WO2015124346A1 - Schwingungsdämpfer sowie kraftfahrzeug - Google Patents

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WO2015124346A1
WO2015124346A1 PCT/EP2015/050995 EP2015050995W WO2015124346A1 WO 2015124346 A1 WO2015124346 A1 WO 2015124346A1 EP 2015050995 W EP2015050995 W EP 2015050995W WO 2015124346 A1 WO2015124346 A1 WO 2015124346A1
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vibration damper
pressure
damper according
valve spool
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Andreas Förster
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ZF Friedrichshafen AG
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    • 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
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    • 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
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    • F16F9/32—Details
    • F16F9/34—Special valve constructions; Shape or construction of throttling passages
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G13/00—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of vibration dampers
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    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F2228/00—Functional characteristics, e.g. variability, frequency-dependence
    • F16F2228/06—Stiffness
    • F16F2228/066—Variable stiffness

Definitions

  • the invention relates to a vibration damper with at least two mutually arranged tubular elements and a piston rod movable in a piston rod, wherein in the region of one end of the piston rod guide a valve comprising a valve spool for at least partially closing at least one flow path of a fluid flowing through the valve is arranged, said 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.
  • Vibration damper connected device as a damper valve with a maximum volume flow is operable.
  • the pressure application surfaces of the valve slide for an opening pressure and a closing pressure are substantially equal and the valve slide has a throttle point over which a pressure difference between the opening pressure and closing pressure can be generated.
  • 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 be the same size, ie, that the projected areas have the same or only slightly different surface area. In particular, this does not mean that the valve spool 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.
  • the 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 side and from the output side, so that no flow separation is caused, so that the thickness of the wall varies in the axial direction.
  • 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 valve is disposed radially around the piston rod.
  • the end of the piston rod guide on which the valve is arranged is the end facing the tubular part of the vibration damper.
  • the inner pipe element towards the end facing is preferably formed substantially hollow cylindrical.
  • At least one channel connects the interior of the valve with a gap, whereby the pressure of the fluid is tapped at the level of the channel.
  • 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. Toward the throttle point, the diameter increases as a result of which the flow cross-section decreases, for which reason 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. Through the channel pressure is lower than the opening pressure p1, tapped, whereby the gap within the valve spool also has this pressure level.
  • the channel may connect the interior of the valve with an annular space within 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. As a result, a uniform pressure level is applied around the valve spool.
  • 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.
  • valve spool on the input side on a circumferential projection which guides the valve spool in a housing and limits an annular space in the valve spool on one side.
  • the projection thus extends radially within the valve spool, and a part of the housing is disposed within the valve spool.
  • the opening cross section of the Interior of the valve on the input side larger than on the output 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 area can not be avoided, a low tolerance in the positive connection is always given.
  • the difference in area between the channels and the leakage ensures that the tapped internal pressure of the valve, in particular the pressure at the throttle point, is present in the annular space 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 preferably has a single throttle point for generating a pressure difference between the opening pressure and the closing pressure.
  • This throttle is Therefore, preferably arranged in the central region of the valve.
  • the throttle point is provided between an upper quarter and a lower quarter of the valve spool.
  • the throttle point is formed by a radially outwardly facing thickening of the valve spool.
  • the outer wall of the valve spool can become thicker or even in steps towards the throttle point.
  • 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.
  • the valve spool 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 biased between the valve spool and that housing part of the valve housing, which faces away from the preferred position, if it is a compression spring or on the side of the preferred position when a tension spring is used.
  • the decisive factor is whether the energy storage develops a pulling or pushing force effect.
  • the piston rod guide and / or the inner tubular element can form part of the valve housing or support a part of the valve housing.
  • 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 during normal operation, ie in the normal operating position of the valve spool, substantially compensate, 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 If necessary, the inlet side and the annular space pushes the valve slide out of the normal operating position and moves in the direction of the overload position.
  • 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.
  • the outer diameter of the valve spool extends in a certain axial height, said extended outer diameter consists of a predetermined, contiguous portion.
  • the extension can be step-shaped, but it is preferred that the valve slide is designed to taper conically on the inlet side towards the throttle point. After the throttle point is preferably provided that the outer diameter also decreases uniformly.
  • the throttle point does not have to be designed as a constriction.
  • the throttle point can also be realized, for example, by having a plate with bores in the valve.
  • this variant has the disadvantage that the volume flow is hindered at any volume in the flow and the production is more expensive 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.
  • the fluid sees a smaller resistance and can thereby flow undisturbed.
  • the passage cross section in the overload position the flow resistance increases.
  • 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.
  • valve spool at the throttle point can be used to limit the volume flow in the main flow path. Accordingly, a displacement of the valve spool causes a cross-sectional constriction of the flow path.
  • a projection is preferably provided within the valve housing or within the flow path.
  • 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.
  • 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.
  • the main flow path may preferably lead, at least in sections, through the inner tube element and the middle tube element. Regardless of this configuration, the main flow path can partially lie between the valve spool and the valve housing.
  • a bypass path closable by the valve spool can be flow-connected in the inlet side of the valve.
  • a pressure limiting valve could be provided in the piston, so that in 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 together, the value preset by the damping force generating device via the volume flow is so small that the pressure limiting valve is already in a pressure range must act, in which it should actually not work.
  • 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 volume flow without having to take place above the valve changes.
  • the bypass path can lead at least in sections through the middle tube element and the outer tube element. Regardless of this configuration, the bypass path may partially lead within the valve spool and / or valve housing. The bypass path then lies between valve slide and piston rod guide and / or valve housing and piston rod guide.
  • the here used part of the piston rod guide is a Switzerlandanschlaggepuruse.
  • 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 can be configured for example as a kind of inner ring on the inside 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 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 in the introduction, provided in a vibration damper, its concrete 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 tubular element, so that the fluid flowing both on the main flow path and on the bypass path can be returned to the working space, above the piston.
  • the compensation chamber can be arranged laterally or below the pipe elements, but it can also be part of the three pipe elements.
  • 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 dimensioning plan of a valve slide
  • FIG. 4 shows a vibration damper in a second embodiment
  • Figure 5 shows a vibration damper in a third embodiment
  • Figure 6 is a hydraulic circuit diagram.
  • 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
  • Pipe element 2 and the outer pipe element 3 arranged middle pipe element 4 and a valve 5.
  • the inner pipe element 2, the middle pipe element 4 and the outer pipe element 3 are in Figure 1 for the sake of clarity only on one side and not shown in the following figures.
  • a bypass path 6 is located between the middle tube element 4 and the outer tube element 3, and a main flow path 7 is located between the inner tube element 2 and the middle tube element 7.
  • a damper valve 8 as a damping force generating device, which is too large a volume flow is protected and at the piston rod end facing away from the Schwingungsdämp- Fers is arranged.
  • a piston 9 is provided which operates either as a pure displacer or which has a pressure valve which opens at very high pressures.
  • the valve 5 essentially consists of a valve slide 10, a valve housing 12 consisting of the housing parts 14 and 16 and a spring 18. Between the outer space 23 of the valve spool 10 and an inner space 25, two channels 21 are present.
  • the piston rod guide 20 is known per se, only the rebound stop 22 is pulled inwards to the extent that it can support the valve 5.
  • 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 10 will be described below from the input side 24 forth to the output side 26 out.
  • the underside of the valve spool 10 is formed by the surface 28.
  • the surface 28 is located on a narrow annular projection which merges into the circumferential projection 54.
  • the surface 28 is the valve surface of the seat valve designed as a valve 5, which is opposite to the formed on the rebound stop valve seat surface 29.
  • the surfaces 30 and 32 form a tapered funnel, which opens into the side surface 34.
  • the surface 38 which is parallel to the inner 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 40. This continuous narrowing and widening should avoid flow separation.
  • the interior 25 comprises a part of the space radially inside the valve spool 10. With the input side 24 and the output side 26 of the outer space 23 is in contact anyway, so a channel for connecting these spaces is not useful.
  • two channels 21 go radially. These are designed as passage openings and connect the outer space 23 of the valve slide with the interior 25, here with the space receiving the spring 18.
  • one or three or more channels 21 may be provided. These are preferably distributed symmetrically in the circumferential direction. This number and symmetry of the channels 21 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 is in a (longitudinal) plane with the inner side 48. This is the same plane in which the projection 54 terminates inwardly.
  • 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 determined 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 at the level of the side surface 34 (diameter dsi). In other words, the diameters on the valve surface, here the inner diameter of the surface 28 and at the choke point 40, are to be used to calculate the area a1.
  • the area a1 results from 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. This results as follows: To calculate the pressurized area a2 at the closing pressure p2 and p6, the diameter dsi at the restrictor 40 and, on the other hand, the diameter predetermined by the outside 48 are used on the one hand as at the opening pressure p1.
  • the pressurized surface a2 for the closing pressure results namely by the pressure on the surface 38 as well as on the surface 50.
  • 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 inside 36 as a transition point. However, in the calculation of 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 outer diameter of the valve spool 10 is no longer reduced 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 action mechanisms for generating a pressure difference between the opening pressure p1 and the closing pressures p2 and p6 add up favorably.
  • 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 Weran Farbgepuruse 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 inner space 25 in the valve slide.
  • the diameter dka of the channels 21 is in particular between one and five millimeters, preferably between two and four millimeters and especially 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. These can be passages from the underside of the valve slide 10 forth, but they can also be arranged like a kind of window with some distance to the bottom, so that the valve slide 10 is closed on the bottom. Naturally, the recesses penetrate the wall of the valve spool so that there is always a minimal 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 characterized 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.
  • an oil reservoir 68 is present below the elastically deformable disc 58.
  • FIG. 3 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
  • the surfaces running perpendicular to the image plane can not be represented as such. The following sizes are shown:
  • the vibration damper 1 into which the valve 5 can be installed predetermines an inner tube diameter din.
  • the next illustrated diameter is the diameter dk along the edge 46.
  • the diameter dd at the throttle point 40, the diameter drr of the annular space and the inner diameter di of the annular space are shown.
  • the pressure application area a1 as well as the pressure application area a2 can be determined via these:
  • the first part of the formulas for calculating a1 and a2 coincide because the diameter dk along the inner edge of the surface 28 for calculating a1 and the diameter di on the surface 50 for calculating a2 due to the structural 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.
  • 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. 4 the distance hb of the surface 28 to the valve seat surface 29 and the distance hd from the upper side of the valve slide 10 to the ceiling of the main flow path 7 are also shown.
  • 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 defined by the inner edge drr, 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: drr
  • the exit surface a32 denotes the surface defined by all the recesses.
  • 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 of the bypass path 6 is an annular surface.
  • the circumference to be determined accordingly results from the inner diameter dk and the height from the distance hb: dk
  • the distance hb may vary from zero to a maximum value like the distance hd, of course the distance hb decreases in value as the distance hb increases.
  • hb + hd const.
  • FIG 4 shows another embodiment of the valve 5.
  • the valve spool 10 is apart from the proportions, i. the diameters compared to axial length, as constructed in Figures 1 to 3.
  • the main difference is the pressure relief valve 20 in the bypass path 6.
  • the pressure relief valve 20 is designed as a check valve biased in the closing direction. It comprises at least one elastically deformable disk, two rings and a disk package 64. A ring is supported on the elastically deformable disk, the disk package 64 is fixed between the rings. 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.
  • the cross-sectional area a6 of the pressure-limiting valve 20 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 given over the support point. Of course, the point of contact is only a point in cross section, in reality it is a circulation circle.
  • FIG. 5 shows a further embodiment of the vibration damper 1.
  • the valve spool 10 cooperates with a projection 58 such that a displacement of the valve spool 10 results in a narrowing of the cross-sectional area of the main flow path 7 and thus a limitation of the volume flow.
  • the valve spool is provided at the throttle point 40 with a larger outer diameter than on the output side 24.
  • the diameter is in particular special tapered in a transition region 60. This transition region is pushed on movement of the valve spool 10 in the overload position in the direction of the projection 58 and thus reduces the diameter of the main flow path.
  • 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.
  • the throttle point 40 On the input side 24 of the valve 5 falls due to a piston movement to a total volume flow Qges. Between the opening pressure p1 and the closing pressure p2, 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. In 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. In overload position, 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.
  • the surface a3 may be variable and not constructed from the partial surfaces a31 and a32.
  • 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.
  • the action of the channels 21 is shown by the connection between the orifice 40 with the connection line a5-a31: the channels 21 branch off the closing pressure p6 and thus increase the pressure difference between the opening pressure p1 and the closing pressures p2 and p6.

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Abstract

Schwingungsdämpfer mit wenigstens zwei ineinander angeordnete Rohrelementen und einer in einer Kolbenstangenführung bewegbaren Kolbenstange, wobei im Bereich des einen Endes der Kolbenstangenführung ein Ventil umfassend einen Ventilschieber zum zumindest teilweisen Verschließen wenigstens eines Strömungsweges eines durch das Ventil strömenden Fluids angeordnet ist, wobei das Ventil eine Eingangs- und eine Ausgangsseite besitzt, wobei die Druckbeaufschlagungsflächen des Ventilschiebers für einen Öffnungsdruck und einen Schließdruck im Wesentlichen gleich groß sind und das Ventil eine Drosselstelle besitzt, über die ein Druckunterschied zwischen Öffnungsdruck und Schließdruck erzeugbar ist.

Description

Schwinqunqsdämpfer sowie Kraftfahrzeug
Die Erfindung betrifft einen Schwingungsdämpfer mit wenigstens zwei ineinander angeordnete Rohrelementen und einer in einer Kolbenstangenführung bewegbaren Kolbenstange, wobei im Bereich des einen Endes der Kolbenstangenführung ein Ventil umfassend einen Ventilschieber zum zumindest teilweisen Verschließen wenigstens eines Strömungsweges eines durch das Ventil strömenden Fluids angeordnet ist, 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 für das kolbenstangenseitige Ende eines Schwingungsdämpfers anzugeben, das passiv, d.h. mechanisch oder hydraulisch, betreibbar ist und im Wesentlichen volumen- stromabhängig 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.
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 Zugstufe 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 Dicke der Wandung variiert somit in axialer Richtung.
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.
Vorzugsweise ist das Ventil radial um die Kolbenstange herum angeordnet. Das Ende der Kolbenstangenführung, an dem das Ventil angeordnet ist, ist das dem rohr- förmigen Teil des Schwingungsdämpfers zugewandte Ende. Mit anderen Worten das zum inneren Rohrelement hin zugewandte Ende. Der Strömungsweg innerhalb des Ventils ist bevorzugt im Wesentlichen hohlzylindrisch ausgebildet. Die Drosselstelle als Verengung ändert zwar die Breite, die hohlzylindrische Form bleibt dabei aber bestehen.
Vorteilhafterweise kann vorgesehen sein, dass wenigstens ein Kanal den Innenraum des Ventils mit einem Zwischenraum verbindet, wodurch der Druck des Fluids auf Höhe des Kanals abgegriffen wird.
Die Druckverhältnisse bei strömendem Fluid sind dabei wie folgt: auf der Eingangsseite liegt auf der gesamten Fläche der Öffnungsdruck p1 an. Zur Drosselstelle hin vergrößert sich der Durchmesser wodurch sich der Strömungsquerschnitt verringert, 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 Zwischenraum innerhalb des Ventilschiebers ebenfalls dieses Druckniveau hat.
Vorzugsweise kann der Kanal den Innenraum des Ventils mit einem Ringraum innerhalb des Ventilschiebers , insbesondere einen eine Feder beherbergenden Ringraum, verbinden. Der Ringraum wird einerseits durch den Ventilschieber und andererseits durch das Ventilgehäuse eingeschlossen. Dadurch liegt um den Ventilschieber herum ein einheitliches Druckniveau an.
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 in einem Gehäuse führt und einen Ringraum im Ventilschieber auf einer Seite begrenzt. Der Vorsprung verläuft also radial innerhalb des Ventilschiebers, auch ein Teil des Gehäuses ist innerhalb des Ventilschiebers angeordnet. In diesem Fall ist bevorzugt der Öffnungsquerschnitt des Innenraums des Ventils 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, eine geringe Toleranz im Formschluss ist immer gegeben. Durch den Flächenunterschied zwischen den Kanälen und der Leckage wird sichergestellt, dass im Ringraum der abgegriffene Innendruck des Ventils, 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.
Das Ventil weist bevorzugt eine einzige Drosselstelle zur Erzeugung eines Druckunterschieds zwischen Öffnungsdruck und Schließdruck auf. Diese Drosselstelle ist daher bevorzugt im mittleren Bereich des Ventils angeordnet. Bevorzugt ist die Drosselstelle zwischen einem oberen Viertel und einem unteren Viertel des Ventilschiebers vorgesehen.
Mit besonderem Vorteil wird die Drosselstelle durch eine radial nach außen weisende Verdickung des Ventilschiebers gebildet. Die Außenwand des Ventilschiebers kann zur Drosselstelle hin gleichmäßig oder in Stufen dicker werden.
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.
Vorteilhafterweise können die Kolbenstangenführung und/oder das innere Rohrelement einen Teil des Ventilgehäuses bilden oder einen Teil des Ventilgehäuses abstützen. 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 erweiter sich der Außendurchmesser des Ventilschiebers in einer bestimmten axialen Bauhöhe, wobei dieser erweiterte Außendurchmesser aus einem vorgegeben, zusammenhängenden Abschnitt besteht. Grundsätzlich kann die Erweiterung stufenförmig ausgebildet sein, bevorzugt ist jedoch, dass der Ventilschieber auf der Eingangsseite auf die Drosselstelle hin konisch auslaufend ausgebildet ist. Nach der Drosselstelle ist bevorzugt vorgesehen, dass der Außendurchmesser ebenfalls gleichförmig abnimmt.
Dabei ist anzumerken, dass die Drosselstelle nicht als Verengung ausgebildet sein muss. Die Drosselstelle kann beispielsweise auch dadurch realisiert werden, dass sich im Ventil 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.
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 druckausgeglichener 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.
Alternativ kann die beschriebene Verbreiterung des Ventilschiebers an der Drosselstelle verwendet werden, um den Volumenstrom im Hauptströmungsweg zu begrenzen. Demnach bewirkt eine Verschiebung des Ventilschiebers eine Querschnittsverengung des Strömungsweges. Dafür ist bevorzugt ein Vorsprung innerhalb des Ventilgehäuses bzw. innerhalb des Strömungsweges vorgesehen.
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 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.
Bevorzugt kann der Hauptströmungsweg zumindest abschnittsweise durch das innere Rohrelement und das mittlere Rohrelement führen. Unabhängig von dieser Ausgestaltung kann der Hauptströmungsweg teilweise zwischen Ventilschieber und Ventilgehäuse liegen.
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, ohne dass oberhalb des Ventils Änderungen stattfinden müssen.
Vorteilhafterweise kann der Bypassweg zumindest abschnittsweise durch das mittlere Rohrelement und das äußere Rohrelement führen. Unabhängig von dieser Ausgestaltung kann der Bypassweg teilweise innerhalb des Ventilschiebers und/oder Ventilgehäuses führen. Der Bypassweg liegt dann zwischen Ventilschieber und Kolbenstangenführung und/oder Ventilgehäuse und Kolbenstangenführung. Der hier mitverwendete Teil der Kolbenstangenführung ist ein Zuganschlaggehäuse.
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 Innenring auf der Innenseite 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, die in Führungsnuten geführt sind. Über 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.
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, in einem 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 oberhalb des Kolbens, rückführbar ist.
Der Ausgleichsraum kann seitlich oder unterhalb der Rohrelemente angeordnet werden, er kann aber auch Teil der drei Rohrelemente 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 Schwingungsdämpfer in einer ersten Ausgestaltung,
Figur 2 einen Ventilschieber,
Figur 3 einen Bemaßungsplan eines Ventilschiebers,
Figur 4 einen Schwingungsdämpfer in einer zweiten Ausgestaltung,
Figur 5 einen Schwingungsdämpfer in einer dritten Ausgestaltung, und
Figur 6 einen hydraulischen Schaltplan.
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. Das innere Rohrelement 2, das mittlere Rohrelement 4 und das äußere Rohrelement 3 sind in Figur 1 der Übersichtlichkeit halber nur auf einer Seite und in den folgenden Figuren gar nicht dargestellt. Zwischen dem mittleren Rohrelement 4 und dem äußeren Rohrelement 3 befindet sich ein Bypassweg 6 und zwischen dem inneren Rohrelement 2 und dem mittleren Rohrelement 4ein Hauptströmungsweg 7. Im Hauptströmungsweg 7 befindet sich ein als Dämpfkrafter- zeugungseinrichtung z.B. ein Dämpferventil 8, das vor zu großen Volumenströmen zu schützen ist und am kolbenstangenabgewandten Ende des Schwingungsdämp- fers angeordnet 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 1 6 und einer Feder 18.,. Zwischen dem Außenraum 23 des Ventilschiebers 10 und einem Innenraum 25 sind zwei Kanäle 21 vorhanden.
Die Kolbenstangenführung 20 ist an und für sich bekannt, lediglich der Zuganschlag 22 ist dahingehend nach innen gezogen, dass er das Ventil 5 abstützen kann.
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 10 wird im Folgenden von der Eingangsseite 24 her zur Ausgangsseite 26 hin beschrieben. Die Unterseite des Ventilschiebers 10 wird durch die Oberfläche 28 gebildet. Die Oberfläche 28 befindet sich auf einem schmalen ringförmigen Vorsprungder in den umlaufenden Vorsprung 54 übergeht. Die Oberfläche 28 ist dabei die Ventilfläche des als Sitzventil ausgebildeten Ventils 5, der die am Zuganschlag 22 ausgebildete 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 Innenseite 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 40 verringert. Diese stetige Verengung und Verbreiterung soll Strömungsablösungen vermeiden.
Aufgrund der Form des Ventilschiebers 10 umfasst der Innenraum 25 einen Teil des Raumes radial innerhalb des Ventilschiebers 10. Mit der Eingangsseite 24 und der Ausgangsseite 26 steht der Außenraum 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 Außenraum 23 des Ventilschiebers mit dem Innenraum 25, hier mit dem Raum, der die Feder 18 aufnimmt. Statt zweier können auch ein oder drei oder mehr Kanäle 21 vorgesehen sein. Diese sind vorzugsweise in Umfangsrichtung symmetrisch verteilt. Diese Anzahl und Symmetrie der Kanäle 21 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 Innenseite 48. Dies ist die gleiche Ebene, in der der Vorsprung 54 nach Innen 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. 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 Oberfläche 50. Die Fläche a2 setzt sich also aus den Flächen a21 und a22 zusammen. Diese Ringflächen gehen nahtlos ineinander über, da sie als Übergangsstelle die Innenseite 36 haben. 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 verringert sich der Außendurchmesser 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 Erzeugung 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 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 Zuganschlaggehäuse und dem Gehäuseteil 16 betragen. Insbesondere ist die Querschnittsfläche der Kanäle 21 fünfmal, bevorzugt zehnmal und besonders bevorzugt fünfzehn mal so groß wie die Leckagefläche des Innenraums 25 im 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 auf. Diese können, 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 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. Über diesem befindet sich auch ohne Anordnung der Feder 18 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 Ven- tilgehäuse 1 6 ist dieser Hohlraum auf der Innenseite 36 des Ventilschiebers 10 größer.
Unterhalb der elastisch verformbaren Scheibe 58 ist ein Ölreservoir 68 vorhanden.
Figur 3 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. Es sind folgende Größen dargestellt:
Innendurchmesser Ringraum
Außendurchmesser Ringraum
Der Schwingungsdämpfer 1 , in den das Ventil 5 einbaubar ist, gibt einen Innenrohr- durchmesser din vor. Der nächste dargestellte Durchmesser ist der Durchmesser dk entlang der Kante 46. Weiterhin sind der Durchmesser dd an der Drosselstelle 40, der Durchmesser drr des Ringraumes und der Innendurchmesser di des Ringraumes dargestellt. Über diese ist sowohl die Druckbeaufschlagungsfläche a1 wie auch die Druckbeaufschlagungsfläche a2 ermittelbar:
Figure imgf000018_0001
Figure imgf000018_0002
din\2 idd
a4 = π■
Es sei darauf hingewiesen, dass der erste Teil der Formeln zur Berechnung von a1 und a2 deshalb übereinstimmen, weil der Durchmesser dk entlang der Innenkante der Oberfläche 28 zur Berechnung von a1 und der Durchmesser di an 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 drr zu:
Figure imgf000019_0001
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 4 sind weiterhin, der Abstand hb der Oberfläche 28 zur Ventilsitzfläche 29 sowie der Abstand hd von der Oberseite des Ventilschiebers 10 zur Decke 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 definierten Durchmesser drr 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: drr
a31 = 2■ π hd.
2
Die Austrittsfläche a32 bezeichnet die durch alle Ausnehmungen 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 des Bypassweges 6 ist eine Ringfläche. Der dementsprechend zu ermittelnde Umfang ergibt sich aus dem Innendurchmesser dk und die Höhe aus dem Abstand hb: dk
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 hb 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.
Figur 4 zeigt eine weitere Ausführungsform des Ventils 5. Der Ventilschieber 10 ist abgesehen von den Proportionen, d.h. den Durchmessern im Vergleich zu axialen Länge, so wie in den Figuren 1 bis 3 aufgebaut. Der wesentliche Unterschied ist das Druckbegrenzungsventil 20 im Bypassweg 6. Das Druckbegrenzungsventil 20 ist als in Schließrichtung vorgespanntes Rückschlagventil ausgebildet. Es umfasst mindestens eine elastisch verformbare Scheibe, zwei Ringe sowie ein Scheibenpaket 64. Ein Ring ist auf der elastisch verformbaren Scheibe abgestützt, das Scheibenpaket 64 ist zwischen den Ringen fixiert. Auf diese Art und Weise wird verhindert, dass durch Öffnen des Bypassweges 6 der Druck am Dämpfventil 8 im Hauptströmungsweg 7 nicht abrupt abfällt.
Die Querschnittsfläche a6 des Druckbegrenzungsventils 20 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 vorgegeben. Der Auflagepunkt ist selbstverständlich nur im Querschnitt ein Punkt, in der Realität handelt es sich um einen Auflagekreis.
Figur 5 zeigt eine weitere Ausführungsform des Schwingungsdämpfers 1 . Bei diesem wirkt der Ventilschieber 10 derart mit einem Vorsprung 58 zusammen, dass sich eine Verschiebung des Ventilschiebers 10 eine Verengung der Querschnittsfläche des Hauptströmungsweges 7 und damit eine Begrenzung des Volumendurchflusses ergibt. Hierzu ist der Ventilschieber an der Drosselstelle 40 mit einem größeren Außendurchmesser versehen als auf der Ausgangsseite 24. Der Durchmesser wird ins- besondere in einem Übergangsbereich 60 verjüngt. Dieser Übergangsbereich wird bei Bewegung des Ventilschiebers 10 in die Überlastposition in Richtung des Vorsprungs 58 geschoben und so der Durchmesser des Hauptströmungsweges verringert.
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. Alternativ kann, wie zu Figur 5 beschrieben, die Fläche a3 variabel sein und nicht aus den Teilflächen a31 und a32 aufgebaut sein.
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 21 zweigen den Schließdruck p6 ab und verstärken so die Druckdifferenz zwischen Öffnungsdruck p1 und den in Schließrichtung wirkenden Drücken p2 und p6.
Bezuqszeichen
Schwingungsdämpfer
inneres Rohrelement
äußeres Rohrelement
mittleres Rohrelement
Ventil
Bypassweg
Hauptströmungsweg
Dämpferventil
Kolben
Ventilschieber
Ventilgehäuse
Gehäuseteil
Gehäuseteil
Feder
Kolbenstange
Druckbegrenzungsventil
Kanal
Zuganschlag
Außenraum
Eingangsseite
Innenraum
Ausgangsseite
Oberfläche
Ventilsitzfläche
Oberfläche
Oberfläche
Seitenfläche
Innenseite
Oberfläche
Drosselstelle
Kante 48 Innenseite
50 Oberfläche
54 Vorsprung
58 Vorsprung
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 di Innendurchmesser Ringraum
drr Außendurchmesser Ringraum
din Innendurchmesser Rohrelement 2
dd Durchmesser Drosselstelle
dk Durchmesser Außenkante hd Abstand
hb Abstand
Qges Gesamtvolumenstrom
Q1 Teilvolumenstrom Teilvolumenstrom

Claims

Patentansprüche
1 . Schwingungsdämpfer (1 ) mit wenigstens zwei ineinander angeordnete Rohrelementen (2,3,4) und einer in einer Kolbenstangenführung (20, 22) bewegbaren Kolbenstange (19), wobei im Bereich des einen Endes der Kolbenstangenführung (20, 22) ein Ventil (5) umfassend einen Ventilschieber (10) zum zumindest teilweisen Verschließen wenigstens eines Strömungsweges (6,7) eines durch das Ventil (5) strömenden Fluids angeordnet ist, 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, p6) im Wesentlichen gleich groß sind und das Ventil (10) eine Drosselstelle (40) besitzt, über die ein Druckunterschied zwischen Öffnungsdruck (p1 ) und Schließdruck (p2, p6) erzeugbar ist.
2. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein Kanal (21 ) den Außenraum (23) des Ventilschiebers mit dem Innenraum (25) verbindet, wodurch der Druck des Fluids auf Höhe des Kanals (21 ) abgegriffen wird.
3. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (21 ) den Innenraum (23) des Ventils mit einem Ringraum innerhalb des Ventilschiebers (10), insbesondere einen eine Feder (18) beherbergenden Ringraum, verbindet.
4. Schwingungsdämpfer nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Kanal (21 ) im Bereich der Drosselstelle (40) angeordnet ist.
5. Schwingungsdämpfer nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drosselstelle (40) als kreisförmige Verengung ausgebildet ist.
6. Schwingungsdämpfer nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilschieber (10) an der Eingangsseite (24) einen umlau- fenden Vorsprung (54) aufweist, der den Ventilschieber (10) in einem Gehäuse führt und einen Ringraum im Ventilschieber (10) begrenzt.
7. Schwingungsdämpfer nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Wandung des Ventilschiebers (10) auf der Ausgangsseite (26) wenigstens eine Ausnehmung aufweist.
8. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilschieber (10) wenigstens zwei Ausnehmungen aufweist und diese symmetrisch angeordnet sind.
9. Schwingungsdämpfer 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. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Hauptströmungsweg (7) zumindest abschnittsweise durch das innere Rohrelement (2) und das mittlere Rohrelement (4) führt.
1 1 . Schwingungsdämpfer 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.
12. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Bypassweg (6) zumindest abschnittsweise durch das mittlere Rohrelement (4) und das äußere Rohrelement (3) führt.
13. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1 1 oder 12, dadurch gekennzeichnet, dass im Bypassweg (6) ein Druckbegrenzungsventil (20) angeordnet ist.
14. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass das Druckbegrenzungsventil (20) als in Schließrichtung vorgespanntes Rückschlagventil ausgebildet ist.
15. Schwingungsdämpfer nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenstangenführung (20, 22) und/oder das innere
Rohrelement (2) einen Teil des Ventilgehäuses bilden.
1 6. Schwingungsdämpfer nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenstangenführung (20, 22) und/oder das innere
Rohrelement (2) einen Teil des Ventilgehäuses abstützen.
17. Schwingungsdämpfer nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilschieber (10) durch einen Kraftspeicher, insbesondere eine Feder (18), vorgespannt ist.
18. Schwingungsdämpfer (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Stärke der Wandung des Ventilschiebers (10) zumindest abschnittsweise von der Ausgangsseite (24) her zur Mitte hin zunimmt sodass ein Verschieben des Ventilschiebers eine Querschnittsverengung eines Strömungsweges, insbesondere des Hauptströmungsweges (7), bewirkt.
19. Schwingungsdämpfer (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass 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) strö- mungsverbunden sind.
20. Schwingungsdämpfer nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass im Hauptströmungsweg (7) eine Dämpfkrafterzeugungseinrich- tung (8) angeordnet ist.
21 . Kraftfahrzeug umfassend einen Schwingungsdämpfer (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche.
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