WO2020225029A1 - Stabilisatoranordnung eines zweispurigen fahrzeuges - Google Patents

Stabilisatoranordnung eines zweispurigen fahrzeuges Download PDF

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WO2020225029A1
WO2020225029A1 PCT/EP2020/061765 EP2020061765W WO2020225029A1 WO 2020225029 A1 WO2020225029 A1 WO 2020225029A1 EP 2020061765 W EP2020061765 W EP 2020061765W WO 2020225029 A1 WO2020225029 A1 WO 2020225029A1
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actuator
fluid
spring
conducting connection
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PCT/EP2020/061765
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Robert Krueger
Daniel SCHRÖDER
Thomas Schrüllkamp
Alexander Stichling
Simon Hofrichter
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Bayerische Motorenwerke Aktiengesellschaft
Muhr Und Bender Kg
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Definitions

  • the invention relates to a stabilizer arrangement of a two-lane vehicle according to the preamble of claim 1. and a method for operating such a stabilizer arrangement according to the independent claim 7.
  • a stabilizer arrangement of a two-lane vehicle according to the preamble of claim 1.
  • DE 10 2006 051 682 A1, DE 10 2014 018 732 for example A1 referenced.
  • Different lane excitations on a vehicle wheel for example in the case of uneven road conditions, or when cornering a two-lane vehicle, can lead to undesirable rolling and / or pitching movements of the vehicle.
  • Driving safety, driving dynamics and comfort can be negatively influenced and changed.
  • so-called stabilizers that is to say special suspension systems, are known from the prior art to be attached to one or both axles of the vehicle.
  • a so-called passive stabilizer works on the torsion bar principle.
  • a one-piece torsion bar is arranged parallel to the vehicle axle structure and attached to a wheel suspension at both ends. Different vertical movements of the wheels are compensated for by elastic deformation or rotation of this torsion bar stabilizer.
  • the passive stabilizer can only store the absorbed kinetic energy temporarily and then releases it again.
  • the opposing forces absorbed by the system cannot be regulated, but result from the relative movements that occur depending on the driving situation.
  • Passive stabilizers are therefore designed for a predetermined spring rate in terms of their dimensions and their material properties, so that they can only absorb torsional forces of a certain order of magnitude and apply corresponding counterforces.
  • active stabilizers which are usually designed in two parts. One end of a stabilizer half is connected to a vehicle wheel or a Radauf suspension. The two stabilizer halves are then usually connected to one another by a suitable actuator, which actively rotates the two stabilizer halves against one another by means of a suitable control.
  • active stabilizers can introduce forces and torques between the vehicle body and the chassis and generate the desired travel ranges as required. These forces are then no longer the result of body movements, but are functions of any variable, such as a lateral acceleration or a roll angle. By applying targeted counter-roll moments and actively rotating the stabilizer, for example when cornering, the roll angle can be reduced and the vehicle body leveled.
  • a decoupling when the vehicle is traveling straight ahead reduces copy effects, since no vertical moments are placed on the vehicle axis, and driving comfort can be significantly increased. Accordingly, the aforementioned conflict between comfort and driving dynamics can be resolved by active stabilizers.
  • active stabilizers are dependent on foreign energy (pumping device, motor, etc.), which causes additional costs, weight and space problems.
  • semi-active stabilizers are also known from the prior art, in which no pumping device is provided and the working chambers of one or more semi-active actuators, for example swivel motors, are connected to one another via actively controlled valves. The volume flow between the working chambers is controlled via the valves.
  • the semi-active is controlled Chassis system in response to the undesired vehicle movements. Accordingly, energy is only required to control the valves.
  • an active stabilizer with a semi-active stabilizer no forces are actively set, but rather a suspension is generated depending on the valve position (i.e. with switching of two characteristic curves) and exclusively in response to the rolling and / or pitching movements of the vehicle.
  • a switchable stabilizer arrangement of a vehicle in particular for roll stabilization.
  • This comprises a first and a second stabilizer half, each coupled to a wheel of the vehicle, the first and the second stabilizer half being coupled to one another so as to be rotatable about their longitudinal axis by means of a hydraulic semi-active actuator.
  • the actuator has at least two working chambers filled with a hydraulic medium and comprises at least one fluid-conducting connection between the at least two working chambers, the passage cross-section of which can be changed.
  • the working chambers of the actuator themselves cannot be elastically deformed.
  • a spring element which is supported between a rotor and a stator of the actuator, is arranged in the at least two working chambers of the actuator and / or in at least two further working chambers of the actuator.
  • DE 10 2014 018 732 A1 shows a stabilizer of a vehicle in which hydraulic chambers are fluidically coupled to one another by means of a frequency-selective high-pass valve.
  • the object is achieved by a stabilizer arrangement of a two-lane vehicle with the features of claim 1 and a method for operating such a stabilizer arrangement according to the independent claim 7.
  • a stabilizer arrangement of a vehicle is proposed, in particular for roll stabilization, which can be operated or switched over to at least two spring characteristics.
  • the stabilizer arrangement comprises a first and a second stabilizer half, each coupled to a wheel of the vehicle.
  • the stabilizer halves are each coupled by means of a spring element so that they can be rotated relative to one another about their longitudinal axis. This coupling with the spring element results in a first spring characteristic curve on which the stabilizer arrangement can be operated.
  • the spring rate or the first spring characteristic is adjustable by the spring stiffness of the spring element.
  • the spring element is preferably designed as a torsion bar spring connecting the two stabilizer halves.
  • This torsion bar spring can be designed as a rubber rod, for example.
  • the torsion bar spring thus serves as a torsion spring which is able to cushion or dampen torsional movements of the stabilizer half.
  • the spring element is a torsion spring connected to at least one of the stabilizer halves and that the two stabilizer halves are coupled to one another via a rod element.
  • This rod element is then not designed as a torsion spring, but rather as a (essentially) non-resilient rigid rod.
  • the torsion spring can then be, for example, a spiral spring arranged on one of the two stabilizer halves, which is arranged such that its spring axis is at least approximately parallel to the axis of rotation of the wheels.
  • the twisting movement of the two halves of the stabilizer can be damped or sprung against each other by the spiral spring.
  • the stabilizer arrangement comprises a hydraulic (for example semi-active) actuator which is able to hydraulically couple the two stabilizer halves about their longitudinal axis so that they can be rotated relative to one another.
  • the actuator comprises at least two working chambers filled with a hydraulic medium and coupled to one another by a fluid-conducting connection.
  • a fluid flow of the hydraulic medium takes place between the working chambers.
  • the volume flow of the hydraulic medium through the fluid-conducting connection can be damped.
  • the hydraulic actuator is active when the fluid-conducting connection between the two working chambers is established.
  • the stabilizer arrangement is operated on at least one second spring characteristic.
  • the spring characteristic can also be referred to as a damper characteristic.
  • the hydraulic actuator is preferably not an electrically or mechanically driven motor, but a device which (apart from possibly setting or opening an actuator) requires no external energy and nevertheless effects a purely passive change in the system.
  • a higher damping or suspension of the rolling movements is required, in which the damping or suspension by the spring element is no longer sufficient.
  • the fluid-conducting connection is established, that is to say the hydraulic actuator is activated and that the stabilizer arrangement is operated with at least the second spring characteristic curve (or even several further spring characteristic curves).
  • the term “semi-active” (which represents the preferred embodiment of the actuator) means in the context of the invention that an external energy supply is required exclusively for changing the passage cross-section or for the preferred active opening or closing of the fluid-conducting connection mentioned between the working chambers. In contrast to the active stabilizer already described, no external energy supply is required to introduce the twisting force or the damping force. It is further provided that the actuator comprises a gear unit which is designed in such a way that a rotational movement of the stabilizer halves can be converted into a translational movement of an intermediate element arranged between the two working chambers and thus a volume flow of the hydraulic medium between the two working chambers through the fluid-conducting connection can arise.
  • This gear unit includes in particular a so-called rotation-translation converter. This is preferably coupled to the stabilizer halves by means of a form fit.
  • the rotary movement of the stabilizer halves can be converted into a translational movement of the or the located between the two working chambers via the aforementioned gear unit, in particular the aforementioned rotation-translation converter two working chambers are converted from each other separating intermediate element.
  • the volume flow of the hydraulic medium when the actuator is activated can be adjusted via the gradient of the gear unit or the teeth of the rotation-translation converter.
  • An exemplary embodiment of such a Stabilticiansan arrangement with such a gear unit or such a rotation-translation converter can be found in the figures and the associated description of the figures.
  • the fluid-conducting connection (or another fluid-conducting connection of the two working chambers) comprises a so-called frequency-selective valve.
  • the fluid-conducting connection does not necessarily have to include an actively controllable actuator (or valve) for actively opening and closing the fluid-conducting connection.
  • the frequency-selective valve alone enables (even without an external control or energy supply) a frequency- dependent damping of vibrations.
  • the actuator represents a purely passive design, in which no external energy supply has to take place for activation and operation.
  • the fluid-conducting connection is therefore only opened or closed or partially opened as a function of the oscillation frequency of the stabilizer halves.
  • a frequency-selective damping can be made possible by such a frequency-selective actuator, the passage cross-section of the fluid-conducting connection being changeable as a function of the oscillation frequency of the stabilizer arrangement or the two stabilizer halves by the rolling movement.
  • a frequency-selective valve can detect the oscillation frequencies in the hydraulic medium and automatically open or close in certain frequency ranges.
  • the damping force through the frequency-selective valve of the fluid chambers is preferably designed to the movement frequency of the vehicle or the movement frequency of the stabilizer movement so that at higher frequencies (in particular frequencies in the range greater than 2 - 5 Hz) a low damping force and at lower frequencies ( a large damping force is achieved, especially at frequencies in the range less than 2-5 Hz.
  • the fluid-conducting connection between the working chambers is preferably designed in the form of a line or a channel.
  • the fluid-conducting connection between the working chambers is preferably open.
  • an actuator for example a valve of the actuator which changes the passage cross section of the connection is coupled to a control unit.
  • said control unit is designed as a control unit.
  • the actuator is activated by switching the actuator in such a way that the fluid-conducting connection between the working chambers is (at least partially) established.
  • the actuator is deactivated, when the fluid-conducting connection between the working chambers is interrupted, i.e. when the preferred actuator is switched in such a way that it interrupts the fluid-conducting connection.
  • the preferred actuator requires an external energy supply or an energization in order to be switched to the different positions (for example the open and closed positions).
  • the actuator is no longer only passive, but is in the form of a semi-active actuator already described above
  • the fluid-conducting connection can be completely separated or completely opened by the actuator, or only the passage cross-section can be reduced without causing a complete separation or interruption of the connection.
  • different throttle effects and thus additional damping can be achieved by only partially closing the connection.
  • the change in the passage cross section for example by means of an actuator, is preferably done by active control. Apart from this active control (preferably by the control unit mentioned), no further external energy supply is necessary to carry out the preferred switchable stability function.
  • active control preferably by the control unit mentioned
  • the actuator In the de-energized state, the actuator is then preferably in a closed state and the actuator is deactivated. There is then no fluid-conducting connection between the working chambers and the hydraulic actuator so that the hydraulic damping is deactivated.
  • an actuator in particular a valve, is used to establish the fluid-conducting connection of the working chambers.
  • the actuator can be arranged either as an alternative to or in addition to the preferred frequency-selective valve already mentioned.
  • a method for operating a stabilizer arrangement which is designed according to one of claims 1 to 6, is proposed.
  • a rolling movement of the vehicle is detected, for example by suitable sensors in the vehicle.
  • a so-called damper specification is then calculated or determined.
  • a damper specification is the specification in which spring characteristic the stabilizer arrangement should be operated in the respective situation (i.e. at what time).
  • the damper specification can mean, for example, either the operation of the Stabilizeran arrangement on the first (i.e. with an interrupted fluid-conducting connection and thus with the actuator deactivated) or in the second (i.e. with a fluid-conducting connection established and thus with an activated actuator) spring characteristic.
  • the first damper specification means that the stabilizer arrangement should be operated on the second spring characteristic.
  • the second damper specification means that the stabilizer arrangement is to be operated on the first spring characteristic.
  • This damper specification is preferably set or calculated as a function of certain boundary conditions.
  • the actuator is thus preferably activated or deactivated as a function of these specific boundary conditions.
  • the fluid-conducting connection is established or interrupted as a function of the stated boundary conditions or as a function of a specific driving mode.
  • said actuator (which preferably represents a valve) is open, closed or partially closed depending on these specific boundary conditions.
  • a possible boundary condition can represent, for example, the transverse acceleration of the vehicle, the height of the wheel, a steering angle, a roll angle, information in the navigation system and much more. Furthermore, a driving mode adapted automatically to the driving situation by the vehicle driver or in particular represents such a boundary condition.
  • the control unit can cause the second damper specification to be set and the fluid-conducting connection to be interrupted (and thus the actuator to be deactivated). There is accordingly no fluid flow between the two working chambers. It is also possible that the vehicle driver himself activates a so-called sport mode by means of an actuation unit and thus a more precise road feedback and a more realistic driving experience are desirable. If it is detected that such a driving mode as a sport mode (or the like) is activated, it is preferably provided that the second damper specification is set and the actuator is deactivated and the stabilizer arrangement is based on the first spring characteristic curve which is defined by the spring element , is operated.
  • the two working chambers can no longer communicate freely by means of the hydraulic medium or there is no fluid flow between the working chambers and the two stabilizer halves are maximally coupled.
  • the stabilizer arrangement is operated on the first spring characteristic, which is determined by the spring element.
  • a torsion bar spring is used as the spring element, a passive stabilizer is created. This has a force-displacement curve of a conventional, one-piece stabilizer based on the torsion bar principle. In this maximally coupled state, the stabilizer acts hardest or stiffest.
  • the first damper setting can be set and the fluid-conducting connection established and the actuator activated.
  • the driver himself specifies a certain comfort requirement for the vehicle by activating a driving mode, such as a so-called comfort mode, by actuating an actuating element. It is further preferred that when such an activated comfort mode is detected, the first damper default is set and the actuator is activated and the stabilizer arrangement is operated with the second spring characteristic line, which is predetermined by the hydraulic damping of the actuator.
  • the hydraulic damping with the first damper setting set i.e. with the actuator activated
  • a frequency se- selective valve takes place depending on the oscillation frequency of the stabilizer halves.
  • the actuator or the valve is switched in such a way that the fluid-conducting de connection of the working chambers is established.
  • the passage cross-section of the fluid-conducting connection is then set by the frequency-selective valve as a function of the frequency and without an external energy supply.
  • the stabilizer arrangement is operated on a named variable spring characteristic or on a spring characteristic map.
  • the stabilizer arrangement depending on the oscillation frequency of the actuator or the stabilizer halves against each other, in a range between the first spring characteristic (i.e. when the valve is fully open) to the second spring characteristic (i.e. when the valve is fully closed) or on one operate at an intermediate value.
  • An oil or hydraulic fluid for example, can be used as the hydraulic medium or said fluid with which the respective working chambers are filled.
  • a (for example switchable) stabilizer arrangement can be shown in an advantageous manner, which requires only little energy (or none) through a semi-active or, if a frequency-selective valve is used, through a passive embodiment and nevertheless on at least two spring characteristics (or even on a characteristic map ) can be operated.
  • the gear unit according to the invention enables a more variable and less limited volume flow of the hydraulic medium in the hydraulic damping, whereby the hydraulic damping is optimized.
  • the stabilizer arrangement according to the invention enables a seal that is optimized in terms of complexity and design to be demonstrated. Instead of a complex seal known from the prior art, in this case only a conventional standard seal is required.
  • Figures 1 and 2 show a first embodiment of a stabilizer arrangement according to the invention of a two-lane vehicle in a sectional view through a longitudinal axis of the stabilizer arrangement, each with an open position of a fluid-conducting connection and a closed position of this connection.
  • FIG. 3 shows a second exemplary embodiment of a stabilizer arrangement according to the invention in a sectional view through the longitudinal axis of the stabilizer arrangement.
  • Figure 1 shows a first embodiment in a sectional view through the longitudinal axis of the stabilizer arrangement in a sectional view through the longitudinal axis of the stabilizer gate arrangement of a two-lane vehicle.
  • the stabilizer arrangement comprises a first and a second stabilizer half 1, 2, each connected to a wheel of the vehicle (not shown).
  • the two halves of the stabilizer 1, 2 rotate against each other, the swaying movement being sprung or dampened by the rubber rod 3.
  • the stabilizer arrangement is operated by the rubber rod 3, depending on the spring stiffness of the rubber rod 3, on a first spring characteristic.
  • This hydraulic actuator is arranged between the two stabilizer halves 1, 2 and comprises a rotation-translation converter 4, which is coupled to one stabilizer half 1, 2 via a form fit.
  • the rotation-translation converter 4 converts the rotational movement (about the longitudinal axis A) of the stabilizer halves 1, 2 into a translational movement along the longitudinal axis A of an intermediate element 5 of the actuator.
  • the intermediate element 5 is arranged between two working chambers 6, 7 filled with a hydraulic medium and coupled to one another by a fluid-conducting connection 8 and separates them from one another.
  • the fluid-conducting connection 8 can be actively changed in its passage cross section by means of a valve 9.
  • the valve 9 can be actively controlled or regulated by a control unit (not shown). It is also provided that the control unit controls or regulates the actuator by closing or opening the valve 9.
  • the actuator When the valve 9 is open, the actuator is activated and the stabilizer is operated on at least one second spring characteristic, which is determined by the hydraulic damping of the actuator.
  • the second spring characteristic curve has a higher damping level than the first spring characteristic curve.
  • the maximum angle of rotation of the two stabilizer halves 6, 7 is dependent on the pitch of the teeth of the rotation-translation converter 4 and thus on the translational mobility of the intermediate element 5.
  • the force-displacement characteristic or the spring rate of the stabilizer can be set when the valve is open. Since the valve 9 is closed in FIG. 1, there is no exchange of hydraulic media between the two working chambers 6, 7.
  • the two stabilizer halves 1, 2 are maximally coupled to one another and the stabilizer thus acts like a conventional torsion bar.
  • the force profile of the stabilizer arrangement when the valve 9 is closed is shown in FIG. 1 by a dashed line L1.
  • FIG. 2 shows the stabilizer arrangement from FIG. 1, with the difference that the valve 9 is now shown in an open position. If the vehicle experiences a rolling motion, a hydraulic exchange takes place between the two working chambers 6, 7 through the fluid-conducting connection 8. Depending on the load, one stabilizer half 1 rotates relative to the other stabilizer half 2 due to the overflow of the hydraulic medium from one of the working chambers 6, 7 into the other. How high is the torsional stiffness that prevails is determined by the pitch of the toothing of the rotary Translation converter 4 and the associated volume flow of the hydraulic medium flowing into the working chambers 6, 7 is determined. With the valve 9 open, the stabilizer is thus set softer, i.e.
  • the two stabilizer halves 1, 2 can rotate against each other more easily than when the valve 9 is closed.
  • the geometry of the rotation-translation converter especially its toothing geometry ) designed accordingly.
  • valve 9 instead of or in addition to valve 9, there can also be a frequency-selective valve in fluid-conducting connection 8, so that the damping is set as a function of the oscillation frequency of the two stabilizer halves 6, 7.
  • the spring element in FIG. 3 is designed as a spiral spring 30 which is connected to a stabilizer half 1 in a rotationally fixed manner.
  • the spiral spring 30 is arranged in such a way that its longitudinal axis or spring axis is formed parallel to the longitudinal axis A of the stabilizer arrangement or they lie on top of one another.
  • the two stabilizer halves 1, 2 are then also connected to one another via a simple, rigid rod 10.
  • the rod 10 is not designed as a spring element.
  • the actuator comprises a rotation-translation converter 40, which converts the rotational movement of the stabilizer halves 1, 2 into a translational movement of an intermediate element 50 between two working chambers 60, 70.
  • the two working chambers 60, 70 can also be coupled to one another via a fluid-conducting connection 80 in this case.
  • a valve 90 of the fluid-conducting connection 80 is arranged, by means of which the stabilizer arrangement can be switched from the first spring characteristic to the second spring characteristic.
  • the spring force or the damping of the stabilizer arrangement is, in contrast to the first exemplary embodiment, predominantly dependent on the spring stiffness of the spiral spring 30.
  • the same situation is given as when the valve 9 of the first embodiment is open.
  • valve 9, 90 it is also possible in both embodiments to provide a frequency-selective valve on the named or another fluid-conducting connection 8, 80 of the stabilizer arrangement.
  • the circuit between the first and second spring characteristics of the stabilizer Order, so the switching of the valve 9, 90 is dependent on external boundary conditions or on a set driving mode. More details on these boundary conditions are explained in the description above.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Stabilisatoranordnung eines zweispurigen Fahrzeuges zur Stabilisierung einer Wankbewegung, wobei die Stabilisatoranordnung auf zumindest zwei unterschiedlichen Federkennlinien betreibbar ist umfassend eine erste und eine zweite jeweils mit einem Rad des Fahrzeuges gekoppelte Stabilisatorhälfte, wobei die erste und die zweite Stabilisatorhälfte um deren Längsachse gegeneinander verdrehbar mittels eines Federelements gekoppelt sind, wodurch der Stabilisator mit einer ersten Federkennlinie betreibbar ist und wobei die erste und die zweite Stabilisatorhälfte mittels eines hydraulischen Aktuators um deren Längsachse gegeneinander verdrehbar hydraulisch koppelbar sind, wodurch der Stabilisator mit zumindest einer zweiten Federkennlinie betreibbar ist, wobei der Aktuator mindestens zwei mit einem Hydraulikmedium befüllte und durch eine fluidleitende Verbindung miteinander gekoppelte Arbeitskammern umfasst und wobei der Aktuator eine Getriebeeinheit umfasst, welche derart ausgelegt ist, dass eine Rotationsbewegung der Stabilisatorhälften in eine Translationsbewegung eines zwischen den beiden Arbeitskammern angeordneten Zwischenelements umwandelbar ist und so ein Volumenstrom des Hydraulikmediums von der einen Arbeitskammer in die andere Arbeitskammer erzeugbar ist.

Description

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Stabilisatoranordnung eines zweispurigen Fahrzeuges
Die Erfindung betrifft eine Stabilisatoranordnung eines zweispurigen Fahrzeuges nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1. Sowie ein Verfahren zum Betreiben einer solchen Stabilisatoranordnung gemäß dem nebengeordneten Anspruch 7. Zum Stand der Technik wird beispielshalber auf die DE 10 2006 051 682 A1 , die DE 10 2014 018 732 A1 verwiesen. Durch unterschiedliche Fahrbahnanregungen auf ein Fahrzeugrad, beispielsweise bei unebenen Fahrbahnverhältnissen, oder in Kurvenfahrten eines zweispurigen Fahrzeuges kann es zu unerwünschten Wank- und/oder Nickbewegungen des Fahrzeuges kommen. Dabei kann die Fahrsicherheit, Fahrdynamik sowie der Komfort negativ beeinflusst und verändert werden. Zur Minderung bzw. Abfederung dieser Wank- und/oder Nickbewegungen ist es aus dem Stand der Technik bekannt sogenannte Stabilisatoren, also besondere Federungssysteme, an einer oder an beiden Achsen des Fahrzeuges anzubringen. Man unterscheidet dabei zwischen drei unterschiedlichen Ausführungen von Stabilisatoren. Ein sogenannter passiver Stabilisator arbeitet nach dem Drehstabprinzip. Dabei ist ein einteilig ausgeführter Drehstab parallel zur Fahrzeugachskonstruktion angeordnet und an beiden Enden an einer Radaufhängung befestigt. Unterschiedliche Vertikalbewegungen der Räder werden durch elastisches Verformen bzw. Verdrehen dieses Drehstab-Stabilisators angeglichen. Der passive Stabilisator kann jedoch die aufgenommene kinetische Energie nur zeitweise speichern und gibt diese dann wieder ab. Die von dem System aufgenommenen Gegenkräfte können dabei nicht geregelt werden, sondern resultieren aus den Relativbewegungen, die sich je nach Fahrsituation einstellen. Passive Stabilisatoren sind somit in ihrer Dimensionierung und in ihrer Materialbe schaffenheit auf eine vorbestimmte Federrate ausgelegt, sodass sie Torsionskräfte nur in einer bestimmten Größenordnung aufnehmen und entsprechende Gegenkräf- te aufbringen können. Dabei entsteht ein Konflikt zwischen Komfort, also einer gewünschten weichen Federung und Fahrdynamik und Fahrsicherheit, also einer gewünschten harten Federung. Daher sind passive Stabilisatoren insbesondere für Kraftfahrzeuge die sowohl für den Einsatz auf der Straße als auch im Gelände vorgesehen sind grundsätzlich nur bedingt geeignet.
Neben den genannten passiven Stabilisatoren existieren außerdem sogenannte aktive Stabilisatoren, welche üblicherweise zweiteilig ausgeführt sind. Dabei ist jeweils ein Ende einer Stabilisatorhälfte mit einem Fahrzeugrad bzw. einer Radauf hängung verbunden. Die beiden Stabilisatorhälften sind dann üblicherweise durch einen geeigneten Aktuator miteinander verbunden, welcher mittels einer geeigneten Ansteuerung die beiden Stabilisatorhälften aktiv gegeneinander verdreht. Im Gegensatz zu den passiven Stabilisatoren können aktive Stabilisatoren je nach Bedarf zwischen dem Fahrzeugaufbau und dem Fahrwerk Kräfte und Momente einleiten und gewünschte Stellwege erzeugen. Diese Kräfte sind dann nicht mehr die Folge von Aufbaubewegungen, sondern sind Funktionen beliebiger Variablen, wie beispielsweise einer Querbeschleunigung oder einem Wankwinkel. Durch das Aufbringen gezielter Gegenwankmomente und das dabei aktive Verdrehen des Stabilisators, beispielsweise bei Kurvenfahrten, kann der Wankwinkel reduziert und der Fahrzeugaufbau horizontiert werden. Eine Entkopplung bei Geradeausfahrt des Fahrzeuges reduziert Kopiereffekte, da keine Vertikalmomente an der Fahrzeugach se gestellt werden, wobei der Fahrkomfort wesentlich erhöht werden kann. Demnach kann der genannte Konflikt zwischen Komfort und Fahrdynamik durch aktive Stabilisatoren gelöst werden. Jedoch sind derartige aktive Systeme auf Fremdener gie (Pumpvorrichtung, Motor etc.) angewiesen, welche zusätzliche Kosten, Gewicht und Bauraumprobleme verursacht. Darüber hinaus sind aus dem Stand der Technik auch sogenannte semiaktive Stabilisatoren bekannt, bei welchen keine Pumpvorrichtung vorgesehen ist und die Arbeitskammern eines oder mehrerer semiaktiver Aktuatoren, beispielsweise Schwenkmotoren, über aktiv gesteuerte Ventile miteinander verbunden sind. Dabei wird der Volumenstrom zwischen den Arbeitskammern über die Ventile gesteuert. Da eine Bewegung des Aktuators, beispielsweise des Rotors eines Schwenkmotors, erforderlich ist um einen Volumenstrom zwischen den Arbeitskammern zu erzeugen, welcher wiederum eine Kraft im Fahrwerksystem aufbaut um den ungewünschten Fahrzeugbewegungen entgegenzuwirken, erfolgt die Steuerung des semi-aktiven Fahrwerksystems in Reaktion auf die ungewünschten Fahrzeugbewegungen. Es wird demnach nur Energie zum Ansteuern der Ventile benötigt. Im Gegensatz zu einem aktiven Stabilisator werden bei einem semiaktiven Stabilisator jedoch keine Kräfte aktiv gestellt, sondern abhängig von der Ventilstellung (also unter Schaltung von zwei Kennlinien) und ausschließlich in Reaktion auf die Wank- und/oder Nickbewe gungen des Fahrzeuges eine Federung erzeugt. Die DE 10 2016 2015 098 A1 beschreibt beispielsweise genannte Schrift DE 10 2006 051 682 A1 beschreibt beispielsweise eine schaltbare Stabilisatoranordnung eines Fahrzeug, insbesondere zur Wankstabilisierung. Diese umfasst eine erste und eine zweite jeweils mit einem Rad des Fahrzeuges gekoppelte Stabilisatorhälfte, wobei die erste und die zweite Stabilisatorhälfte um deren Längsachse gegeneinander verdrehbar mittels einem hydraulischen semiaktiven Aktuator gekoppelt sind. Der Aktuator weist dabei mindestens zwei mit einem Hydraulikmedium befüllte Arbeitskammern auf und umfasst mindestens eine fluidleitende Verbindung zwischen den mindestens zwei Arbeitskammern deren Durchtrittsquerschnitt veränderbar ist. Die Arbeitskammern des Aktuators sind dabei ihrerseits nicht elastisch verformbar. Stattdessen ist in den mindestens zwei Arbeitskammern des Aktuators und/oder in mindestens zwei weiteren Arbeitskammern des Aktuators ein Federelement angeordnet, welches zwischen einem Rotor und einem Stator des Aktuators abgestützt ist.
Nachteilig an diesem Stand der Technik ist jedoch, dass der Volumenstrom des Hydraulikmediums durch den Federweg des Federelements stark beschränkt ist. Ferner ist es schwierig eine kostengünstige und aufwandsarme Dichtung der Stabilisatoranordnung zu gewährleisten. In der DE 10 2014 018 732 A1 ist ein Stabilisator eines Fahrzeuges aufgezeigt, bei welchem Hydraulikkammern fluidisch mittels eines frequenzselektiven Hochpass- Ventils miteinander gekoppelt sind.
Es ist Aufgabe dieser Erfindung einen hinsichtlich einer optimierten und aufwands- ärmeren Dichtung sowie einen hinsichtlich des Volumenstroms des Hydraulikmedi ums optimierten Stabilisator eines Fahrzeuges aufzuzeigen. Die Lösung der Aufgabe ergibt sich durch eine Stabilisatoranordnung eines zweispurigen Fahrzeuges mit den Merkmalen des Anspruchs 1 sowie eines Verfahrens zum Betreiben einer solchen Stabilisatoranordnung gemäß dem nebengeordneten Anspruch 7. Vorteilhafte Aus- und Weiterbildungen sind Inhalt der Unteransprüche.
Dabei wird eine Stabilisatoranordnung eines Fahrzeuges, insbesondere zur Wankstabilisierung vorgeschlagen, welche auf zumindest zwei Federkennlinien betreibbar bzw. umschaltbar ist.
Die Stabilisatoranordnung umfasst dabei eine erste und eine zweite jeweils mit einem Rad des Fahrzeuges gekoppelte Stabilisatorhälfte.
Dabei sind die Stabilisatorhälften jeweils mittels eines Federelements um deren Längsachse gegeneinander verdrehbar gekoppelt. Durch diese Koppelung mit dem Federelement ergibt sich eine erste Federkennlinie auf welcher die Stabilisatoran ordnung betreibbar ist. Die Federrate bzw. die erste Federkennlinie ist dabei durch Federsteifigkeit des Federelements einstellbar.
Das Federelement ist dabei bevorzugt als eine die beiden Stabilisatorhälften verbindende Drehstabfeder ausgebildet. Diese Drehstabfeder kann beispielswiese als Gummistab ausgebildet sein. Die Drehstabfeder dient damit als Torsionsfeder, welcher Torsionsbewegungen der Stabilisatorhälfte zu federn bzw. dämpfen vermag. Alternativ ist es möglich, dass das Federelement eine mit zumindest einer der Stabilisatorhälften verbundene Drehfeder ist und beide Stabilisatorhälften über ein Stabelement miteinander gekoppelt sind. Dieses Stabelement ist dann nicht als Drehfeder ausgebildet, sondern als (im Wesentlichen) nicht federnder starrer Stab. Die Drehfeder kann dann beispielsweise eine an eine der beiden Stabilisatorhälften angeordnete Spiralfeder sein, welche derart angeordnet ist, dass ihre Federachse zumindest annähernd parallel zur Drehachse der Räder ist. Somit kann die Verdreh- bewegung die beiden Stabilisatorhälften gegeneinander durch die Spiralfeder gedämpft bzw. gefedert werden. Ferner umfasst die Stabilisatoranordnung einen hydraulischen (beispielsweise semiaktiven) Aktuator, der die beiden Stabilisatorhälften um deren Längsachse gegeneinander verdrehbar hydraulisch zu koppeln vermag.
Der Aktuator umfasst dabei mindestens zwei mit einem Hydraulikmedium befüllte und durch eine fluidleitende Verbindung miteinander gekoppelte Arbeitskammern. Bei aktiviertem Aktuator findet dabei ein Fluidfluss des Hydraulikmediums zwischen den Arbeitskammern statt. Der Volumenstrom des Hydraulikmediums durch die fluidleitende Verbindung kann eine Dämpfung erfolgen. Der hydraulische Aktuator ist dann aktiv, wenn die fluidleitende Verbindung zwischen den beiden Arbeitskammern hergestellt ist.
Ist der hydraulische Aktuator aktiviert so wird die Stabilisatoranordnung auf zumindest einer zweiten Federkennlinie betrieben. Je nachdem ob ein Federele ment oder ein hydraulischer Aktuator die Federung bzw. die Dämpfung übernimmt, kann die Federkennlinie ebenso als eine Dämpferkennlinie bezeichnet werden.
Der hydraulische Aktuator ist dabei bevorzugt kein elektrisch oder mechanisch angetriebener Motor, sondern eine Einrichtung, welche (außer eventuell zum Stellen bzw. Öffnen eines Stellgliedes) keine externe Energie benötigt und trotzdem eine rein passive Veränderung des Systems bewirkt. So ist in bestimmten Situationen eine höhere Dämpfung bzw. Federung der Wankbewegungen erforderlich, in welchen die Dämpfung bzw. die Federung durch das Federelement nicht mehr ausreicht. In diesen Situationen ist es bevorzugt, dass die fluidleitende Verbindung hergestellt ist, der hydraulische Aktuator also aktiviert ist und dass die Stabilisatoranordnung mit zumindest der zweiten Federkennlinie (oder sogar mehreren weiteren Federkennlinien) betrieben wird.
Die Begrifflichkeit „semiaktiv“ (was die bevorzugte Ausführung des Aktuators darstellt) bedeutet im Sinne der Erfindung, dass ausschließlich für die Veränderung des Durchtrittsquerschnitts bzw. zum bevorzugten aktiven Öffnen oder Schließen der genannten fluidleitenden Verbindung zwischen den Arbeitskammern eine externe Energiezuführung notwendig ist. Zur Einleitung der Verdrehkraft bzw. der Dämpfkraft wird im Gegensatz zu dem bereits beschriebenen aktiven Stabilisator keine externe Energiezuführung benötigt. Es ist ferner vorgesehen, dass der Aktuator eine Getriebeeinheit umfasst, welche derart ausgelegt ist, dass eine Rotationsbewegung der Stabilisatorhälften in eine Translationsbewegung eines zwischen den beiden Arbeitskammern angeordnetes Zwischenelements umwandelbar ist und so ein Volumenstrom des Hydraulikmedi- ums zwischen den beiden Arbeitskammern durch die fluidleitende Verbindung entstehen kann.
Diese Getriebeeinheit umfasst dabei insbesondere einen sogenannten Rotations- Translations-Wandler. Dieser ist bevorzugt mittels eines Formschlusses mit den Stabilisatorhälften gekoppelt.
Die Drehbewegung der Stabilisatorhälften kann so bei aktiviertem Aktuator (also bei Hydraulikfluss durch die fluidleitende Verbindung der beiden Arbeitskammern) über die genannte Getriebeeinheit, insbesondere den genannten Rotations-Translations- Wandler, in eine Translationsbewegung des sich zwischen den beiden Arbeitskam mern angeordneten bzw. des die beiden Arbeitskammern voneinander trennenden Zwischenelements umgewandelt werden.
Der Volumenstrom des Hydraulikmediums bei aktiviertem Aktuator ist dabei über die Steigung der Getriebeeinheit bzw. der Verzahnungen des Rotations-Translations- Wandlers einstellbar. Eine beispielhafte Ausführung einer derartigen Stabilisatoran ordnung mit einer solchen Getriebeeinheit bzw. einem solchen Rotations- Translations-Wandler ist den Figuren und der dazugehörigen Figurenbeschreibung zu entnehmen.
Im Gegensatz zum Stand der Technik, bei welchem der Volumenstrom des Hydraulikmediums durch den Federweg der Federelemente begrenzt ist, kann in Falle dieser Erfindung ein deutlich variablerer und weniger begrenzter Volumenstrom des Hydraulikmediums und damit eine optimierte Dämpfkraft gewährleistet werden.
In einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist es vorgesehen, dass die fluidleitende Verbindung (oder eine andere fluidleitende Verbindung der beiden Arbeitskammern) ein sogenanntes frequenzselektives Ventil umfasst. Die fluidleiten- de Verbindung muss also in einem solchen Falle nicht zwingendermaßen ein aktiv ansteuerbares Stellglied (bzw. Ventil) zum aktiven Öffnen und Schließen der fluidleitenden Verbindung umfassen. Denn das frequenzselektive Ventil alleine ermöglicht (auch ohne eine externe Ansteuerung bzw. Energiezufuhr) eine frequenz- abhängige Dämpfung der Schwingungen. Somit stellt, im Falle der Verwendung eines frequenzselektiven Ventils (ohne aktiv ansteuerbares Stellglied), der Aktuator eine rein passive Ausbildung dar, bei welchem keinerlei externe Energiezufuhr zur Aktivierung und zum Betrieb erfolgen muss. Die fluidleitende Verbindung ist also nur in Abhängigkeit der Schwingungsfrequenz der Stabilisatorhälften geöffnet oder geschlossen oder teilweise geöffnet.
Durch ein derartiges frequenzselektives Stellglied kann eine frequenzselektive Dämpfung ermöglicht werden, wobei der Durchtrittquerschnitt der fluidleitenden Verbindung in Abhängigkeit der Schwingungsfrequenz der Stabilisatoranordnung bzw. der beiden Stabilisatorhälften durch die Wankbewegung veränderbar ist.
Ein frequenzselektives Ventil kann die Schwingungsfrequenzen in dem hydrauli schen Medium detektieren und automatisch in bestimmten Frequenzbereichen öffnen oder schließen. Hierzu wird die Dämpfkraft durch das frequenzselektive Ventil der Fluidkammern auf die Bewegungsfrequenz des Fahrzeugs bzw. der Bewegungs frequenz der Stabilisatorbewegung bevorzugt so ausgelegt, dass bei höheren Frequenzen (insbesondere Frequenzen im Bereich größer als 2 - 5 Hz) eine geringe Dämpfkraft und bei niedrigeren Frequenzen (insbesondere bei Frequenzen im Bereich kleiner 2- 5 Hz) eine große Dämpfkraft erreicht wird.
Bevorzugt ist die fluidleitende Verbindung zwischen den Arbeitskammern Form einer Leitung oder eines Kanals ausgeführt.
Bei aktiviertem Aktuator ist die fluidleitende Verbindung zwischen den Arbeitskam mern bevorzugt geöffnet.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist alternativ oder zusätzlich zu dem frequenzselektiven Ventil ein den Durchtrittsquerschnitt der Verbindung veränderndes Stellglied (beispielsweise ein Ventil) des Aktuators mit einer Steuereinheit gekoppelt. In einer besonders bevorzugten Ausführung der Erfindung ist die genannte Steuereinheit als Regeleinheit ausgeführt.
Es ist dabei bevorzugt vorgesehen, dass der Aktuator dadurch aktiviert wird, dass das Stellglied derart geschaltet wird, dass die fluidleitende Verbindung zwischen den Arbeitskammern (zumindest teilweise) hergestellt ist. Der Aktuator ist deaktiviert, wenn die fluidleitende Verbindung zwischen den Arbeitskammern unterbrochen ist, wenn also das bevorzugte Stellglied derart geschaltet ist, dass es die fluidleitende Verbindung unterbricht. Im Gegensatz zu dem genannten bevorzugten frequenzse lektiven Ventil benötigt das bevorzugte Stellglied eine externe Energiezufuhr bzw. eine Bestromung um in die unterschiedlichen Positionen (beispielsweise die geöffnete und die geschlossene Stellung) geschaltet zu werden. Im Falle der Verwendung eines solchen Stellglieds ist der Aktuator nicht mehr nur passiv ausgebildet, sondern in Form eines bereits weiter oben beschriebenen semiaktiven Aktuators ausgebildet
Dabei kann die fluidleitende Verbindung durch das Stellglied komplett getrennt, komplett öffnen oder auch nur der Durchtrittsquerschnitt verringert werden, ohne eine komplette Trennung bzw. Unterbrechung der Verbindung zu veranlassen. Je nach Geschwindigkeit des einströmenden Hydraulikmediums in die fluidleitende Verbindung bei einer translatorischen Bewegung des Zwischenelements, kann durch eine nur teilweise Schließung der Verbindung eine unterschiedliche Drosselwirkun gen und damit gleichzeitig eine zusätzliche Dämpfung erreicht werden.
Die Veränderung des Durchtrittquerschnitts, beispielsweise mittels eines Stellglieds, geschieht dabei bevorzugt durch eine aktive Ansteuerung. Außer zu dieser aktiven Ansteuerung (bevorzugt durch die genannte Steuereinheit) ist zur Durchführung der bevorzugten schaltbaren Stabilitätsfunktion keine weitere externe Energiezufuhr notwendig. Im unbestromten Zustand, ist das Stellglied dann bevorzugt in einem geschlossenen Zustand und der Aktuator ist deaktiviert. Es besteht dann also keine fluidleitende Verbindung zwischen den Arbeitskammern und der hydraulische Aktuator du damit die hydraulische Dämpfung ist deaktiviert.
Wie bereits gekannt, ist es bevorzugt, dass ein Stellglied, insbesondere eine Ventil zur Herstellung der fluidleitenden Verbindung der Arbeitskammern Verwendung findet. Dabei kann das Stellglied entweder alternativ oder zusätzlich zu dem bereits genannten bevorzugten frequenzselektiven Ventil angeordnet sein.
Es wird ferner ein Verfahren zum Betreiben einer Stabilisatoranordnung, welche nach einem der Ansprüche 1 bis 6 ausgebildet ist, vorgeschlagen. Dabei wird in einem ersten Schritt eine Wankbewegung des Fahrzeuges, beispielsweise von geeigneten Sensoren im Fahrzeug erfasst.
Anschließend wird eine sogenannte Dämpfervorgabe berechnet bzw. ermittelt. Eine Dämpfervorgabe ist dabei die Vorgabe, in welche Federkennlinie die Stabilisatoran- Ordnung in der jeweiligen Situation (also zu welcher Zeit) betrieben werden soll. Die Dämpfervorgabe kann also beispielsweise entweder der Betrieb der Stabilisatoran ordnung auf der ersten (also mit unterbrochener fluidleitenden Verbindung und damit mit deaktiviertem Aktuator) oder in der zweiten (also mit einer hergestellten fluidlei tenden Verbindung und damit mit aktivierten Aktuator) Federkennlinie bedeuten. Die erste Dämpfervorgabe bedeutet dabei, dass die Stabilisatoranordnung auf der zweiten Federkennlinie betrieben werden soll. Die zweite Dämpfervorgabe bedeutet, dass die Stabilisatoranordnung auf der ersten Federkennlinie betrieben werden soll.
Diese Dämpfervorgabe wird bevorzugt in Abhängigkeit von bestimmten Randbedin- gungen eingestellt bzw. berechnet. Der Aktuator wird also dabei bevorzugt in Abhängigkeit von diesen bestimmten Randbedingungen aktiviert bzw. deaktiviert. Mit anderen Worten ausgedrückt, wird also die fluidleitende Verbindung in Abhängigkeit von den genannten Randbedingungen bzw. in Abhängigkeit von einem bestimmten Fahrmodus hergestellt oder unterbrochen. So ist es bevorzugt vorgesehen, dass das genannte Stellglied (welches bevorzugt ein Ventil darstellt) in Abhängigkeit von diesen bestimmten Randbedingungen offen, geschlossen oder teilweise geschlos sen wird.
Eine mögliche Randbedingung kann beispielsweise die Querbeschleunigung des Fahrzeuges, ein Höhenstand des Rades, ein Lenkwinkel, ein Wankwinkel, eine Information im Navigationssystem und vieles mehr darstellen. Ferner stellt insbeson dere ein vom Fahrzeugführer oder ein sich automatisch an die Fahrsituation angepasster Fahrmodus eine solche Randbedingung dar.
So kann die Steuereinheit beispielsweise bei Erfassen einer kurvigen Fahrt durch ein sich ständig ändernder Lenkwinkel veranlassen, dass die zweite Dämpfervorgabe eingestellt wird und die fluidleitende Verbindung unterbrochen wird (und somit der Aktuator deaktiviert wird). Es findet demnach kein Fluidfluss zwischen den beiden Arbeitskammern statt. Ferner ist es möglich, dass der Fahrzeugfahrer selbst einen sogenannten Sport-Modus durch eine Betätigungseinheit aktiviert und damit eine genauere Straßenrückmeldung und ein realitätstreuerer Fahrgefühl erwünscht. Wird also Erfasst, dass ein solcher Fahrmodus wie ein Sport-Modus (oder dergleichen) aktiviert ist, ist es bevorzugt vorgesehen, dass die zweite Dämpfervorgabe eingestellt wird und der Aktuator deaktiviert wird und die Stabilisatoranordnung auf der ersten Federkennlinie, welche durch das Federelement definiert ist, betrieben wird.
Ist die fluidleitende Verbindung zwischen den Arbeitskammern also geblockt, beispielsweise durch einen Schließer oder ein geschlossenes Ventil, so können die beiden Arbeitskammern nicht mehr frei mittels des Hydraulikmediums kommunizie- ren bzw. es besteht kein Fluidfluss zwischen den Arbeitskammern und die beiden Stabilisatorhälften sind maximal gekoppelt. Die Stabilisatoranordnung wird auf der ersten Federkennlinie, welche durch das Federelement bestimmt ist, betrieben. Bei Verwendung einer Drehstabfeder als Federelement entsteht dabei ein passiver Stabilisator. Dieser weist einen Kraft-Weg-Verlauf eines konventionellen, einteiligen Stabilisators nach dem Drehstabprinzip auf. In diesem maximal gekoppeltem Zustand wirkt der Stabilisator am härtesten bzw. am steifsten.
Ist andererseits beispielsweise aus der Information des Navigationssystems zu erkennen dass das Fahrzeug über längere Zeit überwiegend in einer Geradeausfahrt (beispielsweise bei einer langen Autobahnfahrt) betrieben wird, so kann die erste Dämpfervorgabe eingestellt werden und die fluidleitende Verbindung hergestellt und der damit Aktuator aktiviert werden.
Auch in einem solchen Fall ist es möglich, dass der Fahrer selbst einen bestimmten Komfort-Wunsch des Fahrzeuges vorgibt, indem dieser einen Fahrmodus, wie beispielsweise einen sogenannten Komfort-Modus durch Betätigung eines Betäti gungselements aktiviert. Es ist dabei weiterhin bevorzugt, dass bei Erfassen eines solchen aktivierten Komfortmodus, die erste Dämpfervorgabe eingestellt wird und der Aktuator aktiviert wird und die Stabilisatoranordnung mit der zweiten Federkenn linie, welche durch die hydraulische Dämpfung des Aktuators vorgegeben ist, betrieben wird.
Ferner ist es dann bevorzugt möglich, dass die hydraulische Dämpfung bei einge stellter erster Dämpfervorgabe (also bei aktiviertem Aktuator) durch ein frequenzse- lektives Ventil in Abhängigkeit der Schwingungsfrequenz der Stabilisatorhälften erfolgt. Das Stellglied bzw. das Ventil ist dabei derart geschaltet, dass die fluidleiten de Verbindung der Arbeitskammern hergestellt ist. Den Durchtrittsquerschnitt der fluidleitenden Verbindung wird dann vom frequenzselektiven Ventil frequenzabhän- gig und ohne eine externe Energiezufuhr eingestellt. In einer solchen Situation wird die Stabilisatoranordnung auf einer genannten variablen Federkennlinie bzw. auf einem Federkennfeld betrieben. Von der Dämpfungsfähigkeit betrachtet ist es dabei möglich die Stabilisatoranordnung, je nach Schwingungsfrequenz des Aktautors bzw. der Stabilisatorhälften gegeneinander, in einem Bereich zwischen der ersten Federkennlinie (also bei voll geöffneten Ventil) bis zur zweiten Federkennlinie (also bei voll geschlossenem Ventil) oder auf einem dazwischenliegendem Wert zu betreiben.
Als Hydraulikmedium bzw. dem genannten Fluid, mit welchem die jeweiligen Arbeitskammern befüllt sind, kann beispielsweise ein Öl bzw. eine Hydraulikflüssig keit verwendet werden.
So kann auf vorteilhafter Weise eine (beispielsweise schaltbare) Stabilisatoranord nung aufgezeigt werden, welche durch eine semiaktive oder, bei Verwendung eines frequenzselektiven Ventils durch eine passive Ausführungsform nur wenig Energie (oder keine) benötigt und trotzdem auf zumindest zwei Federkennlinien (oder sogar auf einem Kennfeld) betrieben werden kann. Ferner ist ein im Gegensatz zum Stand der Technik durch die erfindungsgemäße Getriebeeinheit variablerer und weniger begrenzter Volumenstrom des Hydraulikmediums bei der hydraulischen Dämpfung möglich, wodurch die hydraulische Dämpfung optimiert wird. Außerdem ermöglicht die erfindungsgemäße Stabilisatoranordnung eine hinsichtlich der Komplexität und Auslegung optimierte Dichtung aufzuzeigen. So ist anstatt einer, wie aus dem Stand der Technik bekannter, komplexer Dichtung, in diesem Falle nur mehr herkömmliche eine Standarddichtung erforderlich.
Diese und weitere Merkmale gehen außer aus den Ansprüchen und aus der Beschreibung auch aus den Zeichnungen hervor, wobei die einzelnen Merkmale jeweils für sich alleine oder zu mehreren in Form von Unterkombinationen bei einer Ausführungsform der Erfindung verwirklicht sein und vorteilhafte sowie für sich genommen schutzfähige Ausführungen darstellen können, für die hier Schutz beansprucht wird. Im Folgenden wird die Erfindung anhand von zwei Ausführungsbeispielen weiter erläutert, Erfindungswesentlich können dabei sämtliche näher beschriebenen Merkmale sein.
Figuren 1 und Figur 2 zeigen dabei ein erstes Ausführungsbeispiel einer erfin- dungsgemäßen Stabilisatoranordnung eines zweispurigen Fahrzeuges in einer Schnittansicht durch eine Längsachse der Stabilisatoranordnung mit jeweils einer geöffneten Stellung einer fluidleitenden Verbindung und einer geschlossenen Stellung dieser Verbindung. Figur 3 zeigt ein zweites Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Stabilisa toranordnung in einer Schnittansicht durch die Längsachse der Stabilisatoranord nung.
Figur 1 zeigt eine erste Ausführung in einer Schnittansicht durch die Längsachse der Stabilisatoranordnung in einer Schnittansicht durch die Längsachse der Stabilisa toranordnung eines zweispurigen Fahrzeuges. Dabei umfasst die Stabilisatoranord nung eine erste und eine zweite jeweils mit einem nicht eingezeichneten Rad des Fahrzeuges verbundene Stabilisatorhälfte 1 , 2. Die beiden Stabilisatorhälften 1 , 2 sind dabei um deren Längsachse A gegeneinander verdrehbar durch einen als Drehstabfeder ausgebildeten Gummistab 3 gekoppelt. Bei Wankbewegungen des Fahrzeuges verdrehen sich die beiden Stabilisatorhälften 1 ,2 gegeneinander, wobei die Wankbewegung durch den Gummistab 3 gefedert bzw. gedämpft wird. Die Stabilisatoranordnung wird durch den Gummistab 3, je nach Federsteifigkeit des Gummistabs 3 auf einer ersten Federkennlinie betrieben. Üblicherweise ist die Federung bzw. die Dämpfung bei einem solchen (auch als passiver Stabilisator) Drehstab als Federelement vergleichsweise niedrig d.h. die Fahrbahnrückmeldungen und so auch die Wankbewegungen werden weniger gedämpft und sind deshalb für einen Fahrzeuginsassen spürbarer und direkter (als bei einer aktiven Stabilisatoran ordnung).
Ferner ist es möglich, die beiden Stabilisatorhälften gegeneinander um deren Längsachse A verdrehbar durch einen hydraulischen Aktuator zu koppeln. Dieser hydraulische Aktuator ist dabei zwischen den beiden Stabilisatorhälften 1 , 2 angeordnet und umfasst einen Rotations-Translations-Wandler 4, welcher mit jeweils einer Stabilisatorhälfte 1 , 2 über einen Formschluss gekoppelt ist. Der Rotations- Translations-Wandler 4 wandelt die Rotationsbewegung (um die Längsachse A) der Stabilisatorhälften 1 , 2 in eine Translationsbewegung entlang der Längsachse A eines Zwischenelements 5 des Aktuators um. Das Zwischenelement 5 ist zwischen zwei mit einem Hydraulikmedium befüllte und durch eine fluidleitende Verbindung 8 miteinander gekoppelte Arbeitskammern 6, 7 angeordnet und trennt diese voneinan der. Die fluidleitende Verbindung 8 ist in ihrem Durchtrittsquerschnitt mittels eines Ventils 9 aktiv veränderbar. Das Ventil 9 ist dabei durch eine nicht eingezeichnete Steuereinheit aktiv ansteuerbar bzw. regelbar. Ebenfalls ist es vorgesehen, dass die Steuereinheit den Aktuator ansteuert bzw. regelt, indem das Ventil 9 geschlossen oder geöffnet wird. Bei geöffnetem Ventil 9 ist der Aktuator aktiviert und der Stabilisator wird auf mindestens einer zweiten Federkennlinie betrieben, welche von der hydraulischen Dämpfung des Aktuators bestimmt wird. Die zweite Federkennlinie weist dabei ein höheres Dämpfungsniveau auf, als die erste Federkennlinie.
Der maximale Verdrehwinkel der beiden Stabilisatorhälften 6, 7 ist durch die Steigung der Verzahnungen des Rotations-Translations-Wandlers 4 und damit von der translatorischen Bewegbarkeit des Zwischenelements 5 abhängig. Durch diese translatorische Bewegung des Zwischenelements 5 und die damit verbundene Kompression des Hydraulikmediums in den Arbeitskammern 6, 7 kann die Kraft- Weg-Kennlinie bzw. die Federrate des Stabilisators bei offenem Ventil eingestellt werden. Da in Figur 1 das Ventil 9 geschlossen ist, findet kein Austausch von Hydraulikme dium zwischen den beiden Arbeitskammern 6, 7 statt. Die beiden Stabilisatorhälften 1 , 2 sind dabei maximal miteinander gekoppelt und der Stabilisator wirkt damit wie ein herkömmlicher Drehstab. Dieser weist den Kraft-Weg-Verlauf eines herkömmli- chen einteiligen Stabilisators auf, welche Federrate in diesem Fall von dem Gummistab 3 bestimmt ist. Der Kraftverlauf der Stabilisatoranordnung bei geschlos senem Ventil 9 ist dabei in Figur 1 durch eine gestrichelte Linie L1 aufgezeigt.
In Figur 2 ist die Stabilisatoranordnung aus Figur 1 aufgezeigt, mit dem Unterschied, dass das Ventil 9 nun in einer geöffneten Stellung aufgezeigt ist. Erfährt das Fahrzeug also eine Wankbewegung, so wird findet ein Hydraulikaustausch zwischen den zwei Arbeitskammern 6, 7 durch die fluidleitende Verbindung 8 statt. Belas tungsabhängig verdreht sich somit, aufgrund des Überströmens des Hydraulikmedi ums von einer der Arbeitskammern 6, 7 in die andere, die eine Stabilisatorhälfte 1 relativ zur anderen Stabilisatorhälfte 2. Wie hoch die dabei herrschende Torsions steifigkeit ist wird von der Steigung der Verzahnung des Rotations-Translations- Wandlers 4 und dem damit verbundenen Volumenstrom des in die Arbeitskammern 6, 7 strömenden Hydraulikmediums bestimmt. Bei geöffnetem Ventil 9 ist somit der Stabilisator weicher eingestellt d.h. die beiden Stabilisatorhälften 1 , 2 können sich einfacher gegeneinander verdrehen, als bei geschlossenem Ventil 9. Um die gewünschte Kraft-Weg-Kennlinie des Stabilisators bei geöffnetem Ventil 9 zu erreichen, wird der Rotations-Translations-Wandler in seiner Geometrie (insbeson dere seiner Verzahnungsgeometrie) dementsprechend gestaltet.
Der Kraftverlauf bzw. der Kraftfluss durch die Stabilisatoranordnung bei geöffnetem Ventil 9 ist in Figur 2 durch eine gestrichelte Linie L2 dargestellt.
Wie bereits in der Beschreibung genannt, kann anstelle oder zusätzlich zum Ventil 9 auch ein frequenzselektives Ventil in der fluidleitendenden Verbindung 8 sein, sodass die Dämpfung in Abhängigkeit der Schwingungsfrequenz der beiden Stabilisatorhälften 6, 7 eingestellt wird.
Wird alternativ zu einem Ventil 9 (nur) ein frequenzselektives Ventil zur Veränderung des Durchtrittsquerschnitts der fluidleitenden Verbindung 8 verwendet, so ist eine aktive Ansteuerung bzw. eine aktive Aktivierung bzw. Bestromung des hydraulischen Aktuators bzw. des frequenzselektiven Ventils nicht notwendig. Der hydraulische Aktuator arbeitet dann rein passiv, also ohne dass externe Energie zur Betätigung bzw. zum Betrieb des Aktautors benötigt wird. Auf diese Weise ist es außerdem möglich die Stabilisatoranordnung auf einer variablen Federkennlinie bzw. auf einem variablen Kennfeld ohne eine externe Energiezufuhr zu betreiben. In Figur 3 ist eine zweite Ausführung einer erfindungsgemäßen Stabilisatoranord nung aufgezeigt. Der Unterschied zur erst genannten Ausführungsform aus Figur 1 und 2 liegt in der geometrischen Ausgestaltung. Die funktionale Ausführung ist dabei jedoch die gleiche, wie im ersten Ausführungsbeispiel. So ist das Federelement in Figur 3 als eine Spiralfeder 30 ausgebildet, welche drehfest mit einer Stabilisatorhälf te 1 verbunden ist. Die Spiralfeder 30 ist dabei derart angeordnet, dass deren Längsachse bzw. Federachse parallel zur Längsachse A der Stabilisatoranordnung ausgebildet ist bzw. diese aufeinander liegen. Die beiden Stabilisatorhälften 1 , 2 sind dann außerdem über einen einfachen, starren Stab 10 miteinander verbunden. Der Stab 10 ist dabei nicht als Federelement ausgebildet.
Auch in diesem Falle umfasst der Aktuator einen Rotations-Translations-Wandler 40, der die Rotationsbewegung der Stabilisatorhälften 1 , 2 in eine translatorische Bewegung eines Zwischenelements 50 zwischen zwei Arbeitskammern 60, 70 umwandelt. Die beiden Arbeitskammern 60, 70 sind auch in diesem Falle über eine fluidleitende Verbindung 80 miteinander koppelbar. Dabei ist auch in diesem Falle ein Ventil 90 der fluidleitenden Verbindung 80 angeordnet, durch welches eine Schaltbarkeit der Stabilisatoranordnung von der ersten Federkennlinie auf die zweite Federkennlinie ermöglicht wird.
Im Falle eines geschlossenen Ventils 90, ist die Federkraft bzw. die Dämpfung der Stabilisatoranordnung im Unterschied zum ersten Ausführungsbeispiel überwiegend von der Federsteifigkeit der Spiralfeder 30 abhängig. Im Falle eines geöffneten Ventils 90 ist die gleiche Situation, wie bei geöffneten Ventil 9 der ersten Ausfüh rungsform gegeben.
Selbstverständlich ist es auch in dieser zweiten Ausführungsform möglich, alternativ oder zusätzlich zum Ventil 90 ein frequenzselektives Ventil anzuordnen um eine variable Federkennlinie zu gewährleisten.
Es ist im Übrigen bei beiden Ausführungsformen auch möglich zusätzlich zu dem Ventil 9, 90 ein frequenzselektives Ventil an der genannten oder einer weiteren fluidleitenden Verbindung 8, 80 der Stabilisatoranordnung vorzusehen.
Ferner ist es bevorzugt in beiden Ausführungsbeispielen vorgesehen, dass die Schaltung zwischen der ersten und der zweiten Federkennlinie der Stabilisatoran- Ordnung, also die Schaltung des Ventils 9, 90 von externen Randbedingungen bzw. von einem eingestellten Fahrmodus abhängig ist. Näheres zu diesen Randbedin gungen ist in der Beschreibung weiter oben erläutert.
So kann auf einfache Weise eine schaltbare semiaktive Stabilisatoranordnung aufgezeigt werden, bei welcher weder eine externe Pumpvorrichtung noch ein Motor benötigt wird.
Bezugszeichenliste:
1 Stabilisatorhälfte
2 Stabilisatorhälfte
3 Gummistab
4 Rotations-T ranslations-Wandler
5 Zwischenelement
6 Arbeitskammer
7 Arbeitskammer
8 Fluidleitende Verbindung
9 Ventil
10 Stab
30 Spiralfeder
40 Rotations-T ranslations-Wandler
50 Zwischenelement
60 Arbeitskammer
70 Arbeitskammer
80 Fluidleitende Verbindung
90 Ventil
A Längsachse
L1 Kraftfluss
L2 Kraftfluss

Claims

Patentansprüche
1. Stabilisatoranordnung eines zweispurigen Fahrzeuges zur Stabilisierung einer Wankbewegung, wobei die Stabilisatoranordnung auf zumindest zwei unterschiedli chen Federkennlinien betreibbar ist umfassend
eine erste und eine zweite jeweils mit einem Rad des Fahrzeuges gekoppelte Stabilisatorhälfte (1 , 2),
wobei die erste und die zweite Stabilisatorhälfte (1 , 2) um deren Längsachse (A) gegeneinander verdrehbar mittels eines Federelements (3, 30) gekoppelt sind, wodurch der Stabilisator mit einer ersten Federkennlinie betreibbar ist und wobei die erste und die zweite Stabilisatorhälfte (1 , 2) mittels eines hydraulischen Aktua tors um deren Längsachse (A) gegeneinander verdrehbar hydraulisch koppelbar sind, wodurch der Stabilisator mit zumindest einer zweiten Federkennlinie be treibbar ist,
wobei der Aktuator mindestens zwei mit einem Hydraulikmedium befüllte und durch eine fluidleitende Verbindung (8, 80) miteinander gekoppelte Arbeitskam mern (6, 7, 60, 70) umfasst
dadurch gekennzeichnet, dass der Aktuator eine Getriebeeinheit (4, 40) umfasst, welche derart ausgelegt ist, dass eine Rotationsbewegung den Stabilisatorhälften (1 , 2) in eine Translationsbewegung eines zwischen den beiden Arbeitskammern (6, 7) angeordneten Zwischenelements (5, 50) umwandelbar ist und so ein Volu menstrom des Hydraulikmediums von der einen Arbeitskammer (6, 7, 60, 70) in die andere Arbeitskammer (6, 7, 60, 70) erzeugbar ist.
2. Stabilisatoranordnung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, wobei die fluidleitende Verbindung der Arbeitskammern (6, 7, 60, 70) ein frequenzenzselektives Ventil umfasst, wodurch der Durchtrittquerschnitt der fluidleitenden Verbindung (8, 80) in Abhängigkeit der Schwingungsfrequenz der Stabilisatoranordnung veränderbar ist und wodurch der Stabilisator auf einer variablen Federkennlinie betreibbar ist.
3. Stabilisatoranordnung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, wobei ein den Durchtrittsquerschnitt der fluidleitenden Verbindung (8, 80) veränderndes Stellglied (9) offen, geschlossen oder teilweise geschlossen ist und der Stabilisator dadurch auf einer oder mehreren weiteren Federkennlinien betreibbar ist.
4. Stabilisatoranordnung nach Anspruch 3, wobei das Stellglied (9) in einem unbestrom- ten Zustand geschlossen ist.
5. Stabilisatoranordnung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, wobei das Federelement (3, 30) eine mit zumindest einer der Stabilisatorhälften (1 , 2) verbun dene Drehfeder (30) ist und beide Stabilisatorhälften (1 , 2) über ein Stabelement (10) miteinander gekoppelt sind.
6. Stabilisatoranordnung nach einem der vorangegangenen Ansprüche 1 bis 4, wobei das Federelement (3, 30) eine die beiden Stabilisatorhälften (1 , 2) verbindende Drehstabfeder (3) ist.
7. Verfahren zum Betreiben einer nach einem der Ansprüche 1 bis 6 ausgebildeten Stabilisatoranordnung eines zweispurigen Fahrzeuges, ablaufend in folgenden Schritten:
Erfassen einer Wankbewegung des Fahrzeuges sowie
Erfassen einer ersten Dämpfervorgabe sowie anschließendes
Herstellen der fluidleitenden Verbindung (8, 80) der beiden Arbeitskammern (6, 7,
60, 70) in Abhängigkeit der Dämpfervorgabe sodass die Wankbewegung durch den hydraulischen Aktuator gedämpft wird.
8. Verfahren nach Anspruch 7, wobei die hydraulische Dämpfung durch ein gemäß Anspruch 2 ausgebildetes frequenzselektives Ventil der fluidleitenden Verbindung (8) in Abhängigkeit der Schwingungsfrequenz der Stabilisatorhälften (1 , 2) erfolgt und der Stabilisator auf der variablen Federkennlinie betrieben wird.
9. Verfahren nach einem der vorangegangenen Ansprüche 7 oder 8, wobei bei Erfas sen einer zweiten Dämpfervorgabe der hydraulische Aktuator deaktiviert wird, sodass die fluidleitende Verbindung (8) zwischen den Arbeitskammern (6, 7, 60, 70) unter brochen wird und die Wankbewegung durch das Federelement (3, 30) abgestützt wird.
10. Verfahren nach einem der vorangegangenen Ansprüche, wobei die Dämpfervorgabe in Abhängigkeit eines Fahrmodus und/oder weiteren Randbedingen eingestellt wird.
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