CN103233991B - 盘式制动器和盘式制动器的调节装置 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种盘式制动器和盘式制动器的调节装置，所述盘式制动器具有制动施加轴（14）并具有用于与磨损相关的调节装置，其中所述制动施加轴的旋转轴线（36）垂直于所述调节装置的旋转轴线（40）且销（23）用于将所述制动施加轴耦合到所述调节装置，所述销的纵向轴线（38）与所述制动施加轴的旋转轴线（36）形成锐角（α）。

Description

盘式制动器和盘式制动器的调节装置

技术领域

本发明首先涉及一种盘式制动器，特别是用于多用途车辆的盘式制动器，该盘式制动器具有制动施加轴并具有用于与磨损相关的调节的调节装置，其中所述制动施加轴的旋转轴线垂直于调节装置的旋转轴线，且销用于将制动施加轴耦合到调节装置。

背景技术

一种上述类型的盘式制动器例如由EP 0 730 107 B1公开。EP 0 739 459 B1和EP 1 638 986 B1公开了类似的技术方案。

在根据EP 0 730 107 B1的技术方案中，销的纵向轴线平行于制动施加轴的旋转轴线。销的纵向轴线与制动施加轴的旋转轴线的偏移量决定制动施加轴与调节装置的耦合的传动比。销的纵向轴线相对于制动施加轴的旋转轴线的偏移量越大，每次操纵制动施加轴时的调节幅度越大。

调节装置用于间隙（clearance）的自动调节或重新调节。关键的是例如在实际间隙由于过多的制动衬垫磨损和/或制动盘磨损而较大时，需要多少次制动器操纵以便调节给定的额定间隙。此外，在维护制动器，如更换衬垫之后，应快速恢复间隙，即通过尽可能少的制动器操纵来恢复。与额定间隙差别过大的任何实际间隙对施加/做功行程中的制动扭矩都是有害的，因为系统必须克服过多的死行程。最大操纵行程（死行程+施加/做功行程）例如由制动钳的内轮廓确定或限制。

以上说明适用于现有技术中的所有三种上述制动器，即，无论调节装置是否与压紧心轴（pressing spindle）同轴还是偏移到其侧部均如此。

DE 42 04 307 A1示出车辆的盘式制动器的心轴的旋转驱动。用两个销将制动施加轴耦合到调节装置。这两个销在径向上伸出。这两个销在径向平面中设置为彼此具有很小的偏移角。其端部与在横向上彼此偏移，并设置在传动杠杆上的两个凹陷接合。

发明内容

本发明基于下述问题，即改进EP 0 730 107 B1的盘式制动器以便提高调节速度并减少实现给定程度的调节所需的制动器操纵次数。

根据本发明，销的纵向轴线与制动施加轴的旋转轴线形成锐角，以解决上述问题。

由于销相对于制动施加轴的旋转轴线的如此定位，销的自由端可以和制动施加轴的旋转轴线具有特别大的距离，该自由端决定传动比。与当施加力时，销沿对应于圆柱形表面的路径移动的现有的制动器相比，根据本发明的销沿对应于锥形表面的路径移动。

结果，每次操纵制动器的调节程度更大且只需较少次数的制动器操纵即可实现给定的调节程度。换言之，提高了调节速度。

本发明因此使得可能通过简单的手段来提高调节速度，而无需改变现有制动器的结构，特别是同时保留了其紧凑的尺寸。

根据本发明的角度可以是5°到45°，优选地为10°到30°，更加优选地为15°到23°。

同样，优选地，该销设置于制动施加轴上。

根据本发明特别优选的实施例，该销在径向上伸出到制动施加轴的外圆周之外。

以此方式，销的自由端到制动施加轴的旋转轴线的距离可以大于制动施加轴自身的半径，以便对每次制动器操纵实现特别大的调节步长，其中该距离决定传动比。在上述现有制动器中，伸出到外圆周之外是不可能的，因为其中的销平行于制动施加轴的旋转轴线。

根据本发明的另一优选实施例，销伸出到调节装置上的凹陷中。这可实现特别容易的耦合。

根据本发明，制动器的间隙一方面由凹陷的尺寸决定，另一方面由销的尺寸决定。

换言之，凹陷变得宽于销的厚度，从而销以游隙接合凹陷。该游隙决定该间隙。

根据本发明，凹陷优选地具有轴向槽的形状。同样，该配置由于易于实现从而是优选的。

此外，凹陷中由销支承以将调节装置与制动施加轴耦合的一个边界表面可以是平坦的、球状的或圆形的。

边界表面的具体配置取决于具体情况。选择其配置以使摩擦损失最小化和/或可靠地防止卡住（seizing）。特别是，在平坦边界表面的情况下，可以选择其相对于调节装置的旋转轴线的方向（迎角）以便可靠地防止卡住。

最后，本发明还提供一种用于上述盘式制动器的调节装置。

附图说明

图1是根据本发明的盘式制动器的示例实施例的局部剖视图；

图2是该制动器的部分特征的透视图；

图3是示出与图2相同的部件的俯视图；

图4是相对于图1的视图旋转90°时该制动器的另一个局部剖视图；

图5是根据本发明的优选示例实施例的多用途车辆盘式制动器的剖视图；

图6是包含更多细节的本发明的制动器的另一个剖视图；

图7是图5的制动器的摩擦元件的轴向视图。

具体实施方式

下面参考包含更多特征的附图通过优选的示例实施例更详细地说明本发明。在附图中：

图1是根据本发明的盘式制动器的示例实施例的局部剖视图；

图2是该制动器的部分特征的透视图；

图3是示出与图2相同的部件的俯视图；及

图4是相对于图1的视图旋转90°时该制动器的另一个局部剖视图。

附图示出了盘式制动器。该盘式制动器具有制动钳10。此外，该盘式制动器具有制动施加装置，该装置包括具有制动施加轴14的旋转杠杆12。如果旋转杠杆在方向“D”上移动，则其在压紧件16上施加压力，该压紧件16形成制动器的横臂。压紧件16进而推压压紧套管18，然后压紧套管18通过压紧螺栓20将所施加的力传递到制动衬垫22。因此，当操纵旋转杠杆12时，制动衬垫22推压附图中未示出的制动盘。

通过销23，传动套管24耦合到制动施加轴14以使旋转杠杆12的摆动在克服间隙之后造成传动套管的扭转。传动套管24由用作单向离合器的卷绕弹簧26耦合到输出套管28。这样，在克服间隙之后当施加力时输出套管28也扭转。输出套管28与支承盘30一起形成滑动离合器。向固定环34施加推力的三个碟形弹簧33用于提供预应力。

支承盘30具有非圆形的内轮廓，而压紧套管18在支承盘30所处位置上的外轮廓具有互补的外轮廓，从而支承盘30与压紧套管18在两个旋转方向上旋转耦合。

由于有上文单独描述的单独结构部件的彼此耦合，旋转杠杆12在方向“D”上的摆动在克服间隙之后将引起压紧套管18的扭转，而压紧套管18与压紧螺栓20螺纹连接到一起，从而压紧螺栓20从压紧套管18向图1的左边旋出。

但该旋出直到制动衬垫22对制动盘施加推力时才发生。然后，如果施加进一步的力，则压紧件16和压紧套管18之间的摩擦力增加，从而压紧套管18不能进一步转动。随增加的压力而出现的在压紧套管18和压紧螺栓20之间的螺纹连接内部的摩擦扭矩以类似的方式工作。滑动离合器28、30滑动通过。

图3特别清楚地示出，销23相对于制动施加轴14的旋转轴线36定位。在所示的示例实施例中，销23的纵向轴线38与旋转轴线36形成角度α = 18°。因此，在被操纵时，销23沿着假想的锥形包络面移动。如图4中进一步清楚地示出，销23的自由端在径向上伸出到制动施加轴14的外圆周之外。根据图2，销23的自由端到制动施加轴14的旋转轴线36的距离A因此大于制动施加轴的半径。这样，可以实现特别大的传达比，以用于制动施加轴14到调节装置，特别是传动套管24的耦合。

总体上调节装置的旋转轴线，特别是传动套管24的旋转轴线由标号40表示。该旋转轴线40垂直于制动施加轴14的旋转轴线36。旋转轴线36自身平行于制动盘的平面。

在传动套管24上形成由标号42表示的轴向槽。销23与形成凹陷的该轴向槽42接合，以用于旋转耦合作用。

轴向槽42的两个侧壁44和46在所示的示例实施例中是平坦的。但是，该侧壁也可以是球状或圆形的。每次配置这些侧壁时可以考虑到所有其他条件以便实现最优的止动曲线（stopping curve）。

在上述说明、本申请的权利要求和附图中公开的本发明的特征可以就其自身或者在任意给定组合中对于实现本发明来说在其各种实施例中为必要的。因此，本发明可以用于具有一个、两个或更多个压紧螺栓/心轴的制动器，及具有或不具有压紧件的制动器。本发明的原理还适用于同轴地或横向地偏移到一个或多个压紧心轴的调节装置。

此外，本发明涉及用于盘式制动器的调节装置，该盘式制动器特别是用于多用途车辆的盘式制动器，该调节装置具有：

形式为调节螺母或调节螺栓的调节元件；及

用于限制传递给该调节元件的扭矩的滑动离合器。

上述类型的调节装置例如由EP 0 730 170 B1公开。该滑动离合器一方面由输出套管上的摩擦锥体形成，另一方面由压紧套管形成。为了在输出套管上施加决定滑动离合器的限制扭矩的力，提供受到压缩弹簧所施推力的支承环，及受到压缩弹簧所施弹力的支承盘。用作扭矩限制区域的摩擦锥体处在压缩弹簧对压紧套管的环形边缘的预应力之下。该结构可能受到磨损。此外，仅由弹簧支承的支承盘易受振动影响。

本发明基于下述问题，即改进上述类型的调节装置以使其更加灵活且因此可以配置为能够实现更高的耐磨损性和功能可靠性。

根据本发明，滑动离合器具有在两个旋转方向上旋转耦合到调节元件的摩擦元件，以解决上述问题。

换言之，不再仅将压紧套管用作形式为调节螺母的调节元件来形成滑动离合器。相反，引入单独的摩擦元件，该摩擦元件在两个旋转方向上耦合到调节元件。由于该单独的摩擦元件，总体结构变得更加灵活。因此，能够实现不易磨损且功能上更加可靠的技术方案。

因此，根据本发明，滑动离合器一方面包括在调节元件上的支承表面和例如在调节器的输入元件/输出套管上的摩擦表面，另一方面包括单独的附加摩擦元件。结果，所传递的扭矩沿两条路径通过滑动离合器传递，即其一通过调节元件上的支承表面和摩擦表面，其二通过与调节元件在两个旋转方向上耦合的摩擦元件。换言之，根据本发明，有两个属于滑动离合器的部分离合器，其可以在功能上平行于彼此地切换。能够实现更高的耐磨损性和更高的功能可靠性。

DE 43 23 292 A1示出用于盘式制动器的调节装置，其具有滑动离合器。该滑动离合器包括具有锯齿的环，该环以不能转动且不能轴向移动的方式连结到属于调节装置的栓槽轴（profile shaft）。

根据本发明，摩擦元件上形成滑动离合器的部分的摩擦表面在安装状态下优选地转向制动盘。

换言之，摩擦表面“向内”定位，使得总体布局更加紧凑。

根据本发明的摩擦元件还优选地具有用于与调节元件的微调机构（trimming mechanism）耦合的耦合机构。

该耦合机构提供去除微调机构的可能性，根据EP 0 730 107 B1其自身配置在压紧套管上，离开压紧套管，例如沿其放置，从而可以缩短在调节装置的轴向上的设计长度。

为此目的，根据本发明的耦合机构优选地具有齿轮辋（gear rim）。该技术方案由于在机械上特别易于实现所以是优选的。

作为补充或替代，可以是耦合机构在摩擦元件上具有非圆形的内轮廓，例如形式为内齿轮辋，和/或在摩擦元件离开制动盘一侧具有型面（profiling）。根据该配置，摩擦元件自身构成微调机构，例如适配于该内轮廓的工具可以插入其中以进行微调。

此外，作为补充或替代，可以提供调节元件的型面以便连接到用于进行微调的嵌件、工具等。

在该实施例中，调节元件例如在其离开制动盘的一侧具有凹陷，内六角扳手（Allen wrench）可配合到该凹陷中。通过内六角扳手，可以例如在更换制动衬垫之后进行微调。除了用于内六角扳手的凹陷，也可以提供内六角形孔、六角镶嵌钻头（hexagon insert bit）、用于螺丝刀的槽等。可以每次应用工具以进行微调。但也可以是嵌件、工具或用于调节的任何物的至少部分通过型面永久地连接到调节元件。

同样优选地根据本发明，提供用于对滑动离合器施加预应力以进行摩擦锁定的预应力机构。

由预应力机构施加的预应力决定可以由滑动离合器传递的最大扭矩。

同样优选地根据本发明，预应力机构在安装状态下在摩擦元件离开制动盘的一侧具有弹性装置。

换言之，预应力机构处在摩擦元件的“外部”。这样，其不占据在摩擦元件“内部”的其他结构部件所需的任何空间。

预应力机构在本发明的特别优选的实施例中具有一个、两个或多个碟形弹簧。

该配置进而提供在轴向上安装空间小的优点。

同样优选地根据本发明，形成滑动离合器的部分的摩擦表面为环形。

还优选地是，形成滑动离合器的部分的摩擦表面至少部分地为平坦的，为锥形包络面的形状，或为锯齿形。

摩擦表面的具体配置应适配于总体情况。因此，例如，在需要较大的摩擦表面时，形状为锥形包络面的摩擦表面可以是最佳方案。大的限制扭矩可以通过锯齿形摩擦表面实现。

除了上文详述的调节装置，本发明还提供一种具有该调节装置的盘式制动器，特别用于多用途车辆的盘式制动器。

优选地，调节装置的至少部分耦合到压紧件以使在施加力时该调节装置在轴向上的运动跟随该盘式制动器。

虽然调节装置的部分也可以耦合到盘式制动器的制动钳，但与压紧件的完全耦合可以提供优点，即制动钳的振动不会导致错误的调节。

根据本发明的压紧件优选地具有矩形轮廓，特别是该压紧件具有横臂结构。

根据本发明的特别优选的实施例，提供微调机构，其旋转轴线与滑动离合器的旋转轴线不重合。

换言之，微调机构几乎“沿着”滑动离合器设置。该配置可以用于缩短制动器在轴向上的安装空间。

下面，参考附图通过优选的示例实施例更详细地进一步说明本发明。在附图中：

图5是根据本发明的优选示例实施例的多用途车辆盘式制动器的剖视图；

图6是包含更多细节的本发明的制动器的另一个剖视图；及

图7是图5的制动器的摩擦元件的轴向视图。

图5到图7示出盘式制动器。该盘式制动器具有制动钳10a。此外，该盘式制动器具有制动施加装置，该制动施加装置包括具有制动轴14a的旋转杠杆12a。如果旋转杠杆在方向“D”上移动，则其在压紧件16a上施加压力，该压紧件16a形成制动器的横臂。压紧件16a进而推压压紧套管18a，然后压紧套管18a通过压紧螺栓20a将所施加的力传递到制动衬垫22a。因此，当操纵旋转杠杆12a时，制动衬垫22a推压附图中未示出的制动盘。

通过销23a，传动套管24a耦合到制动轴14a以使旋转杠杆12a的摆动在克服间隙之后造成传动套管24a的扭转。销23a的纵向轴线相对于制动轴14a的旋转轴线倾斜，例如倾斜18°。由于以此方式实现的提高的传动比，制动器的每次操纵可以实现更高的调节程度。传动套管24a由用作单向离合器的卷绕弹簧26a耦合到输出套管28a。这样，当施加力时输出套管28a也扭转。输出套管28a与支承盘30a一起形成滑动离合器。为此，支承盘30a通过其“向内”方向上的摩擦表面32a对输出套管28a施加推力。输出套管28a进而在该示例实施例中通过（在此为平坦的）摩擦表面40a对压紧套管18a的支承表面38a施加推力。向固定环34a施加推力的三个碟形弹簧33a用于提供预应力。

根据图7，支承盘30a具有非圆形的内轮廓，该内轮廓在所示的示例实施例中一定程度上为星形，而压紧套管18a在支承盘30a所处位置上的外轮廓具有互补的外轮廓，从而支承盘30a与压紧套管18a在两个方向上旋转耦合。

由于有上文单独描述的单独结构部件的彼此耦合，旋转杠杆12a在方向“D”上的摆动在克服间隙之后将引起压紧套管18a的扭转，而压紧套管18a与被牢固保持不旋转的压紧螺栓20a螺纹连接到一起，从而压紧螺栓20a从压紧套管18a向图5的左边旋出。

但该旋出直到制动衬垫22a对制动盘施加推力时才发生。然后，如果施加进一步的力，则压紧件16a和压紧套管18a之间的摩擦力增加，从而压紧套管18a不能进一步转动。随增加的压力而出现的在压紧套管18a和压紧螺栓20a之间的螺纹连接内部的摩擦扭矩以类似的方式工作。

因此，当旋转杠杆12a在方向“D”上进一步摆动时，输出套管28a相对于支承盘30a和压紧套管18a滑动。因此，压紧螺栓20a不会从压紧套管18a进一步旋出。

上文详述的结构是根据与力、负荷或扭矩相关的调节这样的技术术语描述的，因为根据上述说明，调节取决于摩擦锁定的配置仅在力、负荷或扭矩超过某个值，从而一方面可以在输出套管28a和支承盘30a之间，另一方面可以在输出套管28a和压紧套管18a之间传递时发生。该值特别是可以通过适当确定碟形弹簧33a的尺寸来决定。

当释放制动器时，在旋转杠杆12a相反于摆动方向“D”摆动时，压紧螺栓20a并不通过压紧套管18a的扭转而移动回压紧套管18a中，因为卷绕弹簧26a在该旋转方向上分离。因此，卷绕弹簧26a构成调节联动机构的与方向相关的组件，而支承盘30a用其摩擦表面32a确保调节联动机构的扭矩相关性。

根据图7的支承盘30a在其外缘具有齿轮辋36a。齿轮辋36a在安装状态下与附图中未示出的微调轴接合。该微调轴因此几乎“沿着”实际调节装置定位，这具有轴向安装长度较短的优点。微调轴可以具有例如六角形头。为了确保适当的工具对六角形头的可接近性以进行微调，在制动钳10a上提供类似地未在附图中示出的工作开口（work opening）。该工作开口可以由塞子封闭以保护其免受污染。

微调轴用于例如转动支承盘30a和旋转耦合的压紧套管18a，以便例如在更换制动衬垫22a之后使压紧螺栓20a螺旋转动回到压紧套管18a中。

然而，作为补充或替代，支承盘30a自身可以用作微调元件。为此，该支承盘在离开制动盘的一侧可以具有非圆形的内轮廓和/或型面，适当的工具可以插入其中以进行微调。同样，为此目的，在这样的情况下可以在制动钳10a上提供对应的工作开口，同样该工作开口可以由塞子封闭。还可以直接在压紧套管18a上应用微调工具、嵌件等，或将微调工具、嵌件等与压紧套管18a耦合。

如上文所示，支承盘30a具有各种功能：

一方面，其形成滑动离合器的部分以限制可传递的扭矩。因此其确保扭调节装置的扭矩相关性，扭矩相关性在文献中有时也称为力相关性或负荷相关性。

此外，支承盘30a用于实现施加力的旋转杠杆12a与调节装置的耦合，因为其位于压紧套管18a上牢固保持不旋转，因此能够传递扭矩。

最后，该支承盘使得能够“沿着”实际调节装置放置微调轴，从而确保调节轴不增加轴向安装长度。

然而，在此应明确指出，本发明也包括没有这样的调节轴沿着实际调节装置放置的技术方案。因此，例如，支承盘30a可以具有非圆形的内轮廓，从而在应用适当的工具之后，对调节机构的微调可以直接在支承盘30a上进行。这也适用于与调节元件接合的微调耦合连接的情况。

在上述说明、权利要求和附图中公开的本发明的特征可以就其自身或在任意给定组合中对于实现本发明来说在其各种实施例中为必要的。因此，本发明可以用于具有一个、两个或更多个压紧螺栓/心轴的制动器，及具有或不具有压紧件的制动器。

Claims (11)

1.一种盘式制动器，是用于多用途车辆的盘式制动器，所述盘式制动器具有制动施加轴（14）并具有用于与磨损相关的调节的调节装置，其中所述制动施加轴的旋转轴线（36）垂直于所述调节装置的旋转轴线（40）且销（23）用于将所述制动施加轴耦合到所述调节装置，其特征在于，

所述销的纵向轴线（38）与所述制动施加轴的旋转轴线（36）形成锐角（α）。

2.根据权利要求1所述的盘式制动器，其特征在于，所述锐角（α）为5°到45°。

3.根据权利要求2所述的盘式制动器，其特征在于，所述锐角（α）为10°到30°。

4.根据权利要求3所述的盘式制动器，其特征在于，所述锐角（α）为15°到23°。

5.根据权利要求1－4中的任一项所述的盘式制动器，其特征在于，所述销（23）设置在所述制动施加轴（14）上。

6.根据权利要求5所述的盘式制动器，其特征在于，所述销（23）在径向上伸出到所述制动施加轴（14）的外圆周之外。

7.根据权利要求1－4中的任一项或权利要求6所述的盘式制动器，其特征在于，所述销（23）伸出到所述调节装置上的凹陷（42）中。

8.根据权利要求7所述的盘式制动器，其特征在于，所述盘式制动器的间隙一方面由所述凹陷（42）的尺寸决定，另一方面由所述销（23）的尺寸决定。

9.根据权利要求7所述的盘式制动器，其特征在于，所述凹陷（42）具有轴向槽的形状。

10.根据权利要求7所述的盘式制动器，其特征在于，凹陷（42）中由所述销（23）支承以将所述调节装置与所述制动施加轴（14）耦合的一个边界表面（44、46）是平坦的、球形的或圆形的。

11.一种用于根据权利要求1所述的盘式制动器的调节装置，所述调节装置包括用于与制动施加轴（14）耦合的销（23），其特征在于，所述销的纵向轴线（38）与所述制动施加轴的旋转轴线（36）形成锐角（α）。