WO2020011722A1 - Frequenzselektive dämpfeinrichtung - Google Patents

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WO2020011722A1
WO2020011722A1 PCT/EP2019/068284 EP2019068284W WO2020011722A1 WO 2020011722 A1 WO2020011722 A1 WO 2020011722A1 EP 2019068284 W EP2019068284 W EP 2019068284W WO 2020011722 A1 WO2020011722 A1 WO 2020011722A1
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WO
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valve
frequency
damping
selective
valve device
Prior art date
Application number
PCT/EP2019/068284
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English (en)
French (fr)
Inventor
Steffen Heyn
Andreas Sieber
Original Assignee
Zf Friedrichshafen Ag
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/32—Details
    • F16F9/34—Special valve constructions; Shape or construction of throttling passages
    • F16F9/348—Throttling passages in the form of annular discs or other plate-like elements which may or may not have a spring action, operating in opposite directions or singly, e.g. annular discs positioned on top of the valve or piston body
    • F16F9/3488—Throttling passages in the form of annular discs or other plate-like elements which may or may not have a spring action, operating in opposite directions or singly, e.g. annular discs positioned on top of the valve or piston body characterised by features intended to affect valve bias or pre-stress
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/32—Details
    • F16F9/44—Means on or in the damper for manual or non-automatic adjustment; such means combined with temperature correction
    • F16F9/46—Means on or in the damper for manual or non-automatic adjustment; such means combined with temperature correction allowing control from a distance, i.e. location of means for control input being remote from site of valves, e.g. on damper external wall
    • F16F9/465—Means on or in the damper for manual or non-automatic adjustment; such means combined with temperature correction allowing control from a distance, i.e. location of means for control input being remote from site of valves, e.g. on damper external wall using servo control, the servo pressure being created by the flow of damping fluid, e.g. controlling pressure in a chamber downstream of a pilot passage

Definitions

  • the invention relates to a frequency-selective damping device according to the Oberbe handle of claim 1.
  • DE 10 2012 004 684 A1 describes the combination of an electrically controlled variable damping valve and a frequency-dependent valve according to EP 1 44 2227 B1, also called “FSD valve” by the company “Koni” in the introduction to the description of DE 10 2012 004 684 A1.
  • a hydraulic parallel connection of these two valves is described in detail.
  • a series arrangement of the two valves is also mentioned and shown in a replacement diagram. If both valves are connected in series, the effect occurs that when the flow is throttled via the variable valve, an increase in damping force is recorded over an entire characteristic curve. An additional frequency-dependent increase is reduced.
  • variable damping valve If the variable damping valve is opened to the maximum, a damping force reduction on the variable damping valve and an increase in damping force on the frequency-dependent damping valve occur at low piston rod speeds. Overall, the control range seems to be very limited.
  • DE 10 2015 21 1 891 A1 discloses a frequency-selective damping valve in which a dynamic pressure in a control chamber is used to allow a control piston to act on at least one valve disk, which thus generates a variable closing force.
  • a control piston With a high-frequency excitation, the inertia of the pressure build-up within the control chamber is used, so that with high-frequency excitations, a lower closing force acts on the valve disc than with a low-frequency excitation.
  • the object of the present invention is to expand the possible uses of a frequency-dependent damping valve.
  • the object is achieved in that the effective cross section of the control channel can be set via an arbitrarily actuatable flow valve in order to regulate the inflow of damping medium into the control chamber.
  • the advantage of the design is the simple structure.
  • the flow valve does not generate any damping force and therefore does not have to be adjusted in driving tests.
  • the influence of the frequency dependence can be minimized or even switched off.
  • the flow valve is designed as a solenoid valve, which assumes a closed position when there is a higher current supply.
  • a closed position means that the frequency dependency is at least reduced. This damping force characteristic should tend to be provided less frequently, so that a reduced power consumption will be recorded via this distribution of the damping force setting.
  • the flow valve is designed as a solenoid valve, which assumes an open position in the event of a higher current.
  • the flow valve has a valve body, the pressurized surface of which is of different sizes in the effective direction of the flow valve.
  • the advantage of this embodiment of the Ventilkör pers is that a flow valve setting can be overpressed by the current operating pressure on the valve body of the flow valve, for example when peak pressures are present. This results in simple hydraulic fail-safe behavior.
  • a pre-opening cross section can be present as a flow connection between an inlet and an outlet side of the damping valve device, which is controlled by the control piston and can also be adjusted with the flow valve.
  • the pre-opening cross section serves to reduce the damping force at a low flow velocity of the damping valve device.
  • the pre-opening cross section can also be disadvantageous in the sense of one low damping force. This deficiency is also minimized with the flow valve.
  • the flow valve can have a first and a second valve body, a first valve body influencing a connection opening between the control channel and the control chamber and a second valve body influencing an effective cross section of a channel section to the pre-opening cross section.
  • the frequency-selective component and the damping force component generated by the pre-opening cross section can be influenced separately via this configuration.
  • first and second valve bodies are mechanically connected to one another, so that only one solenoid valve is necessary for actuation.
  • the mechanical connection has a compensation spring which compensates for a relative movement between the two valve bodies when one of the two valve bodies assumes an end position.
  • the damping valve device is fastened to an axially movable piston rod of a vibration damper, the frequency-selective valve device being fastened to a housing of the flow valve.
  • An armature of the solenoid is mechanically separate from the valve body of the flow valve, so that the armature and the valve body can perform a movement relative to one another. Consequently, the frequency selective Ventilein device can be mounted separately from the flow valve.
  • FIG. 1 shows a frequency-selective damping valve device 1 as part of a vibration damper 3.
  • the vibration damper 3 comprises at least one arm. beits cylinder 5, which is filled with a damping medium.
  • a piston 7 on a piston rod 9 divides the working cylinder 5 into a piston rod side and egg NEN piston rod remote working space 1 1; 13.
  • the piston 7 each has a damping valve 15, which has at least one passage channel 17 with an outlet side, which is at least partially covered by at least one valve disk 19.
  • the piston 7 with the valve disks 19 and the damping valve 15 is part of the frequency-selective damping valve device.
  • Another assembly of the damping valve device is formed by a control piston 21 which performs an axial operating movement in a control chamber 23.
  • the control room 23 is one
  • Pot element 25 is formed, which is threaded and fastened together with the piston 7 on a Kolbenstan pin 27.
  • the pot element 25 has an open end, from which the control piston 21 protrudes and an intermediate circuit device of spring washers 29; 31 on the at least one valve disk 19 of the
  • Damping valve 15 acts in the closing direction.
  • the control chamber 23 is connected to the piston rod-side working chamber 11 via a control channel 33.
  • a control channel 33 Serve at least one radial opening 35 in the piston rod pin 27 and at least one radial channel 37 above a support plate 39 for at least one valve disk 41 of a second damping valve, which is effective when the piston rod is retracted.
  • control channel 33 has a radial channel section 43 which opens into a pre-opening cross section 45 in the working space 13 remote from the piston rod and which forms an adjustable slide valve with the control piston 21.
  • a flow valve 47 is arranged, which can be controlled arbitrarily via an actuator 49 in the form of a solenoid 51 and an armature 53.
  • the armature 53 is held in a defined starting position when the solenoid 51 is de-energized by a multi-part spring arrangement 55.
  • the actuator 53 is arranged in a housing 57 which is attached to the piston rod 9 on the end face.
  • the col benstange 9 is hollow and takes supply lines 59 for the solenoid 51.
  • the flow valve 47 further comprises a valve body 61 which is held by a valve spring 63 in a defined position relative to the armature 53 and forms a seat valve with a valve seat surface 67 in the region of a connection opening 65 of the control channel 33.
  • the housing 57 for the actuator 49 comprises a bottom 68, in which the at least one radial channel 37 is executed and via which there is a connection to the piston rod pin 27.
  • the bottom 68 separates the actuator 49 from the hydraulically active components of the damping valve device 1.
  • the effective cross section of the control channel 33 determined by the lift path of the valve body 61 from the valve seat surface 67 and the cross section of the control channel 33, is set.
  • the inflow of damping medium can be adjusted depending on the tuning of the damping valve device 1 until the control chamber 23 is completely blocked from the piston rod-side working space 1 1.
  • a complete blockage as a possible extreme position leads to the fact that the frequency dependence of the damping valve device 1 is eliminated. This in turn is associated with a reduction in the maximum achievable damping force, since the control piston 21 has no additional
  • Closing force can exert on the valve disc 19 and thus on the damping valve 15.
  • valve body 61 has, for example, a mushroom-shaped cross section and thus different sized pressurized surfaces in the effective direction of the flow valve.
  • annular ring surface 69 On which the valve spring 63 is also supported, is a pressurized surface.
  • a end face 71 pointing in the direction of the armature 53 can be through shield a seal 73 against the pressure within the radial channel 37, so that there is no operating pressure and consequently there is also no pressurized area.
  • FIG. 2 shows the corresponding replacement diagram for FIG. 1.
  • FIG. 3 shows an equivalent diagram to FIG. 4, which shows a construction according to FIG. 1, but deviatingly has the valve spring 63 as a closing spring between the housing 57 and the valve body 61.
  • the flow valve 47 is designed so that an open position of the flow valve 47 is taken at a higher current supply to the solenoid.
  • the armature 53 of the solenoid valve can perform a movement relative to the valve body 61, since the armature 53 of the solenoid 51 is mechanically separated from the valve body 61 of the flow valve 47. Mechanically separated means that there are two separate components that only have a contact on the end and therefore no tensile forces can be transmitted between the components.
  • valve body 61 With a low current supply to the magnet coil 51, the armature 53 lifts off from the valve body 61.
  • the valve spring 63 continues to tension the valve body 61 on the valve seat surface Ven at the connection opening 65 of the control channel 33. This tends to result in a reduced maximum damping force. Now increases the pressure on the ring surface 69 on the valve body 61, then the valve body 61 lifts off and releases the flow path into the control channel 33, so that the frequency dependence of the
  • the pre-opening cross section 45 as a flow connection between an inlet and an outlet side of the damping valve device, which is controlled by the control piston 23, is also adjustable with the flow valve 47.
  • the inlet side is formed by the connection opening 65.
  • the effective cross section of the partial valve 47B corresponds to the effective cross section of the flow valve 47 in the variant according to FIG. 1.
  • both valve bodies 75; 77 the first and second valve bodies 75; 77 mechanically connected.
  • a force acting on the second valve body 77 is transmitted to the first valve body by 75.
  • the mechanical connection has a compensation spring 79, the relative movement between the two valve bodies 75; 77 compensates if one of the two valve bodies 75; 77 an end position on a respective valve seat surface 67; 81 occupies.
  • the valve seat surface 81 for the second valve body 77 is formed by the con central surface for the connection opening 65 in the control channel 33.
  • a further valve seat surface 81 is arranged for the first valve body 75 within the control channel 33.
  • an open retaining spring 83 for the first valve body 75 is placed in the control channel 33.
  • the spring rates and prestressing spring of the compensation spring 79, the hold-open spring 83 and the valve spring 63 for the second partial valve 47B are coordinated with one another such that the first valve body 75 can assume a passage position when the second valve body 77 also assumes a lifting position.
  • the displacement spring compensates for the displacement of the first valve body 75 from the open position to a blocking position of the second valve body.
  • the damping force behavior of the damping valve device 1 can be changed, in particular in the area of low piston rod stroke speeds.
  • the frequency-selective property of the damping valve device 1 does not have any effect, since no significant pressure builds up in the control chamber 23. If, in a first step, the inflow of damping medium from the piston rod-side working chamber 11 into the control chamber 23 is prevented by the closed first valve body 75, the damping force characteristic of the damping valve 15 practically does not change.
  • the pre-opening cross section 45 remains constantly open since the flow movement of the control piston 21 is blocked via the closed partial valve 47A.

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Abstract

Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung (1), umfassend ein mit mindestens einer Ventilscheibe (19) bestücktes Dämpfventil (15), wobei die mindestens eine Ventilscheibe (19) über einen Steuerkolben (21) in Schließrichtung angesteuert wird, indem der Steuerkolben (21) in einem Steuerraum (23) verschiebbar gelagert ist, der wiederum über einen Steuerkanal (33) mit Dämpfmedium versorgt wird, wobei der Steuerkolben (21) mit dem Steuerraum (23) und dem Steuerkanal (33) eine frequenzselektive Ventileinrichtung bilden wobei der wirksame Querschnitt des Steuerkanals (33) über ein willkürlich betätigbares Strömungsventil (47; 47 A/B) einstellbar ist, um den Zustrom von Dämpfmedium in den Steuerraum (23) zu regulieren.

Description

Freguenzselektive Dämpfeinrichtunq
Die Erfindung betrifft eine frequenzselektive Dämpfeinrichtung gemäß dem Oberbe griff von Patentanspruch 1 .
Die DE 10 2012 004 684 A1 beschreibt die Kombination eines elektrisch angesteuer ten Verstelldämpfungsventils und eines frequenzabhängigen Ventils gemäß der EP 1 44 2227 B1 , in der Beschreibungseinleitung der DE 10 2012 004 684 A1 auch„FSD- Ventil“ der Firma„Koni“ genannt. Dabei wird eine hydraulische Parallelschaltung die ser beiden Ventile im Detail beschrieben. Erwähnt und in einem Ersatzschaubild dar gestellt wird auch eine Reihenanordnung der beiden Ventile. Bei einer Reihenschal tung beider Ventile tritt der Effekt auf, dass bei einer Drosselung der Strömung über das Verstellventil eine Dämpfkrafterhöhung über eine gesamte Kennlinie zu ver zeichnen ist. Eine zusätzliche frequenzabhängige Erhöhung wird dabei reduziert.
Wird das Verstelldämpfungsventil maximal geöffnet, dann tritt bei niedrigen Kolben stangengeschwindigkeiten eine Dämpfkraftreduzierung am Verstelldämpfungsventil und eine Dämpfkrafterhöhung am frequenzabhängigen Dämpfventil auf. In Summe scheint der Regelbereich sehr eingrenzt zu sein.
Die DE 10 2015 21 1 891 A1 offenbart ein frequenzselektives Dämpfventil, bei dem ein Staudruck in einer Steuerkammer ausgenutzt wird, um einen Steuerkolben auf mindestens eine Ventilscheibe einwirken zu lassen, der damit eine variable Schließ kraft erzeugt. Bei einer hochfrequenten Anregung wird die Trägheit des Druckauf- baus innerhalb der Steuerkammer ausgenutzt, so dass bei hochfrequenten Anregun gen eine geringere Schließkraft auf die Ventilscheibe einwirkt als bei einer niedrigfre quenten Anregung.
Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, die Einsatzmöglichkeiten ei nes frequenzabhängigen Dämpfventils zu erweitern. Die Aufgabe wird dadurch gelöst, dass der wirksame Querschnitt des Steuerkanals über ein willkürlich betätigbares Strömungsventil einstellbar ist, um den Zustrom von Dämpfmedium in den Steuerraum zu regulieren.
Der Vorteil der Konstruktion besteht im einfachen Aufbau. Das Strömungsventil er zeugt keine Dämpfkraft und muss deshalb auch nicht in Fahrversuchen abgestimmt werden. Je nach gewählter Auslegung der Dämpfventileinrichtung kann der Einfluss der Frequenzabhängigkeit minimiert oder sogar abgeschaltet werden.
Bei einer Ausführungsform ist das Strömungsventil als ein Magnetventil ausgeführt, das bei einer höheren Bestromung eine Schließstellung einnimmt. Eine Schließstel lung bedeutet, dass die Frequenzabhängigkeit zumindest reduziert ist. Diese Dämpf kraftcharakteristik soll tendenziell seltener vorgesehen sein, so dass über diese Ver teilung der Dämpfkrafteinstellung ein reduzierter Stromverbrauch zu verzeichnen sein wird.
Alternativ kann man auch vorsehen, dass das Strömungsventil als ein Magnetventil ausgeführt ist, das bei einer höheren Bestromung eine Offenhalteposition einnimmt.
Gemäß einem vorteilhaften Unteranspruch weist das Strömungsventil einen Ventil körper auf, dessen druckbeaufschlagte Fläche in Wirkrichtung des Strömungsventils unterschiedlich groß ausgeführt ist. Der Vorteil dieser Ausgestaltung des Ventilkör pers besteht darin, dass eine Strömungsventileinstellung von dem momentanen Be triebsdruck am Ventilkörper des Strömungsventils überdrückt werden kann, bei spielsweise, wenn Spitzendrücke anliegen. Dadurch wird ein einfaches hydraulisches fail-safe-Verhalten erreicht.
Optional kann ein Voröffnungsquerschnitt als Strömungsverbindung zwischen einer Zulauf- und einer Abflussseite der Dämpfventileinrichtung vorliegen, der von dem Steuerkolben angesteuert wird und ebenfalls mit dem Strömungsventil einstellbar ist. Der Voröffnungsquerschnitt dient zur Absenkung der Dämpfkraft bei einer niedrigen Anströmungsgeschwindigkeit der Dämpfventileinrichtung. Bei bestimmten Randbe dingungen kann der Voröffnungsquerschnitt jedoch auch nachteilig im Sinne einer zu geringen Dämpfkraft sein. Dieser Mangel wird mit dem Strömungsventil ebenfalls minimiert.
Des Weiteren kann das Strömungsventil einen ersten und einen zweiten Ventilkörper aufweisen, wobei ein erster Ventilkörper eine Anschlussöffnung zwischen dem Steu erkanal und dem Steuerraum und ein zweiter Ventilkörper einen wirksamen Quer schnitt eines Kanalabschnitts zum Voröffnungsquerschnitt beeinflusst. Über diese Ausgestaltung können der frequenzselektive Anteil und der durch den Voröffnungs querschnitt erzeugte Dämpfkraftanteil getrennt beeinflusst werden.
Im Hinblick auf eine einfache Bauform sind der erste und der zweite Ventilkörper me chanisch miteinander verbunden, so dass nur ein Magnetventil zur Betätigung not wendig ist.
In einer bevorzugten Ausführung weist die mechanische Verbindung eine Kompen sationsfeder auf, die eine Relativbewegung zwischen den beiden Ventilkörpern aus gleicht, wenn einer der beiden Ventilkörper eine Endstellung einnimmt. Diese Ausge staltung erleichtert den Einsatz eines Sitzventils für die Strömungsventile
Die Dämpfventileinrichtung ist an einer axial beweglichen Kolbenstange eines Schwingungsdämpfers befestigt, wobei die frequenzselektive Ventileinrichtung an einem Gehäuse des Strömungsventils befestigt ist.
Ein Anker der Magnetspule ist mechanisch von dem Ventilkörper des Strömungsven tils getrennt ausgeführt, so dass der Anker und der Ventilkörper eine Relativbewe gung zueinander ausführen können. Folglich kann die frequenzselektive Ventilein richtung von dem Strömungsventil getrennt montiert werden.
Anhand der folgenden Figurenbeschreibung soll die Erfindung näher erläutert wer den.
Die Figur 1 zeigt eine frequenzselektive Dämpfventileinrichtung 1 als Teil eines Schwingungsdämpfers 3. Der Schwingungsdämpfer 3 umfasst zumindest einen Ar- beitszylinder 5, der mit einem Dämpfmedium gefüllt ist. Ein Kolben 7 an einer Kol benstange 9 unterteilt den Arbeitszylinder 5 in einen kolbenstangenseitigen und ei nen kolbenstangenfernen Arbeitsraum 1 1 ; 13. Der Kolben 7 verfügt über jeweils ein Dämpfventil 15, das mindestens einen Durchtrittskanal 17 mit einer Austrittsseite aufweist, die zumindest teilweise von mindestens einer Ventilscheibe 19 abgedeckt wird.
Der Kolben 7 mit den Ventilscheiben 19 bzw. das Dämpfventil 15 ist ein Bestandteil der frequenzselektiven Dämpfventileinrichtung. Eine weitere Baugruppe der Dämpf ventileinrichtung wird von einem Steuerkolben 21 gebildet, der in einem Steuerraum 23 eine axiale Betriebsbewegung ausführt. Der Steuerraum 23 wird von einem
Topfelement 25 gebildet, das zusammen mit dem Kolben 7 auf einem Kolbenstan genzapfen 27 aufgefädelt und befestigt ist. Das Topfelement 25 verfügt über ein of fenes Ende, aus dem der Steuerkolben 21 herausragt und über eine Zwischenschal tung von Federscheiben 29; 31 auf die mindestens eine Ventilscheibe 19 des
Dämpfventils 15 in Schließrichtung einwirkt.
Der Steuerraum 23 ist über einen Steuerkanal 33 mit dem kolbenstangenseitigen Arbeitsraum 11 verbunden. Dafür dienen mindestens eine Radialöffnung 35 im Kol benstangenzapfen 27 und mindestens ein Radialkanal 37 oberhalb einer Stützschei be 39 für mindestens eine Ventilscheibe 41 eines zweiten Dämpfventils, das bei einer Einfahrbewegung der Kolbenstange wirksam ist.
Zusätzlich verfügt der Steuerkanal 33 über radialen Kanalabschnitt 43, der in einen Voröffnungsquerschnitt 45 im kolbenstangenfernen Arbeitsraum 13 mündet und der mit dem Steuerkolben 21 ein verstellbares Schieberventil bildet.
Räumlich zwischen dem Steuerkanal 33 und dem kolbenstangenseitigen Arbeits raum 1 1 ist ein Strömungsventil 47 angeordnet, das willkürlich über einen Aktuator 49 in der Bauform einer Magnetspule 51 und eines Ankers 53 ansteuerbar ist. Der Anker 53 wird bei stromloser Magnetspule 51 von einer mehrteiligen Federanord nung 55 in einer definierten Ausgangsposition gehalten. Der Aktuator 53 ist in einem Gehäuse 57 angeordnet, das stirnseitig an der Kolbenstange 9 befestigt ist. Die Kol- benstange 9 ist hohl ausgeführt und nimmt Versorgungsleitungen 59 für die Magnet spule 51 auf.
Das Strömungsventil 47 umfasst des Weiteren einen Ventilkörper 61 , der von einer Ventilfeder 63 in einer definierten Position zum Anker 53 gehalten wird und mit einer Ventilsitzfläche 67 im Bereich einer Anschlussöffnung 65 des Steuerkanals 33 ange ordneten ein Sitzventil bildet.
Das Gehäuse 57 für den Aktuator 49 umfasst einen Boden 68, in dem der mindes tens eine Radialkanal 37 ausführt ist und über den eine Verbindung mit dem Kolben stangenzapfen 27 besteht. Der Boden 68 trennt den Aktuator 49 von den hydraulisch wirksamen Komponenten der Dämpfventileinrichtung 1.
In Abhängigkeit der Bestromung der Magnetspule 51 wird der wirksame Querschnitt des Steuerkanals 33, bestimmt durch den Abhubweg des Ventilkörpers 61 von der Ventilsitzfläche 67 und dem Querschnitt des Steuerkanals 33, eingestellt. Über den wirksamen Querschnitt lässt sich der Zustrom von Dämpfmedium je nach Abstim mung der Dämpfventileinrichtung 1 bis zur völligen Blockade des Steuerraums 23 vom kolbenstangenseitigen Arbeitsraum 1 1 einstellen. Eine völlige Blockade als mögliche Extremstellung führt dazu, dass die Frequenzabhängigkeit der Dämpfventi leinrichtung 1 aufgehoben ist. Damit ist wiederum eine Reduzierung der maximal er reichbaren Dämpfkraft verbunden, da der Steuerkolben 21 keine zusätzliche
Schließkraft auf die Ventilscheibe 19 und damit auf das Dämpfventil 15 ausüben kann. Umgekehrt kann bei einem maximalen Zustromquerschnitt auch die maximale frequenzabhängige Wirkung des Steuerkolbens 21 ausgenutzt werden. Dahinter steht der Effekt, dass bei einer hochfrequenten Kolbenstangenbewegung der Druck anstieg im Steuerraum 23 der Bewegung der Kolbenstange hinterherhinkt. Diese T rägheit des Systems wird ausgenutzt, um die Schließkraft auf die Ventilscheibe 19 des Dämpfventils 15 zu reduzieren. Bei einer niedrig frequenten aber trotzdem schnellen Kolbenstangenbewegung steigt der Druck proportional zur Kolbenstan gengeschwindigkeit, so dass dann im Steuerraum 23 ein erhöhter Druck entsteht, der den Steuerkolben 21 in Richtung der Ventilscheibe 19 bewegt und damit die zusätzli- che Schließkraft erzeugt. Diese Schließkraft bedeutet, dass das Dämpfventil eine größere Dämpfkraft erzeugen kann. Man kann vereinfacht zusammenfassen: maximal Querschnitt des Strömungsventils => maximale Dämpfkraft der Dämpfventi leinrichtung
Minimaler Querschnitt des Strömungsventils => minimale Dämpfkraft
Wie man aus der Fig. 1 entnehmen kann, verfügt der Ventilkörper 61 beispielhaft über einen pilzförmigen Querschnitt und damit über unterschiedlich große druckbe aufschlagte Flächen in Wirkrichtung des Strömungsventils.
Bei geschlossenem Strömungsventil 47, bei dem der Ventilkörper 61 auf der stirnsei tigen Ventilsitzfläche 67 aufliegt, stellt eine kreisringförmige Ringfläche 69, an der sich auch die Ventilfeder 63 abstützt, eine druckbeaufschlagte Fläche dar. Ein in Richtung des Ankers 53 weisende Stirnfläche 71 kann man durch eine Dichtung 73 gegen den Druck innerhalb des Radialkanals 37 abschirmen, so dass dort kein Be triebsdruck herrscht und folglich auch keine druckbeaufschlagte Fläche vorliegt.
Für den Fall, dass das Strömungsventil 47 bei einer höheren Bestromung eine Schließstellung einnimmt, kann je nach Auslegung der Schließkraft des Aktuators 49 und der Bemessung der Flächen am Ventilkörper 61 der Effekt ausgenutzt werden, dass die Schließkraft des Aktuators 49 von der Druckkraft des Dämpfmediums auf den Ventilkörper 61 in Öffnungsrichtung überkompensiert wird und der Ventilkörper 61 den Steuerkanal 33 freigibt. Damit sich oberhalb des Ventilkörpers kein Staudruck aufbauen kann, verfügen der Anker 53 wie auch der Ventilkörper 61 über einen axial verlaufenden Druckausgleichskanal 72; 74. Zum besseren Verständnis zeigt die Fig. 2 das entsprechende Ersatzschaubild zur Fig. 1.
Dadurch kann ein Sicherheitsgewinn erzielt werden bzw. ggf. kann die Steuerung des Strömungsventils 47 durch diesen hydraulischen Effekt vereinfacht werden. Mit der Fig. 3 liegt ein Ersatzschaubild zur Fig. 4 vor, das eine Konstruktion gemäß der Fig. 1 zeigt, aber abweichend die Ventilfeder 63 als eine Schließfeder zwischen dem Gehäuse 57 und dem Ventilkörper 61 aufweist. Gleichzeitig ist das Strömungs ventil 47 so ausgeführt, das bei einer höheren Bestromung der Magnetspule eine Offenhalteposition des Strömungsventils 47 eingenommen wird. Zusätzlich kann der Anker 53 des Magnetventils eine Relativbewegung zum Ventilkörper 61 durchführen, da der Anker 53 der Magnetspule 51 von dem Ventilkörper 61 des Strömungsventils 47 mechanisch getrennt ausgeführt ist. Mechanisch getrennt bedeutet, dass zwei separate Bauteile vorliegen, die lediglich stirnseitig einen Berührkontakt aufweisen und damit keine Zugkräfte zwischen den Bauteile übertragen werden können.
Bei einer geringen Bestromung der Magnetspule 51 hebt der Anker 53 von dem Ven tilkörper 61 ab. Die Ventilfeder 63 spannt den Ventilkörper 61 weiterhin auf die Ven tilsitzfläche 67 an der Anschlussöffnung 65 des Steuerkanals 33. Tendenziell liegt damit eine reduzierte maximale Dämpfkraft vor. Steigt nun der Druck auf die Ringflä che 69 am Ventilkörper 61 , dann hebt der Ventilkörper 61 ab und gibt den Strö mungsweg in den Steuerkanal 33 frei, so dass die Frequenzabhängigkeit des
Dämpfventils 15 steigt.
Die Variante nach Fig. 5 basiert auf der Fig. 1 . Zusätzlich ist der Voröffnungsquer schnitt 45 als Strömungsverbindung zwischen einer Zulauf- und einer Abflussseite der Dämpfventileinrichtung, die von dem Steuerkolben 23 angesteuert wird, ebenfalls mit dem Strömungsventil 47 einstellbar. Die Zulaufseite wird dabei von der An schlussöffnung 65 gebildet.
Dafür ist das Strömungsventil 47 mit zwei Teilventilen 47A; 47B ausgeführt und weist deshalb einen ersten und einen zweiten Ventilkörper 75; 77 auf, wobei der erste Ven tilkörper die Anschlussöffnung bzw. die Radialöffnung 35 zwischen dem Steuerkanal 33 und dem Steuerraum 23 und der zweite Ventilkörper 77 einen wirksamen Quer schnitt des Kanalabschnitts 43 zum Voröffnungsquerschnitt 45 beeinflusst. Der wirk same Querschnitt des Teilventils 47B entspricht dem wirksamen Querschnitt des Strömungsventils 47 in der Variante nach Fig. 1 . Um mit einem einzigen Aktuator 49 beide Ventilkörper 75; 77 anzusteuern, sind der erste und der zweite Ventilkörper 75; 77 mechanisch miteinander verbunden. Damit wird eine auf den zweiten Ventilkörper 77 einwirkende Kraft auf den ersten Ventilkör per 75 übertragen.
Die mechanische Verbindung weist eine Kompensationsfeder 79 auf, die eine Rela tivbewegung zwischen den beiden Ventilkörpern 75; 77 ausgleicht, wenn einer der beiden Ventilkörper 75; 77 eine Endstellung auf jeweils einer Ventilsitzfläche 67; 81 einnimmt. Die Ventilsitzfläche 81 für den zweiten Ventilkörper 77 wird von der kon zentrischen Fläche zur Anschlussöffnung 65 in den Steuerkanal 33 gebildet. Für den ersten Ventilkörper 75 ist innerhalb des Steuerkanals 33 eine weitere Ventilsitzfläche 81 angeordnet. Des Weiteren ist im Steuerkanal 33 eine Offen haltefeder 83 für den ersten Ventilkörper 75 platziert. Die Federraten und Vorspannfeder der Kompensati onsfeder 79, der Offenhaltefeder 83 und der Ventilfeder 63 für das zweite Teilventil 47B sind derart aufeinander abgestimmt, so dass der erste Ventilkörper 75 eine Durchlassposition einnehmen kann, wenn auch der zweite Ventilkörper 77 eine Ab hubposition einnimmt. Den Verschiebeweg des ersten Ventilkörpers 75 von der Durchlassposition bis in eine Sperrposition des zweiten Ventilkörpers gleicht die Kompensationsfeder aus.
Mit dieser Variante kann das Dämpfkraftverhalten der Dämpfventileinrichtung 1 ins besondere im Bereich geringer Kolbenstangenhubgeschwindigkeiten verändert wer den. Bei abgehobenem ersten und zweiten Ventilkörper 75; 77 in Verbindung mit ei ner geringen Kolbenstangengeschwindigkeit oder einer hochfrequenten Kolbenstan genbewegung wirkt sich die frequenzselektive Eigenschaft der Dämpfventileinrich tung 1 nicht aus, da sich im Steuerraum 23 kein signifikanter Druck aufbaut. Wenn in einem ersten Schritt der Zufluss von Dämpfmedium aus dem kolbenstangenseitigen Arbeitsraum 11 in den Steuerraum 23 durch den geschlossenen ersten Ventilkörper 75 unterbunden ist, ändert sich die Dämpfkraftcharakteristik des Dämpfventils 15 praktisch nicht. Der Voröffnungsquerschnitt 45 bleibt konstant geöffnet, da die Flub- bewegung des Steuerkolbens 21 über das geschlossene Teilventil 47A blockiert ist. Folglich liegt dann tendenziell für diesen Geschwindigkeitsbereich der Kolbenstange 9 eine sehr komfortable Dämpfkrafteinstellung vor. Wird dann durch eine weitere Verstellung des zweiten Ventilkörpers 77 der Zustrom über das Teilventil 47B in den Steuerkanal 33 unterbunden, dann ist auch der Vor öffnungsquerschnitt 45 nicht mehr aktiv. Schon bei kleiner Kolbenstangenhubge schwindigkeiten tritt eine hohe Dämpfkraft auf, die als besonders direkt und sportlich empfunden wird. Der weitere Dämpfkraftanstieg über das Dämpfventil 15 ist jedoch moderat, da bei höheren Kolbenstangengeschwindigkeiten die Verstärkung der Dämpfkraft über die zusätzliche Schließkraft auf die Ventilscheibe 19 nicht zur Verfü gung steht.
Bezuaszeichen frequenzselektive Dämpfventileinrichtung
Schwingungsdämpfer
Arbeitszylinder
Kolben
Kolbenstange
kolbenstangenseitiger Arbeitsraum kolbenstangenferner Arbeitsraum
Dämpfventil
Durchtrittskanal
Ventilscheibe
Steuerkolben
Steuerraum
Topfelement
Kolbenstangenzapfen
Federscheiben
Federscheiben
Steuerkanal
Radialöffnung
Radialkanal
Stützscheibe
Ventilscheibe
Kanalabschnitt
Voröffnungsquerschnitt
Strömungsventil
A Teilventil
B Teilventil
Aktuator
Magnetspule
Anker
Federanordnung
Gehäuse Versorgungsleitung
Ventilkörper
Ventilfeder
Anschlussöffnung
Ventilsitzfläche
Boden
Ringfläche
Stirnfläche
Druckausgleichskanal
Dichtung
Druckausgleichskanal erster Ventilkörper zweiter Ventilkörper Kompensationsfeder Ventilsitzfläche Offen haltefeder

Claims

Patentansprüche
1. Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung (1 ), umfassend ein mit mindestens einer Ventilscheibe (19) bestücktes Dämpfventil (15), wobei die mindestens eine Ventil scheibe (19) über einen Steuerkolben (21 ) in Schließrichtung angesteuert wird, in dem der Steuerkolben (21 ) in einem Steuerraum (23) verschiebbar gelagert ist, der wiederum über einen Steuerkanal (33) mit Dämpfmedium versorgt wird, wobei der Steuerkolben (21 ) mit dem Steuerraum (23) und dem Steuerkanal (33) eine fre quenzselektive Ventileinrichtung bilden, dadurch gekennzeichnet, dass der wirksame Querschnitt des Steuerkanals (33) über ein willkürlich betätigbares Strömungsventil (47; 47 A/B) einstellbar ist, um den Zustrom von Dämpfmedium in den Steuerraum (23) zu regulieren.
2. Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekenn zeichnet, dass das Strömungsventil (47; 47 A/B) als ein Magnetventil ausgeführt ist, das bei einer höheren Bestromung eine Schließstellung einnimmt.
3. Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekenn zeichnet, dass das Strömungsventil (47) als ein Magnetventil ausgeführt ist, das bei einer höheren Bestromung eine Offenhalteposition einnimmt.
4. Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekenn zeichnet, dass das Strömungsventil (47; 47 A/B) einen Ventilkörper (61 ; 77) aufweist, dessen druckbeaufschlagte Fläche in Wirkrichtung des Strömungsventils unter schiedlich groß ausgeführt sind.
5. Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekenn zeichnet, dass ein Voröffnungsquerschnitt (45) als Strömungsverbindung zwischen einer Zulauf- und einer Abflussseite der Dämpfventileinrichtung (1 ) vorliegt, der von dem Steuerkolben (21 ) angesteuert wird und ebenfalls mit dem Strömungsventil (47; 47 A/B) einstellbar ist.
6. Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekenn zeichnet, dass das Strömungsventil (47A; 47B) einen ersten und einen zweiten Ven- tilkörper (75; 77) aufweist, wobei der erste Ventilkörper (75) eine Anschlussöffnung (37) zwischen dem Steuerkanal (33) und dem Steuerraum (23) und ein zweiter Ven tilkörper (77) einen wirksamen Querschnitt eines Kanalabschnitts (43) zum Voröff nungsquerschnitt (45) beeinflusst.
7. Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekenn zeichnet, dass der erste und der zweite Ventilkörper (75; 77) mechanisch miteinan der verbunden sind.
8. Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekenn zeichnet, dass die mechanische Verbindung eine Kompensationsfeder (79) aufweist, die eine Relativbewegung zwischen den beiden Ventilkörpern (75; 77) ausgleicht, wenn einer der beiden Ventilkörper (75; 77) eine Endstellung einnimmt.
9. Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekenn zeichnet, dass die Dämpfventileinrichtung (1 ) an einer axial beweglichen Kolben stange (9) eines Schwingungsdämpfers befestigt ist, wobei die frequenzselektive Ventileinrichtung an einem Gehäuse (57) des Strömungsventils (47) befestigt ist.
10. Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekenn zeichnet, dass das ein Anker (53) der Magnetspule (51 ) mechanisch von dem Ventil körper (61 ) des Strömungsventils (47) getrennt ausgeführt sind, so dass der Anker (53) und der Ventilkörper (61 ) eine Relativbewegung zueinander ausführen können.
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