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.