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Die Erfindung betrifft einen Dämpfer mit
einem Hydraulikzylinder nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
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Durch die immer weiter erhöhten Geschwindigkeits-
und Komfortanforderungen bei modernen Schienenfahrzeugen werden
auch immer höhere
Anforderungen an die bei diesen Fahrzeugen verwendeten Dämpfer gestellt.
Insbesondere besteht bei Dreh-, Koppel-, oder Schlingerdämpfern die
Forderung, dass diese bereits bei kleinen Hüben eine möglichst große Dämpfungskraft zur Verfügung stellen sollen,
um die im Fahrzeug entstehenden Schwingungen bereits im Ansatz zu
bedämpfen.
Je höher die
Dämpfungskraft
bei kleinen Hüben
ausfällt,
desto niedriger kann das zur Stabilisierung des Fahrzeuges notwendige
Kraftniveau gewählt
werden, was im Umkehrschluß wieder
eine Reduktion des Fahrzeugverschleißes und eine Erhöhung des
Fahrkomforts zur Folge hat. Des weiteren besteht die Forderung,
dass die Steifigkeit des Dämpfers
in Zug- und Druckrichtung möglichst
symmetrisch sein soll, um die dynamisch wirkenden Dämpferkräfte möglichst
klein zu halten und eine symmetrische Dämpfungswirkung zu erreichen.
Maßgeblich
für die
Dämpfungskraft
eines Dämpfers
bei kleinen Hüben
ist dessen Steifigkeit. Diese setzt sich zusam men aus der Steifigkeit
der verwendeten Befestigungselemente (z. B. Sphärolager) und der hydraulischen
Steifigkeit des Dämpfers. Speziell
bei Dämpfern
mit großem
Hub stellt hierbei die hydraulische Steifigkeit die dominierende
Größe dar,
da diese mit zunehmendem Dämpferhub
linear abnimmt. Es besteht zwar die theoretische Möglichkeit,
diesem Effekt durch Vergrößerung des
Kolbendurchmessers entgegenzuwirken, dieses hat jedoch eine Vergrößerung des
Dämpferdurchmessers
zur Folge was wiederum aus Bauraum- und Kostengründen oftmals nicht möglich ist.
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Um eine hohe Betriebssicherheit zu
gewährleisten
müssen
moderne Dämpfer
auch die Fähigkeit zur
Selbstentlüftung
besitzen.
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Für
hydraulische Dämpfer
in Schienenfahrzeugen sind bisher im wesentlichen zwei Dämpferbauprinzipien
verwendet worden.
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In 1 ist
das erste Prinzip, die sogenannte Koni-Bauart, schematisch dargestellt.
Dieser Dämpfer
arbeitet nach dem Umströmprinzip.
Der dort dargestellte Dämpfer 10 weist
einen Hydraulikzylinder 12, einen Kolben 14, eine
Kolbenstange 16 und einen Hydraulikölspeicher 18 auf.
Durch den Kolben 14 wird der Hydraulikzylinder 12 in
einen Kolbenraum 20 und einen Ringraum 22 unterteilt.
Innerhalb des Kolbens 14 ist ein Rückschlagventil 24 integriert
und im Boden des Kolbenraums ist ein bodenseitiges Rückschlagventil 26 in
der Leitung 28, die den Kolbenraum 20 mit dem
Hydraulikölspeicher 18 verbindet, angeordnet.
Der Hydraulikölspeicher 18 steht über eine
Leitung 30 mit dem Ringraum 22 in Verbindung. In
der Verbindungsleitung 30 ist ein Dämpfungsventil 32 integriert.
Diese Dämpferbauart
weist eine sehr gute Selbstentlüftung
auf und gewährt
bei gleichförmiger
Bewegung symmetrische Kräfte
in Zug- und Druckrichtung. Hierzu ist es jedoch notwendig, dass das
Verhältnis
Kolbenfläche
zur Kolbenstangenfläche
2:1 gewählt
wird. Des weiteren besitzt dieses Bauprinzip den Vorteil dass ein
und dasselbe Dämpfungsventil
für die
Zug- und Druckrichtung benutzt werden kann. Nachteilig bei diesem
Bauprinzip ist die unterschiedliche Steifigkeit der Hydraulikölsäule in Zug-
und Druckrichtung (nämlich
1:3 in Mittelstellung), wodurch sich bei kleinen Hüben (dynamische Anregung)
stark unterschiedliche Kräfte
ergeben können.
Des weiteren ist die Steifigkeit in Druckrichtung sehr gering, wodurch
sich, speziell bei langen Dämpfern,
eine unerwünschte
Federwirkung des Dämpfers
ergibt.
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In 2 ist
ein weiteres Dämpferprinzip nach
dem Stand der Technik, nämlich
das sogenannte Zweirohr-Prinzip, dargestellt. Gleiche Teile sind hier
mit gleichen Ziffern belegt. Bei dieser Bauform steht der Hydraulikölspeicher 18 nicht
mehr mit dem Ringraum 16 in Verbindung. Im Boden des Hydraulikzylinders
ist zusätzlich
zu dem Rückschlagventil 26 ein
Dämpfungsventil 36 angeordnet.
Im Kolben 14 ist neben dem Rückschlagventil 24 noch
ein Dämpfungsventil 34 angeordnet.
Dieses Bauprinzip wird im wesentlichen bei kleineren Dämpfern eingesetzt.
Im Gegensatz zum Durchströmprinzip
weist diese Bauart eine schlechtere Selbstentlüftung auf, da das Öl nicht
ständig
im Kreislauf umgepumpt wird. Auch bei diesem Bauprinzip wirkt (in
der Basisversion) in Druckrichtung nur die Kolbenstangenfläche, wodurch die
hydraulische Steifigkeit auch bei dieser Bauart eine Unsymmetrie
von 1:3 (Druck : Zug) aufweist.
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Es sind auch Bauformen nach diesem
Bauprinzip bekannt, welche in Druckrichtung bei geringeren Kräften die
komplette Kolbenfläche
als Wirkfläche
nutzen, wodurch eine bessere Symmetrie der hydraulischen Steifigkeit
erreicht werden kann. Hierbei wird das Rückschlagventil im Kolben des
Dämpfers durch
ein Ventil ersetzt, welches einen zusätzlichen Druckabfall erzeugt.
Durch die zwei Dämpfungsventile,
die gleichzeitig in Druckrichtung wirken, während in Zugrichtung nur ein
Dämpfungsventil
wirkt, ergibt sich jedoch das Problem, dass sich in bestimmten Betriebspunkten
wiederum stark unsymmetrische Dämpfungskräfte ergeben.
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Bereits aus der
DE 22 57 556 C2 ist ein Dämpfer mit
einem Hydraulikzylinder bekannt, der durch einen Kolben mit Kolbenstange
in einen Kolbenraum und einen Ringraum unterteilt ist, wobei Kolbenraum
und Ringraum mit einem Ölspeicher
verbunden sind und wobei im Boden des Hydraulikzylinders dem Zwei-Rohr-Prinzip
entsprechend ein federbelastetes Dämpfungsventil und ein Rückschlagventil,
sowie im Kolben ein Dämpfungsventil
angeordnet sind, wobei ein kolbenstangenseitiges Rückschlagventil
in der Verbindungsleitung zwischen dem Hydraulikölspeicher und dem Ringraum
angeordnet ist. Einen ähnlichen
Dämpfer
zeigt bereits auch die
DE 80
34 655 U1 und die
DE
43 27 915 C2 .
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Aufgabe der Erfindung ist es, einen
gattungsgemäßen Dämpfer, insbesondere
für den
Einsatz in Schienenfahrzeugen, derart weiterzubilden, dass die hydraulische
Steifigkeit des Dämpfers
bei gegebenen Bauraum merklich erhöht wird.
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Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch die
Merkmale des Anspruchs 1 gelöst.
Demnach weist ein Dämpfer
mit einem Hydraulikzylinder, der durch einen Kolben mit Kolbenstange
in einem Kolbenraum und einem Ringraum unterteilt ist, wobei Kolbenraum
und Ringraum mit einem Ölspeicher
verbunden sind und wobei im Boden des Hydraulikzylinders ein Dämpfungsventil
und ein Rückschlagventil und
im Kolben ein Dämpfungsventil
angeordnet sind, so dass in Zug- und Druckrichtung ein gleichgerichteter Ölstrom erzeugt
wird, ein kolbenstangenseitiges Rückschlagventil in der Verbindungsleitung
zwischen dem Hydraulikölspeicher
und dem Ringraum auf, das den Ölstrom
vom Ringraum in Richtung Hydraulikölspeicher sperrt.
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Hierdurch ist ein technisches Prinzip
geschaffen, welches die hydraulische Steifigkeit eines Dämpfers bei
gegebenem Bauraum um den Faktor 2 bis 3 erhöht, wodurch sich die Dämpfungskraft
des Dämpfers
bei kleinen Hüben
entsprechend erhöht. Des
weiteren weist diese Bauart eine ausgezeichnete Selbstentlüftung auf,
wodurch sichergestellt ist, dass die Funktion des Dämpfers unter
allen Betriebsbedingungen gewährleistet
ist.
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Weiterhin bietet dieses Dämpferkonzept
die Möglichkeit,
die Dämpfungskraft
auf einfache Art hubabhängig
zu variieren.
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Vorteilhafte Ausgestaltungen der
Erfindung ergeben sich aus den sich an den Hauptanspruch anschließenden Unteransprüchen.
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Aufgrund des neuen Dämpferkonzepts
besteht die Möglichkeit,
die Dämpfungskraft
auf einfache Art hubabhängig
zu variieren. Hierzu muss lediglich ein hubabhängiger Bypass zur Kolbenabdichtung erzeugt
werden. Eine Möglichkeit
der technischen Umsetzung besteht darin, in der Zylinderlaufbahn
in den Bereich, in dem eine verminderte oder keine Dämpfung gewünscht ist,
Einkerbungen anzubringen, welche es dem Hydrauliköl ermöglichen,
den Dämpfungskolben
zu umströmen.
Hierdurch kann die Dämpfungskraft
in Zugrichtung quasi auf Null reduziert werden, in Druckrichtung
reduziert sich die Kraft um das Verhältnis Kolbenfläche : Stangenfläche. Hierzu
ist zu berücksichtigen,
dass bei dieser Bauart kein bestimmtes Verhältnis Stangenfläche zu Kolbenfläche gefordert
ist, was bedeutet, dass die Kolbenstange lediglich nach ihrer mechanischen
Beanspruchung dimensioniert wird. Dieses wiederum führt dazu,
dass bei entsprechend klein gewähltem Kolbenstangendurchmesser
auch in Druckrichtung sehr geringe Dämpferkräfte erzielt werden können.
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Weitere Einzelheiten und Vorteile
der Erfindung werden anhand eines in der Zeichnung dargestellten
Ausführungsbeispiels
näher erläutert. Es
zeigen:
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1:
eine Prinzipdarstellung eines Dämpfers
nach dem Stand der Technik gemäß der Koni-Bauart;
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2:
einen Dämpfer
nach dem Stand der Technik in schematische Darstellung nach dem
Zweirohr-Prinzip,
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3:
eine Prinzipskizze einer Ausführungsform
des erfindungsgemäßen Dämpfers,
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4:
eine Prinzipskizze des erfindungsgemäßen Dämpfers gemäß 3, der zusätzlich als Aktuator im offenen
Kreislauf ausgebildet ist,
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5:
einen Dämpfer
gemäß der vorliegenden
Erfindung, der zusätzlich
als Aktuator im geschlossenen Kreislauf ausgebildet ist.
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In 3 ist
das Hydraulikschema des erfindungsgemäßen Dämpferprinzips dargestellt.
Hier sind dieselben Bezugszeichen gewählt, wie in der Darstellung
des Standes der Technik gemäß den 1 und 2. Es handelt sich hier also um einen Dämpfer 10 mit
einem Hydraulikzylinder 12, in welchem ein Kolben 14 mit
Kolbenstange 16 angeordnet ist, wobei der Kolben den Hydraulikzylinderinnenraum
in einen Kolbenraum 20 und einen Ringraum 22 unterteilt. Über Hydraulikölleitungen 28 und 30 stehen
sowohl einerseits der Kolbenraum 20 wie andererseits der
Ringraum 22 mit einem Hydraulikölspeicher 18 in Verbindung.
Im Boden des Kolbenraums sind ein Rückschlagventil 26 und
ein Dämpfungsventil 38 angeordnet.
In der Hydraulikölleitung 30 zwischen
dem Hydraulikölspeicher 18 und
dem Ringraum 22 ist ein kolbenstangenseitiges Rückschlagventil 40 vorgesehen.
Im Kolben 14 ist ein Dämpfungsventil 34 integriert.
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Im Gegensatz zu den Dämpferbauarten nach
dem Stand der Technik (vgl. die 1 und 2 und die zugehörige Beschreibung)
ist bei dem erfindungsgemäßen Dämpfer 10 in
Druckrichtung unter allen Betriebsbedingungen die volle Kolbenfläche wirksam.
Des weiteren ist in Druckrichtung nur das sich im Kolbenraum befindliche
Hydrauliköl
als Druckvolumen wirksam (bei allen anderen Bauarten ist das Kolbenraumvolumen
plus dem Ringraumvolumen zu berücksichtigen).
Hieraus ergibt sich theoretisch eine um den Faktor 6 höhere hydraulische
Steifigkeit des Dämpfers
in Druckrichtung.
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Aufgrund der Tatsache, dass diese
Bauart kein bestimmtes Verhältnis
Kolbenfläche
Ringfläche benötigt, kann
bei gegebenen Kräften
oftmals auch ein kleinerer Stangendurchmesser gewählt werden, wodurch
sich wiederum die Ringfläche
und damit die wirksame Kolbenfläche
in Zugrichtung vergrößert. Das
hat wiederum eine Erhöhung
der hydraulischen Steifigkeit in Zugrichtung und eine Reduzierung
der Unsymmetrie zwischen Zug und Druck zur Folge. Die theoretische
höhere
hydraulische Steifigkeit des Dämpfers
nach der vorliegenden Erfindung lässt sich anhand der folgenden
Vergleichsrechnung darstellen, bei der die normierten, theoretischen
hydraulischen Steifigkeit miteinander verglichen werden. Es wird
ausgegangen von einer Ringfläche
A = 1, einem Ringvolumen V = 1, einem Kolbenvolumen V = 2 und einem
Bulgmodul B = 1. Hier ergibt sich für den Standarddämpfer:
Im
Zug: A2/V × B = 1
Im Druck: A2/V × B
= 1/3
Verhältnis
hydraulische Steifigkeit: Zug : Druck = 3 : 1
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In der Vergleichsrechnung ergibt
sich für
das neue Dämpferprinzip
nach der vorliegenden Erfindung:
Im Zug: A2/V × B=1
Im
Druck: A2/V × B = 2
Verhältnis hydraulischer
Steifigkeit: Zug : Druck = 1 : 2
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Bei diesem Vergleich wurde noch nicht
berücksichtigt,
dass in der Praxis die Kolbenfläche
in Zugrichtung bei diesem Dämpferprinzip
vergrößert werden
kann, wodurch sich auch eine Erhöhung
der hydraulischen Steifigkeit in Zugrichtung und eine nochmals verbesserte
Symmetrie (im Regelfall 3 : 4) erreichen lässt.
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Dadurch, dass bei dem Bauprinzip
gemäß 3 jeder Bewegungsrichtung
eindeutig ein spezifisches Dämpfungsventil
zugeordnet ist (ohne gegenseitige Beeinflussung) kann zum einen
durch die Einstellung ein extrem symmetrisches Dämpfungsverhalten, oder auch
bei Bedarf ein extrem unsymmetrisches Dämpfungsverhalten eingestellt
werden.
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Bei dem erfindungsgemäßen Dämpfer kann ähnlich wie
bei dem Durchströmungsprinzip
nach der Bauart der 1 im
Stand der Technik, ein gleichgerichteter Ölstrom (ähnlich einer hydraulischen
Pumpe) erzeugt werden. Hier wird also das Ölvolumen im Dämpfer permanent
ausgetauscht. Dadurch gelangen etwaige Luftpolster oder Blasen automatisch
in den Raum des Hydraulikölspeichers,
wo sich die Luft wieder aus dem Öl
lösen kann.
Durch Anbringung der Saugkanäle
unterhalb des niedrigsten, im Betrieb auftretenden Ölspiegels
ist sichergestellt, dass in dem Dämpfungsraum nur beruhigtes,
luftfreies Öl nachgesaugt
wird.
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Bei dem erfindungsgemäßen Dämpfer wird am
Kolben in Zug- und Druckrichtung ein Druckabfall äquivalent
zur Dämpferkraft
erzeugt. Hierdurch kann durch Umgehung der Kolbendichtung auf einfache Art
eine hubabhängige
Dämpfungskraft
verwirklicht werden. Die hubabhängige
Umgehung der Kolbendichtung kann z. B. mittels eines in der Kolbenstange angebrachten
Steuerventils erfolgen, welches abhängig vom Hub einen mehr oder
weniger großen Bypass
zur Kolbendichtung erzeugt. Eine besonders einfache Möglichkeit
der hubabhängigen
Dämpfungskraftbeeinflussung
besteht auch darin, hubabhängige
Kerben in die Zylinderwandung einzubringen, welche einen je nach
Kolbenstellung unterschiedlichen Bypass-Volumenstrom zulassen. Diese Varianten
sind in der 3 nicht
dargestellt.
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Aufgrund der klaren Trennung der
Zug- und Druckseite am Kolben 14 kann der Dämpfer 10 nach der
vorliegenden Erfindung in einfacher Weise auch vom Dämpfungsbetrieb
in einen Aktuatorbetrieb umgeschaltet werden, ohne die Vorteile
der Selbstentlüftung
(permanente Beströmung
des Zylinders bei Bewegung) zu verlieren. Durch eine einfache Umrüstung kann
ein Bauteil geschaffen werden, welches sicher und auf einfache Weise
zwischen dem Betrieb als Dämpfer
und dem Betrieb als Aktuator umschaltbar ist.
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Anhand der 4 und 5 sind
zwei Ausführungsformen
für derartig
weitergebildete Dämpfer 10 dargestellt.
Die entsprechenden Aufrüstungen
gemäß der Ausführungsbeispiele
in den 4 und 5 gehen von einem erfindungsgemäßen Dämpfer in der
Bauart gemäß 3 aus. Hier sind gleiche
Teile wieder mit gleichen Bezugsziffern versehen.
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In der Ausführungsvariante gemäß 4 ist eine über einen
Motor 42 angetriebene Pumpe 44 im offenen Hydraulikkreislauf
angeordnet. Die Pumpe ist über
ein 4/3-Wegeventil 46 einerseits
mit dem Kolbenraum 20 und andererseits mit dem Ringraum 22 verbunden.
Die Hydraulikpumpe 44 saugt hier unmittelbar aus dem Ölspeicher,
wobei die Hydraulikpumpe über
eine Hydraulikölleitung 48 mit
dem Hydraulikölspeicher 18 verbunden
ist. Die Bewegungsrichtung im Aktuatorbetrieb wird über das
4/3-Wegeventil gesteuert. Die Umschaltung vom Dämpfungs- in den Aktuatorbetrieb
erfolgt ebenfalls mittels des 4/3-Wegeventils 46.
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In dem Ausführungsbeispiel gemäß 5 ist die über den
Motor 42 angetriebene Hydraulikpumpe 44 in einem
geschlossenem Hydraulikkreislauf angeordnet. Die Pumpe 44 steht
mit einer Hydraulikölleitung 52 mit
dem Kolbenraum 20 in Verbindung, während sie mit der anderen Hydraulikölleitung 54 mit dem
Ringraum 22 verbunden ist. In der Leitung 54 ist ein
2/2-Wegeventil 50 vorgesehen.
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Die Hydraulikpumpe saugt aus dem
Kolbenraum bzw. Ringraum des Dämpfers 10.
Die Bewegungsrichtung im Aktuatorbetrieb wird über die Drehrichtung der Hydrau likpumpe 44 vorgegeben.
Die Umschaltung von Dämpferbetrieb
in den Aktuatorbetrieb erfolgt mittels des 2/2-Wegeventils 50.