DE4102787C2

DE4102787C2 - Federungssystem, insbesondere für Kraftfahrzeuge

Info

Publication number: DE4102787C2
Application number: DE4102787A
Authority: DE
Inventors: Mathias Dipl Ing Hartl
Original assignee: Daimler Benz AG
Current assignee: Daimler Benz AG
Priority date: 1991-01-31
Filing date: 1991-01-31
Publication date: 1998-07-30
Anticipated expiration: 2011-02-01
Also published as: JPH0569715A; DE4102787A1; US5364081A

Description

Die Erfindung betrifft ein Federungssystem, insbesondere für Kraftfahrzeuge, mit hydropneumatischen Federaggregaten, wel che jeweils im wesentlichen aus einem zwischen einer gefeder ten Masse, insbesondere dem Fahrzeugaufbau, und einer ungefe derten Masse, insbesondere einer Fahrzeugachse, angeordneten hydraulischen Verdrängeraggregat sowie zumindest einem damit hydraulisch verbundenen, insbesondere pneumatischen, Feder speicher bestehen, sowie mit einer Tilgeranordnung zur Unter drückung von kritischen Relativschwingungen zwischen der ge federten und der ungefederten Masse, wobei Teile des Hydrau likmediums als Tilgermasse relativ zur gefederten Masse zu Schwingungen anregbar sind, deren Eigenfrequenz zumindest an nähernd mit der Frequenz der kritischen Relativschwingungen übereinstimmt.

Ein derartiges Federungssystem ist Gegenstand der nicht vorveröffentlichten DE 41 19 527 A1. Danach kann zwischen einem Fahrzeugaufbau und den Fahrzeugrädern bzw. deren Achsen jeweils ein Hydraulikag gregat angeordnet sein, dessen Arbeitskammer bei Federungshü ben ihr Volumen vergrößert bzw. verkleinert. Diese Arbeits kammer ist über gesonderte Überströmkanäle mit zumindest zwei Expansionskammern verbunden, die jeweils nachgiebige Wandun gen aufweisen. Parallel zur vorgenannten Arbeitskammer kann eine Feder angeordnet sein. Statt dessen ist es auch möglich, die Wandung der Arbeitskammer als Tragfeder auszubilden, etwa in Form eines zylinderförmigen Elastomerteiles. Bei einer entsprechenden Schwingungseinleitung und einem damit verbun denen Druckaufbau in der Arbeitskammer wird Flüssigkeit über die Überströmkanäle in die Expansionskammern gedrückt. Durch geeignete Wahl der Geometrie der Überströmkanäle sowie der Volumensteifigkeit der verschiedenen Kammerwände ist eine Ab stimmung auf vorgebbare Resonanzbereiche möglich, derart, daß bei vorgegebenen kritischen Frequenzen eine erhöhte Dämpfung wirksam wird.

Aus der DE-AS 14 30 836 ist ein Federungssystem bekannt, bei dem zwischen dem Aufbau eines Fahrzeuges und dessen Achsen bzw. Rädern jeweils hydropneumatische Federaggregate angeord net sind, welche jeweils ein als Kolben-Zylinder-Aggregat ausgebildetes Verdrängeraggregat sowie einen damit über eine Drossel verbundenen hydropneumatischen Speicher mit einem als Feder wirkenden Hauptgaspolster sowie einen weiteren kleine ren hydropneumatischen Speicher aufweisen, der mit dem Ver drängeraggregat ungedrosselt verbunden ist und ein als Feder wirkendes Hilfsgaspolster besitzt. Bei dieser Anordnung wer den niederfrequente Schwingungen zwischen gefederter und un gefederter Masse durch die Drossel zwischen dem Verdrängerag gregat und dem erstgenannten hydropneumatischen Speicher ge dämpft. Höherfrequente Schwingungen werden dagegen durch das beschriebene Aggregat nur äußerst schwach gedämpft, weil der andere hydropneumatische Speicher ungedrosselt mit dem Ver drängeraggregat verbunden ist. Um gleichwohl auch höherfre quente Schwingungen wirksam unterdrücken zu können, ist die ungefederte Masse mit einer für diese höherfrequenten Schwin gungen bemessenen Tilgeranordnung gekoppelt.

Bei dieser bekannten Anordnung wird berücksichtigt, daß es im Hinblick auf einen guten Komfort bei allen Federungssystemen für Kraftfahrzeuge grundsätzlich erwünscht ist, die Dämpfung des Systems, d. h. die im System auftretende Reibung, mög lichst gering zu halten. Dies ist jedoch nicht ohne weiteres möglich, weil Resonanzschwingungen auftreten können, und zwar bei Kraftfahrzeugen inbesondere eine relativ niederfrequente Aufbauresonanz sowie eine vergleichsweise höherfrequente Achsresonanz. Typische Werte für die Aufbauresonanz liegen bei 1 Hz, während die Achsresonanz bei etwa 14 Hz auftritt, d. h. bei gegenüber der Aufbauresonanz etwa zehnfacher Fre quenz.

Aufgabe der Erfindung ist es nun, ein Federungssystem zu schaffen, welches in kritischen Resonanzbereichen mit erhöh ter Dämpfung zu arbeiten vermag und sich gleichzeitig durch eine besonders einfache Konstruktion auszeichnet.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß mit einem Federungssystem der eingangs angegebenen Art gelöst, wobei ein Teil des Ver drängeraggregates federnd mit der gefederten Masse und der Innenraum des Verdrängeraggregates über eine Leitung mit ei nem Federspeicher verbunden und/oder zwei über eine hydrau lische Leitung schwingungsfähig gekoppelte Federspeicher über einen gemeinsamen Anschluß mit dem Innenraum des Verdrän geraggregates verbunden sind.

Nach der ersten vorangehend angegebenen Merkmalsgruppe sind die Federkonstante der Verbindung zwischen gefederter Masse und dem der gefederten Masse zugeordneten Teil des Verdrän geraggregates, die Masse dieses Teiles, der Querschnitt der Leitung zum Federspeicher sowie deren Länge, der wirksame Querschnitt des Verdrängers und die Dichte des Hydraulikmedi ums vorzugsweise so bemessen bzw. aufeinander abgestimmt, daß die Resonanzfrequenz des Federaggregates nahe einer kriti schen Frequenz des Federungssystems, beispielsweise nahe der Frequenz der Achsresonanz eines Fahrzeuges, liegt. Nach der weiteren vorangehend angegebenen Merkmalsgruppe sind Länge und Querschnitt der Verbindungsleitung zwischen den beiden Federspeichern so auf die Dichte des Hydraulikmediums sowie die Charakteristiken der Federspeicher abgestimmt, daß die Eigenfrequenz von Schwingungen der Flüssigkeitsmasse in der vorgenannten Verbindungsleitung zumindest annähernd mit einer kritischen Frequenzen des Federungssystems, beispielsweise der Frequenz der Achsresonanz eines Fahrzeuges, überein stimmt.

Die letztere Ausführungsform zeichnet sich durch eine besonders hohe Tilgerwirkung aus. Gleichzeitig wird bei der Abstimmung des Federungssystems eine große konstruk tive Freiheit gewährleistet, wobei insbesondere hervorzu heben ist, daß die Elastizität gegebenenfalls anzuordnender Lagerteile zwischen gefederter Masse und Verdränger- bzw. Federungsaggregat weitestgehend beliebig eingestellt werden kann, um beispielsweise bei Kraftfahrzeugen eine optimale Radführung gewährleisten zu können.

Im übrigen gehen bevorzugte Merkmale aus den Ansprüchen sowie der nachfolgenden Erläuterung der Erfindung anhand der Zeichnung hervor.

Dabei zeigt

Fig. 1 eine schematische Darstellung einer ersten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Federungssystems und

Fig. 2 eine entsprechend schematische Darstellung einer zweiten Ausführungsform.

Zwischen einem Fahrzeugrad 1 und dem nur schematisch wiedergegebenen Fahrzeugaufbau 2 mit einer Masse m_A ist ein als hydraulisches Verdrängeraggregat ausgebildetes Federbein 3 angeordnet. Der Kolben des Verdrängeraggregates 3 ist mit dem Rad 1 bzw. mit dessen Achse verbunden, wobei das Rad, der Kolben und die Achse usw. eine ungefederte Masse m_u bilden.

Das den Kolbenarbeitsraum aufnehmende Zylinderteil 4 des Verdrängeraggregates 3 ist über ein Federbeinlager 5, dessen Federkonstante den Wert c_L aufweist, mit dem Fahrzeugaufbau 2 verbunden.

Der Kolbenarbeitsraum innerhalb des Zylinderteiles 4 ist über eine hydraulische Leitung 6 mit einem Federspeicher 7 verbunden, welcher in bekannter Weise eine unter Druck stehende Gasfüllung aufweist, die gegenüber dem Hydraulik medium durch eine Membran od. dgl. abgetrennt ist.

Die Länge der Leitung 6 hat den Wert 1, der Querschnitt dieser Leitung den Wert A_L. Dieser Querschnitt A_L ist in der Regel deutlich kleiner als der wirksame Querschnitt A_D des Kolbens, wobei im dargestellten Beispiel nach Fig. 2 der wirksame Kolbenquerschnitt mit dem Querschnitt der Kolbenstange übereinstimmt.

Die Leitung 6 kann flexibel sein, derart, daß der Federspei cher 7 aufbaufest angeordnet werden kann. Dies ist im allge meinen dann zweckmäßig, wenn die Leitung 6 eine große Länge haben soll.

Grundsätzlich kann der Federspeicher 7 jedoch auch fest verbunden mit dem Zylinderteil 4 angeordnet sein. Im letzteren Fall würde dann der Federspeicher 7 die Masse m_R des Zylinder teiles 4 entsprechend vergrößern.

Die Resonanzfrequenz ω₀ des in Fig. 1 dargestellten Systems hat - mit hinreichender Näherung - folgenden Wert:

ω₀ = [c_L/(m_R + ρlA_D ²/A_L)]^1/2 (I)

Durch entsprechende Bemessung bzw. Abstimmung der Feder konstante c_L des Federbeinlagers 5, der Masse m_R des am Federbeinlager 5 gehalterten Teiles des Federbeines 3, d. h. der Masse des Zylinderteiles 4 sowie des gegebenen falls mit ihm fest verbundenen Federspeichers 7, der Länge l der Leitung 6, des wirksamen Querschnittes A_D des Kolbens des Federbeins 3, des Querschnittes A_L der Leitung 6 sowie der Dichte ρ des Hydraulikmediums im Federbein 3 bzw. in der Leitung 6 und im Federspeicher 7 kann die Resonanz frequenz des in Fig. 1 dargestellten Systems auf eine kritische Frequenz des Fahrzeuges, beispielsweise die Frequenz der Achsresonanz, abgestimmt werden, um unerwünschte Schwingungen der Achse besonders stark zu bedämpfen. Dabei wirken die Masse m_R des Zylinderteiles 4 (sowie der gegebenenfalls fest mit ihm verbundenen Teile) und die Masse m_L des Hydraulikmediums in der Leitung 6 als Tilger masse.

Die Masse m_L des Hydraulikmediums in der Leitung 6 kann berechnet werden als

m_L = ρlA_L (II)

Diese Masse hat in der Regel eine besonders große Tilger wirkung, weil der wirksame Querschnitt A_D des Kolbens des Federbeines 3 im allgemeinen wesentlich größer als der Querschnitt A_L der Leitung 6 ist, wobei die effektive Wirkung der Masse m_L des Hydraulikmediums in der Leitung 6 proportional zum hydraulischen Übersetzungsverhältnis A_D ²/A_L ² ist.

Bei der in Fig. 1 dargestellten Ausführungsform werden innerhalb des Zylinderteiles 4 vom Kolben des Federbeines 3 zwei Kammern voneinander abgeteilt, die miteinander durch den Kolben durchsetzende Drosselkanäle verbunden sind. Auf diese Weise kann eine Grunddämpfung des Federbeines 3 erreicht werden.

Grundsätzlich ist es jedoch auch möglich, auf eine derartige Grunddämpfung zu verzichten, indem die vom Kolben im Zylin derteil 4 abgeteilten Kammern miteinander weitestgehend ohne Drosselwirkung kommunizieren. Im übrigen könnte der Kolben gegebenenfalls auch nach Art eines Plungers ausgebildet sein, so daß innerhalb des Zylinderteiles 4 nur eine einzige Kammer vorhanden ist.

Gegebenenfalls kann eine Grunddämpfung auch dadurch bewirkt werden, daß in bzw. an der Leitung 6 eine Drossel angeordnet wird.

Bei dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Kolben des Federbeines 3 nach Art eines Plungers ausgebildet, d. h. innerhalb des Zylinderteiles 4 ist nur eine einzige Hydraulikkammer ausgebildet.

Der Innenraum des Zylinderteiles 4 ist mit einem ersten Federspeicher 7 verbunden, an den ein weiterer Federspeicher 8 mittels eines Kanales 9 angeschlossen ist. Dieser Kanal besitzt eine Länge l_K sowie einen Querschnitt A_K. Bei dieser Ausführungsform kann das hydraulische Medium im Kanal 9 zu Schwingungen in Kanallängsrichtung angeregt werden. Für die Eigenfrequenz ω₀ dieser Schwingungen ergibt sich (mit hin reichender Annäherung):

ω₀ = [A_K . (x₇+x₈)/ρ l_Kx₇x₈]^1/2 (III)

Hierbei sind x₇ und x₈ die Volumennachgiebigkeiten der Federspeicher 7 bzw. 8. Diese Volumennachgiebigkeiten lassen sich wie folgt berechnen:

Dabei bezeichnen n den Polytropenexponent des pneumati schen Mediums in den Speichern 7 bzw. 8, p₀₇ und p₀₈ den Fülldruck des Speichers 7 bzw. 8, V₀₇ und V₀₈ das Gesamtvolumen des Speichers 7 bzw. 8 und p_s den pneuma tischen Druck im Speicher 7 bzw. 8, wenn der Kolben des Verdrängeraggregates seine ausgeschobene Endlage einnimmt.

Bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 2 ist die wirksame Tilgermasse im wesentlichen proportional zu dem Produkt aus der Masse des hydraulischen Mediums im Kanal 9 und dem hydraulischen Übersetzungsverhältnis A_D ²/A_K ², wobei A_D der wirksame Querschnitt des Kolbens des Verdränger aggregates 3 und A_K der Querschnitt des Kanales 9 bedeuten.

Sobald der Kolben des Verdrängeraggregates 3 Bewegungen mit einer Frequenz in der Nähe der oben angegebenen Eigenfrequenz ω₀ der Schwingungen des hydraulischen Mediums im Kanal 9 ausführt, tritt eine besonders starke Dämpfung der Kolbenbewegungen durch die Federwirkung des schwingenden hydraulischen Mediums im Kanal 9 auf.

Die Federspeicher 7 und 8 sind in der Regel nicht identisch aufgebaut. Im allgemeinen ist es zweckmäßig, wenn der Federspeicher 8 ein deutlich größeres Volumen als der Federspeicher 7 hat. Damit wird die Federungscharakteristik des Federbeines 3 - bei vereinfachter Betrachtung - im wesentlichen durch den Federspeicher 8 bestimmt, während der Federspeicher 7 vor allem die Aufgabe hat, Schwingungen des hydraulischen Mediums im Kanal 9 zu ermöglichen, um die Tilgerwirkung dieser Schwingungen ausnutzen zu können.

Abweichend von der in Fig. 2 dargestellten Ausführungsform kann der Kolben des Verdrängeraggregates 3 auch in ähnlicher Weise wie in Fig. 1 ausgebildet sein, derart, daß vom Kolben im Zylinderteil 4 zwei Kammern voneinander abgeteilt sind, die miteinander über Drosselkanäle kommunizieren. Auf diese Weise besteht die Möglichkeit, das Verdrängeraggregat 3 nach Art eines herkömmlichen hydraulischen Teleskopstoßdämpfers auszubilden und einzusetzen, welcher eine gewisse Grund dämpfung gewährleistet, der sich dann die Dämpfung durch die Tilgerwirkung der im Kanal 9 schwingenden Masse des hydraulischen Mediums überlagert.

Zusätzlich oder alternativ ist es auch möglich, eine Drossel anordnung an der Verbindung zwischen dem Zylinderteil 4 und dem Federspeicher 7 anzuordnen.

Gegebenenfalls kann die Drosselwirkung der Drosselkanäle bzw. der Drosselanordnung steuerbar sein, um eine Anpassung an die jeweiligen Betriebsbedingungen zu ermöglichen.

Beispielsweise ist es auf diese Weise möglich, bei Federungs systemen für Kraftfahrzeuge Aufbauschwingungen mit einer Frequenz nahe der Aufbauresonanz durch Verstärkung der Drosselwirkung der Drosselkanäle bzw. Drosselanordnung entgegenzuwirken, während Radschwingungen mit einer Frequenz in der Nähe der Rad- bzw. Achsresonanz aufgrund entsprechen der Abstimmung des Federungssystems durch die Tilgerwirkung der schwingenden Masse des hydraulischen Mediums im Kanal 9 bedämpft werden.

Abweichend von der Darstellung in Fig. 2 kann gegebenenfalls auch vorgesehen sein, zwei Verdrängeraggregate 3, denen je ein Federspeicher 7 zugeordnet ist, über eine Verbindungs leitung parallelzuschalten, an der ein für beide Verdränger aggregate 3 gemeinsamer weiterer Federspeicher 8 angeordnet ist. Dabei übernehmen die Abschnitte der Verbindungsleitung zwischen je einem der Verdrängeraggregate 3 und dem weiteren Federspeicher 8 jeweils die Funktion des Kanales 9 in Fig. 2.

Im übrigen ist es möglich, anstelle eines einzigen Feder speichers 8 in Fig. 2 dem Verdrängeraggregat 3 zwei weitere Federspeicher 8 zuzuordnen, von denen jeder über einen eigenen Kanal 9 mit dem Innenraum des Zylinderteiles 4 verbunden ist. Durch unterschiedliche Abstimmung der Kanäle 9 sowie der zugehörigen Federspeicher 8 ist dann eine Abstimmung auf zwei unterschiedliche Eigenfrequenzen möglich, derart, daß Dämpfungsmaxima durch Tilgerwirkung bei entsprechend unterschiedlichen Frequenzen auftreten.

Claims

1. Federungssystem, insbesondere für Kraftfahrzeuge, mit hy dropneumatischen Federaggregaten, welche jeweils im wesentli chen aus einem zwischen einer gefederten Masse, insbesondere dem Fahrzeugaufbau, und einer ungefederten Masse, insbesonde re einer Fahrzeugachse, angeordneten hydraulischen Verdrän geraggregat sowie zumindest einem damit hydraulisch verbunde nen, insbesondere pneumatischen, Federspeicher bestehen, so wie mit einer Tilgeranordnung zur Unterdrückung von kriti schen Relativschwingungen zwischen der gefederten und der un gefederten Masse, wobei Teile des Hydraulikmediums als Til germasse relativ zur gefederten Masse zu Schwingungen anreg bar sind, deren Eigenfrequenz zumindest annähernd mit der Frequenz der kritischen Relativschwingungen übereinstimmt, dadurch gekennzeichnet, daß ein Teil (Zylinderteil 4) des Verdrängeraggregates (3) federnd mit der gefederten Masse (2) und der Innenraum des Ver drängeraggregates (3) über eine Leitung (6) mit einem Feder speicher (7) verbunden ist und/oder zwei über eine hydrauli sche Leitung (9) schwingungsfähig gekoppelte Federspeicher (7, 8) über einen gemeinsamen Anschluß mit dem Innenraum des Verdrängeraggregates (3) verbunden sind.

2. Federungssystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß Relativbewegungen zwischen der gefederten und der ungefe derten Masse (1, 2) zu vergleichsweise hohen Bewegungsge schwindigkeiten des Hydraulikmediums führen.

3. Federungssystem nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet,
daß das Verdrängeraggregat (3) mit der gefederten Masse (2) über ein elastisches Lagerteil (5) und mit dem zugeordneten Federspeicher über eine Hydraulikleitung verbunden ist, und daß

- die Federkonstante (c_L) des Lagerteiles (5),
- die Masse (m_R) des am Lagerteil (5) gehalterten Teiles des Verdrängeraggregates bzw. des Federaggregates (3),
- der Querschnitt (A_L) der Hydraulikleitung (6),
- die Länge (l) dieser Leitung (6),
- der wirksame Querschnitt (A_D) des Verdrängers und
- die Dichte (ρ) des Hydraulikmediums so bemessen bzw. aufeinander abgestimmt sind,
daß für die kritische Frequenz bzw. die Resonanzfrequenz ω₀ angenähert gilt:
ω₀ = [c_L/ (m_R + ρlA_D ²/A_L)]^1/2

4. Federungssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Federspeicher (8) ein größeres Volumen als der erste Federspeicher (7) hat.

5. Federungssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß

- der Querschnitt (A_K) der hydraulischen Leitung (9),
- die Länge (l_K) dieser Leitung (9),
- die Federcharakteristiken (x₇, x₈) der Federspeicher (7, 8) und
- die Dichte (ρ) des hydraulischen Mediums

so bemessen bzw. aufeinander abgestimmt sind, daß für eine kritische Frequenz (ω₀) des Federungssystems gilt:
ω₀ = [A_K . (x₇ + x₈) / ρl_Kx₇x₈]^1/2