Messung und Bewertung dynamischer Kennlinien von Stoßdämpferventilen

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1 VO I- Berit hte Nr. 2261, Messung und Bewertung dynamischer Kennlinien von Stoßdämpferventilen Dämpfungsmodule in der Pkw-Fahrwerktechnik Dr.-Ing. Alexander Kruse, Alexander Groß, Wilhelm Broocks, ZF Friedrichshafen AG ; Prof. Dr. Ing. Peter F. Pelz, Institut für Fluidsystemtechnik, Technische Universität Darmstadt Kurzfassung Fahrdynamik und NVH-Verhalten von Pkw-Stoßdämpfern werden von den dynamischen Dämpfereigenschaften bestimmt. Hier spielen u. a. das Öffnungs- und Schließverhalten, sowie die Wechselwirkung der Ventile eine entscheidende Rolle. Im realen Betrieb des Dämpfers bei einer Straßenfahrt sind die Arbeitsvorgänge mit transienlen, instationären Innenströmungen dominant. Aktuell werden Stoßdämpfer nur mit Hilfe stationärer Ventil- und Dämpferkennlinien ausgelegt. Entsprechend eignen sich die zum jetzigen Zeitpunkt vorhandenen Prüfstände und Prüfmethoden nur zur Erfassung der stationären Ventileigenschaften. Für den Fahrkomfort sind jedoch die dynamischen Eigenschaften des Dämpfers entscheidend. Im Vortrag werden die Nachteile der aktuellen Auslegungskriterien erklärt. Eine Methode zur Beurteilung des dynamischen Verhaltens des Dämpferventils wird dargestellt und mit Hilfe von Beispielen des Aufnehmens von dynamischen Dämpferventilkennlinien erläutert. 1. Einführung Die Aufgabe des Stoßdämpfers ist die Reduzierung der Schwingungsenergie, die vom Fahrwerk in die Fahrzeugkarosserie eingeleitet wird. Die Dämpfereigenschaften werden üblicherweise mit einer Dämpfkraftkennlinie festgelegt. Diese Kennlinie wird in Form von F/s Diagrammen (DämpfkraftlDämpferweg) oder von F/v-Diagrammen (Dämpfkraftl Dämpfergeschwindigkeit) dargestellt. Diese Diagramme sind quasistationäre Kennlinien, bei denen der Volu menstrom (bzw. die Dämpfergeschwindigkeit) in einem bestimmten Arbeitspunkt als zeitlich konstant betrachtet wird. Bild 1 zeigt beispielhaft und qualitativ ein F/v-Diagramm für

2 186 VO I-Ber ic hte Nr_ 2261, 2015 eine typische Dämpfkraftkennlinie. Diese besteht aus zwei Hauptabschnitten (1: Voröffnung und 3: Ventilbereich), die über einen degressiven (2: unterlinearen) Kurventeil miteinander verbunden sind Z rn Zugstufe.,..,.- C\ :::~-~ o ~---~, - - -= e-,f ~ /0 ~ ~ : Voröffnung --- 2: Übergang - - 3: Ventilbereich 'E- e--"' E,rn o 0--- I---Dru-c-ks-tu-fe-----=-G:r ~ Anregungsgeschwindigkeit [rn/51 1 Bild 1: Dämpferkennlinie Im ersten Bereich bleiben die Dämpferventile geschlossen und bei der Rad- bzw. Dämpferbewegung kann Öl nur durch definierte Bypässe fließen. Diese Bypässe sind sogenannte Voröffnungsquerschnitte, die auch als KD-Querschnitte bezeichnet werden. Durch den hydraulischen Widerstand der Voröffnung entsteht die Druckdifferenz zwischen den Dämpferarbeitsräumen und dementsprechend die Dämpfkraft. Bei konventioneller Auslegung der Dämpferventile beträgt die Dämpfergeschwindigkeit im Voröffnungsbereich 0,01 bis ca. 0,1 m/s. Bei steigender Dämpfergeschwindigkeit erreicht die Druckdifferenz den Ventilöffnungspunkt. Das Ventil öffnet und die Dämpferkennlinie geht in den Ventilbereich über. Hier ist die Dämpfkraft bzw. die Druckdifferenz zwischen den Dämpferarbeitsräumen hauptsächlich vom hydraulischen Widerstand des Ventils abhängig. Die hydraulischen Voröffnungs- bzw. Ventilkennlinien sind die Basis für die Stoßdämpferauslegung.

3 '1D1 - Be ri chte Nr. 2261, Nachteil der aktuellen Auslegungskriterien Fahrdynamik und NVH-Verhalten der Stoßdämpfer werden von den dynamischen Dämpfereigenschaften bestimmt. Hier spielen u. a. das Öffnungs- und Schließverhalten, sowie die Wechselwirkung der Ventile eine entscheidende Rolle. Im realen Betrieb des Dämpfers bei einer Straßenfahrt sind die Arbeitsvorgänge mit transienten, instationären Innenströmungen dominant. Aktuell werden Stoßdämpfer nur mit Hilfe stationärer Ventil- und Dämpferkennlinien ausgelegt. Entsprechend eignen sich die zum jetzigen Zeitpunkt vorhandenen Prüfstände und Prüfmethoden nur zur Erfassung der stationären Ventileigenschaften. Bild 2 zeigt einen konventionellen Prüfstand für die Messung von Durchflusskennlinien der Dämpferventile. Bild 2: Konventioneller Strömungsprüfstand für stationäre Messungen Nachteil der aktuellen Auslegungskriterien: Die hydraulische Funktionstüchtigkeit kann nicht gewährleistet werden, wenn ausschließlich stationäre Kennlinien zur Beurteilung herangezogen werden. (Z. B. kann ein Dämpfer Störungen im dynamischen Kraftaufbau zeigen, obwohl die Ventilauslegung für den stationären Fall in Ordnung ist). Stationäre Ventilkennlinien bilden die Effekte beim NVH-Verhalten nur unzureichend ab. Für den Fahrkomfort sind die Eigenschaften des Dämpfers bei der Radeigenfrequenz wichtig. Diese können nicht mit stationären Kennlinien beschrieben werden. (Z. B. bewirken verschiedene Umsetzungen gleicher Durchflussquerschnitte Unterschiede in den dynamischen Kraftkennlinien).

4 188 VOI-Berichte Nr. 2261, 2015 Deshalb ist es wichtig, auch das dynamische Verhalten des Dämpfers beurteilen zu können. Das Aufnehmen von dynamischen Dämpferventilkennlinien ist dafür eine Grundlage. Zu diesem Zweck wurde eine spezielle Messmethode entwickelt. 3. Neue Methode zur Ventilmessung Im Mittelpunkt der Methode steht eine neuentwickelte Prüfvorrichtung zum periodischen, hochfrequenten Anströmen von Dämpferventilen im Zusammenbau. Die Vorrichtung besteht aus einem Zylinder, in welchem ein beweglicher Kolben eingebaut ist. Bild 3 zeigt den Versuchsaufbau. Dieser Kolben ist so konstruiert, dass darin ein Dämpferventil (Prüfling) eingesetzt werden kann, wobei die Orientierung der realen Einbausituation im Dämpfer entspricht. Damit werden zwei Messkammem gebildet, in denen die Sensoren zur Erfassung der Innendrücke installiert sind. Durch die Bewegung des Kolbens wird zwischen den Messkammem ein Volumen strom erzeugt, der durch ein Ventilbauteil bzw. eine komplette Baugruppe strömt. Bei der Auslegung wurde darauf geachtet, dass das Ölvolumen der Vorrichtung annähernd dem Ölvolumen eines realen Dämpfers entspricht (gleiche Verhältnisse). Eines der wichtigsten Auslegungskriterien war die hydraulische Steifigkeit der Vorrichtung. Die Apparatur wurde so ausgelegt, dass die Eigenfrequenz des Hydrauliksystems sehr viel größer als die maximal erforderliche Prüffrequenz ist. Demnach weist das Hydrauliksystem der Vorrichtung eine Eigenfrequenz von 700 Hz auf, so dass die Messungen mindestens bis 200 Hz durchgeführt werden können. Um Kavitation auszuschließen, ist der Prüfstand bis zu 40 bar statisch vorgespannt. Die Vorrichtung wird in einen servohydraulischen Prüfstand eingebaut, welcher für hochfre quente Messungen von Stoßdämpfern eingesetzt wird. Dadurch kann die Vorrichtung bzw. der Prüfling mit einer periodischen Anregung bis zu 50 Hz belastet werden. Reale Straßen anregungen können ebenfalls als Anregungsprofil verwendet werden [1]. Die in bei den Messkammern entstehenden Öldrucke, der Verschiebungsweg des Kolbens und die zur Kol benbewegung benötigte Kraft werden mit einem Messsystem aufgezeichnet. Oie weitere Datenauswertung erfolgt mit einem speziell entwickelten Softwaretool. Für jeden Anregungs block wird die Druckdifferenz ßp am Ventil und der Volumenstrom Q durch das Ventil be rechnet. Die experimentell gewonnenen ßp/Q~Kennlinien werden als Funktion von Anre gungsfrequenz und Amplitude dargestellt.

5 VOI - Beri chte Nr. 2261, Bild 3: Neuer Versuchsaufbau für dynamische Messungen Zur Katibrierung der Methode wurden die Messungen mit einer einfachen Drosselgeometrie (Blende) durchgeführt. Die Blende wurde mit einer niederfrequenten (:S: 1 Hz) Anregung belastet. Die Messergebnisse wurden mit Messungen derselben Blende auf einem quasistationären Strömungsprüfstand verglichen. Dieser Vergleich zeigte eine gute Übere instimmung der Messergebnisse beider Methoden (Bild 4).

6 190 VO I-Ber icht e Nr : Stationär - 2: Dynamisch -~ - :~- -_._-, Bild 4: Vergleich Messungen der Blende Volumenstrom [cm 3 /s] Im nächsten Schritt wurde die hochfrequente Messung der Blende durchgeführt. Dabei wurden die Anregungsfrequenz von 0,1 bis 25 Hz und der Volumenstrom von 10 bis 1500 cm 3 /s variiert.. 1 Hz 12 Hz... 22Hz._~ ~_._----~ Volumenstrom [cm 3 /s] Bild 5: Hochfrequente Messung der Blende

7 VOI -Ber ic ht e Nr , Die Datenauswertung zeigte eine deutliche Frequenzabhängigkeit der ßp/Q-Kennlinie der Blende (Bild 5). Bei gleichem Volumen strom sinkt die zugehörige Druckdifferenz mit steigender Anregungsfrequenz - die Blende wird hydraulisch "weicher" (Bild 6). O.07mfl 0.25m"... O.15mfl _O.5Zmfs Frequenz [Hz].. - : : : : --~----._- Bild 6: Druckdifferenz der Blende über Anregungsfrequenz Zu den Verlusten bei period ischen Innenströmungen sind nur wenige Forschungsarbeiten bekannt. Das steht in signifikantem Widerspruch zur technischen Wichtigkeit dieser Erscheinung. Die Untersuchung dieser Strömungen ist weiterhin Gegenstand der Forschung. Die Strömungen können dabei z. B. mit der Hochgeschwindigkeitsfotografie oder Strömungssimulation (CFD) "sichtbar" gemacht werden. Die Reduzierung der Druckdifferenz bei steigender Anregungsfrequenz wird zurzeit dadurch erklärt, dass sich bei einer hochfrequenten periodischen Anströmung im Blendenbereich dynamische Wirbel bilden. Die Massenkräfte des Ölvolumens in den Wirbeln unterstützen die Strömung durch die Blende, so dass kleinere Druckdifferenzen für die entsprechenden Volumenströme notwendig sind. Dieses Phänomen wurde in [2] ausführlich behandelt.

8 191 VO I-Ber jchte Nr Ergebnisse der Ventil messung Weitere Untersuchungen wurden an ausgewählten Ventilbaugruppen durchgeführt. Insge samt wurden 6 Ventilvarianten untersucht. Die Ventile stellten die üblichen Stoßdämpferventile mit festeingespannten Abdeckscheiben dar. Im Einzelnen bestand der Unterschied zwischen den Varianten im Designtyp (KO Nuten oder KD Scheiben), in der geometrischen Ausführung (Höhe/Breite-Verhältnis) und in der Querschnittsfläche der Voröffnung. Die Druckverläufe wurden für unterschiedliche harmonische Anregungsfrequenzen und Amplituden experimentell ermittelt. Darüber hinaus wurden auch Sprunganregungen untersucht. Die Ergebnisse zeigten, dass die Druckdifferenzen bei instationärer Durchströmung sowohl von der Amplitude der Anregung (Volumenstrom) als auch von der Frequenz abhängig sind (Bild 7). Zusätzlich wurden deutliche Unterschiede zu den quasistationär ermittelten.o.p/q-kennlinien festgestellt. Volumenstrom (cm 3 /s] _ Frequenl O.l Hz - _ F'IOIIOJenlO.5 Hz Frequenz' Hz F' IOIIuenl3Hl _ F' IOIIuenz! Hl _ F'/lQu,nz7 Hl Frequenz,0 Hz Frequent '2 Hz - F'/lQuet\l 15 Hz - F""Iuefll.IIHt -F,eque/lZ. 20 Hz _.~!~~"'~H z Bild 7: Dynamische Ventilkennlinien Die weitere Analyse zeigte, dass bei nominal gleichen Durchströmungsquerschnitten die dynamischen Eigenschaften des Ventils stark von der geometrischen Ausführung und vom Designtyp abhängig sind. Bild 8 zeigt als Beispiel den Vergleich von zwei Ventilen, welche

9 VOI-Berichte Nr. 2261, gleiche Querschnittsfläche und Geometrie besitzen, und nur im Designtyp unterschiedlich sind. Die unterschiedlichen Kennlinien beider Ventile, insbesondere im Bereich höherer Frequenzen und kleinerer Volumenströme, sind deutlich zu erkennen. oa'''' ~ Var1 - Var2 J Volumenstrom (cm 3 /s) Bild 8: Vergleich zweier unterschiedlicher Ventilvarianten Diese Unterschiede äußern sich in unterschiedlichen dynamischen Kraftkennlinien des Gesamtdämpfers. Das heißt, dass Dämpfer mit gleichen Querschnittsflächen, aber unterschiedlichen Höhe/Breite-Verhältnissen der Voröffnung ein unterschiedliches Fahrverhalten des Fahrzeugs bewirken werden. Diese Ergebnisse korrelieren mit der subjektiven Bewertung der Fah rdynamik des Fahrzeuges, welches mit entsprechenden Dämpfern ausgestattet wu r de_ 5. Zusammenfassung Die theoretische Auslegung von Stoßdämpfern erfolgt bislang auf der Basis von quasistationär ermittelten Dämpfkraftkennlinien. Die neu entwickelte Methode erlaubt die Erfassung und Bewertung von dynamischen Kennlinien der Stoßdämpferventile. Auf Basis dieser Daten kann auch das dynamische Verhalten der Bauteile in die Auslegung einfließen. In der virtuellen Fahrzeugentwicklung mit Hilfe digitaler Prototypen werden die Messergebnisse benötigt,

10 194 VDI-Berichte Nr um Simulationsmodelle der Strömungssimulation (CFD) und der Ventil- und Dämpfersimulalian (eindimensionale Modelle) mit der Realität abzugleichen. Der Druckaufbau in den Arbeilsräumen des Dämpfers, sowie mögliche Funktionsstörungen lassen sich eindeutig ermitteln. Das Ziel dieser Entwicklung ist-:die zukünftige Auslegung der Dämpfer nach dynamischen Eigenschaften, um schon im Vorfeld Aussagen zu Fahrdynamik, Fahrkomfort und Geräuschen (NVH) treffen zu können. 6. Literaturangaben (1] Kruse, A., Eickhoff, M : NVH-Engineering cf Shock Absorber Modules, SAE Paper, 10AC [2] Pelz. P. F., Dimitrov, M.: Verluste bei periodischen Strömungen - Beschreibung mittels spezifischer Dissipationsleistung, Theorie und Experiment, Institut für Fluidsystemtechnik, Technische Universität Darmstadt, 2011