DE19540753C1

DE19540753C1 - Verfahren zur Unterdrückung von Schwingungen eines Betätigungselements einer hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung und Zusatzschwinger zur Durchführung des Verfahrens

Info

Publication number: DE19540753C1
Application number: DE19540753A
Authority: DE
Inventors: Karsten Dipl Ing Paeth; Helmut Ruegheimer
Original assignee: Fahrzeugtechnik Ebern 96106 Ebern De GmbH; EBERN FAHRZEUGTECH GmbH
Current assignee: FTE Automotive GmbH
Priority date: 1995-11-02
Filing date: 1995-11-02
Publication date: 1997-01-23
Anticipated expiration: 2015-11-03
Also published as: JPH09217760A; GB2306574A; GB9622525D0; GB2306574B; US5816046A

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren zur Unterdrückung von Schwingungen eines Betätigungselements einer hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung gemäß dem Oberbegriff des Patent anspruchs 1, und auf eine Vorrichtung zur Durchführung dieses Verfahrens gemäß dem Patentanspruch 2. Insbesondere bezieht sich die Erfindung auf ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Unterdrückung von Schwingungen des Kupplungspedals einer hy draulischen Kupplungsbetätigung in einem Kraftfahrzeug.

Die Fig. 8 zeigt eine herkömmliche hydraulische Kupplungsbe tätigung. Eine derartige Kupplungsbetätigung hat einen Geber zylinder 10, der über ein Kupplungspedal 12 betätigt werden kann und an einen Ausgleichsbehälter 14 angeschlossen ist. Der Geberzylinder 10 ist über eine Druckleitung 16 mit einem Neh merzylinder 18 hydraulisch verbunden, so daß der durch Nieder treten des Kupplungspedals 12 im Geberzylinder 10 erzeugte Druck über die Flüssigkeitssäule in der Druckleitung 16 auf den Nehmerzylinder 18 übertragbar ist. Im Ergebnis wird das Ausrücklager der Kupplung 19 von dem Nehmerzylinder 18 mit einer Betätigungskraft beaufschlagt, um über einen Ausrück mechanismus die Kupplungsdruckplatte von der Kupplungsmit nehmerscheibe und somit den Verbrennungsmotor vom Getriebe des Kraftfahrzeugs zu trennen.

Bei derartigen Kupplungsbetätigungen tritt das Problem auf, daß Schwingungen vom Verbrennungsmotor über die Kupplungs druckplatte, den Ausrückmechanismus, das Ausrücklager und die Flüssigkeitssäule in der Druckleitung 16 zwischen dem Nehmer zylinder 18 und dem Geberzylinder 10 auf das Kupplungspedal 12 übertragen werden, so daß das Kupplungspedal 12 für den Fahrer wahrnehmbar vibriert, wenn er es zum Ausrücken der Kupplung niedertritt. Dabei werden die Schwingungen am Nehmerzylinder 18 über die Flüssigkeitssäule in der Druckleitung 16 als Druckpulsationen auf den Geberzylinder 10 übertragen.

Zur Lösung dieser Problematik wurde vorgeschlagen, wie in Fig. 8 dargestellt, zumindest einen Teil der Druckleitung 16 als volumenaufnehmenden Schlauch 16A aus beispielsweise Gummi aus zubilden, um mittels der elastischen Eigenschaften des Schlauchs 16A die Druckpulsationen in der Flüssigkeitssäule zwischen dem Nehmerzylinder 18 und dem Geberzylinder 10 zu dämpfen.

Auch wurden zur Verbesserung der Dämpfungswirkung derartiger Dämpfungseinrichtungen zusätzliche Strömungswiderstände in Form von Drosseln oder Blenden in der Druckleitung zwischen Nehmerzylinder und Geberzylinder vorgesehen.

So beschreibt beispielsweise die DE 29 38 799 A1 einen Schwin gungsdämpfer, der in der Druckleitung zwischen Nehmerzylinder und Geberzylinder anzuordnen ist. Der Schwingungsdämpfer weist eine mit dem Nehmerzylinder und dem Geberzylinder verbundene Druckmittelkammer auf. In der Druckmittelkammer ist ein Kolben zur Aufnahme von Druckschwankungen angeordnet, der gegen die Kraft einer Gummifeder quer zur Druckleitung verschieblich ist. Zur Verstärkung der Dämpfungswirkung sind auf der Einlaß- und der Auslaßseite der Druckmittelkammer Blenden angeordnet, die zwischen sich einen Druckabfall erzeugen.

Den oben beschriebenen Dämpfungseinrichtungen ist gemein, daß sie nach dem sogenannten Absorptionsprinzip arbeiten. Gemäß diesem Dämpfungsprinzip wird die Druckpulsation über Volumen aufnahme, d. h. für die obigen Beispiele Aufweiten und Rück federn eines volumenaufnehmenden Gummischlauchs bzw. Kom pression und Rückfedern einer Gummifeder gedämpft. Dabei wird die Druckpulsation durch innere Reibung im Gummi teilweise in Wärmeenergie umgewandelt, so daß ihr Energie entzogen wird.

Dieser Art der Dämpfung von Druckpulsationen sind allerdings relativ enge Grenzen gesetzt, da mit der Volumenaufnahme uner wünschte Auskuppelverluste einhergehen, welche bei Betätigung des Kupplungspedals für den Fahrer insbesondere als Weichheit der Kupplungsbetätigung, Hubvergrößerung am Kupplungspedal und fehlender Druckpunkt bemerkbar sind. Ferner treten insbe sondere bei Kälte aufgrund der Strömungswiderstände der vorge sehenen Drosseln oder Blenden erhöhte dynamische Pedalkräfte bei schneller Betätigung sowie reduzierte Pedalrücklaufge schwindigkeiten auf.

Auch hat sich in der Praxis gezeigt, daß sich mit dieser Art der Dämpfung zwar Schwingungen höherer Frequenzen f (f < 250 Hz) effektiv eliminieren lassen, niederfrequente Anteile aber kaum reduziert werden. Diese Tatsache kann insbesondere dann zu Problemen führen, wenn das Kupplungspedal durch die ver bleibenden niederfrequenten Schwingungsanteile im Bereich seiner Eigenfrequenz angeregt wird. Dies sei anhand der Fig. 9 näher erläutert, die die Amplitude eines gedämpften schwin gungsfähigen Systems als Funktion der Kreisfrequenz ω der Er regerkraft darstellt.

Stellt man sich das Kupplungspedal zusammen mit dem Geber zylinder als gedämpftes schwingungsfähiges System vor, so kann die Amplitude dieses Schwingers mathematisch folgendermaßen beschrieben werden:

Dabei bedeuten:
: Amplitude des schwingenden Systems,
_E: Maximalwert der Erregerkraft (_E = ×A_GZ),
, A_GZ: maximaler Druck am und Fläche des Geber zylinders,
ω₀: Eigenkreisfrequenz (Resonanzfrequenz) des un gedämpften Schwingers,
ω: Kreisfrequenz der Erregerkraft,
m: Masse des Schwingers,
β: Dämpfungskonstante und
δ: Abklingkonstante (δ=β/2m).

Bei vorbestimmter Erregerkraft _E und Dämpfungskonstante β ist die Amplitude des schwingenden Systems nur eine Funktion der Erregerfrequenz ω. Wie deutlich der Fig. 9 zu entnehmen ist, erreicht die Amplitude des schwingenden Systems besonders große Werte, wenn sich die Erregerfrequenz ω der Eigenkreis frequenz ω₀ des Schwingers annähert (Resonanzfall). Als Para meter für die einzelnen Amplitudenverläufe in Fig. 9 wurde die Abklingkonstante δ verwendet. Für sehr kleine Abklingkon stanten δ wächst die Amplitude bei Erregung in der Nähe der Eigenkreisfrequenz ω₀ über alle Maßen, um bei steigender Er regerfrequenz ω weitgehend unabhängig von der Dämpfung wieder abzunehmen. Schon bei einer Erregerfrequenz von ca. ω =3×ω₀ werden die Ausschläge des Schwingers vernachlässigbar gering.

Zusammenfassend ist festzuhalten, daß es bei dem oben be schriebenen Stand der Technik zu starken Vibrationen des Kupp lungspedals kommt, wenn das aus Kupplungspedal und Geber zylinder bestehende schwingungsfähige System durch nieder frequente Anteile der Druckpulsation in der Druckleitung zwischen Nehmerzylinder und Geberzylinder im Bereich seiner Eigenfrequenz angeregt wird.

Um der oben geschilderten Problematik zu begegnen, wurde gemäß der US 49 24 992 vorgeschlagen, in der Druckleitung zwischen Nehmerzylinder und Geberzylinder eine Dämpferdose und einen volumenaufnehmenden Schlauch in Reihe anzuordnen. Die Dämpfer dose weist einen Hohlraum auf, der axial durch zwei vonein ander vorbestimmt beabstandete, kreisförmige Wandabschnitte begrenzt wird, während er radial durch einen ringförmigen Wandabschnitt mit vorbestimmten Durchmesser begrenzt wird. Im Zentrum des einen kreisförmigen Wandabschnitts der Dämpferdose ist ein erster Anschluß vorgesehen, über den der Hohlraum mit dem Nehmerzylinder verbunden ist. Am ringförmigen Wand abschnitt der Dämpferdose ist ferner ein zweiter Anschluß vor gesehen, über den der Hohlraum unter Zwischenschaltung des volumenaufnehmenden Schlauchs mit dem Geberzylinder verbunden ist.

Die Dämpferdose gemäß diesem Stand der Technik arbeitet nach dem sogenannten Interferenz- bzw. Reflexionsprinzip. Inter ferenz- bzw. Reflexionsdämpfer wirken prinzipiell derart, daß die störende primäre Welle durch Überlagerung einer zweiten Welle gleicher Amplitude und Frequenz ausgelöscht wird, wobei die zweite Welle um eine halbe Wellenlänge gegenüber der ersten phasenverschoben ist.

Im konkreten Fall der in der US 49 24 992 vorgeschlagenen Lösung tritt die Druckpulsation über den ersten Anschluß in den Hohlraum der Dämpferdose ein, von wo sie sich als Druck welle nach radial auswärts fortpflanzt, auf den gegenüber liegenden kreisförmigen Wandabschnitt sowie den ringförmigen Wandabschnitt trifft und von diesen zurückreflektiert wird. Durch die Phasenverschiebung zwischen den hereinkommenden Druckwellen und den an den Wandabschnitten reflektierten Druckwellen löschen sich die Druckwellen im Hohlraum der Dämp ferdose teilweise gegenseitig aus.

Diese Art der Dämpfung ist stark frequenzabhängig, d. h. sie ist nur innerhalb eines kleinen Frequenzspektrums wirksam, so daß eine ausreichende Dämpfung des aus Kupplungspedal und Geberzylinder bestehenden schwingungsfähigen Systems bei spielsweise nicht in allen seinen Resonanzbereichen erzielt werden kann. Ferner treten die oben im Zusammenhang mit der Volumenaufnahme geschilderten Probleme bei einer Reihen schaltung von Dämpferdose und volumenaufnehmenden Schlauch auf.

Schließlich wurde zur Schwingungsdämpfung gemäß der DE 37 33 189 A1 eine Membrandämpferdose vorgeschlagen, die in der Druckleitung zwischen Nehmerzylinder und Geberzylinder ange ordnet werden kann. Die Membrandämpferdose hat ein topfför miges Gehäuse, in das ein Deckel eingeschraubt ist, der durch anschließendes Umbördeln mit dem Gehäuse verbunden wurde. Der Deckel weist zwei sich in Achsrichtung des Gehäuses erstrec kende Anschlüsse auf, über die eine Druckmittelkammer der Membrandämpferdose mit dem Nehmerzylinder bzw. dem Geber zylinder verbunden werden kann. In dem Bodenbereich des Ge häuses ist eine Membran angeordnet, die mit dem Boden des Ge häuses eine relativ kleine Luftkammer einschließt, während sie mit dem Deckel die Druckmittelkammer begrenzt. Die Membran be steht aus einer gehärteten und angelassenen Federstahlscheibe, um den relativ hohen Drücken in hydraulischen Systemen stand halten zu können, und ist am Rand unter Zwischenlage einer Dichtung fest eingespannt, im Zentrum aber in Achsrichtung des Gehäuses beweglich.

Soweit die vorbekannte Membrandämpferdose durch Kompression und Entspannung des Gasvolumens in der Luftkammer im Boden bereich des Gehäuses nach dem Absorptionsprinzip arbeitet, treten die oben beschriebenen, mit der Volumenaufnahme verbun denen Probleme auf, während der Wirkung der Membrandämpferdose als Interferenz- bzw. Reflexionsdämpfer die oben geschilderten Grenzen gesetzt sind.

Gegenüber dem Stand der Technik liegt der Erfindung daher die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren und eine Vorrichtung zu schaffen, mittels deren Schwingungen eines Betätigungselements einer hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung wirksam unterdrückt werden können, während sich die Unterdrückung der Schwingungen nicht nachteilig bei der Betätigung des Betä tigungselements auswirkt.

Diese Aufgabe wird durch die im Patentanspruch 1 bzw. 2 ange gebenen Merkmale gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Er findung sind Gegenstand der Patentansprüche 3 bis 11.

Erfindungsgemäß erregt die über den Nehmerzylinder in der Flüssigkeitssäule zwischen Nehmerzylinder und Geberzylinder induzierte niederfrequente Druckpulsation den in der Flüssig keitssäule vorgesehenen Zusatzschwinger derart, daß dieser mit seiner Eigenfrequenz schwingt, die höher ist als die Frequenz der niederfrequenten Druckpulsation, so daß der Zusatz schwinger in der Flüssigkeitssäule eine höherfrequente Druck pulsation induziert, der das aus Geberzylinder und Betäti gungselement bestehende schwingungsfähige System nicht folgen kann.

Gemäß dem Patentanspruch 2 hat der Zusatzschwinger zur Durch führung des obigen Verfahrens erfindungsgemäß ein Gehäuse, dessen Boden und/oder Deckel von einer freischwingenden Mem bran ausgebildet ist, deren Rand am Gehäuse fest eingespannt ist und die zusammen mit dem Gehäuse eine Kammer begrenzt, welche über Anschlüsse mit dem Geberzylinder und dem Nehmer zylinder der hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung ver bindbar ist.

Im Betrieb wird die Membran des Zusatzschwingers von der Flüssigkeitssäule zwischen Geberzylinder und Nehmerzylinder beaufschlagt, so daß die Membran durch die niederfrequente Druckpulsation in der Flüssigkeitssäule zu Schwingungen ange regt wird. Da die Eigenfrequenz des Zusatzschwingers höher ist als die Frequenz der niederfrequenten Druckpulsation, schwingt die Membran zwischen den einzelnen Druckstößen der niederfre quenten Druckpulsation mit der Eigenfrequenz des Zusatz schwingers und induziert somit die höherfrequente Druck pulsation in der Flüssigkeitssäule. Die Auslenkung der Membran ist dabei so gering, daß der Zusatzschwinger nur eine minimale Volumenaufnahme hat, die im Anwendungsfall einer hydraulischen Kupplungsbetätigung für den Fahrer am Kupplungspedal nicht be merkbar ist.

Durch den Einbau des Zusatzschwingers werden also die Druck amplituden der über den Nehmerzylinder in der Flüssigkeits säule induzierten Druckpulsation nicht gedämpft, sondern die Frequenz der Erregerschwingung derart moduliert bzw. die Er regerschwingung derart in höherfrequentere Bereiche ver schoben, daß am Ausgang des Zusatzschwingers bzw. am Geber zylinder eine höherfrequente Schwingung ansteht. Das aus Geberzylinder und Betätigungselement bzw. Kupplungspedal be stehende schwingungsfähige System kann dieser höherfrequenten Schwingung aufgrund seiner Trägheit nicht folgen und bleibt daher in Ruhe.

Die für die Erhöhung der Frequenz der Erregerschwingung am Geberzylinder maßgebliche Eigenfrequenz des Zusatzschwingers läßt sich einfach durch geeignete Wahl des Materials der Mem bran, der Dicke und des Durchmessers der Membran, der Fläche des freischwingenden Bereichs der Membran, der Art der Ein spannung der Membran am Gehäuse und des Volumens der Kammer des Zusatzschwingers einstellen. Diesbezügliche vorteilhafte Ausgestaltungen des Zusatzschwingers sind in den Patentan sprüchen 5 bis 11 angegeben.

Anhand der oben unter Bezugnahme auf die Fig. 9 beschriebenen physikalischen Gesetzmäßigkeiten wird deutlich, daß schon bei einer um ca. das Dreifache erhöhten Frequenz der Erreger schwingung am Geberzylinder die Pedalvibrationen auf ein kaum spürbares Niveau reduziert werden können. Es versteht sich von selbst, daß der Zusatzschwinger bzw. die Eigenfrequenz des Zu satzschwinger allerdings individuell auf die jeweilige hydrau lische Kraftübertragungseinrichtung, beispielsweise die hy draulische Kupplungsbetätigung eines bestimmten Fahrzeug modells, abgestimmt werden muß. Dies ist darauf zurückzu führen, daß in verschiedenen hydraulischen Kraftübertragungs einrichtungen bedingt durch beispielsweise unterschiedliche systemimmanente Erregerfrequenzen und/oder Eigenfrequenzen auch verschiedene Schwingungsformen auftreten. Auch kann es beispielsweise notwendig sein, die Steifigkeit der Membran an den Systemdruck anzupassen, damit die Membran auch bei maxi maler Druckbeaufschlagung noch genügend Elastizität aufweist, um, angeregt durch eine relativ schwache Druckpulsation, noch ausreichend große Schwingungen ausführen zu können.

Gemäß dem Patentanspruch 3 ist das Gehäuse des Zusatz schwingers im wesentlichen ring- oder topfförmig, und die An schlüsse für den Geberzylinder und den Nehmerzylinder durch setzen die Ringwand des Gehäuses. Durch diese Ausbildung des Gehäuses wird auf vorteilhafte Weise gewährleistet, daß der Zusatzschwinger bei Betätigung der hydraulischen Kraftüber tragungseinrichtung eine Verschiebung der Flüssigkeitssäule nicht behindert, während die höherfrequente Druckpulsation in der Flüssigkeitssäule über eine große Fläche eingeleitet wird. Auch ergeben sich fertigungstechnische Vorteile, da sich das Halbzeug für das Gehäuse durch Strangpressen herstellen und sich eine anschließende maschinelle Bearbeitung der Anschlüsse leicht bewerkstelligen läßt.

Da gemäß dem Patentanspruch 4 der Anschluß für den Geber zylinder tangential in der Kammer mündet, während der Anschluß für den Nehmerzylinder radial in der Kammer mündet, ist auf einfache Weise eine einwandfreie Entlüftung der Kammer zum Geberzylinder hin möglich. Dadurch kann zuverlässig verhindert werden, daß sich die Eigenfrequenz des Zusatzschwingers durch weitere Elastizitäten bzw. verringerte Massen in Form von Luftblasen in der Kammer ungewollt verschiebt.

Die Erfindung wird nachstehend anhand bevorzugter Ausführungs beispiele unter Bezugnahme auf die Zeichnung näher erläutert, wobei gleiche oder ähnliche Teile mit gleichen Bezugszeichen versehen sind. Dabei zeigen:

Die Fig. 1 eine Vorderansicht eines bevorzugten Ausfüh rungsbeispiels des erfindungsgemäßen Zusatzschwingers,

Fig. 2 den Zusatzschwinger gemäß Fig. 1 in einer Seitenansicht von links,

Fig. 3 den Zusatzschwinger gemäß Fig. 1 in einer Draufsicht, wobei die Anschlüsse des Zusatzschwingers im Aus bruch dargestellt sind,

Fig. 4 eine Schnittansicht des Zusatzschwingers gemäß Fig. 1, wobei die Anschlüsse des Zusatzschwingers der Einfach heit halber zueinander fluchtend dargestellt sind,

Fig. 5A, 5B und 5C verschiedene Möglichkeiten der Einspannung der Membran am Gehäuse des Zusatzschwingers (Detail A in Fig. 4),

Fig. 6 eine Vorderansicht eines erfindungsgemäßen Zu satzschwingers, der zwischen den zum Nehmer- bzw. Geber zylinder führenden Druckleitungen angeschlossen ist,
die Fig. 7 den angeschlossenen Zusatzschwinger gemäß Fig. 6 in einer Draufsicht,

Fig. 8 eine herkömmliche hydraulische Kupplungsbe tätigung mit einem volumenaufnehmenden Schlauch,

Fig. 9 die Amplitude eines gedämpften schwingungs fähigen Systems als Funktion der Kreisfrequenz der Erreger kraft, zur Veranschaulichung des Begriffs der Resonanzschwin gung,

Fig. 10 die Pedalbeschleunigung a_P, den Druck P_N am Nehmerzylinder und den Druck P_G am Geberzylinder einer her kömmlichen hydraulischen Kupplungsbetätigung als Funktion der Zeit,

Fig. 11 die Pedalbeschleunigung a_P, den Druck P_N am Nehmerzylinder und den Druck P_G am Geberzylinder einer hydrau lischen Kupplungsbetätigung mit erfindungsgemäßem Zusatz schwinger als Funktion der Zeit,

Fig. 12A und 12B die Pedalbeschleunigung a_P, den Druck P_N am Nehmerzylinder und den Druck P_G am Geberzylinder einer herkömmlichen hydraulischen Kupplungsbetätigung als Funktion der Frequenz, und

Fig. 13A und 13B die Pedalbeschleunigung a_P, den Druck P_N am Nehmerzylinder und den Druck P_G am Geberzylinder einer hydraulischen Kupplungsbetätigung mit erfindungsgemäßem Zusatzschwinger als Funktion der Frequenz.

Gemäß den Fig. 1 bis 4 hat ein erfindungsgemäßer Zusatz schwinger 20 ein im wesentlichen topfförmiges Gehäuse 22, dessen Deckel von einer aus vorzugsweise Federstahl beste henden Membran 24 ausgebildet ist. Die Membran 24 ist mit ihrem Rand 26 fest am Gehäuse 22 eingespannt, während der zen trale Bereich 28 der Membran 24 frei schwingen kann. Die Mem bran 24 begrenzt zusammen mit einem Boden 30 und einer Ring wand 32 des Gehäuses 22 eine Kammer 34. Die Ringwand 32 des Gehäuses 22 wird von Anschlüssen 36, 38 zur Kammer 34 hin durchsetzt, über die der Zusatzschwinger 20 mit einem Geber zylinder 10 und einem Nehmerzylinder 18 einer hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung (Fig. 6 und 7) verbunden werden kann, so daß die Membran 24 von der Flüssigkeitssäule zwischen Geberzylinder 10 und Nehmerzylinder 18 beaufschlagbar ist.

Die Anschlüsse 36, 38 des Gehäuses 22 haben jeweils einen Ge windeabschnitt 40, 42, über den die zu dem Geberzylinder 10 bzw. zu dem Nehmerzylinder 18 führende Druckleitung 16 mit dem Zusatzschwinger 20 verschraubt werden kann. Zur Kammer 34 hin verjüngen sich die Anschlüsse 36, 38 konisch und laufen je weils in einem zylindrischen Endabschnitt 44, 46 aus. Obgleich den Fig. 3 und 4 nicht zu entnehmen, mündet der zylindrische Endabschnitt 44 des Anschlusses 36 für den Geberzylinder 10 tangential in der Kammer 34, während der zylindrische Endab schnitt 46 des Anschlusses 38 für den Nehmerzylinder 18 radial in der Kammer 34 mündet. Durch diese Anordnung der Anschlüsse 36, 38 wird eine gute Selbstentlüftung der Kammer 34 zum Geberzylinder 10 hin gewährleistet, so daß in der Kammer 34 keine Luftblasen verbleiben, die die Funktion des Zusatz schwingers 20 beeinträchtigen könnten.

Im Hinblick auf eine ausreichende Schwingungserregung der Mem bran 24 durch eine geeignete Ausbreitung der Druckpulsation in der Kammer 34 ist es grundsätzlich von Vorteil, wenn die Mittellinien der Anschlüsse 36, 38 in der Höhe und/oder seit lich zueinander versetzt sind. Anderenfalls, d. h. wenn die An schlüsse 36, 38 miteinander fluchten würden, bestünde die Ge fahr, daß die Druckpulsation quasi durch die Kammer 34 durch wandert, ohne die Membran 24 ausreichend anzuregen.

Wie insbesondere der Fig. 4 zu entnehmen ist, weist die Ring wand 32 des Gehäuses 22 eine radial innen liegende Schulter 48 auf, an deren Stirnfläche 50 die Membran 24 anliegt. In der Stirnfläche 50 ist eine Ringnut 52 ausgebildet, die eine Dich tung 54 (O-Ring) aufnimmt, welche die Kammer 34 nach außen ab dichtet.

Die Membran 24 wird mittels eines Rings 56 an die Stirnfläche 50 der Schulter 48 angepreßt. Zu diesem Zweck ist der Innen durchmesser eines von der Schulter 48 abgewandten Ringab schnitts 58 der Ringwand 32 des Gehäuses 22 derart gewählt, daß er etwas größer ist als der Durchmesser d der Membran 24, während der Außendurchmesser des Rings 56 derart gewählt ist, daß er eng in den Ringabschnitt 58 eingepaßt werden kann, be vor der Ring 56 mit dem Gehäuse 22 verbunden wird. Ferner hat der Ringabschnitt 58 eine relativ dünne Wandstärke und ist stirnseitig mit einer Mehrzahl von Kerben 60 versehen, so daß der Ring 56 mit dem Gehäuse 22 verstemmt werden kann. Dieser verstemmte Zustand ist deutlich der Fig. 4 zu entnehmen, die den nach innen umgebogenen Ringabschnitt 58 zeigt. Der Ring 56 könnte allerdings auch mittels anderer geeigneter Verbindungs techniken, beispielsweise einer Schraubverbindung, mit dem Ge häuse 22 verbunden werden, um die Membran 24 am Gehäuse 22 fest einzuspannen.

Die Fig. 5A bis 5C zeigen verschiedene Möglichkeiten der Ein spannung der Membran 24 am Gehäuse 22, wobei die Fig. 5B das Detail A der Fig. 4 in vergrößerter Ansicht darstellt. Gemäß dieser Einspannungsmöglichkeit der Membran 24 schließt die Stirnfläche 50 der Schulter 48 mit der Innenumfangsfläche 62 des Ringabschnitts 58 einen Winkel von 90° ein, so daß die Membran 24 eben eingespannt ist. Die Membran 24 ist bei einer derartigen Einspannung unter Druckbeaufschlagung relativ weich, so daß es zu einer geringen Volumenaufnahme in der Kam mer 34 bei Schwingungserregung der Membran 24 durch die Druck pulsation kommen kann. Diese geringe Volumenaufnahme in der Kammer 34 ist bei vorgegebener Dicke t (Fig. 4) der Membran 24 größer als bei den in den Fig. 5A und 5C dargestellten Ein spannungsmöglichkeiten.

Gemäß der Fig. 5A schließt die Stirnfläche 50 der Schulter 48 mit der Innenumfangsfläche 62 des Ringabschnitts 58 bzw. des Gehäuses 22 einen stumpfen Winkel α ein, so daß die Membran 24 nach innen gewölbt, d. h. konkav eingespannt ist. Bei dieser Art der Einspannung ist die Membran 24 sehr steif, d. h. die Membran 24 setzt bei Druckbeaufschlagung der Druckpulsation einen relativ großen Widerstand entgegen. Der Winkel α ist nur um wenige Grad größer als 90°, so daß die Membran 24 einer seits genügend Elastizität hat, um schwingen zu können, ande rerseits aber auch so steif ist, daß die Volumenaufnahme in der Kammer 34 minimiert werden kann.

Gemäß der Fig. 5C schließt die Stirnfläche 50 der Schulter 48 mit der Innenumfangsfläche 62 des Ringabschnitts 58 bzw. des Gehäuses 22 einen spitzen Winkel α ein, so daß die Membran 24 nach außen gewölbt, d. h. konvex eingespannt ist. Dadurch, daß der Winkel α um wenige Grad kleiner ist als 90°, ergibt sich ebenfalls eine erhöhte Steifigkeit der Membran 24, bei mini mierter Volumenaufnahme in der Kammer 34.

Da für die in den Fig. 5A und 5C dargestellten Einspannungs möglichkeiten der Membran 24 höhere Spannkräfte vonnöten sind als bei der Einspannungsmöglichkeit gemäß der Fig. 5B, um den elastischen Kräften der verformten Membran 24 entgegenzu wirken, besteht die Gefahr, daß sich der Ring 56 verformt. Daher ist der Ring 56 bei diesen Einspannungsmöglichkeiten mit einem sich radial nach innen erstreckenden Ringscheiben abschnitt 64 versehen, der die Biegesteifigkeit des Rings 56 erhöht, ansonsten aber ein freies Schwingen des zentralen Be reichs 28 der Membran 24 nicht behindert.

Im übrigen gilt für die in den Fig. 5A bis 5C dargestellten Einspannungsmöglichkeiten der Membran 24 gleichermaßen, daß ein Übergangsbereich 66 zwischen der Stirnfläche 50 der Schulter 48 und der Innenumfangsfläche 62 des Ringabschnitts 58 vorzugsweise als Schräg- bzw. Kegelfläche ausgebildet ist, die mit der Innenumfangsfläche 62 des Ringabschnitts 58 einen Winkel von 150°, d. h. im Falle der Fig. 5B einen Winkel von 120° mit der Stirnfläche 50 der Schulter 48 einschließt, wäh rend der Rand 26 der Membran 24 im montierten Zustand der Mem bran 24 von der Schrägfläche nach radial innen vorbestimmt be abstandet ist, d. h. nicht an der Schrägfläche anliegt. Durch diese Ausbildung des Übergangsbereichs 66 ist eine dauerfeste und rißfreie Einspannung der Membran 24 am Gehäuse 22 möglich.

Neben der Möglichkeit, die Eigenfrequenz des Zusatzschwingers 20 durch geeignete Materialwahl für die Membran 24 einzu stellen, wodurch sich die elastischen Eigenschaften der Mem bran 24 verändern lassen, kann die Eigenfrequenz des Zusatz schwingers 20 auch durch geeignete Wahl des Einspannungs winkels α der Membran 24 individuell auf die jeweilige Kraftübertragungseinrichtung abgestimmt werden. Dies hat den Vorteil, daß bei gleichem Gehäuse 22 und gleicher Membran 24 lediglich die Schulter 48 bzw. deren Stirnfläche 50 ver schieden ausgebildet werden muß, um den gewünschten Ein spannungswinkel α einzustellen und somit die Eigenfrequenz ge eignet abzustimmen. Im Ergebnis läßt sich leicht ein Bau kastensystem für Zusatzschwinger 20 erstellen.

Eine weitere Möglichkeit der Abstimmung der Eigenfrequenz des Zusatzschwingers 20 besteht darin, die Membran 24 unterschied lich dick auszubilden. Dabei muß das Verhältnis der Dicke t (Fig. 4) der Membran 24 zum Durchmesser d der Membran 24 einer vorbestimmten Beziehung genügen, so daß eine geeignete Schwingfähigkeit der Membran 24 bei ausreichender Steifigkeit gegeben ist. Es hat sich gezeigt, daß das Verhältnis des Durchmessers d der Membran 24 zu der Dicke t der Membran 24 vorzugsweise größer als oder gleich 45 sein sollte.

Schließlich kann die Eigenfrequenz des Zusatzschwingers 20 durch Verändern des Volumens der Kammer 34 und somit der Fläche des schwingungsfähigen zentralen Bereichs 28 der Mem bran 24 abgestimmt werden. Bei dieser Art der Auslegung des Zusatzschwingers 20 ist zu beachten, daß der Zusatzschwinger 20 im Hinblick auf seine Baugröße und sein Gewicht handhabbar bleibt, daß genügend Bauraum zur Ausbildung der Anschlüsse 36, 38 vorhanden ist, und daß das Gehäuse 22 eine ausreichende Wandstärke hat, um eine für die auftretenden Drücke geeignete Festigkeit aufzuweisen. Hier hat sich gezeigt, daß das Ver hältnis des Durchmessers D (Fig. 4) der Kammer 34 zu der Tiefe T der Kammer 34 vorzugsweise größer als oder gleich 1,5 sein sollte.

Als Material für das Gehäuse 22 eignet sich insbesondere eine Aluminium-Knetlegierung, die gute Verformungseigenschaften aufweist, so daß das Halbzeug für das Gehäuse 22 kostengünstig im Strangpreßverfahren hergestellt werden kann. Dieses Ver fahren bietet sich bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel an, da die Anschlüsse 36, 38 die Ringwand 32 des Gehäuses 22 durchsetzen, d. h. sich in radialer Richtung des Gehäuses 22 erstrecken. Überdies ermöglicht diese konstruktive Anordnung der Anschlüsse 36, 38 eine fertigungstechnisch günstige spanende Bearbeitung des Gehäuses 22, um die Anschlüsse 36, 38 auszubilden.

Obgleich bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel lediglich eine Membran vorgesehen ist, kann der erfindungsgemäße Zusatz schwinger auch zwei Membranen aufweisen, die - ähnlich einer Trommel - den Boden und den Deckel des Gehäuses ausbilden. Die Einspannung der Membranen an dem Gehäuse erfolgt in diesem Fall analog dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel.

Die Fig. 6 und 7 zeigen den in eine hydraulische Kraftüber tragungseinrichtung eingebauten Zusatzschwinger 20, wobei der Geberzylinder 10 und der Nehmerzylinder 18 der Kraftüber tragungseinrichtung lediglich schematisch dargestellt sind.

Im dargestellten Fall ist der Anschluß 36 des Zusatzschwingers 20 über eine rein metallische Rohrleitung 16 mit dem Geber zylinder 10 verbunden, während der Anschluß 38 des Zusatz schwingers 20 über einen relativ steifen Kupplungsschlauch 17 mit dem Nehmerzylinder 18 verbunden ist. Ebensogut könnten aber auch nur rein metallische Rohrleitungen zur Verbindung des Nehmerzylinders 18 und des Geberzylinders 10 mit dem Zu satzschwinger 20 vorgesehen sein.

Bei Einbau des Zusatzschwingers 20 in die hydraulische Kraftübertragungseinrichtung ist zu beachten, daß der Zusatz schwinger 20 möglichst nahe an dem Geberzylinder 10 angeordnet ist, um die mit zunehmender Leitungslänge auftretende Dämpfung der von dem Zusatzschwinger 20 in der Flüssigkeitssäule indu zierten Druckpulsation höherer Frequenz möglichst gering zu halten.

Ein bevorzugtes Anwendungsgebiet für das erfindungsgemäße Ver fahren und den erfindungsgemäßen Zusatzschwinger sind hydrau lische Kupplungsbetätigungen in Kraftfahrzeugen, wobei die Frequenz der Erregerschwingung am Nehmerzylinder der Zünd frequenz der Verbrennungskraftmaschine entspricht. Die Erfin dung kann gleichermaßen aber in jeder anderen hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung mit Geberzylinder und Nehmer zylinder zur Anwendung kommen, bei der Schwingungen über den Nehmerzylinder in die Flüssigkeitssäule eingeleitet werden und Vibrationen des mit dem Geberzylinder verbundenen Betätigungs elements unterdrückt werden sollen.

Die Fig. 10 bis 13B zeigen die Ergebnisse einer vergleichenden Untersuchung einer herkömmlichen Kupplungsbetätigung mit volu menaufnehmendem Schlauch sowie zusätzlich eingebauten Blenden (Fig. 10, 12A und 12B), und einer Kupplungsbetätigung mit er findungsgemäßer Schwingungsunterdrückung (Fig. 11, 13A und 13B), d. h. mit eingebautem Zusatzschwinger, der u. a. die oben angesprochene Bedingung erfüllt, daß das Verhältnis des Durch messers der Membran zu der Dicke der Membran größer als oder gleich 45 ist.

Bei der vergleichenden Untersuchung wurden beide Kupplungs betätigungen an einem Motorprüfstand mit einem 4-Takt-Otto motor in 4-Zylinder-Reihenbauweise getestet, der einen Hubraum von 1,6 Liter aufwies und mit einer konstanten Drehzahl von 4700 U/min betrieben wurde. Dabei wurde jeweils der Druck P_G am Geberzylinder und der Druck P_N am Nehmerzylinder bei Be tätigung des Kupplungspedals aufgezeichnet, und die Beschleu nigung a_P des Kupplungspedals gemessen.

Die Meßergebnisse wurden als Funktion der Zeit (Fig. 10 und 11) und als Funktion der Frequenz dargestellt (Fig. 12A bis 13B). Die Fig. 12B und 13B zeigen den Frequenzbereich von 0 bis 6 KHz, während die Fig. 12A und 13A jeweils nur den Fre quenzbereich von 0 bis 500 Hz zeigen.

Der Fig. 10 ist das Schwingungsverhalten der herkömmlichen Kupplungsbetätigung zu entnehmen, wobei der Druck P_G am Geber zylinder um +5 bar verschoben dargestellt ist, so daß die Unterschiede zum Verlauf des Drucks P_N am Nehmerzylinder deut lich werden.

Bei der herkömmlichen Kupplungsbetätigung besteht die Druck pulsation P_G am Geberzylinder hauptsächlich aus einer harmo nischen Schwingung mit einer Frequenz von 157 Hz (Fig. 12A), während die Druckpulsation P_N am Nehmerzylinder von hoch frequenten Anteilen überlagert ist (Fig. 12B). Diese hoch frequenten Anteile werden durch den volumenaufnehmenden Schlauch und die zusätzlich eingebauten Blenden weitgehend eliminiert, so daß sie den Geberzylinder gedämpft erreichen (Fig. 12B). Die verbleibenden niederfrequenten Anteile der Druckpulsation P_G am Geberzylinder erzeugen am Kupplungspedal trotz ihrer relativ geringen Amplitude von ca. 1,5 bar (Fig. 10) starke Vibrationen. Die gemessenen Werte für die Pedal beschleunigung a_P von bis zu 2g (Fig. 10) sind für den Fahrer deutlich spürbar und können keinesfalls akzeptiert werden.

Da die Erregerfrequenz der Druckpulsation P_G am Geberzylinder hier ungefähr der Eigenfrequenz des aus Geberzylinder und Kupplungspedal bestehenden schwingungsfähigen Systems ent spricht, kann auch durch eine stärkere Dämpfung - beispiels weise durch einen weicheren volumenaufnehmenden Schlauch - keine deutliche Abschwächung der Vibrationen des Kupplungs pedals erzielt werden. Diese Maßnahme würde auch die oben be schriebenen, unerwünschten und durch die Volumenaufnahme be dingten Auskuppelverluste der herkömmlichen Kupplungsbe tätigung noch vergrößern.

Ferner hat sich gezeigt, daß die Schwingungen im Bereich von etwa 300 Hz bis 500 Hz im betätigten Zustand der Kupplungsbe tätigung, d. h. bei niedergetretenem Kupplungspedal, und laufendem Motor Brummgeräusche hervorrufen. Diese Geräusche können vom laufenden Motor und/oder vom Geber- bzw. Nehmer zylinder sowie deren Verbindung zu den Chassisteilen und diesen selbst ausgehen. In diesem Zusammenhang hat sich auch gezeigt, daß die oben beschriebene Vibration des Kupplungs pedals und die Geräuschbildung nicht zwangsläufig miteinander einhergehen, sondern in Abhängigkeit von fahrzeugspezifischen Parametern unabhängig voneinander auftreten können.

Eine derartige, unerwünschte Geräusche hervorrufende Schwin gung ist in Fig. 12A beispielsweise bei einer Frequenz von circa 320 Hz mit einer Amplitudenhöhe von bis zu 0,2 g er sichtlich.

Schließlich machen sich die in Fig. 12B oberhalb von 500 Hz ersichtlichen Schwingungen, beispielsweise bei 3700 Hz, weder in Form von Vibrationen des Kupplungspedals noch als Geräusche bemerkbar.

Der Fig. 11 ist das Schwingungsverhalten der Kupplungsbe tätigung mit erfindungsgemäßer Schwingungsunterdrückung zu entnehmen, wobei ebenfalls der Druck P_G am Geberzylinder um +5 bar verschoben dargestellt ist, so daß die Unterschiede zum Verlauf des Drucks P_N am Nehmerzylinder deutlich werden. Ferner wurde die Pedalbeschleunigung a_P um + 0,13 g verschoben dargestellt, um den Verlauf der Pedalbeschleunigung a_P besser sichtbar zu machen.

Die Druckpulsation P_N am Nehmerzylinder besteht hauptsächlich aus zwei überlagerten harmonischen Schwingungen mit einer Fre quenz von 157 Hz bzw. 235 Hz (Fig. 13A) und wird ferner von der durch den Zusatzschwinger in der Flüssigkeitssäule indu zierten Schwingung mit einer Frequenz von ca. 3700 Hz über lagert (Fig. 13B), während die Druckpulsation P_G am Geber zylinder im wesentlichen aus hochfrequenten Anteilen mit einer Frequenz von ca. 3700 Hz besteht (Fig. 13B). Dieser hochfre quenten Schwingung kann das aus Geberzylinder und Kupplungs pedal bestehende schwingungsfähige System infolge seiner Träg heit nicht folgen, so daß es im wesentlichen in Ruhe bleibt. Wie deutlich der Fig. 11 zu entnehmen ist, konnten bei erfin dungsgemäßer Schwingungsunterdrückung am Kupplungspedal nur marginale Pedalbeschleunigungen a_P gemessen werden, die für den Fahrer nicht spürbar sind.

Der Fig. 13A ist weiterhin zu entnehmen, daß der erfindungs gemäße Zusatzschwinger auch eine deutliche Verringerung der Amplitudenhöhe der die unerwünschten Geräusche hervorrufenden Schwingung bei beispielsweise 320 Hz auf maximal 0,01 g be wirkt.

Wie bereits oben beschrieben wurde, wurde die vergleichende Untersuchung mit einem Zusatzschwinger durchgeführt, dessen Membran derart ausgebildet ist, daß das Verhältnis ihres Durchmessers zu ihrer Dicke größer als oder gleich 45 ist. Sollen die die unerwünschten Geräusche hervorrufenden Schwin gungen im Bereich zwischen etwa 300 und 500 Hz nach dem der Erfindung zugrundeliegenden Wirkprinzip verstärkt unterdrückt werden, so ist das Verhältnis des Durchmessers der Membran zu deren Dicke kleiner als 45 zu wählen. Eine derartig kleiner ausgebildete Membran weist neben einer höheren, wenngleich energieärmeren Eigenresonanz auch eine höhere mechanische Berst- und Dauerfestigkeit auf.

Es wird ein Verfahren zur Unterdrückung von Schwingungen eines Betätigungselements einer hydraulischen Kraftübertragungs einrichtung, insbesondere einer hydraulischen Kupplungsbetä tigung in einem Kraftfahrzeug, und ein Zusatzschwinger zur Durchführung des Verfahrens offenbart. Die Kraftübertragungs einrichtung weist einen an das Betätigungselement angeschlos senen Geberzylinder sowie einen mit diesem über eine Flüssig keitssäule verbundenen Nehmerzylinder auf, über den eine niederfrequente Erregerschwingung auf die Flüssigkeitssäule übertragen wird, die sich in dieser als niederfrequente Druck pulsation fortpflanzt. Erfindungsgemäß erregt die nieder frequente Druckpulsation den in der Flüssigkeitssäule vorge sehenen Zusatzschwinger derart, daß dieser mit seiner Eigen frequenz schwingt, die höher ist als die Frequenz der nieder frequenten Druckpulsation, so daß der Zusatzschwinger in der Flüssigkeitssäule eine höherfrequente Druckpulsation indu ziert, der das aus Geberzylinder und Betätigungselement be stehende schwingungsfähige System nicht folgen kann. Der Zu satzschwinger weist eine freischwingende Membran auf, die in einem Gehäuse eingespannt ist, um dessen Boden und/oder Deckel auszubilden.

Bezugszeichenliste

10 Geberzylinder
12 Kupplungspedal
14 Ausgleichsbehälter
16 Druckleitung
16A volumenaufnehmender Schlauch
17 Kupplungsschlauch
18 Nehmerzylinder
20 Zusatzschwinger
22 Gehäuse
24 Membran
26 Rand
28 zentraler Bereich
30 Boden
32 Ringwand
34 Kammer
36 Anschluß
38 Anschluß
40 Gewindeabschnitt
42 Gewindeabschnitt
44 zylindrischer Endabschnitt
46 zylindrischer Endabschnitt
48 Schulter
50 Stirnfläche
52 Ringnut
54 Dichtung
56 Ring
58 Ringabschnitt
60 Kerbe
62 Innenumfangsfläche
64 Ringscheibenabschnitt
66 Übergangsbereich
d Durchmesser der Membran
t Dicke der Membran
D Durchmesser der Kammer
T Tiefe der Kammer
α Einspannwinkel der Membran

Claims

1. Verfahren zur Unterdrückung von Schwingungen eines Betäti gungselements (12) einer hydraulischen Kraftübertragungsein richtung, insbesondere einer hydraulischen Kupplungsbetätigung in einem Kraftfahrzeug, die einen an das Betätigungselement (12) angeschlossenen Geberzylinder (10), der mit dem Betäti gungselement (12) ein schwingungsfähiges System bildet, sowie einen mit dem Geberzylinder (10) über eine Flüssigkeitssäule verbundenen Nehmerzylinder (18) aufweist, über den eine niederfrequente Erregerschwingung auf die Flüssigkeitssäule übertragen wird, die sich in dieser als niederfrequente Druck pulsation fortpflanzt, dadurch gekennzeichnet, daß die nieder frequente Druckpulsation einen in der Flüssigkeitssäule vorge sehenen Zusatzschwinger (20) derart erregt, daß dieser mit seiner Eigenfrequenz schwingt, die höher ist als die Frequenz der niederfrequenten Druckpulsation, so daß der Zusatz schwinger (20) in der Flüssigkeitssäule eine höherfrequente Druckpulsation induziert, der das aus Geberzylinder (10) und Betätigungselement (12) bestehende schwingungsfähige System nicht folgen kann.

2. Zusatzschwinger (20) zur Durchführung des Verfahrens nach Anspruch 1, mit einem Gehäuse (22), dessen Boden und/oder Deckel von einer freischwingenden Membran (24) ausgebildet ist, deren Rand (26) am Gehäuse (22) fest eingespannt ist und die zusammen mit dem Gehäuse (22) eine Kammer (34) begrenzt, welche über Anschlüsse (36, 38) mit dem Geberzylinder (10) und dem Nehmerzylinder (18) der hydraulischen Kraftübertragungs einrichtung verbindbar ist, so daß die Membran (24) von der Flüssigkeitssäule zwischen Geberzylinder (10) und Nehmer zylinder (18) beaufschlagbar ist.

3. Zusatzschwinger (20) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeich net, daß das Gehäuse (22) im wesentlichen ring- oder topf förmig ist und die Anschlüsse (36, 38) eine Ringwand (32) des Gehäuses (22) zur Kammer (34) hin durchsetzen.

4. Zusatzschwinger (20) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeich net, daß der Anschluß (36) für den Geberzylinder (10) tangen tial in der Kammer (34) mündet, während der Anschluß (38) für den Nehmerzylinder (18) radial in der Kammer (34) mündet.

5. Zusatzschwinger (20) nach Anspruch 3 oder 4, dadurch ge kennzeichnet, daß die Ringwand (32) des Gehäuses (22) eine radial innen liegende Schulter (48) aufweist, gegen deren Stirnfläche (50) die Membran (24) über einen Ring (56) ver spannt ist.

6. Zusatzschwinger (20) nach Anspruch 5, dadurch gekennzeich net, daß die Stirnfläche (50) der Schulter (48) mit der Innen umfangsfläche (62) des Gehäuses (22) einen spitzen Winkel (α) einschließt, so daß die Membran (24) nach außen gewölbt einge spannt ist.

7. Zusatzschwinger (20) nach Anspruch 5, dadurch gekennzeich net, daß die Stirnfläche (50) der Schulter (48) mit der Innen umfangsfläche (62) des Gehäuses (22) einen stumpfen Winkel (α) einschließt, so daß die Membran (24) nach innen gewölbt einge spannt ist.

8. Zusatzschwinger (20) nach einem der Ansprüche 3 bis 7, da durch gekennzeichnet, daß das Verhältnis des Durchmessers (D) der Kammer (34) zu der Tiefe (T) der Kammer (34) größer als oder gleich 1,5 ist.

9. Zusatzschwinger (20) nach einem der Ansprüche 3 bis 8, da durch gekennzeichnet, daß das Verhältnis des Durchmessers (d) der Membran (24) zu der Dicke (t) der Membran (24) größer als oder gleich 45 ist.

10. Zusatzschwinger (20) nach einem der Ansprüche 3 bis 8, da durch gekennzeichnet, daß das Verhältnis des Durchmessers (d) der Membran (24) zu der Dicke (t) der Membran (24) kleiner als 45 ist.

11. Zusatzschwinger (20) nach einem der Ansprüche 3 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Membran (24) aus Federstahl besteht.