WO2009092588A2 - Kraftfahrzeug mit verbesserter radbewegungsdämpfung - Google Patents

Kraftfahrzeug mit verbesserter radbewegungsdämpfung Download PDF

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WO2009092588A2
WO2009092588A2 PCT/EP2009/000400 EP2009000400W WO2009092588A2 WO 2009092588 A2 WO2009092588 A2 WO 2009092588A2 EP 2009000400 W EP2009000400 W EP 2009000400W WO 2009092588 A2 WO2009092588 A2 WO 2009092588A2
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damper
vehicle body
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Armin Ohletz
Wilfried Michel
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Audi Ag
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    • B60G17/06—Characteristics of dampers, e.g. mechanical dampers
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    • B60G2500/00—Indexing codes relating to the regulated action or device
    • B60G2500/20—Spring action or springs

Definitions

  • a motor vehicle comprises a plurality of wheels and a motor vehicle body which is movable relative to the wheels.
  • a suspension system is known to be provided on at least one of the wheels, via which the wheel is coupled to the motor vehicle body. Movements are damped by a damping device in their extent.
  • Adjustable dampers can work hydraulically.
  • controllable dampers that work magnetorheologically.
  • the control of such magneto-rheological damper is described, for example, in US 2003/0195683 A1, EP 1 557 304 A1 and DE 10 2004 058 736 A1.
  • a damper in this case a so-called semi-active damper
  • offers different setting possibilities wherein provision is made for determining a different damping behavior as a function of a driving mode that can be set by the driver via a switch.
  • the present invention is based on a motor vehicle with an active suspension system, which is combined in the prior art with a passive damper.
  • the active suspension system usually comprises a first spring and an adjusting device for influencing this first spring, wherein in particular the effective spring force is influenced.
  • the base of the first spring is adjusted by the adjusting device for influencing.
  • This is possible, for example, by providing an electric motor and a transmission which are inserted between the wheel and the motor vehicle body in a series arrangement with the first spring.
  • the electric motor is moved permanently, it is thereby a regulation.
  • the aim of the regulation is the production of certain motor vehicle conditions. Usually, these motor vehicle conditions can not be expressed by a single parameter, but a plurality of parameters are required to describe an automotive condition.
  • the second spring can also be arranged alone between the wheel and the motor vehicle body, that is, parallel to the series arrangement of the first spring and the electric motor with the gearbox. This arrangement is known from EP 1 512 560 A2.
  • a hydraulic damper is typically used, which is passive, ie in which the force-velocity curve is fixed. It has now been found that the design of the spring force provided by the first spring and the damping force provided by the passive damper is subject to a conflict of goals. So that small travel paths are achieved and the job energy, which has to apply the adjusting device for influencing the first spring, not too high, the first spring should be very stiff. By a very stiff first spring a good power dynamics is achieved in the system. It achieves a good StelldynamHs, the adjusting device for influencing the effective spring force can do this very fast because of the stiff spring. With a stiff first spring, however, the quality of the wheel damping deteriorates. This will make the traction worse.
  • a motor vehicle having the features according to claim 1: According to the invention thus allows the damping device (in particular a single damper) in vehicle operation switching between at least two adjustment states, wherein the damping device in a first setting state according to at least a first force-speed curve attenuates and attenuates in a second EinsteJISullivan according to at least a second force-velocity curve.
  • the damping device can thus be switched at least between two setting states, which can be provided optimally adapted to specific driving situations.
  • the motor vehicle body usually oscillates at low frequency and the wheel is slightly higher in frequency. quent, typically by a power of ten in frequency higher than the motor vehicle body. If the driving situation is such that oscillations in the motor vehicle structure are likely to occur, that setting state of the damping device can be selected in which the relatively low damping force is provided. Then, the adjusting device for influencing the first spring can work very effectively, so it can be an electric motor dampen the vehicle body vibrations particularly effective. Passes the motor vehicle a relatively uneven, z. B. badly fortified train, is expected to increase with wheel vibrations.
  • the setting state should be selected, in which the damping device has the relatively higher damping force, so that the wheel vibrations are effectively suppressed. This avoids skipping and improves driving safety.
  • a controller may cause the switch in vehicle operation, the damper device should then be able to receive control commands.
  • the damping device is even controllable, which is made possible by the fact that different setting states of the damping device continuously merge into one another (ie an entire force-speed characteristic map is provided).
  • a controller can then set the setting state precisely for the purpose of a control.
  • the control device may be identical to the central control device for the entire vehicle.
  • dampers behave according to a single force-speed characteristic, but a distinction is made between a force-speed characteristic under pressurization and a force-velocity characteristic under application of a tensile load. The reason for this is that an active fluid in the dampers passes through different valves during pressure and pull. Therefore, there are preferably two force-speed characteristics for each setting state, eg. B. in the first setting state at pressure, the first force-velocity curve and at train a third force-velocity curve and in the second setting state when pressure a second force-velocity curve and train at a fourth force Speed characteristic curve.
  • the first and second force-speed characteristics as well as the third and fourth force-speed characteristics should differ from each other in at least one characteristic range.
  • the invention can be realized in cooperation with active suspension systems of the type described above, so it is arranged the actuator for influencing in a series arrangement with the first spring between the wheel and motor vehicle body, and by the adjusting device for influencing the spring base is adjusted.
  • This can be done in particular by means of an engine and a transmission, wherein the motor should be controllable by a control device, which should be done in particular in the context of a regulation.
  • the said control device may be the central control device for the entire motor vehicle.
  • the invention pelg is possible in both embodiments above, in which a second spring is provided, both in the embodiment in which the spring parallel to the actuating means for influencing and thus in a series arrangement with the first spring between the wheel and the motor vehicle body is arranged, as well as in the embodiment, in which the second spring between the wheel and the motor vehicle body and parallel to the series arrangement of the first spring and engine is arranged with gear.
  • the springs used may be torsionally loaded steel springs.
  • Fig. 1 illustrates a first embodiment of the invention
  • Fig. 2 illustrates a second embodiment of the invention and Fig. 3 represents on the basis of a frequency axis, which components which can be used in the invention, which have effects.
  • a so-called quarter-vehicle model is illustrated with active suspension. Illustrated symbolically is the motor vehicle body 10 and a wheel 12 of four wheels of the motor vehicle (hence “quarter vehicle model") .
  • the wheel 12 travels on a track 14 and provides itself, in particular by the tire rubber, a wheel spring 16. In the present case, it is an interaction between motor vehicle body 10 and wheel 12. The interaction is substantially determined by active suspension.
  • a first spring 18 is provided, in a series arrangement with an actuator 20 which can adjust the foot point of the spring 18.
  • the control device 20 controls an engine and a transmission coupled thereto, wherein the engine is actuated by a control unit, not shown in the figures, usually the central control unit of the motor vehicle for the purpose of controlling the behavior of the motor vehicle the spring 18 should ni alone carry the entire vehicle body 10 relative to the wheel 12. Therefore, a second spring 22 is provided.
  • the spring 22 is arranged parallel to the adjusting device 20 for influencing the spring 18, but in series with the spring 18 between motor vehicle body 10 and wheel 12.
  • the spring 22 however, arranged parallel to the entire series arrangement of the first spring 18 and the adjusting device 20 for influencing the spring 18, ie directly between the motor vehicle body 10 and wheel 12.
  • the actuator 20 acts only on exactly one spring 18 a.
  • a passive damper is commonly used in the prior art.
  • a controllable damper 24 is used.
  • the damper 24 can be controlled. Due to the controllability of the damper 24, it is possible to choose a suitable force-speed curve suitable for a driving situation, in each case for pressurization and tensile loading of the damper 24. The more and the more violent vibrations of the wheel 12 occur or could occur and the fewer vibrations of the motor vehicle body 10 occur, the more the damper 24 should attenuate.
  • FIG. 3 illustrates how the vibration behavior in the motor vehicle can be influenced.
  • Plotted along the single axis in Fig. 3 is the frequency in Hertz. In a frequency range between 1 Hz and almost 3 Hz, there are natural vibrations of the motor vehicle body 10. In a frequency range between about 6 Hz and 10 Hz, there are natural vibrations of the wheel 12.
  • the active suspension with the elements 18, 20, 22 can on the in 3 affects the frequency range shown by the bar 26, thus mainly influences vibrations of the motor vehicle body 10.
  • the controllable damper 24 there are two alternatives: It can be used a simple switchable damper or a conventional hydraulic adjustable damper. Such a damper affects frequencies in the area represented by the bar 28.
  • damper 24 In addition to the active suspension, frequencies up to the natural frequency range of the wheel vibrations 12 become possible. Even more suitable as a switchable or conventional variable attenuator is a magnetorheological continuously variable attenuator as damper 24. Such a damper may affect the frequency range illustrated by bar 30. Such a damper can in particular clearly influence wheel vibrations with the natural frequency.
  • the active suspension can therefore be combined with either a switchable or conventional variable damper or a magnetorheological continuously adjustable damper.
  • the damper 24 should be set so that the active suspension can work as optimally as possible. Since the electric motor and gear of the actuator 20 must work to influence the spring 18 against the damper 24, this should then provide as little damping force. It is different when wheel vibrations are in the center of interest. Then, the damper 24 should be adjusted so that (neglecting the active suspension) if possible, a strong damping force is provided.

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Abstract

Während im Stand der Technik aktive Federsysteme mit passiven Dämpfern kombiniert werden und regelbare Dämpfer lediglich zusammen mit passiven Federsystemen eingesetzt werden, wird erfindungsgemäß ein aktives Federungssystem (18, 20, 22) mit einem zwischen zumindest zwei Einstellzuständen schaltbaren und bevorzugt vollständig regelbaren Dämpfer (24) kombiniert. Die Dämpferkennlinie kann dann passend zu einem Kraftfahrzeugzustand eingestellt werden: Im Normalfall soll das aktive Federungssystem Schwingungen eines Kraftfahrzeugsaufbaus (10) beeinflussen, bei unebener Fahrbahn (14) soll hingegen der Dämpfer (24) Radschwingungen beeinflussen.

Description

Kraftfahrzeug mit verbesserter Radbewegungsdämpfung
BESCHREIBUNG:
Die Erfindung betrifft ein Kraftfahrzeug. Bekanntlich umfasst ein Kraftfahrzeug eine Mehrzahl von Rädern und einen Kraftfahrzeugaufbau, der relativ zu den Rädern beweglich ist. Damit die Relativbewegung zwischen Kraftfahrzeugaufbau und Räder nicht beliebig ist, ist bekanntlich ein Federungssystem an zumindest einem der Räder vorgesehen, über das das Rad mit dem Kraftfahrzeugaufbau gekoppelt ist. Bewegungen werden durch eine Dämpfeinrichtung in ihrem Ausmaß gedämpft.
Ursprünglich wurden in Kraftfahrzeugsystemen rein passive Federungssysteme und passive Dämpfer verwendet. Passive Dämpfer verhalten sich ge- maß einer vorgegebenen Kraft-Geschwindigkeits-Kennlinie. Der Dämpfer bringt hierbei eine Gegenkraft auf.
Man ist nun dazu übergegangen, in Kraftfahrzeugen entweder den Dämpfer zu regeln oder im Federungssystem eine Regelung vorzugeben. Regelbare Dämpfer können hydraulisch arbeiten. Es sind auch regelbare Dämpfer bekannt, die magnetorheologisch arbeiten. Die Ansteuerung derartiger magne- torheologischer Dämpfer ist beispielsweise in der US 2003/0195683 A1 , der EP 1 557 304 A1 und der DE 10 2004 058 736 A1 beschrieben. Im US- Patent 5,390,121 ist beschrieben, dass ein Dämpfer (in diesem Fall ein so genannter semiaktiver Dämpfer) unterschiedliche Einstellmöglichkeiten bietet, wobei vorgesehen ist, ein unterschiedliches Dämpfungsverhalten in Abhängigkeit von einem Fahrmodus, welcher über einen Schalter vom Fahrer einstellbar ist, festzulegen.
Bei Verwendung eines regelbaren Dämpfers in Zusammenhang mit einem passiven Federungssystem ist wegen einer variablen Einstellung der Kraft- Geschwindigkeits-Kennlinie des Dämpfers, also durch die Möglichkeit einer Einstellung gemäß einem Kennfeld, ein Betrag der Dämpfkraft beliebig bestimmbar. Nicht bestimmbar ist die Richtung der Kraft. Die vorliegende Erfindung geht von einem Kraftfahrzeug mit einem aktiven Federungssystem aus, das im Stand der Technik mit einem passiven Dämpfer kombiniert wird. Das aktive Federungssystem umfasst üblicherweise eine erste Feder und eine Stelleinrichtung zum Beeinflussen dieser ersten Feder, wobei insbesondere die wirksame Federkraft beeinflusst wird. Typischerweise wird durch die Stelleinrichtung zum Beeinflussen der Fußpunkt der ersten Feder verstellt. Dies ist beispielsweise durch Bereitstellen eines Elektromotors und eines Getriebes möglich, die zwischen dem Rad und dem Kraftfahr- zeugaufbau in einer Reihenanordnung mit der ersten Feder eingesetzt werden. Der Elektromotor wird permanent bewegt, es erfolgt dadurch eine Regelung. Ziel der Regelung ist die Herstellung bestimmter Kraftfahrzeugzustände. Üblicherweise können diese Kraftfahrzeugzustände nicht durch einen einzigen Parameter ausgedrückt werden, sondern es ist zur Beschreibung eines Kraftfahrzeugzustands eine Mehrzahl von Parametern erforderlich.
Befindet sich ein Elektromotor in einer Reihenanordnung mit der ersten Feder, so gibt es zwei im Stand der Technik bekannte und besonders verbreitete Möglichkeiten, wie das Federungssystem auszugestalten ist: Es sollte eine zweite Feder bereitgestellt werden, damit der Elektromotor und ein hiermit in Wirkverbindung stehendes Getriebe nicht den gesamten Aufbau tragen muss, sondern nur teiltragend ist, und der restliche Kraftfluss sollte über die zweite Feder erfolgen.
Es ist gemäß einer ersten Alternative möglich, die zweite Feder lediglich parallel zu dem Elektromotor mit dem Getriebe, aber eben auch in Reihenanordnung mit der ersten Feder zwischen Rad und Kraftfahrzeugaufbau anzuordnen. Eine solche Anordnung ist beispielsweise in der EP 1 681 187 A2, der EP 1 681 189 A2, der DE 10 2004 014 336 B3 und der DE 10 2005 001 735 A1 beschrieben.
Die zweite Feder kann auch alleine zwischen Rad und Kraftfahrzeugaufbau angeordnet werden, also parallel zu der Reihenanordnung aus erster Feder und Elektromotor mit Getriebe. Diese Anordnung ist aus der EP 1 512 560 A2 bekannt.
Bei den genannten Anordnungen wird typischerweise ein hydraulischer Dämpfer verwendet, der passiv ist, bei dem also die Kraft-Geschwindigkeits- Kennlinie festliegt. Es hat sich nun gezeigt, dass die Auslegung der von der ersten Feder bereitgestellten Federkraft und der durch den passiven Dämpfer bereitgestellten dämpfenden Kraft einem Zielkonflikt unterliegt. Damit kleine Stellwege erreicht werden und die Stellenergie, die die Stelleinrichtung zum Beeinflussen der ersten Feder aufbringen muss, nicht zu hoch wird, sollte die erste Feder sehr steif sein. Durch eine äußerst steife erste Feder wird eine gute Kraftdynamik im System erreicht. Es wird eine gute StelldynamHs erreicht, die Stelleinrichtung zum Beeinflussen der wirksamen Federkraft kann dies we- gen der steifen Feder besonders schnell tun. Bei steifer erster Feder verschlechtert sich jedoch die Qualität der Raddämpfung. Dadurch wird die Traktion schlechter. Aufgrund von höheren Radlastschwankungen kann auch die Fahrsicherheit abnehmen. Man kann diese dadurch lösen, dass der Dämpfer besonders stark dämpfend ausgelegt wird (eine „härtere" Kraft- Geschwindigkeits-Kennlinie aufweist). Dämpft der Dämpfer stark, werden Radschwingungen ausreichend gut gedämpft. Nachteilig ist allerdings, dass die Stelleinrichtung zum Beeinflussen der ersten Feder, also besagter Elektromotor mit dem Getriebe, eine Kraft gegen den Dämpfer aufbringen muss, so dass das aktive Federungssystem bei Bereitstellen einer größeren Dämpfkraft durch den Dämpfer möglicherweise nicht mehr so gut arbeiten kann wie gewünscht.
Es ist Aufgabe der Erfindung, das Federungs- und Dämpfungssystem für ein Kraftfahrzeug so zu optimieren, dass das Schwingungsverhalten von Kraft- fahrzeugaufbau und Rad soweit beeinflusst werden kann, dass möglichst wenig Probleme auftreten.
Die Aufgabe wird durch ein Kraftfahrzeug mit den Merkmalen gemäß Patentanspruch 1 gelöst: Erfindungsgemäß ermöglicht somit die Dämpfeinrichtung (insbesondere ein einzelner Dämpfer) im Fahrzeugbetrieb eine Umschaltung zwischen zumindest zwei Einstellzuständen, wobei die Dämpfeinrichtung in einem ersten Einstellzustand gemäß zumindest einer ersten Kraft- Geschwindigkeits-Kennlinie dämpft und in einem zweiten EinsteJIzustand gemäß zumindest einer zweiten Kraft-Geschwindigkeits-Kennlinie dämpft.
Die Dämpfeinrichtung kann also zumindest zwischen zwei Einstellzuständen umgeschalten werden, die an bestimmte Fahrsituationen optimal angepasst bereitgestellt werden können. Bei einem Kraftfahrzeug schwingt der Kraftfahrzeugaufbau üblicherweise niederfrequent und das Rad etwas höherfre- quent, typischerweise um eine Zehnerpotenz in der Frequenz höher als der Kraftfahrzeugaufbau. Ist die Fahrsituation so, dass eher mit Schwingungen im Kraftfahrzeugaufbau zu rechnen sind, kann derjenige Einstellzustand der Dämpfeinrichtung gewählt werden, in dem die relativ geringe Dämpfkraft be- reitgestellt wird. Dann kann die Stelleinrichtung zum Beeinflussen der ersten Feder besonders wirksam arbeiten, es kann also ein Elektromotor die Kraftfahrzeugaufbauschwingungen besonders wirksam dämpfen. Überfährt das Kraftfahrzeug eine relativ unebene, z. B. schlecht befestigte Bahn, ist verstärkt mit Radschwingungen zu rechnen. In diesem Falle sollte der Einstell- zustand gewählt werden, bei dem die Dämpfeinrichtung die relativ höhere Dämpfkraft aufweist, damit die Radschwingungen wirksam unterdrückt werden. Damit wird ein Radspringen vermieden, und die Fahrsicherheit wird verbessert. Eine Steuereinrichtung kann das Umschalten im Fahrzeugbetrieb veranlassen, die Dämpfereinrichtung sollte dann Steuerbefehle empfangen können.
Bevorzugt ist die Dämpfeinrichtung sogar regelbar, was dadurch ermöglicht wird, dass unterschiedliche Einstellzustände der Dämpfeinrichtung kontinuierlich ineinander übergehen (also ein ganzes Kraft-Geschwindigkeits- Kennfeld bereitgestellt wird). Eine Steuereinrichtung kann zum Zwecke einer Regelung dann den Einstellzustand präzise festlegen. Die Steuereinrichtung kann mit dem zentralen Steuergerät für das Gesamtfahrzeug identisch sein.
Zwar sind hydraulische Dämpfer bekannt, in denen Einstellzustände kontinu- ierlich ineinander übergehen. Bevorzugt wird bei der vorliegenden Erfindung jedoch ein magnetorheologischer Dämpfer verwendet. Dieser hat den Vorteil, dass er auch bei höheren Frequenzen bis hin in den Eigenfrequenzbereich von Radschwingungen optimal dämpfen kann.
Typische Dämpfer verhalten sich nicht nur gemäß einer einzigen Kraft- Geschwindigkeits-Kennlinie, sondern es wird zwischen einer Kraft- Geschwindigkeits-Kennlinie bei Druckbeaufschlagung und einer Kraft- Geschwindigkeits-Kennlinie bei Zugbeaufschlagung unterschieden. Grund hierfür ist, dass eine Wirkflüssigkeit in den Dämpfern bei Druck und Zug über unterschiedliche Ventile läuft. Bevorzugt gibt es daher zu jedem Einstellzustand zwei Kraft-Geschwindigkeits-Kennlinien, z. B. im ersten Einstellzustand bei Druck die erste Kraft-Geschwindigkeits-Kennlinie und bei Zug eine dritte Kraft-Geschwindigkeits-Kennlinie und im zweiten Einstellzustand bei Druck eine zweite Kraft-Geschwindigkeits-Kennlinie und bei Zug eine vierte Kraft- Geschwindigkeits-Kennlinie. Naturgemäß sollten sich die erste und die zweite Kraft-Geschwindigkeits-Kennlinie wie auch die dritte und die vierte Kraft- Geschwindigkeits-Kennünie voneinander in zumindest einem Kennlinienbereich voneinander unterscheiden.
Die Erfindung kann im Zusammenwirken mit aktiven Federungssystemen der eingangs beschriebenen Art verwirklicht werden, es wird also die Stelleinrichtung zum Beeinflussen in einer Reihenanordnung mit der ersten Feder zwischen Rad- und Kraftfahrzeugaufbau angeordnet, und durch die Stelleinrich- tung zum Beeinflussen wird der Federfußpunkt verstellt. Dies kann insbesondere mittels eines Motors und eines Getriebes erfolgen, wobei der Motor von einer Steuereinrichtung ansteuerbar sein soll, was insbesondere im Rahmen einer Regelung geschehen soll. Die besagte Steuereinrichtung kann das zentrale Steuergerät für das gesamte Kraftfahrzeug sein. Die Erfin- düng ist bei beiden oben genannten Ausführungsformen ermöglicht, bei denen eine zweite Feder bereitgestellt wird, und zwar sowohl bei der Ausführungsform, bei der die Feder parallel zu der Stelleinrichtung zum Beeinflussen und damit in einer Reihenanordnung mit der ersten Feder zwischen dem Rad und dem Kraftfahrzeugaufbau angeordnet ist, als auch bei der Ausfüh- rungsform, bei dem die zweite Feder zwischen dem Rad und dem Kraftfahrzeugaufbau und parallel zu der Reihenanordnung aus erster Feder und Motor mit Getriebe angeordnet ist.
Wie im Stand der Technik bei aktiven Federungssystemen bekannt, können die verwendeten Federn torsionsbelastete Stahlfedern sein.
Während im Stand der Technik regelbare Dämpfer nur zusammen mit passiven Federungssystemen verwendet werden und aktive Federungssysteme mit passiven Dämpfern verwendet werden, wird vorliegend ein regelbarer Dämpfer zusammen mit einem aktiven Federungssystem eingesetzt.
Nachfolgend werden bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung unter Bezug auf die Zeichnung beschrieben, wobei
Fig. 1 eine erste Ausführungsform der Erfindung veranschaulicht,
Fig. 2 eine zweite Ausführungsform der Erfindung veranschaulicht und Fig. 3 anhand einer Frequenzachse darstellt, welche Bauteile, die bei der Erfindung verwendet werden können, welche Wirkungen haben.
In den Fig. 1 und 2 ist ein so genanntes Viertelfahrzeugmodell mit aktiver Federung veranschaulicht. Symbolisch dargestellt ist der Kraftfahrzeugaufbau 10 und ein Rad 12 von vier Rädern des Kraftfahrzeugs (daher „Viertelfahrzeugmodell"). Das Rad 12 fährt auf einer Bahn 14 und stellt selbst, insbesondere durch den Reifengummi, eine Radfeder 16 bereit. Vorliegend geht es um das Wechselwirken zwischen Kraftfahrzeugaufbau 10 und Rad 12. Die Wechselwirkung wird durch eine aktive Federung wesentlich bestimmt. Im Rahmen der aktiven Federung ist eine erste Feder 18 bereitgestellt, und zwar in einer Reihenanordnung mit einer Stelleinrichtung 20, die den Fußpunkt der Feder 18 verstellen kann. Üblicherweise umfasst die Steuereinrichtung 20 einen Motor und ein damit gekoppeltes Getriebe, wobei der Motor von einer in den Figuren nicht gezeigten Steuereinheit, üblicherweise dem zentralen Steuergerät des Kraftfahrzeugs zum Zwecke der Regelung des Kraftfahrzeugverhaltens angesteuert wird. Die Reihenanordnung aus erster Feder 18 und der Stelleinrichtung 20 zum Beeinflussen der Feder 18 soll nicht allein den gesamten Kraftfahrzeugaufbau 10 relativ zum Rad 12 tragen. Daher ist eine zweite Feder 22 bereitgestellt. Bei einer ersten Ausführungsform gemäß Fig. 1 ist die Feder 22 parallel zu der Stelleinrichtung 20 zum Beeinflussen der Feder 18 angeordnet, aber in Reihenanordnung mit der Feder 18 zwischen Kraftfahrzeugaufbau 10 und Rad 12. Bei der in Fig. 2 gezeigten zweiten Ausführungsform ist die Feder 22 hingegen parallel zur ge- samten Reihenanordnung aus erster Feder 18 und der Stelleinrichtung 20 zum Beeinflussen der Feder 18 angeordnet, also unmittelbar zwischen Kraftfahrzeugaufbau 10 und Rad 12. Die Stelleinrichtung 20 wirkt nur auf genau eine Feder 18 ein.
Zu einem aktiven Federungssystem, wie es soeben erläutert und dargestellt wurde, wird im Stand der Technik üblicherweise ein passiver Dämpfer verwendet. Bei den in den Fig. 1 und 2 gezeigten beiden Ausführungsformen der Erfindung hingegen wird ein regelbarer Dämpfer 24 eingesetzt. Durch dasselbe Steuergerät (nicht gezeigt), das die Stelleinrichtung 20 zum Beein- flussen der Feder 18 ansteuert, kann auch der Dämpfer 24 angesteuert werden. Durch die Regelbarkeit des Dämpfers 24 ist es möglich, passend zu einer Fahrsituation eine geeignete Kraft-Geschwindigkeits-Kennlinie zu wählen, und zwar jeweils für Druckbeaufschlagung und Zugbeaufschlagung des Dämpfers 24. Je mehr und je stärker Schwingungen des Rades 12 auftreten oder auftreten könnten und je weniger Schwingungen des Kraftfahrzeugsaufbaus 10 auftreten bzw. auftreten könnten, desto mehr sollte der Dämpfer 24 dämpfen.
Fig. 3 veranschaulicht, wie das Schwingungsverhalten im Kraftfahrzeug be- einflusst werden kann. Aufgetragen ist längs der einzigen Achse in Fig. 3 die Frequenz in Hertz. In einem Frequenzbereich zwischen 1 Hz und fast 3 Hz gibt es Eigenschwingungen des Kraftfahrzeugaufbaus 10. In einem Frequenzbereich zwischen ca. 6 Hz und 10 Hz gibt es Eigenschwingungen des Rades 12. Die aktive Federung mit den Elementen 18, 20, 22 kann auf den in Fig. 3 durch den Balken 26 dargestellten Frequenzbereich Einfluss nehmen, beeinflusst also hauptsächlich Schwingungen des Kraftfahrzeugsaufbaus 10. Für den regelbaren Dämpfer 24 gibt es zwei Alternativen: Es kann ein einfacher schaltbarer Dämpfer verwendet werden oder auch ein konven- tioneller hydraulischer regelbarer Dämpfer. Ein solcher Dämpfer beeinflusst Frequenzen in dem durch den Balken 28 dargestellten Bereich. Über die aktive Federung hinaus werden also Frequenzen bis in Richtung des Eigenfrequenzbereichs der Radschwingungen 12 möglich. Noch geeigneter als ein schaltbarer oder konventioneller regelbarer Dämpfer ist ein magnetorheolo- gischer kontinuierlich regelbarer Dämpfer als Dämpfer 24. Ein solcher Dämpfer kann den durch den Balken 30 veranschaulichten Frequenzbereich beeinflussen. Ein solcher Dämpfer kann insbesondere eindeutig auf Radschwingungen mit der Eigenfrequenz Einfluss nehmen.
Die aktive Federung ist also entweder mit einem schaltbaren bzw. konventionellen regelbarem Dämpfer oder einem magnetorheologischen kontinuierlich regelbaren Dämpfer kombinierbar. Solange Schwingungen des Kraftfahrzeugaufbaus 10 im Zentrum des Interesses liegen, sollte der Dämpfer 24 so eingestellt sein, dass die aktive Federung möglichst optimal arbeiten kann. Da Elektromotor und Getriebe der Stelleinrichtung 20 zum Beeinflussen der Feder 18 gegen den Dämpfer 24 arbeiten müssen, sollte dieser dann möglichst wenig Dämpfkraft bereitstellen. Anders ist es, wenn Radschwingungen im Zentrum des Interesses stehen. Dann sollte der Dämpfer 24 so eingestellt sein, dass (bei Vernachlässigung der aktiven Federung) möglichst eine starke dämpfende Kraft bereitgestellt wird.

Claims

PATENTANSPRÜCHE.
1. Kraftfahrzeug mit einer Mehrzahl von Rädern und einem Kraftfahrzeugaufbau (10), der relativ zu den Rädern beweglich ist, wobei zu- mindest eines (12) der Räder mit dem Kraftfahrzeugaufbau (10) über ein Federungssystem (18, 20, 22) und eine Dämpfeinrichtung (24) gekoppelt ist, wobei das Federungssystem zumindest eine erste Feder (18) und eine Stelleinrichtung (20) zum Beeinflussen genau der ersten Feder (18) umfasst, so dass es als aktives Federungssystem bereit- gestellt ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpfeinrichtung (24) im Fahrzeugbetrieb eine Umschaltung zwischen zumindest zwei Einstellzuständen ermöglicht, wobei sie in einem ersten Einstellzustand gemäß zumindest einer ersten Kraft- Geschwindigkeits-Kennlinie dämpft und in einem zweiten Einstellzustand gemäß zumindest einer zweiten Kraft-Geschwindigkeits- Kennlinie dämpft.
2. Kraftfahrzeug nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass
Einstellzustände der Dämpfeinrichtung (24) kontinuierlich ineinander übergehen und ein Einstellzustand durch eine Steuereinrichtung festlegbar ist.
3. Kraftfahrzeug nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpfeinrichtung (4) einen magnetorheologischen Dämpfer umfasst.
4. Kraftfahrzeug nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem die Dämpfeinrichtung (24) im ersten Einstellzustand bei Druck gemäß einer ersten Kraft-Geschwindigkeits-Kennlinie und bei Zug gemäß einer dritten Kraft-Geschwindigkeits-Kennlinie dämpft und im zweiten Einstellzustand bei Druck gemäß einer zweiten Kraft- Geschwindigkeits-Kennlinie und bei Zug gemäß einer vierten Kraft-
Geschwindigkeits-Kennlinie dämpft.
5. Kraftfahrzeug nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem die Stelleinrichtung (20) zum Beeinflussen der ersten Feder (18) in ei- ner Reihenanordnung mit der ersten Feder (18) zwischen dem zumindest einen (12) der Räder und dem Kraftfahrzeugaufbau (10) angeordnet sind und dazu ausgelegt sind, einen Federfußpunkt zu verstellen.
6. Kraftfahrzeug nach Anspruch 4, bei dem die Stelleinrichtung (20) zum Beeinflussen der ersten Feder (18) einen Motor und ein Getriebe aufweist, wobei der Motor von einer Steuereinrichtung ansteuerbar ist.
7. Kraftfahrzeug nach Anspruch 5 oder 6, bei dem eine zweite Feder (22) parallel zu der Stelleinrichtung (20) zum Beeinflussen der ersten Feder (18) und damit in einer Reihenanordnung mit der ersten Feder (18) zwischen dem zumindest einen (12) der Räder und dem Kraftfahrzeugaufbau (10) angeordnet ist.
8. Kraftfahrzeug nach Anspruch 5 oder 6, bei dem eine zweite Feder (22) zwischen dem zumindest einen (12) der Räder und dem Kraftfahrzeugaufbau (10) und damit parallel zu der Reihenanordnung angeordnet ist.
9. Kraftfahrzeug nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem jede Feder (18, 22) eine torsionsbeanspruchte Stahlfeder ist.
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