WO2015120999A1 - Ventil für einen schwingungsdämpfer, schwingungsdämpfer sowie kraftfahrzeug - Google Patents

Ventil für einen schwingungsdämpfer, schwingungsdämpfer sowie kraftfahrzeug Download PDF

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WO2015120999A1
WO2015120999A1 PCT/EP2015/050222 EP2015050222W WO2015120999A1 WO 2015120999 A1 WO2015120999 A1 WO 2015120999A1 EP 2015050222 W EP2015050222 W EP 2015050222W WO 2015120999 A1 WO2015120999 A1 WO 2015120999A1
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WO
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valve
pressure
vibration damper
slide
valve spool
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PCT/EP2015/050222
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English (en)
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Inventor
Andreas Förster
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Zf Friedrichshafen Ag
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/32—Details
    • F16F9/50—Special means providing automatic damping adjustment, i.e. self-adjustment of damping by particular sliding movements of a valve element, other than flexions or displacement of valve discs; Special means providing self-adjustment of spring characteristics
    • F16F9/512—Means responsive to load action, i.e. static load on the damper or dynamic fluid pressure changes in the damper, e.g. due to changes in velocity
    • F16F9/5126—Piston, or piston-like valve elements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/10—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium using liquid only; using a fluid of which the nature is immaterial
    • F16F9/14—Devices with one or more members, e.g. pistons, vanes, moving to and fro in chambers and using throttling effect
    • F16F9/16—Devices with one or more members, e.g. pistons, vanes, moving to and fro in chambers and using throttling effect involving only straight-line movement of the effective parts
    • F16F9/18—Devices with one or more members, e.g. pistons, vanes, moving to and fro in chambers and using throttling effect involving only straight-line movement of the effective parts with a closed cylinder and a piston separating two or more working spaces therein
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/32—Details
    • F16F9/34—Special valve constructions; Shape or construction of throttling passages

Definitions

  • the invention relates to a valve for a vibration damper, comprising a valve housing and a valve slide movable in the valve housing for at least partially closing at least one flow path of a fluid flowing through the valve, wherein the valve has an input and an output side.
  • a bottom valve is usually located at the bottom of the working cylinder; furthermore, the piston can have a piston valve.
  • the pressurizing surfaces of the valve spool for an opening pressure and a closing pressure are substantially equal and the valve spool has a throttle point over which a pressure difference between the opening pressure and closing pressure can be generated, wherein at least one channel the interior of the valve spool with the Outside space of the valve spool connects.
  • the opening pressure moves the valve spool from the normal position in the direction of the overload position, while the closing pressure drives the valve spool in the reverse direction.
  • the opening pressure thus acts on the input side facing surfaces and the closing pressure of the output side facing surfaces.
  • the pressurization surfaces accordingly result as those cross-sectional areas diametrically the throttle point, resulting in a projection on the cross-sectional area in the direction of the longitudinal axis and the direction of movement of the valve spool.
  • the pressurization surfaces must be substantially the same size, ie that the projected areas have the same or only a slightly differing surface area. This does not mean in particular that the valve slide above and below or on both sides of the throttle body must be constructed symmetrically, but the shape of the inner walls on the input side and on the output side may be different.
  • the pressurizing surfaces can each be constructed in several parts. In the axial direction, no other symmetries are necessary, preferably, the valve slide is configured rotationally symmetrical. As a result, a uniform pressure distribution and pressurization can be achieved.
  • valve slide has a hollow cylindrical basic shape. This means that can be separated by the valve spool an interior and an exterior space. It is not necessary for the shape of the inner wall or walls or the outer wall to have any particular shape, in particular the walls need not be “smooth", they may also be stepped, but it is preferred that a continuous cross-sectional constriction be made towards the throttling point , both from the input and the output side, so that no flow separations are caused.
  • the pressurizing surfaces preferably occupy less than half and more than a quarter of the total cross-sectional area of the valve spool. Particularly preferably, the pressurization surfaces occupy more than a third and more preferably more than 40 percent of the total cross-sectional area of the valve spool.
  • the pressure conditions in the case of flowing fluid are as follows: on the input side, the opening pressure p1 is present on the entire surface. Towards the throttle point, the diameter decreases, which is why the flow velocity to the throttle point increases as the pressure decreases. After passing the throttle point, however, the flow rate of the fluid decreases again and the pressure increases until the other end of the valve spool is reached.
  • the channel pressure is lower than the opening pressure p1 is tapped, so that the outside space around the valve spool also has this pressure level.
  • the channel may connect the interior of the valve spool with an annular space around the valve spool, in particular a spring chamber containing annular space. The annular space is enclosed on the one hand by the valve spool and on the other hand by the valve housing.
  • the pressure-loaded opening and closing surfaces are the same size.
  • the at least one channel can be arranged in the region of the throttle point. Then the pressure of the throttle point and thus the lowest pressure within the valve spool is tapped.
  • the valve slide on the input side has a circumferential projection which guides the valve slide in the valve housing and limits an annular space around the valve slide on one side.
  • the opening area of the interior of the valve spool on the input side is preferably larger than on the outlet side.
  • This cross-sectional difference is essentially the circumferential projection.
  • the pressurization area for the closing pressure is divided into two. Different pressures then act on the different pressure areas. Both pressures p2 and p6, which act as closing pressure, are smaller than the opening pressure p1, since this is applied at the point of the largest cross section and therefore both the highest pressure and the lowest speed.
  • the cross-sectional area of the channel or channels is greater, in particular at least 5 times larger, preferably at least 10 times larger, than the leakage area which lies between the circumferential projection of the valve spool and the valve housing.
  • the leakage surface can not be avoided, a slight radial clearance is required to an axial. Due to the difference in area between the channels and the leakage, it is ensured that in the annulus of the tapped Internal pressure of the valve spool, in particular the pressure at the throttle point, is applied and not an undefined pressure.
  • the closing pressure ie the pressures that move the valve spool in the normal position, is therefore always smaller than the opening pressure when the fluid flows, but the pressure areas are the same. This means that the valve is volumetric flow-dependent
  • the valve spool preferably has a single throttle point for generating a pressure difference between the opening pressure and the closing pressure.
  • This throttle point is therefore preferably arranged in the central region of the valve spool.
  • the throttle point is provided between an upper quarter and a lower quarter of the valve spool.
  • the valve slide can be biased by a force accumulator, in particular a spring.
  • the valve spool of the volume-flow-dependent controlled valve is displaceable in the valve housing. So that the valve slide has a fixed starting position, ie that the valve slide is always located in a defined position during startup, the valve slide must have a preferred position. This preferred position can be specified by the energy storage. The force exerted by the energy storage force is at least so great that it is sufficient to fix the valve slide against friction and depending on the installation position against its own weight in the preferred position.
  • the biasing force of the energy accumulator can also be influenced how large the flow must be to move the valve spool from the normal operating position.
  • the energy store is supported against the valve housing.
  • the valve housing can be made in one or two parts or even more parts.
  • the spring is between the valve spool and that housing part biased the valve housing, which is remote from the preferred position, if it is a compression spring or on the side of the preferred position when a tension spring is used.
  • these considerations also apply to other types of energy storage.
  • the decisive factor is whether the energy storage develops a pulling or pushing force effect.
  • the preferred position of the valve spool is the normal operating position of the valve. Since the opening pressure and the closing pressure on the pressurized surfaces in the normal operation, i. In the normal operating position of the valve spool, the valve spool remains in the preferred position until the flow through the valve spool exceeds a threshold, whereby the differential pressure between the input side and the output side and possibly input side and annulus pushes the valve spool from the normal operating position and towards the overload position emotional.
  • the valve spool is in principle arbitrarily displaceable between the normal operating position and the overload position.
  • the throttle point is formed as a circular constriction. Accordingly, the inner diameter of the valve slide narrows in a certain axial height, said reduced inner diameter consists of a predetermined, contiguous portion.
  • the constriction may be step-shaped, but it is preferred that the valve spool is tapered on the inlet side to the throttle point. After the throttle point is preferably provided that the inner diameter also increases uniformly.
  • the throttle point does not have to be designed as a constriction.
  • the throttle point can for example also be realized in that there is a plate with holes in the valve slide.
  • this variant has the disadvantage that the volume flow is hindered at any volume in the flow and the production is more complicated than in the embodiment described first.
  • the valve spool on the output side in a first operating position in particular a normal operating position, a larger passage cross-section and in a second operating position, in particular an overload position, have a smaller passage cross-section.
  • the flow resistance of the fluid can be regulated.
  • With a larger passage cross section the fluid sees a smaller resistance and can thus flow undisturbed.
  • the flow resistance increases, furthermore, the volume flow is limited to a maximum value.
  • the wall of the valve slide on the output side may have at least one recess.
  • This recess which goes through the entire wall, it is ensured that even in overload position always remains an opening through which the fluid can flow. This ensures that always at least one determined in dependence on the size of the recess volume flow is transmitted to the damping valve.
  • the recess may be provided as a kind of notch or slot on the underside of the wall of the valve spool, but it can also be introduced as a kind of window in the wall of the valve spool, so that the valve spool is closed at the bottom. The final position of the recess depends inter alia on how the flow path of the fluid is located.
  • the valve slide on at least two recesses, which are arranged symmetrically.
  • a number of six to eight recesses is particularly advantageous.
  • the valve slide may have at least one stop which limits the relative movement to the valve housing. Then, regardless of the presence of recesses on the output side, it is possible to always leave an opening for the fluid in the overload position on the output side. It can also be the Entire opening cross-section on the outlet side is maintained regardless of the position of the valve spool.
  • the valve housing is supported on at least two feet, which extend from the outer edge of the valve housing to the center of the valve housing.
  • the fact that the feet do not reach to the inner edge of the housing always leaves a radial clearance around the valve spool, so that recesses on the outlet side of the valve spool never come to cover with the feet, through which the fluid flow could be hindered again.
  • the center of the valve housing is slightly offset radially inwardly compared to the outer edge of the upper housing portion of the valve housing. This leaves below the valve housing the same area accessible to the fluid, which is also supported above the valve housing on the valve housing.
  • a main flow path closable by the valve spool may be flow-connected to the output side of the valve.
  • the main flow path is therefore considered to be that path which follows the output side of the valve or the valve slide.
  • a bypass path closable by the valve spool can be flow-connected in the inlet side of the valve.
  • a bypass path could, for example, a pressure relief valve in Pistons are provided so that when a valve in overload position and thereby increasing pressure, the fluid is passed through the piston.
  • a pressure limiting valve in the piston presupposes that a greater pressure can be built up. Since the existing pressure and the volume flow are coupled to each other, the value preset by the damping force generating device via the volume flow is so small that the pressure limiting valve must already act in a pressure range in which it should not actually act.
  • the bypass path thus offers the advantages that on the one hand the piston can be constructed in a simplified manner, on the other hand it is thus possible to branch off only the excess part of the volumetric flow.
  • valve spool may also be displaceable in such a way that it merely opens and closes the bypass path depending on the volumetric flow flowing through it, thereby leaving the main flow path unchanged.
  • valve slide can be supported in the overload position on the output side of a stop, wherein the passage cross-section of the main flow path is not or substantially not reduced. This is also achieved when the valve spool is supported by feet on the bottom of the main flow path, provided that their cross section reduces the passage cross-section only negligibly.
  • the valve spool may comprise at least one guide.
  • the guide may for example be designed as a kind of outer ring on the outside of the valve spool.
  • the guide is preferably positioned on the input side of the valve spool.
  • the valve spool has a single guide.
  • the space for accommo- dating the force accumulator can also be connected to this space, provided that the normal operating position is toward the input side and the force accumulator is a compression spring.
  • a pressure limiting valve can be arranged in the bypass path. This is preferably designed as a check valve biased in the closing direction.
  • the bypass path has a certain flow resistance, so that even when moving the valve spool in overload position not all the fluid volume flows through the bypass path and only a negligible part remains on the main flow path. Rather, a constant and maximum desired volume or a maximum flow continues to flow through the recesses on the outlet side of the valve spool.
  • the valve is a poppet valve with downstream valve in the bypass path.
  • the invention also relates to a vibration damper for a motor vehicle having a valve as described. All configurations of the valve can accordingly also be transferred to a vibration damper comprising a corresponding valve.
  • the vibration damper may comprise three nested tube elements, wherein in the innermost tube element a displaceable piston is arranged, the valve is arranged in or on the innermost tube element and the middle tube element separates a main flow path and a bypass path, which are flow-connected to the interior of the innermost tube element ,
  • the valve which has already been described in detail is, as explained at the outset, intended for a vibration damper, its specific configuration is initially independent of the design of the valve. To achieve a structural design of the vibration damper, it is achieved by building this from three coaxially arranged pipe elements.
  • the structure is similar to a two rohrdämpf he with intermediate tube, but in the present vibration damper in the outer space no gas, so this room is not a compensation chamber.
  • the middle and the outer volume are preferably connected to the working space, the space in the inner tube element, so that the fluid flowing both on the main flow path and on the bypass path returns to the working space, namely when the vibration damper is excited in the pressure direction above the flow chamber Piston, traceable.
  • the compensation chamber can be arranged laterally or below the pipe elements, but it can also be part of the three pipe elements.
  • the compensation chamber can be arranged on the piston side facing away from the valve.
  • a damping force generating device may be arranged in the main flow path. This is, as described above, to protect against excessive flow, which is achieved by means of the valve.
  • the invention also relates to a motor vehicle comprising a vibration damper as described.
  • FIG. 2 shows a valve slide
  • FIG. 3 shows a pressure limiting valve
  • FIG. 4 shows a guide section in cross section
  • FIG. 5 shows a dimensioning plan of a valve slide
  • Figure 6 is a hydraulic circuit diagram
  • Figure 7 is a valve as a slide valve.
  • Figure 1 shows a portion of a vibration damper 1 with an inner tube member 2, an outer tube member 3, one between the inner
  • the valve 5 consists essentially of a valve spool 10, a valve housing 12 consisting of the housing parts 14 and 16, a spring 18, a pressure relief valve 20 and feet 22. Between the interior 23 of the valve spool 10 and its outer space 25, two channels 21 are present.
  • FIG. 2 shows the valve spool 10 in more detail.
  • the valve spool 10 has a piston-side inlet side 24 and a piston-remote outlet side 26.
  • the statements "piston-side” and “piston-remote” relate to the valve 5 in the installed state in a vibration damper 1.
  • the valve spool is described below from the input side 24 forth to the output side 26 out.
  • the top of the valve spool 10 is formed by the surface 28.
  • the surface 28 is located on a narrow annular projection which terminates to the outside with the stop 59.
  • the surface 28 is the valve surface of the seat valve designed as a valve 5, which is opposite to the valve seat surface 29. Inwardly, the surfaces 30 and 32 form a tapered funnel, which opens into the side surface 34.
  • the surface 38 which is parallel to the outer side 36, is followed by the surface 38.
  • the surface 38 has the same or a similar incline with respect to the side surface 34 as the surface 32. That is to say, the inner diameter downstream of the orifice 40 rises the output side 26 is widened as it reduces on the input side 24 in front of the throttle point. This continuous narrowing and widening should avoid flow separation. It is not the equality of the slope essential, but that the slope is continuous and not too large opening angle is present.
  • the outer space 25 comprises a part of the space radially outside of the valve spool 10, while the input side 24 and the output side 26 are not included. With the input side 24 and the exit side 26, the inner area 23 is in contact anyway, which is why a channel is not useful for connecting these spaces.
  • two channels 21 go radially. These are designed as passage openings and connect the interior 23 of the valve slide with the outer space 25, here with the space receiving the spring 18.
  • one or three or more channels can be provided. These are preferably distributed symmetrically in the circumferential direction. This number and symmetry of the channels is not limited to the described embodiment but applies generally.
  • the channels do not have to lead vertically through the wall of the valve spool, but this is a preferred embodiment.
  • the inner edge 46 on the input side 24 of the valve spool 10 lies in a (longitudinal) plane with the outer side 48. This is the same plane in which the projection 54 terminates to the outside.
  • the surfaces acted upon by the opening pressure p1 and the closing pressures p2 and p6 are the same (see FIG. 5), wherein the pressurization surfaces can be determined by a projection of the cross section onto a plane perpendicular to the longitudinal axis or to the direction of movement of the valve slide 10.
  • a pressure difference is at this embodiment of the valve spool 10 but made by the valve spool 10 flowing volume flow. This is as follows:
  • the resultant force on the spool F is given by the difference between the opening pressure p1 and the closing pressures p2 and p6, which are to be multiplied by the pressure area.
  • the pressurization surface a1 for the opening pressure p1 can be adjusted by means of the diameter of the valve spool 10 on the one hand at the level of the surface 28 on the inner edge 46 (diameter dsf) and determine at the height of the side surface 34 (diameter dsi), cf. Also, FIG. 5.
  • the diameters on the valve surface here the inner diameter of the surface 28 and at the throttle point 40, are to be used to calculate the area a1.
  • the area a1 thus results by simple geometric circular calculations as the difference of a larger area circle at the level of the surface 28 and a smaller circle at the level of the side surface 34.
  • the pressurization surface a2 of the closing pressure p2 basically equal diameter are used, which is why the surfaces a1 and a2 are the same size.
  • the pressurized surface a2 for the closing pressure results namely by the pressure on the surface 38 as well as on the surfaces 50 and 52.
  • the surface a2 is thus composed of the surfaces a21 and a22 together. These ring surfaces merge seamlessly into one another, since they have the outside 36 as a transition point.
  • Surface 52 like surface 38, contributes to surface a21. That is not, as it is also possible in principle, the diameter to be used is given by the inner edge 57 but by the outer edge 55 of the surface 52 is due to the fact that the surface 52 is fluid and thus pressurized.
  • the pressurizing area a2 exactly the same diameter flow as for the calculation of the pressurizing area a1. A pressure difference therefore arises only on the basis of the volume flow of the moving fluid, this depends on the diameter or the cross-sectional area a4 of the throttle point 40.
  • the throttle point 40 causes twice a pressure difference. On the one hand, it causes a pressure drop, wherein the pressure p5 tapped there acts as a pressure p6 on the surface 50 of a part of the pressurizing surface a2. Furthermore, the inner diameter of the valve spool 10 no longer widened to the initial size, which is why the pressure p2 is always smaller than the opening pressure p1. In addition, part of the kinetic energy of the flowing fluid dissipates due to the choke point 40 into heat, which also creates a pressure drop between the opening pressure p1 and the pressure p2. These three mechanisms of action to produce Supply of a pressure difference between the opening pressure p1 and the closing pressures p2 and p6 add up advantageous.
  • the diameter dka of the channels 21 is dimensioned such that the pressure p6 acting on the surface 50 corresponds wholly or at least essentially to the pressure p5 at the throttle point 40.
  • the cross-sectional area of all channels 21 must be a multiple of the leakage area between the surface 48 and the housing part 16.
  • the cross-sectional area of the channels 21 is five times, preferably ten times and particularly preferably fifteen times as large as the leakage area of the outer space 25 around the valve spool 10.
  • the diameter dka of the channels 21 is in particular between one and five millimeters, preferably between two and four millimeters and more preferably between 2.5 and three millimeters. This applies to all embodiments and independently of other features, in particular the valve spool, the valve housing and the valve.
  • the valve slide 10 On the output side 26, the valve slide 10 has a plurality of recesses 53. These can, as shown, passages from the bottom of the valve slide 10 ago, but these can also be arranged like a kind of window with some distance to the bottom, so that the valve spool 10 is closed on the bottom. Of course, the recesses 53 pass through the wall of the valve spool, so that there is always a minimum volume flow even in the overload position.
  • the valve spool 10 In Figure 1 as well as in Figure 2, the valve spool 10 is arranged in the normal operating position, with this preferred position results due to the bias of the spring 18.
  • the normal operating position is in the embodiment according to Figures 1 and 2, characterized in that the valve surface, So the surface 28, against the opposite surface, namely the valve seat surface 29, is pressed. In this position, the bypass path 6 is closed.
  • the valve slide 10 On the input side 24, the valve slide 10 has an annular projection 54. Underneath the projection 54 there is always a certain cavity underneath the projection 54, which results from the stroke of the projection 54 when the valve slide 10 moves. When the spring 18 is arranged between the projection 54 and the valve housing 12, this cavity is larger on the outer side 36 of the valve slide 10.
  • FIG. 3 shows the pressure limiting valve 20 according to FIG. 1 in detail.
  • the pressure relief valve 20 is designed as a biased in the closing direction check valve. It comprises at least one elastically deformable disk 58, two rings 60 and 62 and a disk package 64.
  • the ring 60 is supported on the elastically deformable disk 58, the disk package 64 is fixed between the rings 60 and 62.
  • the deflection point 66 of the ring 60 is placed so that an opening pressure of several bar, preferably between 2 and 15 bar, must be overcome before the fluid flows through the bypass path 6. In this way it is prevented that by opening the bypass path 6, the pressure at the damping valve 8 in the main flow path 7 does not drop abruptly.
  • an oil reservoir 68 is present below the elastically deformable disc 58.
  • Figure 4 shows the valve spool 10 in plan view. On the surface 28 follow from outside to inside the surfaces 30 and 32, which narrow the inner diameter of the valve spool 10 more and more until it reaches its smallest value at the throttle point 40.
  • the diameters d da , d sf and d si are shown for orientation and will be explained in more detail with reference to FIG.
  • FIG. 5 shows, for reasons of clarity, the dimension variables mentioned with reference to FIG. 2, separate from FIG. 2 for reasons of clarity.
  • diameters are shown with reference numerals beginning with a "d”, while area labels are shown with an "a”.
  • d diameters
  • a area labels
  • Plane surfaces perpendicular to the image plane can not be represented as such.
  • the following quantities are shown from the input side 24:
  • the vibration damper 1, in which the valve 5 can be installed, specifies an inlet diameter dzu.
  • the next illustrated diameter is the inner diameter dsf along the inner edge of the surface 28.
  • both the pressurizing surface a1 as well as the pressurizing surface a2 can be determined depending on the inner diameter dsi.
  • the inner diameter dsi specifies the cross-sectional area a4 of the throttle body 40:
  • the first part of the formulas for calculating a1 and a2 are coincident because the diameter dsf along the inner edge of the surface 28 for calculating a1 and the diameter dda at the outer edge of the surface 50 for calculating a2 due to constructive design of the valve spool 10 are the same.
  • the pressurization surface a2 is composed of the partial surfaces a21 and a22.
  • pressurization areas a21 and a22 add up to a2.
  • pressurization area a1 in corresponding Divide pressurization areas a1 1 and a12.
  • the formulas correspond to those for a21 and a22.
  • the closing pressure p6 acts on the pressurizing surface a22, and the closing pressure p1 acts on the pressurizing surface a12.
  • the pressure in the valve spool at the throttle point 40 is the smallest, the faster the fluid flows, the greater is the pressure difference. This is known as the venturi effect and is calculable with the law of Bernoulli.
  • a threshold value is exceeded, the biasing force of the spring 18 is overcome and the bypass path 6 is opened.
  • a pressure differec between the inlet side 24 and the outlet side 26 may arise through the restrictor 40.
  • This difference between the pressures p1 and p2 acts on the pressurizing surfaces a1 1 and a21 and enhances the force acting on the valve spool.
  • FIG. 5 also shows the outer diameter dda, the distance hb of the surface 28 to the valve seat surface 29 and the distance hd from the surface 52 to the bottom of the main flow path 7.
  • the distance hb represents the height of the opening of the bypass path 6 and the distance hd the height of the exit surface a31.
  • the exit surface a31 is an annular surface resulting as a product of a circumference and a height.
  • the circumference depends on the diameter dik defined by the inner edge 55, the height is, as described, the distance hd from the surface 52 to the bottom of the main flow path 7. In overload position, the distance hd is zero, in the normal operating position it reaches its maximum value. Accordingly, the exit area a31 can also vary from zero to a maximum value: dik
  • the exit surface a32 denotes the area defined by all the recesses 53.
  • the exit surface a32 is the area in the main flow path 7 which is always open to produce a minimum flow.
  • the total cross-sectional area a3 is the sum of the areas a31 and a32.
  • the exit surface a5 is also an annular surface.
  • the distance hb may vary from zero to a maximum value like the distance hd, of course the distance hd decreases in value as the distance hb increases.
  • hb + hd const.
  • the outer diameter dda is the outer diameter of the projection 54 without the stop 59. This diameter is also shown in FIG.
  • the cross-sectional area a6 of the pressure-limiting valve 20 is not shown in FIG. 5 but in FIG.
  • the cross-sectional area a6 is like the exit surfaces a31 and a5 an annular surface.
  • the height corresponds to the height of the gap released by the disc package 64, which is thus variable between zero and a maximum value.
  • the scope for calculating the cross-sectional area a6 is specified via the support point 67.
  • the support point 67 is only a point in cross section, in reality it is a support circle.
  • FIG. 6 shows a hydraulic circuit diagram of the valve according to FIG. 1. The sizes shown correspond to those sizes that were used in the previous description of the figure.
  • On the input side 24 of the valve 5 falls due to a piston movement to a total volume flow Qges.
  • the throttle point 40 is located with an area a4.
  • the area a4 of the throttle point 40 is clear from the inner diameter dsi.
  • the flow path follows the throttle body 40, the total cross-sectional area a3, which results in the normal operating position of the exit surface a31 and the exit surface a32 and in overload position only from the exit surface a32.
  • the exit surface a31 is closed by the valve spool 10.
  • the exit surface a5 is open, which connects the input side 24 and the bypass path 6.
  • the valve spool 10 at the output side 26 in a first operating position, namely the normal operating position, a larger passage cross-section and in a second operating position, namely the overload position, a smaller passage cross-section.
  • FIG. 6 From Figure 6 also shows that the total volume flow Qges composed of the partial volume flows Q1 and Q2.
  • Q1 is the volume flow flowing in the bypass path 6 and Q2 the volume flow flowing in the main flow path 7.
  • the total volume flow Qges and the partial volume flow Q2 are identical, since the bypass path is closed.
  • a compensation chamber 70 is further identified, which is not shown in Figures 1 to 5.
  • the compensation chamber 70 is in fluid communication with the inner volume of the inner tube element 2. This takes up the volume of fluid displaced by the piston rod.
  • the fluid used is preferably oil, but in principle the valve 5 can be operated with any incompressible fluid.
  • FIG. 7 shows a further embodiment of the valve 5 as a slide valve
  • FIGS. 1, 2 and 5 represent a seat valve.
  • the housing part 14 is to be reshaped such that the valve spool 10 does not find a seat but can close the bypass path 6 by passing past. All other embodiments apply as previously described.

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Abstract

Ventil (5) für einen Schwingungsdämpfer (1), umfassend ein Ventilgehäuse (12) und einen im Ventilgehäuse (12) bewegbaren Ventilschieber (10) zum zumindest teilweisen Verschließen wenigstens eines Strömungsweges (6, 7) eines durch das Ventil (5) strömenden Fluids, wobei das Ventil eine Eingangs- (24) und eine Ausgangsseite (26) besitzt, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckbeaufschlagungsflächen des Ventilschiebers (10) für einen Öffnungsdruck und einen Schließdruck im Wesentlichen gleich groß sind und der Ventilschieber (10) eine Drosselstelle (40) besitzt, über die ein Druckunterschied zwischen Öffnungsdruck und Schließdruck erzeugbar ist, wobei wenigstens ein Kanal (21) den Innenraum (23) des Ventilschiebers mit dem Außenraum (25) des Ventilschiebers verbindet.

Description

Ventil für einen Schwinqunqsdämpfer, Schwinqunqsdämpfer sowie Kraftfahrzeug
Die Erfindung betrifft ein Ventil für einen Schwingungsdämpfer, umfassend ein Ventilgehäuse und einen im Ventilgehäuse bewegbaren Ventilschieber zum zumindest teilweisen Verschließen wenigstens eines Strömungsweges eines durch das Ventil strömenden Fluids, wobei das Ventil eine Eingangs- und eine Ausgangsseite besitzt.
Es ist bekannt, in Schwingungsdämpfern Ventile zu verwenden. Bei Zweirohrschwin- gungsdämpfern befindet sich üblicherweise am Boden des Arbeitszylinders ein Bodenventil, weiterhin kann der Kolben ein Kolbenventil aufweisen. Dabei handelt es sich um Druckventile.
Weiterhin ist es bspw. aus der DE 34 34 877 A1 bekannt, Zwei rohrdämpf er mit einer verstellbaren Dämpfkraft zu versehen, indem eine Dämpfkrafterzeugungseinrichtung außerhalb des Zweirohrdämpfers mit dem Innenraum des Zwei rohrdämpf ers strö- mungsverbunden wird. An diesem Dämpfventil lässt sich der Widerstand auf das Fluid einstellen, wodurch die Dämpfkraft des Schwingungsdämpfers reguliert wird.
Um derartige Dämpfventile kostengünstiger herstellen zu können, ist es allerdings notwendig, den durch das Dämpfventil strömenden Volumenstrom zu begrenzen. Zwar sind bereits Stromventile bekannt, um den Durchfluss eines Fluids zu beeinflussen. Insbesondere gibt es hierbei Zwei-Wege-Stromregelventile, Drei-Wege- Stromregelventile oder auch Stromteilerventile. Bekannte Stromventile können aber nicht zur vorgesehenen Anwendung in einem Schwingungsdämpfer herangezogen werden, da sie entweder elektrisch betrieben sind oder aufgrund ihrer Funktionsweise keine rein volumendurchflussabhängige Regulierung zulassen.
Aus DE 102004054474 B3 ist ein Schwingungsdämpfer mit verstellbarer Dämpfkraft bekannt, bei dem einem verstellbaren Dämpfventil ein zusätzliches Dämpfventil vorgelagert ist. Dadurch können plötzlich auftretende Maximaldrücke beispielsweise auf Grund des Befahrens eines Hindernisses abgefangen und vom verstellbaren Dämpfventil ferngehalten werden. Ausgehend hiervon ist es Aufgabe der vorliegenden Anmeldung, ein Ventil anzugeben, das passiv, d.h. mechanisch oder hydraulisch, betreibbar ist und im Wesentlichen volumenstromabhängig und somit druckunabhängig reguliert ist, sodass eine mit dem Schwingungsdämpfer verbundene Vorrichtung wie ein Dämpfventil mit einem maximalem Volumenstrom betreibbar ist.
Zur Lösung dieser Aufgabe ist vorgesehen, dass die Druckbeaufschlagungsflächen des Ventilschiebers für einen Öffnungsdruck und einen Schließdruck im Wesentlichen gleichgroß sind und der Ventilschieber eine Drosselstelle besitzt, über die ein Druckunterschied zwischen Öffnungsdruck und Schließdruck erzeugbar ist, wobei wenigstens ein Kanal den Innenraum des Ventilschiebers mit dem Außenraum des Ventilschiebers verbindet.
Dabei bewegt der Öffnungsdruck den Ventilschieber aus der Normalposition in Richtung der Überlastposition, während der Schließdruck den Ventilschieber in die umgekehrte Richtung treibt. Der Öffnungsdruck beaufschlagt somit der Eingangsseite zugewandte Flächen und der Schließdruck der Ausgangsseite zugewandte Flächen. Mit der Eingangs- und der Ausgangsseite werden dabei die Bereiche innerhalb und außerhalb des Ventilschiebers bezeichnet, die oberhalb und unterhalb bzw. bei liegendem Einbau seitlich der Drosselstelle sind. Eingangsseitig liegen dabei diejenigen Bereiche, die nach einem Einbau des Ventils in einen Schwingungsdämpfer von der Drosselstelle aus gesehen kolbenzugewandt angeordnet sind und ausgangsseitig befinden sich diejenigen Bereiche, die dementsprechend kolbenabgewandt angeordnet sind. Dabei wird davon ausgegangen, dass sich der Schwingungsdämpfer in der Druckstufe befindet und dementsprechend das Fluid des Schwingungsdämpfers eine eindeutige Strömungsrichtung aufweist.
Die Druckbeaufschlagungsflächen ergeben sich dementsprechend als diejenigen Querschnittsflächen diametral der Drosselstelle, die sich als Projektion auf die Querschnittsfläche in Richtung der Längsachse bzw. der Bewegungsrichtung des Ventilschiebers ergeben. Die Druckbeaufschlagungsflächen müssen im Wesentlichen gleich groß sein, d. h., dass die projizierten Flächen den gleichen oder einen lediglich gering differierenden Flächeninhalt aufweisen. Dies bedeutet insbesondere nicht, dass der Ventilschieber oberhalb und unterhalb bzw. zu beiden Seiten der Drosselstelle symmetrisch aufgebaut sein muss, vielmehr kann die Formgebung der Innenwände auf der Eingangsseite und auf der Ausgangsseite unterschiedlich sein. Weiterhin können die Druckbeaufschlagungsflächen jeweils mehrteilig aufgebaut sein. In axialer Richtung sind auch keine anderweitigen Symmetrien notwendig, bevorzugt ist der Ventilschieber rotationssymmetrisch ausgestaltet. Dadurch lässt sich eine gleichmäßige Druckverteilung und Druckbeaufschlagung erzielen.
Weiterhin ist bevorzugt vorgesehen, dass der Ventilschieber eine hohlzylindrische Grundform aufweist. Damit ist gemeint, dass sich durch den Ventilschieber ein Innenraum und ein Außenraum trennen lassen. Es ist nicht notwendig, dass die Form der Innenwand bzw. Wände oder der Außenwand irgendeine besondere Formgebung aufweist, insbesondere müssen die Wände nicht„glatt" sein, sie können auch gestuft sein. Bevorzugt ist aber vorgesehen, dass zur Drosselstelle hin eine stetige Querschnittsverengung erfolgt, und zwar sowohl von der Eingangs- wie auch von der Ausgangsseite her, so dass keine Strömungsablösungen versursacht werden.
Die Druckbeaufschlagungsflächen belegen vorzugsweise weniger als die Hälfte und mehr als ein Viertel der Gesamtquerschnittsfläche des Ventilschiebers. Besonders bevorzugt belegen die Druckbeaufschlagungsflächen mehr als ein Drittel und weiterhin besonders bevorzugt mehr als 40 Prozent der Gesamtquerschnittsfläche des Ventilschiebers.
Die Druckverhältnisse bei strömendem Fluid sind dabei wie folgt: auf der Eingangsseite liegt auf der gesamten Fläche der Öffnungsdruck p1 an. Zur Drosselstelle hin verringert sich der Durchmesser, weswegen die Strömungsgeschwindigkeit zur Drosselstelle hin zunimmt, während der Druck abnimmt. Nach dem Passieren der Drosselstelle nimmt die Strömungsgeschwindigkeit des Fluids dagegen wieder ab und der Druck steigt, bis das andere Ende des Ventilschiebers erreicht ist. Durch den Kanal wird Druck, der niedriger als der Öffnungsdruck p1 ist, abgegriffen, womit der Außenraum um den Ventilschieber herum ebenfalls dieses Druckniveau hat. Vorzugsweise kann der Kanal den Innenraum des Ventilschiebers mit einem Ringraum um den Ventilschieber herum, insbesondere einen eine Feder beherbergenden Ringraum, verbinden. Der Ringraum wird einerseits durch den Ventilschieber und andererseits durch das Ventilgehäuse eingeschlossen. Die druckbeaufschlagten Öff- nungs- und Schließflächen sind dadurch gleich groß.
Mit besonderem Vorteil kann der wenigstens eine Kanal im Bereich der Drosselstelle angeordnet sein. Dann wird der Druck der Drosselstelle und damit der niedrigste Druck innerhalb des Ventilschiebers abgegriffen.
Mit besonderem Vorzug weist der Ventilschieber an der Eingangsseite einen umlaufenden Vorsprung auf, der den Ventilschieber im Ventilgehäuse führt und einen Ringraum um den Ventilschieber herum auf einer Seite begrenzt. In diesem Fall ist bevorzugt der Öffnungsquerschnitt des Innenraums des Ventilschiebers auf der Eingangsseite größer als auf der Ausgangsseite. Diese Querschnittsdifferenz belegt im Wesentlichen der umlaufende Vorsprung. Dadurch wird die Druckbeaufschlagungsfläche für den Schließdruck zweigeteilt. Auf die unterschiedlichen Druckbeaufschlagungsflächen wirken dann auch unterschiedliche Drücke. Beide Drücke p2 und p6, die als Schließdruck wirken, sind kleiner als der Öffnungsdruck p1 , da dieser an der Stelle des größten Querschnitts und daher sowohl des größten Drucks wie auch der kleinsten Geschwindigkeit anliegt.
Auf diese Art und Weise kann der durch die Drosselstelle erzeugte Druckunterschied zwischen Öffnungsdruck und Schließdruck verstärkt werden und dadurch die Stabilität des Öffnungs- und Schließvorgangs verbessert werden.
Vorzugsweise ist die Querschnittsfläche des Kanals oder der Kanäle größer, insbesondere wenigstens 5 mal größer, bevorzugt wenigstens 10 mal größer, als die Leckagefläche, die zwischen dem umlaufenden Vorsprung des Ventilschiebers und dem Ventilgehäuse liegt. Die Leckagefläche lässt sich nicht vermeiden, ein geringes Radialspiel ist erforderlich, um ein axiales . Durch den Flächenunterschied zwischen den Kanälen und der Leckage wird sichergestellt, dass im Ringraum der abgegriffene Innendruck des Ventilschiebers, insbesondere der Druck an der Drosselstelle, anliegt und nicht ein Undefinierter Druck.
Der Schließdruck, also die Drücke, die den Ventilschieber in Normalposition bewegen, ist also bei strömendem Fluid immer kleiner als der Öffnungsdruck, die Druckbeaufschlagungsflächen sind aber gleich. Damit ist das Ventil volumenstromabhän- gig-
Der durch die Drosselstelle erzeugbare Druckunterschied zwischen Öffnungsdruck und Schließdruck entsteht selbstverständlich erst bei einem fließenden Fluid. Ohne Bewegung des Fluids existiert zwischen der Eingangsseite und der Ausgangsseite des Ventils keinerlei Druckunterschied.
Der Ventilschieber weist bevorzugt eine einzige Drosselstelle zur Erzeugung eines Druckunterschieds zwischen Öffnungsdruck und Schließdruck auf. Diese Drosselstelle ist daher bevorzugt im mittleren Bereich des Ventilschiebers angeordnet. Bevorzugt ist die Drosselstelle zwischen einem oberen Viertel und einem unteren Viertel des Ventilschiebers vorgesehen.
Vorteilhafter Weise kann der Ventilschieber durch einen Kraftspeicher, insbesondere eine Feder, vorgespannt sein. Der Ventilschieber des volumenstromabhängig geregelten Ventils ist im Ventilgehäuse verschiebbar. Damit der Ventilschieber eine feststehende Ausgangsposition aufweist, d.h. dass der Ventilschieber bei Inbetriebnahme immer in einer definierten Position aufzufinden ist, muss der Ventilschieber eine Vorzugsposition aufweisen. Diese Vorzugsposition kann durch den Kraftspeicher vorgegeben werden. Die durch den Kraftspeicher ausgeübte Kraft ist wenigstens so groß, dass sie ausreicht, den Ventilschieber gegen Reibung und je nach Einbaulage auch gegen die eigene Gewichtkraft in der Vorzugsposition zu fixieren. Mittels der Vorspannkraft des Kraftspeichers kann auch beeinflusst werden, wie groß der Volumenstrom sein muss, um den Ventilschieber aus der Normalbetriebsposition zu bewegen. Bevorzugt stützt sich der Kraftspeicher dabei gegen das Ventilgehäuse ab. Das Ventilgehäuse kann ein- oder zweiteilig oder aus noch mehr Teilen ausgeführt sein. Die Feder wird dabei zwischen dem Ventilschieber und demjenigen Gehäuseteil des Ventilgehäuses vorgespannt, die von der Vorzugsposition abgewandt ist, sofern es sich um eine Druckfeder handelt oder auf der Seite der Vorzugsposition, wenn eine Zugfeder verwendet wird. Diese Überlegungen gelten selbstverständlich auch für andere Arten von Kraftspeichern. Entscheidend ist, ob der Kraftspeicher eine ziehende oder drückende Kraftwirkung entfaltet.
Die Vorzugsposition des Ventilschiebers ist dabei die Normalbetriebsposition des Ventils. Da sich der Öffnungsdruck und der Schließdruck auf die druckbeaufschlagten Flächen im Normalbetrieb, d.h. in Normalbetriebsposition des Ventilschiebers, im Wesentlichen kompensieren, verbleibt der Ventilschieber in der Vorzugsposition bis der Volumenstrom durch den Ventilschieber einen Schwellwert überschreitet, wodurch der Differenzdruck zwischen der Eingangsseite und der Ausgangsseite und gegebenenfalls Eingangsseite und Ringraum den Ventilschieber aus der Normalbetriebsposition schiebt und in Richtung der Überlastposition bewegt. Der Ventilschieber ist dabei grundsätzlich beliebig zwischen der Normalbetriebsposition und der Überlastposition verschiebbar.
Vorteilhafterweise ist die Drosselstelle als kreisförmige Verengung ausgebildet. Dementsprechend verengt sich der Innendurchmesser des Ventilschiebers in einer bestimmten axialen Bauhöhe, wobei dieser verringerte Innendurchmesser aus einem vorgegeben, zusammenhängenden Abschnitt besteht. Grundsätzlich kann die Verengung stufenförmig ausgebildet sein, bevorzugt ist jedoch, dass der Ventilschieber auf der Eingangsseite auf die Drosselstelle hin konisch zulaufend ausgebildet ist. Nach der Drosselstelle ist bevorzugt vorgesehen, dass der Innendurchmesser ebenfalls gleichförmig zunimmt.
Dabei ist anzumerken, dass die Drosselstelle nicht als Verengung ausgebildet sein muss. Die Drosselstelle kann beispielsweise auch dadurch realisiert werden, dass sich im Ventilschieber eine Platte mit Bohrungen befindet. Diese Variante hat allerdings den Nachteil, dass der Volumenstrom bei jedwedem Volumen im Fluss behindert ist und die Herstellung aufwendiger ist, als bei der zuerst beschriebenen Ausgestaltung. Vorzugsweise kann der Ventilschieber an der Ausgangsseite in einer ersten Betriebsposition, insbesondere einer Normalbetriebsposition, einen größeren Durchlassquerschnitt und in einer zweiten Betriebsposition, insbesondere einer Überlastposition, einen kleineren Durchlassquerschnitt aufweisen. Auf dieser Art und Weise lässt sich der Strömungswiderstand des Fluids regulieren. Bei einem größeren Durchlassquerschnitt sieht das Fluid einen kleineren Widerstand und kann dadurch ungestört fließen. Durch die Verkleinerung des Durchlassquerschnitts in der Überlastposition vergrößert sich der Fließwiderstand, weiterhin wird der Volumenfluss auf einen Maximalwert begrenzt.
Vorzugsweise kann die Wandung des Ventilschiebers auf der Ausgangsseite wenigstens eine Ausnehmung aufweisen. Durch diese Ausnehmung, die durch die ganze Wand hindurch geht, wird gewährleistet, dass auch in Überlastposition immer eine Öffnung frei gegeben bleibt, durch die das Fluid fließen kann. Dadurch wird erreicht, dass immer wenigstens ein in Abhängigkeit von der Größe der Ausnehmung festgelegter Volumenstrom zum Dämpfventil durchgelassen wird. Die Ausnehmung kann dabei wie eine Art Kerbe oder Schlitz an der Unterseite der Wand des Ventilschiebers vorgesehen werden, sie kann aber auch wie eine Art Fenster in die Wand des Ventilschiebers eingebracht werden, sodass der Ventilschieber am unteren Rand geschlossen ist. Die endgültige Position der Ausnehmung hängt unter anderem davon ab, wie der Strömungsweg des Fluids liegt.
Vorteilhafter Weise weist der Ventilschieber wenigstens zwei Ausnehmungen auf, wobei diese symmetrisch angeordnet sind. Bei einer symmetrischen Anordnung der Ausnehmungen ist der Ventilschieber und damit das Ventil kraftausgeglichener als bei einer asymmetrischen Anordnung, weswegen eine symmetrische Anordnung bevorzugt wird. In Abhängigkeit der Größe und Anordnung der Ausnehmungen ist eine Anzahl von sechs bis acht Ausnehmungen besonders vorteilhaft.
Bevorzugt kann der Ventilschieber wenigstens einen Anschlag aufweisen, der die Relativbewegung zum Ventilgehäuse begrenzt. Dann ist es unabhängig vom Vorhandensein von Ausnehmungen an der Ausgangsseite möglich, in Überlastposition auf der Ausgangsseite immer eine Öffnung für das Fluid zu lassen. Es kann auch der gesamte Öffnungsquerschnitt auf der Ausgangsseite unabhängig von der Position des Ventilschiebers erhalten bleiben.
Vorzugsweise ist das Ventilgehäuse auf wenigstens zwei Füße abgestützt, die vom Außenrand des Ventilgehäuses bis zur Mitte des Ventilgehäuses reichen. Dadurch dass die Füße nicht bis zum Innenrand des Gehäuses reichen verbleibt immer ein radialer Freiraum um den Ventilschieber herum, so dass Ausnehmungen an der Ausgangsseite des Ventilschiebers niemals mit den Füßen zur Deckung kommen, durch die der Fluidfluss wieder behindert werden könnte. Bevorzugt befindet sich die Mitte des Ventilgehäuses etwas radial nach innen versetzt im Vergleich zum Außenrand des oberen Gehäuseabschnitt des Ventilgehäuses. Dadurch bleibt unterhalb des Ventilgehäuses die gleich Fläche für das Fluid zugänglich, die auch oberhalb des Ventilgehäuses auf dem Ventilgehäuse abstützt. Dadurch kann zusätzlich zum radialen Freiraum im Hinblick auf die Ausnehmungen des Ventilschiebers eine Druckaus- geglichenheit des Ventilgehäuses erzielt werden.
Vorzugsweise kann als ein Strömungsweg ein durch den Ventilschieber verschließbarer Hauptströmungsweg mit der Ausgangseite des Ventils strömungsverbunden sein. Als Hauptströmungsweg wird also derjenige Weg angesehen, der auf das Ventil bzw. den Ventilschieber ausgangsseitig folgt. Dadurch ergibt sich die weiter oben beschriebene Vorzugsstellung für den Ventilschieber und damit auch die Normalbetriebsposition als eine von der Ausgangsseite abgewandte Positionierung des Ventilschiebers, dementsprechend ist ein Kraftspeicher zum Vorspannen des Ventilschiebers zwischen einen eingangsseitigen Abschnitt des Ventilschiebers und einem ausgangsseitigen Abschnitt des Ventilgehäuses abzustützen, sofern es sich um ein druckerzeugenden Kraftspeicher handelt. Bei einem zugerzeugenden Kraftspeicher wie einer Zugfeder wäre dieser dagegen zwischen einem ausgangsseitigen Abschnitt des Ventilschiebers und einem ausgangsseitigen Abschnitt des Ventilgehäuses anzuordnen.
Vorteilhafter Weise kann als ein Strömungsweg ein durch den Ventilschieber verschließbarer Bypassweg in der Eingangsseite des Ventils strömungsverbunden sein. Statt eines Bypassweges könnte beispielsweise auch ein Druckbegrenzungsventil im Kolben vorgesehen werden, so dass bei einem Ventil in Überlastposition und dadurch ansteigenden Druck das Fluid durch den Kolben geleitet wird. Ein Druckbegrenzungsventil im Kolben setzt aber voraus, dass ein größerer Druck aufgebaut werden kann. Da der vorhandene Druck und der Volumenstrom miteinander gekoppelt sind, ist der durch die Dämpfkrafterzeugungseinrichtung somit über den Volumenstrom vorgegebene Wert so klein, dass das Druckbegrenzungsventil schon in einem Druckbereich wirken muss, bei dem es eigentlich noch nicht wirken soll. Der Bypassweg bietet damit die Vorteile, dass zum Einen der Kolben vereinfacht aufgebaut sein kann, zum anderen wird es so möglich, lediglich den überschüssigen Teil des Volumenstroms abzuzweigen.
Insbesondere kann der Ventilschieber auch derart verschiebbar sein, dass er in Abhängigkeit des durch ihn fließenden Volumenstroms lediglich den Bypassweg öffnet und schließt und dabei den Hauptströmungsweg unverändert lässt. Dafür kann der Ventilschieber sich in der Überlastposition an der Ausgangsseite an einem Anschlag abstützen, wobei der Durchlassquerschnitt des Hauptströmungswegs nicht oder im Wesentlichen nicht verkleinert wird. Dies wird auch erreicht, wenn sich der Ventilschieber mit Füßen auf dem Boden des Hauptströmungswegs abstützt, sofern deren Querschnitt den Durchlassquerschnitt nur vernachlässigbar verringert.
Vorzugsweise kann der Ventilschieber wenigstens eine Führung aufweisen. Die Führung kann beispielsweise als eine Art Außenring auf der Außenseite des Ventilschiebers ausgestaltet sein. Die Führung ist vorzugsweise auf der Eingangsseite des Ventilschiebers positioniert. In diesem Fall hat der Ventilschieber eine einzige Führung. Jedoch ist es selbstverständlich möglich, als Führung beispielsweise auch mehrere Vorsprünge vorzusehen. Unter der Führung ist ein Raum vorzusehen, da die Führung beim Bewegen des Ventilschiebers von der Normalbetriebsposition in die Überlastposition und zurück gehoben und gesenkt wird und hierfür ein entsprechender Bewegungsraum vorzusehen ist. An diesem Raum kann sich beispielsweise auch der Raum zur Beherbergung des Kraftspeichers anschließen, sofern die Normalbetriebsposition zur Eingangsseite hin liegt und der Kraftspeicher eine Druckfeder ist. Vorteilhafterweise kann im Bypassweg ein Druckbegrenzungsventil angeordnet sein. Dieses ist vorzugsweise als in Schließrichtung vorgespanntes Rückschlagsventil ausgebildet. Somit weist auch der Bypassweg einen gewissen Strömungswiderstand auf, sodass auch bei Verfahren des Ventilschiebers in Überlastposition nicht das gesamte Fluidvolumen über den Bypassweg abfließt und nur noch ein verschwindend geringer Teil auf dem Hauptströmungsweg verbleibt. Vielmehr fließt weiterhin ein konstantes und maximal gewünschtes Volumen bzw. ein maximaler Volumenstrom durch die Ausnehmungen an der Ausgangsseite des Ventilschiebers. Bei dieser Ausgestaltung ist das Ventil ein Sitzventil mit nachgeschaltetem Ventil im Bypassweg.
Daneben betrifft die Erfindung auch einen Schwingungsdämpfer für ein Kraftfahrzeug der ein Ventil wie beschrieben aufweist. Sämtliche Ausgestaltungen des Ventils lassen sich dementsprechend auch auf einen Schwingungsdämpfer übertragen, der ein entsprechendes Ventil umfasst.
Vorzugsweise kann der Schwingungsdämpfer drei ineinander angeordnete Rohrelemente aufweisen, wobei im innersten Rohrelement ein verschiebbarer Kolben angeordnet ist, das Ventil in oder am innersten Rohrelement angeordnet ist und das mittlere Rohrelement einen Hauptströmungsweg und einen Bypassweg voneinander trennt, die mit dem Innenraum des innersten Rohrelements strömungsverbunden sind. Das bereits ausführlich beschriebene Ventil ist zwar, wie eingangs erläutert wurde, für einen Schwingungsdämpfer vorgesehen, dessen konkrete Ausgestaltung ist jedoch zunächst unabhängig von der Ausgestaltung des Ventils. Zu einem konstruktiven Aufbau des Schwingungsdämpfers gelangt man, indem man diesen aus drei koaxial zueinander angeordneten Rohrelementen aufbaut. Der Aufbau ähnelt dabei einem Zwei rohrdämpf er mit Zwischenrohr, jedoch ist beim vorliegenden Schwingungsdämpfer im Außenraum keinerlei Gas, womit dieser Raum keinen Ausgleichsraum darstellt. Weiterhin sind bevorzugt das mittlere und das äußere Volumen mit dem Arbeitsraum, dem Raum im inneren Rohrelement, verbunden, sodass das sowohl auf dem Hauptströmungsweg wie auch auf dem Bypassweg strömende Fluid wieder in den Arbeitsraum, und zwar bei einer Anregung des Schwingungsdämpfers in Druckrichtung oberhalb des Kolbens, rückführbar ist. Der Ausgleichsraum kann seitlich oder unterhalb der Rohrelemente angeordnet werden, er kann aber auch Teil der drei Rohrelemente sein. Insbesondere kann der Ausgleichsraum auf der kolbenabgewandten Seite des Ventils angeordnet sein.
Vorzugsweise kann im Hauptströmungsweg eine Dämpfkrafterzeugungseinrichtung angeordnet sein. Diese ist, wie oben beschrieben, vor zu großen Volumenströmen zu schützen, was mittels des Ventils erreicht wird.
Daneben betrifft die Erfindung auch ein Kraftfahrzeug umfassend einen Schwingungsdämpfer wie beschrieben.
Weitere Ausgestaltung, Einzelheiten und Merkmale ergeben sich aus den im Folgenden beschriebenen Ausführungsbeispielen und Figuren. Dabei zeigen:
Figur 1 einen Teilabschnitt eines Schwingungsdämpfers im Längsschnitt,
Figur 2 einen Ventilschieber,
Figur 3 ein Druckbegrenzungsventil,
Figur 4 einen Führungsabschnitt im Querschnitt,
Figur 5 einen Bemaßungsplan eines Ventilschiebers,
Figur 6 einen hydraulischen Schaltplan, und
Figur 7 ein Ventil als Schieberventil.
Figur 1 zeigt einen Abschnitt eines Schwingungsdämpfers 1 mit einem inneren Rohrelement 2, einem äußeren Rohrelement 3, einen zwischen den inneren
Rohrelement 2 und dem äußeren Rohrelement 3 angeordneten mittleren Rohrelement 4 und einem Ventil 5. Zwischen dem inneren Rohrelement 2 und dem mittleren Rohrelement 4 befindet sich ein Bypassweg 6 und zwischen dem mittleren Rohrelement 4 und dem äußeren Rohrelement 3 ein Hauptströmungsweg 7. Im Hauptströmungsweg 7 befindet sich ein als Dämpfkrafterzeugungseinrichtung z.B. ein
Dämpferventil 8, das vor zu großen Volumenströmen zu schützen ist. Im inneren Rohrelement 2 ist ein Kolben 9 vorgesehen, der entweder als reiner Verdränger arbeitet oder der ein Druckventil aufweist, das bei sehr hohen Drücken öffnet. Das Ventil 5 besteht im Wesentlichen aus einem Ventilschieber 10, einem Ventilgehäuse 12 bestehend aus den Gehäuseteilen 14 und 16, einer Feder 18, einem Druckbegrenzungsventil 20 und Füßen 22. Zwischen dem Innenraum 23 des Ventilschiebers 10 und seinem Außenraum 25 sind zwei Kanäle 21 vorhanden.
Figur 2 zeigt den Ventilschieber 10 detaillierter. Der Ventilschieber 10 hat eine kol- benseitige Eingangsseite 24 und eine kolbenabgewandte Ausgangsseite 26. Die Angaben„kolbenseitig" und„kolbenabgewandt" beziehen sich dabei auf das Ventil 5 im eingebauten Zustand in einem Schwingungsdämpfer 1 . Der Ventilschieber wird im Folgenden von der Eingangsseite 24 her zur Ausgangsseite 26 hin beschrieben. Die Oberseite des Ventilschiebers 10 wird durch die Oberfläche 28 gebildet. Die Oberfläche 28 befindet sich auf einem schmalen ringförmigen Vorsprung, der zur Außenseite hin mit dem Anschlag 59 abschließt. Die Oberfläche 28 ist dabei die Ventilfläche des als Sitzventil ausgebildeten Ventils 5, der die Ventilsitzfläche 29 gegenüberliegt. Nach innen hin bildet die Oberflächen 30 und 32 einen konisch zulaufenden Trichter, der in die Seitenfläche 34 mündet. Auf die parallel zur Außenseite 36 gelegenen Seitenfläche 34 folgt die Oberfläche 38. Die Oberfläche 38 weist im Hinblick auf die Seitenfläche 34 die gleiche oder eine ähnliche Steigung auf wie die Oberfläche 32. D. h., dass sich der Innendurchmesser nach der Drosselstelle 40 auf der Ausgangsseite 26 so verbreitert wird wie er sich auf der Eingangsseite 24 vor der Drosselstelle verringert. Diese stetige Verengung und Verbreiterung soll Strömungsablösungen vermeiden. Dabei ist nicht die Gleichheit der Steigung wesentlich, sondern dass die Steigung stetig ist und kein zu großer Öffnungswinkel vorliegt.
Aufgrund der Form des Ventilschiebers 10 umfasst der Außenraum 25 einen Teil des Raumes radial außerhalb des Ventilschiebers 10, während die die Eingangsseite 24 und die Ausgangsseite 26 nicht dazugerechnet werden. Mit der Eingangsseite 24 und der Ausgangsseite 26 steht der Innenbereich 23 sowieso in Kontakt, weshalb ein Kanal zur Verbindung dieser Räume nicht sinnvoll ist.
Im Bereich der Drosselstelle 40 gehen zwei Kanäle 21 radial ab. Diese sind als Durchgangsöffnungen ausgestaltet und verbinden den Innenraum 23 des Ventilschiebers mit dem Außenraum 25, hier mit dem Raum, der die Feder 18 aufnimmt. Statt zweier können auch ein oder drei oder mehr Kanäle vorgesehen sein. Diese sind vorzugsweise in Umfangsrichtung symmetrisch verteilt. Diese Anzahl und Symmetrie der Kanäle ist nicht auf die beschriebene Ausführungsform beschränkt sondern gilt allgemein. Die Kanäle müssen nicht senkrecht durch die Wand des Ventilschiebers führen, dies ist aber eine bevorzugte Ausgestaltung.
Um das Ventil 5 druckausgeglichen zu gestalten sind im Figur 2 folgende Eigenschaften dargestellt:
Die Innenkante 46 auf der Eingangsseite 24 des Ventilschiebers 10 liegt in einer (Längs-)Ebene mit der Außenseite 48. Dies ist die gleiche Ebene, in der der Vorsprung 54 nach Außen abschließt. Dadurch sind die durch den Öffnungsdruck p1 und die Schließdrücke p2 sowie p6 beaufschlagten Flächen gleich groß (siehe Figur 5), wobei die Druckbeaufschlagungsflächen durch eine Projektion des Querschnitts auf eine Ebene senkrecht zur Längsachse bzw. zur Bewegungsrichtung des Ventilschiebers 10 ermittelbar sind. Anders ausgedrückt bedeutet dies, dass solange der Innen- und Außendurchmesser der Druckbeaufschlagungsflächen gleich groß sind, diese bei gleichen Öffnungsdruck p1 und Schließdruck p2 bzw. p6 gleich beaufschlagt sind, unabhängig von der Steigung der Oberflächen 30, 32, und 38. Eine Druckdifferenz wird bei dieser Ausgestaltung des Ventilschiebers 10 aber durch den Ventilschieber 10 fließenden Volumenstrom hergestellt. Dies ergibt sich wie folgt:
Die resultierende Kraft auf den Schieber F ergibt sich als Differenz des Öffnungsdrucks p1 und der Schließdrücke p2 und p6, wobei diese jeweils mit der druckbeaufschlagten Fläche zu multiplizieren sind. Die Druckbeaufschlagungsfläche a1 für den Öffnungsdruck p1 lässt sich dabei mittels der Durchmesser des Ventilschiebers 10 einerseits auf Höhe der Oberfläche 28 an der Innenkante 46 (Durchmesser dsf) und auf Höhe der Seitenfläche 34 (Durchmesser dsi) ermitteln, vgl. auch Figur 5. Anders ausgedrückt sind die Durchmesser an der Ventilfläche, hier der Innendurchmesser der Oberfläche 28 und an der Drosselstelle 40 zur Berechnung der Fläche a1 zu verwenden. Die Fläche a1 ergibt sich somit durch einfache geometrische Kreisberechnungen als Differenz eines großflächigeren Kreises auf Höhe der Oberfläche 28 und eines kleineren Kreises auf Höhe der Seitenfläche 34. Bei der Berechnung der Druckbeaufschlagungsfläche a2 des Schließdrucks p2 werden grundsätzlich gleich große Durchmesser benutzt, weshalb die Flächen a1 und a2 gleich groß sind. Dies ergibt sich folgendermaßen: Zur Berechnung der druckbeaufschlagten Fläche a2 beim Schließdruck p2 und p6 wird einerseits wie beim Öffnungsdruck p1 der Durchmesser dsi an der Drosselstelle 40 und andererseits der durch die Außenseite 48 vorgegebene Durchmesser verwendet. Die druckbeaufschlagte Fläche a2 für den Schließdruck ergibt sich nämlich durch den Druck auf die Oberfläche 38 wie auch auf die Oberflächen 50 und 52. Die Fläche a2 setzt sich also aus den Flächen a21 und a22 zusammen. Diese Ringflächen gehen nahtlos ineinander über, da sie als Übergangsstelle die Außenseite 36 haben. Die Oberfläche 52 trägt wie die Oberfläche 38 zur Fläche a21 bei. Dass nicht, wie es auch grundsätzlich möglich ist, der zu verwendende Durchmesser durch die Innenkante 57 sondern durch die Außenkante 55 der Oberfläche 52 vorgegeben wird ist dem Umstand geschuldet, dass auch die Oberfläche 52 fluid- und damit druckbeaufschlagt ist. Damit fließen in die Berechnung der Druckbeaufschlagungsfläche a2 aber genau gleich große Durchmesser ein wie zur Berechnung der Druckbeaufschlagungsfläche a1 . Eine Druckdifferenz ergibt sich daher nur auf Grund des Volumenstroms des sich bewegenden Fluids, diese hängt vom Durchmesser bzw. der Querschnittsfläche a4 der Drosselstelle 40 ab.
Die Drosselstelle 40 bewirkt dabei doppelt eine Druckdifferenz. Einerseits bewirkt sie einen Druckabfall, wobei der dort abgegriffene Druck p5 als Druck p6 auf die Oberfläche 50 einen Teil der Druckbeaufschlagungsfläche a2 beaufschlagt. Weiterhin verbreitert sich der Innendurchmesser des Ventilschiebers 10 nicht mehr auf die anfängliche Größe, weshalb der Druck p2 immer kleiner ist als der Öffnungsdruck p1 . Zusätzlich dissipiert ein Teil der Bewegungsenergie des strömenden Fluids aufgrund der Drosselstelle 40 in Wärme, wodurch ebenfalls ein Druckabfall zwischen dem Öffnungsdruck p1 und dem Druck p2 entsteht. Diese drei Wirkmechanismen zur Erzeu- gung einer Druckdifferenz zwischen dem Öffnungsdruck p1 und den Schließdrücken p2 und p6 addieren sich vorteilhaft.
Auch bei geringer Wärmedissipation ergibt sich so immer eine Differenz zwischen Öffnungsdruck p1 und dem Schließdruck p6. Selbst wenn man davon ausgeht, dass der Schließdruck p2 und der Öffnungsdruck p1 , die auf auf die Fläche a21 und den entsprechenden Anteil der Fläche a1 wirken, auch bei einem strömendem Fluid gleich groß sind, so verbleibt die Differenz der Drücke p6 und p1 auf die Fläche a22 und den entsprechenden Anteil von a1 . Alleine diese Differenz ist ausreichen, um das Ventil 5 rein volumenstromabhängig zu regeln.
Der Durchmesser dka der Kanäle 21 ist so bemessen, dass der auf die Oberfläche 50 wirkende Druck p6 ganz oder zumindest im Wesentlichen dem Druck p5 an der Drosselstelle 40 entspricht. Dazu muss die Querschnittsfläche aller Kanäle 21 ein Vielfaches der Leckagefläche zwischen der Oberfläche 48 und dem Gehäuseteil 1 6 betragen. Insbesondere ist die Querschnittsfläche der Kanäle 21 fünfmal, bevorzugt zehnmal und besonders bevorzugt fünfzehn mal so groß wie die Leckagefläche des Außenraums 25 um den Ventilschieber 10. Der Durchmesser dka der Kanäle 21 beträgt insbesondere zwischen einem und fünf Millimeter, bevorzugt zwischen zwei und vier Millimeter und besonders bevorzugt zwischen 2.5 und drei Millimeter. Dies gilt für alle Ausgestaltungen und unabhängig von anderen Merkmalen insbesondere des Ventilschiebers, des Ventilgehäuses und des Ventils.
Auf der Ausgangsseite 26 weist der Ventilschieber 10 mehrere Ausnehmungen 53 auf. Diese können, wie dargestellt, Durchgänge von der Unterseite des Ventilschiebers 10 her sein, diese können aber auch wie eine Art Fenster mit etwas Abstand zur Unterseite hin angeordnet sein, sodass der Ventilschieber 10 auf der Unterseite geschlossen ist. Die Ausnehmungen 53 durchgreifen selbstverständlich die Wand des Ventilschiebers durchgehend, sodass auch in Überlastposition immer ein minimaler Volumenfluss vorhanden ist. In Figur 1 wie auch in Figur 2 ist der Ventilschieber 10 in Normalbetriebsposition angeordnet, wobei sich diese Vorzugsposition aufgrund der Vorspannung durch die Feder 18 ergibt. Die Normalbetriebsposition ist bei der Ausführungsform gemäß Figuren 1 und 2 dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilfläche, also die Oberfläche 28, gegen die gegenüberliegende Fläche, nämlich die Ventilsitzfläche 29, gedrückt ist. In dieser Position ist der Bypassweg 6 verschlossen.
Auf der Eingangsseite 24 besitzt der Ventilschieber 10 einen ringförmigen Vorsprung 54. Unter dieser befindet sich auch ohne Anordnung der Feder 18 unterhalb des Vorsprungs 54 immer ein gewisser Hohlraum, der sich aus dem Hubweg des Vorsprungs 54 bei Bewegung des Ventilschiebers 10 ergibt. Bei Anordnung der Feder 18 zwischen Vorsprung 54 und Ventilgehäuse 12 ist dieser Hohlraum auf der Außenseite 36 des Ventilschiebers 10 größer.
Figur 3 zeigt das Druckbegrenzungsventil 20 gemäß Figur 1 im Detail. Das Druckbegrenzungsventil 20 ist als in Schließrichtung vorgespanntes Rückschlagventil ausgebildet. Es umfasst mindestens eine elastisch verformbare Scheibe 58, zwei Ringe 60 und 62 sowie ein Scheibenpaket 64. Der Ring 60 ist auf der elastisch verformbaren Scheibe 58 abgestützt, das Scheibenpaket 64 ist zwischen den Ringen 60 und 62 fixiert. Der Umlenkpunkt 66 des Ringes 60 ist so platziert, dass ein Öffnungsdruck von mehreren bar vorzugsweise zwischen 2 und 15 bar, zu überwinden ist, bevor das Fluid durch den Bypassweg 6 fließt. Auf diese Art und Weise wird verhindert, dass durch Öffnen des Bypassweges 6 der Druck am Dämpfventil 8 im Hauptströmungsweg 7 nicht abrupt abfällt.
Unterhalb der elastisch verformbaren Scheibe 58 ist ein Ölreservoir 68 vorhanden.
Figur 4 zeigt den Ventilschieber 10 in der Draufsicht. Auf die Oberfläche 28 folgen von außen nach innen die Oberflächen 30 und 32, die den Innendurchmesser des Ventilschiebers 10 immer weiter verengen, bis er bei der Drosselstelle 40 seinen kleinsten Wert erreicht. Die Durchmesser dda, dsf und dsi sind zur Orientierung eingezeichnet und werden mit Bezug auf Figur 5 näher erläutert.
Figur 5 zeigt zur Verdeutlichung der in Bezug auf Figur 2 genannten Bemaßungsgrö- ßen diese getrennt von Figur 2 aus Gründen der Übersichtlichkeit. Dabei sind dargestellte Durchmesser mit Bezugszeichen geführt, die mit einem„d" beginnen, während Flächenbezeichnungen mit einem„a" dargestellt sind. Selbstverständlich sind die senkrecht zur Bildebene verlaufenden Flächen nicht als solche darstellbar. Von der Eingangsseite 24 her sind folgende Größen dargestellt:
Der Schwingungsdämpfer 1 , in den das Ventil 5 einbaubar ist, gibt einen Zulaufdurchmesser dzu vor. Der nächste dargestellte Durchmesser ist der Innendurchmesser dsf entlang der Innenkante der Oberfläche 28. Über diesen ist in Abhängigkeit des Innendurchmessers dsi sowohl die Druckbeaufschlagungsfläche a1 wie auch die Druckbeaufschlagungsfläche a2 ermittelbar. Weiterhin gibt der Innendurchmesser dsi die Querschnittsfläche a4 der Drosselstelle 40 vor:
Figure imgf000019_0001
Figure imgf000019_0002
Figure imgf000019_0003
Es sei darauf hingewiesen, dass der erste Teil der Formeln zur Berechnung von a1 und a2 deshalb übereinstimmen, weil der Durchmesser dsf entlang der Innenkante der Oberfläche 28 zur Berechnung von a1 und der Durchmesser dda an der Außenkante der Oberfläche 50 zur Berechnung von a2 aufgrund der konstruktiven Ausgestaltung des Ventilschiebers 10 gleich sind.
Dabei setzt sich die Druckbeaufschlagungsfläche a2 aus den Teilflächen a21 und a22 zusammen. Diese ergeben sich unter Verwendung des Durchmessers dfr zu:
Figure imgf000019_0004
Leicht ersichtlich addieren sich die Druckbeaufschlagungsflächen a21 und a22 zu a2. Analog kann man gedanklich die Druckbeaufschlagungsfläche a1 in entsprechende Druckbeaufschlagungsflächen a1 1 und a12 aufteilen. Die Formeln entsprechen denen zu a21 und a22. Dann kann man die Erzeugung eines Druckunterschiedes zwischen Öffnungs- und Schließdruck auch folgendermaßen darstellen:
Auf die Druckbeaufschlagungsfläche a22 wirkt der Schließdruck p6, auf die Druckbeaufschlagungsfläche a12 wirkt der Schließdruck p1 . Bei strömendem Fluid ist der Druck im Ventilschieber an der Drosselstelle 40 am kleinsten, je schneller das Fluid strömt, umso größer ist die Druckdifferenz. Dies ist als Venturi-Effekt bekannt und ist mit dem Gesetz von Bernoulli berechenbar. Bei Überschreiten eines Schwellenwertes wird die Vorspannkraft der Feder 18 überwunden und der Bypassweg 6 wird geöffnet.
Zusätzlich kann durch die Drosselstelle 40 eine Druckdifferez zwischen der Eingangsseite 24 und der Ausgangsseite 26 entstehen. Diese Differenz zwischen den Drücken p1 und p2 wirkt auf die Druckbeaufschlagungsflächen a1 1 und a21 und verstärkt die auf den Ventilschieber wirkende Kraft.
In Figur 5 sind weiterhin der Außendurchmesser dda, der Abstand hb der Oberfläche 28 zur Ventilsitzfläche 29 sowie der Abstand hd von der Oberfläche 52 zum Boden des Hauptströmungsweges 7 dargestellt. Der Abstand hb stellt dabei die Höhe der Öffnung des Bypassweges 6 dar und der Abstand hd die Höhe der Austrittsfläche a31 .
Die Austrittsfläche a31 ist eine Ringfläche, die sich als Produkt eines Umfangs und einer Höhe ergibt. Der Umfang hängt vom durch die Innenkante 55 definierten Durchmesser dik ab, die Höhe ist wie beschrieben der Abstand hd von der Oberfläche 52 zum Boden des Hauptströmungsweges 7. In Überlastposition ist der Abstand hd gleich Null, in Normalbetriebsposition erreicht er seinen maximalen Wert. Dementsprechend kann auch die Austrittsfläche a31 von Null bis zu einem maximalen Wert variieren: dik
a31 = 2■ π■——■ hd. Die Austrittsfläche a32 bezeichnet die durch alle Ausnehmungen 53 definierte Fläche. Die Austrittsfläche a32 ist diejenige Fläche im Hauptströmungsweg 7, die zur Herstellung eines Mindestdurchflusses immer offen ist. Die Gesamtquerschnittsfläche a3 ergibt sich als Summe der Flächen a31 und a32.
Auch die Austrittsfläche a5 ist eine Ringfläche. Der dementsprechend zu ermittelnde Umfang ergibt sich aus dem Innendurchmesser dsf und die Höhe aus dem Abstand hb: aS = 2■ π■—■ hb.
2
Der Abstand hb kann wie der Abstand hd von Null bis zu einem maximalen Wert variieren, wobei selbstverständlich der Abstand hd vom Wert her kleiner wird wenn der Abstand hb größer wird. Es gilt: hb + hd = const.
Dies gilt selbstverständlich nur, wenn vorgesehen ist, den Durchlassquerschnitt an der Ausgangsseite 26 zu variieren. Bei einer Ausgestaltung , bei der nur der By- passweg 6 geöffnet und geschlossen wird und der Durchlassquerschnitt des Hauptströmungsweges 7 konstant bleibt gilt dagegen, dass die Gesamtquerschnittsfläche a3 konstant ist, diese muss dann auch nicht aus mehreren Flächen aufgebaut sein.
Der Außendurchmesser dda ist der Außendurchmesser des Vorsprungs 54 ohne den Anschlag 59. Dieser Durchmesser ist auch in Figur 4 eingezeichnet.
Die Querschnittsfläche a6 des Druckbegrenzungsventils 20 ist nicht in Figur 5 sondern in Figur 3 dargestellt. Die Querschnittsfläche a6 ist wie die Austrittsflächen a31 und a5 eine Ringfläche. Die Höhe entspricht der Höhe des durch das Scheibenpaket 64 freigegebenen Spalts, die somit zwischen Null und einem Maximalwert variabel ist. Der Umfang zur Berechnung der Querschnittsfläche a6 ist über den Auflagepunkt 67 vorgegeben. Der Auflagepunkt 67 ist selbstverständlich nur im Querschnitt ein Punkt, in der Realität handelt es sich um einen Auflagekreis. Figur 6 zeigt ein hydraulisches Schaltbild des Ventils gemäß Figur 1 . Dabei entsprechen die eingezeichneten Größen denjenigen Größen, die in der bisherigen Figurenbeschreibung verwendet wurden. Auf der Eingangsseite 24 des Ventils 5 fällt auf Grund einer Kolbenbewegung ein Gesamtvolumenstrom Qges an. Zwischen dem Öffnungsdruck p1 und dem Schließdruck p2 liegt die Drosselstelle 40 mit einer Fläche a4. Die Fläche a4 der Drosselstelle 40 ergibt sich eindeutig aus dem Innendurchmesser dsi. Auf die Drosselstelle 40 folgt im Strömungsweg die Gesamtquerschnittsfläche a3, die sich in Normalbetriebsposition aus der Austrittsfläche a31 und der Austrittsfläche a32 und in Überlastposition nur aus der Austrittsfläche a32 ergibt. In Überlastposition ist die Austrittsfläche a31 durch den Ventilschieber 10 verschlossen. Stattdessen ist die Austrittsfläche a5 offen, die die Eingangsseite 24 und den Bypassweg 6 verbindet. Somit weist der Ventilschieber 10 an der Ausgangsseite 26 in einer ersten Betriebsposition, nämlich der Normalbetriebsposition, einen größeren Durchlassquerschnitt und in einer zweiten Betriebsposition, nämlich der Überlastposition, einen kleineren Durchlassquerschnitt auf.
Aus Figur 6 geht weiterhin hervor, dass sich der Gesamtvolumenstrom Qges aus den Teilvolumenströmen Q1 und Q2 zusammensetzt. Q1 ist dabei der im Bypassweg 6 strömende Volumenstrom und Q2 der im Hauptströmungsweg 7 strömende Volumenstrom. In Normalbetriebsposition sind der Gesamtvolumenstrom Qges und der Teilvolumenstrom Q2 identisch, da der Bypassweg verschlossen ist. In Figur 6 ist weiterhin ein Ausgleichsraum 70 kenntlich, der in den Figuren 1 bis 5 nicht dargestellt ist. Der Ausgleichsraum 70 steht in Strömungsverbindung zum Innenvolumen des inneren Rohrelementes 2. Dieser nimmt das durch die Kolbenstange verdränge Flu- idvolumen auf. Als Fluid wird bevorzugt Öl verwendet, grundsätzlich lässt sich das Ventil 5 aber mit jedem inkompressiblem Fluid betreiben.
Die Wirkung der Kanäle 21 ist durch die Verbindung zwischen der Drosselstelle 40 mit der Verbindungslinie a5-a31 gezeigt: die Kanäle zweigen den Schließdruck p6 ab und verstärken so die Druckdifferenz zwischen Öffnungsdruck p1 und den in Schließrichtung wirkenden Drücken p2 und p6. Figur 7 zeigt eine weitere Ausführungsform des Ventils 5 als Schieberventil, während die Figuren 1 , 2 und 5 ein Sitzventil darstellen. Um von der Ausgestaltung des Ventils 5 als Sitzventil zu einem Schieberventil zu gelangen sind lediglich geringe Änderungen notwendig. Auf der Eingangsseite ist der Anschlag 59 am Ventilschieber 10 zu entfernen, sodass die Außenfläche 48 durchgängig bis zur Oberfläche 28 reicht. Weiterhin ist das Gehäuseteil 14 derart umzugestalten, dass der Ventilschieber 10 keinen Sitz findet sondern den Bypassweg 6 durch ein Vorbeischieben verschließen kann. Alle weiteren Ausgestaltungen gelten wie vorher beschrieben.
Bezuqszeichen
Schwingungsdämpfer
inneres Rohrelement
äußeres Rohrelement
mittleres Rohrelement
Ventil
Bypassweg
Hauptströmungsweg
Dämpferventil
Kolben
Ventilschieber
Ventilgehäuse
Gehäuseteil
Gehäuseteil
Feder
Druckbegrenzungsventil
Kanal
Fuß
Innenraum
Eingangsseite
Außenraum
Ausgangsseite
Oberfläche
Ventilsitzfläche
Oberfläche
Oberfläche
Seitenfläche
Außenseite
Oberfläche
Drosselstelle
Seitenfläche
Oberfläche 6 Kante
8 Außenseite
50 Oberfläche
52 Oberfläche
53 Ausnehmung
54 Vorsprung
55 Innenkante
56 Ausnehmung
57 Außenkante
58 Scheibe
59 Anschlag
60 Ring
62 Ring
64 Scheibenpaket
66 Umlenkpunkt
67 Auflagepunkt
68 Ölreservoir
70 Ausgleichsraum p1 Öffnungsdruck
p2 Schließdruck
a1 Druckbeaufschlagungsfläche
a1 1 Druckbeaufschlagungsfläche
a12 Druckbeaufschlagungsfläche
a2 Druckbeaufschlagungsfläche
a21 Druckbeaufschlagungsfläche
a22 Druckbeaufschlagungsfläche
a3 Gesamtquerschnittsfläche a31 + a32 a31 Austrittsfläche
a32 Austrittsfläche
a4 Querschnittsfläche Drosselstelle
a5 Austrittsfläche
a6 Querschnittsfläche Druckbegrenzungsventil 20 ad Durchlassquerschnitt dsi Innendurchmesser Ventilschieber auf Höhe Seitenfläche 34 dsf Innendurchmesser Ventilschieber auf Höhe Oberfläche 28 =
Außendurchmesser Ventilschieber auf Höhe Oberfläche 52 dzu Zulaufdurchmesser
dda Außendurchmesser
hd Abstand
hb Abstand
dik Durchmesser Innenkante
Qges Gesamtvolumenstrom
Q1 Teilvolumenstrom
Q2 Teilvolumenstrom

Claims

Patentansprüche
1 . Ventil (5) für einen Schwingungsdämpfer (1 ), umfassend ein Ventilgehäuse (12) und einen im Ventilgehäuse (12) bewegbaren Ventilschieber (10) zum zumindest teilweisen Verschließen wenigstens eines Strömungsweges (6,7) eines durch das Ventil (5) strömenden Fluids, wobei das Ventil (5) eine Eingangs- (24) und eine Ausgangsseite (26) besitzt, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckbeaufschlagungsflächen (a1 ,a2) des Ventilschiebers (10) für einen Öffnungsdruck (p1 ) und einen Schließdruck (p2) im Wesentlichen gleich groß sind und der Ventilschieber (10) eine Drosselstelle (40) besitzt, über die ein Druckunterschied zwischen Öffnungsdruck (p1 ) und Schließdruck (p2) erzeugbar ist, wobei wenigstens ein Kanal (21 ) den Innenraum (23) des Ventilschiebers mit dem Außenraum (25) des Ventilschiebers verbindet.
2. Ventil nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilschieber (10) durch einen Kraftspeicher, insbesondere eine Feder (18), vorgespannt ist.
3. Ventil nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (21 ) den Innenraum (23) des Ventilschiebers mit einem Ringraum um den Ventilschieber (10) herum, insbesondere einen eine Feder (18) beherbergenden Ringraum, verbindet.
4. Ventil nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Kanal (21 ) im Bereich der Drosselstelle (40) angeordnet ist.
5. Ventil nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drosselstelle (40) als kreisförmige Querschnittsverengung ausgebildet ist.
6. Ventil nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilschieber (10) an der Eingangsseite (24) einen umlaufenden Vorsprung (54) aufweist, der den Ventilschieber (10) im Gehäuse führt und einen Ringraum um den Ventilschieber (10) herum begrenzt.
7. Ventil nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Wandung des Ventilschiebers (10) auf der Ausgangsseite (26) wenigstens eine Ausnehmung (53) aufweist.
8. Ventil nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilschieber (10) wenigstens zwei Ausnehmungen (53) aufweist und diese symmetrisch angeordnet sind.
9. Ventil nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass als ein Strömungsweg ein durch den Ventilschieber (10) verschließbarer Hauptströmungsweg (7) mit der Ausgangsseite (26) des Ventils (5) strömungsverbunden ist.
10. Ventil nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass als ein Strömungsweg ein durch den Ventilschieber (10) verschließbarer Bypassweg (6) mit der Eingangsseite (24) des Ventils (5) strömungsverbunden ist.
1 1 . Ventil nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass im Bypassweg (6) ein Druckbegrenzungsventil (20) angeordnet ist.
12. Ventil nach Anspruch 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Druckbegrenzungsventil (20) als in Schließrichtung vorgespanntes Rückschlagventil ausgebildet ist.
13. Schwingungsdämpfer (1 ) für ein Kraftfahrzeug, umfassend ein Ventil (5) nach einem der vorangehenden Ansprüche.
14. Schwingungsdämpfer (1 ) nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Schwingungsdämpfer (1 ) drei ineinander angeordnete Rohrelemente (2,3,4) aufweist, wobei im inneren Rohrelement (2) ein verschiebbarer Kolben (9) angeordnet ist, das Ventil (5) am oder im inneren Rohrelement (2) angeordnet ist und das mittlere Rohrelement (4) einen Hauptströmungsweg (7) und einen Bypassweg (6) voneinander trennt, die mit dem Innenraum des inneren Rohrelements (2) strömungsverbunden sind.
15. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, dass im Hauptströmungsweg (7) eine Dämpfkrafterzeugungseinrichtung (8) angeordnet ist.
1 6. Kraftfahrzeug umfassend einen Schwingungsdämpfer (1 ) nach einem der Ansprüche 13 bis 15.
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