TEIektrohydraulischer Aktuatorl

Die Erfindung betrifft einen elektrohydraulischen Aktuator. Insbesondere betrifft die Erfindung einen Aktuator zur Betätigung eines hydraulischen Systems an Bord eines Kraftfahrzeugs.

Stand der Technik

Ein System an Bord eines Kraftfahrzeugs, beispielsweise einer Kupplungs- oder Bremsanlage, kann hydraulisch betätigt werden. Bei einem üblichen Kraftfahrzeug, das mittels eines Verbrennungsmotors angetrieben wird, kann der hydraulische Druck durch eine Pumpe bereitgestellt werden, die mit dem Verbrennungsmotor gekoppelt ist. Manchmal ist es wünschenswert, den hydraulischen Druck auch unabhängig von dem Verbrennungsmotor bereitstellen zu können. Beispielsweise kann in einem Elektro- oder Hybridfahrzeug nicht unter allen Umständen davon ausgegangen werden, dass Drehmoment von einer Antriebsmaschine für das Kraftfahrzeug bereitsteht, um die Pumpe anzutreiben oder Unterdruck vom Ansaugrohr bereitsteht, um einen Unterdruck-Bremskraftverstärker zu unterstützen.

Ein elektrohydraulischer Aktuator umfasst einen elektrischen Antrieb und eine hydraulische Pumpe. Der Antrieb wirkt auf die Pumpe, die einen hydraulischen Druck eines Fluids zur Betätigung beispielsweise der Kupplung oder der Bremse bereitstellt. In einer Ausführungsform wird dabei eine Axialpumpe verwendet, die einen hydraulischen Zylinder mit einem Kolben umfasst, der mittels eines Spindeltriebs axial betätigt werden kann. Der Spindeltrieb umfasst eine Spindel und eine Mutter, wobei die Spindel mittels einer Verdrehsicherung gegen Verdrehen gesichert ist und die Mutter mittels des Elektromotors verdrehbar ist. Um die Drehbewegung des Elektromotors auf die Mutter zu übertragen und dabei zu verlangsamen kann beispielsweise ein Schneckengetriebe verwendet werden.

Aufgrund der unvermeidlichen Reibung zwischen der Mutter und der Spindel sowie den Verzahnungskräften an der Mutter wirkt, wenn der Elektromotor läuft, nicht nur ein Drehmoment, sondern auch eine Kippkraft auf die Mutter. Dadurch kann eine radiale Kraft auf den Kolben übertragen werden, die den Kolben an die Zylinderwand presst. Der Kolben oder eine Kolbendichtung kann dadurch einem erhöhten Verschleiß ausgesetzt sein. Insbesondere bei einem sicherheitsrelevanten System wie einem elektrohydraulischen Aktuator für ein Bremssystem kann es entscheidend sein, die volle Leistungsfähigkeit des Aktuators auch über ausgedehnte Betriebsperioden sicherzustellen.

Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen elektrohydraulischen Aktuator anzugeben, der einen verringerten Verschleiß des Kolbens bereitstellt. Die Erfindung löst diese Aufgabe mittels eines elektrohydraulischen Aktuators mit den Merkmalen des unabhängigen Anspruchs. Unteransprüche geben bevorzugte Ausführungsformen wieder.

Offenbarung der Erfindung

Ein elektrohydraulischer Aktuator umfasst einen hydraulischen Kolben, einen Spindeltrieb zur Bewegung des Kolbens entlang einer Drehachse, wobei der Spindeltrieb eine Spindel und eine Mutter umfasst, und ein Schneckenrad, das koaxial an der Mutter angebracht ist. Ferner ist ein Elektromotor mit einer Schnecke, die mit dem Schneckenrad kämmt, vorgesehen. Die Mutter ist mittels eines Lagers radial und axial abgestützt, außerdem besteht zur Sicherung der Spindel gegen Verdrehen eine einarmige Verdrehsicherung. Zwischen einem Angriffspunkt der Schnecke am Schneckenrad und der Wirkrichtung der Verdrehsicherung ist ein Wnkel bezüglich der Drehachse eingeschlossen. Dabei ist der Winkel so gewählt, dass bei einem vorbestimmten auf die Mutter wirkenden Drehmoment eine auf den Kolben wirkende Radialkraft minimiert ist.

Durch die passende Wahl des Winkels ist es möglich, die durch den Elektromotor eingebrachten Kippkräfte auf die Spindel teilweise oder vollständig zu kompensieren. Durch die Minimierung der auf den Kolben wirkenden Radialkräfte kann ein Verschleiß des Kolbens bzw. eines Dichtmittels des Kolbens gegenüber einem hydraulischen Zylinder verringert sein. Die Leistungsfähigkeit des Aktuators kann daher auch nach häufiger Betätigung sichergestellt sein. Eine Leckage zwischen dem Kolben und dem Zylinder kann verringert sein und ein durch den Ak- tuator bereitgestellter hydraulischer Druck kann auch nach einer längeren Betriebsperiode sicher gestellt sein.

Es ist nicht erforderlich, ein zweites Lager einzusetzen, um den Kolben bzw. die Spindel radial abzustützen. Dadurch können ein Gewicht und ein Bauraum ein- gespart werden, sodass der Aktuator kompakter und leichter ausgeführt sein kann. Außerdem können durch das nicht erforderliche zweite Lager Kosten in der Herstellung eingespart werden.

In einer Ausführungsform erlaubt das Radiallager eine vorbestimmte Verkippung der Mutter gegenüber der Drehachse. Ein Verkippwinkel der Spindel gegenüber der Drehachse kann durch das Lager beschränkt sein. Der Verkippwinkel kann einen Achsversatz oder einen Winkelfehler zwischen der Hydraulikeinheit, die den Kolben und gegebenenfalls einen ihn umgebenden Zylinder umfasst, und der Getriebeeinheit mit der Spindel ausgleichen. Akzeptable Toleranzen einzelner Bauteile des Aktuators können vergrößert sein, wodurch Produktionskosten eingespart werden können. Außerdem kann durch den Spielausgleich ein Verschleiß im Betrieb des Aktuators verringert sein. Das Radiallager kann beispielsweise vorteilhaft als Wälzlager, insbesondere als Radial-Rillenkugellager, ausgeführt sein. Auf diese Weise kann ein leistungsfähiges und verschleißarmes Standardbauteil verwendet werden, um die begrenzte Verkippbarkeit der Spindel bereitzustellen.

In einer weiter bevorzugten Ausführungsform ist das Radiallager in axialer Richtung zwischen der Mutter und der Verdrehsicherung angeordnet. Dadurch kann ein kompakter Aufbau des Aktuators erzielt werden. Außerdem können so die Kräfte am Aktuator verbessert gegeneinander ausgeglichen werden, um sich gegenseitig aufzuheben.

Es ist ferner bevorzugt, dass der Wnkel bezüglich einer vorbestimmten axialen Stellung der Spindel bestimmt ist. Ein wirksamer Hebel zwischen dem Kolben und einem Verkipppunkt der Spindel kann die Radialkräfte am Kolben beeinflus- sen. Durch Berücksichtigung der Stellung der Spindel kann der Aktuator auf einen vorbestimmten Betriebspunkt abgestimmt werden. Die Stellung der Spindel kann beispielsweise einer Betätigung der Kupplung oder Bremse an Bord des Kraftfahrzeugs entsprechen, für das der Aktuator vorgesehen ist.

Der Winkel kann auch bezüglich eines vorbestimmten Reibungskoeffizienten zwischen der Schnecke und dem Schneckenrad bestimmt sein. Der Reibungskoeffizient kann relativ genau bestimmt werden und beispielsweise durch den Einsatz eines Schmiermittels auch unter unterschiedlichen Betriebsbedingungen und über eine längere Betriebszeit hinaus bestimmbar sein.

Ferner ist bevorzugt, dass das auf die Mutter wirkende Drehmoment über eine maximale in axialer Richtung auf den Kolben wirkende Kraft bestimmt ist. Die Kraft kann auf der Basis eines Betriebs- oder Maxi maldrucks bestimmbar sein, die durch den Kolben auf ein hydraulisches Fluid ausgeübt werden soll. Durch die Bestimmung des Drehmoments auf der Basis der Axialkraft auf den Kolben kann der Aktuator auf verbesserte Weise so ausgelegt werden, dass die Radialkräfte am Kolben bei üblicher bzw. maximaler Systemlast verringert sind.

Kurze Beschreibung der Figuren

Die Erfindung wird nun mit Bezug auf die beigefügten Figuren genauer beschrieben, in denen:

Figur 1 einen elektrohydraulischen Aktuator;

Figur 2 den Aktuator aus Figur 1 in einer weiteren Ansicht;

Figur 3 ein Kräfte- und Momentendiagramm am Aktuator der Figuren 1 und

2, und

Figur 4 ein weiteres Kräfte- und Momentendiagramm am Aktuator der Figuren 1 und 2 darstellt.

Genaue Beschreibung von Ausführungsformen

Figur 1 zeigt einen elektrohydraulischen Aktuator 100 zur Bereitstellung eines hydraulischen Drucks, insbesondere zur Betätigung einer Bremse oder einer Kupplung an Bord eines Kraftfahrzeugs. Der Aktuator 100 umfasst ein Hydraulikmodul 105, das einen Zylinder 110 und einen darin aufgenommenen Kolben 1 15 umfasst. Zur Abdichtung des Kolbens 115 gegenüber dem Zylinder 110 ist bevorzugterweise ein Kolbenring 120 oder eine andere Radialdichtung vorgese- hen. Im Zylinder 1 15 ist ein Hydraulikfluid 125 aufgenommen, welches unter

Druck gesetzt wird, wenn der Kolben 1 15 in den Zylinder 1 10 eingeschoben wird.

Ferner umfasst der Aktuator 100 einen Elektromotor 130 und eine Getriebeeinheit 135 zur Umsetzung einer Bewegung des Elektromotors 130 auf das Hydraulikmodul 105. Die Getriebeeinheit 135 umfasst einen Spindeltrieb 140, der seinerseits eine Spindel 145 und eine Mutter 150 umfasst, ein Radiallager 155 sowie ein Schneckengetriebe 160, das eine Schnecke 165 und ein Schneckenrad 170 umfasst. Die Schnecke 165 kämmt im Schneckenrad 170, wobei eine Drehachse des Elektromotors 130 einen Winkel mit der Darstellungsebene einschließt, sodass ein Angriffspunkt der Schnecke 165 am Schneckenrad 170 in Figur 1 nicht sichtbar ist. Das Schneckenrad 170 ist koaxial an der Mutter 150 formschlüssig angebracht und beide Elemente sind um eine Drehachse 175 drehbar. Die Drehachse 175 verläuft windschief zur Drehachse des Elektromotors 130. Das Radiallager 155 ist in radialer Richtung bevorzugterweise zwischen der Mutter 150 bzw. dem Angriffspunkt der Schnecke 165 am Schneckenrad 170 und der Verdrehsicherung 185 angeordnet.

Die Mutter 150 mit dem Schneckenrad 170 ist mittels des Radiallagers 155 gelagert, beispielsweise gegenüber einem Gehäuse 180. Das Radiallager 155 ist be- vorzugterweise als Wälzlager, insbesondere als Kugellager ausgeführt. Dabei erlaubt das Radiallager 155 bevorzugterweise ein gewisses Verkippen der Mutter 150 gegenüber der Bewegungsrichtung des Kolbens 115. Die Drehachse 175 kann so einen vorbestimmten maximalen Verkippwinkel zur Bewegungsrichtung des Kolbens 1 15 einnehmen. Durch das Erlauben des Verkippwinkels können ein Achsversatz oder ein Wnkelfehler zwischen der Drehachse 175 und der Bewegungsrichtung des Kolbens 115 ausgeglichen werden.

An einem ersten Ende ist die Spindel 145 am Kolben 1 15 angebracht. In der dargestellten Ausführungsform trägt die Spindel 145 am ersten Ende eine Kugel und der Zylinder 115 eine dazu korrespondierende Kugelpfanne, sodass Axialkräfte zwischen der Spindel 145 und dem Kolben 115 austauschbar sind, während eine Verkippung des Kolbens 115 durch die Spindel 145 verhindert ist. An ihrem gegenüberliegenden, zweiten Ende der Spindel 145 ist eine Verdrehsicherung 185 angebracht. Die Verdrehsicherung 185 umfasst einen Hebelarm 190, der sich in radialer Richtung erstreckt, und eine axiale Nut 195, in der ein radial äußeres Ende des Hebelarms 190 aufgenommen ist. Andere Ausführungsformen, die ein Verdrehen des Hebelarms 190 gegenüber dem Gehäuse 180 verhindern und gleichzeitig eine axiale Bewegung erlauben, sind ebenfalls möglich, beispielsweise eine Gleitschiene. Um das Verkippen der Mutter 150 zu unterstützen, ist es bevorzugt, dass die Verdrehsicherung 185 keine radialen bzw. Kippkräfte aufnimmt.

Ein Koordinatensystem in Figur 1 ist nur teilweise dargestellt. Die y-Richtung verläuft parallel zur Drehachse 175, die z-Richtung parallel zur Welle des Elektromotors 130. Die x-Richtung bildet mit der y-Richtung und der z-Richtung ein Rechtssystem.

Ferner sind in Figur 1 folgende Maße definiert:

a axialer Abstand zwischen dem Angriffspunkt der Spindel 145 am Kolben 115 und dem Angriffspunkt der Schnecke 165 am Schneckenrad 170; b axialer Abstand zwischen dem Radiallager 155 und dem Angriffspunkt der Schnecke 165 am Schneckenrad 170;

c axialer Abstand zwischen dem Radiallager 155 und der Verdrehsicherung 185;

d radialer Abstand der Drehachse 175 und des Angriffspunkts zwischen der Schnecke 165 und dem Schneckenrad 170 (nicht sichtbar), und e radialer Abstand des Mitten-Abstützpunktes der Verdrehsicherung 185 zur Drehachse 175.

Figur 2 zeigt den Aktuator 100 in einer weiteren Ansicht. Die Drehachse 175 bzw. die Bewegungsachse des Kolbens 1 15 im Zylinder 110 verläuft senkrecht zur Darstellungsebene. In der Darstellungsebene verläuft in horizontaler Richtung die Drehachse des Elektromotors 100, die windschief zur Drehachse 175 verläuft. In einem Teilschnitt sind die Schnecke 165 und das Schneckenrad 170 dargestellt, die miteinander kämmen. Ein Angriffspunkt 205 bezeichnet dabei den Punkt, an dem eine Zug- bzw. Schubkraft zwischen der Schnecke 165 und dem Sehne- ckenrad 170 übertragen wird. Der Angriffspunkt 205 hat einen vorbestimmten Abstand und eine vorbestimmte Ausrichtung zur Drehachse 175.

In ähnlicher Weise ist die Verdrehsicherung 185 teilweise freigeschnitten. Der Lagerpunkt des Hebelarms 190 an der Nut 195 weist eine vorbestimmte rotatorische Ausrichtung gegenüber der Drehachse 175 und einen vorbestimmten Abstand zu ihr auf. Die rotatorische Ausrichtung wird auch Wirkrichtung genannt. Ein Winkel zwischen der Wrkrichtung und einem Radius, der die Drehachse 175 mit dem Angriffspunkt 205 verbindet, wird ß genannt. Ein zweiter Winkel α ergänzt ß zu 180°. Die Wirkrichtung ist bezüglich einer Mittellinie des Hebelarms 190 dargestellt. Für eine genauere Bestimmung kann die Wrkrichtung stattdessen durch die wirksame Kontaktfläche zwischen dem Hebelarm 190 und der Nut 195 und die Drehachse 175 verlaufen. Bei einer üblichen Belastung des Aktuators 100 ist die wirksame Kontaktfläche die in Fig. 2 rechts dargestellte.

Figur 3 zeigt ein Kräfte- und Momentendiagramm am Aktuator 100 der Figuren 1 und 2. Die Ausrichtung entspricht der von Figur 1. Von oben nach unten beziehen sich die dargestellten Kräfte auf den Kolben 1 15, das Schraubenrad 170, das Radiallager 155 und die Verdrehsicherung 185. Die Kräfte der Verdrehsicherung 185, die in einer Ellipse mit unterbrochener Linie dargestellt sind, sind um den Winkel α aus der Bildebene gedreht. Zur weiteren Erläuterung werden folgende Bezeichnungen verwendet:

Fx Kolben 305

Fy Kolben 310

Fz Kolben 315

Fx Schraubrad 320

Fy Schraubrad 325

Fz Schraubrad 330

Fx Lager 335

Fy Lager 340

Fz Lager 345

Fx Verdrehsicherung 350

Fy Verdrehsicherung 355

Fz Verdrehsicherung 360

Fverdrehsicherung 365 Figur 4 zeigt ein weiteres Kräfte- und Momentendiagramm 400 am Aktuator 100

der Figuren 1 und 2. Die Darstellung entspricht der von Figur 3 aus einer anderen Perspektive. Die gewählte Ansicht entspricht der von Figur 2.

Um die radial auf den Kolben 115 wirkenden Kräfte zu minimieren, muss F _Ko iben

minimiert werden. Dabei gilt:

Kolben γ x _ Kolben y _ Kolben

F x _ Verdrehsicherung— F Verdrehsicherung * sin oc

F z _ Verdrehsicherung— F Verdrehsicherung ^ cos^

F y _ Verdrehsicherung— F Verdrehsicherung * r Li

μ = Gleitreibungszahl

Kräfte- und Momentenbilanz:

Z x = - x _ Kolben - F x _ Schraubrad - F x _ Lager + F x _ Verdrehsicherung = 0

Z F y = - F y _ Kolben - F y _ Schraubrad + F y _ Lager - F y _ Verdrehsicherung = 0

ZF z =F z _ Kolben + F z _ Schraubrad + F z _ Lager + F z _ Verdrehsicherung = 0

Σ ^ ^{x ~} ^ z _Kolben + + ^ _z _ Schraubrad^ ^~ ^ z _Verdrehsicherung ^ y Verdrehsicherung^ ^S * ⁿ ^ ^~ 0

l y ^ ' z _Schraubrad^ ^ Verdrehsicherung^ ^

Σ Μ z—F x _ Kolben ( VÜ + + F x _ Schraubrad b— F y _ Schraubrad d + F x _ Verdrehsicherung c + F y _ Verdrehsicherung e cosoc— 0 Gegebene, bekannte Größen:

- Die maximal wirkende Kolbenkraft F _y _ _Ko iben

- Die maximal wirkenden Verzahnungskräfte F _{x S} chraubrad, F _{y S} chraubrad,

Fz Schraubrad

- Die Bauraumverhältnisse a, b, c, d, e

- Die Gleitreibungszahl μ, beispielsweise als 0, 15 angenommen.

Unbekannte Größen: x _ Kolben

z Kolben F Verdrehsicherung

a

F x _ Lager

F y _ Lager

F z _ Lager

Die Kräfte F _x _ _Ko iben und F _z _ _Ko iben sind als Größenbeschränkung vorgegeben. Insbesondere kann eine resultierende, radial auf den Kolben 115 wirkende Kraft, die sich aus F _x _ _Ko iben und F _z _ _Ko iben zusammensetzt, in ihrer Größe als Designvorgabe beschränkt sein. Diese Designvorgabe kann sich aus Erfahrungswerten bezüglich des Verschleißverhaltens des Kolbens 1 15 und des Zylinders 110 ergeben Beispielsweise kann vorgegeben sein, dass die radiale Kolbenkraft einen bestimmten Betrag nicht überschreiten darf, wenn der Aktuator 100 sich in einem vorbestimmten Betriebspunkt befindet. Der Betriebspunkt kann beispielsweise durch einen hydraulischen Betriebsdruck des Hydraulikfluids 125 oder eine Position der Spindel 145 entlang der Drehachse 175 gegeben sein.

Um die radialen Kolbenkräfte zu minimieren, ist α zu optimieren. Beispielsweise kann α in einem Reihenversuch auf unterschiedliche Werte gesetzt werden, während das oben angegebene System aus sechs Gleichungen bezüglich der verbleibenden sechs unbekannten Größen aufgelöst wird. Das Gleichungssystem ist daher bestimmt und es existiert stets eine eindeutige Lösung, α wird dann so gewählt, dass F _x _ _Ko iben und F _z _ _Ko iben minimiert sind, sodass die radial auf den Kolben 1 15 wirkende Kraft ebenfalls minimiert ist.