DE3738048C2 - Device for damping the natural movements of the masses of a linear dual mass oscillator - Google Patents
Device for damping the natural movements of the masses of a linear dual mass oscillatorInfo
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Description
Die Erfindung bezieht sich auf eine Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegungen der Massen eines linearen Zweimassenschwingers, wie z. B. des Radfederungssystems eines Kraftfahrzeugs, gemäß dem Oberbegriff des Patentan spruchs 1. The invention relates to a device for Damping the natural movements of a linear mass Dual mass transducers, such as B. the wheel suspension system a motor vehicle, according to the preamble of the patent saying 1.
Mit dem Radfederungssystem eines Kraftfahrzeugs, das idealisiert als linearer Zweimassenschwinger anzusehen ist, bei dem die angeregte Masse von der sogenannten "ungefederten" Masse aus Rad und Aufhängung und die andere Masse von der zugehörigen, anteiligen Aufbaumasse des Fahrzeugs gebildet wird, werden verschiedene Aufgaben erfüllt, die im Grunde genommen im Widerspruch zueinander stehen. Auf der einen Seite sollen die durch Fahrbahnun ebenheiten bewirkten Schwingungen des Rades vom Fahrzeug aufbau, von der Nutzlast und den Fahrzeuginsassen abgehal ten werden. Auf der anderen Seite soll jedoch das Radfede rungssystem das Rad so genau wie möglich an der Fahrbahn entlang führen, um die Kraftübertragung vom Rad zum Untergrund auf möglichst hohem Niveau zu halten. Schließ lich ist es Aufgabe dieses Radfederungssystems, das Schwingverhalten der Federung so zu optimieren, daß auch bei kritischen Erregungen der Massen das Fahrzeug leicht steuerbar bleibt.With the wheel suspension system of a motor vehicle, the idealized to be regarded as a linear dual mass transducer is where the excited mass of the so-called "unsprung" mass of wheel and suspension and the other Mass of the related, proportional body mass of the Vehicle is formed, different tasks met that basically contradict each other stand. On the one hand, they should be through carriageway Flatness caused vibrations of the wheel from the vehicle construction, detached from the payload and the vehicle occupants be. On the other hand, however, the Radfede system as accurately as possible on the road run along to transfer the power from the wheel to the Keep the subsurface at the highest possible level. Close Lich it is the task of this wheel suspension system that To optimize the vibration behavior of the suspension so that too with critical excitations of the masses, the vehicle easily remains controllable.
Das Bewegungsverhalten eines herkömmlichen Radfederungs systems mit dem Aufbau eines linearen Zweimassenschwingers läßt sich am schwingungstechnischen Modell und am zugehö rigen Blockschaltbild analysieren, das in den Fig. 1 bzw. 2 dargestellt ist, auf die bereits jetzt Bezug genom men werden soll. In diesen Figuren ist mit m₁ die soge nannte "ungefederte" Masse von Rad und Radaufhängung und mit m₂ die anteilige Aufbaumasse des Fahrzeugs bezeichnet. Die Größe c₂ bezeichnet die Federkonstante, und die Größe k₂ die Dämpfungsrate eines Feder-Dämpfer-Systems 2 zwi schen den Massen m₁ und m₂. Mit dem Bezugszeichen 4 ist das gewöhnlicherweise radimmanente Feder-Dämpfer-System eines Kraftfahrzeugsrades 6 bezeichnet. Die Federkonstante dieses Systems ist mit c₁ und die Dämpfungsrate mit k₁ bezeichnet. The movement behavior of a conventional wheel suspension system with the structure of a linear two-mass oscillator can be analyzed on the vibration engineering model and on the associated block diagram, which is shown in FIGS . 1 and 2, to which reference should already be made now. In these figures, the so-called "unsprung" mass of the wheel and wheel suspension and m₂ is the proportional body mass of the vehicle. The size c₂ denotes the spring constant, and the size k₂ the damping rate of a spring-damper system 2 between the masses m₁ and m₂. The reference numeral 4 designates the spring-damper system of a motor vehicle wheel 6 , which is usually inherent in the wheel. The spring constant of this system is denoted by c₁ and the damping rate by k₁.
Die Wegkoordinaten eines Kontaktpunktes PK, der Masse m₁ sowie der Masse m₂ sind in Fig. 1 mit x₀, x₁ bzw. x₂ bezeichnet. Zur Beschreibung des Bewegungsverhaltens eines derartigen linearen Zweimassenschwingers können die fol genden Bewegungsgleichungen aufgestellt werden:The path coordinates of a contact point P K , the mass m₁ and the mass m₂ are designated in Fig. 1 with x₀, x₁ and x₂. The following equations of motion can be set up to describe the movement behavior of such a linear dual-mass oscillator:
m₁₁ = -c₁(x₁-x₀) - k₁(₁-₀) + c₂(x₂-x₁) + k₂(₂-₁)m₁₁ = -c₁ (x₁-x₀) - k₁ (₁-₀) + c₂ (x₂-x₁) + k₂ (₂-₁)
m₂₂ = -c₂(x₂-x₁) - k₂(₂-₁)m₂₂ = -c₂ (x₂-x₁) - k₂ (₂-₁)
In der schwingungstechnischen Schreibweise dieser Bewe gungsgleichungenIn the vibrational notation of this movement equations
sind deutlicher die charakteristischen Bewegungs- und Übertragungsparameter des Schwingungssystems, nämlich das Dämpfungsmaß D und die Kreiseigenfrequenz w₀ erkennbar. Mit dem Index A bzw. R wird eine Zuordnung dieser Übertra gungsparameter zum Aufbau bzw. zum Rad vorgenommen.are more clearly the characteristic movement and Transmission parameters of the vibration system, namely that Damping dimension D and the circular natural frequency w₀ can be seen. With the index A or R an assignment of this transfer parameters for the body or the wheel.
Damit das Rad der Oberfläche des Untergrundes, wie z. B. der Straße möglichst exakt folgen kann, strebt man gewöhn licherweise eine hohe Radeigenfrequenz an. Hierbei geht man gewöhnlicherweise so vor, daß die Reifensteifigkeit groß und die sogenannte "ungefederte" Masse relativ klein gehalten werden. Die Radeigenfrequenzen liegen dabei etwa im Bereich zwischen 7 und 12 Hz. Weil man bestrebt ist, Rollreibungsverluste gering zu halten und die Lebensdauer des Reifens anzuheben, besitzt der Reifen zur Reduzierung der Walkarbeit eine verhältnismäßig geringe Eigendämpfung k₁, wodurch das Dämpfungsmaß DR des dem Rad zugeordneten Feder-Dämpfer-Systems 4 entsprechend gering ist. Bei Er regung im Bereich der Eigenfrequenz dieses Feder-Dämpfer- Systems 4 ist somit die Gefahr von Resonanzüberhöhungen gegeben, die im ungünstigsten Fall zum Abheben der Räder von der Straßenoberfläche führen können. Zur Ausschaltung dieses kritischen Fahrzustandes kann bei herkömmlichen Radfederungssystemen das weitere Feder-Dämpfer-System 2 zur Dämpfung der Radbewegung x₁ benutzt werden. Dieser Zusammenhang wird aus der Fig. 2 deutlich, in der eine innere Rückkopplungsschleife der Aufbaudämpfung mit dem Bezugszeichen 8 gekennzeichnet ist. Der Term k₂ (₂-₁) beschreibt dabei das Maß, in dem die Aufbaudämpfung auf die Radmasse m₁ zurückwirkt. Einerseits ist diese Rück wirkung von Vorteil, da die Eigenbewegungen des Aufbaus beim Bremsen, Beschleunigen und während der Kurvenfahrt des Fahrzeugs im Resonanzbereich des Aufbaus, der zwischen 0,8 und 1,2 Hz liegt, ebenfalls gedämpft werden. Auf der anderen Seite verschlechtert sich jedoch durch diese Rück kopplung über den Dämpfer des Feder-Dämpfer-Systems 2 die Schwingungsabschirmung im Isolationsbereich der Aufbaufe derung erheblich. Man hat jedoch diese ungünstige Auswir kung der Aufbaudämpfung k₂ auf die Schwingungsabschirmung nicht zuletzt aufgrund der immer besser werdenden Straßen verhältnisse hingenommen und die praktische Entwicklung der Radfederungssysteme im wesentlichen darauf beschränkt, die Elemente des Federungssystems für ausgewählte Be triebsbereiche aufeinander abzustimmen, um eine dem Fahr zeugtyp angepaßte Federungscharakteristik - sportlich oder komfortabel - bereitzustellen. Derartige herkömmliche Fe derungssysteme sind jedoch außerhalb der ausgewählten Betriebszustände nur beschränkt leistungsfähig. Dies schlägt sich darin nieder, daß die Bauteile des Rad federungssystems verhältnismäßig hoch belastet sind, was sich negativ auf die Standzeit derjenigen Bauteile aus wirkt, die dem Schwingungssystem gezielt Energie entziehen müssen.So that the wheel of the surface of the substrate, such as. B. can follow the road as precisely as possible, one usually strives for a high natural wheel frequency. The usual procedure here is to keep the tire rigidity high and to keep the so-called "unsprung" mass relatively small. The wheel natural frequencies are approximately in the range between 7 and 12 Hz. Because efforts are being made to keep rolling friction losses low and to increase the life of the tire, the tire has a relatively low self-damping to reduce flexing, which means that the damping factor D R of the wheel associated spring-damper system 4 is correspondingly low. When he excitation in the natural frequency of this spring-damper system 4 there is a risk of resonance peaks, which in the worst case can lead to the wheels lifting off the road surface. To switch off this critical driving state, the further spring-damper system 2 can be used to dampen the wheel movement x₁ in conventional wheel suspension systems. This relationship is clear from FIG. 2, in which an internal feedback loop of the body damping is identified by the reference number 8 . The term k₂ (₂-₁) describes the extent to which the body damping affects the wheel mass m₁. On the one hand, this retroactive effect is advantageous because the body's own movements when braking, accelerating and when cornering the vehicle are also damped in the resonance area of the body, which is between 0.8 and 1.2 Hz. On the other hand, however, the vibration shielding in the insulation area of the structure deteriorates considerably due to this feedback via the damper of the spring-damper system 2 . However, one has accepted this unfavorable effect of the body damping k₂ on the vibration shielding, not least because of the constantly improving road conditions, and the practical development of the wheel suspension systems has essentially been limited to coordinating the elements of the suspension system for selected operating areas, in order to provide a vehicle type adapted suspension characteristics - sporty or comfortable - to provide. Such conventional Fe systems are, however, only of limited performance outside of the selected operating states. This is reflected in the fact that the components of the wheel suspension system are relatively heavily loaded, which has a negative impact on the service life of those components that have to specifically extract energy from the vibration system.
In Oberbegriff des Patentanspruchs 1 wird nun indessen von einer Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegungen der Massen eines linearen Zweimassenschwingers ausgegangen, wie sie in der DE 23 46 279 C2 beschrieben ist. Diese Druckschrift behandelt ebenfalls das Problem der Schwingungsisolierung bei einem gedämpften Zweimassenschwinger wie z. B. einer Fahrzeugradaufhängung. Die DE 23 46 279 C2 vermittelt dabei die technische Lehre, die Absolutbewegung der ersten Masse (Fahrzeugaufbau) sowie die Relativbewegung der zweiten Masse (Fahrzeugrad) zu erfassen und entsprechend ihrer Größen und Richtungen den Dämpfungswiderstand eines Stoßdämpfers über ein hierzu parallelgeschaltetes Ventil zu erhöhen oder zu erniedrigen.In the preamble of claim 1 is now however from a device for damping the natural movements of the Masses of a linear dual mass oscillator are assumed, such as they are described in DE 23 46 279 C2 is. This document also deals with this Vibration isolation problem with a damped Dual mass transducers such as B. a vehicle wheel suspension. DE 23 46 279 C2 conveys the technical teaching that Absolute movement of the first mass (vehicle body) and the Detect relative movement of the second mass (vehicle wheel) and according to their sizes and directions Damping resistance of a shock absorber via this increase or decrease the parallel valve.
Angesichts dieses Stands der Technik liegt die Aufgabe der Erfindung darin, eine Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegung der Massen eines linearen Zweimassenschwingers zu schaffen, die sich durch eine verbesserte Schwingungsabschirmung zweier Feder-Dämpfer- Systeme einerseits sowie dadurch auszeichnet, daß die Bewegungen der beiden Massen in einem erweiterten Betriebsbereich wirkungsvoller kontrollierbar sind.In view of this state of the art The object of the invention is a device to dampen the natural movement of the masses of a linear To create dual mass transducers that are characterized by a improved vibration shielding of two spring-damper Systems on the one hand and characterized in that the Movements of the two masses in an expanded Operating area can be controlled more effectively.
Diese Aufgabe wird durch die im Patentanspruch 1 angegebenen Merkmale gelöst.This task is carried out by the im Features specified claim 1 solved.
Erfindungsgemäß wird dem Feder-Dämpfer-System zwischen den beiden Massen m₁ und m₂ ein Regler zugeordnet, der so aufgebaut ist, daß der bei herkömmlichen Systemen gegebene starre Zusammenhang zwischen Relativbewegung zwischen den Massen einerseits und Dämpfung andererseits, aufgelöst wird. Der Regler erhält die Aufgabe, den Energieumsatz des Schwingungssystems so zu steuern daß ein Höchstmaß an Schwingungsabschirmung erzielt wird. Dies gelingt letzt lich dadurch, daß die Absolutgeschwindigkeiten der beiden in verschiedene Feder-Dämpfer-Systeme eingegliederten Mas sen separat gewichtet werden und eine Dämpfungskraft er zeugt wird, die proportional zur Summe dieser separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten gehalten ist. Die getrennte Wichtung der Absolutgeschwindigkeiten der beiden Massen macht das Übertragungsverhalten des Dämpfungs- bzw. Radfederungssystems weitgehend unabhängig von inneren Kopplungen der beiden Feder-Dämpfer-Systeme, wodurch sich sowohl der Fahrkomfort als auch die Fahrsicherheit verbes sern lassen. An die Stelle der herkömmlichen Relativge schwindigkeitsdämpfung tritt erfindungsgemäß eine Absolut geschwindigkeitsdämpfung, wobei zwei getrennte Dämpfungs kraftkomponenten erzeugt werden, von denen die eine nur entsprechend der Aufbaubewegung und die andere entspre chend der Radbewegung erfolgt. Durch die erfindungsgemäße separate Wichtung ist es auf einfache Weise möglich, die Dämpfung der Radbewegung frequenz- und amplitudenselektiv vorzunehmen, so daß beispielsweise für das Rad nur dann eine Dämpfungskraft erzeugt wird, wenn im Resonanzbereich des Rades eine bestimmte Schwingungsamplitude überschrit ten ist. Dabei ergibt sich der zusätzliche Vorteil, daß die Energieaufnahme des Dämpfers des zwischen den beiden Massen liegenden Feder-Dämpfer-Systems reduziert werden kann, was zu einer Verringerung der thermischen Dämpferbe lastung und letztlich zu einer Anhebung der Lebensdauer führt. Dieser wirtschaftliche Vorteil wiegt bei weitem den zusätzlichen Aufwand auf, der zur Realisierung des gere gelten Radfederungssystems durch die Bereitstellung von Sensoren, des Reglers und eines Ventils erforderlich ist. Da jedoch Sensorsignale im angrenzenden Fahrzeugssystem regelmäßig weitere Verwendung finden, wie z. B. bei der Niveauregelung, und für die Signalverarbeitung ein Mikro- Controller ausreicht, ist der vorrichtungstechnische Mehr aufwand begrenzt.According to the spring-damper system between the two masses m₁ and m₂ assigned a controller, so is built up that given in conventional systems rigid relationship between relative movement between the Masses on the one hand and damping on the other, dissolved becomes. The controller receives the task of reducing the energy turnover of the To control the vibration system so that the maximum Vibration shielding is achieved. This is ultimately the case Lich in that the absolute speeds of the two Mas integrated in different spring damper systems weighted separately and a damping force is produced, which is proportional to the sum of these separately weighted absolute speeds is maintained. The separate weighting of the absolute speeds of the two Masses makes the transmission behavior of the damping or Wheel suspension system largely independent of internal ones Couplings of the two spring-damper systems, resulting in Both driving comfort and driving safety improve let it sern. Instead of the conventional Relativge speed damping occurs according to the invention an absolute speed damping, with two separate damping force components are generated, of which only one according to the body movement and the other correspond after the wheel movement. By the invention separate weighting it is possible in a simple way Damping of the wheel movement frequency and amplitude selective to make so that, for example, only for the wheel a damping force is generated when in the resonance range of the wheel exceeds a certain vibration amplitude is. This has the additional advantage that the energy absorption of the damper between the two Mass lying spring damper system can be reduced can, resulting in a reduction in thermal damping load and ultimately to an increase in service life leads. This economic advantage far outweighs the additional effort to implement the gere apply wheel suspension system by providing Sensors, the controller and a valve is required. However, since sensor signals in the adjacent vehicle system find regular use, e.g. B. at the Level control, and for signal processing a micro A sufficient controller is the device-technical majority limited effort.
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche. Advantageous developments of the invention are the subject of subclaims.
Mit der Weiterbildung gemäß Patentanspruch 2 gelingt es, die Dämpfung der Radbewegung in einfacher Weise frequenz- und amplitudenselektiv auszuführen. Zu diesem Zweck ist es vorteilhaft, den Regler mit einem Bandpaßfilter gemäß Patentanspruch 3 auszustatten und diesem gemäß Patentan spruch 4 ein Schwellwertglied nachzuschalten, das nur bei Überschreiten eines gewissen Signalpegels ein Ausgangs signal erzeugt.With the training according to claim 2, it is possible the damping of the wheel movement in a simple manner and to carry out amplitude-selective. For this purpose it is advantageous, according to the controller with a bandpass filter Equip claim 3 and this according to Patentan Say 4 to connect a threshold value element that only at An output exceeds a certain signal level signal generated.
Mit der Weiterbildung gemäß Patentanspruch 5 kann der schaltungstechnisch erforderliche Aufwand für den Regler begrenzt werden, indem geeignete Sensoren für die Absolut beschleunigung der von der angeregten Masse abzuschirmen den Masse m₂ und für die Aufnahme des Relativwegs zwischen den beiden Massen zum Einsatz kommen. Derartige Sensoren haben mittlerweile ein derart gutes Ansprechverhalten, daß die Signalverarbeitung im Regler ausreichend schnell er folgt, um ein Amplituden- und Frequenzfilterung vornehmen zu können.With the training according to claim 5, the circuitry required for the controller be limited by suitable sensors for the absolute acceleration of shielding from the excited mass the mass m₂ and for taking up the relative path between the two masses are used. Such sensors now have such a good response behavior that the signal processing in the controller is sufficiently fast follows to make an amplitude and frequency filtering to be able to.
Mit der Weiterbildung gemäß Patentanspruch 7 ergibt sich ein sehr einfach aufgebautes Stellglied des Reglers. Von Vorteil ist dabei auch, daß der Bauraum des Dämpfungs gliedes im wesentlichen nicht vergrößert werden muß. Auf diese Weise bietet sich auch die Möglichkeit, das erfin dungsgemäße geregelte Federungssystem nachträglich in physikalische Systeme, wie z. B. ein Radfederungssystem einzugliedern.With the training according to claim 7 results a very simple actuator of the controller. Of Another advantage is that the installation space of the damping link essentially does not need to be enlarged. On in this way there is also the possibility of inventing regulated suspension system in accordance with physical systems, such as B. a wheel suspension system to incorporate.
Nachstehend wird anhand schematischer Zeichnungen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung näher erläutert. Es zeigt: Below is a schematic drawing Embodiment of the invention explained in more detail. It shows:
Fig. 1 ein Schwingungsmodell einer konventionellen Radfederung eines Kraftfahrzeugs; FIG. 1 shows a vibration model of a conventional wheel suspension of a motor vehicle;
Fig. 2 ein Blockschaltbild bzw. Ersatzschaltbild der konventionellen Radfederung gemäß Fig. 1; FIG. 2 shows a block diagram or equivalent circuit diagram of the conventional wheel suspension according to FIG. 1;
Fig. 3 in einer der Fig. 1 ähnlichen Darstellung ein Schwingungsmodell der Radfederung mit geregel ter Dämpfung; Fig. 3 in a representation similar to Figure 1, a vibration model of the wheel suspension with regulated damping.
Fig. 4 ein Blockschaltbild der Radfederung gemäß Fig. 4; und FIG. 4 shows a block diagram of the wheel suspension according to FIG. 4; and
Fig. 5 ein Blockschaltbild des bei der Radfederung gemäß Fig. 3 und 4 verwendeten Reglers. Fig. 5 is a block diagram of the controller used in the wheel suspension according to FIGS . 3 and 4.
In Fig. 3 ist mit dem Bezugszeichen 12 ein Feder-Dämpfer- System bezeichnet, das dazu dient, die Bewegung der Masse m₂ zu dämpfen und von den Bewegungen der Masse m₁ abzu schirmen. Die Masse m₁ stellt wiederum die angeregte Masse des in Fig. 3 gezeigten Zweimassenschwingers dar, wie sie beispielsweise bei einem Kraftfahrzeug von der Masse eines Rades 16 und der zugehörigen Radaufhängung gebildet ist. Zwischen Radnabe und einem Kontaktpunkt PK ist ein wei teres Feder-Dämpfer-System 14 vorgesehen, das dem System 4 gemäß Fig. 1 entspricht. Die Lagekoordinaten x₀, x₁ und x₂ sind wiederum dem Berührungspunkt PK, der Radnabe bzw. der Aufbaumasse zugeordnet. Der Unterschied zwischen dem Schwindungsmodell gemäß Fig. 3 und demjenigen gemäß Fig. 1 besteht darin, daß eine äußere Rückführung der Bewe gungskenngrößen des zwischen den Massen m₁ und m₂ befind lichen Feder-Dämpfer-Systems 12 unter Zuhilfenahme eines Reglers 18 vorgesehen ist, um das Übertragungsverhalten eines Dämpfungsgliedes 122 des Feder-Dämpfer-Systems 12 derart zu regeln, daß die Dämpfungskraft zwischen den Massen m₁ und m₂ proportional zur Summe der separat ge wichteten Absolutgeschwindigkeiten der beiden Massen ge halten ist. Das Schwingsystem gemäß Fig. 3 kann durch die beiden folgenden Bewegungsgleichungen erfaßt werden:In Fig. 3, the reference numeral 12 denotes a spring-damper system, which serves to dampen the movement of the mass m₂ and shield from the movements of the mass m₁. The mass m₁ in turn represents the excited mass of the two-mass oscillator shown in Fig. 3, as it is formed for example in a motor vehicle from the mass of a wheel 16 and the associated wheel suspension. A white spring-damper system 14 is provided between the wheel hub and a contact point P K , which corresponds to the system 4 according to FIG. 1. The position coordinates x₀, x₁ and x₂ are in turn assigned to the point of contact P K , the wheel hub or the body dimensions. The difference between the shrinkage model according to FIG. 3 and that according to FIG. 1 is that an external feedback of the movement characteristics between the masses m 1 and m 2 located spring damper system 12 with the aid of a controller 18 is provided in order to do that Transfer behavior of an attenuator 122 of the spring-damper system 12 to regulate such that the damping force between the masses m 1 and m 2 is proportional to the sum of the separately weighted absolute speeds of the two masses. . The oscillating system of Figure 3 can be detected by the following two equations of motion:
m₁₁ = -c₁(x₁-x₀) - k₁(₁-₀) + c₂(x₂-x₁) + F[2′(x₂-x₁)](₂-₁)m₁₁ = -c₁ (x₁-x₀) - k₁ (₁-₀) + c₂ (x₂-x₁) + F [ 2 ′ (x₂-x₁)] (₂-₁)
m₂₂ = -c₂(x₂-x₁) - F[2′(x₂-x₁)](₂-₁)m₂₂ = -c₂ (x₂-x₁) - F [ 2 ′ (x₂-x₁)] (₂-₁)
wobei der Term F [₂, (x₂-x₁)] die Charakteristik des Reglers hinsichtlich der Regelung des Dämpfungsmaßes des Dämpfungsglieds 122 zum Ausdruck bringt. Die Bewegungs gleichungen des linearen Zweimassenschwingers gemäß Fig. 3 können in einem Ersatzschaltbild gemäß Fig. 4 darge stellt werden, das ein Analog-Modell des Zweimassenschwin gers gemäß Fig. 3 darstellt. Man erkennt aus dieser Darstellung, daß dem Regler 18 als Regelgröße die Absolut beschleunigung ₂ und als Hilfsregelgröße der Relativweg (x₂-x₁) zwischen den Massen m₁ und m₂ zugeführt wird. Zu diesem Zweck ist ein Beschleunigungssensor 20 an der Masse m₂, beispielsweise der anteiligen Aufbaumasse bei einer Kraftfahrzeugfederung, sowie ein Lagesensor 22 zwischen den Massen m₁ und m₂ vorgesehen. Der Regler 18 steuert über das Stellsignal y ein Drossel 124, die dem Dämpfungs glied 122 in Form einer Zylinder-Kolbenanordnung zugeord net ist. Die Zylinder-Kolbenanordnung dient dabei als hydraulisch-mechanischer Wandler bzw. Verstärker zur Steuerung des Energieumsatzes im Feder-Dämpfer-System 12.wherein the term F [₂, (x₂-x₁)] expresses the characteristic of the controller with regard to the regulation of the attenuation factor of the attenuator 122 . The motion equations of the linear two-mass oscillator of FIG. 3 may in an equivalent circuit shown in Fig. 4 represents Darge are illustrating an analog model of the Zweimassenschwin gers of FIG. 3. It can be seen from this illustration that the controller 18 is the absolute acceleration ₂ as a control variable and the relative path (x₂-x₁) between the masses m₁ and m₂ is supplied as an auxiliary control variable. For this purpose, an acceleration sensor 20 is provided on the mass m₂, for example the proportional body mass in a motor vehicle suspension, and a position sensor 22 between the masses m₁ and m₂. The controller 18 controls a control throttle 124 via the control signal y, which is the damping member 122 in the form of a cylinder-piston arrangement. The cylinder-piston arrangement serves as a hydraulic-mechanical converter or amplifier for controlling the energy conversion in the spring-damper system 12 .
Um über die Zylinder-Kolbenanordnung 122 eine Dämpfungs kraft zwischen den Massen m₁ und m₂ zu erzeugen, die proportional zur Summe der separat gewichteten Absolutge schwindigkeiten ₁ und ₂ der beiden Massen m₁ und m₂ ist, ist der Regler gemäß Fig. 5 aufgebaut, auf die im folgen den Bezug genommen werden soll.In order to generate a damping force between the masses m 1 and m 2 over the cylinder-piston arrangement 122 , which is proportional to the sum of the separately weighted absolute speeds 1 and 2 of the two masses m 1 and m 2, the controller according to FIG. 5 is constructed on the in the following the reference should be made.
Der Regler 18 hat zwei Zweige zur Verarbeitung der ihm zugeführten Regel- bzw. Hilfsregelgröße. Die Regelgröße x₂, die vom Beschleunigungssensor 20 gemessen wird, wird zunächst nach Multiplizierung mit einer Konstanten KA bei 181 einem Integrationsschritt unterworfen, so daß die Größe KI · KA · ₂ vorliegt. Dieses Signal wird einem Summierglied 182 zugeführt, um ein Relativgeschwindig keitssignal KD·KR·(₂-₁), das das Ausgangssignal eines Differenziergliedes 183 ist, von der Absolutgeschwindig keitskomponente des Aufbaus zu bereinigen. Man erhält auf diese Weise ein Schwinggeschwindigkeitssignal KD·KR·₁ des Rades.The controller 18 has two branches for processing the control or auxiliary control variable supplied to it. The controlled variable x₂, which is measured by the acceleration sensor 20 , is first subjected to an integration step after multiplication by a constant K A at 181 , so that the variable K I · K A · ₂ is present. This signal is supplied to a summing element 182 in order to clean a relative speed signal K D · K R · (₂-₁), which is the output signal of a differentiating element 183 , from the absolute speed component of the structure. In this way, an oscillation speed signal K D · K R · ₁ of the wheel is obtained.
In einer parallelen Schleife wird aus dem Relativwegsignal KR (x₂-x₁) mittels eines Bandpaßfilters 184 der Signal anteil im Bereich der Radresonanzfrequenz WOR selektiert. Anschließend wird dieses Signal einem Schwellwertglied 185 zugeführt, an dessen Ausgang immer dann eine Konstante K₁ erscheint, wenn die Relativbewegung des Rades im Resonanz frequenzbereich (₂-₁) ein vorgegebenes Maß übersteigt.In a parallel loop, the signal portion in the range of the wheel resonance frequency W OR is selected from the relative path signal K R (x₂-x₁) by means of a bandpass filter 184 . Then this signal is fed to a threshold value 185 , at the output of which a constant K 1 always appears when the relative movement of the wheel in the resonance frequency range (₂-₁) exceeds a predetermined amount.
Die Konstante wird einem Multiplizierglied 186 zugeführt, an dem eine Multiplikation mit dem auf die Schwingbewe gungen im Resonanzbereich des Rades reduzierten Schwingge schwindigkeitssignal KD·KR·₁ vorgenommen wird. Dieses auf die Schwingbewegung im Resonanzbereich des Rades reduzier te Schwinggeschwindigkeitssignal ₁ wird unter Zuhilfenah me eines weiteren Bandpaßfilters 187 erhalten, so daß hinter dem Multiplizierglied ein Signal vorliegt, das entweder K₁·KD·KR·₁ oder - außerhalb der Radresonanz frequenz - Null beträgt. Dieses Produkt wird nun einem weiteren Summierglied 188 zugeführt, an dem eine Summierung mit dem mit dem Faktor K₂ gewichteten Ausgangs signal des Integrierglieds 181 erfolgt. Diese Summe wird anschließend einem Kompensationsglied 189 zugeführt, das einem Primär-Reglersignal y₀ die inverse Charakteristik des hydraulischen Drosselventils 122 aufprägt. Nach einer Multiplikation mit dem Term KD·KR·(₂-₁) erhält man das Stellsignal yR des Reglers. Ein Leistungsverstärker 190 hebt das Stellsignal yR auf das zur Betätigung des Dros selventils 124 erforderliche Leistungsniveau yV.The constant is fed to a multiplier 186 , at which a multiplication is made with the speed signal K D · K R · ₁ reduced to the oscillations in the resonance range of the wheel. This reduced to the oscillating movement in the resonance area of the wheel te oscillation speed signal ₁ is obtained with the aid of a further bandpass filter 187 , so that behind the multiplier there is a signal that is either K₁ · K D · K R · ₁ or - outside the wheel resonance frequency - zero is. This product is now fed to a further summing element 188 , at which a summation with the output signal of the integrating element 181 weighted by the factor K 2 takes place. This sum is then fed to a compensation element 189 , which impresses the inverse characteristic of the hydraulic throttle valve 122 on a primary controller signal y₀. After multiplication by the term K D · K R · (₂-₁), the control signal y R of the controller is obtained. A power amplifier 190 raises the control signal y R to the power level y V required to actuate the throttle valve 124 .
Wie aus Fig. 3 deutlicher ersichtlich ist, ist die Masse m₁ mit dem Zylinder und die Masse m₂ mit dem Kolben der Zylinder-Kolbenanordnung 122 gekoppelt. Die beiden Seiten des Kolbens stehen über eine Druckfluidleitung 126 mitein ander in Verbindung, wobei in diese Leitung 126 die gere gelte Drossel 124 eingegliedert ist. Der variable Drossel querschnitt des Drosselventils 124 folgt der BedingungAs can be seen more clearly from FIG. 3, the mass m 1 is coupled to the cylinder and the mass m 2 is coupled to the piston of the cylinder-piston arrangement 122 . The two sides of the piston are connected via a pressure fluid conduit 126 in mitein other compound, the Gere applies in this line 126 throttle is incorporated 124th The variable throttle cross section of the throttle valve 124 follows the condition
Av = Kv · yV.A v = K v · y V.
Dieser Drosselquerschnitt wird von dem durch den Hydrau likzylinder geförderten Ölstrom durchströmt. Dieser Öl strom ist proportional zur Relativgeschwindigkeit (₂-₁) der Massen m₁ und m₂ und folgt der Beziehung:This cross section of the throttle is from that through the hydrau flows through the oil cylinder. That oil current is proportional to the relative speed (₂-₁) the masses m₁ and m₂ and follows the relationship:
QZ = AZ (₂-₁),Q Z = A Z (₂-₁),
wobei AZ die Kolbenfläche der Kolben-Zylinderanordnung 122 darstellt. Der sich dadurch ergebende Druckabfallwhere A Z represents the piston area of the piston-cylinder arrangement 122 . The resulting pressure drop
pZ = const. · (QZ/AV)²pZ = const. · (Q Z / A V ) ²
bewirkt an der Zylinderkolbenfläche AZ die Dämpfungskraft FD des Schwingungssystems. Mit dem vorstehend beschriebe nen Aufbau des Reglers ergibt sich durch Rückberechnung unter Berücksichtigung der Struktur des Regelkreises und des Übertragungsverhaltens der Bauelemente die Dämpfungs kraft FD zucauses the damping force F D of the vibration system on the cylinder piston surface A Z. With the structure of the controller described above, the damping force F D results from back calculation, taking into account the structure of the control loop and the transmission behavior of the components
Diese Beziehung beschreibt das Übertragungsverhalten des erfindungsgemäßen gedämpften Zweimassenschwingers, wobei ersichtlich ist, daß an die Stelle der herkömmlichen Rela tivgeschwindigkeitsdämpfung nunmehr eine Absolutsgeschwin digkeitsdämpfung getreten ist. Die Dämpfungskraft KG·K₂·₂ wirkt dabei lediglich entsprechend der Bewegung des Auf baus m₂. Die Dämpfung der Bewegung der Masse m₁ KG·K₁·₁ ist durch die Zwischenschaltung der Bandpaßfilter 184 und 187 und durch die Verwendung des Schwellwertgliedes fre quenz- und amplitudenselektiv. Entsprechend der Schwingge schwindigkeit ₁ der Masse m₁ in seinem Resonanzbereich wird folglich nur dann eine Dämpfungskraft erzeugt, wenn eine bestimmte Schwindungsamplitude überschritten ist. Es ergibt sich auf diese Weise eine Verbesserung der Schwin gungsabschirmung der beiden Feder-Masse-Dämpfer im Fre quenzbereich zwischen den Eigenfrequenzen der die Massen m₁ und m₂ enthaltenden Feder-Masse-Dämpfer-Systeme. Wenn die erregte Masse beispielsweise ein Rad eines Kraftfahr zeugs und die von der erregten Masse abzuschirmende Masse m₂ die anteilige Aufbaumasse des Kraftfahrzeugs darstellt, ergibt sich eine Vergrößerung der Fahrsicherheit, da die Eigenbewegungen von Aufbau und Rad spezifisch gedämpft werden können. Ferner gelingt es, in diesem Fall die Energieaufnahme des Dämpfungsgliedes 122 erheblich zu verringern, da im Frequenzbereich zwischen 1 und 10 Hz keine Relativgeschwindigkeitsdämpfung mehr auftritt, was zu einer Verringerung der thermischen Dämpferbelastung führt. Die Zylinder-Kolbenanordnung kann bei dem beschrie benen geregelten Dämpfer konstruktiv sogar einfacher ge staltet werden, wodurch der Mehraufwand für die Sensoren, für den Regler und für das Drosselventil kompensiert wird.This relationship describes the transmission behavior of the damped dual mass oscillator according to the invention, it being apparent that the place of the conventional rela tive speed damping has now been replaced by an absolute speed damping. The damping force K G · K₂ · ₂ acts only according to the movement of the building on m₂. The damping of the movement of the mass m₁ K G · K₁ · ₁ is by the interposition of the bandpass filter 184 and 187 and by the use of the threshold value fre frequency and amplitude selective. Corresponding to the Schwingge speed ₁ of the mass m₁ in its resonance range, a damping force is consequently only generated when a certain shrinkage amplitude is exceeded. This results in an improvement of the vibration shielding of the two spring-mass dampers in the frequency range between the natural frequencies of the masses m 1 and m 2 containing spring-mass damper systems. If the excited mass, for example, a wheel of a motor vehicle and the mass to be shielded from the excited mass m₂ represents the proportional body mass of the motor vehicle, there is an increase in driving safety, since the inherent movements of the body and the wheel can be damped specifically. Furthermore, it is possible in this case to considerably reduce the energy consumption of the damping element 122 , since in the frequency range between 1 and 10 Hz there is no longer any relative speed damping, which leads to a reduction in the thermal damper load. The cylinder-piston arrangement can even be structurally simpler in the described controlled damper, whereby the additional effort for the sensors, for the controller and for the throttle valve is compensated.
Die Erfindung schafft somit eine Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegungen der Massen eines linearen Zweimassen schwingers, wie er beispielsweise bei einem Radfederungs system eines Kraftfahrzeugs mit zwei in Reihe geschalteten Feder-Dämpfer-Systemen vorliegt. Dem zwischen den beiden Massen angeordneten Feder-Dämpfer-System ist ein Regler zugeordnet, dessen Stellsignal das Übertragungsverhalten des angesteuerten Dämpfungsgliedes in der Weise beein flußt, daß die Dämpfungskraft proportional zur Summe der separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten der beiden Massen ist. Auf diese Art und Weise gelingt es, die Schwingungsabschirmung der beiden Feder-Dämpfer-Systeme im Frequenzbereich zwischen den Eigenfrequenzen der beiden Systeme anzuheben und die thermische Belastung des Dämpfungsgliedes zu reduzieren.The invention thus provides a device for damping the eigenmovements of the masses of a linear two-mass vibrator, such as in a wheel suspension system of a motor vehicle with two series connected Spring-damper systems are available. The one between the two Bulk spring-damper system is a regulator assigned, whose control signal the transmission behavior of the controlled attenuator in the way flows that the damping force is proportional to the sum of the separately weighted absolute speeds of the two Masses is. In this way, the Vibration shielding of the two spring-damper systems in the Frequency range between the natural frequencies of the two Systems raise and the thermal load of the To reduce attenuator.
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