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Die
Erfindung betrifft eine Punkt-Scheibenbremse gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs
1, wie sie aus dem Dokument GB-A-2340563 bekannt ist. Typischerweise
sind Doppelbremsscheiben vorgesehen, doch bei einigen Fahrzeugmodellen
kann auch eine einzige Scheibe ausreichend sein, um die Hinterräder zu bremsen.
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Bereits
veröffentliche
Patentanmeldungen wie die WO 00/66907, die GB 2,340,563 oder die
WO 00/09916 offenbaren eine die vorliegende Anmeldung betreffende
Punkt-Scheibenbremse für
Fahrzeuge, bei der verschiedene Maßnahmen ergriffen werden, um
mit den Dynamikaspekten der Bremsleistung umzugehen, die während des
tatsächlichen Gebrauchs
auftreten, einschließlich
der Verwendung von elastischen Mitteln zum Kontrollieren der verschiedenen
Aspekte ungewollter Bewegung innerhalb der Scheibenbremse während des
Gebrauchs.
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Als
Teil unseres Forschungs- und Entwicklungsprogramms zur Verbesserung
des Betriebs der Bremsen, wie sie in der vorstehend genannten veröffentlichen
WO-Anmeldung offenbart
sind, haben wir herausgefunden, dass, während die Verwendung verschiedener
Arten von elastischen Mitteln zum Steuern der Bewegung der Bremsscheiben
und der Reibungselemente vorteilhaft ist, die Steuerung der Bremsscheiben
und der Reibungselemente noch durch einen völlig anderen Ansatz wesentlich
verbessert werden kann.
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Die
Grundlage dieses neuen Ansatzes zur Steuerung von Bremsscheiben
betrifft eine Untersuchung der zur Verfügung stehenden Bewegungsarten
für eine
gegebene Bremsscheibe, die aus ihrer axial verschiebbaren Anbringung
bezüglich
des Trägers
oder der Nabe hervorgehen, der oder die sie trägt. Somit haben wir herausgefunden,
dass man erhebliche Verbesserungen bei der Beseitigung von Rubbeln
und anderen Störungen
in Bezug auf die dynamischen Leistung von Scheibenbremsen erzielen kann,
indem man größeres Augenmerk
auf die Abmessungsdaten richtet, die die relative Größe der axial
verschiebbaren Anlagestrukturen sowie der Bremsscheiben und ihrer
Anbringungsnabe (auf der einen Seite) und des effektiven „Brems"-Durchmessers, d.h.
des mittleren Durchmessers der sich in Reibungskontakt befindenden
Flächen
der Reibungselemente und der Bremsscheiben (auf der anderen Seite)
betreffen.
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Anders
gesagt haben wir herausgefunden, dass man wichtige Stabilitätsvorteile
erzielen kann, indem man einen unkonventionellen Ansatz für die Abmessungspa rameter
wählt,
die bei der Bremsscheibe oder Scheiben und deren Anbringung zur Anwendung
kommen. Bei herkömmlichen
Scheibenbremsen (mit fester Scheibe) basiert die Scheibenanbringungsanordnung
darauf, dass für
eine struktur- und wärmestabile
Anbringung für
die Bremsflächen gesorgt
wird, um die effektive Erzeugung und Ausbreitung umgewandelter kinetischer
Energie sicherzustellen, und das Ergebnis dieser Überlegungen
ist die Verwendung einer besonders grundlegenden Bremsscheibenstruktur
und einer integrierten, zugeordneten Anbringung, bei der der Arbeitsdurchmesser
der Reibung erzeugenden Flächen
(der mittlere Durchmesser) auf beiden Seiten durch eine großzügig bemessene,
Reibung erzeugende Arbeitsbreite für die Reibbeläge und die
Reibungselemente begrenzt ist. Eine derartige Anordnung, die eine
integrierte Wärmeabfuhrfähigkeit
bietet, ist gut auf die Wärmeerfordernisse
der Anordnung abgestimmt, frei von Schwankungen der Geometrie und
der Winkelanordnung der (manchmal kegelstumpfförmigen) Verbindungsflächen zwischen
der eigentlichen Scheibe und ihrer inneren, durch Lager drehbar
gelagerten, im Wesentlichen zentralen Trägerscheibe, und im Gebrauch
gut etabliert.
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Somit
haben wir herausgefunden, dass man erheblich Vorteile dadurch erzielen
kann, dass man einen wesentlich anderen Konstruktionsansatz wählt, als
es bisher für
feste Scheiben üblich
war. Was axial schwimmende Scheiben betrifft, so haben wir herausgefunden,
dass das Schwerpunktgleichgewicht bezüglich dynamischer und thermischer
Faktoren vorteilhaft gegenüber
dem bisherigen verlagert werden kann. Durch eine Anordnung, bei
der der radiale Innenumfang der Reibung erzeugenden Bremsflächen der
Bremsscheibe relativ (verglichen mit der herkömmlichen Praxis) leicht radial
nach außen
versetzt ist, wodurch die Breite eingeschränkt ist, die für die Anlage
der Reibbeläge
zur Verfügung
steht, und zudem relativ nahe der axial verschiebbaren Antriebsverbindung
mit der Anbringungsnabe der Bremsscheibe ist, erzielt man einen
erheblichen Vorteil hinsichtlich des Nettogleichgewichts thermischer und
dynamischer/mechanischer Eigenschaften und der Leistung.
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Wie
wir herausgefunden haben, ist dieser Stabilitätsfaktor bedeutend genug, um
stärker
als die miteinander in Beziehung stehenden thermischen Faktoren
ins Gewicht zu fallen, die sonst dominieren würden. Anders gesagt, hat unsere
Forschungs- und Entwicklungsarbeit gezeigt, dass die Wechselbeziehung
der radial inneren Begrenzung der zur Verfügung stehenden, Reibung erzeugenden
Fläche
der Bremsscheibe und der zugeordneten (nicht weit innen angeordneten)
axial verschiebbaren Antriebsstruktur für die Scheibe mit Blick auf
die bisherigen Konstruktionsnormen auf diesem Gebiet überraschend
ist und auch für
uns unerwartet kam, was die ersten Entwurfsüberlegungen betrifft, die wir
zu Beginn der Erforschung dieses technischen Gebiets angestellt
hatten.
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Zahlenmäßig betrachtet
haben wir festgestellt, dass es bei den Radiusverhältnissen
(Antriebselementlinie-Kontaktradius zu dem Radius des Druckmittelpunkts
der Scheibe) eine Bandbreite oder einen Bereich gibt, der zwischen
66% und 80% liegt und effektiv den Bereich umfasst, in dem diese
Vorteile erzielt werden können.
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Zahlenmäßig betrachtet
liegen die 66 bis 80% zwar nicht besonders viele Prozentpunkte über dem
Bereich mindestens einer Anordnung nach dem Stand der Technik, aber
dieser Unterschied ist (wie wir herausgefunden haben) ausreichend,
um die Grundlage für
eine erheblich bessere dynamische Leistung hinsichtlich der Bremsstabilität und der
allgemeinen, vom Fahrer empfundenen Bedienfreundlichkeit zu bilden.
Es ist ersichtlich, dass schon ein extrem geringer Grad an vom Fahrer
wahrgenommenen Unregelmäßigkeiten
beim Bremsvorgang genügen,
um die Akzeptanz einer Bremsleistung erheblich zu beeinträchtigen,
und die Beseitigung eines solchen Faktors durch eine geringfügige Konstruktionsänderung
ist ebenfalls nicht zu unterschätzen.
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Was
die technische Grundlage für
die Vorteile betrifft, die sich aus den nachfolgend offenbarten Ausführungsbeispielen
der Erfindung ergeben, so ist es nicht einfach, die miteinander
in Wechselbeziehung stehenden Faktoren zu trennen. Im Hinblick auf die
zur Dynamik angestellten Überlegungen
weisen wir jedoch darauf hin, dass unsere Forschung deutlich macht,
dass es eine Beziehung zwischen dem Grad an dynamisch verursachter
Vibration oder eines Rubbelns während
des Bremsvorgangs und der Anzahl an Antriebsverbindungspunkten zwischen
der Bremsscheibe und ihrer Antriebsnabe gibt, wobei die genaue mathematische
Basis der Beziehung zwar schwer zu bestimmen ist, jedoch eher direkt
als invers ist.
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Dieses
Ergebnis widerspricht zum Teil der natürlichen Annahme, das eine Erhöhung der
Anzahl an Punkten der mechanischen Antriebsverbindung entlang dem
Umfang der Anordnung wenn überhaupt dazu
führt,
eine Tendenz zur Erzeugung von Vibrationen oder Rubbeln auszugleichen.
Die Erkenntnis führt
jedoch zu einer bevorzugten Verringerung der Anzahl an Zähnen oder
Keilen, die in Nuten oder Keilführungen
in der Verbindung zwischen der Bremsscheibe und der Nabe gleiten,
und ermöglicht die
Analyse der vorhandenen Vibrationsarten, sowie deren Ausmaß auf einer
wesentlich vereinfachteren Basis zur Korrelation mit den vorstehend
erörterten Radiusparametern.
Diese zuletzt genannten Parameter können dann mit einer Analyse
der Betriebsdynamik integriert werden, wobei gyroskopische Wirkungen
berücksichtigt
werden, die einerseits eine stabilisierende Wirkung für die Bremsscheibe
haben und andererseits dazu neigen, insbesondere schnellen Änderungen
der Scheibenrotationsebene standzuhalten, obwohl die Struktur der
verschiebbaren Flächen,
die mit der Scheibe und der Antriebsnabe in Kontakt kommen, verändert werden
könnte,
um eine effektivere Übertragung
von Stellungsänderungen des
Achsschenkels an die Scheibe zu ermöglichen, falls gewünscht.
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Es
ist ersichtlich, dass ein weiterer Konstruktionsaspekt der Gleitkontaktbereiche
zwischen der Scheibe oder den Scheiben und ihrer Antriebsnabe oder
ihren Antriebsnaben, der für
das vorstehend Erwähnte
von Bedeutung ist, die Wärmeübertragung von
kinetischer Energie betrifft, die während des Bremsvorgangs in
Wärmeenergie
umgewandelt wird. Diese Wärmeenergie
muss bei Gebrauch relativ schnell abgeführt werden und die vorstehend
genannten bevorzugte Konstruktion mit eher weniger Keilen und Keilführungen
und dergleichen ist im Prinzip kein geeigneter Konstruktionsparameter
dafür, obwohl
man einen Kompromiss (wie bei den meisten tatsächlichen Konstruktionen) schließen muss,
bei dem der beste Faktor einer Faktorengruppe ausgewählt wird,
um zumindest eine akzeptable entsprechende Faktorengruppe bezüglich eines
anderen Parameters zu erlauben.
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In
diesem speziellen Fall haben wir herausgefunden, dass es eine relativ
klar definierte Bandbreite an Konstruktionsparametern hinsichtlich
des vorstehend erörterten
Radiusverhältnisses
von 66% bis 80% gibt (Antriebselementlinie-Kontaktradius zu dem
Radius des Druckmittelpunkts der Scheibe), die in Kombination mit
einer geringeren Anzahl an entlang dem Umfang beabstandeten Eingriffsbereichen axial
verschiebbarer Antriebselemente zwischen der Nabe und der Scheibe
von Bedeutung ist. Typischerweise entspricht die Anzahl an derartigen
Antriebsverbindungen einer Primzahl wie 11, 7 oder 5, obwohl 4 auch
vorteilhaft ist. Wir haben festgestellt, dass bei solch einer Anordnung
die Wärme-,
Gyroskopie- und Vibrationsfaktoren zu einem deutlich besseren Kompromiss
führen,
ohne dabei einen entgegenwirkenden negativen Faktor zu erzeugen,
der so bedeutend ist, dass er hier erläutert werden müsste.
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Daher
ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Verfahren und
eine Vorrichtung anzugeben, die für die Befestigung von Bremsscheiben
in Scheibenbremsen angewandt werden können und Verbesserungen hinsichtlich
eines oder mehrerer der vorstehend genannten Faktoren, oder sogar
Verbesserungen im Allgemeinen bieten.
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Gemäß der vorliegenden
Erfindung ist eine Scheibenbremse angegeben, wie sie in den beiliegenden
Ansprüchen
definiert ist.
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In
Ausführungsbeispielen
der Erfindung, die nachstehend mit Bezug auf die Zeichnungen beschrieben
sind, führt
die Verwendung des definierten Bereichs der Radius- oder Durchmesserverhältnisse zu
den vorstehend beschriebenen Vorteilen hinsichtlich des Gleichgewichts
dynamischer (mechanischer) und thermischer Faktoren, und ein wichtiger
Aspekt beim Erzielen dieser Vorteile ist mit der (in der Tat) ungewöhnlich großen Umfangslänge verbunden, entlang
der die geringe Anzahl (entweder 4 oder 5 in den Ausführungsbeispielen)
axial verschiebbarer, sich miteinander in Eingriff befindender Antriebselemente
angeordnet ist. Folglich bietet, wie wir herausgefunden haben, diese
effektive dynamische Steuerung (die durch die größere Umfangslänge möglich ist)
in Kombination mit der wahlweisen Verwendung einer Anzahl von sich
miteinander in Eingriff befindenden Antriebselementen, die zu einer
Verringerung von Vibrationen führen,
unerwartet Vorteile hinsichtlich der Verbesserung der Bremsleistung.
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Die
wahlweise Verwendung 4, 5 oder 7 verschiebbarer sich miteinander
in Eingriff befindender Antriebselemente (vorzugsweise 5 oder 7)
ist an sich ein Kompromiss zwischen den widersprüchlichen Anforderungen einer
gesonderten Bearbeitung der verschiebbaren Strukturen (wodurch die
Kosten unnötigerweise
erhöht
werden) und einer Verringerung der Vibrationsarten. Wir haben herausgefunden, dass,
während
die Verwendung von vier derartigen Antriebselementen akzeptabel
(und hinsichtlich der Bearbeitungskosten wirtschaftlich) ist, die
Betriebsvorteile durch die Verwendung von 5 oder 7 derartigen Antriebselementen
im Allgemeinen zu bevorzugen sind und es erwartet wird, dass in
der Praxis die Verwendung von 5 optimal ist.
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Es
scheint eine gewisse Synergie zu geben zwischen dem größeren Abstand
der Antriebselemente entlang dem Umfang und der Verwendung einer
Anzahl ver schiebbarer Antriebselemente, die einer Primzahl entspricht.
Es wird angenommen, dass der Linienkontakt, der zwischen den Antriebselementen
und ihrer komplementären
Nuten (wobei sich dieser Linienkontakt im Allgemeinen axial über die
Breite des Antriebselements und der Nut erstreckt) an 5 oder 7 Stellen
entlang der größeren Umfangsabmessung
der Antriebsnabe vorgesehen ist, zu einem Vibrationen dämpfenden
Effekt führt,
bei dem die größeren Kontaktlinienabstände zwischen
den Antriebselementen dazu dienen, Vibrationsarten zur Verfügung zu
stellen, die relativ inkompatibel mit den Vibrationsgrundfrequenzen
sind, die bei Gebrauch der Bremse erzeugt werden.
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In
den nachstehend beschriebenen Ausführungsbeispielen ist die Messgrundlage
für den
definierten Radiusbereich (66% bis 80%) oder die Durchmesserverhältnisse
folgende. Der Klarheit, Definitionsgenauigkeit und Wiederholbarkeit
der Datenableitung halber wurde der Radius oder der Durchmesser
der Antriebselemente auf Grundlage des radialen Abstands zwischen
der Scheibenachse und der Kontaktlinie zwischen irgendeinem Antriebselement (oder
Zahn oder Keil) und seinem entsprechenden Kanal (oder Nut oder Keilführung) festgelegt.
Gibt es messbare Unterschiede bei dem radialen Abstand zwischen
aufeinander folgenden Antriebselementen entlang dem Umfang der Antriebsnabe,
so wird der Mittelwert dieser Unterschiede als Berechnungsgrundlage
verwendet. Würde
man eine Konstruktion verwenden, bei der absichtlich mehr als ein
derartiger radialer Abstand als Merkmal der Konstruktion verwendet
wird, so würde
wiederum der Mittelwert als Berechnungsgrundlage verwendet werden.
Auf dieser Grundlage wird die 66%-Messung abgeleitet, die das untere
Ende des Wertebereichs darstellt und den Durchmesser oder Radius
der Antriebselemente betrifft.
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Wendet
man sich nun dem entsprechenden Radius oder Durchmesser der Reibungsfläche der Scheibe
zu, so basiert dieser auf dem Druckmittelpunkt bezüglich der
Betätigungskraft,
die an die Reibungselementanordnung durch die Betätigungsmittel während des
Gebrauchs ausgeübt
wird.
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Es
ist ersichtlich, dass der Druckmittelpunkt, der durch die Betätigungsmittel
erzeugt wird, zwar auf der Kolbenachse liegen kann, wenn ein hydraulischer
Betätigerkolben
verwendet wird, jedoch nicht unbedingt muss, da der Kolben durch
eine dazwischenliegende Druckverteilerplatte auf das benachbarte
Reibungselement wirken kann. Entsprechend kann wie in dem Ausführungsbeispiel
der 4 mehr als eine Kolben- und Zylinderanordnung
nebeneinander in einer Tandemanord nung vorgesehen sein, wobei sich
der Druckmittelpunkt zwischen der Achse der Kolben befindet. Zu
Messzwecken betrifft der Druckmittelpunkt die Stelle der Scheibe,
an der die Bremskraft bei Gebrauch als zentral verteilt betrachtet
werden kann. Dies wird sehr gut aus den beiliegenden Zeichnungen
deutlich und ist ohne weiteres für
eine vorhandene Bremse anhand der sie betreffenden Abmessungsdaten
bestimmbar. Dabei müssen
Konstruktionsfaktoren wie (bei einigen Bremsen) das Vorhandensein
einer Reibungselementanordnung berücksichtigt werden, bei der
die Reibbeläge
selbst nicht relativ zu dem oder den Betätigungskolben symmetrisch sind.
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Es
folgt nun eine beispielhafte Beschreibung der Erfindung an Hand
der beiliegenden Zeichnungen, in denen:
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1 eine
Seitenansicht einer Scheibenbremsanordnung in axialer Richtung (bezüglich der Scheibe)
ist, die eine integrierte Radanbringung und einen Lenkhebel sowie
eine Bremssattelanordnung enthält
und zur Verwendung in einer Vorderradanordnung eines Fahrzeugs vorgesehen
ist;
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2, 3 und 4 ähnlich der
Ansicht der 1 drei weitere Ausführungsbeispiele
der Erfindung zeigen, und Modifikationen hinsichtlich wichtiger
radialer Abmessungen und der Anzahl an Antriebselementen, die zwischen
der Scheibe und ihrer Antriebsnabe vorgesehen sind, die Konstruktion
des Bremssattels, die Anzahl an Betätigungszylindern sowie weitere
Merkmale zeigen;
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5, 6 und 7 in ähnlichen
(vereinfachten) Ansichten die Wirkung dieser Variablen zeigen.
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Wie
in 1 gezeigt ist, umfasst eine Scheibenbremse 10,
die das Verfahren und die Vorrichtung eines Ausführungsbeispiels der Erfindung
darstellt, das für
eine Fahrzeug-Punktscheibenbremse für den Gebrauch in kleinen bis
mittelgroßen
Fahrzeugen verwendet wird, mindestens eine Bremsscheibe 12. In
diesem Ausführungsbeispiel
sind Doppelbremsscheiben 12 zum Zwecke der Vorderradbremsung vorgesehen.
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Für die Bremsscheibe 12 ist
eine drehbare Anbringung 14 vorgesehen, um eine solche
Drehung zu ermöglichen,
wobei die Anbringung ausgebildet ist, die Brems scheibe 12 anzutreiben,
und auf sie durch die Bremsscheibe eine Bremswirkung ausgeübt wird,
wenn die Bremse betätigt
wird.
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Es
sind mindestens zwei Reibungselemente 16 vorgesehen, die
ausgebildet sind, mit Bremsflächen 18 auf
abgewandten Seiten der Bremsscheibe 12 in Reibungskontakt
zu treten, um bei Betätigung von
Betätigungsmitteln 20 einen
Bremsvorgang zu bewirken. In diesem Ausführungsbeispiel sind die Reibungselemente 16 (genauere
Beschreibung folgt später)
am Ort der Betätigungsmittel 20 mit
dem Bezugszeichen 16 bezeichnet.
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Die
Bremsscheibe 12 ist bei Gebrauch bezüglich ihrer drehbaren Anbringung 14 mittels
verschiebbarer Antriebsmittel 22 unter Einwirkung der Reibungselemente 16 und
der Betätigungsmittel 20 während des
Bremsvorgangs axial verschiebbar.
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Das
verschiebbare Antriebsmittel 22 ist an voneinander beabstandeten
Positionen 24, 26, 28 und 30 entlang
dem Umfang der Bremsscheibe 12 vorgesehen und ausgebildet,
zwischen der Bremsscheibe und der drehbaren Anbringung 14 an
diesen Positionen zu wirken.
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Nachdem
wir nun kurz die wichtigsten Elemente der Scheibenbremse 10 hinsichtlich
ihrer miteinander verbundenen Betriebsfunktionen beschrieben haben,
gehen wir nun im Weiteren auf ihre genaue Konstruktion ein.
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Die
Scheibenbremse 10 ist auf einer Radanordnung befestigt,
die eine Drehachse 32 für
das den Boden berührende
Rad (nicht dargestellt) hat, das eine herkömmliche Vorderrad-, Felgen-
und Radscheibenanordnung (nicht dargestellt) ist, die ausgebildet
ist, an Radstifte 34 angebracht zu werden, die auf der
drehbaren Anbringung 14 vorgesehen sind, um herkömmliche
Gewinderadmuttern (nicht dargestellt) auf übliche Weise aufzunehmen. Die
Drehachse 32 ist zudem die Drehachse der Bremsscheibe 12. Die
Bremsscheibe 12 ist aus den üblichen metallischen Materialien
hergestellt und ist mit voneinander abgewandten Bremsflächen 18 versehen
ist, die als Ringe für
den Reibungskontakt mit den Reibungselementen 16 angeordnet
sind, die metallische Grundplatten mit Reibmaterialbelägen umfassen,
wobei die letzteren mit den Bremsflächen 18 in Reibungskontakt
treten. Die genaue Konstruktion der Reibungselemente ist in 1 nicht
dargestellt. Der gestrichelte Kreis, der mit dem Bezugszeichen 16 bezeichnet
ist, stellt lediglich ein geeignetes Mittel dar, um die allgemeine
Lage der Reibungselemente anzugeben; und tatsächlich gibt er jedoch die genaue
Position des verschiebbaren Kolbens der Betätigungsmittel 20 an, was
nachstehend genauer beschrieben ist.
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Die
Reibungselemente 16 überlappen
sich mit den Doppelbremsscheiben 12, ein Reibungselement
zwischen den Scheiben und eins an jeder Seite. Das Reibungselement
an der Außenseite
(die Seite, die in 1 betrachtet wird) ist an einem
Sattel 36 und genauer gesagt an seiner Endplatte 38 befestigt. Die
beiden anderen Reibungselemente sind für eine axiale Gleitbewegung
auf dem Sattel 36 montiert, wobei das zentrale Reibungselement
zwischen den Scheiben in dem Sinne doppelseitig ist, dass es auf beiden
Seiten seiner metallischen Grundplatte Reibbeläge zu diesem Zweck aufweist.
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Der
Sattel 36 umfasst Doppelbolzen 37 aus einem besonders
zugfesten Material, um für
eine Zugfestigkeit bezüglich
der erheblichen Zugbelastungen zu sorgen, die während des Gebrauchs durch die Betätigungsmittel 20 entstehen.
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Was
die Konstruktion der Betätigungsmittel 20 betrifft,
so sind diese so angeordnet, dass sie Druck längs einer Betätigungsachse 40 mittels
eines Kolbens 42 ausüben,
der in einer Zylinderanordnung (nicht dargestellt) montiert ist,
die einstückig
mit dem Sattel 36 gebildet oder konstruiert ist. Der Kolben 42 ist
durch denselben gestrichelten Kreis dargestellt wie das Element 16 in 1,
das die Reibungselemente bezeichnet. Dies wurde bereits oben hinsichtlich
einer einfacheren Darstellung beschrieben (damit die Anzahl der
nötigen
unterschiedlichen Ansichten der Bremse 10 nicht zu hoch
wird).
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Hinsichtlich
der verschiebbaren Antriebsmittel
22, die an den Positionen
24,
26,
28 und
30 vorgesehen
sind, umfasst jedes ein sich (axial gesehen) im Allgemeinen nach
innen verjüngendes
Antriebselement
44, das an dem Innenumfang
46 der
Bremsscheibe
12 (in jedem Fall zentral zu einer am Umfang etwas
breiteren Innenerstreckung des Innenumfangs
46) vorgesehen
ist. In jedem Fall ist das Antriebselement
44 mit elastischen
Mitteln
48 in Form einer Drahtfeder
50 versehen,
die im Allgemeinen eine Diaboloform hat. Die Federn
50 (eine
für jedes
Antriebselement
44) wirken zwischen der Nabe oder der Anbringung
40 und
den Bremsscheiben
12, um eine im Wesentlichen nach innen/außen gerichtete
Kraft auszuüben,
die unter den dynamischen Bedingungen beim Bremsen eine Antikippfunktion
für die
Scheibe bereitstellt. Zu weiteren Konstruktions- und An ordnungsdetails
der Drahtfedern
50 wird auf unsere ebenfalls schwebende
Anmeldung
GB0010810.0 (mit
dem Zeichen 30039/P54533GB) verwiesen.
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Die
Antriebselemente 44 sind in entsprechenden komplementären Führungskanälen 52 aufgenommen,
wobei die innere Stirnfläche 54 der
Antriebselemente 44 so bemessen und geformt ist, dass sie
mit der komplementären
Gegenfläche
ihres jeweiligen Führungskanals 52 übereinstimmt.
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Ferner
ist in 1 ein Lenkhebel 56 gezeigt, der einstückig (als
Gussstück)
mit der Radanbringung gebildet ist, auf der die drehbare Anbringung 14 drehbar
gelagert ist.
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Wir
gehen nun auf die Merkmale der Scheibenbremse 10 ein, die
den Abmessungsbereich von 66% bis 80% betreffen, wie bereits vorstehend
erörtert
wurde.
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Das
verschiebbare Antriebsmittel 22 umfasst (wie vorstehend
beschrieben) verschiebbare Antriebselemente 44 und verschiebbare
komplementäre Führungskanäle 52,
die so aufgebaut sind, dass sie miteinander in Eingriff stehen.
Desweiteren ist festzustellen, dass die relativ begrenzte radiale
Tiefe der Führungskanäle 52 es
den Antriebselementen 44 ermöglicht, mit den sich verjüngenden
Seiten der Kanäle
zum Zweck der Antriebsübertragung
(im Bremszustand) an den Positionen in Linienkontakt zu treten, die
in 1 durch die Referenztangenten 58, 60 für die Positionen 24, 28 des
verschiebbaren Antriebsmittels 22 bezeichnet sind.
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Wie
in 1 dargestellt, ist die Abmessung des Durchmessers,
die der Entfernung von der Achse 32 der Kontaktlinien zwischen
den Antriebselementen 44 und den Führungskanälen 52 entspricht, bei
D1 mit 136,5 (25) Millimeter angegeben.
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Was
die entsprechende Abmessung des radialen Abstands von der Achse 32 des
Druckmittelpunkts (in diesem Ausführungsbeispiel als Achse 40 des
Kolbens 42 bezeichnet) eines der Reibungselemente 16,
das gegen eine der Bremsflächen 18 anliegt,
betrifft, so ist diese (hinsichtlich eines Durchmessers) in 1 durch
die Abmessung D2 bezeichnet, die mit 192,00 Millimeter angegeben
ist. Daraus ist ersichtlich, dass das Verhältnis von D1 zu D2 71,1% beträgt, was
somit innerhalb des Bereichs von 66% bis 80% (wie vorstehend beschrieben)
liegt, innerhalb dessen die oben genannten Vorteile erzielt werden
können.
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In
dem Ausführungsbeispiel
der 2 sind Teile, die denen des Ausführungsbeispiels
der 1 entsprechen, mit denselben, jedoch um 100 erhöhten Bezugszeichen
bezeichnet. Die Scheibe 12 wird also zur Scheibe 112 etc.
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In
dem Ausführungsbeispiel
der 2 unterschiedet sich die Konstruktion des Sattels 136 etwas von
der des Sattels 36, und die verschiebbaren Antriebsmittel 122 ist
offenkundig anders (jedoch gleichmäßig) entlang dem Umfang beabstandet,
so dass es fünf
verschiebbare Antriebsmittel anstelle der vier Antriebsmittel gibt,
wie sie in dem Ausführungsbeispiel
der 1 vorgesehen sind.
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In
diesem Ausführungsbeispiel
betragen die Abmessungen D1 und D2 136,5 (25) Millimeter und 200,0
Millimeter, und somit ist das Verhältnis 68,2%, was wiederum in
dem oben genannten Bereich von 66% bis 80% liegt.
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In
dem Ausführungsbeispiel
der 3 werden die Bezugszeichen entsprechend der 2 vergeben,
jedoch sind in diesem Fall die Bezugszeichen gegenüber 1 um
200 erhöht.
In diesem Ausführungsbeispiel
gibt es wieder nur vier verschiebbare Antriebsmittel 222 und
das Verhältnis
von D1 zu D2 ist 68,2 (6)%, wobei die Abmessungen denen der 2 entsprechen.
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In
dem Ausführungsbeispiel
der 4 sind zwar ebenfalls vier verschiebbare Antriebsmittel 422 vorgesehen,
aber in diesem Fall ist das Verhältnis von
D1 zu D2 162,2 (25) zu 208,0 Millimeter und beträgt somit 77,9 (9)%, was am
oberen Ende des Durchmesserbereichs liegt, innerhalb dessen die Vorteile
der Erfindung erzielt werden, die wir durch unsere Forschung und
Entwicklung entdeckt haben. Daher haben die Scheiben 422 eine
relativ schmale radiale Breite, und um den zur Verfügung stehenden Flächenbereich
zur Erzeugung von Reibung zu vergrößern, sind Doppelkolben 442 mit
zugeordneten Reibungselementen 416 in dem Sattel 436 vorgesehen.
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In
dem Ausführungsbeispiel
der 5 sind wie in 2 fünf verschiebbare
Antriebsmittel 122 und in den Ausführungsbeispielen der 6 und 7 wie
in 1, 3 und 4 vier verschiebbare
Antriebsmittel vorgesehen.
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In 5 sind
die Strukturen, die denen der 2 entsprechen,
mit denselben Bezugszeichen bezeichnet, und die Besonderheit dieses
Ausführungsbeispiels
liegt hauptsächlich
in der angegebenen Drehachse 500 und der Kontaktachse 502,
die sich wie dargestellt zwischen den verschiebbaren Antriebsmitteln
X22 erstrecken. Somit gibt die Drehachse 500 mit Bezug
auf die durch sie verbundenen verschiebbaren Antriebsmittel 122 eine
Achse von zur Verfügung
stehender Drehbewegung an, die durch entsprechende verschiebbare
Antriebsmittel 122 begrenzt ist, die mit der Kontaktachse 502 verbunden
sind. Durch Messen des Ausmaßes
des Kippens oder der Winkelbewegung der Scheibe unter Bremslasten,
die durch den Kolben 142 ausgeübt werden, hat sich für dieses
Ausführungsbeispiel
herausgestellt, dass die Winkelbewegung unter Zugrundelegung eines
Scheibenversatzes von wenigstens 0,88 Millimeter bis maximal 2,29
Millimeter 0,9 Grad betrug.
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Dementsprechend
sind in den Ausführungsbeispielen
der 6 und 7, die hinsichtlich ihrer Anzahl
an verschiebbaren Antriebselementen (beispielsweise) den 1 und 3 entsprechen,
die entsprechenden Dreh- und Kontaktachsen mit 600 bzw. 602 bezeichnet,
und in diesen Fall erhält
man eine etwas größere Winkelbewegung
von 0,95 Grad bei einer entsprechenden Scheibenbewegung von 1,53
Millimeter bis 1,78 Millimeter. Dieser etwas vergrößerte verfügbare Bewegungsbereich
entspricht der geringeren Anzahl an verschiebbaren Antriebsmitteln 222 und
wird auf Grundlage der angegebenen Anordnung der Kontakt- und Drehachsen 600, 602 erzielt.
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In 7 erzeugt
die alternative Anordnung der Kontaktachsen 700, 702 für dieselbe
Struktur wie in 7 (in der die Achsen aufeinander
folgende verschiebbare Antriebsmittel 222 an Stelle von
abgewandten Antriebsmitteln miteinander verbinden) eine zur Verfügung stehende
Winkelbewegung von 0,88 Grad, wobei der Bereich des Scheibenversatzes
zwischen 0,88 Millimetern und 2,19 Millimetern liegt.
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Es
hat sich herausgestellt, dass die vorstehend angegebenen Zahlen
mit den oben genannten technischen Vorteilen zahlenmäßig betrachtet
und bezüglich
anderen Definitionen der Ausführungsbeispiele
der Erfindung konsistent sind. Es genügt zu sagen, dass jedes vorstehend
mit Bezug auf 1 bis 7 beschriebene
Ausführungsbeispiel
nicht nur die oben erörterte
Verbesserung hinsichtlich des Bremsbetriebs, sondern auch mittels
der verringerten Last bezüglich
der Antriebselemente oder Zähne oder
Keile 44, 144 etc. bei Gebrauch eine verringerte Last
bietet, wodurch die Materialien nicht mehr so fest sein müssen, so
dass man auch normalen „Grauguss" verwenden kann.