WO2017042055A1 - Dämpfungssystem eines zweispurigen fahrzeugs - Google Patents

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WO2017042055A1
WO2017042055A1 PCT/EP2016/070415 EP2016070415W WO2017042055A1 WO 2017042055 A1 WO2017042055 A1 WO 2017042055A1 EP 2016070415 W EP2016070415 W EP 2016070415W WO 2017042055 A1 WO2017042055 A1 WO 2017042055A1
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torsion bar
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Marian ZUSCIK
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Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft
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Definitions

  • the invention relates to a damping system of a two-lane vehicle according to the preamble of claim 1 and a method for operating the damping system according to the invention.
  • the closest prior art DE 10 2006 009 524 A1 is considered.
  • hydraulic dampers for damping the vibrations of the vehicle body and, in some cases, anti-roll stabilization systems are also installed, each of which is either passive, i. only reacting to external forces, or can be performed semi-active or active.
  • semi-active systems the response of the damper or roll stabilization stabilizer to a particular external force is variable while active systems are themselves forces into the system, i. into the suspension (s).
  • An example of active dampers is shown in DE 10 2014 208 404 A1 with an electric motor-operated hydraulic pump, for example a gerotor, which can be switched between the two working chambers of a hydraulic damper cylinder and piston unit.
  • an electric motor-operated hydraulic pump for example a gerotor
  • no passive stabilizer is usually provided, cf.
  • DE 10 2014 018 732 A1 shows an example of a coupling of a passive stabilizer with an active stabilizer.
  • the coupling to the actuator of the roll stabilization is usually carried out as soft as possible, whereby rolling movements of the vehicle body can only be influenced up to about 5 Hz (Hertz) - with the cause of this low frequency range is also the execution of the actuators as hydraulic swivel motors whose Reaction time system is relatively low.
  • an active chassis for a motor vehicle from DE 10 2007 024 770 A1 is known.
  • the actuator consists of a Versteilantrieb of electric motor and transmission and is connected to a sprung part of the chassis.
  • An angled torsion bar with torsion spring properties extends into the actuator up to its end in order to achieve a sufficient length of the torsion bar acting in the vertical direction on the spring-loaded part.
  • the above-mentioned DE 10 2006 009 524 A1 shows a further arrangement of unwanted rolling movements and / or pitching movements and / or yawing movements of the vehicle body counteracting there so-called.
  • One-piece torsion bar which is initially constructed as a (conventional) cross-stabilizer and off a torsion bar and two subsequent to its two sides rotary legs consists.
  • In the transition region from the torsion bar to each rotary leg each one mounted on the vehicle body actuator is provided.
  • These actuators can be designed as a controlled permanent magnet coupling or as a controlled electromagnetic clutch or as a hydraulically controlled pivoting motor or as an adjustable viscous coupling. In case that .
  • the actuators are clutches, this is a semi-active system whose response to external forces is variable; but also shown in this known prior art hydraulic swing motor can only respond to initiated by the vehicle body or from the road forces, but even no force, as this would require a hydraulic medium pump is required.
  • the frequencies of vibrations of the vehicle body which can be combated with the known stabilizer arrangements, are known to be of the order of 1 hertz to 5 hertz.
  • Vertical vibrations of the wheels or the so-called unsprung masses of the suspension are in the frequency range from 12 hertz to 30 hertz.
  • the well-known hydraulic vibration damper also called shock absorbers, are always provided in the known state of the art, to be precise as passive dampers.
  • active dampers for example as shown in DE 10 2014 208 404 A1 mentioned above) are also being investigated or developed.
  • the solution to this problem is for a damping system according to the preamble of claim 1, characterized in that the actuators are designed and designed as electric motors, by suitable control of their drive and thus by active introduction of forces in the system vertical vibrations of the respective vehicle Rades or the so-called unsprung mass and / or vibrations of the vehicle body in each case in a frequency range between 0 hertz and at least 20 hertz to dampen.
  • Advantageous embodiments and further developments are content of the dependent claims; Further claimed is a method for operating a damping system according to the invention with at least one of the procedural features contained in the present documents.
  • the object is achieved by an active damping system for a vehicle. This is in particular a two-lane motor vehicle.
  • the damping system includes a passive stabilizer on at least one axle of the vehicle.
  • the passive stabilizer is arranged between two opposite wheel suspensions of an axle of the vehicle. In particular, this is independent suspension.
  • the two ends of the stabilizer are connected to the unsprung masses of the vehicle.
  • a connection of the stabilizer with the wheel carrier or a wheel-guiding element eg, a handlebar.
  • the damping system according to the invention comprises at least one axis of the vehicle for each wheel of this axis a controllable and the introduction of a force in the system enabling actuator.
  • This actuator has an electric motor drive.
  • the drive is arranged around a torque on the stabilizer and in particular on the wheel facing the respective wheel. cut of the stabilizer.
  • the stabilizer is preferably stored in the actuator.
  • the actuator in turn is attached to the vehicle body.
  • vehicle body is to be understood broadly here and includes, for example, the body (ie, the vehicle body), axle support or subframe and subframe, etc.
  • the actuator By supporting the stabilizer in the actuator, the actuator may be a conventional rubber bearing or the like of the stabilizer, ie In general, a standard stabilizer bearing, which allows a rotational movement of the stabilizer, replace ..
  • the stabilizer can be stored only via the two actuators (and thus without conventional bearings) relative to the vehicle body, alternatively, however, in addition to the storage of the stabilizer in the two actuators
  • the axle may also be provided with conventional stabilizer bearings, in which the stabilizer or, more precisely, its torsion bar is rotatably supported on the vehicle body, because mechanical stresses occur on the torsion bar as a result of the torque being applied by the actuator, which causes the actuator not only to rotate in the direction of rotation. can also load in the axial direction and radial direction. Such additional loads can be minimized by additional conventional stabilizer bearings.
  • vibrations in the frequency range between 0 hertz and 20 hertz can now be successfully damped by suitable control of this electromotive actuator drive, regardless of whether it is vibrations the sprung mass, ie the vehicle body, or the unsprung mass, ie substantially the wheel or the wheels with associated components.
  • active damping takes place by introducing forces into the system, but the damping does not have to take place exclusively through this, which is expressed in the characterizing part of the independent patent claim by the word "also.”
  • the electromotive drive can also be operated electromechanically-regeneratively.
  • vibration dampers are provided between the vehicle body and the unsprung mass of an inventively designed axle of a vehicle, wherein these vibration dampers or shock absorbers are preferably adapted to operate in those operating points in which the active one formed by said actuators Damping system can not provide even high enough forces, applying these required damping forces.
  • vibration dampers which also protect the actuators according to the invention against overload by externally introduced forces, be designed to reduce those vibrations, which are caused by the inertia of said actuators.
  • the actuators can also be designed to oscillate, be it vibrations of the vehicle body or vertical oscillations of the unsprung masses of the wheel suspensions of an invented Fzg. -Axis in a frequency range up to the order of 30 Hertz to dampen.
  • the hydraulic vibration dampers may also be semi-active dampers.
  • the vibration dampers may be configured to selectively display two different damping force lines, namely one in cooperation with the actuators of the passive stabilizer and another second in the fail-safe case, ie if one or both actuators of one axle should fail.
  • yaw movements of the Vehicle with a damping system according to the invention can be influenced in the desired manner, since, as is known, the distribution of the roll support torque between the front axle and the rear axle of the vehicle on its Gierne Trent or yaw rate.
  • An advantage of a damping system according to the invention in this context is that a minimum damping required for a driving condition is ensured in particular by the proposed hydraulic vibration dampers and a required minimum roll support by the passive stabilizer. If the actuator is designed to generate a resistance torque of appreciable height in the event of a fault as well as in the above-described regenerative operation, sufficient system safety can, moreover, also be represented without the hydraulic vibration dampers proposed here as an option.
  • the passive stabilizer is designed in several parts.
  • the stabilizer preferably comprises two lever elements and a torsion bar, which in turn may be composed of a plurality of individual rods arranged one behind the other, ie arranged in series and non-rotatably connected to one another.
  • the lever elements are connected with their end remote from the torsion bar with the respective wheel suspensions.
  • the lever elements run at least approximately in the vehicle longitudinal direction, while the (axle-specific) torsion bar is aligned in the vehicle-transverse direction.
  • the lever elements with the torsion bar an angle in the order of 70 ° to 1 10 ° include, which ensures that the torsion bar is primarily loaded on torsion, while the lever elements are charged to bending substantially.
  • the lever elements can also be angled, with a larger section extending at least approximately in the vehicle longitudinal direction and a relatively short section extending in the vehicle transverse direction, which are also referred to as a single rod of the torsion bar and in which either the "actual" torsion bar or an actuator according to the invention (eg electric motor) connects with its actuator shaft
  • the torsion bar connects the two lever elements of an axle (or at least approximately in the vehicle longitudinal direction extending portions) non-rotatably, but about the torsion bar against each other about its longitudinal axis twistable together.
  • the actuator can virtually sit on the torsion bar and thus apply its torque directly quasi even within the actuator on the torsion bar.
  • the actuator can also be arranged on a section of an angled lever arm (and thus on the corresponding individual rod of the torsion bar) extending above and extending in the transverse direction of the vehicle and introduce its torque directly into the damping system via this angled lever arm.
  • a portion of an angled wheel arm associated with a first wheel of the axle extends in the vehicle transverse direction with the first end of a shaft (also lying in the vehicle direction)
  • the actuator associated with the first wheel for example. Electric motor connected, at the other end of the torsion bar rotatably connected. This then extends to the actuator shaft of the actuator assigned to the other wheel of this axle, to the other of which, i.e. to the other wheel of this axle. the torsion bar opposite end of the other lever arm (for the other wheel of this axis) rotatably connected connects.
  • the actuator comprises a hollow-shaft arrangement.
  • This hollow shaft assembly has one or more hollow shafts.
  • the stabilizer, more precisely its torsion bar passes through the hollow shaft assembly.
  • the hollow shaft assembly is rotatably connected to the stabilizer.
  • the actuator drive is a torque on the hollow shaft assembly and transferable from this to the stabilizer torsion bar.
  • the hollow shaft arrangement comprises only a hollow shaft.
  • This hollow shaft is rotatably connected to the stabilizer, said torque can be transmitted to said hollow shaft by means of the drive.
  • the hollow shaft arrangement can have a plurality of coaxially arranged one behind the other Hollow shafts include.
  • the plurality of hollow shafts provided in series can, for example, be connected to one another via a gear and / or a clutch and / or a brake, which, like the electric motor, can be a component of an actuator according to the invention.
  • a gearbox allows a translation between the electromotive drive and the stabilizer torsion bar.
  • the drive can be disconnected from the stabilizer via a coupling.
  • a clutch is advantageously designed as a slip clutch. By such a coupling, the drive and / or the transmission can be protected from overloading by excessive torques or speeds.
  • a brake in particular together with the gearbox, can also protect the drive or electric motor or, in general, the actuator from high torques and / or from excessive rotational speeds.
  • a rotor of the actuator electric motor which can also be referred to as an electric machine, is arranged coaxially with the stabilizer torsion bar or with a hollow shaft arrangement described above.
  • This arrangement leads to a very compact design of the actuator, since the electric machine sits directly on the stabilizer or the hollow shaft assembly.
  • a rigid connection of the electromotive drive to the stabilizer is possible, so that, in particular, vibrations with higher frequencies (namely in the frequency range specified above) can be actively influenced by the actuators.
  • each actuator may have its own housing, with which it is attached to the vehicle body.
  • the two actuators of an axle can also be mechanically connected to one another via a quasi-common housing, but with regard to their drive, they can be separated from one another, in particular with respect to the associated lever elements. Even then, the housing is fastened to the vehicle body or to its underbody, and bearing points for the torsion bar or its individual bars of the stabilizer are preferably provided in this housing.
  • the controlled system or control loop of an inventive The damping system advantageously comprises at least one force / moment controller and one current controller to which a vehicle vertical dynamics controller is superordinate.
  • the force / moment controller is used to calculate a nominal electric current for the respective actuator electric motor. This setpoint current is calculated based on a setpoint force / moment specified for this controller.
  • the desired force / moment specifies at least one force and / or at least one moment.
  • the desired force / torque is predetermined by the vehicle's vertical dynamics controller and results, for example, from suitable external measured variables and / or a currently selected driving mode or a driving intention.
  • the control loop of the force / moment controller is closed by an actual force / moment, which is determined, for example, at the actuator or at the stabilizer.
  • the force / moment controller calculates a setpoint current as the output variable.
  • the force / torque controller may also use state variables (or other signals) measured on the vehicle.
  • the moment of the electric motor can also be estimated. Since there is only one factor between the magnitude of the electric current for the drive and the force or the torque which is applied by the drive, the setpoint current can be calculated directly by the force / moment controller.
  • the force / moment controller can represent a zero-moment control, which minimizes the effect of the actuator in an external kinematic disturbance excitation.
  • the force / moment controller is preferably designed to compensate for the two rule approaches mentioned the own vibrations of the actuator mass inertia.
  • the setpoint current serves as the input variable for the current controller.
  • the current regulator is connected to a supply voltage and controls the electric motor drive. The drive of the drive is based on the desired current and an electrical actual current, which is determined at the drive or electric motor.
  • the already mentioned vehicle vertical dynamics controller is provided as a third controller.
  • this controller runs the signal processing and the calculation of that desired force / moment, with which a desired state of the vehicle body and unsprung masses is achieved.
  • the calculated setpoint force / moment in turn serves as input for the described force / moment controller.
  • the vehicle's vertical dynamics controller preferably uses accelerations of the unsprung masses, vehicle body accelerations, bodywork rates, wheel hub and / or the state variables of the actuator (current, voltage, engine rotational speed, engine rotational angle, engine torque or engine torque). -force).
  • the entire control loop comprising the current regulator, the force / moment controller and preferably also the vehicle vertical dynamics controller has a maximum latency of 3 milliseconds - in particular with regard to the desired damping of vibrations of the wheel or the so-called unsprung mass and / or the vehicle body in a frequency range up to the order of 20 hertz to 30 hertz.
  • the latency describes the delay in data transport and data calculation within the control loop. In this sense, it is advantageous if the force / moment controller and the vehicle vertical dynamics controller are integrated with each other, since this no additional latencies incurred in data transport between the vehicle's vertical dynamics controller and the force / torque controller.
  • the controllers should work sufficiently fast and keep the latency of the entire control loop as small as possible.
  • the vehicle vertical dynamics controller has a sampling rate of at least 400 Hz, preferably at least 800 Hz.
  • the force / moment controller has a sampling rate of at least 1 kHz, preferably at least 2 kHz.
  • the current regulator preferably has a sampling rate of at least 10 kHz, in particular at least 20 kHz.
  • the mechanical natural frequency of a damping system according to the invention can also be set in a targeted manner.
  • the positioning of the power transmission between the electric motor drive and the stabilizer torsion bar changes the distance of the drive to the lateral ends of the stabilizer and thus the wavelength of ultimately transmitted via the lever elements vibrations. This also changes the mechanical natural frequency.
  • Figure 1 is a schematic illustration of a damping system according to an embodiment of the invention
  • FIG. 2 shows a schematic representation of an actuator of the damping system according to the exemplary embodiment of the invention
  • Figure 3 is a schematic representation of an attenuation characteristic of a
  • FIG. 4 shows a schematic illustration of a characteristic of the actuator of FIG.
  • FIG. 5 is a schematic representation of a vehicle with a damping system according to the embodiment of the invention.
  • Figure 6 is a control of the damping system according to the embodiment of the invention.
  • Figure 1 shows a damping system 1 according to an embodiment of the invention.
  • the damping system 1 is in particular an active electromechanical-regenerative damping system. Since the damping system 1 is configured symmetrically, only one half of the damping system 1 is shown. The entire damping system 1 extends symmetrically to the axis of symmetry 100 of the two-lane vehicle or the vehicle axle illustrated here.
  • the damping system 1 comprises a stabilizer 18.
  • the stabilizer 18 comprises a torsion bar 7 and two lever elements 3, each lever element 3 having a first end 4 and a second end 5.
  • the first end 4 of the lever element 3 is connected to a wheel suspension 6 or a wheel 6 a (unsprung mass) of a vehicle 2.
  • the wheel suspension 6 comprises a wheel carrier carrying the wheel 6a of the vehicle and wheel-guiding elements, such as a wheel-guiding link 30.
  • a compression or rebound movement of the wheel 6a in the vertical direction or in the upwards direction leads to a rotational movement of the lever element 3 about the axis of the torsion bar 7 or about an axis of rotation running in the vehicle transverse direction, wherein the end 4 of the lever element 3 is displaced substantially in the vertical direction.
  • the lever member 3 is rotatably connected to the torsion bar 7.
  • the just mentioned movement of the wheel 6a leads to a torsion of the torsion bar 7.
  • the lever elements 3 and the torsion bar 7 are rotatably connected to each other.
  • the stabilizer 18 is practically formed by a conventional passive stabilizer.
  • an actuator 8 is provided per suspension 6, i. for the left-side wheel 6a and for the beyond the axis of symmetry 100 lying right-hand wheel of this vehicle axle ever an actuator 8 is provided.
  • the actuator 8 is arranged or fastened or supported on the vehicle body 16.
  • the vehicle body 16 constitutes the sprung mass of the vehicle 2 (whereas, in particular, the wheel 6a with associated elements is the unsprung mass).
  • the actuator 8 serves, inter alia, as a bearing element for the stabilizer 18, but in particular for applying a torque to the torsion bar 7 and in particular to that portion 7a of the torsion bar 7 or stabilizer 18, which is closest to the actuator 8 adjacent wheel 6a ,
  • This applicable torque is used in particular to rotate the lever element 3 closest to the respective actuator 8 and thus to displace its first end 4 essentially in the vertical direction, ie in the direction of the vehicle vertical axis.
  • each lever element 3 is associated with an actuator 8.
  • the actuator 8 is in spatial proximity to the lever element 3, so that an application of torque almost immediately a movement of the associated lever element. 3 entails.
  • the actuator 8 comprises a drive 1.
  • the drive 11 is an electric machine or an electric motor which can also be operated as a generator.
  • the stabilizer 18 Via a hollow shaft arrangement 17, the stabilizer 18 is mounted in the drive 1 1.
  • the drive 1 1 comprises a rotor 19. This rotor 19 is seated coaxially on the hollow shaft assembly 17.
  • the torsion bar 7 of the stabilizer 18 in turn is in the hollow shaft assembly 17.
  • a gear 13 is driven, which advantageously drives a slip clutch 14
  • the slip clutch 14 is finally connected via a connection 12 with the torsion bar 7.
  • it is the drive 1 1 allows to apply torque on the torsion bar 7 via the slip clutch 14 and the transmission 13.
  • a brake 15 is present here, with which a movement of the actuator 8 can be braked. If an excessively high speed is present in the drive 1, then the drive 1 1 can be protected via the brake 15 and the slip clutch 14. Should the drive 1 1 be deactivated, the passive damping action and friction of the actuator 8 and a stabilizing moment of the torsion bar 7 remain.
  • the hollow shaft assembly 17 comprises a plurality of coaxial one behind the other, d h. Hollow shafts 28 arranged in series and connected to one another in a rotationally fixed manner are thus non-rotatably coupled to one another via these hollow shafts 28, such as drive 1 1, brake 15, gear 13 and clutch 14.
  • the passive damping effect of the shock absorber 9 has a characteristic adapted to the actuator 8.
  • an attenuation characteristic of the shock absorber 9 is shown in Figure 3, wherein on the abscissa, a velocity is plotted, while the ordinate shows a force.
  • the characteristic of the drive 11 of the actuator 8 is shown in FIG. 4, an angular velocity being plotted along the abscissa and a torque being plotted over the ordinate.
  • FIG. 5 shows a vehicle 2 with the active damping system 1 shown here only for Fzg.- rear axle.
  • the damping system 1 corresponds to the damping system 1 described above and shown in FIG. 1 as well as in FIG. 2.
  • an analog damping system 1 can also be located on the vehicle front axle or is also provided on the vehicle front axle.
  • FIG. 6 shows a schematic representation of the control of the drive 1 1 of the actuator 8.
  • a force / torque controller 20 is used to calculate a setpoint current 23.
  • This setpoint current 23 is calculated based on a setpoint force / torque transmitted via the interface 22 to the Force / torque controller 20 is forwarded, calculated.
  • This desired force / torque is specified by a higher-level vehicle vertical dynamics controller, ie calculated in the vehicle and results, for example, from external Measured variables, a driving mode, a driving request, etc.
  • This vehicle vertical dynamics controller can be implemented together with the force / torque controller 20 on the same electronic control unit.
  • other values measured or estimated on the vehicle or calculated or estimated in other control devices can also be forwarded to the force / torque controller 20 via the interface 22.
  • the control loop of the force / moment controller 20 is closed by an actual force / torque 27, which is determined, for example, on the actuator 8 or on the stabilizer 18.
  • the output / current controller 20 calculates the setpoint current 23 as the output variable.
  • the setpoint current 23 serves as the input variable for a current regulator 21.
  • the current regulator 21 is connected to an electrical supply voltage 24 and activates the drive 11.
  • the driving of the drive 1 takes place on the basis of the desired electrical current 23 and an actual electrical current 26, which is determined at the drive 1 1.
  • the selection of the mechanical rigidity of the active damping system 1 or of its natural frequency makes it possible to decouple the natural frequency from that of the unsprung mass of the vehicle 2.
  • a possible mutual influencing of the resonance events of the individual systems becomes possible thereby avoided.
  • This ensures that the actuator (s) 8 can still be controlled even at higher frequencies. Namely, if the two resonances mentioned are not amplified, the vibrations to be compensated are lower and thus the actuator 8 is able to attenuate even at higher frequencies, with its available sufficient power oscillations.
  • the active damping system 1 according to the invention is sufficiently fast to allow effective energy recovery from the vibrations of sprung and unsprung masses, it being also advantageous here if the actuator requires as little energy as possible to damp its own vibrations its interpretation can be considered suitable in terms of natural frequency.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Dämpfungssystem (1) eines zweispurigen Fahrzeugs (2), umfassend einen passiven Stabilisator (18) mit einem in Fahrzeug-Querrichtung verlaufenden Drehstab (7) und sich endseitig an diesen anschließenden und mit den einander gegenüberliegenden Radaufhängungen (6) einer Achse des Fahrzeugs (2) verbundenen Hebelelementen (3), weiterhin mit zwei jeweils einem Rad (6a) der Radaufhängung zugeordneten und am Fahrzeugaufbau (16) gelagerten Aktuatoren (8) mit jeweils einem Antrieb (11), mit dem ein Drehmoment auf den dem jeweiligen Rad (6a) zugewandten Abschnitt (7a) des Stabilisators (18) aufbringbar ist. Dabei sind die Aktuatoren (8) als Elektromotoren ausgebildet und ausgelegt, durch geeignete Regelung ihres Antriebs (11) und somit auch durch aktive Einleitung von Kräften in das System Vertikal-Schwingungen des jeweiligen Rades (6a) oder der sog. ungefederten Masse und/oder Schwingungen des Fahrzeugaufbaus (16) in einem Frequenzbereich zwischen 0 Hertz und zumindest 20 Hertz zu bedämpfen.

Description

Dämpfungssystem eines zweispurigen Fahrzeugs
Die Erfindung betrifft ein Dämpfungssystem eines zweispurigen Fahrzeugs nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 sowie ein Verfahren zum Betrieb des erfindungsgemäßen Dämpfungssystems. Als nächstkommender Stand der Technik wird die DE 10 2006 009 524 A1 erachtet.
In Straßenfahrzeugen bzw. Kraftfahrzeugen sind üblicherweise hydraulische Dämpfer zur Bedämpfung der Schwingungen des Fahrzeugaufbaus und teilweise auch Wank- stabilisierungssysteme verbaut, welche jeweils entweder passiv, d.h. nur auf äußere Kräfte reagierend, oder semiaktiv oder aktiv ausgeführt sein können. Bei semiaktiven Systemen ist die Reaktion des Dämpfers oder eines der Wankstabilisierung dienenden Stabilisators auf eine bestimmte äußere Kraft veränderbar, während aktive Systeme selbst Kräfte in das System, d.h. in die Radaufhängung(en) einleiten können.
Ein Beispiel für aktive Dämpfer zeigt die DE 10 2014 208 404 A1 mit einer hinsichtlich ihrer Förderrichtung zwischen den beiden Arbeitskammern einer hydraulischen Dämpferzylinder-Kolben-Einheit umschaltbaren elektromotorisch betriebenen Hydraulikpumpe, bspw. einem Gerotor. Bei einem (üblichen) aktiven Wankstabilisierungs- system mit einem geteilt ausgeführten Stabilisator, dessen Hälften mittels eines zwischengeschalteten Aktuators gegeneinander tordierbar sind, ist üblicherweise kein passiver Stabilisator vorgesehen, vgl. bspw. den in der DE 10 2014 018 732 A1 ge- zeigten Stand der Technik. Hingegen zeigt bspw. die DE 10 2005 043 176 A1 ein Beispiel für eine Koppelung eines passiven Stabilisators mit einem aktiven Stabilisator. Dabei ist zumeist die Kopplung zu dem Aktuator der Wankstabilisierung möglichst weich ausgeführt, wodurch Wankbewegungen des Fahrzeug-Aufbaus nur bis etwa 5 Hz (Hertz) beeinflussbar sind - mit ursächlich für diesen geringen Frequenzbereich ist im Übrigen auch die Ausführung der Aktuatoren als hydraulische Schwenkmotoren, deren Reaktionszeit systembedingt relativ gering ist. Weiterhin ist ein aktives Fahrwerk für ein Kraftfahrzeug aus der DE 10 2007 024 770 A1 bekannt. Bei der dort gezeigten Radaufhängung für jeweils zwei sich gegenüber liegende Räder ist jedem Rad ein Aktuator zur Niveauänderung des Kraftfahrzeugs zugeordnet. Hierbei besteht der Aktuator aus einem Versteilantrieb aus Elektromotor und Getriebe und ist mit einem gefederten Teil des Fahrwerks verbunden. Ein abgewinkelter Torsionsstab mit Drehfedereigenschaften erstreckt sich dabei in den Aktuator hinein bis zu dessen Ende, um eine ausreichende Länge des in Vertikalrichtung auf das gefederte Teil einwirkenden Torsionsstabs zu erzielen.
Die eingangs genannte DE 10 2006 009 524 A1 zeigt eine weitere Anordnung eines unerwünschten Wankbewegungen und/oder Nickbewegungen und/oder Gierbewegungen des Fahrzeug-Aufbaus entgegen wirkenden dort sog. einteiligen Drehstabs, der zunächst wie ein (üblicher) Quer-Stabilisator aufgebaut ist und aus einem Torsionsstab sowie zwei sich zu dessen beiden Seiten anschließenden Drehschenkeln besteht. Im Übergangsbereich vom Torsionsstab zu jedem Drehschenkel ist jeweils ein am Fahrzeug-Aufbau gelagerter Aktuator vorgesehen. Diese Aktuatoren können als eine gesteuerte Dauermagnetkupplung oder als gesteuerte Elektromagnetkupplung oder als ein hydraulisch gesteuerter Schwenkmotor oder als eine verstellbare Vis- cokupplung ausgebildet sein. Im Falle dass.die Aktuatoren Kupplungen sind, handelt es sich hier um ein semiaktives System, dessen Reaktionsverhalten auf äußere Kräfte veränderbar ist; aber auch der in diesem bekannten Stand der Technik gezeigte hydraulische Schwenkmotor kann nur auf vom Fahrzeugaufbau oder von der Fahrbahn eingeleitete Kräfte reagieren, selbst jedoch keine Kraft stellen, da hierfür eine das Hydraulikmedium fördernde Pumpe benötigt würde.
Die Frequenzen von Schwingungen des Fahrzeug-Aufbaus, welche mit den bekann- ten Stabilisator-Anordnungen bekämpft werden können, liegen bekanntlich in der Größenordnung von 1 Hertz bis 5 Hertz. Vertikal-Schwingungen der Räder bzw. der sog. ungefederten Massen der Radaufhängung (bspw. gegenüber dem Fahrzeug-Aufbau) liegen im Frequenzbereich von 12 Hertz bis 30 Hertz. Für die Bedämpfung dieser Schwingungen sind im bekannten Stand der Technik stets die bekannten hydrauli- sehen Schwingungsdämpfer, auch Stoßdämpfer genannt, vorgesehen, und zwar zumeist als passive Dämpfer. Derzeit werden jedoch auch aktive Dämpfer (bspw. wie in der weiter oben genannten DE 10 2014 208 404 A1 gezeigt) untersucht bzw. entwickelt. Hiermit soll nun ein aktives Dämpfungssystem eines zweispurigen Fahrzeugs aufgezeigt werden, welches einfacher aufgebaut ist als die bekannten aktiven hydraulischen Schwingungsdämpfer und dennoch aktiv, d.h. durch das Einbringen von Kräften in das System bis in den Frequenzbereich von zumindest 20 Hertz Schwingungen des Fahrzeugaufbaus und/oder der Fahrzeug-Räder bzw. der ungefederten Massen der Fzg. -Radaufhängung beeinflussen oder bedampfen kann (= Aufgabe der vorliegenden Erfindung).
Die Lösung dieser Aufgabe ist für ein Dämpfungssystem nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 dadurch gekennzeichnet, dass die Aktuatoren als Elektromotoren ausgebildet und ausgelegt sind, durch geeignete Regelung ihres Antriebs und somit auch durch aktive Einleitung von Kräften in das System Vertikal-Schwingungen des jeweiligen Fahrzeug- Rades oder der sog. ungefederten Masse und/oder Schwingungen des Fahrzeugaufbaus jeweils in einem Frequenzbereich zwischen 0 Hertz und zumindest 20 Hertz zu bedämpfen. Vorteilhafte Aus- und Weiterbildungen sind Inhalt der Unteransprüche; beansprucht ist ferner ein Verfahren zum Betrieb eines erfindungsgemäßen Dämpfungssystems mit zumindest einem der in den vorliegenden Unterlagen enthaltenen verfahrenstechnischen Merkmale. Somit wird die Aufgabe gelöst durch ein aktives Dämpfungssystem für ein Fahrzeug. Dabei handelt es sich insbesondere um ein zweispuriges Kraftfahrzeug. Das Dämpfungssystem umfasst an zumindest einer Achse des Fahrzeugs einen passiven Stabilisator. Der passive Stabilisator ist wie üblich zwischen zwei gegenüberliegenden Radaufhängungen einer Achse des Fahrzeugs angeordnet. Insbesondere handelt es sich dabei um Einzelradaufhängung. Die beiden Enden des Stabilisators sind mit den ungefederten Massen des Fahrzeugs verbunden. Beispielsweise erfolgt eine Verbindung des Stabilisators mit dem Radträger oder einem radführenden Element (bspw. einem Lenker).
Des Weiteren umfasst das erfindungsgemäße Dämpfungssystem an zumindest einer Achse des Fahrzeugs für jedes Rad dieser Achse einen ansteuerbaren und die Einleitung einer Kraft in das System ermöglichenden Aktuator. Dieser Aktuator weist einen elektromotorischen Antrieb auf. Der Antrieb ist angeordnet um ein Drehmoment auf den Stabilisator und insbesondere auf den dem jeweiligen Rad zugewandten Ab- schnitt des Stabilisators aufzubringen. Hierzu ist der Stabilisator vorzugsweise im Aktuator gelagert. Der Aktuator seinerseits ist am Fahrzeugaufbau befestigt. Der Begriff „Fahrzeugaufbau" ist hier breit zu verstehen und umfasst beispielsweise die Karosserie (d.h. den Fahrzeug-Aufbau), einen Achsträger oder Fahrschemel und Hilfsrahmen. Durch die Lagerung des Stabilisators im Aktuator kann der Aktuator ein herkömmliches Gummilager oder dgl. des Stabilisators, d.h. allgemein ein übliches Stabilisator- Lager, welches eine Verdrehbewegung des Stabilisators ermöglicht, ersetzen. Dabei kann der Stabilisator lediglich über die beiden Aktuatoren (und somit ohne herkömmlichen Lager) gegenüber dem Fahrzeugaufbau gelagert sein; alternativ können jedoch neben der Lagerung des Stabilisators in den beiden Aktuatoren der Achse auch noch herkömmliche Stabilisatorlager vorgesehen sein, in denen der Stabilisator bzw. genauer dessen Drehstab verdrehbar am Fahrzeugaufbau abgestützt ist. Am Drehstab entstehen nämlich durch die Beaufschlagung mit einem Drehmoment durch den Aktuator mechanische Spannungen, welche den Aktuator nicht nur in Drehrichtung son- dem auch in Axialrichtung und Radialrichtung belasten können. Solche zusätzlichen Belastungen können durch zusätzliche herkömmliche Stabilisatorlager gering gehalten werden.
Indem ein Elektromotor als Antrieb des Aktuators mit gegenüber hydraulischen Systemen signifikant kürzerer Ansprechzeit vorgesehen ist, können nun durch geeignete Regelung dieses elektromotorischen Aktuator-Antriebs Schwingungen im Frequenzbereich zwischen 0 Hertz und 20 Hertz erfolgreich bedämpft werden, und zwar unabhängig davon, ob es sich um Schwingungen der gefederten Masse, d.h. des Fahrzeugaufbaus, oder der ungefederten Masse, d.h. im wesentlichen des Rades bzw. der Räder mit zugehörigen Bestandteilen handelt. Dabei erfolgt ein aktives Dämpfen durch Einbringen von Kräften in das System, jedoch muss die Bedämpfung nicht ausschließlich hierdurch erfolgen, was im kennzeichnenden Teil des unabhängigen Patentanspruchs durch das Wort„auch" ausgedrückt ist. Vielmehr kann der elektromotorische Antrieb auch elektromechanisch-regenerativ betrieben werden, wobei der Elektromotor als„bremsender" Generator wirkt und in diesem durch ein gerichtetes bremsendes Drehmoment elektrische Energie erzeugt wird, welche in einem Akkumulator speicherbar oder einem anderen elektrischen Verbraucher des Kraftfahrzeugs zuführbar ist. Vorzugsweise sind weiterhin an sich übliche hydraulische Schwingungsdämpfer zwischen dem Fahrzeugaufbau und der ungefederten Masse einer erfindungsgemäß ausgebildeten Achse eines Fahrzeugs vorgesehen, wobei diese Schwingungsdämpfer oder Stoßdämpfer vorzugsweise so abgestimmt sind, dass sie in denjenigen Ar- beitspunkten, in denen das durch die genannten Aktuatoren gebildete aktive Dämpfungssystem nicht selbst ausreichend hohe Kräfte stellen kann, diese erforderlichen Dämpfkräfte aufbringt. Ferner können diese Schwingungsdämpfer, welche auch die erfindungsgemäßen Aktuatoren vor Überlast durch von außen eingeleitete Kräfte schützen, dahingehend ausgelegt sein, diejenigen Schwingungen, welche durch die Massenträgheit der besagten Aktuatoren hervorgerufen sind, zu verringern. Insbesondere im Zusammenwirken mit solchen hydraulischen Schwingungsdämpfern können die Aktuatoren auch ausgelegt sein, Schwingungen, seien es Schwingungen des Fahrzeugaufbaus oder seien es Vertikal-Schwingungen der ungefederten Massen der Radaufhängungen einer erfindungsgemäß gestalteten Fzg. -Achse in einem Fre- quenzbereich bis zur Größenordnung von 30 Hertz zu bedämpfen. Im Übrigen kann es sich bei den hydraulischen Schwingungsdämpfern auch um semiaktive Dämpfer handeln. Beispielsweise können die Schwingungsdämpfer ausgebildet sein, wahlweise zwei verschiedene Dämpfkraftlinien darzustellen, nämlich eine erste im Zusammenwirken mit den Aktuatoren des passiven Stabilisators und eine andere zweite für den Fail-Safe-Fall, d.h. falls einer oder beide Aktuatoren einer Achse ausfallen sollten.
Kurz erläutert sei an dieser Stelle, weshalb vorstehend zwar von Vertikal-Schwingungen der Räder bzw. der ungefederten Massen gesprochen wird, während für den Fahrzeug-Aufbau nur von zu bedämpfenden Schwingungen (allgemein) die Rede ist. Mittels der beiden Aktuatoren an einer Fzg. -Achse können am Fzg. -Aufbau nämlich nicht nur Hubbewegungen bedämpft werden, sondern es können auch Wankbewegungen des Fahrzeugaufbaus in gewünschter Weise beeinflusst werden, bei welchen es sich ja nicht um reine Vertikalschwingungen handelt. Wäre im Übrigen der Stabilisator bzw. dessen Drehstab in Fahrzeuglängsrichtung ausgerichtet und erstreckte sich somit bspw. zwischen den beiden linken Rädern eines zweiachsigen Fahrzeugs, so könnten mit einem solchen Dämpfungssystem anstelle der Wankbewegungen die Nickbewegungen des Fahrzeugaufbaus bedämpft werden. Letzteres ist selbstverständlich auch mit in Fzg. -Querrichtung ausgerichteten und erfindungsgemäß gestalteten Stabilisatoren möglich, wenn beide Achsen des Fahrzeugs ein erfindungsgemäßes Dämpfungssystem aufweisen. Im übrigen können auch Gierbewegungen des Fahrzeugs mit einem erfindungsgemäßen Dämpfungssystem in gewünschter Weise beeinflusst werden, da sich bekanntlich die Verteilung des Wank-Abstützmoments zwischen der Vorderachse und der Hinterachse des Fahrzeugs auf dessen Gierneigung oder Gierrate auswirkt. Als Vorteil eines erfindungsgemäßen Dämpfungssys- tems sei in diesem Zusammenhang genannt, dass eine für einen Fahrzustand erforderliche Mindestdämpfung insbesondere durch die vorgeschlagenen hydraulischen Schwingungsdämpfer und eine erforderliche Mindest-Wankabstützung durch den passiven Stabilisator gewährleistet ist. Falls der Aktuator ausgelegt ist, im Störungsfall ebenso wie im bereits erläuterten generatorischen Betrieb ein Widerstands-Drehmo- ment von nennenswerter Höhe zu erzeugen, kann eine ausreichende Systemsicherheit im Übrigen auch ohne die hier fakultativ vorgeschlagenen hydraulischen Schwingungsdämpfer dargestellt werden.
Um bei einem erfindungsgemäßen Dämpfungssystem dessen Zusammenbau und den Anbau am Fahrzeug möglichst einfach zu gestalten, ist der passive Stabilisator mehrteilig ausgeführt. Bevorzugt umfasst der Stabilisator zwei Hebelelemente und einen Drehstab, welcher seinerseits aus mehreren hintereinander, d.h. in Reihe angeordneten und drehfest miteinander verbundenen Einzelstäben zusammengesetzt sein kann. Die Hebelelemente sind mit ihren dem Drehstab abgewandten Ende mit der jeweiligen Radaufhängungen verbunden. Die Hebelelemente verlaufen hierfür zumin- dest näherungsweise in Fzg. -Längsrichtung, während der (achsindividuelle) Drehstab in Fzg. -Querrichtung ausgerichtet ist. Dabei können die Hebelelemente mit dem Drehstab einen Winkel in der Größenordnung von 70° bis 1 10° einschließen, womit sichergestellt ist, dass der Drehstab vorrangig auf Torsion belastet wird, während die Hebelelemente im Wesentlichen auf Biegung belastet werden. Die Hebelelemente kön- nen jedoch auch abgewinkelt ausgebildet sein, mit einem größeren sich zumindest annährend in Fzg. -Längsrichtung erstreckenden Abschnitt und einem relativ kurzen sich in Fzg. -Querrichtung erstreckenden Abschnitt, welcher auch als ein (bereits genannter) Einzelstab des Drehstabes bezeichnet werden kann und an welchen sich entweder der„eigentliche" Drehstab oder ein erfindungsgemäßer Aktuator (bspw. Elektromotor) mit seiner Aktuatorwelle anschließt. In jedem vorstehend genannten Fall verbindet der Drehstab die beiden Hebelelemente einer Achse (bzw. deren sich zumindest annähernd in Fzg. -Längsrichtung erstreckende Abschnitte) drehfest, jedoch über den Drehstab gegeneinander um dessen Längsachse tordierbar miteinander. Dabei kann der Aktuator quasi auf dem Drehstab aufsitzen und damit sein Drehmoment direkt quasi noch innerhalb des Aktuators auf den Drehstab aufbringen. Alternativ kann der Aktuator aber auch auf einem vorstehend genannten und sich in Fzg.- Querrichtung erstreckenden Abschnitt eines abgewinkelten Hebelarms (und somit auf dem entsprechenden Einzelstab des Drehstabs) angeordnet sein und sein Drehmoment direkt über diesen abgewinkelt ausgebildeten Hebelarm in das Dämpfungssystem einbringen.
Nach einer weiteren möglichen und vorteilhaften Ausführungsform ist ein in Fahrzeug- Querrichtung verlaufender Abschnitt eines einem ersten Rad der Achse zugeordneten abgewinkelten Hebelarmes (bzw. ein sog. Einzelstab des Drehstabes) mit dem ersten Ende einer (ebenfalls in Fzg. -Querrichtung liegenden) Welle des dem ersten Rad zugeordneten Aktuators, bspw. Elektromotors verbunden, an deren anderes Ende sich der Drehstab drehfest anschließt. Dieser erstreckt sich dann bis zur Aktuator-Welle des dem anderen Rad dieser Achse zugeordneten Aktuators, an deren anderes, d.h. dem Drehstab gegenüberliegendes Ende sich der andere Hebelarm (für das andere Rad dieser Achse) drehfest verbunden anschließt. Insbesondere für eine solche Ausbildung ist es vorteilhaft, wenn die innerhalb der Aktuatoren liegenden Einzelstäbe des Drehstabs, welche die besagten Aktuator-Wellen bilden können, aus einem höherfesten Material bestehen und von geringerem Durchmesser sind als diejenigen Drehstab- Einzelstäbe außerhalb der Aktuatoren. Hierdurch wird das Dreh-Massenträgheitsmoment der Aktuatoren gering gehalten. Bei einer solchen Gestaltung ist es mechanisch vorteilhaft, wenn die außerhalb der Aktuatoren liegenden Einzelstäbe des Drehstabes in eigenständigen und an sich üblichen Stabilisatorlagern drehbar gelagert sind.
Nach einer weiteren möglichen Ausführungsform umfasst der Aktuator eine Hohlwel- lenanordnung. Diese Hohlwellenanordnung weist eine oder mehrere Hohlwellen auf. Der Stabilisator, genauer dessen Drehstab verläuft durch die Hohlwellenanordnung. Über eine steife Verbindung ist die Hohlwellenanordnung drehfest mit dem Stabilisator verbunden. Mittels des Aktuator-Antriebs ist ein Drehmoment auf die Hohlwellenanordnung und von dieser auf den Stabilisator-Drehstab übertragbar. Dabei umfasst in einer einfachen Ausgestaltung die Hohlwellenanordnung lediglich eine Hohlwelle. Diese Hohlwelle ist drehfest mit dem Stabilisator verbunden, wobei auf diese Hohlwelle das besagte Drehmoment mittels des Antriebs übertragen werden kann. Alternativ kann die Hohlwellenanordnung mehrere koaxial hintereinander angeordnete Hohlwellen umfassen. Die mehreren in Reihe vorgesehenen Hohlwellen können beispielsweise über ein Getriebe und/oder eine Kupplung und/oder eine Bremse miteinander verbunden sein, welche ebenso wie der Elektromotor ein Bestandteil eines erfindungsgemäßen Aktuators sein können. Ein Getriebe erlaubt dabei eine Überset- zung zwischen dem elektromotorischen Antrieb und dem Stabilisator-Drehstab. Über eine Kupplung kann der Antrieb vom Stabilisator getrennt werden. Eine Kupplung ist in vorteilhafter Weise als Rutschkupplung ausgebildet. Durch eine solche Kupplung kann der Antrieb und/oder das Getriebe vor einer Überlastung durch zu hohe Drehmomente oder Drehzahlen geschützt werden. Auch eine Bremse kann insbesondere zusammen mit dem Getriebe den Antrieb bzw. Elektromotor oder allgemein den Ak- tuator vor hohen Drehmomenten und/oder vor zu hohen Drehzahlen schützen.
Bevorzugt ist vorgesehen, dass ein Rotor des Aktuator-Elektromotors, welcher auch als elektrische Maschine bezeichnet werden kann, koaxial mit dem Stabilisator-Drehstab bzw. mit einer vorstehend beschriebenen Hohlwellenanordnung angeordnet ist. Diese Anordnung führt zu einem sehr kompakten Aufbau des Aktuators, da die elektrische Maschine unmittelbar auf dem Stabilisator bzw. der Hohlwellenanordnung sitzt. Ferner ist so eine steife Anbindung des elektromotorischen Antriebs an den Stabilisator möglich, sodass insbesondere auch Schwingungen mit höheren Frequenzen (nämlich im weiter oben angegebenen Frequenzbereich) von den Aktuatoren aktiv beein- flussbar sind. Dabei kann jeder Aktuator ein eigenes Gehäuse aufweisen, mit welchem er am Fahrzeugaufbau befestigt ist. Alternativ können auch die beiden Aktuatoren einer Achse über ein quasi gemeinsames Gehäuse mechanisch miteinander verbunden sein, jedoch hinsichtlich ihres Antriebs insbesondere zu den zugeordneten Hebelelementen hin voneinander getrennt sein. Auch dann ist das Gehäuse am Fahrzeugauf- bau bzw. an dessen Unterboden befestigt und es sind vorzugsweise in diesem Gehäuse Lagerstellen für den Drehstab bzw. dessen Einzelstäbe des Stabilisators vorgesehen.
Im weiteren wird auf die Regelung der Aktuatoren bzw. von deren (elektromotorischem) Antrieb dahingehend, dass Vertikal-Schwingungen des jeweiligen Rades oder der sog. ungefederten Masse und/oder Schwingungen des Fahrzeugaufbaus jeweils in einem Frequenzbereich bis zur Größenordnung von 20 Hertz bis 30 Hertz bedämpf- bar sind, näher eingegangen. Die Regelstrecke oder Regelschleife eines erfindungs- gemäßen Dämpfungssystems umfasst vorteilhafterweise zumindest einen Kraft/Moment-Regler und einen Stromregler, dem bzw. denen ein Fahrzeug-Vertikaldynamikregler übergeordnet ist. Der Kraft/Moment-Regler dient zum Berechnen eines elektrischen Sollstroms für den jeweiligen Aktuator-Elektromotor. Dieser Sollstrom wird basierend auf einem diesem Regler vorgegebenen Soll-Kraft/Moment errechnet. Das Soll-Kraft/Moment gibt zumindest eine Kraft und/oder zumindest ein Moment vor. Das Soll-Kraft/Moment wird vom Fahrzeug-Vertikaldynamikregler vorgegeben und ergibt sich beispielsweise aus geeigneten externen Messgrößen und/oder einem vorliegend gewählten Fahrmodus oder einem Fahrwunsch. Der Regelkreis des Kraft/Mo- ment-Reglers schließt sich durch ein Ist-Kraft/Moment, welches beispielsweise am Ak- tuator oder am Stabilisator ermittelt wird.
Als Ausgangsgröße berechnet der Kraft/Moment-Regler einen Sollstrom. Außer den gemessenen Aktuator-Zustandsgrößen wie elektrischem Strom, elektrischer Spannung, Motordrehzahl, Motordrehwinkel, Motormoment bzw. -kraft (des Elektromotors) kann der Kraft/Moment-Regler auch am Fahrzeug gemessene Zustandsgrößen (oder auch andere Signale) verwenden. Dabei kann das Moment des Elektromotors auch geschätzt werden. Da zwischen der Größe des elektrischen Stroms für den Antrieb und der Kraft bzw. dem Moment, welches durch den Antrieb aufgebracht wird, lediglich ein Faktor liegt, kann durch den Kraft/Moment-Regler direkt der Sollstrom berechnet werden. Weiterhin kann der Kraft/Moment-Regler eine Nullmomenten-Regelung darstellen, welche die Wirkung des Aktuators bei einer externen kinematischen Störgrößenanregung minimiert. Der Kraft/Moment-Regler ist bevorzugt dazu ausgebildet, bei beiden erwähnten Regelansätzen die eigenen Schwingungen der Aktuator-Massen- trägheit zu kompensieren. Der Sollstrom dient dabei als Eingangsgröße für den Strom- regier. Der Stromregler ist an eine Versorgungsspannung angeschlossen und steuert den elektromotorischen Antrieb an. Das Ansteuern des Antriebs erfolgt basierend auf dem Sollstrom und einem elektrischen Ist-Strom, welcher am Antrieb bzw. Elektromotor ermittelt wird.
Ergänzend zu den beiden beschriebenen Reglern ist als ein dritter Regler der bereits genannte Fahrzeug-Vertikaldynamikregler vorgesehen. In diesem Regler läuft die Signalaufbereitung und die Berechnung desjenigen Soll-Kraft/Moments, mit welcher ein gewünschter Zustand vom Fahrzeugaufbau und von den ungefederten Massen erreicht wird. Das errechnete Soll-Kraft/Moment wiederum dient als Eingangsgröße für den beschriebenen Kraft/Moment-Regler. Als Eingangsgrößen bzw. Messgrößen nutzt der Fahrzeug-Vertikaldynamikregler dabei bevorzugt Beschleunigungen der ungefederten Massen, Fzg. -Aufbau-Beschleunigungen, Aufbau-Raten, Radhube und/oder die Zustandsgrößen des Aktuators (Strom, Spannung, Motordrehzahl, Motordreh- winkel, Motormoment bzw. -kraft).
Vorzugsweise besitzt der gesamte Regelkreis, umfassend den Stromregler, den Kraft/Moment-Regler und bevorzugt auch den Fahrzeug-Vertikaldynamikregler eine Latenzzeit von maximal 3 Millisekunden - insbesondere im Hinblick auf die gewünschte Bedämpfung von Schwingungen des Rades oder der sog. ungefederten Masse und/oder des Fahrzeugaufbaus in einem Frequenzbereich bis zur Größenordnung von 20 Hertz bis 30 Hertz. Die Latenzzeit beschreibt dabei die Verzögerung bei Datentransport und Datenberechnung innerhalb des Regelkreises. In diesem Sinne ist es vorteilhaft, wenn der Kraft/Moment-Regler und der Fahrzeug-Vertikaldynamikregler ineinander integriert sind, da hiermit keine zusätzlichen Latenzzeiten beim Datentransport zwischen dem Fahrzeug-Vertikaldynamikregler und dem Kraft/Moment-Regler anfallen. Im Hinblick auf den zu dämpfenden Frequenzbereich sollten die Regler ausreichend schnell arbeiten und die Latenzzeit der gesamten Regelschleife möglichst klein halten werden. Hierfür weist der Fahrzeug-Vertikaldynamikregler eine Abtastrate von zumindest 400 Hz, vorzugsweise zumindest 800 Hz, auf. Vorzugs- weise weist der Kraft/Moment-Regler eine Abtastrate von zumindest 1 kHz, vorzugsweise zumindest 2 kHz, auf. Diese Werte gelten auch in derjenigen Umsetzungsvariante, bei welcher der Fahrzeug-Vertikaldynamikregler in den Kraft/Moment-Regler integriert ist. Der Stromregler weist bevorzugt eine Abtastrate von zumindest 10 kHz, insbesondere zumindest 20 kHz, auf. Und im Hinblick auf die gewünschte Bedämp- fung relativ hochfrequenter Fahrzeugaufbau-Schwingungen und Rad-Schwingungen (bis zu 30 Hz) kann auch die mechanische Eigenfrequenz eines erfindungsgemäßen Dämpfungssystems gezielt einstellt sein. Beispielsweise die Positionierung der Kraftübertragung zwischen dem elektromotorischen Antrieb und dem Stabilisator-Drehstab verändert den Abstand des Antriebs zu den seitlichen Enden des Stabilisators und somit die Wellenlänge von letztlich über die Hebelelemente übertragenen Schwingungen. Dadurch verändert sich auch die mechanische Eigenfrequenz.
Weitere Einzelheiten, Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung und den Figuren. Es zeigt: Figur 1 eine schematische Abbildung eines Dämpfungssystems gemäß einem Ausführungsbeispiel der Erfindung
Figur 2 eine schematische Darstellung eines Aktuators des Dämpfungssystems gemäß dem Ausführungsbeispiel der Erfindung,
Figur 3 eine schematische Darstellung einer Dämpfungscharakteristik eines
Stoßdämpfers des Dämpfungssystems gemäß dem Ausführungsbeispiel ohne Einfluss des Aktuators,
Figur 4 eine schematische Abbildung einer Charakteristik des Aktuators des
Dämpfungssystems gemäß dem Ausführungsbeispiel der Erfindung,
Figur 5 eine schematische Darstellung eines Fahrzeugs mit einem Dämpfungssystem gemäß dem Ausführungsbeispiel der Erfindung, und
Figur 6 eine Regelung des Dämpfungssystems gemäß dem Ausführungsbeispiel der Erfindung. Figur 1 zeigt ein Dämpfungssystem 1 gemäß einem Ausführungsbeispiel der Erfindung. Das Dämpfungssystem 1 ist insbesondere ein aktives elektromechanisch-rege- neratives Dämpfungssystem. Da das Dämpfungssystem 1 symmetrisch ausgestaltet ist, ist nur eine Hälfte des Dämpfungssystem 1 gezeigt. Das gesamte Dämpfungssystem 1 erstreckt sich symmetrisch zur Symmetrieachse 100 des zweispurigen Fahr- zeugs bzw. der hier dargestellten Fahrzeug-Achse.
Das Dämpfungssystem 1 umfasst einen Stabilisator 18. Der Stabilisator 18 umfasst einen Drehstab 7 und zwei Hebelelemente 3, wobei jedes Hebelelement 3 ein erstes Ende 4 und ein zweites Ende 5 aufweist. Das erste Ende 4 des Hebelelements 3 ist mit einer Radaufhängung 6 bzw. einem Rad 6a (als ungefederte Masse) eines Fahr- zeugs 2 verbunden. Die Radaufhängung 6 umfasst insbesondere einen das Rad 6a des Fahrzeugs tragenden Radträger und radführende Elemente, wie beispielsweise einen radführenden Lenker 30. Somit führt eine Einfederbewegung oder eine Ausfederbewegung des Rades 6a in Vertikalrichtung bzw. Fzg. -Hochachsrichtung zu einer Dreh-Bewegung des Hebelelements 3 um die Achse des Drehstabs 7 bzw. um eine in Fzg-Querrichtung verlaufende Drehachse, wobei das Ende 4 des Hebelelements 3 im Wesentlichen in Vertikalrichtung verlagert wird. An seinem zweiten Ende 5 ist das Hebelelement 3 drehfest mit dem Drehstab 7 verbunden. Somit führt die soeben genannte Bewegung des Rades 6a zu einer Torsion des Drehstabs 7. Zur optimalen Kraftübertragung sowie zur optimalen Stabilität sind die Hebelelemente 3 und der Drehstab 7 drehfest miteinander verbunden. Der Stabilisator 18 ist praktisch durch einen herkömmlichen passiven Stabilisator gebildet. So würde eine Einfederbewegung oder eine Ausfederbewegung des hier gezeigten linken Rades 6 ohne irgendwelche weiteren Einflüsse zu einer analogen Bewegung des rechten Fahrzeug-Rades jenseits der Symmetrieachse 100 führen, da die Bewegung des hier linksseitigen Hebelelements 3 durch den Drehstab 7 auf das ge- genüberliegende (im Fahrzeug rechtsseitige) Hebelelement übertragen wird. Insbesondere jedoch wird durch den passiven Stabilisator eine Wankbewegung des Fahrzeug-Aufbaus 16 gegenüber den Fahrzeug-Rädern 6a bedämpft, bei welcher bspw. linksseitig das Rad 6a gegenüber dem Fzg.-Aubau 16 ausfedert, während das rechtsseitige Fzg.-Rad gegenüber dem Fzg. -Aufbau 16 einfedert. Durch geeignete Wahl der Torsionssteifigkeit des Drehstabs 7 ist ein Stabilisierungsmoment für eine passive Wankabstützung festgelegt.
Zusätzlich ist je Radaufhängung 6, d.h. für das linksseitige Rad 6a und für das jenseits der Symmetrieachse 100 liegende rechtsseitige Rad dieser Fahrzeugachse je ein Aktuator 8 vorgesehen. Der Aktuator 8 ist am Fahrzeugaufbau 16 angeordnet bzw. be- festigt oder abgestützt. Der Fahrzeugaufbau 16 stellt im Übrigen die gefederte Masse des Fahrzeugs 2 dar (wohingegen insbesondere das Rad 6a mit zugehörigen Elementen die ungefederte Masse ist).
Der Aktuator 8 dient unter anderem als Lagerelement für den Stabilisator 18, insbesondere jedoch zum Aufbringen eines Drehmoments auf den Drehstab 7 und insbe- sondere auf denjenigen Abschnitt 7a des Drehstabs 7 bzw. Stabilisators 18, welcher dem dem Aktuator 8 benachbarten Rad 6a am nächsten liegt. Dieses aufbringbare Drehmoment dient dazu, insbesondere das dem jeweiligen Aktuator 8 jeweils nächstliegende Hebelelement 3 zu verdrehen und damit dessen erstes Ende 4 im Wesentlichen in Vertikalrichtung, d.h. in Richtung der Fahrzeug-Hochachse zu verlagern. Hier- für ist also jedem Hebelelement 3 ein Aktuator 8 zugeordnet. Dabei befindet sich der Aktuator 8 in räumlicher Nähe zu dem Hebelelement 3, sodass ein Aufbringen von Drehmoment nahezu unmittelbar eine Bewegung des zugeordneten Hebelelements 3 zur Folge hat. Somit lassen sich durch den einen Aktuator 8 Drehmomente ausgleichen, die vom anderen Aktuator auf den Stabilisator 18 aufgebracht wurden oder die durch eine extern angeregte Verdrehung des anderen Aktuators bzw. des anderen (d.h. auf der anderen Seite der Symmetrieachse 100 liegenden) Hebelelements er- zeugt wurden. Auf diese Weise sind die Vertikal-Bewegungen bzw. Vertikal-Schwin- gungen von zwei einander gegenüberliegenden Radaufhängungen 6 bzw. Rädern 6a einer Fzg. -Achse, die über den Stabilisator 18 miteinander verbunden sind, insbesondere auch unabhängig voneinander einstellbar bzw. regelbar oder geregelt bedämpf- bar. Zur Unterstützung des Aktuators 8 beim Bedampfen von Vertikalbewegungen des Rades 6a gegenüber dem Fzg. -Aufbau 16 ist außerdem je Rad 6a ein Stoßdämpfer 9 vorhanden. Mit dem bzw. den Stoßdämpfer(n) 9 sind die Rad-Einfederbewegungen und Rad-Ausfederbewegungen im Wesentlichen wie üblich bedämpfbar.
Eine mögliche Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Aktuators 8 ist detailliert in Figur 2 dargestellt. So umfasst der Aktuator 8 einen Antrieb 1 . Der Antrieb 11 ist eine elektrische Maschine bzw. ein auch als Generator betreibbarer Elektromotor. Über eine Hohlwellenanordnung 17 ist der Stabilisator 18 im Antrieb 1 1 gelagert. Hierzu umfasst der Antrieb 1 1 einen Rotor 19. Dieser Rotor 19 sitzt koaxial auf der Hohlwellenanordnung 17. Der Drehstab 7 des Stabilisators 18 wiederum steckt in der Hohlwellenanordnung 17. Mit dem Antrieb 1 1 ist ein Getriebe 13 antreibbar, das vorteilhafterweise eine Rutschkupplung 14 antreibt. Die Rutschkupplung 14 ist schließlich über eine Verbindung 12 mit dem Drehstab 7 verbunden. Somit ist es dem Antrieb 1 1 ermöglicht, über die Rutschkupplung 14 und über das Getriebe 13 ein Drehmoment auf den Drehstab 7 aufzubringen. Alternativ kann auf die Rutschkupplung 14 verzichtet werden, sodass der Antrieb 1 1 lediglich über das Getriebe 13 ein Drehmoment auf den Drehstab 7 aufbringt. Wie zuvor beschrieben bewirkt ein Aufbringen von Drehmoment auf den Stabilisator 18 eine Rotation des Hebelelements 3. Der Aktuator 8 kann daher über den Antrieb 1 1 aktiv eine Bewegung des Hebelelements 3 beeinflussen.
Weiterhin ist hier eine Bremse 15 vorhanden, mit der eine Bewegung des Aktuators 8 abbremsbar ist. Sollte eine zu hohe Drehzahl beim Antrieb 1 vorhanden sein, so kann der Antrieb 1 1 über die Bremse 15 und die Rutschkupplung 14 geschützt werden. Sollte der Antrieb 1 1 deaktiviert werden, so verbleibt die passive Dämpfwirkung und Reibung des Aktuators 8 und ein Stabilisierungsmoment des Drehstabs 7.
Die Hohlwellenanordnung 17 umfasst mehrere koaxial hintereinander, d h. in Reihe angeordnete und miteinander drehfest verbundene Hohlwellen 28. Über diese Hohl- wellen 28 sind somit die einzelnen Elemente wie Antrieb 1 1 , Bremse 15, Getriebe 13 und Kupplung 14 untereinander drehfest gekoppelt.
Die passive Dämpfwirkung des Stoßdämpfers 9 weist eine an den Aktuator 8 ange- passte Charakteristik auf. So ist in Figur 3 eine Dämpfungscharakteristik des Stoßdämpfers 9 gezeigt, wobei auf der Abszisse eine Geschwindigkeit aufgetragen ist, während die Ordinate eine Kraft zeigt. In Figur 4 die Charakteristik des Antriebs 11 des Aktuators 8 gezeigt, wobei über die Abszisse eine Winkelgeschwindigkeit und über die Ordinate ein Drehmoment aufgetragen ist. Wir ersichtlich kann alleine mit Stoßdämpfern 9 bzw. mit hydraulischen Schwingungsdämpfern in den Radaufhängungen eines Kraftfahrzeuges auch nur die Fig.3 figürlich dargestellte Dämpfungscha- rakteristik erzeugt werden, wohingegen mit einem erfindungsgemäßen Dämpfungssystem das in Fig.4 gezeigte Dämpfungsverhalten darstellbar ist und somit eine erheblich vielfältigere Möglichkeit zur Darstellung von dämpfenden Kräften über Geschwindigkeiten bzw. Schwingungen des Fzg. -Aufbaus 16 und/oder der Räder 6a des Fahrzeugs gegeben ist - vorteilhafterweise bis hin zu Frequenzen in der Größenord- nung von 20 Hz bis 30 Hz.
Figur 5 zeigt ein Fahrzeug 2 mit dem aktiven Dämpfungssystem 1 hier nur für die Fzg.- Hinterachse dargestellt. Das Dämpfungssystem 1 entspricht dabei dem zuvor beschriebenen und in Figur 1 sowie in Figur 2 gezeigten Dämpfungssystem 1. Selbstverständlich kann sich ein analoges Dämpfungssystem 1 auch an der Fzg.-Vorder- achse befinden bzw. ist auch an der Fzg. -Vorderachse vorgesehen.
Figur 6 zeigt in schematischer Darstellung die Regelung des Antriebs 1 1 des Aktuators 8. Ein Kraft/Moment-Regler 20 dient zum Berechnen eines Sollstroms 23. Dieser Sollstrom 23 wird basierend auf einem Soll-Kraft/Moment, welches über die Schnittstelle 22 an den Kraft/Moment-Regler 20 weitergeleitet wird, errechnet. Dieses Soll- Kraft/Moment wird von einem übergeordneten Fahrzeug-Vertikaldynamik-Regler vorgegeben, d.h. im Fahrzeug errechnet und ergibt sich beispielsweise aus externen Messgrößen, einem Fahrmodus, einem Fahrwunsch etc. Dieser Fahrzeug-Vertikaldynamikregler kann zusammen mit dem Kraft/Moment-Reglers 20 am dem gleichen elektronischen Steuergerät implementiert sein. Außer dem Soll-Kraft/Moment, können über die Schnittstelle 22 auch andere am Fahrzeug gemessene oder in anderen Steu- ergeräten berechnete bzw. geschätzte Größen an den Kraft/Moment-Regler 20 weitergeleitet werden.
Der Regelkreis des Kraft/Moment-Reglers 20 schließt sich durch ein Ist-Kraft/Moment 27, das beispielsweise am Aktuator 8 oder am Stabilisator 18 ermittelt wird. Als Ausgangsgröße berechnet der Kraft/Moment-Regler 20 den Sollstrom 23. Der Sollstrom 23 dient als Eingangsgröße für einen Stromregler 21. Der Stromregler 21 ist an eine elektrische Versorgungsspannung 24 angeschlossen und steuert den Antrieb 1 1 an. Das Ansteuern des Antriebs 1 erfolgt basierend auf dem elektrischen Sollstrom 23 und einem elektrischen Ist-Strom 26, der am Antrieb 1 1 ermittelt wird.
Durch die Konfiguration und Integration des aktiven Dämpfungssystems 1 im Fahr- zeug 2 wird eine Regelbarkeit von Schwingungen bei hohen Frequenzen, nämlich im angegebenen Frequenzbereich bis zu 30 Hertz gewährleistet. Da die Dämpfkräfte in den Fahrzeugaufbau 16 parallel über den Stoßdämpfer 9 aber auch über das Gehäuse 10 des Aktuators 8 und über das Ende 4 des Hebelelements 3 übertragen werden, sind diese Komponenten weniger belastet als bei ähnlichen Systemen, wo alle Kräfte meistens nur über den Stoßdämpfer 9 übertragen werden.
Selbst in der Rückfallebene, in der der Aktuator 8 aufgrund eines Fehlers oder aufgrund von Überbelastung abgeschaltet wird, besteht keine Gefahr des Übersteuerns oder der Kippanfälligkeit für das Fahrzeug, da die Stoßdämpfer 9 und der Stabilisator 18 ausreichende und abgestimmte Kräfte erzeugen, die auch weiterhin für eine end- sprechende passive Sicherheit sorgen. Aus diesem Grund ist die Funktionalität des Aktuators 8 nicht notwendig um die passive Sicherheit des Fahrzeugs zu garantieren. Die Kontrollierbarkeit des Fahrzeugs 2 ist damit in allen Fahrsituationen auch in der Rückfallebene sichergestellt.
Ferner ermöglicht die Auswahl der mechanischen Steifigkeit des aktiven Dämpfungs- Systems 1 beziehungsweise von dessen Eigenfrequenz eine Entkopplung der Eigenfrequenz zu derjenigen der ungefederten Masse des Fahrzeugs 2. Eine mögliche gegenseitige Beeinflussung der Resonanzereignisse der einzelnen Systeme wird dadurch vermieden. Damit ist gewährleistet, dass der bzw. die Aktuator(en) 8 auch bei höheren Frequenzen noch geregelt werden können. Wenn nämlich die beiden genannten Resonanzen nicht verstärkt wirken, sind die zu kompensierenden Schwingungen geringer und somit ist der Aktuator 8 auch bei höheren Frequenzen in der Lage, mit seiner der zu Verfügung Leistung in ausreichendem Maße vorliegende Schwingungen zu bedämpfen. Darüber hinaus ist das erfindungsgemäße aktive Dämpfungssystem 1 ausreichend schnell, um eine effektive Energierückgewinnung aus den Schwingungen von gefederten und ungefederten Massen zu ermöglichen, wobei es auch hier vorteilhaft ist, wenn der Aktuator möglichst wenig Energie zur Be- dämpfung seiner eigenen Schwingungen benötigt, was bei dessen Auslegung hinsichtlich Eigenfrequenz geeignet berücksichtigt werden kann.

Claims

Patentansprüche
1. Dämpfungssystem (1 ) eines zweispurigen Fahrzeugs (2), umfassend einen passiven Stabilisator (18) mit einem in Fahrzeug-Querrichtung verlaufenden Drehstab (7) und sich endseitig an diesen anschließenden und mit den einander gegenüberliegenden Radaufhängungen (6) einer Achse des Fahrzeugs (2) verbundenen Hebelelementen (3), weiterhin mit zwei jeweils einem Rad (6a) der Radaufhängung zugeordneten und am Fahrzeugaufbau (16) gelagerten Aktuatoren (8) mit jeweils einem Antrieb (1 1 ), mit dem ein Drehmoment auf den dem jeweiligen Rad (6a) zugewandten Abschnitt (7a) des Stabilisators (18) aufbringbar ist,
dadurch gekennzeichnet, dass die Aktuatoren (8) als Elektromotoren ausgebildet und ausgelegt sind, durch geeignete Regelung ihres Antriebs (1 ) und somit auch durch aktive Einleitung von Kräften in das System Verti- kal-Schwingungen des jeweiligen Rades (6a) oder der sog. ungefederten Masse und/oder Schwingungen des Fahrzeugaufbaus (16) in einem Frequenzbereich zwischen 0 Hertz und zumindest 20 Hertz zu bedampfen.
2. Dämpfungssystem nach Anspruch 1 , wobei zusätzlich ein dem Aktuator (8) parallel geschalteter hydraulischer Schwingungsdämpfer in jeder Radaufhängung (6) vorgesehen ist und die Aktuatoren (8) ausgelegt sind, durch geeignete Regelung ihres Antriebs (1 1 ) im Zusammenwirken mit den geeignet ausgelegten hydraulischen Schwingungsdämpfern Vertikal- Schwingungen des jeweiligen Rades (6a) oder der sog. ungefederten Masse und/oder Schwingungen des Fahrzeugaufbaus (16) in einem Frequenzbereich bis zur Größenordnung von 30 Hertz zu bedämpfen.
3. Dämpfungssystem nach Anspruch 1 oder 2, wobei an einem zweiachsigen Fahrzeug die Regelung des Aktuator-Antriebs (1 1 ) ausgelegt ist, Fahrzeugaufbau-Bewegungen des Hubens und/oder Wankens und/oder Nickens und/oder Gierens im Sinne einer Reduzierung zu beeinflussen.
4. Dämpfungssystem nach einem der vorangegangenen Ansprüche, wobei der Drehstab (7) des Stabilisators (18) in den Aktuatoren (8) gelagert ist.
5. Dämpfungssystem nach einem der vorangegangenen Ansprüche, wobei der Drehstab (7) aus mehreren in Reihe angeordneten und drehfest miteinander verbundenen Einzelstäben besteht und der Stabilisator (18) aus dem Drehstab und den mit diesem endseitig fest verbundenen Hebelelementen (3) besteht.
6. Dämpfungssystem nach Anspruch 5, wobei die innerhalb der Aktuatoren (8) liegenden Einzelstäbe des Drehstabs (7) aus einem höherfesten Material bestehen und von geringerem Durchmesser sind als diejenigen außerhalb der Aktuatoren (8).
7. Dämpfungssystem nach einem der vorangegangenen Ansprüche, wobei jeder Aktuator (8) eine Hohlwellenanordnung (17) umfasst, auf die mittels eines koaxial hierzu angeordneten Rotors (19) des Antriebes (1 1 ) oder Ak- tuators (8) ein Drehmoment übertragbar ist und durch welche Hohlwellenanordnung hindurch der Drehstab (7) des Stabilisators (18) verläuft, der über eine Verbindung (12) drehfest mit der Hohlwellenanordnung (17) verbunden ist.
8. Dämpfungssystem nach Anspruch 7, wobei zwischen dem Antrieb (1 1 ) und der genannten Verbindung (12) ein Getriebe (13) und/oder eine Kupplung (14) und/oder eine Bremse (15) in der Hohlwellenanordnung (17) vorgesehen ist.
9. Dämpfungssystem nach einem der vorangegangenen Ansprüche, mit einem übergeordneten Fahrzeug-Vertikaldynamikregler, welcher im Hinblick auf eine gewünschte Reduzierung von Schwingungen des Fahrzeugaufbaus (16) für den Antrieb (1 1 ) der Aktuatoren (8) ein Sollmoment oder eine Sollkraft ermittelt, woraus ein Kraft/Moment-Regler (20) einen elektrischen Sollstroms (23) bestimmt, welchen am Antrieb (1 1 ) des Aktuators ein Stromregler (21 ) einstellt.
10. Dämpfungssystem nach Anspruch 9, wobei der Kraft/Moment-Regler (20) eine Abtastrate von zumindest 1 kHz, vorzugsweise zumindest 2 kHz aufweist, und/oder der Stromregler (21 ) eine Abtastrate von zumindest 10 kHz, vorzugsweise zumindest 20 kHz aufweist
1 1 . Dämpfungssystem nach einem der vorangegangenen Ansprüche, wobei die Regelung des Antriebs (1 1 ) des Aktuators (8) auch eine Erzeugung elektrischer Energie durch generatorischen Betrieb des Elektromotors ermöglicht.
12. Verfahren zum Betrieb eines Dämpfungssystems nach einem der vorangegangenen Merkmale mit zumindest einem der darin enthaltenen verfahrenstechnischen Merkmale.
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