Die Erfindung betrifft ein Feder-Dämpfer-System, bestehend aus mindestens einem Differentialzylinder, einem hydraulischen Speicher und einer Steuer ventileinrichtung. Systeme dieser Art sind Stand der Technik, vgl. EP 2 952 41 9 A2. Derartige Systeme mit doppelt wirkenden Federungszylindern kommen bevorzugt bei Kabinenfederungen von Fahrzeugen zum Einsatz, die für einen Betrieb auf rauem unbefestigtem Untergrund geeignet sind, wie es bei landwirtschaftli chen oder forstwirtschaftlichen Fahrzeugen, Baumaschinen oder anderen Sonderfahrzeugen der Fall ist. Um das Kabinenpersonal gegen im Betrieb auftretende Stoßbelastungen zu schützen, sind Kabinen solcher Fahrzeuge üblicherweise über doppelt wirkende Federungszylinder gegenüber dem Fahrgestell abgestützt. Bei dem erwähnten bekannten System ist der jewei lige Federungszylinder in Form eines Differentialzylinders mit dem Hydrau- likspeicher über ein proportionales 4/2-Wegeventil verbunden, das entspre chend seiner Ansteuerung eine veränderliche Drosselstelle bildet. Durch die Anbindung des Dämpfungsventils an die bei den betreffenden Fahrzeu gen vorhandene Fahrzeugsteuerung, die signalerzeugende Komponenten, wie Beschleunigungssensor und Winkelsensor, enthält, lässt sich dadurch die Dämpfungskraft in Anpassung an die jeweiligen Betriebsbedingungen einstellen, um eine verringerte Schwingungsbelastung der Kabine zu errei chen.

Ausgehend von diesem Stand der Technik stellt sich die Erfindung die Auf gabe, ein Feder-Dämpfer-System zur Verfügung zu stellen, das bei Beibehal ten der im Stand der Technik erreichten Vorteile sich durch ein demgegen über weiter verbessertes Betriebsverhalten auszeichnet.

Erfindungsgemäß ist diese Aufgabe durch ein Feder-Dämpfer-System gelöst, das die Merkmale des Patentanspruchs 1 in seiner Gesamtheit aufweist.

Gemäß dem kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 besteht eine we sentliche Besonderheit der Erfindung darin, dass mittels mindestens einer Motor-Pumpen-Einheit in einem geschlossenen Kreis unter Einsatz der Steu erventileinrichtung die Ringseite oder sowohl die Ring- als auch die Kol benseite des Differentialzylinders mit Druckfluid versorgbar sind.

Während das bekannte System als passives System insoweit adaptiv ist, als die Stärke der Dämpfung einstellbar ist, durch den Differentialzylinder je doch keine aktiven Kräfte erzeugbar sind, ist das erfindungsgemäße System, durch die Möglichkeit einer von der Steuerventileinrichtung veranlassten Energiezufuhr mittels der Motor-Pumpen-Einheit als aktives Federungssys tem realisierbar. Durch die gesteuerte Energiezufuhr zur Ring- und/oder Kolbenseite des Differentialzylinders lassen sich die Kräfte sowohl in Einfe der- als auch in Ausfederrichtung, anders als bei dem bekannten System, beeinflussen. In Anpassung an die Gegebenheiten des Fährbetriebs ist dadurch nach Maßgabe der von der Fahrzeugsensorik gelieferten Daten ein optimales Schwingungsverhalten der Kabine erreichbar.

Bei bevorzugten Ausführungsbeispielen weist die Steuerventileinrichtung zwei Steuerventile auf, von denen ein Steuerventil an seinem Eingang mit der Ringseite und an seinem Ausgang sowohl mit der Kolbenseite als auch mit dem Eingang des zweiten Steuerventils fluidführend verbunden ist, das mit seinem Ausgang an die Kolbenseite und an den Eingang der Pumpe der Motor-Pumpen-Einheit angeschlossen ist. Die Steuerventileinrichtung bildet bei dieser Anordnung einen Druckregler, über den der Differentialzylinder, dessen Kolbenseite in Verbindung mit dem Speicher die vom Fahrzeug auf gebrachte statische Last trägt, auf der Ringseite mit zusätzlichem Druck ver sorgbar ist, um die zur aktiven Federung benötigten zusätzlichen dynami schen Kräfte zu erzeugen.

Mit Vorteil sind beide Steuerventile Proportionaldrosselventile, bevorzugt elektro-magnetisch ansteuerbare 2/2-Wege-Proportionaldrosselventile. Die se lassen sich mit hoher Schaltdynamik unmittelbar von der Fahrzeugelek tronik ansteuern.

Mit Vorteil kann die Anordnung ferner so getroffen sein, dass in die Verbin dungsleitung zwischen dem Ausgang des zweiten Steuerventils und dem Eingang der Pumpe der hydraulische Speicher angeschlossen ist.

Mit Vorteil kann die Anordnung ferner so getroffen sein, dass in die Verbin dungsleitung zwischen dem Ausgang der Pumpe und einer Abzweigstelle, die fluidführend mit der Ringseite und dem Eingang des ersten Steuerventils verbunden ist, ein Rückschlagventil geschaltet ist, das in Richtung der Ring seite öffnet. Dadurch ist der Differentialzylinder gegen einen Druckabfall bei Stillstand der Pumpe abgesichert.

Mit Vorteil kann zwischen den Teil der Verbindungsleitung, der vom Aus gang der Pumpe zum Rückschlagventil führt, und der Verbindungsleitung, die zum Druckspeicher führt, ein Druckbegrenzungsventil geschaltet sein, das in Richtung der Abzweigstelle öffnet. Dadurch ist der von der Motor- Pumpen-Einheit lieferbare Maximaldruck vorgebbar. Bei dem erfindungsgemäßen aktiven Federungssystem werden in dem je weiligen Differentialzylinder nicht nur dynamische Kräfte erzeugt, sondern der statische Druck im Differentialzylinder trägt auch die an ihm wirkende statische Kabinenlast. Somit ist auch die im geschlossenen Kreis angeordne te Pumpe mit Druck beaufschlagt. Bei einem üblichen Kabinengewicht im Bereich von beispielsweise 300 kg und einem Durchmesser der Kolben stange von etwa 1 8 mm, wie es bei vorhandenen Kabinenfederungszylin dern häufig der Fall ist, ergibt sich ein statischer Druck im System von über 100 bar. Übliche Zahnradpumpen, die sich durch hohe Betriebssicherheit und kostengünstig herstellbare Bauweise auszeichnen, sind daher für den diesbezüglichen Einsatz, da sie saugseitig nur für wesentlich niedrigere Drücke zugelassen sind, nicht geeignet. In einer vorteilhaften Ausführungs form ermöglicht es die Erfindung, trotz dieser Problematik, die Vorteile des Einsatzes einer Zahnradpumpe zu nutzen, indem bei der Motor-Pumpen- Einheit eine Zahnradpumpe eingesetzt ist, die mit ihrem Leckölanschluss an einen Rücklauf angeschlossen ist. Die Verbindung über eine Leckölleitung zum Tank führt zur Druckentlastung der Wellendichtung der Zahnradpum pe, so dass diese an beiden Anschlüssen druckfest ist und beim erfindungs gemäßen System betriebssicher einsetzbar ist.

Mit Vorteil ist hierbei mit dem Eingang der Zahnradpumpe der Ausgang einer Speisepumpe verbunden. Ein durch permanentes Abfließen von Lecköl aus dem geschlossenen Kreis zum Tank eintretendes Absinken der Kabine ist dadurch kompensierbar. Um die gewünschte Niveaulage einhal- ten zu können und/oder für eine gewünschte Niveaueinstellung kann der von der Speisepumpe eingespeiste Druck über ein proportionales Druckbe grenzungsventil einstellt werden, das zwischen dem Ausgang der Speise pumpe und dem Tank eingesetzt ist. Ein zusätzlicher Vorteil bei dieser An ordnung besteht darin, dass durch die Leckage und das zu deren Ausgleich permanent eingespeiste neue Öl eine kontinuierliche Spülung des geschlos senen Kreises des Systems erfolgt. Alternativ kann die Motor-Pumpen-Einheit eine Radialkolbenpumpe auf weisen oder für diese ein Orbitalmotor eingesetzt sein, also Pumpen, deren Bauweise hohe Drücke an der Saugseite zulässt. Nachstehend ist die Erfindung anhand von in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen im Einzelnen erläutert.

Es zeigen:

Fig. 1 in Symboldarstellung die Fluidschaltung eines Ausführungs- beispiels des erfindungsgemäßen Feder-Dämpfer-Systems;

Fig. 2 bis 5 die Fluidschaltung von Fig. 1 , wobei mit Finien unterschiedli cher Strichstärke vier verschiedene Hauptzustände des Sys tems des Ausführungsbeispiels kenntlich gemacht sind; und

Fig. 6 in Symboldarstellung die Fluidschaltung eines zweiten Aus führungsbeispiels des erfindungsgemäßen Systems.

In den Figuren ist ein als Federbein, insbesondere einer Kabinenfederung, vorgesehener Differentialzylinder mit 4 bezeichnet, dessen Kolbenstange mit 5 bezeichnet ist und der auf seiner Ringseite 6 und seiner Kolbenseite 8 Arbeitsräume unterschiedlich wirksamer Kolbenfläche aufweist. Ringseite 6 und Kolbenseite 8 sind mit einer Steuerventileinrichtung in Verbindung, die zwei Steuerventile aufweist, die jeweils durch ein Proportionaldrosselventil gebildet sind. Bei den vorliegenden Ausführungsbeispielen handelt es sich um elektromagnetisch ansteuerbare 2/2-Wege-Proportionaldrosselventile, die mit 1 bzw. 2 bezeichnet sind. Von diesen ist das Proportionaldrossel- ventil 1 an seinem Eingang 10 mit der Ringseite 6 des Differentialzylinders 4 und an seinem Ausgang 12 sowohl mit der Kolbenseite 8 als auch mit dem Eingang 14 des zweiten Proportionaldrosselventils 2 verbunden. Letz teres ist mit seinem Ausgang 1 6 am Eingang 1 8 der Pumpe 20 der Motor- Pumpen-Einheit 22 über eine Verbindungsleitung 24 angeschlossen. Ein hydropneumatischer Druckspeicher 26 ist mit seiner Ölseite 28 ebenfalls an der Verbindungsleitung 24 angeschlossen. Mit ihrem druckseitigen Ausgang 30 ist die Pumpe 1 8 mit der Ringseite 6 des Differentialzylinders 4 über eine zweite Verbindungsleitung 32 verbunden, in der sich ein Rückschlag ventil 34 befindet, das in Richtung zur Ringseite 6 öffnet. Vervollständigt ist die Fluidschaltung des in Fig. 1 bis 5 dargestellten ersten Ausführungsbei spiels durch ein Druckbegrenzungsventil 36, das zwischen einer Abzweig stelle 38, die sich an der zweiten Verbindungsleitung 32 zwischen dem Rückschlagventil 34 und dem Pumpenausgang 30 befindet, und einer Ab zweigstelle 40 an der ersten Verbindungsleitung 24 eingefügt ist.

Bei dieser Anordnung trägt die Kolbenseite 8 des Differentialzylinders 4 in Verbindung mit dem Hydrospeicher 26 die statische Last, die bei einer üb lichen 3-Punkt-Abstützung einer Kabine von 300 kg zu einem statischen Druck von über 100 bar führen kann. In Anbetracht des hohen Druckni veaus ist beim vorliegenden Beispiel als Pumpe 20 der Motor-Pumpen- Einheit 22 eine Axialkolbenpumpe vorgesehen, die hohe Drücke am saug seitigen Eingang 1 8 zulässt. Alternativ könnte auch ein Orbitalmotor einge setzt sein.

Solange die Proportionaldrosselventile 1 und 2 nicht angesteuert und in ihrer nicht drosselnden Ausgangsstellung geöffnet sind, muss seitens der Motor-Pumpen-Einheit 22 kein Druck aufgebaut werden. Abgesehen von den Leitungswiderständen pumpt die Pumpe 20 das Öl ohne Druckunter schied in dem den Differentialzylinder 4 enthaltenden geschlossenen Kreis, wobei der Ringraum 6 mit dem druckseitigen Ausgang 30 der Pumpe 20 verbunden ist. Die Kolbenseite 8 ist mit dem Ausgang 12 des ersten Proportionaldrossel ventils 1 und dem Eingang 14 des zweiten Proportionaldrosselventils 2 in Verbindung. Solange die beiden Ventile 1 und 2 in Ausgangsstellung sind, herrscht in Ringseite 6 und Kolbenseite 8 der gleiche statische Druck und da diese ungedrosselt miteinander in Verbindung sind, ist die Federung un gedämpft. In den Fig. 2 bis 5 sind vier Hauptzustände des Systems, die sich bei Ansteuern der Ventile 1 und 2 ergeben, dadurch kenntlich gemacht, dass Feitungsabschnitte, die den höheren Druck führen, mit dickerer Finie gezeichnet sind.

Bei dem in Fig. 2 verdeutlichten Zustand„Aktives Einfedern" ist das erste Proportionaldrosselventil 1 aus der geöffneten Ausgangsstellung in eine Drosselstellung angesteuert. Durch den von der Pumpe 20 erzeugten Vo lumenstrom wird durch die Drosselwirkung des angesteuerten Ventils 1 ein im Ringraum 6 des Differentialzylinders 4 wirkender Druck angestaut, der eine aktive Einfederbewegung der Kolbenstange 5 bewirkt.

Die Fig. 3 bezieht sich auf den Zustand„Aktives Ausfedern". Bei diesem Zustand ist das zweite Proportionaldrosselventil 2 angesteuert. Durch des sen Drosselwirkung wird sowohl im Ringraum 6 als auch im Kolbenraum 8 ein Druck angestaut. Wegen der größeren Kolbenfläche des Kolbenraums 8 bewirkt der erhöhte Druck im Zylinder 4 eine aktive Ausfederbewegung der Kolbenstange 5.

Die Fig. 4 bezieht sich auf den Zustand„Dämpfen während Ausfedern".

Die Kolbenstange 5 des Zylinders 4 befindet sich in diesem Zustand in ei ner Ausfederbewegung. Über das nicht angesteuerte, offene Proportional drosselventil 1 wird somit Öl aus dem Ringraum 6 in den Kolbenraum 8 verschoben. Wird jetzt das Proportionaldrosselventil 1 angesteuert, wird dieser Volumenstrom angestaut und erzeugt einen Druckunterschied zwi- sehen Ringseite 6 und Kolbenseite 8 des Zylinders 4. Dieser Druckunter schied wirkt bei der Ausfederbewegung dämpfend.

Die Fig. 5 bezieht sich auf den Zustand„Dämpfen während Einfedern". Die Kolbenstange 5 des Zylinders 4 befindet sich hierbei in einer Einfederbe wegung. Das Öl fließt zum einen Teil über das nicht angesteuerte, offene Proportionaldrosselventil 1 von der Kolbenseite 8 zur Ringseite 6. Der an dere Teil fließt über das zweite Proportionaldrosselventil 2 in den Speicher 26. Wird nun das zweite Proportionaldrosselventil 2 angesteuert, wird durch den zum Speicher 26 fließenden Volumenstrom ein Druckunter schied angestaut und wirkt der Einfederbewegung dämpfend entgegen.

Die Fig. 6 zeigt ein zweites Ausführungsbeispiel, bei dem der geschlossene Kreis mit Differentialzylinder 4, den Steuerventilen 1 und 2, dem Speicher 26 und der Pumpe der Motor-Pumpen-Einheit 22 dem ersten Ausführungs beispiel entspricht. Der Unterschied besteht demgegenüber darin, dass an stelle der Axialkolbenpumpe 20 eine Zahnradpumpe 42 mit Leckölan schluss 44 eingesetzt ist und der Leckölanschluss 44 über einen Rücklauf 46 mit einem Tank 52 verbunden und somit drucklos ist. Durch die dadurch gebildete Druckentlastung der Wellendichtung der Zahnradpumpe 42 ist diese an ihren beiden Anschlüssen druckfest und dadurch trotz des hohen, im geschlossenen Kreis herrschenden Druckniveaus sicher betreib bar. Jedoch führt der Leckölstrom, der bis zu 1 % des Nennvolumenstroms betragen kann, durch das permanente Abfließen aus dem geschlossenen Kreis zum Tank 52 hin zu einem kontinuierlichen Absinken der Kolben stange 5. Um die gewünschte Niveaulage trotzdem einhalten zu können, ist eine Speisepumpe 50 in Form einer kleinen Zahnradpumpe vorgesehen, die aus dem Tank 52 ansaugt und an ihrem druckseitigen Ausgang 48, der über ein Rückschlagventil 54 mit der Verbindungsleitung 24 in Verbindung ist, einen Speisedruck erzeugt. Mittels eines proportionalen Druckbegren zungsventils 56, das zwischen den Ausgang 48 der Speisepumpe 50 und dem Tank 52 geschaltet ist, lassen sich Speisedruck und damit Niveaulage einstellen. Ein zusätzlicher Vorteil der Ausführungsform von Fig. 6 besteht darin, dass durch die Leckage und das zu deren Ausgleich permanent neu eingespeiste Öl eine kontinuierliche Spülung des geschlossenen Kreises des Systems erfolgt.