DE3738048A1 - Vorrichtung zur daempfung der eigenbewegungen der massen eines linearen zweimassenschwingers - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegungen der Massen eines linearen Zweimassenschwingers, wie z. B. des Radfederungssystems eines Kraftfahrzeugs, gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.

Mit dem Radfederungssystem eines Kraftfahrzeugs, das idealisiert als linearer Zweimassenschwinger anzusehen ist, bei dem die angeregte Masse von der sogenannten "ungefederten" Masse aus Rad und Aufhängung und die andere Masse von der zugehörigen, anteiligen Aufbaumasse des Fahrzeugs gebildet wird, werden verschiedene Aufgaben erfüllt, die im Grunde genommen im Widerspruch zueinander stehen. Auf der einen Seite sollen die durch Fahrbahnunebenheiten bewirkten Schwingungen des Rades vom Fahrzeugaufbau, von der Nutzlast und den Fahrzeuginsassen abgehalten werden. Auf der anderen Seite soll jedoch das Radfederungssystem das Rad so genau wie möglich an der Fahrbahn entlang führen, um die Kraftübertragung vom Rad zum Untergrund auf möglichst hohem Niveau zu halten. Schließlich ist es Aufgabe dieses Radfederungssystems, das Schwingverhalten der Federung so zu optimieren, daß auch bei kritischen Erregungen der Massen das Fahrzeug leicht steuerbar bleibt.

Das Bewegungsverhalten eines herkömmlichen Radfederungssystems mit dem Aufbau eines linearen Zweimassenschwingers läßt sich am schwingungstechnischen Modell und am zugehörigen Blockschaltbild analysieren, das in den Fig. 1 bzw. 2 dargestellt ist, auf die bereits jetzt Bezug genommen werden soll. In diesen Figuren ist mit m₁ die sogenannte "ungefederte" Masse von Rad und Radaufhängung und mit m₂ die anteilige Aufbaumasse des Fahrzeugs bezeichnet. Die Größe c₂ bezeichnet die Federkonstante, und die Größe k₂ die Dämpfungsrate eines Feder-Dämpfer-Systems 2 zwischen den Massen m₁ und m₂. Mit dem Bezugszeichen 4 ist das gewöhnlicherweise radimmanente Feder-Dämpfer-System eines Kraftfahrzeugrades 6 bezeichnet. Die Federkonstante dieses Systems ist mit c₁ und die Dämpfungsrate mit k₁ bezeichnet.

Die Wegkoordinaten eines Kontaktpunktes P _K, der Masse m₁ sowie der Masse m₂ sind in Fig. 1 mit x₀, x₁ bzw. x₂ bezeichnet. Zur Beschreibung des Bewegungsverhaltens eines derartigen linearen Zweimassenschwingers können die folgenden Bewegungsgleichungen aufgestellt werden:

m₁ ₁ = -c₁(x₁-x₀) - k₁(₁- ₀) + c₂(x₂-x₁) + k₂(₂- ₁)
m₂ ₂ = -c₂(x₂-x₁) - k₂(₂- ₁)

In der schwingungstechnischen Schreibweise dieser Bewegungsgleichungen

sind deutlicher die charakteristischen Bewegungs- und Übertragungsparameter des Schwingungssystems, nämlich das Dämpfungsmaß D und die Kreiseigenfrequenz w₀ erkennbar. Mit dem Index A bzw. R wird eine Zuordnung dieser Übertragungsparameter zum Aufbau bzw. zum Rad vorgenommen.

Damit das Rad der Oberfläche des Untergrundes, wie z. B. der Straße möglichst exakt folgen kann, strebt man gewöhnlicherweise eine hohe Radeigenfrequenz an. Hierbei geht man gewöhnlicherweise so vor, daß die Reifensteifigkeit groß und die sogenannte "ungefederte" Masse relativ klein gehalten werden. Die Radeigenfrequenzen liegen dabei etwa im Bereich zwischen 7 und 12 Hz. Weil man bestrebt ist, Rollreibungsverluste gering zu halten und die Lebensdauer des Reifens anzuheben, besitzt der Reifen zur Reduzierung der Walkarbeit eine verhältnismäßig geringe Eigendämpfung k₁, wodurch das Dämpfungsmaß D _R des dem Rad zugeordneten Feder-Dämpfer-Systems 4 entsprechend gering ist. Bei Erregung im Bereich der Eigenfrequenz dieses Feder-Dämpfer-Systems 4 ist somit die Gefahr von Resonanzüberhöhungen gegeben, die im ungünstigsten Fall zum Abheben der Räder von der Straßenoberfläche führen können. Zur Ausschaltung dieses kritischen Fahrzustandes kann bei herkömmlichen Radfederungssystemen das weitere Feder-Dämpfer-System 2 zur Dämpfung der Radbewegung x₁ benutzt werden. Dieser Zusammenhang wird aus der Fig. 2 deutlich, in der eine innere Rückkopplungsschleife der Aufbaudämpfung mit dem Bezugszeichen 8 gekennzeichnet ist. Der Term k₂ (₂- ₁) beschreibt dabei das Maß, in dem die Aufbaudämpfung auf die Radmase m₁ zurückwirkt. Einerseits ist diese Rückwirkung von Vorteil, da die Eigenbewegungen des Aufbaus beim Bremsen, Beschleunigen und während der Kurvenfahrt des Fahrzeugs im Resonanzbereich des Aufbaus, der zwischen 0,8 und 1,2 Hz liegt, ebenfalls gedämpft werden. Auf der anderen Seite verschlechtert sich jedoch durch diese Rückkopplung über den Dämpfer des Feder-Dämpfer-Systems 2 die Schwingungsabschmirmung im Isolationsbereich der Aufbaufederung erheblich. Man hat jedoch diese ungünstige Auswirkung der Aufbaudämpfung k₂ auf die Schwingungsabschirmung nicht zuletzt aufgrund der immer besser werdenden Straßenverhältnisse hingenommen und die praktische Entwicklung der Radfederungssysteme im wesentlichen darauf beschränkt, die Elemente des Federungssystems für ausgewählte Betriebsbereiche aufeinander abzustimmen, um eine dem Fahrzeugtyp angepaßte Federungscharakteristik - sportlich oder komfortabel - bereitzustellen. Derartige herkömmliche Federungssysteme sind jedoch außerhalb der ausgewählten Betriebszustände nur beschränkt leistungsfähig. Dies schlägt sich darin nieder, daß die Bauteile des Radfederungssystems verhältnismäßig hoch belastet sind, was sich negativ auf die Standzeit derjenigen Bauteile auswirkt, die dem Schwingungssystem gezielt Energie entziehen müssen.

Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, eine Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegungen der Massen eines linearen Zweimassenschwingers, wie z. B. des Radfederungssystems eines Kraftfahrzeugs, zu schaffen, das sich durch eine verbesserte Schwingungsabschirmung der beiden Feder-Dämpfer-Systeme einerseits sowie dadurch auszeichnet, daß die Bewegungen des Rades und des Aufbaus in einem erweiterten Betriebsbereich wirkungsvoller kontrollierbar sind.

Diese Aufgabe wird durch die im kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 angegebenen Merkmale gelöst.

Erfindungsgemäß wird dem Feder-Dämpfer-System zwischen den beiden Massen m₁ und m₂ ein Regler zugeordnet, der so aufgebaut ist, daß der bei herkömmlichen Systemen gegebene starre Zusammenhang zwischen Relativbewegung zwischen den Massen einerseits und Dämpfung andererseits, aufgelöst wird. Der Regler erhält die Aufgabe, den Energieumsatz des Schwingungssystems so zu steuern, daß ein Höchstmaß an Schwingungsabschirmung erzielt wird. Dies gelingt letztlich dadurch, daß die Absolutgeschwindigkeiten der beiden in verschiedene Feder-Dämpfer-Systeme eingegliederten Massen separat gewichtet werden und eine Dämpfungskraft erzeugt wird, die proportional zur Summe dieser separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten gehalten ist. Die getrennte Wichtung der Absolutgeschwindigkeiten der beiden Massen macht das Übertragungsverhalten des Dämpfungs- bzw. Radfederungssystems weitgehend unabhängig von inneren Kopplungen der beiden Feder-Dämpfer-Systeme, wodurch sich sowohl der Fahrkomfort als auch die Fahrsicherheit verbessern lassen. An die Stelle der herkömmlichen Relativgeschwindigkeitsdämpfung tritt erfindungsgemäß eine Absolutgeschwindigkeitsdämpfung, wobei zwei getrennte Dämpfungskraftkomponenten erzeugt werden, von denen die eine nur entsprechend der Aufbaubewegung und die andere entsprechend der Radbewegung erfolgt. Durch die erfindungsgemäße separate Wichtung ist es auf einfache Weise möglich, die Dämpfung der Radbewegung frequenz- und amplitudenselektiv vorzunehmen, so daß beispielsweise für das Rad nur dann eine Dämpfungskraft erzeugt wird, wenn im Resonanzbereich des Rades eine bestimmte Schwingungsamplitude überschritten ist. Dabei ergibt sich der zusätzliche Vorteil, daß die Energieaufnahme des Dämpfers des zwischen den beiden Massen liegenden Feder-Dämpfer-Systems reduziert werden kann, was zu einer Verringerung der thermischen Dämpferbelastung und letztlich zu einer Anhebung der Lebensdauer führt. Dieser wirtschaftliche Vorteil wiegt bei weitem den zusätzlichen Aufwand auf, der zur Realisierung des geregelten Radfederungssystems durch die Bereitstellung von Sensoren, des Reglers und eines Ventils erforderlich ist. Da jedoch Sensorsignale im angrenzenden Fahrzeugsystem regelmäßig weitere Verwendung finden, wie z. B. bei der Niveauregelung, und für die Signalverarbeitung ein Mikro-Controller ausreicht, ist der vorrichtungstechnische Mehraufwand begrenzt.

Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche.

Mit der Weiterbildung gemäß Patentanspruch 2 gelingt es, die Dämpfung der Radbewegung in einfacher Weise frequenz- und amplitudenselektiv auszuführen. Zu diesem Zweck ist es vorteilhaft, den Regler mit einem Bandpaßfilter gemäß Patentanspruch 3 auszustatten und diesem gemäß Patentanspruch 4 ein Schwellwertglied nachzuschalten, das nur bei Überschreiten eines gewissen Signalpegels ein Ausgangssignal erzeugt.

Mit der Weiterbildung gemäß Patentanspruch 5 kann der schaltungstechnisch erforderliche Aufwand für den Regler begrenzt werden, indem geeignete Sensoren für die Absolutbeschleunigung der von der angeregten Masse abzuschirmenden Masse m₂ und für die Aufnahme des Relativwegs zwischen den beiden Massen zum Einsatz kommen. Derartige Sensoren haben mittlerweile ein derart gutes Ansprechverhalten, daß die Signalverarbeitung im Regler ausreichend schnell erfolgt, um ein Amplituden- und Frequenzfilterung vornehmen zu können.

Mit der Weiterbildung gemäß Patentanspruch 7 ergibt sich ein sehr einfach aufgebautes Stellglied des Reglers. Von Vorteil ist dabei auch, daß der Bauraum des Dämpfungsgliedes im wesentlichen nicht vergrößert werden muß. Auf diese Weise bietet sich auch die Möglichkeit, das erfindungsgemäße geregelte Federungssystem nachträglich in physikalische Systeme, wie z. B. ein Radfederungssystem einzugliedern.

Nachstehend wird anhand schematischer Zeichnungen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung näher erläutert. Es zeigt:

Fig. 1 ein Schwingungsmodell einer konventionellen Radfederung eines Kraftfahrzeugs;

Fig. 2 ein Blockschaltbild bzw. Ersatzschaltbild der konventionellen Radfederung gemäß Fig. 1;

Fig. 3 in einer der Fig. 1 ähnlichen Darstellung ein Schwingungsmodell der Radfederung mit geregelter Dämpfung;

Fig. 4 ein Blockschaltbild der Radfederung gemäß Fig. 4; und

Fig. 5 ein Blockschaltbild des bei der Radfederung gemäß Fig. 3 und 4 verwendeten Reglers.

In Fig. 3 ist mit dem Bezugszeichen 12 ein Feder-Dämpfer-System bezeichnet, das dazu dient, die Bewegung der Masse m₂ zu dämpfen und von den Bewegungen der Masse m₁ abzuschirmen. Die Masse m₁ stellt wiederum die angeregte Masse des in Fig. 3 gezeigten Zweimassenschwingers dar, wie sie beispielsweise bei einem Kraftfahrzeug von der Masse eines Rades 16 und der zugehörigen Radaufhängung gebildet ist. Zwischen Radnabe und einem Kontaktpunkt P _K ist ein weiteres Feder-Dämpfer-System 14 vorgesehen, das dem System 4 gemäß Fig. 1 entspricht. Die Lagekoordinaten x₀, x₁ und x₂ sind wiederum dem Berührungspunkt P _K, der Radnabe bzw. der Aufbaumasse zugeordnet. Der Unterschied zwischen dem Schwingungsmodell gemäß Fig. 3 und demjenigen gemäß Fig. 1 besteht darin, daß eine äußere Rückführung der Bewegungskenngrößen des zwischen den Massen m₁ und m₂ befindlichen Feder-Dämpfer-Systems 12 unter Zuhilfenahme eines Reglers 18 vorgesehen ist, um das Übertragungsverhalten eines Dämpfungsgliedes 122 des Feder-Dämpfer-Systems 12 derart zu regeln, daß die Dämpfungskraft zwischen den Massen m₁ und m₂ proportional zur Summe der separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten der beiden Massen gehalten ist. Das Schwingsystem gemäß Fig. 3 kann durch die beiden folgenden Bewegungsgleichungen erfaßt werden:

m₁ ₁ = -c₁(x₁-x₀)-k₁(₁- ₀) + c₂(x₂-x₁) + F (₂ · (x₂-x₁))(₂- ₁)
m₂ ₂ = -c₂(x₂-x₁) - F [ ₂ · (x₂-x₁)] (₂- ₁)

wobei der Term F (₂, (x₂-x₁)) die Charakteristik des Reglers hinsichtlich der Regelung des Dämpfungsmaßes des Dämpfungsglieds 122 zum Ausdruck bringt. Die Bewegungsgleichungen des linearen Zweimassenschwingers gemäß Fig. 3 können in einem Ersatzschaltbild gemäß Fig. 4 dargestellt werden, das ein Analog-Modell des Zweimassenschwingers gemäß Fig. 3 darstellt. Man erkennt aus dieser Darstellung, daß dem Regler 18 als Regelgröße die Absolutbeschleunigung ₂ und als Hilfsregelgröße der Relativweg (x₂-x₁) zwischen den Massen m₁ und m₂ zugeführt wird. Zu diesem Zweck ist ein Beschleunigungssensor 20 an der Masse m₂, beispielsweise der anteiligen Aufbaumasse bei einer Kraftfahrzeugfederung, sowie ein Lagesensor 22 zwischen den Massen m₁ und m₂ vorgesehen. Der Regler 18 steuert über das Stellsignal y ein Drossel 124, die dem Dämpfungsglied 122 in Form einer Zylinder-Kolbenanordnung zugeordnet ist. Die Zylinder-Kolbenanordnung dient dabei als hydraulisch-mechanischer Wandler bzw. Verstärker zur Steuerung des Energieumsatzes im Feder-Dämpfer-System 12.

Um über die Zylinder-Kolbenanordnung 122 eine Dämpfungskraft zwischen den Massen m₁ und m₂ zu erzeugen, die proportional zur Summe der separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten ₁ und ₂ der beiden Massen m₁ und m₂ ist, ist der Regler gemäß Fig. 5 aufgebaut, auf die im folgenden Bezug genommen werden soll.

Der Regler 18 hat zwei Zweige zur Verarbeitung der ihm zugeführten Regel- bzw. Hilfsregelgröße. Die Regelgröße x₂, die vom Beschleunigungssensor 20 gemessen wird, wird zunächst nach Multiplizierung mit einer Konstanten K _A bei 181 einem Integrationsschritt unterworfen, so daß die Größe K _I · K _A · ₂ vorliegt. Dieses Signal wird einem Summierglied 182 zugeführt, um ein Relativgeschwindigkeitssignal K _D · K _R · (₂- ₁), das das Ausgangssignal eines Differenziergliedes 183 ist, von der Absolutgeschwindigkeitskomponente des Aufbaus zu bereinigen. Man erhält auf diese Weise ein Schwinggeschwindigkeitssignal K _D · K _R · ₁ des Rades.

In einer parallelen Schleife wird aus dem Relativwegsignal K _R (x₂-x₁) mittels eines Bandpaßfilters 184 der Signalanteil im Bereich der Radresonanzfrequenz W _OR selektiert. Anschließend wird dieses Signal einem Schwellwertglied 185 zugeführt, an dessen Ausgang immer dann eine Konstante K₁ erscheint, wenn die Relativbewegung des Rades im Resonanzfrequenzbereich (₂- ₁) ein vorgegebenes Maß übersteigt.

Die Konstante wird einem Multiplizierglied 186 zugeführt, an dem eine Multiplikation mit dem auf die Schwingbewegungen im Resonanzbereich des Rades reduzierten Schwinggeschwindigkeitssignal K _D · K _R · vorgenommen wird. Dieses auf die Schwingbewegung im Resonanzbereich des Rades reduzierte Schwinggeschwindigkeitssignal wird unter Zuhilfenahme eines weiteren Bandpaßfilters 187 erhalten, so daß hinter dem Multiplizierglied ein Signal vorliegt, das entweder K₁ · K _D · K _R · oder - außerhalb der Radresonanzfrequenz - Null beträgt. Dieses Produkt wird nun einem weiteren Summierglied 188 zugeführt, an dem eine Summierung mit dem mit dem Faktor K₂ gewichteten Ausgangssignal des Integrierglieds 181 erfolgt. Diese Summe wird anschließend einem Kompensationsglied 189 zugeführt, das einem Primär-Reglersignal y₀ die inverse Charakteristik des hydraulischen Drosselventils 122 aufprägt. Nach einer Multiplikation mit dem Term K _D · K _R · (₂- ₁) erhält man das Stellsignal y _R des Reglers. Ein Leistungsverstärker 190 hebt das Stellsignal y _R auf das zur Betätigung des Drosselventils 124 erforderliche Leistungsniveau y _V .

Wie aus Fig. 3 deutlicher ersichtlich ist, ist die Masse m₁ mit dem Zylinder und die Masse m₂ mit dem Kolben der Zylinder-Kolbenanordnung 122 gekoppelt. Die beiden Seiten des Kolbens stehen über eine Druckfluidleitung 126 miteinander in Verbindung, wobei in diese Leitung 126 die geregelte Drossel 124 eingegliedert ist. Der variable Drosselquerschnitt des Drosselventils 124 folgt der Bedingung

A _v = K _v · y _V.

Dieser Drosselquerschnitt wird von dem durch den Hydraulikzylinder geförderten Ölstrom durchströmt. Dieser Ölstrom ist proportional zur Relativgeschwindigkeit (₂- ₁) der Massen m₁ und m₂ und folgt der Beziehung:

Q _Z = A _Z (₂- ₁),

wobei A _Z die Kolbenfläche der Kolben-Zylinderanordnung 122 darstellt. Der sich dadurch ergebende Druckabfall

p _Z = const. · (Q _Z/A _V)²

bewirkt an der Zylinderkolbenfläche A _Z die Dämpfungskraft F _D des Schwingungssystems. Mit dem vorstehend beschriebenen Aufbau des Reglers ergibt sich durch Rückberechnung unter Berücksichtigung der Struktur des Regelkreises und des Übertragungsverhaltens der Bauelemente die Dämpfungskraft F _D zu

Diese Beziehung beschreibt das Übertragungsverhalten des erfindungsgemäßen gedämpften Zweimassenschwingers, wobei ersichtlich ist, daß an die Stelle der herkömmlichen Relativgeschwindigkeitsdämpfung nunmehr eine Absolutgeschwindigkeitsdämpfung getreten ist. Die Dämpfungskraft K _G · K ₂ · ₂ wirkt dabei lediglich entsprechend der Bewegung des Aufbaus m₂. Die Dämpfung der Bewegung der Masse m₁ · K _G · ist durch die Zwischenschaltung der Bandpaßfilter 184 und 187 und durch die Verwendung des Schwellwertgliedes frequenz- und amplitudenselektiv. Entsprechend der Schwinggeschwindigkeit der Masse m₁ in seinem Resonanzbereich wird folglich nur dann eine Dämpfungskraft erzeugt, wenn eine bestimmte Schwingungsamplitude überschritten ist. Es ergibt sich auf diese Weise eine Verbesserung der Schwingungsabschirmung der beiden Feder-Masse-Dämpfer im Frequenzbereich zwischen den Eigenfrequenzen der die Massen m₁ und m₂ enthaltenden Feder-Masse-Dämpfer-Systeme. Wenn die erregte Masse beispielsweise ein Rad eines Kraftfahrzeugs und die von der erregten Massen abzuschirmende Masse m₂ die anteilige Aufbaumasse des Kraftfahrzeugs darstellt, ergibt sich eine Vergrößerung der Fahrsicherheit, da die Eigenbewegungen von Aufbau und Rad spezifisch gedämpft werden können. Ferner gelingt es, in diesem Fall die Energieaufnahme des Dämpfungsgliedes 122 erheblich zu verringern, da im Frequenzbereich zwischen 1 und 10 Hz keine Relativgeschwindigkeitsdämpfung mehr auftritt, was zu einer Verringerung der thermischen Dämpferbelastung führt. Die Zylinder-Kolbenanordnung kann bei dem beschriebenen geregelten Dämpfer konstruktiv sogar einfacher gestaltet werden, wodurch der Mehraufwand für die Sensoren, für den Regler und für das Drosselventil kompensiert wird.

Die Erfindung schafft somit eine Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegungen der Massen eines linearen Zweimassenschwingers, wie er beispielsweise bei einem Radfederungssystem eines Kraftfahrzeugs mit zwei in Reihe geschalteten Feder-Dämpfer-Systemen vorliegt. Dem zwischen den beiden Massen angeordneten Feder-Dämpfer-System ist ein Regler zugeordnet, dessen Stellsignal das Übertragungsverhalten des angesteuerten Dämpfungsgliedes in der Weise beeinflußt, daß die Dämpfungskraft proportional zur Summe der separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten der beiden Massen ist. Auf diese Art und Weise gelingt es, die Schwingungsabschirmung der beiden Feder-Dämpfer-Systeme im Frequenzbereich zwischen den Eigenfrequenzen der beiden Systeme anzuheben und die thermische Belastung des Dämpfungsgliedes zu reduzieren.

Claims (7)

1. Vorrichtung zur Dämpfung der Eigenbewegungen der Massen eines linearen Zweimassenschwingers, wie z. B. des Radfederungssystems eines Kraftfahrzeugs, mit zwei in Reihe geschalteten Feder-Dämpfer-Systemen für die beiden Massen, von denen eine angeregt ist, wobei das zwischen den beiden Massen angeordnete Feder-Dämpfer-System ein in Abhängigkeit von der Relativgeschwindigkeit der Massen zueinander arbeitendes Dämpfungsglied aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß dem Dämpfungsglied (122, 124) ein Regler (18) zugeordnet ist, dessen Stellsignal (y _R) das Übertragungsverhalten des Dämpfungsgliedes (122, 124) in der Weise beeinflußt, daß die Dämpfungskraft (F _D) proportional zur Summe der separat gewichteten Absolutgeschwindigkeiten (₁, ₂) der beiden Massen (m₁, m₂) ist.

2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß im Regler (18) eine Amplituden- und Frequenz- Filtereinrichtung (185; 184, 187) vorgesehen ist, mit der die Wichtung (Proportionalitätsfaktor K₁) der Absolutgeschwindigkeit (x₁) der angeregten Masse (m₁), wie z. B. der Masse des Kraftfahrzeugrades einschließlich der Radaufhängung, außerhalb des Resonanzbereichs des zugeordneten Feder-Dämpfer-Systems (12) zu Null setzbar ist.

3. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Filtereinrichtung jeweils ein Bandpaßfilter (184, 187) für ein Relativwegsignal (x₂-x₁) bzw. ein Relativgeschwindigkeitssignal (₂- ₁) bezüglich der Massenbewegungen ist, mit dem jeweils der Signalanteil, der im Bereich der Resonanzfrequenz der angeregten Masse (m₁) liegt, herausfilterbar ist.

4. Vorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß dem Bandpaßfilter (184) für den Relativweg (x₂-x₁) zwischen den Massen (m₁, m₂) ein Schwellwertglied (185) nachgeschaltet ist, dessen Ausgangssignal (K₁ oder Null) eine von Null verschiedene Konstante darstellt, wenn der Relativweg (x₂-x₁) zwischen der angeregten Masse (m₁) und der davon abzuschirmenden Masse (m₂) im Resonanzbereich ein vorbestimmtes Maß übersteigt.

5. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß dem Regler (18) als Hilfsregelgröße ein überwachter Relativweg (x₂-x₁) zwischen der angeregten Masse (m₁) und der weiteren Masse (m₂), und als Regelgröße die überwachte Absolutbeschleunigung (₂) der weiteren Masse (m₂) zugeführt ist.

6. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellsignal (y _R) des Reglers (18) einem Verstärker (190) zugeführt wird.

7. Vorrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das verstärkte Stellsignal (y _v) des Reglers (18) einem Drosselventil (124) zur Veränderung des Durchtrittsquerschnitts (A _V) einer Strömungsmittelleitung zugeführt wird, die die beiden Seiten eines in einem Dämpfungszylinder (122) zwischen den beiden Massen (m₁, m₂) geführten Dämpfungskolbens in Strömungsmittelverbindung hält.