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Einrichtung zur Energievernichtung von Massenschwingungell fester Körper.
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Einrichtung zur Energievernichtung von Massenschwingungen fester Körper, mit einer mindestens angenähert an einer Stelle eines grössten Schwingungs- amplitudenwertes des Schwingungskörpers angebrachten Dämpfungsmasse.
Es ist theoretisch möglich und auch bekannt, einen Körper z. B. mit im Hörbereiche liegender Eigenfrequenz durch feste Verbindung mit Dämpfungsmassen so zu korrigieren, dass seine Eigenfrequenz ausserhalb die Grenzen des sogenannten Hörbereiches zu liegen kommt.
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L = 46, die Stablänge in cm,
J = 0'0491, dessen äquatoriales Trägheitsmoment in em4, q = 0#785, den Stabquerschnitt in em2,
E = 2.200, 000, das Elastizitätsmass in kg/cm-2, ss = 3'14, ein von der Ordnungszahl der Tonhöhe und den Einspannungsbedingungen des Stabes abhängiger Beiwert,
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wahrnehmbar.
Wird nun an dem Stab, z. B. in der Mitte zwischen den beiden Stabstützpunkten, eine Beschwerungs- bzw. Dämpfungsmasse befestigt, z. B. aufgeschweisst, so kann die Eigenfrequenz des Stabes vermindert werden, u. zw. müsste diese, damit die Schwingungen für das menschliche Ohr nicht mehr als Schall wahrnehmbar wären, auf etwa 15 Hertz herabgesetzt werden. Diese Schwingungsxahl von ns'= 15 Hertz entspricht einer Kreisfrequenz von :
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Wie oben festgestellt, beträgt die Kreisfrequenz des unbeschweitell Stabes Xs = 613 sk-l.
Die
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J = 0'0491, das äquatoriale Trägheitsmoment des Stabes in c) K", L = 46, die Stablänge in cm, X, = die Kreisfrequenz der Dämpfungsmasse in s/ und m = die der Kreisfrequenz Xm entsprechende Masse in kg/cm-1 sk2.
Diese letztere beträgt :
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Und hieraus ergibt sich das Gewicht der Dämpfungsmasse in kg zu :
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worin bedeutet : 9 = 981, die Erdbeschleunigung in cm/sk2 ; es wird dann :
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Bezeichnet weiter : d = 1, den Stabdurchmesser in cm, L = 46, die Stablänge in em, Y = 0'008, das spezifische Gewicht des Stabmaterial in y/cm, so beträgt das Stabgewicht :
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Wie das vorstehende Beispiel ergibt, bedarf es im vorliegenden Falle einer Dämpfungsmasse, welche ein Vielfaches des Stabgewichtes beträgt, um die Eigenfrequenz des Stabes unter die untere Hörgrenze herabzusetzen ; dies trotzdem die Eigenfrequenz des unbeschwerten Stabes selbst nur wenig über der unteren Hörgrenze liegt.
Diese Verhältnisse werden natürlich noch ungünstiger, wenn schwingungsfähige Körper mit weit über der unteren Hörgrenze liegender Eigenfrequenz auf diesem bekannten Wege, durch feste Massenanlagerungen, bis zur Unhörbarkeit gedämpft werden sollen.
Trotzdem theoretisch möglich, wird es praktisch in fast allen Fällen undurchführbar sein, derart hinsichtlich Grösse und Gewicht des zu dämpfenden Körpers unverhältnismässig unförmige und schwere Dämpfungsmassen anzubringen. Aber auch dann, wenn es gelingt, durch derartige Massenanlagerungen eine völlige Beseitigung des Schalles herbeizuführen, kann doch nicht verhindert werden, dass der gedämpfte Körper samt der Dämpfungsmasse mit niedriger Frequenz, unhörbar, weiterschwingt, was speziell dort, wo es darauf ankommt, nicht nur Tonschwingungen, sondern auch Schwingungen von ausser dem Hörbereiche liegender Frequenz zu beseitigen, z. B. die Biegungsschwingungen schnelllaufender Wellen, wie Dampfturbinenwellen usw., von grossem Nachteil ist.
Auch kann auf diese bekannte Weise nicht verhindert werden, dass der in der Grundschwingungunhörbare Körper in hörbaren Obertönen schwingt oder aber dass er, trotz ausser dem Hörbereiche liegender Eigenfrequenz, bei geeigneter Gestaltung unter Umständen einer Lärmquelle als Resonator dient.
Weiter ist schon vorgeschlagen worden, zur Schwingungsbekämpfung sogenannte mechanische Siebketten zu verwenden. Diese bestehen aus mehreren Kettengliedern, von denen jedes einen mechanischen Schwingungskreis darstellt, bestehend aus je einer trägen Masse und einem federnden Körper, z. B. einer Feder. Die schwingungsdämpfende Wirkung solcher mechanischer Siebketten beruht darauf, dass die Schwingungen der Masse eines ersten Kettengliedes durch die Resonanzschwingungen der Masse eines zweiten Kettengliedes zum Teil aufgehoben werden.
Es i- ! t nicht zu bestreiten, dass derartige Schwingungsdämpfungseinrichtungen bei langsameren Schwingungen wirksam sein können. Dagegen aber erscheint es ausgeschlossen, mit derartigen Einrichtungen auch schnellere Schwingungen, z. B. Schallschwingungen, abdämpfen zu können, u. zw. schon deshalb, weil die dauernd exakte Abstimmung solcher hochfrequenter mechanischer Federschwingungskreise praktisch gar nicht möglich sein dürfte. Ihre Einkleidung in die technische Praxis ist, wenigstens bei höheren Frequenzen, äusserst schwierig, ja grösstenteils überhaupt unmöglich.
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Zur Bekämpfung der Schwingungen in Freileitungen wurde auch schon vorgeschlagen, an diesen teilweise mit Reibkörpern, z. B. Metallkörnern, angefüllte Gehäuse zu befestigen, in der Weise, dass beim Schwingen der Freileitungen die Reibkörper in den Gehäusen zum Mitschwingen veranlasst werden und dabei infolge der durch die hiebei hervorgerufene gegenseitige Bewegung der Reibkörper bewirkten
Gleitreibung einen Teil der Schwingungsenergie vernichten.
Es ist verständlich, dass sich derartige Einrichtungen an Telegraphenleitungsmasten u. dgl. für die Dämpfung langsamerer Schwingungen ohne grosse Schwierigkeiten anbringen lassen, dagegen erscheint es unmöglich, solche Einrichtungen z. B. auch für Propeller und ähnliche Schwingungskörper, deren äussere Gestaltung keine wesentlichen baulichen Änderungen zulassen, verwenden zu können.
Es sind dies Umstände, welche derartige Einrichtungen zum vornherein auf ein sehr beschränktes Anwendungsgebiet verweisen.
Alle die den erwähnten bekannten Einrichtungen anhaftenden Nachteile werden nun völlig beseitigt durch die erfindungsgemässe Einrichtung für die Energievernichtung von Massenschwingungen fester Körper. Dies wird nach der Erfindung dadurch erreicht, dass die Dämpfungsmasse so am Schwin- gungskörper angeordnet ist, dass sie sich in der Richtung der Schwingungsausschläge gegenüber dem Schwingungskörper um einen geringen Betrag verschieben lässt, das Ganze so, dass die Dämpfungsmasse beim Schwingen des zu dämpfenden Körpers zum Mitschwingen gezwungen wird, so, dass der Schwingungsrichtungswechsel der Dämpfungsmasse erst eingeleitet wird, nachdem der zu dämpfende Körper der Masse wieder entgegenschwingt, dermassen,
dass Schwingungskörper und Dämpfungsmasse bei jedem Schwingungsrichtungswechsel gegeneinander prallen und durch den hiebei auftretenden Stoss an Schwingungsenergie einbüssen.
In der Zeichnung sind einige die Erfindung erläuternde Beispiele und mögliche Ausführungsformen dargestellt, u. zw. zeigt Fig. 1 ein an einer Feder befestigter Schwungkörper bekannter Bauart in schematischer Darstellung, Fig. 2 den nämlichen Schwungkörper in einer andern Stellung, Fig. 3 den nämlichen Schwungkörper wie in Fig. 1 und 2 in einer dritten Stellung, Fig. 4 ein den Fig. 1-3 ähnlicher, jedoch gemäss der Erfindung abgeänderter Schwungkörper in einer ersten Stellung, Fig. 5 der in Fig. 4 dargestellte Schwungkörper in einer zweiten Stellung, Fig. 6 der Schwungkörper der Fig. 4 in einer dritten Stellung, Fig. 7 eine vierte Stellung des in Fig. 4 dargestellten Sehwungkörpers, Fig. 8 ein mit der erfindungsgemässen Einrichtung ausgerüsteter, einerends eingespannter Metallstab, Fig.
9 einen Schnitt nach der Linie IX-IX der Fig. 8, Fig. 10 ein mit der erfindungsgemässen Einrichtung versehener Propeller, Fig. 11 einen Schnitt nach der Linie XI-Xl der Fig. 10, Fig. 12 eine schematische Darstellung einer mit der erfindungsgemässen Einrichtung ausgerüstete Dampfturbinenwelle, Fig. 13 einen mit der erfindungsgemässen Einrichtung ausgestatteter Auspuffsehalldämpfer für Verbrennungskraftmaschine, im Schnitt nach der Linie XIII-XIII der Fig. 14, Fig. 14 einen Schnitt nach der Linie XIV-XIV der Fig. 13, Fig. 15 einen Schnitt nach der Linie XV-XV der Fig. 14, Fig. 16 einen weiteren Schnitt nach der Linie XVI-XVI der Fig. 13.
In dem Beispiel gemäss Fig. 1-3 bezeichnet 1 eine bei A fest eingespannte Blattfeder, an deren anderem Ende ein Schwungkörper 2 befestigt ist.
Angenommen der Schwingkörper 2 werde, z. B. von Hand, in die aus Fig. 1 ersichtliche Stellung ausgeschwenkt. In dieser Stellung wird von der Blattfeder 1 eine der Blattstärke und Durchbiegung der Feder entsprechende Kraft auf den Körper 2 ausgeübt, welche bewirkt, dass dieser nach erfolgtem Loslassen in der Richtung des in Fig. 1 eingezeichneten Pfeiles B schwingt. In Fig. 2 nehmen Feder 1 und Schwungkörper 2 ihre Normallage ein ; die Feder 1 ist dabei entspannt.
Auf dem Wege von der in Fig. 1 gezeichneten Stellung in die Stellung der Fig. 2 hat der Schwungkörper jedoch eine bestimmte kinetische Energie aufgenommen, welche bewirkt, dass der Schwungkörper 2 im Sinne des Pfeiles C über die Ruhelage der Fig. 2 hinausschwingt, u. zw. so weit, bis die der Pfeilbewegung C nun entgegenwirkende Feder 1 auf dem Wege ihrer Durchbiegung die kinetische Energie des Schwungkörpers 2
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nehmen dabei eine aus Fig. 3 ersichtliche Stellung ein.
Nun drückt in dieser Stellung aber die gespannte Feder 1 wieder auf den Schwungkörper 2, so dass dieser eine neue Schwingung in der Richtung des in Fig. 3 gezeichneten Pfeiles D ausführt, und dabei wieder über die Normallage der Fig. 2 hinausschwingt, um nach Erreichen der in Fig. 1 gezeichneten Stellung wieder zurückzuschwingen. Dieses Hin-und Herpendeln würde sich bis ins Unendliche fortsetzen, wenn nicht innere Reibungen der Blattfeder sowie äussere Luftwiderstände die Energie des Schwungkörpers allmählich aufzehren und diesen schliesslich stillsetzen würden. Doch sind diese Widerstände gegenüber der Energie des bewegten Schwungkörpers verhältnismässig klein, so dass derselbe immerhin eine grössere Zahl von Schwingungen ausführt, ehe er zur Ruhe kommt.
Die Dauer einer einzelnen Schwingung ist dabei, je nach der Bemessung der Feder und des Sehwungkörpers eine längere oder kürzere. Führt z. B. der Schwungkörper in der Sekunde mehr als 16 Schwingungen aus, so werden diese Schwingungen nicht nur als Erschütterungen bzw. für das Auge als Ausschläge, sondern auch für das menschliche Ohr als Schall wahrnehmbar.
In dem zweiten Beispiel nach Fig. 4-7 bezeichnet 1 wieder eine bei A fest eingespannte Blattfeder. An deren anderem Ende ist wieder ein Schwungkörper 2 befestigt. Im Gegensatz zu demjenigen
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der Fig. 1-3 ist hier der Schwungkörper hohl ausgebildet und weist in seinem Innern eine Dämpfungsmasse in Form einer beweglichen Kugel 3 auf.
Angenommen der Schwungkörper 2 werde wieder in die aus Fig. 4 ersichtliche Stellung ausgeschwenkt. Hiebei nimmt die Kugel 3 die aus Fig. 4 ersichtliche Stellung ein. Wird nun der Schwungkörper 2 losgelassen, so schwingt er kraft der Feder 1 mit ständig anwachsende ! : Geschwindigkeit im Sinne des in Fig. 4 gezeichneten Pfeiles B aus. In der Stellung der Fig. 5 hat die Geschwindigkeit des Schwungkörpers 2 und auch der Kugel 3 ein gemeinsames Maximum erreicht. Die Feder 1 ist in dieser Stellung völlig entspannt.
Die auf dem Wege aus der Stellung der Fig. 4 in die Stellung der Fig. 5 vom Schwungkörper 2 aufgenommene kinetische Energie bewirkt jedoch, dass der Schwungkörper 2 über die Normallage der Fig. 5 im Sinne des Pfeiles C hinausschwingt. Auf dem Wege aus der Stellung der Fig. 5 in diejenige der Fig. 6 wird die Energie des Schwungkörpers 2 nach und nach wieder an die Feder 1 abgegeben, was bewirkt, dass die B3wegung des Schwungkörpers 2 ständig langsamer wird, bis derselbe in der Stellung der Fig. 6 schliesslich gänzlich zum Stillstand kommt. Dementgegen bewegt sich aber die Kugel 3 mit ihrer, bereits in der Stellung der Fig. 5 erreichten Maximalgeschwindigkeit vorwärts im Sinne des in Fig. 6 eingezeichneten Pfeiles E.
Dies hat zur Folge, dass sich die Kugel 3 im Moment, in dem die schwingenden Teile die aus Fig. 5 ersichtliche Lage einnehmen, vom Boden 2a des Schwungkörpers abhebt und sich in der in Fig. 6 gezeichneten Stellung bereits um einen gewissen Betrag gegen die Mitte des Schwungkörpers hin bewegt hat. Der in der Stellung der Fig. 6 zur Ruhe gekommene Schwungkörper schwingt nun kraft der Feder 1 wieder zurück, im Sinne des Pfeiles D, während sich die Kugel 3 jedoch weiter in der Richtung des Pfeiles E fortbewegt. In der in Fig. 7 gezeichneten Stellung hat die Rückwärtsbewegung des Schwingkörpers, im Sinne des Pfeiles D, ihre grösste Geschwindigkeit erreicht.
Angenommen diese Geschwindigkeit betrage v1 = 2 n/sk und das Gewicht des Schwungkörpers betrage G1 = 9'81 kg. Die kinetische Energie des Schwungkörpers in der in Fig. 5 gezeichneten Lage
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Die Geschwindigkeit V2 der Kugel 3 betrage im Moment des Aufpralls auf den Boden 2b des Sshwungkorpers (Fig. 7) ebenfalls 2 m/sk, und das Gewicht G2 der Kugel sei gleichfalls 9'81 kg. Die
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In der in Fig. 7 gezeichneten Stellung schlägt die Kugel 3 gegen den Boden 2b des entgegen- gesetzt schwingenden Körpers 2. Hiebei entsteht ein Energieverlust, sowohl der Kugel 3 wie auch des Schwungkörpers 2.
Dieser Energieverlust beträgt für das vorstehende Beispiel :
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Hierin bezeichnet wieder : G1 = 9'81 das Gewicht des Schwungkörpers in kg, G2 = 9'81 das Gewicht der Kugel in kg, Vi= 2 die Geschwindigkeit, des Schwungkörpers in mask, V2 = 2 die Geschwindigkeit der Kugel beim Aufprall in mask, g = 9'81 die Erdbeschleunigung in m/sk2, k = 0 die sogenannte Stosszahl, welche bei der Annahme, dass die Kugel aus einem praktisch völlig unelastischen Material (z. B.. Blei) besteht, gleich Null gesetzt werden. kann.
Somit beträgt der durch das Zusammenprallen von Schwingkörper und Kugel hervorgerufene Gesamtenergieverlust :
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Der Gesamtenergieverlust beträgt in dem vorstehenden Rechnungsbeispiel somit 4 mlkg. Da die kinetische Energie des Schwungkörpers und der Kugel zusammen ebenfalls 4 m/kg beträgt, erhellt, dass in der in Fig. 7 gezeichneten Stellung beim Zusammenprall die ganze Bewegungsenergie von Schwungkörper und Kugel vernichtet wird, so'dass, da in dieser Stellung auch die Feder 1 entspannt ist, Schwungkörper und Kugel vollständig in Ruhe bleiben.
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Die Bewegung des Schwungkörpers 2 ist in diesem Beispiel nach Fig. 4-7 somit schon nach einer 3/"-Schwingung zur Ruhe gekommen. Der Hohlraum des Schwungkörpers 2 bzw. der Weg W (Fig. 6), um den die Kugel 3 dem Schwungkörper 2 gegenüber in der Richtung der Schwingungsaus- schläge verschoben werden kann, entspricht in dem in Fig. 4-7 dargestellten Beispiel ungefähr dem doppelten Schwingungsamplitudenwert S.
In dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 8 und 9 bezeichnet 4 einen bei A fest eingespannten
Metallstab. An seinem freien Ende weist der Stab 4 eine Eindrehung : 1a auf, in welcher eine hohl- zylinderförmige Dämpfungsmasse 5 derart angeordnet ist, dass sie in der durch die Pfeile F, G angedeuteten Schwingungsrichtung gegenüber dem Stab etwas verschoben werden kann.
Führt man nun einen quer zur X-X-Achse des Stabes gerichteten Schlag gegen den Stab aus, so gerät derselbe in Schwingungen, welche an dem mit der Masse J beschwerten Stabende ihren grössten Amplitudenwert erreichen. Bei dem Hin-und Herschwingen des Stabendes wird auch die Dämpfungs- masse 5 hin-und hergeworfen.
Da zwischen der Masse 5 und dem Stab ein die Verschiebung der Masse ermöglichender geringer Luftspalt besteht, so vollzieht sich der Schwingungsrichtungswechsel der Dämpfungsmasse 5 zeitlich immer etwas nach dem Richtungswechsel der Schwingungen des Stabes, d. h. die Dämpfungsmasse 5 prallt immer erst dann auf den Stab, wenn derselbe der Dämpfungsmasse bereits wieder entgegenschwingt, wobei bei jedem Aufprall ein Teil der Schwingungsenergie des Stabes vernichtet wird, bis derselbe schliesslich gänzlich zur Ruhe kommt.
Die Verhältnisse sind hier prinzipiell die nämlichen wie bei dem Beispiel gemäss Fig, 4-7, mit dem Unterschied, dass die Schwingungsfrequenz bei dem in Fig. 8 und 9 dargestellten Stab eine ungleich grössere ist als bei dem in Fig. 4-7 dargestellten Sehwingungssystem. Der Ausbildung und Dimensionierung des in Fig. 8 und 9 dargestellten Schwingul1gskörpers 4 entsprechend sind auch die
Schwingungsausschläge viel kleiner als bei dem Beispiel gemäss Fig. 4-7. Demgemäss muss natürlich auch der Weg für die Relativverschiebung der Dämpfungsmasse kleiner gewählt werden.
Wie praktische Versuche ergeben haben, erhält man für die Dämpfung von im Hörbereiche schwingenden Körpern sehr gute Resultate, wenn man den Zwischenraum zwischen der Dämpfungsmasse und dem schwingungzudämpfenden Körper entsprechend den in der Technologie für den sogenannten ,,losen Sitz" aufgestellten Toleranzen bemisst. Während bei festem Sitz" (Presssitz) der Dämpfungsmasse auf dem zu dämpfenden Körper auch eine verhältnismässig sehr grosse Masse eine nur sehr geringe Herabsetzung der Schwingungsfrequenz herbeizuführen vermag, genügt nach der erfindungsgemässen ,,losen" Befestigung schon eine sehr kleine Dämpfungsmasse für die sofortige und völlige Schwingungsvernichtung.
So z. B. wird dieser Zweck schon mit einer Dämpfungsmasse erreicht, welche nur zirka 2-5% der Masse des zu dämpfenden Körpers beträgt. Entsprechend dem Stossgesetz wird für die Dämpfungmasse vorteilhaft ein möglichst unelastisches Material, z. B. Blei oder eine Bleikomposition, verwendet.
Auch kann die Dämpfungswirkung wirksam gesteigert werden, wenn die Dämpfungsmassen an Stellen der grössten Amplitudenwerte, welche bei komplizierteren Schwingungskörpern zweckmässig empirisch festzustellen sind, angesetzt werden. So z. B. werden bei einer Stimmgabel die Schwingungen augenblicklich vernichtet, wenn wenigstens das eine Schenkelende mit einem dünnen Bleiband lose umwickelt wird.
In dem Beispiel der Fig. 10 und 11 ist mit 6 ein Propeller bezeichnet. Derselbe weist in der Nähe der beiden Flügelenden, ähnlich dem Stab 4 der Fig. 8 und 9, je eine Nute 6a auf, in welcher eine Dämpfungsmasse 7 lose, d. h. in der durch die Pfeile H, J angedeuteten Schwingungsrichtung verschiebbar angeordnet ist. Beim Schwingen der Propellerflügel in zur X-X-Achse senkrechter Richtung schwingen die Dämpfungsmassen 7 ebenfalls mit, jedoch mit einer gewissen Phasenverschiebung gegen- über der Propellerflügelmasse, wie dies bei der Erläuterung des Beispiels nach Fig. 8 und 9 auseinandergesetzt worden ist.
Die aus dieser Phasenverschiebung resultierende Interferenz bewirkt eine sofortige Vernichtung der Schwingungsenergie der Propellerflügel, so dass diese weder primär durch die Eigenfrequenz noch sekundär als Resonator eine Lärmquelle darzustellen vermögen.
In dem Beispiel nach Fig. 12 bezeichnet 8 schematisch eine in Lagern 9 geführte Dampfturbinen-
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Bei allfälligen Biegungsschwingungen der Welle 8, welche in der Mitte zwischen den beiden Lagern einen grössten Amplitudenwert besitzen, schwingen auch die Ringkörper 11 mit, jedoch, ähnlich der Dämpfungsmassen der vorbesprochenen Beispiele, mit einer gewissen Verzögerung gegenüber der Wellen-und Laufradmasse, wobei durch das jeweils erfolgende Zusammenprallen der gegeneinander schwingenden Massen, die Schwingungen der Welle gedämpft bzw. vernichtet werden.
In Fig. 13-16 ist ein mit der erfindungsgemässen Einrichtung versehener Auspuffschalldämpfer für fahrbare Verbrennungskraftmaschinen, wie Automobil-und Flugmotoren, dargestellt. Mit 12
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Ende des Auspuffrohrstutzens 12 auf gleicher Höhe liegt, eine düsenförmige Verengung 13b auf. Sowohl der Stutzen 12 wie auch die Ummantelung 13 werden durch sektorförmige Hohlkörper 12a, 12b, 12e,
12d, 12e und 121 (Fig. 14 und 16) gebildet, wobei zwischen je zwei dieser Hohlkörper je eine aus einem schalldämpfenden Stoff, z. B. aus Asbest, bestehende Trennungswand 14, 15, 16, 17, 18 und 19 radial angeordnet und an je den anliegenden, ebenfalls radial verlaufenden Seitenwänden der sektorförmigen
Hohlkörper befestigt sind.
Wie Fig. 14 und 16 erkennen lassen, ist nur je die eine Seitenwand jedes
Sektors zusammenhängend ausgebildet, während die andern zugehörigen Seitenwände je eine Fuge 20 freilassen. Die Ummantelung 13 ist ihrerseits mit einem aus wenig elastischem Stoff von grösserer Massendichte, z. B. aus einer Kupferlegierung od. dgl., bestehenden Band 21 lose umwickelt und durch zwei auf der Ummantelung13 festsitzende Ringe 22 (Fig. 13 und 15) gegen axiale Verschiebung gesichert.
Die den Stutzen 12 bildenden Innenwände der Sektoren 12a, 12b, 12e, 12d, 12e und 12t sind je mit einer Reihe von Öffnungen 23 versehen, welche durch Herausstanzen und Ausbiegen kleiner Lappen24 aus der Wandung entstanden sind. Diese Lappen 24 sind dabeiso angeordnet, dass sie mit ihren ausgebogenen Rändern der trichterförmigen Ausweitung 13a der Ummantelung 13 zugewendet sind.
Allfällige Biegungssehwingungen des in Fig. 13-16 dargestellten Auspuffschalldämpfers werden von dem zufolge der losen Befestigung auf der Ummantelung 13 mit einer bestimmten Phasenverschiebung schwingenden Dämpfungsbandes 21 sofort vernichtet. Die schwingungsdämpfende Wirkung wird durch die geschilderte Ausbildung des Schalldämpfers, insbesondere durch die zwischengelegten schalldämpfenden Trennungswände noch wesentlich erhöht.
Der vorbesehriebene Schalldämpfer wird zweckmässig derart montiert, dass seine Längsachse X-X mit der Bewegungsrichtung des Motors bzw. mit der Fahrtrichtung des mit dem Motor ausgerüsteten Vehikels zusammenfällt. Der Fahrwind streicht dabei in Richtung der in Fig. 13 gezeichneten Pfeile M zwischen dem Stutzen 12 und der Ummantelung 13 hindurch und erzeugt bei seinem Austritt hinter der Düse 13b, infolge der ejektorartigen Ausbildung derselben, eine Luftverdünnung, welche eine Beschleunigung der in Richtung der Pfeile N im Stutzen 12 strömenden Auspuffgase bzw. ein eigentliches Absaugen derselben aus dem Stutzen bewirkt.
Ein Teil des in der Ummantelung 13 durchströmenden Fahrwindes wird durch die aufgebogenen Lappen 24 aufgefangen bzw. in das Innere des Stutzens 12 abgelenkt, wo sich der kühle Fahrwind mit den noch verhältnismässig hochtemperierten Auspuffgasen vermischt und diese dabei abkühlen. Diese verhältnismässig starke Abkühlung bewirkt nun eine beträchtliche Volumenkontraktion der Abgase.
Da sich dabei jedoch nur das Volumen, nicht aber auch das Gewicht der während einer bestimmten Zeit im Schalldämpfer befindlichen Gasmasse verringert und zufolgedessen auch die Strömungsenergie dieser Gasmasse unverändert bleibt, so wird von der im Schalldämpfer zusammengeschrumpften Gasmasse auf die zwischen dem Schalldämpfer und dem Motor befindliche Abgassäule eine weitere die Ausströmungsgeschwindigkeit der letzteren beschleunigende Saugwirkung ausgeübt.
All dies bewirkt nicht nur eine weitgehende Lärmverminderung des Auspuffgeräusches, sondern gewährleistet darüber hinaus eine ausserordentlich gute Spülung und gute Füllung der Motorzylinder und damit eine sowohl hinsichtlich des wirtschaftlichen Wirkungsgrades wie auch der auf das Hubvolumen bezogenen L3istung erheblich verbesserte Wirkung.
PATENT-ANSPRÜCHE : l. Einrichtung zur Energievernichtung von Massenschwingungen fester Körper, mit einer an einer Stelle eines grössten Sehwingungsamplitudenwertes des Schwingungskörpers angebrachten Dämpfungsmasse, dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpfungsmasse so am Schwingungskörper angeordnet ist, dass sie sich in der Richtung der Sehwingungsausschläge gegenüber dem Schwingungkörper um einen geringen Betrag verschieben lässt, das Ganze derart, dass die Dämpfungsmasse beim Schwingen des zu dämpfenden Körpers zum Mitschwingen gezwungen wird, so, dass der Schwingungrichtungswechsel der Dämpfungsmasse erst eingeleitet wird, nachdem der zu dämpfende Körper der Masse wieder entgegenschwingt, dermassen,
dass Sehwingungskörper und Dämpfungsmasse bei jedem Schwingungsrichtungswechsel gegeneinander prallen und durch den dabei auftretenden Stoss an Schwingungsenergie einbüssen.
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Device for the destruction of energy from mass vibrations of solid bodies.
The present invention relates to a device for destroying the energy of mass vibrations of solid bodies, with a damping mass attached at least approximately at one point of a greatest vibration amplitude value of the vibrating body.
It is theoretically possible and also known to use a body z. B. to correct the natural frequency lying in the listening area by a fixed connection with damping masses so that its natural frequency comes to lie outside the limits of the so-called listening area.
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L = 46, the rod length in cm,
J = 0'0491, its equatorial moment of inertia in em4, q = 0 # 785, the rod cross-section in em2,
E = 2,200,000, the measure of elasticity in kg / cm-2, ss = 3'14, a factor dependent on the ordinal number of the pitch and the restraint conditions of the bar,
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perceptible.
Is now on the rod, for. B. in the middle between the two rod support points, a weighting or damping mass attached, z. B. welded, the natural frequency of the rod can be reduced, u. between, this would have to be reduced to about 15 Hertz so that the vibrations would no longer be perceptible to the human ear as sound. This oscillation number of ns' = 15 Hertz corresponds to an angular frequency of:
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As stated above, the angular frequency of the non-welded rod is Xs = 613 sk-l.
The
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J = 0'0491, the equatorial moment of inertia of the rod in c) K ", L = 46, the rod length in cm, X, = the angular frequency of the damping mass in s / and m = the mass corresponding to the angular frequency Xm in kg / cm- 1 sk2.
The latter is:
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And this results in the weight of the damping mass in kg:
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where: 9 = 981, the acceleration due to gravity in cm / sk2; it will then:
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Also denotes: d = 1, the rod diameter in cm, L = 46, the rod length in em, Y = 0'008, the specific weight of the rod material in y / cm, the rod weight is:
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As the above example shows, in the present case a damping mass is required which is a multiple of the weight of the rod in order to reduce the natural frequency of the rod below the lower hearing limit; this despite the fact that the natural frequency of the carefree stick itself is only slightly above the lower hearing limit.
These conditions are of course even more unfavorable when vibrating bodies with a natural frequency that is far above the lower audible limit are to be dampened in this known way, by fixed mass attachments, until they are inaudible.
In spite of this theoretically possible, in almost all cases it will be impracticable to attach damping masses that are disproportionately bulky and heavy with regard to the size and weight of the body to be damped. But even if it is possible to completely eliminate the sound through such accumulations of mass, it cannot be prevented that the damped body, including the damping mass, continues to vibrate at a low frequency, inaudibly, which, especially where it matters, not only To eliminate sound vibrations, but also vibrations from frequencies outside the audible range, e.g. B. the bending vibrations of high-speed waves, such as steam turbine shafts, etc., is a major disadvantage.
Also in this known way it cannot be prevented that the fundamentally inaudible body vibrates in audible overtones or that, despite a natural frequency lying outside the audible range, it may serve as a resonator for a noise source with a suitable design.
It has also been proposed to use so-called mechanical sieve chains to control vibration. These consist of several chain links, each of which represents a mechanical oscillation circuit, each consisting of an inertial mass and a resilient body, e.g. B. a spring. The vibration-damping effect of such mechanical sieve chains is based on the fact that the vibrations of the mass of a first chain link are partially canceled out by the resonance vibrations of the mass of a second chain link.
It I- ! It cannot be denied that such vibration damping devices can be effective with slower vibrations. On the other hand, however, it seems impossible to use such devices with faster vibrations, e.g. B. sound vibrations to be able to dampen, u. because the constant, exact coordination of such high-frequency mechanical spring oscillation circuits should practically not be possible at all. It is extremely difficult, in fact, for the most part impossible, to dress them in technical practice, at least at higher frequencies.
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To combat the vibrations in overhead lines, it has also been proposed to partially use friction bodies, e.g. B. metal grains to fasten the filled housing, in such a way that when the overhead lines vibrate, the friction bodies in the housings are caused to vibrate and caused by the mutual movement of the friction bodies caused by the hiebei
Sliding friction destroy part of the vibration energy.
It is understandable that such facilities on telegraph masts u. Like. Can be attached to the damping of slower vibrations without great difficulty, but it seems impossible to use such facilities z. B. can also be used for propellers and similar vibrating bodies whose external design does not allow any significant structural changes.
It is these circumstances that refer such devices from the outset to a very limited area of application.
All the disadvantages inherent in the known devices mentioned are now completely eliminated by the device according to the invention for the energy destruction of mass vibrations of solid bodies. This is achieved according to the invention in that the damping mass is arranged on the vibrating body in such a way that it can be shifted by a small amount in the direction of the oscillation deflections relative to the vibrating body, the whole so that the damping mass when the body to be damped vibrates is forced to oscillate so that the change in the direction of oscillation of the damping mass is only initiated after the body to be damped oscillates towards the mass again,
that the vibrating body and the damping mass collide with each other with each change in the direction of vibration and lose vibration energy due to the impact that occurs.
In the drawing, some examples illustrating the invention and possible embodiments are shown, u. Between Fig. 1 shows a flywheel of known type fastened to a spring in a schematic representation, Fig. 2 shows the same flywheel in a different position, Fig. 3 shows the same flywheel as in Figs. 1 and 2 in a third position, Fig. 4 1-3, but modified according to the invention in a first position, FIG. 5 the flywheel shown in FIG. 4 in a second position, FIG. 6 the flywheel from FIG. 4 in a third position, FIG 7 shows a fourth position of the curved body shown in FIG. 4, FIG. 8 shows a metal rod equipped with the device according to the invention and clamped at one end, FIG.
9 shows a section along line IX-IX of FIG. 8, FIG. 10 shows a propeller provided with the device according to the invention, FIG. 11 shows a section along line XI-Xl of FIG. 10, FIG. 12 shows a schematic representation of a propeller with the A steam turbine shaft equipped with the device according to the invention, FIG. 13 an exhaust silencer for an internal combustion engine equipped with the device according to the invention, in section along the line XIII-XIII in FIG. 14, FIG. 14 a section along the line XIV-XIV in FIGS. 13, 15 a section along the line XV-XV in FIG. 14, FIG. 16 a further section along the line XVI-XVI in FIG. 13.
In the example according to FIGS. 1-3, 1 denotes a leaf spring firmly clamped at A, at the other end of which a flywheel 2 is attached.
Assume the vibrating body 2 will, for. B. by hand, pivoted into the position shown in FIG. In this position, the leaf spring 1 exerts a force corresponding to the leaf thickness and deflection of the spring on the body 2, which causes it to oscillate in the direction of the arrow B shown in FIG. 1 after it has been released. In Fig. 2, the spring 1 and the flywheel 2 assume their normal position; the spring 1 is relaxed.
On the way from the position shown in FIG. 1 to the position of FIG. 2, however, the flywheel has absorbed a certain kinetic energy, which causes the flywheel 2 to swing in the direction of arrow C beyond the rest position of FIG . between so far until the spring 1, which now counteracts the arrow movement C, absorbs the kinetic energy of the flywheel 2 on the way of its deflection
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take a position shown in FIG. 3.
In this position, however, the tensioned spring 1 presses again on the flywheel 2, so that it executes a new oscillation in the direction of the arrow D shown in FIG. 3, and swings again beyond the normal position of FIG to swing back to the position shown in FIG. This swinging back and forth would continue into infinity if internal friction of the leaf spring and external air resistance did not gradually consume the energy of the flywheel and finally stop it. However, these resistances to the energy of the moving oscillating body are relatively small, so that the same carries out a greater number of oscillations before it comes to rest.
The duration of a single oscillation is longer or shorter, depending on the size of the spring and the oscillating body. Performs e.g. If, for example, the oscillating body emits more than 16 oscillations per second, these oscillations are not only perceptible as vibrations or as deflections to the eye, but also as sound to the human ear.
In the second example according to FIGS. 4-7, 1 again denotes a leaf spring firmly clamped at A. At the other end, an oscillating body 2 is again attached. In contrast to that
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1-3, the flywheel is hollow here and has a damping mass in the form of a movable ball 3 in its interior.
Assuming the flywheel 2 is swung out again into the position shown in FIG. The ball 3 assumes the position shown in FIG. If the flywheel 2 is now released, it swings by virtue of the spring 1 with a steadily growing! : Speed in the sense of the arrow B drawn in FIG. In the position of FIG. 5, the speed of the flywheel 2 and also of the ball 3 has reached a common maximum. The spring 1 is completely relaxed in this position.
However, the kinetic energy absorbed by the flywheel 2 on the way from the position in FIG. 4 to the position in FIG. 5 causes the flywheel 2 to swing beyond the normal position of FIG. 5 in the direction of arrow C. On the way from the position of FIG. 5 to that of FIG. 6, the energy of the flywheel 2 is gradually released back to the spring 1, which causes the movement of the flywheel 2 to become steadily slower until it is in the position of FIG. 6 finally comes to a complete standstill. On the other hand, however, the ball 3 moves forward at its maximum speed, which has already been reached in the position of FIG. 5, in the sense of the arrow E shown in FIG.
This has the consequence that the ball 3 at the moment in which the vibrating parts assume the position shown in FIG. 5, lifts from the bottom 2a of the flywheel and in the position shown in FIG. 6 is already by a certain amount against the Moved towards the center of the flywheel. The flywheel, which has come to rest in the position of FIG. 6, now swings back again by virtue of the spring 1, in the direction of arrow D, while ball 3 continues to move in the direction of arrow E. In the position shown in FIG. 7, the backward movement of the oscillating body, in the direction of arrow D, has reached its greatest speed.
Assume this speed is v1 = 2 n / sk and the weight of the flywheel is G1 = 9'81 kg. The kinetic energy of the flywheel in the position shown in FIG. 5
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The speed V2 of the ball 3 at the moment of impact with the floor 2b of the swing body (FIG. 7) is also 2 m / sk, and the weight G2 of the ball is also 981 kg. The
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In the position shown in FIG. 7, the ball 3 strikes the bottom 2b of the body 2 oscillating in the opposite direction. This results in a loss of energy, both for the ball 3 and the flywheel 2.
This energy loss is for the above example:
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Here again denotes: G1 = 9'81 the weight of the flywheel in kg, G2 = 9'81 the weight of the ball in kg, Vi = 2 the speed of the flywheel in mask, V2 = 2 the speed of the ball on impact in mask , g = 9'81 the acceleration due to gravity in m / sk2, k = 0 the so-called impact number, which is set equal to zero if the ball is made of a practically completely inelastic material (e.g. lead). can.
The total loss of energy caused by the collision of the vibrating body and ball is:
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The total energy loss in the above calculation example is therefore 4 mlkg. Since the kinetic energy of the flywheel and the ball together is also 4 m / kg, it is clear that in the position shown in FIG. 7, all the kinetic energy of the flywheel and the ball is destroyed when they collide, so that in this position the Spring 1 is relaxed, the flywheel and ball remain completely at rest.
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In this example according to FIGS. 4-7, the movement of the flywheel 2 has come to rest after a 3 / "oscillation. The cavity of the flywheel 2 or the path W (FIG. 6) by which the ball 3 moves In the example shown in Fig. 4-7, the oscillating body 2 can be displaced in the direction of the oscillation amplitudes approximately to twice the oscillation amplitude value S.
In the embodiment according to FIGS. 8 and 9, 4 designates a clamped firmly at A.
Metal rod. At its free end, the rod 4 has a recess: 1a in which a hollow cylindrical damping mass 5 is arranged in such a way that it can be displaced somewhat relative to the rod in the direction of oscillation indicated by the arrows F, G.
If you now hit the rod transversely to the X-X axis of the rod, the rod starts to vibrate, which reaches its greatest amplitude value at the rod end weighted with the mass J. When the rod end swings back and forth, the damping mass 5 is also tossed back and forth.
Since there is a small air gap between the mass 5 and the rod which enables the mass to be shifted, the change in the direction of oscillation of the damping mass 5 always occurs somewhat after the change in direction of the oscillations of the rod, i.e. H. the damping mass 5 only hits the rod when it is already swinging towards the damping mass, with each impact destroying part of the rod's oscillation energy until it finally comes to rest.
The conditions here are in principle the same as in the example according to FIGS. 4-7, with the difference that the oscillation frequency in the rod shown in FIGS. 8 and 9 is much greater than in the visual oscillation system shown in FIGS. 4-7 . The design and dimensioning of the vibrating element 4 shown in FIGS. 8 and 9 are also corresponding
Vibration deflections are much smaller than in the example according to Fig. 4-7. Accordingly, the path for the relative displacement of the damping mass must of course also be selected to be smaller.
As practical tests have shown, very good results are obtained for the damping of bodies vibrating in the auditory area if the space between the damping mass and the body to be vibration-damped is measured according to the tolerances established in the technology for the so-called "loose fit" tight fit "(press fit) of the damping mass on the body to be damped, even a relatively very large mass is able to bring about only a very slight reduction in the vibration frequency, after the" loose "fastening according to the invention, a very small damping mass is sufficient for the immediate and complete destruction of the vibration.
So z. B. this purpose is already achieved with a damping mass which is only about 2-5% of the mass of the body to be damped. According to the law of shock, a material that is as inelastic as possible, eg. B. lead or a lead composition is used.
The damping effect can also be effectively increased if the damping masses are set at points of the greatest amplitude values, which can be expediently determined empirically in the case of more complicated vibrating bodies. So z. B. in a tuning fork, the vibrations are instantly destroyed if at least one leg end is loosely wrapped with a thin lead tape.
In the example of FIGS. 10 and 11, 6 denotes a propeller. In the vicinity of the two wing ends, similar to the rod 4 of FIGS. 8 and 9, it has a respective groove 6a in which a damping mass 7 is loose, i.e. H. is arranged displaceably in the direction of oscillation indicated by the arrows H, J. When the propeller blades oscillate in a direction perpendicular to the X-X axis, the damping masses 7 also oscillate, but with a certain phase shift relative to the propeller blade mass, as was explained in the explanation of the example according to FIGS.
The interference resulting from this phase shift causes an immediate annihilation of the vibration energy of the propeller blades, so that they are not able to represent a source of noise either primarily through their natural frequency or secondarily as a resonator.
In the example according to FIG. 12, 8 schematically denotes a steam turbine run in bearings 9.
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In the event of any flexural vibrations of the shaft 8, which have the greatest amplitude value in the middle between the two bearings, the ring bodies 11 also vibrate, but, similar to the damping masses of the examples discussed above, with a certain delay compared to the shaft and impeller mass each occurring collision of the mutually vibrating masses, the vibrations of the shaft are dampened or destroyed.
In Fig. 13-16 an exhaust silencer provided with the device according to the invention for mobile internal combustion engines, such as automobile and aircraft engines, is shown. At 12
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End of the exhaust pipe stub 12 is at the same height, a nozzle-shaped constriction 13b. Both the connection piece 12 and the casing 13 are formed by sector-shaped hollow bodies 12a, 12b, 12e,
12d, 12e and 121 (FIGS. 14 and 16) are formed, with one made of a sound-absorbing material, e.g. B. from asbestos, existing partition 14, 15, 16, 17, 18 and 19 arranged radially and on each of the adjacent, also radially extending side walls of the sector-shaped
Hollow bodies are attached.
As shown in FIGS. 14 and 16, only one side wall is each
Sector formed contiguously, while the other associated side walls each leave a joint 20 free. The sheath 13 is in turn with a little elastic material of greater density, z. B. od of a copper alloy. The like. Existing tape 21 is loosely wrapped and secured against axial displacement by two rings 22 (FIGS. 13 and 15) fixed on the casing 13.
The inner walls of the sectors 12a, 12b, 12e, 12d, 12e and 12t, which form the connector 12, are each provided with a row of openings 23, which were created by punching and bending small tabs 24 out of the wall. These tabs 24 are arranged in such a way that their curved edges face the funnel-shaped expansion 13a of the casing 13.
Any bending vibrations of the exhaust silencer shown in FIGS. 13-16 are immediately destroyed by the damping band 21, which oscillates with a certain phase shift as a result of the loose fastening on the casing 13. The vibration-damping effect is significantly increased by the described design of the muffler, in particular by the interposed sound-absorbing partition walls.
The previously described silencer is expediently installed in such a way that its longitudinal axis X-X coincides with the direction of movement of the motor or with the direction of travel of the vehicle equipped with the motor. The driving wind sweeps in the direction of the arrows M drawn in FIG. 13 between the nozzle 12 and the casing 13 and, as it exits behind the nozzle 13b, due to the ejector-like design thereof, generates an air dilution, which accelerates the in the direction of the arrows N causes exhaust gases flowing in the connection 12 or an actual suction of the same from the connection.
Part of the wind flowing through the casing 13 is caught by the bent tabs 24 or deflected into the interior of the nozzle 12, where the cool wind mixes with the relatively high temperature exhaust gases and cools them down in the process. This relatively strong cooling now causes a considerable volume contraction of the exhaust gases.
Since, however, only the volume, but not also the weight of the gas mass located in the muffler during a certain time is reduced and, consequently, the flow energy of this gas mass remains unchanged, the gas mass that has shrunk in the muffler is transferred to that between the muffler and the engine The exhaust gas column exerts a suction effect which accelerates the outflow speed of the latter.
All of this not only results in a substantial reduction in the noise of the exhaust noise, but also ensures extremely good flushing and good filling of the engine cylinders and thus a considerably improved effect in terms of both economic efficiency and displacement related to the displacement.
PATENT CLAIMS: l. Device for destroying the energy of mass vibrations of solid bodies, with a damping mass attached to a point of the greatest visual vibration amplitude value of the vibrating body, characterized in that the damping mass is arranged on the vibrating body in such a way that it can be shifted by a small amount in the direction of the visual vibration deflections relative to the vibrating body The whole thing in such a way that the damping mass is forced to resonate when the body to be damped vibrates, so that the change in the direction of vibration of the damping mass is only initiated after the body to be damped swings towards the mass again,
that the visual vibration body and the damping mass collide with each other with each change in direction of vibration and lose vibration energy due to the impact that occurs.