CN110546397A - 包括再调节设备的盘式制动器和用于调节这样的盘式制动器的空隙的方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种盘式制动器(1)，其优选压缩空气操纵，尤其是用于机动车，其具有制动盘(2)、跨接制动盘(2)的制动钳(6)，压紧装置(ZV)设置在所述制动钳中，其中，在制动盘(2)的两侧分别设置一个制动衬片(3、3')，并且所述盘式制动器具有再调节设备，所述再调节设备包括至少一个再调节装置(7、7')，以用于再调节制动衬片(3、3')和制动盘(2)的摩擦面磨损，其中，所述至少一个再调节装置(7、7')不依赖于压紧设备(ZV)能以压力介质运行。所述至少一个再调节装置(7、7')构成有包括第一压力活塞的第一缸体单元(ZE1)以及包括第二压力活塞的第二缸体单元(ZE2)，其中，第二缸体单元(ZE2)的第二压力活塞具有与制动衬片(3、3')处于接触中的活塞(16)和设置在活塞(16)上的再调节活塞(18)。提供一种用于调节盘式制动器(1)的空隙的方法。

Description

包括再调节设备的盘式制动器和用于调节这样的盘式制动器 的空隙的方法

技术领域

本发明涉及一种按照权利要求1的前序部分的包括再调节设备的盘式制动器。本发明也涉及一种用于调节这样的盘式制动器的空隙的方法。

背景技术

车辆、尤其是机动车装备有摩擦制动器，以便转变动能。在此特别在载客汽车和商用车领域中优选的是盘式制动器。气动操纵的盘式制动器同时在重型商用车中属于标准配备。

在盘式制动器的典型的结构形式中，该盘式制动器包括制动钳连同内部的机械装置，所述机械装置包括通常两个制动衬片和一个制动盘。缸体力通过气动操纵的缸体引入内部的机械装置上，通过偏心机构加强并且作为压紧力、例如通过螺纹主轴传递到制动衬片和制动盘上，其中，例如通过螺纹主轴补偿制动盘和制动衬片的磨损。

压紧力通过两个制动衬片作用到制动盘上。因为衬片结构上作为磨损件设计，所以其一般软于制动盘，即衬片在其使用寿命中经历衬片厚度的改变，其磨损。制动盘也可以磨损。由该磨损必要的是，磨损再调节补偿通过磨损引起的改变并且再次调节也称为额定空隙的事先确定的空隙。

这样的盘式制动器因此为了补偿衬片磨损配备有自动作用的磨损再调节器。该纯机械作用的磨损再调节器具有仅一个作用方向。这表示，补偿在运行时间期间出现的衬片磨损。亦即再调节器能通过进给运动补偿过大的空隙。空隙理解为在未操纵的状态中制动衬片和制动盘之间的间隙。为了制动器的可靠运行，正确调节的空隙是非常重要的。

空隙的变化也可以通过其他的效果造成。如以上已经说明的，空隙的增大可以通过衬片磨损的出现产生。用于空隙的变化的另一种可能性通过在实际的车辆使用中制动器的振动负荷产生。在此不仅会出现空隙增大而且出现其减小。

此外会通过所谓的衬片更换出现空隙的减小。其理解为例如在较长阶段的高压力负荷和随后的卸载后摩擦衬片的厚度增加。在空载的状态中，摩擦衬片随着时间的延迟接受高的压力负荷之前的厚度并且因此引起空隙的减小。

空隙的动态产生的增大可以通过磨损再调节器补偿并且因此不构成用于制动器的可靠的运行的特别的问题。

相反于此，目前使用的机械的磨损再调节器系统的空隙减小不可以被纠正。空隙的减小会导致对制动器的运行特性的显著影响，例如提高的剩余磨损力矩或制动器的过热运行。

目前在气动操纵的盘式制动器中使用的再调节器是如下系统，所述系统在操纵制动器时通过制动杆或由类似的、用于产生压紧力需要的构件激活。亦即再调节过程依赖于制动操纵进行。这些再调节系统的典型特征是渐近的作用方式。借此指的是，再调节行程依赖于空隙偏差的大小。分别一个操纵的再调节步骤通常为空隙偏差的10和20％之间。在大的偏差时进行较大的再调节步骤，而在小的偏差时发生对应小的再调节步骤。在唯一的步骤中空隙校正在这些再调节设计中不可能实现。此外从过小的值到较大的值的空隙校正利用这些再调节器设计几乎不或只非常困难地可实现。

另一种再调节器设计是与制动器的操纵解耦的再调节。在该情况中，再调节不在制动操纵期间而是独立地在制动操纵之间、优选依赖于空隙情况进行，例如EP1546571B1所说明的。对于这种再调节，当然需要单独的促动器和单独的能量供应(例如压缩空气)。区别于前述再调节原理，该系统的特征是单级的作用方式。借此指的是，空隙偏差通过唯一的再调节步骤补偿。

为了激活再调节，在此再调节活塞以压力介质加载并且由此朝制动盘的方向移动。在所述运动的第一阶段中，补偿螺纹传动装置中的间隙。通过螺纹空隙，确定结构的空隙的大小。当所述空隙过大时，再调节活塞进一步朝制动盘的方向移动，因为现在克服在螺纹传动装置中的间隙，所以基于螺纹传动装置的无自锁的设计出现调节螺杆的转动和因此空隙的校正。通过再调节活塞的接着发生的排气，所述再调节活塞可以返回其静止位置中。在此调节螺杆借助活塞密封装置和所谓的“撤离(Pull Back)”效果在螺纹空隙内同样置于其静止位置中并且由此调节结构上的空隙。

相对于前述再调节原理，所述系统具有优点，即，可能的是，例如构想气动操纵的固定制动钳，所述固定制动钳也在反应侧(轮辋侧)上配备有这样的再调节设备(参见EP 1546 571 B1)。

然而利用以上所述的再调节器原理同样不能纠正过小的空隙。另一个问题点在于再调节的精确性。因为所述空隙通过在螺纹传动装置中的间隙确定，所以需要维持狭窄的制造公差。然而在低成本的大批生产的范围中困难的是，将在调节螺纹中的轴向的螺纹空隙保持在狭窄的公差窗内。

发明内容

因此，本发明的任务在于，提供改善的再调节设备，其消除或至少显著阻止上述缺点。

另一个任务是，为盘式制动器提供用于调节空隙的改善的方法。

该任务通过具有权利要求1的特征的盘式制动器解决。

另一个任务通过具有权利要求26的特征的方法解决。

按照本发明的盘式制动器，其优选以压缩空气操纵，尤其是用于机动车，所述盘式制动器具有制动盘、跨接制动盘的制动钳，压紧装置设置在所述制动钳中，其中，在制动盘两侧分别设置一个制动衬片，并且所述盘式制动器具有再调节设备，所述再调节设备包括至少一个再调节装置，以用于再调节在制动衬片和制动盘上的摩擦面磨损，其中，所述至少一个再调节装置独立于压紧设备能以压力介质运行。所述至少一个再调节装置构成有包括第一压力活塞的第一缸体单元以及包括第二压力活塞的第二缸体单元，其中，第二缸体单元的第二压力活塞具有具有与制动衬片处于接触中的活塞和设置在所述活塞上的再调节活塞。

以无自锁的螺纹传动装置进行解耦的单级再调节的原理用作为起点。在该实施方式中可以避免螺纹空隙对空隙的精确性的影响。

借此产生具有双重的作用方向的机械磨损再调节器的设计，即不仅能够实现过大空隙的减小而且能够实现过小空隙的增大。这由此产生，即，将再调节功能分成两个不同的任务步骤。第一任务步骤是空隙调节，即调节事先确定的空隙作为额定空隙。为此设置第一缸体单元。第二缸体单元用于在第二任务步骤中的再调节。

按照本发明的用于调节以上所述盘式制动器的空隙的方法，所述盘式制动器优选以压缩空气操纵，尤其是用于机动车，所述盘式制动器包括制动盘、跨接制动盘的制动钳，压紧装置设置在所述制动钳中，其中，在制动盘的两侧分别设置一个制动衬片，并且所述制动盘包括再调节设备，所述再调节设备包括至少一个用于制动衬片和制动盘的摩擦面磨损的再调节的再调节装置，其中，所述至少一个再调节装置独立于压紧设备以压力介质可运行，所述方法具有下面的方法步骤。

S1-通过以压力介质的加载激活再调节装置并且从静止位置出发调节第一缸体单元的主轴头；S2-确定，主轴头是否已到达第一缸体单元中的工作最终位置；S3-当到达工作最终位置并且制动衬片已经贴靠在制动盘上并且当前的空隙变为零时，经由第一缸体单元通过再调节装置的排气再次调节事先在第一缸体单元中结构上确定的空隙；或S4-当到达工作最终位置并且制动衬片基于过大的空隙还没有在制动盘上贴靠时，通过第二缸体单元调节活塞和与此关联的工作活塞；并且S5-当制动衬片在制动盘上贴靠并且当前的空隙变为零时，通过第一缸体单元通过再调节装置的排气再次调节事先在第一缸体单元中结构上确定的空隙；或S6-当主轴头还未到达工作最终位置并且制动衬片基于过小的空隙在制动盘上贴靠并且当前的空隙变为零时，通过第一缸体单元从中间位置继续调节主轴头；以及S7-当主轴头已到达工作最终位置时，通过第一缸体单元通过再调节装置的排气再次调节事先在第一缸体单元中结构上确定的空隙。

再调节装置因此沿两个方向作用，可以纠正过大的和过小的空隙。空隙校正和再次调节到之前确定的空隙单级地进行并且直接在激活再调节装置之后进行。能够实现有利地快速的校正。

在一种实施方式中设置为，第一缸体单元的第一压力活塞的行程对应于盘式制动器的事先确定的空隙。以这种方式，该额定空隙在结构上在再调节装置中集成并且也同时用作为参考参量。

所述至少一个再调节装置具有包括内孔的位置固定的壳体、主轴头、主轴、活塞、再调节活塞和密封盘。这样紧凑的构造是可能的，其确保简单的安装。

所述至少一个背侧的再调节装置的位置固定的壳体可以备选地也是制动钳的背部区段，其中，内孔成形到背部区段中。这产生节省空间的构造。

一种特别紧凑的构造的优点通过如下实施方式能够实现，在所述实施方式中，第一缸体单元和第二缸体单元在壳体中串联设置并且通过密封盘或通过固定的隔板分开。

在一种有利的进一步构成中，密封盘或固定的隔板将壳体的内孔分成密封盘或固定的隔板和壳体的底壁之间的基本上封闭的空间和密封盘和内孔的朝制动盘指向的开口之间的敞开的空间，其中，密封盘借助密封元件在其外周上相对于内孔密封。

在另一种实施方式中设置为，第一缸体单元具有封闭的空间和作为第一压力活塞的主轴头，其中，主轴头与主轴连接，并且其中，主轴在第二缸体单元中与第二压力活塞处于嵌接中。在这里的优点是两个缸体单元的简单的耦联。

还另一种实施方式设置为，主轴头设有朝壳体的底壁指向的外锥体或另外的外轮廓，其中，在底壁的内侧上设置内锥体或与另外的外轮廓对应的配合轮廓，所述内锥体/配合轮廓与所述主轴头的外锥体或所述另外的外轮廓相连。借此能够实现最终位置，在所述最终位置中，外锥体和内锥体处于嵌接中。

在另一种实施方式中设置为，在主轴头的外锥体或所述另外的外轮廓和壳体的内锥体或配合轮廓之间的区域借助在主轴头的外周边上的密封元件相对于壳体的内壁密封并且形成第一缸体单元的压力腔，所述压力腔与用于压力介质的接头连通。这样第一缸体单元可以简单地以压力介质加载。

在一种实施方式中，主轴头作为第一缸体单元的第一压力活塞与主轴一起沿再调节器轴线的方向从再调节装置的静止位置到工作最终位置中并且往回可纵向移动地构成，在所述静止位置中，主轴头以其外锥体或另外的外轮廓与壳体的内锥体或配合轮廓处于接触中，所述工作最终位置通过密封盘确定，其中，主轴头的该行程对应于事先确定的空隙。以这种方式，额定空隙在结构上在再调节装置中集成。可能的是，所述额定空隙例如通过密封盘的位置或厚度改变或例如通过主轴头的纵向伸展的改变可以获得用于适配于不同的给定条件的其他大小。

在另一种实施方式中设置为，第一缸体单元的主轴头与主轴一起围绕再调节器轴线可转动地构成，其中，主轴头与主轴的可转动性在静止位置中基于在主轴头的外锥体或所述另外的外轮廓和内锥体或配合轮廓之间的高的摩擦力矩被锁止。以这种方式，主轴头和主轴的可转动性有利地简单地依赖于主轴头的位置。

在另一种构成中，主轴头通过轴向的滚动轴承通过复位弹簧支承在密封盘上，其中，复位弹簧将轴向的力沿再调节器轴线的方向这样施加到主轴头上，使得主轴头被挤压到静止位置中，在所述静止位置中，所述主轴头的外锥体或另外的外轮廓固定地贴靠在壳体的内锥体或配合轮廓上。滚动轴承能够实现主轴头和主轴以小的摩擦的可转动性。复位弹簧有利地具有三个功能，即滚动轴承的支承、主轴头和主轴到静止位置中的复位和主轴头的外锥体和壳体的内锥体在静止位置中由于轴向弹簧力的摩擦力矩提高。复位弹簧和轴向的滚动轴承也可以作为独立的构件示出。空间需求在该实施方式中相比于前述的解决方案当然稍微较大。

在还另一种实施方式中，主轴头具有导向区段，所述导向区段延伸通过密封盘或隔板的贯通孔并且形成用于主轴头在密封盘或隔板上的支撑和轴向的引导，其中，密封元件设置在密封盘或隔板和导向区段之间。借此产生优点，即，主轴头和主轴通过该支撑和引导共同支持，其中，给出紧凑的构造。

一种实施方式设置为，主轴头具有至少一个轴向通道作为溢流通道，所述轴向通道将第一缸体单元的压力腔与第二缸体单元的压力腔连接。由此可以实现紧凑的构造。

另一种实施方式设置为，第二缸体单元具有敞开的空间、活塞和作为第二压力活塞的再调节活塞，其中，活塞和再调节活塞在敞开的空间中在内孔中可纵向移动地设置，并且活塞附加地可转动。这两个活塞例如在制动衬片更换时能够实现再调节装置的复位，其中，所述一个活塞从外面可以转动并且再调节活塞保持不可转动。借此以小的空间需求实现多重功能。

还有另一种实施方式设置为，第二缸体单元的压力腔在内孔中在活塞的和再调节活塞的端部区段与密封盘或隔板之间确定。这样所述压力空间可以以简单的方式通过主轴头的溢流通道与第一压力腔连通并且从那里以压力介质加载。

此外设置为，活塞在再调节活塞的贯通孔中同轴于所述再调节活塞和再调节器轴线设置，其中，再调节活塞在活塞上轴向固定并且相对于所述活塞利用密封元件密封，并且活塞相对于再调节活塞围绕再调节器轴线可转动，其中，再调节活塞相对于壳体的内孔通过密封元件密封。借此产生有利地紧凑的构造。

在另一种实施方式中，在活塞和再调节活塞之间设置至少一个摩擦弹簧，借助所述摩擦弹簧，产生在活塞和再调节活塞之间的可被影响的摩擦力矩。因此，活塞可以有利地在克服摩擦力矩之后手动地转动，而所述活塞不会在通常的运行中转动。

所述再调节活塞通过至少一个或多个构成为滑块的导向元件防止相对于位置固定的壳体的转动而固定。这对于再调节的功能是重要的，其中，同时活塞在手动的复位中在再调节活塞中可转动。

在一种实施方式中设置为，主轴构成为包括外螺纹的螺纹主轴，延伸通过壳体的内孔并且与活塞通过其外螺纹与活塞的内螺纹处于嵌接中。这样可以允许缸体单元的有利的耦联，其中，主轴拧入活塞中。借助螺纹，活塞的纵向运动可以转化为主轴的旋转运动。此外这样也简单地能实现，主轴的旋转运动能实现主轴相对于活塞的纵向调节。以这种方式可以有利地实现，可以减小过大的空隙并且增大过小的空隙。

在这里特别有利的是，主轴的外螺纹和活塞的内螺纹作为无自锁的螺纹实施。

螺纹间隙对空隙的精确性的影响可以有利地由此避免，即，预紧弹簧设置在主轴和活塞之间，借助所述预紧弹簧，主轴的外螺纹相对于活塞的内螺纹轴向预紧。

在另一种实施方式中，活塞的内螺纹从活塞的朝密封盘指向的端部区段朝制动盘的方向延伸并且通入轴向孔中，其中，所述轴向孔以密封盖或通过另一种密封方法压力密封地闭锁。借此第二缸体单元的压力腔在主轴和活塞的螺纹啮合的区域中相对于大气密封。密封作用可以通过压配合亦或也借助密封圈实现。密封盖的轴向的固定可以通过固定环实现。

对此的一种备选的解决方案是拧入的密封盖。但原则上，其他从技术上已知的密封和固定方法也是可能的(例如焊接、粘接等)。

有利的是，第二缸体单元的压力腔通过在活塞和再调节活塞之间的密封元件、通过在再调节活塞和壳体的内孔之间的密封元件并且通过在活塞的轴向孔中的密封盖相对于大气密封，因为这样能够有利地避免压力介质的压力损耗。

此外设置为，活塞与制动衬片通过压力区段处于接触中，其中，压力区段具有环绕的轮缘，所述轮缘包括成型部，所述成型部作为用于通过转动活塞手动复位的力作用部。所述成型部有利地用于安装合适的工具。

在所述方法的一种实施方式中，在方法步骤S4中，实现过大的空隙的减小，其方式为：在工作最终位置中通过与主轴连接的主轴头而轴向锁止的主轴经由活塞和再调节活塞通过主轴和活塞之间的无自锁的螺纹啮合实现的运动而围绕再调节器轴线转动，直至活塞和再调节活塞已将制动衬片置于在制动盘上的贴靠。通过在紧凑的构造中第一和第二缸体单元的该共同作用，过大的空隙有利地简单地并且在一个步骤中减小。在这里在第一缸体单元中结构上事先确定的空隙作为参考值这样使用，使得主轴在第一缸体单元的工作最终位置中、亦即在穿过事先确定的空隙之后轴向锁止。

所述方法的另一种实施方式设置为，在方法步骤S6中，进行过小的空隙的增大，方式为：在中间位置中轴向可调节的主轴通过与其连接的主轴头的运动调节并且通过主轴和锁止的活塞的无自锁的螺纹啮合转动，直至主轴头达到工作最终位置。在这里同样利用活塞和主轴之间的无自锁的螺纹啮合的优点，以便轴向调节旋转的主轴并且因此增大过小的空隙。在第一缸体单元中结构上事先确定的空隙也在这里作为参考值使用，其方式为：主轴头还未达到工作最终位置，亦即还未完全穿过完全的事先确定的空隙。

在还另一种实施方式中，在方法步骤S3、S5和S7中，主轴头分别在排气之后从工作最终位置借助复位弹簧复位到静止位置中，其中，在第一缸体单元中结构上事先确定的空隙再次调节。借此在第一缸体单元中结构上事先确定的空隙被调节，其方式为：主轴头从工作最终位置到静止位置中完全穿过事先确定的空隙并且因此主轴的与主轴头连接的再调节活塞对应地将制动衬片调节到额定空隙。

因此产生下面的优点：

·再调节沿两个方向作用，因此可以纠正过大的空隙和过小的空隙。

·空隙校正单级并且直接在激活再调节之后进行。由此可以非常快速地纠正空隙偏差并且短期达到用于盘式制动器的可靠的运行状态。

·再调节机械装置或再调节装置可以在构成为固定制动钳的制动钳中不仅用于背侧的(轮辋侧)而且用于压紧侧的再调节使用。

·尺寸公差只将小的影响施加到要调节的空隙(额定空隙)上，因为

螺纹间隙公差没有影响。

紧小的数量的构件对要调节的空隙(额定空隙)有影响。

·空隙调节(调节到额定空隙)独立于制动操纵并且因此允许再调节的选择性激活。在车辆中的车轮制动器可以关于再调节例如被特定操控。

·通过激活再调节机构或再调节装置，可生成附加功能，例如通过轻地贴靠衬片清洁制动盘的摩擦面、去除在制动盘的摩擦面上的水膜等。

·再调节可以在制动钳中使用，所述制动钳不仅作为滑动/浮动制动钳而且作为固定制动钳构成。

·制动衬片可以通过再调节机构主动复位。

因此可以避免制动衬片的剩余磨损作用。

附图说明

现在借助示例性的实施方式参考附图进一步解释本发明。在这里：

图1-2示出包括按照本发明的再调节设备的按照本发明的盘式制动器的实施例的示意视图；

图3-4示出按照图1的实施例的示意部分剖面图；

图5示出按照图3-4的按照本发明的再调节设备的再调节装置的示意剖面图；

图6-7示出按照图5的再调节装置的示意图；

图8、8a-8b示出在不同的运行状态中按照图5的再调节装置的示意剖面图；

图9、9a-9b示出在不同的运行状态中按照图8、8a-8b的再调节装置的区域的示意的放大剖面图；

图10、10a-10c示出在不同的运行状态中按照图5的再调节装置的示意的剖面图；

图11、11a-11c示出在不同的运行状态中按照图5的再调节装置的示意的剖面图；

图12、12a-12c示出在不同的运行状态中按照图11、11a-11c的再调节装置的一个区域的示意的放大剖面图；以及

图13示出按照本发明的方法的一种实施例的示意流程图。

具体实施方式

在图1中示出包括按照本发明的再调节设备的按照本发明的盘式制动器1的一种实施例的示意透视图。图2示出按照图1的盘式制动器1的示意俯视图。图3和图4示出按照图1的盘式制动器1的示意部分剖面图。图5示出按照图3-4的按照本发明的再调节设备的再调节装置7的示意的剖面图。

盘式制动器1具有制动盘2，所述制动盘具有制动盘轴线2a。在制动盘2两侧设置分别一个制动衬片3、3'。每个制动衬片3、3'具有一个衬片支架板4、4'，分别一个摩擦衬片5、5'施加在所述衬片支架板上。制动衬片3、3'以未进一步说明的方式在制动钳6中沿制动盘转动轴线2a的方向可移动地引导地被接纳。

制动盘2在示出的实施例中由在这里作为固定制动钳实施的制动钳6跨接并且在这里未示出的车轮轴上可移动地实施。制动钳6具有压紧区段6a和背部区段6b并且安装在未示出的制动支架上。这样的固定制动钳例如在EP 1 546 571 B1中说明，因此在这里对其不进一步讨论。

处于制动钳6的压紧区段6a旁的制动衬片3称为压紧侧的制动衬片3并且设置在制动钳6的背部区段6b上的制动衬片3'称为背侧的或反应侧的制动衬片3'。

包括压紧区段6a的盘式制动器1的侧称为压紧侧ZS，其中，包括背部区段6b的盘式制动器1的侧在这里称为轮辋侧FS。

图3示出按照图2的盘式制动器1的部分剖面图的俯视图。剖面在这里平行于图3的图平面从盘式制动器1的轮辋侧FS至压紧侧ZS沿制动盘旋转轴线2a的纵向方向延伸通过制动钳6和在制动钳6中设置的再调节设备的一部分。

再调节设备设置用于补偿制动衬片3、3'和制动盘2的磨损并且为此在该实施例中具有四个再调节装置7、7'，在所述四个再调节装置中，分别两个配置给一个制动衬片3、3'。这样两个压紧侧的再调节装置7配置给压紧侧的制动衬片3并且在制动钳6的压紧区段6a中彼此平行地设置。这在下面还进一步解释。每个压紧侧的再调节装置7具有再调节器轴线7a。以类似的方式，两个背侧的再调节装置7'在制动钳6的背部区段6b中彼此平行地设置并且配置给背侧的制动衬片3'，在所述再调节装置中，每个具有再调节器轴线7'a。压紧侧的再调节装置7在这里这样相对于背侧的再调节装置7'分别对置于所述再调节装置地设置，使得其相应的再调节器轴线7a和7'a相互对齐。再调节器轴线7a、7'a全部处于一个共同的平面中并且此外平行于制动盘旋转轴线2a延伸。

在图4中，从所述侧看地示出按照图1的盘式制动器1的另一个部分剖视图。所述剖面在这里垂直于图4的图平面从盘式制动器1的轮辋侧FS至压紧侧ZS延伸通过在图3中未剖切的、即在图3中在下面设置的再调节装置7、7'的再调节器轴线7a、7'a的平面。

在制动钳6的压紧区段6a中装入压紧装置ZV，所述压紧装置在这里具有未进一步说明的制动扭杆。制动扭杆的一部分在图3中在纵剖面中并且在图4中在横截面中作为压紧装置ZV示出。制动扭杆为了压紧盘式制动器1例如通过未示出的气动制动缸可操纵，所述气动制动缸紧固在压紧区段6a的凸缘6c上。

压紧侧的制动衬片3以其衬片支架板4的压力侧4a与压紧侧的再调节装置7分别通过一个压力区段17处于接触中。压力区段17在这里安装在每个压紧侧的再调节装置7的活塞16的端部上。另一个背侧的制动衬片3'以类似的方式以其衬片支架板4'的压力侧与背侧的再调节装置7'分别通过一个压力区段17'处于接触中。压力区段17'也在这里安装在每个背侧的再调节装置7'的活塞16的端部上。压力区段17、17'在这里与活塞16一件式地构成，但也可以是单独的压力件。

压紧侧的再调节装置7以在其压紧侧的端部上的各一个压板12与压紧装置ZV处于接触中，所述端部与朝向制动盘2的端部对置。此外在这里设置未示出的弹簧，所述弹簧将压紧侧的再调节装置7连同压紧装置ZV复位到在未压紧的盘式制动器1中盘式制动器1的在图3和图4中示出的脱开的部位中。相反于此，背侧的再调节装置7'接纳在制动钳6的背部区段6b的对应的接纳部中并且支承在背部区段6b中。这在下面更详细地说明。

压紧侧的再调节装置7在包括壳体11的制动钳6的压紧区段6a中装入。壳体11在压紧区段6a中利用至少一个连接元件13固定以防转动，所述连接元件嵌接到壳体11的槽11d中(也参见图7)。接着还详细说明壳体11。

在压紧盘式制动器1时，所属的压紧力从压紧装置ZV传递到压紧侧的再调节装置7的压板12上并且传递到其壳体11上。当再调节装置7未激活或处于其所谓的静止位置中时，壳体11本身分别通过内锥体11c作用到相应的主轴头14的外锥体14a上，所述主轴头与分别一个主轴15固定连接。压紧力这样通过主轴头14传递到主轴15中，所述主轴分别通过外螺纹15b与所属的活塞16的内螺纹16b(参见图5)处于嵌接中。以这种方式，压紧力进一步引导到活塞16和压力区段17上并且通过其施加到压紧侧的制动衬片3上。换句话说，压紧侧的再调节装置7处于压紧力的力走向中。

代替主轴头14的外锥体14a也可以设置具有相同的作用的另外的外轮廓。与此对应地，壳体11于是代替内锥体11c具有与主轴头14的所述另外的外轮廓对应的配合轮廓。

背侧的再调节装置7'在这里不具有壳体。壳体在这里通过制动钳6的背部区段6b形成。由此可能的是，可以减小制动钳6的结构尺寸。背侧的再调节装置7'嵌入制动钳6的背部区段6b的配合的凹入成形部中。这些凹入成形部设计有内锥体6d。在此在压紧盘式制动器1时在可移动的制动盘2的在这里示出的情况下，所述制动盘向背侧的制动衬片3'挤压，其中分别一个反作用力通过制动钳6的背部区段6b通过成形的内锥体6d作用到相应的背侧的再调节装置7'的相应的主轴头14的外锥体14a上。背侧的再调节装置7'的主轴头14如压紧侧的再调节装置7的主轴头14分别与主轴15连接，所述主轴再次通过以上所述的螺纹啮合与相应的活塞16和属于其的压力区段17'处于连接中。以这种方式，反作用力在压紧时通过背侧的再调节装置7'施加到背侧的制动衬片3'上。换句话说，背侧的再调节装置7'处于对压紧力产生的反作用力的力走向中。

但也可设想，背侧的再调节装置7’如压紧侧的再调节装置7配备有壳体11。在该情况下，制动钳6的背部区段6b的凹入成形部对应于壳体11的外部形状地构成。

接着详细解释再调节装置7、7'的构造。

在图5示出按照图3-4的按照本发明的再调节设备的压紧侧的再调节装置7的示意的剖面图。

在盘式制动器1的脱开的位置中在制动衬片3、3'和制动盘2之间的距离称为空隙10。空隙10作为所谓的“额定空隙”结构上事先确定到确定的程度。

由于衬片和盘磨损该空隙10变得更大。当这未被补偿时，则盘式制动器1不可以达到其最大功率，因为压紧装置ZV的操纵行程增大。

包括再调节装置7、7'的按照本发明的再调节设备构成用于再调节事先确定的空隙10、亦即额定空隙。

术语“再调节”在这里理解为事先确定的空隙10(额定空隙)的再次调节，如果当前的空隙具有不等于事先确定的空隙10的大小的话。因此在这里术语“再调节”不仅理解为相应的当前的空隙的空隙减小而且理解为其空隙增大。

事先确定的空隙10可以不只基于制动衬片3、3'和制动盘2的磨损改变，而且也由于其他的原因，例如通过振荡作用改变。

在空隙减小的情况下，事先确定的空隙10再次调节，其方式为：过大存在的空隙减小。并且在空隙增大的情况下，事先确定的空隙10通过过小存在的空隙的增大再次调节到事先确定的空隙10。

事先确定的空隙在再调节装置7、7'中结构上确定。在这里示出的实施例中，事先确定的空隙10对应于在两个止挡部之间压力活塞的行程。这些止挡部当然也可以可调节或/和可设定地实施，以便可与不同的额定空隙适配。

换句话说，再调节设备减小存在的空隙，如果所述空隙相对于在再调节装置7、7'中事先确定的或存储的空隙10过大的话；并且所述再调节设备增大存在的空隙，如果所述空隙相对于在再调节装置7、7’中事先确定的或存储的空隙10过小的话。

在下面还详细地解释这些过程。

过小的空隙会导致，制动衬片3、3'部分或完全与制动盘2处于轻微的接触中，由此引起所谓的磨损力矩。这会引起制动盘2和制动衬片3、3'提高的磨损和因此尤其是通过细粉尘对环境的附加的负荷，并且也引起包括所述制动器的车辆的提高的燃料消耗，因为磨损力矩也产生确定的制动作用。

再调节设备的再调节装置7、7'这样构成，使得规定再调节功能分成两个不同的流程步骤。在此，流程步骤1是空隙10的调节并且流程步骤2是再调节。这在下面被进一步详细说明。

再调节装置7、7'的再调节机械装置的激活借助压力介质、优选压缩空气进行，利用所述压力介质，两个缸体单元ZE1、ZE2通过接头8和压力导管9加载。压力导管9将共同的接头8与在制动钳6的背部区段6b上的所述一个/多个背侧的再调节装置7'(参见图1、2)的接头8'连接。

再调节装置7具有位置固定的壳体11、主轴头14、主轴15、活塞16、再调节活塞18和密封盘19。

壳体11作为具有圆形横截面的空心柱体构成并且在制动钳6中、在这里在压紧区段6a中位置固定并且不可相对转动地装入。壳体11的内孔11b朝制动盘2指向地敞开，沿壳体11的纵向方向沿再调节器轴线7a的方向朝压紧侧ZS(图5向右)延伸直至凸肩11e并且然后以较小的内径进一步延伸直至内锥体的另一个凸肩，所述另一个凸肩以底壁11f闭锁。底壁11f在外侧与压板12连接并且平行于制动盘2延伸。

内孔11b通过嵌入到其中的密封盘19分成两个缸体单元ZE1和ZE2，所述密封盘贴靠在凸肩11e上。

第一缸体单元ZE1和第二缸体单元ZE2在壳体11中串联设置。第一缸体单元ZE1设置在密封盘19和壳体11的底壁11f之间，反之第二缸体单元ZE2设置在密封盘19和内孔11b的朝制动盘2指向的开口之间。

第一缸体单元ZE1具有主轴头14作为第一压力活塞，其中，主轴头14固定地与主轴15连接。主轴15可以视为活塞杆。所述主轴延伸通过第二缸体单元ZE2，所述第二缸体单元具有第二压力活塞、即活塞16和再调节活塞18，如下面还进一步解释的。

此外，活塞16、包括密封元件26a的再调节活塞18和主轴15称为再调节单元。

密封盘19利用固定环32在内孔11b中轴向靠到凸肩11e上固定。以这种方式，密封盘19将内孔11b分成密封盘19和底壁11f之间的基本上封闭的空间和密封盘19和内孔11b的朝制动盘2指向的开口之间的敞开的空间。

在其环绕的边缘上，密封盘19以密封元件28、例如O形环相对于内孔11b的环绕的壁密封。在中央，密封盘19设有用于主轴头14的导向区段14c的贯通孔19a。

第一缸体单元ZE1具有在密封盘19、壳体11的底壁11f和环绕的壁和主轴头14之间的封闭的空间。主轴头14在该空间中沿再调节器轴线7a的方向可纵向移动并且围绕再调节器轴线7a可转动地设置。

主轴头14具有压紧侧的外锥体14a、包括密封元件27的环绕的边缘区段14b、导向区段14c和支撑区段14d。

主轴头14的外锥体14a作为截锥体构成并且以其外锥面与内锥体11c的内锥面相连。边缘区段14b在密封盘19和内锥体11c之间的区域中接触壳体11的环绕的内壁。在外锥体14a和内锥体11c之间的区域借助在主轴头24的外周边上的密封元件27相对于壳体11的内壁密封。该区域形成第一缸体单元ZE1的压力腔35。

连接孔34从壳体11的缸体壁的外侧延伸通过内锥体11c地成形并且与第一缸体单元ZE1的压力腔35连通。

主轴头14的朝密封盘19指向的侧设有环绕的空隙，所述空隙形成支撑区段14d。在支撑区段14d的外部的周边上，有环绕的槽作为支撑接纳部14e成形，轴向的滚动轴承30低摩擦地接纳在所述支撑接纳部中。轴向的滚动轴承30通过复位弹簧30a在密封盘19上支承在所述密封盘的压紧侧的侧上。复位弹簧30a以这种方式将轴向的滚动轴承30挤压到主轴头14上。此外，复位弹簧30a将轴向的力沿再调节器轴线7a、7'a的方向这样施加到主轴头14上，使得主轴头14由复位弹簧挤压到静止位置中，在所述静止位置中，主轴头的外锥体14a固定贴靠在内锥体11c上。

锥形的主轴头14因此在静止位置中在对应的不可相对旋转的配合轮廓上支承在壳体11上，所述配合轮廓通过内锥体14a形成。

主轴头14的导向区段14c朝制动盘2的方向伸出并且延伸通过密封盘19的贯通孔19a。借此形成用于主轴头14在密封盘19上的支撑和轴向的引导。密封元件29将导向区段14c在其外径上相对于密封盘19的贯通孔19b密封。导向区段14c的外径在这里大约对应于主轴头14的边缘区段14b的外径的一半。

借助滚动轴承30和导向区段14c在密封盘19的贯通孔19a中的支撑，主轴头14(并且当然还有与其固定连接的主轴15)也可围绕再调节器轴线7a、7'a转动。然而在静止位置中，主轴头14基于其外锥体14a和内锥体11c之间的接触和复位弹簧30a的轴向作用的力通过借此作用的摩擦力矩不可相对旋转。

第一缸体单元ZE1因此具有第一压力活塞作为包括外锥体14a的主轴头14、在密封盘19和壳体11的内锥体11c之间的由壳体11包围的空间、滚动轴承30和复位弹簧30a。主轴头14的行程容积是在密封盘19和壳体11的内锥体11c之间的由壳体11包围的空间的组成部分。

主轴头14的行程由密封盘19和内锥体11c限定并且以这种方式对应于事先结构上确定的空隙10、即额定空隙。

形成第一压力活塞的主轴头14用于空隙调节。其理解为，额定空隙通过主轴头14的行程确定并且形成参考量，利用所述参考量能够实现，将事先确定的空隙10在每次变化之后可重复地再次正确调节。下面对其还进一步详细解释。

第二缸体单元ZE2承担再调节功能、亦即将再调节单元(主轴15、活塞16和再调节活塞18)压紧到相应的制动衬片3、3'和因此制动盘2上。

主轴头14的中央的区段具有紧固区段23和至少一个轴向通道作为溢流通道36。所述至少一个溢流通道36连接第一缸体单元ZE1的压力腔35与第二缸体单元ZE2的压力腔37。

主轴头14通过紧固区段23借助紧固元件24、例如螺钉与主轴15固定、但在这里可脱开地连接。为了抗转动的连接，主轴15的压紧侧的端部具有成型的突出部15a，所述突出部与紧固区段23的对应的导向区段23a处于嵌接中。

主轴15在这里构成为包括外螺纹15b的螺纹主轴并且从密封盘19朝制动盘2的方向延伸通过壳体11的内孔11b并且从中伸出。主轴15和与其固定连接的主轴头14一起沿再调节器轴线7a的方向轴向可移动并且围绕再调节器轴线7a可转动地设置。主轴15的可移动性通过主轴头14在第一缸体单元ZE1中的行程限定。主轴15和主轴头14的可转动性在再调节装置7、7’的静止位置中如以上已经给出的那样基于外锥体14a和内锥体11c之间的高的摩擦力矩锁止。

第二缸体单元ZE2具有敞开的空间、活塞16和再调节活塞18，它们一起形成第二缸体单元ZE2的共同的压力活塞、即第二压力活塞。活塞16和再调节活塞18在敞开的空间中在内孔11b中可移动并且围绕再调节器轴线7a可转动地设置。

活塞16在再调节活塞18的贯通孔18f中同轴于所述再调节活塞并且同轴于再调节器轴线7a设置，其中，再调节活塞18在活塞16上轴向固定，并且活塞16相对于再调节活塞18围绕再调节器轴线7a可转动。以这种方式，活塞16和再调节活塞18这样连接，使得它们共同轴向沿再调节器轴线7a的方向可移动。

在活塞16和再调节活塞18的端部区段、壳体11的包围其的壁和密封盘19的朝制动盘2指向的侧之间确定第二缸体单元ZE2的压力腔37。

活塞16构成为包括内螺纹16b的螺纹活塞。内螺纹16b与主轴15的外螺纹15b相连。活塞16拧紧到主轴15上，其中，其内螺纹16b与主轴15的外螺纹15b处于嵌接中。内螺纹16b和外螺纹15b作为无自锁的螺纹实施。

活塞16的内螺纹16b从活塞16的压紧侧的端部区段16a朝制动盘2的方向在活塞16的长度的大约五分之四上沿再调节轴线7a方向延伸并且通入活塞的朝制动盘2指向的端部区域中的轴向孔16d中。利用密封盖22，孔16d和因此再调节单元包括主轴15、活塞16和再调节活塞18压力密封地闭锁。密封作用可以通过密封盖22在孔16d中的压配合(如图解示出的)亦或也借助密封圈实现。密封盖22的轴向固定可以通过固定环实现。对此的一种备选的解决方案是拧入的密封盖22。但原则上其他由技术已知的密封和固定方法也是可能的(例如焊接、粘接等)。

活塞16的朝制动盘2指向的端部区域设有压力区段17，所述压力区段以朝制动盘2指向的压力面17a与压紧侧的制动衬片3的压力侧4a处于接触中。压力区段17设有环绕的轮缘17b，所述轮缘从活塞16的外表面16c径向伸出并且形成用于再调节活塞18的止挡部，所述止挡部被推到活塞16上。

密封元件26用于密封活塞16和再调节活塞18，在所述活塞和再调节活塞中，活塞16的外表面16c和再调节活塞18的贯通孔18f的内表面处于接触中，所述密封元件在压力区段17的环绕的轮缘17b旁在环绕的槽中嵌入活塞16的外表面16c中。

再调节活塞18在拧上活塞16之前推到活塞16上。在此，再调节活塞18的端部区段18b以端面18c贴靠在活塞16的压力区段17的环绕的轮缘17b上。与该端部区段18b对置的压紧侧的端部区段18a以固定环33轴向在活塞16上固定，所述固定环设置在活塞16的端部区段16a上。借此能够实现，使再调节活塞18与活塞16一起共同沿再调节器轴线7a、7'a可轴向运动。

在将活塞16连同在其上如上所述推上的再调节活塞18拧紧到主轴15上时，再调节活塞18导入壳体11的内孔11b中。在此，再调节活塞18的外表面18e和壳体11的内孔11b进入接触。再调节活塞18相对于壳体的内孔11b的密封通过密封元件26a进行，所述密封元件在压紧侧的端部区段18a的环绕的外边缘的环绕的槽中嵌入。

出于功能上的原因，需要的是，将活塞16不可相对旋转地支撑。为了确保这一点，一方面，再调节活塞18通过至少一个或多个构成为滑块的导向元件20防止相对于在制动钳6中位置固定的壳体11并且因此相对于制动钳6的压紧区段6a的转动固定。另一方面活塞16借助至少一个在再调节活塞18和活塞16之间装入的摩擦弹簧25连同再调节活塞18借助通过摩擦弹簧25产生的摩擦力固定。所述至少一个摩擦弹簧25在活塞16的外表面16c的对应的接纳部16e中嵌入。摩擦弹簧25因此支承在活塞16上的接纳部16e中并且以预先确定的力以其外侧压靠到再调节活塞18的贯通孔18f的内表面上。借此产生活塞16和再调节活塞18之间的通过选择摩擦弹簧16可被影响的摩擦力矩。多个摩擦弹簧25连同所属的接纳部16e可以这样设置在活塞16的周边上。

所述至少一个导向元件20固定在壳体11的环绕的壁中的对应的接纳部11a中并且在再调节活塞18的纵向槽18d中沿纵向方向平行于再调节轴线7a引导并且切向固定，从而形成再调节活塞18相对于壳体11的不可相对旋转的连接。

活塞16和再调节活塞18一起形成第二压力活塞作为第二缸体单元ZE2的压力活塞，其中，主轴头14形成第一缸体单元ZE1的压力活塞。第一和第二压力活塞与对应的配合轮廓形成相应的缸体单元，所述缸体单元通过密封盘19压力技术上地彼此分开，所述密封盘处于第一缸体单元ZE1和第二缸体单元ZE2之间。为了密封，密封盘19设有内部的密封圈(相对于主轴头14的导向区段14c的密封元件29)和外部的密封圈(相对于壳体11的内孔11b的密封元件32)。

壳体11的内孔11b、主轴头14、主轴15、活塞16、再调节活塞18和密封盘19同轴于共同的再调节轴线7a地设置。

为了使对于主轴15的外螺纹15b和活塞16的内螺纹16b之间的螺纹传动装置的可靠的功能所需要的螺纹空隙不对空隙10产生影响，主轴15连同活塞16通过预紧弹簧31轴向预紧。在螺纹耦联中的齿面变换和借此螺纹间隙对空隙10的影响可以因此被避免。

预紧弹簧31在图6中在按照图5的再调节装置7的示意的透视图中在部分剖面图中示出。图7示出再调节装置7的另一个示意的透视图。

预紧弹簧31具有直的连接区段31a、具有小的半径的弓形区段31b、具有大的半径的弓形区段31c和端部区段31d。

分别两个连接区段31a在其在这里径向处于内部的端部上V形地设置有具有小的半径的相应的弓形区段31b。这样形成的V形区段分别以其尖端、即以其弓形的区段31b朝再调节器轴线7a指向地围绕主轴15星形设置。在此，两个相邻的V形部分的在周边上对置的连接区段31a的上面端部分别通过具有大的半径的弓形区段31c类似梯形地连接。

预紧弹簧31以其具有大半径的弓形区段31c接纳在活塞16的压紧侧的端部区段16a的端侧中的背切的空隙38中(也参见图5)，其中，其V形的弓形区段31b的尖端嵌接在主轴15的外螺纹15b的螺纹齿面39之间。预紧弹簧31以这种方式在活塞16和主轴15之间轴向预紧，使得其将主轴15的外螺纹15b的齿面向活塞16的内螺纹16b的齿面沿再调节器轴线7a的方向挤压并且因此引起主轴15的外螺纹15b和活塞16的内螺纹16b的无间隙的螺纹耦联。

在图6和7中示出压力区段17连同其也称为头部的环绕的轮缘17b。该头部的边缘具有成型部17c。成型部17c用作用于合适的工具的力作用部，以便将与压力区段17连接的活塞16在更换制动衬片3、3'时手动往回旋转。

此外，在图7中示出在壳体11的压紧侧的端部区域中的槽11d，所述槽相对于壳体11切向延伸并且设置用于接纳连接元件13(参见图4)。

压紧侧的再调节装置7的上述说明也适用于背侧的再调节装置7'，其中，背侧的再调节装置7'与压紧侧的再调节装置7由此区分，即，其不具有壳体11。在制动钳6的背部区段6b中的以上已经所述的凹入成形部分别具有内孔6e，所述内孔对应于压紧侧的再调节装置7的壳体11的相应的内孔11b。此外凹入成形部分别构成有内锥体6d和底壁6f，所述内锥体和底壁分别对应于压紧侧的再调节装置7的壳体11的内锥体11c和底壁11f。

背侧的再调节装置7’的第一缸体单元ZE1的压力腔35因此处于底壁6f、内锥体6d和背侧的再调节装置7'的相应的主轴头14的外锥体14a之间。背侧的再调节装置7'的第二缸体单元ZE2的压力腔37也在这里处于密封板19和活塞16的以及再调节活塞18的端部区段之间，其中，包围其的壁通过制动钳6的背部区段6b的内孔6e形成。

接头8'连同压力导管9(参见图1、2)安装在制动钳6的背部区段6b上并且与背侧的再调节装置7'的第一缸体单元ZE1的压力腔35连接。这未示出，但可容易设想。

在再调节装置7、7'在制动钳6中装入的状态中(参见图4)，再调节活塞18在其朝制动盘2指向的端部上分别利用密封元件21、21'、例如波纹管相对于制动钳6密封(在压紧区段6a上的密封元件21；在背部区段6b上的密封元件21')。

再调节设备连同其再调节装置7、7’设计用于，不仅将过大的空隙10b通过减小再次调节到正常的事先确定的空隙10(额定间隙)，而且也将过小的空隙10d通过增大再次调节到正常的事先确定的空隙10(额定间隙)。此外也可以保持正常的空隙10。并且再调节装置7、7'的手动复位是可能的。接着详细解释这些不同的情况。

在图8、8a-8b中，示出在不同的运行状态中按照图5的再调节装置7的示意的剖面图。图9、9a-9b为此示出在不同的运行状态中按照图8、8a-8b的再调节装置7的区域IX、IXa、IXb的示意的放大的剖面图。图8、8a-8b和图9、9a-9b一起形成在正常的空隙10时再调节装置7的工作原理的图像序列。所述工作原理接着借助压紧侧的再调节装置7说明并且同样适用于背侧的再调节装置7'。

在图8中的空隙10对应于预定值并且在这里称为正常的空隙10。图8和图9(放大地)示出再调节装置7的静止位置，其中，主轴头14以其外锥体14a通过复位弹簧30a挤压到壳体11的内锥体11c上。

在再调节装置7的激活的情况下，首先，压力介质通过连接孔34流动到第一缸体单元ZE1的压力腔35中并且由此将主轴15的主轴头14从静止位置移动到工作最终位置中，所述工作最终装置在图8a和图9a中示出。

在此，主轴头14和与其连接的主轴15一起沿再调节器轴线7a的方向朝制动盘2运动。在此经过的行程对应于预定的空隙10(例如对于两侧的再调节0.5mm或对于一侧的再调节1.0mm)。在工作最终位置中，主轴头14借助在压力腔35中的压力介质朝密封盘19移动并且将复位弹簧30a压靠到密封盘19上。

以这种方式，第一压力活塞、即主轴头14、第一缸体单元ZE1可以从从静止位置到工作最终位置中和返回地实施轴向的往复运动。静止位置通过壳体11的内锥体11c限定，其中，工作最终位置通过密封盘19确定。中间位置是可能的，如进一步在下面还说明的。

通过主轴头14中的一个或多个溢流通道36，压力介质到达第二缸体单元ZE2的压力腔37中。在正确调节的空隙10时，不发生在再调节活塞18中的运动，因为再调节机械装置、即活塞16和再调节活塞18已经通过主轴头14(和主轴15)在第一缸体单元ZE1中的行程与制动衬片3一起靠置到制动盘2上，其中，空隙10a达到零值。

在再调节装置7排气时，压力介质再次从缸体单元ZE1和ZE2中流出。主轴头14并且因此主轴15通过螺纹主轴15的主轴头14之下的复位弹簧30a挤压到静止位置中。图8b和9b对此示出。

在此通过主轴头14的外锥体14a和壳体11的内锥体11c的配合轮廓之间的锥形配合产生摩擦力矩，所述摩擦力矩阻止与螺纹头14连接的主轴15往回旋转并且因此预防空隙10的不期望的变化。

通过螺纹主轴15的复位，基于主轴15的外螺纹15b和活塞16的内螺纹16b通过预紧弹簧31引起的无间隙的螺纹耦合同样直接进行活塞16包括再调节活塞18的复位。通过该过程，调节空隙10、亦即额定空隙的存储的事先确定的值。

在图10、10a-10c中，示出在过大的空隙10b的情况下在不同的运行状态中按照图5的再调节装置7的示意的剖面图。按照图10、10a-10c的再调节装置7的区域IX、IXa、IXb的示意放大的剖面图也由图9、9a-9b示出。图10、10a-10c和图9、9a-9b一起形成在过大的空隙10b时再调节装置7的工作原理的图像序列。

在图10中的空隙10b不对应于预定值，其被增大或过大。图10和图10(放大地)在该情况下示出再调节装置7的静止位置，其中，主轴头14以其外锥体14a通过复位弹簧30a被压到壳体11的内锥体11c上。

在再调节装置7的激活的情况下，首先，压力介质通过连接孔34流动到第一缸体单元ZE1的压力腔35中并且由此将主轴15的主轴头14从静止位置推移到工作最终位置中，所述工作最终位置在图10a和图9a中示出。

在此，主轴头14和与其连接的主轴15一起沿再调节器轴线7a的方向朝制动盘2运动。在此经过的行程对应于预定的空隙10(例如对于两侧的再调节0.5mm或对于一侧的再调节1.0mm)。在该工作最终位置中，主轴头14借助在压力腔35中的压力介质朝密封盘19移动并且将复位弹簧30a压靠到密封盘19上。

通过在主轴头14中的一个或多个溢流通道36，压力介质到达第二缸体单元ZE2的压力腔37中。基于在图10的起始位置中的过大的空隙10b，现在形成具有大于零的值的空隙10c(图10a)。

因为在起始位置中存在的空隙10b大于预定值，所以再调节单元(主轴15、活塞16和再调节活塞18)与制动衬片3一起现在移动到制动盘2上。因为主轴15通过在第一缸体单元ZE1中的行程已经达到其工作最终位置，所以主轴15的轴向运动不再可能。因此在主轴15和活塞16之间发生围绕再调节器轴线7a的对应于再调节单元(亦即活塞16和再调节活塞18)的行程的转动。主轴15的转动的可能性通过螺纹传动装置(外螺纹15b和内螺纹16b)的无自锁的设计并且通过主轴头14借助滚动轴承30的低摩擦的支承实现。通过主轴15的转动，发生空隙偏差在唯一的再调节步骤中的补偿。

换句话说，在第二缸体单元ZE2的压力腔37中流入的压力介质将活塞16连同再调节活塞18朝制动盘2的方向挤压。在此基于不自锁的螺纹引起，通过主轴头14的工作最终位置轴向锁止的主轴15相对于活塞15围绕再调节器轴线7a转动。这样活塞16可以与再调节活塞18一起朝制动盘2的方向通过压力介质的压力作用调节并且将制动衬片3挤压到制动盘2上。在此于是实现具有零值的空隙10a，如在图8b和9a中示出的。

在再调节装置7排气时，压力介质从缸体单元ZE1和ZE2中再次流出。主轴头14和因此主轴15通过在螺纹主轴15的主轴头14之下的复位弹簧30a挤压到静止位置中。图10c和9b示出上述内容。

在此，通过在主轴头14的外锥体14a和壳体11的内锥体11c的配合轮廓之间的锥形配合产生摩擦力矩，所述摩擦力矩阻止与螺纹头14连接的主轴15往回旋转并且因此预防空隙10的不期望的变化。

通过螺纹主轴15的复位，基于主轴15的外螺纹15b和活塞16的内螺纹16b的通过预紧弹簧31引起的无间隙的螺纹耦联同样直接进行活塞16和因此再调节单元的复位。通过该过程调节空隙10的预定的值，如在图10c和9b中示出的。

在图11、11a-11c中，示出在过小的空隙10d的情况下在不同的运行状态中按照图5的再调节装置7的示意剖面图。按照图11、11a-11c的再调节装置7的区域XII、XIIa、XIIb、XIIc的示意的放大的剖面图放大地在图12、12a-12c中示出。图11、11a-11c和图12、12a-12c一起形成在过小的空隙10d时再调节装置7的工作原理的图像序列。

在再调节装置7激活的情况下，首先压力介质通过连接孔34流动到第一缸体单元ZE1的压力腔35中并且由此将主轴15的主轴头14从静止位置移动到暂时的中间位置中，所述中间位置在图11a和图12a中示出。

通过主轴15的运动，完整的再调节单元、即活塞16和再调节活塞18连同主轴15也朝制动盘2的方向移动。因为空隙10d在起始位置中(图11)过小，所以已经在到达主轴头14的工作最终位置之前出现再调节机械装置、即活塞16和再调节活塞18的停止运转，其中，实现具有零值的空隙10a并且压力区段17贴靠在制动衬片3上。

然而通过在第一缸体单元ZE1的压力腔35中压力介质的继续作用的压力，沿再调节器轴线7a的轴向方向作用的力施加到主轴15上。基于主轴15的轴向的运动，产生主轴头14从锥形配合座的提起和因此在主轴15的主轴头14上的摩擦力矩的强烈的减小。因此能够实现主轴15的转动。在主轴15上作用的轴向力在主轴15的外螺纹15b和活塞16的内螺纹16b之间的无自锁的螺纹耦联中产生转矩。通过该转矩，主轴15转动这么长时间，直至主轴头14最后到达其在密封盘19上的预定的工作最终位置。这在图11b和图12b中示出。以这种方式，发生主轴15的往回旋转。利用主轴15的反转，纠正空隙偏差、即在正常的空隙10和过小的空隙10d之间的区别。

通过在主轴15的主轴头14中的所述溢流通道36，压力介质虽然到达第二缸体单元ZE2的压力腔37中，然而不发生运动，因为再调节单元、即活塞16和再调节活塞18如事先说明的那样通过主轴15的运动已经与制动衬片3一起压靠到制动盘2上。

在再调节装置7的排气时，压力介质从缸体单元ZE1和ZE2中再次流出。主轴头14和因此主轴15通过在螺纹主轴15的主轴头14之下的复位弹簧30a挤压到静止位置中。图11c和12c示出上述内容。

在此通过主轴头14的外锥体14a和壳体11的内锥体11c的配合轮廓之间的锥形配合产生摩擦力矩，所述摩擦力矩阻止与螺纹头14连接的主轴15的往回旋转并且因此预防空隙10的不期望的变化。

通过螺纹主轴15的复位，基于主轴15的外螺纹15b和活塞16的内螺纹16b的通过预紧弹簧31引起的无间隙的螺纹耦联，同样直接进行活塞16和因此再调节单元的复位。通过该过程，调节空隙10的预定的值，如在图11c和12c中示出的。

对再调节设备的另一个要求是手动的可调节性的可能性。当例如制动衬片3、3'或摩擦衬片5、5'已达到最大的磨损程度时，必须装入新的制动衬片3、3'。为此，再调节设备的再调节装置7、7'的再调节单元(主轴15、活塞16、再调节活塞18)必须手动复位到原始值。

该可能性通过活塞16的转动给出。活塞16为此在朝向制动衬片3、3'的侧上具有成型的头部，所述头部用作为用于对应的工具的力作用部。该成型的头部通过压力区段17的轮缘17b的以上已经结合图6和图7提到的成型部17c形成。为了将活塞16从外面往回旋转，必须克服可旋转的活塞16和不可相对旋转的再调节活塞18之间的通过摩擦弹簧25产生的摩擦力矩。基于活塞16和再调节活塞18之间的该相对运动可能性，复位以上述方式简单地实现。

在图13中示出用于调节盘式制动器1的空隙10的按照本发明的方法的实施例的示意的流程图。

再调节设备的再调节装置7、7'这样构成，使得设置再调节功能分成两个不同的流程步骤。在此，流程步骤1是空隙10的调节并且流程步骤2是再调节。

在所述方法的所述实施例中，第一和第二方法步骤S1和S2包含流程步骤1。事先确定的空隙10在第一缸体单元ZE1中结构上确定并且在激活再调节装置7之后(代表再调节设备的所有再调节装置7、7')从静止位置出发被穿过。在激活时，再调节装置7以压力介质加载。

在第二方法步骤S2中确定，是否达到在第一缸体单元ZE1中的工作最终位置。

当到达工作最终位置并且再调节单元的活塞16和工作活塞18尽管存在第二缸体单元ZE2的第二压力腔37的压力加载不再具有沿再调节器轴线7a的方向的轴向运动，因为制动衬片3已经贴靠在制动盘2上并且当前的空隙10a变为零，则在方法步骤S3中再调节装置7排气。在此，第一缸体单元ZE1利用在静止位置中的主轴头14再次调节事先确定的空隙10。这是未改变的空隙10的情况。

在过大的空隙10b的情况下，再调节单元的活塞16和工作活塞18通过第二缸体单元ZE2的第二压力腔37的进一步的压力加载进一步沿再调节器轴线7a方向移向制动衬片3。这在方法步骤S4中进行，其中，基于在工作最终位置中轴向锁止的主轴15，所述主轴通过活塞16和再调节活塞18的运动围绕再调节器轴线7a旋转，直至活塞16和再调节活塞18将制动衬片3置于在制动盘2上的贴靠中。活塞16、18相对于主轴15并且因此相对于主轴头14的以这种方式经过的行程对应于过大的空隙10b和额定空隙10之间的差别，所述主轴头的行程是额定空隙。借此进行过大的空隙10b的减小。

然后在方法步骤S5中对再调节装置7排气，其中，第一缸体单元ZE1利用在静止位置中的主轴头14再次调节事先确定的空隙10。

在当前的空隙10d过小的所述另一种情况下，未到达工作最终位置，其中，主轴头14作为第一缸体单元ZE1的压力活塞占据暂时的中间位置。再调节单元的活塞16和工作活塞18尽管存在第二缸体单元ZE2的第二压力腔37的压力加载不再沿再调节器轴线7a方向继续运动，因为制动衬片3已经贴靠在制动盘2上并且当前的空隙10a变为零。

在方法步骤S6中，现在基于主轴头14的继续存在的压力加载和所述主轴头的暂时的中间位置在没有静止位置的摩擦力矩的情况下，与主轴头14固定连接的主轴15沿再调节器轴线7a方向以轴向力加载，其中，通过主轴15和锁止的活塞16的螺纹啮合，主轴15旋转并且轴向移向制动盘2。当主轴头14已到达工作最终位置时，该运动停住。主轴15和因此主轴头14相对于活塞16和活塞18以这种方式经过的行程对应于过小的空隙10d和额定空隙10之间的差别，所述主轴头的行程是事先确定的空隙10。借此实现过小的空隙10d的增大。

最后在方法步骤S7中再调节装置7排气。在此，第一缸体单元ZE1利用在静止位置中的主轴头14再次调节事先确定的空隙10。

包括再调节装置7、7'的上述再调节设备具有下面的优点：

·再调节沿两个方向作用，因此可以纠正过大的空隙10b而且可以纠正过小的空隙10d。

·空隙校正单级地进行并且直接在激活再调节之后进行。由此可以非常快速地纠正空隙偏差并且短期实现用于盘式制动器1的可靠的运行状态。

·再调节机械装置或再调节装置7、7'可以在构成为固定制动钳的制动钳6中不仅用于背侧的(轮辋侧的)而且用于压紧侧的再调节而使用。

·尺寸公差只对空隙10施加小的影响，因为

螺纹空隙公差没有影响。

只小的数量的构件对空隙10有影响。

·空隙调节(再调节)独立于制动操纵并且因此允许再调节的选择性的激活。车辆中的车轮制动器可以关于再调节例如特定地操控。

·通过激活再调节机构或再调节装置7、7'可以生成附加功能，例如通过轻微地贴靠衬片3、3'清洁制动盘2的摩擦面，在制动盘2的摩擦面上去除水膜等。

·再调节可以在制动钳中使用，所述制动钳不仅作为滑动/浮动制动钳而且作为固定制动钳构成。

·制动衬片可以通过再调节机构主动复位。

因此可以避免制动衬片3、3'的剩余磨损作用。

在滑动或浮动制动钳的情况下可能的是，再调节设备只具有压紧侧的再调节装置7。

盘式制动器1可以具有不同的力传动装置。压紧装置ZV在这里例如气动地操纵。为了气动的盘式制动器1的构造和功能，参阅DE 19729 024 C1的对应的说明、尤其是DE 102012 108 672 B3。

也可能的是，再调节设备具有仅一个压紧侧的再调节装置7和仅一个背侧的再调节装置7'，所述再调节装置在每个制动衬片3、3'中在中央设置，例如在较小的盘式制动器中。当然也可设想每侧多于两个再调节装置7、7'。

本发明不通过上述实施例限制。其可在所附的权利要求的范围中修改。

这样例如可考虑，代替密封盘19可以设置固定的隔板。

附图标记列表

1 盘式制动器

2 制动盘

2a 制动盘旋转轴线

3、3' 制动衬片

4、4' 衬片支架板

4a、4'a 压力侧

5、5' 摩擦衬片

6 制动钳

6a 压紧区段

6b 背部区段

6c 凸缘

6d 内锥体

6e 内孔

6f 底壁

7、7' 再调节装置

7a、7'a 再调节器轴线

8、8' 接头

9 压力导管

10、10a…10d 空隙

11 壳体

11a 接纳部

11b 内孔

11c 内锥体

11d 槽

11e 凸肩

11f 底壁

12 压板

13 连接元件

14 主轴头

14a 外锥体

14b 边缘区段

14c 导向区段

14d 支撑区段

14e 支撑接纳部

15 主轴

15a 突出部

15b 外螺纹

16 活塞

16a 端部区段

16b 内螺纹

16c 外表面

16d 孔

16e 接纳部

17、17' 压力区段

17a 压力面

17b 轮缘

17c 成型部

18 再调节活塞

18a、18b 端部区段

18c 端面

18d 纵向槽

18e 外表面

18f 贯通孔

19 密封盘

19a 贯通孔

19b 端面

20 导向元件

21、21' 密封元件

22 密封盖

23 紧固区段

23a 导向区段

24 紧固元件

25 摩擦弹簧

26、26a、27、28、29 密封元件

30 滚动轴承

30a 复位弹簧

31 预紧弹簧

31a 连接区段

31b、31c 弓形区段

31d 端部区段

32、33 固定环

34 连接孔

35 压力腔

36 溢流通道

37 压力腔

38 空隙

39 螺纹齿面

FS 轮辋侧

S1-S7 方法步骤

ZE1、ZE2 缸体单元

ZS 压紧侧

ZV 压紧装置

Claims (29)

1.盘式制动器(1)，所述盘式制动器优选以压缩空气操纵，所述盘式制动器尤其是用于机动车，所述盘式制动器包括制动盘(2)、跨接制动盘(2)的制动钳(6)，压紧装置(ZV)设置在所述制动钳中，其中，在制动盘(2)两侧分别设置一个制动衬片(3、3')，并且所述盘式制动器包括再调节设备，所述再调节设备包括至少一个再调节装置(7、7')，以用于对在制动衬片(3、3')和制动盘(2)上的摩擦面磨损进行再调节，其中，所述至少一个再调节装置(7、7')独立于压紧设备(ZV)能够以压力介质运行，

其特征在于，所述至少一个再调节装置(7、7')构成有包括第一压力活塞的第一缸体单元(ZE1)以及包括第二压力活塞的第二缸体单元(ZE2)，其中，第二缸体单元(ZE2)的第二压力活塞具有与制动衬片(3、3')处于接触中的活塞(16)和设置在所述活塞(16)上的再调节活塞(18)。

2.按照权利要求1所述的盘式制动器(1)，其特征在于，第一缸体单元(ZE1)的第一压力活塞的行程对应于盘式制动器(1)的事先确定的空隙(10)。

3.按照权利要求2所述的盘式制动器(1)，其特征在于，所述至少一个再调节装置(7)具有包括内孔(11b；6e)的位置固定的壳体(11；6b)、主轴头(14)、主轴(15)、活塞(16)、再调节活塞(18)和密封盘(19)。

4.按照权利要求3所述的盘式制动器(1)，其特征在于，所述位置固定的壳体(6b)是制动钳(6)的背部区段(6b)，其中，内孔(6e)成形到背部区段(6b)中。

5.按照权利要求3或4所述的盘式制动器(1)，其特征在于，第一缸体单元(ZE1)和第二缸体单元(ZE2)在壳体(11；6b)中串联设置并且通过密封盘(19)或通过固定的隔板分开。

6.按照权利要求5所述的盘式制动器(1)，其特征在于，密封盘(19)或固定的隔板将内孔(11b；6e)分成在密封盘(19)或固定的隔板和壳体(11；6b)的底壁(11f；6f)之间的基本上封闭的空间和在密封盘(19)和内孔(11b)的朝制动盘(2)指向的开口之间的敞开的空间，其中，密封盘(19)借助密封元件(28)在其外周边上相对于内孔(11b；6e)密封。

7.按照权利要求6所述的盘式制动器(1)，其特征在于，第一缸体单元(ZE1)具有封闭的空间和作为第一压力活塞的主轴头(14)，其中，主轴头(14)与主轴(15)连接，并且主轴(15)在第二缸体单元(ZE2)中与第二压力活塞处于嵌接中。

8.按照权利要求7所述的盘式制动器(1)，其特征在于，主轴头(14)设有朝壳体(11；6b)的底壁(11f；6f)指向的外锥体(14a)或另外的外轮廓，其中，在底壁(11f；6f)的内侧上设置内锥体(11c；6d)或与另外的外轮廓对应的配合轮廓，所述内锥体或配合轮廓与主轴头(14)的外锥体(14a)或所述另外的外轮廓相连。

9.按照权利要求8所述的盘式制动器(1)，其特征在于，在主轴头(14)的外锥体(14a)或所述另外的外轮廓和壳体(11；6b)的内锥体(11c；6d)或配合轮廓之间的区域借助在主轴头(24)的外周边上的密封元件(27)相对于壳体(11；6b)的内壁密封并且形成第一缸体单元(ZE1)的压力腔(35)，所述压力腔与用于压力介质的接头(8)相连。

10.按照权利要求9所述的盘式制动器(1)，其特征在于，主轴头(14)作为第一缸体单元(ZE1)的第一压力活塞与主轴(15)一起沿再调节器轴线(7a、7'a)方向从再调节装置(7、7')的静止位置到工作最终位置中并且返回地可纵向移动地构成，在所述静止位置中，主轴头(14)以其外锥体(14a)或其另外的外轮廓与壳体(11；6b)的内锥体(11c；6d)或配合轮廓处于接触中，所述工作最终位置通过密封盘(19)确定，其中，主轴头(24)的该行程对应于事先确定的空隙(10)。

11.按照权利要求10所述的盘式制动器(1)，其特征在于，第一缸体单元(ZE1)的主轴头(14)与主轴(15)一起围绕再调节器轴线(7a、7'a)可转动地构成，其中，主轴头(14)与主轴(15)的可转动性在静止位置中基于在主轴头(14a)的外锥体(14a)或所述另外的外轮廓和内锥体(11c；6d)或配合轮廓之间的高的摩擦力矩被锁止。

12.按照权利要求11所述的盘式制动器(1)，其特征在于，主轴头(14a)通过轴向的滚动轴承(30)通过复位弹簧(30a)支承在密封盘(19)上，其中，复位弹簧(30a)将轴向的力沿再调节器轴线(7a、7'a)的方向这样施加到主轴头(14)上，使得主轴头(14)被挤压到静止位置中，在所述静止位置中，所述主轴头的外锥体(14a)或所述主轴头的另外的外轮廓固定地贴靠在壳体(11；6b)的内锥体(11c；6d)或配合轮廓上。

13.按照权利要求12所述的盘式制动器(1)，其特征在于，主轴头(14)具有导向区段(14c)，所述导向区段延伸通过密封盘(19)或隔板的贯通孔(19a)并且形成主轴头(14)在密封盘(19)或隔板上的支撑和轴向引导，其中，密封元件(29)设置在密封盘(19)或隔板和导向区段(14c)之间。

14.按照权利要求13所述的盘式制动器(1)，其特征在于，主轴头(14)具有至少一个轴向通道作为溢流通道(36)，所述轴向通道将第一缸体单元(ZE1)的压力腔(35)与第二缸体单元(ZE2)的压力腔(37)相连接。

15.按照权利要求14所述的盘式制动器(1)，其特征在于，第二缸体单元(ZE2)具有敞开的空间、活塞(16)和作为第二压力活塞的再调节活塞(18)，其中，活塞(16)和再调节活塞(18)在敞开的空间中在内孔(11b；6e)中可纵向移动，其中，活塞(16)附加地可围绕再调节器轴线(7a；7'a)转动。

16.按照权利要求15所述的盘式制动器(1)，其特征在于，第二缸体单元(ZE2)的压力腔(37)在内孔(11b；6e)中在活塞(16)的和再调节活塞(18)的端部区段和密封盘(19)或隔板之间确定。

17.按照权利要求16所述的盘式制动器(1)，其特征在于，活塞(16)在再调节活塞(18)的贯通孔(18f)中同轴于所述再调节活塞和再调节器轴线(7a、7'a)设置，其中，再调节活塞(18)在活塞(16)上轴向固定并且相对于所述活塞利用密封元件(26)密封，并且活塞(16)相对于再调节活塞(18)可围绕再调节器轴线(7a、7'a)转动，其中，再调节活塞(18)相对于壳体(11；6b)的内孔(11b；6e)通过密封元件(26a)密封。

18.按照权利要求17所述的盘式制动器(1)，其特征在于，在活塞(16)和再调节活塞(18)之间设置至少一个摩擦弹簧(25)，借助所述摩擦弹簧，产生活塞(16)和再调节活塞(18)之间的可被影响的摩擦力矩。

19.按照权利要求18所述的盘式制动器(1)，其特征在于，再调节活塞(18)通过至少一个或多个构成为滑块的导向元件(20)防止相对于位置固定的壳体(11；6b)转动地固定。

20.按照权利要求19所述的盘式制动器(1)，其特征在于，主轴(15)构成为包括外螺纹(15b)的螺纹主轴，延伸通过壳体(11；6b)的内孔(11b；6e)并且与活塞(16)通过该主轴的外螺纹(15b)与活塞(16)的内螺纹(16b)处于嵌接中。

21.按照权利要求20所述的盘式制动器(1)，其特征在于，主轴(15)的外螺纹(15b)和活塞(16)的内螺纹(16b)实施为无自锁的螺纹。

22.按照权利要求20或21所述的盘式制动器(1)，其特征在于，预紧弹簧(31)设置在主轴(15)和活塞(16)之间，借助所述预紧弹簧，主轴(15)的外螺纹(15b)相对于活塞的内螺纹(16b)轴向预紧。

23.按照权利要求20至22之一所述的盘式制动器(1)，其特征在于，活塞(16)的内螺纹(16b)从活塞(16)的朝密封盘(19)指向的端部区段(16a)向制动盘(2)方向延伸并且通入轴向孔(16d)中，其中，所述轴向孔以密封盖(22)或通过另一种密封方法压力密封地闭锁。

24.按照权利要求23所述的盘式制动器(1)，其特征在于，第二缸体单元(ZE2)的压力腔(37)通过在活塞(16)和再调节活塞(18)之间的密封元件(26)、通过在再调节活塞(18)和壳体(11；6b)的内孔(11b；6e)之间的密封元件(26a)并且通过在活塞(16)的轴向孔(16d)中的密封盖(22)相对于大气密封。

25.按照上述权利要求之一所述的盘式制动器(1)，其特征在于，活塞(16)与制动衬片(3、3')通过压力区段(17、17')处于接触中，其中，压力区段(17、17')具有环绕的轮缘(17b)，所述轮缘包括成型部(17c)，所述成型部作为用于通过转动活塞(16)而手动复位的力作用部。

26.用于调节按照上述权利要求之一所述的盘式制动器(1)的空隙(10)的方法，所述盘式制动器优选以压缩空气操纵，所述盘式制动器尤其是用于机动车，所述盘式制动器包括制动盘(2)、跨接制动盘(2)的制动钳(3)，压紧装置(ZV)设置在所述制动钳中，其中，在制动盘(2)两侧分别设置一个制动衬片(3、3')，并且所述盘式制动器包括再调节设备，所述再调节设备包括至少一个再调节装置(7、7')，用于再调节制动衬片(3、3')和制动盘(2)上的摩擦面磨损，其中，所述至少一个再调节装置(7、7')独立于压紧设备(ZV)能以压力介质运行，

其特征在于方法步骤

S1通过以压力介质加载激活再调节装置(7、7')并且将第一缸体单元(ZE1)的主轴头(14)从静止位置出发进行调节；

S2确定主轴头(14)是否到达在第一缸体单元(ZE1)中的工作最终位置；

S3当到达工作最终位置并且制动衬片(3、3')已经贴靠在制动盘(2)上且当前的空隙(10a)变为零时，经由第一缸体单元(ZE1)通过再调节装置(7、7')的排气再次调节事先在第一缸体单元(ZE1)中结构上确定的空隙(10)；或

S4当到达工作最终位置并且制动衬片(3、3')基于过大的空隙(10b)还不在制动盘(2)上贴靠时，通过第二缸体单元(ZE2)调节活塞(16)和与所述活塞连接的工作活塞(18)；并且

S5当制动衬片(3、3')在制动盘(2)上贴靠并且当前的空隙(10a)变为零时，经由第一缸体单元(ZE1)通过再调节装置(7、7')的排气再次调节事先在第一缸体单元(ZE1)中结构上确定的空隙(10)；或

S6当主轴头(14)还未到达工作最终位置并且制动衬片(3、3')基于过小的空隙(10d)在制动盘(2)上贴靠并且当前的空隙(10a)变为零时，通过第一缸体单元(ZE1)从中间位置中继续调节主轴头(14)；并且

S7当主轴头(14)已到达工作最终位置时，经由第一缸体单元(ZE1)通过再调节装置(7、7')的排气再次调节事先在第一缸体单元(ZE1)中结构上确定的空隙(10)。

27.按照权利要求26所述的方法，其特征在于，在方法步骤S4中，进行过大的空隙(10b)的减小，其方式为：在工作最终位置中通过与主轴连接的主轴头(14)而轴向锁止的主轴(15)通过活塞(16)的和再调节活塞(18)的由主轴(15)和活塞(16)之间无自锁的螺纹啮合引起的运动围绕再调节器轴线(7a、7'a)旋转，直至活塞(16)和再调节活塞(18)已将制动衬片(3、3')贴靠在制动盘(2)上。

28.按照权利要求26或27所述的方法，其特征在于，在方法步骤S6中，进行过小的空隙(10d)的增大，其方式为：在中间位置中轴向可调节的主轴(15)通过与其连接的主轴头(14)的运动调节并且通过主轴(15)和锁止的活塞(16)的无自锁的螺纹啮合旋转，直至主轴头(14)到达工作最终位置。

29.按照权利要求26至28之一所述的方法，其特征在于，在方法步骤S3、S5和S7中，主轴头(14)在排气之后从工作最终位置中借助复位弹簧(30a)复位到静止位置中，其中，再次调节在第一缸体单元(ZE1)中结构上事先确定的空隙(10)。