DE102010052601A1

DE102010052601A1 - Wankregelung für ein Fahrzeug

Info

Publication number: DE102010052601A1
Application number: DE201010052601
Authority: DE
Inventors: Stefan Dipl.-Ing. 70569 Cytrynski
Original assignee: Daimler AG
Current assignee: Mercedes Benz Group AG
Priority date: 2010-11-25
Filing date: 2010-11-25
Publication date: 2011-06-22

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Wankregelung für ein Fahrzeug, mit zumindest einer Achse, die jeweils zumindest zwei sich gegenüberliegende drehbewegliche Räder (15) aufweist, einem geteilten Drehstabilisator (1), der die Achsseiten der Achse miteinander wirkverbindet, einem zwischen den geteilten Stabilisatorteilen (3a, 3b) und zur Verdrehung der beiden Stabilisatorteilen (3a, 3b) eingebauten Aktuator (2), mit einer hydraulischen Pumpe (10) zur Druckbeaufschlagung des Aktuators (2) und Betätigung wenigstens eines Stabilisatorteils (3a, 3b). Eine konstruktiv einfachere Wankregelung wird erfindungsgemäß dadurch ermöglicht, dass die Pumpe (10) dazu befähigt ist einen hydraulischen Volumenstrom in eine erste und in eine zweite Förderrichtung (A, B) zu erzeugen, und/oder dass die Pumpe (10) durch den hydraulischen Volumenstrom antreibbar ist.

Description

Die Erfindung betrifft eine Wankregelung für ein Fahrzeug mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Patentanspruches 1.
Eine derartige Vorrichtung ist aus der DE 10 2005 000 889 A1 bekannt. Die aktive Wankstabilisierung für ein Fahrzeug umfasst einen Querstabilisator, der auf ein linkes und ein rechtes Rad einer Achse wirkt. Weiter ist eine hydraulische Pumpe zur Druckversorgung einer Hydraulikeinrichtung vorgesehen, mittels der bei einem Aktuator, der sich zwischen zwei Querstabilisatorhälften befindet, eine Verstellung des Querstabilisators erfolgen kann. Ferner wird der Aktuator mittels einer Steuer- bzw. Regelventilanordnung geregelt.
Nachteilig bei dieser Vorrichtung ist die Komplexität der Wankstabilisierung und die damit verbundenen Herstellungskosten.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde eine Vorrichtung konstruktiv einfacher zu gestalten und insbesondere Druckversorgung in den Aktuatoren des Drehstabilisators über eine elektrohydraulische Druckversorgung bereit zu stellen.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmalskombination des Patentanspruches 1 gelöst. Erfindungsgemäß ist die Pumpe dazu vorgesehen, einen hydraulischen Volumenstrom in eine erste und in eine zweite Förderrichtung zu erzeugen. Zu diesem Zweck ist die Pumpe mit einer elektrischen Maschine, bspw. einem Elektromotor, gekoppelt. Dadurch, dass die gegenläufige Volumenströme jeweils auf ein äußeres und ein inneres Teil eines Aktuators einwirken, kann der Drehstabilisator Stellwege im und entgegen des Uhrzeigersinns erzeugen. Dabei verdrehen sich der äußere und der innere Teil des Aktuators gegeneinander. Da der Drehstabilisator mit den Rädern einer Achse wirkverbunden ist, kann ein Wankausgleich erfolgen.
Zusätzlich kann die Pumpe durch einen hydraulischen Volumenstrom angetrieben werden. Hierbei führen bspw. Fahrbahnunebenheiten dazu, dass sich das äußere und das innere Teil des Aktuators gegeneinander bewegen und mithin auf die im Drehstabilisator eingebrachte Hydraulikflüssigkeit einwirken. Der dadurch erzeugte Flüssigkeitsstrom kann bspw. eine (Antriebs-)Welle der Pumpe in Rotationsbewegung versetzten, die sich durch die Koppelung mit der elektrischen Maschine auf deren Welle überträgt. Dadurch, dass die elektrische Maschine generatorisch arbeiten kann, wird die durch die Fahrbahnunebenheiten verursachte Bewegungsenergie in elektrische Energie umgewandelt. Dies kann in einem Energiespeicher gespeichert und/oder einem elektrischen Verbraucher direkt zur Verfügung gestellt werden.
Zur Erhöhung des Wirkungsgrades kann zwischen Pumpe und elektrischer Maschine eine Übersetzungsvorrichtung, bspw. ein Getriebe, angeordnet sein.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den abhängigen Patentansprüchen. Es versteht sich, dass die vorstehend genannten und die nachstehend noch zu erläuternden Merkmale nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne den Rahmen der vorliegen Erfindung zu verlassen.
Vorzugsweise ist die Pumpe mit zumindest einer Kammer des Aktuators und/oder mit zumindest einem Druckspeicher verbunden. Ebenfalls ist es vorteilhaft, wenn die Pumpe unmittelbar mit zumindest einer Kammer des Aktuators und/oder mit zumindest einem Druckspeicher verbunden ist. Weiterhin kann die Pumpe die Hydraulikflüssigkeit von zumindest einer Kammer des Aktuators und/oder zumindest einem Druckspeicher in zumindest eine weitere Kammer des Aktuators fördern. Vorteilhaft ist dabei, dass die Drücke in den Kammern des Aktuators durch die Pumpe erzeugt und verändert werden, wodurch auf eine Ventilanordnung zur Ansteuerung des Aktuators verzichtet werden kann. Die Pumpe wird durch die elektrische Maschine angetrieben, wobei von Vorteil ist, dass man aus einer Regelung des Elektromotors bekannte Größen wie bspw. Motordrehrichtung, Motordrehzahl und Ständerströme sowie aus den Niveausensoren des Fahrzeugs vorbekannten Einfederwege und Einfedergeschwindigkeiten der Räder auf das Moment des hydraulischen Aktuators schließen kann. Somit kann auf Drucksensoren zur Ermittlung des Aktuatormoments verzichtet werden.
Im Folgenden wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand der beigefügten Zeichnungen näher erläutert.
Dabei zeigen:
1 Eine schematische Darstellung eines geteilten Drehstabilisators, mit mittig angeordnetem Aktuator,
2 einen Querschnitt durch den in die hydraulische Schaltungsanordnung integrierten Aktuator des Drehstabilisators gemäß Schnittlinie A-A in 1, und
3 eine blockschaltbildähnliche Prinzipdarstellung einer Regeleinrichtung für den Aktuator des Drehstabilisators sowie die Anordnung des Aktuators und des Drehstabilisators in einem Achssystem eines Fahrzeugs.
Ein in 1 dargestellter geteilter U-förmiger Drehstabilisator 1 wird durch einen hydraulischen Aktuator 2, in eine erste Stabilisatorhälfte 3a und eine zweite Stabilisatorhälfte 3b geteilt. Die Stabilisatorhälften 3a und 3b können in ihrer Abmessungen gleich sein (symmetrisch geteilter Drehstabilisator 1). Selbstverständlich ist es auch möglich, dass die Stabilisatorhälften 3a, 3b in ihrer Form, Abmessung oder Materialauswahl voneinander abweichend sein können.
Der aus einem bspw. ersten Aktuatorteil 2a und einem zweiten Aktuatorteil 2b gebildete Aktuator 2 kann ein hydraulischer Schwenkmotor sein. Bei einer möglichen Ausgestaltung kann das zweite Aktuatorteil 2b vom ersten Aktuatorteil 2a umgriffen werden, so dass – wie in 2 dargestellt – eine erste Arbeitskammer 4a und eine zweite Arbeitskammer 4b gebildet wird. Alternativ kann der Aktuator 2 auch weitere Arbeitskammern aufweisen. Vorzugsweise ist zwischen dem ersten Aktuatorteil 2a und dem zweiten Aktuatorteil 2b eine nicht dargestellte Dichtung eingebracht, welche die beiden Arbeitskammern 4a und 4b gegeneinander abdichtet. Weiterhin ist das erste Aktuatorteil 2a mit der ersten Stabilisatorhälfte 3a und das zweite Aktuatorteil 2b ist mit der zweiten Stabilisatorhälfte 3b fest verbunden. Somit lassen sich die zwei Aktuatorteile 2a und 2b und die mit ihnen verbundenen Stabilisatorhälften 3a und 3b gleichsinnig oder gegeneinander bewegen.
Die erste Arbeitskammer 4a des Aktuators 2 ist über eine erste Hydraulikleitung 5a mit einem ersten Druckspeicher 6a verbunden. Ebenso ist die zweite Arbeitskammer 4b über eine zweite Hydraulikleitung 5b mit einem zweiten Druckspeicher 6b verbunden. Die beiden Druckspeicher 6a und 6b weisen vorzugsweise eine progressive Druckcharakteristik auf und sind bevorzugt als Membranspeicher oder als Kolbenspeicher ausgeführt. Bei den in der 2 beispielhaft als Membranspeicher gezeigten Druckspeichern 6a, 6b trennt eine Membrane 7 ein hydraulisches Medium, insbesondere ein Hydrauliköl, von einem unter einem Druck stehenden Gasvolumen 8 ab.
Ferner weisen die Hydraulikleitungen 5a und 5b zwischen dem Aktuator 2 und den korrespondierenden Druckspeichern 6a und 6b jeweils ein erstes und ein zweites Drosselrückschlagventil 9a, 9b auf. Diese können eine konstante Durchflusscharakteristik aufweisen und dienen zur Dämpfung des Aktuators 2. Eine weitere Ausgestaltung besteht darin, dass die Drosselrückschlagventile 9a, 9b eine verstellbare Dämpfung aufweisen können.
Dadurch, dass die Drosselrückschlagventile 9a, 9b für ein in die Hydraulikleitungen 5a, 5b eingebrachtes Hydrauliköl einen Widerstand darstellen, ermöglichen die Drosselrückschlagventile 9a und 9b einen schnelleren Druckanstieg innerhalb der korrespondierenden Hydraulikleitung 5a oder 5b, gegenüber den jeweiligen Druckspeichern 6a und 6b. Hierdurch ist eine hohe Dynamik beim Momentenaufbau durch das hydraulische System erzielt.
Bei einem abgestellten Fahrzeug weisen die beiden Druckspeicher 6a und 6b des Drehstabilisators 1 und somit das gesamte hydraulische System denselben Druck auf. Die Höhe dieses Systemdrucks gewährleistet, dass in allen Fahrsituationen, auch bei schnellen oder plötzlich auftretenden Druckänderungen des Systemdrucks, Kavitationen im hydraulischen System nicht auftreten können. Dies kann durch einen Basisdruck von bspw. 5 bis 30 bar erzielt werden. In diesem Druckbereich wirkt lediglich ein geringer Systemdruck auf die Dichtung zwischen den Aktuatorteilen 2a und 2b.
Führt eine Ein- oder Ausfederbewegung eines Rades 15 zu einer Verdrehbewegung der Stabilisatorhälften 3a, 3b, wird Hydrauliköl aus dem Aktuator 2 in die Hydraulikleitungen 5a, 5b gefördert. Dabei steigt der Druck im entsprechend der Ein- oder Ausfederbewegung beaufschlagten Druckspeicher 6a oder 6b progressiv an, wodurch ein Moment im Aktuator 2 erzeugt wird. Selbiges gilt auch für denjenigen Fall, in dem das Hydrauliköl in die zweite Hydraulikleitung 5b gefördert wird, wobei das Aktuatormoment nun in entgegen gesetzter Richtung wirkt. Die Progressivität der beiden Speicher 6a, 6b wirkt in beiden Richtungen. Hierdurch wird ein geringer Leistungs- und Energiebedarf für den Momentenaufbau erreicht.
Des Weiteren zeigt 2 eine hydraulische Pumpe 10, bspw. eine Verdränger- oder Strömungspumpe, insbesondere eine Zahnrad oder Flügelzellenpumpe, die über die erste Hydraulikleitung 5a mit der ersten Arbeitskammer 4a des Aktuators 2 und dem ersten Druckspeicher 6a verbunden ist. Ebenso ist die Pumpe 10 über die zweite Hydraulikleitung 5b mit der zweiten Arbeitskammer 4b und dem zweiten Druckspeicher 6b verbunden.
Die Pumpe 10 kann über einen der Pumpe 10 zugeordneten Motor M angetrieben werden. Der Motor M ist vorzugsweise ein Elektromotor und insbesondere als permanentmagneterregte Synchronmaschine oder als Asynchronmaschine ausgeführt. Ferner kann der Motor M als separates Bauteil ausgeführt sein und bspw. mit der Pumpenantriebswelle der Pumpe 10 in Wirkverbindung stehen. Alternativ kann der Motor M auch in der Pumpe 10 integriert sein und ein einstückiges Bauteil bilden. Der Motor M kann als Nassläufer ausgebildet sein. D. h., dass der Motor mittelbar oder unmittelbar von dem Hydrauliköl durchströmt und dadurch gekühlt wird.
Die Drehzahl des Motors M ist regelbar, so dass über die Drehzahl des Motors M auch die Drehzahl der Pumpe 10 und somit die Fördermenge der Pumpe 10 zu beeinflussen ist. Da die Fördermenge der Pumpe 10 direkten Einfluss auf die Verstellgeschwindigkeit des Aktuators 2 hat, kann anhand der Drehzahl des Motors M ebenfalls die Verstellgeschwindigkeit des Aktuators 2 verändert werden.
Weiterhin kann die Drehrichtung des Motors M und somit auch die der Pumpe 10 geändert werden. Hierdurch ist es ermöglicht, dass die Pumpe 10 das Hydrauliköl in eine erste Förderrichtung A und in einer der ersten Förderrichtung A entgegengesetzten zweiten Förderrichtung B fördert. D. h., dass die Pumpe 10 bspw. das Hydrauliköl aus der ersten Arbeitskammer 4a und/oder aus dem ersten Druckspeicher 6a in die zweite Arbeitskammer 4b und umgekehrt fördern kann.
Ebenso kann der in allen vier Quadranten arbeitende Elektromotor auch generatorisch arbeiten.
Durch eine Verdrehbewegung der beiden Aktuatorteile 2a, 2b relativ zueinander, stellen sich in den beiden Hydraulikleitungen 5a und 5b unterschiedliche Drücke ein. Die durch diese Druckdifferenz erzeugte Bewegung des Hydrauliköls treibt wiederum die Pumpe 10 bzw. den mit der Pumpe 10 gekoppelte Motor M an. Der Motor M dient dabei dazu, zumindest einen Teil der durch die Fahrbahnanregung induzierten Bewegungsenergie in elektrische Energie umzuwandeln. Vorteilhaft wird die elektrische Energie bspw. in einem Kondensator, einer Batterie und/oder einem Akkumulator gespeichert. Ebenso kann die Energie unmittelbar einem Verbraucher zugeführt werden. Zur Wirkungsgradsteigerung ist es ebenfalls denkbar, dass zwischen Pumpe 10 und Motor M eine Übersetzungseinheit, bspw. ein Getriebe, eingebracht ist.
Des Weiteren ist es möglich, dass dem Motor M oder der Pump 10 eine Bremsvorrichtung 11, insbesondere eine elektrisch betätigbare Bremsvorrichtung 11, zugeordnet ist. Die Bremsvorrichtung 11 kann unmittelbar an Motor M oder Pumpe 10 angeordnet sein, wobei bei einer besonders günstigen Ausgestaltung die Bremsvorrichtung 11 am Motor M angebracht ist.
Die Bremsvorrichtung 11 ist dazu geeignet eine Bremskraft zu erzeugen und kann den Motor M bzw. die Pumpe 10 bis zum Stillstand abbremsen. Zu diesem Zweck ist die Bremsvorrichtung 11 mit einer elektronischen Steuereinheit (ECU) elektrisch verbunden.
Im fehlerfreien Zustand ist die Bremsvorrichtung 11 geöffnet. Erkennt die ECU einen Fehler oder wird die elektrische Spannungsversorgung der ECU unterbrochen, schließt die Bremsvorrichtung 11 unmittelbar und vollautomatisch, wodurch bspw. der rotierende Anker des Motors M in seiner gegenwärtigen Position abgebremst wird. Hierdurch wird eine ungewollte Bewegung des Motors M und/oder der Pumpe 10 sicher vermieden und somit auch im Fehlerfall eine Kopplung beider Drehstabilisatorhälften 3a, 3b über den Aktuator 2 ermöglicht.
Es ist ebenfalls denkbar, dass die Bremsvorrichtung 11 im Fehlerfall zeitlich verzögert schließt. Tritt der Fehlerfall bei einer Kurvenfahrt des Kraftfahrzeugs ein, so ist dessen Fahrzeugkarosserie gegenüber der Fahrbahnoberfläche um dessen Fahrzeuglängsachse geneigt. Schließt nun die Bremsvorrichtung 11 unmittelbar, verbleibt die Fahrzeugkarosserie in der durch die Kurvenfahrt verursachten Schräglage. Dieser Zustand hält solange an, bis, auf Grund von Leckagen innerhalb der Pumpe 10, in den beiden Hydraulikleitungen 5a, 5b ein annäherndes Druckgleichgewicht vorherrscht, wodurch sich die Fahrzeugkarosserie horizontal ausrichtet.
Zur Vermeidung einer derartigen Neigung der Fahrzeugkarosserie ist es vorteilhaft, wenn die ECU das Ende der Kurvenfahrt bzw. die Horizontierung der Fahrzeugkarosserie nach einer durchfahrenen Kurve erkennt und erst jetzt die Bremsvorrichtung 11 schließt.
Zweckmäßig ist es, wenn der Fahrzeugführer des Kraftfahrzeugs im Fehlerfall durch ein visuelles, akustisches oder haptisches Warnsignal über den Ausfall des Drehstabilisators 1 informiert wird.
3 zeigt den Drehstabilisator 1 in Einbaulage in einem Fahrzeug, insbesondere einem Kraftfahrzeug, insbesondere einem Pkw. Das erste Aktuatorteil 2a ist über ein erstes Lager 12a und das zweite Aktuatorteil 2b über ein zweites Lager 12b am Fahrzeug gelagert, so dass sich die beiden Aktuatorteile 2a, 2b entlang der Verbindungslinie der beiden Lager 12a, 12b getrennt voneinander bewegen können. Ferner stehen die beiden Stabilisatorhälften 3a und 3b, die mit ihren freien Enden über Pendelstützen 13a, 13b gelenkig mit einem ersten und einem zweiten Achslenker 14a, 14b in Wirkverbindung. Hierdurch kann eine Einfederbewegung X_a,b der Räder 15 zu einer Verdrehbewegung der beiden Stabilisatorhälften 3a, 3b und somit zu einer Verdrehung der beiden Aktuatorteile 2a, 2b führen. Alternativ kann der Drehstabilisator 1 mit seinen freien Enden auch direkt an einem Stoßdämpfer oder Federbein 16 verbunden sein.
Ferner zeigt die 3 einen Winkelsensor 17a, 17b, der jeweils mit einem Ende an einem Achslenker 14c, 14d, z. B. den Feder- oder Querlenkern, angebunden ist, und mit dem anderen Ende jeweils über eine Hebelmechanik 18 mit der Fahrzeugkarosserie verbunden ist.
Zur Steuerung des Aktuators 2 ist der Motor M mit einem elektrischen Steuergerät 19 verbunden. Das Steuergerät 19 kann die ECU sein, die auch die Bremsvorrichtung 11 steuert. Das Steuergerät 19 ist dazu geeignet zumindest die Eingangssignale: Versorgungsspannung (U), Sollmoment (M_soll), Motortemperatur (Tm), Ständerströme (Ia, Ib, Ic), Drehwinkel des Motors (Phi), Verdrehwinkel der Winkelsensoren (PhiW1,2) sowie die Ausgangssignale: Aktuatormoment (M_ist), Einfederweg (X_a,b) der Räder 15 gegenüber des Fahrzeugaufbaus, elektrischer Leistungsbedarf der Pumpe (Pp), Ständerspannungen (Va, Vb, Vc) und Stromstärke für die Betätigung der Bremsvorrichtung (IB) zu verwerten.
Beim Ein- und Ausfedern eines Rades 15 wird durch die relative Verdrehung der beiden Stabilisatorhälften 3a, 3b ein Druckunterschied zwischen den Arbeitskammern 4a, 4b des Aktuators 2 und dadurch ein Volumenstrom der Pumpe 10 erzeugt. Mittels eines Beobachtermodells (z. B. nach Kalman oder Lueneberg) kann das Steuergerät 19 anhand der nachstehenden Gleichungen 1 bis 17 das momentan wirkende Moment M_ist des Aktuators 2 schätzen.
Das gegenwärtig wirkende Moment M_ist des Aktuators 2 berechnet sich in einem ersten Schritt aus dem Druckunterschied zwischen den beiden Arbeitskammern 4a und 4b, und optional aus einer druckabhängigen Reibung M_Reib der Zylinderdichtung zu: M_ist = (p₃ – p₄)·A_A – M_Reib(p₃ – p₄) Gl. 1
A_A bezeichnet dabei die Wirkfläche des Aktuators 2. Der Reibkraftverlauf an der Zylinderdichtung kann über eine Kalibriermessung gewonnen werden und ist im eingebauten Zustand des Steuergeräts 19 bereits als Wert hinterlegt. Die Drücke p4a und p4b der beiden Arbeitskammern 4a, 4b sind zunächst unbekannt und werden durch eine Beobachtung des gesamten Aktuators 2 geschätzt.
Zu diesem Zweck wird in einem zweiten Schritt der Einfederweg X_a,b der Räder 15 relativ zum Fahrzeugaufbau aus den Signalen der Winkelsensoren 17a, 17b nach X_a,b = c·PhiW1,2 Gl. 2 dX_a,b/dt = c·dPhiW1,2/dt Gl. 3 errechnet, wobei c eine Konstante ist, die mittels einer Kalibriermessung gewonnen wird. Das Steuergerät 19 kann die Einfederwege X_a,b auch anderen im Fahrzeug befindlichen Steuergeräten, bspw. über ein BUS-System, zur Verfügung stellen.
In einem weiteren Schritt wird über einen nicht dargestellten Resolver, einem Winkelgeber oder Winkellagegeber, der Drehwinkel Phi_A des Motors M von dem Steuergerät 19 erfasst. Aus der Differenz der Einfederwege X_a,b und dem Moment am Aktuator 2 kann die Verdrehung der Aktuatorteile 2a, 2b zueinander nach Phi_A = i·(X_a – X_b) – M_ist/CStabi Gl. 4 errechnet werden, wobei i das Übersetzungsverhältnis zwischen Radbewegung und Aktuatorbewegung und c_Stabi die Torsionssteifigkeit der Stabilisatorhälften 3a, 3b bezeichnet.
In einem nächsten Schritt kann der Volumenstrom der Pumpe 10 errechnet werden: Q = k₁(dPhi/dt, Δp) Gl. 5
Ein Pumpenkennfeld k₁ hängt von einer Winkelgeschwindigkeit dPhi/dt des Motors M und optional vom Differenzdruck zwischen den Hydraulikleitungen 5a und 5b ab und kann aus einer weiteren Kalibriermessung gewonnen werden.
In einem weiteren Schritt lassen sich aus der Verdrehgeschwindigkeit des Aktuators 2 dPhi_A/dt und dem Volumenstrom Q die Ölvolumenströme berechnen, die über die Drosselrückschlagventile 9a und 9b in die jeweiligen Druckspeicher 6a, 6b fließen: Q_9a = dPhi_A/dt·A_A + Q Gl. 6 Q_9b = –dPhi_A/dt·A_A – Q Gl. 7
Weiterhin kann aus den aus den Kalibriermessungen bekannten Durchlaufcharakteristiken der Drosselrückschlagventile 9a, 9b der Druckabfall über die Drosselrückschlagventile 9a, 9b nach Δp_9a = k_DR(Q_9a) Gl. 8 Δp_9b = k_DK(Q_9a) Gl. 9 berechnet werden.
Ferner kann aus den Strangströmen Ia, Ib, Ic das Moment M_E des Motors M berechnet werden, das zwischen dem Rotor und dem Stator des Motors M, also im Luftspalt des Elektromotors, wirkt: M_E = f(I_a, I_b, I_c) Gl. 10
Mittels der zweiten Ableitung des Motorwinkels ddPhi/ddt und dem bekannten Massenträgheitsmoment von Rotor und Pumpe 10 sowie optional dem Reibmoment M_R der Pumpe 10 kann das mechanische Moment, welches das Hydrauliköl in den Hydraulikleitungen 5a, 5b auf die Pumpe 10 ausübt, nach M_P = I·ddPhi/ddt – M_E + M_R Gl. 11 berechnet werden.
Dadurch, dass aus Kalibriermessungen das Pumpenkennfelde k₂ bekannt ist, kann nach Δp = k₂(M_P, dPhi/dt) Gl. 12 der Differenzdruck zwischen den beiden Hydraulikleitungen 5a und 5b bestimmt werden. Für den Druck in den Speichern 6a und 6b gilt: p_6a + Δp_9a – (p_6b + Δp_9b) = Δp Gl. 13
Die Speicherdrücke p_6a,b sind zunächst unbekannt. Jedoch kann im Stillstand des Fahrzeugs aus dem bekannten Vorspanndruck des hydraulischen Systems, den Einfederwegen X_a,b und der Motortemperatur Tm ein erster Schätzwert für den Speicherdruck p_s und das Gasvolumen V_s der beiden Druckspeicher 6a und 6b berechnet werden. Der Speicherdruck p_s bezieht sich auf Leitungsabschnitte zwischen den Druckspeichern 6a, 6b und den korrespondierenden Drosselrückschlagventilen 9a, 9b. Es ist möglich, den Schätzwert während des Fahrzustandes des Fahrzeugs über die zeitliche Beobachtung der gemessenen Sensorsignale zu konkretisieren. Hierzu werden die Speicherkennlinien der Druckspeicher 6a und 6b nach: dp/dV = –p_s·V_s·n·V^(–n – 1) Gl. 14 beobachtet, wobei sich die Volumenänderung dV/dt unmittelbar aus dem Ölvolumenstrom Q_9a,b in den Speicher 6a und 6b nach: dV_6a/dt = –Q_9a Gl. 15 dV_6b/dt = –Q_9b Gl. 16 ergibt.
Der Polytropenexponent n kann aus Kalibriermessungen gewonnen werden und variiert in Abhängigkeit von Motortemperatur Tm und dem Ölvolumenstrom Q_9a,b in den Druckspeichern 6a, 6b zwischen den Werten 1 und 1,4, wobei die Motortemperatur Tm im und in unmittelbarer Umgebung des Motors M gemessen werden kann.
Für den gesuchten Druck in der Arbeitskammer P_5a,b gilt: P_5a,b = p_6a,b + Δp_9a,b Gl. 17
Anhand der bereits ermittelten Werte und eines zeitlich mitgeführten Beobachtermodells kann das Steuergerät 19 das momentan wirkende Aktuatormoment M_ist ermitteln.
Ferner wird anhand eines geeigneten Steueralgorithmus das entsprechende Sollmoment M_soll des Motors M ermittelt und mit dem tatsächlich wirkenden Aktuatormoment M_ist verglichen.
Zur Einstellung von Drehzahl und Drehrichtung des Motors M regelt das Steuergerät 19 die Ständerströme Ia, Ib, Ic des Motors M derart, bis das tatsächliche Aktuatormoment M_ist mit dem erforderlichen Sollmoment M_soll übereinstimmt.
Ferner kann aus den Ständerspannungen Va, Vb, Vc und aus den Ständerströmen Ia, Ib, Ic die aktuell vom Aktuator 2 benötigte bzw. zur Verfügung gestellte elektrische Leistung errechnet werden und dem Bodnetzmanagement des Fahrzeugs zugeführt werden.
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

DE 102005000889 A1 [0002]

Claims

Wankregelung für ein Fahrzeug, mit: – zumindest einer Achse, die jeweils zumindest zwei sich gegenüberliegende drehbewegliche Räder (15) aufweist, – einem geteilten Drehstabilisator (1), der die gegenüberliegende Achsseiten der Achse miteinander wirkverbindet, – einem zur Verdrehung zwischen den geteilten Stabilisatorteilen (3a, 3b) und der beiden Stabilisatorteilen (3a, 3b) eingebauten Aktuator (2), – mit einer hydraulischen Pumpe (10) zur Druckbeaufschlagung des Aktuators (2) und Betätigung wenigstens eines Stabilisatorteils (3a, 3b), dadurch gekennzeichnet, dass – die Pumpe (10) dazu dient einen hydraulischen Volumenstrom in eine erste und in eine zweite Förderrichtung (A, B) zu erzeugen, und/oder – dass die Pumpe (10) durch einen hydraulischen Volumenstrom antreibbar ist.
Wankregelung für ein Fahrzeug nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpe (10) mit zumindest einer Kammer (4a, 4b) des Aktuators (2) und/oder mit zumindest einem Druckspeicher (6a, 6b) verbunden ist.
Wankregelung für ein Fahrzeug nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpe (10) eine Hydraulikflüssigkeit von zumindest einer Kammer (4a) des Aktuators (2) und/oder zumindest einem Speicher (6a, 6b) in zumindest eine weitere Kammer (4b) des Aktuators (2) fördert.