲击工具的在6-20Hz的预定频率范围内的振动传递。
该细长构件中的至少两个可以在远离该细长构件的端部的位置处彼此枢转地互连。
可移动地支撑的手柄在引导构件上的最大行程可以由引导框架上的止动件来固定。
该手柄和跨该框架延伸的至少一个构件可以是可调节的，以便增加至少一个或多个其他组合件与该至少一个组合件之间的距离。
该手柄可以由偏置装置支撑在该框架上，该偏置装置被布置用于在沿着该工具的工作构件的往复运动轴线的方向上延伸。
用于将电动的冲击工具保持在引导框架中的、横穿往复运动轴线延伸的至少一个构件可以是可调节的夹具。
细长构件的长度可以是基本上相同的。
至少一对相交的细长构件可以被布置成关于往复运动轴线不对称。
选择用于保持在引导框架中的工具可以选自包括以下各项的一组冲击工具:手提钻、路面破碎机和冲击钻。
根据本披露的第二方面，提供了用于冲击工具的减振设备的振动组合件，该冲击工具具有往复运动轴线，该振动组合件包括：
至少两个层，每个层包括四个互连的细长构件，该四个互连的细长构件枢转地附接并且相对于彼此可旋转以限定闭环；该组合件可在沿着往复运动轴线的方向上移位，并且其中，至少一个组合件具有至少一个偏置装置，该偏置装置在层的至少一对互连的细长构件的端部之间延伸；
其中，该组合件被配置用于与引导框架的一个元件接合，该引导框架包括沿着该工具的往复运动轴线延伸的至少两个元件以及横穿往复运动轴线延伸的至少一个构件，其中，至少一个构件被配置用于将电动的冲击工具保持在该引导框架中；
其中，该组合件被配置用于支撑手柄的至少一部分，该手柄可移动地连接到该引导框架以将力传递到该冲击工具，并且其中，在该手柄被施加负载的情况下,该至少一个偏置装置相对于该细长构件的布置随着该组合件的增加的压缩而提供减小的刚度，以用于减小手柄在预定频率范围内的振动。
根据本披露的第三方面，提供了使用根据第一方面的减振设备的方法，其中工具选自包括以下各项的一组冲击工具:手提钻、路面破碎机和冲击钻。
附图说明
为了描述可以获得本披露的上述以及其他优点和特征的方法，将通过参考在附图中示出的本披露的具体实施例来呈现对上面简要描述的原理的更具体的描述。应理解这些附图仅描绘了本披露的示例性实施例，因此，不应被认为是限制本披露的范围，将通过使用附图以附加特定性和细节来描述和阐明本文中的原理。
下文将通过实例并参考附图来进一步详细解释本披露的优选实施例，在附图中：-
图1A示出了根据本披露的组合件的实施例的示意图表示，其中，手提钻或路面破碎机被保持在该组合件中。
图1B描绘了当冲击钻被保持在组合件中时的另一个实施例。
图2A描绘了包括在图1A中所描绘的本披露的实施例中的示例性参考轴线。
图2B描绘了图2A中所描绘的示例性实施例的一个组合件的示意性简化系统。
图2C描绘了具有两个层的另一个单一对称组合件的示意性简化系统。
图2D描绘了示意性的简化n层不对称组合件。
图2E描绘了在中心负载下的示意性简化三层不对称组合件。
图2F描绘了在偏心负载条件下的示意性简化两层不对称组合件。
图2G描绘了在偏心负载条件下的示意性简化两层不对称组合件。
图2H描绘了一个细长连接构件的运动的示例性数学坐标系。
图3A描绘了具有不同弹簧刚度的位移传递率。
图3B描绘了系统在压缩下的静态刚度。
图3C描绘了不同M1的位移传递率。
图3D描绘了不同的细长构件装配角度的位移传递率。
图3E描绘了不同阻尼的位移传递率。
图4A描绘了具有不同弹簧刚度的加速度传递率。
图4B描绘了具有不同M1的加速度传递率。
图4C描绘了具有不同的细长构件装配角度的加速度传递率。
图4D描绘了具有不同阻尼的加速度传递率。
图4E描绘了不同的细长构件材料的加速度传递率。
图4F描绘了具有不同L1/L2的加速度传递率。
图4G描绘了不同层n的加速度传递率。
图5描绘了初始设计与通过改变参数获得的优化设计的性能比较。
图6A描绘了对具有一个减振组合件的简化模型的模态分析。
图6B描绘了对具有两个减振组合件的完整模型的模态分析。
图7描述了30Hz单频激发的模拟结果。
图8A描绘了实验室中的实验原型。
图8B描绘了现场实验中的实验原型。
图9描绘了典型实验室测试中的时间和频率响应(Z1是冲击式破碎机上的振动，而Z2是减振设备的手柄上的振动)。
图10A描绘了传统破碎机在Z方向上的时域和频域中的加速度信号；
图10B描绘了带有破碎机的本披露的设备的底部在Z方向上的时域和频域中的加速度信号；
图10C描绘了设备的顶部在Z方向上的时域和频域中的加速度信号；
图10D描绘了设备的手柄在Z方向上的时域和频域中的加速度信号；
图11A描绘了图1A的展开形式的示意图，其中为了清楚起见去除了手提钻，示出了用于接合不同手提钻模型的任选可调节宽度的框架。
图11B描绘了手提钻与框架接合的一个示例性实施例的放大图的示例性示意图表示。
图11C描绘了另一示例性实施例，示出了用于限制可能的运动的其他任选特征。
图11D描绘了图11C中所描绘的实施例中的手柄的透视图。
具体实施方式
下面详细讨论本披露的各种实施例。虽然讨论了具体实施方式，但应该理解这仅仅是为了说明目的而进行的。相关领域的技术人员将认识到，在不脱离本披露的范围的情况下可以使用其他部件和配置。
所披露的技术解决了本领域中对改进的被动减振设备的需求，该改进的被动减振设备特别适用于在物理上稳定且保持在期望取向中以通过施工人员的抓握进行工作的往复式工具。
在本披露的一个方面，提供了一种框架，该框架具有一对并行布置的减振组合件；该减振组合件被配置用于在压缩负载下向支撑于框架内的振动产生工具(诸如手提钻或路面破碎机)提供有益的非线性刚度。当操作员按下框架的手柄时，更多的向下的力被加到工具上以提高操作效率。然而，由于减振组合件的有益减振特性，振动不会传递至操作员的手上。这可以与如果仅使用竖直延伸的弹簧时将提供的非线性刚度相比较；其中，为了拆除操作或其他操作的效率而增加的向下压力将导致所安装的弹簧被更多地压缩；并因此减小振动阻尼。
参考图1A，描绘了根据本披露的实施例的示例性减振设备10。
减振设备10包括一对减振组合件20，该减振组合件支撑可在框架38上移动的手柄40。
构件50跨框架38延伸以支撑冲击工具(诸如手提钻、路面破碎机、冲击钻等)的下部。该冲击工具具有往复运动轴线，往复运动构件(例如冲击钻的钻头或手提钻的凿子)沿着该往复运动轴线来回移动。
参考图1B，描绘了当冲击钻60b连接到减振设备10b的框架38b时，根据本披露的另一实施例的另一示例性减振设备10b。
减振设备10b包括一对减振组合件20b，该减振组合件支撑可在框架38b上移动的手柄40b。
构件50b跨框架38b延伸以支撑冲击钻60b的下部。冲击钻60b具有往复运动轴线，冲击钻60b的钻头沿着该往复运动轴线来回移动。
参考图2A至图2G，示出了减振设备的各种示例性实施例。(在为了清楚起见而描绘的实施例中，不包括竖直对齐的阻尼弹簧、手柄已被省略、并且未描述在框架与减振组合件之间的滑动附接。)
在图2A中描绘的实施例的简化版本中，示出了4个“层”26、28、30、32。
具有预定长度L2的两个细长构件29a、29b与具有相同预定长度的多个细长构件31a、31b在除了端部之外的位置处相交且枢转地连接。有利的是，细长构件29a、29b的长度是其他构件27a、27b的长度的两倍，从而能够如图所示更容易地安装弹簧。
为了建模目的，破碎机被视为刚性体M2，并且为了简化目的而将两个并行的减振结构简化成一个，如图3B所示。
在M2的底部处向上施加振动。
上部质量M1用于充当由操作员的手所提供的增加的下推力。减振结构的细长构件重量也可以等同地考虑在上部质量M1中。
优选地，所使用的弹簧是具有刚度K(或者视情况而定可以是Kn)的标准线性弹簧。
L1是较小细长构件的细长构件长度，并且L2是图2B、图2D中的较大细长构件的长度。在图2C所示的实施例中，构件具有相同的长度并用l表示。在图2E、图2F中，该构件形成如由下标所示指定层的一部分，例如L31是第3层较小构件1。
细长构件相对于水平线的装配角度由θ表示(同样参见图2B)。空气阻尼效应以D表示，所具有的相应阻尼系数为c。所涉及的参数列于表1中。
该质量M1的绝对运动由y、底部激发z、每个连接细长构件的旋转角度 表示，并且具有较小的细长构件长度的每个层中的旋转接头的水平运动是x。运动y的正向方向是向上方向。较小细长构件的长度L1被选择为l，并且较大细长构件的长度L2为2l，如在实际情况中的那些一样。
图2H中示出了每个细长构件的旋转运动度 细长构件可以被设计为重量比隔离质量轻许多，长度足够短并且刚性足够强(通过选择材料，例如钢或铝合金等)来减小动态响应中的潜在惯性或挠曲影响。
可以看出，旋转运动 和水平运动x可以用相对运动 来表示。L1/L2的比率被选择为2。可以获得几何关系为
牵连运动 和x被表示为
为便于讨论和理解系统的主要动态响应，在本研究的系统建模中不考虑连接细长构件的质量。
动能可被描述为
势能为
拉格朗日函数表示为
拉格朗日原理是
其中L是表示为L＝T-V的拉格朗日函数，D是空气阻尼的消耗能量。它可以获得为
其中c是X形结构的阻尼系数。
通过将动能、势能和牵连运动代入拉格朗日原理，动力学方程可以获得为
定义
其中
将(12)和(13)代入(11)
(16)和(17)可以通过泰勒级数在零平衡时展开为
其中
将泰勒级数展开式(16)-(19)代入(15)而成为
其中
使用谐波平衡法(HBM)获得理论结果。(21)的解可以设置为
其中a0和b0是偏项，a和b是谐波项的幅值。
位移传递率Td可以被获得为
可以针对不同的隔振性能来设计系统的结构参数。在示出的理论计算中，包括弹簧刚度、隔振物体质量、细长构件的装配角度和阻尼比率的参数被视为不同隔振性能的结构参数，其中忽略了细长构件的质量。
根据等式31计算的位移传递率和固有频率表明了具有一系列不同结构参数的隔振效应。
应理解的是，可以对图2C(两层对称结构)、图2D(n层不对称结构)、图2E(具有第一形式的三层对称结构)、图2F(具有第二形式的两层不对称结构)、图2G(具有第三形式的两层不对称结构)中所描绘的系统进行类似的分析。
在图2C至图2G中，“o”表示旋转接头。K、k1、k2、kv和kh是相应弹簧的刚度系数。C、c1和c2是相应阻尼器的阻尼系数。
如具体参照这些图可以看出，弹簧可以垂直安装在两个接头之间，该接头补偿地用于消除系统内的负刚度，如在图1A中可以看出的。
然而，弹簧如所示出的以水平方式创新性地使用，这提供了主要的弹簧力。阻尼器主要水平地安装以产生所要求保护的希望的非线性阻尼，并且不需要垂直阻尼器，但垂直阻尼器可用于在需要时增加阻尼。可以使用具有类似性能的任何适当类型的线性和非线性弹簧以及阻尼器。
如进一步详细讨论的那样，对区段/层的数量没有特定的要求。一般来说，在等效刚度和阻尼两者中，越多的层导致越小的动态刚度、越小的阻尼效应和越多的线性效应。相反，在层数较少的情况下，这将导致在等效刚度和阻尼两者中更大的动态刚度、更大的阻尼效应和更多的非线性效应。
区段/层的长度由构件的长度决定，而越长的构件长度导致越小和越线性的阻尼效应，并且对刚度具有轻微影响。越大的装配角度导致越大的负载容量和越大的动态刚度，反之亦然。(参见图2C)。
相同层或不同层的杆长度可以是不同的以产生不对称形状的结构，如图2C至图2G所示的结构在刚度和阻尼效应方面具有相似或甚至更好的性能。
关于弹簧，就相同的压缩度或延伸度而言，越大的弹簧常数导致越大的负载容量和越大的刚度。重要的是，弹簧可以是任何类型的(空气弹簧、螺旋弹簧，材料或其他类型)并且是线性或非线性的，弹簧用于提供弹力，但主要以水平方式安装，具有用于消除负刚度的垂直补充(如图1所示)。
如下面更详细分析的，确定详细的弹簧常数从而使得在安装之后，工作位置应最优地在X形结构的中间处具有90度。
除上述之外，还考虑以下参数，特别是关于图2A、图2B中描绘的实施例和图2H的几何参数。
图4a示出了隔振效果受弹簧刚度的影响。可以看出，减小弹簧刚度可以降低系统的位移传递率和谐振频率的峰值。
当弹簧刚度从100减小到10时，谐振频率从6.8Hz下降到1.2Hz。这种关系表明减小弹簧刚度会提高振动抑制性能。
通过使用相同的弹簧来支撑不具有X形结构的相同质量M1，已经计算出谐振频率应分别为5.1Hz、11.3Hz和16.1Hz。
这可以与当系统包括X形结构时获得的谐振频率(1.2Hz、2.8Hz和6.8Hz)进行比较，从而在数学上证明谐振频率显著降低，这清楚地显示出了与由传统的弹簧布置所提供的结构相比，X形结构在动态隔振中的有利的准零刚度特性。
为了得到更多的理解，结构的静态刚度发展如下且在图4B中示出，具有针对K的不同刚度值。
考虑到给定的初始质量M1，结构在平衡时具有初始弹簧力 然后向下施加力F，
考虑到x与相对位移 之间的关系，
从图3B中可以清楚地看出，结构的刚度实际上随着对结构的抑制(即，M1与M2之间的绝对相对位移增加)而减小。
这表明当更多的向下力施加到手柄时：
●操作员的工作位置更低；
●框架结构具有更多的压缩；
●结构具有降低的动态刚度，这对振动控制非常有利。
●当操作员施加越多力时，存在越高的拆除效率。
这再次证明了与所有其他传统的振动抑制系统相比，该结构独特的非线性优势。
在其他参数设置为L1＝100、L2＝200、M2＝19.68、K＝100、θ＝π/4并且使用相同的细长构件材料的情况下，可以将上部质量M1改变为不同的值，以检查减振设备手柄处的向下力如何影响振动传递。位移传递率Td的曲线如图3C所示，其中可以看出，增加质量M1可以降低谐振频率，同时提供降低的峰值。
应该强调的是，对于纯线性系统，当增加质量但保持相同的弹簧刚度时，谐振频率将会降低为
然而，利用本披露的减振设备，谐振频率降低为3.5/6.8≈0.5，这比纯线性系统小得多。
这再一次证明了该减振设备具有有益的非线性刚度特性，其随着向下力的增加而提供更小的刚度(向下力的增加导致对结构的更多压缩)。
其他参数同样设置为L1＝100、L2＝200、M1＝9.85、M2＝19.68、K＝100，而细长构件装配角度被认为是π/6、π/4和π/3。位移传递率Td在图3D中示出。
我们从图3D可以看出，当装配角度从60°变为30°时，谐振频率变得更小。这再次表明，随着结构内的更多压缩，即角度θ的减小，隔振性能变得更好，趋于成为准零刚度特性。
因此，细长构件的装配角度是用于减少从冲击工具到操作员的手和臂的振动传递的关键参数。
在参数被设定为如之前所设定的相同的参数但是θ＝π/4并且使用不同的阻尼系数c的情况下，传递率在图3E中示出，该图示出了峰值随着阻尼系数的增加而减小。
对结构的动力响应的有限元(FEM)分析
进行FEM分析以更多地了解结构在每个关键参数方面的结构动力学。在有限元分析中，一些参数被固定为M2＝19.68、Mx＝0.03(L1型细长构件的质量)、D＝0.01(等效阻尼)、L1＝100、L2＝200、M1＝9.85、θ＝π/4，并且细长构件材料是结构钢。
输入激发可以采用在质量M2的底部施加的具有幅值的扫频的力1000N，这与路面破碎机的实际工作情况类似。很容易获得结构与路面破碎机一起的响应的加速度传递率Ta，来反映使用不同结构参数的隔振效应。
在使用上述结构参数并选择不同弹簧刚度的情况下，加速度传递率Ta的曲线如图4A所示。
可以看出，无论弹簧刚度如何，加速度传递率的曲线都与理论计算结果相似。
系统的隔振效应明显受到弹簧刚度的影响，这与图3A中的理论分析一致。例如，在图4A中，对于K＝100，谐振频率为5.9Hz，而对于K＝50，谐振频率则降至4.5Hz。
这表明减小弹簧刚度能够有效地减小谐振频率，并且由此提高振动抑制性能。此外，由于质量M2(即，路面破碎机本身)的谐振频率，所有传递率曲线在104.6Hz附近具有第二峰。这与后面的实际实验结果一致，同样对应于结构的第二模式频率。
应该注意的是，质量M1用于模拟施加在结构手柄上的向下力。质量M1越大，则向下力越大，因此对结构的压缩就越多。在使用如前面相同的结构参数的情况下，质量M1被分别选择为15.7和9.85，加速度传递率Ta的曲线如图4C所示。
可以看出，增加质量M1减小了对结构手柄处的振动抑制来说特别重要的峰值频率；然而，第二峰基本上没有改变，因为其仅取决于路面破碎机的材料和结构。这与之前在图3C中的理论分析一致。
因此，结构上的向下力对于振动抑制是关键的。如前所述，向下力将导致传统弹簧系统中的刚度增加，从而导致
在其他参数与先前相同并且调节装配角度θ的情况下，针对不同装配角度的Ta曲线如图4B所示。
可以看出，当减小装配角度时，两个峰的频率都变小；这是由于结构的结构刚度降低。
这表明随着角度θ的减小，隔振性能变得更好，趋于成为如所讨论的准零刚度特性。这与图3D中的理论分析一致。
因此，结构中的细长构件的装配角度是减小振动频率的关键参数，其中在20度至30度之间的装配角度被确定以提供良好的振动抑制性能。
在使用相同的参数设置但不同的阻尼D的情况下，传递率曲线如图4D所示。
增加阻尼可以有效地降低谐振峰值。这与图3E中的理论分析结果类似。然而，增加阻尼比率还将使在10Hz至100Hz之间的频率范围内的加速度传递率的幅值增加。
可以选择细长构件材料以查看FEM分析中的潜在影响。在使用相同的参数设置但为所有细长构件选择不同材料的情况下，加速度传递率的曲线如图4E所示。
可以看出，改变材料可以影响振动传递率的曲线，尤其是对于高频振动，铝或镁细长构件由于材料的刚度更小而具有比钢细长构件小得多的传递率。这是一个重要的设计因素，因为不同的材料在实践中还将影响结构的整体重量及其操作舒适性。
不同的细长构件长度比率可以在FEM分析中自由改变，这将产生不同的不对称结构。在使用相同的参数设置但L1＝100mm并且使用不同的比率L1/L2的情况下，Ta曲线如图4F所示。
可以看出，随着比率从1.5降低到0.25，第一谐振频率持续增大，而第二谐振频率相应地减小。考虑到手和臂的敏感振动是从6Hz到20Hz的频率，较大的细长构件长度比率明显好于较小的细长构件长度比率。
在其他参数设置为与之前所设相同但改变不同n的情况下，加速度传递率曲线如图4G所示。
很明显，层数也是隔振效应的重要因素，并且两个谐振频率都随着层数的增加而减小，这对隔振性能有很大的帮助。
因此，我们可以通过增加层数来提高隔振效应，但增加的层数导致更大的结构尺寸。
结构参数的改善设计
从以上可以看出，不同的结构参数会影响本披露的减振组合件的振动抑制效应。因此，重要的是改善参数以针对冲击工具的特定大小、重量和振动频率来提高性能。
在实践中，本披露的设备/系统的大小和材料通常不会有太多选择，因为特定冲击工具的大小在市场中通常是一致的，具有类似重量和振动频率。然而，可以修改减振组合件的一些参数诸如弹簧刚度、工作角度θ和材料等。
因此，在本节中，基于对前几节中的不同参数的比较分析，确定了对于系统而言相对较好的参数设置，这可以在考虑敏感频率范围6-20Hz时实现好得多的振动抑制效应。
适当参数的选择
考虑到前两个谐振频率对于6-20Hz频率范围内的振动抑制性能是关键的，下面给出了与振动抑制性能有关的各种参数的影响的总结。
表2.参数调节所产生的影响的总结
从表2可以得出以下几点。
(a)一般而言，所有结构参数对在6Hz至20Hz之间的频率范围(操作员的手和手臂的振动传递的敏感频率范围)内的传递率呈现单调影响；
(b)长度比率L1/L2对于第一和第二谐振频率的影响是不同的，并且两个较小长度比率对于更紧凑的结构是有利的，但是将导致两个谐振峰更接近20Hz，从而导致在敏感频率范围内更差的振动抑制；
(c)越大的质量M1、越小的刚度K、越小的装配角度θ和越大的层数n都将单调地导致越小的谐振频率，以及因此在敏感频率范围(6-20Hz)内越好的振动抑制；
(d)挠性材料诸如塑料似乎对于振动抑制来说更好，但横向刚度对于破碎机的处理能力来说会更差。因此，重量较轻的铝似乎是实践中较好的选择。
由以上结果可以看出，考虑到高负载容量、较大位移运动以及避免稳定性问题，可以通过调节若干结构参数来设计结构以实现具有较低固有频率的良好振动抑制性能。
例如，
●为了在不改变现有装置的大小的情况下增加负载容量，应增大细长构件的装配角度和弹簧的刚度；
●为了增加压缩工作范围，应该增大细长构件装配角度和减振组合件结构的层数；
●为了减小结构的固有频率，应增大长度比率L1/L2、质量M1和减振组合件结构的层数；或者应减小弹簧刚度并且应减小细长构件装配角度。
还应该理解的是，虽然所描绘的实例包括两个减振组合件，但是在不脱离本披露的范围的情况下可以使用一个、两个或三个组合件。
总体而言，存在可以用来针对实际应用调整振动抑制性能的冗余结构参数，从而为实现一系列结果提供了卓越的灵活性。
实例：
基于简单优化从而使临界范围内的加权传递率最小化，建议如下具有初始参数设置的减振设备：
L1＝100mm、L2＝200mm、
为了优化此设备的参数，选择了以下参数：
L1＝100mm、L2＝200mm、
结果示出于图5中，该图指示了经改善或优化的设计与初始设计之间的加速度传递率曲线的比较。
可以看出，使用优化参数设置的所有谐振频率(第一频率是3Hz)和峰值都小于最初的那些谐振频率(第一频率是6Hz)和峰值。
在振动传递的敏感频率范围内尤其如此。具体地，在6Hz附近的传递率的最大降低是瞩目的，约40dB。
比较这两个参数设置，可以看出质量M1(即，向下推力)和装配角度是用于此性能改进的两个关键设计参数。
然而，这两个参数都与结构大小无关，而是操作员在实践中可以控制的因素。这两个参数都与设备中减振组合件的压缩有关。
完整模型改善设计的模拟结果
对结构的完整模型进行模态分析以提供对实际应用中的结构动力学的洞察。
为了比较，首先分析图2B中描绘的一个减振组合件的简化模型，并且模态分析结果在图6A中示出。然后对图2A所示结构的完整模型进行模态分析，其中两个并行的减振组合件使用上面讨论的优化参数。
在图6A中可以看出，一阶模式的频率为仅3Hz。固有的振动模式是上下运动。细长构件的角度改变，但细长构件不变形。这对应于图4G或图5中的改善设计的加速度传递率曲线的第一峰。由于垂直方向上的框架限制了动作，所以不考虑第二模式(39Hz)。第三模式的频率约为48Hz，其水平地产生已成形结构的变形。使细长构件长度L2更小至等于L1将解决这个问题。
对于所有其他较高振动模式，由于频率为大约或大于50Hz并且振动幅值非常小，因此对结构的手柄的影响将非常小。
现在参考图6B，示出了图2A所示的结构的
从上面的模态分析可以看出，(a)所获得的模式频率与系统谐振频率的理论分析基本上一致；(b)在参数选择中应考虑低于50Hz的模式频率；然而，由于X形结构具有出色的准零刚度，因此所有高于5Hz的较高频振动都将被显著抑制；(c)所设计的系统在6-20Hz的敏感频率范围内没有特别的低频模式频率，这对于预测的整体振动抑制性能非常有利。
有限元模型分析
考虑到真实冲击工具诸如路面破碎机通常在拆除时以恒定频率诸如30Hz工作，使用有限元模型对受到单频激发但具有不同输入幅值的系统的动态响应进行研究。
所有结构参数与真实原型基本上相同(稍后介绍)。需注意，刚度系统是非线性的(第3节)，因此预计当激发幅值足够大时应看到非线性响应。这种单频激发对于理解后面的实际实验数据很重要。
图7A至C示出了在使用不同的输入力2KN、6KN和10KN的情况下，30Hz单频激发下BIAVE系统的时域和相应频域输出响应。
在图7A至C中可以清楚地看到
(a)振动抑制性能明显，其中振动能量减少约80％-90％；这与先前几小节的理论和模拟结果是一致的；
(b)当激发幅值足够大到6KN时，由于系统中的非线性动力学，输出响应明显复杂化，观察到更多的频率分量而不是30Hz处的单频峰；
(c)随着激发幅值的增加，出现比输入频率(30Hz)大两倍的频率(60Hz)的超谐波响应，然后输出响应趋于更复杂化；例如，在10KN的激发下，除了30Hz处的输出响应外，还有一些其他的频率分量，包括60Hz左右的频率分量，45Hz左右的较小频率分量和15Hz处的另一个明显频率分量，这些频率分量分别对应于超谐波响应、互调响应和次谐波响应；并且15Hz处的次谐波响应非常强。
因此，几乎所有由单频激发引起的非线性动力学都可以观察到具有非常强的次谐波响应，这表明在强激发环境下真实冲击工具的潜在响应可能非常复杂化。
应该注意的是，15Hz处的次谐波响应峰正好位于人类操作员的敏感频率范围(6-20Hz)内，并且因此确实需要具有超低谐振频率的振动抑制系统来隔离这种有害振动。
本披露的减振组合件的准零刚度恰好满足了此挑战性要求，其具有约3Hz的非常低的谐振频率并且其可以有效地抑制所示出的振动峰。
实际实验原型的测得特性
将改善的参数设置用于上面讨论的原型。也就是说，L1＝100mm、L2＝200mm、M1＝15kg、M2＝20kg、θ＝π/6、K＝100N/mm、D＝0.1并且细长构件材料是铝合金。需注意，M1是向下推力。
也就是说，一旦冲击工具(破碎机)运行，原型结构的手柄将被向下推动到所希望的位置，此位置等效于质量M1，具有装配角度θ＝π/6。质量M2恰好是实验中使用的冲击式破碎机的质量。
整个结构约一米高。
在根据本披露的披露内容所生产的具体原型中，存在并行布置的两个4层X形振动抑制结构(图2A)，但应该理解的是，如先前所讨论，具有不同层数的其他布置将是可能的。
这两种振动抑制结构都具有由相应的旋转接头接合的1层较大细长构件和3层较小细长构件。连接杆的质量约为0.3kg/100mm。用于使结构在所希望的装配角度下工作的手柄的总体向下力为15kN，这遵循在理论计算和FEM分析中使用的参数设置。在原型中使用的破碎机为20kg，具有的冲击频率为1800次/分钟，即30Hz。
一旦破碎机被启动，击中混凝土或橡胶就会垂直地对系统产生单频激发，该单频激发的主频在橡胶上约为30Hz或在混凝土上约为20Hz。可以测量破碎机和原型结构手柄两者上的振动加速度信号以供进一步分析，该加速度信号分别称为向下的Z和向上的Z。
为了评估振动水平，采用针对手和手臂振动的ISO5349标准计算，这是频率加权的加速度能量，如(33)所示。
其中：
n是频带的总数。
Ki是第i个频带的加权系数，其值如表3所示。
ahi是加速度的RMS值，公式如下：
其中：
T是记录时间。
a0是振动加速度的最大值。
ISO 5349提出了包括倍频带在内的频率范围，其中心频率为8至1000Hz，对于1/3倍频带，其中心频率为6.3至1250Hz。加权系数示出于表3中。
表3.在1/3倍频带下加权加速度的加权系数
根据上面提及的计算方法，来自实验室中使用冲击在橡胶材料上的破碎机的若干次实验测试的测量数据汇总在表4中。
表4.在实验室测试中原型结构的频率加权加速度
在表4中，应考虑以下参数
●不同的弹簧具有不同的刚度系数(K)；
●无负载意指下推力是原型结构本身的重量；
●满负载意指施加理想的15kg的向下力。
从表4可以得出以下几点：
(i)破碎机上的振动约为14m/s
(ii)当施加更多的向下推力时，破碎机上的振动要高得多，这指示更强力的拆除；但原型手柄上的振动水平保持在相对合理的健康水平，其中整体振动类似地减少(尽管增加了向下力，但振动水平并没有明显增加)。
(iii)尽管手柄上的相应振动水平增加(由于测试过程中冲击表面的变化而不均匀)，但在原型系统中增加更多弹簧可以使得能够在相同压缩水平下具有更多的向下推力。
(iv)由于Z方向的振动占主导，所以所有3个方向的总体振动与Z方向的振动相比没有显著差异并遵循与其相似的趋势。更清楚的是，更多的弹簧导致从破碎机吸收更多的振动能量，而在比较满负荷和无负荷的情况时在每种情况下可以看到较低的振动传递率，这再次表明了所披露结构的独特的非线性刚度性质。
表5汇总了通过计算所测量的振动信号的均方根而获得的不同测试结果。
表5.实验室测试中加速度信号的RMS
表5汇总了对从破碎机传递到原型手柄的振动能量的总体振动抑制。
可以清楚地看到，在所有情况下高达80％或更多的振动能量被抑制，并且越多的弹簧导致破碎机上越多的振动能量，这有助于拆除效率，同时在比较满负载和无负载的情况下在每种情况中可以看到类似的振动传递率。这清楚地表明本披露的系统的独特的非线性准零刚度。
图9示出了上述测试结果的一些时间和频率响应。
结果汇总或示出在表6和图9中。
可以看出，主要的激发来自破碎机的振动频率(约30Hz)，并且在30Hz附近存在明显的振动峰。在每个测试情况下，6Hz与20Hz之间的振动抑制非常好。
可以观察到复杂化的非线性动态响应正如先前的分析性分析一样，包括超谐波、次谐波和互调。
在一些情况下，次谐波响应非常强(约15Hz)，该次谐波响应由于本披露的结构与破碎机之间的耦合动力学而可以在该结构的手柄和破碎机上观察到，但仍然具有明显的抑制。
可以看出，在使用该设备的情况下，破碎机上的振动(Z1)高于在没有该设备的情况下的振动(总体振动能量提高高达75％或加权振动提高高达30％)。本领域的技术人员将其理解为反映了改进的拆除效率。
然而，也可以看出，根据ISO手臂振动标准，在使用本披露的设备/结构的情况下，手柄处的振动(Z2)与传统破碎机Z相比被显著抑制到更健康的水平。
表6.所披露的结构和传统破碎机的现场振动测试
图10A至D示出了一个典型的测试结果，其中，“传统Z”是指不使用所披露的设备和系统的传统冲击工具(在本情况下是路面破碎机)上的振动，而“向下、向上和手”分别是指使用所述设备和系统的情况下工具本体、设备和系统手柄以及操作员的手上的振动。从这些附图中可以看出，由设备和系统所提供的振动抑制性能在总体振动能量和6-20Hz的敏感频率范围内的振动方面非常显著。
减振组合件的非线性刚度允许纯粹的被动减振设备和系统。数学建模、FEM分析和实验验证表明，这非常有效地使振动抑制高达70％或以上，并且可以显著减少从冲击工具传递到操作员手柄的振动。本披露的系统和设备成功解决了多年来因手动操作各种施工工具引起的振动问题。
非线性刚度特性对被动振动控制非常有益，同时包括以下若干个独特的特征：(1)准零刚度、(2)高负载容量、(3)随着结构的压缩增加而降低的刚度，(4)灵活且易于实施、以及(5)可调节的结构参数。
这些特征使得所述设备/系统在施工现场操纵各种冲击式拆除工具期间能够非常有效且高效地抑制传递到操作员的手的过度振动，而不会影响操作舒适性。与此同时，由于显著减少了传递到操作员的振动(在不同情况下高达70％或90％)，所以该系统可以提高拆除效率(在加权振动能量方面高达30％)。
现在参考图11A，描绘了图1A中所示的减振设备的分解图。在此实施例中，手柄40以两个部件40a和40b形成，从而允许调节框架38的引导构件38a与38b之间的间隔。类似地，接纳手提钻或往复式工具60的底部构件由多个长度可调节构件50a和50b以及中央接纳部分52一起构成。现在参考图11B，可以看出，此图描绘了横向延伸构件50的分解图，该横向延伸构件将引导杆38a、38b保持在间隔开的方向。
有利地，构件50由附接构件50a和50b组成，附接构件50a和50b附接到引导装置38a、38b以及减振组合件20。有利地，横向延伸构件50的中心部分由夹具组成，该夹具由夹持部件52a和52b形成。这些夹持部件接纳往复式工具诸如手提钻或路面破碎机或冲击钻。应理解的是，所描绘的布置仅是示例性的，并且有可能其他布置也可以将冲击往复式工具保持在所希望的方向中。如图所示，还可能存在接合装置，该接合装置在沿着引导框架的一个或多个点处可滑动地附接振动组合件。
现在参考图11C，描绘了图1A的减振设备的另一个实施例。有利的是，可以看出，手柄40由部件40a和40b组成，该部件40a和40b可以相对于彼此移动以调节引导构件38a与38b之间的间隔。手柄支撑在引导构件38a上，使得手柄可以在偏置装置或弹簧39上在引导构件上移动。弹簧支撑在止动件41上，该止动件限定所允许的手柄40的最大行程量。
有利的是，出于安全原因，手柄可以如图所示成形为具有向上延伸的引导件，该引导件包含引导装置的端部以避免刺到操作员。
还可以看到，附接手提钻或路面破碎机60以使得工具的往
改进的被动减振设备专利购买费用说明
Q：办理专利转让的流程及所需资料
A：专利权人变更需要办理著录项目变更手续，有代理机构的，变更手续应当由代理机构办理。
1：专利变更应当使用专利局统一制作的“著录项目变更申报书”提出。
2：按规定缴纳著录项目变更手续费。
3：同时提交相关证明文件原件。
4：专利权转移的，变更后的专利权人委托新专利代理机构的，应当提交变更后的全体专利申请人签字或者盖章的委托书。
Q:专利著录项目变更费用如何缴交
A：（1）直接到国家知识产权局受理大厅收费窗口缴纳,（2）通过代办处缴纳，（3）通过邮局或者银行汇款,更多缴纳方式
Q：专利转让变更，多久能出结果
A：著录项目变更请求书递交后，一般1-2个月左右就会收到通知，国家知识产权局会下达《转让手续合格通知书》。
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