WO2017206983A1 - Schwingungsdämpfer für hydraulische kupplungsbetätigungsstrecke mit umflossenem kompressionskörper - Google Patents

Schwingungsdämpfer für hydraulische kupplungsbetätigungsstrecke mit umflossenem kompressionskörper Download PDF

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WO2017206983A1
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damper
vibration damper
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fluid
hydraulic
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PCT/DE2017/100399
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Thomas Rammhofer
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Schaeffler Technologies AG & Co. KG
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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
    • F16F9/003—Dampers characterised by having pressure absorbing means other than gas, e.g. sponge rubber
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    • F16D48/02—Control by fluid pressure
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    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D25/00—Fluid-actuated clutches
    • F16D25/12—Details not specific to one of the before-mentioned types
    • F16D25/14—Fluid pressure control

Definitions

  • the invention relates to a vibration damper for reducing vibration transmission in a hydraulic clutch actuation path of a motor vehicle, wherein the vibration damper has a filled with hydraulic fluid damper chamber having a fluid passage for pressure-transmitting connection of the damper chamber with the clutch actuation path.
  • hydraulic clutch actuation lines inter alia vibration in coaxial design known or damper sockets.
  • Such a damper is usually fluidly connected to the hydraulic path, for example by being serially integrated as a coaxial damper with a passage for hydraulic fluid in the hydraulic system or by connected as a damper box with a combined supply and discharge channel as a branch with the hydraulic circuit is.
  • the damper serves to counteract vibrations that occur in the hydraulic path of the clutch, ie between an actuating unit such as a clutch pedal and an actuator of the clutch, and to minimize or eliminate them.
  • the damping function of the damper ie the frequency range or the frequency ranges (tuning frequency), which are damped by the damper, usually depend on its design, geometry and materials. In particular, it can vary depending on the prevailing conditions of use, such as temperature, air pressure, etc.
  • the term "tuning frequency" used in the present application is to be understood both in terms of a tuning frequency and in terms of a tuning frequency range.
  • a damper for a hydraulic clutch system has the widest possible and / or lowest possible filter effect.
  • the tuning frequency of the damper is limited, among other things, by the design of the housing.
  • known dampers for hydraulic clutch systems for example, a stiffness of about 4 mm 3 / bar, with limited operating pressure, a stiffness of up to about 9 mm 3 / bar can be achieved.
  • dampers for hydraulic Clutch systems with deeper and / or wider tuning frequency.
  • Such dampers should have a stiffness of about 15 mm 3 / bar without pressure limit and beyond.
  • a damper for a hydraulic clutch system having a tuning frequency which is lower than known dampers for this purpose and / or adjusted to a desired fixed or variable tuning frequency can be.
  • the tuning frequency should in particular be independent of changes in the operating conditions, such as the temperature.
  • the tuning (softness) of the damper should be independent of housing characteristics, such as geometry or external dimensions, fixable or adjustable.
  • the damper should also have as possible a higher bursting pressure than known dampers and at temperatures of -40 ° C to 120 ° C safely and reliably be used.
  • This task is at a generic vibration damper according to the invention achieved in that in the damper chamber, a hermetically sealed volume element is arranged, which is surrounded by hydraulic fluid and is compressible by pressure exerted by the hydraulic medium.
  • the volume element of the damper which may also be referred to as a volume spring, membrane element or diaphragm spring, encloses an inner volume hermetically sealed.
  • Hermetically sealed in the sense of the invention means that the inner volume of the volume element is dense relative to the surrounding environment, in particular medium-tight, so that no medium from this environment, such as hydraulic fluid, can penetrate into the inner volume.
  • the internal volume of the volume element with respect to the damper chamber is completed, sealed and fluidly separated therefrom.
  • the volume element acts as a kind of spring and / or damper element. In particular, it can have spring-elastic and / or damping properties that are selected and used in a targeted manner with regard to the particular application and the tuning frequency.
  • the volume element can therefore also be referred to as a diaphragm spring with a closed internal volume.
  • An embodiment is characterized in that the damper chamber is fluidly connected via the fluid channel with the clutch actuation path.
  • the damper chamber may in particular be connected to the hydraulic medium of the coupling be filled operating section.
  • the volume element is optionally filled with a filling medium, in particular with a damping medium. This filling medium can fill and occupy the entire internal volume of the volume element.
  • the medium according to the invention preferably has a certain compressibility.
  • the compressibility of the filling medium determines the resistance of the volume element against a forced by increasing the fluid pressure compression. Furthermore, the filling medium can determine the recovery properties after deformation (compression or expansion). In short, the spring properties and / or the damping properties of the damper can be determined via the filling medium. It is therefore a particular advantage of the invention that dampers can be provided with the same design, in particular with the same geometry, the same dimensions and the same connections, but with different damping properties and above all different voting frequency.
  • the filling medium may in particular consist essentially of a metal, plastic or fat or mixtures thereof.
  • the filling medium is a metal foam or an elastomer, preferably ethylene-propylene-diene rubber (EPDM) or EPDM foam.
  • EPDM ethylene-propylene-diene rubber
  • the hermetic tightness of the volume element can be ensured in a particularly simple and efficient manner.
  • the desired spring action can arise from the housing material of the volume element and / or the content of the volume element. You can also make this spring steel and create a vacuum or a vacuum inside.
  • the volume element is sealed by means of a hermetically sealed membrane with respect to the damper chamber or by means of this separated from the damper chamber.
  • a hermetically sealed membrane with respect to the damper chamber or by means of this separated from the damper chamber.
  • the damper can be designed as a coaxial damper with a fluid supply channel and a fluid idableitungskanal. Alternatively it can be designed as a T-damper with a single fluid channel for fluid supply and for fluid discharge.
  • damper chamber forming housing.
  • the housing may be made of metal or plastic.
  • Particularly advantageous is a housing made of a glass fiber reinforced plastic, since this ensures a particularly high stability, low deformation under pressure change and high bursting strength.
  • a plastic housing is particularly well suited for the conditions prevailing in a motor vehicle. In particular, it is resistant to substances that may be present in the engine compartment of a motor vehicle, such as NaCl, CaCl, battery acid, hydraulic oil, cooling water, gasoline, diesel, brake fluid, etc.
  • its housing has an inlet for the supply of hydraulic medium and an outlet for discharging hydraulic medium.
  • connection of the housing parts may be formed for example by ultrasonic welding, friction welding or laser welding.
  • a positive connection of the housing parts can be realized for example by means of a bayonet connection.
  • the volume element is arranged stationarily in the damper chamber. Such an arrangement can in particular be effected by a receiving structure formed on or in the housing. As a result, relative movements of the volume element are avoided to the housing, so that the damper shows substantially no hysteresis.
  • the prevailing pressure in the damper chamber acts as possible from all directions or almost all directions and as large as possible on the volume element.
  • This can be effected according to a particular embodiment of the invention by at least one flow channel for the hydraulic medium is formed between the housing and the volume element. In this way it is simply ensured that the volume element is flowed around by the hydraulic medium and this is present almost everywhere on the volume element.
  • the inflow and outflow are fluidically connected to one another via the flow channel.
  • the damper according to the invention may in particular have a stiffness of more than about 4 mm 3 / bar. Stiffness values of more than about 9 mm 3 / bar up to about 15 mm 3 / bar are in special embodiments. In particular, the stiffness of the volume element, depending on the requirements placed on the damper in a range between about 3 mm 3 / bar up to about 20 mm 3 / bar.
  • the volume element has a stop, which may be formed in particular within the internal volume of the volume element.
  • the stop forms a limit to deformation of the volume element, in particular for compression, and thus serves to increase the safety and the bursting strength of the damper. It can be designed, for example, by two mutually relatively moving components of the volume element get into contact with each other at a certain compression and thus further compression of the volume element is prevented.
  • the present invention proposes a coaxial or T-shaped vibration damper for reducing vibrations in a hydraulic system whose damping function is essentially independent of temperature differences and of the housing material, and which can be used in particular for low frequency ranges .
  • the damper has a volumetric chamber that may be filled with EPDM foam or a metal foam or grease to accommodate in different corresponding frequency ranges dampen.
  • a volume chamber filled with fat there is the advantage that air bubbles can not penetrate into it, so that it is no longer necessary to balance the damper.
  • Another advantage is the fact that with the damper according to the invention, a wider frequency range can be attenuated without this leading to an enlargement of the damper, in particular to an increase in its axial length. Overall, the invention allows a much improved hydraulic damper with low effective frequency and wide range of use.
  • Fig. 1 is a perspective partially sectioned view of a damper after the
  • Fig. 4 is a perspective partially sectioned view of a damper after the
  • Fig. 6 is a schematic sectional view of a first embodiment of a
  • Fig. 8 is a schematic sectional view of a second embodiment of a
  • FIG. 9 is a schematic sectional view of a third embodiment of a
  • FIG. 10 is a schematic sectional view of a fourth embodiment of a
  • a known coaxial damper 1 for a hydraulic clutch system is shown in Figures 1 and 2.
  • This has a housing 2 with a first housing part. 3 and a second housing part 4, which are connected to each other and enclose a fluid idkanal 5.
  • a longitudinal axis 6 of the damper 1 is shown in dashed lines in the figures.
  • the fluid channel 5 has an inlet opening 7 and a drain opening 8.
  • the inlet end of the housing 2 is connected to a donor cylinder, not shown in the figures.
  • the drain-side end of the housing 2 is connected to a slave cylinder not shown in the figures.
  • the coaxial damper 1 is serially integrated into the hydraulic path of the coupling system.
  • a throttle element 9 is arranged between the first housing part 3 and the second housing part 4.
  • an annular damper chamber 10 is formed in the second housing part 4, which is fluidically connected to the fluid channel 5 via a ring-shaped throttle passage 11 formed between the second housing part 4 and the throttle element 9.
  • About the opening width of the throttle passage 1 1 inflow into and out of the damper chamber 10 may be determined.
  • inflows or outflows of hydraulic medium into the damper chamber 10 or out of the damper chamber 10 also occur.
  • By appropriate selection of the opening width of the throttle passage 1 1 this is opposed to a certain hydraulic resistance and thus causes the desired damping effect.
  • T-damper 12 (also referred to as damper box 12) works in a similar manner and also has a two-part housing 2 with a first housing part 3 and a second housing part 4, which are interconnected and form a damper chamber 10.
  • the T-damper is not serially integrated into the hydraulic section 13, but branched off from this. It is connected via a fluid channel 5 with the hydraulic path 13, via which both the inflow to and the outflow from the damper chamber 10 takes place.
  • the fluid channel 5 is designed as a throttle or has the effect of a throttle.
  • FIGS. 3 and 5 each show, by way of example, a frequency-pressure diagram of the dampers 1 and 12 of FIGS. 1, 2 and 4.
  • the pressure curve 28 over the frequency without damper and, on the other hand, the pressure profile 29 over the frequency are plotted on the one hand Damper. It can clearly be seen that in each case only a relatively narrow frequency band is damped out and this must be matched to the frequency curve present in each case. Such a vote on the particular case of a particular application frequency curve allows the present invention.
  • a first embodiment of a damper according to the invention 1 in Koaxialbauform is shown in Figure 6.
  • the coaxial damper 1 has a housing 2 with a first housing part 3 and a second housing part 4. These are hermetically sealed to one another at a joint 14, for example by means of ultrasonic welding, gluing, laser welding or the like.
  • the two housing parts 3, 4 surround a damper chamber 10 hermetically and thus hydraulikmediums- tight.
  • an inlet or inlet opening 7 is formed, while in the second housing part 4, a drain or outlet opening 8 is formed.
  • the damper 1 is connected via the inlet opening 7 with a donor cylinder, not shown, and via the drain opening 8 with a slave cylinder, not shown.
  • the inlet opening 7, the damper chamber 10 and the drain opening 8 form a fluid channel 5 of the damper 1, which is serially connected in a hydraulic path, not shown.
  • a volume element 15 is arranged in the damper chamber 10. It is held stationary in the illustrated embodiment by means of a receptacle 16 which is formed on the first housing part 3 relative to the housing 2.
  • the volume element 15 has an inner volume 17 which is hermetically sealed relative to the volume of the damper chamber 10. A mass transfer, in particular exchange of hydraulic medium, between the inner volume 17 and the volume of the damper chamber 10 surrounding the volume element 15 is thus excluded.
  • FIG. 8 shows a volume element 15 designed as a diaphragm spring. This consists of a first hollow-cylindrical section 19 and a second hollow-cylindrical section 20 which are relatively movable relative to one another in the direction of the longitudinal axis 6 and by means of a spring diaphragm 21, for example of metal or plastic connected to each other, that between these said elements with respect to the damper chamber 10 hermetically sealed inner volume 17 is formed.
  • the membrane 24 may be formed completely deformable or deformable in sections. In the latter case, for example, it has a stiff central region 25, which is surrounded by an elastically deformable spring section 26. The central region 25 can come into contact with the housing 2 with appropriate compression of the volume element 15 and thus form an end stop which prevents further compression of the volume element 15.
  • the volume element of Figure 10 has two opposed membranes 24, each corresponding to the membrane 24 described above with reference to Figure 9. A stop limiting compression of the volume element 15 is formed by the two middle sections 25 of the diaphragms 24, which come into abutment with corresponding compression.
  • All the volume elements 15 described above and shown in FIGS. 5, 8, 9 and 10 have an inner volume 17 which is hermetically sealed against the damper chamber 10 filled with hydraulic medium and under corresponding pressure.
  • the inner volume 17 may be filled in all embodiments with a filling medium. This may consist essentially of a metal, plastic or grease or mixtures thereof. It may in particular be a metal foam or an elastomer, preferably ethylene-propylene-diene rubber (EPDM) or EPDM foam.
  • EPDM ethylene-propylene-diene rubber
  • the compressibility and the compressibility properties of the volume element 15 can be defined and determined.
  • the volume element 15 can be regarded as a type of spring whose stiffness or stiffness profile over a certain deformation range is determined by a corresponding filling with filling medium.
  • the stiffness characteristic curve or the spring characteristic curve can be determined or adjusted via a corresponding design of the geometry of the diaphragm spring.
  • FIG. 5 shows by way of example the volume increase and thus also the stiffness curve in mm 3 / bar for such a diaphragm spring without influence of the filling.
  • the use of a filling medium for example in the form of gases to be compressed, in the interior of the diaphragm spring, ie of the volume element, generates an additional rigidity corresponding to the compression modulus of the filling medium used.
  • FIG. 7 shows an exemplary pressure-volume diagram of a damper 1, 12 according to the invention.
  • the abscissa shows the pressure P.
  • the volume V is plotted.
  • the characteristic curve 27 of the damper 1, 12 runs initially increasing linearly with increasing pressure P, then buckles and runs in the course of sentlichen linear without further slope up to the bursting pressure PB.
  • the normal pressure PN of the damper 1, 12 lies in a working region 28, which is located in the linearly rising region of the characteristic curve 27.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Schwingungsdämpfer (1, 12) zur Reduktion von Schwingungsübertragung in einer hydraulischen Kupplungsbetätigungsstrecke (13) eines Kraftfahrzeug, wobei der Schwingungsdämpfer (1, 12) eine mit Hydraulikfluid gefüllte Dämpferkammer (10) mit einem Fluidkanal (5) zur druckübertragenden Verbindung der Dämpferkammer (10) mit der Kupplungsbetätigungsstrecke (13) aufweist, wobei in der Dämpferkammer (10) ein hermetisch dichtes Volumenelement (15) angeordnet ist, das von Hydraulikmedium umflossen und durch vom Hydraulikmedium ausgeübten Druck komprimierbar ist.

Description

Schwingungsdämpfer für hydraulische Kupplungsbetätigungsstrecke
mit umflossenem Kompressionskörper
Die Erfindung betrifft einen Schwingungsdämpfer zur Reduktion von Schwingungs- Übertragung in einer hydraulischen Kupplungsbetätigungsstrecke eines Kraftfahrzeugs, wobei der Schwingungsdämpfer eine mit Hydraulikfluid gefüllte Dämpferkammer mit einem Fluidkanal zur druckübertragenden Verbindung der Dämpferkammer mit der Kupplungsbetätigungsstrecke aufweist. Aus dem Stand der Technik sind für hydraulische Kupplungsbetätigungsstrecken unter anderem Schwingungsdämpfer in Koaxialbauweise bekannt oder Dämpferdosen bekannt. Ein solcher Dämpfer ist in der Regel fluidisch mit der Hydraulikstrecke verbunden, zum Beispiel indem er als Koaxialdämpfer mit einem Durchgangskanal für Hydraulikfluid seriell in die Hydraulikstrecke integriert ist oder indem er als Dämpfer- dose mit einem kombinierten Zu- und Ableitungskanal als Abzweig mit der Hydraulikstrecke verbunden ist. Der Dämpfer dient dazu Schwingungen, die in der hydraulischen Strecke der Kupplung, also zwischen einer Betätigungseinheit wie einem Kupplungspedal und einem Aktor der Kupplung, auftreten, entgegen zu wirken und diese zu minimieren oder zu eliminieren. Die Dämpfungsfunktion des Dämpfers, also der Frequenzbereich oder die Frequenzbereiche (Abstimmfrequenz), die vom Dämpfer gedämpft werden, hängen in der Regel von dessen Bauform, Geometrie und Materialien ab. Sie kann insbesondere in Abhängigkeit von jeweils vorliegenden Einsatzbedingungen, wie Temperatur, Luftdruck, etc., variieren. Der in der vorliegenden Anmeldung verwendete Begriff der„Abstimmfrequenz" ist sowohl im Sinne einer Abstimm- frequenz als auch im Sinne eines Abstimmfrequenzbereichs zu verstehen.
Es ist angestrebt, dass ein Dämpfer für ein hydraulisches Kupplungssystem eine möglichst breitbandige und/oder möglichst niederfrequente Filterwirkung besitzt. In dieser Hinsicht ist es aber von Nachteil, dass die Abstimmfrequenz des Dämpfers limitiert ist, unter anderem durch die Bauform des Gehäuses. Zurzeit weisen bekannte Dämpfer für hydraulische Kupplungssysteme beispielsweise eine Steifigkeit von ca. 4 mm3/bar auf, bei limitiertem Betriebsdruck kann eine Steifigkeit von bis zu ca. 9 mm3/bar erzielt werden. Es besteht in der Praxis aber ein Bedarf nach Dämpfern für hydraulische Kupplungssysteme mit tieferer und/oder breiterer Abstimmfrequenz. Solche Dämpfer sollen eine Steifigkeit von ca. 15 mm3/bar ohne Drucklimit und darüber hinaus aufweisen. Ein anderer Nachteil ist, dass bei Dämpfern, die eine Volumenaufnahme zur Umgebung hin realisieren, der jeweils bestehende Berstdruck des Dämpfers zu beachten ist. Erschwerend ist, dass dieser zudem temperaturabhängig sein kann. Bei einem Betriebsdruck von 50 bar beträgt der Berstdruck eines bekannten Dämpfers beispielsweise 150 bar bei Raumtemperatur, aber 100 bar bei einer Temperatur von 120°C. Dünne, hochbelastete Gehäusewände sind in dieser Hinsicht kontraproduktiv für einen verlässlichen und stabilen Dämpfer. Des Weiteren sind Gehäuse aus Kunststoff häufig kontraproduktiv, da deren Steifigkeit mit sich ändernder Temperatur stark variieren kann. Schließlich ist die erreichbare Steifigkeit unter Berücksichtigung des Lastkollektivs beschränkt.
Ausgehend von dem vorgenannten Stand der Technik ist es die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Dämpfer für ein hydraulisches Kupplungssystem zu schaffen, der eine Abstimmfrequenz aufweist, die niedriger als bei bekannten Dämpfern für diesen Zweck ist und/oder auf eine gewünschte feste oder variable Abstimmfrequenz eingestellt werden kann. Die Abstimmfrequenz soll insbesondere unabhängig von Änderungen der Einsatzbedingungen, wie zum Beispiel der Temperatur, sein. Die Abstimmung (Weichheit) des Dämpfers soll unabhängig von Gehäuseeigenschaften, wie Geometrie oder Außenmaßen, festlegbar oder einstellbar sein. Der Dämpfer soll außerdem möglichst einen höheren Berstdruck als bekannte Dämpfer aufweisen und bei Temperaturen von -40°C bis 120°C sicher und verlässlich verwendbar sein. Er soll des Weiteren medienbeständig sein, insbesondere soll er beständig sein gegenüber Stoffen, die im Motorraum eines Kraftfahrzeugs vorhanden sein können, wie NaCI, CaCI, Batteriesäure, Hydraulik-Öl, Kühlwasser, Benzin, Diesel, Bremsflüssigkeit, etc. Diese Aufgabe wird bei einem gattungsgemäßen Schwingungsdämpfer erfindungsgemäß dadurch gelöst, dass in der Dämpferkammer ein hermetisch dichtes Volumenelement angeordnet ist, das von Hydraulikmedium umflossen und durch vom Hydraulikmedium ausgeübten Druck komprimierbar ist. Das Volumenelement des Dämpfers, das man auch als Volumenfeder, Membranelement oder Membranfeder bezeichnen kann, umschließt ein Innenvolumen hermetisch dicht. Hermetisch dicht im Sinne der Erfindung bedeutet, dass das Innenvolumen des Volumenelements gegenüber die diese umgebende Umgebung dicht ist, insbesonde- re mediumsdicht ist, dass also kein Medium aus diese Umgebung, wie zum Beispiel Hydraulikfluid, in das Innenvolumen eindringen kann. Anders ausgedrückt ist das Innenvolumen des Volumenelements gegenüber der Dämpferkammer abgeschlossen, abgedichtet und fluidisch von dieser getrennt. Das Volumenelement wirkt derart als eine Art Feder- und/oder Dämpferelement. Es kann insbesondere federelastische und/oder dämpfende Eigenschaften aufweisen, die gezielt im Hinblick auf den jeweiligen Einsatz und die Abstimmfrequenz ausgewählt und verwendet werden. Das Volumenelement kann man daher auch als Membranfeder mit geschlossenem Innenvolumen bezeichnen. Druckschwankungen der hydrauli- sehen Strecke des Kupplungssystems wirken über den Fluidkanal auf in der Dämpferkammer befindliches Hydraulikfluid, wie Öl, und damit auf das Volumenelement. Dieses ändert infolge seiner federelastischen und/oder dämpfenden Eigenschaften sein Volumen entsprechend der jeweils vorliegenden Druckschwankung. Bei Ansteigen des Drucks unterliegt das Volumenelement einer Kontraktion, während es bei Absin- ken des Drucks einer Expansion unterliegt. Durch eine geeignete Auslegung / Dimensionierung und/oder ein geeignetes Design kann der Widerstand, den das Volumenelement einer solchen Expansion bzw. Kontraktion entgegensetzt, entsprechend definiert werden, insbesondere festgelegt oder einstellbar ausgebildet werden. Es besteht somit durch die Erfindung die Möglichkeit, durch entsprechende Gestaltung des Vo- lumenelements und/oder dessen Innenvolumens, insbesondere dessen Füllung, einen Dämpfer auszubilden, dessen Abstimmfrequenz in der gewünschten Weise und auf gewünschte Werte designed ist.
Vorteilhafte Ausführungsformen der Erfindung sind in den Unteransprüchen bean- sprucht und werden nachfolgend näher erläutert.
Eine Ausführungsform ist dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpferkammer über den Fluidkanal fluidisch mit der Kupplungsbetätigungsstrecke verbunden ist. Die Dämpferkammer kann insbesondere mit dem Hydraulikmedium der Kupplungs- betätigungsstrecke gefüllt sein. Auf diese Weise ist eine besonders direkte Übertragung von Vibrationen oder Druckschwankungen der hydraulischen Betätigungsstrecke auf die Dämpferkammer und auf das darin befindliche Volumenelement sichergestellt. Es ist von besonderem Vorteil, wenn das Volumenelement optional mit einem Füllmedium, insbesondere mit einem Dämpfungsmedium gefüllt ist. Dieses Füllmedium kann das gesamte Innenvolumen des Volumenelements ausfüllen und einnehmen. Durch dessen entsprechende Auswahl können die Federeigenschaften und/oder die Dämpfungseigenschaften des Volumenelements bestimmt und ausgebildet werden. Das Medium weist nach der Erfindung vorzugsweise eine gewisse Kompressibilität auf. Es kann ein Feststoff, eine Flüssigkeit, ein Gas oder eine Mischung daraus sein. Die Kompressibilität des Füllmediums bestimmt den Widerstand des Volumenelements gegen eine durch Erhöhung des Fluiddrucks erzwungene Kompression. Des Weiteren kann das Füllmedium die Rückstelleigenschaften nach einer Verformung (Kompressi- on oder Expansion) bestimmen. Kurz gesagt können über das Füllmedium die Federeigenschaften und/oder die Dämpfereigenschaften des Dämpfers bestimmt sein und werden. Es ist daher ein besonderer Vorteil der Erfindung, dass Dämpfer mit gleichem Design, insbesondere mit gleicher Geometrie, gleichen Abmessungen und gleichen Anschlüssen, jedoch mit unterschiedlichen Dämpfereigenschaften und vor allem un- terschiedlicher Abstimmungsfrequenz bereitgestellt werden können.
Das Füllmedium kann im Rahmen der Erfindung insbesondere im Wesentlichen aus einem Metall, Kunststoff oder Fett oder Mischungen daraus bestehen. Nach einer besonderen Ausführungsform ist das Füllmedium ein Metallschaum oder ein Elastomer, vorzugsweise Ethylen-Propylen-Dien-Kautschuk (EPDM) oder EPDM-Schaum. Durch Ausbilden des Füllmediums als Volumenkörper aus geschlossen porigem Schaum kann in besonders einfacher und effizienter Weise die hermetische Dichtheit des Volumenelements sichergestellt werden. Die gewünschte Federwirkung kann aus dem Gehäuse-Material des Volumenelementes und/oder durch den Inhalt des Volumen- elementes entstehen. Man kann dieses auch aus Federstahl herstellen und im Inneren ein Vakuum oder einen Unterdruck erzeugen.
Nach einer weiteren Ausführungsform der Erfindung ist das Volumenelement mittels einer hermetisch dichten Membran gegenüber der Dämpferkammer abgedichtet oder mittels dieser von der Dämpferkammer getrennt. Dies ermöglicht die Verwendung eines flüssigen oder gasförmigen oder offenporigen Schaums als Füllmedium, was besonders geeignete Rückstellkräfte nach einer Kompression bietet. Der Dämpfer kann als Koaxialdämpfer mit einem Fluidzuleitungskanal und einem Flu- idableitungskanal ausgebildet sein. Alternativ kann er als T-Dämpfer mit einem einzigen Fluidkanal für Fluidzuleitung und für Fluidableitung ausgebildet sein.
Eine Ausführungsform ist dadurch gekennzeichnet, dass der Dämpfer ein die
Dämpferkammer ausbildendes Gehäuse aufweist. Dieses kann einteilig oder mehrteilig, insbesondere zweiteilig, ausgebildet sein. Eine zweiteilige Ausführung erleichtert eine Montage des Volumenelements in der Dämpferkammer. Das Gehäuse kann aus Metall oder Kunststoff bestehen. Besonders vorteilhaft ist ein Gehäuse aus einem glasfaserverstärktem Kunststoff, da dieses eine besonders hohe Stabilität, geringe Verformung bei Druckänderung und hohe Berst-Festigkeit sicherstellt. Des Weiteren ist ein Gehäuse aus Kunststoff besonders gut geeignet für die in einem Kraftfahrzeug herrschenden Bedingungen. Es ist insbesondere beständig gegenüber Stoffen, die im Motorraum eines Kraftfahrzeugs vorhanden sein können, wie NaCI, CaCI, Batteriesäure, Hydraulik-Öl, Kühlwasser, Benzin, Diesel, Bremsflüssigkeit, etc. Im Falle eines Ko- axialdämpfers weist dessen Gehäuse einen Eingang zur Zuführung von Hydraulikmedium sowie einen Ausgang zur Ableitung von Hydraulikmedium auf.
Im Falle eines mehrteiligen Gehäuses können dessen Gehäuseteile beispielsweise stoffschlüssig, kraftschlüssig oder formschlüssig miteinander druckdicht, mediums- dicht und ggf. sogar vakuumdicht verbunden sein. Die Verbindung der Gehäuseteile kann zum Beispiel durch Ultraschallschweißen, Reibschweißen oder Laserschweißen ausgebildet sein. Eine formschlüssige Verbindung der Gehäuseteile kann zum Beispiel mittels einer Bajonettverbindung realisiert sein. Es ist von besonderem Vorteil, wenn das Volumenelement ortsfest in der Dämpferkammer angeordnet ist. Eine solche Anordnung kann insbesondere durch eine am oder im Gehäuse ausgebildete Aufnahmestruktur erfolgen. Dadurch werden Relativbewegungen des Volumenelements zum Gehäuse vermieden, so dass der Dämpfer im Wesentlichen keine Hysterese zeigt. Um ein schnelles Ansprechverhalten des Dämpfers zu bewirken, ist es von Vorteil, wenn der in der Dämpferkammer herrschende Druck möglichst aus allen Richtungen oder nahezu allen Richtungen und möglichst großflächig auf das Volumenelement wirkt. Dies kann nach einer besonderen Ausführungsform der Erfindung bewirkt werden, indem zwischen dem Gehäuse und dem Volumenelement zumindest ein Strömungskanal für das Hydraulikmedium ausgebildet ist. Auf diese Weise ist einfach sichergestellt, dass das Volumenelement vom Hydraulikmedium umströmt ist und dieses nahezu allseits des Volumenelements vorliegt. Im Falle eines Dämpfers in Koaxi- albauweise sind Zufluss und Abfluss über den Strömungskanal strömungstechnisch miteinander verbunden.
Der erfindungsgemäße Dämpfer kann insbesondere eine Steifigkeit von mehr als ca. 4 mm3/bar aufweisen. Steifigkeitswerte von mehr als ca. 9 mm3/bar bis zu ca. 15 mm3/bar liegen bei besonderen Ausführungsformen vor. Insbesondere kann die Steifigkeit des Volumenelements je nach den an den Dämpfer gestellten Anforderungen in einem Bereich zwischen ca. 3 mm3/bar bis hin zu ca. 20 mm3/bar liegen.
Nach einer weiteren Ausführungsform weist das Volumenelement einen Anschlag auf, der insbesondere innerhalb des Innenvolumens des Volumenelements ausgebildet sein kann. Der Anschlag bildet eine Begrenzung für Verformungen des Volumenelements, insbesondere für Kompressionen, und dient damit einer Erhöhung der Sicherheit sowie der Berst-Festigkeit des Dämpfers. Er kann zum Beispiel ausgebildet sein, indem zwei zueinander relativbewegte Bestandteile des Volumenelements bei einer bestimmten Kompression aneinander in Anlage gelangen und damit eine weitere Kompression des Volumenelements verhindert wird.
Man kann auch sagen, dass mit der vorliegenden Erfindung ein koaxialer oder T- förmiger Schwingungsdämpfer zur Reduzierung von Schwingungen in einem hydrauli- sehen System vorgeschlagen wird, dessen Dämpfungsfunktion im Wesentlichen unabhängig von Temperaturdifferenzen und vom Gehäusematerial ist, und der insbesondere für niedrige Frequenzbereiche einsetzbar ist. Der Dämpfer weist eine Volumenkammer auf, die mit einem EPDM-Schaum oder einem Metallschaum oder Fett gefüllt sein kann, um in unterschiedlichen entsprechenden Frequenzbereichen zu dämpfen. Bei einer mit Fett gefüllten Volumenkammer besteht der Vorteil, dass Luftblasen nicht in diese eindringen können, so dass kein Abgleich des Dämpfers mehr erforderlich ist. Ein weiterer Vorteil ist darin zu sehen, dass mit dem erfindungsgemäßen Dämpfer ein breiterer Frequenzbereich gedämpft werden kann, ohne dass dies zu einer Vergrößerung des Dämpfers, insbesondere zu einer Vergrößerung dessen axialer Länge führt. Insgesamt ermöglicht die Erfindung einen wesentlich verbesserten Hydraulik-Dämpfer mit tiefer Wirkfrequenz und breiter Einsatzmöglichkeit.
Die Erfindung wird nachfolgend mittels eines Ausführungsbeispiels anhand
Zeichnungen näher erläutert. Dabei zeigt:
Fig. 1 eine perspektivische teilgeschnittene Ansicht eines Dämpfers nach dem
Stand der Technik in Koaxialbauweise,
Fig. 2 eine schematische Darstellung des Dämpfers der Figur 1 ,
Fig. 3 ein Frequenz-Druck-Diagramm für den Dämpfer der Figur 1 ,
Fig. 4 eine perspektivische teilgeschnittene Ansicht eines Dämpfers nach dem
Stand der Technik in T-Form,
Fig. 5 ein Frequenz-Druck-Diagramm für den Dämpfer der Figur 4,
Fig. 6 eine schematische Schnittansicht einer ersten Ausführungsform eines
Dämpfers nach der Erfindung,
Fig. 7 ein Druck-Volumen-Diagramm eines Dämpfers nach der Erfindung,
Fig. 8 eine schematische Schnittansicht einer zweiten Ausführungsform eines
Dämpfers nach der Erfindung,
Fig. 9 eine schematische Schnittansicht einer dritten Ausführungsform eines
Dämpfers nach der Erfindung und
Fig. 10 eine schematische Schnittansicht einer vierten Ausführungsform eines
Dämpfers nach der Erfindung.
Die Figuren sind lediglich schematischer Natur und dienen nur dem Verständnis der Erfindung. Die gleichen bzw. vergleichbaren Elemente sind mit denselben Bezugszeichen versehen.
Ein bekannter Koaxialdämpfer 1 für ein hydraulisches Kupplungssystem ist in den Figuren 1 und 2 gezeigt. Dieser weist ein Gehäuse 2 mit einem ersten Gehäuseteil 3 und einem zweiten Gehäuseteil 4 auf, die miteinander verbunden sind und einen Flu- idkanal 5 umschließen. Eine Längsachse 6 des Dämpfers 1 ist in den Figuren gestrichelt eingezeichnet. Der Fluidkanal 5 weist eine Zulauföffnung 7 und eine Ablauföffnung 8 auf. Das zulauf- seitige Ende des Gehäuses 2 ist mit einem in den Figuren nicht dargestellten Geberzylinder verbunden.
Das ablaufseitige Ende des Gehäuses 2 ist mit einem in den Figuren nicht dargestell- ten Nehmerzylinder verbunden. Auf diese Weise ist der Koaxialdämpfer 1 seriell in die hydraulische Strecke des Kupplungssystems eingebunden. Zwischen dem ersten Gehäuseteil 3 und dem zweiten Gehäuseteil 4 ist ein Drosselelement 9 angeordnet.
Des Weiteren ist im zweiten Gehäuseteil 4 eine ringförmige Dämpferkammer 10 aus- gebildet, die über einen zwischen dem zweiten Gehäuseteil 4 und dem Drosselelement 9 ausgebildeten ringförmigen Drosseldurchlass 1 1 strömungstechnisch mit dem Fluidkanal 5 verbunden ist. Über die Öffnungsweite des Drosseldurchlasses 1 1 können Zuströmung in die und Abströmung aus der Dämpferkammer 10 bestimmt sein. Infolge von Druckschwankungen in der hydraulischen Strecke, die auf das im Fluidka- nal 5 vorliegende hydraulische Medium übertragen werden, kommt es zu Zuströmun- gen bzw. Abströmungen von Hydraulikmedium in die Dämpferkammer 10 hinein bzw. aus der Dämpferkammer 10 hinaus. Durch geeignete Auswahl der Öffnungsweite des Drosseldurchlasses 1 1 wird diesen ein gewisser hydraulischer Widerstand entgegengesetzt und so die gewünschte Dämpfungswirkung bewirkt.
Der in der Figur 4 dargestellte T-Dämpfer 12 (auch als Dämpferdose 12 bezeichnet) funktioniert in ähnlicher Weise und weist ebenfalls ein zweiteiliges Gehäuse 2 mit einem ersten Gehäuseteil 3 und einem zweiten Gehäuseteil 4 auf, die miteinander verbunden sind und eine Dämpferkammer 10 ausbilden. Der T-Dämpfer ist nicht seriell in die hydraulische Strecke 13 integriert, sondern von dieser abgezweigt. Er ist über einen Fluidkanal 5 mit der hydraulischen Strecke 13 verbunden, über den sowohl die Zuströmung zur als auch die Abströmung aus der Dämpferkammer 10 erfolgt. Bei dem in Figur 3 gezeigten Dämpfer 12 ist der Fluidkanal 5 als Drossel ausgebildet bzw. besitzt die Wirkung einer Drossel. Die Figuren 3 und 5 zeigen jeweils beispielhaft ein Frequenz-Druck-Diagramm der Dämpfer 1 bzw. 12 der Figuren 1 , 2 und 4. Eingezeichnet ist zum Einen der Druckverlauf 28 über der Frequenz ohne Dämpfer und zum Anderen der Druckverlauf 29 über der Frequenz mit Dämpfer. Deutlich zu erkennen ist, dass jeweils nur ein relativ schmales Frequenzband herausgedämpft wird und dieses auf den jeweils vorliegenden Frequenzverlauf abgestimmt sein muss. Eine solche Abstimmung auf den bei einem bestimmten Anwendungsfall jeweils vorliegenden Frequenzverlauf ermöglicht die vorliegende Erfindung.
Eine erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Dämpfers 1 in Koaxialbauform ist in Figur 6 gezeigt. Der Koaxialdämpfer 1 weist ein Gehäuse 2 mit einem ersten Gehäuseteil 3 und einem zweiten Gehäuseteil 4 auf. Diese sind an einer Fügestelle 14 miteinander hermetisch dicht verbunden, beispielswiese mittels einer Ultraschall- schweißung, Klebung, Laserschweißung oder ähnlichem. Die beiden Gehäuseteile 3, 4 umschließen eine Dämpferkammer 10 hermetisch und damit hydraulikmediums- dicht. Im ersten Gehäuseteil 3 ist eine Zulauf- oder Einlassöffnung 7 ausgebildet, während im zweiten Gehäuseteil 4 eine Ablauf- oder Auslassöffnung 8 ausgebildet ist. Der Dämpfer 1 ist über die Zulauföffnung 7 mit einem nicht dargestellten Geberzylinder und über die Ablauföffnung 8 mit einem nicht dargestellten Nehmerzylinder verbunden. Man kann auch sagen, dass die Zulauföffnung 7, die Dämpferkammer 10 und die Ablauföffnung 8 einen Fluidkanal 5 des Dämpfers 1 ausbilden, der seriell in eine nicht dargestellte hydraulische Strecke eingebunden ist. In der Dämpferkammer 10 ist ein Volumenelement 15 angeordnet. Es ist in der dargestellten Ausführungsform mittels eines Aufnahme 16, die am ersten Gehäuseteil 3 ausgebildet ist, relativ zum Gehäuse 2 ortsfest gehalten. Das Volumenelement 15 weist ein Innenvolumen 17 auf, das gegenüber dem Volumen der Dämpferkammer 10 hermetisch dicht ist. Ein Stoffaustausch, insbesondere Austausch von Hydraulikmedium, zwischen dem Innenvo- lumen 17 und dem das Volumenelement 15 umgebenden Volumen der Dämpferkammer 10 ist so ausgeschlossen.
Um eine Strömung von Hydraulikmedium von der Zuführöffnung 7 zur Abführöffnung 8 zu ermöglichen und so das Volumenelement 15 von allen Seiten dem Druck des Hyd- raulikmediums auszusetzen, sind in dem Gehäuse 2, bei der vorliegenden Ausführungsform in der Aufnahme 16, Strömungskanäle 18 ausgebildet. Der auf das Volumenelement 15 durch das Hydraulikmedium ausgeübte Druck ist in der Figur 6 mit Pfeilen p angedeutet.
Die Figuren 8, 9 und 10 zeigen alternative Ausführungsformen des Volumenelements 15. In diesen Figuren sind der Einfachheit halber weitere Elemente des Dämpfers 1 , 12 wie zum Beispiel das Gehäuse 2 nicht oder nur angedeutet dargestellt. Die Figur 8 zeigt ein als Membranfeder ausgebildetes Volumenelement 15. Dieses besteht aus einem ersten hohlzylinderförmigen Abschnitt 19 und einem zweiten hohlzylinderförmi- gen Abschnitt 20, die zueinander in Richtung der Längsachse 6 relativbeweglich sind und mittels einer Federmembran 21 , beispielsweise aus Metall oder Kunststoff, derart miteinander verbunden sind, dass zwischen diesen genannten Elementen das gegenüber der Dämpferkammer 10 hermetisch dichte Innenvolumen 17 gebildet ist. Einan- der zugewandte Stirnflächen 22, 23 der Abschnitte 19 bzw. 20 bilden, indem sie bei einer Relativbewegung der Abschnitte 19, 20 aufeinander zu gegeneinander stoßen, einen Anschlag oder Endanschlag aus. Nach Anlage der Stirnflächen 22, 23 aneinander sind die Abschnitte 19, 20 auch bei weiterer Druckerhöhung in der Dämpferkammer 10 nicht weiter gegeneinander relativpositionierbar, so dass die Kompression des Volumenelements 15 begrenzt ist, wodurch die Berstfestigkeit des Dämpfers 1 , 12 erhöht wird. Die Volumenänderung, also auch die Kompression, des Volumenelements 15 der Figur 8 ergibt sich aus der Relativpositionierung s in Axialrichtung 6 multipliziert mit der Fläche A der jeweiligen Abschnitte 19, 20. Das Volumenelement 15 der Figur 9 ist randseitig am Gehäuse 2 ausgebildet, indem eine hermetisch dichte Membran 24 dicht mit dem Gehäuse 2 derart verbunden ist, dass dazwischen ein Innenvolumen 17 geschaffen ist. Die Membran 24 kann vollständig verformbar oder abschnittsweise verformbar ausgebildet sein. Im letzteren Fall weist sie zum Beispiel einen steifen Mittenbereich 25 auf, der von einem elastisch ver- formbaren Federabschnitt 26 umgeben ist. Der Mittenbereich 25 kann bei entsprechender Kompression des Volumenelements 15 an dem Gehäuse 2 zur Anlage kommen und so einen Endanschlag ausbilden, der eine weitere Kompression des Volumenelements 15 verhindert. Das Volumenelement der Figur 10 weist zwei einander gegenüberliegende Membranen 24 auf, die jeweils der vorstehend mit Bezug auf die Figur 9 beschriebenen Membran 24 entsprechen. Ein eine Kompression des Volumenelements 15 begrenzender Anschlag ist durch die beiden Mittenabschnitte 25 der Membranen 24 ausge- bildet, die bei entsprechender Kompression aneinander zur Anlage gelangen.
Alle vorstehend beschriebenen und in den Figuren 5, 8, 9 und 10 dargestellten Volumenelemente 15 weisen ein Innenvolumen 17 auf, das hermetisch gegenüber dem mit Hydraulikmedium gefüllten und unter entsprechendem Druck stehenden Dämpfer- kammer 10 dicht ist. Das Innenvolumen 17 kann bei allen Ausführungsformen mit einem Füllmedium gefüllt sein. Dieses kann im Wesentlichen aus einem Metall, Kunststoff oder Fett oder Mischungen daraus bestehen. Es kann insbesondere ein Metallschaum oder ein Elastomer, vorzugsweise Ethylen-Propylen-Dien-Kautschuk (EPDM) oder EPDM-Schaum sein.
Durch entsprechende Auswahl des Füllmediums können die Kompressibilität und die Kompressibilitätseigenschaften des Volumenelements 15 definiert und bestimmt werden. Man kann das Volumenelement 15 als eine Art Feder auffassen, dessen Steifigkeit oder Steifigkeitsverlauf über einen bestimmten Verformungsbereich durch eine entsprechende Füllung mit Füllmedium bestimmt ist. Entsprechend kann die Steifig- keitskennlinie oder die Federkennlinie (siehe als Beispiel in Figur 6) über eine entsprechende Ausbildung der Geometrie der Membranfeder bestimmt oder justiert werden. Die Figur 5 zeigt beispielhaft die Volumenzunahme und damit auch den Steifigkeitsverlauf in mm3/bar für eine derartige Membranfeder ohne Einfluss der Füllung. Die Nutzung eines Füllmediums, zum Beispiel in Form zu komprimierender Gase, im Inneren der Membranfeder, also des Volumenelements, erzeugt eine zusätzliche Steifigkeit entsprechend dem Kompressionsmodul des verwendeten Füllmediums.
Die Figur 7 zeigt ein beispielhaftes Druck-Volumen-Diagramm eines erfindungsgemäßen Dämpfers 1 , 12. Auf der Abszisse ist der Druck P aufgetragen. Auf der Ordinate ist das Volumen V aufgetragen. Die Kennlinie 27 des Dämpfers 1 , 12 verläuft bei ansteigendem Druck P zunächst linear ansteigend, knickt dann ab und verläuft im We- sentlichen linear ohne weitere Steigung bis hin zum Berstdruck PB. Der Normaldruck PN des Dämpfers 1 , 12 liegt in einem Arbeitsbereich 28, der sich im linear ansteigenden Bereich der Kennlinie 27 befindet.
Bezuqszeichenliste Koaxialdämpfer
Gehäuse
erstes Gehäuseteil
zweites Gehäuseteil
Fluidkanal
Längsachse
Zulauföffnung, Einlassöffnung
Ablauföffnung, Auslassöffnung
Drosselelement
Dämpferkammer
Drosseldurchlass
T-Dämpfer
hydraulische Strecke
Fügestelle
Volumenelement
Aufnahme
Innenvolumen
Strömungskanal
hohlzylinderförmiger Abschnitt
hohlzylinderförmiger Abschnitt
Federmembran
Stirnfläche
Stirnfläche
Membran
Mittenabschnitt
Federabschnitt
Kennlinie
Druckverlauf
Druckverlauf

Claims

Patentansprüche
Schwingungsdämpfer (1 , 12) zur Reduktion von Schwingungsübertragung in einer hydraulischen Kupplungsbetätigungsstrecke (13) eines Kraftfahrzeug, wobei der Schwingungsdämpfer (1 , 12) eine mit Hydraulikfluid gefüllte
Dämpferkammer (10) mit einem Fluidkanal (5) zur druckübertragenden Verbindung der Dämpferkammer (10) mit der Kupplungsbetätigungsstrecke (13) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass in der Dämpferkammer (10) ein hermetisch dichtes Volumenelement (15) angeordnet ist, das von Hydraulikmedium umflossen und durch vom Hydraulikmedium ausgeübten Druck komprimierbar ist.
2. Schwingungsdämpfer (1 , 12) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpferkammer (10) über den Fluidkanal (5) fluidisch mit der Kupplungsbetätigungsstrecke (13) verbunden ist.
3. Schwingungsdämpfer (1 , 12) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Volumenelement (15) optional mit einem Füllmedium gefüllt ist.
4. Schwingungsdämpfer (1 , 12) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Füllmedium im Wesentlichen aus einem Metall, Metallschaum, Kunststoff, Elastomer, Ethylen-Propylen-Dien-Kautschuk (EPDM), EPDM-Schaum, Gas oder Fett besteht.
5. Schwingungsdämpfer (1 , 12) nach einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass das Volumenelement (15) mittels einer hermetisch dichten Membran (19, 20, 21 , 24) gegenüber der Dämpferkammer (10) abgedichtet ist.
6. Schwingungsdämpfer (1 , 12) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass dieser als Koaxialdämpfer (1 ) mit einem Fluidzu- leitungskanal (5, 7) und einem Fluidableitungskanal (5, 8) ausgebildet ist, oder dass dieser als T-Dämpfer (12) mit einem einzigen Fluidkanal (5) für Fluidzulei- tung und für Fluidableitung ausgebildet ist.
7. Schwingungsdämpfer (1 , 12) nach einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass dieser ein die Dämpferkammer (10) ausbildendes Gehäuse (2, 3, 4) aufweist.
8. Schwingungsdämpfer (1 , 12) nach einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass das Volumenelement (15) ortsfest in der
Dämpferkammer (10) angeordnet ist.
9. Schwingungsdämpfer (1 , 12) nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Gehäuse (2, 3, 4) und dem Volumenelement (15) zumindest ein Strömungskanal (18) für Hydraulikmedium ausgebildet ist.
10. Schwingungsdämpfer (1 , 12) nach einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass dieser eine Steifigkeit von mehr als ca. 4 mm3/bar aufweist.
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