DE3712656C2 - - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen Schwingungsdämpfer mit zwei Gehäuseteilen, von denen das eine an die schwingungsübertragende, das andere an die schwingungsaufnehmende Seite angeschlossen ist, einem zwischen den Gehäuseteilen angeordneten und mit ihnen flüssigkeitsdicht verbundenen, ungefähr zylindrischen elastischen Block, einer flexiblen Membrane, die mit ihrem Umfangsabschnitt an einem der Gehäuseteile befestigt ist und zur Ausbildung einer geschlossenen Kammer beiträgt, einer Trennwand, die mit ihrem Umfangsabschnitt an einem der Gehäuseteile befestigt ist und in der geschlossenen Kammer einen halsförmigen Abschnitt mit einem Durchlaß aufweist, und einer in die geschlossene Kammer eingefüllten Flüssigkeit.

Ein solcher Schwingungsdämpfer ist bekannt (DE-OS 35 29 199). Dieser Schwingungsdämper ist zum Aufhängen eines Motors vorgesehen. Eine wirkungsvolle Dämpfung wird im allgemeinen bei Schwingungen niedriger Frequenz von weniger als 100 Hz und großer Amplitude ab ±0,05 mm erreicht. Beim bekannten Schwingungsdämpfer wird im Rahmen der Bemessung des Durchlasses der Trennwand die Resonanz für eine Anordnung bestimmt, welche die gesamte Schwingungsdämpfungseinrichtung einschließlich der eingefüllten Flüssigkeit und zusätzlich auch noch den schwingenden Körper, im konkreten Fall also den Motor, umfaßt. Dabei soll die Resonanz der Flüssigkeit im Durchlaß mit der Resonanzfrequenz der gesamten Schwingungsdämpfungseinrichtung übereinstimmen. Aufgrund der Einbeziehung des schwingenden Körpers bzw. des Vibrationsteils ist die Resonanzfrequenz ziemlich niedrig. Dementsprechend werden Schwingungen hoher Frequenz (mehrere 100 Hz) nicht in der wünschenswerten Weise gedämpft.

Werden auf den bekannten Schwingungsdämpfer Schwingungen kleiner Amplitude von z. B. etwa ±0,01 mm übertragen, ändert sich die dynamische Federkennung, definiert als das Verhältnis von dynamischer Federkonstante (k _d ) zur statischen Federkonstante (k _f ) in Übereinstimmung mit der Freqenzänderung, wie es in Fig. 7 dargestellt ist. Insbesondere ändert sich die dynamische Federkennung bei Frequenzen oberhalb 200 Hz im Bereich zwischen 4 und 11. Motorschwingungen hoher Frequenz und kleiner Amplitude werden somit nur unvollständig gedämpft.

Bei einem zur Motoraufhängung verwendeten Schwingungsdämpfer muß die dynamische Federkennung bei Schwingungen hoher Frequenz von 100 bis 800 Hz und kleiner Amplitude etwa 2 betragen, damit die Übertragung von Motorschwingungen auf das Fahrzeug-Fahrgestell in ausreichendem Maße verhindert wird. Der bekannte Schwingungsdämper erreicht diesen Wert jedoch nicht. Dabei ist die Obergrenze der Schwingungsfrequenz von 800 Hz dadurch begründet, daß ungeachtet des für die dynamische Federkennung erreichten niedrigen Wertes eine ausreichende Geräuschdämmung bei Frequenzen über 800 Hz nicht möglich ist, weil der Anteil an Körperschall an den durch Motorschwingungen entstehenden Innengeräuschen bei Annäherung an eine Frequenz von etwa 800 Hz rasch abfällt, wogegen der Anteil von Luftschall im Frequenzbereich über 800 Hz in beträchtlichem Maße zunimmt.

Es ist auch ein Schwingungsdämpfer mit zwei flüssigkeitsgefüllten Kammern bekannt, die gummielastische Umfangswände aufweisen und durch einen wendelförmigen Kanal in einer Zwischenplatte miteinander verbunden sind (DE-OS 34 02 715). Die im vergleichsweise langen wendelförmigen Kanal eingeschlossene Flüssigkeitssäule wirkt als Tilgermasse und dämpft insbesondere Schwingungen großer Amplitude und geringer Frequenz. Hier soll im Interesse der größten Dämpfungswirkung die im wendelförmigen Kanal enthaltene Flüssigkeitssäule in Resonanz zur Erregerfrequenz kommen. Um eine Dämpfungswirkung auch bei höheren Frequenzen (15 bis 30 Hz) zu erhalten, ist die Zwischenplatte mit einer zum wendelförmigen Kanal parallel geschalteten Düse versehen. Bei Schwingungen mit hohen Frequenzen von 100 Hz und mehr wird aber keine den Anforderungen entsprechende Dämpfung erreicht.

Entsprechendes gilt für einen weiteren bekannten Schwingungsdämpfer mit zwei flüssigkeitsgefüllten Kammern, die durch eine Trennwand mit einem Verbindungskanal abgeteilt sind, dessen Volumen so bemessen sein soll, daß eine wesentliche Resonanz eines Flüssigkeitsstromes im Verbindungskanal durch die Vibrationen des vibrierenden Körpers auf der Basis sowohl der Masse der im Verbindungskanal fließenden Flüssigkeit als auch der Differenz zwischen den Drücken in den beiden Kammern induziert wird. (DE-OS 35 06 047).

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Schwingungsdämpfer der eingangs beschriebenen Art so auszubilden und zu bemessen, daß auch Schwingungen hoher Frequenz und kleiner Amplitude wirkungsvoll gedämpft werden.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß die Querschnittsfläche und die Länge des Durchlasses so bemessen sind, daß die Resonanzfrequenz der aus dem elastischen Block, den Gehäuseteilen und der flexiblen Membran gebildeten Baugruppe bei Schwingungen mit kleiner Amplitude von nicht mehr als ±0,05 mm und vor dem Einfüllen der Flüssigkeit im wesentlichen mit der Frequenz übereinstimmt, bei welcher nach dem Einfüllen der Flüssigkeit die dynamische Federkennung der in dem Durchlaß der Trennwand befindlichen Flüssigkeit bei Schwingungen kleiner Amplitude von nicht mehr als ±0,05 mm einen Minimalwert annimmt.

Die Erfindung beruht darauf, daß der größte Wert der dyna­ mischen Federkennung beim bekannten Schwingungsdämpfer beträchtlich verkleinert werden kann, wenn für eine Flüssigkeit, die nach ihrem Einfüllen in den Schwingungsdämpfer in einem Durchlaß der Trennwand steht, eine bestimmte Resonanzfrequenz gewählt wird. Folglich kann die Frequenz, die in Verbindung mit der Resonanzfrequenz, die eine aus einem elastischen Block, Gehäuseteilen und einer flexiblen Membrane zusammengesetzte Baugruppe vor dem Einfüllen der Flüssigkeit hat, eine kleinstmögliche dynamische Federkennung der Flüssigkeit erzeugt, insbes. die dynamische Federkennung bei hohen Frequenzen im Bereich von 100 bis 800 Hz mit Vorteil herabgesetzt werden.

Somit wird die Resonanzfrequenz, die eine aus einem elastischen Block, zwei mit diesem flüssigkeitsdicht verbundenen Gehäuseteilen und einer zur Ausbildung einer geschlossenen Kammer beitragenden flexiblen Membrane zusammengesetzte Baugruppe vor dem Einfüllen der Flüssigkeit hat, ungefähr gleich mit einer Frequenz gewählt, bei der nach dem Einfüllen der Flüssigkeit die dynamische Federkennung von Flüssigkeit im Durchlaß der Trennwand bei Schwingungen kleiner Amplitude so klein wie möglich ist. Um dieses Ergebnis zu erreichen, wird zunächst die Resonanzfrequenz der Baugruppe ohne Flüssigkeitsfüllung bestimmt, worauf dann eine Trennwand mit einem Durchlaß von einer der Resonanzfrequenz zugeordneten Querschnittsfläche ausgewählt und eingebaut wird. Dieses führt dazu, daß das in Fig. 7 veranschaulichte Maximum der dynamischen Federkennung für den im Gegensatz zu Fig. 2 bereits mit Flüssigkeit gefüllten Schwingungsdämper abgebaut wird, wie es in Fig. 4 für den erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfer veranschaulicht ist. Auf diese Weise gelingt es, auch für Schwingungen hoher Frequenz den Wert der dynamischen Federkennung zu vergleichmäßigen und auf etwa 2 oder darunter zu senken.

Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachfolgend anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigt

Fig. 1 einen axialen Teilschnitt einer ersten Ausführungsform des Schwingungsdämpfers,

Fig. 2 ein Diagramm mit der Kurve einer dynamischen Feder­ kennung zwischen einem elastischen Block und einem Gehäuseteil,

Fig. 3 ein Diagramm mit der Kurve einer dynamischen Feder­ kennung in einer Flüssigkeit in einem Durchlaß einer Trennwand,

Fig. 4 ein Diagramm mit einer dynamischen Federkennkurve für den Schwingungsdämpfer gemäß Fig. 1,

Fig. 5 einen axialen Schnitt durch eine andere Ausführungs­ form des Schwingungsdämpfers,

Fig. 6a und 6b axiale Schnitte durch weitere Ausführungsformen des Schwingungsdämpfers, und

Fig. 7 ein Diagramm mit einer dynamischen Federkennkurve für den herkömmlichen Schwingungsdämpfer.

Bei dem Schwingungsdämpfer gemäß der Erfindung wird der größte Wert der dynamischen Federkennung, der bei der Reso­ nanzfrequenz der Baugruppe auftritt, durch die Resonanz der Flüssigkeit im Durchlaß der Trennwand wirkungsvoll unterdrückt, und die dynamische Federkennung des Schwingungsdämpfers wird auch bei anderen Frequenzen als der genannten Resonanzfrequenz durch die Wirkung der Flüssigkeit im Durchlaß ausreichend herabgesetzt, derart daß die dynami­ sche Federkennung des Schwingungsdämpfers bei Schwingungen von 100 bis 800 Hz und kleinen Amplituden auf etwa 2 oder weniger verringerbar ist. Folglich kann die Übertragung von im vorgenannten Frequenzbereich liegenden Motorschwingungen auf das Fahrzeug-Fahrgestell und folglich in den Aufbau-In­ nenraum wirkungsvoll verhindert werden.

Bei der in Fig. 1 dargestellten Ausführungsform hat der Schwingungsdämpfer Gehäuseteile 1 und 2, von denen eines mit der schwingungsübertragenden, das andere mit der schwin­ gungsaufnehmenden Seite verbunden ist. Zwischen den Gehäuse­ teilen 1 und 2 ist ein ungefähr zylindrischer elastischer Block 3 angeordnet und mit ihnen flüssigkeitsdicht verbun­ den.

Das an die schwingungsübertragende Seite angeschlossene Ge­ häuseteil 1 umfaßt eine scheibenförmige Platte 1 a, einen auf der Oberseite der Platte 1 a befestigten Befestigungsbolzen 1 b und ein auf der Unterseite der Platte 1 a befestigtes be­ cherförmiges Bauteil 1 c. Das mit der schwingungsaufnehmenden Seite verbundene Gehäuseteil 2 umfaßt ein topfförmiges Bau­ teil 2 a mit einem nach unten herausragenden Mittelteil und einen auf der Unterseite des Bauteils 2 a befestigten und nach unten ragenden Befestigungsbolzen 2 b.

Der elastische Block 3 umfaßt ein ungefähr kegelstumpfför­ miges elastisches Bauteil 3 a, das mit der Unterseite der Platte 1 a und der Außenumfangsfläche des becherförmigen Bau­ teils 1 c im Gehäuseteil 1 durch Vulkanisieren o.dgl. verbun­ den ist, und ein ungefähr zylindrisches Rumpfteil 3 b, wel­ ches mit dem unteren Endabschnitt des Bauteils 3 a durch Vul­ kanisieren o.dgl. verbunden ist. Das Rumpfteil 3 b kann aus Metall o.dgl. sein und ist mit dem Gehäuseteil 2 flüssig­ keitsdicht verbunden, z.B. durch Verstemmen seines unteren Endabschnitts mit dem Außenumfang des Flansches vom topfför­ migen Bauteil 2 a.

In das Bauteil 3 a kann ferner gemäß Fig. 1 ein Verstärkungs­ ring 3 c eingebettet sein.

Beim Verstemmen des Rumpfteils 3 b mit dem Bauteil 2 a werden Umfangsabschnitte einer flexiblen Membrane 5, die zusammen mit dem Block 3 zur Ausbildung einer geschlossenen Kammer 4 beiträgt, und einer Trennwand 6, welche in der Kammer 4 ei­ nen halsförmigen Abschnitt aufweist, zwischen dem Flansch des Bauteils 2 a und dem unteren Endabschnitt des Rumpfteils 3 b festgeklemmt. Die Kammer 4 ist vollständig mit einer Flüssigkeit 7 von einer bestimmten Viskosität gefüllt.

In der Trennwand 6 ist an einer bestimmten Stelle, z.B. in ihrem Mittelabschnitt, ein Durchlaß 6 a ausgebildet, durch den die Flüssigkeit 7 hindurchströmen kann. Die Größe des Durchlasses 6 a wird in Verbindung mit der Resonanzfrequenz einer Baugruppe mit den Gehäuseteilen 1 und 2, dem Block 3 und der Membrane 5 folgendermaßen bestimmt.

Zuerst wird die Resonanzfrequenz der Baugruppe gemessen, die aus den Gehäuseteilen 1 und 2, dem Block 3 und der Membrane 5, welche bestimmte Abmessungen haben, zusammengesetzt ist. Dazu wird die Baugruppe vor dem Einfüllen der Flüssigkeit 7 in Schwingungen kleiner Amplitude von nicht mehr als ±0,05 mm versetzt.

In Fig. 2 ist die Beziehung zwischen Schwingungsfrequenz und dynamischer Federkennung dargestellt, die besteht, wenn die Baugruppe mit einem elastischen Block 3 von etwa 60 mm In­ nendurchmesser in Schwingungen mit einer Amplitude von ±0,01 mm versetzt ist. Es ist zu erkennen, daß die Resonanzfre­ quenz der Baugruppe 500 Hz beträgt, was dem größten Wert der dynamischen Federkennung entspricht.

Zur einwandfreien Bestimmung der an der Baugruppe befestig­ ten Trennwand 6 wird nach dem Einfüllen der Flüssigkeit 7 die dynamische Federkennung von Flüssigkeit im Durchlaß 6 a der Trennwand 6 gemessen, woraus die Frequenz abgeleitet wird, bei der die dynamische Federkennung so klein wie mög­ lich ist.

Gemäß Fig. 3 wird die Kurve der dynamischen Federkennung von Flüssigkeit im Durchlaß 6 a mit zunehmender Querschnittsflä­ che des Durchlasses 6 a und z.B. gleichbleibender Länge des­ selben in Richtung der höheren Frequenzen parallelverscho­ ben. Daher kann eine Änderung der Frequenz, bei der die dy­ namische Federkennung so klein wie möglich ist, auf einfache Weise durch Ändern der Querschnittsfläche des Durchlasses 6 a erzielt werden. Andererseits kann bei gleichbleibender Quer­ schnittsfläche des Durchlasses 6 a die Frequenz, bei der die dynamische Federkennung so klein wie möglich ist, nur durch eine Änderung der Länge des Durchlasses 6 a erreicht werden. In diesem Falle wird der kleinste Wert umso mehr in Richtung der höheren Frequenzen verschoben, je kleiner die Länge ist.

Gemäß Fig. 3 sind die Resonanzfrequenzen der dynamischen Fe­ derkennkurven durch Frequenzen in Punkten R ₁, R ₂ und R ₃, die ungefähr in der Mitte der ansteigenden Kurvenabschnitte ge­ legen sind, dargestellt.

Die Trennwand 6 wird so gewählt, daß die Frequenz, bei der die dynamische Federkennung von Flüssigkeit 7 im Durchlaß 6 a bei Schwingungen kleiner Amplitude so klein wie möglich ist, ungefähr gleich ist mit der Resonanzfrequenz der beschrie­ benen Baugruppe bei denselben Schwingungen.

Das Diagramm in Fig. 4 zeigt die dynamische Federkennkurve für einen Schwingungsdämpfer, bei dem die Baugruppe mit der in Fig. 2 dargestellten dynamischen Federkennkurve mit einer Trennwand 6 kombiniert ist, die einen Durchlaß 6 a von etwa 30 mm Durchmesser hat und bei Frequenzen von 500 Hz und ei­ ner Amplitude von ±0,01 mm eine kleinstmögliche dynamische Federkennung für Flüssigkeit im Durchlaß 6 a erzeugt. Dieses Diagramm macht deutlich, daß der Spitzenwert im Diagramm der Fig. 2 völlig beseitigt werden kann, hauptsächlich durch die Resonanz von Flüssigkeit 7 im Durchlaß 6 a, ferner, daß die dynamische Federkennung des Schwingungsdämpfers selbst bei hohen Frequenzen im Bereich von 100 bis 800 Hz auf etwa 2 oder weniger reduziert werden kann.

Bei Verwendung des Schwingungsdämpfers gemäß der vorstehend beschriebenen Ausführungsform zur Motoraufhängung kann daher die Übertragung von Motorschwingungen auf das Fahrzeug-Fahr­ gestell wirkungsvoll verhindert und die Innengeräusche da­ durch ausreichend gemildert werden.

Bei der in Fig. 1 dargestellten Ausführungsform ist es mög­ lich, zwischen einer vom Bauteil 2 a des Gehäuseteils 2 und der Membrane 5 begrenzten Luftkammer und der Atmosphäre über eine in das Bauteil 2 a eingearbeitete Öffnung eine Verbindung herzustellen. In diesem Falle kann die Trennwand 6 ausgehend von der Resonanzfrequenz der aus den Gehäuseteilen 1 und 2 und dem elastischen Block 3 zusammengesetzten Baugruppe be­ stimmt werden.

Der in Fig. 5 dargestellte Schwingungsdämpfer gemäß einer zweiten Ausführungsform hat ein an die schwingungsübertra­ gende Seite angeschlossenes Gehäuseteil 11, das ein topfför­ miges Bauteil 11 a und einen auf dessen Oberseite befestigten Befestigungsbolzen 11 b umfaßt, und ein Gehäuseteil 12, wel­ ches an die schwingungsaufnehmende Seite angeschlossen ist und eine scheibenförmige Platte 12 a und einen auf deren Un­ terseite befestigten Befestigungsbolzen 12 b umfaßt. Ein ela­ stischer Block 13 umfaßt ein mit einem Boden ausgebildetes zylindrisches, elastisches Bauteil 13 a, welches mit seinem Boden an die Platte 12 a durch Vulkanisieren o.dgl. angeklebt ist, einen starren Flansch 13 b, der mit der oberen End- bzw. Stirnfläche des Bauteils 13 a verbunden ist, und einen in das Bauteil 13 a eingebetteten Verstärkungsring 13 c. Die Außenum­ fangsabschnitte der flexiblen Membrane 5 und der Trennwand 6 sind zwischen dem Flansch 13 b des Blocks 13 und dem Bauteil 11 a angeordnet und mit ihnen fest verschraubt.

Wenn bei dieser zweiten Ausführungsform die Frequenz, bei der die dynamische Federkennung von Flüssigkeit im Durchlaß 6 a der Trennwand 6 so klein wie möglich ist, in der vorste­ hend beschriebenen Weise in Verbindung mit der Resonanzfre­ quenz der aus den Gehäuseteilen 11 und 12, dem Block 13 und der Membrane 5 zusammengesetzten Baugruppe bestimmt wird, kann die dynamische Federkennung des Schwingungsdämpfers wie bei der ersten Ausführungsform beträchtlich herabgesetzt werden.

Fig. 6a und 6b zeigen weitere Ausführungsformen des Schwin­ gungsdämpfers, die auch bei Schwingungen niedriger Frequenz bis zu etwa 50 Hz und großer Amplitude ausreichende schwin­ gungsdämpfende Eigenschaften entwickeln können. Bei diesen Ausführungsformen umfaßt der Schwingungsdämpfer ein Gehäuse­ teil 21 mit einem umgekehrt kegelstumpfförmigen, hohlen Bau­ teil 21 a und einem Befestigungsbolzen 21 b, einen elastischen Block 23 aus einem ungefähr kegelstumpfförmigen hohlen, ela­ stischen Bauteil 23 a, welches mit dem Gehäuseteil 21 verbun­ den ist, und einem unteren Rumpfteil 23 b, und ein am unteren Endabschnitt des Rumpfteils 23 b durch Verstemmen befestigtes Gehäuseteil 22 mit einem schüsselförmigen Bauteil 22 a und einem Befestigungsbolzen 22 b. Beim Befestigen des unteren Endabschnitts vom Rumpfteil 23 b am Gehäuseteil 22 werden die flexible Membrane 5, die Trennwand 6 und ein schwingungs­ dämpfender Mechanismus 24 zwischen dem Rumpfteil 23 b und dem Bauteil 22 a angeordnet und an ihnen befestigt.

Gemäß Fig. 6a umfaßt der schwingungsdämpfende Mechanismus 24 einen verengten Durchlaß 24 a und eine starre Platte 24 b, die in bezug auf den Durchlaß 24 a auf- und abbewegbar ist, aber dabei die größte Amplitude auf einen bestimmten Wert be­ grenzt. Bei einem solchen schwingungsdämpfenden Mechanismus 24 geschieht die Aufnahme von Schwingungsenergie durch den Durchlaß 24 a oder die Schwingungsdämpfung bei Schwingungen niedriger Frequenz und großer Amplitude durch Auf- und Abbe­ wegen der Platte 24 b, wobei Flüssigkeitsströmung durch den Durchlaß 24 a ermöglicht wird, wogegen Schwingungen, die von der Hin- und Herbewegung der Platte 24 b herrühren, bei hoher Frequenz und kleiner Amplitude aufgenommen werden, ohne daß Flüssigkeit durch den Durchlaß 24 a strömt.

Die Hin- und Herbewegung der starren Platte 24 b bei Schwin­ gungen hoher Frequenz und kleiner Amplitude verhindert wir­ kungsvoll einen Druckanstieg in der von der Trennwand 6 und dem Mechanismus 24 begrenzten Flüssigkeitskammer, derart daß die Flüssigkeit nach wie vor durch den Durchlaß 6 a strömen kann und das Mitschwingen der Flüssigkeit im Durchlaß wie bei der ersten Ausführungsform bei Schwingungen hoher Fre­ quenz und kleiner Amplitude in ausreichendem Maße ermöglicht wird, so daß die dynamische Federkennung weitgehend redu­ ziert werden kann.

Damit durch eine wirkungsvolle Ausnutzung der Hin- und Her­ bewegung der Platte 24 b die Funktion des Durchlasses 6 a in ausreichendem Maße zur Wirkung kommt, muß der wirksame Durchmesser der Platte 24 b größer sein als der Durchmesser des Durchlasses 6 a, um bei einer Frequenz unter der Schwin­ gungsfrequenz, die zum Verstopfen des Durchlasses 6 a führt, keine Hin- und Herbewegung der Platte 24 b zu verhindern.

Der in Fig. 6b dargestellte schwingungsdämpfende Mechanismus 24 umfaßt einen verengten Durchlaß 24 a, ein Paar Membranen 24 c aus Kautschuk, die direkt oder indirekt mit der Ober- und der Unterseite von Umfangsabschnitten des Durchlasses 24 a verbunden sind, eine zwischen den Membranen 24 c angeord­ nete perforierte, starre Platte 24 d, und ein Gas oder eine Flüssigkeit, das bzw. die in den zwischen den Membranen 24 c gebildeten Raum eingfüllt ist.

Wie die Ausführungsform gemäß Fig. 6a dämpft der Mechanismus 24 Schwingungen niedriger Frequenz und großer Amplitude in wirkungsvoller Weise, wogegen die Membranen 24 c Schwingungen hoher Frequenz und kleiner Amplitude durch Verformung infol­ ge des Druckunterschiedes auf ihrer Ober- und Unterseite aufnehmen, ähnlich der Platte 24 b gemäß Fig. 6a, und zu ei­ ner starken Reduzierung der dynamischen Federkennung des Schwingungsdämpfers beitragen.

Die Erfindung ermöglicht also bei Schwingungen hoher Fre­ quenz und kleiner Amplitude eine Reduzierung der dynamischen Federkennung des Schwingungsdämpfers auf einen Wert von etwa 2 oder kleiner durch Wahl einer entsprechenden Trennwand, insbesondere der Querschnittsfläche und/oder der Länge ihres Durchlasses, so daß bei Verwendung dieses Schwingungsdämp­ fers zur Motoraufhängung die Übertragung von Motorschwingun­ gen über feste Bauteile in den Aufbau-Innenraum verhindert werden kann, um Schwingungen und Geräusche im Aufbau-Innen­ raum in ausreichendem Maße herabzusetzen.

Claims (1)

1. Schwingungsdämpfer mit zwei Gehäuseteilen (1, 2; 11, 12; 21, 22), von denen das eine an die schwingungsübertragende, das andere an die schwingungsaufnehmende Seite angeschlossen ist, einem zwischen den Gehäuseteilen angeordneten und mit ihnen flüssigkeitsdicht verbundenen, ungefähr zylindrischen elastischen Block (3; 13; 23), einer flexiblen Membrane (5), die mit ihrem Umfangsabschnitt an einem der Gehäuseteile befestigt ist und zur Ausbildung einer geschlossenen Kammer (4) beiträgt, einer Trennwand (6), die mit ihrem Umfangsabschnitt an einem der Gehäuseteile befestigt ist und in der geschlossenen Kammer einen halsförmigen Abschnitt mit einem Durchlaß (6 a) aufweist, und einer in die geschlossene Kammer eingefüllten Flüssigkeit (7), dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittsfläche und die Länge des Durchlasses (6 a) so bemessen sind, daß die Resonanzfrequenz der aus dem elastischen Block (3; 13; 23), den Gehäuseteilen (1, 2; 11, 12; 21, 22) und der flexiblen Membrane (5) gebildete Baugruppe bei Schwingungen mit kleiner Amplitude von nicht mehr als ±0,05 mm und vor dem Einfüllen der Flüssigkeit (7) im wesentlichen mit der Frequenz übereinstimmt, bei welcher nach dem Einfüllen der Flüssigkeit (7) die dynamische Federkennung der in dem Durchlaß (6 a) der Trennwand (6) befindlichen Flüssigkeit (7) bei Schwingungen kleiner Amplitude von nicht mehr als ±0,05 mm einen Minimalwert annimmt.