EP3526088A1 - Pedalkraftsimulatoreinrichtung - Google Patents

Pedalkraftsimulatoreinrichtung

Info

Publication number
EP3526088A1
EP3526088A1 EP17758442.2A EP17758442A EP3526088A1 EP 3526088 A1 EP3526088 A1 EP 3526088A1 EP 17758442 A EP17758442 A EP 17758442A EP 3526088 A1 EP3526088 A1 EP 3526088A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
spring
housing
disc
pressure piston
pedal force
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Withdrawn
Application number
EP17758442.2A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Simon Hansmann
Dieter Pflaum
Matthias Kistner
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch 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
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP3526088A1 publication Critical patent/EP3526088A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/34—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition
    • B60T8/40—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition comprising an additional fluid circuit including fluid pressurising means for modifying the pressure of the braking fluid, e.g. including wheel driven pumps for detecting a speed condition, or pumps which are controlled by means independent of the braking system
    • B60T8/4072—Systems in which a driver input signal is used as a control signal for the additional fluid circuit which is normally used for braking
    • B60T8/4081—Systems with stroke simulating devices for driver input
    • B60T8/409—Systems with stroke simulating devices for driver input characterised by details of the stroke simulating device
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T7/00—Brake-action initiating means
    • B60T7/02—Brake-action initiating means for personal initiation
    • B60T7/04—Brake-action initiating means for personal initiation foot actuated
    • B60T7/042—Brake-action initiating means for personal initiation foot actuated by electrical means, e.g. using travel or force sensors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B15/00—Fluid-actuated devices for displacing a member from one position to another; Gearing associated therewith
    • F15B15/20—Other details, e.g. assembly with regulating devices
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F1/00—Springs
    • F16F1/02—Springs made of steel or other material having low internal friction; Wound, torsion, leaf, cup, ring or the like springs, the material of the spring not being relevant
    • F16F1/32—Belleville-type springs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F3/00—Spring units consisting of several springs, e.g. for obtaining a desired spring characteristic
    • F16F3/02—Spring units consisting of several springs, e.g. for obtaining a desired spring characteristic with springs made of steel or of other material having low internal friction
    • G—PHYSICS
    • G05—CONTROLLING; REGULATING
    • G05G—CONTROL DEVICES OR SYSTEMS INSOFAR AS CHARACTERISED BY MECHANICAL FEATURES ONLY
    • G05G5/00—Means for preventing, limiting or returning the movements of parts of a control mechanism, e.g. locking controlling member
    • G05G5/03—Means for enhancing the operator's awareness of arrival of the controlling member at a command or datum position; Providing feel, e.g. means for creating a counterforce
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60Y—INDEXING SCHEME RELATING TO ASPECTS CROSS-CUTTING VEHICLE TECHNOLOGY
    • B60Y2400/00—Special features of vehicle units
    • B60Y2400/81—Braking systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F2228/00—Functional characteristics, e.g. variability, frequency-dependence
    • F16F2228/08—Functional characteristics, e.g. variability, frequency-dependence pre-stressed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F2230/00—Purpose; Design features
    • F16F2230/0052—Physically guiding or influencing
    • F16F2230/007—Physically guiding or influencing with, or used as an end stop or buffer; Limiting excessive axial separation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F2232/00—Nature of movement
    • F16F2232/08—Linear
    • G—PHYSICS
    • G05—CONTROLLING; REGULATING
    • G05G—CONTROL DEVICES OR SYSTEMS INSOFAR AS CHARACTERISED BY MECHANICAL FEATURES ONLY
    • G05G1/00—Controlling members, e.g. knobs or handles; Assemblies or arrangements thereof; Indicating position of controlling members
    • G05G1/30—Controlling members actuated by foot

Definitions

  • the invention relates to a pedal force simulator device, with an actuatable by a brake pedal pressure piston which is mounted axially displaceably in a housing, and arranged with at least two connected in series
  • each plate spring packet each having at least two disc springs, wherein at least two of the cup spring packages
  • the disc spring assemblies are arranged between an end face of the pressure piston and an axial stop of the housing in the housing.
  • Pedal force simulator devices of the type mentioned are known from the prior art.
  • a pedal force simulator device known from the prior art has at least two disc spring assemblies arranged in series, wherein each disc spring packet has at least two disc springs each.
  • the disk spring assemblies are acted upon by the pressure piston with a compressive force, they are each deflected or compressed depending on their individual spring force or spring characteristic. They generate a restoring force on the pressure piston, which counteracts further compression. In this way, the generated
  • Pedal force simulator device upon actuation of the brake pedal a Restoring force on the brake pedal.
  • the generated restoring force simulates the brake pedal force feeling, which the driver in the operation of a
  • the pedal force simulator device with the features of claim 1 has the advantage that it at a pressurization or
  • Compressing the cup spring package minimizes force jumps in a spring characteristic of the disc spring package, so that it conveys the brake pedal force feeling of a conventional hydraulic brake system upon actuation of a brake pedal by a driver of a vehicle. This ensures that the
  • cup spring package for example, at such a point in the spring characteristic deflected so that for a particular minor additional compression, a force must be expended, which as
  • Spring element is preferably designed as a foam spring, elastomer or wire spring. According to a preferred embodiment of the invention it is provided that the spring element heredig on the plate spring package with the smallest
  • the spring element realized in particular a biasing force or the bias of the at least one plate spring package on which the spring element is supported.
  • a plate spring package / spring element with a high spring rate one
  • Disc spring pack / spring element with a lower spring rate.
  • the spring stiffness is preferably adjustable by means of an arrangement of the individual disc springs of a respective cup spring package.
  • at least one first plate spring and at least one second plate spring of the disc spring packet can be arranged parallel and / or mirror-inverted relative to one another.
  • two mirror-inverted disc springs have a lower spring rate than a single plate spring.
  • Two mutually parallel disc springs have a greater spring stiffness than a single disc spring.
  • the spring element can extend completely through at least one plate spring package.
  • the spring element is supported within the passage opening of the disc spring packet on the disc spring package itself and / or outside the passage opening at another
  • the passage opening is preferably designed as an at least substantially circular passage opening.
  • At least two plate spring packets adjacent in series each have a passage opening for the spring element. This ensures that the spring element at least substantially extends through two disc spring assemblies arranged in series, thus bridging two plate spring packets. This will be added adapted to a pressurization by the pressure piston spring characteristic, because now the spring hardness of at least two disc spring assemblies cooperate and generate a restoring force. This ensures that the simulated brake pedal feel even better with a stronger operation of the brake pedal that of a vehicle with hydraulic brake system even better.
  • the spring element acts in a
  • Disc spring assembly in particular the disc package on which the spring element is supported, together.
  • the one disk spring assembly and the spring element are at least substantially completely compressed by the pressure piston.
  • the restoring force on the pressure piston increases with increasing compression of the first plate spring package and the spring element.
  • the second plate spring package is additionally deflected.
  • a length of the spring element preferably corresponds at least substantially to the axial extent of the plate spring packets, through which the spring element extends.
  • the second plate spring package has a greater spring stiffness than the first plate spring package.
  • the spring element is designed as a helical spring or coil spring.
  • the advantage here is that the coil spring or coil spring is compact and thus space-saving in the receiving recess or through hole can be arranged. This makes it easy to do that
  • an outer diameter of the coil spring or coil spring corresponds at least substantially to the diameter of the particular circular receiving recess
  • the coil spring or coil spring is made of a made elastically deformable material having a long life, such as metal, a metallic alloy and / or plastic.
  • each of the plate spring packets has a disc spring packet housing, in which the at least two disc springs are held, in particular biased, are.
  • the advantage here is that the cup spring packages are available as a manageable or compact unit. Accordingly, the disk pacts can be mounted and / or dismounted in a simple manner in the housing of the pedal force simulator device. By biasing the cup springs in the
  • Cup spring package housing are kept, it is ensured that they can be used directly after mounting in the housing of the pedal force simulator device or acted upon by a compressive force.
  • the cup spring assemblies in particular in dependence on their spring hardness, in any order in the housing of the pedal force simulator device can be arranged.
  • the respective disc spring packet housing preferably has a shape which corresponds to a housing shape of the housing
  • the cup spring packet housing is preferably designed as a cylinder which has a cylinder outside diameter, wherein the hollow cylinder inner diameter preferably corresponds at least essentially to the cylinder outside diameter.
  • the plate spring packet housing preferably has the passage opening.
  • the respective disc spring packet housing has a first housing element and a second housing element, which are displaceable relative to each other for a stress of the disc springs.
  • the advantage here is that the cup spring package is compressible in a simple manner and without risk of damage.
  • one of the housing elements has an at least slightly larger housing element diameter than the other housing element. As a result, the housing elements are displaceable against each other when pressurized against their biasing force. At least one of the
  • Housing elements is preferably by means of a joining process, for example by welding, tulips or soldering, mounted on at least one, in particular an outermost, plate spring of the plate spring package.
  • the first housing element and / or the second housing element of at least one of the plate spring assemblies having an axial stop which limits the maximum stress of the disc springs.
  • Disc spring package is reduced. In particular, this increases the life of the plate spring package, because a mechanical stress is limited. By limiting the maximum deflection is also ensured that a fixed predetermined, maximum restoring force is generated at the maximum stress. Thus, a spring characteristic of a plate spring package is precisely adjustable.
  • the axial stop is formed, for example, on the first housing element as a rod-shaped element, which at a predeterminable
  • Housing element contacted and prevents further deflection.
  • the axial stop is designed as axially extending within the disc springs sleeve on the first housing element, and with a counter-stop of the second housing element to
  • the disc spring package itself is specified.
  • the disc spring assembly is thus formed as a structural unit, which has an individual spring characteristic with a maximum deflection and thus a maximum restoring force can be generated.
  • the sleeve is preferably on the first housing element of
  • a diameter of the sleeve preferably corresponds to the diameter of
  • Axial stop optimally arranged in the plate spring package Preferably, a portion of the sleeve protrudes at least partially over the first and / or second Housing element addition. This ensures that on the section another disc spring package can be arranged.
  • first housing element and the second housing element counter to
  • the disc springs are held form-fitting together.
  • the advantage here is that a stable shape of the cup spring package housing is guaranteed.
  • the bias is in particular dependent on the maximum distance between the first and second housing element, which is limited by the positive connection.
  • the positive connection Preferably, for the positive
  • the second housing element preferably has a radially inwardly facing projection.
  • the positive connection is preferably carried out by abutment of an upper side of the radially outwardly facing projection on an underside of the radially inwardly facing projection, wherein the upper side and the lower side are biased in opposite directions by the disc springs and thereby interlock
  • the spring element ensures that a jump in force is avoided when the Druckkoben compresses the other disc spring assemblies and the restoring force increases thereby.
  • the pressure piston has an at least in the receiving recess insertable actuating pin on which the spring element is supported at one end.
  • Biasing force of the spring element is additionally adjustable.
  • the bias of the spring element is adjustable depending on a length of the actuating pin at a fixed predetermined length of the spring element.
  • the pressure piston is hydraulically actuated.
  • the advantage here is that a displacement of the pressure piston is generated in a simple manner by actuation of the brake pedal.
  • the pressure piston is arranged radially sealing in the housing, for example by at least one sealing element, which is preferably arranged between the pressure piston and housing and which prevents the hydraulic medium in the
  • the housing preferably has one
  • Hydraulic connection through which a hydraulic medium can be introduced into the housing, so that a hydraulic pressure can be generated in order to displace the pressure piston.
  • Figure 1 is a pedal force simulator device according to an embodiment in a simplified side view
  • Figure 2 shows a cup spring package according to an embodiment in a
  • FIG. 1 shows a pedal force simulator device 1 of a vehicle 2, not shown here, with a housing 3 designed in particular as a hollow cylinder, in which an axially displaceable pressure piston 5 which can be actuated by a brake pedal 4 of the vehicle 2 and which has an actuating journal 6 is mounted.
  • a plurality of disc spring packets 9, 10, 11, 12, 13 are connected in series or arranged in a row one behind the other.
  • the disc spring assemblies 9, 10, 11, 12, 13 adjacent in series each have an axial receiving recess 14, 15, 16, 17, 18, which is designed as a passage opening having a diameter.
  • Coil spring or coil spring is arranged in the receiving recesses 14,15,16.
  • the spring element 19 is supported at one end on the pressure piston 5, in particular on the actuating pin 6, and at the other end on the plate spring packet 12, in particular on a support element 20, which preferably on the
  • Disc spring assembly 12 arranged and in particular as a support plate 20 'is formed from.
  • the spring element 19 is connected in accordance with the embodiment due to its arrangement within the receiving recesses 14,15,16 of the plate spring assemblies 9,10,11 in series with the plate spring packets 12,13. Alternatively, the spring element 19 is supported in a region of
  • the actuating pin 6 ensures that the spring element 19 already in an unactuated state of the pressure piston 5, so if the pressure piston 5 is not acted upon by a compressive force, already biased
  • each disc spring assembly 9,10,11,12,13 each have four disc springs 21,22,23,24, which according to the
  • Embodiment in each disc spring assembly 9,10,11,12,13 are arranged in the same manner.
  • the plate spring 22 is a mirror image or alternately to the plate spring 21, the plate spring 23 arranged in mirror image to the plate spring 22 and the plate spring 24 in mirror image to the plate spring 23.
  • the presently selected number and arrangement of the disc springs 21, 22, 23, 24 is solely the description of the advantageous embodiment. It can basically be any number of
  • Disc springs may be present in a disc spring package, wherein the disc springs can be arranged in any manner to each other.
  • the disc springs 21,22,23,24 preferably each have an identical outer and inner diameter.
  • the disc springs 21, 22, 23, 24 preferably each have a constant and / or variable spring constant. From the changeable arrangement of the disc springs 21,22,23,24 results in a
  • Disc spring assemblies 9, 10, 11, 12, 13 may be the same or different from each other. It is also possible that at least two spring constants are the same, while the other spring constants differ from these.
  • Each plate spring assembly 9,10,11,12,13 preferably has its own, different from the other plate spring packages 9,10,11,12,13 spring hardness.
  • the plate spring package 12 has the smallest spring hardness and is thus the softest plate spring package 12.
  • Cup spring assembly 12 and the spring plate 19 supported on the plate spring assembly 12 is acted upon by the pressure piston 5 with a compressive force, the plate spring package 12 has a spring characteristic with a smaller pitch than the other plate spring packets 9,10,11,13, which has a greater spring stiffness exhibit.
  • the spring element 19 By the spring element 19 is supported on the disc spring assembly 12, the spring element 19 in particular realizes the bias of the cup spring package 12th
  • the plate spring package 13 has a greater spring stiffness than the cup spring package 12, but a lower spring rate than the disc spring assemblies 9,10,11 on.
  • the pressure piston 5 is hydraulically actuated.
  • the pressure piston 5 has a recess 27 between the housing wall 26 and the pressure piston 5, which recess is filled by a sealing ring 28.
  • the pressure piston 5 has a flat, in particular disk-shaped end face 7.
  • the disc spring assemblies 9, 10, 11, 12, 13 preferably have a shape which corresponds to a housing shape of the housing 3.
  • the disc spring assemblies 9,10,11,12,13 for example, cylindrical in shape, so that they each have a diameter which corresponds to an inner diameter of the hollow cylindrical housing 3.
  • the end face 7 of the pressure piston 5 is formed as a hollow cylinder.
  • the hollow cylindrical end face 7 of the pressure piston 5 preferably in the region of the outer diameter of the end face 7 a
  • Cylinder wall 29 which extends axially in the direction of the axial stop 8 and, for example, surrounds at least a plate spring package 9 at least partially.
  • the disc spring assemblies 9,10,11,12,13 preferably have a diameter which is smaller than the inner diameter of the housing 3.
  • the cylinder wall 29 preferably has a wall thickness, which in
  • Disk spring assemblies 12,13 acted upon by the spring element 19 with a force and thus realized a spring characteristic with low slope or a small restoring force on the brake pedal 4.
  • the disc spring assemblies 12, 13 approach an end stop, in which they reach their maximum deflection and generate a maximum restoring force. The end stop will be explained later.
  • a maximum distance X (jump-in distance") between the end face 7 of the pressure piston 5 and an end face 25 of the disc spring assembly 9 is reduced.
  • the distance X preferably corresponds the distance which the pressure piston 5 and the uppermost plate spring packet 9 have in the unactuated state of the pressure piston 5.
  • the distance X is reduced in particular when the plate spring packets 12, 13 are compressed or maximally deflected and generate a maximum restoring force Pressure piston 5 preferably against the restoring force of the spring element 19. In this case, the distance X between the end face 7 of the pressure piston 5 and the end face 25 of the reduced
  • Disk spring assemblies 9 Preferably, the restoring force on the pressure piston 9 after a displacement by the distance X, in which the end face 7 of the pressure piston 9 touches the end face 25 of the disc spring package 9, the force that is necessary, the disc spring assemblies 9,10,11 counter to compress their bias.
  • the generated restoring force simulates a brake pedal force on
  • Brake pedal 4 which corresponds to the brake pedal force feeling of a vehicle 2 with conventional hydraulic brake system.
  • the pedal force simulator device 1 spring characteristics of any pitch and of any desired shape, for example linear or progressive spring characteristics. Due to the individual length of the actuating pin 6, the geometric component tolerance can be compensated without changing the force of the individual springs. It is preferably provided that the length of
  • Actuating pin 6 is adjustable. For this purpose, for example, this is telescopically formed from the front side of the pressure piston and / or extendable. This makes it possible to compensate for a geometrical component tolerance, in particular a component tolerance-related deviation in the height stacked plate spring packets and / or disc springs. A compensation of the component tolerance is possible without a change in the individual disc springs, for example by means of a manual intervention, in which disc springs and / or cup spring packages are exchanged.
  • Figure 2 shows the plate spring package 12, which has the disc springs 21,22,23,24.
  • the disc springs 21,22,23,24 are according to that in Figure 1
  • the arrangement is not limited to the embodiment.
  • the disc spring assemblies 9,10,11,13 are formed according to the disc spring assembly 12.
  • the plate spring assembly 12 preferably has a plate spring packet housing 30, in which the disc springs 21,22,23,24 held, in particular biased, are.
  • the disc springs are 21,22,23,24 loose in the
  • the plate spring packet housing 30 has a first housing element 31 and a second housing element 31.
  • the housing elements 31, 32 are displaceable relative to one another for a loading of the disc springs 21, 22, 23, 24.
  • the second housing element 31 is a support member 20,33, in particular a support disk assigned.
  • the support element 20, 33 is preferably a separate component which can be arranged in series with the cup spring packet housing 30. Alternatively, the support element 20, 33 is preferably connected in one piece with the housing element 32.
  • the first housing member 31 has a larger diameter than the second housing member 32, so that a relative axial displacement of the two housing elements 31,32 is possible, in which in particular the first housing member 31 is slidable via the second housing member 32.
  • the housing elements 31, 32 each have the same
  • the first housing element 31 has an axial stop 34, which limits a maximum load or deflection of the plate spring 12 as the previously mentioned end stop.
  • the second housing element 32 has an axial stop 34.
  • the axial stop 34 is preferably formed as axially extending within the disc springs 21,22,23,24 sleeve 35 on the first housing member 31, which on its front side with a counter-stop 36 of the
  • Housing element 32 cooperates to limit the maximum stress of the disc springs 21,22,23,24.
  • the counter-stop 36 cooperates with the separate support member 20,33 to limit the maximum stress of the disc springs 12 together.
  • the sleeve 35 has an at least substantially circular
  • Cup spring package 12 is arranged.
  • the support element 20,33 preferably has a in the region of the circular passage opening of the sleeve 35
  • Inner diameter which is smaller or equal to the diameter of the circular passage opening.
  • the sleeve 35 projects at least partially over the first
  • Housing element 31 addition. This ensures that a cup spring assembly 9,10,11,13 and / or a support plate 20,33 can be arranged on the disc spring assembly 12 and is held stable.
  • the first housing member 31 and the second housing member 32 are advantageously against the bias of the disc springs 21, 22, 23, 24 held positively against each other.
  • the second housing element 32 preferably has an axial offset 39 which extends in the direction of the first housing element 31.
  • the positive connection is preferably carried out by abutment of a top 40 of the radially outwardly facing projection 37 on a bottom 41 of the radially inwardly facing projection 38.
  • the projections 37 and 38 thus prevent the housing elements 31 and 32 by the spring force of the disc springs 21st , 22, 23, 24 can be detached from each other.
  • the projections 37 and 38 ensure the cohesion of the plate spring package housing 30th
  • the projections or their arrangement on the respective housing element 31, 32 define the maximum distance of the
  • Positioning of the projections 37 and 38 is suitably chosen such that the disc springs 21, 22, 23, 24 are biased between the housing elements 31 and 32 or partially compressed / elastically deformed when the projections 37 and 38 abut each other. The bias is also avoided that rattling noises occur during operation.
  • the plate spring package 12 at least one fastening device 42,43, which in particular a positive fastening of the
  • Spring element 19 on the plate spring package 12 allows.
  • the fastening device 42,43 serves to screw in the spring element 19.
  • an integrated into the respective disc spring assembly locking the spring element 19, in particular coil spring are provided.
  • Pressure piston 5 and the cup spring package 12 held clamped or biased.
  • the support disk 20 ' is integrally formed in the disk spring assembly 11 arranged above the disk spring package 12.
  • the support disk 20 ' is integrally formed in the disk spring assembly 11 arranged above the disk spring package 12.
  • the cup spring package 12 is thus in a prestressed, compact and easily assembled form.
  • the cup spring package 12 in particular in a simple manner in the housing 3 of the pedal force simulator device 1 can be arranged and used directly after the arrangement.
  • Disk spring assemblies 9,10,11,12,13 are therefore not necessary. This ensures a particularly accurate realization of spring characteristics by means of the disc spring assemblies 9, 10, 11, 12, 13 and of the spring element 19.
  • the plate spring package 12 according to the embodiment of Figure 2 side walls on the housing elements 31, 32, which in each case in the
  • Cup spring package housing 30 enclosed disc springs 21, 22, 23, 24 circumferentially encloses, whereby the disc spring assembly is protected from external influences.
  • the side walls are optional and can, as shown in Figure 1, in the cup spring assemblies 9, 10, 11, 12 and 13 also omitted.
  • the pedal force simulator device 1 thus ensures that despite

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Pedalkraftsimulatoreinrichtung (1), mit einem durch ein Bremspedal (4) betätigbaren Druckkolben (5), der in einem Gehäuse (3) axial verschiebbar gelagert ist, und mit zumindest zwei in Reihe geschaltet angeordneten Tellerfederpaketen (9, 10, 11, 12, 13), wobei jedes Tellerfederpaket (9, 10, 11, 12, 13) jeweils mindestens zwei Tellerfedern (21, 22, 23, 24 ) aufweist, wobei zumindest zwei der Tellerfederpakete (9, 10, 11, 12, 13) unterschiedliche Federkonstanten aufweisen, und wobei die Tellerfederpakete (9, 10, 11, 12, 13) zwischen einer Stirnseite (7) des Druckkolbens (5) und einem Axialanschlag (8) des Gehäuses (3) in dem Gehäuse (3) angeordnet sind. Es ist vorgesehen, dass zumindest eines der Tellerfederpakete (9, 10, 11, 12, 13) eine axiale Aufnahmeaussparung (14, 15, 16, 17, 18) aufweist, in welcher ein durch den Druckkolben (5) elastisch verformbares Federelement (19) angeordnet ist, das sich einendig an dem Druckkolben (5) und anderendig an einem der Tellerfederpakete (9, 10, 11, 12, 13) abstützt.

Description

Beschreibung Titel
Pedal kra ftsim ula toreinrichtung
Die Erfindung betrifft eine Pedalkraftsimulatoreinrichtung, mit einem durch ein Bremspedal betätigbaren Druckkolben, der in einem Gehäuse axial verschiebbar gelagert ist, und mit zumindest zwei in Reihe geschaltet angeordneten
Tellerfederpaketen, wobei jedes Tellerfederpaket jeweils mindestens zwei Tellerfedern aufweist, wobei zumindest zwei der Tellerfederpakete
unterschiedliche Federhärten aufweisen, und wobei die Tellerfederpakete zwischen einer Stirnseite des Druckkolbens und einem Axialanschlag des Gehäuses in dem Gehäuse angeordnet sind.
Stand der Technik
Pedalkraftsimulatoreinrichtungen der eingangs genannten Art sind aus dem Stand der Technik bekannt. So weist eine aus dem Stand der Technik bekannte Pedalkraftsimulatoreinrichtung zumindest zwei in Reihe geschaltet angeordnete Tellerfederpakete auf, wobei jedes Tellerfederpaket jeweils mindestens zwei Tellerfedern aufweist. Dabei sind die Tellerfederpakete zwischen einer Stirnseite eines axial verschiebbaren Druckkolbens, der durch ein Bremspedal betätigbar ist, und einem Axialanschlag eines Gehäuses in dem Gehäuse vorgespannt angeordnet. Es ist vorgesehen, dass zumindest zwei Tellerfederpakete unterschiedliche Federkräfte beziehungsweise Federkennlinien aufweisen.
Werden die Tellerfederpakete durch den Druckkolben mit einer Druckkraft beaufschlagt, so werden sie jeweils in Abhängigkeit ihrer individuellen Federkraft beziehungsweise Federkennlinie ausgelenkt beziehungsweise komprimiert. Dabei erzeugen sie eine Rückstellkraft auf den Druckkolben, welche einer weiteren Komprimierung entgegenwirkt. Auf diese Weise erzeugt die
Pedalkraftsimulatoreinrichtung bei einer Betätigung des Bremspedals eine Rückstellkraft auf das Bremspedal. Die erzeugte Rückstellkraft simuliert dabei das Bremspedalkraftgefühl, das der Fahrer bei der Betätigung eines
konventionellen, hydraulischen Bremssystems spüren würde.
Offenbarung der Erfindung
Die erfindungsgemäße Pedalkraftsimulatoreinrichtung zeichnet sich dadurch aus, dass zumindest eines der Tellerfederpakete eine axiale Aufnahmeaussparung aufweist, in welcher ein durch den Druckkolben elastisch verformbares
Federelement angeordnet ist, das sich einendig an dem Druckkolben und anderendig an einem der Tellerfederpakete abstützt. Die erfindungsgemäße Pedalkraftsimulatoreinrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 hat den Vorteil, dass sie bei einer Druckbeaufschlagung beziehungsweise
Komprimierung des Tellerfederpakets Kraftsprünge in einer Federkennlinie des Tellerfederpakets minimiert, so dass sie bei Betätigung eines Bremspedals durch einen Fahrer eines Fahrzeugs das Bremspedalkraftgefühl eines konventionellen, hydraulischen Bremssystems vermittelt. Damit ist gewährleistet, dass die
Federkennlinie der gesamten Einrichtung bei jeder Auslenkung beziehungsweise bei jedem Federweg stetig beziehungsweise ohne Kraftsprünge in der Federkraft verläuft. Aufgrund einer gleichzeitigen Komprimierung beziehungsweise eines Zusammenwirkens von Tellerfederpaket und Federelement werden die
Kraftsprünge gedämpft und damit das erzeugte Bremspedalkraftgefühl dem Bremspedalkraftgefühl angepasst, welches dem eines hydraulischen
Bremssystems entspricht. Dies erleichtert dem Fahrer den Betrieb des
Kraftfahrzeugs. Ist das Tellerfederpaket beispielsweise an einem Punkt in der Federkennlinie derart ausgelenkt, dass für eine insbesondere geringfügige weitere Komprimierung eine Kraft aufgewendet werden muss, welche als
Kraftsprung spürbar ist, so gewährleistet das Federelement insbesondere an diesem Punkt, dass dieses anstelle des Tellerfederpakets soweit ausgelenkt wird, bis durch die Auslenkung des Federelements die Federkraft erreicht ist, welche notwendig ist, um das Tellerfederpaket zu komprimieren. Das
Federelement ist bevorzugt als Schaumstofffeder, Elastomer oder Drahtfeder ausgebildet. Gemäß einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung ist vorgesehen, dass sich das Federelement anderendig an dem Tellerfederpaket mit der kleinsten
Federhärte abstützt. Der Vorteil hierbei ist, dass bei einer Betätigung des
Bremspedals mit einer insbesondere geringen Betätigungskraft durch den Fahrer des Fahrzeugs, insbesondere zu Beginn eines Bremsvorganges, die
Federkennlinie eine geringe Steigung aufweist und ein natürliches
Bremspedalkraftgefühl simuliert. Dabei realisiert das Federelement insbesondere eine Vorspannkraft beziehungsweise die Vorspannung des zumindest einen Tellerfederpakets, auf dem sich das Federelement abstützt. Allgemein gilt, dass ein Tellerfederpaket/Federelement mit einer großen Federhärte eine
Federkennlinie mit einer steileren Steigung aufweist als ein
Tellerfederpaket/Federelement mit einer geringeren Federhärte. Die Federhärte ist bevorzugt mittels einer Anordnung der einzelnen Tellerfedern eines jeweiligen Tellerfederpakets einstellbar. So sind zumindest eine erste Tellerfeder und zumindest eine zweite Tellerfeder des Tellerfederpakets parallel und/oder spiegelbildlich zueinander anordenbar. Dabei weisen beispielsweise zwei spiegelbildlich zueinander angeordnete Tellerfedern eine kleinere Federhärte auf als eine einzelne Tellerfeder. Zwei parallel zueinander angeordnete Tellerfedern weisen eine größere Federhärte auf als eine einzelne Tellerfeder.
Besonders bevorzugt ist vorgesehen, dass die Aufnahmeaussparung als
Durchgangsöffnung ausgebildet ist. Der Vorteil hierbei ist, dass die
Durchgangsöffnung vollständig durch das zumindest eine Tellerfederpaket führt, so dass sich das Federelement durch mindestens ein Tellerfederpaket vollständig hindurch erstrecken kann. Bevorzugt stützt sich das Federelement innerhalb der Durchgangsöffnung des Tellerfederpakets an dem Tellerfederpaket selbst und/oder außerhalb der Durchgangsöffnung an einem anderen
Tellerfederpaket ab. Die Durchgangsöffnung ist bevorzugt als zumindest im Wesentlichen kreisförmige Durchgangsöffnung ausgebildet.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass zumindest zwei in Reihe benachbarte Tellerfederpakete jeweils eine Durchgangsöffnung für das Federelement aufweisen. Damit ist gewährleistet, dass sich das Federelement durch zwei in Reihe geschaltet angeordnete Tellerfederpakete zumindest im Wesentlichen hindurch erstreckt und somit zwei Tellerfederpakete überbrückt. Dadurch wird bei einer Druckbeaufschlagung durch den Druckkolben die Federkennlinie angepasst, weil nunmehr die Federhärten zumindest zweier Tellerfederpakete zusammenwirken und eine Rückstellkraft erzeugen. Dies gewährleistet, dass das simulierte Bremspedalkraftgefühl insbesondere bei einer stärkeren Betätigung des Bremspedals dem eines Fahrzeugs mit hydraulischem Bremssystem noch besser entspricht. Bevorzugt wirkt das Federelement bei einer
Druckbeaufschlagung durch den Druckkolben zunächst nur mit einem
Tellerfederpaket, insbesondere dem Tellerpaket, auf dem sich das Federelement abstützt, zusammen. Bevorzugt werden dabei das eine Tellerfederpaket und das Federelement durch den Druckkolben zumindest im Wesentlichen vollständig komprimiert. Die Rückstellkraft auf den Druckkolben steigt mit zunehmender Komprimierung des ersten Tellerfederpakets und des Federelements. Entspricht die Rückstellkraft der Kraft, die notwendig ist, um ein zweites Tellerfederpaket, durch das sich das Federelement hindurch erstreckt, zu komprimieren, so wird das zweite Tellerfederpaket zusätzlich ausgelenkt. Dadurch wird insbesondere gewährleistet, dass ein Kraftsprung in der Federkennlinie dann gedämpft wird, wenn das zweite Tellerfederpaket ausgelenkt wird. Alternativ wirkt das
Federelement bei der Druckbeaufschlagung mit beiden Tellerfederpaketen gleichzeitig zusammen. Eine Länge des Federelements entspricht bevorzugt zumindest im Wesentlichen der axialen Ausdehnung der Tellerfederpakete, durch die sich das Federelement hindurch erstreckt. Bevorzugt weist das zweite Tellerfederpaket eine größere Federhärte auf als das erste Tellerfederpaket.
Gemäß einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung ist vorgesehen, dass das Federelement als Schraubenfeder oder Spiralfeder ausgebildet ist. Der Vorteil hierbei ist, dass die Schraubenfeder oder Spiralfeder kompakt ist und somit platzsparend in der Aufnahmeaussparung beziehungsweise Durchgangsöffnung anordenbar ist. Damit ist es auf einfach Art und Weise möglich, das
Federelement in Reihe zu zumindest einem Tellerfederpaket zu schalten beziehungsweise anzuordnen. Bevorzugt entspricht ein Außendurchmesser der Schraubenfeder oder Spiralfeder zumindest im Wesentlichen dem Durchmesser der insbesondere kreisförmig ausgebildeten Aufnahmeaussparung
beziehungsweise Durchgangsöffnung, so dass die Schraubenfeder oder Spiralfeder in der Aufnahmeaussparung beziehungsweise Durchgangsöffnung stabil geführt ist. Bevorzugt ist die Schraubenfeder oder Spiralfeder aus einem elastisch verformbaren Material gefertigt, das eine hohe Lebensdauer aufweist, beispielsweise Metall, eine metallische Legierung und/oder Kunststoff.
Besonders bevorzugt ist vorgesehen, dass jedes der Tellerfederpakete ein Tellerfederpaketgehäuse aufweist, in welchem die zumindest zwei Tellerfedern gehalten, insbesondere vorgespannt gehalten, sind. Der Vorteil hierbei ist, dass die Tellerfederpakete als handhabbare beziehungsweise kompakte Einheit vorliegen. Dementsprechend sind die Tellerpakte auf einfache Art und Weise in dem Gehäuse der Pedalkraftsimulatoreinrichtung montierbar und/oder demontierbar. Indem die Tellerfedern vorgespannt in dem
Tellerfederpaketgehäuse gehalten sind, ist gewährleistet, dass diese direkt nach einer Montage in dem Gehäuse der Pedalkraftsimulatoreinrichtung verwendbar beziehungsweise mit einer Druckkraft beaufschlagbar sind. Vorzugsweise sind die Tellerfederpakete, insbesondere in Abhängigkeit ihrer Federhärten, in beliebiger Reihenfolge in dem Gehäuse der Pedalkraftsimulatoreinrichtung anordenbar. Das jeweilige Tellerfederpaketgehäuse weist bevorzugt eine Form auf, welche mit einer Gehäuseform des Gehäuses der
Pedalkraftsimulatoreinrichtung korrespondiert. Ist das Gehäuse beispielsweise als Hohlzylinder ausgebildet, der einen Hohlzylinderinnendurchmesser aufweist, so ist das Tellerfederpaketgehäuse bevorzugt als Zylinder ausgebildet, der einen Zylinderaußendurchmesser aufweist, wobei der Hohlzylinderinnendurchmesser bevorzugt zumindest im Wesentlichen dem Zylinderaußendurchmesser entspricht. Bevorzugt weist das Tellerfederpaketgehäuse die Durchgangsöffnung auf.
Gemäß einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung ist vorgesehen, dass das jeweilige Tellerfederpaketgehäuse ein erstes Gehäuseelement und ein zweites Gehäuseelement aufweist, die für eine Beanspruchung der Tellerfedern relativ zueinander verschiebbar sind. Der Vorteil hierbei ist, dass das Tellerfederpaket auf einfache Art und Weise und ohne Gefahr einer Beschädigung komprimierbar ist. Bevorzugt weist eines der Gehäuseelemente einen zumindest geringfügig größeren Gehäuseelementdurchmesser auf als das andere Gehäuseelement. Dadurch sind die Gehäuseelemente bei einer Druckbeaufschlagung entgegen ihrer Vorspannkraft ineinander verschiebbar. Zumindest eines der
Gehäuseelemente ist bevorzugt mittels eines Fügeprozesses, beispielsweise durch Schweißen, Tulpen oder Löten, auf zumindest einer, insbesondere einer äußersten, Tellerfeder des Tellerfederpakets befestigt.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass das erste Gehäuseelement und/oder das zweite Gehäuseelement von zumindest einem der Tellerfederpakete einen Axialanschlag aufweisen, der die maximale Beanspruchung der Tellerfedern begrenzt. Dadurch ergibt sich der Vorteil, dass eine mechanische Belastung beziehungsweise maximale Auslenkung des Tellerfederpakets nur bis zu einem vorgebbaren Punkt erfolgt und somit ein Verschleiß an Material des
Tellerfederpakets reduziert wird. Dies vergrößert insbesondere die Lebensdauer des Tellerfederpakets, weil eine mechanische Beanspruchung begrenzt ist. Durch die Begrenzung der maximalen Auslenkung ist zudem gewährleistet, dass eine fest vorgebbare, maximale Rückstellkraft bei der maximalen Beanspruchung erzeugt wird. Damit ist eine Federkennlinie eines Tellerfederpakets genau einstellbar. Der Axialanschlag ist beispielsweise an dem ersten Gehäuseelement als stabförmiges Element ausgebildet, welches bei einer vorgebbaren
Auslenkung des ersten und/oder zweiten Gehäuseelements das zweite
Gehäuseelement kontaktiert und eine weitere Auslenkung verhindert.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass der Axialanschlag als sich axial innerhalb der Tellerfedern erstreckende Hülse an dem ersten Gehäuseelement ausgebildet ist, und die mit einem Gegenanschlag des zweiten Gehäuseelements zur
Begrenzung der maximalen Beanspruchung der Tellerfedern zusammenwirkt. Der Vorteil hierbei ist, dass eine maximale Auslenkung durch das
Tellerfederpaket selbst vorgegeben ist. Das Tellerfederpaket ist somit als Baueinheit ausgebildet, welche eine individuelle Federkennlinie mit einer maximalen Auslenkung und damit einer maximal erzeugbaren Rückstellkraft aufweist. Die Hülse ist bevorzugt an dem ersten Gehäuseelement des
Tellerfederpakets befestigt, beispielsweise mittels eines Fügeprozesses. Ein Durchmesser der Hülse entspricht bevorzugt dem Durchmesser der
Aufnahmeaussparung beziehungsweise der Durchgangsöffnung. Indem der Axialanschlag bevorzugt zugleich die Durchgangsöffnung bildet, ist der
Axialanschlag optimal in dem Tellerfederpaket angeordnet. Bevorzugt ragt ein Abschnitt der Hülse zumindest teilweise über das erste und/oder zweite Gehäuseelement hinaus. Dies gewährleistet, dass auf dem Abschnitt ein weiteres Tellerfederpaket anordenbar ist.
Gemäß einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung ist vorgesehen, dass das erste Gehäuseelement und das zweite Gehäuseelement entgegen der
Vorspannung der Tellerfedern formschlüssig aneinander gehalten sind. Der Vorteil hierbei ist, dass eine stabile Form des Tellerfederpaketgehäuses gewährleistet ist. Die Vorspannung ist dabei insbesondere abhängig von dem maximalen Abstand zwischen erstem und zweitem Gehäuseelement, der durch den Formschluss begrenzt wird. Bevorzugt weist für die formschlüssige
Verbindung insbesondere die Hülse des ersten Gehäuseelements im Bereich ihres Axialanschlags einen radial nach außen weisenden Vorsprung auf. Im Bereich des radial nach außen weisenden Vorsprungs des ersten
Gehäuseelements weist das zweite Gehäuseelement bevorzugt einen radial nach innen weisenden Vorsprung auf. Die formschlüssige Verbindung erfolgt bevorzugt durch ein Anliegen einer Oberseite des radial nach außen weisenden Vorsprungs auf einer Unterseite des radial nach innen weisenden Vorsprungs, wobei die Oberseite und die Unterseite in entgegengesetzte Richtungen durch die Tellerfedern vorgespannt sind und dadurch ineinander greifen
beziehungsweise aneinander gehalten sind. Somit wird durch die genannten Vorsprünge der maximale Abstand der Gehäuseelemente entgegen der
Federkraft definiert und dadurch die Vorspannung des jeweiligen
Tellerfederpakets eingestellt.
Besonders bevorzugt ist vorgesehen, dass die den Tellerfederpaketen zugewandte Stirnseite des Druckkolbens im unbetätigten Zustand des
Druckkolbens beabstandet zu den Tellerfederpaketen liegt. Der Vorteil hierbei ist, dass eine resultierende Rückstellkraft zu Beginn einer Druckbeaufschlagung allein durch das Federelement beziehungsweise die Schraubenfeder und dem zumindest einen Tellerfederpaket, auf dem sich das Federelement abstützt, realisiert wird. Insbesondere wird bei einer Druckbeaufschlagung durch den Druckkolben zunächst das Federelement gemeinsam mit dem zumindest einen Tellerfederpaket, auf dem sich das Federelement abstützt, komprimiert, und erst dann, wenn der Druckkolben um den Abstand ausgelenkt worden ist, der der Beabstandung zwischen der Stirnseite des Druckkolbens und den Tellerfederpaketen entspricht, werden die weiteren Tellerfederpakete
komprimiert. Hierbei gewährleistet das Federelement, dass ein Kraftsprung vermieden wird, wenn der Druckkoben die weiteren Tellerfederpakete komprimiert und die Rückstellkraft dadurch ansteigt.
Besonders bevorzugt ist vorgesehen, dass der Druckkolben einen zumindest in die Aufnahmeaussparung einführbaren Betätigungszapfen aufweist, an welchem sich das Federelement einendig abstützt. Hierdurch ergibt sich der Vorteil, dass insbesondere in Abhängigkeit einer Länge des Betätigungszapfens eine
Vorspannkraft des Federelements zusätzlich einstellbar ist. Damit ist es möglich, die Vorspannung sowohl in Abhängigkeit des Tellerfederpakets, auf dem sich das Federelement abstützt, als auch in Abhängigkeit einer Komprimierung des Federelements durch den Betätigungszapfen einzustellen. Bevorzugt ist in Abhängigkeit einer Länge des Betätigungszapfens bei fest vorgegebener Länge des Federelements die Vorspannung des Federelements einstellbar.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass der Druckkolben hydraulisch betätigbar ist. Der Vorteil hierbei ist, dass eine Verlagerung des Druckkolbens auf einfache Art und Weise durch Betätigung des Bremspedals erzeugt wird. Bevorzugt ist der Druckkolben radial dichtend in dem Gehäuse angeordnet, beispielsweise durch zumindest ein Dichtelement, das bevorzugt zwischen Druckkolben und Gehäuse angeordnet ist und das verhindert, dass das Hydraulikmedium in die
Tellerfederpakete gelangt. Das Gehäuse weist bevorzugt einen
Hydraulikanschluss auf, durch welchen ein Hydraulikmedium in das Gehäuse einleitbar ist, sodass ein hydraulischer Druck erzeugbar ist, um den Druckkolben zu verlagern.
Im Folgenden soll die Erfindung anhand der Zeichnungen näher erläutert werden. Dazu zeigt
Figur 1 eine Pedalkraftsimulatoreinrichtung gemäß einem Ausführungsbeispiel in einer vereinfachten Seitenansicht und
Figur 2 ein Tellerfederpaket gemäß einem Ausführungsbeispiel in einer
vereinfachten Seitenansicht. Figur 1 zeigt eine Pedalkraftsimulatoreinrichtung 1 eines hier nicht dargestellten Fahrzeugs 2, mit einem insbesondere als Hohlzylinder ausgebildeten Gehäuse 3, in welchem ein insbesondere durch ein Bremspedal 4 des Fahrzeugs 2 betätigbarer, axial verschiebbarer Druckkolben 5, der einen Betätigungszapfen 6 aufweist, gelagert ist.
Zwischen einer Stirnseite 7 des Druckkolbens 5 und einem Axialanschlag 8 des Gehäuses 3 sind mehrere Tellerfederpakete 9,10,11,12,13 in Reihe geschaltete beziehungsweise in einer Reihe hintereinander angeordnet.
Die in Reihe benachbarten Tellerfederpakete 9,10,11,12,13 weisen jeweils eine axiale Aufnahmeaussparung 14,15,16,17,18 auf, die als eine einen Durchmesser aufweisende Durchgangsöffnung ausgebildet ist. Ein elastisch verformbares Federelement 19, insbesondere eine bevorzugt aus Federstahl gefertigte
Schraubenfeder oder Spiralfeder, ist dabei in den Aufnahmeaussparungen 14,15,16 angeordnet.
Das Federelement 19 stützt sich einendig an dem Druckkolben 5, insbesondere an dem Betätigungszapfen 6, und anderendig an dem Tellerfederpaket 12, insbesondere an einem Abstützelement 20, welches bevorzugt auf dem
Tellerfederpaket 12 angeordnet und insbesondere als Abstützscheibe 20' ausgebildet ist, ab. Das Federelement 19 ist gemäß dem Ausführungsbeispiel aufgrund seiner Anordnung innerhalb der Aufnahmeaussparungen 14,15,16 der Tellerfederpakete 9,10,11 in Reihe zu den Tellerfederpaketen 12,13 geschaltet. Alternativ stützt sich das Federelement 19 in einem Bereich der
Aufnahmeaussparung 17 des Tellerfederpakets 12 an/in dem Tellerfederpaket 12 ab, beispielsweise mittels einer form- und/oder kraftschlüssigen Befestigung.
Der Betätigungszapfen 6 gewährleistet, dass das Federelement 19 bereits in einem unbetätigten Zustand des Druckkolbens 5, wenn also der Druckkolben 5 nicht mit einer Druckkraft beaufschlagt wird, bereits vorgespannt
beziehungsweise zumindest teilweise komprimiert ist. Die Vorspannkraft, mit der das Federelement 19 zwischen Druckkolben 5 und Tellerfederpaket 12 vorgespannt ist, wird damit noch einmal erhöht. Gemäß dem vorliegenden Ausführungsbeispiel weist jedes Tellerfederpaket 9,10,11,12,13 jeweils vier Tellerfedern 21,22,23,24 auf, die gemäß dem
Ausführungsbeispiel in jedem Tellerfederpaket 9,10,11,12,13 auf dieselbe Art und Weise angeordnet sind. Die Tellerfeder 22 ist dabei spiegelbildlich beziehungsweise wechselsinnig zu der Tellerfeder 21, die Tellerfeder 23 spiegelbildlich zu der Tellerfeder 22 und die Tellerfeder 24 spiegelbildlich zu der Tellerfeder 23 angeordnet. Die vorliegend gewählte Anzahl und Anordnung der Tellerfedern 21, 22, 23, 24 dient allein der Beschreibung des vorteilhaften Ausführungsbeispiels. Es kann grundsätzlich eine beliebige Anzahl von
Tellerfedern in einem Tellerfederpaket vorhanden sein, wobei die Tellerfedern auf beliebige Art und Weise zueinander angeordnet sein können.
Die Tellerfedern 21,22,23,24 weisen bevorzugt jeweils einen identischen Außen- und Innendurchmesser auf. Die Tellerfedern 21,22,23,24 weisen bevorzugt jeweils eine konstante und/oder variable Federkonstante auf. Aus der wechselsinnigen Anordnung der Tellerfedern 21,22,23,24 resultiert eine
Gesamtfederkonstante beziehungsweise Federhärte des Tellerfederpakets 12. Die Federkonstanten der einzelnen Tellerfedern 21,22,23,24 eines
Tellerfederpakets 9, 10, 11, 12, 13 können gleich sein oder sich voneinander unterscheiden. Auch ist es möglich, dass zumindest zwei Federkonstanten gleich sind, während sich die übrigen Federkonstanten von diesen unterscheiden.
Jedes Tellerfederpaket 9,10,11,12,13 weist bevorzugt eine eigene, von den anderen Tellerfederpaketen 9,10,11,12,13 unterschiedliche Federhärte auf.
Gemäß dem Ausführungsbeispiel weist das Tellerfederpaket 12 die kleinste Federhärte auf und ist somit das weichste Tellerfederpaket 12. Wird das
Tellerfederpaket 12 beziehungsweise das sich an dem Tellerfederpaket 12 abstützende Federelement 19 durch den Druckkolben 5 mit einer Druckkraft beaufschlagt, so weist das Tellerfederpaket 12 eine Federkennlinie mit einer geringeren Steigung auf als die jeweils anderen Tellerfederpakete 9,10,11,13, welche eine größere Federhärte aufweisen.
Indem sich das Federelement 19 an dem Tellerfederpaket 12 abstützt, realisiert das Federelement 19 insbesondere die Vorspannung des Tellerfederpakets 12 und des darunter angeordneten Tellerfederpakets 13. Bevorzugt weist das Tellerfederpaket 13 eine größere Federhärte als das Tellerfederpaket 12, aber eine geringere Federhärte als die Tellerfederpakete 9,10,11 auf.
Bevorzugt ist der Druckkolben 5 hydraulisch betätigbar. Um zu vermeiden, dass dabei Hydraulikmedium, beispielsweise Hydrauliköl, in das Gehäuse 3 gelangt, weist der Druckkolben 5 zwischen Gehäusewand 26 und Druckkolben 5 eine Ausnehmung 27 auf, welche durch einen Dichtring 28 ausgefüllt ist.
Bevorzugt weist der Druckkolben 5 eine flache, insbesondere scheibenförmige Stirnseite 7 auf. Dabei weisen die Tellerfederpakete 9,10,11,12,13 bevorzugt eine Form auf, welche mit einer Gehäuseform des Gehäuses 3 korrespondiert. So sind die Tellerfederpakete 9,10,11,12,13 beispielsweise zylinderförmig ausgebildet, so dass sie jeweils einen Durchmesser aufweisen, welcher einem Innendurchmesser des hohlzylinderförmig ausgebildeten Gehäuses 3 entspricht.
Alternativ ist die Stirnseite 7 des Druckkolbens 5 hohlzylinderförmig ausgebildet. Dabei weist die hohlzylinderförmig ausgebildete Stirnseite 7 des Druckkolbens 5 bevorzugt im Bereich des Außendurchmessers der Stirnseite 7 eine
Zylinderwand 29 auf, die sich axial in Richtung des Axialanschlags 8 erstreckt und beispielsweise zumindest ein Tellerfederpaket 9 zumindest bereichsweise umgibt. Die Tellerfederpakete 9,10,11,12,13 weisen dabei bevorzugt einen Durchmesser auf, welcher kleiner ist als der Innendurchmesser des Gehäuses 3. Die Zylinderwand 29 weist bevorzugt eine Wanddicke auf, welche im
Wesentlichen der Differenz Z zwischen Innendurchmesser des Gehäuses 3 beziehungsweise Durchmesser der Gehäusewand 26 und Durchmesser eines Tellerfederpaketes 9,10,11,12,13 entspricht.
Bei einer Betätigung des Druckkolbens 5 werden zunächst lediglich die
Tellerfederpakete 12,13 durch das Federelement 19 mit einer Kraft beaufschlagt und somit eine Federkennlinie mit geringer Steigung beziehungsweise eine geringe Rückstellkraft auf das Bremspedal 4 realisiert. Bevorzugt nähern sich mit zunehmender Auslenkung des Druckkolbens 5 die Tellerfederpakete 12,13 einem Endanschlag, bei welchem diese ihre maximale Auslenkung erreichen und eine maximale Rückstellkraft erzeugen. Der Endanschlag wird später näher erläutert.
Bevorzugt reduziert sich mit zunehmender Komprimierung/Belastung der Tellerfederpakete 12,13 und des Federelements 19 ein maximaler Abstand X („Jump-In-Abstand") zwischen der Stirnseite 7 des Druckkolbens 5 und einer Stirnseite 25 des Tellerfederpakets 9. Der Abstand X entspricht vorzugsweise dem Abstand, welchen der Druckkolben 5 und das oberste Tellerfederpaket 9 im unbetätigten Zustand des Druckkolbens 5 zueinander aufweisen. Der Abstand X reduziert sich insbesondere dann, wenn die Tellerfederpakete 12,13 komprimiert beziehungsweise maximal ausgelenkt sind und eine maximale Rückstellkraft erzeugen. Dann verlagert sich der Druckkolben 5 bevorzugt entgegen der Rückstellkraft des Federelements 19. Dabei reduziert sich der Abstand X zwischen der Stirnseite 7 des Druckkolbens 5 und der Stirnseite 25 des
Tellerfederpakets 9. Bevorzugt entspricht die Ruckstellkraft auf den Druckkolben 9 nach einer Verlagerung um den Abstand X, bei welcher die Stirnseite 7 des Druckkolbens 9 die Stirnseite 25 des Tellerfederpakets 9 berührt, der Kraft, die notwendig ist, die Tellerfederpakete 9,10,11 entgegen ihrer Vorspannung zu komprimieren.
Dies gewährleistet, dass in der Federkennlinie an dem Punkt, an dem die Stirnseite 7 des Druckkolbens 5 die Stirnseite 25 des Tellerfederpakets 9 berührt beziehungsweise an dem der Druckkolben 5 die Tellerfederpakete 9,10,11 mit einer Druckkraft beaufschlagt, ein Kraftsprung in der Federkennlinie vermieden wird. Durch die insbesondere in diesem Punkt dämpfende Wirkung des
Federelements 19 ist gewährleistet, dass die Federkennlinie stetig
beziehungsweise gleichmäßig ist.
Die erzeugte Rückstellkraft simuliert dabei ein Bremspedalkraftgefühl am
Bremspedal 4, welches dem Bremspedalkraftgefühl eines Fahrzeugs 2 mit herkömmlichem, hydraulischem Bremssystem entspricht.
Vorteilhafterweise ist es möglich, durch die Pedalkraftsimulatoreinrichtung 1 Federkennlinien mit beliebiger Steigung und mit beliebiger Form, beispielsweise lineare oder progressive Federkennlinien, zu realisieren. Durch die individuelle Länge des Betätigungszapfens 6 kann die geometrische Bauteiltoleranz ohne Veränderung der Kraftweite der einzelnen Federn ausgeglichen werden. Bevorzugt ist vorgesehen, dass die Länge des
Betätigungszapfens 6 einstellbar ist. Dazu ist dieser beispielweise teleskopartig aus der Stirnseite des Druckkolbens ein- und/oder ausfahrbar ausgebildet ist. Damit ist es möglich, eine geometrische Bauteiltoleranz, insbesondere eine bauteiltoleranzbedingte Abweichung in der Höhe aufeinander gestapelter Tellerfederpakete und/oder Tellerfedern, auszugleichen. Ein Ausgleich der Bauteiltoleranz ist dabei ohne eine Veränderung der einzelnen Tellerfedern, beispielsweise mittels eines manuellen Eingriffs, bei welchem Tellerfedern und/oder Tellerfederpakete ausgetauscht werden, möglich.
Figur 2 zeigt das Tellerfederpaket 12, welches die Tellerfedern 21,22,23,24 aufweist. Die Tellerfedern 21,22,23,24 sind gemäß dem in Figur 1
beschriebenen Ausführungsbeispiel angeordnet. Die Anordnung ist jedoch nicht auf das Ausführungsbeispiel beschränkt. Alternativ ist es beispielsweise möglich, dass zumindest zwei der Tellerfedern 21,22,23,24 parallel zueinander ausgerichtet sind oder das weitere Tellerfedern in dem Tellerfederpaket 12 angeordnet sind. Bevorzugt sind die Tellerfederpakete 9,10,11,13 entsprechend dem Tellerfederpaket 12 ausgebildet.
Das Tellerfederpaket 12 weist bevorzugt ein Tellerfederpaketgehäuse 30 auf, in welchem die Tellerfedern 21,22,23,24 gehalten, insbesondere vorgespannt gehalten, sind. Bevorzugt liegen die Tellerfedern 21,22,23,24 lose in dem
Tellerfederpaketgehäuse 30. Damit können die Tellerfedern 21,22,23,24 einzeln aus dem Tellerfederpaketgehäuse 30 entnommen und/oder einzeln in dem Tellerfederpaketgehäuse 30 angeordnet werden. Insbesondere durch eine Vorspannung in dem Tellerfederpaketgehäuse 30 sind die Tellerfedern 21, 22, 23, 24 in dem Tellerfederpaketgehäuse 30 derart gehalten, dass sie sich nicht in dem Tellerfederpaketgehäuse 30 frei bewegen können. Dadurch werden beispielsweise auch Klappergeräusche vermieden. Das Tellerfederpaketgehäuse 30 weist ein erstes Gehäuseelement 31 und einem zweites Gehäuseelement 31 auf. Die Gehäuseelemente 31,32 sind für eine Beanspruchung der Tellerfedern 21,22,23,24 relativ zueinander verschiebbar.
Dem zweiten Gehäuseelement 31 ist ein Abstützelement 20,33, insbesondere eine Abstützscheibe, zugeordnet. Das Abstützelement 20,33 ist bevorzugt ein separates Bauteil, welches in Reihe zu dem Tellerfederpaketgehäuse 30 anordenbar ist. Alternativ ist das Abstützelement 20,33 bevorzugt einstückig mit dem Gehäuseelement 32 verbunden.
Bevorzugt weist das erste Gehäuseelement 31 einen größeren Durchmesser auf als das zweite Gehäuseelement 32, so dass eine relative axiale Verschiebung der beiden Gehäuseelemente 31,32 möglich ist, bei welcher insbesondere das erste Gehäuseelement 31 über das zweite Gehäuseelement 32 verschiebbar ist. Alternativ weisen die Gehäuseelemente 31,32 jeweils einen gleichen
Durchmesser auf.
Vorliegend weist das erste Gehäuseelement 31 einen Axialanschlag 34 auf, der als der zuvor bereits erwähnte Endanschlag eine maximale Beanspruchung beziehungsweise Auslenkung der Tellerfeder 12 begrenzt. Alternativ oder zusätzlich weist das zweite Gehäuseelement 32 einen Axialanschlag 34 auf.
Der Axialanschlag 34 ist bevorzugt als sich axial innerhalb der Tellerfedern 21,22,23,24 erstreckende Hülse 35 an dem ersten Gehäuseelement 31 ausgebildet, die an ihrer Stirnseite mit einem Gegenanschlag 36 des
Gehäuseelements 32 zur Begrenzung der maximalen Beanspruchung der Tellerfedern 21,22,23,24 zusammenwirkt. Bevorzugt wirkt der Gegenanschlag 36 mit dem separaten Abstützelement 20,33 zur Begrenzung der maximalen Beanspruchung der Tellerfedern 12 zusammen. Alternativ wirkt der
Gegenanschlag 36 mit dem einstückig mit dem zweiten Gehäuseelement 32 ausgebildeten Abstützelement 20,33 zusammen.
Die Hülse 35 weist eine zumindest im Wesentlichen kreisförmige
Durchgangsöffnung auf, durch welche sich das Federelement 19 durch das Tellerfederpaket 12 hindurch erstrecken und an einem Tellerfederpaket 9,10,11,13 abstützen kann, welches in Reihe benachbart zu dem
Tellerfederpaket 12 angeordnet ist. Das Abstützelement 20,33 weist im Bereich der kreisförmigen Durchgangsöffnung der Hülse 35 bevorzugt einen
Innendurchmesser auf, welcher kleiner oder gleich groß dem Durchmesser der kreisförmigen Durchgangsöffnung ist.
Bevorzugt ragt die Hülse 35 zumindest bereichsweise über das erste
Gehäuseelement 31 hinaus. Dies gewährleistet, dass ein Tellerfederpaket 9,10,11,13 und/oder eine Abstützscheibe 20,33 auf dem Tellerfederpaket 12 anordenbar ist und stabil gehalten wird.
Das erste Gehäuseelement 31 und das zweite Gehäuseelement 32 sind vorteilhafterweise entgegen der Vorspannung der Tellerfedern 21, 22, 23, 24 formschlüssig aneinander gehalten. Dazu weist die Hülse 35 an ihrem dem Gegenanschlag 36 zugewandten Ende einen radialen Vorsprung 37 auf, welcher an einem radialen Gegenvorsprung 38 des zweiten Gehäuseelements 32 anliegt. Das zweite Gehäuseelement 32 weist dazu bevorzugt einen axialen Versatz 39 auf, der sich in Richtung des ersten Gehäuseelements 31 erstreckt. Die formschlüssige Verbindung erfolgt bevorzugt durch ein Anliegen einer Oberseite 40 des radial nach außen weisenden Vorsprungs 37 auf einer Unterseite 41 des radial nach innen weisenden Vorsprungs 38. Die Vorsprünge 37 und 38 verhindern somit, dass die Gehäuseelemente 31 und 32 durch die Federkraft der Tellerfedern 21, 22, 23, 24 voneinander gelöst werden können. Die Vorsprünge 37 und 38 sichern den Zusammenhalt des Tellerfederpaketgehäuses 30.
Darüber hinaus definieren die Vorsprünge beziehungsweise deren Anordnung an dem jeweiligen Gehäuseelement 31, 32 den maximalen Abstand der
Gehäuseelemente 31, 32 voneinander und damit die auf die Tellerfedern 21, 22, 23, 24 ausgeübte Vorspannung. Der Abstand beziehungsweise die
Positionierung der Vorsprünge 37 und 38 ist zweckmäßigerweise derart gewählt, dass die Tellerfedern 21, 22, 23, 24 zwischen den Gehäuseelementen 31 und 32 vorgespannt beziehungsweise teilweise komprimiert/elastisch verformt sind, wenn die Vorsprünge 37 und 38 aneinander anliegen. Durch die Vorspannung wird auch vermieden, dass im Betrieb Klappergeräusche auftreten. Optional weist das Tellerfederpaket 12 zumindest eine Befestigungsvorrichtung 42,43 auf, welche eine insbesondere formschlüssige Befestigung des
Federelements 19 an dem Tellerfederpaket 12 ermöglicht. Beispielsweise dient die Befestigungsvorrichtung 42,43 einem Einschrauben des Federelements 19. Hierdurch kann alternativ oder zusätzlich zu dem Abstützelement 20 eine in das jeweilige Tellerfederpaket integrierte Arretierung des Federelements 19, insbesondere Schraubenfeder, zur Verfügung gestellt werden.
Bevorzugt ist jedoch vorgesehen, dass sich das Federelement 19
tellerfederpaketseitig an der bereits genannten Abstützscheibe 20' abstützt.
Diese wird insbesondere zwischen das Tellerfederpaket 12 und das
Tellerfederpaket 11 gelegt, sodass sich die Abstützscheibe 20' einerseits an dem Tellerfederpaket 12 und andererseits an dem Federelement 19 abstützt. Damit ist das Federelement 19 direkt zwischen dem Betätigungszapfen 6 des
Druckkolbens 5 und dem Tellerfederpaket 12 verspannbar beziehungsweise vorgespannt gehalten.
Besonders bevorzugt ist vorgesehen, dass die Abstützscheibe 20' integriert in das über dem Tellerfederpaket 12 angeordnete Tellerfederpaket 11 ausgebildet ist. Dazu ist vorgesehen, dass, wie in Figur 1 beispielhaft gezeigt, das
untenliegende Gehäuseelement 32 des oberen Tellerfederpakets 11 einen durchgehenden Boden, also einen öffnungsfreien Boden, aufweist, der die Abstützscheibe 20' beziehungsweise das Abstützelement 33 bildet. Das Tellerfederpaket 12 liegt somit in einer vorgespannten, kompakten und einfach montierbaren Form vor. Damit ist das Tellerfederpaket 12 insbesondere auf einfache Art und Weise in dem Gehäuse 3 der Pedalkraftsimulatoreinrichtung 1 anordenbar und nach der Anordnung direkt verwendbar. Der jeweilige Endanschlag der einzelnen Tellerfederpakete 9,10,11,12,13 in
Richtung des Axialanschlags 8 des Gehäuses 3 ist dabei individuell in
Abhängigkeit eines vorgebbaren Abstandes Y zwischen dem Axialanschlag 34 und der Abstützscheibe 33 beziehungsweise dem Gegenanschlag 36 einstellbar. Weitere Mittel zur Begrenzung einer maximalen Beanspruchung der
Tellerfederpakete 9,10,11,12,13 sind somit nicht nötig. Dies gewährleistet eine besonders genaue Realisierung von Federkennlinien mittels der verwendeten Tellerfederpakete 9,10,11,12,13 und des Federelements 19.
Im Unterschied zu dem in Figur 1 gezeigten Ausführungsbeispiel weist das Tellerfederpaket 12 gemäß dem Ausführungsbeispiel von Figur 2 Seitenwände an den Gehäuseelementen 31, 32 auf, welche jeweils die in dem
Tellerfederpaketgehäuse 30 eingeschlossene Tellerfedern 21, 22, 23, 24 umfangsseitig einschließt, wodurch das Tellerfederpaket vor äußeren Einflüssen geschützt ist. Die Seitenwände sind jedoch optional zu verstehen und können, wie in Figur 1 gezeigt, bei den Tellerfederpaketen 9, 10, 11, 12 und 13 auch entfallen.
Die Pedalkraftsimulatoreinrichtung 1 gewährleistet somit, dass trotz
toleranzbedingter Streuungen beziehungsweise Abweichungen in den
Federkonstanten einzelner, insbesondere baugleicher Tellerfedern 21,22,23,24 beziehungsweise Tellerfederpakete 9,10,11,12,13, vorgebbare Federkennlinien realisierbar sind. Toleranzanforderungen aus dem Automobilbereich können somit erfüllt werden.

Claims

Ansprüche
1. Pedalkraftsimulatoreinrichtung (1), mit einem durch ein Bremspedal (4)
betätigbaren Druckkolben (5), der in einem Gehäuse (3) axial verschiebbar gelagert ist, und mit zumindest zwei in Reihe geschaltet angeordneten Tellerfederpaketen (9,10,11,12,13), wobei jedes Tellerfederpaket
(9,10,11,12,13) jeweils mindestens zwei Tellerfedern (21,22,23,24 ) aufweist, wobei zumindest zwei der Tellerfederpakete (9,10,11,12,13) unterschiedliche Federhärten aufweisen, und wobei die Tellerfederpakete (9,10,11,12,13) zwischen einer Stirnseite (7) des Druckkolbens (5) und einem Axialanschlag (8) des Gehäuses (3) in dem Gehäuse (3) angeordnet sind, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest eines der Tellerfederpakete
(9,10,11,12,13) eine axiale Aufnahmeaussparung (14,15,16,17,18) aufweist, in welcher ein durch den Druckkolben (5) elastisch verformbares
Federelement (19) angeordnet ist, das sich einendig an dem Druckkolben (5) und anderendig an einem der Tellerfederpakete (9,10,11,12,13) abstützt.
2. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass sich das Federelement (19) anderendig an dem Tellerfederpaket (9,10,11,12,13) mit der kleinsten Federhärte abstützt.
3. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Aufnahmeaussparung (14,15,16,17,18) als Durchgangsöffnung ausgebildet ist.
4. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest zwei in Reihe benachbarte Tellerfederpakete (9,10,11,12,13) jeweils eine Durchgangsöffnung für das Federelement (19) aufweisen.
5. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Federelement (19) als Schraubenfeder oder Spiralfeder ausgebildet ist.
6. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass jedes der Tellerfederpakete (9,10,11,12,13) ein Tellerfederpaketgehäuse (29) aufweist, in welchem die zumindest zwei Tellerfedern (21,22,23,24 ) gehalten, insbesondere vorgespannt gehalten, sind.
7. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das jeweilige Tellerfederpaketgehäuse (30) ein erstes Gehäuseelement
(31) und ein zweites Gehäuseelement (32) aufweist, die für eine
Beanspruchung der Tellerfedern (21,22,23,24 ) relativ zueinander
verschiebbar sind.
8. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Gehäuseelement (31) und/oder das zweite Gehäuseelement
(32) von zumindest einem der Tellerfederpakete (9,10,11,12,13) einen Axialanschlag (34) aufweisen, der die maximale Beanspruchung der
Tellerfedern (21,22,23,24 ) begrenzt.
9. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Axialanschlag (34) als sich axial innerhalb der Tellerfedern
(9,10,11,12,13) erstreckende Hülse (35) an dem ersten Gehäuseelement (31) ausgebildet ist, die mit einem Gegenanschlag (36) des zweiten
Gehäuseelements (32) zur Begrenzung der maximalen Beanspruchung der Tellerfedern (21,22,23,24 ) zusammenwirkt.
10. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Gehäuseelement (31) und das zweite Gehäuseelement (32) entgegen der Vorspannung der Tellerfedern
(21,22,23,24 ) formschlüssig aneinander gehalten sind.
11. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die den Tellerfederpaketen (9,10,11,12,13) zugewandte Stirnseite (7) des Druckkolbens (5) im unbetätigten Zustand des Druckkolbens (5) beabstandet zu den Tellerfederpaketen (9,10,11,12,13) liegt.
12. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckkolben (5) ein zumindest in die Aufnahmeaussparung (14,15,16,17,18) einführbaren Betätigungszapfen (6) aufweist, an welchem sich das Federelement (19) einendig abstützt.
13. Pedalkraftsimulatoreinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckkolben (5) hydraulisch betätigbar ist.
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