WO2020141238A1 - Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultaneamente - Google Patents

Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultaneamente Download PDF

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WO2020141238A1
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Javier LIZARRAGA SENA
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Kyb Europe Gmbh, Sucursal En Navarra
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Definitions

  • the present invention refers to a shock absorber with the capacity to regulate the load generated by a hydraulic device as a function of the speed and frequency to which it is subjected simultaneously, both for compression and extension movements.
  • shock absorbers that use a fluid as a buffering agent, especially focused on the automotive industry.
  • the shock absorber is a device designed to attenuate the oscillations of the suspension, until it returns to its equilibrium position, by dissipating kinetic energy.
  • the shock absorber has a decisive influence on both stability and comfort.
  • the adjustment of the hydraulic load it generates responds to a compromise between both factors: regarding stability, the dynamic control of the vehicle is carried out at low speeds of suspension compression and extension and at low oscillation frequencies, corresponding to the natural frequency of the suspended mass (passenger compartment), which is typically in the range of 1-2 Hz for passenger cars. In this operating regime, a high level of damping is required, that is, high hydraulic loads;
  • control is mainly related to suspension suspension compression and extension speeds, which take place at medium or high oscillation frequencies.
  • the reference frequency is the natural frequency of the unsprung mass (wheel / suspension), typically located in the 8-15 Hz range for passenger cars.
  • a higher degree of comfort is subject to a reduced level of damping, which allows the movement of the wheels to be decoupled from the oscillations of the chassis.
  • the shock absorber be able to adapt its load level to the characteristics of the oscillations that it must attenuate.
  • the shock absorber must be able to adapt depending on the oscillation speed of the suspension.
  • the internal configuration of the damper and its valves is designed to generate a higher damping coefficient for low speeds than for medium and high speeds.
  • the function that relates the load of a shock absorber with its oscillation speed is its main characteristic and the curve on which it is acted to optimize the compromise between stability and comfort.
  • Figure 14 refers to a graph that represents the damping force versus the oscillation speed of a damper.
  • the slope indicates the damping coefficient. The steeper the slope, the greater the damping coefficient. Therefore at low speeds the damping coefficient, that is, the slope of the curve, is greater than for medium and high speeds.
  • the shock absorber must be able to adapt depending on the oscillation frequency of the suspension.
  • the graphs in Figures 15a and 15b represent the variation of the damping force as a function of the piston stroke without incorporating any device for frequency adjustment and with a device for frequency adjustment, respectively, and it can be verified that, although at low frequency there is no variation, at high frequency, for the same stroke length, the force decreases when a device for frequency adjustment is used, that is, the damping level is reduced considerably, thus obtaining a softer suspension, leading to an increase in comfort.
  • a first type consists of adding a valve arranged in parallel to the main piston of the shock absorber that it allows the passage of fluid from a certain oscillation frequency.
  • the parallel installation of the frequency valve requires drilling the stem pin with a hole of considerable dimensions so that the system remains effective at medium speed, where the flow rates to be exchanged are important. This reduces the resistance of the pin, limiting the hydraulic and mechanical stresses it can bear.
  • the frequency control chamber is connected to the shock absorber's traction chamber, the one located above the piston, through a small and practically symmetrical passage in both directions of fluid circulation.
  • the operating principle of the invention is based on the fact that this conduit imposes a strong restriction on the access of the fluid to the frequency chamber, so that the associated delay makes it possible to regulate the frequency.
  • This delay is also present in the fluid return from the frequency chamber to the traction chamber, essential flow to restore the initial position of the system after low frequency operation. With this, the damping regulation at high frequencies is limited by the time necessary for the invention to return to its initial position, something especially serious in a frequency regulator.
  • the combination of pressures of the traction and compression chambers during the extension movement of the shock absorber favors the filling of the frequency chamber, but not the emptying thereof neither during the extension movement nor during the compression movement.
  • the frequency chamber fills up and has to be emptied afterwards so that it is available as soon as possible.
  • the problem is that the delay of the system described in this document does not allow a rapid return of the fluid to the traction chamber, which conditions the response of the damper if it is subsequently subjected to a high frequency.
  • US9534653 describes a damper with a piston capable of improving comfort in travel situations by acting in both high frequency and low frequency situations of the damper.
  • the stem pin incorporates a longitudinal bypass channel, formed by two flat recesses made in the stem pin.
  • the piston has a frequency chamber that is in turn divided into two sub-chambers, which are connected with separate holes made in a bush that is installed in the stem of the stem, said frequency chamber being in charge of adjusting the damper in frequency function.
  • the hole in the stem pin is eliminated, replacing it with flat faces that represent a lesser reduction in the mechanical resistance of the stem.
  • the document proposes a total coupling between the main valve of the damper and the feedback of the frequency system, which merge into a single frequency valve. Therefore, the pressure generated in the frequency chamber is applied directly to the main valve, without any gap between the components, thus reducing the potential for damping reduction, especially for medium frequencies but also for high frequencies.
  • the present invention solves these limitations, also allowing the damping load to be regulated taking into account frequency and speed by means of the ability to quickly empty the frequency amplifier, allowing the damper to be prepared after a movement at low frequency to receive a movement at high frequency, as well as the pressure limitation of the frequency amplifier, which is achieved through the use of two independent valves, one primary and one secondary, as well as pressure control valves in the frequency amplifier, consisting of a pressure limiting valve, which works together with a pressure limiting stop, and in a pressure regulating valve.
  • the present invention describes a damper with hydraulic load regulation as a function of speed and frequency simultaneously.
  • the damper in addition to a stem pin comprising a longitudinal channel with the function that will be described later, incorporates a guide bushing, a primary valve, a secondary valve, an elastic element, and a frequency amplifier that, between the elements main, comprises a housing, a floating piston and a pressure control valve.
  • the housing is fixed hugging the stem pin and has a cylindrical configuration formed by a base and a wall concentric with the stem pin.
  • the guide bushing is also fixed hugging the stem pin, overlapping part of the longitudinal channel and leaving free one end through which a fluid, located on the other side of the piston, can access, through a through hole of the piston, directly to the longitudinal channel through the inside of the guide bushing.
  • the guide sleeve is also attached to the housing at the other end, allowing either through a narrow conduit created by a crenellated configuration of the end of the guide sleeve or by a relief disc located at the end of the guide sleeve, which a fluid can access from the longitudinal channel to the exterior of the guide bushing to reach the interior of the volume that makes up the casing.
  • the elastic element is found hugging the guide bushing. Because of its versatility, it is preferred that it be a set of Belleville washers, which are configurable in terms of elasticity, external diameter and number, allowing a wide definition when configuring stresses in the system.
  • the primary valve is positioned in contact with the piston, preferably through a relief disc.
  • the secondary valve on the other hand, is located between two spacers, one that separates it from the primary valve and the other that the distance of the elastic element.
  • the blade can be, for example, a washer.
  • the outer diameter of the secondary valve is less than the outer diameter of the primary valve
  • the assembly consisting of the primary valve, the secondary valve, the relief disc and the swords can be found in two positions. One of them is hugging the guide bushing and located between the piston and the elastic element. The other is embedded between the piston and the guide bushing.
  • the floating piston is located in the volume that makes up the casing. It has the ability to slide between the guide bushing and the wall of the housing, keeping it watertight during sliding, for which it uses a pair of sealing elements, such as O-rings, one for the inner diameter and one for the diameter. Exterior.
  • the floating piston has a stepped base that, together with the guide bushing and the housing, configures an amplifier chamber that, as the pressure from the fluid inlet increases, increases in volume as the floating piston is pushed to slide along of the guide bushing.
  • the other side of the floating piston is in contact with the elastic element, which presses it against the base of the housing.
  • the floating piston may comprise a leakage channel that passes through it, preferably parallel to the axis of the stem, which on the one hand is open towards the chamber of the amplifier and on the other is closed by means of a pressure control valve which, in this case, is It is a pressure limiting valve.
  • the guide bushing comprises a reduction in diameter in an intermediate area of its length that configures a limiting stop, as a step, where the end that contacts the casing is the one with the smallest diameter, for which, the floating piston also incorporates a projection on the inside diameter, as a step, although inverted at the step that forms the limiting stop of the guide bushing, so that the two steps are complementary, that is, the side of the floating piston closest to the housing has a larger internal diameter than the side closest to the piston.
  • the sliding of the floating piston along the guide sleeve is limited to a determined length marked by the limiting stop.
  • the floating piston is not crossed by any channel, but it is the casing that includes a passageway that is closed with a pressure control valve, which in this case is a pressure regulating valve that is activated when subjected to a certain working pressure.
  • a pressure control valve which in this case is a pressure regulating valve that is activated when subjected to a certain working pressure.
  • the movement of the floating piston is limited by the value of the pressure in the chamber of the amplifier, which will stop increasing when the pressure regulating valve is activated when the working pressure is reached.
  • the pressure in the tension or compression chamber is transmitted to the other side of the piston, causing deformation of the primary valve, for the passage of fluid.
  • This pressure is also transmitted through the channel and the narrow conduit, also causing an increase in volume of the amplifier chamber, pushing the floating piston, which in turn pushes the elastic element and this to the secondary valve, which is coupled with the primary valve limiting its deformation by the direct pressure of the fluid.
  • the thrust of the floating piston and, therefore, of the elastic element on the secondary valve, which in turn acts on the primary valve is limited, since, due to the limiting stop or the pressure regulating valve, according to In the frequency amplifier configuration, the floating piston has limited displacement, as described. Also, since the movement of the floating piston is limited, in the case of having a limiting stop, an additional increase in pressure through the channel translates into an increase in pressure in the chamber of the amplifier. However, this pressure cannot increase indefinitely, since the components of the amplifier may not be able to withstand mechanical stress.
  • the pressure in the amplifier chamber is limited by a pressure limiting valve in the case of using the limiting stop, to create a mechanical limitation of the movement of the floating piston, or by a pressure regulating valve, to create a hydraulic regulation of the pressure in the chamber of the amplifier that, in any In both cases, it opens, allowing fluid to exit, when a certain pressure is reached, into the chamber in which the frequency amplifier is located, either the compression or the traction.
  • WO2017112978 considered as the closest state of the art, there is no element that limits the movement of the frequency chamber, which causes a degradation of the damping characteristic as a function of speed, thus degrading comfort. Not having the limitation to the movement of the frequency chamber in WO2017112978, it is very difficult to achieve low damping at medium and high speeds to maximize comfort, since the gain applied by the frequency system will continue to increase without limit with increasing pressures associated with increased speed.
  • the present invention thanks to the pressure control inside the frequency amplifier by the pressure control valves, achieves the protection of the damper elements. This fact does not occur in the invention described in WO2017112978, which leaves the integrity of its components without guarantees.
  • patent document US-9534653_ B2 may appear visually similar to the invention when it incorporates the frequency amplifier with the pressure regulating valve.
  • the functionality is completely different.
  • its function is to limit the maximum pressure inside the chamber (401), while the function of the pressure regulating valve, in addition to this, is to control the force on the valve. main, which does not occur in US-9534653_ B2, so the function of this pressure regulating valve is to control damping throughout the speed range.
  • the degree of throttling to the fluid passage offered by the primary valve can be configured by means of a series of elements among which are the elastic element, through its coefficient of elasticity, external diameter and number of washers that configures, the secondary valve, in terms of elasticity and size, which can be made up of one or several discs, the blade located between the primary and secondary valves, in terms of outer diameter and thickness, the location of the limiting stop in the length of the guide bushing, which will define the position maximum of the floating piston over the other components, as well as the working value of the pressure regulating valve or, of course, by means of several of the previous elements at the same time.
  • the elastic element through its coefficient of elasticity, external diameter and number of washers that configures
  • the secondary valve in terms of elasticity and size, which can be made up of one or several discs, the blade located between the primary and secondary valves, in terms of outer diameter and thickness, the location of the limiting stop in the length of the guide bushing, which will define the position maximum of the floating piston over the other components, as
  • the frequency amplifier can be located in the traction chamber, in the compression chamber or in both. In addition, it can also be located in the valve support in direct contact with the reserve chamber.
  • FIG. 1 represents a longitudinal section view of the shock absorber of the invention in a twin tube version for extension movements.
  • FIG. 2 represents a longitudinal section view of the shock absorber of the invention in a twin tube version for compression and extension movements in a first embodiment.
  • FIG. 3 represents a longitudinal section view of the shock absorber of the invention in a twin tube version for compression and extension movements in a second embodiment.
  • FIG. 4 represents a longitudinal section view of the shock absorber of the invention in a single-tube version for extension movements only.
  • FIG. 5 represents a longitudinal section view of the shock absorber of the invention in a monotube version for compression and extension movements.
  • Figure 6 represents a longitudinal section view of the detail of the piston area of the shock absorber of figure 1 in a rest condition.
  • - Figure 7 represents a view of the damper of figure 6 in a second embodiment in which the valves are located in a sliding configuration with respect to the guide bushing instead of being embedded.
  • - Figure 8 represents a view of the damper of figure 6 starting the extension movement at low frequency with the primary and secondary valves still disengaged.
  • Figure 9 represents a view of the damper of figure 8 with the valves already coupled.
  • FIG. 10 represents a view of the damper of Figure 9, showing the limitation in the feedback with the limiting stop and releasing pressure by opening the pressure limiting valve.
  • FIG. 11 represents a view of the shock absorber of figure 8 an instant after finishing the extension movement, when the system starts the return trip to its rest position.
  • FIG. 12 represents a view of the damper of Figure 8 in a high frequency extension movement.
  • FIG. 13 represents a view of the damper of Figure 9, showing the limitation in feedback in a second embodiment with a pressure regulating valve.
  • FIG. 14 represents a graph with the damping force as a function of the oscillation speed of a damper.
  • FIG. 15a represents a graph with the variation of the damping force as a function of the piston stroke without incorporating any device for frequency adjustment.
  • FIG. 15b represents a graph with the variation of the damping force as a function of the piston stroke incorporating a device for frequency adjustment.
  • the present invention relates to a shock absorber capable of regulating the load generated by a hydraulic device as a function of the speed and frequency to which it is simultaneously subjected.
  • FIGS 1 to 5 represent various embodiments of the shock absorber of the invention depending on whether they are intended to work only during the extension stroke or in the compression and extension stroke, in twin tube and single tube shock absorbers.
  • Figure 1 shows a longitudinal section of a twin tube shock absorber, according to the invention, with the capacity to regulate the load only during the extension stroke.
  • Figures 2 and 3 show a longitudinal section of a twin tube shock absorber, according to the invention, with the capacity to regulate the load during compression and extension movements in two different embodiments.
  • Figure 4 shows a longitudinal section of a monotube damper, according to the invention, with the capacity to regulate the load only during the extension stroke.
  • Figure 5 shows a longitudinal section of a monotube shock absorber, according to the invention, with the capacity to regulate the load during compression and extension strokes.
  • the shock absorber of the invention can start from a twin-tube shock absorber, without the extension to a single-tube shock absorber, such as those known in the state of the art formed by an outer tube (5) closed by one of its components. ends and with an opening at the other end for the passage of the stem (1). To ensure tightness in this opening, a seal (3) is located between the stem (1) and the end of the outer tube (5).
  • Concentric with the outer tube (5) is an inner tube (6) with one end solidly fixed to the closed end of the outer tube (5) and whose other end incorporates a guide (4) for fixing to the outer tube (5) and for guide the stem (1) in its longitudinal movement.
  • a space is formed which is a reserve chamber (7) that will be filled with fluid (13) up to a determined level (14) above which the reserve chamber (7) is full of gas (12).
  • the closed end of the outer tube (5) is joined to one end of the inner tube (6) that incorporates a valve support (16) with holes that communicate the compression chamber (9) with the reserve chamber (7). Some holes are closed by means of a non-return valve (15) and other holes are closed by means of a compression valve (17), so that the corresponding valve (15, 17) is opened depending on whether the movement is extension or compression respectively.
  • One end of the stem (1) ends in a pin of the stem (2) where a piston (10) is assembled that slides tightly through the inner tube (6) and that incorporates extension through holes (31) and holes compression threads (32) that communicate the traction chamber (8) with the compression chamber (9).
  • a piston (10) is assembled that slides tightly through the inner tube (6) and that incorporates extension through holes (31) and holes compression threads (32) that communicate the traction chamber (8) with the compression chamber (9).
  • the damper of the invention comprises, on the stem of the stem (2), in addition to the piston (10), a primary valve (23), a secondary valve (24) and a frequency amplifier (28) that comprise a main part of the components that make up the invention.
  • the frequency amplifier (28) comprises, as main elements, a guide bushing (21), which has a cylindrical configuration and embraces the stem pin (2), a casing (18) that also embraces the stem of the stem (2) and a floating piston (19).
  • the casing (18) has a cylindrical configuration, formed by a base and a concentric wall with the pin of the stem (2) and fixed to it, creating a volume where other mobile components are located.
  • the stem pin (2) incorporates at least one inner channel (22) along a length that extends from the piston (10) at one end to the housing (18) at the other end. In the space formed between the casing
  • the floating piston (19) and the guide bushing (21) are the floating piston (19) with the ability to slide along the guide bushing (21) and the housing wall (18) in a watertight manner, for which it uses a pair of sealing elements (35) such as O-rings, one for the inside diameter and one for the outside diameter.
  • the floating piston (19) has a stepped section base that, together with the casing (18) and the guide bushing (21), determine a chamber of the amplifier (29) that is variable in volume as the floating piston (19) slides the guide bushing (21).
  • the floating piston In a first embodiment of the frequency amplifier (28), the floating piston
  • the (19) comprises a leakage channel (27) that can be partially closed, by means of a pressure limiting valve (20) that communicates the chamber of the amplifier (29) with the compression chamber (9), since there is always a first permanent opening (27a), as represented in figure 7.
  • the guide bushing (21) presents a decrease in the external diameter in an intermediate area of its length that forms a limiting stop (30), by way of step, so that the floating piston (19) has the ability to slide between the base of the casing (18) and said limiting stop (30), which acts as a mechanical limitation of the deformation force that can act on the element elastic (25).
  • the casing (18) comprises a passageway (37) on which a pressure regulating valve (36) acts.
  • This pressure regulating valve (36) opens when the pressure in the chamber of the amplifier (29) reaches a certain value, hydraulically regulating the maximum pressure in the chamber of the amplifier (29) and, with it, the force applied by the element elastic (25) on the secondary valve (24). In any case, it has a second permanent opening (37a).
  • This embodiment has the advantage over the above that the dimensional control associated with the assembly formed by the limiting stop (30) and the floating piston (19) is not needed.
  • the pressure limiting valve (20) is tared to a high limit pressure level, only to avoid component breakdown, without intervening in the system load control, which will be caused by the deformation imposed on the elastic element (25).
  • the pressure regulating valve (36) has the main function of regulating the force that the amplifier will exert on the primary valve (23). It is tared at a much lower limit pressure and determines the hydraulic function of the shock absorber.
  • the primary valve (23) rests on the extension through holes (31), preferably by means of a relief disk (33) that establishes a permanent passage section for the fluid, and in a further embodiment , is embedded between the piston (10) and one of the ends of the guide bushing (21).
  • the other end of the guide bushing (21) rests on the casing (18) and has narrow ducts (26) at the end.
  • On the floating piston (19) rests an elastic element (25), which surrounds the guide bushing (21), and which extends to contact, at the other end, with the secondary valve (24).
  • the guide bushing (21) embraces part of a longitudinal surface channel (22) comprising the stem of the stem (2) through which the traction chamber (8) communicates hydraulically with the chamber of the amplifier (29).
  • the narrow conduits (26) of the guide bushing (21) communicate the chamber of the amplifier (29) with the channel (22) of the stem of the stem (2) and, finally, with the traction chamber (8).
  • the narrow conduits (26) are formed by a crenellated termination of the guide sleeve (21).
  • the end of the guide bushing (21) does not have narrow ducts (26), but rests on a second relief disc (33), which is the one that incorporates the communication ducts.
  • the primary valve (23) is located in contact with the piston (10), preferably through a relief disc (33).
  • the secondary valve (24), meanwhile, is located between two spacers (34), one that separates it from the valve primary (23) and other than the distance of the elastic element (25), determining the stiffness of the secondary valve (24).
  • the spacer 34 can be, for example, a washer. In this way, the primary (23) and secondary (24) valves are separated by a spacer (34) that leaves a space between them that is configurable depending on their thickness and outer diameter.
  • the primary (23) and secondary (24) valves, together with the relief disc (33) and the swords (34), in a second embodiment, instead of being recessed, are located by hugging the guide bushing (21), on which they can slide.
  • Figures 6 and 7 represent a situation of the damper at rest in the two embodiments of location of the valves (23, 24), embedded between the piston (10) and one of the ends of the guide bushing (21) and embracing to the guide bushing (21), respectively.
  • the primary valve (23) begins to flex so that, being separated from the secondary valve (24) by a spacer (34 ), tends to contact her. This flexing caused by the extension movements of the damper generates a passage of fluid through two paths that operate in parallel.
  • the primary passage goes from the traction chamber (8) to the compression chamber (9) through the primary valve (23).
  • the secondary passage derives the fluid located on the primary valve (23) through the longitudinal channel (22) and the narrow conduit (26) to the chamber of the amplifier (29).
  • the amplifier allows part of the incoming fluid to flow out into the chamber of compression (9) through the leakage channel (27) by means of the pressure limiting valve (20), which is not hermetic, by incorporating the first permanent opening (27a), and allows the exit of fluid into the compression chamber (9) or through the pressure regulating valve (36), which is also not hermetic, when incorporating the second permanent opening (37a), according to the embodiment of the frequency amplifier (28).
  • This configuration generates an increase in pressure in the traction chamber (8) compared to the compression chamber (9), which is partially transmitted to the chamber of the amplifier (29).
  • Damper extensions that are performed at low frequency provide enough time for the secondary valve (24) to contact the primary valve (23).
  • FIG. 9 A later situation is represented in figure 9, where it is shown how the displacement of the floating piston (19), which pushes the elastic element (25) and the secondary valve (24), is now sufficient to achieve contact between the primary valve (23) partially open and the secondary (24).
  • the force exerted by the overpressure in the chamber of the amplifier (29) is transferred to the primary valve (23), inducing a greater throttling to the passage of fluid between the traction chamber (8) and the compression chamber (9 ).
  • the greatest pressure difference is transferred to the chamber of the amplifier (29), increasing the inflow to it, which increases again the throttling exerted by the primary valve (23) to the passage of fluid.
  • This feedback phenomenon increases the pressure difference established between the traction chamber (8) and the compression chamber (9) and, therefore, the force of opposition to the extension movement generated by the shock absorber.
  • the existence of the secondary valve (24) is of utmost importance, since, in its absence, the feedback cycle is triggered from the very beginning of the shock absorber extension movement, greatly hindering the frequency control of the strength it provides. That is, it is very difficult to get different responses of the damper for a movement of 1 Hz compared to another of 10 Hz, since the process it would be extremely fast.
  • the floating piston (19) slides, considering the first embodiment of the amplifier (28) until the limiting stop (30) is contacted, as shown in Figure 9, or until the regulating pressure established by the pressure regulating valve (36) reaches the chamber of the amplifier (29). At this moment, the feedback phenomenon is limited, preventing the transfer of additional force from the frequency amplifier (28) to the primary valve (23). Said limit to the transferred force is essential both to guarantee the structural integrity and to respect the main function of the damper shown in figure 14, expressed as a damping force curve as a function of the oscillation speed.
  • the only function of the pressure limiting valve (20) is to protect the system components, with the maximum deformation allowed by the limiting stop (30) on the elastic element (25) determining the force-speed curve, being limited.
  • the pressure regulating valve (36) it does both functions, both guaranteeing the structural integrity of the system components and reproducing the speed-force curve without limitation.
  • the feedback is configured to not reach its limit at low speed, so that the high damping values required for this operating regime can be enhanced by the frequency amplifier (28).
  • the limitation is intervened for medium and, especially, high speeds of operation of the damper, although it is not strictly necessary in the case of the pressure regulating valve (36), which It may be of interest that its opening occurs at low speed.
  • the pressure regulating valve (36) its opening can be configured for low-speed movements since, in addition to limiting the maximum feedback force, it also manages the response of the damper throughout its operating range.
  • This management of the pressure regulating valve (36) is achieved by providing it with a configuration similar to that of the primary valve (23), which is perfectly adapted to generate the optimal level of damping for each speed.
  • the frequency amplifier (28) can be configured to provide most of the fluid throttling in the valve primary (23)
  • its limitation makes it possible to combine the high degree of damping required at low speed to provide stability to the vehicle, with a low damping coefficient at high speed capable of minimizing the transfer of irregularities from the ground to the passenger compartment, which in turn , maximizes comfort. Therefore, the invention works both in the frequency domain and in the field of speed.
  • the volume of the chamber of the amplifier (29) is fixed, with no possibility of increasing. If the damper extension cycle persists under the right conditions, the pressure in the amplifier chamber (29) increases, approaching the pressure in the pull chamber (8).
  • the presence of the permanent openings (27a, 37a) prevents both pressures from equalizing completely, by guaranteeing a minimum leakage flow through the frequency amplifier (28). This pressure limitation may be insufficient for high speed movements, for which the inclusion of a pressure limiting valve (20) is necessary.
  • said pressure limiting valve (20) being subjected by means of the leakage channels (27) to the pressure differential between the chamber of the amplifier (29) and the compression chamber (9) , ends up opening for a preset value of the aforementioned pressure difference, allowing a greater fluid outlet from the chamber of the amplifier (29) towards the compression chamber (9).
  • the components of the frequency amplifier (28) are protected against overpressures in the chamber of the amplifier (29), thus guaranteeing their resistance and durability against a wide range of speeds in the movement of the damper.
  • This also occurs when considering the second embodiment of the frequency amplifier (28), with the pressure regulating valve (36), which through its damping regulation function has the same effect.
  • the leakage channel (27) and the pressure regulating valve (36) are the main fluid outlet routes in the final phase of the extension movement, in the two embodiments of the frequency amplifier (28) due to the greater difference pressure between the amplifier chamber (29) and the compression chamber (9), than between the amplifier chamber (29) and the traction chamber (8). This is so because during any extension movement, the pressure in the traction chamber (8) is always higher than that of the compression chamber (9). As the damper begins the compression phase, this relationship is reversed, placing the largest pressure differential between the amplifier chamber (29) and the traction chamber (8), and making the narrow channel (26) the preferred path for emptying the chamber of the amplifier (29).
  • the difference between both movements is their duration, much less in the case of a high frequency cycle.
  • the floating piston (19) In order for the frequency amplifier (28) to start the feedback cycle, the floating piston (19) must move, in the direction of increasing the volume of the chamber of the amplifier (29). In fact, the feedback is not triggered until the displacement of the floating piston (19) is sufficient for the secondary valve (24) to contact the primary valve (23), both separated by the blade (34).
  • the pressure necessary to achieve this displacement of the floating piston (19) is a function of the thickness and diameter of the blade (34), the stiffness of the secondary valve (24) and the stiffness of the elastic element (25).
  • the volume of fluid that must enter the chamber of the amplifier (29) to allow this minimum displacement of the floating piston (19) is a function of the cross section of said chamber.
  • the time necessary to complete this filling depends on the pressure difference established between the traction chamber (8), the compression chamber (9) and the amplifier (29), as well as the restrictions imposed on the entry of fluid by the narrow duct (26) and to the outlet through permanent openings (27a, 37a).
  • the incorporation of a permanent controlled fluid outlet opening (27a, 37a) in the chamber of the amplifier (29) allows the use of larger sections, since said controlled fluid outlet makes it difficult to fill the camera (29). In this way, slow filling of chamber (29) and rapid emptying thereof are achieved, allowing the system to be prepared for a new cycle without affecting its effectiveness.
  • the volume of fluid transferred to the chamber of the amplifier (29) may be insufficient for the sliding of the floating piston (19) to produce contact of the secondary valve (24) with the primary (23). In such a case, there is no feedback and shock absorber loads are determined by the configuration of the extension through hole (31) and the primary valve (23). If the amplitude of the movement or its speed is greater, the volume of fluid transferred to the chamber of the amplifier (29) will be greater, and the feedback process may even start, as shown in the detail in Figure 9.
  • the Configurable parameters of the invention, cited in the previous paragraph are selected so that there is not enough time for the feedback process to reach its limit with frequency movements higher than a pre-established one. Thus, the force generated by the damper against high-frequency movements is less than that associated with low-frequency movements in either case.
  • the primary valve (23) can be configured with low presetting and low stiffness to minimize the resistance to movement generated by the shock at high frequency. In this way, by minimizing the transmission of road irregularities, typically associated with high oscillation frequencies, comfort is maximized.
  • Another factor that determines the speed of pressure increase is the volume of the chamber itself (29) or the combination of stiffnesses of the secondary valve (24) and the elastic element (25). The stiffness of the elastic element (25) and of the secondary valve
  • the system can be configured so that the displacement of the floating piston (19) reaches the limiting stop (30). This point establishes a limit of stroke to the floating piston (19), so that the maximum force transferred by the amplifier (28) to the primary valve (23), through the elastic element (25) and the secondary valve (24 ), is limited. That is, no matter how large the duration of the movement or the magnitude of the pressure applied to the primary valve (23), the maximum gain of force contributed by the frequency amplifier (28) is limited, since the feedback cycle remains interrupted by the limiting stop (30). This allows large gains to be applied at low speed, since at high speed they are limited.
  • the traction chamber (8) has exceeded a certain pressure level.
  • the floating piston (19) has already contacted the limiting stop (30) and can no longer move, so the chamber of the amplifier (29) cannot continue to increase in volume and increases the pressure, causing the fluid located in the leakage channel (27) causes the pressure limiting valve (20) to open so that the increase in pressure is counteracted by the fluid outlet from the chamber of the amplifier (29).
  • the pressure regulating valve (36) opens, the pressure being offset by the fluid outlet of the amplifier chamber (29). For this reason, both the elastic element
  • figure 11 represents the distribution of the fluid flow during the period of emptying of the chamber of the amplifier (29) in which the invention has both the first permanent opening (27a), and the narrow conduit (26 ) for the fluid outlet from the amplifier chamber (29).
  • the first permanent opening (27a) allows the fluid to exit into the compression chamber (9), so that this flow is subtracted from the flow that It enters the chamber of the amplifier (29) through the narrow conduit (26) of the guide bushing (21).
  • This construction is advantageous for its simplicity of execution and allows the invention operating frequencies much higher than those that must be regulated.
  • the fact of having the damper with two outlets for the fluid at the end of the extension cycle implies that the frequency amplifier (28) returns to its rest position with much speed.
  • the speed of recovery of the chamber of the amplifier (29) depends on the dimensioning of the narrow duct (26) and the set formed by the leakage channel (27) together with the design at the level of efforts of the pressure limiting valve (20). or the pressure regulating valve (36).
  • the chamber of the amplifier (29) cannot increase in volume, so the Pressure in this chamber (29) is limited by the incorporation of pressure control valves (20, 36), configured to open upon reaching a certain pressure level.
  • Figure 1 incorporates a frequency amplifier (28) attached to the piston (10) in the compression chamber (9), so it is intended to work in extension.
  • Figure 2 incorporates two frequency amplifiers (28), each located on one side of the piston (10), then they are intended to work in extension and compression.
  • Figure 3 incorporates two frequency amplifiers (28), one attached to the piston (10) in the compression chamber (9), so it is intended to work in extension and the other located in the valve bracket (16), intended to work in compression.
  • Figure 4 incorporates a frequency amplifier (28) attached to the piston (10) in the compression chamber (9) of a monotube damper so that, as in Figure 1, it is intended to work in extension.
  • Figure 5 incorporates two frequency amplifiers (28), each located on one side of the piston (10) in a monotube damper, then, as in Figure 1, they are intended to work in extension and compression.
  • the invention comprises two valves, a primary one (23) and a secondary one (24), supported by an elastic element (25), with a configurable and partial coupling level, and a stage of hydraulic-mechanical amplification that is carried out by the rest of the components of the frequency amplifier (28).
  • the primary valve (23) is identical to those used in the state of the art for a conventional damper. Optionally, it can incorporate a controlled permanent leak and has configurable pre-stiffness and deformation to obtain the desired damping characteristic.
  • the primary valve (23) is shown attached to a relief disc (33) that contacts the piston (10) and that establishes a controlled leakage level.
  • the primary valve (23) is in charge of defining the damping characteristic at high frequencies.
  • the secondary valve (24) in combination with the elastic element (25) is in charge of defining the damping characteristic at low frequencies.
  • the elastic element (25), in a preferred form of representation, is a stack of disk washers that configure a spring, also known as Belleville or disk spring, for providing great configuration versatility. Firstly, it provides a relationship between load, stroke and compactness that is not possible either with helical compression springs, or with those known as wave springs or wave springs. Second, its stiffness decreases as it compresses, allowing high levels of low speed damping to be combined with low levels of high speed damping, giving the invention the ability to simultaneously regulate frequency and speed behaviors in the manner most advantageous for the vehicle. This is key to improving ride comfort, enhancing the effect of frequency regulation.
  • the coupling of the primary (23) and secondary (24) valves can also be configured with the size and characteristics of the two valves (23, 24) by choosing, for example, the outer diameter of the secondary valve (24) in such a way that the primary valve (23) can flex on it once the maximum stroke of the floating piston (19) is reached. This helps to minimize the increase in damping at high speed.
  • Coupling can also be configured by the thickness or diameter of the spacer (34), which will cause the effort that the secondary valve (24) has to make to contact the primary valve (23) to be variable.
  • the coupling can also be configured by playing with the flexibility of the secondary valve (24) and the elastic element (25), since the two elements are flexible.
  • a very rigid secondary valve (24) and a very flexible elastic element (25) are chosen, a greater displacement of the floating piston (19) will be required until the force of the amplifier (28) is transferred to the primary valve (23).
  • the opposite configuration allows the transmission of force to occur for minor displacements of the floating piston (19).
  • Coupling can also be configured by locating the limit stop (30) along the length of the guide bushing (21), so that a location closer to the casing (18) implies a smaller maximum displacement of the floating piston (19 ) and, therefore, the lower the maximum deformation of the elastic element (25) will be, with the lesser maximum pressure the secondary valve (24) will exert on the primary valve (23). This allows to reduce the maximum shock absorber load, which is the one obtained for low frequency movements.
  • the narrow conduit (26) and the first permanent opening (27a), which establish the level of restriction to the entry and exit of fluid from the chamber of the amplifier (29) respectively, also allow them to be configured in such a way that, if their difference of passage sections is small, the rise of the floating piston (19) is slow, while a difference of large passage sections allows faster movements of the floating piston (19). This setting allows you to adjust the system response based on the frequency of movement applied to the damper.

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Abstract

La invención describe un amortiguador con regulación de carga hidráulica con un vástago (1) terminado en una espiga (2) que incorpora un canal (22) longitudinal, de forma que el amortiguador comprende un amplificador frecuencial (28) que, a su vez, comprende una carcasa (18),un pistón flotante (19) que desliza por el interior de la carcasa (18) manteniendo la estanqueidad y una válvula controladora de presión (20, 36) donde la válvula controladora de presión (20, 36) está configurada para abrirse al alcanzar la cámara del amplificador (29) un nivel de presión determinado, permitiendo la salida de fluido de la cámara del amplificador (29), de forma que la presión de la cámara del amplificador (29) actúa sobre el pistón flotante (19), que se desplaza para regular el paso de fluido por el pistón (10)a través de un elemento elástico (25) que actúa sobre unas válvulas (23, 24).

Description

AMORTIGUADOR CON REGULACION DE CARGA HIDRAULICA EN FUNCION DE LA VELOCIDAD Y DE LA FRECUENCIA SIMULTANEAMENTE
DESCRIPCIÓN
OBJETO DE LA INVENCIÓN
La presente invención se refiere a un amortiguador con capacidad para regular la carga que genera un dispositivo hidráulico en función de la velocidad y la frecuencia a la que es sometido de forma simultánea, tanto para movimientos de compresión como de extensión.
Encuentra especial aplicación en el ámbito de la industria de los amortiguadores que utilizan un fluido como agente de amortiguamiento, en especial enfocado a la industria del automóvil.
PROBLEMA TÉCNICO A RESOLVER Y ANTECEDENTES DE LA INVENCIÓN
El amortiguador es un dispositivo destinado a atenuar las oscilaciones de la suspensión, hasta que ésta recupera su posición de equilibrio, mediante la disipación de energía cinética. Un caso muy habitual de desarrollo está enfocado en la aplicación para automóviles.
Enfocado en el sector del automóvil, el amortiguador influye de forma decisiva tanto en la estabilidad como en el confort. De hecho, el ajuste de la carga hidráulica que genera responde a un compromiso entre ambos factores: en cuanto a la estabilidad, el control dinámico del vehículo se realiza a bajas velocidades de extensión y compresión de la suspensión y a bajas frecuencias de oscilación, correspondientes a la frecuencia natural de la masa suspendida (habitáculo), que típicamente está situada en el rango de 1-2 Hz para los turismos. En este régimen de funcionamiento se requiere un nivel de amortiguamiento elevado, es decir, altas cargas hidráulicas;
en cuanto al confort, el control está relacionado principalmente con medias y altas velocidades de extensión y compresión de la suspensión, que tienen lugar a frecuencias de oscilación medias o altas. La frecuencia de referencia es la frecuencia natural de la masa no suspendida (rueda / suspensión), típicamente situada en el rango 8-15 Hz para los turismos. Un mayor grado de confort está sujeto a un nivel de amortiguamiento reducido, que permite desacoplar el movimiento de las ruedas de las oscilaciones del chasis.
Por tanto, es deseable que el amortiguador sea capaz de acomodar su nivel de carga a las características de las oscilaciones que debe atenuar.
Así, por un lado, el amortiguador debe poder adaptarse en función de la velocidad de oscilación de la suspensión. En el estado de la técnica, la configuración interna del amortiguador y de sus válvulas está concebida para generar un mayor coeficiente de amortiguamiento para las bajas velocidades que para las medias y altas. La función que relaciona la carga de un amortiguador con su velocidad de oscilación es la característica principal del mismo y la curva sobre la que se actúa para optimizar el compromiso entre estabilidad y confort.
La figura 14 hace referencia a una gráfica que representa la fuerza de amortiguamiento en función de la velocidad de oscilación de un amortiguador. La pendiente indica el coeficiente de amortiguamiento. A mayor pendiente, mayor coeficiente de amortiguamiento. Por lo tanto a bajas velocidades el coeficiente de amortiguamiento, es decir, la pendiente de la curva, es mayor que para velocidades medias y altas.
Por otro lado, el amortiguador debe poder adaptarse en función de la frecuencia de oscilación de la suspensión. Las gráficas de las figuras 15a y 15b representan la variación de la fuerza de amortiguación en función de la carrera del pistón sin incorporar ningún dispositivo para el ajuste frecuencial y con un dispositivo para el ajuste frecuencial, respectivamente, pudiendo comprobarse que, si bien a baja frecuencia no existe variación, a alta frecuencia, para una misma longitud de carrera, la fuerza disminuye cuando se emplea un dispositivo para el ajuste frecuencial, es decir, que el nivel de amortiguamiento se reduce considerablemente, obteniéndose de este modo una suspensión más blanda, lo que lleva a un incremento del confort.
El amortiguador convencional no es capaz de adaptar su respuesta a la frecuencia de la oscilación. En el estado de la técnica, existen soluciones que incorporan esta característica al amortiguador según se ha indicado más arriba. Un primer tipo consiste en añadir al pistón principal del amortiguador una válvula dispuesta en paralelo que permite el paso de fluido a partir de una cierta frecuencia de oscilación.
Uno de estos dispositivos se describe en el documento US7395907. Este documento tiene por objeto un amortiguador hidráulico, al que se le instala en el extremo de la espiga del vástago un dispositivo auxiliar que es el encargado de regular la carga de amortiguamiento en función de la frecuencia
Sin embargo, esta invención tiene una serie de problemas o limitaciones.
En primer lugar, únicamente regula en frecuencia el amortiguamiento generado en la carrera de extensión.
En segundo lugar, al tratarse de un dispositivo añadido en el extremo de la espiga del vástago, ocupa un espacio adicional en dirección axial, obligando a una reducción de la carrera máxima del amortiguador o haciendo inviable su implantación en algunas suspensiones por falta de espacio. La reducción de la carrera del amortiguador conlleva una degradación del confort, dado que se alcanzan con más asiduidad los finales de carrera de la suspensión.
En tercer lugar, la instalación en paralelo de la válvula frecuencial, exige taladrar la espiga del vástago con un orificio de dimensiones considerables para que el sistema se mantenga eficaz a media velocidad, donde los caudales a intercambiar son importantes. Esto reduce la resistencia de la espiga, limitando los esfuerzos hidráulicos y mecánicos que puede soportar.
En cuarto lugar, para alcanzar un buen compromiso entre la sección de paso del orificio y la resistencia de la espiga del vástago, el efecto frecuencial se ve limitado para movimientos a alta velocidad.
En quinto lugar, la cámara de control frecuencial está conectada con la cámara de tracción del amortiguador, la situada por encima del pistón, mediante un paso pequeño y prácticamente simétrico en ambos sentidos de circulación del fluido. El principio de funcionamiento de la invención se basa en que ese conducto imponga una fuerte restricción al acceso del fluido a la cámara frecuencial, de forma que el retardo asociado permite hacer la regulación en frecuencia. Este retardo está igualmente presente en el retorno de fluido de la cámara frecuencial a la cámara de tracción, flujo imprescindible para restituir la posición inicial del sistema tras un funcionamiento a baja frecuencia. Con esto, la regulación de amortiguamiento a altas frecuencias está limitada por el tiempo necesario para que la invención retorne a su posición inicial, algo especialmente grave en un regulador frecuencial. Además, la combinación de presiones de las cámaras de tracción y compresión durante el movimiento de extensión del amortiguador favorece el llenado de la cámara frecuencial, pero no el vaciado de la misma ni durante el movimiento de extensión ni durante el de compresión.
Cuando el amortiguador trabaja a bajas frecuencias, la cámara frecuencial se llena y tiene que ser posteriormente vaciada para que esté disponible lo antes posible. El problema radica en que el retardo del sistema descrito en este documento no permite un retorno rápido del fluido a la cámara de tracción lo que condiciona la respuesta del amortiguador si es sometido a continuación a una alta frecuencia.
El documento US9534653 describe un amortiguador con un pistón capaz de mejorar el confort en situaciones de viaje actuando tanto en situaciones de alta frecuencia como de baja frecuencia del amortiguador. Para ello, la espiga del vástago incorpora un canal de bypass longitudinal, formado mediante dos rebajes planos realizados en la espiga del vástago. El pistón posee una cámara frecuencial que se encuentra a su vez dividida en dos subcámaras, las cuales se conectan con sendos orificios practicados en un casquillo que se encuentra instalado en la espiga del vástago, siendo dicha cámara frecuencial la encargada de la regulación del amortiguador en función de la frecuencia.
El documento US9534653 resuelve parcialmente algunos de los problemas de US7395907 según se indica a continuación.
Por un lado, se elimina el orificio de la espiga del vástago, sustituyéndolo por unas caras planas que suponen una menor reducción de la resistencia mecánica de la espiga.
Por otro lado, requiere menos espacio axial dentro del amortiguador, permitiendo mayores carreras de suspensión.
Sin embargo, sigue sin resolver una serie de puntos. Por ejemplo, al igual que el documento anterior, únicamente regula en frecuencia el amortiguamiento generado en la carrera de extensión, sin que sea posible implementarlo en la carrera de compresión.
Además, la reducción del amortiguamiento a alta frecuencia se sigue basando en la evacuación de fluido a través de un paso que funciona en paralelo al de la válvula principal que regula el amortiguamiento de baja frecuencia. La sección de paso disponible sigue siendo muy limitada, lo que reduce considerablemente el efecto frecuencial para medias y altas velocidades.
La vuelta del sistema a su posición inicial es lenta dada la dificultad para rellenar la subcámara frecuencial superior y vaciar la inferior tras un funcionamiento de baja frecuencia. Nuevamente, la diferencia de presiones entre las subcámaras frecuenciales y la de tracción es favorable para la regulación del amortiguamiento durante movimientos de extensión, pero desfavorable para permitir recuperar la posición de reposo al sistema. Todo esto vuelve a limitar su efecto regulador a altas frecuencias.
El documento WO/2017/112978, considerado como el más cercano del estado de la técnica, describe un amortiguador que posee una cámara frecuencial que actúa directamente contra la válvula principal del pistón, regulando de este modo la carga de amortiguación en función de la frecuencia. En este documento se elimina el flujo de fuga paralelo a la válvula principal del amortiguador como elemento regulador del amortiguamiento en función de la frecuencia descrito en los documentos anteriores. De este modo, se resuelven los siguientes problemas presentes en dichos documentos:
- Es capaz de regular en frecuencia el amortiguamiento generado tanto en la carrera de extensión como en la de compresión
- La eliminación del flujo de fluido en paralelo, como elemento regulador, minimiza los problemas asociados para mantener el efecto frecuencial a altas velocidades, puesto que se utilizan los conductos y la válvula principal del pistón con una sección de paso netamente superior.
Ahora bien, el amortiguador descrito en el documento WO/2017/112978 aún mantiene alguno de los problemas previos e incluso añade otros adicionales como son:
- El retorno del sistema a su posición de reposo sigue siendo igual de costoso que en los otros documentos, esto es debido a que la cámara frecuencial sigue conectada a la de tracción mediante un paso estrecho que retarda su llenado, para así poder habilitar la regulación en frecuencia. Por tanto, todo lo expuesto como problemático en los documentos anteriores a este respecto sigue siendo aplicable y limita la capacidad del sistema para regular a altas frecuencias de trabajo. El amortiguador descrito en WO/2017/112978 propone una mejora basada en una válvula antirretorno, pero cuya aplicación plantea altos costos por su complejidad, dimensión y geometría intrincada, así como serios problemas de dispersión en el comportamiento frecuencial obtenido.
- Un problema importante añadido al amortiguador descrito en WO/2017/112978 radica en que la presión de la cámara frecuencial se aplica directamente y sin límite a la válvula principal del pistón, aumentando la restricción al paso de fluido que ésta impone. Esto incrementa a su vez la presión en la cámara frecuencial, configurándose así un sistema que se retroalimenta. Esto pone en riesgo la resistencia mecánica de algunos componentes de la invención y del amortiguador, para movimientos de alta velocidad y/o amplitud. Además, limita fuertemente la correcta distribución del amortiguamiento en función de la velocidad, imposibilitando tener coeficientes de amortiguamiento altos a baja velocidad y bajos a alta velocidad. En la figura 16 se observa cómo varía la regulación del amortiguador debido a la retroalimentación. Al estar aplicada la fuerza directamente a la válvula principal, se está imponiendo una restricción al funcionamiento del amortiguador, lo cual repercute en las medias y altas velocidades, donde interesa que la fuerza de amortiguación, y por lo tanto la restricción, sea lo menor posible para mejorar el confort y obtener una suspensión blanda. Esto no pasa en los sistemas anteriores porque la característica de amortiguamiento en función de la velocidad para baja frecuencia es totalmente independiente de la de alta frecuencia, al tratarse de dispositivos desacoplados. Por tanto, aunque mejore el confort en función de la frecuencia, lo empeora en función de la velocidad. Es decir, el amortiguador descrito en WO/2017/112978, se ajusta en función de la frecuencia pero a costa de degradar el ajuste en función de la velocidad
- Finalmente, en el documento se plantea un acoplamiento total entre la válvula principal del amortiguador y la retroalimentación del sistema frecuencial, que se funden en una única válvula frecuencial. Por lo tanto, la presión generada en la cámara frecuencial se aplica directamente a la válvula principal, sin holgura alguna entre los componentes, mermando así el potencial de reducción de amortiguamiento, especialmente para frecuencias medias pero también para frecuencias altas. La presente invención viene a resolver estas limitaciones permitiendo, además, regular la carga de amortiguación teniendo en cuenta la frecuencia y la velocidad mediante la capacidad de vaciar rápidamente el amplificador frecuencial, lo que permite dejar preparado el amortiguador después de un movimiento a baja frecuencia para recibir un movimiento a alta frecuencia, así como la limitación de presión del amplificador frecuencial, lo que se consigue mediante el empleo de dos válvulas independientes, una primaria y otra secundaria, además de unas válvulas controladoras de presión en el amplificador frecuencial, consistentes en una válvula limitadora de presión, que trabaja junto con un tope limitador de presión, y en una válvula reguladora de presión.
DESCRIPCIÓN DE LA INVENCIÓN
Con el fin de alcanzar los objetivos y evitar los inconvenientes mencionados anteriormente, la presente invención describe un amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente. El amortiguador, además de una espiga del vástago que comprende un canal longitudinal con la función que se describirá más adelante, incorpora un casquillo de guiado, una válvula primaria, una válvula secundaria, un elemento elástico, y un amplificador frecuencial que, entre los elementos principales, comprende una carcasa, un pistón flotante y una válvula controladora de presión.
La carcasa está fija abrazando a la espiga del vástago y tiene configuración cilindrica formada mediante una base y una pared concéntrica con la espiga del vástago.
El casquillo de guiado también se encuentra fijo abrazando a la espiga del vástago, solapando parte del canal longitudinal y dejando libre un extremo por el que un fluido, ubicado al otro lado del pistón, puede acceder, a través de un orificio pasante del pistón, directamente al canal longitudinal por el interior del casquillo de guiado. El casquillo de guiado también se encuentra unido a la carcasa por el otro extremo, permitiendo bien mediante un conducto estrecho creado por una configuración almenada del extremo del casquillo de guiado o bien mediante un disco de alivio ubicado en el extremo del casquillo de guiado, que un fluido pueda acceder desde el canal longitudinal al exterior del casquillo de guiado para llegar al interior del volumen que conforma la carcasa.
El elemento elástico se encuentra abrazando al casquillo de guiado. Por su versatilidad, se prefiere que sea un conjunto de arandelas Belleville, que son configurables en cuanto a elasticidad, diámetro exterior y número, permitiendo una amplia definición a la hora de configurar esfuerzos en el sistema.
La válvula primaria se encuentra posicionada en contacto con el pistón, preferiblemente a través de un disco de alivio. La válvula secundaria, por su parte, se encuentra ubicada entre dos espadadoras, una que la separa de la válvula primaria y otra que la distancia del elemento elástico. La espadadora puede ser, por ejemplo, una arandela.
Para permitir la flexión de la válvula primaria cuando se encuentra presionada por la válvula secundaria, el diámetro exterior de la válvula secundaria es menor que el diámetro exterior de la válvula primaria
El conjunto formado por la válvula primaria, la válvula secundaria, el disco de alivio y las espadadoras se puede encontrar en dos posiciones. Una de ellas es abrazando al casquillo de guiado y ubicada entre el pistón y el elemento elástico. La otra es empotrada entre el pistón y el casquillo de guiado.
Por último, el pistón flotante se encuentra ubicado en el volumen que conforma la carcasa. Tiene capacidad de deslizar entre el casquillo de guiado y la pared de la carcasa manteniendo la estanqueidad durante el deslizamiento, para lo cual utiliza un par de elementos de sellado como, por ejemplo, juntas tóricas, una para el diámetro interior y otra para el diámetro exterior.
El pistón flotante tiene una base escalonada que, junto con el casquillo de guiado y la carcasa, configura una cámara del amplificador que, al aumentar la presión por la entrada de fluido, aumenta de volumen según el pistón flotante es empujado para deslizar a lo largo del casquillo de guiado. El otro lado del pistón flotante se encuentra en contacto con el elemento elástico, que lo presiona contra la base de la carcasa.
El pistón flotante puede comprender un canal de fuga que lo atraviesa, preferiblemente paralelo al eje del vástago que por un lado está abierto hacia la cámara del amplificador y por el otro se encuentra cerrado mediante una válvula controladora de presión que, en este caso, se trata de una válvula limitadora de presión. En este caso, el casquillo de guiado comprende una reducción de diámetro en una zona intermedia de su longitud que configura un tope limitador, a modo de escalón, donde el extremo que contacta con la carcasa es el de menor diámetro, para lo cual, el pistón flotante también incorpora un saliente en el diámetro interior, a modo de escalón, aunque de forma invertida al escalón que forma el tope limitador del casquillo de guiado, de forma que los dos escalones son complementarios, es decir, el lado del pistón flotante más próximo a la carcasa tiene el diámetro interior mayor que el lado más próximo al pistón. De esta forma, el deslizamiento del pistón flotante a lo largo del casquillo de guiado está limitado a una longitud determinada marcada por el tope limitador.
Alternativamente, el pistón flotante no está atravesado por ningún canal, sino que es la carcasa la que comprende un pasadizo que se cierra con una válvula controladora de presión que, en este caso, es una válvula reguladora de presión que se activa al estar sometida a una presión de trabajo determinada. En este caso, el desplazamiento del pistón flotante está limitado por el valor de la presión en la cámara del amplificador, que dejará de incrementarse cuando la válvula reguladora de presión se active al alcanzarse la presión de trabajo.
Dependiendo de que se trate de un movimiento de extensión o de compresión, la presión en la cámara de tracción o de compresión, respectivamente, se transmite al otro lado del pistón, provocando una deformación de la válvula primaria, para el paso de fluido. Esta presión se transmite también por el canal y el conducto estrecho, provocando también un aumento de volumen de la cámara del amplificador, empujando al pistón flotante, que a su vez empuja al elemento elástico y éste a la válvula secundaria, que se acopla con la válvula primaria limitando su deformación por la presión directa del fluido.
Sin embargo, el empuje del pistón flotante y, por lo tanto, del elemento elástico sobre la válvula secundaria, que actúa a su vez sobre la válvula primaria, está limitado, ya que, debido al tope limitador o a la válvula reguladora de presión, según la configuración del amplificador frecuencial, el pistón flotante tiene el desplazamiento limitado, según se ha descrito. Asimismo, ya que el desplazamiento del pistón flotante se encuentra limitado, en el caso de disponer de un tope limitador, un aumento adicional de presión a través del canal se traduce en un aumento de la presión en la cámara del amplificador. Sin embargo, esta presión no puede aumentar indefinidamente, puesto que los componentes del amplificador podrían no llegar a soportar los esfuerzos mecánicos. Para evitar este aumento de presión indefinido, la presión en la cámara del amplificador está limitada por una válvula limitadora de presión en el caso de utilizar el tope limitador, para crear una limitación mecánica del desplazamiento del pistón flotante, o por una válvula reguladora de presión, para crear una regulación hidráulica de la presión en la cámara del amplificador que, en cualquiera de los dos casos, se abre permitiendo la salida de fluido, al alcanzar una presión determinada, a la cámara en la que se encuentre el amplificador frecuencial, ya sea la de compresión o la de tracción.
De esta forma, se resuelve uno de los problemas que se indicaba en los antecedentes. En el documento WO2017112978, considerado como el estado de la técnica más cercano, no existe elemento alguno que limite el desplazamiento de la cámara frecuencial, lo cual provoca una degradación de la característica del amortiguamiento en función de la velocidad, degradando así el confort. Al no poseer la limitación al desplazamiento de la cámara frecuencial en el documento WO2017112978 resulta muy difícil conseguir un bajo amortiguamiento a medias y altas velocidades para maximizar el confort, ya que la ganancia aplicada por el sistema frecuencial seguirá incrementándose sin límite con el aumento de presiones asociado al incremento de velocidad.
Asimismo, la presente invención, gracias al control de presión del interior del amplificador frecuencial por parte de las válvulas controladoras de presión, consigue la protección de los elementos del amortiguador. Este hecho no ocurre en la invención descrita en WO2017112978, la cual deja sin garantías la integridad de sus componentes.
Por otro lado, la invención mostrada en el documento de patente US-9534653_ B2 puede parecer visualmente similar a la invención cuando incorpora el amplificador frecuencial con la válvula reguladora de presión. Sin embargo, la funcionalidad es completamente diferente. En el caso de la patente US-9534653_ B2 tiene como función limitar la presión máxima del interior de la cámara (401), mientras que la función de la válvula reguladora de presión, además de ésta, es la de controlar la fuerza sobre la valvulería principal, que no ocurre en US-9534653_ B2, por lo que la función de esta válvula reguladora de presión es la de controlar el amortiguamiento en todo el rango de velocidades.
Por otro lado, el grado de estrangulamiento al paso de fluido que ofrece la válvula primaria se puede configurar mediante una serie de elementos entre los que se encuentran el elemento elástico, a través de su coeficiente de elasticidad, diámetro exterior y número de arandelas que lo configura, la válvula secundaria, en cuanto a elasticidad y tamaño, que puede estar compuesta por uno o por varios discos, la espadadora ubicada entre las válvulas primaria y secundaria, en cuanto a diámetro exterior y espesor, la ubicación del tope limitador en la longitud del casquillo de guiado, que definirá la posición máxima del pistón flotante sobre el resto de componentes, al igual que el valor de trabajo de la válvula reguladora de presión o, por supuesto, mediante varios de los anteriores elementos al mismo tiempo.
El amplificador frecuencial puede estar ubicado en la cámara de tracción, en la cámara de compresión o en ambas. Además, también puede estar ubicado en el soporte válvula en contacto directo con la cámara de reserva.
BREVE DESCRIPCIÓN DE LAS FIGURAS
Para completar la descripción de la invención y con objeto de ayudar a una mejor comprensión de sus características, de acuerdo con un ejemplo preferente de realización de la misma, se acompaña un conjunto de dibujos en donde, con carácter ilustrativo y no limitativo, se han representado las siguientes figuras:
- La figura 1 representa una vista en sección longitudinal del amortiguador de la invención en versión bitubo para movimientos de extensión.
- La figura 2 representa una vista en sección longitudinal del amortiguador de la invención en versión bitubo para movimientos de compresión y extensión en una primera forma de realización.
- La figura 3 representa una vista en sección longitudinal del amortiguador de la invención en versión bitubo para movimientos de compresión y extensión en una segunda forma de realización.
- La figura 4 representa una vista en sección longitudinal del amortiguador de la invención en versión monotubo para movimientos de extensión únicamente.
- La figura 5 representa una vista en sección longitudinal del amortiguador de la invención en versión monotubo para movimientos de compresión y extensión.
- La figura 6 representa una vista en sección longitudinal del detalle de la zona del pistón del amortiguador de la figura 1 en una situación de reposo.
- La figura 7 representa una vista del amortiguador de la figura 6 en una segunda forma de realización en la que las válvulas están ubicadas en configuración deslizante con respecto al casquillo de guiado en lugar de encontrarse empotradas. - La figura 8 representa una vista del amortiguador de la figura 6 comenzando el movimiento de extensión a baja frecuencia con las válvulas primaria y secundaria todavía desacopladas.
- La figura 9 representa una vista del amortiguador de la figura 8 con las válvulas ya acopladas.
- La figura 10 representa una vista del amortiguador de la figura 9, mostrando la limitación en la retroal i mentación con el tope limitador y liberando presión mediante la apertura de la válvula limitadora de presión.
- La figura 11 representa una vista del amortiguador de la figura 8 un instante después de terminar el movimiento de extensión, cuando el sistema inicia el recorrido de retorno a su posición de reposo.
- La figura 12 representa una vista del amortiguador de la figura 8 en un movimiento de extensión de alta frecuencia.
- La figura 13 representa una vista del amortiguador de la figura 9, mostrando la limitación en la retroalimentación en una segunda forma de realización con una válvula reguladora de presión.
- La figura 14 representa una gráfica con la fuerza de amortiguamiento en función de la velocidad de oscilación de un amortiguador.
- La figura 15a representa una gráfica con la variación de la fuerza de amortiguación en función de la carrera del pistón sin incorporar ningún dispositivo para el ajuste frecuencial.
- La figura 15b representa una gráfica con la variación de la fuerza de amortiguación en función de la carrera del pistón incorporando un dispositivo para el ajuste frecuencial.
- La figura 16 representa cómo varía la regulación del amortiguador debido a la retroalimentación cuando ésta no se encuentra limitada.
A continuación se facilita un listado de las referencias empleadas en las figuras:
1. Vástago.
2. Espiga del vástago.
3. Retén.
4. Guía.
5. Tubo exterior.
6. Tubo interior 7. Cámara de reserva.
8. Cámara de tracción.
9. Cámara de compresión.
10. Pistón.
11. Tapa inferior.
12. Gas.
13. Fluido.
14. Nivel de fluido.
15. Válvula antirretorno.
16. Soporte de válvula.
17. Válvula de compresión.
18. Carcasa.
19. Pistón flotante.
20. Válvula limitadora de presión.
21. Casquillo de guiado.
22. Canal.
23. Válvula primaria.
24. Válvula secundaria.
25. Elemento elástico.
26. Conducto estrecho.
27. Canal de fuga.
27a. Primera abertura permanente.
28. Amplificador frecuencial.
29. Cámara del amplificador.
30. Tope limitador.
31. Orificio pasante para extensión.
32. Orificio pasante para compresión.
33. Disco de alivio.
34. Espadadora.
35. Elemento de sellado.
36. Válvula reguladora de presión.
37. Pasadizo.
37a. Segunda abertura permanente.
DESCRIPCIÓN DE UNA REALIZACIÓN PREFERENTE DE LA INVENCIÓN Tal y como se ha indicado, la presente invención se refiere a un amortiguador con capacidad para regular la carga que genera un dispositivo hidráulico en función de la velocidad y la frecuencia a la que es sometido de forma simultánea.
Las figuras 1 a 5 representan diversas formas de realización del amortiguador de la invención en función de que estén destinados a trabajar únicamente durante la carrera de extensión o en la de compresión y extensión, en amortiguadores bitubo y monotubo.
En la figura 1 se representa una sección longitudinal de un amortiguador bitubo, según la invención, con capacidad para regular la carga únicamente durante la carrera de extensión.
En las figuras 2 y 3 se representa una sección longitudinal de un amortiguador bitubo, según la invención, con capacidad para regular la carga durante los movimientos de compresión y de extensión en dos formas de realización diferentes.
En la figura 4 se representa una sección longitudinal de un amortiguador monotubo, según la invención, con capacidad para regular la carga únicamente durante la carrera de extensión.
En la figura 5 se representa una sección longitudinal de un amortiguador monotubo, según la invención, con capacidad para regular la carga durante las carreras de compresión y de extensión.
Antes de explicar el funcionamiento del amortiguador de la invención, se va a hacer una descripción del mismo para poder entender cada uno de sus componentes, cómo están posicionados y cómo es la relación entre ellos. El amortiguador que se va a describir es indiferentemente monotubo o bitubo para movimiento de extensión. El funcionamiento es fácilmente deducible a partir de esta descripción para los casos en los que el amortiguador funciona únicamente para el movimiento de compresión, por lo que ni siquiera se ha mencionado en las figuras, o para ambos.
Una vez comprendidos los componentes del amortiguador y su forma de trabajar, se describirán brevemente las figuras 1 a 5. De esta forma, el amortiguador de la invención puede partir de un amortiguador bitubo, sin que represente un problema la extensión a un amortiguador monotubo, como los conocidos en el estado de la técnica formado por un tubo exterior (5) cerrado por uno de sus extremos y con una abertura por el otro extremo para el paso del vástago (1). Para asegurar la estanqueidad en esta abertura, entre el vástago (1) y el extremo del tubo exterior (5) se ubica un retén (3).
Concéntrico con el tubo exterior (5) se encuentra un tubo interior (6) con un extremo sólidamente fijado al extremo cerrado del tubo exterior (5) y cuyo otro extremo incorpora una guía (4) para fijación al tubo exterior (5) y para guiar al vástago (1) en su movimiento longitudinal. Entre el tubo exterior (5) y el tubo interior (6) se forma un espacio que es una cámara de reserva (7) que estará llena de fluido (13) hasta un nivel (14) determinado por encima del cual la cámara de reserva (7) está llena de gas (12).
El extremo cerrado del tubo exterior (5) se une a un extremo del tubo interior (6) que incorpora un soporte de válvula (16) con orificios que comunican la cámara de compresión (9) con la cámara de reserva (7). Unos orificios están cerrados mediante una válvula antirretorno (15) y otros orificios están cerrados mediante una válvula de compresión (17), de forma que la correspondiente válvula (15, 17) se abre en función de que el movimiento sea de extensión o de compresión respectivamente.
Un extremo del vástago (1) termina en una espiga del vástago (2) donde va ensamblado un pistón (10) que desliza de forma ajustada por el tubo interior (6) y que incorpora unos orificios pasantes de extensión (31) y unos orificios pasantes de compresión (32) que comunican la cámara de tracción (8) con la cámara de compresión (9). Ubicada sobre el pistón (10) en el lado de la cámara de tracción (8) se encuentra una segunda válvula de compresión (17) que apoya sobre los orificios pasantes de compresión (32).
El amortiguador de la invención comprende, en la espiga del vástago (2), además del pistón (10), una válvula primaria (23), una válvula secundaria (24) y un amplificador frecuencial (28) que comprenden una parte principal de los componentes que forman la invención.
El amplificador frecuencial (28) comprende, como elementos principales, un casquillo de guiado (21), que presenta una configuración cilindrica y abraza a la espiga del vástago (2), una carcasa (18) que también abraza a la espiga del vástago (2) y un pistón flotante (19). La carcasa (18) tiene configuración cilindrica, formada mediante una base y una pared concéntrica con la espiga del vástago (2) y fijada a ella, creando un volumen donde se ubican otros componentes móviles. La espiga del vástago (2) incorpora al menos un canal (22) interior a todo lo largo de una longitud que abarca desde el pistón (10) por un extremo hasta la carcasa (18) por el otro extremo. En el espacio formado entre la carcasa
(18) y el casquillo de guiado (21) se encuentra el pistón flotante (19) con capacidad de deslizar a lo largo del casquillo de guiado (21) y de la pared de la carcasa (18) de forma estanca, para lo que utiliza un par de elementos de sellado (35) como, por ejemplo, juntas tóricas, una para el diámetro interior y otra para el diámetro exterior. El pistón flotante (19) tiene una base de sección escalonada que, junto con la carcasa (18) y el casquillo de guiado (21), determinan una cámara del amplificador (29) variable en volumen según el pistón flotante (19) desliza por el casquillo de guiado (21).
En una primera forma de realización del amplificador frecuencial (28), el pistón flotante
(19) comprende un canal de fuga (27) que se puede cerrar parcialmente, mediante una válvula limitadora de presión (20) que comunica la cámara del amplificador (29) con la cámara de compresión (9), dado que siempre queda una primera abertura permanente (27a), según se representa en la figura 7. Por su parte, el casquillo de guiado (21) presenta una disminución del diámetro exterior en una zona intermedia de su longitud que configura un tope limitador (30), a modo de escalón, de forma que el pistón flotante (19) tiene capacidad de deslizar entre la base de la carcasa (18) y dicho tope limitador (30), que actúa a modo de limitación mecánica de la fuerza de deformación que puede actuar sobre el elemento elástico (25). Al alcanzar el pistón flotante (19) el tope limitador (30), aumentará la presión en la cámara del amplificador (29) hasta un nivel en el que está tarada la válvula limitadora de presión (20), provocando su apertura para que no continúe aumentando la presión en la cámara del amplificador (29).
En una segunda forma de realización del amplificador frecuencial (28), la carcasa (18) comprende un pasadizo (37) sobre el que actúa una válvula reguladora de presión (36). Esta válvula reguladora de presión (36) se abre cuando la presión en la cámara del amplificador (29) alcanza un valor determinado, regulando hidráulicamente la presión máxima en la cámara del amplificador (29) y, con ello, la fuerza aplicada por el elemento elástico (25) sobre la válvula secundaria (24). En cualquier caso, presenta una segunda abertura permanente (37a). Esta forma de realización tiene la ventaja con respecto a la anterior de que no se necesita el control dimensional asociado al conjunto formado por el tope limitador (30) y el pistón flotante (19).
Entre estas dos formas de realización, existe una diferencia sustancial. En la primera, la válvula limitadora de presión (20) se tara a un nivel de presión límite alto, únicamente para evitar la rotura de componentes, sin intervenir en el control de carga del sistema, que vendrá dado por la deformación impuesta al elemento elástico (25). En la segunda forma de realización, sin tope limitador (30), la válvula reguladora de presión (36) tiene como función principal la de regular la fuerza que va a ejercer el amplificador sobre la válvula primaria (23). Se tara a una presión límite muy inferior y determina la función hidráulica del amortiguador.
En ambas formas de realización, la válvula primaria (23) apoya sobre los orificios pasantes de extensión (31), preferiblemente mediante un disco de alivio (33) que establece una sección de paso permanente para el fluido, y en una forma de realización adicional, se encuentra empotrada entre el pistón (10) y uno de los extremos del casquillo de guiado (21). El otro extremo del casquillo de guiado (21) apoya sobre la carcasa (18) y presenta unos conductos estrechos (26) en el extremo. Sobre el pistón flotante (19) apoya un elemento elástico (25), que rodea al casquillo de guiado (21), y que se extiende hasta contactar, por el otro extremo, con la válvula secundaria (24).
El casquillo de guiado (21) abraza parte de un canal (22) superficial longitudinal que comprende la espiga del vástago (2) mediante el que se comunica hidráulicamente la cámara de tracción (8) con la cámara del amplificador (29). Los conductos estrechos (26) del casquillo de guiado (21) comunican la cámara del amplificador (29) con el canal (22) de la espiga del vástago (2) y, finalmente, con la cámara de tracción (8). En una forma de realización, los conductos estrechos (26) se conforman mediante una terminación almenada del casquillo de guiado (21). En una forma de realización alternativa, el extremo del casquillo de guiado (21) no presenta conductos estrechos (26), sino que apoya sobre un segundo disco de alivio (33) que es el que incorpora los conductos de comunicación.
La válvula primaria (23) se encuentra ubicada en contacto con el pistón (10), preferiblemente a través de un disco de alivio (33). La válvula secundaria (24), por su parte, se encuentra ubicada entre dos espaciadoras (34), una que la separa de la válvula primaria (23) y otra que la distancia del elemento elástico (25), determinando la rigidez de la válvula secundaria (24). La espaciadora (34) puede ser, por ejemplo, una arandela. De esta forma, las válvulas primaria (23) y secundaria (24) están separadas mediante una espaciadora (34) que deja un espacio entre ellas que es configurable en función de su espesor y diámetro exterior.
Según se representa en la figura 7, las válvulas primaria (23) y secundaria (24), junto con el disco de alivio (33) y las espadadoras (34), en una segunda forma de realización, en lugar de estar empotradas, están ubicadas abrazando al casquillo de guiado (21), sobre el que pueden deslizar.
El funcionamiento del amortiguador es como se indica a continuación haciendo mención a las figuras 6 a 10, que representan al pistón (10), a la válvula primaria (23), a la válvula secundaria (24) y al amplificador frecuencial (28) acoplados en la espiga del vástago (2) deslizando por el tubo interior (6) del amortiguador en forma secuencial.
Hay que tener en cuenta que, en consideración de no perder claridad y no introducir en las figuras excesivos elementos, las líneas de flujo se han representado únicamente por uno de los laterales de las secciones representadas en estas figuras, cuando en realidad también deberían estar por el otro lateral.
Las figuras 6 y 7 representan una situación del amortiguador en reposo en las dos formas de realización de ubicación de las válvulas (23, 24), empotrada entre el pistón (10) y uno de los extremos del casquillo de guiado (21) y abrazando al casquillo de guiado (21), respectivamente.
Una vez se imprime presión en la cámara de tracción (8), según se representa en la figura 8, la válvula primaria (23) comienza a flectar de forma que, al estar separada de la válvula secundaria (24) por una espaciadora (34), tiende a contactar con ella. Esta flexión provocada por los movimientos de extensión del amortiguador genera un paso de fluido a través de dos caminos que operan en paralelo. El paso primario va de la cámara de tracción (8) a la cámara de compresión (9) a través de la válvula primaria (23). El paso secundario deriva el fluido situado sobre la válvula primaria (23) a través del canal longitudinal (22) y el conducto estrecho (26) hasta la cámara del amplificador (29). Una vez aquí, el amplificador permite la salida de una parte del fluido entrante hacia la cámara de compresión (9) a través del canal de fuga (27) mediante la válvula limitadora de presión (20), que no es hermética, al incorporar la primera abertura permanente (27a), y permite la salida de fluido hacia la cámara de compresión (9) o a través de la válvula reguladora de presión (36), que tampoco es hermética, al incorporar la segunda abertura permanente (37a), según el modo de realización del amplificador frecuencial (28). Esta configuración genera un aumento de la presión en la cámara de tracción (8) frente a la de compresión (9) que se transmite parcialmente a la cámara del amplificador (29). La sobrepresión de la cámara del amplificador (29) frente a la cámara de compresión (9) se aplica sobre el pistón flotante (19) haciéndolo deslizar, empujando así al elemento elástico (25), que empuja, a su vez, a la válvula secundaria (24). La existencia de una espadadora (34) entre la válvula primaria (23) y la secundaria (24) hace que el deslizamiento del pistón flotante (19) no se traslade de forma inmediata a la válvula primaria (23).
Las extensiones del amortiguador que se realizan a baja frecuencia, proporcionan el tiempo suficiente para que la válvula secundaria (24) llegue a contactar con la válvula primaria (23).
Una situación posterior se representa en la figura 9, donde se muestra cómo el desplazamiento del pistón flotante (19), que empuja al elemento elástico (25) y a la válvula secundaria (24), es ahora suficiente para conseguir el contacto entre la válvula primaria (23) parcialmente abierta y la secundaria (24). Con esta configuración, la fuerza ejercida por la sobrepresión en la cámara del amplificador (29) se traslada a la válvula primaria (23), induciendo un mayor estrangulamiento al paso de fluido entre la cámara de tracción (8) y la de compresión (9). La mayor diferencia de presión se traslada a la cámara del amplificador (29), aumentando el flujo de entrada al mismo, lo que vuelve a incrementar el estrangulamiento ejercido por la válvula primaria (23) al paso de fluido. Este fenómeno de retroalimentación aumenta la diferencia de presiones establecida entre la cámara de tracción (8) y la de compresión (9) y, por ende, la fuerza de oposición al movimiento de extensión generada por el amortiguador. Se puede entender que la existencia de la válvula secundaria (24) es de suma importancia, ya que, en su ausencia, el ciclo de retroalimentación se desencadena desde el mismo inicio del movimiento de extensión del amortiguador, dificultando enormemente el control en frecuencia de la fuerza que proporciona. Es decir, es muy difícil conseguir respuestas diferentes del amortiguador para un movimiento de 1 Hz frente a otro de 10 Hz, puesto que el proceso sería sumamente rápido.
Si la frecuencia del movimiento es suficientemente baja y/o la velocidad de extensión es suficientemente alta para transferir el volumen de fluido necesario a la cámara del amplificador (29), el pistón flotante (19) desliza, considerando la primera forma de realización del amplificador frecuencial (28) hasta contactar con el tope limitador (30), tal y como se muestra en la figura 9, o hasta alcanzar la cámara del amplificador (29) la presión de regulación establecida por la válvula reguladora de presión (36). En este instante, el fenómeno de retroalimentación queda limitado, impidiendo trasladar fuerza adicional del amplificador frecuencial (28) a la válvula primaria (23). Dicho límite a la fuerza transferida es imprescindible tanto para garantizar la integridad estructural como para respetar la función principal del amortiguador que se muestra en la figura 14, expresada como curva de fuerza de amortiguamiento en función de la velocidad de oscilación. Según se ha comentado, la única función que tiene la válvula limitadora de presión (20) es la de proteger los componentes del sistema, siendo la deformación máxima permitida por el tope limitador (30) sobre el elemento elástico (25) la que determina la curva fuerza-velocidad, quedando limitada. Sin embargo, en el caso de la válvula reguladora de presión (36), sí que hace ambas funciones, tanto garantizar la integridad estructural de los componentes del sistema como reproducir la curva fuerza velocidad sin limitación.
La retroalimentación se configura para no alcanzar su límite a baja velocidad, de forma que los altos valores de amortiguamiento requeridos para este régimen de operación puedan ser potenciados por el amplificador frecuencial (28). En el caso de la válvula limitadora de presión (20), la limitación se hace intervenir para medias y, especialmente, altas velocidades de operación del amortiguador, aunque no es estrictamente necesario en el caso de la válvula reguladora de presión (36), que podría interesar que su apertura ocurriese a baja velocidad. En el caso de la válvula reguladora de presión (36), su apertura se puede configurar para movimientos de baja velocidad ya que, además de limitar la fuerza máxima de retroalimentación también gestiona la respuesta del amortiguador en todo su rango de operación. Esta gestión de la válvula reguladora de presión (36) se consigue dotándola de una configuración similar a la de la válvula primaria (23), que está perfectamente adaptada para generar el nivel de amortiguamiento óptimo para cada velocidad. Así, dado que el amplificador frecuencial (28) puede ser configurado para aportar la mayor parte del estrangulamiento de fluido en la válvula primaria (23), su limitación permite conjugar el alto grado de amortiguamiento requerido a baja velocidad para proporcionar estabilidad al vehículo, con un bajo coeficiente de amortiguamiento a alta velocidad capaz de minimizar la transferencia de las irregularidades del terreno al habitáculo que, por su parte, maximiza el confort. Por tanto, la invención actúa tanto en el dominio frecuencial, como en el campo de la velocidad.
Considerando la primera forma de realización del amplificador frecuencial (28), una vez que el pistón flotante (19) alcanza el tope limitador (30), el volumen de la cámara del amplificador (29) queda fijado, sin posibilidad de aumentar. Si el ciclo de extensión del amortiguador persiste con las condiciones adecuadas, la presión en la cámara del amplificador (29) crece aproximándose a la presión de la cámara de tracción (8). La presencia de las aberturas permanentes (27a, 37a) impide que se igualen completamente ambas presiones, al garantizar un caudal mínimo de fuga a través del amplificador frecuencial (28). Esta limitación de presión puede resultar insuficiente para movimientos de alta velocidad, por lo que es necesaria la inclusión de una válvula limitadora de presión (20). Tal y como se muestra en la figura 10, dicha válvula limitadora de presión (20), al estar sometida mediante los canales de fuga (27) al diferencial de presión entre la cámara del amplificador (29) y la cámara de compresión (9), termina abriendo para un valor preestablecido de la citada diferencia de presiones, permitiendo una mayor salida de fluido desde la cámara del amplificador (29) hacia la cámara de compresión (9). De esta manera, los componentes del amplificador frecuencial (28) quedan protegidos frente a sobrepresiones en la cámara del amplificador (29), garantizando así su resistencia y durabilidad frente a un amplio rango de velocidades en el movimiento del amortiguador. Esto ocurre igualmente si se considera la segunda forma de realización del amplificador frecuencial (28), con la válvula reguladora de presión (36), que a través de su función de regulación del amortiguamiento ejerce el mismo efecto.
Conforme el movimiento de extensión del amortiguador se acerca a su final, la velocidad del mismo decrece, reduciéndose el caudal que pasa a través de la válvula primaria (23). Esto conlleva una reducción de la diferencia de presión entre la cámara de tracción (8) y la de compresión (9) que, a su vez, lleva asociada una reducción de presión en la cámara del amplificador (29). Para ello, el sentido de circulación del fluido se invierte en el conducto estrecho (26), saliendo de la cámara del amplificador (29) hacia la cámara de tracción (8). Este hecho se ilustra en la figura 11 , con la salida de fluido de la cámara del amplificador (29) tanto a través del conducto estrecho (26) como del canal de fuga (27), a través de la primera abertura permanente (27a) o, según se representa en la figura 13, a través de la segunda abertura permanente (37a). El canal de fuga (27) y la válvula reguladora de presión (36) son las vías principales de salida de fluido en la fase final del movimiento de extensión, en las dos formas de realización del amplificador frecuencial (28) debido a la mayor diferencia de presión entre la cámara del amplificador (29) y la cámara de compresión (9), que entre la cámara del amplificador (29) y la cámara de tracción (8). Esto es así porque durante cualquier movimiento de extensión, la presión en la cámara de tracción (8) es siempre superior a la de la cámara de compresión (9). Conforme el amortiguador inicia la fase de compresión, esta relación se invierte, situando el mayor diferencial de presión entre la cámara del amplificador (29) y la cámara de tracción (8), y convirtiendo al canal estrecho (26) en la vía preferente para el vaciado de la cámara del amplificador (29).
Durante el llenado de la cámara del amplificador (29), el fluido entra a través del conducto estrecho (26) y sale a través de las aberturas permanentes (27a, 37a), de forma que la sección efectiva de llenado, que es el elemento fundamental para regular la rapidez de deslizamiento del pistón flotante (19), es la resta de ambas. De esta forma, cada una de las secciones puede ser de mayor dimensión, dado que es la diferencia entre ambas, que debe ser una sección pequeña, la que controla el comportamiento en frecuencia del amplificador frecuencial (28). Esto implica una fabricación más simple y robusta de los canales de control asociada a su mayor dimensión en comparación con las soluciones existentes en el estado del arte. Adicionalmente, su funcionamiento simultáneo para permitir la salida de fluido de la cámara del amplificador (29) durante la fase final del movimiento de extensión y durante toda la carrera de compresión, hace que sea una sección de paso grande, suma de ambas, la que garantice un rápido retorno del pistón flotante (19) a su posición de reposo. La duración de este movimiento hasta recuperar la posición de reposo debe ser la mínima posible, de forma que el sistema esté siempre preparado para la regulación a alta frecuencia, donde el ciclo es muy rápido. Esta construcción es ventajosa por su simplicidad de ejecución y permite a la invención frecuencias de operación muy superiores a las que debe regular.
Cuando el movimiento de extensión se produce a alta frecuencia, la distribución de caudales no se ve alterada frente a la desarrollada con movimientos de baja frecuencia mostrada en la figura 8: se establece un flujo primario entre la cámara de tracción (8) y la de compresión (9) a través de la válvula primaria (23). Un segundo flujo atraviesa la cámara del amplificador (29), saliendo el fluido de la parte superior de la válvula primaria (23) para, mediante el canal (22) de la espiga (2) y el conducto estrecho (26), llegar a la cámara del amplificador (29). Parte del fluido entrante sale de dicha cámara (29) a la cámara de compresión (9) por el canal de fuga (27) a través de la primera abertura permanente (27a) o a través de la segunda abertura permanente (37a). En la figura 10 se muestra esta disposición de flujo para un ciclo de alta frecuencia con la válvula limitadora de presión (20). La diferencia entre ambos movimientos es la duración de los mismos, muy inferior en el caso de un ciclo de alta frecuencia. Para que el amplificador frecuencial (28) inicie el ciclo de retroalimentación, el pistón flotante (19) debe desplazarse, en el sentido de ampliar el volumen de la cámara del amplificador (29). De hecho, la retroalimentación no se desencadena hasta que el desplazamiento del pistón flotante (19) es suficiente como para que la válvula secundaria (24) contacte con la primaria (23), separadas ambas por la espadadora (34). La presión necesaria para alcanzar ese desplazamiento del pistón flotante (19) es función del espesor y diámetro de la espadadora (34), de la rigidez de la válvula secundaria (24) y de la rigidez del elemento elástico (25). Por su parte, el volumen de fluido que debe entrar a la cámara del amplificador (29) para permitir ese desplazamiento mínimo del pistón flotante (19) es función de la sección transversal de la citada cámara. Finalmente, el tiempo necesario para completar este llenado depende de la diferencia de presiones establecida entre la cámara de tracción (8), de compresión (9) y del amplificador (29), así como de las restricciones impuestas a la entrada de fluido por el conducto estrecho (26) y a la salida por las aberturas permanentes (27a, 37a).
Con las aberturas permanentes (27a, 37a) se permite que el llenado de la cámara del amplificador (29) sea mucho más lento que el vaciado.
Para la regulación en frecuencia del amortiguamiento es necesario un llenado lento de la cámara del amplificador (29) y un vaciado relativamente rápido que permita al sistema estar preparado para un nuevo ciclo.
En caso de un movimiento de extensión, la diferencia de presiones entre la cámara de tracción y la cámara de compresión es alta, por lo que los sistemas actuales emplean una sección pequeña de acceso a la cámara frecuencial que permita un llenado lento de la misma. Ahora bien, al emplear una sección de llenado pequeña se dificulta el vaciado de la cámara frecuencial. El vaciado de la cámara frecuencial se produce por la mayor presión de la cámara frecuencial con respecto de la cámara de tracción, sin embargo esta diferencia de presión es inferior a la que llena la cámara frecuencial durante la fase de extensión por lo que, el vaciado es más lento que el llenado. Si el sistema no se vacía completamente antes de iniciar el siguiente ciclo de alta frecuencia, el regulador pierde eficacia
En el sistema de la presente invención, la incorporación de una abertura permanente (27a, 37a) de salida controlada de fluido en la cámara del amplificador (29) permite usar secciones más grandes, ya que dicha salida controlada de fluido dificulta el llenado de la cámara (29). De este modo se consigue un llenado lento de la cámara (29) y un vaciado rápido de la misma, permitiendo tener el sistema preparado para un nuevo ciclo sin que se vea afectada su efectividad.
Dado que los movimientos de alta frecuencia son de corta duración, el volumen de fluido transferido a la cámara del amplificador (29) puede resultar insuficiente para que el deslizamiento del pistón flotante (19) produzca el contacto de la válvula secundaria (24) con la primaria (23). En tal caso, no hay retroalimentación y las cargas del amortiguador vienen determinadas por la configuración del orificio pasante de extensión (31) y la válvula primaria (23). Si la amplitud del movimiento o su velocidad son mayores, el volumen de fluido transferido a la cámara del amplificador (29) será mayor, pudiendo llegar a iniciarse el proceso de retroalimentación, del modo que se muestra en el detalle de la figura 9. Los parámetros configurables de la invención, citados en el párrafo anterior, se seleccionan para que no haya tiempo suficiente para que el proceso de retroalimentación alcance su límite con movimientos de frecuencia superior a una preestablecida. Así, la fuerza generada por el amortiguador frente a movimientos de alta frecuencia es inferior a la asociada con movimientos de baja frecuencia en cualquiera de los dos supuestos.
La válvula primaria (23) se puede configurar con una baja predeformación y una baja rigidez para minimizar la fuerza de oposición al movimiento generada por el amortiguador a alta frecuencia. De esta forma, al minimizar la transmisión de las irregularidades de la carretera, típicamente asociadas a altas frecuencias de oscilación, se maximiza el confort.
Otro factor que condiciona la velocidad de incremento de la presión es el volumen de la propia cámara (29) o la combinación de rigideces de la válvula secundaria (24) y del elemento elástico (25). La rigidez del elemento elástico (25) y de la válvula secundaria
(24) permite configurar el grado de acoplamiento entre la válvula primaria (23) y la secundaria (24). Asimismo, junto con la distancia, entre la válvula primaria (23) y la válvula secundaria (24), que establezca la espadadora (34), se dota al sistema de una versatilidad enorme en su configuración.
Para un movimiento de baja frecuencia, por ejemplo 1 Hz, el sistema puede ser configurado para que el desplazamiento del pistón flotante (19) alcance el tope limitador (30). Este punto establece un límite de carrera al pistón flotante (19), de forma que la fuerza máxima transferida por el amplificador (28) a la válvula primaria (23), a través del elemento elástico (25) y de la válvula secundaria (24), queda limitada. Es decir, por muy grande que sea la duración del movimiento o la magnitud de la presión aplicada a la válvula primaria (23), la ganancia máxima de fuerza aportada por el amplificador frecuencial (28) está limitada, ya que el ciclo de retroalimentación queda interrumpido por el tope limitador (30). Esto permite aplicar ganancias grandes a baja velocidad, puesto que a alta velocidad se encuentran limitadas.
Posteriormente, según se representa en la figura 10, la cámara de tracción (8) ha superado un nivel de presión determinado. El pistón flotante (19) ya ha contactado con el tope limitador (30) y ya no puede desplazarse más, por lo que la cámara del amplificador (29) no puede seguir aumentando de volumen y aumenta la presión, haciendo que el fluido ubicado en el canal de fuga (27) provoque la apertura de la válvula limitadora de presión (20) de forma que el aumento de presión queda contrarrestado por la salida de fluido de la cámara del amplificador (29). Esto ocurre en la primera forma de realización del amplificador frecuencial (28). En la segunda forma de realización, mostrada en la figura 13, al llegar la cámara del amplificador (29) a la presión de regulación deseada, la válvula reguladora de presión (36) abre, quedando la presión contrarrestada por la salida de fluido de la cámara del amplificador (29). Por esta razón, tanto el elemento elástico
(25) como la válvula secundaria (24) también tienen limitada la fuerza que reciben del pistón flotante (19), al tener el desplazamiento limitado, ya sea mecánicamente, por el tope limitador (30), o hidráulicamente, por la limitación de la presión ejercida desde la cámara del amplificador (29) a través de la válvula reguladora de presión (36) y, por lo tanto, la fuerza que ejercen sobre la válvula primaria (23). Según se muestra en la figura 10, esto implica que la válvula primaria (23) flexionará más aún, debido al aumento de la presión en la cámara de tracción (8) y al estar limitada la fuerza que recibe de la válvula secundaria (24) según se ha descrito. De esta forma, se evita sobrepasar la resistencia de las piezas involucradas en situaciones de presiones elevadas.
Una vez superado el instante de máxima presión en la cámara de tracción (8), el pistón flotante (19) inicia el desplazamiento hacia la posición de reposo. La duración de este movimiento debe ser la mínima posible, de forma que el sistema esté siempre preparado para la regulación a alta frecuencia, donde el ciclo es muy rápido. En esta situación, la figura 11 representa la distribución del flujo de fluido durante el período de vaciado de la cámara del amplificador (29) en la que la invención cuenta tanto con la primera abertura permanente (27a), como con el conducto estrecho (26) para la salida de fluido de la cámara del amplificador (29).
Según se muestra en la figura 8, durante el llenado de la cámara del amplificador (29) la primera abertura permanente (27a) permite la salida del fluido hacia la cámara de compresión (9), de forma que este caudal se resta del caudal que entra en la cámara del amplificador (29) a través del conducto estrecho (26) del casquillo de guiado (21).
Sin embargo, durante el vaciado de la cámara del amplificador (29), se establecen flujos de salida del fluido tanto por las aberturas permanentes (27a, 37a), como por el conducto estrecho (26) del casquillo de guiado (21) debido, respectivamente, a las presiones inferiores que se generan por la creación de un aumento de volumen en la cámara de tracción (8), debido al desplazamiento del pistón (10), provocando el flujo de fluido de la cámara del amplificador (29) hacia la cámara de tracción (8) que, además de producirse por el canal (22) de la espiga del vástago (2), también se producirá por el canal para compresión (32) ubicado en el pistón (10), ya que la válvula de compresión (17) estará abierta por la misma razón. Así, al contrario que en la fase de llenado, en la fase de vaciado los caudales de fluido a través de ambas secciones (26, 27) se suman para permitir un rápido vaciado de la cámara del amplificador (29) y una rápida recuperación de la posición de reposo del sistema.
Esta construcción es ventajosa por su simplicidad de ejecución y permite a la invención frecuencias de operación muy superiores a las que debe regular. De esta forma, el hecho de disponer el amortiguador de dos salidas para el fluido al final del ciclo de extensión implica que el amplificador frecuencial (28) vuelve a su posición de reposo con mucha rapidez. La rapidez de recuperación de la cámara del amplificador (29) depende del dimensionamiento del conducto estrecho (26) y del conjunto formado por el canal de fuga (27) junto con el diseño a nivel de esfuerzos de la válvula limitadora de presión (20) o de la válvula reguladora de presión (36).
La descripción de las figuras 10 y 13 muestran con claridad la importancia de que el movimiento del pistón flotante (19) esté limitado mediante el tope limitador (30) o la válvula reguladora de presión (36) respectivamente. En caso contrario, si la presión de la cámara de tracción (8) y, por lo tanto, de la cámara del amplificador (29) aumenta en exceso, el movimiento del pistón flotante (19) no estaría limitado y no dejaría de presionar al elemento elástico (25), éste a la válvula secundaria (24) y ésta a la válvula primaria (23) pudiendo llegar no solo a provocarse el cierre del orificio pasante para extensión (31), sino a dañar alguno de los mencionados componentes por el excesivo esfuerzo mecánico al que estarían sometidos. Por otro lado, por el hecho de incorporar al amplificador frecuencial (28) ya sea el tope limitador (30) o la válvula reguladora de presión (36), la cámara del amplificador (29) no puede aumentar de volumen, por lo que la presión en esta cámara (29) se limita mediante la incorporación de las válvulas controladoras de presión (20, 36), configuradas para abrirse al alcanzar un nivel de presión determinado.
Las situaciones descritas en las figuras se consideran válidas para amortiguadores trabajando en bajas frecuencias. Sin embargo, en situación de alta frecuencia el tiempo del ciclo es muy corto y el amortiguador no dispone de tiempo para enviar el fluido por un recorrido que es bastante largo y necesita demasiado tiempo para completarlo, con lo que al fluido no le da tiempo a llenar la cámara del amplificador (29) y, por lo tanto, no le da tiempo a desplazar al pistón flotante (19). Esta es la razón por la que el amplificador frecuencial no trabaja en alta frecuencia.
La forma de trabajo en un ciclo de extensión a alta frecuencia se puede considerar en la figura 12. En esta situación es la válvula primaria (23) la encargada de proporcionar la carga de amortiguamiento. Parte del fluido tenderá hacia la cámara del amplificador (29) a través del canal (22), aunque se puede considerar que el pistón flotante (19) prácticamente no se va a desplazar, por falta de tiempo de reacción, y todo el efecto de amortiguamiento se va a llevar a cabo mediante la válvula primaria (23). La separación entre la válvula primaria (23) y la secundaria (24) mediante la espadadora (34), así como las rigideces de dichas válvulas (23, 24) permiten ajustar la carga del amortiguador en función de la frecuencia.
Con respecto a las figuras 1 a 5, una vez entendido que el amortiguador de la invención está basado en la incorporación de un amplificador frecuencial (28) con límite de amplificación y las válvulas primaria (23) y secundaria (24), tenemos lo siguiente:
la figura 1 incorpora un amplificador frecuencial (28) unido al pistón (10) en la cámara de compresión (9), por lo que está destinado a trabajar en extensión.
La figura 2 incorpora dos amplificadores frecuenciales (28), ubicados cada uno a un lado del pistón (10), luego están destinados a trabajar en extensión y en compresión.
La figura 3 incorpora dos amplificadores frecuenciales (28), uno unido al pistón (10) en la cámara de compresión (9), por lo que está destinado a trabajar en extensión y el otro ubicado en el soporte de válvula (16), destinado a trabajar en compresión.
La figura 4 incorpora un amplificador frecuencial (28) unido al pistón (10) en la cámara de compresión (9) de un amortiguador monotubo por lo que, al igual que en la figura 1 , está destinado a trabajar en extensión.
La figura 5 incorpora dos amplificadores frecuenciales (28), ubicados cada uno a un lado del pistón (10) en un amortiguador monotubo luego, al igual que en la figura 1 , están destinados a trabajar en extensión y en compresión.
No se han representado amortiguadores con un único amplificador frecuencial (28) unido al pistón (10) en la cámara de tracción (8), para movimientos de compresión, porque el razonamiento es idéntico al descrito cuando está ubicado en la cámara de compresión (9).
En el caso representado en la figura 3, en la que el amplificador frecuencial (28) para el movimiento de compresión se encuentra ubicado en el soporte de válvula (16), con acceso directo a la cámara de reserva (7), el funcionamiento es idéntico al caso en el que el amplificador frecuencial (28) se posiciona unido al pistón (10) en la cámara de tracción (8).
De esta forma, la invención comprende dos válvulas, una primaria (23) y una secundaria (24), apoyada en un elemento elástico (25), con un nivel de acoplamiento parcial y configurable, y una etapa de amplificación hidráulico-mecánica que se lleva a cabo mediante el resto de componentes del amplificador frecuencial (28).
La válvula primaria (23) es idéntica a las utilizadas en el estado de la técnica para un amortiguador convencional. Opcionalmente, puede incorporar una fuga permanente controlada y tiene una rigidez y deformación previa configurables para obtener la característica de amortiguamiento deseada. En las figuras, la válvula primaria (23) está representada unida a un disco de alivio (33) que contacta con el pistón (10) y que establece un nivel de fuga controlada. La válvula primaria (23) es la encargada de definir la característica de amortiguamiento a altas frecuencias.
La válvula secundaria (24) en combinación con el elemento elástico (25) se encarga de definir la característica de amortiguamiento a bajas frecuencias. El elemento elástico (25), en una forma de representación preferente, es un apilamiento de arandelas de disco que configuran un muelle, también conocido como Belleville o muelle de disco, por aportar una gran versatilidad de configuración. En primer lugar, aporta una relación entre carga, carrera y compacidad que no es posible ni con muelles de compresión helicoidales, ni con los conocidos como muelles de ondas o wave springs. En segundo lugar, su rigidez se reduce conforme se comprime, permitiendo combinar altos niveles de amortiguamiento a baja velocidad con bajos niveles de amortiguamiento a alta velocidad, dotando a la invención de la capacidad de regular simultáneamente los comportamientos en frecuencia y en velocidad de la manera más ventajosa para el vehículo. Esto es clave para mejorar el confort de marcha, potenciando el efecto de la regulación frecuencial.
El acoplamiento de las válvulas primaria (23) y secundaria (24) se puede configurar además con el tamaño y características de las dos válvulas (23, 24) eligiendo, por ejemplo, el diámetro exterior de la válvula secundaria (24) de tal forma que la válvula primaria (23) pueda flectar sobre él una vez que se alcanza la carrera máxima del pistón flotante (19). Esto contribuye a minimizar el aumento del amortiguamiento a alta velocidad.
También se puede configurar el acoplamiento mediante el espesor o el diámetro de la espaciadora (34), que provocará que el esfuerzo que tenga que realizar la válvula secundaria (24) para contactar con la válvula primaria (23) sea variable. También se puede configurar el acoplamiento jugando con la flexibilidad de la válvula secundaria (24) y del elemento elástico (25), dado que los dos elementos son flexibles. De esta forma, si se opta por una válvula secundaria (24) muy rígida y un elemento elástico (25) muy flexible, se requerirá un mayor desplazamiento del pistón flotante (19) hasta llegar a transferir la fuerza del amplificador (28) a la válvula primaria (23). La configuración opuesta permite que la transmisión de fuerza ocurra para desplazamientos menores del pistón flotante (19). Estas posibilidades de configuración dotan al sistema de una gran versatilidad.
También se puede configurar el acoplamiento mediante la ubicación del tope limitador (30) en la longitud del casquillo de guiado (21), de forma que una ubicación más próxima a la carcasa (18) implica un desplazamiento máximo más reducido del pistón flotante (19) y, por lo tanto, menor será la deformación máxima del elemento elástico (25), con lo que menor presión máxima ejercerá la válvula secundaria (24) sobre la válvula primaria (23). Esto permite reducir la carga máxima del amortiguador, que es la obtenida para movimientos de baja frecuencia.
El conducto estrecho (26) y la primera abertura permanente (27a), que establecen el nivel de restricción a la entrada y salida del fluido de la cámara del amplificador (29) respectivamente, también permiten ser configurados de tal forma que, si su diferencia de secciones de paso es pequeña, el ascenso del pistón flotante (19) es lento, mientras que una diferencia de secciones de paso grande permite movimientos más rápidos del pistón flotante (19). Esta configuración permite ajustar la respuesta del sistema en función de la frecuencia del movimiento aplicado al amortiguador.
Por último, se debe tener en cuenta que la presente invención no debe verse limitada a la forma de realización aquí descrita. Otras configuraciones pueden ser realizadas por los expertos en la materia a la vista de la presente descripción. En consecuencia, el ámbito de la invención queda definido por las siguientes reivindicaciones.

Claims

REIVINDICACIONES
1. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente que comprende un vástago (1) con un extremo terminado en una espiga del vástago (2) en la que se encuentra fijado un pistón (10) que separa una cámara de tracción (8) de una cámara de compresión (9) en el interior del amortiguador y que comprende un orificio pasante (31 , 32) que permite la comunicación entre ambas cámaras (8, 9), estando el amortiguador caracterizado por que la espiga del vástago (2) comprende un canal (22) longitudinal y por que comprende:
- una válvula primaria (23),
- una válvula secundaria (24),
- un casquillo de guiado (21), fijo a la espiga del vástago (2), abrazando parte del canal (22), permitiendo el paso de fluido por el canal (22) entre los dos extremos del casquillo de guiado (21),
- un elemento elástico (25) que abraza al casquillo de guiado (21), y
- un amplificador frecuencial (28) que, a su vez, comprende:
- una carcasa (18), fija a la espiga del vástago (2), configurada mediante una base y una pared concéntrica con la espiga del vástago (2),
- un pistón flotante (19) con capacidad de deslizar entre el casquillo de guiado (21) y la pared de la carcasa (18) manteniendo la estanqueidad durante el deslizamiento, que comprende una base escalonada que, junto con el casquillo de guiado (21) y la carcasa (18), configura una cámara del amplificador (29), y
- una válvula controladora de presión (20, 36)
donde:
- la válvula primaria (23) se encuentra ubicada en contacto con el pistón (10),
- la válvula secundaria (24) se encuentra ubicada en contacto con la válvula primaria (23), mediante una espadadora (34), y con el elemento elástico (25),
- el elemento elástico (25) se encuentra en contacto con el pistón flotante (19),
- el casquillo de guiado (21) se encuentra unido a la carcasa (18) por un extremo permitiendo la comunicación hidráulica entre el canal (22) y la cámara del amplificador (29), y
- la válvula controladora de presión (20, 36) incorpora una abertura permanente (27a, 37a) que permite la salida de fluido de la cámara del amplificador (29) y está configurada para abrirse al alcanzar la cámara del amplificador (29) un nivel de presión determinado, permitiendo una salida de fluido de la cámara del amplificador (29) de mayor caudal,
de forma que la presión de la cámara del amplificador (29) actúa sobre el pistón flotante (19), que se desplaza presionando al elemento elástico (25), que a su vez actúa sobre la válvula secundaria (24) y regula la apertura de la válvula primaria (23) hasta un nivel determinado de presión, controlado por la válvula controladora de presión (20, 36) en una forma a seleccionar entre una válvula limitadora de presión (20) y una válvula reguladora de presión (36).
2. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 1 , caracterizado por que:
- el casquillo de guiado (21) comprende una reducción de diámetro en una zona intermedia de su longitud que configura un tope limitador (30), a modo de escalón, teniendo el extremo que contacta con la carcasa (18) el diámetro menor, y
- el pistón flotante (19) comprende un canal de fuga (27) que lo atraviesa, cerrado por la válvula limitadora de presión (20) que deja una primera abertura permanente (27a), y un saliente, a modo de escalón, complementario al tope limitador (30) del casquillo de guiado (21),
de forma que:
- el desplazamiento del pistón flotante (19) y la presión sobre el elemento elástico (25) están limitados mecánicamente y
- la presión en la cámara del amplificador (29) está limitada a la presión de trabajo de la válvula limitadora de presión (20).
3. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 1 , caracterizado por que la carcasa (18) comprende un pasadizo (37) cerrado por la válvula reguladora de presión (36) parcialmente, al existir una segunda abertura permanente (37a), y que se abre al alcanzar una presión determinada en la cámara del amplificador (29).
4. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 1 , caracterizado por que la válvula primaria (23) y la válvula secundaria (24) se encuentran a seleccionar entre empotrada entre el pistón (10) y el casquillo de guiado (21) y abrazando al casquillo de guiado (21).
5. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 4, caracterizado por que la deformación de la válvula primaria (23) está definida mediante la configuración de un elemento a seleccionar entre:
- el elemento elástico (25),
- la válvula secundaria (24),
- la espadadora (34) ubicada entre las válvulas primaria (23) y secundaria (24),
- la ubicación del tope limitador (30) en la longitud del casquillo de guiado (21),
- el valor de activación de la válvula reguladora de presión (36), y
- una combinación de los anteriores.
6. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 5, caracterizado por que la unión del casquillo de guiado (21) a la carcasa (18) se lleva a cabo mediante una configuración a seleccionar entre la incorporación de un disco de alivio (33) y una terminación almenada del extremo del casquillo de guiado (21) donde está configurado al menos un conducto estrecho (26).
7. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 5, caracterizado por que el elemento elástico (25) es un conjunto de muelles de disco configurables en cuanto a elasticidad, diámetro exterior y número.
8. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 3, caracterizado por que la válvula secundaria (24) es configurable en cuanto a elasticidad y tamaño.
9. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 3, caracterizado por que el diámetro exterior de la válvula secundaria (24) está configurado en función de la presión deseada sobre la válvula primaria (23).
10. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 5, caracterizado por que la espadadora (34) es configurable en cuanto a diámetro exterior y espesor.
11. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 1 , caracterizado por que el amplificador frecuencial (28) está ubicado en una posición a seleccionar entre la cámara de tracción (8), la cámara de compresión (9) y en ambas.
12. Amortiguador con regulación de carga hidráulica en función de la velocidad y de la frecuencia simultáneamente, según la reivindicación 1 , caracterizado por que el amplificador frecuencial (28) está ubicado en el soporte válvula (16) en contacto directo con la cámara de reserva (7).
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