DE19856081C2 - Aktives Vibrationsdämpfungssystem - Google Patents
Aktives VibrationsdämpfungssystemInfo
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Description
Die vorliegende Anmeldung basiert auf den japanischen
Patentanmeldungen mit den Nummern 9-335843 und 10-74015,
jeweils eingereicht am 05. Dezember 1997 und am 23. März
1998, deren Inhalte durch Bezugnahme hierauf mit umfaßt
sind.
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein aktives
Vibrationsdämpfungssystem einschließlich einer Vibrations
dämpfvorrichtung, die eine Fluidkammer hat, die mit einem
nicht komprimierbaren Fluid gefüllt ist und auf einem Ge
genstand befestigt ist, dessen Vibration durch das Dämp
fungssystem gedämpft wird, und auf eine Steuervorrichtung
zur Steuerung des Drucks des Fluids im Inneren der Fluid
kammer, um die Eingangsvibration wirksam zu dämpfen oder zu
isolieren. Insbesondere bezieht sich die vorliegende Erfin
dung auf ein solches aktives Vibrationsdämpfungssystem, das
sich als Motorbefestigung eignet, oder auf einen Vibra
tionsdämpfer irgendeiner anderen Art für ein Fahrzeug.
Zur Dämpfung oder Isolierung einer Vibration
(einschließlich eines durch die Vibration induzierten Ge
räusches) eines Gegenstandes wie eines Körpers eines Fahr
zeugs, wurde folgendes verwendet: Eine Vibrationsdämpfungs
vorrichtung wie eine Motorbefestigung oder eine Aufhän
gungshülse, die zwischen dem Gegenstand und einer Vibrati
onsquelle wie einer Leistungseinheit angeordnet ist, um
diese zwei Bauteile in einer vibrationsdämpfenden Art und
Weise zu verbinden, um eine Vibration, die von der Vibrati
onsquelle auf den Gegenstand übertragen wird, zu beseitigen
oder zu reduzieren; und ein Vibrationsdämpfer wie ein dyna
mischer Dämpfer, der zur Absorption oder Reduzierung der
Vibration des Gegenstandes an dem Gegenstand befestigt ist.
Als eine solche Art eines Vibrationsdämpfers sind aktive
Vibrationsdämpfungssysteme bekannt, wie sie in der Offenle
gungsveröffentlichtung Nr. 61-191543 der japanischen Ge
brauchtsmusteranmeldung, in dem japanischen Patent
Nr. 2510914 und dem japanischen Patent Nr. 2510915 offenbart
sind, die entwickelt wurden, um die jüngste Forderung nach
verbesserten Vibrationsdämpfungseigenschaften zu erfüllen.
Ein solches aktives Vibrationsdämpfungssystem umfaßt fol
gendes: eine Vibrationsdämpfungsvorrichtung, die eine
Fluidkammer hat, die mit einem nicht komprimierbaren Fluid
gefüllt ist und teilweise durch einen elastischen Körper
gebildet wird, der elastisch deformierbar ist, wenn eine
Eingangsvibrationslast von dem Gegenstand auf die Vibrati
onsdämpfungsvorrichtung aufgebracht wird, wobei die Fluid
kammer ferner durch eine oszillierende Platte gebildet
wird, die durch eine geeignete Antriebsvorrichtung versetzt
oder zum Schwingen gebracht wird; und eine Steuervorrich
tung zum Anlegen eines elektrischen Steuersignals an eine
Antriebsvorrichtung zur Steuerung der Oszillation der os
zillierenden Platte. Das elektrische Antriebssignal ent
spricht der durch das Dämpfungssystem zu dämpfenden Vibra
tion. Die Oszillation der oszillierenden Platte ruft eine
periodische Veränderung des Drucks des Fluids im inneren
der Fluidkammer hervor, um die Vibration des Gegenstandes
wirksam zu isolieren oder zu dämpfen.
Um eine hervorragende Vibrationsdämpfungswirkung der
Vibrationsdämpfungsvorrichtung, die wie vorstehend be
schrieben konstruiert ist, zu erzielen, ist die Wellenform
einer oszillierenden Kraft, die auf die oszillierende
Platte aufgebracht wird, oder die Wellenform einer Druckän
derung des Fluids in der Fluidkammer erforderlich, um die
besonderen Eigenschaften der Vibration des Gegenstandes so
gut wie möglich zu treffen oder ihnen zu folgen. Diesbezüglich
wurde eine Motorbefestigung vorgeschlagen, wie sie in
der JP-A 8-72561 und JP-A 9-42374 offenbart ist, die zwi
schen einem Verbrennungsmotor (Vibrationsquelle) und einem
Körper (Gegenstand) eines Fahrzeugs angeordnet ist. In die
ser Motorbefestigung erzeugt die Steuervorrichtung das
elektrische Antriebssignal in Gestalt eines Sinuswellenan
triebsstroms, dessen Periode, Amplitude und Phase denjeni
gen der Vibration entspricht. Das erzeugte Antriebssignal
wird an die Antriebsvorrichtung wie einer elektromagneti
schen Antriebsvorrichtung oder einer Betätigungsvorrichtung
angelegt, um die oszillierende Platte dadurch zum Schwingen
zu bringen.
Jedoch neigt die Steuervorrichtung, die dazu angepaßt
ist, den Sinuswellenantriebsstrom zu erzeugen, dessen Wel
lenform der Wellenform der Vibration des Gegenstandes ent
spricht, dazu, kompliziert zu sein, woraus zwangsläufig ei
ne Zunahme der Herstellungskosten der Dämpfungsvorrichtung
resuliert. Ferner neigt die komplizierte Steuervorrichtung
dazu, an der Erzeugung eines hochfrequenten Rauschens, das
das elektrische Antriebssignal überlagert, zu leiden. Ge
nauer gesagt wird der Sinuswellenantriebsstrom, der ein
vorbestimmtes Verhältnis zu den Eigenschaften der Vibra
tion, die gedämpft werden soll, hat, vorzugsweise zum Bei
spiel gemäß einer Analogsteuerung oder einer Pulsdauer
(Breiten-)Modulationssteuerung (PWM) erhalten. Gemäß der
Analogsteuerung wird anfangs ein analoges Basisspannungs
signal erhalten, das eine Sinuswellenform hat, die derjeni
gen der Vibration des Gegenstandes entspricht. Das Sinus
wellen-Basisspannungssignal wird in Abhängigkeit von dessen
Phase und Amplitude (Verstärkung) mittels einer analogen
Prozeßschaltung modifiziert, um dadurch den gewünschten Si
nuswellenantriebstrom zu erhalten. Gemäß der PWM-Steuerung
wird andererseits anfangs ein digitales Basisspannungspuls
signal erhalten, das anschließend der Pulsbreitenmodulation
gemäß oder in Abhängigkeit von der Wellenform der Vibration
des Gegenstandes unterzogen wird. Das somit erhaltene digi
tale Basisspannungssignal wird über eine H-Brückenschal
tung, die Schaltelemente wie Transistoren hat, an die An
triebsvorrichtung angelegt. Die H-Brückenschaltung wird da
zu angepaßt, die Aufbringung des Basisspannungssignals so
zu steuern, daß der gewünschte Sinuswellenantriebsstrom,
der auf die Antriebsvorrichtung aufgebracht werden soll,
erhalten wird. Im ersteren Fall, d. h. im Fall der analogen
Steuerung, ist jedoch ein sehr komplizierter, elektrischer
Schaltkreis erforderlich, um das analoge Basisspannungs
signal, das eine Sinuswellenform hat, zu erzeugen, und zur
Einstellung der Phase und der Amplitude (Verstärkung) des
Basisspannungssignals, das zwangsläufig zu einer Erhöhung
der Herstellungskosten führt. Andererseits erfordert die
PWM-Steuerung eine Trägerwelle, die eine beträchtlich hohe
Frequenz hat, eine zentrale Verarbeitungseinheit (CPU), die
eine großer Verarbeitungskapazität hat, beispielsweise
16-32 Bit, für Hochgeschwindigkeitsrechenoperationen, um das
Basis-Spannungspulssignal mit einer hohen Frequenz zu ver
arbeiten, und einen Speicher, der eine relativ große Spei
cherkapazität hat, zur Speicherung von komplizierten Steu
erprogrammen. Somit leidet die PWM-Steuerung auch unver
meidlich an einer Erhöhung der Herstellungskosten.
Des weiteren erfordert das aktive Vibrationsdämpfungs
system, wie es vorstehend beschrieben wurde, eine relativ
große Oszillationskraft, zur Oszillierung der oszillieren
den Platte, um eine hervorragende aktive Vibrationsdämp
fungswirkung zu schaffen. Wenn die Vibration des Gegenstan
des eine relativ große Amplitude hat, ist die erforderliche
Oszillationskraft dementsprechend groß, was eine groß be
messene Antriebsvorrichtung für die Schwingung der oszil
lierenden Platte erfordert, was in einer Zunahme der Größe
und des Gewichts der Vibrationsdämpfungsvorrichtung resultiert,
und in einer Zunahme des erforderlichen elektrischen
Stromverbrauchs.
Es ist deshalb eine Aufgabe der vorliegenden Erfin
dung, ein aktives Vibrationsdämpfungssystem zu schaffen,
das in der Lage ist, einen hohen Vibrationsdämpfungseffekt
in bezug auf eine Vibration eines Gegenstandes, der ge
dämpft werden soll, zu zeigen, und das eine Steuervorrich
tung umfaßt, zur Erzeugung eines elektrischen Antriebs
signals, wobei die Steuervorrichtung in der Konstruktion
einfach ist und bei relativ niedrigen Kosten ermöglichbar
ist.
Es ist ein Ziel dieser Erfindung, ein aktives Vibra
tionsdämpfungssystem zu schaffen, das in der Lage ist, das
herkömmlich auftretende Problem der Verschlechterung seiner
Vibrationsdämpfungseigenschaften in bezug auf eine Hochfre
quenzvibration aufgrund höherer Oberschwingungen des elek
trischen Antriebssignals, d. h. einem Hochfrequenzrauschen,
das dem Antriebssignal überlagert ist, ohne dem Erfordernis
eines elektrischen Signalprozessors, der eine komplizierte
Konstruktion hat, zu beseitigen oder zu reduzieren.
Es ist ein weiteres Ziel dieser Erfindung, ein aktives
Vibrationsdämpfungssystem zu schaffen, das in der Lage ist,
einen ausreichend hohen aktiven Dämpfungseffekt zu zeigen,
ohne einer Zunahme der Größe der Antriebsvorrichtung und
der erforderlichen Menge an Stromverbrauch.
Die obige Aufgabe und die Ziele der vorliegenden Er
findung können gemäß dem Prinzip der Erfindung gelöst und
erzielt werden, das ein aktives Vibrationsdämfpungssystem,
zur Dämpfung einer Vibration eines Gegenstandes, mit den
folgenden Bauteilen schafft: einer fluidgefüllten Vibrati
onsdämpfungsvorrichtung, die einen elastischen Körper enthält,
der teilweise eine primäre Fluidkammer bildet, die
mit einem inkompressiblen Fluid gefüllt ist, wobei der ela
stische Körper so elastisch derformiert wird, daß eine Än
derung des Drucks des Fluids in der primären Fluidkammer
hervorgerufen wird, infolge der Aufbringung einer Vibrati
onslast von dem Gegenstand, einer oszillierenden Platte,
die teilweise eine Hilfsfluidkammer bildet, die mit dem in
kompressiblen Fluid gefüllt ist, einer Antriebsvorrichtung
zur Erzeugung einer Antriebskraft zum Schwingen der oszil
lierenden Platte, um eine Veränderung des Drucks des Fluids
in der Hilfsfluidkammer hervorzurufen und einen Öffnungska
nal für eine Fluidverbindung zwischen der primären und der
Hilfsfluidkammer; und einer Steuervorrichtung, die ein
elektrisches Antriebspulssignal (E) auf die Antriebsvor
richtung aufbringt, zur Steuerung einer Schwingung der os
zillierenden Platte, wobei die Steuervorrichtung einen
Pulssignalgenarator umfaßt, zur Erzeugung eines Steuerpuls
signals (P), dessen Frequenz derjenigen der Vibration des
Gegenstandes entspricht; einem Phasenmodulator zur Modulie
rung einer Phase des Steuerpulssignals in Abhängigkeit von
einem Zustand (S) der Vibration des Gegenstandes, und einem
Antriebskraftregler zur Einstellung einer Wellenform des
Steuerpulssignals, um das elektrische Antriebspulssignal
(E) zu erhalten, so daß die durch die Antriebsvorrichtung
erzeugte Antriebskraft einer Amplitude der Vibration des
Gegenstandes entspricht, wobei die Antriebsvorrichtung die
Antriebskraft so erzeugt, daß die Antriebskraft einer
Amplitude (G) des elektrischen Antriebspulssignals, das auf
die Antriebsvorrichtung aufgebracht wird, entspricht.
In dem aktiven Vibrationsdämpfungssystem der vorlie
genden Erfindung, das wie vorstehend beschrieben aufgebaut
ist, wird das elektrische Antriebspulssignal, dessen Fre
quenz der Vibrationsfrequenz des Gegenstandes entspricht,
direkt auf die Antriebsvorrichtung der Vibrationsdämpfungsvorrichtung
aufgebracht. Die oszillierende Platte wird
durch die Antriebsvorrichtung mit einer Frequenz zum
Schwingen gebracht, die derjenigen des elektrischen An
triebspulssignals entspricht, um eine periodische Verände
rung des Drucks des Fluids in der Hilfsfluidkammer mit der
gleichen Frequenz hervorzurufen. Das Fluid im Inneren der
Hilfsfluidkammer wird dazu gezwungen, durch den Öffnungska
nal zur primären Fluidkammer zu strömen, aufgrund einer
Druckdifferenz des Fluids zwischen diesen zwei Kammern, wo
durch die Fluiddruckänderung, die in der Hilfsfluidkammer
induziert wird, durch den Öffnungskanal auf die primäre
Fluidkammer übertragen wird. Die Fluiddruckänderung, die in
der primären Fluidkammer induziert wird, zeigt eine aktive
Dämpfungswirkung in bezug auf die Vibration des Gegenstan
des.
Der Öffnungskanal der Vibrationsdämpfungsvorrichtung
hat eine natürliche oder Resonanzfrequenz, die durch seine
Länge und seine Querschnittsfläche, eine Dichte und Visko
sität des Fluids, einem Federsteifigkeitswert einer jeden
der primären Kammer und Hilfskammer und dergleichen be
stimmt wird. Infolge der Aufbringung der Vibration, deren
Frequenz innerhalb eines Resonanzfrequenzbandes liegt, auf
das der Öffnungskanal abgestimmt ist, ist ein Betrag der
Strömung des Fluids durch den Öffnungskanal infolge der Re
sonanz des Fluids ausreichend groß. Infolge der Aufbringung
der Vibration, deren Frequenz außerhalb des Resonanzfre
quenzbandes liegt, insbesondere über der oberen Grenze des
Resonanzfrequenzbandes, ist ein Widerstand des Fluids,
durch den Öffnungskanal zu strömen, bemerkenswert hoch. Der
aktive Vibrationsdämpfungseffekt wird durch die periodische
Fluiddruckänderung in der primären Fluidkammer durch
Schwingung der oszillierenden Platte induziert. Die Fluid
druckänderung in der primären Fluidkammer wird nicht direkt
durch die Schwingung der oszillierenden Platte hervorgerufen.
Die Fluiddruckänderung in der Hilfsfluidkammer wird
nämlich direkt durch die Schwingung der oszillierenden
Platte hervorgerufen. Diese Druckänderung in der Hilfs
fluidkammer wird durch die Strömung des Fluids durch den
ersten Öffnungskanal auf die primäre Fluidkammer übertra
gen.
Dementsprechend wird die abrupte Druckänderung des
Fluids in der Hilfsfluidkammer aufgrund des Strömungswider
standes des Fluids durch den Öffnungskanal in die primäre
Fluidkammer gemäßigt. Das heißt, der Öffnungskanal der Vi
brationsdämpfungsvorrichtung der vorliegenden Erfindung
dient dazu, die Anstiegs- und Fallzeiten der Wellenform der
periodischen Druckänderung des Fluids im Inneren der primä
ren Fluidkammer zu erhöhen, so daß die Wellenform der
Fluiddruckänderung in der primären Fluidkammer ähnlich zu
jener der Sinuswelle ist, sogar, wenn das Antriebssignal,
das auf die Antriebsvorrichtung aufgebracht wird, ein Puls
signal ist. Somit schafft die Vibrationsdämpfungsvorrich
tung eine aktive Vibrationsdämpfungskraft, deren Wellenform
ähnlich zu jener der Vibration des Gegenstandes ist, was zu
einer hervorragenden aktiven Dämpfungswirkung bezüglich der
Vibration des Gegenstandes führt.
Darüber hinaus hat das Vibrationsdämpfungssystem, das
gemäß der vorliegenden Erfindung aufgebaut ist, den An
triebskraftregler, der dazu angepaßt ist, die Wellenform
des Steuerpulssignals, das vom Pulssignalgenerator erzeugt
wird, einzustellen, um das elektrische Antriebspulssignal
zu erhalten, in Abhängigkeit von der Amplitude der Vibra
tion des Gegenstandes, so daß die Antriebsvorrichtung die
Antriebskraft erzeugt, deren Größe der Amplitude der Vibra
tion des Gegenstandes entspricht, was zu einer verbesserten
aktiven Dämpfungswirkung mit hoher Stabilität führt.
Bei dem Vibrationsdämpfungssystem der vorliegenden Er
findung wird eine Strömungsmenge des Fluids durch den Öff
nungskanal, mit anderen Worten die Druckübertragungseffi
zienz des Öffnungskanals, merklich reduziert, wenn die
Fluiddruckänderung in der Hilfsfluidkammer bei einer Fre
quenz auftritt, die höher als die Resonanzfrequenz des Öff
nungskanals ist. Das heißt, der Öffnungskanal dient als
Filter, der die Fluiddruckänderung bei einer Frequenz zu
läßt, die gleich oder niedriger als sein Resonanzfrequenz
band ist, aber die Fluiddruckänderung bei einer Frequenz
einschränkt, die höher als das Resonanzfrequenzband ist.
Dadurch, daß die Resonanzfrequenz des Öffnungskanals auf
das gewünschte Frequenzband abgestimmt ist, kann ein Hoch
frequenzrauschen, das in der Hilfsfluidkammer aufgrund der
höheren Oberschwingungen des elektrischen Antriebspuls
signals induziert wird und auf die Primärfluidkammer über
tragen wird, wirksam reduziert werden, ohne irgendeine spe
zielle Operation zur Verarbeitung des elektrischen Antrieb
spulssignals. Somit leidet das aktive Vibrationsdämpfungs
system der vorliegenden Erfindung nicht an dem herkömmli
cherweise erfahrenen Problem der Verschlechterung des akti
ven Vibrationsdämpfungseffektes in bezug zu dem Hochfre
quenzband, oder es neigt weniger dazu, darunter zu leiden.
Wenn sich der Fluiddruck in der Hilfsfluidkammer bei
einer Frequenz innerhalb des Resonanzfrequenzbandes des
Öffnungskanals ändert, ist die Strömungsmenge des Fluids
durch den Öffnungskanal aufgrund der Resonanz des Fluids
vergleichsweise groß, und der Absolutwert der komplexen Fe
derkonstante der Vibrationsdämpfungsvorrichtung wird demge
mäß reduziert. Folglich wird die Druckänderung in der
Hilfsfluidkammer, die auf die primäre Fluidkammer übertra
gen wird, mit der Zunahme der Strömungsmenge des Fluids
durch den Öffnungskanal verstärkt, wodurch die Druckände
rung in der Hilfsfluidkammer mit hoher Effizienz auf die
primäre Fluidkammer übertragen wird. Somit gestattet es der
Öffnungskanal, der auf das gewünschte Frequenzband abge
stimmt ist, daß die Vibrationsdämpfungsvorrichtung einen
ausreichend hohen aktiven Dämpfungseffekt in bezug zur Vi
bration zeigt, deren Frequenz innerhalb des abgestimmten
Bandes liegt, während er es ermöglicht, die erforderliche
Größe und das erforderliche Gewicht der Steuervorrichtung
und der Vibrationsdämpfungsvorrichtung und die erforderli
che Menge an Stromverbrauch zu reduzieren.
Ferner verwendet das aktive Vibrationsdämpfungssystem
der vorliegenden Erfindung ein Pulssignal als elektrisches
Antriebssignal, dessen Frequenz derjenigen der Vibration
des Gegenstandes entspricht. Diese Anordnung beseitigt die
herkömmliche Notwendigkeit eines komplizierten elektrischen
Schaltkreises zur Erzeugung des Sinuswellenstromsignals,
das bei der analogen Steuerung verwendet wird, und die her
kömmliche Notwendigkeit nach einer zentralen Verarbeitungs
einheit, die eine große Verarbeitungskapazität hat, zur
Verarbeitung von Hochfrequenzsignalen, die in der PWM-
Steuerung verwendet werden. Diese Anordnung ermöglicht es,
die erforderliche Verarbeitungskapazität der zentralen Ver
arbeitungseinheit in dem vorliegenden Vibrationsdämpfungs
system zu reduzieren, die Verwendung der Steuervorrichtung
zuzulassen, deren Konstruktion einfach und deren Herstel
lung ökonomisch ist.
Es wird betont, daß die vorliegende Vibrationsdämp
fungsvorrichtung als Vibrationsdämpfungsbefestigung verwen
det werden kann, wie eine Motorbefestigung oder eine Karos
seriebefestigung, die zwischen zwei Bauteilen eines Vibra
tionssystems, d. h. einem Vibrationsübertragungsbauteil oder
einer Vibrationsquelle und einem Gegenstand, dessen Vibra
tion durch die Befestigung gedämpft wird, angeordnet wird,
zur Verbindung dieser zwei Bauteile in einer vibrationsdämpfenden
Art und Weise oder zur Befestigung eines dieser
zwei Bauteile auf dem anderen Bauteil in einer vibrations
dämpfenden Art und Weise. Alternativ dazu kann die vorlie
gende Vibrationsdämpfungsvorrichtung als Vibrationsdämpfer
verwendet werden, der an dem Gegenstand befestigt ist, um
die Vibration des Gegenstandes wirksam zu isolieren oder zu
dämpfen.
Die elektrisch betriebene Antriebsvorrichtung zur
Schwingung der oszillierenden Platte ist vorzugsweise eine
Antriebsvorrichtung, die ein lineares Eingangs-
Ausgangsverhältnis hat. Es ist beispielsweise vorzuziehen,
eine elektromagnetische Antriebsvorrichtung der Schwingspu
lenbauart oder der Solenoidbauart zu verwenden, oder eine
Antriebsvorrichtung, die striktive Elemente wie beispiels
weise elektrostriktive oder magnetostriktive Elemente ver
wendet. Es ist jedoch möglich, eine fluidbetätigte An
triebsvorrichtung zu verwenden, die dazu angebracht ist,
eine Antriebskraft basierend auf einem Fluiddruck wie einem
Luft- oder einem Öldruck zu erzeugen, der durch ein elek
trisch gesteuertes Servoventil oder ein anderes Ventil gere
gelt wird.
Der Pulssignalgenerator kann in Abhängigkeit von den
Eigenschaften der Vibration des Gegenstandes oder der Art
der Vibrationsquellen aufgebaut sein. Der Pulssignalgenera
tor kann eine elektrische oder mechanische Vorrichtung
sein, die ein Steuerpulssignal erzeugt, das eine Frequenz
hat, die derjenigen der Vibration des Gegenstandes ent
spricht. Diesbezüglich ist es lediglich erforderlich, daß
die Frequenz des erzeugten Steuerpulssignals der Frequenz
der Vibration des Gegenstandes entspricht und sie kann bei
spielsweise gleich, zwei- oder mehrmals so groß sein, oder
halb oder mehrfach so klein wie die Frequenz der Vibration
des Gegenstandes sein. Ferner ist es lediglich erforderlich,
daß das Steuerpulssignal, das von dem Pulssignalgene
rator erzeugt wird, mit der zu dämpfenden Vibration syn
chronisiert wird, und es ist nicht notwendigerweise erfor
derlich, daß es die Phase wie die zu dämpfende Vibration
hat.
Der Phasenmodulator kann ein Computer sein, der gemäß
einem geeigneten Steuerprogramm arbeitet, um die Phase des
Steuerpulssignals zu modulieren oder zu steuern, so daß die
Phase des elektrischen Antriebspulssignals, das von dem
Steuerpulssignal erhalten wird und auf die Antriebsvorrich
tung aufgebracht wird, gestattet, daß die Vibrationsdämp
fungsvorrichtung einen ausreichenden aktiven Dämpfungsef
fekt in bezug zur Vibration des Gegenstandes zeigt.
Als elektrisches Antriebspulssignal ist es möglich,
ein Stromsignal in Gestalt eines digitalen AN/AUS-
Pulssignals zu verwenden, das eine einzige Polarität oder
entgegengesetzte Polaritäten hat. Im letzteren Fall ist die
Antriebsvorrichtung dazu angepaßt, die Antriebskraft in den
entgegengesetzten Richtungen entsprechend den entgegenge
setzten Polaritäten des Antriebspulssignals zu erzeugen, um
die oszillierende Platte in entgegengesetzten Richtungen zu
schwingen. Im ersteren Fall ist die Antriebsvorrichtung da
zu angepaßt, die Antriebskraft nur in einer Richtung zu er
zeugen, um die oszillierende Platte jedesmal in eine Rich
tung zu versetzen, wenn das Antriebspulssignal erzeugt
wird. In diesem Fall ist eine Vorrichtung erforderlich, um
die oszillierende Platte in ihre ursprüngliche Position zu
rückzubringen.
Der Antriebskraftregeler des aktiven Vibrationsdämp
fungssystems der vorliegenden Erfindung kann durch irgend
eine Vorrichtung gebildet werden, die in der Lage ist, die
Wellenform des Steuerpulssignals einzustellen, um das elektrische
Antriebspulssignal, das auf die Antriebsvorrichtung
aufgebracht werden soll, zu erhalten, so daß die Antriebs
vorrichtung die Antriebskraft erzeugt, um einen ausreichen
den aktiven Vibrationsdämpfungseffekt in bezug zur Vibra
tion des Gegenstandes zu schaffen. Der Antriebskraftregler
ist beispielsweise dazu angepaßt, die Anzahl an Pulsen, ei
ne Anstiegszeit oder eine Abfallzeit des Steuerpulssignals,
wie es von dem Pulssignalgenerator erzeugt wird, einzustel
len. Da der Antriebskraftregler das Steuerpulssignal steu
ert, um das elektrische Antriebspulssignal zur Betätigung
der Antriebsvorrichtung zu erhalten, kann erwogen werden,
daß der Antriebskraftregler das elektrische Antriebspuls
signal steuert.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der vorliegen
den Erfindung, weist der Antriebskraftregler eine Verstär
kungssteuerung zur Einstellung einer Amplitude des Steuer
pulssignals in Abhängigkeit von der Amplitude der Vibration
des Gegenstandes auf.
Der Antriebskraftregler, der die Verstärkungsreglung
aufweist, gestattet eine effektive Einstellung der Wellen
form des Steuerpulssignals, wie nachstehend erläutert wird.
Das von dem Pulssignalgenerator erzeugte Steuerpulssignal
wird nämlich mit einem Verstärker verstärkt, der eine
Schaltvorrichtung wie beispielsweise einen Feldeffekttran
sistor oder einen anderen Transistor hat. Die Quellenspan
nung des Verstärkers wird in Abhängigkeit von der Amplitude
der Vibration des Gegenstandes geregelt, so daß die Ampli
tude des Steuerpulssignals entsprechend geregelt wird. Wäh
rend die Quellenspannung unter Verwendung einer bekannten
Spannungsregelvorrichtung geregelt werden kann, ist es vor
zuziehen, die Quellenspannung durch eine Pulsbreitenmodula
tion (PWM) zu regeln, die durch einen einfachen elektri
schen Schaltkreis mit hoher Genauigkeit ausgeführt werden
kann. Sogar wenn die Quellenspannungsregelung durch die
PWM-Steuerung ausgeführt wird, kann die Quellenspannungsre
gelung, basierend auf der Periode eines elektrischen An
triebssignals, das der Frequenz der Vibration des Gegen
standes entspricht, d. h. basierend auf der Periode des
Steuerpulssignals, das von dem Pulssignalgenerator erzeugt
wird, ausgeführt werden. In diesem Fall benötigt die An
triebsvorrichtung keine zentrale Verarbeitungseinheit, die
eine große Verarbeitungskapazität hat.
In der obigen bevorzugten Ausführungsform der Erfin
dung umfaßt die Verstärkungsregelung eine stabilisierte
Stromversorgung als eine Stromquelle.
Diese stabilisierte Stromversorgung gewährleistet, daß
die Spannung des Steuerpulssignals, d. h. die Antriebskraft,
um die oszillierende Platte genau zum Schwingen zu bringen,
der Amplitude der Vibration des Gegenstandes entspricht,
wodurch es dem Vibrationsdämpfungssystem möglich ist, eine
weiterverbesserte Vibrationsdämpfungswirkung zu zeigen.
Gemäß einer anderen bevorzugten Ausführungsform der
vorliegenden Erfindung weist der Antriebskraftregler eine
Leistungsverhältnissteuerung zur Einstellung eines Lei
stungsverhältnisses des Steuerpulssignals in Abhängigkeit
von der Amplitude der Vibration des Gegenstandes auf.
Der Antriebskraftregler, der die Leistungsverhält
nissteuerung aufweist, ist in der Lage, das Leistungsver
hältnis des Steuerpulssignals in Abhängigkeit von der
Amplitude des Steuerpulssignals in Abhängigkeit von der
Amplitude der Vibration des Gegenstandes einzustellen. Die
Leistungsverhältnissteuerung enthält vorzugsweise einen Mi
krocomputer, der in der Lage ist, ein geeignetes Steuerpro
gramm auszuführen. Unter dem hier verwendeten Leistungsverhältnis
ist ein Verhältnis einer Pulsdauerzeit Td zu einem
Pulsraum Tp einer jeden Pulswelle des elektrischen Steuer
pulssignals gemeint.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform der vor
liegenden Erfindung weist der Antriebskraftregeler einen
Leistungsverhältnisbegrenzer zur Begrenzung des Leistungs
verhältnisses des elektrischen Antriebspulssignals auf, um
innerhalb eines Bereiches von 40 bis 60% zu liegen, vor
zugsweise bei 50%.
Bei dieser Anordnung wird jede Pulswelle des Steuer
pulssignals, d. h. des elektrischen Antriebspulssignals so
geregelt, daß die Pulsdauerzeit (EIN-Zeit) Td im wesentli
chen gleich zu der Pulstrennzeit (AUS-Zeit) Ts ist. Das so
geregelte elektrische Antriebspulssignal ist wirksam, um
einen nachteiligen Effekt oder Einfluß aufgrund der höheren
Oberwellen des elektrischen Antriebspulssignals zu reduzie
ren, nämlich um eine unerwünschte periodische Fluiddruckän
derung in der primären Fluidkammer aufgrund der hohen Ober
wellen effektiv zu reduzieren, wodurch eine Verschlechte
rung des aktiven Dämpfungseffektes in bezug zur Hochfre
quenzvibration verhindert wird. Das geregelte elektrische
Antriebspulssignal ist ferner wirksam, um es zuzulassen,
daß die periodische Fluiddruckänderung in der primären
Fluidkammer die sinusförmige Wellenform hat, was zu einer
weiter verbesserten, aktiven Dämpfungswirkung in bezug zur
Vibration des Gegenstandes führt.
Der Leistungsverhältnisbegrenzer kann mit der Verstär
kungssteuerung oder der Leistungsverhältnissteuerung ver
wendet werden. Der Leistungsverhältnisbegrenzer ist ferner
zusammen mit beiden, sowohl der Verstärkungssteuerung als
auch der Leistungsverhältnissteuerung, verwendbar. In die
sem Fall wird die Wellenform eines jeden Pulses des Steuerpulssignals
durch die Leistungsverhältnissteuerung durch
Einstellung des Leistungsverhältnisses des Steuerpuls
signals geregelt, wenn das Leistungsverhältnis innerhalb
eines Bereiches von 40 bis 60% es zuläßt, daß die An
triebskraft der Amplitude der Vibration des Gegenstandes
entspricht, und wie wird durch die Verstärkungssteuerung
und den Leistungsverhältnisbegrenzer durch Einstellen der
Amplitude des Steuerpulssignals geregelt, während das Lei
stungsverhältnis mit dem oben angegebenen Bereich aufrecht
erhalten wird, wenn das Leistungsverhältnis innerhalb des
oben angegebenen Bereiches es nicht zuläßt, daß die An
triebskraft der Amplitude der Vibration des Gegenstandes
entspricht.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform der
vorliegenden Erfindung ist die oszillierende Platte, die in
der Vibrationsdämpfungsvorrichtung beweglich angeordnet
ist, um den Fluiddruck in der Hilfsfluidkammer periodisch
zu ändern, durch eine elastische Lagerung elastisch gela
gert, die elastisch deformierbar oder versetzbar ist, um
den Versatz oder die Schwingung der oszillierenden Platte
zuzulassen. In diesem Fall gewährleistet die Elastizität
der elastischen Lagerung eine gleichmäßige Schwingung der
oszillierenden Platte und gewährleistet daher die gleichmä
ßigen periodischen Änderungen der Fluiddrücke in der primä
ren Fluidkammer und der Hilfsfluidkammer, wodurch die Wel
lenform derjenigen periodischen Druckänderungen ähnlich zu
der Wellenform der Vibration des Gegenstandes gemacht wird,
d. h. der sinusförmigen Wellenform, um eine gewünschte, akti
ve Dämpfungswirkung in bezug zur Vibration des Gegenstandes
zu zeigen.
In der obigen bevorzugten Ausführungsform des Dämp
fungssystems bildet die elastische Lagerung teilweise die
Hilfsfluidkammer. In diesem Fall dient die Elastizität der
elastischen Lagerung dazu, die periodische Fluiddruckände
rung der Hilfsfluidkammer zu vergleichmäßigen.
Zusätzlich kann die oszillierende Platte durch die
Elastizität der elastischen Lagerung mit hoher Stabilität
in ihrer ursprüngliche Position zurückgebracht werden, wenn
die Antriebskraft, die durch die Antriebsvorrichtung auf
die oszillierende Platte aufgebracht wird, entfernt oder
auf Null gesetzt wurde. Die Verwendung der elastischen La
gerung, die eine relativ einfache Konstruktion hat, ist
wirksam, um die Steuergenauigkeit der Fluidsteuergenauig
keit der Fluiddrücke in der primären Kammer und der Hilfs
fluidkammer zu verbessern, und um dadurch die Steuergenau
igkeit des aktiven Vibrationsdämpfungseffekts zu verbes
sern. Das elastische Lagerungsbauteil ist beispielsweise
nützlich, wo die oszillierende Platte durch die Antriebs
vorrichtung infolge der Aufbringung des elektrischen An
triebspulssignals in der Gestalt eines AN/AUS-Stromsignals
in eine vorbestimmte Richtung bewegt wird, unabhängig von
der Polarität des elektrischen Stromsignals. In diesem Fall
verbessert die elastische Lagerung die Steuerungsgenauig
keit der Schwingungen der oszillierenden Platte und die
Fluiddruckänderung in der primären Kammer und in der Hilfs
kammer effektiv.
Eine ähnliche Funktion zur oben angegebenen Funktion
der elastischen Lagerung der vorliegenden Dämpfungsvorrich
tung kann durch einen geeigneten elektrischen Schaltkreis
der Steuerungsvorrichtung erreicht werden. Beispielsweise
können ein Stromversorgungskreis zur Aufbringung des elek
trischen Antriebspulssignals an die Antriebsvorrichtung an
geordnet sein, um ein Verzögerungsmodul (Lag-Modul), wie
Differenzierungs- und Integrierelemente mit einzubeziehen,
um die Anstiegszeit und die Abfallzeit des Antriebspuls
signals elektrisch zu verzögern. Die Verwendung des Lag-
Moduls ist wirksam, um es der Vibrationsdämpfungsvorrich
tung zu gestatten, die aktive Dämpfungswellenform ähnlich
zur Wellenform der Vibration des Gegenstandes vorzusehen.
Dieses Lag-Modul kann in Kombination mit dem elastischen
Lagerbauteil verwendet werden.
Gemäß einem weiteren bevorzugten Ausführungsbeispiel
der vorliegenden Erfindung weist die Dämpfungsvorrichtung
des weiteren eine flexible Membran auf, die elastisch de
formierbar ist und die teilweise eine Gleichgewichtsfluid
kammer bildet, und einen zweiten Öffnungskanal für eine
Fluidverbindung zwischen der Gleichgewichtsfluidkammer und
der primären Fluidkammer oder der Hilfsfluidkammer, wobei
der zweite Öffnungskanal auf ein Frequenzband abgestimmt
ist, das niedriger ist als das Frequenzband, auf das der
erste Öffnungskanal abgestimmt ist.
Die Verwendung der Gleichgewichtsfluidkammer und des
zweiten Öffnungskanals ist wirksam, um eine Zunahme des
Fluiddrucks in der primären Fluidkammer zu absorbieren oder
unterzubringen, mit einer Zunahme des Volumens der Gleich
gewichtskammer, wenn die primäre Fluidkammer eine statische
Last infolge des Einbaus der Vibrationsdämpfungsvorrichtung
aufnimmt. In einem Fall, wo die Vibrationsdämpfung verwen
det wird, um eine Leistungseinheit auf der Karosserie eines
Kraftfahrzeuges zu befestigen, wirkt das Gewicht der Lei
stungseinheit auf die Vibrationsdämpfungsvorrichtung als
statische Belastung. Somit gewährleistet die Gleichge
wichtsfluidkammer eine adäquate Steuerung des Fluiddrucks
in der primären Fluidkammer und der Hilfsfluidkammer, um es
der Vibrationsdämpfungsvorrichtung zu gestatten, einen ge
wünschten aktiven Vibrationsdämpfungseffekt mit einer hohen
Stabilität zu schaffen. Die Verwendung des zweiten Öff
nungsbauteiles ist wirksam, um die aktive Vibrationsdämp
fungswirkung der Vibrationsdämpfungsvorrichtung zu verbessern,
aufgrund der Resonanz des Fluids, das durch das zwei
te Öffnungsbauteil strömt. Es soll betont werden, daß die
oben erwähnte Filterfunktion des ersten Öffnungskanals dazu
neigt, in bezug zur Vibration, deren Frequenz niedriger als
das Frequenzband ist, auf das die erste Öffnung abgestimmt
ist, verschlechtert zu werden. Jedoch wird die Resonanzfre
quenz der zweiten Fluidströmung durch den zweiten Öffnungs
kanal auf das Frequenzband abgestimmt, auf das der erste
Öffnungskanal abgestimmt ist, wodurch die Vibrationsdämp
fungsvorrichtung eine ausreichende aktive Dämpfungswirkung
in bezug zu den niedrigfrequenten Vibrationen zeigen kann.
Innerhalb des Frequenzbandes, auf das der erste Öffnungska
nal abgestimmt ist, ist ein Strömungswiderstand des Fluids
durch den zweiten Öffnungskanal merklich hoch, was im we
sentlichen dazu führt, daß keine Strömung des Fluids durch
den zweiten Öffnungskanal stattfindet, wodurch der ge
wünschte Dämpfungseffekt der Vibrationsdämpfungsvorrichtung
aufgrund der Resonanz des Fluids, das durch den ersten Öff
nungskanal strömt, gewährleistet wird, ohne irgendeinen
Einfluß des zweiten Öffnungskanals.
Gemäß einem weiteren bevorzugten Ausführungsbeispiel
der vorliegenden Erfindung weist die vorliegende Vibra
tionsvorrichtung ferner ein erstes und ein zweites Befesti
gungsbauteil auf, die voneinander beabstandet sind und
durch den dazwischen eingelegten, elastischen Körper mitein
ander verbunden sind, und ein Teilungsbauteil, das von dem
zweiten Befestigungsbauteil getragen wird und die primäre
Fluidkammer und die sekundäre Fluidkammer voneinander
trennt, so daß die primäre Fluidkammer auf einer der gegen
überliegenden Seiten des Teilungsbauteils angeordnet ist,
während die Hilfsfluidkammer auf der anderen Seite des Tei
lungsbauteils angeordnet ist, wobei das zweite Befesti
gungsbauteil die Antriebsvorrichtung trägt, wobei eines der
Bauteile aus dem ersten und dem zweiten Befestigungsbauteil
an dem Gegenstand befestigt ist, dessen Vibration durch das
Vibrationsdämpfungssystem gedämpft wird. Obwohl die Vibra
tionsdämpfungsvorrichtung des vorliegenden Vibrationsdämp
fungssystems nicht auf irgendeine spezielle Konstruktion
beschränkt ist, ist die oben angegebene Konstruktion wirk
sam, um die primäre Fluidkammer und die Hilfsfluidkammer
und die übrigen Bauteile mit einer hohen Raumausnutzung an
zuordnen und die Vibrationsdämpfungsvorrichtung kompakt zu
machen.
Das Vibrationsdämpfungssystem, das gemäß der vorlie
genden Erfindung aufgebaut ist, kann als Vibrationsdämp
fungsbefestigung für ein Fahrzeug verwendet werden, wie
beispielsweise als eine Motorbefestigung oder eine Karosse
riebefestigung, und es kann ferner als Dämpfungsvorrichtung
verschiedener Arten verwendet werden, die anders sind, als
solche, die im Fahrzeug verwendet werden. Das vorliegende
Vibrationsdämpfungssystem wird vorzugsweise in einem Vibra
tionssystem eingebaut, das einen Verbrennungsmotor als Vi
brationsquelle enthält, so daß die Vibration des Motors ge
dämpft oder isoliert wird.
In einer anderen bevorzugten Ausführungsform der vor
liegenden Erfindung ist der Gegenstand durch die Vibra
tionsdämpfungsvorrichtung mit einem Verbrennungsmotor in
einer vibrationsdämpfenden Art und Weise verbunden und der
Pulssignalgenerator der Steuervorrichtung erzeugt das Steu
erpulssignal in Entsprechung zu einem Kurbelwinkel des Ver
brennungsmotors. Der Verbrennungsmotor erzeugt nämlich eine
Vibration, deren Periode seiner Arbeitsgeschwindigkeit ent
spricht, so daß das elektrische Antriebspulssignal, das ba
sierend auf dem Steuerpulssignal erhalten wird, auch der
Arbeitsgeschwindigkeit des Motors entspricht. Diese Anord
nung gestattet es der Vibrationsdämpfungsvorrichtung, die
aktive Dämpfungswellenform zu schaffen, die der Arbeitsgeschwindigkeit
des Motors entspricht, was zu einer hervorra
genden aktiven Vibrationsdämpfungswirkung der Vibrations
dämpfungsvorrichtung führt.
In einer weiteren anderen Ausführungsform der vorlie
genden Erfindung wird der Gegenstand durch die Vibrations
dämpfungsvorrichtung mit einem Verbrennungsmotor in einer
vibrationsdämpfenden Art und Weise verbunden und der Puls
wellengenerator der Steuervorrichtung erzeugt das Steuer
pulssignal in Entsprechung zu einer Zündsteuerung des Ver
brennungsmotors.
Der Pulssignalgenerator kann aus verschiedenartigen
Sensoren der magnetischen Bauart, der elektrischen Bauart
und der optischen Bauart aufgebaut sein, die in der Lage
sind, die Zündsteuerung oder den Kurbelwinkel des Motors zu
erfassen.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform der
vorliegenden Erfindung wird eine Frequenz "f" der Schwin
gung der oszillierenden Platte und eine Frequenz "F", auf
die der erste Öffnungskanal abgestimmt ist, um einen rela
tiv niedrigen Absolutwert der komplexen Federkonstante der
Dämpfungsvorrichtung zu zeigen, so bestimmt, daß ein Ver
hältnis, das durch die folgende Formel dargestellt ist, er
füllt wird:
3F/4 ≦ f ≦ 3F.
Die Frequenz "F" liegt vorzugs
weise innerhalb eines Bereiches von ±5 Hz der zu dämpfen
den Vibrationsfrequenz. Die Frequenz "F" stellt eine Fre
quenz dar, bei der die Vibrationsdämpfungsvorrichtung einen
minimalen Spitzenwert des Absolutwertes ihrer komplexen Fe
derkonstante aufgrund der Strömung des Fluids durch den er
sten Öffnungskanal zeigt. Der Öffnungskanal, der wie vor
stehend beschrieben abgestimmt ist, zeigt den Filtereffekt
und den Verstärkungseffekt effektiv, was zu einer weiter
verbesserten aktiven Vibrationsdämpfungswirkung der Vibra
tionsdämpfungsvorrichtung führt.
Gemäß einer anderen, weiteren, bevorzugten Ausführungs
form der vorliegenden Erfindung weist die Steuervorrichtung
ferner eine Speichervorrichtung zum Speichern einer ersten
Datentabelle auf, die ein erstes vorbestimmtes Verhältnis
zwischen unterschiedlichen Phasen des Steuerpulssignals (P)
darstellen, das durch den Phasenmodulator bestimmt wird und jeweiligen un
terschiedlichen Bedingungen (S) der Vibration des Gegenstan
des darstellt, und eine zweite Datentabelle, die ein
vorbestimmtes, zweites Verhältnis zwischen unterschiedlichen
Wellenformen des elektrischen Antriebspulssignals (E),
das durch den Antriebskraftregler erhal
ten wird und jeweiligen un
terschiedlichen Werten der Amplitude des Gegenstandes darstellt,
wobei der Phasenmodulator die Phase des Steuer
pulssignals in Abhängigkeit von dem vorbestimmten ersten
Verhältnis und basierend auf einem ersten Überwachungs
signal (S) bestimmt, das den Zustand der Vibration des Ge
genstandes anzeigt, und der Antriebskraftregler bestimmt
die Wellenform des elektrischen Antriebspulssignals in Ab
hängigkeit von dem vorbestimmten zweiten Verhältnis und ba
sierend auf einem zweiten Überwachungssignal (S), das die
zweite Amplitude der Vibration des Gegenstandes anzeigt.
Die Verwendung der Steuervorrichtung, die gemäß der
obigen bevorzugten Ausführungsform aufgebaut ist, macht es
möglich, die Antriebskraft der Antriebsvorrichtung in einer
Art und Weise eines offenen Regelkreises zu steuern, um die
Steueroperationen zu erleichtern, um die erforderliche Ver
arbeitungszeit zu reduzieren und die Steueransprechempfind
lichkeit der Steuervorrichtung zu verbessern, wodurch der
aktive Vibrationsdämpfungseffekt der Vibrationsdämpfungs
vorrichtung verbessert wird.
In der obigen bevorzugten Ausführungsform der vorlie
genden Erfindung ist der Gegenstand ein Teil eines Fahr
zeugs, und die ersten und zweiten Überwachungssignale werden
aus Signalen ausgewählt, die folgendes anzeigen: eine
Arbeitsgeschwindigkeit eines Motors des Fahrzeugs, eine
Schalthebelposition des Fahrzeugs, eine Fahrzeuggeschwin
digkeit des Fahrzeugs, einen Drosselöffnungswinkel des
Fahrzeugs, eine Wassertemperatur des Motors, eine Öltempe
ratur des Fahrzeugs und eine Temperatur des elastischen
Körpers.
In dem vorliegenden Vibrationsdämpfungssystem steuert
die Steuervorrichtung nicht notwendigerweise das elektri
sche Antriebspulssignal unter Verwendung der oben angegebe
nen Datentabellen. Die Steuervorrichtung kann beispielswei
se dazu angepaßt sein, eine Rückkopplungsregelung zu bewir
ken. In diesem Fall kann die Steuervorrichtung einen Vibra
tionssensor verwenden, wie beispielsweise einen Vibrations
beschleunigungssensor, einen Versatzsensor oder einen Last
sensor zur Erfassung der Amplitude der Vibration des Gegen
standes. Das Ausgangssignal des Vibrationssensors stellt
einen Fehler dar, der durch die Rückkopplungsregelung auf
Null zurückgeführt werden sollte. Das elektrische Antrieb
spulssignal wird nämlich in Form seiner Phase und seiner
Wellenform moduliert, um das Ausgangssignal des Vibrations
sensors zu Null zu machen. Die oben beschriebene Regelung
unter Verwendung der Datentabellen kann in einer Rückkopp
lungsart und -weise durchgeführt werden, so daß die vorbe
stimmten Werte der Phase und der Wellenform der Datentabel
len, die in einer Speichervorrichtung gespeichert sind, in
einem geeigneten Zeitabstand aktuallisiert werden, um eine
Lernregelung zu erreichen. In der oben angegebenen Rück
kopplungsregelung kann die Phase und die Amplitude des
elektrischen Antriebspulssignals in einem adaptiven Rege
lungsmodus eingestellt werden.
Die obige Aufgabe und optionale Ziele, Merkmale, Vor
teile und technische sowie industrielle Besonderheiten die
ser Erfindung werden anhand des Studiums der nachfolgenden
detaillierten Beschreibung von derzeit bevorzugten Ausfüh
rungsbeispielen oder Modi der Erfindung unter Berücksichti
gung der dazugehörigen Zeichnungen deutlicher.
Fig. 1 ist eine Draufsicht in einem axialen oder ver
tikalen Querschnitt einer fluidgefüllten Vibrationsdämp
fungsvorrichtung eines aktiven Vibrationsdämpfungssystems
in der Gestalt einer Motorbefestigung, die gemäß einem er
sten Ausführungsbeispiel dieser Erfindung aufgebaut ist.
Fig. 2 ist ein Blockschaltbild, das eine Steuervor
richtung des aktiven Vibrationsdämpfungssystems schematisch
zeigt, das gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel dieser Er
findung aufgebaut ist.
Fig. 3 ist ein Diagramm, das die Wellenformen der Si
gnale, die in oder durch die Steuervorrichtung aus Fig. 2
erzeugt werden, zeigt.
Fig. 4 ist ein Diagramm, das die Frequenzeigenschaften
eines Öffnungskanals der Motorbefestigung aus Fig. 1 zeigt,
die auf ein spezielles Frequenzband abgestimmt ist.
Fig. 5 ist ein Diagramm, das gemessene Frequenzeigen
schaften eines aktiven Vibrationsdämpfungseffektes der Mo
torbefestigung aus Fig. 1 zeigt, bei der der Öffnungskanal
so abgestimmt ist, daß er die Eigenschaften aus Fig. 4
zeigt.
Fig. 6 ist ein Diagramm, das einen Prozentsatz der Er
zeugung höherer Oberschwingungen (Komponenten zweiter und
dritter Ordnung) eines Spulenantriebspulssignals
(Komponente erster Ordnung) zur Erzeugung der oszillieren
den Kraft im Falle des Diagramms aus Fig. 5 zeigt.
Fig. 7 ist ein Diagramm, das Frequenzeigenschaften der
aktiven Vibrationsdämpfungswirkung der Motorbefestigung aus
Fig. 1 zeigt, wenn die Antriebsvorrichtung durch ein elek
trisches Antriebssignal betätigt wird, das ein Leistungs
verhältnis von 0,5 hat.
Fig. 8 ist ein Diagramm, das Frequenzeigenschaften der
aktiven Vibrationsdämpfungswirkung der Motorbesfestigung
aus Fig. 1 zeigt, wenn die Antriebsvorrichtung durch ein
elektrisches Antriebssignal betätigt wird, das ein Lei
stungsverhältnis von 0,3 hat.
Fig. 9 ist eine Draufsicht in einem axialen oder ver
tikalen Querschnitt einer fluidgefüllten Vibrationsdämp
fungsvorrichtung eines aktiven Vibrationsdämpfungssystems
in der Gestalt einer Motorbefestigung, die gemäß einem
zweiten Ausführungsbeispiel dieser Erfindung aufgebaut ist.
Fig. 10 ist ein Diagramm, das die Wellenform eines
Steuerpulssignals zeigt, das durch die Steuervorrichtung in
einer abgewandelten Form der Anordnung aus Fig. 2 erzeugt
wird.
Fig. 11 ist ein Blockschaltbild, das eine andere An
ordnung einer Steuervorrichtung anstelle der Anordnung aus
Fig. 2 zeigt.
Fig. 12 ist ein Blockschaltbild, das eine weitere An
ordnung einer Steuervorrichtung anstelle der Anordnung aus
Fig. 2 zeigt.
Fig. 13 ist ein Blockschaltbild, das eine weitere An
ordnung einer Steuervorrichtung anstelle der Anordnung aus
Fig. 2 zeigt.
Unter erster Bezugnahme auf Fig. 1 ist eine fluidge
füllte Vibrationsdämpfungsvorrichtung in Gestalt einer Mo
torbefestigung 10 gezeigt, die einen Teil eines aktiven Vi
brationsdämpfungssystems für ein Fahrzeug bildet, das gemäß
einem ersten Ausführungsbeispiel dieser Erfindung aufgebaut
ist. Diese Motorbefestigung 10 enthält ein erstes Befesti
gungsbauteil 12 und ein zweites Befestigungsbauteil 14, die
beide aus metallischen Materialien hergestellt sind und die
in wechselseitigem, gegenüberliegendem und voneinander beab
standetem Verhältnis zueinander angeordnet sind. Die ersten
und zweiten Befestigungsbauteile 12, 14 werden durch einen
elastischen Körper 16, der aus einem Gummimaterial herge
stellt und dazwischen angeordnet ist, miteinander verbun
den, und sie werden jeweils an einer Leistungseinheit 18
und einer Karosserie 20 des Fahrzeugs befestigt, so daß die
Leistungseinheit 18 in einer vibrationsdämpfenden Art und
Weise an der Karosserie 20 befestigt wird. Mit dieser Mo
torbefestigung 10, die wie vorstehend beschrieben in dem
Fahrzeug eingebaut ist, wird der elastische Körper 16 ela
stisch zusammengepreßt mit dem Gewicht der Leistungseinheit
18, die auf die Motorbefestigung 10 wirkt, gehalten, so daß
die ersten und zweiten Befestigungsbauteile 12, 14 um eine
vorbestimmte Strecke von deren Positionen vor dem Einbau
der Motorbefestigung 10 aufeinander zu bewegt werden. Die
Motorbefestigung 10 ist so eingebaut, daß sie primär Ein
gangsvibrationen, die in der Richtung aufgebracht werden,
in der sich die zwei Befestigungsbauteile 12, 14 gegenüber
liegen und voneinander beabstandet sind, nämlich in der
Vertikalrichtung in Fig. 1, dämpft.
Genauer gesagt, enthält das erste Befestigungsbauteil
12 ein oberes Metallbauteil 22 und ein unteres Metallbau
teil 24, die beide tassenförmige Bauteile sind, die jeweils
nach außen gerichtete Flansche 23, 25 an deren oberen Enden
haben. Die oberen und unteren Metallbauteile 23, 24 sind an
ihren äußeren Flanschen 23, 25 fluiddicht übereinander ge
legt und miteinander verschraubt, um eine Hohlkonstruktion
zu bilden. Das obere Metallbauteil 22 hat einen Befesti
gungsschraubenbolzen 26, der an seiner Bodenwand befestigt
ist, um sich in die nach oben gerichtete Richtung zu er
strecken. Das erste Befestigungsbauteil 12 ist mit dem Be
festigungsschraubenbolzen 26 an der Leistungsseinheit 18
befestigt.
Im Inneren der Hohlkonstruktion des ersten Befesti
gungsbauteils 12 ist eine relativ dünne, kreisförmige, fle
xible Membran 28 untergebracht, die aus einem Gummimaterial
hergestellt ist, und die leicht deformierbar ist, so daß
ein äußerer Umfangsabschnitt der flexiblen Membran 28 durch
und zwischen den äußeren Flanschen 23, 25 der oberen und
unteren Metallbauteile 22, 24 ergriffen wird, so daß die
flexible Membran 28 den Raum in Inneren der Hohlkonstruk
tion des ersten Befestigungsbauteils 12 in einen oberen und
einen unteren Bereich fluiddicht unterteilt. Der untere Ab
schnitt, der durch die flexible Membran 28 und das untere
Metallbauteil 24 gebildet wird, bildet eine Gleichgewichts
fluidkammer 30, die mit einem inkompressiblen Fluid gefüllt
ist und deren Volumen basierend auf der elastischen Defor
mation der flexiblen Membran 28 variabel ist. Der obere Be
reich, der durch die flexible Membran 28 und das obere Me
tallbauteil 22 gebildet wird, bildet eine Luftkammer 32,
die durch eine Bohrung 33, die im oberen Metallbauteil 22
ausgebildet ist, zur Atmosphäre hin frei ist, um einen Ver
satz der flexiblen Membran 28 zuzulassen. Das inkompres
sible Fluid, das die Gleichgewichtsfluidkammer 30 füllt,
kann aus einem niederviskosen Fluid, wie beispielsweise Was
ser, Alkylenglykol, Polyalkylenglykol, Silikonöl, ausge
wählt sein, vorzugsweise aus einem niederviskosen Fluid,
dessen Viskosität 0,1 Pa.s oder niedriger ist, so daß die
Motorbefestigung 10 einen hervorragenden Vibrationsdämp
fungseffekt auf der Basis der Resonanz des Fluids zeigt.
Die erste Motorbefestigung 12 beherbergt ferner in ih
rer hohlen Konstruktion ein eine Öffnung bildendes Bauteil
34, das eine kreisförmige Plattengestalt hat und aus einem
metallischen Material hergestellt ist, so daß das eine Öff
nung bildende Bauteil 34 der Bodenwand des unteren Metall
bauteils 24 überlagert und damit verschraubt ist. Das eine
Öffnung bildende Bauteil 34 und die Bodenwand des unteren
Metallbauteils 24 wirken zusammen, um einen Fluidverbin
dungsdurchlaß 35 dazwischen zu bilden, der sich in der Um
fangsrichtung des eine Öffnung bildenden Bauteils 34 er
streckt und eine Umfangslänge hat, die etwas kleiner als
der Umfang des Bauteils 34 ist. Eines der entgegengesetzten
Enden des Fluidverbindungsdurchlasses 35 ist zu der
Gleichgewichtskammer 30 geöffnet, während das andere Ende
des Fluidverbindungsdurchlasses 35 zur äußeren Oberfläche
der Bodenwand des unteren Metallbauteils 24 hin offen ist.
Andererseits enthält das zweite Befestigungsbauteil 14
ein zylindrisches Trägerbauteil 36, ein zylindrisches Joch
bauteil 38 und ein kreisrundes, scheibenförmiges Bodenbau
teil 40, die aus metallischen Materialien hergestellt sind.
Diese Bauteile 36, 38, 40 sind in der axialen oder vertika
len Richtung übereinander gestapelt und miteinander ver
schraubt, um eine allgemeine scheibenförmige Konstruktion
zu bilden, die eine relativ große Dicke oder axiale Abmes
sung hat. Das Bodenbauteil 40 hat eine gestufte Bohrung 41,
die in ihrem diametral mittigen Bereich ausgebildet ist, so
daß das zweite Befestigungsbauteil 14 an der Karosserie 20
mit einer Schraube befestigt wird, die in die gestufte Boh
rung 41 eingeschraubt wird.
Das zweite Befestigungsbauteil 14 ist unterhalb des
ersten Befestigungsbauteils 12 angeordnet, so daß das zwei
te Befestigungsbauteil 14 dem ersten Befestigungsbauteil 12
in der axialen Richtung gegenüberliegt und mit einem vorbe
stimmten axialen oder vertikalen Abstand dazwischen von dem
ersten Befestigungsbauteil 12 beabstandet ist. Der elasti
sche Körper 16 ist zwischen den zwei Befestigungsteilen beab
standet. Der elastische Körper 16 ist zwischen den zwei
Befestigungsbauteilen 12, 14 für eine elastische Verbindung
dazwischen eingelegt.
Der elastische Körper 16 hat eine hohle kegelstumpf
förmige Gestalt mit einer relativ großen Wanddicke. Das un
tere Metallbauteil 24 und ein Verbindungsring 42 werden bei
dem Prozeß der Vulkanisation des Gummimaterials zur Ausbil
dung des elastischen Körpers 16 jeweils mit den offenen En
den des elastischen Körpers 16 mit kleinem Durchmesser und
mit großem Durchmesser verklebt. Der Verbindungsring 42 ist
auf der oberen Oberfläche des zylindrischen Trägerbauteils
36 des zweiten Befestigungsbauteils 14 überlagert und mit
dem Stützbauteil 36 verschraubt, wodurch der elastische
Körper 16 an seinem offenen Ende mit dem großen Durchmesser
am zweiten Befestigungsbauteil 14 befestigt ist. Dadurch,
daß die ersten und zweiten Befestigungsbauteile 12, 14 mit
dem elastischen Körper 16 dazwischen elastisch miteinander
verbunden sind, wird ein innerer Raum der Motorbefestigung
10 geschaffen, der fluiddicht abgeschlossen ist, der teil
weise durch den elastischen Körper 16 gebildet wird und
zwischen den ersten und zweiten Befestigungsbauteil 12, 14
angeordnet ist. Der elastische Körper 16 hat einen Begren
zungsring 44, der fast ganz in einen axialen Zwischenab
schnitt davon eingebettet ist. Dieser Begrenzungsring 44
ist dazu vorgesehen, ein Knicken des elastischen Körpers 16
zu verhindern, wodurch die Stabilität der elastischen De
formation des elastischen Körpers 16 verbessert wird.
Das zylindrische Lagerbauteil 36 hat eine Mittelboh
rung 46, die in ihrem axialen mittleren Abschnitt eine
kreisrunde, scheibenförmige, oszillierende Platte beherbergt,
deren Durchmesser kleiner ist als derjenige der Mittelboh
rung 46 ist. Diese oszillierende Platte 48 ist aus einem
steifen Material hergestellt, wie beispielsweise einem me
tallischen Material oder einem Kunstharzmaterial. Der äuße
re Umfangsabschnitt der oszillierenden Platte 48 liegt der
inneren Umfangsoberfläche des zylindrischen Trägerbauteils
36 (Mittelbohrung 46) diametral gegenüber und ist mit einem
geeigneten radialen Raumabstand davon beabstandet. Zwischen
dem äußeren Umfangsabschnitt und der oszillierenden Platte
48 und der inneren Umfangsoberfläche des Lagerbauteils 36
ist eine ringförmige elastische Lagerung 50 angeordnet, so
daß die ringförmige elastische Lagerung 50 durch Vulkanisa
tion an dessen inneren und äußeren Umfangsabschnitten je
weils an dem äußeren Umfangsabschnitt der oszillierenden
Platte 48 und der Innenumfangsoberfläche des Lagerbauteils
36 befestigt ist. Demgemäß ist die oszillierende Platte 48
durch das zweite Befestigungsbauteil 14 über die ringförmi
ge elastische Lagerung 50 elastisch gelagert. Die oszillie
rende Platte 48 und die ringförmige elastische Lagerung 50
verschließen eines der gegenüberliegenden offenen Enden der
Mittelbohrung 46, das von dem elastischen Körper 16 entfer
nend ist, fluiddicht ab. Die Elastizität der elastischen
Lagerung 50 gestattet es der oszillierenden Platte, einfach
in Schwingung versetzt zu werden, oder in der vertikalen
Richtung versetzt zu werden. Ohne daß eine externe oder Vi
brationslast auf die Motorbefestigung 10 aufgebracht wird,
wird die oszillierende Platte 48 mit der Elastizität der
elastischen Lagerung 50 in ihrer ursprünglichen Position
gehalten, in der eine innere Belastung des elastischen La
gerbauteils 50 im wesentlichen Null ist.
Oberhalb der oszillierenden Platte 48 ist ein Tren
nungsbauteil 52 in Gestalt einer kreisrunden Scheibe ange
ordnet, die eine relativ große Wandstärke hat und sich in
der Radialrichtung der Motorbefestigung 10 erstreckt. Das
Teilungsbauteil 52 ist dem Lagerbauteil 36 des zweiten Be
festigungsbauteils 14 an seinem radial äußeren Abschnitt
überlagert und damit verschraubt. Dieses Trennungsbauteil
52 verschließt das andere offene Ende der mittleren Bohrung
46 des Lagerbauteils 36 und teilt den inneren
Raum der Motorbefestigung 10 in einen oberen
Teil und einen unteren Teil. Das Trennungsbauteil 52 wirkt
mit dem elastischen Körper zusammen, um den oben angegebe
nen oberen Teil des Raums zu bilden, der als primäre Fluid
kammer 54 dient, die mit dem inkompressiblen Fluid gefüllt
ist. Bei der Aufbringung einer Vibrationslast zwischen den
ersten und zweiten Befestigungsbauteilen 12, 14 wird der
elastische Körper 16 in einer schwingenden Art und Weise
elastisch deformiert, wodurch eine periodische Veränderung
des Drucks des Fluids innerhalb der primären Fluidkammer 54
hervorgerufen wird. Das Trennungsbauteil 52 wirkt mit der
oszillierenden Platte 48 zusammen, um den oben angegebenen
unteren Teil des Raums zu bilden, der als Hilfsfluidkammer
56 dient, die mit inkompressiblem Fluid gefüllt ist. Die
oszillierende Platte 48 wird so betätigt, daß eine periodi
sche Veränderung des Drucks des Fluids im Inneren der
Hilfsfluidkammer hervorgerufen wird. Das heißt, das Tren
nungsbauteil 52 trennt die primäre Fluidkammer 54 und die
Hilfsfluidkammer 56 voneinander ab. Die Montageeinheit aus
dem elastischen Körper 16, der an das erste Befestigungs
bauteil 12 geklebt ist, und aus dem Verbindungsring 42 wird
an dem Ring 42 mit dem zylindrischen Träger 36 verschraubt,
der die oszillierende Platte 48 beherbergt. Diese Montage
wird bspw. in einer Menge von inkompossiblem Fluid durchge
führt, so daß die primäre Fluidkammer und die Hilfsfluid
kammer 54, 56 und die Gleichgewichtskammer 30 mit dem Fluid
gefüllt sind.
Das Teilungsbauteil 52 besteht aus einer unteren Tei
lungsplatte 60 und einer oberen Teilungsplatte 62, die bei
de aus metallischen Materialien hergestellt sind und eine
kreisrunde Scheibengestalt haben. Die untere Teilungsplatte
60 hat eine relativ große Wandstärke und ist an ihrem radi
al dazwischenliegenden Abschnitt mit einer Umfangsnut 58
ausgebildet, die sich in ihrer Umfangsrichtung erstreckt
und sich zu ihrer oberen Oberfläche hin öffnet. Die obere
Teilungsplatte 62 hat eine relativ geringe Wandstärke und
ist der oberen Oberfläche der unteren Teilungsplatte 60
überlagert und mit ihr verschraubt, um die Öffnung der Um
fangsnut 58 zu verschließen und dadurch einen ersten Öff
nungskanal 64 für eine Fluidverbindung zwischen der primä
ren Fluidkammer 54 und der Hilfsfluidkammer 56 zu schaffen,
wobei sich der Kanal 64 innerhalb des Teilungsbauteils 52
erstreckt und eine vorbestimmte Umfangslänge hat. Die pri
märe Kammer 54 wird ferner durch den Fluidverbindungskanal
35, der in dem ersten Befestigungsbauteil 12 ausgebildet
ist, mit der Gleichgewichtskammer 30 in Verbindung gehal
ten. Die Resonanzfrequenz des Fluids, das durch den
Fluidverbindungskanal 35 strömt, ist auf ein Frequenzband
abgestimmt, das niedriger ist, als das Frequenzband, auf
das der erste Öffnungskanal 64 abgestimmt ist. Die Reso
nanzfrequenzen des Fluids, das durch die jeweiligen Kanäle
35, 64 strömt, werden geeignet abgestimmt, indem die Quer
schnittsflächen der Fluidverbindung und die Längen der Öff
nungskanäle 64, 35 in Anbetracht der gewünschten Federstei
figkeitswerte der primären Fluidkammer, der Hilfsfluidkam
mer und der Gleichgewichtsfluidkammer 54, 56, 30, und in
Anbetracht der Viskosität des Fluids, das in der Motorbefestigung
10 verwendet wird, eingestellt werden. Mit der hier
verwendeten Bezeichnung "Federsteifigkeit" ist hier ein Be
trag der Änderung des Drucks des Fluids, der erforderlich
ist, um eine Änderung des Volumens einer jeden Kammer 54,
56, 30 um einen vorgegebenen Betrag, zu bewirken, gemeint.
In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel wird bspw. der er
ste Öffnungskanal 64 abgestimmt, um eine niedrige dynami
sche Federkonstante zu zeigen und dementsprechend einen ho
hen Vibrationsisolationseffekt in Bezug auf Vibrationen,
die eine Frequenz von ungefähr 20 Hz haben, wie bspw. Mo
torleerlaufvibrationen, basierend auf der Resonanz des
durchströmenden Fluids, während der Fluidverbindungskanal
35 abgestimmt ist, um einen hohen Dämpfungseffekt in Bezug
auf Vibrationen, die eine Frequenz von ungefähr 10 Hz ha
ben, wie bspw. Motorruckeln, auf der Basis der Resonanz des
hindurchströmenden Fluids zu zeigen.
Wie anhand der vorstehenden Beschreibung des vorlie
genden Ausführungsbeispiels deutlich wird, bilden die pri
märe Fluidkammer, die Hilfsfluidkammer und die Gleichge
wichtsfluidkammer 54, 56, 30 eine Fluidkammer, und die Öff
nungs- und Fluidverbindungskanäle 46, 35 bilden jeweils ei
nen ersten und zweiten Öffnungskanal.
Das Jochbauteil 38 des zweiten Befestigungsbauteils 14
ist aus einem ferromagnetischen Material wie Eisen herge
stellt und mit einer Umfangsnut 66 ausgebildet, die im Ver
tikal- oder Axialquerschnitt eine rechtwinklige Gestalt hat
(siehe Fig. 1), und die sich in ihrer Umfangsrichtung er
streckt. Die Umfangsnut 66 ist zu ihrer axialen oberen End
seite offen. In der Umfangsnut 66 ist ein zylindrischer
Permanentmagnet 68 untergebracht, so daß die äußere Um
fangsoberfläche des Permanentmagneten 68 mit der äußeren
Umfangsoberfläche der Umfangsnut 66 verklebt ist. Der Per
manentmagnet 64 kann ein einzelnes zylindrisches Bauteil
sein, oder er kann aus einer Vielzahl an teilzylindrischen
Bauteilen bestehen. Dieser Permanentmagnet 68 hat entgegen
gesetzte magnetische Pole an seinen inneren und äußeren Um
fangsoberflächen, so daß das Jochbauteil 38 einen geschlos
senen Pfad oder Kreis erzeugt. Mit dem so in der Umfangsnut
66 befestigten Permanentmagneten 68 besteht ein vorgegebe
ner radialer Raum zwischen der inneren Umfangsoberfläche
der Umfangsnut 66 und der inneren Umfangsoberfläche des
Permanentmagneten 68. Dieser radiale Raum ergibt einen ma
gnetischen Spalt 70.
Im zweiten Befestigungsbauteil 14 ist eine tassenför
mige Haspel 72 so angeordnet, daß der Bodenabschnitt der
Haspel 72 dem radial mittigen Abschnitt der unteren Endsei
te der oszillierenden Platte 48 überlagert ist und damit
verschraubt ist, während der zylindrische Wandabschnitt der
Haspel 72 mit einer Spule 74 ausgestattet ist und innerhalb
des magnetischen Spalts 70, der in dem Jochbauteil 38 aus
gebildet ist, angeordnet ist, mit einem kleinen radialen
Abstand dazwischen, so daß die Spule 74 axial oder vertikal
versetzbar ist. Infolge des Anlegens eines elektrischen An
triebsstroms an die Spule 74 durch einen Leiterdraht 76,
wird die Spule 74 in ihrer Axialrichtung einer elektroma
gnetischen Kraft (Lorentzkraft) unterzogen, die durch die
Interaktion des angelegten elektrischen Antriebsstroms und
einem magnetischen Feld in dem magnetischen Spalt 70 er
zeugt wird, so daß die Spule 74 mit der Haspel 72 bewegt
wird. Als ein Ergebnis wird die oszillierende Platte 48 mit
der elektromagnetischen Kraft, die über die Haspel 72 auf
die oszillierende Platte 48 aufgebracht wird, in ihrer
Axialrichtung versetzt.
Die oszillierende Platte 48 wird durch Abwechseln des
An- und Ausschaltens eines geeigneten Schalters zum peri
odischen Anlegen eines elektrischen Stroms an die Spule 74
oder durch Anlegen eines Wechselstroms an die Spule 74 in
der Vertikalrichtung zum Schwingen gebracht, um eine peri
odische Veränderung des Drucks des Fluids im Inneren der
Hilfsfluidkammer 56 hervorzurufen. Die Frequenz und die
Größe der Fluiddruckänderung in der Hilfsfluidkammer 56 in
duziert nämlich jeweils der Frequenz und der Amplitude der
Schwingung der oszillierenden Platte 48. Diese periodische
Druckänderung, die durch die Schwingung der oszillierenden
Platte 48 in der Hilfsfluidkammer 56 indossiert wird, be
wirkt eine Druckdifferenz des Fluids zwischen der primären
Fluidkammer 54 und der Hilfsfluidkammer 56, wodurch das
Fluid dazu gezwungen wird, durch den Öffnungskanal 64 zwi
schen diesen Kammern 54, 56 zu strömen. Somit wird die
Druckänderung in der Hilfsfluidkammer 56 durch den Öff
nungskanal 64 auf die primäre Kammer 54 übertragen, so daß
die Motorbefestigung 10 einen Vibrationsdämpfungseffekt ba
sierend auf der periodischen Druckänderung in der primären
Fluidkammer 54 erzeugt. Das heißt, die Motorbefestigung 10
zeigt wirksam oder aktiv eine Dämpfungswirkung in Bezug auf
die von der Leistungseinheit 18 auf den Körper 20 übertra
genen Eingangsvibration, indem die oszillierende Platte 48
mit der Frequenz und der Amplitude wirksam zum Schwingen
gebracht wird, die denjenigen der Vibration des Körpers 20
entsprechen, die durch die Motorbefestigung 10 gedämpft
werden sollen.
Um zu ermöglichen, daß die Motorbefestigung 10 eine
ausreichende aktive Vibrationsdämpfungswirkung zeigt, wird
die Motorbefestigung 10 so gesteuert, daß sie die oszillie
rende Kraft zum Oszillieren der oszillierenden Platte 48 in
Abhängigkeit von der Vibration, die gedämpft werden soll,
geeignet steuert. In diesem Ausführungsbeispiel wird der
elektrische Antriebsstrom, der an die Spule 74 angelegt
wird, durch eine Steuervorrichtung geeignet gesteuert, die
schematisch in Fig. 2 dargestellt ist.
Diese Steuervorrichtung enthält eine Steuerung 80 in
Gestalt eines Mikrocomputers, der mit einer Stromquelle 78
wie einer Batterie funktionsfähig ist. Die Steuerung 80 um
faßt eine zentrale Verarbeitungseinheit (CPU), einen Di
rektzugriffsspeicher (RAM) und einen Nur-Lesespeicher (ROM)
und eine Eingangs-/Ausgangsschnittstellenschaltung. Der
ROM-Speicher speichert verschiedene Steuerprogramme und Da
ten. Die Steuerung 80 ist dazu angepaßt, ein Referenzsignal
R zu empfangen, das dazu verwendet wird, ein Spulenantrieb
spulssignal E zu erzeugen, das an die Motorbefestigung 10
angelegt werden soll. Das Referenzsignal R hat wünschens
werterweise einen relativ hohen Grad eines Korrelationsver
hältnisses mit den Eigenschaften der Vibration, die durch
die Motorbefestigung 10 gedämpft werden soll. Im vorliegen
den Ausführungsbeispiel wird das Referenzsignal R vorzugs
weise aus einem Zündpulssensor oder einem Kurbelwinkelsen
sor, der für den Motor der Leistungseinheit 18 vorgesehen
ist, erhalten. Insbesondere das Zündpulssignal wird vor
zugsweise als Referenzsignal R verwendet.
Die Wellenform des Referenzsignals R in Gestalt des Mo
torzündpulssignals wird, bevor das Referenzsignal an die
Steuerung 80 angelegt wird, auf den Bedarf hin geformt, wie
in Fig. 3 gezeigt ist. Die Steuerung 80 erzeugt ein Steuer
pulssignal P, das dieselbe Frequenz wie das Zündpulssignal
und ein Leistungsverhältnis von ungefähr 0,5 (50%) hat. Im
vorliegenden Ausführungsbeispiel dient die Steuerung 80 ef
fektiv als ein Pulssignalgenerator und ein Leistungsver
hältnisbegrenzer.
Ferner ist die Steuerung 80 dazu angepaßt, eine Pha
sendifferenz Θ des Steuerungspulssignals P in Bezug zum
Anstieg des Zündpulssignals R einzustellen, in Abhängigkeit
von dem Laufzustand des Fahrzeugs, so daß die Motorbefestigung
10 einen gewünschten Dämpfungseffekt in Bezug zur Vi
bration des Körpers 20 zeigt. Genauer gesagt werden Signa
le, die eine momentan ausgewählte Position eines Getriebe
wählhebels und die Fahrgeschwindigkeit des Fahrzeuganzei
gen, auf die Steuerung 80 als Fahrzustandssignal S aufge
bracht, das den Fahrzustand des Fahrzeugs darstellt, der
wiederum die Vibration des Körpers (Karosserie) 20 beein
flußt. Es soll betont werden, daß der "Fahrzustand des
Fahrzeugs" einen Zustand des Fahrzeugs umfaßt, während dem
das Fahrzeug steht und sein Motor in Leerlaufbetrieb ist.
Gemäß einem vorbestimmten oder bekannten Verhältnis zwi
schen dem Fahrzustand des Fahrzeugs und der Phasendifferenz
Θ des Steuerpulssignals P, wobei dieses Verhältnis experi
mentell aus Messungen dieser zwei Faktoren erhalten wurde,
wird die Phasendifferenz Θ des Steuerpulssignals P in Be
zug zum Zündpulssignal R bestimmt, in Abhängigkeit von dem
Wert, der durch das Fahrzustandssignal S dargestellt ist.
Das oben angegebene Verhältnis wird in dem ROM gespeichert.
In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel dient die Steuerung
80 als ein Phasenmodulator zur Bestimmung und Einstellung
der Phasendifferenz Θ des Steuerpulssignals P, basierend
auf dem oben angegebenen Fahrzustandssignal S.
Das so erhaltene Steuerpulssignal P wird einer Ampli
tudenmodulation in Abhängigkeit von dem Fahrzustand des
Fahrzeugs unterzogen, um dadurch das Spulenantriebssignal
E, das an die Spule 74 angelegt werden soll, zu erhalten,
während das Signal E den Vibrationsdämpfungseffekt der Mo
torbefestigung 10 in Bezug zur spezifischen Vibration des
Körpers 20 maximiert. Da die Eigenschaften der Vibration
des Körpers 20 in Abhängigkeit von dem Fahr- oder Antriebs
zustand des Fahrzeugs variiert, wie vorstehend beschrieben
wurde, wird ein Verstärkungssteuersignal G erhalten, um die
Amplitude des Spulenantriebspulssignals E basierend auf ei
nem vorbestimmten oder bekannten Verhältnis zwischen dem
Fahrzeugfahrzustand und der Amplitude der Vibration des
Körpers 20 zu bestimmen, wobei das Verhältnis aus Messungen
dieser zwei Faktoren experimentell erhalten wurde. Dieses
Verhältnis wird auch in dem ROM gespeichert. Basierend auf
diesem Verstärkungssteuersignal G arbeitet eine Verstär
kungssteuerung 82, die zwischen der Stromquelle 78 und der
Spule 74 vorgesehen ist, um eine Amplitudenmodulation des
Steuerpulssignals P zu bewirken, so daß die Spitzenspannung
oder die Amplitude des Spulenantriebspulssignals E opti
miert wird, um die Eingangsvibration zu dämpfen. Genauer
gesagt ist eine Schaltvorrichtung 84 zwischen der Verstär
kungssteuerung 82 und der Spule 74 angeordnet, wie in Fig.
2 gezeigt ist, und das Anlegen der Spannung von der Ver
stärkungsteuerung 82 an die Spule 74 der Motorbefestigung
10 wird durch Ein- und Ausschalten der Schaltvorrichtung 84
gemäß den EIN/AUS-Zuständen des Steuerpulssignals P gesteu
ert, so daß der Pegel der Spannung, die an die Spule 74 an
gelegt wird, durch das Verstärkungssteuersignal G bestimmt
wird. Als ein Ergebnis hat das Spulenantriebspulssignal E
eine Phase, ein Leistungsverhältnis und eine Frequenz, die
durch das Steuerpulssignal P bestimmt werden, und hat eine
Amplitude, die durch das Verstärkungssteuersignal G be
stimmt wird. Diese Schaltvorrichtung 84 kann vorzugsweise
eine bekannte Schaltvorrichtung, wie ein Transistor, wie
bspw. ein Feldeffekttransistor (FET) sein. In dem vorlie
genden Ausführungsbeispiel dient die Steuerung 80 auch da
zu, das Verstärkungssteuersignal G basierend auf dem oben
angegebenen Fahrzustandsignal S zu bestimmen, während die
Verstärkungssteuerung 82 und die Schaltvorrichtung 84 zu
sammenwirken, um als Verstärkungssteuerung zu arbeiten.
Im vorliegenden Ausführungsbeispiel wird die Spannung,
die von der Stromquelle 78 an die Spule 74 geliefert werden
soll, durch die Verstärkungssteuerung 82 geregelt, die dazu
angepaßt ist, eine Pulsdauer (Breiten-) Modulation (PWM)
basierend auf dem Verstärkungssteuersignal G, das von der
Steuerung 80 empfangen wird, zu bewirken. Die PWM-Steuerung
gestattet eine effektive Regelung der Spannung, die an die
Spule 74 angelegt wird, d. h., der Amplitude des elektri
schen Spulenantriebspulssignals E mit einer hohen Ansprech
empfindlichkeit und Genauigkeit. Die PWM-Steuerung gestat
tet die Amplitudenregelung des elektrischen Spulenantrieb
spulssignals E für einen Regelungszyklus, wie in Fig. 3 ge
zeigt ist.
In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel ist die Steue
rung 80 dazu angepaßt, die Phasendifferenz θ des Steuer
pulssignals P und das Verstärkungssteuersignal G in Abhän
gigkeit von dem Fahrzustandssignal S vorzugsweise gemäß den
gespeicherten Datentabellen, d. h. einer Datentabelle, die
das Verhältnis zwischen dem Fahrzeugfahrzustand und der
Phasendifferenz θ des Steuerpulssignals P darstellt, und
einer Datentabelle, die ein Verhältnis zwischen dem Fahr
zeugfahrzustand und der Amplitude der Schwingung des Kör
pers 20 darstellt, zu bestimmen. Die Datentabellen werden
basierend auf Werten der Phasendifferenz θ und der Vibra
tionsamplitude erhalten, die durch stufenweises Ändern des
Werts des Fahrzustandssignals S tatsächlich gemessen wer
den. Die so erhaltenen Datentabellen werden in dem ROM der
Steuerung 80 gespeichert. Basierend auf dem Wert des Emp
fangssignals S wählt die CPU der Steuerung 80 die entspre
chenden Werte der Phasendifferenz θ und das Verstärkungs
steuersignal G gemäß den jeweiligen Datentabellen aus. D. h.,
die CPU steuert die Phasendifferenz θ und das Verstär
kungssteuersignal G in einer Steuerungsart eines offenen
Regelkreises.
Wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, ist das Spulenantrieb
spulssignal E, das von der Steuervorrichtung, die wie vorstehend
beschrieben konstruiert ist, erzeugt wird, ein di
gitales EIN/AUS-Signal, das ein Leistungsverhältnis von 0,5
hat. Diese EIN/AUS-Signal E wird an die Spule 74 der Motor
befestigung angelegt, um die oben angegebene, elektromagne
tische Kraft in einer periodischen Art und Weise zu erzeu
gen, wodurch die oszillierende Platte 48 durch die oszil
lierende Bewegung der Spule 74 durch elektromagnetische
Kraft versetzt oder zum Schwingen gebracht wird. Das Spu
lenantriebspulssignal E, das an die Spule 74 angelegt wird,
ruft eine elektromagnetische Kraft hervor, die erzeugt
wird, wenn sich das Spulenantriebspulssignal E in seinem
EIN-Zustand befindet, so daß die oszillierende Platte 48 in
die nach oben oder nach unten gerichtete Richtung versetzt
wird. Andererseits wird keine elektromagnetische Kraft er
zeugt, wenn sich das Pulssignal E in seinem AUS-Zustand be
findet, so daß die oszillierende Platte 48 durch eine ela
stische Kraft der elastischen Lagerung 50 in ihre ursprüng
liche Position zurückgebracht wird. Mit der Zusammenwirkung
der elektromagnetischen Kraft und der elastischen Kraft,
die darauf aufgebracht wird, wird die oszillierende Platte
48 wirksam in der vertikalen Richtung zum Schwingen ge
bracht, so daß die Frequenz und die Amplitude denjenigen
des Spulenantriebspulssignals E entsprechen.
Folglich ändert sich der Fluiddruck in der Hilfsfluid
kammer 56 gemäß der Schwingung der oszillierenden Platte
48. Dort, wo die Druckänderung in der Hilfsfluidkammer 56
basierend auf den Strömungen des Fluids durch den Öffnungs
kanal 64 auf die primäre Fluidkammer 54 übertragen wird,
wird eine abrupte Änderung des Drucks der Hilfskammer 56,
die aufgrund der Abwechslung der EIN- und AUS-Zustände des
Pulssignals E stattfindet, durch die Strömung des Fluids
durch den Öffnungskanal 64 gemäßigt, so daß der Druck in
der primären Fluidkammer vergleichsweise gleichmäßig geän
dert wird. Somit ist die Wellenform der Fluiddruckänderung
in der primären Kammer 54 relativ ähnlich zu jener einen
Sinuswelle. Dementsprechend ist die Motorbefestigung 10 in
der Lage, eine verbesserte aktive Dämpfungswirkung in Bezug
auf die Vibration des Körpers 20 zu zeigen.
Da die oszillierende Platte 48 im vorliegenden Ausfüh
rungsbeispiel durch das elastische Lagerbauteil 50 gelagert
wird, wird die Druckänderung in der Hilfsfluidkammer 56 in
folge der Schwingung der oszillierenden Platte 48 aufgrund
einer Dämpfungskraft, die durch das elastische Lagerbauteil
50 erzeugt wird, verzögert. Dementsprechend wird die abrup
te Änderung des Drucks in der Hilfskammer 56 weiter einge
schränkt, was eine vergleichsweise gleichmäßige Änderung
des Fluiddrucks in der primären Fluidkammer 54 gewährlei
stet, was zu einer hervorragenden Dämpfungswirkung der Mo
torbefestigung 10 in Bezug zu der Vibration des Körpers 20
führt.
Im vorliegenden Ausführungsbeispiel wird ein digitales
EIN/AUS-Pulssignal in Gestalt des Steuerpulssignals P als
Spulenantriebssignal E verwendet. Diese Anordnung erlaubt
es, eine Sinuswellenerzeugungsschaltung und eine Phasenein
stellschaltung für eine Sinuswelle zu beseitigen und er
laubt es der Steuerungsvorrichtung, in der Konstruktion
einfach und in der Herstellung ökonomisch zu sein. Während
die herkömmliche Steuerungsvorrichtung zur Erzeugung des
Sinuswellenantriebssignals eine zentrale Verarbeitungsein
heit erfordert, die eine Kapazität in der Größe von 16-32 Bit
hat, ist die Steuerung 80 des vorliegenden Ausführungs
beispiels insbesondere in der Lage, mit einer CPU mit 8 Bit
zu funktionieren, die zu geringen Kosten erhältlich ist.
Zusätzlich wird die Fluiddruckänderung in der primären
Fluidkammer 54 nicht direkt durch den Versatz oder die
Schwingung der oszillierenden Platte 48 hervorgerufen, sondern
indirekt durch die Hilfsfluidkammer 56 und den Öff
nungskanal 64. Bei dieser Anordnung gestattet der Öffnungs
kanal 64, der auf eine gewünschte Resonanzfrequenz des
durchströmenden Fluids abgestimmt ist, die Fluiddruckände
rung in der primären Fluidkammer 54 nur bei einer Frequenz,
die gleich oder niedriger als seine Resonanzfrequenz ist,
während die Fluiddruckänderung in der primären Fluidkammer
54 bei einer Frequenz, die höher als seine Resonanzfrequenz
ist, effektiv beschränkt wird. Somit ist die vorliegende
Motorbefestigung 10 zur Verhinderung eines unerwünschten
aktiven Dämpfungseffektes aufgrund der Erzeugung höherer
Oberschwingungen der Resonanzfrequenz (Frequenz der Vibra
tion, die gedämpft werden soll) wirksam.
Wenn es erforderlich ist, daß die Motorbefestigung 10
durch wirksames Schwingen der oszillierenden Platte 48 bei
spielsweise in Bezug zu einer Motorleerlaufvibration eine
gewünschte aktive Dämpfungswirkung zeigt, wird z. B. ihr
Öffnungskanal 64 auf die Frequenz der Motorleerlaufvibrati
on, beispielsweise ca. 20 Hz, abgestimmt, so daß der Abso
lutwert der komplexen Federkonstante des Öffnungskanals 64
auf ungefähr 20 Hz minimiert ist, wie in Fig. 4 gezeigt
ist. In diesem Fall wird der aktive Dämpfungseffekt, der
durch die Schwingung der oszillierenden Platte 48 geschaf
fen wird, in Bezug zur Motorleerlaufvibration maximiert,
wenn die Schwingungsfrequenz der Frequenz der Motorleer
laufvibration entspricht, wie in Fig. 5 gezeigt ist. Jedoch
ist es möglich, eine unvorteilhafte aktive Vibrationsdämp
fungswirkung aufgrund der höheren Oberschwingungen (Kompo
nenten zweiter Ordnung und dritter Ordnung) der Frequenz
des Spulenantriebspulssignals E zur Schwingung der oszil
lierenden Platte 48 zu minimieren, wie auch in Fig. 5 ge
zeigt ist. Damit, daß die oszillierende Platte 48 wirksam
bei der Frequenz schwingt, die derjenigen der Motorleer
laufvibrationen entspricht, kann die vorliegenden Motorbefestigung
10 eine hervorragende aktive Dämpfungswirkung in
bezug zur Motorleerlaufvibration zeigen, während die uner
wünschte aktive Vibrationsdämpfungswirkung aufgrund der Er
zeugung der Oberschwingungen der Komponente der ersten Ord
nung des Spulenantriebspulssignals E minimiert wird.
Ein Muster der Motorbefestigung 10, dessen Öffnungska
nal 60 auf die Frequenz der Motorleerlaufvibration abge
stimmt ist, wurde vorbereitet. Die oszillierende Platte 48
wird durch Anlegen elekrischer Spulenantriebspulssignale,
die unterschiedliche Frequenzen haben, aktiv oder wirksam
zum Schwingen gebracht, und es wurden Verhältnisse der akti
ven Dämpfungseffekte aufgrund der Komponenten zweiter und
dritter Ordnung der Schwingungsfrequenz der oszillierenden
Platte 48 zu einem aktiven Dämpfungseffekt aufgrund der
Komponente der ersten Ordnung erhalten. Die erhaltenen Ver
hältnisse werden in der folgenden Tabelle 1 und in einem
Graph in Fig. 6 gezeigt. Zum Vergleich wird die oszillie
rende Platte 48 durch Anlegen von sinusförmigen Spulenan
triebssignalen, die jeweils unterschiedliche Frequenzen ha
ben, wirksam zum Schwingen gebracht. Die oben angegebenen
Verhältnisse der Sinuswellensignale werden auch in Tabelle
1 und dem Graphen in Fig. 6 gezeigt.
Wie aus der Tabelle 1 und dem Graph in Fig. 6 ersicht
lich ist, ist das Verhältnis der höheren Oberschwingungen
der Oszillationsfrequenz der oszillierenden Platte 48 15%
oder niedriger, wenn die Frequenz F (20 Hz), auf die der
Öffnungskanal 64 abgestimmt ist, und die Oszillationsfre
quenz f der oszillierenden Platte 48 eine Gleichung f ≧ ¾F
erfüllt. Insbesondere wenn die oszillierende Platte 48 mit
einer Frequenz schwingt, die gleich oder höher als die Ab
stimmungsfrequenz F des Öffnungskanals 64 ist, ist das Ver
hältnis der höheren Oberschwingungen merklich klein, näm
lich so niedrig wie in Vergleichsbeispielen, wo die Sinus
wellensignale angelegt wurden, um die oszillierende Platte
48 wirksam zum Schwingen zu bringen. Wenn die Vibrations
frequenz f der oszillierenden Platte 48 drei oder mehr Mal
die Abstimmungsfrequenz F des Öffnungskanals 64 ist, neigt
ein Strömungswiderstand des durch den Öffnungskanal strö
menden Fluids dazu, zuzunehmen, was es schwierig für die
Motorbefestigung 10 macht, eine ausreichende aktive Dämp
fungswirkung aufgrund der Komponente der ersten Ordnung der
oszillierenden Frequenz der oszillierenden Platte 48 zu
zeigen. In Anbetracht der obigen Ergebnisse wird die Ab
stimmungsfrequenz F des Öffnungskanals 64 vorzugsweise in
Bezug auf eine niedrigste Oszillationsfrequenz f' der os
zillierenden Platte 48 bestimmt, um die folgende Formel zu
erfüllen: F(Hz) = f' ± 5(Hz). Diesbezüglich ist die nied
rigste Oszillationsfrequenz f' die untere Grenze eines Fre
quenzbandes der Vibration, die durch die Motorbefestigung
10 gedämpft werden soll.
In der Motorbefestigung 10 des vorliegenden Ausfüh
rungsbeispiels wird das Leistungsverhältnis des Spulenan
triebspulssignals E so bestimmt, daß es 0,5 (50%) beträgt.
Diese Anordnung ist wirksam, um den negativen Einfluß der
höheren Oberschwingungen der Oszillationsfrequenz der os
zillierenden Platte 48 infolge der aktiven Oszillation der
oszillierenden Platte 48 zu minimieren, was in einer Ver
hinderung der Verschlechterung der aktiven Vibrationsdämp
fungswirkung in Bezug auf die hochfrequenten Vibrationen
resultiert und zu einer weiteren Verbesserung des Vibra
tionsdämpfungseffekts in Bezug auf das gewünschte Vibra
tionsfrequenzband führt. Die Motorbefestigung 10 wurde un
ter der Steuerung der Steuerungsvorrichtung aus Fig. 2 be
trieben, wobei das Spulenantriebspulssignal E das Lei
stungsverhältnis von 0,5 hat, und wobei das Spulenantrieb
spulssignal E das Leistungsverhältnis von 0,3 hat. In bei
den Fällen wurden die aktiven Vibrationsdämpfungseffekte
aufgrund der Komponenten der ersten, zweiten und dritten
Ordnung der Oszillationsfrequenz der oszillierenden Platte
48 gemessen. Die Messungen werden in dem Graphen der Fig.
7 und 8 gezeigt. Die Messungen wurden mit dem Öffnungs
kanal 64 bewirkt, der auf 20 Hz abgestimmt war. Wie anhand
der Graphen deutlich wird, gestattet das Spulenantrieb
spulssignal E, dessen Leistungsvehältnis 0,5 beträgt, eine
merkliche Reduzierung des unerwünschten Effektes aufgrund
der höheren Oberschwingungen der Oszillationsfrequenz der
oszillierenden Platte 48, was eine hervorragende aktive Vi
brationsdämpfungswirkung aufgrund der Komponente der ersten
Ordnung der Oszillationsfrequenz gewährleistet.
Darüber hinaus umfaßt die Motorbefestigung 10, die ge
mäß dem vorliegenden Ausführungsbeispiel aufgebaut ist, den
Verbindungsfluidkanal 35, der auf ein Frequenzband abge
stimmt ist, das niedriger als das Frequenzband ist, auf das
der Öffnungskanal 64 abgestimmt ist. Diese Anordnung ge
währleistet, daß die Motorbefestigung 10 eine hervorragende
Vibrationsdämpfungswirkung in Bezug auf Vibrationen von re
lativ niedrigen Frequenzen zeigt, wie beim Motorschütteln,
das eine Frequenz von ungefähr 10 Hz hat, aufgrund der Re
sonanz der Fluidströmung durch den Fluidverbindungskanal
35. Diesbezüglich soll betont werden, daß der Öffnungskanal
64 nicht wirksam ist, um solche niedrigen Vibrationen von
ungefähr 10 Hz in Anwesenheit von höheren Oberschwingungen
zu dämpfen. Ferner ist die primäre Fluidkammer 54 durch den
Verbindungskanal 35 mit der Gleichgewichtskammer 30 verbun
den, die teilweise durch die flexible Membran 28 gebildet
wird, so daß eine Zunahme des Fluiddrucks der Gleichge
wichtskammer 30 durch die Deformation und den Versatz der
flexiblen Membran 28 absorbiert wird. Bei dem Einbau der
Motorbefestigung 10 in das Fahrzeug nehmen die Fluiddrücke
in der primären Fluidkammer 54 und der Hilfsfluidkammer 56
aufgrund des Gewichts der Leistungseinheit 18, die auf die
Motorbefestigung 10 wirkt, zu. Diese Fluiddruckerhöhungen
in der primären Fluidkammer und der Hilfsfluidkammer werden
auch durch die Deformation oder den Versatz der flexiblen
Membran 28 der Gleichgewichtskammer 30 absorbiert, was zu
einer verbesserten Haltbarkeit der Motorbefestigung 10 und
einer erhöhten Stabilität der Steuerung der Druckänderung
in der primären Fluidkammer 54 führt, die durch die Oszil
lation der oszillierenden Platte 48 induziert wird. Mit an
deren Worten führt sie zu einer Stabilität der Steuerung
des aktiven Vibrationsdämpfungseffektes der Motorbefesti
gung 10.
Die Motorbefestigung 10 des vorliegenden Ausführungs
beispiels enthält die elektromagnetische Antriebsvorrich
tung der Schwingspulenbauart zum Schwingen der oszillieren
den Platte 48. Diese elektrische Antriebsvorrichtung der
Schwingspulenbauart kann ein lineares Verhältnis zwischen
ihrem Ausgang (elektromagnetische Kraft) und ihrem Eingang
(Spulenantriebspulssignal E) über einen weiteren Bereich
ihres Eingangs und Ausgangs zeigen als eine elektromagneti
sche Antriebsvorrichtung der elektromagnetischen Bauart,
was es ermöglicht, die Steuerung der Schwingung der oszil
lierenden Platte 48 leicht genau zu s 12839 00070 552 001000280000000200012000285911272800040 0002019856081 00004 12720teuern, was zu einer
weiteren Verbesserung der Vibrationsdämpfungswirkung der
Motorbefestigung 10 führt.
Während das derzeit bevorzugte Ausführungsbeispiel der
vorliegenden Erfindung vorstehend zum reinen Zweck der Ver
anschaulichung detailliert beschrieben wurde, soll betont
werden, daß die vorliegende Erfindung nicht auf die De
tails des erläuternden Ausführungsbeispiels beschränkt ist,
sondern anders verkörpert werden kann.
Die Konstruktion der Motorbefestigung der vorliegenden
Erfindung ist beispielsweise nicht auf diejenige des erläu
ternden Ausführungsbeispiels begrenzt. Die vorliegende Er
findung kann ein anderes bevorzugtes Ausführungsbeispiel
einer Motorbefestigung 86 verwenden, wie es in Fig. 9 gezeigt
ist. Die Elemente, die in der Konstruktion ähnlich zu
denjenigen des ersten Ausführungsbeispiels sind, werden mit
denselben Bezugszeichen, wie im ersten Ausführungsbeispiel
bezeichnet, und die detaillierte Erläuterung dieser Bauteile
wird weggelassen. Die Motorbefestigung 86, die gemäß dem
zweiten Ausführungsbeispiel aufgebaut ist, enthält eine
flexible Membran 88, die im Inneren des axial unteren Ab
schnittes der Mittelbohrung 46 des Lagerbauteils 36 ange
ordnet ist, so daß die flexible Membran 88 der oszillieren
den Platte 48, die im Inneren des axial mittigen Abschnitts
der Mittelbohrung 46 angeordnet ist, mit einem geeigneten
Axialabstand dazwischen gegenüberliegt. Dieser axiale Raum
zwischen der flexiblen Membran 88 und der oszillierenden
Platte 48 bildet die Gleichgewichtskammer 30. Andererseits
ist das zylindrische Lagerbauteil 36 mit einem Fluidverbin
dungskanal 89 für eine Fluidverbindung zwischen der Gleich
gewichtskammer 30 und der Hilfsfluidkammer 56 ausgebildet.
Ähnlich dem Fluidverbindungskanal 35 des ersten Ausfüh
rungsbeispiels ist der Fluidverbindungskanal 89 auf ein
Frequenzband abgestimmt, das niedriger als das Frequenzband
ist, auf das der Öffnungskanal 64 abgestimmt ist. Dieser
Kanal 89 dient als zweiter Öffnungskanal. Somit zeigt die
Motorbefestigung 86, die wie vorstehend beschrieben aufge
baut ist, dieselbe Vibrationsdämpfungswirkung wie die Mo
torbefestigung 10 des ersten Ausführungsbeispiels, wenn sie
durch die Steuervorrichtung aus Fig. 2 gesteuert wird.
Ferner kann die vorliegende Erfindung mit der Fluid
kammer verkörpert werden, die sich außerhalb des Hauptkör
pers der Vibrationsdämpfungsvorrichtung befindet, wie in
der JP-A-8-177958 offenbart ist. Die Vibrationsdämpfungs
vorrichtung der vorliegenden Erfindung kann eine Fluidkam
mer verwenden, die sich außerhalb des Hauptkörpers befindet
und die als Hilfsfluidkammer dient.
Die fluidgefüllte Vibrationsdämpfungsvorrichtung der
vorliegenden Erfindung kann eine zylindrische Befestigung
sein, die ein Mittelwellenbauteil und ein zylindrisches
Bauteil, das radial außerhalb des Mittelwellenbauteils mit
einem geeigneten radialen Raum dazwischen angeordnet ist,
enthält, wobei diese Bauteile mit einem dazwischen einge
legten elastischen Körper elastisch miteinander verbunden
sind. Die fluidgefüllte Vibrationsdämpfungsvorrichtung der
vorliegenden Erfindung kann als Dämpfer verwendet werden,
der nur an einem oszillierenden Bauteil befestigt ist, um
seine Vibration zu dämpfen. Zum Beispiel kann ein Dämpfer
86, der ähnlich zu der dargestellten Motorbefestigung 10
ist, auf dem oszillierenden Bauteil befestigt werden, das
ein Fahrzeugteil oder ein Auspuffrohr ist, über ausschließ
lich ein Befestigungsbauteil des ersten und zweiten Befe
stigungsbauteils 12, 14, während das andere Befestigungs
bauteil der Befestigungsbauteile 12, 14 nicht mit irgendei
nem Bauteil verbunden ist, so daß der Dämpfer frei schwing
bar ist.
Während die oszillierende Platte 48 in dem erläuterten
Ausführungsbeispiel durch einen elastischen Körper in der
Gestalt einer ringförmigen elastischen Lagerung 50 gelagert
wird, kann die oszillierende Platte 48 durch eine Platten
feder, eine Membran oder irgend ein anderes flexibles Bau
teil gelagert werden.
Der Fluidverbindungskanal 35 ist nicht essentiell. Der
Fluidverbindungskanal 35 kann eine Strömungsquerschnitts
fläche haben, die klein genug ist, um Strömungen des Fluids
hierdurch zu verhindern, sogar bei Aufbringung einer Vibra
tion mit einer relativ niedrigen Frequenz auf die Motorbe
festigung. In diesem Fall dient der Verbindungskanal 35 als
Durchlaß, der die Strömung des Fluids hierdurch zuläßt, zur
Absorption eines Druckanstiegs in der Druckkammer aufgrund
der statischen Last, die auf die Motorbefestigung wirkt,
nämlich aufgrund des Gewichts der Leistungseinheit 18.
In den erläuterten Ausführungsbeispielen ist das elek
trische Spulenantriebssignal E, das durch die Steuerungs
vorrichtung erzeugt wird, ein digitales EIN/AUS-Pulssignal.
Jedoch kann das Spulenantriebssignal E ein Pulssignal sein,
das entgegengesetzte Polaritäten hat, wie in Fig. 10 ge
zeigt ist. In diesem Fall besteht die Schaltvorrichtung 84
vorzugsweise aus einer bekannten H-Brückenschaltung.
Während die Schwingkraft für die Schwingung der oszil
lierenden Platte 48 durch einen Antriebskraftregler in Ge
stalt der Verstärkungssteuerung 82 zur Einstellung der
Amplitude des Spulenantriebspulssignals E in den erläuter
ten Ausführungsbeispielen gesteuert wird, kann eine Lei
stungsverhältnissteuerung zur Einstellung des Leistungsver
hältnisses des Pulssignals E anstelle von oder zusätzlich
zu der Verstärkungssteuerung 82 verwendet werden. In diesem
Fall wird der Anstiegsmoment eines jeden Pulses gemäß dem
Leistungsverhältnis wie gewünscht eingestellt, so daß die
Zwischenpulsperiode (Zeitintervall zwischen den Mitten der
benachbarten Pulse) moduliert wird, um der Schwingungsperi
ode, die gedämpft werden soll, mit einer hohen Genauigkeit
zu entsprechen. In diesem Fall entspricht die Wellenform
der oszillierenden Kraft für die oszillierende Platte 48
genau derjenigen der zu dämpfenden Vibrationen.
Die Verstärkungssteuerung 82 und die Schaltvorrichtung
84, die in dem Blockschaltbild in Fig. 2 gezeigt sind, ver
wenden Transistoren mit einer Schaltfunktion. Die Fig.
11 bis 13 zeigen jeweilige unterschiedliche Anordnungen der
Steuervorrichtung aus Fig. 2. In diesen, in den Fig. 11
bis 13 gezeigten Anordnungen, werden die gleichen Bezugszeichen,
die in Fig. 2 verwendet wurden, verwendet, um die
entsprechenden Bauteile zum einfachen Verständnis zu iden
tifizieren.
In den in den Fig. 11 bis 13 gezeigten Steueranord
nungen bezeichnet das Bezugszeichen 94 eine Stromversor
gungsschaltung zur Anlegung des Spulenantriebspulssignals E
von einer Stromquelle 90 an die Spule 74 der Motorbefesti
gung 10 über eine stabilisierte Stromversorgung 92. Die
Stromversorgungsschaltung 94 enthält einen ersten Transi
stor 96, der als Verstärkungssteuerung 82 dient, zur Rege
lung der Amplitude des Spulenantriebspulssignals E auf der
Grundlage des Verstärkungssteuersignals (G), das von der
Steuerung 80 gemäß dem Fahrzustandsignal S empfangen wird,
und einen zweiten Transistor 98, der als Schaltvorrichtung
84 dient, zur Regelung der Frequenz und der Phase des Puls
signals E auf der Grundlage des Steuerpulssignals (P) gemäß
dem Referenzsignal (R) und dem Fahrzustandsignal (S). Ge
nauer gesagt wird das Verstärkungssteuersignal (G) an die
Basis des ersten Transistors 96 angelegt. Gemäß dem Ver
stärkungssteuersignal (G) wird die Stromversorgungsschal
tung 94 geöffnet und geschlossen, so daß die Amplitude des
Spulenantriebspulssignals (E) gesteuert wird, um die Span
nung, die an die Spule 74 angelegt wird, zu regulieren. An
dererseits wird das Steuerpulssignal (P) an die Basis des
zweiten Transistors 98 angelegt. Dieses Signal (P) wird
durch die Steuerung 80 auf der Grundlage des Referenzsi
gnals R und dem Fahrzustandssignal S erzeugt und hat eine
Frequenz und eine Phasendifferenz θ, die denjenigen der Vi
bration, die gedämpft werden soll, entsprechen. Gemäß dem
Steuerpulssignal (P) wird die Stromversorgungsschaltung 94
geöffnet und geschlossen, wodurch die Spulenantriebspuls
signale (E) entsprechend einer Frequenz, Phasendifferenz
und Leistungsverhältnis auf der Grundlage des Steuerpuls
signals (P) gesteuert wird.
Dementsprechend kann die Steuervorrichtung aus Fig. 2,
die für das Vibrationsdämpfungssystem der vorliegenden Er
findung verwendet wird, durch irgendeine elektrische Steu
eranordnung ersetzt werden, die in den Fig. 11 bis 13
gezeigt sind. Wie anhand der vorstehenden Erläuterung of
fensichtlich ist, kann die Spule 74 der Motorbefestigung 10
an irgendeinem Abschnitt der Stromversorgungsschaltung 94
angeordnet sein. Vorzugsweise werden die elektrischen
Schaltungen der Fig. 11 und 12 für eine verbesserte Sta
bilität der Funktion der ersten und zweiten Transistoren 96
und 98 verwendet.
Während der Phasenmodulator, der Leistungsverhältnis
begrenzer und noch andere Vorrichtungen in den erläuterten
Ausführungsbeispielen durch einen Mikrocomputer in Gestalt
der Steuerung 80 gebildet werden, können diese Vorrichtun
gen durch eine elektrische Schaltung, die diskrete Kompo
nenten umfaßt, gebildet werden. Beispielsweise kann der
Phasenmodulator durch eine Phaseneinstellvorrichtung unter
Verwendung eines Tyristors, eines Phasenverschiebers oder
einer anderen elektrischen Schaltung gebildet werden. Ande
rerseits kann der Leistungsverhältnisbegrenzer beispiels
weise durch einen Komparator und eine bekannte Verzöge
rungsschaltung unter Verwendung zweier monostabiler Multi
vibratoren oder eines Multivibrators vom D-F, F-Typ gebil
det werden. Genauer gesagt wird das Zündpulssignal R durch
den Komparator in ein digitales Signal umgewandelt, und das
digitale Signal wird durch die Verzögerungsschaltung verar
beitet. In diesem Fall kann die Verzögerungsschaltung einen
variablen Widerstand verwenden, so daß die Phase des Steu
erpulssignals P vorzugsweise durch Änderung eines Wider
standswertes des Widerstandes eingestellt wird.
Ein aktives Vibrationsdämpfungssystem zur Dämpfung ei
ner Vibration eines Gegenstandes wird offenbart, das fol
gendes aufweist: eine fluidgefüllte Vibrationsdämpfungsvor
richtung 10; 86, die einen elastischen Körper 16 hat, der
teilweise eine primäre Fluidkammer 52 bildet, die mit in
kompressiblem Fluid gefüllt ist, dessen Druck mit der ela
stischen Deformation des elastischen Körpers variabel ist,
und eine oszillierende Platte 48, die teilweise eine Hilfs
fluidkammer 56 bildet, die mit dem inkompressiblen Fluid
gefüllt ist, dessen Druck mit der Schwingung der oszillie
renden Platte variabel ist, und eine Antriebsvorrichtung
68; 72; 74 zur Erzeugung einer Antriebskraft zur Schwingung
der oszillierenden Platte; und eine Steuerungsvorrichtung
78; 80; 84; 90; 92; 94; 96; 98 zur Aufbringung eines elek
trischen Antriebspulssignals E an eine Antriebsvorrichtung
zur Steuerung der Schwingung der oszillierenden Platte, die
einen Pulssignalgenerator 80 zur Erzeugung eines Steuer
pulssignals P hat, dessen Frequenz derjenigen der Vibration
des Gegenstands entspricht, einen Phasenmodulator 80 zur
Modulierung einer Phase des Steuerpulssignals in Abhängig
keit von einem Zustand S der Vibration des Gegenstandes,
und einen Antriebskraftregler 80, zur Einstellung einer
Wellenform des Steuerpulssignals, um das elektrische An
triebspulssignal E zu erhalten, so daß die Antriebskraft,
die von der Antriebsvorrichtung erzeugt wird, einer Ampli
tude G der Vibration des Gegenstands entspricht.
Claims (16)
1. Aktives Vibrationsdämpfungssystem zum Dämpfen einer
Vibration eines Gegenstandes (20), das die folgenden Bau
teile aufweist:
eine fluidgefüllte Vibrationsdämpfungsvorrichtung (10; 86), die
die oszillierende Platte (48) der gegenüberliegenden Seite des Teilungsbauteils an der Hilfsfluidkammer (56) an geordnet ist, und daß
die Steuervorrichtung ein elektrisches Antriebssignal (E) in Pulsform an die Antriebsvorrichtung anlegt,
wobei die Steuervorrichtung einen Pulssignalgenerator zur Erzeugung eines Steuerpulssignals (P) enthält, dessen Frequenz derjenigen der Vibration des Gegenstandes ent spricht, einen Phasenmodulator (80) zur Modulation einer Phase des Steuerpulssignals in Abhängigkeit von der Vibra tion des Gegenstandes, und einen Antriebskraftregler zur Einstellung einer Wellenform des Steuerpulssignals, um das elektrische gepulste Antriebssignal (E) zu erhalten, so daß die Antriebskraft einer Amplitude der Vibration des Gegens tandes entspricht.
eine fluidgefüllte Vibrationsdämpfungsvorrichtung (10; 86), die
- a) ein erstes und ein zweites Befestigungsbauteil (12, 14) aufweist, die voneinander beabstandet sind;
- b) einen elastischen Körper (16), der das erste und das zweite Befestigungsbauteil elastisch miteinander verbin det, und der teilweise einen fluiddichten Raum (54, 56) bildet, der mit einem inkompressiblen Fluid gefüllt ist;
- c) ein Teilungsbauteil (52), das in dem fluiddichten Raum angeordnet ist und diesen in eine primäre Fluidkammer (54) und in eine Hilfsfluidkammer (56) unterteilt, und das einen ersten Öffnungskanal (64) zur Fluidverbindung zwischen der primären Fluidkammer und der Hilfsfluid kammer bildet,
- d) eine oszillierende Platte (48) die teilweise die Hilfs fluidkammer (56) bildet, so daß eine Druckänderung des Fluids in der Hilfsfluidkammer durch Oszillieren der oszillierenden Platte hervorgerufen wird; und
- e) eine Antriebsvorrichtung (68, 72, 74) zur Erzeugung
einer Antriebskraft zur Schwingung der oszillierenden
Platte; und
eine Steuervorrichtung (78, 80, 82, 84, 90, 94, 96, 98), die die Oszillation der oszillierenden Platte steuert,
die oszillierende Platte (48) der gegenüberliegenden Seite des Teilungsbauteils an der Hilfsfluidkammer (56) an geordnet ist, und daß
die Steuervorrichtung ein elektrisches Antriebssignal (E) in Pulsform an die Antriebsvorrichtung anlegt,
wobei die Steuervorrichtung einen Pulssignalgenerator zur Erzeugung eines Steuerpulssignals (P) enthält, dessen Frequenz derjenigen der Vibration des Gegenstandes ent spricht, einen Phasenmodulator (80) zur Modulation einer Phase des Steuerpulssignals in Abhängigkeit von der Vibra tion des Gegenstandes, und einen Antriebskraftregler zur Einstellung einer Wellenform des Steuerpulssignals, um das elektrische gepulste Antriebssignal (E) zu erhalten, so daß die Antriebskraft einer Amplitude der Vibration des Gegens tandes entspricht.
2. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, daß der Antriebskraftregler eine
Verstärkungssteuerung (82) zur Einstellung einer Amplitude
des Steuerpulssignals (P) gemäß der Amplitude der Vibration
des Gegenstandes aufweist.
3. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, daß die Verstärkungssteuerung eine
stabilisierte Stromversorgung (92) als Stromquelle umfaßt.
4. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, daß der Antriebskraftregler eine
Leistungsverhältnissteuerung zur Einstellung eines Leis
tungsverhältnisses des Steuerpulssignals (P) gemäß der Amp
litude der Vibration des Gegenstandes aufweist.
5. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß einem der An
sprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Antriebs
kraftregler einen Leistungsverhältnisbegrenzer zur Begren
zung des Leistungsverhältnisses des Steuerpulssignals auf
einen Bereich innerhalb von 40 bis 60% aufweist.
6. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß Anspruch 5,
dadurch gekennzeichnet, daß der Leistungsverhältnisbegren
zer das Steuerpulssignal steuert, um ein Leistungsverhält
nis von 50% zu haben.
7. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß einem der An
sprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die oszillie
rende Platte (48) durch eine elastische Lagerung (50) gela
gert ist, die elastisch deformierbar ist, um einen Versatz
der oszillierenden Platte (48) zuzulassen.
8. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß Anspruch 7,
dadurch gekennzeichnet, daß die elastische Lagerung (50)
teilweise die Hilfsfluidkammer (56) bildet.
9. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß einem der An
sprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Vibrati
onsdämpfungsvorrichtung ferner eine flexible Membran (28,
88) aufweist, die teilweise eine Gleichgewichtsfluidkammer
(30) bildet, und einen zweiten Öffnungskanal (35, 89) zur
Fluidverbindung zwischen der Gleichgewichtsfluidkammer und
der primären Fluidkammer oder der Hilfsfluidkammer, wobei
der zweite Öffnungskanal auf ein Frequenzband eingestellt
ist, das niedriger als das Frequenzband ist, auf das der
erste Öffnungskanal abgestimmt ist.
10. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß einem der An
sprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Be
festigungsbauteil (14) die Antriebsvorrichtung trägt.
11. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß einem der An
sprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Gegen
stand durch die fluidgefüllte Vibrationsdämpfungsvorrich
tung mit einem Verbrennungsmotor verbunden ist, und daß der
Pulssignalgenerator der Steuervorrichtung das Steuerpuls
signal (P), entsprechend einem Kurbelwinkel des Verbren
nungsmotors, erzeugt.
12. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß einem der An
sprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Gegen
stand durch die fluidgefüllte Vibrationsdämpfungsvorrich
tung mit einem Verbrennungsmotor verbunden ist und daß der
Pulssignalgenerator der Steuervorrichtung das Steuerpuls
signal (P), entsprechend einer Zündsteuerung des Verbren
nungsmotors, erzeugt.
13. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß einem der An
sprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß eine Frequenz
("f") der Oszillation der Oszillationsplatte (48) und eine
Frequenz ("F"), auf die der erste Öffnungskanal (64) abge
stimmt ist, so daß er einen relativ niedrigen Absolutwert
der komplexen Federkonstante der Dämpfungsvorrichtung
zeigt, so bestimmt werden, daß sie ein Verhältnis, gemäß
der folgenden Formel, erfüllen:
3F/4 ≦ f ≦ 3F.
3F/4 ≦ f ≦ 3F.
14. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß Anspruch 13,
dadurch gekennzeichnet, daß die Frequenz ("F") in einem Be
reich von ±5 Hz der Vibrationsfrequenz, die gedämpft werden
soll, liegt.
15. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, daß die Steuervorrichtung ferner
eine Speichervorrichtung aufweist, zur Speicherung einer
ersten Datentabelle, die ein vorbestimmtes erstes Verhältnis
zwischen den unterschiedlichen Phasen des Steuerpuls
signals (P), das durch den Phasenmodulator bestimmt wird,
und jeweiliger unterschiedlicher Zustände der Vibration des
Gegenstandes darstellt, und zur Speicherung einer zweiten
Datentabelle, die ein vorbestimmtes zweites Verhältnis zwi
schen unterschiedlichen Wellenformen des elektrischen An
triebspulssignals (E), das durch den Antriebskraftregler
und jeweilige verschiedene Werte der Amplitude der Vibrati
on des Gegenstandes erhalten wird, darstellt, wobei der
Phasenmodulator die Phase des Steuerpulssignals in Abhän
gigkeit von dem vorbestimmten ersten Verhältnis und basie
rend auf einem ersten Überwachungssignal (S), das den Zu
stand der Vibration des Gegenstandes zeigt, bestimmt, und
wobei der Antriebskraftregler die Wellenform des elektri
schen Antriebspulssignals in Abhängigkeit von dem vorbe
stimmten zweiten Verhältnis und basierend auf einem zweiten
Überwachungssignal (S), das die Amplitude der Vibration des
Gegenstandes zeigt, bestimmt.
16. Aktives Vibrationsdämpfungssystem gemäß Anspruch 15,
dadurch gekennzeichnet, daß der Gegenstand ein Teil eines
Fahrzeugs ist, und daß die ersten und zweiten Überwachungs
signale (S) aus Signalen ausgewählt werden, die folgendes
anzeigen: eine Arbeitsgeschwindigkeit eines Motors des
Fahrzeugs; eine Schalthebelposition des Fahrzeugs; eine
Fahrgeschwindigkeit des Fahrzeugs; einen Drosselöffnungs
winkel des Fahrzeugs; eine Wassertemperatur des Motors; ei
ne Öltemperatur des Fahrzeugs, und eine Temperatur des e
lastischen Körpers.
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