DE3738048A1 - Device for damping the self-movements of the masses of a linear two-mass oscillator - Google Patents
Device for damping the self-movements of the masses of a linear two-mass oscillatorInfo
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Abstract
Description
Die Erfindung bezieht sich auf eine Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegungen der Massen eines linearen Zweimassenschwingers, wie z. B. des Radfederungssystems eines Kraftfahrzeugs, gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1. The invention relates to a device for Damping the natural movements of a linear mass Dual mass transducers, such as B. the wheel suspension system of a motor vehicle, according to the preamble of the claim 1.
Mit dem Radfederungssystem eines Kraftfahrzeugs, das idealisiert als linearer Zweimassenschwinger anzusehen ist, bei dem die angeregte Masse von der sogenannten "ungefederten" Masse aus Rad und Aufhängung und die andere Masse von der zugehörigen, anteiligen Aufbaumasse des Fahrzeugs gebildet wird, werden verschiedene Aufgaben erfüllt, die im Grunde genommen im Widerspruch zueinander stehen. Auf der einen Seite sollen die durch Fahrbahnunebenheiten bewirkten Schwingungen des Rades vom Fahrzeugaufbau, von der Nutzlast und den Fahrzeuginsassen abgehalten werden. Auf der anderen Seite soll jedoch das Radfederungssystem das Rad so genau wie möglich an der Fahrbahn entlang führen, um die Kraftübertragung vom Rad zum Untergrund auf möglichst hohem Niveau zu halten. Schließlich ist es Aufgabe dieses Radfederungssystems, das Schwingverhalten der Federung so zu optimieren, daß auch bei kritischen Erregungen der Massen das Fahrzeug leicht steuerbar bleibt.With the wheel suspension system of a motor vehicle, the idealized to be regarded as a linear dual mass transducer is where the excited mass of the so-called "unsprung" mass of wheel and suspension and the other Mass of the related, proportional body mass of the Vehicle is formed, different tasks met that basically contradict each other stand. On the one hand, they are due to uneven road surfaces caused vibrations of the wheel from the vehicle body, deterred from the payload and vehicle occupants will. On the other hand, however, the wheel suspension system the wheel as accurately as possible on the road run along to transfer the power from the wheel to the To keep the subsurface at the highest possible level. In the end it is the task of this wheel suspension system that To optimize the vibration behavior of the suspension so that too with critical excitement of the masses, the vehicle easily remains controllable.
Das Bewegungsverhalten eines herkömmlichen Radfederungssystems mit dem Aufbau eines linearen Zweimassenschwingers läßt sich am schwingungstechnischen Modell und am zugehörigen Blockschaltbild analysieren, das in den Fig. 1 bzw. 2 dargestellt ist, auf die bereits jetzt Bezug genommen werden soll. In diesen Figuren ist mit m₁ die sogenannte "ungefederte" Masse von Rad und Radaufhängung und mit m₂ die anteilige Aufbaumasse des Fahrzeugs bezeichnet. Die Größe c₂ bezeichnet die Federkonstante, und die Größe k₂ die Dämpfungsrate eines Feder-Dämpfer-Systems 2 zwischen den Massen m₁ und m₂. Mit dem Bezugszeichen 4 ist das gewöhnlicherweise radimmanente Feder-Dämpfer-System eines Kraftfahrzeugrades 6 bezeichnet. Die Federkonstante dieses Systems ist mit c₁ und die Dämpfungsrate mit k₁ bezeichnet. The movement behavior of a conventional wheel suspension system with the construction of a linear dual mass oscillator can be analyzed on the vibration engineering model and on the associated block diagram, which is shown in FIGS. 1 and 2, to which reference should already be made. In these figures, m ₁ denotes the so-called "unsprung" mass of the wheel and wheel suspension and m ₂ the proportional body mass of the vehicle. The size c ₂ denotes the spring constant, and the size k ₂ the damping rate of a spring-damper system 2 between the masses m ₁ and m ₂. The reference number 4 denotes the spring-damper system of a motor vehicle wheel 6 , which is usually inherent in the wheel. The spring constant of this system is denoted by c ₁ and the damping rate by k ₁.
Die Wegkoordinaten eines Kontaktpunktes P K, der Masse m₁ sowie der Masse m₂ sind in Fig. 1 mit x₀, x₁ bzw. x₂ bezeichnet. Zur Beschreibung des Bewegungsverhaltens eines derartigen linearen Zweimassenschwingers können die folgenden Bewegungsgleichungen aufgestellt werden:The path coordinates of a contact point P K , the mass m ₁ and the mass m ₂ are designated in Fig. 1 with x ₀, x ₁ and x ₂. The following equations of motion can be set up to describe the movement behavior of such a linear dual-mass oscillator:
m₁ ₁ = -c₁(x₁-x₀) - k₁(₁- ₀) + c₂(x₂-x₁) + k₂(₂- ₁)
m₂ ₂ = -c₂(x₂-x₁) - k₂(₂- ₁) m₁ ₁ =-c₁(x₁-x₀) -k₁(₁- ₀) +c₂(x₂-x₁) +k₂(₂- ₁)
m₂ ₂ =-c₂(x₂-x₁) -k₂(₂- ₁)
In der schwingungstechnischen Schreibweise dieser BewegungsgleichungenIn the vibrational notation of these equations of motion
sind deutlicher die charakteristischen Bewegungs- und Übertragungsparameter des Schwingungssystems, nämlich das Dämpfungsmaß D und die Kreiseigenfrequenz w₀ erkennbar. Mit dem Index A bzw. R wird eine Zuordnung dieser Übertragungsparameter zum Aufbau bzw. zum Rad vorgenommen.the characteristic movement and transmission parameters of the vibration system, namely the damping factor D and the natural frequency of the circle w ₀ are more clearly recognizable. Index A and R are used to assign these transmission parameters to the body or to the wheel.
Damit das Rad der Oberfläche des Untergrundes, wie z. B. der Straße möglichst exakt folgen kann, strebt man gewöhnlicherweise eine hohe Radeigenfrequenz an. Hierbei geht man gewöhnlicherweise so vor, daß die Reifensteifigkeit groß und die sogenannte "ungefederte" Masse relativ klein gehalten werden. Die Radeigenfrequenzen liegen dabei etwa im Bereich zwischen 7 und 12 Hz. Weil man bestrebt ist, Rollreibungsverluste gering zu halten und die Lebensdauer des Reifens anzuheben, besitzt der Reifen zur Reduzierung der Walkarbeit eine verhältnismäßig geringe Eigendämpfung k₁, wodurch das Dämpfungsmaß D R des dem Rad zugeordneten Feder-Dämpfer-Systems 4 entsprechend gering ist. Bei Erregung im Bereich der Eigenfrequenz dieses Feder-Dämpfer-Systems 4 ist somit die Gefahr von Resonanzüberhöhungen gegeben, die im ungünstigsten Fall zum Abheben der Räder von der Straßenoberfläche führen können. Zur Ausschaltung dieses kritischen Fahrzustandes kann bei herkömmlichen Radfederungssystemen das weitere Feder-Dämpfer-System 2 zur Dämpfung der Radbewegung x₁ benutzt werden. Dieser Zusammenhang wird aus der Fig. 2 deutlich, in der eine innere Rückkopplungsschleife der Aufbaudämpfung mit dem Bezugszeichen 8 gekennzeichnet ist. Der Term k₂ (₂- ₁) beschreibt dabei das Maß, in dem die Aufbaudämpfung auf die Radmase m₁ zurückwirkt. Einerseits ist diese Rückwirkung von Vorteil, da die Eigenbewegungen des Aufbaus beim Bremsen, Beschleunigen und während der Kurvenfahrt des Fahrzeugs im Resonanzbereich des Aufbaus, der zwischen 0,8 und 1,2 Hz liegt, ebenfalls gedämpft werden. Auf der anderen Seite verschlechtert sich jedoch durch diese Rückkopplung über den Dämpfer des Feder-Dämpfer-Systems 2 die Schwingungsabschmirmung im Isolationsbereich der Aufbaufederung erheblich. Man hat jedoch diese ungünstige Auswirkung der Aufbaudämpfung k₂ auf die Schwingungsabschirmung nicht zuletzt aufgrund der immer besser werdenden Straßenverhältnisse hingenommen und die praktische Entwicklung der Radfederungssysteme im wesentlichen darauf beschränkt, die Elemente des Federungssystems für ausgewählte Betriebsbereiche aufeinander abzustimmen, um eine dem Fahrzeugtyp angepaßte Federungscharakteristik - sportlich oder komfortabel - bereitzustellen. Derartige herkömmliche Federungssysteme sind jedoch außerhalb der ausgewählten Betriebszustände nur beschränkt leistungsfähig. Dies schlägt sich darin nieder, daß die Bauteile des Radfederungssystems verhältnismäßig hoch belastet sind, was sich negativ auf die Standzeit derjenigen Bauteile auswirkt, die dem Schwingungssystem gezielt Energie entziehen müssen.So that the wheel of the surface of the substrate, such as. B. one can usually strive to follow the road as precisely as possible a high natural wheel frequency. Here goes one usually pretends that the tire stiffness large and the so-called "unsprung" mass relatively small being held. The wheel natural frequencies are approximately in the range between 7 and 12 Hz. Because one tries to Keep rolling friction losses low and the service life the tire has to reduce the flexing work a relatively low internal damping k₁, whereby the damping measureD R of the wheel assigned Spring damper system4th is correspondingly low. When excited in the range of the natural frequency of this spring-damper system 4th is therefore the danger of excessive resonance given the worst case for lifting the wheels can lead from the road surface. To switch off this critical driving condition can with conventional The other spring damper system2nd to dampen the wheel movementx₁ be used. This Context is from theFig. 2 clearly, in one internal feedback loop of body damping with the Reference numerals8th is marked. The termk₂(₂- ₁) describes the extent to which the body damping the wheel mastm₁ reacts. On the one hand, this is retroactive an advantage because the body's own movements when braking, accelerating and when cornering of the vehicle in the resonance area of the bodywork, between 0.8 and 1.2 Hz, can also be damped. On the on the other hand, this feedback deteriorates about the damper of the spring-damper system2nd the Vibration shielding in the insulation area of the body suspension considerably. However, you have this adverse effect body dampingk₂ on the vibration shield not least because of the constantly improving road conditions accepted and the practical development of the wheel suspension systems essentially limited to the suspension system elements for selected operating areas to match one another to match the vehicle type adapted suspension characteristics - sporty or comfortable - to be provided. Such conventional suspension systems are however outside the selected Operating states only have limited performance. This is reflected in the fact that the components of the wheel suspension system are relatively heavily loaded what has a negative impact on the service life of those components, that specifically extract energy from the vibration system have to.
Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, eine Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegungen der Massen eines linearen Zweimassenschwingers, wie z. B. des Radfederungssystems eines Kraftfahrzeugs, zu schaffen, das sich durch eine verbesserte Schwingungsabschirmung der beiden Feder-Dämpfer-Systeme einerseits sowie dadurch auszeichnet, daß die Bewegungen des Rades und des Aufbaus in einem erweiterten Betriebsbereich wirkungsvoller kontrollierbar sind.The invention is therefore based on the object Device for damping the natural movements of the masses a linear dual mass transducer, such as. B. the wheel suspension system of a motor vehicle to create itself through an improved vibration shielding of the two Spring damper systems on the one hand and characterized by that the movements of the wheel and the body in one Extended operating area can be controlled more effectively are.
Diese Aufgabe wird durch die im kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 angegebenen Merkmale gelöst.This task is carried out in the characterizing part of the Features specified claim 1 solved.
Erfindungsgemäß wird dem Feder-Dämpfer-System zwischen den beiden Massen m₁ und m₂ ein Regler zugeordnet, der so aufgebaut ist, daß der bei herkömmlichen Systemen gegebene starre Zusammenhang zwischen Relativbewegung zwischen den Massen einerseits und Dämpfung andererseits, aufgelöst wird. Der Regler erhält die Aufgabe, den Energieumsatz des Schwingungssystems so zu steuern, daß ein Höchstmaß an Schwingungsabschirmung erzielt wird. Dies gelingt letztlich dadurch, daß die Absolutgeschwindigkeiten der beiden in verschiedene Feder-Dämpfer-Systeme eingegliederten Massen separat gewichtet werden und eine Dämpfungskraft erzeugt wird, die proportional zur Summe dieser separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten gehalten ist. Die getrennte Wichtung der Absolutgeschwindigkeiten der beiden Massen macht das Übertragungsverhalten des Dämpfungs- bzw. Radfederungssystems weitgehend unabhängig von inneren Kopplungen der beiden Feder-Dämpfer-Systeme, wodurch sich sowohl der Fahrkomfort als auch die Fahrsicherheit verbessern lassen. An die Stelle der herkömmlichen Relativgeschwindigkeitsdämpfung tritt erfindungsgemäß eine Absolutgeschwindigkeitsdämpfung, wobei zwei getrennte Dämpfungskraftkomponenten erzeugt werden, von denen die eine nur entsprechend der Aufbaubewegung und die andere entsprechend der Radbewegung erfolgt. Durch die erfindungsgemäße separate Wichtung ist es auf einfache Weise möglich, die Dämpfung der Radbewegung frequenz- und amplitudenselektiv vorzunehmen, so daß beispielsweise für das Rad nur dann eine Dämpfungskraft erzeugt wird, wenn im Resonanzbereich des Rades eine bestimmte Schwingungsamplitude überschritten ist. Dabei ergibt sich der zusätzliche Vorteil, daß die Energieaufnahme des Dämpfers des zwischen den beiden Massen liegenden Feder-Dämpfer-Systems reduziert werden kann, was zu einer Verringerung der thermischen Dämpferbelastung und letztlich zu einer Anhebung der Lebensdauer führt. Dieser wirtschaftliche Vorteil wiegt bei weitem den zusätzlichen Aufwand auf, der zur Realisierung des geregelten Radfederungssystems durch die Bereitstellung von Sensoren, des Reglers und eines Ventils erforderlich ist. Da jedoch Sensorsignale im angrenzenden Fahrzeugsystem regelmäßig weitere Verwendung finden, wie z. B. bei der Niveauregelung, und für die Signalverarbeitung ein Mikro-Controller ausreicht, ist der vorrichtungstechnische Mehraufwand begrenzt.According to the invention, the spring-damper system between the two masses m ₁ and m ₂ is assigned a controller which is constructed such that the rigid relationship between the relative movement between the masses on the one hand and damping on the other hand, given in conventional systems, is resolved. The controller is given the task of controlling the energy consumption of the vibration system in such a way that a maximum level of vibration shielding is achieved. Ultimately, this is achieved in that the absolute speeds of the two masses incorporated into different spring-damper systems are weighted separately and a damping force is generated which is proportional to the sum of these separately weighted absolute speeds. The separate weighting of the absolute speeds of the two masses makes the transmission behavior of the damping or wheel suspension system largely independent of the internal couplings of the two spring-damper systems, which can improve both driving comfort and driving safety. According to the invention, the conventional relative speed damping is replaced by an absolute speed damping, whereby two separate damping force components are generated, one of which takes place only according to the body movement and the other according to the wheel movement. The separate weighting according to the invention makes it possible in a simple manner to carry out the damping of the wheel movement in a frequency and amplitude selective manner, so that, for example, a damping force is only generated for the wheel when a certain vibration amplitude is exceeded in the resonance range of the wheel. This has the additional advantage that the energy consumption of the damper of the spring-damper system lying between the two masses can be reduced, which leads to a reduction in the thermal damper load and ultimately to an increase in the service life. This economic advantage far outweighs the additional effort required to implement the controlled wheel suspension system by providing sensors, the controller and a valve. However, since sensor signals are regularly used in the adjacent vehicle system, e.g. B. in level control, and a micro-controller is sufficient for signal processing, the additional device complexity is limited.
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche. Advantageous developments of the invention are the subject of subclaims.
Mit der Weiterbildung gemäß Patentanspruch 2 gelingt es, die Dämpfung der Radbewegung in einfacher Weise frequenz- und amplitudenselektiv auszuführen. Zu diesem Zweck ist es vorteilhaft, den Regler mit einem Bandpaßfilter gemäß Patentanspruch 3 auszustatten und diesem gemäß Patentanspruch 4 ein Schwellwertglied nachzuschalten, das nur bei Überschreiten eines gewissen Signalpegels ein Ausgangssignal erzeugt.With the training according to claim 2 it is possible to the damping of the wheel movement in a simple manner and amplitude-selective. For that purpose it is advantageous, according to the controller with a bandpass filter Equip claim 3 and this according to claim 4 to connect a threshold value element that is only available at An output signal exceeds a certain signal level generated.
Mit der Weiterbildung gemäß Patentanspruch 5 kann der schaltungstechnisch erforderliche Aufwand für den Regler begrenzt werden, indem geeignete Sensoren für die Absolutbeschleunigung der von der angeregten Masse abzuschirmenden Masse m₂ und für die Aufnahme des Relativwegs zwischen den beiden Massen zum Einsatz kommen. Derartige Sensoren haben mittlerweile ein derart gutes Ansprechverhalten, daß die Signalverarbeitung im Regler ausreichend schnell erfolgt, um ein Amplituden- und Frequenzfilterung vornehmen zu können.With the development according to claim 5, the circuitry required for the controller can be limited by using suitable sensors for the absolute acceleration of the mass to be shielded from the excited mass m ₂ and for recording the relative path between the two masses. Such sensors now have such a good response that the signal processing in the controller takes place sufficiently quickly to be able to carry out an amplitude and frequency filtering.
Mit der Weiterbildung gemäß Patentanspruch 7 ergibt sich ein sehr einfach aufgebautes Stellglied des Reglers. Von Vorteil ist dabei auch, daß der Bauraum des Dämpfungsgliedes im wesentlichen nicht vergrößert werden muß. Auf diese Weise bietet sich auch die Möglichkeit, das erfindungsgemäße geregelte Federungssystem nachträglich in physikalische Systeme, wie z. B. ein Radfederungssystem einzugliedern.With the training according to claim 7 results a very simply constructed actuator of the controller. From Another advantage is that the space of the attenuator essentially does not need to be enlarged. On this also offers the possibility of the invention regulated suspension system subsequently physical systems, such as B. a wheel suspension system to incorporate.
Nachstehend wird anhand schematischer Zeichnungen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung näher erläutert. Es zeigt: Below is a schematic drawing Embodiment of the invention explained in more detail. It shows:
Fig. 1 ein Schwingungsmodell einer konventionellen Radfederung eines Kraftfahrzeugs; FIG. 1 shows a vibration model of a conventional wheel suspension of a motor vehicle;
Fig. 2 ein Blockschaltbild bzw. Ersatzschaltbild der konventionellen Radfederung gemäß Fig. 1; FIG. 2 shows a block diagram or equivalent circuit diagram of the conventional wheel suspension according to FIG. 1;
Fig. 3 in einer der Fig. 1 ähnlichen Darstellung ein Schwingungsmodell der Radfederung mit geregelter Dämpfung; . FIG. 3 is a similar representation of Figure 1 a vibration model of the wheel suspension with controlled damping;
Fig. 4 ein Blockschaltbild der Radfederung gemäß Fig. 4; und FIG. 4 shows a block diagram of the wheel suspension according to FIG. 4; and
Fig. 5 ein Blockschaltbild des bei der Radfederung gemäß Fig. 3 und 4 verwendeten Reglers. Fig. 5 is a block diagram of the controller used in the wheel suspension according to FIGS . 3 and 4.
In Fig. 3 ist mit dem Bezugszeichen 12 ein Feder-Dämpfer-System bezeichnet, das dazu dient, die Bewegung der Masse m₂ zu dämpfen und von den Bewegungen der Masse m₁ abzuschirmen. Die Masse m₁ stellt wiederum die angeregte Masse des in Fig. 3 gezeigten Zweimassenschwingers dar, wie sie beispielsweise bei einem Kraftfahrzeug von der Masse eines Rades 16 und der zugehörigen Radaufhängung gebildet ist. Zwischen Radnabe und einem Kontaktpunkt P K ist ein weiteres Feder-Dämpfer-System 14 vorgesehen, das dem System 4 gemäß Fig. 1 entspricht. Die Lagekoordinaten x₀, x₁ und x₂ sind wiederum dem Berührungspunkt P K, der Radnabe bzw. der Aufbaumasse zugeordnet. Der Unterschied zwischen dem Schwingungsmodell gemäß Fig. 3 und demjenigen gemäß Fig. 1 besteht darin, daß eine äußere Rückführung der Bewegungskenngrößen des zwischen den Massen m₁ und m₂ befindlichen Feder-Dämpfer-Systems 12 unter Zuhilfenahme eines Reglers 18 vorgesehen ist, um das Übertragungsverhalten eines Dämpfungsgliedes 122 des Feder-Dämpfer-Systems 12 derart zu regeln, daß die Dämpfungskraft zwischen den Massen m₁ und m₂ proportional zur Summe der separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten der beiden Massen gehalten ist. Das Schwingsystem gemäß Fig. 3 kann durch die beiden folgenden Bewegungsgleichungen erfaßt werden:In Fig. 3, the reference numeral 12 denotes a spring-damper system, which serves to dampen the movement of the mass m ₂ and shield it from the movements of the mass m ₁. The mass m ₁ in turn represents the excited mass of the two-mass oscillator shown in Fig. 3, as it is formed for example in a motor vehicle from the mass of a wheel 16 and the associated wheel suspension. Another spring-damper system 14 is provided between the wheel hub and a contact point P K , which corresponds to the system 4 according to FIG. 1. The position coordinates x ₀, x ₁ and x ₂ are in turn assigned to the point of contact P K , the wheel hub or the body dimensions. The difference between the vibration model of FIG. 3 and that of FIG. 1 is that an external feedback of the movement characteristics of the spring-damper system 12 located between the masses m ₁ and m ₂ with the aid of a controller 18 is provided to the Transfer behavior of an attenuator 122 of the spring-damper system 12 to be controlled such that the damping force between the masses m ₁ and m ₂ is proportional to the sum of the separately weighted absolute speeds of the two masses. . The oscillating system of Figure 3 can be detected by the following two equations of motion:
m₁ ₁ = -c₁(x₁-x₀)-k₁(₁- ₀) + c₂(x₂-x₁) + F (₂ · (x₂-x₁))(₂- ₁)
m₂ ₂ = -c₂(x₂-x₁) - F [ ₂ · (x₂-x₁)] (₂- ₁) m₁ ₁ =-c₁(x₁-x₀) -k₁(₁- ₀) +c₂(x₂-x₁) +F (₂ ·(x₂-x₁))(₂- ₁)
m₂ ₂ =-c₂(x₂-x₁) -F [ ₂ ·(x₂-x₁)](₂- ₁)
wobei der Term F (₂, (x₂-x₁)) die Charakteristik des Reglers hinsichtlich der Regelung des Dämpfungsmaßes des Dämpfungsglieds 122 zum Ausdruck bringt. Die Bewegungsgleichungen des linearen Zweimassenschwingers gemäß Fig. 3 können in einem Ersatzschaltbild gemäß Fig. 4 dargestellt werden, das ein Analog-Modell des Zweimassenschwingers gemäß Fig. 3 darstellt. Man erkennt aus dieser Darstellung, daß dem Regler 18 als Regelgröße die Absolutbeschleunigung ₂ und als Hilfsregelgröße der Relativweg (x₂-x₁) zwischen den Massen m₁ und m₂ zugeführt wird. Zu diesem Zweck ist ein Beschleunigungssensor 20 an der Masse m₂, beispielsweise der anteiligen Aufbaumasse bei einer Kraftfahrzeugfederung, sowie ein Lagesensor 22 zwischen den Massen m₁ und m₂ vorgesehen. Der Regler 18 steuert über das Stellsignal y ein Drossel 124, die dem Dämpfungsglied 122 in Form einer Zylinder-Kolbenanordnung zugeordnet ist. Die Zylinder-Kolbenanordnung dient dabei als hydraulisch-mechanischer Wandler bzw. Verstärker zur Steuerung des Energieumsatzes im Feder-Dämpfer-System 12.where the termF (₂,(x₂-x₁)) the characteristic of Regulator with regard to the regulation of the damping dimension of the Attenuator122 expresses. The equations of motion of the linear dual mass oscillatorFig. 3rd can be according to an equivalent circuit diagramFig. 4 shown be an analog model of the dual mass transducer according toFig. 3 represents. You can see from this Representation that the regulator18th absolute acceleration as the control variable ₂ and as an auxiliary control variable the relative path (x₂-x₁) between the massesm₁ andm₂ is supplied. To this is an acceleration sensor20th to the crowd m₂, for example the proportionate body mass at one Motor vehicle suspension, as well as a position sensor22 between the massesm₁ andm₂ provided. The regulator18th controls via the control signaly a thrush124that the attenuator 122 assigned in the form of a cylinder-piston arrangement is. The cylinder-piston arrangement serves as hydraulic-mechanical converter or amplifier for Control of energy turnover in the spring-damper system12th.
Um über die Zylinder-Kolbenanordnung 122 eine Dämpfungskraft zwischen den Massen m₁ und m₂ zu erzeugen, die proportional zur Summe der separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten ₁ und ₂ der beiden Massen m₁ und m₂ ist, ist der Regler gemäß Fig. 5 aufgebaut, auf die im folgenden Bezug genommen werden soll.To about the cylinder-piston assembly122 a damping force between the massesm₁ andm₂ to generate the proportional to the sum of the separately weighted absolute speeds ₁ and ₂ of the two massesm₁ andm₂ is is the controller according toFig. 5 built on the following Reference should be made.
Der Regler 18 hat zwei Zweige zur Verarbeitung der ihm zugeführten Regel- bzw. Hilfsregelgröße. Die Regelgröße x₂, die vom Beschleunigungssensor 20 gemessen wird, wird zunächst nach Multiplizierung mit einer Konstanten K A bei 181 einem Integrationsschritt unterworfen, so daß die Größe K I · K A · ₂ vorliegt. Dieses Signal wird einem Summierglied 182 zugeführt, um ein Relativgeschwindigkeitssignal K D · K R · (₂- ₁), das das Ausgangssignal eines Differenziergliedes 183 ist, von der Absolutgeschwindigkeitskomponente des Aufbaus zu bereinigen. Man erhält auf diese Weise ein Schwinggeschwindigkeitssignal K D · K R · ₁ des Rades.The regulator18th has two branches for processing it supplied control or auxiliary control variable. The controlled variable x₂ by the accelerometer20th is being measured first after multiplying by a constantK A at 181 subjected to an integration step so that the sizeK I. ·K A · ₂ is present. This signal is sent to you Summer182 fed to a relative speed signal K D ·K R ·(₂- ₁), which is the output signal of a Differentiator183 is from the absolute speed component to clean up the construction. You get on this way an oscillation speed signalK D ·K R · ₁ of the wheel.
In einer parallelen Schleife wird aus dem Relativwegsignal K R (x₂-x₁) mittels eines Bandpaßfilters 184 der Signalanteil im Bereich der Radresonanzfrequenz W OR selektiert. Anschließend wird dieses Signal einem Schwellwertglied 185 zugeführt, an dessen Ausgang immer dann eine Konstante K₁ erscheint, wenn die Relativbewegung des Rades im Resonanzfrequenzbereich (₂- ₁) ein vorgegebenes Maß übersteigt.The relative path signal is generated in a parallel loop K R (x₂-x₁) by means of a bandpass filter184 the signal component in the area of the wheel resonance frequencyW OR selected. This signal then becomes a threshold element185 fed, at the output always a constantK₁ appears when the relative movement of the wheel in the resonance frequency range (₂- ₁) exceeds a predetermined level.
Die Konstante wird einem Multiplizierglied 186 zugeführt, an dem eine Multiplikation mit dem auf die Schwingbewegungen im Resonanzbereich des Rades reduzierten Schwinggeschwindigkeitssignal K D · K R · vorgenommen wird. Dieses auf die Schwingbewegung im Resonanzbereich des Rades reduzierte Schwinggeschwindigkeitssignal wird unter Zuhilfenahme eines weiteren Bandpaßfilters 187 erhalten, so daß hinter dem Multiplizierglied ein Signal vorliegt, das entweder K₁ · K D · K R · oder - außerhalb der Radresonanzfrequenz - Null beträgt. Dieses Produkt wird nun einem weiteren Summierglied 188 zugeführt, an dem eine Summierung mit dem mit dem Faktor K₂ gewichteten Ausgangssignal des Integrierglieds 181 erfolgt. Diese Summe wird anschließend einem Kompensationsglied 189 zugeführt, das einem Primär-Reglersignal y₀ die inverse Charakteristik des hydraulischen Drosselventils 122 aufprägt. Nach einer Multiplikation mit dem Term K D · K R · (₂- ₁) erhält man das Stellsignal y R des Reglers. Ein Leistungsverstärker 190 hebt das Stellsignal y R auf das zur Betätigung des Drosselventils 124 erforderliche Leistungsniveau y V .The constant becomes a multiplier186 fed, where a multiplication with that on the swinging movements reduced vibration speed signal in the resonance area of the wheel K D ·K R · Is made. This on reduced the swinging motion in the resonance area of the wheel Vibration speed signal is with the help another bandpass filter187 received so that there is a signal behind the multiplier that eitherK₁ ·K D ·K R · Or - outside the wheel resonance frequency - is zero. This product is now one further summing element188 fed on the one Summation with that with the factorK₂ weighted output signal of the integrator181 he follows. This sum will then a compensation element189 fed that a primary controller signaly₀ the inverse characteristic of the hydraulic throttle valve122 impresses. After a Multiplication by the termK D ·K R ·(₂- ₁) you get that Control signaly R of the controller. A power amplifier190 raises the control signaly R to operate the throttle valve 124 required level of performancey V .
Wie aus Fig. 3 deutlicher ersichtlich ist, ist die Masse m₁ mit dem Zylinder und die Masse m₂ mit dem Kolben der Zylinder-Kolbenanordnung 122 gekoppelt. Die beiden Seiten des Kolbens stehen über eine Druckfluidleitung 126 miteinander in Verbindung, wobei in diese Leitung 126 die geregelte Drossel 124 eingegliedert ist. Der variable Drosselquerschnitt des Drosselventils 124 folgt der BedingungAs can be seen more clearly from FIG. 3, the mass m ₁ is coupled to the cylinder and the mass m ₂ to the piston of the cylinder-piston arrangement 122 . The two sides of the piston are connected via a pressure fluid conduit 126 connected to one another, wherein in this pipe 126, the regulated throttle is incorporated 124th The variable throttle cross section of the throttle valve 124 follows the condition
A v = K v · y V. A v = K v · y V.
Dieser Drosselquerschnitt wird von dem durch den Hydraulikzylinder geförderten Ölstrom durchströmt. Dieser Ölstrom ist proportional zur Relativgeschwindigkeit (₂- ₁) der Massen m₁ und m₂ und folgt der Beziehung:This throttle cross section is made by the hydraulic cylinder flowed oil flow. This oil flow is proportional to the relative speed(₂- ₁) of the massesm₁ andm₂ and follows the relationship:
Q Z = A Z (₂- ₁), Q Z =A Z (₂- ₁),
wobei A Z die Kolbenfläche der Kolben-Zylinderanordnung 122 darstellt. Der sich dadurch ergebende Druckabfallwhere A Z represents the piston area of the piston-cylinder arrangement 122 . The resulting pressure drop
p Z = const. · (Q Z/A V)² p Z = const. · (Q Z / A V ) ²
bewirkt an der Zylinderkolbenfläche A Z die Dämpfungskraft F D des Schwingungssystems. Mit dem vorstehend beschriebenen Aufbau des Reglers ergibt sich durch Rückberechnung unter Berücksichtigung der Struktur des Regelkreises und des Übertragungsverhaltens der Bauelemente die Dämpfungskraft F D zucauses the damping force F D of the vibration system on the cylinder piston surface A Z. With the structure of the controller described above, the damping force F D is obtained by back calculation, taking into account the structure of the control loop and the transmission behavior of the components
Diese Beziehung beschreibt das Übertragungsverhalten des erfindungsgemäßen gedämpften Zweimassenschwingers, wobei ersichtlich ist, daß an die Stelle der herkömmlichen Relativgeschwindigkeitsdämpfung nunmehr eine Absolutgeschwindigkeitsdämpfung getreten ist. Die Dämpfungskraft K G · K 2 · 2 wirkt dabei lediglich entsprechend der Bewegung des Aufbaus m₂. Die Dämpfung der Bewegung der Masse m₁ · K G · ist durch die Zwischenschaltung der Bandpaßfilter 184 und 187 und durch die Verwendung des Schwellwertgliedes frequenz- und amplitudenselektiv. Entsprechend der Schwinggeschwindigkeit der Masse m₁ in seinem Resonanzbereich wird folglich nur dann eine Dämpfungskraft erzeugt, wenn eine bestimmte Schwingungsamplitude überschritten ist. Es ergibt sich auf diese Weise eine Verbesserung der Schwingungsabschirmung der beiden Feder-Masse-Dämpfer im Frequenzbereich zwischen den Eigenfrequenzen der die Massen m₁ und m₂ enthaltenden Feder-Masse-Dämpfer-Systeme. Wenn die erregte Masse beispielsweise ein Rad eines Kraftfahrzeugs und die von der erregten Massen abzuschirmende Masse m₂ die anteilige Aufbaumasse des Kraftfahrzeugs darstellt, ergibt sich eine Vergrößerung der Fahrsicherheit, da die Eigenbewegungen von Aufbau und Rad spezifisch gedämpft werden können. Ferner gelingt es, in diesem Fall die Energieaufnahme des Dämpfungsgliedes 122 erheblich zu verringern, da im Frequenzbereich zwischen 1 und 10 Hz keine Relativgeschwindigkeitsdämpfung mehr auftritt, was zu einer Verringerung der thermischen Dämpferbelastung führt. Die Zylinder-Kolbenanordnung kann bei dem beschriebenen geregelten Dämpfer konstruktiv sogar einfacher gestaltet werden, wodurch der Mehraufwand für die Sensoren, für den Regler und für das Drosselventil kompensiert wird.This relationship describes the transfer behavior of the Damped dual mass transducer according to the invention, wherein it can be seen that instead of the conventional relative speed damping now an absolute speed damping kicked. The damping forceK G ·K 2nd · 2nd acts only according to the movement of the body m₂. The damping of the movement of the massm₁ ·K G · is through the interposition of the bandpass filter184 and 187 and frequency by using the threshold value and amplitude selective. According to the vibration speed the crowdm₁ in its resonance range a damping force is therefore only generated if a certain vibration amplitude is exceeded. It This results in an improvement in the vibration shielding of the two spring-mass dampers in the frequency domain between the natural frequencies of the masses m₁ andm₂ containing spring mass damper systems. If the excited mass, for example, a wheel of a motor vehicle and the mass to be shielded from the excited masses m₂ represents the proportional body mass of the motor vehicle, there is an increase in driving safety because the Specific damping of body and wheel movements can be. Furthermore, in this case the Energy absorption of the attenuator122 significantly reduce, since in the frequency range between 1 and 10 Hz no more relative speed damping occurs, which to reduce the thermal damper load leads. The cylinder-piston arrangement can in the described controlled damper designed even simpler the additional effort for the sensors, is compensated for the controller and for the throttle valve.
Die Erfindung schafft somit eine Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegungen der Massen eines linearen Zweimassenschwingers, wie er beispielsweise bei einem Radfederungssystem eines Kraftfahrzeugs mit zwei in Reihe geschalteten Feder-Dämpfer-Systemen vorliegt. Dem zwischen den beiden Massen angeordneten Feder-Dämpfer-System ist ein Regler zugeordnet, dessen Stellsignal das Übertragungsverhalten des angesteuerten Dämpfungsgliedes in der Weise beeinflußt, daß die Dämpfungskraft proportional zur Summe der separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten der beiden Massen ist. Auf diese Art und Weise gelingt es, die Schwingungsabschirmung der beiden Feder-Dämpfer-Systeme im Frequenzbereich zwischen den Eigenfrequenzen der beiden Systeme anzuheben und die thermische Belastung des Dämpfungsgliedes zu reduzieren.The invention thus provides a device for damping the natural movements of the masses of a linear dual-mass oscillator, such as that used in a wheel suspension system a motor vehicle with two connected in series Spring damper systems exist. The one between the two Bulk spring-damper system is a regulator assigned, whose control signal the transmission behavior of the controlled attenuator influenced in the way that the damping force is proportional to the sum of the separately weighted absolute speeds of the two Masses is. In this way, the Vibration shielding of the two spring-damper systems in the Frequency range between the natural frequencies of the two Systems raise and the thermal load of the To reduce attenuator.
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