WO2010006878A1 - Elektromechanischer aktuator; insbesondere für einen wankstabilisator eines kraftfahrzeugs - Google Patents

Elektromechanischer aktuator; insbesondere für einen wankstabilisator eines kraftfahrzeugs Download PDF

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WO2010006878A1
WO2010006878A1 PCT/EP2009/057710 EP2009057710W WO2010006878A1 WO 2010006878 A1 WO2010006878 A1 WO 2010006878A1 EP 2009057710 W EP2009057710 W EP 2009057710W WO 2010006878 A1 WO2010006878 A1 WO 2010006878A1
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rotor
electromechanical actuator
actuator according
transmission
electric motor
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PCT/EP2009/057710
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Ulrich Grau
Thorsten MEYERHÖFER
Ralf Mayer
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Schaeffler Kg
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Publication date
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    • B60G21/02—Interconnection systems for two or more resiliently-suspended wheels, e.g. for stabilising a vehicle body with respect to acceleration, deceleration or centrifugal forces permanently interconnected
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    • F16D7/06—Slip couplings, e.g. slipping on overload, for absorbing shock of the ratchet type with intermediate balls or rollers
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    • B60G2202/42—Electric actuator
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B60G2204/00—Indexing codes related to suspensions per se or to auxiliary parts
    • B60G2204/40—Auxiliary suspension parts; Adjustment of suspensions
    • B60G2204/419—Gears

Definitions

  • Electromechanical actuator in particular for a roll stabilizer of a
  • the invention relates to an electromechanical actuator, in particular for a roll stabilizer of a motor vehicle, with two actuator elements which are rotatable about a common axis of rotation to each other, including an electric motor and a gear coupled thereto are provided, wherein for transmitting a torque of the electric motor in an actuator - Is arranged ment and an output shaft of the transmission is coupled to the other actuator element.
  • Such systems such as a roll stabilizer, usually include an electromechanical actuator having an electric motor and a downstream transmission. About the electric motor-gear combination two actuator elements can be rotated against each other. In the case of a roll stabilizer, the two actuator elements are each coupled to a torsion bar spring, which in turn are mounted on the chassis side and connected to a respective wheel via a pendulum rod. Depending on the actuator rotation, torques can be built up and transmitted to the torsion bars, which are twisted in this case. serve motion compensation.
  • the basic structure of such a roll stabilizer for example, is well known to the person skilled in the art and need not be described in detail.
  • peak loads may occur, for example in the case of a sill crossover, which act on the electromechanical system, in this case the actuator of the roll stabilizer, for example.
  • the actuator is designed accordingly, so that these load peaks can be absorbed actuator side, that is, in the actuator design already resulting load peaks, which may be more than twice their rated load, depending on the application, are taken into account.
  • these systems, ie the actuator according to mechanically significantly larger dimensions than would be required in terms of the actual nominal load, resulting in higher costs and weight penalties.
  • the invention is therefore based on the problem to provide an electromechanical actuator, which can be dimensioned sufficiently small or designed in particular when used in automotive engineering such as a roll stabilizer despite the high load peaks occurring due to the application.
  • a mechanical overload clutch is provided in the torque transmitting load train from the electric motor to the transmission output shaft.
  • an overload protection in the form of an overload clutch is integrated according to the invention, which reduces the loads occurring on the actuator to a defined overload, which are well below the overloads without integration of such overload protection.
  • This can be the sizing can be significantly reduced in terms of maximum load and individual events, after the overload condition strongly influenced elements, namely the electric motor respectively the rotor, are decoupled via the overload clutch.
  • the overload clutch is to be integrated with respect to the dynamics when the overload occurs so that the element or elements are decoupled with a high inertia, since in dynamic misuse errors such as a rocker crossing, which leads to a very short-term, high overload results, it is precisely the mass inertias in the system that are decisive for the overloads that occur.
  • electromechanical systems add, due to the limited torque capacities of the electric motors used, usually permanently excited, brushless DC motors, as a rule via a highly translating mechanical transmission.
  • the rotor of the electric motor represents the essential mechanical inertia.
  • shock loads as described in the electric roll stabilizer z. B.
  • a reversible overload clutch integrated preferably see between the rotor of the electric motor and the downstream transmission, it is achieved that at a defined overload torque, which is defined on the design of the overload clutch, the electric motor respectively its rotor from Gearbox is decoupled, which means that the corresponding inertia of the system is decoupled and thus the overload on the actuator can be significantly reduced. It is irrelevant whether the decoupling acts directly on the rotor of the electric motor or on another transmission element of the transmission, only the decoupling of the actual mass inertia is important.
  • the overload clutch provided according to the invention can be present at different regions in the torque-transmitting load train from the electric motor to the transmission output shaft.
  • the integration of the overload protection can also address a further problem resulting from the damping characteristic of the electric motor.
  • a safe state of the system is sought in case of failure of the electrical system that the electric motor is short-circuited and thus a meaningful and safe condition is achieved by the resulting damping for driving safety.
  • the damping characteristic of the electric motor has a peculiarity that is safety-critical.
  • the damping torque in the permanently excited brushless DC motor used shows a speed-dependent maximum torque.
  • the integration of the mechanical overload clutch according to the invention allows the smaller dimensions of the actuator, since the maximum trapped overloads can be reduced by the coupling to a much lower compared to the real overload. This means that the engine only has to absorb significantly lower load peaks, which in turn means that the actuator as a whole can be made smaller, lighter and more cost-effective in terms of space.
  • the electromechanical actuator it is necessary or expedient according to the invention to decouple the elements actually representing the mass inertia from the system.
  • the rotor of the electric motor represents the essential mechanical inertia. Since there is already a mechanical interface between the rotor and the transmission input, according to the invention the overload clutch expediently integrated between the electric motor rotor and the input of the downstream transmission, that is, the rotor is decoupled directly. It would also be conceivable integration on another transmission element of the transmission.
  • the overload clutch may be an axially or radially acting spring-loaded detent coupling.
  • This latching clutch acted upon by a torque opens upon reaching the defined overload torque, that is to say that the clutch elements latching to one another are released from one another, and the latching positions are skipped over.
  • the overload clutch can act axially or radially depending on the structure of the actuator.
  • first element in particular the rotor, rotatably coupled first locking element with snap-in receptacles and with a decoupled from the first element second element, in particular a sun gear of the transmission, rotatably coupled second locking element, one of which is spring-loaded, wherein either the second detent element likewise has detent receptacles and, in particular, spherical detent elements are provided between the two detent elements, or one or more detent projections, which form a type of end or radial toothing, are provided on the second detent element.
  • the two Rastieretti are thus connected to two elements which are to be decoupled from each other via the clutch.
  • one of the detent elements is designed in the manner of a disk and the other in the manner of a sleeve, wherein a spring element, preferably a helical spring, is arranged in the sleeve.
  • a spring element preferably a helical spring
  • the locking coupling expediently has a shaft which is non-rotatably connected to the transmission input, in particular a sun gear of the transmission, and which extends into the hollow cylindrical rotor and is connected to a Rastierelement, while the other Rastierelement with connected to the rotor.
  • the latching element located on the shaft is expediently the sleeve which, since spring-loaded, is mounted so as to be axially displaceable on the shaft. Due to the integration of the shaft inside the rotor sufficient space for the integration of the sleeve is given.
  • the other Rastierelement, so the disc is provided on the rotor, wherein the selected construction allows a simple structure respectively a simple integration in the rotor interior.
  • the overload clutch can also be designed as an axially or radially acting friction clutch.
  • the elements to be decoupled are connected via a friction element which is frictionally connected with two coupling partners. As long as the applied torque is lower than the breakaway torque of the friction element, both elements are rotatably connected.
  • the friction element slips on one or the other friction partner, that is, both rotate relative to each other, the clutch opens.
  • the design of the friction partners can also be defined in a simple way, the overload, so therefore a need-based exact interpretation can be achieved.
  • the friction clutch expediently comprises an axially or radially prestressed friction ring, which is clamped between two elements to be decoupled from one another.
  • This cross-rotor provided ring arranged in a shaft side and / or ring side receiving space.
  • the ring itself is expediently secured axially by means of a securing ring provided on the shaft side.
  • the ring can also serve the radial pivot bearing of the rotor, because it is possible to radially rotatably support the rotor via the ring, that is, that a corresponding rolling bearing is mounted on the ring.
  • the invention further relates to a roll stabilizer for a motor vehicle, comprising two torsion bar springs, which are connected via an actuator of the type described.
  • FIG. 1 is a schematic diagram of a roll stabilizer according to the invention with an actuator according to the invention
  • Fig. 3 is an enlarged partial view of the actuator of Figure 2 in the region of the locking coupling
  • Fig. 4 is a detail view of the actuator of a second embodiment with a friction clutch.
  • Fig. 1 shows a roll stabilizer 1, comprising two torsion springs 2, 3, which are rotatably mounted on the vehicle side via respective bearings 4, 5 and connected with their ends 6, 7 via a pendulum rod to the wheel of the motor vehicle, be it a front wheel or a rear wheel are.
  • the two torsion bar springs are connected to each other rotatably via an actuator 8 according to the invention.
  • FIG. 2 shows a sectional view through the actuator 8 from FIG. 1. Shown is an electric motor 9, which is accommodated in a first actuator part 10 in the manner of a housing. Downstream of the electric motor is a gear 11 which is coupled to the rotor 12 which is rotatably received in the stator 13. The transmission 11 has a rotatably mounted gear output shaft 14 which is connected to the torsion bar spring 2. On the other hand, the torsion bar spring 3 connected to the first actuator element 10. Obviously, it is possible via this structure, the two torsion springs 2, 3 rotate relative to each other.
  • the overload clutch 15 is designed here as a detent coupling. It comprises a first detent element 16, which is like a disk and is rotatably connected to the rotor 12.
  • the Rastierelement 16 is received in a sleeve 17 which is connected to the rotor 12, via which sleeve 17, the rotary mounting of the rotor 12 is realized via a rolling bearing 18.
  • On the side facing the rotor inner side of the first locking element 16 and the disc 16 locking receptacles 19 are provided, in the locking elements 20, here balls intervene.
  • the first detent element is assigned a second detent element 21 in the form of a sleeve, on the end face of which locking receptacles 22 are likewise provided which engage on the other side of the spherical detent elements 20. This means that they are accommodated in respectively opposite latching receivers 19, 22.
  • the second locking element or the sleeve 21 is spring-loaded via a coil spring 23. This is on the one hand on the inside of the sleeve bottom 24 superimposed, the other end is located on a driver 25 at. At this driver 25, the sleeve 21 is mounted axially displaceable, so that it can deflect against the restoring force of the coil spring 23.
  • the driver 25 in turn is located on a shaft 26 which is rotatably connected to the sun gear 27 or other input shaft of the transmission 11.
  • the shaft 26 extends apparent from the transmission 11 coming into the rotor interior, where sufficient space is available to integrate the disc 16 and the sleeve 21.
  • the spring force of the coil spring 23 is adjusted so that the balls 20 ensure the rotational connection between the Rastierin 16 and the Rastierhülse 21 up to a defined torque. This is done by the force acting on the balls spring force and provided in the sleeve 21 and the disc 16 locking receivers 19, 22.
  • a sliding bearing 28 via which the disc 16 is slidably mounted on the shaft 26.
  • a rolling bearing there may also be provided a rolling bearing.
  • a friction lining can also be used to specifically increase the friction.
  • the sleeve 21 is spring-loaded, it would also be conceivable in principle to connect the disk 16 axially displaceably and spring-mounted on the rotor 12 in the reverse mode of operation.
  • the sleeve 21 would then be a rigid, unsprung member which rotates with the gear while the disc 16 rotates with the rotor, as in the embodiment of FIG. 3 is the case.
  • FIG. 3 shows an axially acting detent coupling
  • the detent coupling would also be integrable into the interior of the rotor 12 in this case.
  • FIG. 4 shows a further embodiment of an actuator 8, whereby only a partial section is shown here as well. As far as possible, the same reference numerals are used.
  • an electric motor 9 and a gear 11, which in turn here via an overload clutch 15 are decoupled from each other.
  • the overload clutch 15 is designed here as a friction clutch.
  • the friction clutch acts radially and in turn decouples the rotor 12 of the electric motor 9 from the transmission input, in this case the sun gear 27.
  • the sun gear 27 has an extended journal 32, which is overlapped by a rotor seat 29 on the rotor 29.
  • the bearing seat 29 is rotatably connected to the rotor 12 and on the other side via the rolling bearing 18, which takes over the rotor pivot bearing superimposed.
  • the bearing seat 29 has a groove-like recess 30, in which a friction element 31 is received in the form of a prestressed friction ring.
  • the bias of the friction ring 31 is now adjusted so that a defined torque via the rotational connection between the sun gear 27 and the rotor 12 can be frictionally transmitted. As soon as the applied torque is greater than the breakaway torque, the connection slips with a constant friction torque. If the applied torque is smaller than the friction torque, the moment driving between the rotor 12 and transmission input, so the sun gear 27, again guaranteed. LIST OF REFERENCE NUMBERS

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Abstract

Elektromechanischer Aktuator (1), insbesondere für einen Wankstabilisator eines Kraftfahrzeugs, mit zwei Aktuatorelementen (2,10), die um eine gemeinsame Drehachse herum zueinander verdrehbar sind, wozu ein Elektromotor (9) und ein mit diesem gekoppeltes Getriebe (11) vorgesehen sind, wobei zur Übertragung eines Drehmoments der Elektromotor im einen Aktuatorelement angeordnet ist und eine Ausgangswelle (14) des Getriebes mit dem anderen Aktuatorelement gekoppelt ist, wobei im drehmomentübertragenden Laststrang vom Elektromotor (9) zur Getriebeausgangswelle (14) eine mechanische Oberlastkupplung (15) vorgesehen ist.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Elektromechanischer Aktuator, insbesondere für einen Wankstabilisator eines
Kraftfahrzeugs
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft einen elektromechanischen Aktuator, insbesondere für einen Wankstabilisator eines Kraftfahrzeugs, mit zwei Aktuatorelementen, die um eine gemeinsame Drehachse herum zueinander verdrehbar sind, wozu ein Elektromotor und ein mit diesem gekoppeltes Getriebe vorgesehen sind, wobei zur Übertragung eines Drehmoments der Elektromotor im einen Aktuatorele- ment angeordnet ist und eine Ausgangswelle des Getriebes mit dem anderen Aktuatorelement gekoppelt ist.
Hintergrund der Erfindung
Zur Steuerung insbesondere fahrwerksseitiger Komponenten werden im Automobilbau häufig hydraulische Systeme verwendet, die jedoch zunehmend durch elektromechanische Systeme ersetzt werden. Beispiele hierfür sind z. B. elektromechanische Lenkungen oder insbesondere elektrische Wankstabilisie- rungssysteme. Solche Systeme, beispielsweise ein Wankstabilisator, umfassen in der Regel einen elektromechanischen Aktuator, der einen Elektromotor sowie ein ihm nachgeschaltetes Getriebe aufweist. Über die Elektromotor- Getriebe-Kombination können zwei Aktuatorelemente gegeneinander verdreht werden. Im Falle eines Wankstabilisators sind die beiden Aktuatorelemente mit jeweils einer Drehstabfeder gekoppelt, die wiederum fahrwerkseitig gelagert und mit jeweils einem Rad über eine Pendelstange verbunden sind. Je nach Aktuatorverdrehung können Drehmomente aufgebaut und an die Drehstabfedern, die hierbei tordiert werden, übertragen werden, die wiederum der Wank- bewegungskompensation dienen. Der grundsätzliche Aufbau beispielsweise eines solchen Wankstabilisators ist dem Fachmann hinlänglich bekannt und muss nicht näher beschrieben werden.
Im Betrieb des Kraftfahrzeugs kann es, beispielsweise bei einer Schwellerüberfahrt, zu Lastspitzen kommen, die auf das elektromechanische System, hier also den Aktuator beispielsweise des Wankstabilisators, wirken. Bisher wird der Aktuator entsprechend ausgelegt, damit diese Lastspitzen aktuatorseitig aufgefangen werden können, das heißt, dass bei der Aktuatorauslegung be- reits entstehende Lastspitzen, die je nach Anwendungsfall auch mehr als den zweifachen Wert deren Nennlast betragen können, berücksichtigt werden. Hierzu sind diese Systeme, also der Aktuator, entsprechend mechanisch deutlich größer dimensioniert, als es im Hinblick auf die eigentliche Nennlast erforderlich wäre, was zu höheren Kosten und Gewichtsnachteilen führt.
Zusammenfassung der Erfindung
Der Erfindung liegt damit das Problem zugrunde, einen elektromechanischen Aktuator anzugeben, der insbesondere bei Einsatz im Automobilbau wie bei- spielsweise einem Wankstabilisator trotz der einsatzbedingt auftretenden hohen Lastspitzen hinreichend klein dimensioniert bzw. ausgelegt werden kann.
Zur Lösung dieses Problems ist bei einem elektromechanischen Aktuator der eingangs genannten Art erfindungsgemäß vorgesehen, dass im Drehmoment übertragenden Laststrang vom Elektromotor zur Getriebeausgangswelle eine mechanische Überlastkupplung vorgesehen ist.
Erfindungsgemäß wird vorgeschlagen, auftretende Überlasten im System, also im Aktuator, durch geeignete Maßnahmen auf einen definierten Überlastwert zu reduzieren. Hierzu ist erfindungsgemäß eine Überlastsicherung in Form einer Überlastkupplung integriert, die die am Aktuator auftretenden Lasten auf eine definierte Überlast reduziert, die deutlich unter den Überlasten ohne Integration einer solchen Überlastsicherung liegen. Damit kann die Dimensionierung bezüglich maximaler Last und Einzelereignisse deutlich reduziert werden, nachdem die überlastbedingt stark beeinflussbaren Elemente, nämlich der Elektromotor respektive dessen Rotor, über die Überlastkupplung entkoppelt werden. Die Überlastkupplung ist in Bezug auf die Dynamik beim Auftreten der Überlast so zu integrieren, dass das oder die Elemente mit einer hohen Masseträgheit abgekoppelt werden, da bei dynamischen Missbrauchsfehlern wie beispielsweise einer Schwellerüberfahrt, die zu einer sehr kurzzeitig auftretenden, hohen Überlast führen, führt, gerade die im System vorhandene Massenträgheiten entscheidend für die auftretenden Überlasten sind. Gerade elektrome- chanische Systeme fügen durch die begrenzten Momentkapazitäten der verwendeten Elektromotoren, üblicherweise permanent erregte, bürstenlose Gleichstrommotoren, in der Regel über ein hochübersetzendes mechanisches Getriebe. Dies führt dazu, dass in der Regel der Rotor des Elektromotors die wesentliche mechanische Trägheit darstellt. Bei stoßartigen Belastungen, die wie beschrieben im elektrischen Wankstabilisator z. B. durch eine einseitige Schwellerüberfahrt verursacht werden, verhindert diese hohe Masseträgheit einen schnellen Momentenabbau und ist deshalb ursächlich für die mechanischen Überlasten, die auf den Aktuator wirken. Wird dagegen, wie erfindungsgemäß vorgesehen, eine reversible Überlastkupplung integriert, bevorzugt zwi- sehen den Rotor des Elektromotors und das nachgeschaltete Getriebe, so wird erreicht, dass bei einem definierten Überlastmoment, das über die Auslegung der Überlastkupplung definiert wird, der Elektromotor respektive sein Rotor vom Getriebe entkoppelt wird, das heißt, dass damit auch die entsprechende Massenträgheit vom System entkoppelt wird und damit die Überlast am Aktua- tor deutlich reduziert werden kann. Dabei ist es unerheblich, ob die Entkopplung direkt am Rotor des Elektromotors oder an einem anderen Übertragungsglied des Übersetzungsgetriebes angreift, wichtig ist lediglich die Entkopplung der eigentlichen Massenträgheit. Deshalb kann die erfindungsgemäß vorgesehene Überlastkupplung an unterschiedlichen Bereichen im Drehmoment über- tragenden Laststrang vom Elektromotor zur Getriebeausgangwelle vorhanden sein. Durch die Integration der Überlastsicherung kann auch einem weiteren Problem, das aus der Dämpfungscharakteristik des Elektromotors resultiert, begegnet werden. Beispielsweise bei einem elektrischen Wankstabilisator wird ein sicherer Zustand des Systems bei Ausfall der Elektrik dadurch angestrebt, dass der Elektromotor kurzgeschlossen wird und damit durch die daraus resultierende Dämpfung ein für die Fahrsicherheit sinnvoller und sicherer Zustand erreicht wird. Allerdings weist, wie sich herausgestellt hat, die Dämpfungscharakteristik des Elektromotors eine Besonderheit auf, die sicherheitskritisch ist. Das Dämpfungsmoment bei dem verwendeten permanent erregten bürstenlosen Gleich- strommotor zeigt ein drehzahlabhängiges Maximalmoment. Wird dieses Moment überschritten, nimmt das Dämpfungsmoment mit steigender Drehzahl ab und das für einen sicheren Betrieb erforderliche Dämpfungsmoment kann nicht mehr bereitgestellt werden, es kommt zu einem Überdrehen des gedämpften Motors. Dieses Überdrehen kann durch eine Limitierung des am Motor angrei- fenden Moments infolge der erfindungsgemäßen Integration der mechanischen Überlastkupplung verhindert werden, nachdem eine weitere Drehzahlsteigerung mit Erreichen des Eingangsmoments respektive des Entkopplungsmoments verhindert wird.
Insgesamt lässt die erfindungsgemäße Integration der mechanischen Überlastkupplung die kleinere Dimensionierung des Aktuators zu, da die maximal aufzufangenden Überlasten durch die Kupplung auf ein gegenüber der realen Überlast deutlich niedrigeres Maß reduziert werden kann. Das heißt, dass der Motor nur deutlich niedrigere Lastspitzen auffangen muss, was wiederum dazu führt, dass der Aktuator insgesamt vom Bauraum her kleiner und leichter sowie kostengünstiger ausgelegt werden kann.
Wie bereits beschrieben, ist es bei dem elektromechanischen Aktuator erfindungsgemäß erforderlich respektive zweckmäßig, die eigentlich die Massen- trägheit darstellenden oder definierenden Elemente vom System zu entkoppeln. Wie beschrieben stellt der Rotor des Elektromotors die wesentliche mechanische Trägheit dar. Nachdem zwischen Rotor und Getriebeeingang ohnehin eine mechanische Schnittstelle gegeben ist, wird erfindungsgemäß die Ü- berlastkupplung zweckmäßigerweise zwischen dem Elektromotorrotor und dem Eingang des nachgeschalteten Getriebes integriert, das heißt, der Rotor wird direkt entkoppelt. Denkbar wäre aber auch die Integration an einem anderen Übertragungsglied des Übersetzungsgetriebes.
Nach einer ersten Erfindungsalternative kann die Überlastkupplung eine axial oder radial wirkende federbelastete Rastkupplung sein. Diese über ein Drehmoment beaufschlagte Rastkupplung öffnet mit Erreichen des definierten Über- last-Drehmoments, das heißt, die miteinander verrastenden Kupplungselemen- te lösen sich voneinander, es kommt zu einem Überspringen der Raststellungen. Die Überlastkupplung kann dabei je nach Aufbau des Aktuators axial oder radial wirken.
Sie weist zweckmäßigerweise ein mit einem ersten Element, insbesondere dem Rotor, drehfest gekoppeltes erstes Rastierelement mit Rastaufnahmen sowie ein mit einem vom ersten Element zu entkoppelnden zweiten Element, insbesondere einem Sonnenrad des Getriebes, drehfest gekoppeltes zweites Rastierelement auf, von denen eines federbelastet ist, wobei entweder das zweite Rastierelement ebenfalls Rastaufnahmen aufweist und zwischen beiden Ras- tierelementen insbesondere kugelförmige Rastelemente vorgesehen sind, oder wobei am zweiten Rastierelement ein oder mehrere Rastvorsprünge, die eine Art Stirn- oder Radialverzahnung bilden, vorgesehen sind. Die beiden Rastierelemente sind also mit zwei Elementen, die über die Kupplung voneinander zu entkoppeln sind, verbunden. Dies kann der Rotor sein, während das andere Element das Sonnenrad oder Getriebeeingangsrad des Getriebes ist, wenn die Rastkupplung direkt zwischen den Rotor und das Getriebe gesetzt wird. Die Rastierungsausgestaltung kann unterschiedlich sein. Entweder weisen beide Rastierelemente, von denen eines federbelastet ist, entsprechende Rastaus- nehmungen auf, in die gemeinsame, zwischen beiden Rastierelementen be- findliche Rastelemente, vornehmlich Rastkugeln, greifen. Im Falle des Öffnens der Kupplung rutschen die Rastelemente aus den Rastaufnahmen eines der Rastierelemente heraus, dieses dreht relativ zum anderen weiter, bis die Rastelemente nach Abnahme des anliegenden Moments in andere Rastieraufnah- men eingreifen, worüber die Kupplung wieder geschlossen wird. Anstelle solcher separater Rastelemente wäre es auch denkbar, an einem Rastierelement eine Verzahnung vorzusehen, die mit den Rastaufnahmen des anderen Rastierelements zusammenwirkt.
Insbesondere bei einer axial wirkenden Rastkupplung ist es zweckmäßig, wenn eines der Rastierelemente nach Art einer Scheibe und das andere nach Art einer Hülse ausgebildet ist, wobei in der Hülse ein Federelement, vorzugsweise eine Schraubenfeder, angeordnet ist. Gegen die Rückstell kraft der Feder wird die Hülse beim Öffnen der Kupplung und Lösen der Verrastung bewegt, die Feder drückt die Hülse wiederum in die Raststellung, worüber dann die Kupplung wieder geschlossen ist.
Bei einer axial wirkenden Rastkupplung ist es erforderlich, die Hülse sowie die Scheibe axial zu integrieren, beispielsweise zwischen Getriebe und Elektromotor. Um dies zu ermöglichen weist die Rastkupplung zweckmäßigerweise eine Welle auf, die mit dem Getriebeeingang, insbesondere einem Sonnenrad des Getriebes, drehfest verbunden ist, und die sich in den hohlzylindrischen Rotor erstreckt und mit dem einem Rastierelement verbunden ist, während das ande- re Rastierelement mit dem Rotor verbunden ist. Das auf der Welle befindliche Rastierelement ist zweckmäßigerweise die Hülse, die, da federbelastet, axial verschiebbar an der Welle gelagert ist. Infolge der Integration der Welle im Rotorinneren ist hinreichend Bauraum für die Integration der Hülse gegeben. Das andere Rastierelement, also die Scheibe, ist am Rotor vorgesehen, wobei die gewählte Konstruktion einen einfachen Aufbau respektive eine einfache Integration im Rotorinneren ermöglicht.
Nachdem wie beschrieben die Welle vom Getriebe kommend in den Rotor geführt wird, und dabei das rotorseitige Rastierelement, also die Scheibe, durch- setzt, ist es zweckmäßig, dieses Rastierelement auf der es durchsetzenden Welle gleit- oder wälzzulagern, so dass sich dort eine gute mechanische Abstützung ergibt. Alternativ zur Ausbildung als Rastkupplung kann die Überlastkupplung auch als axial oder radial wirkende Reibkupplung ausgebildet sein. Bei einer solchen Reibkupplung sind die zu entkoppelnden Elemente über ein Reibelement verbunden, das reibschlüssig mit beiden Koppel partnern verbunden ist. Solange das anliegende Drehmoment niedriger ist als das Losbrechmoment des Reibelements, sind beide Elemente drehfest miteinander verbunden. Ist das Drehmoment jedoch gleich oder größer als das Losbrechmoment, rutscht das Reibelement auf dem einen oder anderen Reibpartner, das heißt, beide drehen relativ zueinander, die Kupplung öffnet. Über die Wahl des Reibelements re- spektive die Ausgestaltung der Reibpartner kann ebenfalls auf einfache Weise die Überlast definiert werden, mithin also eine bedarfsabhängige exakte Auslegung erreicht werden.
Die Reibkupplung umfasst zweckmäßigerweise einen axial oder radial vorge- spannten Reibring, der zwischen zwei voneinander zu entkoppelnden Elementen eingespannt ist. Im Falle einer Integration der Reibkupplung zwischen Rotor und Getriebe ist der radial vorgespannte Reibring zwischen der Getriebeeingangswelle, also letztlich dem Getriebesonnenrad, und einem diese übergreifenden rotorseitig vorgesehenen Ring in einem wellenseitig und/oder ring- seitig vorgesehenen Aufnahmeraum angeordnet. Der Ring selbst ist zweckmäßigerweise mittels eines wellenseitig vorgesehenen Sicherungsring axial gesichert. Neben seiner Funktion im Rahmen der Reibkupplung kann der Ring auch der radialen Drehlagerung des Rotors dienen, denn es ist möglich, den Rotor über den Ring radial drehzulagern, das heißt, dass ein entsprechendes Wälzlager auf den Ring aufgesetzt ist.
Neben dem elektromechanischen Aktuator selbst betrifft die Erfindung ferner einen Wankstabilisator für ein Kraftfahrzeug, umfassend zwei Drehstabfedern, die über einen Aktuator der beschriebenen Art verbunden sind. Kurze Beschreibung der Zeichnung
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und wird im Folgenden näher beschrieben. Es zeigen:
Fig. 1 eine Prinzipdarstellung eines erfindungsgemäßen Wankstabilisators mit einem erfindungsgemäßen Aktuator,
Fig. 2 eine Schnittansicht durch den Aktuator aus Figur 1 ,
Fig. 3 eine vergrößerte Teilansicht des Aktuators aus Figur 2 im Bereich der Rastkupplung, und
Fig. 4 eine Detailansicht aus dem Aktuator einer zweiten Ausführungsform mit einer Reibkupplung.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnung
Fig. 1 zeigt einen Wankstabilisator 1 , umfassend zwei Drehstabfedern 2, 3, die über entsprechende Lagerstellen 4, 5 fahrzeugseitig drehgelagert sind und mit ihren Enden 6, 7 über eine Pendelstange mit dem Rad des Kraftfahrzeugs, sei es ein Vorderrad oder ein Hinterrad, verbunden sind. Die beiden Drehstabfe- dem sind über einen erfindungsgemäßen Aktuator 8 miteinander verdrehbar verbunden.
Fig. 2 zeigt eine Schnittansicht durch den Aktuator 8 aus Fig. 1. Gezeigt ist ein Elektromotor 9, der in einem ersten Aktuatorteil 10 nach Art eines Gehäuses aufgenommen ist. Dem Elektromotor nachgeschaltet ist ein Getriebe 11 , das mit dem Rotor 12, der im Stator 13 drehbar aufgenommen ist, gekoppelt ist. Das Getriebe 11 weist eine drehbar gelagerte Getriebeabtriebswelle 14 auf, die mit der Drehstabfeder 2 verbunden ist. Auf der anderen Seite ist die Drehstab- feder 3 mit dem ersten Aktuatorelement 10 verbunden. Ersichtlich ist es über diesen Aufbau möglich, die beiden Drehstabfedern 2, 3 relativ zueinander zu verdrehen.
Zwischen den Elektromotor 9 und das Übersetzungsgetriebe 11 ist erfindungsgemäß eine Überlastkupplung 15 geschaltet, die im Detail in Fig. 3 näher gezeigt ist. Die Überlastkupplung 15 ist hier als Rastkupplung ausgeführt. Sie umfasst ein erstes Rastierelement 16, das scheibenartig ist und mit dem Rotor 12 drehfest verbunden ist. Das Rastierelement 16 ist in einer Hülse 17, die mit dem Rotor 12 verbunden ist, aufgenommen, über welche Hülse 17 die Drehlagerung des Rotors 12 über ein Wälzlager 18 realisiert ist. An der zum Rotorinneren gewandten Seite des ersten Rastierelements 16 beziehungsweise der Scheibe 16 sind Rastaufnahmen 19 vorgesehen, in die Rastelemente 20, hier Kugeln, eingreifen.
Dem ersten Rastierelement ist ein zweites Rastierelement 21 in Form einer Hülse zugeordnet, an deren Stirnfläche ebenfalls Rastaufnahmen 22 vorgesehen sind, die an der anderen Seite der kugelförmigen Rastelemente 20 angreifen. Das heißt, diese sind in jeweils einander gegenüberliegenden Rastauf- nahmen 19, 22 aufgenommen. Das zweite Rastierelement oder die Hülse 21 ist über eine Schraubenfeder 23 federbelastet. Diese ist zum einen an der Innenseite des Hülsenbodens 24 aufgelagert, das andere Ende liegt an einem Mitnehmer 25 an. An diesem Mitnehmer 25 ist die Hülse 21 axial verschiebbar gelagert, so dass sie gegen die Rückstellkraft der Schraubenfeder 23 einfedern kann.
Der Mitnehmer 25 seinerseits befindet sich an einer Welle 26, die drehfest mit dem Sonnenrad 27 oder einer anderen Eingangswelle des Getriebes 11 verbunden ist. Die Welle 26 erstreckt sich ersichtlich vom Getriebe 11 kommend in das Rotorinnere, wo hinreichend Bauraum zur Verfügung steht, um die Scheibe 16 sowie die Hülse 21 zu integrieren. Die Federkraft der Schraubenfeder 23 ist dabei so eingestellt, dass die Kugeln 20 bis zu einem definierten Drehmoment die Drehverbindung zwischen der Rastierscheibe 16 und der Rastierhülse 21 gewährleisten. Dies erfolgt durch die auf die Kugeln einwirkende Federkraft und die in der Hülse 21 und der Scheibe 16 vorgesehenen Rastaufnahmen 19, 22. Bei Überschreiten dieses Moments wird die Hülse 21 gegen die wirkende Rückstellkraft der Schraubenfeder 23 nach rechts geschoben, die Kugeln rasten entsprechend über, so dass die Drehverbindung bei Überschreiten des Überlastmoments zeitweise aufgehoben ist. Die Rastierscheibe 16 und die Hülse 21 drehen in diesem Fall entkoppelt relativ zueinander, sie sind in keiner festen Drehverbindung mehr, so dass ein etwaiges auf den Elektromotor 9 vom Getriebe 11 her einwirkendes Überlastmoment entkoppelt wird und nicht auf den Rotor 12 durchgreift. Sobald das anliegende Überlastmoment kleiner dem Äquivalent der Verrastung und der daran anliegenden Federkraft ist, ist die Momentmitnahme zwischen dem Rotor 12 und dem Eingang des Getriebes 11 wieder gewährleistet. Die Relativbewegung und die damit verbundene Reibung beim Durchrasten wird über ein Gleitlager 28, über das die Scheibe 16 auf der Welle 26 gleitgelagert ist, reduziert. Anstelle des Gleitlagers kann dort auch ein Wälzlager vorgesehen sein. Alternativ kann zur gezielten Erhöhung der Reibung auch ein Reibbelag einge- setzt werden.
Wenngleich hier die Hülse 21 angefedert ist, wäre es grundsätzlich auch denkbar, in umgekehrter Funktionsweise die Scheibe 16 axial verschiebbar und federgelagert am Rotor 12 anzubinden. Die Hülse 21 wäre dann ein starres, ungefedertes Element, das mit dem Getriebe dreht, während die Scheibe 16 mit dem Rotor dreht, wie dies auch bei der Ausgestaltung gemäß Fig. 3 der Fall ist.
Während Fig. 3 eine axial wirkende Rastkupplung zeigt, ist es selbstverständ- lieh auch denkbar, die Rastkupplung auch radial auszugestalten. Die Rastkupplung wäre auch in diesem Fall in das Innere des Rotors 12 integrierbar. Fig. 4 zeigt schließlich eine weitere Ausführungsform eines Aktuators 8, wobei auch hier nur ein Teilausschnitt gezeigt ist. Soweit möglich, werden gleiche Bezugszeichen verwendet.
Vorgesehen ist wiederum ein Elektromotor 9 sowie ein Getriebe 11 , die hier wiederum über eine Überlastkupplung 15 voneinander entkoppelbar sind. Die Überlastkupplung 15 ist hier jedoch als Reibkupplung ausgeführt. Die Reibkupplung wirkt hier radial und entkoppelt wiederum den Rotor 12 des Elektromotors 9 vom Getriebeeingang, hier wiederum dem Sonnenrad 27. Das Son- nenrad 27 weist hier einen verlängerten Zapfen 32 auf, der von einem rotorsei- tig vorgesehenen Lagersitz am Rotor 29 übergriffen ist. Der Lagersitz 29 ist drehfest mit dem Rotor 12 verbunden und an der anderen Seite über das Wälzlager 18, das die Rotordrehlagerung übernimmt, aufgelagert. Der Lagersitz 29 weist eine nutartige Eintiefung 30 auf, in der ein Reibelement 31 in Form eines vorgespannten Reibrings aufgenommen ist. Dieser liegt reibschlüssig an der Innenseite der nutartigen Eintiefung 30 sowie an der Außenseite des Zapfens 32 des Sonnenrades 27 an. Die axiale Sicherung des Lagersitzes 29 wird über einen Sicherungsring 33, der an dem Zapfen 32 vorgesehen ist, sichergestellt, an der anderen Seite ist der Lagersitz an dem Rotor 12 verspannt.
Die Vorspannung des Reibrings 31 wird nun so eingestellt, dass ein definiertes Drehmoment über die Drehverbindung zwischen dem Sonnenrad 27 und dem Rotor 12 reibschlüssig übertragen werden kann. Sobald das anliegende Moment größer als das Losbrechmoment ist, rutscht die Verbindung mit einem konstanten Reibmoment. Wird das anliegende Moment kleiner als das Reibmoment, ist die Momentenmitnahme zwischen Rotor 12 und Getriebeeingang, also dem Sonnenrad 27, wieder gewährleistet. Bezugszahlenliste
1 Wankstabilisator 31 Reibelement
2 Drehstabfeder 32 Zapfen
3 Drehstabfeder
4 Lagerstelle
5 Lagerstelle
6 Ende
7 Ende
8 Aktuator
9 Elektromotor
10 Aktuatorelement
11 Getriebe
12 Rotor
13 Stator
14 Getriebeabtriebswelle
15 Überlastkupplung
16 Rastierelement (Scheibe)
17 Hülse
18 Wälzlager
19 Rastaufnahme
20 Rastelement
21 Rastierelement (Hülse)
22 Rastaufnahme
23 Schraubenfeder
24 Hülsenboden
25 Mitnehmer
26 Welle
27 Sonnenrad
28 Gleitlager
29 Lagersitz am Rotor
30 Eintiefung

Claims

Patentansprüche
1. Elektromechanischer Aktuator, insbesondere für einen Wankstabilisator eines Kraftfahrzeugs, mit zwei Aktuatorelementen, die um eine gemeinsame Drehachse herum zueinander verdrehbar sind, wozu ein Elektromotor und ein mit diesem gekoppeltes Getriebe vorgesehen sind, wobei zur Übertragung eines Drehmoments der Elektromotor im einen Aktua- torelement angeordnet ist und eine Ausgangswelle des Getriebes mit dem anderen Aktuatorelement gekoppelt ist, dadurch gekennzeichnet, dass im drehmomentübertragenden Laststrang vom Elektromotor (9) zur Getriebeausgangswelle (14) eine mechanische Überlastkupplung (15) vorgesehen ist.
2. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Überlastkupplung (15) zwischen einem Rotor (12) des E- lektromotors (9) und dem Eingang (27) des nachgeschalteten Getriebes (11 ) vorgesehen ist.
3. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Überlastkupplung (15) eine axial oder radial wirkende federbelastete Rastkupplung ist.
4. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 3, dadurch gekennzeich- net, dass die Rastkupplung ein mit einem ersten Element, insbesondere dem Rotor (12), drehfest gekoppeltes erstes Rastierelement (16) mit Rastaufnahmen (19) sowie ein mit einem vom ersten Element (12) zu entkoppelnden zweiten Element, insbesondere einem Sonnenrad (27) des Getriebes (11 ), drehfest gekoppeltes zweites Rastierelement (21 ), von denen eines federbelastet ist, umfasst, wobei entweder das zweite
Rastierelement (21 ) ebenfalls Rastaufnahmen (22) aufweist und zwischen beiden Rastierelementen (16, 21 ) insbesondere kugelförmige Rastelemente (20) vorgesehen sind, oder wobei am zweiten Rastierele- ment (21 ) ein oder mehrere Rastvorsprünge vorgesehen sind.
5. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass eines der Rastierelemente als Scheibe (16) und das andere als Hülse (21 ) ausgebildet ist, wobei in der Hülse (21 ) ein Federelement
(23) angeordnet ist.
6. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 2 und einem der Ansprüche 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Rastkupplung eine Welle (26) umfasst, die mit dem Getriebeeingang, insbesondere einem
Sonnenrad (27) des Getriebes (11 ), drehfest verbunden ist, und die sich in den Rotor (12) erstreckt und mit dem einen Rastierelement (21 ) verbunden ist, während das andere Rastierelement (16) mit dem Rotor (12) verbunden ist.
7. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das mit der Welle (26) drehfest verbundene und federbelastete Rastierelement, insbesondere in Form der federbelasteten Hülse (21 ), axial verschiebbar an der Welle (26) gelagert ist.
8. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass das mit dem Rotor (12) verbundene Rastierelement (16) auf der es durchsetzenden Welle (26) gleit- oder wälzgelagert ist.
9. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Überlastkupplung (15) eine axial oder radial wirkende Reibkupplung ist.
10. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 9, dadurch gekennzeich- net, dass die Reibkupplung einen axial oder radial vorgespannten Reibring (31 ) umfasst, der zwischen zwei voneinander zu entkoppelnden E- lemente (27, 29) eingespannt ist.
11. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der radial vorgespannte Reibring (31 ) zwischen der Getriebeeingangswelle (27) und einem diese übergreifenden rotorseitig vorgesehenen Ring (29) in einem wellenseitig und/oder ringseitig vorgesehenen Aufnahmeraum (30) angeordnet ist.
12. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass der Ring (30) mittels eines wellenseitig vorgesehenen Sicherungsring (33) axial gesichert ist.
13. Elektromechanischer Aktuator nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, dass der Rotor (12) über den Ring (30) radial drehgelagert ist.
14. Wankstabilisator (1 ) für ein Kraftfahrzeug, umfassend zwei Drehstabfedern (2, 3), die über einen Aktuator (8) nach einem der vorangehenden Ansprüche verbunden sind.
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