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Stand der Technik
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Die Erfindung geht aus von einer
hydraulischen Bremsanlage mit Blockierschutzsystem (ABS) und Antriebsschlupfregelung
(ASR) für
Kraftfahrzeuge der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 definierten
Gattung.
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Bei solchen Bremsanlagen entstehen
beim Schalten der Ein- und
Auslaßventile
im ASB- oder ASR-Betrieb in den Leitungen der Bremsanlage Druckschwingungen,
die zu störenden
Geräuschen führen. Zur
Reduzierung bzw. zur Unterdrückung
solcher Geräusche
sind in dem Steueraggregat Dämpfungseinrichtungen
integriert, welche diese Druckschwankungen abbauen.
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Bei einer bekannten Zweikreisbremsanlage dieser
Art (WO 92/16 398 =
DE
4109450 A1 ), ist jeweils eine Dämpfungseinrichtung zwischen
den beiden zu den Vorderrädern
führenden
Bremsleitungen und eine Dämpfungseinrichtung
zwischen den beiden zu den Hinterrädern führenden Bremsleitungen angeschlossen.
Jede Dämpfungseinrichtung
weist ein Verschiebeelement in Form eines in einem Zylinder flüssigkeitsdicht
geführten
Verschiebekolbens auf, das zwei volumenveränderliche Kammern voneinander
trennt. Durch zwei jeweils in einer Kammer einliegende Druckfedern,
die sich kammerfest und an gegenüberliegenden
Stirnseiten des Verschiebeelements abstützen, wird das Verschiebeelement
in seiner Normalstellung gehalten.
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Treten Druckschwankungen auf, so
wird das Verschiebeelement in die eine oder andere Richtung verschoben,
wodurch sich das eine oder andere Kammervolumen vergrößert und
dadurch eine Druckschwingungsdämpfung
bewirkt. Durch den Anschluß der
Dämpfungseinrichtung
an jeweils zwei Bremsleitungen bewirkt die in die eine Kammer einströmende Druckmittelmenge
das Austreten einer gleich großen
Druckmittelmenge aus der anderen Kammer in die andere Bremsleitung
und verhindert damit eine zusätzliche
Volumenaufnahme der Bremsanlage und damit eine Vergrößerung des
Pedalwegs am Hauptbremszylinder (weiche Bremse).
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Nachteilig ist jedoch, daß ein ausgeprägtes Dämpfen von
Druckpulsation in der einen Bremsleitung Druckpulsationen in der
anderen Bremsleitung induziert. Auch werden Druckpulsationen, die
beim Schließen
der Einlaßventile
in den diesen vorgeordneten, zu dem Hauptbremszylinder führenden
Leitungsabschnitten der Bremsanlage entstehen, im Bremsschlupfregelbetrieb
nicht gedämpft.
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Vorteile der Erfindung
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Die erfindungsgemäße hydraulische Bremsanlage
mit den kennzeichnenden Merkmalen de Patentanspruchs 1 hat demgegenüber den
Vorteil, daß mit
dem Schließen
des Einlaßventils
im wesentlichen innerhalb der gleichen Zeitspanne durch das Verschiebeelement
sowohl die auf das geschlossene Einlaßventil zuströmende als
auch die vor dem geschlossenen Einlaßventil wegströmende Druckmittelsäule verzögert stillgesetzt
wird, wobei der Verschiebeweg des Verschiebeelements gegen die Rückstellkraft
den Grad der Dämpfung
bestimmt. Je größer die Dämpfung gewählt wird,
desto weniger tritt vor dem Einlaßventil in der Leitung zum
Hauptbremszylinder eine dynamische Druckerhöhung auf bzw. tritt nach dem
Einlaßventil
in der zum Radbremszylinder führenden
Bremsleitung eine Druckabsenkung auf.
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Die Dämpfungseinrichtungen werden
bevorzugt jedem Einlaßventil
zugeordnet. In manchen Fällen
ist es jedoch ausreichend, nur an den Einlaßventilen, die in den zu den
Vorderrädern
führenden Bremsleitungen
liegen, jeweils eine Dämpfungseinrichtung
vorzusehen, da bei ABS-Betrieb die Geräusche dieser Einlaßventile
dominieren.
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Durch die in den weiteren Ansprüchen aufgeführten Maßnahmen
sind vorteilhafte Weiterbildungen und Verbesserungen der im Patentanspruchs
1 angegebenen Bremsanlage möglich.
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Bei einer zweckmäßigen Ausführungsform der Erfindung weist
jede Dämpfungseinrichtung
einen an dem Ventilein- und -ausgang des Einlaßventils angeschlossenen Führungszylinder
und einen darin axial verschiebbaren Dämpfungskolben, der das Verschiebeelement
bildet, sowie eine am Dämpfungskolben
angreifende, zylinderseitig sich abstützende Druckfeder auf, die
die Rückstellkraft
generiert.
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Der federbelastete Dämpfungskolben
wird durch die Druckfeder in Richtung Hauptbremsleitung zum Hauptbremszylinder
verschoben. Durch die Druckschwingung beim Schließen des
Einlaßventils überlagert
sich der konstanten Druckdifferenz am Einlaßventil der Betrag aus Stau-
und Saugwirktung der Flüssigkeitssäule, der
den Dämpfungskolben
in Richtung Bremsleitung zu dein Radbremszylinder bewegt. Nach Abklingen
der Schwingung kehrt der Dämpfungskolben
wieder in Stellung entsprechend der konstanten Druckdifferenz zurück. Die
Haltefunktion des Einlaßventils
ist gewährleistet.
Eine Druckerhöhung
im Rad findet nicht statt.
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der Offenstellung des Einlaßventils
nimmt der Dämpfungskolben
eine Lage entsprechend der Druckdifferenz zwischen Ventilein- und
-ausgang ein. Wird das Einlaßventil
geschlossen, erhöht
sich zwar die Druckdifferenz und der Dämpfungskolben lenkt aus, da
er jedoch nach Abklingen der Schwingung wieder in die Lage entsprechend
der konstant anstehenden Druckdifferenz zurückkehrt, wird keine zusätzliche
Bremsmittelmenge in Richtung Radbremszylinder verschoben.
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Bei der Auslegung der Druckfeder
wird die konstante Druckdifferenz zwischen Ventileingang und -ausgang
des Einlaßventils
berücksichtigt,
so daß der
Dämpfungskolben
im gewünschten
Druckbereich auf die überlagerten
Druckschwingungen noch reagieren kann. Die Bemessung des Dämpfungskolbens
(Kolbendurchmesser, Kolbenhub) wird so gewählt, daß durch die Kolbenbewegung
eine zur Reduzierung der Druckschwingungen und damit des Geräusches ausreichende
Flüssigkeitsmenge
verschoben wird.
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Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der
Erfindung wird die Druckfeder vorgespannt, und zwar bevorzugt auf
einen Druck von 10 bar. Bis zu diesem Druck liegt der Dämpfungskolben
an einen zylinderfesten Anschlag an. Außerdem wird der Kolbenhub des
Dämpfungskolbens
auf einen maximalen Wert begrenzt, was durch einen weiteren zylinderseitig
festgelegten Anschlag in der gegensinnigen Kolbenverschieberichtung
bewirkt wird. Dieser weitere Anschlag ist so festgelegt, daß die zum
Verschieben des Dämpfungskolbens
um seinen maximalen Verschiebeweg erforderliche Druckdifferenz zwischen Ventilein-
und -ausgang des Einlaßventils
50 bar beträgt.
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Durch diese konstruktiven Maßnahmen
ist sichergestellt, daß einerseits
die Druckmittelmenge, die bei geschlossenem Einlaßventil
durch den Dämpfungskolben
verschoben wird und die zu einem Druckanstieg im Radbremszylinder
Führt,
begrenzt ist, so daß die
Bremsmomenteinstellung, die passend zum Fahrbahnreibwert vorgenommen
wird, nicht nachteilig gestört
wird. Andererseits ist die Dämpfungseinrichtung
bis zu möglichst
großen
Differenzdrücken
am Ventil wirksam, da das zu reduzierende Ventilgeräusch mit
dem Differenzdruck am Einlaßventil
zunimmt. Solche Differenzdrücke
um 50 bar treten besonders bei vorsichtigem Anbremsen auf glatter
Fahrbahn auf und werden, da sie regelmäßig auftreten, als störend empfunden.
Bei einer Panikbremsung treten zwar wesentlich höhere Bremsdrücke und
damit auch wesentlich höhere
Druckdifferenzen am Ein- und Ausgang des Einlaßventils auf, jedoch ist in
dieser Situation ein erhöhtes
Geräuschniveau
zulässig,
da es von dem Autofahrer nicht wahrgenommen wird.
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Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der
Erfindung wird Verschiebeelement in der Dämpfungseinrichtung von einer
verschieblichen Abdichtung im Einlaßventil gebildet, die den Ventilausgang gegen
den Ventileingang flüssigkeitsdicht
abschließt. Bei
dieser Ausführungsform
der Dämpfungseinrichtung
kann auf zusätzliche
Bauelemente verzichtet und die Dämpfungseinrichtung
mit im Einlaßventil notwendigerweise
vorhandenen Bauelementen, wie die Gummimanschette zur Abdichtung
zwischen Ventilein- und -ausgang, realisiert werden. Dadurch werden
die Fertigungskosten für
die Dämpfungseinrichtung
extrem gering gehalten.
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In einer zweckmäßigen Ausführungsform der Erfindung ist
die Abdichtung aus elastisch verformbaren Material, z.B. Gummi,
hergestellt und stützt
sich mit ihrer dem Ventilausgang zugekehrten Stirnfläche an einem
vorzugsweise als Tellerfeder ausgebildeten federelastischen Element
ab. Bei einer zwischen Ventilein- und -ausgang des Einlaßventils
anstehenden Druckdifferenz wirkt die elastisch verformbare Abdichtung
gleichzeitig als Verschiebeelement und Federelement, in dem sie
sich an die Tellerfeder anlegt. Die Federsteifigkeit der Abdichtung
ist geringer und wirkt bei kleinen Druckdifferenzen. Bei höheren Druchdifferenzen
wird dann die steifere Tellerfeder zusammengedrückt, so daß mit dem progressiven Kennlinienverlauf
der Tellerfeder ein besonders breiter Differenzdruckwirkbereich
erzielt wird.
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In einer bevorzugten Ausführungsform
der Erfindung ist die Abdichtung axial verschieblich geführt, und
auf der dem Ventilausgang zugekehrten Seite der Abdichtung greift
mindestens eine sich ventilfest abstützende vorgespannte Druckfeder,
vorzugsweise Tellerfeder, an, die die Abdichtung gegen ein ventilfesten
Anschlag legt. Auf diese Weise wird auch hier, wie bei der vorstehend
erwähnten
Ausbildung der Dämpfungseinrichtung
als Dämpfungskolben
mit Druckfeder, eine Vorspannung der Abdichtung und eine Begrenzung
des Verschiebewegs der Abdichtung erzielt.
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Das konstruktiv an sich bekannte
Einlaßventil
weist ein Ventilgehäuse
mit je einer Anschlußbohrung
für Ventilein- und -ausgang, einen
in dem Ventilgehäuse
eingesetzten Ventileinsatz, einen in den Ventileinsatz eingeschobenen
Ventilkörper
mit Ventilsitz und einen in dem Ventileinsatz axial verschieblich geführten, elektromagnetisch
betätigten
Ventilstößel mit
Ventilglied, das mit dem Venilsitz zum Schließen und Öffnen des Einlaßventils
zusammenwirkt, auf. Der Ringraum zwischen dem Ventileinsatz oder
dem aus dem Ventileinsatz vorstehenden Teil des Ventilkörpers und
der Ventilgehäusewand
wird durch eine Dichtmanschette flüssigkeitsdicht verschlossen,
wodurch Ventilein- und -ausgang voneinander getrennt sind. Diese
Dichtmanschette wird erfindungsgemäß als die verschiebbare Abdichtung
der Dämpfungseinrichtung
verwendet, wobei bei einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung eine
auf dem Ventileinsatz oder auf dem aus dem Ventileinsatz vorstehenden
Teil des Ventilkörpers
axial verschiebbar sitzende Buchse die Dichtmanschette aufnimmt.
Die Buchse ist gegenüber
dem Ventileinsatz bzw, dem Ventilkörper flüssigkeitsdicht abgedichtet
und der Außenrand
der Dichtmanschette preßt
sich an die Ventilgehäusewand
an. Zwischen der Buchse und dem Ventileinsatz ist ein Tellerfederpaket
aus mindestens zwei hintereinander angeordneten Tellerfedern vorgesehen,
das bei auf die Dichtmanschette wirkender entsprechend hoher Druckdifferenz
mehr oder weniger zusammengedrückt
wird. Durch entsprechende Auswahl der Federsteifigkeit der Tellerfedern
kann der Bereich der Wirksamkeit der Dämpfungseinrichtung eingestellt
werden. Der Anschlag für
die Buchse zur Aufnahme der Vorspannung des Tellerfederpakets wird
durch eine in der Buchse befestigte Anschlagscheibe, und einen mit
dieser zusammenwirkenden Anschlagring am Ventileinsatz bzw. Ventilkörper realisiert.
Zur Verschleißminderung
sind zwischen dem Tellerfederpaket einerseits und der Buchse und
dem Ventileinsatz andererseits jeweils gehärtete Scheiben angeordnet.
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Die Erfindung ist anhand von in der
Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen
in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen:
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1 ausschnittweise
ein Blockschaltbild einer Zweikreisbremsanlage mit Vorne/Hinten-Bremskreisaufteilung,
Blockierschutzsystem und Antriebsschlupfregelung für einen
Personenkraftwagen,
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2 eine
vergrößerte Darstellung
eines Längsschnitts
einer Dämpfungseinrichtung
in der Bremsanlage gemäß 1, schematisiert,
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3 eine
Kennlinie der Dämpfungseinrichtung
in 2,
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4 einen
Längsschnitt
einer konstruktiven Ausführungsform
eines Einlaßventils
in der Bremsanlage gemäß 1 mit einer Dämpfungseinrichtung
gemäß einem
weiteren Ausführungsbeispiel,
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5 jeweils
ausschnittweise einen Längsschnitt
des bis 7 Einlaßventils
in 4 mit modifizierten
Dämpfungseinrichtungen
gemäß weiterer
Ausführungsbeispiele.
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Beschreibung
der Ausführungsbeispiele
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Bei der in 1 im Blockschaltbild dargestellten hydraulischen
Zweikreis-Bremsanlage mit Vorne/Hinten-Bremskreisaufteilung, Blockierschutzsystem
(ABS) und Antriebsschlupfregelung (ASR), letztere auch Vortriebsregelung
genannt, für
einen Personenkraftwagen, ist nur der Bremskreis für die Vorderräder rechts
und links VR und VL dargestellt. Eine vollständige Bremsanlage ist beispielsweis
in der WO 92/16 398 (2)
dargestellt und beschrieben.
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Zu der Zweikreisbremsanlage gehört in an sich
bekannter Weise ein Hauptbremszylinder 10, der zwei getrennte
Bremskreise I und II speist und mit einem Bremsflüssigkeitsbehälter 11 in
Verbindung steht. Mit dem Bremskreis I stehen die Radbremszylinder 12 der
beiden Vorderräder
VL und VR in Verbindung, und zwar über jeweils eine zu den Radbremszylindern 12 führende Bremsleitung 13.
Wie hier nicht dargestellt ist, sind die Radbremszylinder der beiden
Hinterräder über gleiche
Bremsleitungen in den Bremskreis II einbezogen. Bei Betätigung eines
Bremspedals 14 wird ein gleich großer Bremsdruck in den beiden
Bremskreisen I und II ausgesteuert.
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Zwischen den zu den Fahrzeugrädern führenden
Bremsleitungen 13 und dem Hauptbremszylinder 10 ist
ein Steueraggregat 15, auch Vierkanal-Hydroaggregat genannt,
zum Aussteuern eines radschlupfabhängigen Bremsdrucks in den Radbremszylindern 12 eingeschaltet.
Das Steueraggregat 15 weist insgesamt vier elektromagnetisch
betätigte
Einlaßventile 16 und
insgesamt vier elektromagnetisch gesteuerte Auslaßventile 17 auf,
wobei jeweils ein Einlaßventil 16 und
ein Auslaßventil 17 einer
zu den Radbremszylindern 12 führenden Bremsleitung 13 zugeordnet
ist. Ferner gehören
zum Steueraggregat 15 zwei Rückförderpumpen 18, die
von einem Elektromotor 19 gemeinsam angetrieben werden,
sowie als Hohlräume
ausgebildete Dämpferkammern 20 und
Bremsflüssigkeitsspeicher 21.
Die Rückförderpumpen 18 sind
dabei jeweils einem Bremskreis I, II zugeordnet. Die jeweils als
2/2-Wegemagnetventile mit Federrückstellung
ausgebildeten Ein- und Auslaßventile 16, 17 werden
in Abhängigkeit
von Signalen, die von hier nicht dargestellten Radsensoren geliefert
werden, gesteuert, d.h. im Intervall geöffnet bzw. geschlossen. Die
in der Grundstellung, also bei unerregtem Elektromagneten, in Offenstellung
befindlichen Einlaßventile 16 sind
eingangsseitig an dem zugeordneten Bremskreis I bzw. II und ausgangsseitig
an je einer zu den Radbremszylindern 12 führenden
Bremsleitung 13 angeschlossen. Die in ihrer Grundstellung
sperrenden Auslaßventile 17 sind
mit ihrem Eingang auf der Ausgangsseite der Einlaßventile 16 an
der Bremsleitung 13 und mit ihrem Ausgang an dem Eingang
der dem Bremskreis I bzw. II zugehörigen Rückförderpumpe 18 angeschlossen.
Im Ausschnitt der 1 sind
die dem Bremskreis I im Steueraggregat 15 zugehörigen Bauelemente
dargestellt. Der dem Bremskreis II zugeordnete Teil des Steueraggregats 15 zum
Aussteuern eines radschlupfabhängigen
Bremsdrucks in den Radbremszylindern der Hinterräder ist identisch aufgebaut.
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Die Funktionsweise der Zweikreisbremsanlage
bei Bremspedalbetätigung
und bei ABS- bzw. ASR-Betrieb ist bekannt, so daß hier nicht näher darauf
eingegangen zu werden braucht. Bei ABS-Betrieb wird der erforderliche
Bremsdruck durch Schalten der Ein- und Auslaßventile 16, 17 eingestellt,
wobei die Ventile zum Druckaufbau, Druckhalten und Druckabbau hin-
und hergeschaltet werden. In der Druckabbaustellung sind die Radbremszylinder 12 mit
dem Niederdruckspeichern 21 verbunden, welche das aus den
Radbremszylindern 12 abfließende Bremsflüssigkeitsvolumen
vorübergehend
aufnehmen. Die eingeschalteten Förderpumpen 18 pumpen das
abfließende
Bremsflüssigkeitsvolumen
zum Hauptbremszylinder 10 zurück, wodurch die Niederdruckspeicher 21 wieder
leergefördert
werden. Zum Druckaufbau in den Radbremszylindern 12 sind
die Ausgangsventile 17 geschlossen und die Eingangsventile 16 geöffnet. Zum
Druckhalten sind alle Ventile 13, 17 geschlossen.
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Beim Schalten der Ein- und Auslaßventile 16, 17 entstehen
Druckschwingungen in den Leitungen der Bremsanlage, die zu störenden Geräuschen führen. Dabei
ist das Schließen
der Einlaßventile 16 Hauptquelle
der Störgeräusche, da
der Bremsdruck in den Bremsleitungen 13 und in den Radbremszylinder 12 um
den eingestellten Bremsdruck abklingend schwingt. Ebenso werden
Schwingungen des Bremsdrucks in den Leitungsabschnitten der Bremskreise
I, II vor den Einschaltventilen 16 ausgelöst. Die Amplitude
dieser Schwingungen und der damit verbundene steile Druckgradient
beim Übergang
ist in etwa proportional zum resultierenden Luftschall im Fahrzeug.
Dabei sind besonders Schwingungen geräuschkritisch, die bei einer
Druckdifferenz zwischen dem Eingang und dem Ausgang der Einlaßventile 16, also
zwischen dem Druck im Hauptbremszylinder 10 und dem Bremsdruck
im Radbremszylinder 12, zwischen 10 bar und 50 bar auftreten.
Ein Beispiel hierfür
ist das vorsichtige Anbremsen auf glatter Fahrbahn mit Bremsdruck
im Hauptbremszylinder 10 von kleiner 60 bar und Bremsdruck
im Radbremszylinder 12 von ungefähr 10 bar. Besonders bei diesem
vorsichtigen Anbremsen auf glatter Fahrbahn werden von den Einlaßventilen 16 hervorgerufene
Regelgeräusche
als störend
empfunden, wohingegen bei einer Panikbremsung mit wesentlich höheren Bremsdrücken und
damit auch höheren
Druckdifferenzen zwischen Ein- und Ausgang der Einlaßventile 16 nicht
geräuschkritisch
sind, weil hierbei ein erhöhtes Geräuschniveau
zulässig
ist, ohne daß dies
vom Fahrer als störend
empfunden wird.
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Zur Reduzierung bzw. Unterdrückung dieser störenden Schaltgeräusche sind
im Steueraggregat 15 Dämpfungseinrichtungen 22 zum
Dämpfen
der beschriebenen Bremsdruckschwankungen vorgesehen. Jeweils eine
Dämpfungseinrichtung 22 ist
einem Einlaßventil 16 zugeordnet,
wobei es in einer vereinfachten Version genügen würde, lediglich den Einlaßventilen 16 in
den Bremsleitungen 13 zu den Vorderrädern VL und VR eine solche
Dämpfungseinrichtung 22 zuzuordnen,
da diese Einlaßventile 16 bei
der Geräuscherzeugung
dominieren. Allen im folgenden in verschiedenen Fig. dargestellten
Dämpfungseinrichtungen 22 ist
gemeinsam, daß sie
ein von einer Rückstellkraft
beaufschlagtes Verschiebeelement 23 aufweisen, das bezüglich des
Einlaßventils 16 so
angeordnet ist, daß der
Eingangsdruck am Einlaßventil 16 das
Verschiebeelement 23 gegen die Rückstellkraft und der Ausgangsdruck
am Einlaßventil 16 das Verschiebeelement 23 in
Richtung der Rückstellkraft belastet.
Ein- und Ausgang des Einlaßventils
16 sind in 1 mit 161 und 162 schematisch
angedeutet, wobei am Ausgang 162 jeweils die zugehörige Bremsleitung 13 und
am Eingang 161 jeweils der zugehörige Bremskeis I bzw. II liegt.
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Die in 1 in
Zuordnung zu den beiden Einlaßventilen 16 für die Vorderräder VL und
VR skizzierten Dämpfungseinrichtungen 22 sind
in 2 vergrößert und
im Detail dargestellt. Jede Dämpfungseinrichtung 22 weist
einen Führungszylinder 24 und
einen darin axial verschieblichen Dämpfungskolben 25 auf,
der mittels einer Ringdichtung 26 gegenüber der Innenwand des Führungszylinders 24 flüssigkeitdicht
abgeschlossen ist, wobei zwei voneinander hermetisch getrennte,
volumenveränderliche Kammern 27,28 entstehen,
die jeweils von einer der Stirnseiten des Dämpfungskolbens 25 begrenzt
werden. In der Kammer 28 liegt zur Erzeugung einer Rückstellkraft
eine Druckfeder 29 ein, die hier als Schraubendruckfeder
ausgebildet ist und sich einerseits an der einen Stirnfläche des
Dämpfungskolbens 25 und
andererseits am Führungszylinder 24 abstützt. Diese
die Druckfeder 29 aufnehmenden Kammer 28 ist an
dem Ausgang 162 des Einlaßventiles 16 angeschlossen,
während
die andere Kammer 27 Verbindung zu dem Eingang 161 des
Einlaßventils 16 hat.
Die Druckfeder 29 ist vorgespannt und legt den Dämpfungskolben 25 gegen
einen zylinderfesten Anschlag 30 an. Außerdem ist durch einen auf
der Gegenseite des Dämpfungskolbens 25 liegenden
weiteren Anschlag 31 der Kolbenhub s des Dämpfungskolbens 25 auf
einen maximalen Wert begrenzt. Die Kennlinie der Dämpfungseinrichtung 22 nach 2 ist in 3 dargestellt. Diese Kennlinie zeigt
den Kolbenhub s in Abhängigkeit
von der auf den Dämpfungskolben 25 wirkenden
Druckdifferenz Δp,
die der Druckdifferenz zwischen Eingang 161 und Ausgang 162 des
Einlaßventils 16 entspricht.
Deutlich ist zu sehen, daß durch
die Druckfeder 29 eine Vorspannung von 10 bar generiert
wird. Nach Überwindung dieser
Vorspannung verschiebt sich der Dämpfungskolben 25,
bis er bei einem Differenzdruck von 50 bar an dem weiteren Anschlag 31 zur
Anlage kommt.
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Bei Schalten des Einlaßventils 16 nimmt
der Dämpfungskolben 25 durch
Verschieben Bremsflüssigkeitsvolumen
auf und reduziert damit die Beschleunigung der sich beilegenden
trägen
Flüssigkeitssäulen. Dadurch
wird die von dem geschlossenen Einlaßventil 16 erzeugte
Systemsteifigkeit stark herabgesetzt, und die Amplituden und Frequenzen der
beim Ventilschalten ausgelösten
höherfrequenten
Druckschwankungen (ca. 100 Hz) werden reduziert.
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In einer alternativen Ausführungsform
der Dämpfungseinrichtung 22 ist
es möglich,
auf die Vorspannung der Druckfeder 29 zu verzichten. Der Dämpfungskolben 25 liegt
damit bei geöffnetem
Einlaßventil 16 nicht
mehr am Anschlag 30 an, sondern nimmt eine Lage entsprechend
der Druckdifferenz am Ein- und Ausgang 161, 162 des
Einlaßventils 16 ein.
Der Kolbenhub s des Dämpfungskolbens 25 bleibt
aber nach wie vor begrenzt, um das Volumen, das bei geschlossenem
Einlaßventil 16 verschoben wird,
und zu einem Druckanstieg im Radbremszylinder 12 führt, zu
begrenzen und dadurch nachteilige Störungen bei der Bremsmomenteinstellung
zu vermeiden.
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In 4 ist
ein konstruktives Ausführungsbeispiel
eines Einlaßventils 16 im
Längsschnitt
dargestellt. In dem sog. ABS-Gehäuseblock 32,
der für alle
Ein- und Auslaßventile 16, 17 das
Ventilgehäuse bildet,
ist in einer sackförmigen
Ausnehmung 33 ein Ventileinsatz 34 so eingesetzt,
daß dieser
teilweise über
den Gehäuseblock 32 vorsteht.
In dem Überstehbereich
nimmt der Ventileinsatz 34 den Elektromagneten 35 zur
Ventilbetätigung
auf, der in bekannter Weise aus einem Anker 36 und einer
den Anker 36 und den Ventileinsatz 34 koaxial
umgebenden Erregerspule 37 besteht, die über Kontaktstifte 38 angesteuert
wird. Der Anker 36 ist fest mit einem Ventilstößel 39 verbunden,
der in einer zentralen Bohrung 40 im Ventileinsatz 34 axial
verschieblich geführt
ist und auf seiner dem Anker 36 gegenüberliegenden Stirnseite ein
mit einem Ventilsitz 41 zusammenwirkendes Ventilglied 42 zum Öffnen und
Schließen
des Einlaßventils 16 zusammenwirkt.
Der Ventilsitz 41 ist auf einem Ventilkörper 43 ausgebildet,
der dem Ventilstößel 39 gegenüberliegt
und in die Bohrung 40 im Ventileinsatz 34 so eingesetzt
ist, daß ein
Abschnitt des Ventilkörpers 43 aus
dem Ventileinsatz 34 vorsteht. Auf den vorstehenden Teil
des Ventilkörpers 43 sitzt
axial verschieblich eine Hülse
oder Buchse 44, die zwischen zwei Radialflanschen 441,442 eine Dichtmanschette 45 aufnimmt.
Die aus elastisch, verformbaren Material, z.B. Gummi, hergestellte
Dichtmanschette 45 liegt mit ihrem Außenrand flüssigkeitsdicht an der Innenwand
der Ausnehmung 33 im Gehäuseblock 32 an und
unterteilt die Ausnehmung 33 in zwei hermetisch getrennte
Räume 46, 47.
Im Raum 46 mündet
eine Anschlußbohrung 48 für einen vom
Hauptbremszylinder 10 kommenden Leitungsabschnitt des Bremskreises
I bzw. II, während
von dem Raum 47 eine Anschlußbohrung 49 für die Bremsleitung 13 zum
Radbremszylinder 12 ausgeht. Beide Anschlußbohrungen 48, 49 sind
in den Gehäuseblock 32 eingebracht.
Die Buchse 44 ist mittels eines O-Rings 50 gegenüber dem
Ventilkörper 43 abgedichtet,
so daß auch
durch den Verschiebespalt zwischen Buchse 44 und Ventilkörper 43 keine Bremsflüssigkeit
aus dem Raum 46 in den Raum 47 gelangen kann.
Zwischen dem Flansch 441 der Buchse 44 und der Stirnseite
des Ventileinsatzes 34 ist ein Tellerfederpaket, bestehend
aus zwei Tellerfedern 51, 52, angeordnet. Zwischen
dem Tellerfederpaket 51, 52 einerseits und dem
Flansch 441 bzw, der Stirnseite des Ventileinsatzes 34 ist
jeweils eine gehärtete
Scheibe 53 bzw, 54 zur Verschleißminderung
angeordnet. Das Tellerfederpaket 51, 52 ist vorgespannt,
beispielsweise bis zu einem Druck von 10 bar, und legt die Buchse 44 gegen
einen Anschlag auf dem Ventilkörper 43 an,
der von einer in der Buchse 44 gehaltenen Anschlagscheibe 55 und
einem auf dem Ventilkörper 43 gehaltenen
Anschlagring 56 gebildet wird. Der Ventilkörper 43 trägt eine axiale
Sackbohrung 57, an deren Grund eine vom Ventilsitz 41 umgebende
Ventilöffnung 58 eingebracht
ist, und in der Sackbohrung 57 sind ein zylindrischer Filter 59 sowie
eine Drossel 60 eingesetzt. Durch Radialbohrungen 61 im
Ventileinsatz 34 steht der von Ventilstößel 39 und Ventileinsatz 34 begrenzte
Ventilraum 62 innerhalb der Bohrung 40 im Ventileinsatz 34 mit
dem Raum 47 in Verbindung. Der Ventileinsatz 34 ist
im Bereich der Mündungen
der Radialbohrungen 61 mit einem zylindrischen Filter 63 umgeben.
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Die dem Einlaßventil 16 zugeordnete
Dämpfungseinrichtung 22 aus
Verschiebeelement 23 und auf dieses wirkender Rückstellkraft
wird durch die Buchse 44, Dichtmanschette 45 und
das Tellerfederpaket aus den Tellerfedern 51, 52 gebildet.
Diese Dämpfungseinrichtung 22 kann
bei entsprechender Abstimmung der Tellerfedern 51, 52 die
in 3 dargestellte Kennlinie
aufweisen. Eine andere Kennlinie ist jedoch möglich.
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Die Wirkungsweise dieser Dämpfungseinrichtung 22 ist
identisch der Wirkungsweise der mit Dämpfungskolben 25 ausgeführten Dämpfungseinrichtung 22 in 2, jedoch weist diese Dämpfungseinrichtung 22 einen
erheblichen fertigungstechnischen Vorteil mit extrem geringen Fertigungskosten auf.
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In 5 bis 7 sind Varianten der Dämpfungseinrichtung 22 in
dem Einlaßventil 16 gemäß 4 dargestellt. Von dem Einlaßventil 16 ist
jeweils lediglich der Ventileinsatz 34 im Längsschnitt
dargestellt. Abweichend von dem Ausführungsbeispiel in 4 ist der hier nicht dargestellte
Ventilkörper
vollständig
in dem Ventileinsatz 34 aufgenommen, der hierzu endseitig
in einen hülsenartigen
Stutzen 341 ausläuft.
Die Dichtmanschette 45 ist unmittelbar und dichtend auf
den Stutzen 341 des Ventileinsatzes 34 aufgeschoben
und drückt
wiederum mit ihrem Außenrand
flüssigkeitsdicht
gegen die Innenwand der Ausnehmung 33 (4). Zwischen der Stirnfläche 451 der
Dichtmanschette 45 und einem an dem Ventileinsatz 34 ausgebildeten
Radialflansch 342 stützt sich
eine Tellerfeder 65 ab. Die Dichtmanschette 45 ist
wiederum aus elastisch verformbarem Material, z.B. Gummi, gefertigt.
Diese aus Dichtmanschette 45 und Tellerfeder 65 bestehende
Dämpfungseinrichtung 22 wirkt
in gleicher Weise wie vorstehend beschrieben. Bei geringen Differenzdrücken wirkt
die Dichtmanschette 45 zusätzlich als Federelement mit geringer
Steifigkeit und legt sich an die Tellerfeder 65 an. Bei
höheren
Druckdifferenzen wird dann nur noch die steife Tellerfeder 65 zusammengedrückt.
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Selbstverständlich könnte bei dem Ausführungsbeispiel
in 5 die Dichtmanschette 45 wie
in 4 auf der Buchse 44 angeordnet
sein, wobei die Buchse 44 axial verschieblich auf dem Stutzen 341 des
Ventileinsatzes 34 sitzt und sich über die Tellerfeder 65 an
dem Radialflansch 342 des Ventileinsatzes 34 abstützt.
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Bei der Dämpfungseinrichtung 22 gemäß 6 ist anstelle der Tellerfeder 65 eine
Ringscheibe 66 zwischen der Stirnfläche 451 der Dichtmanschette 45 und
dem Radialflansch 342 des Ventileinsatzes 34 vorgesehen.
In die Ringscheibe 66 ist eine Ringnut 67 eingebracht,
die von der Stirnfläche 451 der
Dichtmanschette 45 abgedeckt wird. Die Ringnut 67 steht über Axialbohrungen 68 mit
dem Raum 47 in der Ausnehmung 33 im Gehäuseblock 32 (4) in Verbindung. Bei dieser
Dämpfungsvorrichtung 22 wirkt die Dichtmanschette 45 zugleich
als verschiebbare Abdichtung und rückstellendes Federelement,
indem sie sich bei einer anliegenden Druckdifferenz zwischen Raum 48 und
Raum 47 in die Ringnut 67 in der Ringscheibe 66 eindrückt. Aus
der Ringnut 67 kann Bremsflüssigkeit durch die Axialbohrungen 68 entweichen.
Dadurch wird wiederum in der Dämpfungseinrichtung 22 durch
Verschieben bzw. Verformen der Dichtmanschette 45 Bremsflüssigkeitsvolumen aufgenommen
und damit die Beschleunigungen der sich bewegenden trägen Flüssigkeitssäulen reduziert.
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Bei der in 7 dargestellten Dämpfungseinrichtungen 22 sind
die konstruktiven Maßnahmen der
Dämpfungseinrichtungen 22 in 5 und 6 kombiniert. Zwischen der Stirnfläche 451 der
Dichtmanschette 45 und dem Radialflansch 342 des
Ventileinsatzes 34 sind die Ringscheibe 66 mit
Ringnut 67 und Axialbohrungen 68 sowie die Tellerfeder 65 hintereinander
angeordnet, wobei wiederum die Stirnfläche 451 der Dichtmanschette 45 die
Ringnut 67 vollständig überdeckt.