DE19719077A1 - Hydropneumatic vehicle suspension - Google Patents
Hydropneumatic vehicle suspensionInfo
- Publication number
- DE19719077A1 DE19719077A1 DE1997119077 DE19719077A DE19719077A1 DE 19719077 A1 DE19719077 A1 DE 19719077A1 DE 1997119077 DE1997119077 DE 1997119077 DE 19719077 A DE19719077 A DE 19719077A DE 19719077 A1 DE19719077 A1 DE 19719077A1
- Authority
- DE
- Germany
- Prior art keywords
- pressure
- control
- spring
- connection
- working
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
Classifications
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
- B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
- B60G17/02—Spring characteristics, e.g. mechanical springs and mechanical adjusting means
- B60G17/04—Spring characteristics, e.g. mechanical springs and mechanical adjusting means fluid spring characteristics
- B60G17/0416—Spring characteristics, e.g. mechanical springs and mechanical adjusting means fluid spring characteristics regulated by varying the resiliency of hydropneumatic suspensions
Abstract
Description
Die Erfindung bezieht sich auf eine hydropneumatische Federung mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1.The invention relates to a hydropneumatic suspension with the Features of the preamble of claim 1.
Bekanntlich werden Federglieder für Federungen immer nach den größten auftretenden Belastungen ausgelegt. Nach unten, d. h. zu geringeren Belastungen hin ist eine hydropneumatische Federung dadurch begrenzt, daß irgendwann beim Ausfedern der Druck die Gasvorspannung unterschreitet, wodurch keine Federfunktion mehr vorhanden ist. Da diese Erscheinung auf jeden Fall vermieden werden muß, ist das Lastverhältnis vom beladenen zum unbeladenen Fahrzeug auf einen vorbestimmten Wert begrenzt. Hierbei ist unter den Ausdrücken "beladen" und "unbeladen" sowohl eine echte Beladung wie zum Beispiel bei Lastkraftwagen oder Fahrzeugen der Landtechnik wie Rübenrodern als auch eine Belastungsänderung im Sinne eines Anbaus und Abbaus von schweren Zusatzgeräten an Traktoren oder dergleichen zu verstehen. Es ist weiterhin bekannt, daß sich das Lastverhältnis vergleichsweise einfach dadurch vergrößeren läßt, daß im Ringraum ein Druck im Sinne einer Vorlast aufgebaut und aufrecht erhalten wird, was üblicherweise durch den Anschluß eines hydropneumatischen Federungsgliedes an den Ringraum erfolgt. Eine weitere Vergrößerung läßt sich gemäß dem Oberbegriff dadurch erreichen, daß man den Druck im Ringraum in bestimmter Weise dem Druck im Kolbenraum anpaßt. Eine solche automatische Anpassung ist aus der DE-OS 17 55 095 bekannt geworden und erfolgt über ein stetig verstellbares Dreiwegeventil, welches einerseits von dem als konstant zu betrachtenden Zulaufdruck und andererseits über einen Hilfskolben und eine Gestängeübersetzung vom Druck im Arbeitsraum so gesteuert wird, daß bei Druckzunahme im Arbeitsraum Druckmittel aus dem Ringraum (im Extremfall auf den Druck Null, so daß keine Vorlast mehr vorhanden ist) abgelassen wird, während bei Druckabnahme im Arbeitsraum der Ringraum zwecks Druckerhöhung mit dem Zulauf in Verbindung gebracht wird. Die vollständige Reduktion der Vorlast erhöht zwar rein theoretisch das Lastverhältnis, bringt aber praktische Nachteile mit sich, da Hohlsogbildung im Ringraum entstehen kann. Das hydropneumatische Federungselement, üblicherweise ein Hydrospeicher, kommt bereits in einen ungünstigen Arbeitsbereich, wenn der Druck im Ringraum etwa auf die Höhe der Gasvorspannung abgesunken ist. Die Anordnung erfordert ein mehrteiliges Gestänge und die entsprechende Anbindung an das Dreiwegeventil. Der mechanische Aufwand ist beträchtlich und wegen des Gestänges mit seinen Umlenkpunkten ist auch mit einem beträchtlichen Einbauraum zu rechnen. Falls die Anordnung nicht voll gekapselt wird, muß außerdem gerade im landwirtschaftlichen Bereich mit Verschmutzung gerechnet werden, was zu erhöhten Reibungen in den Gelenken und damit zu Funktionsabweichungen führen kann.As is well known, spring links for suspensions are always the largest occurring loads designed. Down, d. H. to lower loads A hydropneumatic suspension is limited by the fact that at some point Rebounding the pressure falls below the gas preload, causing none Spring function is more available. Because this phenomenon definitely avoided must be the load ratio of the loaded to the unloaded vehicle limits a predetermined value. Here is under the terms "loaded" and "unloaded" is both a real load, such as a truck or Agricultural vehicles such as beet harvesters as well as a change in load in the Meaning of adding and removing heavy additional equipment to tractors or to understand the like. It is also known that the load ratio can be increased comparatively simply in that a pressure in the annulus A preload is built up and maintained, which is usually through the connection of a hydropneumatic suspension element to the annulus he follows. A further enlargement can be done according to the preamble achieve that the pressure in the annulus in a certain way the pressure in Adapts piston chamber. Such an automatic adjustment is from DE-OS 17 55 095 become known and takes place via a continuously adjustable three-way valve, which on the one hand depends on the inlet pressure and on the other hand via an auxiliary piston and a linkage transmission from the pressure in the Working space is controlled so that pressure increases in the working space when pressure increases from the annulus (in extreme cases to zero pressure, so that no preload anymore is present) is drained, while when the pressure in the work area decreases Annulus is connected to the inlet for the purpose of increasing the pressure. The complete reduction of the preload theoretically increases the load ratio, However, there are practical disadvantages because hollow suction is created in the annular space can. The hydropneumatic suspension element, usually a hydraulic accumulator, already comes into an unfavorable working area when the pressure in the annulus has dropped to about the level of the gas preload. The arrangement requires one multi-part linkage and the corresponding connection to the three-way valve. The mechanical effort is considerable and because of the linkage with its Deflection points also require considerable installation space. if the Arrangement is not fully encapsulated, must also especially in the agricultural Contamination can be expected, leading to increased friction in the Joints and thus lead to functional deviations.
Die der Erfindung zu Grunde liegende Aufgabe besteht daher darin, eine auf eine maximale Belastung ausgelegte hydropneumatische Federung nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 zwecks Vergrößerung des zulässigen Lastverhältnisses so auszugestalten, daß unter Verzicht auf elektronische oder elektrische Steuerungen und mechanische Betätigungs- oder Übersetzungsgestänge der Druck im Ringraum automatisch und ohne manuelle Eingriffe den Belastungsverhältnissen angepaßt wird, wobei sprunghafte Zustandsübergänge durch sprunghafte Druckwechsel vermieden werden sollen. Eine Entlastung des Ringraums auf Null soll vermieden werden und der mittlere Druck im ringraumseitigen Federungselement soll auch in einem Extremfall nur auf einen Wert abgesenkt werden, der einen ausreichenden Abstand zur Gasvorspannung hat. Die Ausgestaltung soll einfach, billig und funktionssicher sein und trotz voller Kapselung nach außen nur einen geringen Einbauraum benötigen. Weiterhin soll das angestrebte Ziel auch unabhängig von der Bauform der verwendeten Hydrospeicher erreicht werden.The object underlying the invention is therefore one on one maximum load designed hydropneumatic suspension after the Preamble of claim 1 for the purpose of increasing the permissible load ratio To be designed so that without electronic or electrical Controls and mechanical actuation or transmission linkages of pressure in the annulus automatically and without manual intervention the load conditions is adjusted, with sudden state transitions by sudden Pressure changes should be avoided. The annular space should be relieved to zero and the mean pressure in the suspension element on the annulus side can be avoided even in an extreme case, should only be reduced to one value, the one has sufficient distance to the gas pre-tension. The design should be simple, be cheap and reliable and, despite being fully encapsulated, only one need little installation space. The intended goal should also continue regardless of the design of the hydraulic accumulator used.
Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt erfindungsgemäß mit den Merkmalen des kennzeichnenden Teils des Anspruchs 1.This object is achieved according to the invention with the features of characterizing part of claim 1.
Der Vorteil der Lösung besteht darin, mit Hilfe eines einfachen hydraulischen Bauteils und einer ebenso einfachen Schaltung den Druck im Ringraum ruck- und sprungfrei allein hydraulisch zu steuern und zwar in Abhängigkeit vom Druck im Arbeitsraum, wobei bei niedrigen Belastungen die Zusatzbelastung im Ringraum maximal ist und bei höheren Belastungen stetig bis auf einen Minimalwert verringert wird. Durch geeignete Wahl von Federvorspannungen und Federkonstanten sowie durch die Lage und ggf. Verstellbarkeit der Anschläge läßt sich der Druckverlauf im Ringraum vom Maximaldruck zum Minimaldruck und damit die Übergangscharakteristik in weiten Grenzen vorher bestimmen.The advantage of the solution is with the help of a simple hydraulic Component and an equally simple circuit the pressure in the annulus jerk and to be controlled hydraulically without jumps, depending on the pressure in the Work area, with the additional load in the annulus at low loads maximum and is continuously reduced to a minimum value at higher loads becomes. Through a suitable choice of spring preloads and spring constants as well by the position and, if necessary, adjustability of the stops, the pressure curve in the Annulus from maximum pressure to minimum pressure and thus the Determine transition characteristics within wide limits beforehand.
Anspruch 2 bezieht sich auf einen verstellbaren Anschlag zur Einstellung des Minimaldruckes im Ringraum. Claim 2 relates to an adjustable stop for setting the Minimum pressure in the annulus.
Anspruch 3 richtet sich auf Dämpfungsmaßnahmen zum Ausschalten dynamischer Laständerungen.Claim 3 is aimed at damping measures to switch off dynamic Load changes.
Anspruch 4 richtet sich auf ein entsperrbares Rückschlagventil, mit dessen Hilfe der Ringraum hermetisch dicht gesperrt werden kann.Claim 4 is directed to an unlockable check valve, with the help of Annulus can be hermetically sealed.
Anspruch 5 bezieht sich auf eine nur intermittierend bei statischen Laständerungen wirksam werdende Niveauregeleinrichtung.Claim 5 relates to an intermittent only with static load changes effective level control device.
Anspruch 6 bezieht sich auf ein Blockierventil, das wahlweise alle Druckanschlüsse mit der Druckquelle oder mit dem Rücklauf verbinden kann.Claim 6 relates to a check valve, which optionally all pressure connections can connect to the pressure source or to the return.
Die Erfindung wird anhand eines zum Teil symbolisch dargestellten Hydraulikplans sowie zweier zugehöriger Diagramme näher erläutert.The invention is based on a hydraulic symbol that is partially symbolically represented and two associated diagrams explained in more detail.
Fig. 1 zeigt einen mit Hilfe von Hydrauliksymbolen aufgestellten Hydraulikschaltplan für einen einzelnen Federungszylinder, wobei der Positionierkolben zur besseren Beschreibung seiner Funktion gegenständlich dargestellt ist. Fig. 1 shows an erected by means of hydraulic symbols hydraulic circuit diagram for an individual suspension cylinder, the positioning piston is shown representational for better description of its function.
Fig. 2 zeigt ein Diagramm, in welchem für eine herkömmliche Federung der Druck im Hydrospeicher über der Achslast aufgetragen ist. Fig. 2 shows a diagram, in which for a conventional suspension, the pressure in the hydraulic accumulator is applied to the axle load.
Fig. 3 zeigt ein entsprechendes Diagramm für eine erfindungsgemäße Federung zur Darstellung des vergrößerten Lastbereiches. Fig. 3 shows a corresponding diagram for a suspension according to the invention to illustrate the enlarged load range.
Eine nicht näher dargestellte Druckquelle 1 liefert Druckmittel zum Anschluß P eines magnetbetätigten Blockierventils 2, das in seiner Schaltstellung a den Anschluß P mit einem weiteren Anschluß A verbindet, hingegen in seiner Schaltstellung b den Anschluß A mit einem Rücklaufanschluß T. Vom Anschluß A führt eine Leitung 3 zu einem Druckanschluß P1 eines Niveauregelventils 4, das über einen Exzenter 5 auf nicht näher dargestellte Weise den Abstand zwischen den gefederten und den ungefederten Massen eines Fahrzeuges abtastet und in eine bestimmte Stellung des Nockens übersetzt. In einer einem zu kleinen Abstand entsprechenden Schaltstellung a wird der Druckanschluß P1 mit einem Verbraucheranschluß A1 verbunden. In einer der gewünschten Niveaulage entsprechenden Schaltstellung 0 sind alle Anschlüsse gesperrt und in einer einem zu großen Abstand entsprechenden Schaltstellung b ist der Verbraucheranschluß A1 mit einem Rücklaufanschluß T1 verbunden. Vom Verbraucheranschluß A1 führt eine Leitung 6 zu einem entsperrbaren Rückschlagventil 7, das selbsttätig in Richtung auf eine Leitung 8 öffnet und in Gegenrichtung über eine von der Leitung 3 abzweigende Steuerleitung 9 entsperrt werden kann. Die Leitung 8 mündet in einem Arbeitsraum 10 eines Federungszylinders 11, der auf nicht näher dargestellte Weise zwischen den gefederten und ungefederten Massen eines Fahrzeuges angeordnet ist. Der Federungszylinder 11 besitzt einen den Arbeitsraum 10 abteilenden Kolben 12, der mit einer dicht nach außen geführten und einen Ringraum 13 abteilenden Kolbenstange 14 verbunden ist. An die Leitung 8 ist ein Hydrospeicher 15 als Federglied angeschlossen. Von der Leitung 3 zweigt eine Leitung 16 ab, die zu einem Hochdruckanschluß P2 eines Drei-Wege-Druckregelventils 17 führt, das weiterhin einen Niederdruckanschluß B und einen Rücklaufanschluß T2 besitzt. Gesteuert wird das Drei-Wege-Druckregelventil 17 über eine mit dem Niederdruckanschluß B in Verbindung stehende Steuerleitung 18, wobei der Steuerdruck auf nicht näher dargestellte Weise gegen eine Regelfeder 19 wirkt. Bekanntlich wirkt ein Drei-Wege-Druckregelventil so, daß eine Verbindung zwischen dem Hochdruckanschluß P2 und dem Niederdruckanschluß B solange unter zunehmender Drosselung bestehen bleibt, bis ein vorbestimmter Niederdruck erreicht ist. Bei Überschreiten dieses Niederdruckes wird eine Verbindung vom Niederdruckanschluß B zu einem Rücklaufanschluß T2 hergestellt. Vom Niederdruckanschluß B führt eine Leitung 20 zu einem entsperrbaren Rückschlagventil 21, das in Richtung einer zum Ringraum 13 führenden Leitung 22 selbsttätig öffnet und in Gegenrichtung durch eine von der Leitung 3 abzweigende Steuerleitung 23 entsperrbar ist. An die Leitung 22 ist ein als Federglied dienender Hydrospeicher 24 angeschlossen. Die Regelfeder 19 stützt sich an einem als Stufenkolben ausgebildeten Positionierkolben 25 ab, dessen Teil 26 kleineren Durchmessers durch eine Dichtung 27 abgedichtet ist und mit der Regelfeder 19 in Kontakt kommt und dessen Teil 28 größeren Durchmessers durch eine Dichtung 29 abgedichtet ist und im übrigen mit einer ringförmigen Wirkfläche 30 einen den Teil 25 teilweise umgebenden Steuerraum 31 begrenzt. In den Steuerraum 31 mündet über eine als Dämpfungseinrichtung 32 dienende Drossel eine von der Leitung 8 abzweigende Steuerleitung 33. Der Teil 28 größeren Durchmessers wird von einer Positionierfeder 34 belastet, die sich an einem Gehäuse 35 abstützt. Der mögliche Hub des Positionierkolbens 25 wird durch einen im Gehäuse 35 verstellbaren Anschlag 36 in Form einer Stellschraube begrenzt. Bei fehlendem Druck im Steuerraum 31 wird der Positionierkolben 25 gegen einen gehäuseseitigen festen Anschlag 37 gedrückt. A pressure source 1 , not shown in more detail, supplies pressure medium to the connection P of a solenoid-operated blocking valve 2 , which connects the connection P in its switching position a to a further connection A, but in its switching position b connects the connection A to a return connection T. From connection A, a line leads 3 to a pressure connection P1 of a level control valve 4 , which scans the distance between the sprung and unsprung masses of a vehicle via an eccentric 5 in a manner not shown in detail and translates it into a specific position of the cam. In a switching position a corresponding to a too small distance, the pressure connection P1 is connected to a consumer connection A1. In a switch position 0 corresponding to the desired level position, all connections are blocked and in a switch position b corresponding to a large distance, the consumer connection A1 is connected to a return connection T1. A line 6 leads from the consumer connection A1 to an unlockable check valve 7 , which opens automatically in the direction of a line 8 and can be unlocked in the opposite direction via a control line 9 branching off the line 3 . The line 8 opens into a working space 10 of a suspension cylinder 11 , which is arranged in a manner not shown between the sprung and unsprung masses of a vehicle. The suspension cylinder 11 has a piston 12 which divides the working space 10 and which is connected to a piston rod 14 which leads tightly outwards and divides an annular space 13 . A hydraulic accumulator 15 is connected to line 8 as a spring member. A line 16 branches off from line 3 , which leads to a high-pressure connection P2 of a three-way pressure control valve 17 , which furthermore has a low-pressure connection B and a return connection T2. The three-way pressure control valve 17 is controlled via a control line 18 connected to the low pressure connection B, the control pressure acting in a manner not shown against a control spring 19 . As is known, a three-way pressure regulating valve acts in such a way that a connection between the high-pressure connection P2 and the low-pressure connection B remains under increasing throttling until a predetermined low pressure is reached. If this low pressure is exceeded, a connection from the low pressure connection B to a return connection T2 is established. A line 20 leads from the low-pressure connection B to an unlockable check valve 21 , which opens automatically in the direction of a line 22 leading to the annular space 13 and can be unlocked in the opposite direction by a control line 23 branching off the line 3 . A hydraulic accumulator 24 serving as a spring element is connected to the line 22 . The control spring 19 is supported on a positioning piston 25 designed as a stepped piston, the part 26 of smaller diameter is sealed by a seal 27 and comes into contact with the control spring 19 and the part 28 of larger diameter is sealed by a seal 29 and otherwise with a annular active surface 30 delimits a control chamber 31 partially surrounding the part 25 . A control line 33 branching off from line 8 opens into control chamber 31 via a throttle serving as damping device 32 . The part 28 of larger diameter is loaded by a positioning spring 34 which is supported on a housing 35 . The possible stroke of the positioning piston 25 is limited by an adjustable stop 36 in the form of an adjusting screw in the housing 35 . If there is no pressure in the control chamber 31 , the positioning piston 25 is pressed against a fixed stop 37 on the housing side.
Unter Verzicht auf die Beschreibung hinlänglich bekannter Niveauregeleinrichtungen wird zu Erläuterung der Funktion zunächst auf Fig. 2 verwiesen, in welcher der Druck in einem Arbeitsraum eines herkömmlichen Federungszylinders über der Achslast aufgetragen ist. Der Ausdruck "herkömmlich" soll hier die Bedeutung haben, daß entweder kein Ringraum vorhanden ist oder dieser als abgeschlossenes System mit einem angeschlossenen Hydrospeicher betrachtet wird. Unter der weiteren Voraussetzung, daß auch beim Ausfedern unter geringster Belastung die Gasvorspannung p0 des Hydrospeichers nicht unterschritten werden sollte (Fortfall jeglicher Federung, sprunghafte Änderung der Charakteristik, Anschlagen von Schließplatten oder Schließventilen innerhalb des Hydrospeichers usw.), kann eine Mindestlast von F1min nicht unterschritten werden, ohne die beschriebenen Nachteile in Kauf zu nehmen. Gegenüber der maximal möglichen Last Fmax ergibt sich somit ein vergleichsweises kleines Lastverhältnis Fmax/F1min.With the description of well-known level control devices being omitted, reference is first made to the explanation of the function in FIG. 2, in which the pressure in a working space of a conventional suspension cylinder is plotted against the axle load. The term "conventional" is intended here to mean that either there is no annulus or this is considered a closed system with a connected hydraulic accumulator. Provided that the gas preload p 0 of the hydraulic accumulator should not be fallen below even when rebounding under the slightest load (no suspension, sudden changes in characteristics, striking of locking plates or closing valves within the hydraulic accumulator, etc.), a minimum load of F1min cannot be undercut without accepting the disadvantages described. Compared to the maximum possible load Fmax, this results in a comparatively small load ratio Fmax / F1min.
Es soll nun unter Bezug auf die Fig. 1 und 3 beschrieben werden, wie man dieses Verhältnis vergrößern kann. Es wird vorausgesetzt, daß das Fahrzeug entsprechend einer Achslast F2min unbeladen sei und der sich bei dieser Belastung einstellende Druck im Arbeitsraum 10, der sich als Steuerdruck über die Steuerleitung 33 auch in den Steuerraum 31 fortpflanzt, auch zusammen mit der Kraft der Regelfeder 19 nicht in der Lage ist, die Vorspannung der Positionierfeder 34 zu überwinden. Der Positionierkolben 25 liegt daher an seinem Anschlag 37 und verleiht der Regelfeder 19 ihre größte Vorspannung. Der sich auf Grund dieser Vorspannung am Niederdruckanschluß B und damit auch im Ringraum 13 einstellende Niederdruck sei mit PNDmax bezeichnet. Wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, würde eine von Null ansteigende Achslast ohne Beaufschlagung des Ringraums einen der von Null ansteigenden gestrichelten Linie entsprechenden Druck im Arbeitsraum 10 ergeben, was genau den Verhältnissen der Fig. 2 entsprechen würde. Durch die Zusatzbelastung im Ringraum 13 durch den Druck PNDmax ergibt sich ein höherer Druck im Arbeitsraum 10 entsprechend der Voll-Linie 1-2, wobei im Punkt 2 schließlich erstmals die Vorspannung der Positionierfeder 34 überwunden wird. Das bedeutet, daß sich der Positionierkolben 25 vom Anschlag 37 löst und die Regelfeder 19 dadurch Gelegenheit zu einer Entspannung hat. Eine geringer gespannte Regelfeder 19 bedeutet aber gleichzeitig eine Verringerung des Niederdrucks. Der Niederdruck erreicht dabei seinen geringsten Wert bei maximaler Entspannung der Regelfeder 19, d. h., wenn der Positionierkolben 25 am Anschlag 36 anschlägt und keinen weiteren Hub mehr machen kann. Der Niederdruck ist dann von PNDmax auf PNDmin abgefallen, wie aus Fig. 3 ersichtlich ist. Analog zu diesem Abfall fällt auch die Zusatzkraft im Ringraum 13, so daß der Druckanstieg im Arbeitsraum 10 entsprechend der Linie 2-3 etwas flacher verläuft, als es dem Anstieg der Achslast entsprechen würde. Da sich der Positionierkolben (25) bei weiter steigender Achslast nicht mehr weiter bewegen kann, bleibt die Vorspannung der Regelfeder 19 und damit auch der Niederdruck PNDmin konstant. Je näher man PNDmin gegen Null streben läßt, was sich durch Variation des Anschlages 36 bewerkstelligen läßt, um so enger nähert sich die Druckkennlinie 3-4 der gestrichelten Kennlinie. Das bedeutet, daß man im oberen Druckbereich mit einem geringfügig angehobenen Druckniveau und einem etwas breiter gespreizten dynamischen Bereich rechnen muß. Eindeutig ersichtlich ist in jedem Fall, daß die Achslast F2min, bei welcher der dynamische Bereich die Gasvorspannung p0 zu unterschreiten beginnt, wesentlich geringer ist als die Achslast F1min einer herkömmlichen Federung. Wichtig ist, daß man nach erfolgter statischer Belastungsänderung durch Schalten des Blockierventils 2 sowohl Arbeitsraum 10 wie auch Ringraum 13 von der Druckquelle 1, aber auch vom Rücklauf trennen kann, so daß ein permanenter Energiefluß nicht nötig ist. Die Dichtheit wird durch die entsperrbaren Rückschlagventile 7 und 21 sowie durch die Dichtungen 27 und 29 gewährleistet. Da klar ist, daß eigentlich nur statische Belastungsänderungen zu einer Verstellung des Positionierkolbens 25 führen sollten, ist die Dämpfungseinrichtung 32 in der Steuerleitung 33 vorgesehen, welche dynamische Druckänderungen, wie sie z. B. durch Fahrbahnunebenheiten hervorgerufen werden, glätten soll. Es ist weiterhin klar, daß die Abbildungen nur die prinzipiellen Zusammenhänge erläutern sollten und insofern verschiedene konstruktive Ausführungen und schaltplanmäßige Variationen möglich sind, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen. How to increase this ratio will now be described with reference to FIGS. 1 and 3. It is assumed that the vehicle is unloaded in accordance with an axle load F2min and that the pressure in the work space 10 which arises under this load and which also propagates as control pressure via the control line 33 into the control space 31 , also not together with the force of the control spring 19 is able to overcome the bias of the positioning spring 34 . The positioning piston 25 is therefore at its stop 37 and gives the control spring 19 its greatest bias. The low pressure which arises on the basis of this preload at the low pressure connection B and thus also in the annular space 13 is referred to as PNDmax. As can be seen from FIG. 3, an axle load that increases from zero without loading the annular space would result in a pressure in the working space 10 that corresponds to the dashed line rising from zero, which would correspond exactly to the conditions of FIG. 2. The additional load in the annular space 13 due to the pressure PNDmax results in a higher pressure in the working space 10 corresponding to the full line 1-2 , with point 2 finally overcoming the preload of the positioning spring 34 for the first time. This means that the positioning piston 25 detaches from the stop 37 and the control spring 19 thus has the opportunity to relax. A less tensioned control spring 19 also means a reduction in the low pressure. The low pressure reaches its lowest value with maximum relaxation of the control spring 19 , ie when the positioning piston 25 strikes the stop 36 and can no longer make a further stroke. The low pressure then dropped from PNDmax to PNDmin, as can be seen from FIG. 3. Analogously to this drop, the additional force in the annular space 13 also falls, so that the pressure increase in the working space 10 is somewhat flatter according to the line 2-3 than it would correspond to the increase in the axle load. Since the positioning piston ( 25 ) can no longer move when the axle load continues to increase, the preload of the control spring 19 and thus also the low pressure PNDmin remains constant. The closer one can strive for PNDmin to zero, which can be accomplished by varying the stop 36 , the closer the pressure characteristic curve 3-4 approaches the dashed characteristic curve. This means that one has to reckon with a slightly higher pressure level and a somewhat wider dynamic range in the upper pressure range. In any case, it is clearly evident that the axle load F2min, at which the dynamic range begins to fall below the gas preload p 0 , is significantly lower than the axle load F1min of a conventional suspension. It is important that after the static load change has taken place, by switching the blocking valve 2, both the working space 10 and the annular space 13 can be separated from the pressure source 1 , but also from the return line, so that a permanent energy flow is not necessary. The tightness is ensured by the unlockable check valves 7 and 21 and by the seals 27 and 29 . Since it is clear that actually only static changes in load should lead to an adjustment of the positioning piston 25 , the damping device 32 is provided in the control line 33 , which dynamic pressure changes, such as z. B. caused by bumps in the road, smoothen. It is furthermore clear that the figures should only explain the basic relationships and, in so far, various constructive designs and circuit-diagram variations are possible without leaving the scope of the invention.
11
Druckquelle
Pressure source
22nd
Blockierventil
Blocking valve
33rd
Leitung
management
44th
Niveauregelventil
Level control valve
55
Excenter
Eccentric
66
Leitung
management
77
Entsperrbares Rückschlagventil
Unlockable check valve
88th
Leitung
management
99
Steuerleitung
Control line
1010th
Arbeitsraum
working space
1111
Federungszylinder
Suspension cylinder
1212th
Kolben
piston
1313
Ringraum
Annulus
1414
Kolbenstange
Piston rod
1515
Hydrospeicher
Hydraulic accumulator
1616
Leitung
management
1717th
Drei-Wege-Druckregelventil
Three-way pressure control valve
1818th
Steuerleitung.
Control line.
1919th
Regelfeder
Rule spring
2020th
Leitung
management
2121
entsperrbares Rückschlagventil
unlockable check valve
2222
Leitung
management
2323
Steuerleitung
Control line
2424th
Hydrospeicher
Hydraulic accumulator
2525th
Positionierkolben
Positioning piston
2626
Teil
part
2727
Dichtung
poetry
2828
Teil
part
2929
Dichtung
poetry
3030th
Wirkfläche
Effective area
3131
Steuerraum
Control room
3232
Dämpfungseinrichtung
Damping device
3333
Steuerleitung
Control line
3434
Positionierfeder
Positioning spring
3535
Gehäuse
casing
3636
Anschlag
A Anschluß
A1 Verbraucheranschluß
B Niederdruckanschluß
P Anschluß
P1 Druckanschluß
P2 Hochdruckanschluß
T Rücklaufanschluß
T1 Rücklaufanschluß
T2 Rücklauf
a Schaltstellung
b Schaltstellung
0 Schaltstellung
attack
A connection
A1 consumer connection
B low pressure connection
P connection
P1 pressure connection
P2 high pressure connection
T return connection
T1 return connection
T2 return
a switch position
b Switch position
0 switch position
Claims (6)
- a) mindestens einem doppeltwirkenden Federungszylinder zwischen den gefederten und ungefederten Massen mit einem kolbenseitigen Arbeitsraum und einem kolbenstangenseitigen Ringraum,
- b) einem mit dem Arbeitsraum wirkungsmäßig verbundenen oder verbindbaren hydropneumatischen Federglied, insbesondere ein Hydrospeicher,
- c) einem weiteren, mit dem Ringraum in Wirkverbindung stehenden hydropneumatischen Federglied,insbesondere ein Hydrospeicher,
- d) einer den Arbeitsraum in Abhängigkeit von Abstandsänderungen zwischen den gefederten und ungefederten Massen entweder mit einer Druckquelle zwecks Vergrößerung des Abstandes oder mit einem Rücklauf zwecks Verkleinerung des Abstandes in Verbindung bringenden Niveauregeleinrichtung,
- e) sowie einer Einrichtung zu einer vorbestimmten statischen Druckänderung im Ringraum in Abhängigkeit vom Druck im Arbeitsraum,
- f) der Ringraum (13) mit dem Niederdruckanschluß (B) eines Drei-Wege-Druck regelventils (17) verbunden ist, dessen Steuerkolben vom Druck des Niederdruckanschlusses (B) gegen die Kraft einer Regelfeder (19) derart beaufschlagt wird, daß bei Unterschreiten eines von der Vorspannung der Regelfeder (19) abhängigen Regeldruckes der Niederdruckanschluß (B) mit einem Hochdruckanschluß (P2) verbunden wird und bei Überschreiten des Regeldruckes der Niederdruckanschluß (B) mit einem Rücklauf (T2) verbunden wird,
- g) wobei die Regelfeder (19) ihr Widerlager an einem dicht geführten Positionierkolben (25) findet, der innerhalb eines Steuerraumes (31) eine von einem Steuerdruck gegen die Kraft einer Positionierfeder (34) beaufschlagbare Wirkfläche (30) besitzt,
- h) welcher Steuerdruck im wesentlich der Druck des Arbeitsraumes (10) ist,
- i) wobei die Positionierfeder (34) eine Vorspannung und eine Federkonstante besitzt, die größer sind als jene der Regelfeder (19), und im übrigen so bemessen ist, daß sich der Positionierkolben (25) bei einem ersten Arbeitsdruck an einem ersten (37), der Regelfeder (19) eine maximale Vorspannung verleihenden Anschlag befindet und nach Zunahme des Arbeitsdruckes um einen vorbestimmten Betrag sich an einem gegenüberliegenden (36), der Regelfeder (19) eine minimale Vorspannung verleihenden Anschlag befindet.
- a) at least one double-acting suspension cylinder between the sprung and unsprung masses with a piston-side working space and a piston rod-side annular space,
- b) a hydropneumatic spring element, in particular a hydraulic accumulator, which is operatively connected or connectable to the working space,
- c) a further hydropneumatic spring element which is operatively connected to the annular space, in particular a hydraulic accumulator,
- d) a level control device which connects the working space as a function of changes in distance between the sprung and unsprung masses either with a pressure source for increasing the distance or with a return for reducing the distance,
- e) and a device for a predetermined static pressure change in the annular space as a function of the pressure in the working space,
- f) the annular space ( 13 ) is connected to the low-pressure connection (B) of a three-way pressure control valve ( 17 ), the control piston of which is acted upon by the pressure of the low-pressure connection (B) against the force of a control spring ( 19 ) in such a way that it falls below one of the control pressure ( 19 ) dependent control pressure, the low pressure connection (B) is connected to a high pressure connection (P2) and if the control pressure is exceeded, the low pressure connection (B) is connected to a return (T2),
- g) the control spring ( 19 ) finds its abutment on a tightly guided positioning piston ( 25 ) which has an active surface ( 30 ) within a control chamber ( 31 ) which can be acted upon by a control pressure against the force of a positioning spring ( 34 ),
- h) which control pressure is essentially the pressure of the work space ( 10 ),
- i) wherein the positioning spring ( 34 ) has a preload and a spring constant which are greater than that of the control spring ( 19 ) and is otherwise dimensioned such that the positioning piston ( 25 ) is at a first working pressure on a first ( 37 ) , the control spring ( 19 ) is a maximum prestressing stop and after increasing the working pressure by a predetermined amount is on an opposite ( 36 ), the control spring ( 19 ) is a minimum prestressing stop.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| DE1997119077 DE19719077C2 (en) | 1997-05-06 | 1997-05-06 | Hydropneumatic suspension for vehicles |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| DE1997119077 DE19719077C2 (en) | 1997-05-06 | 1997-05-06 | Hydropneumatic suspension for vehicles |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| DE19719077A1 true DE19719077A1 (en) | 1998-11-12 |
| DE19719077C2 DE19719077C2 (en) | 2000-05-04 |
Family
ID=7828758
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| DE1997119077 Expired - Fee Related DE19719077C2 (en) | 1997-05-06 | 1997-05-06 | Hydropneumatic suspension for vehicles |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| DE (1) | DE19719077C2 (en) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1232882A2 (en) | 2001-02-15 | 2002-08-21 | Carl Freudenberg KG | Hydropneumatic suspension for vehicles with highly varying axle loads |
| EP1232883A2 (en) | 2001-02-15 | 2002-08-21 | Carl Freudenberg KG | Hydropneumatic vehicle suspension system |
| DE10338534B3 (en) * | 2003-08-19 | 2005-01-27 | Carl Freudenberg Kg | Vehicle spring system method for controlling behavior in a motor vehicle's spring system has alternating axle loads, a level control and hydro-pneumatic spring system devices |
| EP1508461A1 (en) | 2003-08-16 | 2005-02-23 | Deere & Company | Hydopneumatic suspension |
| US7059127B2 (en) | 2003-08-16 | 2006-06-13 | Deere & Company | Hydro-pneumatic spring support arrangement |
| US9039021B2 (en) | 2012-07-10 | 2015-05-26 | Fsp Fluid Systems Partners Holding Ag | Control arrangement for a hydropneumatic suspension system and hydropneumatic suspension system comprising such a control arrangement |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| FR92847E (en) * | 1967-03-29 | 1969-01-03 | Ind Dev Company Establishments | Hydropneumatic suspension at constant load. |
| EP0535116B1 (en) * | 1990-06-28 | 1995-09-06 | Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag | Hydropneumatic vehicle suspension |
-
1997
- 1997-05-06 DE DE1997119077 patent/DE19719077C2/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (15)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1232883A3 (en) * | 2001-02-15 | 2004-09-22 | Carl Freudenberg KG | Hydropneumatic vehicle suspension system |
| EP1232882A3 (en) * | 2001-02-15 | 2004-11-24 | Carl Freudenberg KG | Hydropneumatic suspension for vehicles with highly varying axle loads |
| DE10107644A1 (en) * | 2001-02-15 | 2002-09-05 | Freudenberg Carl Kg | Hydropneumatic suspension for vehicles with heavily changing axle loads |
| DE10107631A1 (en) * | 2001-02-15 | 2002-09-05 | Freudenberg Carl Kg | Method and device for controlling the suspension behavior in vehicles with hydropneumatic suspension devices and highly variable axle load ratios |
| US6644096B2 (en) | 2001-02-15 | 2003-11-11 | Firma Carl Freudenberg | Hydropneumatic suspension for vehicles having greatly varying axle loads |
| US6786492B2 (en) | 2001-02-15 | 2004-09-07 | Carl Freudenberg Kg | Method and device for controlling the suspension performance in vehicles having hydropneumatic suspension devices and highly variable axle-load ratios |
| EP1232883A2 (en) | 2001-02-15 | 2002-08-21 | Carl Freudenberg KG | Hydropneumatic vehicle suspension system |
| DE10107631B4 (en) * | 2001-02-15 | 2007-04-05 | Carl Freudenberg Kg | Method and device for controlling the suspension behavior in vehicles with hydropneumatic suspension devices and highly variable axle load ratios |
| EP1232882A2 (en) | 2001-02-15 | 2002-08-21 | Carl Freudenberg KG | Hydropneumatic suspension for vehicles with highly varying axle loads |
| DE10107644B4 (en) * | 2001-02-15 | 2005-02-10 | Carl Freudenberg Kg | Hydropneumatic suspension for vehicles with heavily varying axle loads |
| EP1508461A1 (en) | 2003-08-16 | 2005-02-23 | Deere & Company | Hydopneumatic suspension |
| US7059127B2 (en) | 2003-08-16 | 2006-06-13 | Deere & Company | Hydro-pneumatic spring support arrangement |
| DE10338534B3 (en) * | 2003-08-19 | 2005-01-27 | Carl Freudenberg Kg | Vehicle spring system method for controlling behavior in a motor vehicle's spring system has alternating axle loads, a level control and hydro-pneumatic spring system devices |
| US7357395B2 (en) | 2003-08-19 | 2008-04-15 | Carl Freudenberg Kg | Device for controlling suspension performance of a vehicle having variable axle loads |
| US9039021B2 (en) | 2012-07-10 | 2015-05-26 | Fsp Fluid Systems Partners Holding Ag | Control arrangement for a hydropneumatic suspension system and hydropneumatic suspension system comprising such a control arrangement |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| DE19719077C2 (en) | 2000-05-04 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| DE69722958T2 (en) | VEHICLE ROLL STABILIZATION SYSTEM | |
| EP0642068B1 (en) | Pilot operated hydraulic valve | |
| DE19754828C2 (en) | Hydraulic control arrangement for a mobile working machine, in particular for a wheel loader, for damping pitching vibrations | |
| DE4242448C1 (en) | Hydropneumatic spring mechanism for tractor - uses three-way valve combination and load sensing pump. | |
| DE4138208A1 (en) | HYDROPNEUMATIC SPRING SUSPENSION | |
| DE3724271A1 (en) | DAMPING DEVICE | |
| LU88390A1 (en) | Pilot stage for pressure relief valves | |
| DE3931857A1 (en) | DAMPING SYSTEM | |
| DE2243585B2 (en) | Hydropneumatic suspension for automobiles | |
| DE10107631B4 (en) | Method and device for controlling the suspension behavior in vehicles with hydropneumatic suspension devices and highly variable axle load ratios | |
| DE102018210403A1 (en) | Vehicle wheel suspension with an adjustment system for the base point of a body suspension spring | |
| DE102012208307A1 (en) | Damping device for wheeled loader, has hydropneumatic accumulator discharged through discharging valve according to operation of control valve when pressure at storage terminal is larger than pressure at power port | |
| WO1993005971A1 (en) | Vehicle suspension system | |
| EP3914463B1 (en) | Spring-damper system | |
| DE19719077C2 (en) | Hydropneumatic suspension for vehicles | |
| DE4112065C2 (en) | Pilot operated pressure cut-off valve with adjustable switching pressure difference | |
| DE4036564A1 (en) | Hydraulic system for control of press RAM - provides fast approach with high forming load by use of nested cylinders controlled by multiway proportional valve | |
| DE102004025806A1 (en) | Stabilizer arrangement for a motor vehicle with adjustable pendulum support | |
| AT408475B (en) | ARRANGEMENT FOR HYDRAULICALLY ACTUATING A MOVABLE COMPONENT ON A VEHICLE | |
| WO1999008029A1 (en) | Pilot-operated pressure control valve | |
| DE19719076A1 (en) | Hydropneumatic vehicle suspension | |
| DE3823840C2 (en) | ||
| DE4221088C2 (en) | Suspension system for vehicles | |
| EP4248105A1 (en) | Hydraulic shock absorber | |
| DE4414779C1 (en) | Multifunction valve |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| OP8 | Request for examination as to paragraph 44 patent law | ||
| 8127 | New person/name/address of the applicant |
Owner name: INTEGRAL ACCUMULATOR KG, 53424 REMAGEN, DE |
|
| D2 | Grant after examination | ||
| 8364 | No opposition during term of opposition | ||
| 8339 | Ceased/non-payment of the annual fee |