EP1389282A1 - Elektromechanische bremse mit selbstverstärkung und veränderlichem keilwinkel - Google Patents

Elektromechanische bremse mit selbstverstärkung und veränderlichem keilwinkel

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EP1389282A1
EP1389282A1 EP02740610A EP02740610A EP1389282A1 EP 1389282 A1 EP1389282 A1 EP 1389282A1 EP 02740610 A EP02740610 A EP 02740610A EP 02740610 A EP02740610 A EP 02740610A EP 1389282 A1 EP1389282 A1 EP 1389282A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
wedge
section
wedge angle
brake
friction
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP02740610A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Martin Schautt
Antonio Pascucci
Henry Hartmann
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eStop GmbH
Original Assignee
eStop GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from DE10154178A external-priority patent/DE10154178B4/de
Application filed by eStop GmbH filed Critical eStop GmbH
Publication of EP1389282A1 publication Critical patent/EP1389282A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F16D65/14—Actuating mechanisms for brakes; Means for initiating operation at a predetermined position
    • F16D65/16—Actuating mechanisms for brakes; Means for initiating operation at a predetermined position arranged in or on the brake
    • F16D65/18—Actuating mechanisms for brakes; Means for initiating operation at a predetermined position arranged in or on the brake adapted for drawing members together, e.g. for disc brakes
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
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    • F16D2127/00—Auxiliary mechanisms
    • F16D2127/08—Self-amplifying or de-amplifying mechanisms
    • F16D2127/10—Self-amplifying or de-amplifying mechanisms having wedging elements

Definitions

  • the invention relates to self-energizing electromechanical disc brakes, especially for motor vehicles.
  • an electric actuator applies an actuating force that applies the brake pads to the rotating brake disc.
  • a self-boosting device in the form of a wedge arrangement uses the kinetic contained in the rotating brake disc
  • the wedge angle is constant, i.e. the wedge surface (s) of the wedge arrangement have one and the same wedge angle along their extension. Because the coefficient of friction ⁇ does not remain constant during operation of the brake, but rather strongly depending on the temperature, for example
  • the wedge angle ⁇ is either chosen in practice so that under
  • the actuating force of the actuator always has a positive sign (pressure wedge principle), or the wedge angle ⁇ is selected so that, taking into account all possible fluctuations in the coefficient of friction, the actuating force of the actuator is always negative
  • the object of the invention is to improve an electromechanical brake which uses a wedge arrangement as a self-energizing device while maintaining a construction which is as compact as possible so that even with extreme values for the coefficient of friction occurring during operation, only a small actuating force of the actuator is required to achieve the highest frictional forces becomes.
  • the wedge surface of the wedge of the wedge arrangement is designed in such a way that the wedge angle ⁇ is constant on a first section of the wedge surface, which is effective at the beginning of a braking operation, and on itself the second section following the first section is smaller than on the first section.
  • the actuation path means the displacement path of the wedge, which is necessary to bring a friction lining into contact with the brake component to be braked and with a desired force on this component to press
  • the demand for a high self-reinforcement when it is really needed namely with high and highest required frictional forces and poor friction coefficient.
  • the second section of the wedge surface which is arranged at a smaller (i.e. flatter) wedge angle than the first section, can also have a constant wedge angle along its extent.
  • the second section can also consist of several subsections, each having a constant wedge angle, the wedge angle being smaller from subsection to subsection, i.e. becomes flatter.
  • the transition between the first section and the second section of the wedge surface is preferably shaped such that it has a second-order continuity, which mathematically means that there is a continuity in the first derivative at the transition point. If available, the transitions between individual subsections of the second section of the wedge surface are also designed such that they have a second order continuity. In this way, there are no sudden changes in the degree of self-amplification and no resulting fluctuations in the friction force when the transitions are passed over, which improves the controllability of the brake.
  • the wedge angle ⁇ decreases continuously along the second section of the wedge surface (degressive wedge angle).
  • the second section of the wedge surface has a wedge angle ⁇ identical to the first section at the transition point.
  • the wedge angle ⁇ along the second section of the wedge surface is selected such that, with the actuator force remaining the same, i.e. with the actuation force remaining the same, the contact pressure acting on the friction member increases with increasing displacement of the wedge in the actuation direction.
  • the actuator force remaining the same, i.e. with the actuation force remaining the same
  • the contact pressure acting on the friction member increases with increasing displacement of the wedge in the actuation direction.
  • a predetermined actuator force for example the maximum actuation force that can be generated by the actuator, is sufficient under all circumstances to achieve the highest possible frictional force when braking, if required.
  • the wedge angle ⁇ along the second section of the wedge surface is selected such that, as the actuator force decreases, the contact pressure acting on the friction member increases with increasing displacement of the wedge in the actuating direction.
  • FIG. 1 schematically shows a wedge arrangement as can be used in a brake according to the invention
  • FIG. 4 shows a further diagram in which the actuator force F A is plotted against the friction force F and in which a comparison of the force curve of a wedge arrangement with a degressive wedge angle ⁇ and a wedge arrangement with a constant wedge angle ⁇ is shown for braking with a minimal friction coefficient ⁇ min .
  • Fig. 1 is shown very schematically and only partially a wedge arrangement 10, as it can be used in a brake according to the present invention.
  • the wedge arrangement 10 comprises a wedge 12 with a wedge surface 14 arranged at a wedge angle ⁇ .
  • the wedge 12 can be displaced along an actuation direction x by an electrical actuator (not shown here) by a friction lining (also not shown) of the electromechanical brake in one direction y to move towards a component of the brake to be braked.
  • the component of the brake to be braked is the rotating brake disc in the case of a disc brake.
  • the wedge surface 14 is divided into a first section 18 and a second section 20 adjoining it.
  • the first section 18 is effective at the beginning of a brake application and has a constant wedge angle ⁇ i over its entire extent.
  • the second section 20 of the wedge surface 14 has a degressive Wedge angle curve, ie the wedge angle ⁇ 2 of the second section 20 is continuously reduced compared to the wedge angle ⁇ i of the first section 18.
  • the dash-dotted line in FIG. 1 represents the continuation of the constant wedge angle ⁇ i, so that the increasing deviation of the wedge angle ⁇ 2 from the wedge angle ⁇ i is clearly recognizable.
  • the maximum required friction or braking torque also referred to as the nominal friction torque
  • the normal force required for this with a minimum friction coefficient for a given brake is determined based on its design.
  • the term "normal force” here means the force acting in a direction normal to the brake component to be braked, which presses the friction member against the component to be braked.
  • the brake is prevented by a control from exceeding the nominal friction torque.
  • a limitation of the friction torque is not a disadvantage for the performance of the brake, because the nominal friction torque will e.g. with a vehicle brake anyway, choose such that the vehicle wheel to be braked can still be locked with the nominal friction torque even with optimal tire grip.
  • the nominal friction torque will e.g. with a vehicle brake anyway, choose such that the vehicle wheel to be braked can still be locked with the nominal friction torque even with optimal tire grip.
  • a shaft brake select the nominal friction torque so that the shaft does not shear off when braking.
  • a friction torque that exceeds the nominal friction torque selected by intelligent design would therefore be of no benefit or even cause damage.
  • the maximum frictional force required results in the maximum frictional force required to produce a normal force, the magnitude of which depends on the prevailing coefficient of friction.
  • the maximum normal force to be applied to achieve the maximum required friction force is therefore a function of the friction coefficient ⁇ according to the relationship
  • the brake under consideration is a disc brake with a brake caliper that overlaps the brake disc
  • the brake caliper expands when
  • the actuating force of the actuator reaches its maximum value in the pressure direction with a minimum coefficient of friction.
  • the optimal wedge angle profile should ensure a uniform tension and pressure distribution of the available actuator force over the entire operating range of the
  • Actuator large enough to be able to release the brake under all operating conditions. From the considerations above it follows that very large wedge displacements only occur with a very small friction coefficient. The full range of fluctuation of the coefficient of friction occurs in the area of small wedge displacements, which is why the wedge angle ⁇ must be chosen to be constant in the first section 18 of the wedge surface 14.
  • the end of the first section 18 of the wedge surface 14 is defined by the value of the normal force at which the maximum frictional force associated with the maximum braking torque is reached assuming a maximum coefficient of friction.
  • the value of the normal force that is sought for a floating caliper disc brake results from the relationship
  • the optimal wedge angle ⁇ is now sought, at which, taking into account an additional safety factor Z for the pull wedge operation, the actuator forces for the
  • the first section 18 of the wedge surface 14 is thus uniquely determined with regard to all essential design variables.
  • the second section 20 of the wedge surface 14 generally has a smaller, ie flatter wedge angle than the first section 18.
  • a large wedge angle reduces the actuation path, which has a favorable effect on the overall volume of the brake and the dynamics of the actuating processes.
  • the selected wedge angle lead to the smallest possible change in the wedge angle so that the self-amplification factor changes as little as possible depending on the wedge displacement, which is advantageous for stable and therefore trouble-free control.
  • FIGS. 2 to 4 The effects of a wedge angle curve designed in accordance with the present invention are illustrated in FIGS. 2 to 4 on the basis of diagrams.
  • Fig. 2 the solid line shows the wedge contour, which results from a simple numerical integration of the differential equation (13).
  • the dotted line continues the constant wedge angle of 22.9 ° calculated for the first wedge section, while the dashed line represents a constant wedge angle of 17.6 °, which would result if a contour fulfilling condition (3) were obtained would be used with a constant wedge angle for both wedge sections.
  • the dash-dotted line to which the right ordinate of FIG. 2 applies, indicates the course of the wedge angle ⁇ as a function of the wedge displacement.
  • the actuator force increases up to the end of the first section 18 of the wedge surface 14, and then falls again in the second section 20 for further increasing frictional forces, which in the area of very high frictional forces even becomes one
  • the sign of the actuator force changes, ie the wedge 12 no longer works in these areas as a pressure wedge, but as a tension wedge.
  • a force gain value C * of 1.6 results for a degressive wedge angle curve in comparison to a constant wedge angle.
  • the relationship mentioned is shown graphically in FIG. 4, where the actuator force F A is plotted against the friction force F R.
  • the solid line shows the relationship for a degressive wedge angle profile, while the dashed line corresponds to a constant wedge angle ⁇ , each for braking with a minimal coefficient of friction. It can be seen that with a constant wedge angle ⁇ , an actuator force F A of approximately 4.1 kN would be required to achieve the maximum friction force F R , ma ⁇ . From a constructive point of view, the degressive wedge angle curve is therefore very advantageous, because it allows the actuator to be designed with less power and thus smaller, lighter and less expensive without impairing the braking performance.
  • a look at FIG. 2 also shows that, in order to achieve a desired tensioning path y with the degressive wedge angle profile, shorter wedge displacement paths X are sufficient than would be necessary if a contour with condition W 3 that was constant and consistently constant were used.

Abstract

Eine elektromechanische Bremse hat einen 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. Zwischen dem Reibglied und dem elektrischen Aktuator ist eine Selbstverstärkungseinrichtung angeordnet, die zur Selbstverstärkung der vom elektrischen Aktuator erzeugten Betätigungskraft führt und die wenigstens einen Keil (12) umfasst, der eine unter einem Keilwinkel Α angeordnete Keilfläche (14) aufweist, die sich an einem zugehörigen Widerlager (16) abstützt. Beim Betätigen der Bremse verschiebt der elektrische Aktuator den Keil (12) relativ zum Widerlager (16) in einer Betätigungsrichtung (x), um das Reibglied gegen das abzubremsende Bauteil der Bremse zu drücken. Um einen hohen Selbstverstärkungsgrad und kurze Betätigungswege zu erreichen, ist der Keilwinkel Α auf einem ersten Abschnitt (18) der Keilfläche (14), welcher zu Beginn der Bremsbetätigung wirksam ist, konstant und auf einem sich an den ersten Abschnitt (18) anschliessenden zweiten Abschnitt (20) kleiner als auf dem ersten Abschnitt (18).

Description

ELEKTROMECHANISCHE BREMSE MIT SELBSTVERSTARKUNG UND VERÄNDERLICHEM KEILWINKEL
Elektromechanische Bremse mit Selbstverstärkung und veränderlichem Keilwinkel
5 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
10 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 Patent 198 19 564 bekannt.
15 Bei bisher bekannten elektromechanischen Bremsen, die als Selbstverstärkungseinrichtung eine Keilanordnung verwenden, ist der Keilwinkel konstant, d.h. die Keilflä- che(n) der Keilanordnung weisen längs ihrer Erstreckung ein und denselben Keilwinkel auf. Weil der Reibkoeffizient μ während des Betriebes der Bremse nicht konstant bleibt, sondern beispielsweise in Abhängigkeit der Temperatur stark
20 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 (Druckkeilprin- zip), oder der Keilwinkel α wird so gewählt, dass unter Berücksichtigung aller möglichen Reibwertschwankungen die Betätigungskraft des Aktuators stets ein negatives
25 Vorzeichen hat (Zugkeilprinzip).
Idealerweise würde man den Keilwinkel α so wählen wollen, dass für den optimalen Reibkoeffizient die Bedingung μopt. = tan α erfüllt ist, denn dann ist - nach der Einleitung eines Bremsvorganges durch den Aktuator - die Betätigungskraft, die der
30 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
35 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.
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 Keilwin- kel 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 überwin- den, 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 = μmin 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
Fig. 1 schematisch eine Keilanordnung, wie sie in einer erfindungsgemäßen Bremse Verwendung finden kann,
Fig. 2 Graphen, die einen erfindungsgemäßen Keilwinkelverlauf verdeutlichen,
Fig. 3 ein Diagramm, in dem die Aktuatorkraft FA über der Reibkraft FR für verschiedene Reibkoeffizienten μ aufgetragen ist, und
Fig. 4 ein weiteres Diagramm, in dem die Aktuatorkraft FA über der Reibkraft F 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 μmin wiedergegeben ist.
In Fig. 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 αi 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 αi des ersten Abschnitts 18 kontinuierlich. Die strichpunktierte Linie in Fig. 1 stellt die Fortführung des konstanten Keilwinkels αi dar, so dass die zunehmende Abweichung des Keilwinkels α2 vom Keilwinkel αi 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 Leis- tung 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 Abbrem- sen 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 FN/maχ = maximal notwendige Normalkraft (zur Erzielung der maximal geforderten Reibkraft) FR,ma = 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 = μmιn 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 Nor- malkraft 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 Betäti- gungsrichtung 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 FN,ι,max = maximale Normalkraft im ersten Abschnitt der Keilfläche
FR,maχ = maximale Reibkraft Pmax = maximaler Reibkoeffizient
Aufgrund der zuvor ausgeführten Überlegungen existiert für die Normalkraft FN,ι,max eine eindeutig definierte Keilstellung und somit ein zugehöriger Betätigungsweg Xi, 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 Xi entspricht.
Für Keilverschiebungen im Bereich 0 < x < Xi, 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:
A,l,Druck,max — " — ~ — " J
'- Zugkeil
mit FA,ι,Druck,maχ = maximal vom Aktuator aufzubringende Druckkraft
FA,ι,zug,ma = maximal vom Aktuator aufzubringende Zugkraft
Z = Sicherheitsfaktor für Zugkeilbetrieb
Für die Aktuatorkraft FA gilt grundsätzlich FA = (tan α - μ)FN, (4)
so dass die vorstehende Gleichung (3) umgeschrieben werden kann zu
(tan α - μmin)FN • ZZugkeii = -(tan α - μmaχ)FN (5)
woraus sich der optimale Keilwinkel αi für den ersten Abschnitt ergibt zu
Bei maximalem Reibkoeffizient μmax tritt bei einer Keilverschiebung Xi die geforderte maximale Reibkraft FRrmaχ auf, bei minimalem Reibkoeffizienten μmin resultiert aus dieser Keilstellung jedoch eine wesentlich geringere Bremskraft gemäß der Beziehung
Die dafür erforderliche Aktuatorkraft ergibt sich aus der Beziehung
C _ tan αi ~ Mmm 'X. ./imm QΛ r^^Dmc max - • )
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 Keilwinkelver- lauf 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 FA,ι,DruCk,max dazu ausreicht, um den Keil unter allen Betriebsbedingungen, insbesondere bei μ = μmin, zu verschieben.
Zur Ermittlung dieses vorteilhaften Keilwinkel Verlaufes für den zweiten Abschnitt 20 der Keilfläche 14 wird deshalb der Fall μ = μmin betrachtet, urruauch für diesen Extremfall die maximal geforderte Reibkraft aufbringen zu können, und hinsichtlich der Aktuatorkraft FA die Randbedingung
FA = FA(μ = μmin; αx = f(FN/X)) = FA,ι, ruck,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 > Xi die Aktuatorkraft FA für μ = μmin ihren Maximalwert annimmt. Für Betriebsbedingungen, in denen μ > μmin ist, wird die Aktuatorkraft FA kleiner und kann sogar negativ werden (Zugkeilbetrieb).
Ersetzt man in der Gleichung (10) die Aktuatorkraft FA gemäß der Beziehung (4) und setzt für die Normalkraft FN die Beziehung (2) ein, ergibt sich für den gesuchten
Verlauf des tan α2/X
(tan αi - μmin)FN,ι,max = -(tan α2,x - μmin) N/ (11)
welche sich umformen lässt zu
tan α2,x = μmin + (tan αι - μmin) ^—^- (12)
und weiter zu
tan α2,χ = μmin + (tan cti - μmin) Λ'max • ~ (13) • /'„,„ - Io ¬
was eine Differentialgleichung für den Keilverlauf darstellt.
In den Figuren 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 μmm = 0,2, μmaχ = 0,6, Z = 0,8, einer angenommenen maximal geforderten Reibkraft FR,max = 14 kN, und einem angenommenen maximalen Zuspannweg ymax von 3,1 mm.
In Fig. 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 Fig. 2 gilt, gibt den Verlauf des Keilwinkels α als Funktion der Keilverschiebung an.
Führt man mit
Mx = ^ ^ (14)
eine Hilfsgröße μx ein, die dem maximalen Reibkoeffizient entspricht, der mit einer bestimmten Keilstellung korrespondiert, stellt sich die Gleichung (13) etwas anschau- licher als
tan αx = μmιn + (tan α_ - μm,n) ^^ • ^ - (15)
und umgeformt als
tan αx = μmιn + (tan αi - μmιn) -^- (16)
dar. Damit ist auch der zweite Abschnitt 20 der Keilfläche 14 hinsichtlich des Keilwinkelverlaufs eindeutig beschrieben. Fig. 3 zeigt, dass mit der gewählten Auslegung unabhängig vom vorherrschenden Reibkoeffizient μ eine maximale Aktuatorkraft FA von 2,6 kN in Druckrichtung (bei μ = μmin, vergleiche den durchgezogenen Linienverlauf) und 2,1 kN in Zugrichtung (bei μ = 0,6, vergleiche den gestrichelten Linienverlauf) zur Erreichung der maximal geforderten Reibkraft FR,maχ = 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 FA = 2,6 kN und die mit dieser Aktuatorkraft erzielte maximale Reibkraft FR/maχ = 14 kN mit einer Aktuatorkraft, wie sie bei herkömmlichem konstantem Keilwinkel α über die gesamte Keilfläche erforderlich wäre, um dieselbe Reibkraft FR,maχ = 14 kN zu erreichen, ergibt sich für den degressiven Keilwinkelverlauf eine zusätzliche Kraftverstärkung gemäß der Beziehung
- * _ " A rno .. aconst _ ^ ' / max mm ^ = ^ ' max. ' miix l 7^
^-Ord r // — u Fc ^ , \^- )
I max " ιn Fnetm / • tt + //
A tnax, (ϊdegr * 'J Λ*max Λ*mιn
(z + !) • /',„„ 2
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 Fig. 4 graphisch wiedergegeben, wo die Aktuatorkraft FA 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 FR,maχ eine Aktuatorkraft FA 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 Fig. 2 zeigt auch, dass zur Erzielung eines gewünschten Züspannweges 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

Patentansprüche
1. 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 Selbstver- Stärkung 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) 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) kleiner ist als auf dem ersten Abschnitt (18).
2. Bremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Keilwinkel α auf dem zweiten Abschnitt (20) zumindest bereichsweise konstant ist.
3. 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.
4. 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.
5. 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 wir- kende Anpresskraft mit zunehmender Verschiebung des Keils (12) in Betätigungsrichtung (x) erhöht.
6. 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.
7. 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.
8. Bremse nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Keilwinkel α des ersten Abschnitts (18) der
Keilfläche (14) bestimmt ist durch die Beziehung μ + Z ■ μ .
« t.a-,nnrαvi _ r max ^ min
mit αi = Keilwinkel des ersten Abschnitts der Keilfläche Pmax = maximaler Reibkoeffizient μmin = minimaler Reibkoeffizient Z = Sicherheitsfaktor
9. Bremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Keilwinkel α längs des zweiten Abschnitts (20) der
Keilfläche (14) bestimmt ist durch die Beziehung μ tanα2,x = μmin + (tanαi - μmin) ^^ μ r max mit α2/X = Keilwinkel des zweiten Abschnitts der Keilfläche als Funktion des
Betätigungsweges x αi = Keilwinkel des ersten Abschnitts der Keilfläche μx = maximaler Reibkoeffizient als Funktion des Betätigungsweges x μmax = maximaler Reibkoeffizient μmin = minimaler Reibkoeffizient
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