DE10154178B4

DE10154178B4 - Elektromechanische Bremse mit Selbstverstärkung und veränderlichem Keilwinkel

Info

Publication number: DE10154178B4
Application number: DE10154178A
Authority: DE
Inventors: Martin Schautt; Antonio Pascucci; Henry Hartmann
Original assignee: eStop GmbH
Current assignee: eStop GmbH
Priority date: 2001-05-21
Filing date: 2001-11-05
Publication date: 2004-05-13
Anticipated expiration: 2021-11-06
Also published as: KR100869453B1; CN1299023C; DE10154178A1; DE10156348C1; EP1390638A2; JP4226911B2; KR20040023800A; US6978868B2; CN1511236A; US20040108175A1; ATE283434T1; WO2002095257A3; EP1390638B1; DE50201628D1; JP2004525325A; WO2002095257A2

Abstract

Elektromechanische Bremse, insbesondere für Fahrzeuge, mit einem elektrischen Aktuator, der eine Betätigungskraft erzeugt und auf zumindest ein Reibglied wirkt, um dieses zum Hervorrufen einer Reibkraft gegen ein drehbares, abzubremsendes Bauteil der Bremse zu drücken, und einer zwischen dem Reibglied und dem elektrischen Aktuator angeordneten Selbstverstärkungseinrichtung, die zur Selbstverstärkung der vom elektrischen Aktuator erzeugten Betätigungskraft führt und wenigstens einen Keil (12) mit einer unter einem Keilwinkel (α) angeordneten Keilfläche (14) aufweist, die sich an einem zugehörigen Widerlager (16) abstützt, wobei
– der elektrische Aktuator den Keil (12) relativ zum Widerlager (16) in einer Betätigungsrichtung (X)parallel zur Reibfläche des Reibgliedes verschiebt, um die Bremse zu betätigen, und
– der Keilwinkel (α) auf einem ersten Abschnitt (18) der Keilfläche (14), der zu Beginn der Bremsbetätigung wirksam ist, konstant ist und auf einem sich an den ersten Abschnitt (18) anschließenden zweiten Abschnitt (20) zum Erzielen einer höheren Selbstverstärkung kleiner ist als auf...

Description

Die Erfindung betrifft selbstverstärkende elektromechanische Scheibenbremsen, insbesondere für Kraftfahrzeuge. Bei solchen Scheibenbremsen bringt ein elektrischer Aktuator eine Betätigungskraft auf, die die Reibbeläge der Bremse an die sich drehende Bremsscheibe anlegt. Eine Selbstverstärkungseinrichtung in Gestalt einer Keilanordnung nutzt die in der sich drehenden Bremsscheibe enthaltene kinetische Energie zum weiteren Zustellen der Reibbeläge, d.h. die Reibbeläge werden mit einer gegenüber der Aktuatorkraft deutlich erhöhten Kraft, die nicht von dem elektrischen Aktuator aufgebracht wird, gegen die Bremsscheibe gepresst. Das Grundprinzip einer solchen Bremse ist aus dem deutschen Patentschrift DE 198 19 564 C2 bekannt.

Bei bisher bekannten elektromechanischen Bremsen, die als Selbstverstärkungseinrichtung eine Keilanordnung verwenden, ist der Keilwinkel konstant, d.h. die Keilfläche(n) der Keilanordnung weisen längs ihrer Erstreckung ein und denselben Keilwinkel auf. Weil, wie auch aus der vorgenannten DE 198 19 564 C2 bekannt, der Reibkoeffizient μ während des Betriebes der Bremse nicht konstant bleibt, sondern beispielsweise in Abhängigkeit der Temperatur stark schwankt, wird der Keilwinkel α in der Praxis entweder so gewählt, daß unter Berücksichtigung aller im Betrieb der Bremse auftretenden Reibwertschwankungen die Betätigungskraft des Aktuators stets ein positives Vorzeichen hat (Druckkeilprinzip), oder der Keilwinkel α wird so gewählt, daß unter Berücksichtigung aller möglichen Reibwertschwankungen die Betätigungskraft des Aktuators stets ein negatives Vorzeichen hat (Zugkeilprinzip).

Idealerweise würde man den Keilwinkel α so wählen wollen, daß für den optimalen Reibkoeffizient die Bedingung μ_opt. = tan α erfüllt ist, denn dann ist – nach der Einleitung eines Bremsvorganges durch den Aktuator – die Betätigungskraft, die der Aktuator zur Erzielung des gewünschten Brems- bzw. Reibmomentes aufbringen muß, gleich Null. Selbst bei einem solchermaßen "ideal" gewählten Keilwinkel α können aber im realen Betrieb der Bremse hohe Betätigungskräfte erforderlich werden, da wie bereits erwähnt der Reibkoeffizient stark schwankt. Ein anderes Kriterium, das es bei der Auslegung der Keilanordnung zu berücksichtigen gilt, ist der Verschiebeweg des Keils, der zum Anpressen der Reibbeläge an z.B. die Bremsscheibe und zum Erreichen der gewünschten Reibkraft erforderlich ist. Dieser Verschiebeweg sollte möglichst kurz sein, um den Aufbau der Bremse kompakt halten zu können. Diese Forderung lässt sich nur mit einem relativ großen Keilwinkel erfüllen, während für das zuvor genannte Ziel einer hohen Selbstverstärkung ein relativ kleiner, d.h. flacher Keilwinkel erforderlich wäre.

Aus der WO 98/14715 A1 eine elektromechanische Scheibenbremse mit einer Selbstverstärkungseinrichtung bekannt. Die Selbstverstärkungseinrichtung hat einen Keil, der sich über Kugeln an einem Widerlager abstützt. Zur Betätigung der Bremse bewegt ein Ultraschallmotor das Widerlager und damit auch den Keil in Richtung auf die Bremsscheibe. Erst wenn ein mit dem Keil verbundener Reibbelag die Bremsscheibe berührt, kommt es aufgrund des durch die drehende Bremsscheibe hervorgerufenen Mitnahmeeffektes zu einer Relativverschiebung zwischen dem Keil und dem Widerlager. Die gewählte Konstruktion bedingt, dass der als Aktuator dienende Ultraschallmotor mindestens zeitweise die gesamte beim Bremsen entstehende Reaktionskraft aufnehmen können muss, d.h. dieser Reaktionskraft entgegenwirken können muss.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine elektromechanische Bremse, die als Selbstverstärkungseinrichtung eine Keilanordnung benutzt, unter Beibehaltung eines möglichst kompakten Aufbaus so zu verbessern, daß auch bei im Betrieb auftretenden extremen Werten für den Reibkoeffizient nur eine geringe Betätigungskraft des Aktuators zur Erzielung höchster Reibkräfte benötigt wird.

Diese Aufgabe ist erfindungsgemäß mit einer elektromechanischen Bremse gelöst, die die im Patentanspruch 1 angegebenen Merkmale aufweist. Erfindungsgemäß ist demnach die Keilfläche des Keils der Keilanordnung, deren wesentliche Bauteile der Keil und ein Widerlager sind, so gestaltet, daß der Keilwinkel α auf einem ersten Abschnitt der Keilfläche, der zu Beginn einer Bremsbetätigung wirksam ist, konstant ist, und auf einem sich an den ersten Abschnitt anschließenden zweiten Abschnitt kleiner ist als auf dem ersten Abschnitt. Eine solche Ausgestaltung erfüllt zum einen die Forderung nach einem kurzen Betätigungsweg des Keiles (mit Betätigungsweg ist hier der Verschiebeweg des Keiles gemeint, der notwendig ist, um einen Reibbelag in Kontakt mit dem abzubremsenden Bauteil der Bremse zu bringen und mit einer gewünschten Kraft an dieses Bauteil anzupressen) und zum anderen die Forderung nach einer hohen Selbstverstärkung dann, wenn diese wirklich gebraucht wird, nämlich bei hohen und höchsten geforderten Reibkräften und schlechtem Reibkoeffizient.

Der zweite Abschnitt der Keilfläche, der unter einem kleineren (d.h. flacheren) Keilwinkel als der erste Abschnitt angeordnet ist, kann längs seiner Erstreckung ebenfalls einen konstanten Keilwinkel aufweisen. Der zweite Abschnitt kann jedoch auch aus mehreren Unterabschnitten bestehen, die jeweils einen konstanten Keilwinkel aufweisen, wobei der Keilwinkel von Unterabschnitt zu Unterabschnitt kleiner, d.h. flacher wird.

Vorzugsweise ist der Übergang zwischen dem ersten Abschnitt und dem zweiten Abschnitt der Keilfläche so geformt, daß er eine Stetigkeit zweiter Ordnung aufweist, was mathematisch bedeutet, dass an der Übergangsstelle eine Stetigkeit in der ersten Ableitung besteht. Sofern vorhanden, sind auch die Übergänge zwischen einzelnen Unterabschnitten des zweiten Abschnitts der Keilfläche so gestaltet, daß sie eine Stetigkeit zweiter Ordnung besitzen. Auf diese Weise treten beim Überfahren der Übergänge keine sprunghaften Änderungen des Selbstverstärkungsgrades und keine sich daraus ergebenden Reibkraftschwankungen auf, was die Regelbarkeit der Bremse verbessert.

Gemäß einer anderen Ausführungsform der erfindungsgemäßen Bremse verkleinert sich der Keilwinkel α längs des zweiten Abschnittes der Keilfläche kontinuierlich (degressiver Keilwinkel). Um einen einwandfreien Übergang zwischen dem ersten Abschnitt und dem zweiten Abschnitt der Keilfläche zu erhalten, hat der zweite Abschnitt der Keilfläche an der Übergangsstelle einen mit dem ersten Abschnitt identischen Keilwinkel α.

Bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Bremse ist der Keilwinkel α längs des zweiten Abschnittes der Keilfläche so gewählt, daß sich bei gleichbleibender Aktuatorkraft, also bei gleichbleibender Betätigungskraft, die auf das Reibglied wirkende Anpresskraft mit zunehmender Verschiebung des Keils in Betätigungsrichtung erhöht. Der Vollständigkeit halber muß hier erwähnt werden, daß diese Betrachtung nur für einen idealisierten, reibungsfreien Zustand gilt. In der Praxis ist bei einer Verschiebung des Keils zunächst eine Losbrechkraft zu überwinden, was eine gewisse kurzzeitige Krafterhöhung voraussetzt. In dem nach einer (weiteren) Verschiebung erreichten neuen stationären Zustand gilt dann aber wieder die Aussage, daß trotz der in der neuen Stellung des Keils erzielten, höheren Anpresskraft keine höhere Aktuatorkraft aufgewandt werden muß.

Bei einem besonders bevorzugten Ausführungsbeispiel ist der Keilwinkel α längs des zweiten Abschnittes so gewählt, daß bei einer Erhöhung der Anpresskraft durch weitere Verschiebung des Keils in Betätigungsrichtung auch bei μ = μ_min die erforderliche Aktuatorkraft nicht zunimmt. Eine solche Auslegung stellt sicher, daß eine vorgegebene Aktuatorkraft, beispielsweise die maximal vom Aktuator erzeugbare Betätigungskraft, unter allen Umständen dazu ausreicht, bei einem Bremsvorgang, falls gefordert, die höchstmögliche Reibkraft zu erzielen.

Gemäß einer anderen Ausführungsform ist der Keilwinkel α längs des zweiten Abschnittes der Keilfläche so gewählt, daß sich bei abnehmender Aktuatorkraft die auf das Reibglied wirkende Anpresskraft mit zunehmender Verschiebung des Keils in Betätigungsrichtung erhöht. Eine solche Auslegung gestattet es, hohe und höchste Reibkräfte mit relativ geringer Aktuatorkraft zu erzielen, so daß der Aktuator relativ leistungsschwach und damit klein sein kann.

Im folgenden werden einige Überlegungen erläutert und mit den beigefügten Figuren illustriert, die zur Ermittlung eines optimalen Keilwinkelverlaufes einer erfindungsgemäßen Bremse hilfreich sind. In den Figuren zeigt
1 schematisch eine Keilanordnung, wie sie in einer erfindungsgemäßen Bremse Verwendung finden kann,
2 Graphen, die einen neuerungsgemäßen Keilwinkelverlauf verdeutlichen,
3 ein Diagramm, in dem die Aktuatorkraft F_A über der Reibkraft FR für verschiedene Reibkoeffizienten μ aufgetragen ist, und
4 ein weiteres Diagramm, in dem die Aktuatorkraft F_A über der Reibkraft F_R aufgetragen ist und in dem ein Vergleich des Kraftverlaufs einer Keilanordnung mit degressivem Keilwinkel α und einer Keilanordnung mit konstantem Keilwinkel α für eine Bremsung bei minimalem Reibkoeffizienten μ_min wiedergegeben ist.
In 1 ist sehr schematisch und nur zum Teil eine Keilanordnung 10 dargestellt, wie sie in einer Bremse gemäß der vorliegenden Erfindung Verwendung finden kann. Die Keilanordnung 10 umfaßt als wichtigste Bauteile einen Keil 12 mit einer unter einem Keilwinkel α angeordneten Keilfläche 14. Der Keil 12 kann von einem hier nicht dargestellten elektrischen Aktuator längs einer Betätigungsrichtung x verschoben werden, um einen ebenfalls nicht dargestellten Reibbelag der elektromechanischen Bremse in einer Richtung y zu einem abzubremsenden Bauteil der Bremse hin zu bewegen. Das abzubremsende Bauteil der Bremse ist bei einer Scheibenbremse die sich drehende Bremsscheibe. Bei einer Verschiebung des Keils 12 in Betätigungsrichtung x stützt sich die Keilfläche 14 des Keils 12 an einem bezüglich des Keils ortsfesten Widerlager 16 ab. Damit die Keilanordnung einerseits einen hohen Selbstverstärkungsgrad aufweist und andererseits kurze Betätigungswege ermöglicht, ist die Keilfläche 14 in einen ersten Abschnitt 18 und einen sich daran anschließenden zweiten Abschnitt 20 unterteilt. Der erste Abschnitt 18 ist zu Beginn einer Bremsbetätigung wirksam und weist über seine gesamte Erstreckung einen konstanten Keilwinkel α₁ auf. Der zweite Abschnitt 20 der Keilfläche 14 hat einen degressiven Keilwinkelverlauf, d.h. der Keilwinkel α₂ des zweiten Abschnitts 20 verringert sich im Vergleich zum Keilwinkel α₁ des ersten Abschnitts 18 kontinuierlich. Die strichpunktierte Linie in 1 stellt die Fortführung des konstanten Keilwinkels α₁ dar, so daß die zunehmende Abweichung des Keilwinkels α₂ vom Keilwinkel α₁ gut erkennbar ist.
Grundsätzlich gilt, daß das maximal geforderte Reib- bzw. Bremsmoment, auch als Nennreibmoment bezeichnet, und die dafür bei minimalem Reibkoeffizient notwendige Normalkraft bei einer gegebenen Bremse aufgrund ihrer Auslegung feststeht. Mit dem Begriff "Normalkraft" ist hier die in einer Richtung normal zum abzubremsenden Bauteil der Bremse wirkende Kraft gemeint, die das Reibglied an das abzubremsende Bauteil presst.
Bei den folgenden Überlegungen wird vorausgesetzt, daß die Bremse durch eine Regelung daran gehindert ist das Nennreibmoment zu überschreiten. Für die Leistung der Bremse ist eine solche Reibmomentbegrenzung kein Nachteil, denn das Nennreibmoment wird man z.B. bei einer Fahrzeugbremse ohnehin so wählen, daß das abzubremsende Fahrzeugrad mit dem Nennreibmoment selbst bei optimaler Reifenhaftung noch zum Blockieren gebracht werden kann. Ähnlich wird man z.B. bei einer Wellenbremse das Nennreibmoment so wählen, daß die Welle beim Abbremsen nicht abschert. Ein über das durch intelligente Auslegung gewählte Nennreibmoment hinausgehendes Reibmoment würde demnach keinen Nutzen bringen oder sogar Schaden anrichten können.
Aus dem maximal geforderten Reibmoment ergibt sich die geforderte maximale Reibkraft, zu deren Erzeugung eine Normalkraft aufzubringen ist, deren Größe vom jeweils vorherrschenden Reibkoeffizienten abhängt. Die zur Erreichung der maximal geforderten Reibkraft maximal aufzubringende Normalkraft ist demnach eine Funktion des Reibkoeffizienten μ gemäß der Beziehung
mit
F_N,max = maximal notwendige Normalkraft (zur Erzielung der maximal geforderten Reibkraft)
F_R,max = maximal geforderte Reibkraft
μ = Reibkoeffizient
Aus der vorstehenden Beziehung ergibt sich, daß die höchste Normalkraft dann benötigt wird, wenn der Reibkoeffizient minimal ist, d.h. wenn μ = μ_min gilt.
Unter der Annahme, daß die betrachtete Bremse eine Scheibenbremse mit einem die Bremsscheibe übergreifenden Bremssattel ist, weitet sich der Bremssattel beim Bremsvorgang proportional zur Normalkraft auf. Der Verschiebeweg des Keils 12 in Drehrichtung der abzubremsenden Bremsscheibe ist ebenfalls proportional zur Aufweitung des Bremssattels. Unter Berücksichtigung der obengenannten Beziehung und einer durch die Auslegung der Bremse begrenzten maximal auftretenden Normalkraft können dann folgende Feststellungen getroffen werden:

– Die sich bei maximaler Bremskraft ergebende Stellung des Keils 12 in Drehrichtung der abzubremsenden Bremsscheibe ist proportional zum vorherrschenden Reibkoeffizienten μ.
– Die am weitesten in Betätigungsrichtung x verschobene Stellung des Keils wird nur dann erreicht, wenn der Reibkoeffizient μ seinen minimalen Wert annimmt.
– Die Betätigungskraft des Aktuators erreicht bei minimalem Reibkoeffizienten ihren Maximalwert in Druckrichtung.

Für den Fall maximaler Bremskraftanforderung bei gleichzeitig minimalem Reibkoeffizienten ist eine Verringerung des Keilwinkels α hinsichtlich solcher Bereiche der Keilfläche 14 zulässig, die dann, d.h. bei einer entsprechend großen Verschiebung des Keils in Betätigungsrichtung x, wirksam sind, denn solche großen Keilverschiebungen werden in keinem anderen Betriebszustand erreicht.
Gesucht ist nun ein optimaler Keilwinkelverlauf in Abhängigkeit von der Normalkraft. Der optimale Keilwinkelverlauf soll eine gleichmäßige Zug- und Druckverteilung der zur Verfügung stehenden Aktuatorkraft über den gesamten Betriebsbereich der Bremse gewährleisten und sicherstellen, daß die Bremse insbesondere im Zugkeilbetrieb nicht blockiert, wozu es kommen kann, wenn der Reibkoeffizient sehr viel größer als der Tangens des Keilwinkels α ist und der Aktuator nicht mehr genügend Zugkraft aufbringen kann, um eine weitere Verschiebung des Keiles 12 in Betätigungsrichtung zu unterbinden. Darüber hinaus muß die Betätigungskraft des Aktuators groß genug sein, um die Bremse unter allen Betriebsbedingungen wieder lösen zu können.
Aus den obenstehenden Überlegungen ergibt sich, daß es nur bei sehr kleinem Reibkoeffizienten zu sehr großen Keilverschiebungen kommt. Im Bereich kleiner Keilverschiebungen tritt die volle Schwankungsbreite des Reibkoeffizienten auf, weshalb in dem ersten Abschnitt 18 der Keilfläche 14 der Keilwinkel α konstant gewählt werden muß. Das Ende des ersten Abschnitts 18 der Keilfläche 14 ist definiert durch den Wert der Normalkraft, bei dem unter der Annahme eines maximalen Reibkoeffizienten die zum maximalen Bremsmoment gehörige maximale Reibkraft erreicht wird. Der gesuchte Wert der Normalkraft ergibt sich also für eine Schwimmsattelscheibenbremse aus der Beziehung
mit
F_N,1,max = maximale Normalkraft im ersten Abschnitt der Keilfläche
F_R,max = maximale Reibkraft
μ_max = maximaler Reibkoeffizient
Aufgrund der zuvor ausgeführten Überlegungen existiert für die Normalkraft F_N,1,max eine eindeutig definierte Keilstellung und somit ein zugehöriger Betätigungsweg X₁, d.h. der erste Abschnitt 18 der Keilfläche 14, über den der Keilwinkel α konstant ist, beginnt bei einer Keilverschiebung Null und endet an einer Stelle, die der Keilverschiebung X₁ entspricht.
Für Keilverschiebungen im Bereich 0 < x < X₁, d.h. für den ersten Keilabschnitt, wird jetzt der optimale Keilwinkel α gesucht, bei dem unter Berücksichtigung eines zusätzlichen Sicherheitsfaktors Z für den Zugkeilbetrieb die Aktuatorkräfte für den Fall des maximalen Reibkoeffizienten (bei Zugkeilbetrieb) und den Fall des minimalen Reibkoeffizienten (bei Druckkeilbetrieb) gegengleich sind. Es soll also gelten:
mit
F_{A,1,Druck,max} = maximal vom Aktuator aufzubringende Druckkraft
F_A,1,Zug,max = maximal vom Aktuator aufzubringende Zugkraft
Z = Sicherheitsfaktor für Zugkeilbetrieb
Für die Aktuatorkraft F_A gilt grundsätzlich FA = (tan α – μ) FN, (4)so daß die vorstehende Gleichung (3) umgeschrieben werden kann zu (tan α – μmin) FN · ZZugkeil = – (tan α – μmax) FN (5)woraus sich der optimale Keilwinkel α1 für den ersten Abschnitt ergibt zu
Bei maximalem Reibkoeffizient μ_max tritt bei einer Keilverschiebung X₁ die geforderte maximale Reibkraft F_R,max auf, bei minimalem Reibkoeffizienten μ_min resultiert aus dieser Keilstellung jedoch eine wesentlich geringere Bremskraft gemäß der Beziehung
Die dafür erforderliche Aktuatorkraft ergibt sich aus der Beziehung
welche sich unter Verwendung der Beziehungen (3) und (6) umschreiben lässt zu
Der erste Abschnitt 18 der Keilfläche 14 ist damit hinsichtlich aller wesentlichen Auslegungsgrößen eindeutig bestimmt.
Der zweite Abschnitt 20 der Keilfläche 14 weist allgemein einen kleineren, d.h. flacheren Keilwinkel als der erste Abschnitt 18 auf. Bei der Wahl des Keilwinkels α für den zweiten Abschnitt 20 der Keilfläche 14 ist zu beachten, daß ein großer Keilwinkel den Betätigungsweg verkleinert, was sich günstig auf das Bauvolumen der Bremse und die Dynamik der Stellvorgänge auswirkt. Ferner soll der gewählte Keilwinkelverlauf zu einer geringstmöglichen Änderung des Keilwinkels führen, damit sich der Selbstverstärkungsfaktor in Abhängigkeit der Keilverschiebung möglichst wenig ändert, was vorteilhaft ist für eine stabile und damit störungsfreie Regelung.
Einen sehr vorteilhaften Keilwinkelverlauf für den zweiten Abschnitt 20 der Keilfläche 14 erhält man, wenn sich der Keilwinkel α entlang dem zweiten Abschnitt nur so weit verringert, daß die in der Gleichung (9) für den ersten Abschnitt 18 der Keilfläche 14 definierte maximale Aktuatorkraft F_{A,1,Druck,max} dazu ausreicht, um den Keil unter allen Betriebsbedingungen, insbesondere bei μ = μ_min, zu verschieben.
Zur Ermittlung dieses vorteilhaften Keilwinkelverlaufes für den zweiten Abschnitt 20 der Keilfläche 14 wird deshalb der Fall μ = μ_min betrachtet, um auch für diesen Extremfall die maximal geforderte Reibkraft aufbringen zu können, und hinsichtlich der Aktuatorkraft F_A die Randbedingung FA = FA(μ = μmini; αx = f(FN,x)) = FA,1,Druck,max = konst. (10)festgelegt. Mit dieser Randbedingung ist sichergestellt, daß die Aktuatorkraft den Wert, der als Maximalwert für den ersten Abschnitt 18 der Keilfläche 14 ermittelt worden ist, nicht überschreitet. Anders ausgedrückt bedeutet die Randbedingung (10), daß für jede Position x > X₁ die Aktuatorkraft F_A für μ = μ_min ihren Maximalwert annimmt. Für Betriebsbedingungen, in denen μ > μ_min ist, wird die Aktuatorkraft F_A kleiner und kann sogar negativ werden (Zugkeilbetrieb). Ersetzt man in der Gleichung (10) die Aktuatorkraft F_A gemäß der Beziehung (4) und setzt für die Normalkraft F_N die Beziehung (2) ein, ergibt sich für den gesuchten Verlauf des tan α_2,x (tan α1 – μmin) FN,1,max = –(tan α2,x – μmin) FN,x (11)welche sich umformen lässt zu
und weiter zu
was eine Differentialgleichung für den Keilverlauf darstellt.
In den 2 bis 4 werden die Auswirkungen eines in Übereinstimmung mit der vorliegenden Erfindung gestalteten Keilwinkelverlaufes anhand von Diagrammen verdeutlicht. Die in den Diagrammen enthaltenen Graphen wurden unter Zugrundelegung repräsentativer Werte berechnet, nämlich für μ_min = 0,2, μ_max = 0,6, Z = 0,8, einer angenommenen maximal geforderten Reibkraft F_R,max = 14 kN, und einem angenommenen maximalen Zuspannweg y_max von 3,1 mm.
In 2 zeigt die durchgezogene Linie die Keilkontur, die sich aus einer einfachen numerischen Integration der Differentialgleichung (13) ergibt. Zum Vergleich führt die gepunktete Linie den konstanten, für den ersten Keilabschnitt errechneten Keilwinkel von 22,9° weiter, während die gestrichelte Linie einen konstanten Keilwinkel von 17,6° wiedergibt, der sich ergeben würde, wenn eine die Bedingung (3) erfüllende Kontur mit durchgehend konstantem Keilwinkel für beide Keilabschnitte verwendet würde. Die strichpunktierte Linie, für die die rechte Ordinate der 2 gilt, gibt den Verlauf des Keilwinkels α als Funktion der Keilverschiebung an.
Führt man mit
eine Hilfsgröße μ_x ein, die dem maximalen Reibkoeffizient entspricht, der mit einer bestimmten Keilstellung korrespondiert, stellt sich die Gleichung (13) etwas anschaulicher als
und umgeformt als
dar. Damit ist auch der zweite Abschnitt 20 der Keilfläche 14 hinsichtlich des Keilwinkelverlaufs eindeutig beschrieben.
3 zeigt, daß mit der gewählten Auslegung unabhängig vom vorherrschenden Reibkoeffizient μ eine maximale Aktuatorkraft F_A von 2,6 kN in Druckrichtung (bei μ = μ_min, vergleiche den durchgezogenen Linienverlauf) und 2,1 kN in Zugrichtung (bei μ = 0,6, vergleiche den gestrichelten Linienverlauf) zur Errei chung der maximal geforderten Reibkraft F_R,max = 14 kN nicht überschritten wird. Die punktierte Linie gibt den Verlauf der Aktuatorkraft für einen mittleren Reibkoeffizienten μ = 0,35 an. Man erkennt, daß bei einem solchen mittleren Reibkoeffizienten für zunehmende Reibkräfte die Aktuatorkraft bis zum Ende des ersten Abschnittes 18 der Keilfläche 14 ansteigt, um dann im zweiten Abschnitt 20 für weiter zunehmende Reibkräfte wieder zu fallen, wobei es im Bereich sehr hoher Reibkräfte sogar zu einem Vorzeichenwechsel der Aktuatorkraft kommt, d.h. der Keil 12 arbeitet in diesen Bereichen nicht mehr als Druckkeil, sondern als Zugkeil.
Vergleicht man die hier angenommene maximale Aktuatorkraft F_A = 2,6 kN und die mit dieser Aktuatorkraft erzielte maximale Reibkraft F_R,max = 14 kN mit einer Aktuatorkraft, wie sie bei herkömmlichem konstantem Keilwinkel α über die gesamte Keilfläche erforderlich wäre, um dieselbe Reibkraft F_R,max = 14 kN zu erreichen, ergibt sich für den degressiven Keilwinkelverlauf eine zusätzliche Kraftverstärkung gemäß der Beziehung
Für die weiter oben angenommenen repräsentativen Werte ergibt sich für einen degressiven Keilwinkelverlauf im Vergleich zu einem konstanten Keilwinkel ein Kraftverstärkungswert C* von 1,6. Der genannte Zusammenhang ist in 4 graphisch wiedergegeben, wo die Aktuatorkraft F_A über der Reibkraft FR aufgetragen ist. Die durchgezogene Linie gibt den Zusammenhang für einen degressiven Keilwinkelverlauf wieder, während die gestrichelte Linie einem konstanten Keilwinkel α entspricht, jeweils für eine Bremsung bei minimalem Reibkoeffizienten. Man sieht, daß bei konstantem Keilwinkel α zur Erreichung der maximalen Reibkraft F_R,max eine Aktuatorkraft F_A von etwa 4,1 kN erforderlich wäre.
Aus konstruktiver Sicht ist der degressive Keilwinkelverlauf deshalb sehr vorteilhaft, denn er erlaubt es, den Aktuator ohne Beeinträchtigung der Bremsleistung leistungsschwächer und damit kleiner, leichter und kostengünstiger auszulegen.
Ein Blick auf 2 zeigt auch, daß zur Erzielung eines gewünschten Zuspannweges y mit dem degressiven Keilwinkelverlauf kürzere Keilverschiebungswege X ausreichen, als sie erforderlich wären, wenn eine die Bedingung (3) erfüllende Kontur mit durchgehend konstantem Keilwinkel verwendet würde.

Claims

Elektromechanische Bremse, insbesondere für Fahrzeuge, mit einem elektrischen Aktuator, der eine Betätigungskraft erzeugt und auf zumindest ein Reibglied wirkt, um dieses zum Hervorrufen einer Reibkraft gegen ein drehbares, abzubremsendes Bauteil der Bremse zu drücken, und einer zwischen dem Reibglied und dem elektrischen Aktuator angeordneten Selbstverstärkungseinrichtung, die zur Selbstverstärkung der vom elektrischen Aktuator erzeugten Betätigungskraft führt und wenigstens einen Keil (12) mit einer unter einem Keilwinkel (α) angeordneten Keilfläche (14) aufweist, die sich an einem zugehörigen Widerlager (16) abstützt, wobei – der elektrische Aktuator den Keil (12) relativ zum Widerlager (16) in einer Betätigungsrichtung (X)parallel zur Reibfläche des Reibgliedes verschiebt, um die Bremse zu betätigen, und – der Keilwinkel (α) auf einem ersten Abschnitt (18) der Keilfläche (14), der zu Beginn der Bremsbetätigung wirksam ist, konstant ist und auf einem sich an den ersten Abschnitt (18) anschließenden zweiten Abschnitt (20) zum Erzielen einer höheren Selbstverstärkung kleiner ist als auf dem ersten Abschnitt (18).
Bremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Keilwinkel (α) auf dem zweiten Abschnitt (20) zumindest bereichsweise konstant ist.
Bremse nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Übergang zwischen dem ersten Abschnitt (18) und dem zweiten Abschnitt (20) und zwischen Bereichen des zweiten Abschnitts (20) eine Stetigkeit zweiter Ordnung aufweist.
Bremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Keilwinkel (α) sich längs des zweiten Abschnittes (20) kontinuierlich verkleinert, beginnend mit dem Wert, den der Keilwinkel (α) auf dem ersten Abschnitt (18) der Keilfläche (14) hat.
Bremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Keilwinkel (α) längs des zweiten Abschnittes (20) so gewählt ist, daß sich bei gleichbleibender Aktuatorkraft die auf das Reibglied wirkende Anpresskraft mit zunehmender Verschiebung des Keils (12) in Betätigungsrichtung (x) erhöht.
Bremse nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Keilwinkel (α) längs des zweiten Abschnittes (20) so gewählt ist, daß sich bei gleichbleibender Aktuatorkraft und minimalem Reibkoeffizienten die auf das Reibglied wirkende Anpresskraft mit zunehmender Verschiebung des Keils (12) in Betätigungsrichtung (x) erhöht.
Bremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Keilwinkel (α) längs des zweiten Abschnittes (20) so gewählt ist, daß sich bei abnehmender Aktuatorkraft die auf das Reibglied wirkende Anpresskraft mit zunehmender Verschiebung des Keils (12) in Betätigungsrichtung (x) erhöht.
Bremse nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Keilwinkel (α) des ersten Abschnitts (18) der Keilfläche (14) bestimmt ist durch die Beziehung
mit α₁ = Keilwinkel des ersten Abschnitts der Keilfläche μ_a _m _x = maximaler Reibkoeffizient μ_min = minimaler Reibkoeffizient Z = Sicherheitsfaktor
Bremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Keilwinkel (α) längs des zweiten Abschnitts (20) der Keilfläche (14) bestimmt ist durch die Beziehung
mit α_2,x = Keilwinkel des zweiten Abschnitts der Keilfläche als Funktion des Betätigungsweges x α1 = Keilwinkel des ersten Abschnitts der Keilfläche μ_x = maximaler Reibkoeffizient als Funktion des Betätigungsweges x μ_max = maximaler Reibkoeffizient μ_min = minimaler Reibkoeffizient