EP4200536A1 - Bremsvorrichtung - Google Patents

Bremsvorrichtung

Info

Publication number
EP4200536A1
EP4200536A1 EP21762589.6A EP21762589A EP4200536A1 EP 4200536 A1 EP4200536 A1 EP 4200536A1 EP 21762589 A EP21762589 A EP 21762589A EP 4200536 A1 EP4200536 A1 EP 4200536A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
actuator
brake
braking
linearity
spreading device
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.)
Pending
Application number
EP21762589.6A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Michael Putz
Thomas Zipper
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.)
Stop In Time GmbH
Original Assignee
Stop In Time 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 Stop In Time GmbH filed Critical Stop In Time GmbH
Publication of EP4200536A1 publication Critical patent/EP4200536A1/de
Pending legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • 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
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D65/00—Parts or details
    • 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
    • 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
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D65/00—Parts or details
    • 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
    • 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
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D2121/00—Type of actuator operation force
    • F16D2121/18—Electric or magnetic
    • F16D2121/24—Electric or magnetic using motors
    • 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
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D2125/00—Components of actuators
    • F16D2125/18—Mechanical mechanisms
    • F16D2125/20—Mechanical mechanisms converting rotation to linear movement or vice versa
    • F16D2125/22—Mechanical mechanisms converting rotation to linear movement or vice versa acting transversely to the axis of rotation
    • F16D2125/28—Cams; Levers with cams
    • F16D2125/30—Cams; Levers with cams acting on two or more cam followers, e.g. S-cams

Definitions

  • the invention relates to a braking device and a machine according to the preambles of the independent patent claims.
  • brakes are known in which the pressed-on parts, in particular the brake lining, are guided along a straight line and in which the spreading device has a special geometry, whereby the spreading device rolls off the pressed-on parts when it rotates.
  • the required geometry of the spreading device has disadvantages both mechanically and in terms of production engineering and therefore cannot be produced efficiently and cost-effectively.
  • the durability of such spreading devices is limited due to the special geometry.
  • the object of the invention is to overcome the disadvantages of the prior art.
  • the object of the invention is to create a braking device with a spreading device that enables efficient operation of the braking device, has a long service life and can be produced easily and efficiently.
  • the object according to the invention is achieved in particular by the features of the independent patent claims.
  • the invention relates in particular to a braking device, the braking device comprising an actuator, in particular an electric actuator, a gear, a spreading device, a brake pad and a friction surface.
  • the actuator rotates and/or moves the spreading device about at least one pivot point in at least a part of its actuator actuation region via the transmission.
  • the spreading device can be moved or rotated by the actuator in such a way that the spreading device presses the brake pad in at least part of the actuator actuation area for braking in order to generate a contact pressure force and a braking torque resulting therefrom in the direction of and against the friction surface.
  • a pad stroke can be understood to mean that the brake pad is targeted, particularly in the direction of the Friction surface is moved.
  • a pad lift can also be relevant to the braking effect.
  • a lining stroke relevant to the braking effect can be understood to mean a lining stroke through which the brake lining is moved, in particular in the direction of the friction surface, in particular the friction surface.
  • the actuator brings about a lining travel, in particular a braking effect-relevant one, at least in a part of its actuator actuation range via the transmission.
  • the transmission rotates and/or moves the spreading device in accordance with the non-linearity.
  • the spreading device can be rotated and/or moved by the actuator relative to the brake pad, the parts of the braking device pressing the brake pad, the actuator and/or the, in particular stationary, transmission parts.
  • the braking device can be designed electromechanically.
  • the actuator when the actuator is moved, the gearing and, if necessary, the spreading device are actuated.
  • the actuation of the transmission and possibly the spreading device causes a lining stroke to be carried out and in particular the brake lining to carry out a movement.
  • the transmission or at least a part of the transmission is designed or configured non-linearly.
  • the transmission includes at least one non-linearity.
  • the transmission can include several transmission parts.
  • the transmission can include at least one gear transmission and/or at least one transmission, which in particular has at least one non-linear transmission ratio that can be changed over the actuation path.
  • the transmission can include at least one gear ratio for driving or not driving different parts.
  • the movement of the actuator can optionally be non-linearly related to the resulting movement of the brake pad, in particular the pad stroke. It is also possible that a movement of the actuator in some areas does not produce any pad travel.
  • no lining travel and/or “free lining travel” can be understood to mean that there is no significant change in the braking effect and/or the overcoming of the air gap, but movements within the scope of manufacturing tolerances or mechanical characteristics, for example, may not be excluded are.
  • the movement of the actuator causes no pad lift and/or is pad lift-free.
  • the transmission is adapted in some areas on the basis of different requirements for the braking device, such as moderate deceleration, full braking, continuous braking and/or the like, as well as internal functionalities.
  • the transmission in particular the non-linearities, can be optimized for the operating states that occur during the actuation of an electromechanical braking device.
  • this adjustment and/or optimization of the transmission takes place with the overriding goal of the highest possible functional safety of the braking device and the entire braking system. In other words, this adjustment and/or optimization of the transmission should not be based on individual components, such as the electric actuator. If necessary, it is provided that at least two areas of the transmission are differently optimized and/or adapted with pad travel, in particular one that is relevant to the braking effect.
  • At least two areas of the transmission with lining travel in particular one that is relevant to the braking effect, have two different non-linearities.
  • a transport device can be understood to mean any device and/or machine that can be used to drive and/or that can be used to transport people and/or loads while driving.
  • the gear ratio of the transmission is selected and/or configured in such a way that at least one partial section with a non-linearity is formed, provided and/or arranged along the actuator actuation area.
  • the gear ratio of the transmission is selected and/or designed in such a way that two, three, four, five, six, seven, eight, nine, ten or more sections with differently acting non-linearities are formed, provided and/or along the actuator actuation area. or arranged.
  • brake can be understood to mean the braking device.
  • a rotated contact surface can be understood to mean a contact surface of the spreading device, with the spreading device and the rotated contact surface possibly rotating. Furthermore, in the context of the present invention, the contact surface can also be understood as the rotated contact surface.
  • a non-rotated contact surface can be understood to mean a contact surface of a component of the braking device, which is different from the expanding device. Furthermore, within the scope of the present Invention, under abutment surface, the non-rotated contact surface can also be understood.
  • the spreading part can be understood to mean the spreading device, in particular also together with the at least one rotated contact surface and/or with the at least one non-rotated contact surface.
  • the actuator rotation range can be understood to mean the actuator actuation range.
  • EMB can be understood to mean the brake device, in particular an electromechanical one, and/or the brake, in particular an electromechanical brake.
  • the spreading device is at least partially surrounded by the braking device, in particular the transmission, so that the spreading device cannot fall out of the braking device.
  • the spreading device is arranged loosely in the braking device.
  • the spreading device is arranged in the braking device.
  • the spreading device in at least one part of the actuator actuation area, in particular in a first actuation point of the actuator or first actuation area of the actuator, performs a relative movement. If necessary, it is provided that the relative movement of the spreading device takes place, if necessary, in particular exclusively, along or in the plane of rotation of the spreading device.
  • the relative movement of the spreading device occurs if necessary, in particular exclusively, essentially normal to the direction of rotation, in particular the pressing direction, of the spreading device.
  • the relative movement of the spreading device occurs if necessary, in particular exclusively, in at least one direction of extension, preferably in the longitudinal direction and/or transverse direction, of the spreading device.
  • the relative movement of the spreading device takes place in all directions, in particular in all directions of extension of the spreading device.
  • the at least one rotated and the at least one non-rotated rolling surface in particular one rotated and the at least one non-rotated contact surface, can have any initial position, e.g. due to weight or also randomly due to e.g. vibrations. They can also be frictionally engaged, or largely frictionally engaged, and in doing so make no appreciable or an appreciable relative movement in the transverse direction.
  • the frictional connection can also be overstrained and thus a sliding compensating movement between the at least one rotated and the at least one non-rotated rolling surface can occur, and a mixed form between sliding and rolling can also occur.
  • An additional relative movement in the transverse direction can also occur and vibrations can also be superimposed on the movements and/or the relative movement in the transverse direction can be used up in the freedom of movement and thus cause the at least one rotated rolling surface to slide on the non-rotated rolling surface.
  • the movement of rotated and non-rotated rolling surfaces can also follow geometric changes or deformations. If necessary, it is provided that the spreading device has at least one, in particular rotated, contact surface.
  • the braking device in particular the transmission and/or the parts of the braking device that press on the brake lining, comprise at least one abutment surface, in particular a non-rotated pressing surface.
  • the at least one contact surface is pressed against the at least one abutment surface in at least one part of the actuator actuation area, as a result of which the spreading device rotates and/or moves if necessary.
  • the at least one rotated contact surface in particular the contact surface
  • the at least one non-rotated contact surface in particular the abutment surface
  • the contact surface, in particular the rotated contact surface, and/or the abutment surface, in particular the non-rotated contact surface are designed in such a way that these surfaces, in particular during the rotation and/or movement of the spreading device, have a, in particular sliding, and/or rolling relative movement.
  • the braking device is designed in such a way that the brake pad travels a path of movement that deviates from a straight line when it is pressed on.
  • the contact surface and the abutment surface are designed in such a way that the brake pad travels a path of movement that deviates from a straight line when it is pressed on.
  • This movement path is optionally defined by the interaction of the gear and/or the spreading device with the brake lining.
  • a rolling relative movement can be understood to mean that the rotated contact surface executes a rolling movement on the non-rotated contact surface like a wheel on a substrate.
  • the surfaces may have essentially the same surface speeds, as a result of which the rolling takes place with particularly little slippage. If the friction capacity and/or the static friction capacity is exceeded, rolling can change to a gliding movement with increased slip, possibly even to the point of the behavior of a locked wheel on a surface, which is referred to as gliding. In between, transition areas are also possible.
  • the theoretical ideal goal would be to achieve a geometry that essentially, especially exclusively, allows a rolling movement, especially if, as with the braking device, there can be high forces on small parts and thus high surface pressure.
  • the spreader device can be designed in such a way that the geometry of the spreader device provides rolling movement wherever possible, even if a linear guide guides the movement of the pressed part.
  • the movements brought about by the spreading device are, on the one hand, the desired ones in the pressing direction and, on the other hand, those with a different movement component, which can also be essentially normal (here also referred to as transverse) to the pressing direction, but spatially preferably lies in the plane of the spreader mechanism rotation.
  • transverse can sometimes also be referred to as height, according to “above” in figures and a frequent installation position of brakes.
  • a deviation from the desired pressing direction is also referred to as a height error.
  • the transverse movement can be prevented by a guide, for example by a straight guide. However, it can also be made possible, for example by playing with the leadership or by forgoing effective leadership.
  • the lateral movement can also occur as a smoothing movement rather than a rolling movement, especially when a guide forces it to do so.
  • the actuator rotates the spreading device about a first pivot point via the gearing in at least part of its actuator operating range, in particular in a second operating point of the actuator or second operating range of the actuator.
  • the actuator rotates the spreading device about a further pivot point via the gearing in at least a part of its actuator operating range, in particular in a further operating point of the actuator or further operating range of the actuator.
  • the position of the pivot points is limited by the design of the braking device. If necessary, it is provided that the braking device is designed in such a way that the displacement of the pivot point of at least two pivot points of the spreading device is opposed by an elastic resistance, in particular a resistance device.
  • At least one pivot point is mounted and/or freely movable, in particular not mounted.
  • a mounted pivot point can be understood to mean that the mounted pivot point is arranged in a fixed manner, in particular with no degree of freedom of movement, with respect to the brake pad, the parts of the braking device pressing the brake pad, the actuator and/or the, in particular stationary, transmission parts.
  • an unsupported pivot point can be understood to mean that the unsupported pivot point is freely movable relative to the brake pad, the parts of the braking device pressing the brake pad, the actuator and/or the, in particular stationary, transmission parts, and in particular at least one freedom of movement relative to these parts having.
  • the actuator in at least a part of its actuator actuation area, in particular in a third actuation point of the actuator or third actuation area of the actuator, the spreading device via the transmission relative to the brake lining, the brake lining pressing parts of the braking device, the actuator and / or the, in particular fixed gear parts, is fixed and/or free of relative movement.
  • the spreading device comprises at least two spreading device parts, with at least one spreading device part possibly being a pin, a spigot and/or a prefabricated part.
  • the at least one contact surface of the spreading device is formed at least partially from a spreading device part. If necessary, it is provided that the at least one contact surface of the spreading device is at least partially arranged on a spreading device part.
  • the spreading device parts are connected to one another, in particular in a non-positive, materially bonded, pressed and/or welded manner.
  • the spreading device can comprise at least two spreading device parts, in particular at least one spreading device holder and at least one spreading device roller arranged thereon.
  • One part of the spreading device, in particular the spreading device roller can be a pin, in particular a cylindrical one, or a pin, in particular a cylindrical pin.
  • One part of the spreading device in particular the spreading device roller, can be connected in a force-fitting and/or materially bonded manner, in particular pressed and/or welded, to the other spreading device part, in particular the spreading device holder.
  • At least one spreader part in particular the spreader roller, can be a cylindrical pin with a diameter of 6 to 10 mm inclusive, in particular 8 mm.
  • the spreading device can be designed as a cam or lever.
  • the spreading device is non-linear.
  • the spreading device is rotated by the actuator via the gear through a limited range of rotation.
  • the spreading device is rotated by the actuator via the gearing in a limited range of rotation.
  • the range of rotation can be understood as the range of angles by which the spreading device is rotated.
  • the cam or lever of the spreader may be non-linear. At least one non-linearity can be arranged on the cam or the lever of the spreader.
  • the spreading device has at least one non-linearity, that is to say a translation that is not constant over at least part of the rotation range.
  • a non-linearity can be understood to mean a non-linear translation.
  • the at least one non-linearity of the spreading device is matched to the at least one non-linearity of the transmission.
  • the at least one non-linearity, in particular the non-linear translation effect, of the spreading device is taken into account in the configuration of at least one non-linearity, in particular the non-linear translation, of the transmission.
  • the actuator If necessary, provision is made for the actuator to be operated in at least a partial area of its actuator activation area at an operating point that deviates from the optimum operating point of the actuator.
  • the actuator If necessary, provision is made for the actuator to be operated in at least a sub-area of its actuator actuation area at an operating point that deviates from an operating point of maximum power of the actuator.
  • the gear, in particular the spreading device, starting from a first position, in particular a zero position, of the gear carries out or converts a movement of the actuator in a first direction for braking.
  • the transmission, in particular the spreading device, starting from a first position, in particular a zero position, for adjusting an air gap, in particular for actuating a wear adjustment device and/or a wear adjustment device, a movement of the actuator in one direction, in particular the opposite direction to the first executes or implements the second direction.
  • At least part of the actuator rotates once in a first direction of rotation and once in a second direction of rotation.
  • the second direction of rotation can be opposite to the first direction.
  • the transmission in particular the spreading device, can optionally convert the first direction of rotation of the actuator into a movement in the first direction.
  • the transmission, in particular the spreading device can optionally convert the second direction of rotation of the actuator into a movement in the second direction.
  • the zero position of the gear can be defined geometrically and/or mechanically by the gear, in particular the non-linearities.
  • the zero position of the transmission can therefore be understood to be that position from which actuation of the actuator in a first direction causes a lining lift.
  • the zero position of the transmission can also be determined, among other things, by the geometry of the transmission, in particular the beginning of the gradient.
  • the actuator can be brought into a rest position, in particular starting from the zero position of the transmission with pad travel and without any braking effect. If necessary, the actuator can be moved from the rest position in the direction of a first direction to overcome the air gap and/or to increase the braking effect and/or in the direction of a second actuation direction in order to fulfill other tasks.
  • the rest position of the transmission can be a position of the transmission in which the air gap has a defined size. If necessary, the rest position can be identical to the zero position. If necessary, it is provided that a wear adjustment device is provided in the pivot point of the spreading device.
  • the spreading device includes a drive.
  • a wear adjustment device is provided in the drive of the spreading device.
  • wear adjustment to change and/or adjust the angle between the spreading device and the transmission, in particular at least one non-linearity of the transmission.
  • this change and/or adjustment takes place via an adjustment device such as, in particular, a gearing.
  • the spreading device can be changed and/or adjusted in relation to the transmission, in particular in relation to at least one non-linearity of the transmission, by means of the adjustment device.
  • a wear adjustment device is provided between the actuator and the transmission or between the transmission and the spreading device.
  • a holder for holding the actuator can be provided. If necessary, a wear adjustment device is arranged between the holder of the actuator and the actuator.
  • the transmission includes a wear adjustment device for wear adjustment.
  • the braking device comprises a wear adjustment device, which is actuated, in particular exclusively, by the actuator, the transmission and/or the spreading device. If necessary, it is provided that the braking device is set up for manual wear adjustment
  • the wear adjustment device may be a ratchet device and/or a worm gear device.
  • the actuator, the gear and/or the spreading device is set up for braking and wear adjustment, in particular for actuating a wear adjustment device.
  • the braking device comprises only a single actuator for braking and for wear adjustment, in particular for actuating a wear adjustment device.
  • the actuator comprises several parts.
  • the actuator comprises a spring and an electric motor, with the spring and the electric motor possibly being independent of one another in terms of components and/or direction of action.
  • the spring interacts with the electric motor via at least one further component and/or via the gear mechanism.
  • the actuator comprises two electric motors.
  • the braking device interacts with at least one electrical machine, in particular at least one electromagnetically excited electrical machine.
  • the transmission includes kinematic devices. If necessary, it is provided that the gearing comprises a cam, a ball ramp and/or a lever.
  • the translation of the transmission is variable.
  • the transmission ratio of the transmission can be changed, in particular actively, preferably by turning a ratchet.
  • the transmission ratio of the transmission can be changed, in particular passively, preferably by spring-loaded retraction of components or the elastic deformation of components.
  • braking operation can be understood to mean the period of time between putting the braking device into operation and switching it off, during which the braking device is ready to accept and implement braking commands.
  • the braking device can be ready to brake in braking mode.
  • the transmission is selected and/or designed in such a way that at least one partial section with a non-linearity is formed and/or arranged along the actuator actuation area.
  • the transmission is selected and/or designed in such a way that at least two subsections with differently acting non-linearities are formed and/or arranged along the actuator actuation area.
  • the at least one non-linearity is selected from the following non-linearities: non-linearity to overcome an air gap between the brake pad and friction surface, non-linearity to determine the point of contact of the friction surface and the brake pad, non-linearity to achieve a minimum braking effect, non-linearity to generate an increasing braking torque, non-linearity for operation with lowered electric Power requirement, non-linearity to quickly achieve high braking effects, non-linearity to measure and/or set parameters, non-linearity to reduce electrical and mechanical loads when starting the lining stroke, non-linearity to compensate for brake fading, non-linearity to adjust wear.
  • the invention relates to a transportation device, a machine, a vehicle, an elevator and/or a bicycle, which comprises an electromechanical brake according to the invention.
  • the invention relates to a part of a transport device or a part of a machine, such as in particular a propeller shaft, which comprises an electromechanical brake according to the invention or is formed from an electromechanical brake according to the invention.
  • the machine in particular the conveying device, comprises a further, in particular electronic, braking device.
  • the further braking device is designed as a parking brake, in particular as a spring-loaded parking brake.
  • the invention relates to a method for operating a braking device according to the invention.
  • the gear and/or the spreading device converts only a part of the movement of the actuator, in particular only a part of the actuator actuation area, into a covering stroke.
  • the actuator is moved in the first and second direction before and/or after the part of the actuator actuation area relevant to the lining stroke via the transmission and/or the spreading device, without generating a lining stroke relevant to the braking effect.
  • the translation of the transmission is selected and/or designed such that, starting from a first position, in particular the zero position, of the transmission, the non-linearities are arranged along the movement of the actuator, in particular the pad stroke, in the first direction.
  • non-linearity to reduce electrical and mechanical loads when the lining starts to move
  • non-linearity to overcome the air gap between the brake lining and the friction surface
  • non-linearity to determine the contact point of the friction surface and the brake lining
  • non-linearity to achieve a minimum braking effect
  • non-linearity to operate with reduced electrical power requirements
  • non-linearity to quickly achieve high braking effects
  • non-linearity to generate an increasing braking torque, with the braking torque being adapted to the respective braking dynamics
  • non-linearity to compensate for brake fading non-linearity to reduce electrical and mechanical loads when the lining starts to move
  • non-linearity to overcome the air gap between the brake lining and the friction surface
  • non-linearity to determine the contact point of the friction surface and the brake lining
  • non-linearity to achieve a minimum braking effect
  • non-linearity to operate with reduced electrical power requirements
  • non-linearity to quickly achieve high braking effects
  • the above non-linearities are arranged one after the other along the first direction on the transmission.
  • the above non-linearities can be step through and/or run through one after the other during the movement of the actuator.
  • the non-linearities are arranged in any order along the first direction.
  • the above non-linearities are arranged in any desired order on the transmission along the first direction.
  • the gear ratio of the transmission is selected and/or designed in such a way that, starting from the first position, in particular the zero position, of the transmission along the movement of the actuator in the second direction the non-linearity for measuring and/or setting parameters and/or the non-linearity for wear adjustment are arranged.
  • the non-linearity for measuring and/or adjusting parameters and/or the non-linearity for wear adjustment are arranged on the transmission along the second direction one after the other.
  • the non-linearity for measuring and/or setting parameters and/or the non-linearity for wear adjustment during the movement of the actuator can be successively passed through and/or passed through.
  • the non-linearity for measuring and/or adjusting parameters is configured for measuring mechanical losses, the zero position of the gear, the zero position of the actuator position and/or at least one spring action.
  • the non-linearity for measuring and/or setting parameters is designed in such a way that the actuator is moved in its first direction, starting from the zero position of the transmission.
  • At least one parameter of the braking device in particular engine losses, transmission losses, mechanical losses and/or the effect of any existing springs, is measured by the movement of the actuator in its first direction.
  • the assessment as to whether an adjustment of the braking device is necessary based on a comparison of at least one parameter of the braking device, in particular the torque of the actuator, with expected values and/or with measured values of the torque of the actuator at other operating points and/or in other operating states. If necessary, it is provided that the non-linearity for measuring and/or setting parameters is designed in such a way that the actuator is moved in its second direction, starting from the zero position of the transmission.
  • a force measuring device in particular a spring and/or a stop, is provided in the second direction, against which at least part of the transmission, in particular the actuator, is in contact, whereby the zero position of the actuator position can be measured and/or set, if necessary .
  • the at least one parameter of the braking device takes place by comparing the torque, the motor current and/or the motor voltage in normal operation and the torque, the motor current and/or the motor voltage in measurement operation.
  • the non-linearity is designed to reduce electrical and mechanical loads when the pad lift starts in such a way that the transmission ratio of the transmission of this non-linearity in the first half of the air gap is more than twice as large as the speed transmission in the second half of the air gap.
  • the non-linearity to reduce electrical and mechanical loads at the start of the lining stroke is designed in such a way that the transmission ratio, in particular the speed transmission, of this non-linearity, preferably the ratio between the speed of the actuator and the speed of the lining stroke, in the first half of the Air gap, especially in the first half of the way to overcome the air gap, is more than twice as large as the speed translation in the second half of the air gap.
  • the non-linearity for overcoming the air gap between the brake pad and the friction surface is designed such that the transmission ratio of the transmission of this non-linearity is less than half the maximum over more than half of the air gap Speed ratio in the lining stroke area following the air gap, so that the air gap may be overcome more quickly than in normal operation.
  • the non-linearity for overcoming the air gap between the brake lining and the friction surface is designed in such a way that the transmission ratio of the transmission, in particular the speed transmission of this non-linearity, preferably the ratio between the speed of the actuator and the speed of the lining stroke, is more than half of the air gap, in particular more than half of the way to overcome the air gap, is less than half as large as the maximum speed ratio in the lining stroke area adjoining the air gap, so that the air gap may be overcome more quickly than in normal operation.
  • the non-linearity for overcoming the air gap between the brake lining and the friction surface is designed in such a way that the actuator is operated with the maximum actuator power, as a result of which the air gap is overcome as quickly as possible.
  • the non-linearity for overcoming the air gap between the brake lining and the friction surface is designed in such a way that the air gap is overcome as quickly as possible, in that a device, in particular a cam or a ramp, has a gradient which is designed in such a way that, if necessary, at the beginning of the lining stroke, starting current peaks and starting current loads can be avoided and/or reduced.
  • the non-linearity for determining the point of contact of the friction surface and the brake pad is designed in such a way that the point of contact of the brake pad and the friction surface, in particular from the energy, current and/or power consumption of the actuator and/or from the course of the Actuator load, especially the moment, is recognizable. If necessary, it is provided that non-linearity for determining the point of contact of the friction surface and the brake pad can be used to check whether an adjustment of the braking device, in particular an adjustment of the brake pad and/or an adjustment of the air gap, is necessary.
  • the combination of transmission ratio and actuator torque that can be evaluated is an interpretable curve from the energy, current and/or power consumption of the actuator, the actuator load and/or the actuator torque via the actuation, in particular taking into account the respective transmission ratio.
  • the non-linearity to achieve a minimum braking effect is designed in such a way that a specific required minimum braking effect, in particular in the event of full braking, is achieved within a minimum time of action, with the minimum time of action only being a maximum of 20% above the time which, in particular, to achieve the Minimum braking effect that is technically possible with the braking device.
  • the non-linearity for generating an increasing braking torque is designed in such a way that the speed of the Braking torque build-up is adapted to the resulting dynamic weight shift of the vehicle, so that any locking of the wheels of the vehicle is counteracted.
  • the non-linearity for operation with a reduced electrical power requirement is designed in such a way that the power consumption of the actuator when the transmission is operated at low speeds and/or when the actuator is at a standstill is at least 20% lower than in comparison to non-linearity, which is designed in particular according to the criterion of the maximum achievable engine output power, for the same or a similar operation and/or operating point, in particular for operation at low speeds and/or when the actuator is at a standstill, so that the power consumption of the actuator is reduced, in particular during longer continuous braking is.
  • the translation of the transmission is selected and/or designed in such a way that, starting from the first position, in particular the zero position, of the transmission along the movement of the actuator, in particular the lining stroke, in the first direction, the non-linearity for operation with lowered electrical power requirement is arranged so that in operating states that have a long holding time and/or a high temperature load, there is a low consumption of electrical energy and/or low heat loss of the actuator, in particular the electrical actuator.
  • the non-linearity to compensate for Bremsfadinq is designed in such a way that the actuator is operated with an engine torque that is higher under the same operating conditions, in particular the operating temperature, in particular higher than the maximum permissible engine torque and / or higher than the maximum permissible shaft power than that in the case of non-linearity, which is designed according to the criterion of the maximum achievable engine output power, so that a braking effect is also achieved in the event of brake fading.
  • At least one non-linearity in particular over the lining travel, is designed to compensate for air gap errors in such a way that an air gap error, in particular a deviation in the size of the air gap from the assumed size, is compensated for, with the air gap error preferably being caused by wear.
  • the braking device is operated up to a certain deviation in the size of the air gap error, in particular by adapting the movement of the actuator, preferably without wear adjustment and/or without a wear adjustment device.
  • the non-linearity for wear adjustment is designed in such a way that the actuator, starting in particular from the zero position of the transmission, carries out a movement counter to the direction of movement or direction of rotation used for braking, in particular a movement in the second direction, and that this movement of the actuator, in particular without a braking effect, the wear adjustment device is actuated.
  • the non-linearity for the wear adjustment is designed in such a way that the actuator performs a movement in the direction of braking, in particular a movement in the first direction, so that the wear adjustment device is actuated by this movement of the actuator, by possibly after reaching a for the braking, in particular for the parking brake, required maximum position of the actuator leads to a further movement of the actuator, in particular without a functional lining stroke, for the actuation of the wear adjustment device or prepares it.
  • the non-linearity for quickly achieving high braking effects is designed such that the actuator is operated with an engine torque that is the same as the maximum permissible engine torque and/or is the same as the maximum permissible shaft power. If necessary, it is provided that at least one actuator position of the actuator is maintained with a reduced, in particular very low, electrical power requirement or without current by appropriate design of at least one non-linearity and optionally by the interaction of this at least one non-linearity with a spring, in particular a spring effect.
  • the effective range of at least one non-linearity and/or one non-linearly acting component is distributed over several, in particular non-linearly designed and/or non-linearly acting, parts of the transmission, in particular several transmission components, preferably cams and/or ball ramps twisted against one another .
  • the effective range of at least one non-linearity and/or a non-linear component can each be assigned to a specific actuator actuation range.
  • the actuator actuation range that is predetermined and/or limited by the non-linearity of the individual components.
  • the effective range of the existing non-linearities preferably the actuator actuation range limited by the actuation range and/or range of motion of the transmission components, can thereby be enlarged and/or increased.
  • a first transmission component in particular a first non-linearity of the first transmission component, is assigned to a first actuator actuation region.
  • a second transmission component can be provided, which is assigned to a second actuator range of actuation.
  • This second transmission component can have a further part of the first non-linearity and/or a second non-linearity.
  • the second actuator actuation area can connect to the first actuator actuation area.
  • the gear ratio of the transmission is selected and/or designed in such a way that an actuator movement without braking effect causes a movement of brake components, such as in particular the brake pad carrier.
  • this movement causes no and/or only a minimized residual grinding torque.
  • a movement of the brake components is caused by an actuator movement without braking effect, i.e. without braking effect, in such a way that no and/or only a minimized residual grinding torque remains, which is known under the term “zero drag”. .
  • the features described below can but do not have to be features of the braking device according to the invention.
  • the braking device according to the invention can include and/or have the features listed individually or in combination, ie in any combination.
  • Actuate can be understood as the process for more braking effect and “release” as the process for less.
  • An actuating mechanism can fulfill both tasks.
  • a “ratchet” can be understood as any device or effect that specifies one direction, eg direction of rotation, or prefers or creates one of two directions. This can be achieved positively (e.g. gear teeth), frictionally (e.g. wrap springs) or geometrically via constrictions or contact pressures and, if necessary, also be translated so that, for example, a worm or screw continues to turn a worm wheel-like part with fine resolution, but the "ratchet effect” is achieved by turning the screw ratchet-like he follows. All of the ratchet functions described here can of course also be carried out with such “translating ratchets", however the translation is carried out exactly. There are very many “ratcheting” parts with certain advantages, such as fine resolution, are known.
  • Hydraulic solutions can also be used here, which can be changed or direction-dependent, for example via a slot, a valve, viscosity or whatever.
  • These "ratchets” can also be combined here with at least one additional function, so that they limit the moment, limit the stroke or allow the stroke from a certain state (such as moment).
  • any behavior that is not based on a constant transmission ratio, such as a conventional gearbox, can be understood as "non-linear”.
  • This non-linear behavior can be defined in very different ways.
  • braking effect is used here, which includes all variants and can be expressed as braking torque, braking force, braking deceleration, etc. These effects are not mentioned individually below, but are understood to have similar effects.
  • Pad position or "pad stroke” can describe the position of a brake pad or values derived from it, such as the actuator angle. These values apply from a defined starting value, preferably the maximum distance from the friction surface (brake disc or drum or similar).
  • contact point ie after the lining has come into contact with the friction surface (“contact point”) if necessary, the term “deformation” may be used, since contact pressure occurs from this point onwards, which leads to deformation or an overall deformation.
  • the point of contact is not understood to be a geometric point, but the concern that is just beginning. All of this also applies analogously when several coverings are involved.
  • a wear adjuster is advantageously actuated with the brake actuator, however, but of course you could also use your own wear adjuster actuator.
  • electric motors can also be used, e.g. for safety reasons or for other purposes.
  • one of its own could perform the service brake function and another a parking brake function (which, for example, remains constant in a de-energized state) and the parking brake drive could also, for example, take over or support the service brake function in an emergency, for example.
  • actuation energies such as springs or energy from thermal expansion (e.g. a brake disc would expand when heated, which corresponds to applied contact pressure, or a brake drum could expand, for example, which corresponds to contact pressure energy removed) must be taken into account.
  • the shortest possible actuation time could be a single goal and one would receive the physically correct answer that the translation at every point must be such that the brake actuator would run with maximum shaft power. This would mean that the transmission ratio would have to change by several powers of ten, because the contact pressure is zero at the beginning and only very small displacement losses have to be covered and in the end, for example, 30 kN are necessary for an emergency braking of the front wheel of a car. It is recommended here not to realize such "optimal" transmission ratio curves, but to respond to requirements that are directly related to the sensible and favorable implementation under real conditions.
  • a spring force can act like a crank on a cam that actuates a pressure lever, in which case three non-linearities carry out “optimal” pressure.
  • a target curve that results, for example, from the fact that the relaxing spring can always exert enough effect to press the lining over all states.
  • the shape of the cam in particular the maximum twisting angle and the leverage used, expressed by the minimum and maximum cam radius, are crucial for the size of the brake that can be achieved. Size naturally means space requirements, but also weight and price. However, the available installation space in particular can be severely limited in the area of a brake due to other components such as the rim, wheel suspension or drive shaft, but also e.g. due to spring and steering movements. It is therefore of little practical relevance to achieve a non-linearity that is recognized as theoretically optimal with a very unfavorable or even impossible size.
  • one position in a spring-actuated parking brake can be designed for the lowest possible released holding torque, while the subsequent area should allow the contact pressure force to be applied quickly.
  • This is shown below for a service brake, where a high pad movement speed is required in the air gap and the resulting contact pressure is intended to cause a significant change in the actuator torque, e.g. to be able to clearly identify contact with the brake pad from the actuator torque curve.
  • a small radius for the roller running on the cam is recommended for this strong change in the initial behavior, because the cam track can be designed more easily for small roller radii (especially without points that are not possible in practice, see above).
  • Another tried-and-tested method can be to work on the non-linearity in the abstract and, if necessary, to check the effect of the change, for example which actuation time behavior arises. If you make the conversion of the non-linearity into the cam track easy to handle (mathematically speaking "only" a rolling curve), you can also quickly observe the developing track for the non-linearity that has just been changed and in turn make local changes to the non-linearity, e.g. changing the transmission ratio via a cam Expand a somewhat larger area, especially if you recognize the cam or non-linearity area in which the need for improvement lies.
  • non-linearity is not limited to the actuator torque, the actuator torque was only used as an example above.
  • a non-linearity in a spring actuation for example, or in the remaining moment between the spring moment and the actuator moment, or in any non-linearity, however used, in which the target behavior can be expressed via the actuation.
  • the favorable influencing of unfavorable gradients on a non-linearity can also be favorably influenced with a further non-linearity, for example by a non-linearity being able to be designed only for a geometrically and mechanically advantageous course and a further non-linearity further improving the course to achieve the overall target behavior.
  • a spring-actuated EMB it can be very advantageous for a spring-actuated EMB if you combine a very strong non-linearity of a spring linkage with a cam non-linearity:
  • the spring would be maximally tensioned when fully released and maximally relaxed when fully braked.
  • the cam one could aim, for example, that the relaxed spring effect results in the highest contact pressure and the fully tensioned spring effect in the same way the contact pressure acts so that the brake can be kept released with minimal torque. This can mean an extreme change in the cam ratio in the transition area within the air gap to the beginning of contact pressure.
  • the tensioned spring can be started almost in the dead center close to the spring and thus obtains a spring momentum on the cam that increases sharply in this area and can thus be achieved by combining these two non-linearities change the cam ratio less quickly or strongly.
  • the same could also be achieved with other combinations, eg including a ball ramp or variable radii.
  • the associated cam track can be determined and this can be checked again to ensure that the restrictions are met.
  • drum brakes can be used, and in general, for example, cams, eccentrics, levers, ball ramps, whereby these parts can also be non-linear.
  • wear adjusters are shown, with two functions being derived from the movement of the brake actuator, namely normal brake actuation and wear adjuster.
  • mechanical, hydraulic or pneumatic brakes for example drum brakes
  • readjustment methods for example if there is too much travel or if there is still too little contact pressure after a certain actuation. All of these methods are of course possible here.
  • Parts can be used particularly advantageously here whose behavior changes under the influence of force or moment, e.g. bending, evading against a spring or not yet evading, so that, for example, a change in a specific actuating position (or an area, e.g.
  • a function is then triggered, eg actuation of a wear adjuster.
  • a leading springy part e.g. on the lever or on the cam, which is normally pushed away when the contact pressure begins, but is not yet pushed away in this actuation state without the beginning of the contact pressure force and therefore carries out a wear adjustment or notifies it to be carried out later.
  • a limit such as a slipping clutch
  • FIGS. 20-2302 a rotational movement of the brake actuation is assumed. It is assumed that the wear adjustment is added to this rotary movement, i.e. more twisting has to be done with wear.
  • disc or drum brakes or others can be used, advantageously the same type on one axle. In all versions, other movements, such as pulling or pushing movements, can also be used instead of rotary movements.
  • Individual brakes can be actuated as described or e.g. the brakes of an axle or a group of axles together and the wear adjustment can also be carried out separately or together for a brake, an axle or a group of axles.
  • the wear adjustment does not have to be included in the actuation movement, but can also be fed separately to the brakes, similar to what is shown.
  • a complete EMB with actuation actuator and wear adjuster can also be used on one side and only the brake mechanism alone on the other side, which is also actuated by the complete EMB, or any number of EMBs can be actuated by any few complete ones.
  • at least one spring can also be involved, for example to hold a parking or service brake position or to assist in releasing or actuating the brake. In these cases, the behavior of spring(s) and brake actuators must be summarized with the correct sign and related to the joint effect (torques, forces).
  • the adjustment can also be carried out separately for the brakes.
  • the adjuster parts for each brake can be available separately and operated separately by two adjuster ratchets via an elevation (e.g. pin) and a compensating part (e.g. spring, torque, force, travel limiter) to make a wheel-specific adjustment by e.g Brake with more air gap gets a longer stroke due to smaller force on a spring.
  • Compensation similar to that of a balance beam can also be advantageously suggested, e.g. by e.g. the side of the beam that comes into contact with the surface finishes earlier and adjusts the other side more.
  • a roller on a lever could, in abstract terms, act as a roller between two levers, so that both levers can find a position for similar force build-up. Then the roller could have a convex rolling surface, for example.
  • Such rotating or other position-changing, balance-like compensating parts are of course proposed as being practicable, so that the above solution can be thought of as a principle, for example. "Arrangements one behind the other" can also be recommended as equivalent, so that e.g. one brake first builds up actuating force and thus causes force to also build up on the other, e.g. one part is brought up to another and then both build up force.
  • Such compensation parts which in principle are similar to a balance beam, but can also be solved differently, such as a differential, can also be referred to as "kinematic chains" and have, for example, one input and two outputs and can be used here in any compensation function, e.g particularly advantageous, for example, to compensate for small differences in, for example, the actuation path when the brakes are actuated jointly.
  • This can be thought of similar to a hydraulic Imagine compensation, which is of course also possible here and sets the same pressure on two outputs, for example.
  • the adjustments or individual operations can also be combined, for example, one of many solutions proposed as particularly advantageous is to provide a separate wear adjustment (e.g. ratchet) for each brake or, for example, each side, so that the brakes can respond to similar lining contact behavior ( to the e.g. drum or e.g. disc). Differences can then be compensated for using a balance beam-like behavior, so that e.g. if the ratchets were set "one tooth different", the balance beam-like behavior can compensate for the contact pressure.
  • a separate wear adjustment e.g. ratchet
  • a separate wear adjustment e.g. ratchet
  • the brakes can respond to similar lining contact behavior (to the e.g. drum or e.g. disc). Differences can then be compensated for using a balance beam-like behavior, so that e.g. if the ratchets were set "one tooth different", the balance beam-like behavior can compensate for the contact pressure.
  • the brakes can preferably also be adjustable in terms of their similar behavior to the lining contact with the drum or disk, for example, so that, for example, adjustment options (which could, for example, safely maintain the state via friction) can be set uniform application on all brakes is adjustable. Pairings of the brakes and brake parts for low overall tolerance can also be recommended, such as packaging similar brakes or a combination of pads and drums, for example, so that similar overall properties result and it can also be recommended, for example, to process them before delivery, for example, such as grinding the pads (also in the state already installed in the brake, for example).
  • the pads can also be shaped such that when new they preferably fit in the middle of the long side of the brake shoe, for example, in order to reduce tolerances from initial contact points, e.g. whether the pad initially contacts the actuated shoe side first or the non-actuated side.
  • it can be advantageous to mount the actuation of a brake shoe together with the support for the brake shoe on one component, for example on a plate that can be rotated around the wheel hub, for example. This creates a stabilizing effect on this brake shoe, because this shoe can be seen as a simplex shoe from the point of view of its operation and this "stabilized" effect can be passed on to the second shoe.
  • the support point of the first shoe would move away from the actuation. If, as suggested, this wandering away is suppressed, there is also an actuation that is more favorable in terms of the overall transmission ratio. With a normal servo drum brake, the movement of the first shoe would result in a longer actuation path at the actuation point of the first shoe. If, as suggested, the actuation point and the support point are in one piece, the relative actuation travel for the first shoe remains smaller (can be as small as for "Simplex"), although a servo effect (to actuate the second shoe) arises from co-rotation .
  • These supports can also be used to record forces, e.g. by measuring or switching.
  • additional resilient parts can be used or, for example, the stiffness characteristic of the "second simplex brake" can be used to convert a force measurement into a distance measurement. If the second brake shoe is considered here as a simplex brake, its stiffness characteristic indicates the force-displacement relationship, i.e. one can deduce the braking force arising from the first shoe from the entrainment movement of the joint assembly and, in particular, recognize whether the first shoe is already developing braking force or is still in the air gap.
  • the motor also DC motor
  • pulse width modulation which is controlled analogously, for example.
  • target and actual braking effect eg deceleration, positions, overrun strength
  • Digital controls are of course also possible, as well as mixed controls, for example analog comparison with digital ABS or ESC, but neural networks or fuzzy logic are also possible and separate structures, such as that one part is in brake electronics and another in one other device.
  • the braking device according to the invention can include and/or have the features listed individually or in combination, ie in any combination.
  • That non-linearity and brake control can be designed in such a way that any part of the lining wear or a wear adjustment that has not yet been carried out or has not been carried out correctly can be compensated for with the brake actuator or that the brake actuator assumes such positions that cause a correction or these non-adjusted lining position deviations correct. That between the scanning of a cam (e.g. by a roller) and the generation of a rotary movement (which e.g. rotates on an expanding part) apart from a lever there are no other transmission parts influencing the movement process, i.e. that the roller rolling on the cam is mounted directly on the lever is without, for example, a push rod, train transmission, etc. being interposed. Of course, this does not apply to parts that are not necessary for cohesion, such as a bolt in the middle of the roller, rolling elements for roller bearing, rings of bearings, etc.
  • variable transmission ratio via the actuation runs in such a way that even if the air gap is incorrectly set, the brake can be released with the brake actuator against the spring action, or that even in the case of an extreme incorrect position of the air gap, e.g the friction surface (e.g. brake disc, drum, rail) it is possible to release the brake against the spring action, which may be necessary, for example, when the brake is removed or during assembly.
  • the friction surface e.g. brake disc, drum, rail
  • the transmission ratio that can be varied via the actuation is such that even if the air gap is incorrectly set, the brake can be released with a device counteracting the spring action, or that even in the case of extreme misalignment of the air gap, such as the absence of the Friction surface (e.g. brake disc, drum, rail) it is possible to release the brake against the spring action, which may be necessary, for example, when dismantled or during assembly, the device being a screw, a wrench attachment on a moving part, such as a transmission shaft or the cam etc. can be.
  • the Friction surface e.g. brake disc, drum, rail
  • a spring-actuated brake in particular a parking brake
  • This can be used e.g. as a "bistable parking brake" that remains in the parking brake state without power supply, can be switched to the braked or unbraked state with power supply and safely remains in the released state by switching off the power supply, with the power supply being switched off e.g. outside the brake can take place or, for example, within the brake and, for example, only parts of the power supply can switch off, such as for the brake actuator.
  • the spring actuation without a moment electrically generated by the actuator only achieves a braking effect below the full braking effect and with a moment electrically generated by the actuator, a higher braking effect is generated.
  • the non-linearity with the mechanical and geometric restrictions can be designed in such a way that in the released state only the maximum holding torque required for safe spring actuation is required up to to none at all and that possibly also a release movement with the brake actuator is possible if the linings are completely worn up to possibly no linings at all or disc, drum or rail.
  • That the friction surfaces can have any shape, such as disks, drums, rails, or that the relative movements to be braked can be rotating, linear, or whatever.
  • a spreader including any storage and one or more primary brake shoes are mounted on a moving part that a Self-reinforcement caused movement of the brake shoes leads to no relative movement between the expansion part and the brake shoe.
  • That at least one own wear adjuster is available or the adjuster is actuated with the brake actuator.
  • That the adjustment can also be carried out with liquids, for example, or that the lining pressure is carried out via an intermediate element with liquid.
  • That any vehicles and devices are equipped with this brake, such as cars, commercial vehicles, buses, airplanes, trailers, elevators, machines, position holding devices, emergency stop and safety devices, device shafts such as propeller shafts on wind turbines, ships and others.
  • the brake control electronics take into account that recorded actuator data, such as motor current, are subject to fluctuations due to geometric irregularities of the friction surface, which show a speed-dependent pattern when the friction surface rotates, and this is reflected in the data interpretation. That this pattern is used to detect contact between the friction surface and the brake pad.
  • That friction surfaces are equipped with geometric irregularities in order to be able to detect contact with a brake pad.
  • Vibrations of different strengths can also be used or brought about in order, for example, to determine different contributions to the mechanical losses, in that different parts are affected differently, for example, or in order to increase the accuracy.
  • the use of vibrations to overcome friction, in particular static friction is known in actuators in order to also carry out small adjustments. It is therefore proposed here to apply this principle to measurements in order to determine values that are as free as possible of friction, in particular static friction in the brake actuation. These measured values can, for example, also be compared with stored ones in order to to obtain, for example, one or more values from the large number of values or comparisons, such as mechanical losses or actuator torque.
  • a force control or a displacement control or a combination of both or a change between these controls is used and e.g. an instantaneous force-displacement characteristic of the brake is assumed and e.g. in the event of changes to the brake actuator setting it is switched to a position control using this instantaneous force-displacement characteristic and then if necessary, for example, a change is made to a force control, or that, for example, both types are operated simultaneously and a specific respective proportion is used via a (also variable) weighting of both.
  • the statuses or measurements on the actuator used for detection can also be used for purposes other than those directly related to braking, such as a stop that can be used to find a starting position when it is reached or, for example, a wear adjustment that is determined, for example, by measurements on the actuator different actuator torque can be distinguished from a position for determining the initial position and can therefore, for example, fulfill two functions, namely, when the actuator torque starts to be smaller, for example, it can first be used to determine an initial position, and further actuation in this direction can cause wear adjustment, for example, or also the extent of the can influence wear adjustment.
  • the electrical or electronic brake control or regulation supplies the electrical energy and/or the electrical current (or an effect-like quantity such as power, torque, thermal effect, etc.) required to hold a position (or, for example, an actuator angle) or a position range below the Achievement of the position or the position range required value lowers, which lowers the current required to keep released in the case of a spring-actuated parking brake, for example, or that, for example, an actuation range for prolonged braking is operated with a lowered current.
  • This can also be caused by the property of the actuator control without consciously causing it, if, for example, a proportional controller sets only a small actuator current for an exact position or a small deviation and sets more current for a larger deviation, for example.
  • a current value (or, for example, a value of an actuator torque), which just barely allows a position to be held, can also be included, for example, in the determination of the mechanical losses.
  • foresighted or knowledge-based methods can also be used, such as setting a point with lower power consumption on the non-linearity where, for example, the braking effect is little or no different.
  • an input current reduction eg DC power supply
  • the actuator with operates at a lower speed than would be the case without the intended reduction in input current, in order to be able to lower the average voltage applied to the motor by the electronics due to the lower voltage generated by the running motor, while the input voltage into the electronics continues to correspond to the approximately constant supply voltage (where "current” also includes effect-like quantities).
  • this is used, for example, to keep an overload or an avoidably high load away from a power supply and, for example, can also affect several EMBs or this can also be communicated to or between the EMBs, for example.
  • That short-term peak values of the actuator power supply are prevented by limiting the rate of change of the default value for the torque-generating motor current, without leading to a significant slowdown in the entire motor actuation.
  • That measurements such as brake actuator torque, position, speed with sign, temperatures are recorded several times, treated with statistical and mathematical methods (e.g. averaging, grouping according to various criteria), compared with stored values and with each other and that statements about the current state of the brake, such as wear to be adjusted, air gap size, brake rigidity, pad material thickness or error messages, error entries, warnings, data to the environment and the driver.
  • statistical and mathematical methods e.g. averaging, grouping according to various criteria
  • That the brake can receive signals from the outside (e.g. brake control, sensor data, parameters, software) via wire, wireless, radio, internet, telephone, infrared, etc. and data via wire, wireless, radio, internet, telephone, infrared, etc. to the outside can give.
  • That information about the current braking effect such as measured deceleration, overrun effects or current consumption of the brake actuator, is converted into signals that give the person controlling the braking feedback on the braking effect achieved and to transmit these signals to the person simply by sensors, such as eg as dynamic resistance directly on the brake lever or pedal, eg via electric motors or magnets, or also via other signal forms that can be modulated, such as vibrations or noises.
  • lateral compensatory movements should not be minimized in principle, but that they can either take place harmlessly in intentional lateral play, or can even be intentional in order to follow changes in geometry.
  • the compensating movements that may be permitted in the braking device on the one hand convert actuating energy into unwanted friction and on the other hand they can be a wear problem, depending on how often, with which contact pressure forces and with which materials they occur. If, for example, few full stops are assumed, the wear caused by compensating movements can be insignificant. If the air gap is passed through very often before the lining comes into contact, the wear caused by compensating movement can still be insignificant if hardly any contact pressure is required, e.g. only against a spring.
  • the lateral compensating movement can be absorbed by the play and thus wear caused by a scratching movement can be avoided, which can be used e.g. in the area of very frequent normal braking.
  • the loss of actuation energy due to a lateral scraping compensatory movement can be estimated, for example, if it is assumed that, for example, a pad contact pressure stroke of, for example, 2 mm is covered and, for example, an unwanted 0.2 mm frictional compensatory movement with a metal-to-metal coefficient of friction of, for example, 0.1 takes place: Then the lateral force would only be 1/10 of the pad contact pressure force and the lateral movement would only be 1/10 of the pad contact pressure movement and the energy loss would therefore only be rough. 1% of the actuation energy.
  • the process described in FIG. 30, for example, can of course also be modified with the aim of determining the status, for example by omitting or changing the sequence.
  • the processes can be erratic or arbitrary, such as sinusoidal or S-shaped (e.g. speed or movement profile). , but they can also be superimposed on the course of movement (e.g. due to a change in speed, a change in current, even up to a brief shutdown and/or even a reversal of the current direction).
  • the processes do not have to be triggered by this method either, but other processes can also be used.
  • the driver can use a “brake release” to observe the actuator acceleration.
  • Each actuator movement or change in it can (should) be examined for conversion of the energy form, including conversion into losses if necessary, in order to find parameters of the process such as total losses, partial losses, expected actuator values for certain Braking, etc.
  • parameters of the process such as total losses, partial losses, expected actuator values for certain Braking, etc.
  • one can, for example, know the motor torque (or, for example, the torque-generating current) with the known mass inertia, the presumed clamping force from the brake or the clamping force derived from the measurement Investigate spring effects and possibly other known influences to determine how the sought-after influencing variables (e.g. losses) must be (or are suspected) in order to explain the actuator torque curve, possibly taking into account the conversion of the energy forms.
  • sensors were used in the past, mainly for the contact pressure force, for example. This is of course also possible here, but it is also recommended - if sensors are required - to use them for the right purpose, namely the braking torque.
  • Patents for "sensorless" control also exist, of course, whereby the contact pressure force is mainly inferred from the actuator motor current. It is also recommended here that the known acceleration of the mass inertia is deducted. Then there are the unwanted mechanical losses (since they make the connection between the motor current and the contact pressure inaccurate) which, as far as they are known, should of course also be factored out, which is also recommended here.
  • NO comparison with stored data is particularly interesting, because a comparison with stored data is always associated with the problem of whether the stored data came about under the same conditions as the currently measured behavior.
  • At least one measurement combination of actuator angle (or a propositional measure such as position on a part that is motionally coupled to the actuator) and moment (or a propositional measure such as current, Power, force, etc. on the actuator or a part that is coupled to the actuator in terms of movement) made up of at least one movement and secondly provided that this movement is free or low in disturbing influences and thirdly the measurement can be interpreted conclusively, e.g. to the accuracy to improve the actuator torque measurement or to determine losses.
  • a calibration spring has already been proposed above, which can be, for example, in an actuator rotation range which, for example, makes no or no appreciable pad travel. In this way, disruptive influences (see, for example, above) from the pad lift, such as forces, are avoided.
  • Losses can be measured along the path to spring contact, see Fig.30. As shown in FIG. 30, the actuator would overcome losses when covering a negative angle, which would also be negative because of the negative direction of rotation. If no force is taken or added for other purposes, the actuator torque now corresponds to the losses and can be recognized immediately, even with no difference to a different direction of rotation. These are "no-load losses", e.g. of a motor gearbox. These can be different, for example due to the different position or viscosity of the fat, so it is good to know the current value. Loss fluctuations can also be detected to a limited extent in the course of rotation.
  • the spring characteristic can be recorded and also compared with the spring characteristic of the actually installed spring or, for example, angular points on the spring characteristic are connected to a resulting torque from the spring.
  • the spring can be relatively small in contrast to the spring discussed above in the pad travel and still generate significant actuator torque, because a further translation between rotation of the non-linearity and pad travel greatly increases the contact pressure.
  • “Notable” can mean that, for example, roughly that actuator torque is generated that later corresponds to a normal or light or defined brake actuation and one already knows what torque can then be expected when actuation, also with the problem of losses (which were already included here).
  • This spring also requires no useless tensioning energy in the brake actuation. It doesn't have to be a spring either, it can also be a rubber or a stop, for example. A stop would be very high
  • an actuation characteristic of the brake e.g. actuator angle and actuator torque, also with the difference between actuation and release
  • an actuation characteristic of the brake e.g. actuator angle and actuator torque, also with the difference between actuation and release
  • the mass inertia is determined to a large or predominant part by the motor because the proportion of fast-rotating parts is higher with the square of the ratio (the slower parts can of course also be taken into account).
  • a certain speed change can be applied over time, the actual behavior can be measured and thus the inertia Torque can be measured, which, however, still contains the mechanical losses in the measured value. If the theoretically necessary moment is subtracted, the losses remain.
  • this calculation can also be made in any other way that describes the same physics, e.g. time for a specific movement, movement in time, moment and time, etc.
  • all other physical quantities involved can also be used for inertia-based loss detection , such as the energies (rotation, losses, etc.).
  • the actuator torque curve does not have to correspond exactly to the planned curve, the measurements can also show the broken curve. Then you can see, for example, that the contact point (at which actuator angle the lining comes into contact with the friction surface) is different than planned, e.g. due to lining wear, and a wear adjustment can be requested, for example. If the brake is released, the curve jumps down again by twice the losses, at least assuming that nothing has changed affecting the relevant conditions in the brake, which could actually be the case, for example, when braking without, for example, significant heat or thermal expansion and/or wear and tear has taken place.
  • a non-linear brake i.e. with a gear ratio that varies over the pad stroke, is recommended as advantageous if it has the Lining contact pressure works with an actuator torque that does not vary greatly, because then the torque range in which the spring characteristic is compared is relatively limited.
  • the actuator torque with a linear drive e.g. ball screw
  • a non-linearity divided into areas is also particularly recommended, as this makes it easier to implement an area without any significant pad lift, for example.
  • Loss detection can of course also be used with any number of springs, because it is always a matter of the correct sum of the moments (at the same point) having the correct sign.
  • Such brakes always have at least the moment that the brake needs to apply, the moment of the electric motor (which actuates) and the moment of inertia.
  • springs or other energy stores or sources new moments are simply added with the correct sign and everything mentioned above applies analogously with more moments. For the sum of the moments that an actuating motor has to generate, it is irrelevant how many moments are in the sum.
  • a rotary position sensor can also be located directly on the actuating motor, e.g. for a brushless DC motor (BLDC). It is also recommended that this sensor can also be used advantageously in such a way that if this sensor fails, operation of the BLDC motor is no longer possible and the brake therefore goes into a safe or desired state, for example.
  • BLDC brushless DC motor
  • Finding the position (eg angle) of the actuation snail can still be inaccurate if the snail angle varies depending on the snail moment, which would be the case when using a spring, for example. In this case one would find the position eg at a certain moment or moment range.
  • the known gear ratio e.g. gear train of the motor
  • the knowledge can be used that the correct starting position of the snail must be at a specific motor angle, but the motor angle may be unknown by integer revolutions, for example, but then the snail angle is very precise when the integer ratio is known related to the engine angle.
  • At least one further position sensor can be recommended, e.g. an angle sensor on the actuation-snail.
  • Absolute accuracy is necessary above all for the so-called blending, if, for example, a total braking torque has to be composed of regenerative and friction braking and a certain adjustment accuracy is therefore required from the friction brake will.
  • a friction brake must dissipate almost all of the mechanical power into heat, where the mechanical power is braking torque times angular velocity. This means that you can compare two brakes (e.g. left and right opposite ones) by simply measuring the temperature for the same braking performance suitable installation location, at least somewhere in or on the brake. If the temperatures differ accordingly despite the same or similar assumed braking performance, you can change the settings of the brakes and also use a correction for the future. In principle, any sensible change to the brake setting is conceivable, for example, you can reduce the warmer setting a little in the braking moment and/or increase the colder setting a little, you can also use physical or other values (e.g.
  • the actuation snail can also be used in both of its directions of rotation for e.g. different service braking operations: e.g. one direction could come to full braking faster (e.g. emergency braking), but the other direction could need less current for longer, weaker braking or it could e.g stroke (for unworn linings) and the other direction more stroke, for example to be used from a certain lining wear.
  • service braking operations e.g. one direction could come to full braking faster (e.g. emergency braking), but the other direction could need less current for longer, weaker braking or it could e.g stroke (for unworn linings) and the other direction more stroke, for example to be used from a certain lining wear.
  • a calibration spring placed anywhere can be used to calibrate the engine torque as above, e.g. in the air gap area.
  • Different beginnings and courses of the two actuation snails can also be used to increase the accuracy in an evaluable manner.
  • Another drive can also play a role here, e.g. a cable pull for safety reasons, which only becomes effective if, in the event of a failure, the driver e.g. continues to pull the lever or press the pedal.
  • a cable can also cause or release a parking brake.
  • the stroke can also be designed favorably via the movement per pad.
  • the motor of the brake actuator can, for example, be attached to a drum or disk brake, the braked movement does not have to be circular, but can also run in a straight line or otherwise and brake an elevator car, for example.
  • Brake 01, brake disc 011, brake drum 012, losses 016, 1g braking 017 (e.g. g/3 017/3), target braking effect 018, wear adjustment 02, spring for wear adjustment 021, slipping clutch 023, driver 025, toothing 026, adjustment lever 027, friction in wear adjustment 028, non-linearity 03, actuating cam 032, roller for it 033, cam axis of rotation 034, spring-loaded support 039, indentation for ratchet advance 0311, cam track round 0321, cam track pointed 0322, cam lift 0323, cam radius 0324, cam radius shifted 03241, flat cam track 0325, allowed gradient 032221, small roller 0331, actuator 04, motor 041, actuating spring 042, motor electronics 043, calibration spring 046, parking brake drive 047, parking brake position 0471, parking brake spring 048, calibration spring characteristic 049, rotatable bracket 0411, measured data from the actuator 0431, pressure 05, expansion part drive 05 052, unbraked position 053, braked position 054, S-Cam 056, expansion
  • wheel bearing part 09 vehicle stability function 106, position of non-linearity without lining travel 111, wheel suspension 13, contact point with increased air gap 1502, contact point with reduced air gap 1503, increased constant losses 1504, actuator torque in the air gap 1505, increased percentage losses 1506, lining displacement force 1507, stability influencing variables 1603, model input variables 1604, calculation model 1605, manipulated variables 1606, function of time 16051, friction coefficient model 16052, air gap model 16053, stiffness model 16055, other models 16056, service brake 16061, parking brake 16062, wear adjustment 16060, initial position .
  • Fig. 1 shows a brake 01 in which a friction pairing 06 is pressed by an expanding part 051, with the expanding part 051 being rotated about an expanding part pivot point 057 with an expanding part lever radius 0511 and a pressing movement 059 (right) via the rotated pressing surface 0591 on the non -turned contact surface 0592 causes.
  • the rotated contact surface 0591 is preferably a circular or
  • the non-rotated contact surface 0592 is preferably, for example, an imaginary surface, but can also use a reduction in friction by rotating, ie, for example, be designed as a rotating roller surface.
  • the pressing movement 059 does not have to run in a straight line, but can more or less well follow an already existing movement, which can result, for example, from the rotation of a brake shoe around a support point or, for example, from the deformation of parts such as a brake caliper. Strictly speaking, the pressing movement 059 describes a curve (or straight line) on which the contact point (the contact line) of the rotated contact surface 0591 moves onto the non-rotated contact surface 0592.
  • “lateral play” can allow a lateral movement, which in FIG. 1 essentially runs in the drawing area normal to the pressing movement 059 (ie essentially up or down in FIG. 1).
  • the pressing movement 059 will advantageously lie in a plane approximately normal to the axis of rotation 0571 of the expansion part, but can also have a different effect, for example approximately parallel to the axis of rotation 0571 of the expansion part.
  • the rotational movement of the expansion part 051 is supplied by a non-linearity 03 (transmission with a transmission ratio variable over the actuation path), for example a roller 033 can follow an actuating cam 032 and the expansion part rotation axis 0571 can rotate via a lever, for example.
  • a part on the lever can slide on the cam or make a rolling movement, so that e.g. a lever surface interacts with the cam curve that they roll off one another (“rolling lever”).
  • the scanning part eg roller 033
  • the scanning part is preferably attached to the lever, mounted or rolling, among other things to reduce costs, installation space, complexity, additional bearing points to save.
  • Parts influencing the course of movement include, for example, rams, pulling or pushing devices.
  • Fastening parts such as bearing bolts in the roller 033, rolling elements, bearing rings are of course not affected.
  • the non-linearity 03 e.g. the cam axis of rotation 034 (or e.g. a toothing 026 on the cam or e.g. a driver 025) is driven by an actuator 04, which in turn consists of an electric drive and other components, such as other non-linearities 03, and energy stores such as springs can exist, which can also be arranged structurally separate from the electric drive.
  • the electric drive is preferably operated by motor electronics 043, which can also measure motor data (e.g. current, torque, position, etc.).
  • the actuating cam 032 can also be the same component as the expanding part 051 and thus the roller 033 can also have the same component as the non-rotated contact surface 0592, which in this case has the same component as the rotating roller surface 033 and, through the rotation of the roller, a compensating movement between the rotated contact surface 0591 and the non-turned contact surface 0592 is particularly low-loss and low-wear.
  • Fig. 1001 shows the effect of Fig. 1 in a greatly simplified manner, with, as is often the case, two expansion parts 051 forming the expansion part 051, which actually acts as a whole (the entire expanding part is always referred to as the expansion part 051): one as "fixed”
  • the spreader part 051 ultimately presses the brake pad 063, if necessary after overcoming an air gap 068, onto a brake disc 011, brake drum 012 or whatever type of friction surface (e.g. rail), with arrangements on both sides naturally affecting the action and reaction force use, are more advantageous, for example instead of acting on part 09 assumed to be “fixed”, one could also directly or indirectly act on another friction pairing 06, which is indicated by the lower arrow on friction pairing 06.
  • Fig.2 shows a brake 01 similar to Fig.1, but here, for example, with a double-acting expanding part 051 (a single-acting one would also be possible), which here also has different expanding part lever radii 0511 (top, bottom), but above all a wear adjustment 02 is supplemented:
  • a non-linear brake 01 can do without a wear adjuster if the wear can be covered with the range of motion of the non-linearity 03 or a wear adjuster can also act differently than in FIG.
  • a wear adjustment 02 (bottom) can be, for example, in the rotating drive of the expanding part 051 (which could in principle adjust the greatest wear), but also, for example, a wear adjustment 02 (middle) between actuator 04 and non-linearity 03 (which could fit together, for example, with a brake 01 that becomes stiffer as it wears), but also, for example, the entire actuator 04, possibly also with the non-linearity 03, can be changed in position for a wear adjustment 02 (above), e.g. rotated, whereby of course preferably only one of the three wear adjustments 02 shown will be present.
  • the actuation of wear adjustment 02 is preferably derived from a brake actuator movement, with the division of the actuator movement into pad contact pressure stroke or wear adjustment 02 also being referred to here as non-linearity 03, so that this brake 01 preferably has an additional non-linearity 03 for wear adjustment 02.
  • the pivot point of the expansion part 057 can be unsupported (caused by the rotation of the expansion part as an apparent point around which the apparent radii rotate) or the axis of rotation of the expansion part 0571 can be “fixed” or “floating”, with the bearing forces preferably being smaller than the contact pressure.
  • FIG. 3 shows a schematic of possible drive methods of a corresponding braking system, eg for trailers for bicycles or agriculture with a wheel suspension 13, which can also be designed as an axle suspension and can also have a spring deflection determination.
  • both brakes 01 are actuated by a common brake actuator via a mechanical connection.
  • the actuator 04 can be designed, for example, as an electromagnet or linear drive (top), rigid electric motor 041 (middle) or electric motor 041 (bottom) with a rotatable mount 0411.
  • the brakes 01 are mechanically manufactured and adjusted in the same way so that the connection to the actuator 058 ensures the same braking effect on both sides.
  • a brake 01 that acts more strongly would again become similar to the other brake 01 due to increased lining wear.
  • an entire group of axles could also be actuated in this way by, for example, just one brake actuator, preferably with axles lying close to one another being synchronized in this way, and for example two of the upper axle assemblies being given mechanically linked actuation.
  • An electric motor, electric linear actuator or actuating magnet can force-control the contact pressure 05, i.e. even if wear is not adjusted (e.g. without an additional wear adjuster), the actuating force would bring the brake 01 into the correct braking force position.
  • a parking brake position 0471 could occur e.g. after exceeding a lever dead center or a spring action, or both.
  • a drive with a configurable non-linearity 03 can be seen in the middle, here an actuating cam 032, which acts as a self-resetting service brake in one direction, for example, and has a stable parking brake position 0471 in the other direction, for example a depression or flat area.
  • the parking brake position 0471 could also be omitted or, for example, follow the end of the service brake positions.
  • this cam can be shaped in such a way that it covers the expected wear caused by the lift and rolling process.
  • the brake 01 can also be designed to be particularly stiff, ie it requires a relatively small actuation stroke up to full braking in comparison to the wear.
  • a common wear adjuster can be on the connection to actuation 058, for example.
  • the course of the cam can be optimized or designed in any way, since the cam always works together with the correctly adjusted brake 01, at least within the tolerance range of the wear adjustment 02.
  • the motor 041 e.g. DC motor
  • the "controller" described above can operate this motor 041 or electromagnet directly with its current control or PWM. It doesn't matter whether the "controller" is in the towing vehicle or trailer, because both are coupled together.
  • the variant with the rotatable motor mount (or another geometrically variable component in the drive of the actuating cam 032), together with the spring-loaded support 039 and the cam profile, means that a favorably designed brake actuation is possible despite wear (possibly without an additional wear adjuster).
  • the actuating cam 032 can, for example, be designed in such a way that a required braking effect is still possible in a required time with the maximum permissible wear. This means that the actuating cam 032 will initially, with a large air gap 068 due to wear and tear, run steeply in order to make a quick stroke in this low-power operation. However, it would be too steep to build up higher power right from the start with a much smaller air gap 068 (fresh pads).
  • the resilient support 039 can ensure that the actuating cam 032 can deviate from the steep start and continue rotating to a less steep area.
  • a wheel or axle load averaging which detects a position, a path, an angle or a force, for example, can be used to support the braking effect control. Since the brake requires a supporting torque against the braking torque, a supporting torque, a supporting force or a position can be determined or the change in the above wheel or axle load averaging can be used to determine the supporting torque or braking torque.
  • a motor or generator torque of the vehicle drive motor can also be used together with the friction braking effect to determine the friction braking torque: if, for example, falling generator torque is to be compensated for with increasing friction braking torque, one can observe the possible reactions to determine whether the two torques are how behave as desired, i.e. whether the wheel or vehicle deceleration reacts as desired, the deflection of the wheel or axle, in principle any expected change can be used as a comparison for the correctness of the friction braking torque and used to correct the friction braking torque or to correct a wear adjustment.
  • each brake 01 in the above vehicle can have its own actuator actuation, e.g. by assigning a common actuation variant from the above figure to each brake 01. How to achieve uniform braking despite individual brake actuation is described below.
  • An easily accessible adjustment option is also proposed in such a way that the motor 041 of the actuator or the actuator itself can be adjusted on its holder in such a way that the wear is adjusted manually, from the actuator itself or in some other way.
  • the actuator or motor could have a pivot point and a slot and screws could be loosened for adjustment and then screwed back on to secure the position of the actuator.
  • Fig. 4 it is proposed how the current air gap can be advantageously determined in order to derive the need for wear adjustment 02, e.g. after comparison with a target value of the air gap.
  • the wear adjustment has completely different requirements for a non-linear brake than for current, power- or pressure-actuated brakes.
  • Existing designs practically always use a linear or almost linear contact pressure, which means that errors in the wear adjustment do not cause errors in the contact pressure as long as this can still be generated due to the possible stroke.
  • the brake In the case of non-linear contact pressure, the brake must always be operated in a selected part of the non-linearity and the behavior between the actuator and the contact pressure nevertheless changes at every point, which must be taken into account. Special requirements such as accuracy and reproducibility are therefore placed on the wear adjustment of the non-linear EMB, which also affect the precise design of the non-linearity in order to be able to operate the EMB with the desired properties.
  • the proposed air gap detection could thus identify a need for readjustment and cause it to be carried out immediately or with a time delay.
  • a corresponding message could be generated.
  • the linear pad movement required to overcome the measured air gap can be included in the calculation of the brake actuator movement.
  • Mixed variants are also advantageous. For example, small readjustment movements can be taken into account by means of an appropriately adapted actuator movement and only a larger readjustment requirement can actually be readjusted (e.g. to increase the service life of the adjuster). Changes due to temperature fluctuations, for example, can be prevented by wear adjustment, however carried out.
  • the need for adjustment can be determined in many ways, e.g. by decreasing braking effect or contact pressure and automatic or manual adjustment, by determining the force or moment, which can function as desired, e.g. mechanically or by electrical determination.
  • a sensory detection of the contact between the brake lining and the friction surface is also possible and is also known, for example, in the truck sector, but is expensive and potentially vulnerable.
  • sensors that touch detect indirectly and can be arranged in areas of the brake where they are protected from environmental influences. Examples of corresponding measured variables are vibration or sound waves.
  • electrical conductivity can also be proposed, for example by means of conductive material introduced into the lining material, which causes a current when the lining comes into contact with the friction partner.
  • FIG. 4 a particularly advantageous determination of an adjustment requirement by means of a moment or current measurement on the brake actuator is proposed.
  • 4 shows that the force for shifting the lining (lining displacement force 1507, left y-axis) in the area of the possible air gap 068 (the lining movement is on the x-axis), which can come from mechanical losses or a spring, for example , is in any case very small and, also because of the flat course, not very meaningful with regard to the beginning of the contact pressure, especially if the measuring device is designed for the maximum (full braking) contact pressure.
  • the actuator torque (right y-axis) (or the torque-generating current) shows a much more meaningful course.
  • mass inertia effects, friction losses and e.g. influences such as temperature, speed or age be taken into account in such a way that the most precise possible connection between the measured current and the effective torque is established.
  • the air gap 068 in Fig. 4 would be a correct air gap and was recorded, for example, when touching the lining or when braking lightly.
  • the contact point would migrate to the contact point with an enlarged air gap 1502 because the lining only touches the friction surface with a longer stroke and the brake actuator torque is smaller here due to the other non-linearity.
  • the contact point with a reduced air gap 1503 would indicate that the air gap is too small (e.g. due to temperature or due to an excessive previous wear adjustment process) and the brake actuator torque can be higher due to "faster pressing" non-linearity.
  • the actuator torque characteristic can now also change due to other effects.
  • Constant changes in the losses have a particular effect on small actuator torques and the following estimate is suggested here: in an actuator area in which there is not yet any contact pressure, the brake actuator torque just determined is compared with an expected one. Of course, this can also take place several times and also in different directions of rotation, and a known temperature variation can also be taken into account. Now, for the first correction method, this determined basic displacement of the actuator torque is taken into account and, according to the above procedure, that the x-displacement is assumed to be the cause, one comes to a good conclusion. In addition or alone, one can take into account how quickly the brake actuator torque curve increases, which is caused by various, location-specific, non-linearities and indicates at which point of the non-linearity one is and can therefore also be interpreted as an x-shift.
  • this movement can also be used or included for wear detection.
  • Measured or determined movements, forces or moments can also be included, such as a pad gripping force or a gripping effect when weak braking begins.
  • a wear model (based, for example, on temperature, braking torque, speed, braking work, process such as emergency braking or landing, etc.) can also be carried along in order to be taken into account in the wear adjustment.
  • the wear adjustment can also take into account values of other brakes, such as a temperature of a brake located on the other side of the vehicle, and the brakes can be set or actuated, for example, in such a way that the same or similar values are set on both sides.
  • a guide can also be used for this purpose, so that the measures to increase accuracy do not leave the permissible ranges, or the wear adjustment can be carried out in such a way that the measured values (eg temperature) on both sides approach a model value.
  • fundamental inequalities between two brakes such as reduced braking on one side due to ABS, would be factored out.
  • FIG. 5 shows an example of how a brake control recommended here as advantageous can be constructed, with functions being able to be added or omitted and the order in which they are run through can also be different. It is therefore a fundamentally possible functional description.
  • a target braking effect 018 is assumed, which can come, for example, from the driver, pilot or, for example, from an automatic device. It is recommended that the target braking effect can (but does not have to) be pre-treated, e.g.
  • a vehicle stability function 106 with e.g. characteristic curves and where other influences such as "blending" can also be treated and measurements of e.g. wheel speeds, steering angle, yaw rate, etc. can be included as stability influencing variables 1603.
  • the large block for the calculation model 1605 shows how the actual brake control generates the manipulated variables 1606 for the brake actuator from a setpoint braking effect or the result of a vehicle stability function 106, with 16061 for example being the control of service braking, 16062 for example a parking brake function control, 16063 for example a wear adjustment control, 16064 moving to a starting position, etc.
  • the function is shown here using a single EMB, but of course a system as shown above could also serve several EMBs.
  • the special feature of this advantageous model is that it is assumed that it is impossible to store characteristic curves (eg stiffness characteristic curve) and values (such as the instantaneous coefficient of friction) beforehand because both From the start of braking as well as from the end of braking and also for all subsequent braking operations, the states in the EMB result as a function of time 16051, braking power (braking torque * angular velocity), thermal cooling resistances and heat capacities. Without heat capacities, the problem of previous storage would be "only" multi-dimensional, because each input variable in the storage creates a new dimension for all stored values, which, for example, with a fifth input variable instead of only four, causes a huge increase in storage space.
  • characteristic curves eg stiffness characteristic curve
  • values such as the instantaneous coefficient of friction
  • the function of time 16051 shows that, for example, temperatures in a temperature model develop over time (depending on braking power and e.g. speed-dependent air cooling as well as possible radiation cooling, "black body radiation") and this model feeds a (also) temperature-dependent coefficient of friction model 16052 as well as e.g calculates the calculated air gap 16053 with regard to temperature (the air gap can also be calculated alternatively or additionally using a wear model, for example), can use the current (e.g. estimated) air gap 068, can, for example, take into account thermal stiffness changes 16055 and of course can operate other models 16056. Measurement data from the actuator 0431 can of course flow into the calculations 1605, e.g.
  • the brake actuator is viewed as a single, purpose-fulfilling actuator, which consists of at least one actuating component in the structural implementation, but can also be made up of several, such as double windings for safety reasons, several motors , Also for different functions such as parking brake or service brake or common functions, such as that the parking brake motor also the service braking could take over, but can also use stored energies such as eg from at least one spring, also via other non-linear gears.
  • the manipulated variable for an actuator can basically be position (e.g. motor shaft angle) or moment or force and, of course, composite values such as angle and moment.
  • the control or regulation 1605 shown above adjust the torque via the current of the motor 041 and at the same time ensure that the angle of rotation of the motor 041 remains within an allowable range, both from the above models (or with a similar effect) is determined, whereby this is of course only one possibility among many to control or regulate the actuator, since measurement data from the actuator 0431 (such as actual values of e.g. current, torque, angle, voltage, temperature, etc .) go into the large block 1605, i.e. into an electronic system.
  • Figures 601 - 603 show a floating caliper disc brake (unbraked in Figure 601), in which the inboard lining is pressed via a cam-like spreader part 051, for example, as is also known, for example, as a spreader part in mechanically actuated drum brakes.
  • the EM expands when tightened and bends, as shown in an exaggerated manner in FIG.
  • the cam-like expansion part would possibly perform a "scratching" movement on its two contact surfaces, because its rotation results in a height difference (between the unbraked position 053 and the braked position 054) and also a rolling movement on its surfaces.
  • this expansion part can be designed and installed in such a way that its “scratching” incorrect movements correspond as far as possible with the incorrect positions caused by deformation of the brake parts, thereby compensating for them. Remaining errors in the heights can be caught in play and displacement, as indicated, for example, by the tilting of the wear adjuster. Since high surface pressures occur on the expansion part, hardened surfaces are desirable, as shown, for example, in the variant in Fig. 603 with the pressed-in, hard pins with any desired cross-section. Of course, all other methods of spreading can also be used, such as, for example, ball ramps, also with a variable pitch or variable, for example spiral, track and multiple ball ramps. In FIGS.
  • 701 and 702 are different rolling bodies, which mostly use a segment of a circle as a rolling surface, but could of course be arbitrary or, given small dimensions, could also have imprecise small contours due to the production process. It would be advantageous to use needles or rollers (e.g. press-fitting into bores) from roller bearings, for example, in order to achieve hardness, good circularity and cost-effectiveness.
  • the other rolling surface will usually be a straight line ( Figures 701 and 702 above), but could also be different ( Figures 701 and 702 below) and will deviate minimally from the original (eg straight) due to the effects of use. If this expansion part is turned from the left position (Fig.
  • rollers do not roll in a circle and/or rolling surfaces are not level, this could bring advantages in terms of a height error, but disadvantages in terms of price.
  • a point of contact must always have the same tangents on both curves that are in contact, and this would therefore also have to be taken into account with regard to a height error.
  • a lever length of 45 mm would have a transmission ratio of 1:3 and would transform a 2 mm stroke into a 6 mm stroke and make a pivoting angle of approx 0.19 mm with a 19 mm roll circumference and ⁇ 3.6° and 0.03 mm height error from the circular movement.
  • Fig. 705 you can see the expansion part with expansion part pivot point 057 and the thick circular parts (which represent the pressing of the expansion part).
  • the thick circular parts press on the two thick rectangles, which are not rotated with the spreader.
  • the expansion part pivot point 057 could be mounted, but in Fig. 705 it can also be rotated without a bearing, since the expansion part between the thick pressure surfaces, which are shown here e.g. rectangular, essentially cannot leave the position.
  • FIG. 705 there is a rolling pairing operated mathematically close to the optimum of the cycloid, with the thick circular arcs rolling on the thick corners.
  • a point of support would move further up due to the angle function.
  • the rolling circumference at the circular arc would also roll up.
  • the support point does not remain at the same height, but both movements are similar, which means that little or no relative movement (“scratching”) is necessary.
  • the two arcs could be connected between the rolling corners, which already gives little material in the area connecting through the middle.
  • scratching movements during braking can even make less of a difference than, for example, constant frictional movements caused by vibrations, e.g. from an unbalanced wheel or diesel engine, and thus (e.g. partially) allowing height errors that cause scratching movements is quite possible and can be significant for production and costs bring benefits.
  • FIG. 8 shows how a contact pressure force can be generated as close as possible to the lining contact pressure or the wear adjuster placed in between.
  • Inserted or otherwise attached or secured (clamped, welded, screwed) parts are dashed as non-turned contact surfaces 0592 (also with special properties such as hardness, wear resistance) and black are inserted needles or otherwise attached or secured (clamped, welded, screwed ) Parts of the turned contact surfaces 0591 of an expanding part (also with special properties such as hardness, wear resistance).
  • the geometry of the rolling of the black needles on the gray areas is preferably designed in such a way that the parts can be manufactured sensibly, but that errors in the rolling movement are, for example, small or such that they can be compensated for or tolerated by play, deformations, displacements but also preferably act so that deformations when pressed have the same effect as the errors and therefore compensate each other as far as possible.
  • the length of the arcs unrolled by actuation could be chosen in comparison to the angular function movement of a point at a needle in such a way that the elevation of the dashed unrolling surface (right) can be compensated. Residual errors are caught here, for example, by tilting the part that presses the lining.
  • Each of the two pressing ends can, for example, use the needles, rollers or other pressing parts on both sides, so that four synchronized pressings are created here, for example.
  • the counter surfaces for the contact pressures must also be positioned accordingly and often present.
  • This lever can also be assembled, for example, from parts such as strip steel, sheet metal, etc., for example welded (indicated as a spot weld in Fig.801 in the corner in the text "Fig.801"), spot welded, riveted, screwed, glued, folded and use bending joints etc.
  • the two bold curves are for a correctly set air gap
  • the dashed line is for a fully worn brake pad, all others for full pads. It is proposed here not to save force-deformation curves, but to generate them dynamically from a model in the brake control, because these curves would be output by the model for certain temperatures, which in turn depend on the time history of the thermal power of the braking to which the model reacts .
  • Such accumulating abrasion can also change the stiffness characteristic of the brake if, for example, only parts of the pad surfaces are affected.
  • the rigidity can also be subject to larger manufacturing tolerances (e.g. casting material, geometric casting tolerances), change over a longer period of time (e.g. material thickness reduction due to e.g. corrosion) and change thermally, e.g. if stresses develop in the material due to uneven temperature distribution.
  • manufacturing tolerances e.g. casting material, geometric casting tolerances
  • change over a longer period of time e.g. material thickness reduction due to e.g. corrosion
  • thermally e.g. if stresses develop in the material due to uneven temperature distribution.
  • a non-braking area which can also be an area 082 not used for braking, for example, is to determine the actuator torque, for example in order to determine the instantaneous mechanical losses (e.g. due to gear grease temperature). Then it is proposed to determine the point of contact by increasing the actuator torque (in relation to the instantaneous mechanical losses and the local non-linearity) before a noticeable braking torque occurs. For this purpose, actuator angle and torque measurements can be made and these can also be statistically evaluated over the large number of measurements, eg averaged. Even with the still weak, increasing braking, it is proposed to determine the gradient or the behavior of the braking stiffness.
  • the brake can be controlled or regulated via the pad contact pressure force, which is calculated from the measurable engine torque and the non-linearity, preferably taking into account the mechanical losses and inertial effects.
  • the pad contact pressure force is calculated from the measurable engine torque and the non-linearity, preferably taking into account the mechanical losses and inertial effects.
  • other measured values or calculated values can also be included, such as the mechanical work used for the actuation (or released during the release).
  • springs are involved in the brake, they must be included in the calculation with the correct sign and according to their current effect, e.g. expressed as spring torque.
  • Fig. 10 An advantageous method is shown in Fig. 10, as can be obtained from measurement data from the actuator 0431 (which can be recorded as an angle and moment on the brake actuator, for example, but any similar representation would also be possible, since there are mathematical relationships between values at different points) statements can be made about the brake, e.g. to determine the current state of wear, the need for wear adjustment or a more precise estimate of the contact pressure.
  • the pad travel is on the x-axis and the actuator torque on the y-axis and, for example, full braking with 1 g is achieved in 017 and, for example, “usual” braking with g/3 in 017/3.
  • the thin line is the expected behavior of the brake, which can be stored in the EMB-ECU, for example.
  • the expected behavior can also prove to be non-storable because it can depend on the development of temperatures that cannot be saved in advance, i.e. the development of temperatures depends on current conditions such as current braking power, cooling conditions, etc. and these must be measured in this procedure and/or continuously modeled as a function of time.
  • a "quick assumption” 16091 it is suggested here, for example, that if more than one measuring point in the area of the air gap is too high, one assumes that the instantaneous mechanical losses are higher than assumed in the target curve. This can also be expressed, for example, in an absolute or percentage correction number. With more actuation than, for example, up to the expected start of contact pressure (e.g. end of the air gap), the points are then below the target curve and, supported by the later increase, one can assume, for example, in a "quick assumption” that the air gap is larger than expected, for example . The assumption is also secured, for example, by the fact that the points are largely below remain the desired course, which can be attributed to the flatter course of a cam, for example. As a reaction to various findings, corresponding correction values for individual parameters of the calculation algorithms (e.g. size of the air gap) can be taken into account in all subsequent calculations in the brake control electronics.
  • corresponding correction values for individual parameters of the calculation algorithms e.g. size of the air
  • the mechanical losses can be different depending on the actuator speed and direction of rotation, for example, or can have different effects.
  • a particularly advantageous situation for the collection of high-quality measuring points arises when the service brake actuator is also used for the parking brake function. Approaching the parking brake position involves an actuation path that is significantly greater than in the majority of service braking operations. In addition, there are significantly lower requirements for the actuation speed, which means that, for example, the influence of mass inertia can be minimized.
  • readjustment can either be carried out at a favorable point in time or, for example, you can continue to operate the EMI for the time being with this not (completely) correct setting.
  • a "slow evaluation" for example, which uses better statistical methods (e.g. averaging) to determine the actual deviation status of the EMI or, advantageously, can also distinguish between several causes of the deviation. For example, one could tell apart that the mechanical losses in the EMB are statistically higher than expected or that the wear adjuster, for example, is statistically set a little too far away and these results can of course be taken into account or saved in the brake control or output, e.g. as a warning.
  • Influences due to, for example, plausibility or, for example, impossibility can also flow into the above method, such as the fact that at a similar temperature of a gear grease is not to be expected, that the mechanical losses have changed significantly from one operation to the next, or that, for example, a "quick assumption" is impossible for an incorrect air gap, because due to a wear model, for example, not that much wear is possible.
  • these are just examples of many useful options.
  • Figure 11 shows the design using a roller and cam as an example, in which non-linearity for “largely constant actuator torque” is deliberately not used and instead the change in the transmission ratio is greatly restricted in favor of other advantages. While other designs require a mathematically justified optimum, the aim here is mechanical optimization in order to be able to use ratios with a given behavior (e.g. lever combinations) or a behavior that can be designed within limits (e.g. gear pairs with a non-constant radius, ball ramps, cams) to advantage.
  • a given behavior e.g. lever combinations
  • limits e.g. gear pairs with a non-constant radius, ball ramps, cams
  • the motor can no longer be operated in an optimum manner essentially over the entire actuating stroke. He runs rather in wide (and always traversed) actuation stroke ranges strongly deviating from the optimum and could of course assume all possible load states in areas of the actuation stroke, ie from zero to maximum shaft power.
  • it is also proposed to use its sensible speeds in a wider range, eg in ranges of efficiencies accepted as “good”.
  • the transmission ratio of a combination of roller rocker arm or rocker arm and cam can be specified, for example, as the ratio of the rocker arm angle to the cam rotation angle.
  • the rocker arm torsion angle is created by the center point of the roller.
  • a desired movement of the center point of the roller 033 rolling on an actuating cam is shown in broken lines, various associated roller positions are shown in broken lines.
  • the cam surface is formed on the circumference of the roller as a curve drawn in bold "with a loop".
  • either the roll is too big or the center curve has one too small Change radius in the "kink", in any case points of the cam surface arise, which would move away from each other during production and are not possible.
  • the cam twist angle can be increased because the points on the cam surface are "pulled apart” and can find better places. Although this increases the transmission ratio, it can be compensated for by a lower transmission ratio in the upstream motor gearbox.
  • the inner starting radius of the cam can be increased, which also "pulls” the points apart. But you can also partially pull the points apart, for example twisting the starting points of the cam so that loops are pulled apart, i.e. eliminated, and that too small radii are enlarged. This can lead to quite good solutions, but initially changes the gear ratio and cannot be fully compensated for by changing the gear ratio of the motor gearbox.
  • Fig. 1201 shows how an actuating cam 032 with an angle of rotation of approx. 270° (thin) changes an initially very large gradient into a flat one and how it can still keep the mechanical load low at the "round" transition point of the cam track around 0321 because the cam is still "round enough".
  • the transition point would have to be designed with a smaller rounding radius or even as a pointed cam track 0322.
  • the non-linearity must be designed in relation to the geometry, e.g. up to roughly half the pad lift. With a reduced torsion angle, this leads either to a smaller achievable maximum lift or to a more rapid increase in the cam radius. The actual optimization goals for the non-linearity can therefore not be achieved.
  • Figure 1301 shows that the "too sharp" points (0322 in Figure 1201 or Figure 1202) that have arisen above cannot simply be rounded off with a cam radius 0324, as is actually obvious.
  • a flat cam track 0325 ie a higher power transmission, was chosen, for example because the brake can only be actuated in area 0325 (or actuated as planned) if a smaller actuator torque is required as a result.
  • the actuator may not be able to actuate the EMB in this area, or not actuate it correctly.
  • a possibility is therefore shown in FIG. For example, you could move the fillet radius to 03241 (so that the flatter point 0325 works properly) and then you would have a "wrong" cam track course along the circular track, but not the desired, dashed course.
  • the cam track in the area of the new rounding 03241 in FIG. 1302 is less steep than necessary for the dashed actuation and can therefore be actuated, but more slowly.
  • the permitted (dashed) gradient 032221 can be used again.
  • the input torque of the non-linearity can be in the desired range again, but the necessary torsion angle has increased somewhat.
  • the total torsion angle can be reduced again in a further iteration. Using this method, one can approach the desired course of the non-linearity, but in some cases the limitations will be considered more important than the achievement of the target course of the non-linearity.
  • roller 033 large
  • small roller 0331 for the beginning of the actuation
  • the actuating cam 032 has been turned so far that the small roller has traveled the path along the fully drawn raceway, the large roller 033 rolls behind the flank on the dashed raceway and the smaller roller has one from here
  • the course of the career which provides relief for the smaller role, which is shown here by the continuation of the fully drawn career to the left of F from the assumption of the career for the larger role.
  • the two tracks and rollers can also be spatially staggered.
  • the raceways do not have to be rigidly connected, but the small raceway can be twisted first and then the large raceway, for example via a driver, which could also achieve a total twisting angle of more than 360°, for example. So it is not absolutely necessary to use different rollers or roller diameters, but this spatial arrangement can also serve to bring about a larger total angle of rotation and this can also be done, for example Drivers or translations move the individual raceways or the individual cams or cam parts from certain states or angles of rotation, so the raceways can also be driven, for example, with different gear ratios.
  • A, for example, three-dimensional screw-like track with, for example, only one roller is also possible.
  • raceways can also be movable relative to one another in other ways (e.g. also spring-loaded) so that, for example, compensating movements are made possible and, for example, a raceway can be changed in position (or its position can be changed under actuation or loading) so that, for example, the pitch at the current cam position is changed.
  • FIG. 14 now shows a practical example of a cam surface that can be implemented according to the method and the resulting shaft torque on the brake actuator (y-axis) over the additional gas stroke (x-axis).
  • the dashed horizontal line would be a design based on constant actuator torque (on the right y-axis) and would theoretically lead to a theoretically optimally short actuation time in the maximum actuator shaft power.
  • the design proposed here is based on the fact that one does not want to change the transmission ratio too much or too abruptly, and thus comes to a comparatively very unfavorable course of the actuator shaft torque (upper curve using the right y-axis) in favor of the advantage of mechanically advantageous ones Interpretations (see above).
  • the design is suggested to see the design as a connection between the transmission ratio (e.g. output torque to input torque) and the selected mechanical and geometric realization, i.e. the mechanical and geometric realization result in the transmission ratio.
  • the transmission ratio is selected at each actuation point in such a way that a desirable mechanical and geometric realization is found, e.g. roller diameter, (minimum, maximum) cam radius, minimum radius of curvature of the cam surface.
  • the process can also be iterative, e.g. starting with a target gear ratio across the actuation, then adding the mechanical and geometric constraints, determining the gear ratio from that and then making e.g. mechanical or geometric changes to better achieve the target gear ratio.
  • a first non-linear combination for the spring is proposed, with the relaxation of the spring being translated non-linearly in such a way that the increasing lining contact pressure force is achieved despite the decreasing spring force.
  • the cam transmission ratio via the actuation can now be designed in such a way that this spring moment is translated via the actuation into slightly more than the contact pressure force required via the actuation. So there is no engine at all here.
  • a further requirement for the transmission ratio can be, for example, that it reaches the actuating force with changes in stiffness (e.g. from full to worn linings) and with changes in the air gap to be taken into account.
  • FIGS. 1201-1202 and 1301-1303 show a method that is generally known today for computer optimization, which cuts away parts (dashed straight line in the direction of the arrow) from a solid (here, for example, the large circle) in order to achieve the required cam lift 0323 and checks the remainder to see whether it is a results in a better or worse overall result and accepts the cut or not.
  • a result comparable to that of the methods from FIGS. 1201-1202 and 1301-1303 can be achieved with a different procedure. Therefore, such procedures that find a comparable solution by "trying” are also recommended here, which of course includes in extreme cases that people (also with e.g. scissors and cardboard) use such procedures that can definitely be described as “trying” of whatever kind .
  • "cutting away” could also be used, e.g. starting from the dashed circle, or "change” in general.
  • Fig. 17 shows curves for the EMB from Fig. 15 in an e.g. simplest and most cost-effective embodiment, in which no wear adjustment is made and the air gap therefore increases with increasing wear of the brake pads.
  • the upper set of curves represents the resulting actuator torque (right y-axis), the lower set the generated normal force (left y-axis).
  • the x-axis shows the pad lift.
  • the full curve with an air gap of 068 (0.4 mm) is one that will occur, for example, after a long period of operation.
  • the long-dashed one which will occur, for example, at the end of the planned service life, although braking can of course still be done with a reduced full braking effect.
  • the one with the short dashed line can be the new condition.
  • the curves shift on the non-linearity according to the enlargement of the air gap and can no longer use it as with a constant air gap.
  • the "new" curve will therefore have a contact pressure force that is too early on a non-linearity part that is still too steep and will deliver an excessive actuator torque that is still in must lie within an operable range. Since this state requires less actuation time, the brake actuator can be run more slowly in order to reduce the electrical input power again. Conversely, the worn state uses a flatter part of the non-linearity, but requires less moment and power but also additional time for further movement. Accordingly, the motor could be made faster here by field weakening or other measures such as voltage increase or winding switching.
  • This setting range can, for example, only be possible to a limited extent or in leaps and bounds or in just one jump, so that the user cannot cause an "insufficient air gap" state. If the setting is incorrect, the control electronics can, of course, issue countermeasures or warnings.
  • Fig.18 is similar to Fig.17 (same axes) and shows the method of "evasive movement" via e.g. movable holder of the non-linearity shown, e.g. pivoting or movable holder of the motor-cam assembly.
  • This pushing away against a spring is of course primarily “lost energy” because it goes into the spring instead of into the motor actuation. This effect can be limited if the spring presses against a stop, for example, and is only deformed when the stop spring effect is exceeded. The "lost energy” can also return if, for example, the spring can relax again with further actuation.
  • the control electronics can either recognize the curves that result from the movement (e.g. in the momentary angle behavior) and adjust to the state of wear.
  • the displacement or rotation of the holder can also be recorded, e.g. also only point by point when (e.g. in the actuator angle) e.g. a stop is left. Since this change takes place slowly due to different wear and tear, the electronics can also record this statistically by averaging or otherwise and smoothing it out, for example.
  • Such twisting or movement influences on the component holder can also occur in other ways, e.g. via wheel deflection.
  • the actuator assembly does not have to be twisted or shifted either, the roll-off lever or another part can also be influenced accordingly.
  • Figures 1901-1905 it is proposed how a known and frequently used expansion part 051, with an unbraked position 053, a braked position 054 and an expansion part pivot point 057, can be advantageously modified (schematic) for pressing the two brake shoes 067 with brake lining 063, for example can (whereby, of course, pressure could also be applied in a similar way in other brake designs, such as disc brakes or brakes on linear rails, and also, for example, only a single pressing movement is used). Its stroke can be so small that only the contact pressure is possible and therefore an additional wear adjuster is necessary, which, for example, pushes the other end of the brake shoes apart. Or the stroke can be so large that the wear can also be covered with the spreading mechanism.
  • Fig. 1901 a common, inexpensive expansion possibility, whereby a part is twisted between the brake shoes similar to a flat-head screwdriver. Included scratch the edges due to the change in height of the contact point as a function of the angle function, abrasion and relatively high mechanical losses occur, which not only increase the actuating energy, but also cause unpleasant hysteresis, so that the brake requires significantly less force when releasing than for actuating it.
  • this solution is not excluded here. It is physically less advantageous, but may be cheaper and can also be replaced by improved variants, such as with rounded edges or with compensating parts that come into contact with the expansion part or with those with favorable behavior in terms of "scratching".
  • a rolling process on a circular rolling track for example, and the change in height as a function of the angle function.
  • two holes can be drilled into a round part that is still full, and then the disturbing material can be removed, for example by milling away.
  • these steps could be performed in other ways, such as by stamping, pressing, forging, casting, sintering, or cutting.
  • the pins or needles or rollers etc. can be inserted into the remaining material.
  • FIG. 1905 shows that the two brake shoes 067 require fundamentally different movement sequences for the pins.
  • the brake shoes make a circular movement (indicated by the arrow from 069 upwards, interrupted to indicate that the vertical distances are pushed together) through the lower bearing of the brake shoe support 069, which runs minimally downwards with a pressing movement at the point of contact on a pin.
  • the upper pin would have a combination of its circular path around the center of rotation and its rolling on the pin circumference. This combination should make small relative errors against the shoe contact movement at the contact point of the pin, which can be supported by the pin radius and pin spacing as well as the beginning and end of the pin twisting movement.
  • a symmetrical lower pin would naturally unfold this component exactly opposite to the upper pin due to its circular track motion.
  • an arrangement that is point-symmetrical to the upper pin could also result in acceptable behavior under certain circumstances, but a more favorable solution would be to improve the area of the circular path of the lower pin so that more Downward motion by circular track at lower pin comes up, as shown at far right by pins not being exactly point-symmetrical to fulcrum.
  • a more favorable solution would be to improve the area of the circular path of the lower pin so that more Downward motion by circular track at lower pin comes up, as shown at far right by pins not being exactly point-symmetrical to fulcrum.
  • An unbraked initial position is shown in dashed lines, in which the brake shoes leave an air gap to the drum.
  • the bold circles show the pins at a maximum possible angle of rotation, which could correspond, for example, to full braking with the linings worn to the maximum, if one also wants to cover the lining wear from this rotary movement.
  • the position of the lower pivot point of the dashed lower halves of the covering has of course been shortened and is not true to scale.
  • the position of the bottom pin shown would perform a little less movement in the horizontal direction than the top pin, since the horizontal component of the trigonometric function acts at a slightly different angle than above. This can simply be neglected because of the lining wear that sets in, or it can be compensated for by giving the lower pin more center distance.
  • the radius of the two brake shoes (from the pin to the pivot point) can also be slightly different, so that these differences in the position (angle, center distance) of the two pins can or should be taken into account.
  • the contact pressure is small and so are the losses from the relative movement.
  • the movement component for lining contact pressure for normal braking can also be small, so that small remaining relative errors do not have to be in the foreground. If a larger rotation is necessary to cover the pad wear, the pressing part of the movement will adjust itself absolutely in such a way that the height errors can be compensated.
  • the focus can therefore also be on converting a comparatively bad situation in terms of "scratching" and losses into a significantly better one and at the same time on good manufacturability and favorable mechanical stress (e.g. the small rolling radii and the remaining cross-section of the center piece) and to coordinate the optimization of the pins and their positions with these necessities.
  • the main goal is to go clearly from the unfavorable condition of the screwdriver-like part to a reduction in the undesired relative movement, while striving for mechanically and geometrically sensible solutions and not just striving for an approximation to a mathematical optimum.
  • This rotatable expansion part does not necessarily have to be driven from the center of rotation, but can be rotated in any way, for example by attaching a lever to it or, for example, teeth for a gear drive.
  • the center of rotation does not have to be stored and it does not have to be used either, for example, there could be a lever on the rotating expansion part and the center of rotation could, for example, neither be stored nor used, but simply result from the rolling movements.
  • a depression 0311 can be in an area 082 not required for braking, which here, for example, pulls a lever with the lower driver 025 upwards and thus brings progress on a ratchet-like (here star-shaped) toothing 026 and so that the brake actuation shaft rotates in the direction of more braking.
  • a progression of the ratchet could, for example, also be obtained intermittently from a black, rectangular lower driver 025, whereby this stop can rotate the ratchet in the direction of wear adjustment.
  • any device that behaves in a direction-dependent or controllable manner can be used as a "ratchet" in all versions here, regardless of whether it is gearing, frictional locking, wrap springs, clutches, etc Give leg of a wrap spring.
  • the arrows indicate different actuations for turning the wear adjustment further.
  • the inner, adjusted gearing would, for example, turn an expansion part 051 or an S-Cam 056 to press the lining (schematically indicated).
  • Fig.21 shows suggestions as to how three functions can be derived from the movement of the brake actuator (e.g. normal service brake actuation, wear adjustment and a parking brake position, which can also be held permanently), whereby in turn, for example, several brakes are addressed together or, for example, only one and, for example, brake disks 011 or brake drums 012 can be used, of course the same ones are best (in contrast to FIG. 21), of course the principle can also be used with only one brake instead of two, of course only one of the levers with the toothing 026 is required and the others only show possibilities.
  • the brake actuator e.g. normal service brake actuation, wear adjustment and a parking brake position, which can also be held permanently
  • a joint pressing rotary movement via the teeth 026 also includes the wear adjustment or, for example, a separate adjustment movement is carried out on the wear adjustment actuation 08, here, as is known, e.g. between the brake shoes.
  • the actuating cam 032 with cam axis of rotation 034 has a constant increase in height for the service brake in one direction of rotation and in the other direction of rotation, for example, a depression or a path with a constant radius to the cam pivot point as a parking brake position 0471 and thus pivoting the lever (in the illustration upwards) with the roller, the force is transmitted to the thinly drawn brake actuation shaft, for example to the right via the expanding part drive 052 to the expanding part 051 .
  • an adjustment lever 027 is connected directly to the brake actuation shaft.
  • This lever can be pushed up in a special position, which is an advance on the "ratchet" and with it Causes wear adjustment.
  • a parking brake sink is operated with so much contact pressure that enough parking brake effect is created, but the pads could be pressed even further.
  • a special part here for example a pin or driver 025, assumes the lifting of the adjustment lever if the cam is twisted more than is necessary for the parking brake position.
  • the adjustment lever on the shaft therefore has the property that it has to be turned more and more with increasing wear adjustment. This effect was treated here with a “double ratchet” on the drum brake in the right area of the figure.
  • the function is almost the same as described, only the adjustment lever 027 on the right can also make progress on its "ratchet” after the adjustment process in order to remain in the area of the old position, i.e. to essentially always carry out the adjustments in a similar or the same swivel range.
  • Common parts can also be used for these two “ratchets”, such as the teeth on the shaft or friction partners or the wrap spring or its legs, so that, for example, a ratchet action is actuated with one wrap spring leg and the second ratchet action with the other wrap spring leg.
  • ratchets such as the teeth on the shaft or friction partners or the wrap spring or its legs
  • friction surfaces other than drums can also be used, such as discs, rails or others.
  • an adjustment movement of its own could also be applied to a wear adjustment actuation 08, e.g. as a rotary movement or, as indicated by the double arrows, as a pushing movement which, for example, can turn the adjustment screw like a ratchet.
  • a wear adjustment actuation 08 e.g. as a rotary movement or, as indicated by the double arrows, as a pushing movement which, for example, can turn the adjustment screw like a ratchet.
  • ratchet-like functions can be, for example, ratchets, wrap springs, friction devices, etc.
  • FIG. 22 One possibility is shown in FIG. 22 as an example with its own wear adjustment, whereby the principle can of course also be used if the lining pressure itself also takes over the wear adjustment at the same time due to the possible stroke and again preferably two of the same brakes are used or just one.
  • a "possible force or moment limitation” such as with a possible slipping clutch 023 can, for example, advantageously ensure that excessively incorrect, excessive readjustment is impossible because the limitation is not able to do so.
  • a possible spring action from a spring for wear adjustment 021 cannot allow incorrect adjustment, which has a less favorable effect than slightly rubbing linings.
  • a "possible path limitation” can also be used, e.g. instead of a slipping clutch 023, so that the adjustment process does not adjust the path or angle of the desired air gap, but already adjusts it if more path or angle arises in the lining lifting movement.
  • the path of the air gap can, for example, be evaluated from "rotatable wear adjustment".
  • the wear adjuster shaft or rod to the brakes or the adjuster in at least one brake can intentionally have so much friction in the wear adjuster 028 or be provided with additional friction that unintentional further turning of the wear adjuster (e.g. due to vibration) is not possible.
  • Readjustment movement can also be recommended for specifying the readjustment direction.
  • a combination ratchet with friction can be recommended, for example in the form of a wrap spring. Without these additional components, the adjustment can also be carried out functionally if necessary.
  • a wear adjuster 02 with an expanding effect can also be used, for example.
  • both brakes should be the same or only one can be used.
  • the adjustments can also be designed in such a way that incorrect (eg too great) adjustment runs as unfavorably as possible, ie is not possible due to the required actuator torque, for example.
  • the parking brake position was in the cam area opposite the service brake, so active service braking would have to be released before parking braking 16062 can be carried out. Therefore, for example, only a single brake that is currently active is brought from a service brake position into a parking brake position if desired and, if possible, not all brakes at the same time.
  • the parking brake positions can also take place differently, for example at the end of the service braking or by locking a brake position by means of a holding device.
  • a separate actuator can also be used for the parking brake, which could also take on other functions, such as wear adjustment or emergency braking.
  • Fig. 2301 -2302 advantageous exemplary embodiments for wear adjustment and braking force detection are shown using an internal shoe drum brake, with other versions being possible, of course, such as disc brakes or brakes for linear movements, e.g. on rods or rails.
  • the expanding part 051 (top) can also be movably mounted and should be in a starting position, e.g. by spring action or e.g. by a driving force measurement 064. If the driving force measurement 064 is now rotated by the braking force, a position sensor, a force sensor or a switching or whatever recognizing function can detect the braking force or at least trigger a switching function at least at one point of the braking force, for example, with the arrows in Fig. 2301 064 different possibilities are indicated.
  • Possible brake shoe supports 069 can shape the freedom of movement or force dissipation.
  • This driving force measurement 064 can also serve to increase the accuracy, for example by recognizing the point at which the pads are slightly driven along or even measuring the braking force and also controlling it, for example.
  • a possible lower Brake shoe support 069 could also be mounted jointly on or with this movable catch or also freely movable relative to it.
  • the possible brake shoe supports 069 can be used, for example, to restrict the range of movement of the entrainment, with which, for example, unpleasant noise development can also be prevented, such as squeaking or shaking.
  • the stops can also be soft or rubber-like, for example.
  • the possible lower brake shoe support 069 can also be used for a servo function, in which the bearing of the expanding part is taken along by the braking force on the "primary shoe” and thus (here below) the "primary shoe” on the “secondary shoe” exerts another pressing force.
  • the "secondary shoe” will rotate and then be stopped by brake shoe support 069 or drag force measurement 064. This can (but does not have to) be carried out symmetrically in both directions of rotation by means of two stops, but it could also, for example, only be pressed on one shoe with the expanding part 051 or an asymmetry of the braking effect depending on the direction of travel could be brought about.
  • the lower brake shoe support 069 can also be designed, for example, with a wear adjustment device 02 (e.g. adjustment screw) or with a cam or double cam (indicated by thick cam tracks at 02) and the force can be derived or applied, for example can pass on the other shoe.
  • the support points of a cam track can still be selected in such a way that the shoe is geometrically positioned in a favorable manner according to the wear of the lining.
  • a cam track can preferably run relatively flat in order to keep the force acting on this cam drive from the pad contact pressure low via the friction.
  • Such an adjustment cam or adjustment screw can be driven, for example, from actuator areas that are otherwise not used for braking, or from the brake actuation.
  • an adjustment for example via a Spring actuation "marked” and then readjusted by this spring action after releasing the brake.
  • an attempt can be made to actuate the adjustment via torque or force limitation, but this would be impossible if the adjustment was set correctly, since the pad contact pressure force or even driving force would require more adjustment torque than is possible via the limitation.
  • a wrap spring ratchet can advantageously hold the position of an adjustment cam (or double cam), for example, since it also generates static friction in the holding state and only allows movement of the cam, for example, in the adjustment direction, and a second ratchet effect can serve to turn the adjustment cam, for example, in the adjustment direction and the Adjustment rotation can be torque-limited via a slipping clutch, for example.
  • An adjustment cam does not have to have a cam track on both sides for both shoes, but could also be mounted in one shoe so that it could rotate on one side.
  • the parts of FIGS. 2301 -2302 can be mounted in many ways, for example on rotatable plates, which also contain a driving force measurement, for example. Driving force control is also proposed by driving force measurement.
  • Fig. 2302 below shows a possibility of a close, e.g. concentric, drive of adjustment and contact pressure, whereby on the one hand a wear adjustment 02 (e.g. wear adjustment cam or screw) is driven and secondly a contact pressure actuation, shown here in dashed lines, here e.g. an actuation cam 032, which is a lever drives the spreading mechanism.
  • a wear adjustment 02 e.g. wear adjustment cam or screw
  • a contact pressure actuation shown here in dashed lines, here e.g. an actuation cam 032, which is a lever drives the spreading mechanism.
  • the expansion part 051 of the pad pressure does not necessarily need a guided center point, but can also be held in place in another way, e.g. via the shown upper and lower guide of the pins, which form the expansion part 051 here.
  • the guide is only necessary mainly in the air gap or with small forces, since with greater contact pressure the friction of the pins on the rolling surfaces takes over the guide, so the black
  • Fig. 24 a proposal for a brake actuation with a spring effect is shown, whereby at 0571 one can e.g.
  • a service brake function is supported by the upper actuating spring 042 in such a way that the service brake function can release itself, i.e. the spring support is less than the effort required for pressing, in which the upper actuating cam 032 runs relatively steeply. This allows u.a.
  • Actuator actuation energy can be saved. This interpretation could, for example, not be solved completely on its own, but sufficiently extensively.
  • the cam side of the parking brake function (lower actuating cam 032) runs flatter so that the spring can always actuate, whereby “steep” and “flat” of course always refer to the resulting non-linearity from a mathematical point of view and the forces or moments of course always correlate correctly and consistently are to be obtained.
  • the parking brake positions would remain spring-loaded in the absence of power and when the power is switched on, the brake actuator can take over the required braking and functions again.
  • the spring could, for example, act in a crank-like manner on the cam. However, this means that the non-linearity of the spring is linked to the behavior of the crank.
  • the spring could also have any other non-linearity, such as with its own cam (the dashed actuating cam 032 or double cam), which of course is much more creative freedom. Under certain circumstances, both cams could even act on the same roller.
  • FIG. 25 An advantageous lever is proposed in FIG. 25 (as is also realistically conceivable in these proportions), which executes rolling movements between the rotated contact surfaces 0591 and non-rotated contact surfaces 0592 and on the long lever arm with a non-linearity 03, e.g. an actuating cam 032 on a roller 033 is pressed.
  • a non-linearity 03 e.g. an actuating cam 032 on a roller 033 is pressed.
  • roll-off cylinders are favorable in terms of production technology, can be hardened and are very round, which will be important later on.
  • unrolling cylinders although other, non-circular or non-cylindrical geometries are also permissible here, both together in general hereinafter referred to as expansion part 051.
  • the expansion part 051 from FIG. 25 would generate a 0.6 mm y-movement with a 1 mm contact pressure stroke per roll-off cylinder due to the angle function of the rotary movement, but a y-movement of approx. 0.7 mm due to the roll-off on the circumference of a roll-off cylinder and thus with 2 times 1 mm in the event of full braking stroke cause a total y error of 0.2 mm, since the errors on both unwind cylinders add up.
  • Fig.26 shows the "disturbing, lateral, or scratching" y-movement (y-axis) over the contact pressure stroke (x-axis), with the solid line above showing the y-movement through the angle function and the dashed line above the y movement through the rolling circumference, ideally both should be the same, but here one error remains, the represented by the top arrow.
  • the bottom curves are the same except they cause the y errors to go in the opposite direction. Decreasing the rolling circumference results in proportionally less y-motion and the y-error can result in smaller y-motion with smaller rolling circumference (dashed-dotted line) as shown below, which can also result in a different sign of the error. This also suggests that the total y-error can be reduced by combining different unwinding cylinder diameters, but can never be completely eliminated because an angle function and an angle-proportional unwinding circumference are never exactly the same.
  • FIG. 27 shows that no "guide” is required for the lining pressure for a disc brake, as is the case in a hydraulic pressure cylinder.
  • the upper and lower swung dashed lines are supposed to show that (as suggested here) there will be a freedom of movement, which doesn’t have to be sharply defined, but e.g. can also behave elastically.
  • a contact pressure 05 e.g. a wear adjuster
  • a contact pressure 05 is pressed in any contact movement 059 by an expansion drive 052 and deforms the brake, e.g. from the unbraked position 053 to the e.g. braked position 054
  • the rightmost contact pressure 05 (here a part that contributes to the lining pressure, e.g. also a wear adjuster) will have any initial position that, due to the weight, e.g lower position, but can also have a different y position, for example due to vibrations. Due to the low contact pressure between the turned contact surface 0591 and the non-turned contact surface 0592, there is hardly any wear and loss of actuation energy. With further actuation (increasingly left 05), the "error" from the rolling circumference and angle function according to the above illustration, e.g.
  • the brake actuator consists of three drives, for example, and one part (e.g. motor 041) via a gear mechanism, for example, acts on the non-linearity 03, for example an actuating cam 032, such that the brake is released automatically if the power of this motor 041 fails.
  • an actuation spring 042 (drive 2) can support the actuation of the brake or the release, or as shown here as a compression spring, with weak braking it can support the release and with heavier braking it can support the actuation.
  • This actuating spring 042 does not have to act directly on the non-linearity 03 but can also be arranged and act in any other way.
  • the third drive for the entire brake actuator is, for example, an electric parking brake drive 047, which can also be implemented in a different way, for example with a cable pull.
  • a worm drive would prevent the parking brake from being released when there was no current.
  • the parking brake spring 048 can be present as an elastic coupling element and, for example, continue to rotate the actuating cam 032 when the brake cools down and requires retensioning.
  • the actuating cam 032 can also consist of two (or more, if additional functions are desired) cams, so that one can also be specially designed for this further rotation.
  • the parking braking area of a cam can also be in a different direction of rotation, for example.
  • this parking brake drive 047 can also be used as a safety function in the event of failure of the other motor acting on the non-linearity for service braking. But that could also be a cable without a worm drive, for example, which comes into effect in a bicycle brake if the motor acting on the non-linearity fails.
  • the parking brake movement of the non-linearity can take place separately from the other motor, for example via a freewheel, so that the parking brake position of the non-linearity can be reached, for example, when the other motor is not rotating.
  • a different action of the actuating spring 042 is also recommended here if, for example, both a stable "fully released” position and, for example, a stable "well braked” position with, for example, only one non-linearity are to be achieved (which can be useful for a bicycle or bicycle trailer, for example). ): Here you could, for example, attach the actuating spring 042 like a crank (e.g. to the non-linearity), so that the pressing actuating spring 042 is relaxed in the direction of released and also in the direction of being actuated and there is a dead center in between (similar to that indicated in Fig. 28) . If the power supply fails, the vehicle (e.g.
  • the parking brake position could, for example, be brought into the "released" position manually without electricity. Since with this actuation spring action there is a spring action from the moment the dead center is exceeded, which acts to support the actuation, operation with little actuation power is possible, i.e. the electric motor power for actuation can be less than without a spring and it is even possible to hold an actuation position without electricity if there are mechanical friction losses in the brake actuation and the so-called cogging torque of the electric motor alone can hold the operating position. Of course, locking or braking devices can also be present in order to hold the actuator in a certain position. Even if this brake can be released with manual operation, electronic anti-theft protection is possible: as soon as power is available again (e.g. wheel hub dynamo), unauthorized operation can be brought back into the braked state with the electric motor of the brake.
  • actuating spring 042 Another safety design of the actuating spring 042 would be, for example, that it should always bring about a braked state:
  • a bicycle or, for example, a rail vehicle could thus be used, for example, in the event of a complete power failure (or, for example, a shutdown from, for example, For safety reasons) go into a normal, for example, braked state, which can be uncomfortable with regard to driving on, but can be sought as a safety solution.
  • a calibration spring 046 can be present, for example in order to be able to compare a known or stored spring characteristic (or at least one value) with the engine torque determined (e.g. from the current) in a non-braking state and to be able to control the brake more precisely or the beginning To be able to better recognize the touch of the brake pad to the disc.
  • This calibration spring 046 can act in braking, in an air gap or in an actuator movement that does not cause any significant movement of the lining, or in several such movements, also with different effects and tasks.
  • a spring that fulfills at least one other function can also be used for calibration purposes.
  • a spring for creating an air gap 07 can help in a known manner to push the brake or the pads apart in the unbraked state, i.e. away from the braking effect.
  • the spring for air gap generation 07 can also be related to the engine torque for calibration purposes.
  • the spring behavior can also be included in the determination of the mechanical losses, also in connection with the air gap, contact point and course of the non-linearity.
  • the calibration spring can, for example, be used in an engine area without or with very little pad lift and from pad lift the additionally acting release spring can also be used for calibration purposes.
  • This calibration can also be seen as a determination of a deviation, also as a comparison (also including the course of the non-linearity and characteristic curves of the springs) with something measured, but also as an instruction (what needs to be done to get better or to achieve something), whereby at least one value is worked out here that explains deviations in such a way that they can be compensated.
  • FIG. 1 A drum brake application is shown in FIG.
  • the expanding part 051 shown above presses on the two brake shoes 067, which can rotate around their brake shoe support 069 and have different turning radii (longer and shorter arrow pointing upwards).
  • Such simplex drum brakes can develop self-reinforcement because the “primary shoe” gets a drag component around the pivot and the “secondary” gets a slightly weight-reducing component. To do this, however, the spreading force must allow for a slight displacement (which can also be provided here, indicated by the horizontal arrow) in order to be able to follow the differently pressed shoes.
  • the expanding parts 051 are often pivoted with little play in order to absorb leverage (e.g. from a cable pull).
  • the parking brake position 0471 can also be selected in the opposite direction of rotation of the non-linearity 03 (with e.g. cam axis of rotation 034) to the service brake (which would of course also be possible with the disc brake from Fig. 28), with the parking brake position 0471 can be held automatically even when there is no current, for example by means of a special geometry or spring action.
  • the expanding part 051 with the drive of this drum brake could also be designed similarly to the disc brake from FIG. 28; there are many possible combinations.
  • a wear adjustment can be carried out (also specifically if necessary) or, for example, stored in a spring for wear adjustment 021 and carried out when the brake is released.
  • the non-linearity 03 there may be a special area in which an initial position of the non-linearity without pad travel 111 can be found, for example in that an increasing engine torque can be identified in each of the two directions of rotation.
  • a stop or a spring can also be approached, including the calibration spring 046 mentioned, which can have the particular advantage that it can be approached, for example, before the first real braking and can be in an actuator rotation range, for example , which can have special properties such as, for example, no significant pad travel or, for example, in a direction of rotation or range of rotation that is not used for normal brake actuation (which would require a different installation, for example acting on the non-linearity).
  • a calibration can be carried out, which values measurable on the actuator (eg current, power, energy, etc.) correspond to which spring action and also, for example, via the (possibly also extrapolable) spring characteristic or points from it.
  • the currently prevailing unwanted mechanical loss can also be recognized.
  • a distinction can also be made as to whether only “idling losses” occur, as long as the actuator movement is not yet associated with any significant movement of the lining and no spring is yet acting, and from when the spring effect is recognized.
  • it can then be concluded very precisely when the pad contact pressure force begins to increase, for which purpose the instantaneous non-linear translation between the actuator measurable value and the pad contact pressure force must of course be taken into account.
  • the drum brake from Fig. 29 has the advantage that it can lift the linings off the drum, for example by means of release springs.
  • a low-backlash rotatably mounted expansion part cannot make any compensating movements to compensate for different thicknesses of coverings with different beginnings of contact.
  • either slight elastic mobility can provide compensation and more even touching or, on the other hand, the coverings will wear out so compensatingly through defined movement that they will put on similarly. This can be supported in particular by precisely manufactured or intentionally adjusted coverings and also by choosing the appropriate contact pressure geometry (as suggested above).
  • FIG. 30 shows a possible recommended procedure with regard to a calibration spring 046 or a resilient effect that can be used (also to a limited extent) for the same purpose (advantageously, for example, also in a range from little to essentially none Lining stroke, i.e. also in an actuator direction of rotation not used for normal service or other braking, i.e. a range not used for braking 082): From a starting position, e.g still without spring action (which can be seen, for example, as running with covered losses without any other energy supply), tensioning the spring with the calibration spring characteristic 049 from (e.g.
  • the initial losses 016 in the area 082 not used for braking can be seen as "no-load losses".
  • the losses 016 may be higher.
  • a physically equivalent process occurs, for example, when the actuated brake (which manifests itself as a spring effect) accelerates the motor when it is released or brakes an actuation movement, for which purpose the acceleration or deceleration can also be allowed to run with zero motor current to essentially recognize the mechanical losses.
  • the clamping force (or the moment resulting from it) acts in the brake (and possibly other forces, for example from springs) as an acceleration or deceleration force. If this is stored (e.g. as a characteristic curve) the actual state of the brake could deviate from the stored one and if the clamping force is measured or estimated (e.g. from electricity) the measurement has tolerances.
  • the actuator torque would change significantly with the contact pressure position, which of course can still be an application for the energy method described here.
  • it is recommended as particularly advantageous to also use a so-called non-linear EMB because with this the actuator torque does not change so much over the actuation changes than in the case of a linear and thus the accelerating or braking torque is better known in the event of deviations than in the case of a linear, or does not contain such strong deviations.
  • a motor controller (e.g. for BLDC, e.g. FOC) has a lot of the information required here, e.g. position, speed, torque (e.g. from torque-generating current) or can be supplemented with additional necessary information such as mass inertia, the expected clamping force from the brake (or the suspected or determined from measurements). It is therefore recommended that the explanations for Fig. 30 are also obtained in direct cooperation with the engine controller or the information available here for the parameters sought (e.g. losses), which of course does not have to be permanent, but can also take place on a case-by-case basis. The application of the above energy conversion or the sum of moments is of course also recommended.
  • Fig.3101 -3102 show suggestions for symmetrical actuation of both pads on disc brakes, similar to drum brakes (e.g. as in Fig.29):
  • electromechanically actuated disc brakes a spring can push the pads apart again when they are not braked, but the lifting process of both pads (such as with drum brakes) may not be carried out.
  • a lift-off process is carried out in the same way as for drum brakes, even with a disc brake with, for example, two springs against a fixed part (e.g.
  • a wear adjuster can move apart, e.g. at the lower pivot point of the pads, similar to a cable tensioner with left-hand and right-hand threads when the middle part is turned. This point does not exist with disc brakes. It is therefore proposed, for example, to use a double-acting wear adjuster (02 in FIG. 3101) with two spreader parts 051 or, as in FIG .
  • the wear adjuster 02 Fig.3101 or the expanding part 051 Fig.3102 can be more or less elastic (or in such a way that a compensating movement is possible) with a be connected to a fixed part 09 (indicated by the curved connection from 09 upwards), whereby with more elastic there is better compensation for any asymmetries (both contact pressure forces or in geometries or wear), but with more rigid attachment asymmetries are "ridden" more quickly, e.g the linings wear out faster so that better symmetry is achieved.
  • the expansion parts 051 will probably be operated together (could also be of different strengths)
  • the two wear adjustment devices 02 will probably be adjusted together (could also be of different strengths).
  • the above has the disadvantage that the full clamping force is on all parts (spreading part, wear adjusters), even on the duplicate parts.
  • FIG. 3201 -3202 it is therefore proposed that the center-related drum brake-like adjustment can also be achieved in a different way:
  • a compensating movement is derived from just one wear adjuster 02, with which the migration in the event of wear is compensated:
  • the arrow points to the unworn starting position as in Fig. 3201, but you can see that the pivot point of the expanding part 057 has migrated to the left due to wear, which is visible as an arrow in the "fixed part" 09 in Fig. 3202.
  • the wear adjuster can have two threads, for example: one with a larger pitch that carries the full clamping force and a second with, for example, half the pitch that only has to carry the load of the center guide (the fulcrum). How the necessary “displacement of the pivot point of the expanding part 057 towards fixed” is carried out can be chosen, so any suitable means can be used that cause the displacement.
  • the above applies again to the elastic guidance of the fulcrum and the movement geometries. There are many possibilities (not explicitly shown here) to generate this partial movement (eg half of the wear adjustment), eg with lever reduction.
  • Fig.3301 for example, the possibility is shown that an adjustment with a clamping screw (indicated by the fixed part 09 going) is possible, which can be adjusted ex works or when changing the lining for the correct air gap on both sides or, for example, if the brake tries to find the right position by applying it.
  • Fig. 3302 shows that there is no need for an operation (e.g. clamping), but that the adjustment can also be made automatically (e.g when tightening) can take place. It is proposed here that this "take place automatically” must of course not only take place on defined occasions (e.g. changing the pads), but of course also more often or with every brake actuation. This means that the above "moving the fulcrum towards fixed” can also be combined or combined with the adjustment option and an additional device for "moving the fulcrum towards fixed” becomes unnecessary or combined with the automatic adjustment option (e.g. pressure spring) and it remains with a comparable effect only one setting that does not require operation (e.g. pressure spring).
  • an additional device for "moving the fulcrum towards fixed” becomes unnecessary or combined with the automatic adjustment option (e.g. pressure spring) and it remains with a comparable effect only one setting that does not require operation (e.g. pressure spring).
  • Fig.3301 -3302 simply represents a general part of the brake, which is adjusted by the automatic or non-automatic adjustment.
  • Fig. 34 it is shown that the transmission ratio of the expansion part should be defined and not subject to unexpected changes, expressed by the dashed curve of a desired transmission ratio with linear stroke on the x-axis versus the angle on the y-axis.
  • the actual contact point of the rotated contact surface 0591 on a non-rotated contact surface 0592 should be well defined, which can be achieved with precisely manufacturable round parts (e.g. cylindrical pins), but only worse if curves are created by milling, for example.
  • round parts e.g. cylindrical pins
  • FIG. 34 On the left in FIG. 34 it is shown that a rolling circle, which rotates around the pivot point 057 of the expanding part, results in such a defined relationship between the angle and the linear stroke in the case of a circular pressing movement, for example. If, however, it is not a circle that rolls off, but something else, such as the stairs shown, which could have been created by milling, the connection between angle and path is superimposed by a disturbance.
  • a geometry that is as precise as possible eg circular shape
  • a larger stroke for example, a forged, pressed, cast, etc. contour can be sufficient.
  • the braking device comprises an actuator 04, in particular an electric actuator 04, a transmission, a spreading device, a brake pad 063 and a friction surface.
  • the actuator 04 moves within a limited range of actuator actuation. In at least part of its actuator actuation range, the actuator 04 rotates the spreading device about at least one pivot point via the transmission.
  • the actuator 04 presses the brake pad 063 in at least part of its actuator actuation area via the spreading device for braking in order to generate a contact pressure force and a braking torque resulting therefrom in the direction of and against the friction surface.
  • the transmission has a non-linearity 03, ie a non-constant transmission ratio over at least part of the actuator actuation range, and rotates the spreading device in accordance with the non-linearity.
  • the invention is not limited to the embodiments shown, but includes any braking device and any machine according to the following patent claims.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Bremsvorrichtung, und eine Maschine, welche diese Bremsvorrichtung umfasst, wobei die Bremsvorrichtung einen Aktuator (04), ein Getriebe, eine Spreizvorrichtung, einen Bremsbelag (063) und eine Reibfläche umfasst, wobei sich der Aktuator (04) in einem begrenzten Aktuatorbetätigungsbereich bewegt, wobei der Aktuator (04) in mindestens einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs über das Getriebe die Spreizvorrichtung um mindestens einen Drehpunkt dreht, wobei der Aktuator (04) zumindest in einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs über die Spreizvorrichtung zur Bremsung den Bremsbelag (063) zur Erzeugung einer Anpresskraft sowie eines daraus resultierenden Bremsmoments in Richtung der und an die Reibfläche presst, wobei das Getriebe eine Nichtlinearität (03), also eine über zumindest einen Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs nicht konstante Übersetzung, aufweist, und wobei das Getriebe die Spreizvorrichtung entsprechend der Nichtlinearität (03) dreht.

Description

Bremsvorrichtung
Die Erfindung betrifft eine Bremsvorrichtung und eine Maschine gemäß den Oberbegriffen der unabhängigen Patentansprüche.
Aus dem Stand der Technik sind unterschiedliche Bremsen mit Spreizvorrichtungen bekannt. Beispielsweise sind Bremsen bekannt, bei welchen die angepressten Teile, insbesondere der Bremsbelag, entlang einer Geraden geführt sind und bei welchen die Spreizvorrichtung eine spezielle Geometrie aufweist, wodurch bei dessen Drehung die Spreizvorrichtung an den angepressten Teilen abrollt. Unvorteilhaft an derartigen Bremsen ist aber, dass die erforderliche Geometrie der Spreizvorrichtung sowohl mechanische als auch fertigungstechnische Nachteile aufweist und somit nicht effizient und kostensparend zu fertigen ist. Ferner ist die Haltbarkeit derartiger Spreizvorrichtungen aufgrund der speziellen Geometrie eingeschränkt.
Aufgabe der Erfindung ist es, die Nachteile des Standes der Technik zu überwinden. Insbesondere ist es Aufgabe der Erfindung, eine Bremsvorrichtung mit einer Spreizvorrichtung zu schaffen, welche einen effizienten Betrieb der Bremsvorrichtung ermöglicht, eine hohe Lebensdauer aufweist und einfach und effizient herstellbar ist. Ferner kann es Aufgabe der Erfindung sein, eine Bremsvorrichtung zu schaffen, welche die Verwendung einer Spreizvorrichtung mit einer herkömmlichen Geometrie ermöglicht. Die erfindungsgemäße Aufgabe wird insbesondere durch die Merkmale der unabhängigen Patentansprüche gelöst.
Die Erfindung betrifft insbesondere eine Bremsvorrichtung, wobei die Bremsvorrichtung einen Aktuator, insbesondere einen elektrischen Aktuator, ein Getriebe, eine Spreizvorrichtung, einen Bremsbelag und eine Reibfläche umfasst.
Bevorzugt ist vorgesehen, dass sich der Aktuator in einem begrenzten Aktuatorbetätigungsbereich bewegt.
Bevorzugt ist vorgesehen, dass der Aktuator in mindestens einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs über das Getriebe die Spreizvorrichtung um mindestens einen Drehpunkt dreht und/oder bewegt.
Bevorzugt ist vorgesehen, dass der Aktuator zumindest in einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs über die Spreizvorrichtung den Bremsbelag in Richtung der und/oder an die Reibfläche presst.
Bevorzugt ist vorgesehen, dass der Aktuator zumindest in einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs über die Spreizvorrichtung zur Bremsung den Bremsbelag zur Erzeugung einer Anpresskraft sowie eines daraus resultierenden Bremsmoments in Richtung der und/oder an die Reibfläche presst.
Mit anderen Worten kann die Spreizvorrichtung durch den Aktuator derart bewegt oder gedreht werden, dass die Spreizvorrichtung in zumindest einem Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs zur Bremsung den Bremsbelag zur Erzeugung einer Anpresskraft sowie eines daraus resultierenden Bremsmoments in Richtung der und an die Reibfläche presst.
Durch diese Drehung und/oder Bewegung der Spreizvorrichtung kann ein Belagshub erfolgen. Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter einem Belagshubs verstanden werden, dass der Bremsbelag gezielt, insbesondere in Richtung der Reibfläche, bewegt wird. Mit anderen Worten kann ein Belagshub auch bremswirkungsrelevant sein.
Unter bremswirkungsrelevantem Belagshub kann im Rahmen der vorliegenden Erfindung ein Belagshub verstanden werden, durch welchen der Bremsbelag, insbesondere in Richtung der Reibfläche, insbesondere der Reibfläche, bewegt wird.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator zumindest in einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs über das Getriebe einen, insbesondere bremswirkungsrelevanten, Belagshub bewirkt.
Bevorzugt ist vorgesehen, dass das Getriebe eine Nichtlinearität, also eine über zumindest einen Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs nicht konstante Übersetzung, aufweist.
Bevorzugt ist vorgesehen, dass das Getriebe die Spreizvorrichtung entsprechend der Nichtlinearität dreht und/oder bewegt.
Die Spreizvorrichtung kann durch den Aktuator gegenüber dem Bremsbelag, den Bremsbelag andrückenden Teilen der Bremsvorrichtung, dem Aktuator und/oder den, insbesondere feststehenden, Getriebeteilen, gedreht und/oder bewegt werden.
Die Bremsvorrichtung kann elektromechanisch ausgebildet sein.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass, wenn der Aktuator bewegt wird, das Getriebe und gegebenenfalls die Spreizvorrichtung betätigt wird. In weiterer Folge kann vorgesehen sein, dass durch die Betätigung des Getriebes und gegebenenfalls der Spreizvorrichtung ein Belagshub ausgeführt wird und insbesondere der Bremsbelag eine Bewegung ausführt.
Gegebenenfalls ist das Getriebe oder mindestens ein Teil des Getriebes nichtlinear ausgebildet oder ausgestaltet. Insbesondere umfasst das Getriebe mindestens eine Nichtlinearität. Das Getriebe kann mehrere Getriebeteile umfassen. Insbesondere kann das Getriebe mindestens ein Zahnradgetriebe und/oder mindestens eine Übersetzung, welche insbesondere mindestens ein über den Betätigungsweg veränderliches nichtlineares Übersetzungsverhältnis aufweist, umfassen. Ferner kann das Getriebe mindestens eine Übersetzung zum Antrieb oder Nicht-Antrieb verschiedener Teile umfassen.
Die Bewegung des Aktuators kann gegebenenfalls nichtlinear mit der resultierenden Bewegung des Bremsbelags, insbesondere des Belagshubs, Zusammenhängen. Gegebenenfalls kann eine Bewegung des Aktuators in manchen Bereichen auch keinen Belagshub erzeugen.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter den Begriffen „kein Belagshub“ und/oder„belagshubfrei“ verstanden werden, dass dabei keine wesentliche Änderung der Bremswirkung und/oder der Luftspaltüberwindung erfolgt, aber gegebenenfalls z.B. Bewegungen im Rahmen von z.B. Fertigungstoleranzen oder mechanischen Eigenheiten nicht ausgeschlossen sind. Insbesondere kann vorgesehen sein, dass am Anfang und am Ende des begrenzten Aktuatorbetätigungsbereichs, also insbesondere am Anfang und am Ende des Aktuatorbewegungsumfangs, die Bewegung des Aktuators keinen Belagshub bewirkt und/oder belagshubfrei ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass das Getriebe bereichsweise auf Basis unterschiedlicher Anforderungen an die Bremsvorrichtung, wie beispielsweise mäßige Verzögerung, Vollbremsung, Dauerbremsung und/oder dergleichen, sowie interner Funktionalitäten angepasst ist. Mit anderen Worten kann das Getriebe, insbesondere die Nichtlinearitäten, an die Betriebszustände, die während der Betätigung einer elektromechanischen Bremsvorrichtung auftreten, optimiert sein.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass diese Anpassung und/oder Optimierung des Getriebes mit dem übergeordneten Ziel einer möglichst hohen funktionalen Sicherheit der Bremsvorrichtung und des gesamten Bremssystems erfolgt. Mit anderen Worten soll diese Anpassung und/oder Optimierung des Getriebes nicht auf Basis einzelner Komponenten, wie beispielweise des elektrischen Aktuators erfolgen. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass mindestens zwei Bereiche des Getriebes mit, insbesondere bremswirkungsrelevantem, Belagshub unterschiedlich optimiert und/oder angepasst sind.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass mindestens zwei Bereiche des Getriebes mit, insbesondere bremswirkungsrelevantem, Belagshub zwei unterschiedliche Nichtlinearitäten aufweisen.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter Beförderungsvorrichtung jegliche Vorrichtung und/oder Maschine verstanden werden, mit der man fahren und/oder mit der man fahrend Menschen und/oder Lasten befördern kann.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Übersetzung des Getriebes derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass entlang des Aktuatorbetätigungsbereichs mindestens ein Teilabschnitt mit einer Nichtlinearität gebildet, vorgesehen und/oder angeordnet ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Übersetzung des Getriebes derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass entlang des Aktuatorbetätigungsbereichs zwei, drei, vier, fünf, sechs, sieben, acht, neun, zehn oder mehr Teilabschnitte mit unterschiedlich wirkenden Nichtlinearitäten gebildet, vorgesehen und/oder angeordnet sind.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter Bremse die Bremsvorrichtung verstanden werden.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter gedrehter Anpressfläche eine Anpressfläche der Spreizvorrichtung verstanden werden, wobei sich gegebenenfalls die Spreizvorrichtung und die gedrehte Anpressfläche drehen. Ferner kann im Rahmen der vorliegenden Erfindung unter Anpressfläche auch die gedrehte Anpressfläche verstanden werden.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter nicht-gedrehter Anpressfläche eine Anpressfläche eines Bauteils der Bremsvorrichtungen verstanden werden, welches von der Spreizvorrichtung verschieden ist. Ferner kann im Rahmen der vorliegenden Erfindung unter Widerlagerfläche auch die nicht-gedrehte Anpressfläche verstanden werden.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter Spreizteil die Spreizvorrichtung, insbesondere auch zusammen mit der mindestens einen gedrehten Anpressfläche und/oder mit der mindestens einen nicht-gedrehten Anpressfläche, verstanden werden.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter Aktuatordrehbereich der Aktuatorbetätigungbereich verstanden werden.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter EMB die, insbesondere elektromechanische, Bremsvorrichtung und/oder die, insbesondere elektromechanische, Bremse verstanden werden.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Spreizvorrichtung von der Bremsvorrichtung, insbesondere dem Getriebe, mindestens teilweise umgeben ist, sodass die Spreizvorrichtung gegebenenfalls nicht aus der Bremsvorrichtung herausfallen kann.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Spreizvorrichtung lose in der Bremsvorrichtung angeordnet ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Spreizvorrichtung in der Bremsvorrichtung angeordnet ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass in mindestens einem Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs, insbesondere in einem ersten Betätigungspunkt des Aktuators oder ersten Betätigungsbereich des Aktuators, die Spreizvorrichtung gegenüber dem Bremsbelag, den Bremsbelag andrückenden Teilen der Bremsvorrichtung, dem Aktuator und/oder den, insbesondere feststehenden, Getriebeteilen, eine Relativbewegung ausführt. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Relativbewegung der Spreizvorrichtung gegebenenfalls, insbesondere ausschließlich, entlang oder in der Drehebene der Spreizvorrichtung erfolgt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Relativbewegung der Spreizvorrichtung gegebenenfalls, insbesondere ausschließlich, im Wesentlichen normalstehend zur Drehrichtung, insbesondere der Anpressrichtung, der Spreizvorrichtung erfolgt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Relativbewegung der Spreizvorrichtung gegebenenfalls, insbesondere ausschließlich, in mindestens eine Erstreckungsrichtung, bevorzugt in Längsrichtung und/oder Querrichtung, der Spreizvorrichtung erfolgt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Relativbewegung der Spreizvorrichtung gegebenenfalls in alle Richtungen, insbesondere in alle Erstreckungsrichtungen, der Spreizvorrichtung erfolgt.
Die mindestens eine gedrehte und die mindestens eine nicht-gedrehte Abrollfläche, insbesondere eine gedrehte und die mindestens eine nicht-gedrehte Anpressfläche, können irgendeine Ausgangslage haben, z.B. gewichtsbedingt oder durch z.B. Vibrationen auch zufällig. Sie können auch reibschlüssig, oder weitgehend reibschlüssig, sein und dabei keine nennenswerte oder eine nennenswerte Relativbewegung in Querrichtung machen. Es kann auch der Reibschluss überfordert sein und damit eine gleitende Ausgleichsbewegung zwischen der mindestens einen gedrehten und der mindestens einen nicht-gedrehten Abrollfläche auftreten und es kann auch eine Mischform zwischen Gleiten und Rollen auftreten. Es kann auch eine zusätzliche Relativbewegung in Querrichtung auftreten und es können den Bewegungen auch Vibrationen überlagert sein und/oder die Relativbewegung in Querrichtung kann in der Bewegungsfreiheit aufgebraucht sein und damit Gleiten der mindestens einen gedrehten auf der nicht-gedrehten Abrollfläche hervorrufen.
Zusätzlich kann die Bewegung von gedrehten und nicht-gedrehten Abrollflächen auch noch geometrischen Veränderungen oder Verformungen folgen. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Spreizvorrichtung mindestens eine, insbesondere gedrehte, Anpressfläche aufweist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Bremsvorrichtung, insbesondere das Getriebe und/oder den Bremsbelag andrückende Teile der Bremsvorrichtung, mindestens eine Widerlagerfläche, insbesondere eine nicht-gedrehte Anpressfläche, umfasst.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass sich die mindestens eine Anpressfläche in mindestens einem Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs an die mindestens eine Widerlagerfläche presst, wodurch sich die Spreizvorrichtung gegebenenfalls dreht und/oder bewegt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass sich die mindestens eine gedrehte Anpressfläche, insbesondere die Anpressfläche, in mindestens einem Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs durch Drehen der Spreizvorrichtung an die mindestens eine nicht-gedrehte Anpressfläche, insbesondere die Widerlagerfläche, presst und gegebenenfalls zwischen den vorhandenen Anpressflächenpaaren eine Anpresskraft entsteht.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Anpressfläche, insbesondere die gedrehte Anpressfläche, und/oder die Widerlagerfläche, insbesondere die nicht-gedrehte Anpressfläche, derart ausgestaltet sind, dass diese Flächen zueinander, insbesondere bei der Drehung und/oder Bewegung der Spreizvorrichtung, eine, insbesondere gleitende und/oder rollende, Relativbewegung ausführen.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Bremsvorrichtung derart ausgebildet ist, dass der Bremsbelag beim Anpressen eine von einer Geraden abweichende Bewegungsbahn zurücklegt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Anpressfläche und die Widerlagerfläche derart ausgebildet sind, dass der Bremsbelag beim Anpressen eine von einer Geraden abweichende Bewegungsbahn zurücklegt. Diese Bewegungsbahn wird gegebenenfalls durch das Zusammenwirken des Getriebes und/oder der Spreizvorrichtung mit dem Bremsbelag definiert.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter einer rollenden Relativbewegung verstanden werden, dass die gedrehte auf der nicht-gedrehten Anpressfläche eine abwälzende Bewegung wie ein Rad auf einem Untergrund ausführt. Durch den Reibschluss und/oder die Haftreibung weisen die Flächen gegebenenfalls im Wesentlichen gleiche Oberflächengeschwindigkeiten auf, wodurch das Abrollen insbesondere besonders schlupfarm verläuft. Bei Überschreitung der Reibfähigkeit- und/oder der Haftreibfähigkeit kann das Abrollen in eine gleitende Bewegung mit vergrößertem Schlupf übergehen, gegebenenfalls bis hin zum Verhalten eines blockierten Rades auf einem Untergrund, was als gleitend bezeichnet wird. Dazwischen sind auch Übergangsbereiche möglich. Theoretisches Idealziel wäre, insbesondere wenn es sich, wie bei der Bremsvorrichtung, um hohe Kräfte auf kleinen Teilen und damit hoher Flächenpressung handeln kann, eine Geometrie zustande zu bringen, die im Wesentlichen, insbesondere ausschließlich, eine abrollende Bewegung ermöglicht. Mit anderen Worten kann die Spreizvorrichtung derart ausgebildet sein, dass die Geometrie der Spreizvorrichtung wo immer möglich, für abrollende Bewegung sorgt, auch wenn eine geradlinige Führung die Bewegung des angepressten Teils leitet.
Bei der Bremsvorrichtung kann diese Geometrie, die das sogenannte ideale Abrollverhalten ermöglicht, zugunsten anderer Vorteile, wie z.B. möglichst günstige Fertigbarkeit, Verwendung gut runder Teile geeigneter Oberflächenhärte und -qualität, Vermeidung ungünstiger Fertigungsmethoden wie das Fräsen von Rundungen usw., nur bedingt bis nicht verfolgt werden. Auch auf eine geradlinige oder andere Führung kann bei der Bremsvorrichtung gegebenenfalls verzichtet und dafür eine Ausgleichsbewegung quer zur Anpressrichtung erlaubt werden, mit welcher der abrollende Zustand durch fehlende Zwangsführung gefördert werden kann.
Bei der durch die Spreizvorrichtung bewirkten Bewegungen handelt es sich gegebenenfalls einerseits um die gewollte in Anpressrichtung und andererseits um solche mit einer anderen Bewegungskomponente, die auch im Wesentlichen normal (hier auch als quer bezeichnet) zur Anpressrichtung stehen kann, aber räumlich bevorzugt in der Ebene der Spreizmechanismusdrehung liegt. Quer kann im Rahmen der vorliegenden Erfindung fallweise auch als Höhe bezeichnet werden, gemäß „oben“ in Figuren und einer häufigen Einbaulage von Bremsen. Eine Abweichung von der gewollten Anpressrichtung wird gegebenenfalls auch als Höhenfehler bezeichnet. Die Querbewegung kann durch eine Führung verhindert werden, z.B. durch eine geradlinige Führung. Sie kann aber auch ermöglicht werden, z.B. durch Spiel in der Führung oder durch Verzicht auf eine wirksame Führung. Die Querbewegung kann auch als gleitende Bewegung statt als Abrollen ausgleichend auftreten, insbesondere wenn eine Führung dies erzwingt.
Diese Bewegungen können durch die Bewegung der Spreizvorrichtung verursacht sein, aber auch unabhängig davon eintreten, wenn sie z.B. durch Vibrationen ausgelöst werden. Auch bei einer abrollenden Bewegung kann die Berührstelle (Punkt, Linie, Fläche) zwischen gedrehter Anpressfläche und nicht-gedrehter Anpressfläche im Anpressvorgang quer zur Anpressrichtung wandern.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator in mindestens einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs, insbesondere in einem zweiten Betätigungspunkt des Aktuators oder zweiten Betätigungsbereich des Aktuators, die Spreizvorrichtung über das Getriebe um einen ersten Drehpunkt dreht.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator in mindestens einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs, insbesondere in einem weiteren Betätigungspunkt des Aktuators oder weiteren Betätigungsbereich des Aktuators, die Spreizvorrichtung über das Getriebe um einen weiteren Drehpunkt dreht.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Lage von mindestens zwei Drehpunkten voneinander abweicht und/oder sich unterscheidet.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Lage der Drehpunkte durch die Ausgestaltung der Bremsvorrichtung begrenzt ist. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Bremsvorrichtung derart ausgestaltet ist, dass der Drehpunktverlagerung von mindestens zwei Drehpunkten der Spreizvorrichtung ein elastischer Widerstand, insbesondere eine Widerstandsvorrichtung, entgegen gesetzt ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass mindestens ein Drehpunkt gelagert und/oder frei beweglich, insbesondere ungelagert, ist.
Im Rahmen der Erfindung kann unter einem gelagerten Drehpunkt verstanden werden, dass der gelagerte Drehpunkt gegenüber dem Bremsbelag, den Bremsbelag andrückenden Teilen der Bremsvorrichtung, dem Aktuator und/oder den, insbesondere feststehenden, Getriebeteilen, feststehend, insbesondere bewegungsfreiheitsgradlos, angeordnet ist.
Im Rahmen der Erfindung kann unter einem ungelagerten Drehpunkt verstanden werden, dass der ungelagerte Drehpunkt gegenüber dem Bremsbelag, den Bremsbelag andrückenden Teilen der Bremsvorrichtung, dem Aktuator und/oder den, insbesondere feststehenden, Getriebeteilen, frei beweglich ist und insbesondere mindestens eine Bewegungsfreiheit gegenüber diesen Teilen aufweist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator in mindestens einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs, insbesondere in einem dritten Betätigungspunkt des Aktuators oder dritten Betätigungsbereich des Aktuators, die Spreizvorrichtung über das Getriebe gegenüber dem Bremsbelag, den Bremsbelag andrückenden Teilen der Bremsvorrichtung, dem Aktuator und/oder den, insbesondere feststehenden, Getriebeteilen, fixiert und/oder relativbewegungsfrei ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Spreizvorrichtung mindestens zwei Spreizvorrichtungsteile umfasst, wobei mindestens ein Spreizvorrichtungsteil gegebenenfalls ein Stift, ein Zapfen, und/oder ein vorgefertigter Teil ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die mindestens eine Anpressfläche der Spreizvorrichtung zumindest teilweise aus einem Spreizvorrichtungsteil gebildet ist. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die mindestens eine Anpressfläche der Spreizvorrichtung zumindest teilweise an einem Spreizvorrichtungsteil angeordnet ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Spreizvorrichtungsteile miteinander, insbesondere kraftschlüssig, stoffschlüssig, verpresst und/oder verschweißt, verbunden sind.
Die Spreizvorrichtung kann mindestens zwei Spreizvorrichtungsteile, insbesondere mindestens einen Spreizvorrichtungshalter und mindestens eine daran angeordnete Spreizvorrichtungsrolle, umfassen. Der eine Spreizvorrichtungsteil, insbesondere die Spreizvorrichtungsrolle, kann ein, insbesondere zylindrischer, Stift oder ein, insbesondere zylindrischer, Zapfen sein.
Der eine Spreizvorrichtungsteil, insbesondere die Spreizvorrichtungsrolle, kann mit dem anderen Spreizvorrichtungsteil, insbesondere dem Spreizvorrichtungshalter, kraftschlüssig und/oder stoffschlüssig verbunden, insbesondere verpresst und/oder verschweißt, sein.
Mindestens ein Spreizvorrichtungsteil, insbesondere die Spreizvorrichtungsrolle, kann ein zylindrischer Stift mit einem Durchmesser von 6 bis einschließlich 10 mm, insbesondere 8 mm sein.
Die Spreizvorrichtung kann als Nocke oder Hebel ausgestaltet sein.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Spreizvorrichtung nichtlinear ausgestaltet ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Spreizvorrichtung von dem Aktuator über das Getriebe um einen begrenzten Drehungsbereich gedreht ist.
Insbesondere kann vorgesehen sein, dass die Spreizvorrichtung von dem Aktuator über das Getriebe in einem begrenzten Drehungsbereich gedreht wird. Unter Drehungsbereich kann im Rahmen der vorliegenden Erfindung der Winkelbereich verstanden werden, um welchen die Spreizvorrichtung gedreht wird.
Die Nocke oder der Hebel der Spreizvorrichtung können nichtlinear ausgestaltet sein. An der Nocke oder dem Hebel der Spreizvorrichtung kann mindestens eine Nichtlinearität angeordnet sein.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Spreizvorrichtung mindestens eine Nichtlinearität, also eine über zumindest einen Teil des Drehungsbereichs nicht konstante Übersetzung, aufweist.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter einer Nichtlinearität eine nichtlineare Übersetzung verstanden werden.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die mindestens eine Nichtlinearität der Spreizvorrichtung auf die mindestens eine Nichtlinearität des Getriebes abgestimmt ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die mindestens eine Nichtlinearität, insbesondere die nichtlineare Übersetzungswirkung, der Spreizvorrichtung bei der Ausgestaltung mindestens einer Nichtlinearität, insbesondere der nichtlinearen Übersetzung, des Getriebes berücksichtigt ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator in mindestens einem Teilbereich seines Aktuatorbetätigungsbereichs in einem von dem optimalen Betriebspunkt des Aktuators abweichenden Betriebspunkt betrieben ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator in mindestens einem Teilbereich seines Aktuatorbetätigungsbereichs in einem von einem Betriebspunkt maximaler Leistung des Aktuators abweichenden Betriebspunkt betrieben ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass das Getriebe, insbesondere die Spreizvorrichtung, ausgehend von einer ersten Stellung, insbesondere einer Nullstellung, des Getriebes zur Bremsung eine Bewegung des Aktuators in eine erste Richtung ausführt oder umsetzt. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass das Getriebe, insbesondere die Spreizvorrichtung, ausgehend von einer ersten Stellung, insbesondere einer Nullstellung, zur Anpassung eines Luftspalts, insbesondere zur Betätigung einer Verschleißnachstellung und/oder Verschleißnachstellvorrichtung, eine Bewegung des Aktuators in eine, insbesondere der ersten Richtung entgegengesetzte, zweite Richtung ausführt oder umsetzt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass sich mindestens ein Teil des Aktuators einmal in eine erste Drehrichtung und einmal in eine zweite Drehrichtung dreht. Die zweite Drehrichtung kann der ersten Richtung entgegengesetzt sein.
Das Getriebe, insbesondere die Spreizvorrichtung, kann gegebenenfalls die erste Drehrichtung des Aktuators in eine Bewegung in die erste Richtung umsetzen. Das Getriebe, insbesondere die Spreizvorrichtung, kann gegebenenfalls die zweite Drehrichtung des Aktuators in eine Bewegung in die zweite Richtung umsetzen.
Die Nullstellung des Getriebes kann geometrisch und/oder mechanisch durch das Getriebe, insbesondere die Nichtlinearitäten festgelegt sein. Als Nullstellung des Getriebes kann demnach im Rahmen der Erfindung jene Stellung verstanden werden, ab der eine Betätigung des Aktuators in eine erste Richtung einen Belagshub verursacht. Die Nullstellung des Getriebes kann unter anderem auch durch die Geometrie des Getriebes, insbesondere den Beginn der Steigung, festgelegt sein.
Der Aktuator kann gegebenenfalls, insbesondere ausgehend von der Nullstellung des Getriebes mit Belagshub und bremswirkungsfrei in eine Ruhestellung gebracht werden. Aus der Ruhestellung kann der Aktuator gegebenenfalls in Richtung einer ersten Richtung zur Überwindung des Luftspalts und/oder zur Erhöhung der Bremswirkung und/oder in Richtung einer zweiten Betätigungsrichtung zur Erfüllung anderer Aufgaben bewegt werden.
Die Ruhestellung des Getriebes kann eine Stellung des Getriebes sein, in welcher der Luftspalt eine definierte Größe aufweist. Gegebenenfalls kann die Ruhestellung mit der Nullstellung ident sein. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass eine Verschleißnachstellvorrichtung im Drehpunkt der Spreizvorrichtung vorgesehen ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Spreizvorrichtung einen Antrieb umfasst.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass eine Verschleißnachstellvorrichtung im Antrieb der Spreizvorrichtung vorgesehen ist.
Insbesondere ist gegebenenfalls zur Verschleißnachstellung vorgesehen, den Winkel zwischen Spreizvorrichtung und dem Getriebe, insbesondere mindestens einer Nichtlinearität des Getriebes, zu verändern und/oder einzustellen.
Gegebenenfalls erfolgt diese Veränderung und/oder Einstellung über eine Einstellvorrichtung wie insbesondere eine Verzahnung. Insbesondere kann durch die Einstellvorrichtung die Spreizvorrichtung gegenüber dem Getriebe, insbesondere gegenüber mindestens einer Nichtlinearität des Getriebes, verändert und/oder eingestellt werden.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass eine Verschleißnachstellvorrichtung zwischen dem Aktuator und dem Getriebe oder zwischen dem Getriebe und der Spreizvorrichtung vorgesehen ist.
Insbesondere kann eine Halterung zur Halterung des Aktuators vorgesehen sein. Gegebenenfalls ist eine Verschleißnachstellvorrichtung zwischen der Halterung des Aktuators und dem Aktuator angeordnet.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass das Getriebe zur Verschleißnachstellung eine Verschlei ßnachstellvorrichtung umfasst.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Bremsvorrichtung eine Verschleißnachstellvorrichtung umfasst, welche, insbesondere ausschließlich, durch den Aktuator, das Getriebe und/oder die Spreizvorrichtung betätigt ist. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Bremsvorrichtung zur manuellen Verschleißnachstellung eingerichtet ist
Die Verschleißnachstellvorrichtung kann eine Ratschenvorrichtung und/oder eine Schneckenvorrichtung sein.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator, das Getriebe und/oder die Spreizvorrichtung zur Bremsung und Verschleißnachstellung, insbesondere zur Betätigung einer Verschleißnachstellvorrichtung, eingerichtet ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Bremsvorrichtung nur einen einzigen Aktuator zur Bremsung und zur Verschleißnachstellung, insbesondere zur Betätigung einer Verschlei ßnachstellvorrichtung, umfasst.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator mehrere Teile umfasst.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator eine Feder und einen Elektromotor umfasst, wobei gegebenenfalls die Feder und der Elektromotor bauteilmäßig und/oder wirkrichtungsmäßig voneinander unabhängig sind.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Feder über mindestens eine weitere Komponente und/oder über das Getriebe mit dem Elektromotor zusammenwirkt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator zwei Elektromotoren umfasst.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Bremsvorrichtung mit mindestens einer elektrischen Maschine, insbesondere mindestens einer elektromagnetisch erregten elektrischen Maschine, zusammenwirkt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass das Getriebe kinematische Vorrichtungen umfasst. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass das Getriebe eine Nocke, eine Kugelrampe und/oder einen Hebel umfasst.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Übersetzung des Getriebes, insbesondere im Bremsenbetrieb, veränderbar ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Übersetzung des Getriebes, insbesondere aktiv, bevorzugt durch Verdrehen einer Ratsche, veränderbar ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Übersetzung des Getriebes, insbesondere passiv, bevorzugt durch federbelastetes Zurückweichen von Bauteilen oder die elastische Verformung von Bauteilen, veränderbar ist.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung kann unter Bremsenbetrieb der Zeitraum zwischen Inbetriebnahme und Abschalten der Bremsvorrichtung, in dem die Bremsvorrichtung bereit ist, Bremskommandos anzunehmen und umzusetzen, verstanden werden. Mit anderen Worten kann die Bremsvorrichtung im Bremsenbetrieb bremsbereit sein.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass das Getriebe derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass entlang des Aktuatorbetätigungsbereichs mindestens ein Teilabschnitt mit einer Nichtlinearität gebildet und/oder angeordnet ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass das Getriebe derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass entlang des Aktuatorbetätigungsbereichs mindestens zwei Teilabschnitte mit unterschiedlich wirkenden Nichtlinearitäten gebildet und/oder angeordnet sind.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die mindestens eine Nichtlinearität aus folgenden Nichtlinearitäten gewählt ist: Nichtlinearität zur Überwindung eines Luftspalts zwischen Bremsbelag und Reibfläche, Nichtlinearität zur Bestimmung des Berührungspunkts der Reibfläche und des Bremsbelags, Nichtlinearität zum Erreichen einer Mindestbremswirkung, Nichtlinearität zur Erzeugung eines ansteigenden Bremsmoments, Nichtlinearität zum Betrieb mit abgesenktem elektrischen Leistungsbedarf, Nichtlinearität zum schnellen Erreichen hoher Bremswirkungen, Nichtlinearität zur Messung und/oder Einstellung von Parametern, Nichtlinearität zur Reduktion von elektrischen und mechanischen Belastungen beim Belagshubstart, Nichtlinearität zur Kompensation von Bremsfading, Nichtlinearität zur Verschleißnachstellung.
Insbesondere betrifft die Erfindung eine Beförderungsvorrichtung, eine Maschine, ein Fahrzeug, einen Aufzug und/oder ein Fahrrad, welche eine erfindungsgemäße elektromechanische Bremse umfasst.
Gegebenenfalls betrifft die Erfindung einen Teil einer Beförderungsvorrichtung oder einen Teil einer Maschine, wie insbesondere einer Propellerwelle, welcher eine erfindungsgemäße elektromechanische Bremse umfasst oder aus einer erfindungsgemäßen elektromechanischen Bremse gebildet ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Maschine, insbesondere die Beförderungsvorrichtung, eine weitere, insbesondere elektronische, Bremsvorrichtung umfasst.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die weitere Bremsvorrichtung als, insbesondere federbelastete, Parkbremse ausgebildet ist.
Insbesondere betrifft die Erfindung ein Verfahren zum Betrieb einer erfindungsgemäßen Bremsvorrichtung.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass das Getriebe und/oder die Spreizvorrichtung nur einen Teil der Bewegung des Aktuators, insbesondere nur einen Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs, in einen Belagshub umsetzt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Aktuator gegebenenfalls vor und/oder nach dem für den Belagshub relevanten Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs über das Getriebe und/oder die Spreizvorrichtung in die erste und die zweite Richtung bewegt ist, ohne einen bremswirkungsrelevanten Belagshub zu erzeugen. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Übersetzung des Getriebes derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass ausgehend von einer ersten Stellung, insbesondere der Nullstellung, des Getriebes entlang der Bewegung des Aktuators, insbesondere des Belagshubs, in die erste Richtung die Nichtlinearitäten angeordnet sind.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass mindestens zwei Nichtlinearitäten entlang der ersten Richtung gemäß der nachfolgend angegebenen Reihenfolge angeordnet sind: Nichtlinearität zur Reduktion von elektrischen und mechanischen Belastungen beim Belagshubstart, Nichtlinearität zur Überwindung des Luftspalts zwischen Bremsbelag und Reibfläche, Nichtlinearität zur Bestimmung des Berührungspunkts der Reibfläche und des Bremsbelags, Nichtlinearität zum Erreichen einer Mindestbremswirkung, Nichtlinearität zum Betrieb mit abgesenktem elektrischen Leistungsbedarf, Nichtlinearität zum schnellen Erreichen hoher Bremswirkungen, Nichtlinearität zur Erzeugung eines ansteigenden Bremsmoments, wobei das Bremsmoment gegebenenfalls an die jeweilige Bremsdynamik angepasst ist, Nichtlinearität zur Kompensation von Bremsfading.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass an dem Getriebe entlang der ersten Richtung nacheinander die obenstehenden Nichtlinearitäten angeordnet sind. Insbesondere können die obenstehenden Nichtlinearitäten bei der Bewegung des Aktuators nacheinander durchschritten und/oder durchlaufen werden.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearitäten entlang der ersten Richtung in beliebiger Reihenfolge angeordnet sind.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass an dem Getriebe entlang der ersten Richtung die obenstehenden Nichtlinearitäten in einer beliebigen Reihenfolge angeordnet sind.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Übersetzung des Getriebes derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass ausgehend von der ersten Stellung, insbesondere der Nullstellung, des Getriebes entlang der Bewegung des Aktuators in die zweite Richtung die Nichtlinearität zur Messung und/oder Einstellung von Parametern und/oder die Nichtlinearität zur Verschleißnachstellung angeordnet sind.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass an dem Getriebe entlang der zweiten Richtung nacheinander die die Nichtlinearität zur Messung und/oder Einstellung von Parametern und/oder die Nichtlinearität zur Verschleißnachstellung angeordnet sind. Insbesondere können die Nichtlinearität zur Messung und/oder Einstellung von Parametern und/oder die Nichtlinearität zur Verschleißnachstellung bei der Bewegung des Aktuators nacheinander durchschritten und/oder durchlaufen werden.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Messung und/oder Einstellung von Parametern gegebenenfalls zur Messung von mechanischen Verlusten, der Nullstellung des Getriebes, der Nullstellung der Aktuatorposition und/oder mindestens einer Federwirkung ausgebildet ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Messung und/oder Einstellung von Parametern derart ausgebildet ist, dass der Aktuator, ausgehend von der Nullstellung des Getriebes, in seine erste Richtung bewegt ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass durch die Bewegung des Aktuators in seine erste Richtung mindestens ein Parameter der Bremsvorrichtung, insbesondere Motorverluste, Getriebeverluste, mechanische Verluste und/oder die Wirkung etwaiger vorhandener Federn, gemessen ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass das durch die Bewegung entstehende und/oder resultierende Moment des Aktuators erfasst ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Beurteilung, ob eine Einstellung der Bremsvorrichtung notwendig ist, anhand eines Vergleichs des mindestens einen Parameters der Bremsvorrichtung, insbesondere des Moments des Aktuators, mit Erwartungswerten und/oder mit Messwerten des Moments des Aktuators in anderen Betriebspunkten und/oder in anderen Betriebszuständen erfolgt. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Messung und/oder Einstellung von Parametern derart ausgebildet ist, dass der Aktuator, ausgehend von der Nullstellung des Getriebes, in seine zweite Richtung bewegt ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass eine Kraftmessvorrichtung, insbesondere eine Feder und/oder ein Anschlag, in der zweiten Richtung vorgesehen ist, an welcher mindestens ein Teil des Getriebes, insbesondere der Aktuator, ansteht, wodurch gegebenenfalls die Nullstellung der Aktuatorposition messbar und/oder einstellbar ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der mindestens eine Parameter der Bremsvorrichtung durch Vergleich des Moments, des Motorstroms und/oder der Motorspannung im Normalbetrieb und des Moments, des Motorstroms und/oder der Motorspannung im Messbetrieb erfolgt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Reduktion von elektrischen und mechanischen Belastungen beim Belagshubstart derart ausgebildet ist, dass das Übersetzungsverhältnis des Getriebes dieser Nichtlinearität in der ersten Hälfte des Luftspalts mehr als doppelt so groß ist wie die Geschwindigkeitsübersetzung in der zweiten Hälfte des Luftspalts.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Reduktion von elektrischen und mechanischen Belastungen beim Belagshubstart derart ausgebildet ist, dass das Übersetzungsverhältnis, insbesondere die Geschwindigkeitsübersetzung, dieser Nichtlinearität, bevorzugt das Verhältnis zwischen der Geschwindigkeit des Aktuators und der Geschwindigkeit des Belagshubs, in der ersten Hälfte des Luftspalts, insbesondere in der ersten Hälfte des Weges zur Überwindung des Luftspalts, mehr als doppelt so groß ist wie die Geschwindigkeitsübersetzung in der zweiten Hälfte des Luftspalts.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Überwindung des Luftspalts zwischen Bremsbelag und Reibfläche derart ausgebildet ist, dass das Übersetzungsverhältnis des Getriebes dieser Nichtlinearität über mehr als die Hälfte des Luftspalts weniger als halb so groß ist wie die maximale Geschwindigkeitsübersetzung im an den Luftspalt anschließenden Belagshubbereich, sodass gegebenenfalls der Luftspalt im Vergleich zum Normalbetrieb schneller überwunden wird.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Überwindung des Luftspalts zwischen Bremsbelag und Reibfläche derart ausgebildet ist, dass das Übersetzungsverhältnis des Getriebes, insbesondere die Geschwindigkeitsübersetzung dieser Nichtlinearität, bevorzugt das Verhältnis zwischen der Geschwindigkeit des Aktuators und der Geschwindigkeit des Belagshubs, über mehr als die Hälfte des Luftspalts, insbesondere mehr als die Hälfte des Weges zur Überwindung des Luftspalts, weniger als halb so groß ist wie die maximale Geschwindigkeitsübersetzung im an den Luftspalt anschließenden Belagshubbereich, sodass gegebenenfalls der Luftspalt im Vergleich zum Normalbetrieb schneller überwunden wird.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Überwindung des Luftspalts zwischen Bremsbelag und Reibfläche derart ausgebildet ist, dass der Aktuator mit der maximalen Aktuatorleistung betrieben ist, wodurch der Luftspalt schnellstmöglich überwunden wird.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Überwindung des Luftspalts zwischen Bremsbelag und Reibfläche derart ausgebildet ist, dass der Luftspalt schnellstmöglich überwunden ist, indem eine Vorrichtung, insbesondere eine Nocke oder eine Rampe, eine Steigung aufweist, welche derart ausgebildet ist, dass gegebenenfalls am Beginn des Belagshubs Anlaufstromspitzen und Anlaufstrombelastungen vermeidbar und/oder reduzierbar sind.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Bestimmung des Berührungspunkts der Reibfläche und des Bremsbelags derart ausgebildet ist, dass der Berührungspunkt des Bremsbelags und der Reibfläche, insbesondere aus der Energie-, Strom- und/oder Leistungsaufnahme des Aktuators und/oder aus dem Verlauf der Aktuatorbelastung, insbesondere des Moments, erkennbar ist. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass durch Nichtlinearität zur Bestimmung des Berührungspunkts der Reibfläche und des Bremsbelags überprüfbar ist, ob eine Nachstellung der Bremsvorrichtung, insbesondere eine Nachstellung des Bremsbelags und/oder eine Einstellung des Luftspalts, notwendig ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Übersetzung des Getriebes der Nichtlinearität zur Bestimmung des Berührungspunkts der Reibfläche und des Bremsbelags, im möglichen Bereich des Berührungspunkts des Bremsbelags und der Reibfläche, eine auswertbare Kombination aus Übersetzungsverhältnis und Aktuatormoment, insbesondere einen interpretierbaren Verlauf aus der Energie-, Strom- und/oder Leistungsaufnahme des Aktuators erzeugt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die auswertbare Kombination aus Übersetzungsverhältnis und Aktuatormoment ein interpretierbarer Verlauf aus der Energie-, Strom- und/oder Leistungsaufnahme des Aktuators, der Aktuatorbelastung und/oder des Aktuatormoments, über die Betätigung, insbesondere unter Berücksichtigung des jeweiligen Übersetzungsverhältnisses, ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass sich im Bereich der Nichtlinearität zur Bestimmung des Berührungspunkts der Reibfläche und des Bremsbelags ab der Berührung von Reibfläche und Bremsbelag ein signifikanter Unterschied zum Verhalten im Luftspalt ergibt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zum Erreichen einer Mindestbremswirkunq derart ausgebildet ist, dass eine bestimmte geforderte Mindestbremswirkung, insbesondere bei einer Vollbremsung, innerhalb einer Mindestwirkungszeit erreicht wird, wobei die Mindestwirkungszeit nur maximal 20% über der Zeit liegt, welche, insbesondere zum Erreichen der Mindestbremswirkung, technisch mit der Bremsvorrichtung möglich ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Erzeugung eines ansteigenden Bremsmoments, wobei das Bremsmoment gegebenenfalls an die Bremsdynamik angepasst ist, derart ausgebildet ist, dass die Geschwindigkeit des Bremsmomentaufbaus an die dadurch verursachte dynamische Gewichtsverlagerung des Fahrzeugs angepasst ist, sodass gegebenenfalls einem Blockieren der Räder des Fahrzeugs entgegen gewirkt wird.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zum Betrieb mit abqesenktem elektrischen Leistunqsbedarf derart ausgebildet ist, dass die Leistungsaufnahme des Aktuators bei einem Betrieb des Getriebes mit geringen Drehzahlen und/oder bei Stillstand des Aktuators um mindestens 20% geringer ist als im Vergleich zu einer Nichtlinearität, welche insbesondere nach dem Kriterium der maximal erzielbaren Motorabgabeleistung ausgelegt ist, für denselben oder einen ähnlichen Betrieb und/oder Betriebspunkt, insbesondere für einen Betrieb mit geringen Drehzahlen und/oder bei Stillstand des Aktuators, sodass die Leistungsaufnahme des Aktuators, insbesondere bei längeren Dauerbremsungen, gesenkt ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Übersetzung des Getriebes derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass ausgehend von der ersten Stellung, insbesondere der Nullstellung, des Getriebes entlang der Bewegung des Aktuators, insbesondere des Belagshubs, in die erste Richtung die Nichtlinearität zum Betrieb mit abgesenktem elektrischen Leistungsbedarf so angeordnet ist, dass sich bei Betriebszuständen, die eine lange Haltedauer und/oder eine hohe Temperaturbelastung aufweisen, ein geringer Verbrauch an elektrischer Energie und/oder eine geringe Verlustwärme des, insbesondere elektrischen, Aktuators ergeben.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Kompensation von Bremsfadinq derart ausgebildet ist, dass der Aktuator mit einem Motormoment betrieben wird, das unter gleichen Betriebsbedingungen, insbesondere der Betriebstemperatur, höher ist, insbesondere höher als das maximal zulässige Motormoment und/oder höher als die maximal zulässige Wellenleistung, als jenes bei einer Nichtlinearität, welche nach dem Kriterium der maximal erzielbaren Motorabgabeleistung ausgelegt ist, sodass auch bei einem Bremsfading eine Bremswirkung erzielt ist. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass zumindest eine Nichtlinearität, insbesondere über den Belagshub, zur Kompensation von Luftspaltfehlern derart ausgebildet ist, dass ein Luftspaltfehler, insbesondere eine Abweichung der Größe des Luftspalts vom angenommenen Maß, kompensiert ist, wobei der Luftspaltfehler bevorzugt durch Verschleiß entsteht.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass gegebenenfalls die Bremsvorrichtung bis zu einer bestimmten Abweichung der Größe des Luftspaltfehlers insbesondere durch Anpassung der Bewegung des Aktuators, bevorzugt verschleißnachstellungsfrei und/oder ohne eine Verschleißnachstellvorrichtung, betrieben ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Verschleißnachstellunq derart ausgebildet ist, dass der Aktuator, insbesondere ausgehend von der Nullstellung des Getriebes, eine Bewegung gegen die zur Bremsung verwendete Bewegungsrichtung oder Drehrichtung, insbesondere eine Bewegung in die zweite Richtung, durchführt und dass durch diese Bewegung des Aktuators, insbesondere ohne Bremswirkung, die Verschleißnachstellvorrichtung betätigt ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zur Verschleißnachstellung derart ausgebildet ist, dass der Aktuator eine Bewegung in Richtung einer Bremsung, insbesondere eine Bewegung in die erste Richtung, durchführt, dass durch diese Bewegung des Aktuators die Verschleißnachstellvorrichtung betätigt ist, indem gegebenenfalls nach Erreichung einer für die Bremsung, insbesondere für die Parkbremsung, erforderlichen Maximalstellung des Aktuators eine weitere Bewegung des Aktuators, insbesondere ohne funktionalen Belagshub, zur Betätigung der Verschleißnachstellvorrichtung führt oder diese vorbereitet.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Nichtlinearität zum schnellen Erreichen hoher Bremswirkungen derart ausgebildet ist, dass der Aktuator mit einem Motormoment betrieben wird, das gleich ist wie das maximal zulässige Motormoment und/oder das gleich ist wie die maximal zulässige Wellenleistung. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass mindestens eine Aktuatorposition des Aktuators durch entsprechende Ausgestaltung mindestens einer Nichtlinearität und gegebenenfalls durch das Zusammenwirken dieser mindestens einen Nichtlinearität mit einer Feder, insbesondere einer Federwirkung, mit einem abgesenkten, insbesondere sehr geringen, elektrischen Leistungsbedarf oder stromlos gehalten ist.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass der Wirkbereich mindestens einer Nichtlinearität und/oder eines nichtlinear wirkenden Bauteils, auf mehrere, insbesondere nichtlinear ausgestaltete und/oder nichtlinear wirkende, Teile des Getriebes, insbesondere mehrere Getriebebauteile, bevorzugt gegen einander verdrehte Nocken und/oder Kugelrampen, verteilt ist.
Der Wirkbereich mindestens einer Nichtlinearität und/oder eines nichtlinearen Bauteils, insbesondere der Wirkbereich und/oder die Ausgestaltung der Getriebebauteile, kann jeweils einem bestimmten Aktuatorbetätigungsbereich zugeordnet sein.
Durch die Nutzung zusätzlicher nichtlinear wirkender Bauteile ist es gegebenenfalls möglich, den durch die Nichtlinearität der einzelnen Bauteile vorgegebenen und/oder beschränkten Aktuatorbetätigungsbereich insgesamt zu vergrößern und/oder zu erhöhen. Insbesondere kann dadurch der Wirkungsbereich der vorhandenen Nichtlinearitäten, bevorzugt der durch den Betätigungsbereich und/oder Bewegungsumfang der Getriebebauteile beschränkte Aktuatorbetätigungsbereich vergrößert und/oder erhöht werden.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass ein erster Getriebebauteil, insbesondere eine erste Nichtlinearität des ersten Getriebebauteils, einem ersten Aktuatorbetätigungsbereich zugeordnet ist. Um nun den Bewegungsumfang und/oder Betätigungsbereich erhöhen zu können, kann ein zweiter Getriebebauteil vorgesehen sein, welcher einem zweiten Aktuatorbetätigungsbereich zugeordnet ist. Dieser zweite Getriebebauteil kann einen weiteren Teil der ersten Nichtlinearität und/oder eine zweite Nichtlinearität aufweisen. Der zweite Aktuatorbetätigungsbereich kann an den ersten Aktuatorbetätigungsbereich anschließen. Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass die Übersetzung des Getriebes derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass eine bremswirkungsfreie Aktuatorbewegung eine Bewegung von Bremsenbauteilen, wie insbesondere des Bremsbelagträgers, bewirkt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass diese Bewegung kein und/oder nur ein minimiertes Restschleifmoment bewirkt.
Gegebenenfalls ist vorgesehen, dass durch eine bremswirkungsfreie Aktuatorbewegung, also ohne Bremswirkung, eine Bewegung von Bremsenbauteilen, wie insbesondere des Bremsbelagträgers, so bewirkt ist, dass kein und/oder nur ein minimiertes Restschleifmoment verbleibt, was gegebenenfalls unter dem Begriff „zero drag“ bekannt ist.
Nachfolgend sind Ausführungen des Erfinders angeführt, durch welche ein besseres Verständnis der Erfindung ermöglicht werden soll. Die nachfolgend beschriebenen Merkmale können aber müssen nicht Merkmale der erfindungsgemäßen Bremsvorrichtung sein. Die erfindungsgemäße Bremsvorrichtung kann die angeführten Merkmale einzeln oder kombiniert, also in jeglicher Kombination, umfassen und/oder aufweisen.
Unter „Betätigen“ kann der Vorgang für mehr Bremswirkung verstanden werden und unter „Lösen“ der Vorgang für weniger. Ein Betätigungsmechanismus kann beide Aufgaben erfüllen.
Als „Ratsche“ kann jede Vorrichtung bzw. Wirkung verstanden werden, die eine Richtung, z.B. Drehrichtung, vorgibt bzw. aus zwei Richtungen eine bevorzugt oder erzeugt. Das kann formschlüssig (z.B. Verzahnungen), reibschlüssig (z.B. Schlingfedern) oder geometrisch über Verengungen oder Anpressungen erreicht und gegebenenfalls auch übersetzt werden, sodass z.B. eine Schnecke oder Schraube ein schneckenradähnliches Teil mit feiner Auflösung weiterdreht, die „Ratschenwirkung“ aber durch ratschenartiges Verdrehen der Schraube erfolgt. Alle hier geschilderten Ratschenfunktionen können natürlich auch mit solchen „übersetzenden Ratschen“ ausgeführt werden, wie auch immer die Übersetzung genau ausgeführt ist. Es sind sehr viele „ratschende“ Teile mit bestimmten Vorteilen, wie z.B. feine Auflösung, bekannt. Auch hydraulische Lösungen können hier verwendet werden, die z.B. über einen Schlitz, ein Ventil, Viskosität oder wie immer verändert bzw. richtungsabhängig werden. Diese „Ratschen“ können hier auch mit mindesten einer Zusatzfunktion kombiniert werden, so dass sie z.B. das Moment begrenzen, den Hub begrenzen oder den Hub ab einem bestimmten Zustand (wie z.B. Moment) zulassen.
Als „nichtlinear“ kann im gegenständlichen Fall jedes Verhalten verstanden werden, das nicht auf einem konstanten Übersetzungsverhältnis beruht, wie z.B. ein übliches Getriebe. Dieses nichtlineare Verhalten kann sehr unterschiedlich definiert werden.
Beispiele:
• Kurve zwischen Eingangs- und Ausgangskraft über den Betätigungsweg
• Begrenzung auf nur eine Bewegungsrichtung
• Begrenzung auf ein bestimmtes Moment oder eine bestimmte Kraft
• Erlauben einer Bewegung eines Teils wenn ein anderer steht.
Es wird im Folgenden auch von der Formulierung „über die Betätigung veränderlichem Übersetzungsverhältnis“ Gebrauch gemacht, was sinngemäß wie „nichtlinear“ verwendet wird, wobei hier allgemein „sinngemäß“ nicht unbedingt als „exakt gleich“ zu verstehen ist, sondern als „denselben Sinn ergebend“.
Es gibt viele Möglichkeiten, die Stärke einer Bremsung anzugeben, von empfundenen bis physikalischen Größen. Daher wird hier der Begriff „Bremswirkung“ verwendet, was alle Varianten einschließt und z.B. als Bremsmoment, Bremskraft, Bremsverzögerung usw. ausgedrückt werden kann. Es werden diese Wirkungen im Folgenden nicht einzeln erwähnt, aber als wirkungsähnlich verstanden.
„Belagsposition“ oder „Belagshub“ können die Lage eines Bremsbelags bzw. daraus abgeleitete Werte beschreiben, wie z.B. den Aktuatorwinkel. Diese Werte gelten ab einem definierten Startwert, vorzugsweise dem maximal von der Reibfläche (Bremsscheibe oder -trommel o.ä.) entfernten Zustand. Nach Überwindung eines Luftspaltes, d.h. ab Anlegen des Belages an die Reibfläche („Berührpunkt“) kann gegebenenfalls der Begriff „Deformation“ verwendet werden, da ab diesem Punkt Anpresskraft auftritt, welche zu Deformationen bzw. einer Gesamtdeformation führt. Als Berührpunkt wird kein geometrischer Punkt verstanden, sondern das gerade beginnende Anliegen. Sinngemäß gilt das alles auch, wenn mehrere Beläge beteiligt sind.
Bei geraden Bewegungen (wie beim Bremsbelag) wird in Zusammenhang mit Übersetzungsverhältnissen sinnvoller Weise von Kraft und Weg (oder Hub) gesprochen. Bei drehenden Teilen (wie Anpressnocken oder Aktuatormotoren) wird am ehesten von Drehmoment und Winkel gesprochen, man könnte aber natürlich auch z.B. Umfangskraft und z.B. Weg am Umfang verwenden. Eine Position kann als Winkel, damit natürlich auch als messbare Größe, wie z.B. Schritte usw., oder als lineares Maß gedacht werden. Im Folgenden werden die Ausdrücke wirkungsähnlich oder sinnähnlich verwendet, d.h. „hohe Kraft“ bedeutet auch z.B. ein hohes Aktuatormoment und es wird z.B. nur ein Begriff aufgezählt, aber alle mit ähnlicher Wirkung sind eingeschlossen. Da sowohl drehende als auch lineare Bewegungen bei EMBs vorkommen, wird Kraft und Moment bzw. Weg und Winkel meist im gleichen Sinne verwendet, also nicht beide Versionen genannt, wobei aber meist beide auftreten, wie z.B. Winkel der Aktuatorwelle oder Hub des Belages. Damit ist sinngemäß natürlich auch eingeschlossen, dass ein Aktuatormoment an verschiedenen Stellen der Nichtlinearität unterschiedliche Anpresskraft entfalten kann bzw. dass z.B. die Belagsposition und der Aktuatorwinkel nicht direkt, sondern gegebenenfalls über z.B. die Nichtlinearität und die z.B. daraus resultierende Gesamtübersetzung, Zusammenhängen. Auch die Begriffe „Steuerung“ und „Regelung“ werden gleichwertig verwendet, außer es wird ausdrücklich auf den Unterschied hingewiesen.
Begriffe wie „und“, „oder“, „bzw.“ sind grundsätzlich nicht-ausschließend gedacht. Merkmale können grundsätzlich auch mehrfach vorhanden sein, also z.B. mehrere Federn statt einer genannten oder mehrere Bremsaktuatoren statt einem genannten Aktuator. Anordnungsdarstellungen sind eine Vertretung von mehreren Möglichkeiten: wenn z.B. Druckfedern gezeigt sind, ließe sich das auch mit Zugfedern oder Kombinationen umsetzen oder anderen drückenden oder ziehenden Kräften. Es sind auch Modifikationen mit gleicher oder besserer Wirkung möglich, wenn sich z.B. eine Feder woanders abstützt als dargestellt.
Aktuator - Konfigurationen:
Vorteilhaft wird eine Verschleißnachstellung mit dem Bremsaktuator, wie auch immer, mit betätigt, aber natürlich könnte man auch einen eigenen Verschleißnachstelleraktuator verwenden.
Es können auch mehrere Elektromotoren verwendet werden, z.B. aus Sicherheitsgründen oder aus anderen Zwecken. So könnte z.B. ein eigener die Betriebsbremsfunktion ausführen und ein anderer eine Parkbremsfunktion (die z.B. in stromlosem Zustand beständig bleibt) und es könnte z.B. auch der Parkbremsantrieb in einem z.B. Notfall z.B. die Betriebsbremsfunktion übernehmen oder unterstützen.
Bremsaktuatormoment:
Bei allen oben genannten Verfahren, die das auftretende Bremsaktuatormoment nutzen, sollte natürlich gegebenenfalls Selbstverstärkung mit berücksichtigt werden. Auch andere Betätigungsenergien, wie z.B. Federn oder Energie aus Wärmedehnung (z.B. eine Bremsscheibe würde sich mit Erhitzung dehnen, was einer eingebrachten Anpressarbeit entspricht, oder eine Bremstrommel könnte sich z.B. dehnen, was einer herausgenommenen Anpressenergie entspricht) sind zu berücksichtigen.
Es könnte z.B. einen einzigen optimalen Übersetzungsverhältnisverlauf mit über die Betätigung veränderlicher Übersetzung geben, wenn nur ein Ziel optimiert würde. Es könnte z.B. die kürzestmögliche Betätigungszeit ein einziges Ziel sein und man erhielte die physikalisch korrekte Antwort, dass die Übersetzung an jeder Stelle so sein muss, dass der Bremsaktuator mit maximaler Wellenleistung laufen würde. Damit würde sich das Übersetzungsverhältnis um mehrere Zehnerpotenzen ändern müssen, weil die Anpresskraft am Anfang Null ist und nur ganz geringe Verschiebeverluste abgedeckt werden müssen und am Ende z.B. 30 kN für eine PKW Vorderrad-Vollbremsung nötig werden. Es wird hier empfohlen, derart „optimale“ Übersetzungsverhältnisverläufe nicht zu realisieren, sondern auf Forderungen einzugehen, die direkt mit der sinnvollen und günstigen Umsetzung unter realen Bedingungen Zusammenhängen. Weiters wird hier empfohlen, nicht ein einziges Optimum anzustreben, sondern die in der Nutzung wesentlichen Fälle als „optimalen Sollverlauf“ zu berücksichtigen. Es kommt z.B. im Gegensatz zu obiger Forderung auch ein Zustand mit z.B. definitionsgemäß null Aktuator-Wellenleistung sehr häufig vor, das wäre z.B. wenn eine bestimmte Aktuatorposition nicht verändert wird, um z.B. die sich ergebende Bremswirkung beizubehalten. Hier würde man z.B. die thermische Belastung eines stehenden Aktuators bei gleichzeitiger Hitzeentwicklung in der EMB als zusätzliche Forderung bezüglich Aktuatormoment und herrschendem Übersetzungsverhältnis aufnehmen, wobei zwar die Aktuatorwellenleistung null ist, aber nicht die elektrische Leistung. Hier würde man also die elektrische Verlustleistung am Aktuator einbeziehen, die bei stehendem Aktuator klein sein kann, weil zwar Haltestrom fließt, aber der kleine Kupferwiderstand wenig Spannungsabfall verursacht und damit Strom zum Quadrat mal Aktuatorwiderstand eine geringe Wärmeleistung verursacht.
Es kann viele Zustände in einer EMB geben, bei denen hier vorgeschlagen wird, dass man nicht einen Optimalverlauf anstrebt, sondern die wesentlichen Zustände berücksichtigt. Es werden z.B. auch federbetätigte Bremsen mit abgedeckt, bei denen eine Federkraft die Betätigung übernimmt und eine Aktuatorkraft das Lösen. Im Halten des Gelöst-Zustandes wird hier vorgeschlagen, dass man nicht mit z.B. der „optimalen maximalen Motorleistung“ gelöst hält, sondern z.B. ganz im Gegenteil mit jenem minimalen Aktuatormoment, das gerade noch sicheres Betätigen unter allen gegebenen Bedingungen erlaubt.
Es ist mit den hier vorgeschlagenen Auslegungen auch gar nicht so wichtig, wie der optimale Soll-Verlauf der Nichtlinearität entstanden ist, es geht in den Vorschlägen hier hauptsächlich darum, einen Ist-Verlauf der Nichtlinearität in die Realität umzusetzen, der die Bedingungen erfüllt, wobei man die daraus resultierenden Nachteile (wie z.B. dass nicht mehr die theoretisch kürzestmögliche Betätigungszeit erreicht werden kann) natürlich gering halten wird. Da die Aufgabe nicht eine einzelne Lösungsmöglichkeit besitzt, werden also Lösungsvarianten bezüglich ihrer Vorteile gegenübergestellt, wobei man natürlich auch mit einer einzigen oder ersten Lösung aus mehreren theoretisch möglichen zufrieden sein kann, insbesondere wenn man bereits Überblick über ähnliche Lösungen hat. Bremsen, wie hier vorgeschlagen, werden auch oft mehrere Nichtlinearitäten kombinieren, wie z.B. eine Nocke, die einen Hebel betätigt. Dabei wird man die mechanisch und geometrisch günstigen Lösungen gegebenenfalls z.B. beide anwenden und eine vorteilhafte Gesamt-Ist-Nichtlinearität anstreben. Mehrere Nichtlinearitäten in einer EMB können aber auch anders ausgelegt sein und Zusammenwirken. Es kann z.B. eine Federkraft kurbelartig auf eine Nocke wirken, die einen Anpresshebel betätigt, wobei in diesem Fall drei Nichtlinearitäten ein „optimales“ Anpressen durchführen. Dabei wird, wie oben geschildert, meist nicht ein einziges Optimum berücksichtigt, sondern ein Soll-Verlauf, der sich z.B. daraus ergibt, dass die sich entspannende Feder über alle Zustände immer genug Wirkung zur Belagsanpressung aufbringen kann.
Anpassung an Rahmenbedingungen:
Die Nockenform, insbesondere der maximale Verdrehwinkel sowie die genutzte Hebelwirkung, ausgedrückt durch den minimalen und maximalen Nockenradius, sind ganz entscheidend für die erreichbare Größe der Bremse. Baugröße bedeutet natürlich Platzbedarf, aber auch Gewicht und Preis. Insbesondere der verfügbare Einbauraum kann aber im Bereich einer Bremse wegen anderer Komponenten, wie z.B. Felge, Radaufhängung oder Antriebswelle, aber auch z.B. wegen Feder- und Lenkbewegungen, stark begrenzt sein. Es ist also praktisch wenig relevant, eine als theoretisch optimal erkannte Nichtlinearität mit recht ungünstiger oder gar unmöglicher Baugröße zu erreichen.
Hier wird also vorgeschlagen, die Nockenbahn gemäß den geometrischen und mechanischen Verbesserungen zu gestalten. In dieser Hinsicht kann es z.B. interessant sein, den Nockenverdrehwinkel deutlich unter 180° zu halten, wenn in der Nockenverdrehung sonst Kollisionen eintreten könnten.
Es kann für verschiedene Nockenstellungen ganz verschiedene Aufgaben und Zustände geben. So kann z.B. eine Stellung bei einer federbetätigten Parkbremse für ein möglichst geringes Gelöst-Haltemoment ausgelegt sein, während der anschließende Bereich ein schnelles Aufbringen der Anpresskraft erlauben soll. Im Folgenden wird das an einer Betriebsbremse gezeigt, bei der eine hohe Belagsbewegungsgeschwindigkeit im Luftspalt gefordert sein und die entstehende Anpresskraft eine deutliche Veränderung des Aktuatormoments verursachen soll, z.B. um das Berühren des Bremsbelages gut am Verlauf des Aktuatormoments erkennen zu können. Für diese starke Änderung des Anfangsverhaltens empfiehlt sich ein kleiner Radius bei der auf der Nocke ablaufenden Rolle, denn die Nockenlaufbahn lässt sich für kleine Rollenradien leichter (vor allem ohne nicht in der Praxis mögliche Punkte, sh. oben) auslegen.
Auslegungsvorgang:
Aus der Gegenüberstellung der Vorschläge, siehe gegebenenfalls die Fig.11 , 1201 - 1202, 1301 -1302, (Ausrundungsradius mit falscher Steigung, Verschiebung des Radius für richtige Steigung, Verkleinerung des Gesamtverdrehwinkels) sieht man den interessanten Effekt, dass nicht alle „Kompromisse“ ähnliche Wirkung haben. Die bloße Anwendung eines Ausrundungsradius kann nicht-betätigbare Bremszustände verursachen, die Verschiebung des Radius verursacht nur einen minimal größeren nötigen Verdrehwinkel, der wiederum reduzierbar wäre (wobei natürlich wieder der minimale Radius zu kontrollieren wäre) und man käme mit einer Kombination (Reduktion des größeren Verdrehwinkels bei nachfolgender Überprüfung des minimalen Radius) zu einer Lösung, die sehr nahe an einem Soll-Verlauf liegen kann. Interessant ist also, wie leicht sowohl funktionsunfähige Lösungen und solche nahe der Zielforderung entstehen können.
Ein anderes bewährtes Verfahren kann sein, abstrakt die Nichtlinearität zu bearbeiten und gegebenenfalls die Veränderung auf Auswirkung zu prüfen, z.B. welches Betätigungszeitverhalten entsteht. Wenn man die Umwandlung der Nichtlinearität in die Nockenlaufbahn gut handhabbar macht (mathematisch gesehen „nur“ eine Abrollkurve), kann man auch rasch zur gerade geänderten Nichtlinearität die entstehende Laufbahn beobachten und wiederum lokale Änderungen der Nichtlinearität durchführen, also z.B. die Änderung des Übersetzungsverhältnisses über einen etwas größeren Bereich ausdehnen, insbesondere wenn man erkennt, in welchem Nocken- oder Nichtlinearitätsbereich der Verbesserungsbedarf liegt. Dazu ist es aber hilfreich, für eine rasch durchführbare Umwandlung von Nichtlinearität in Nockenoberfläche zu sorgen, bzw. auch umgekehrt, wenn man eine Geometrieveränderung als Nichtlinearität, also z.B. Übersetzungsverhältnis über die Betätigung, darstellen will.
Für eine derartige Umwandlung gibt es hilfreiche Ansätze. Man kann z.B. von einem Kraft- oder Momentübersetzungsverhältnis der Nichtlinearität über z.B. den Verdrehwinkel ausgehen. Das könnte man z.B. als „erste Ableitung“ betrachten, weil es sich auf geometrische Steigung bezieht. Demnach sei vorgeschlagen, dass man ein Integral braucht, um von der Steigung auf einen Absolutwert zu kommen. Es kann folgend als hilfreich vorgeschlagen werden, daraus zuerst die Mittelpunktsbahn der ablaufenden Rolle als einfacher zu ermittelnde „Nockenlaufbahn“ mit gedachtem Rollenradius Null zu ermitteln. Nun wird vorgeschlagen, die Mittelpunkte über den Radius auf die Nockenoberfläche zu projizieren. Die Schritte müssen natürlich nicht ganz genauso wie vorgeschlagen durchgeführt werden. Manches kann man auch vereinfachen, zusammenfassen oder ähnlich lösen. Wichtig ist vor allem, einen wie auch immer ähnlichen Weg von Nichtlinearität zu Laufbahn darzustellen. Das kann bzw. soll automatisiert werden, wie z.B. üblicher Weise mit Matlab-Simulink oder einer ähnlichen Sprache. Inwieweit hier die Tatsache hilft, dass es sich einfach mathematisch um eine „Abrollfunktion“ handelt, kann ein Ausführender dieser vorgeschlagenen Vorgangsweise berücksichtigen.
Es wird auch vorgeschlagen, eine „Umkehrfunktion“ zu obigem darzustellen, also z.B. von der Nockenoberfläche auf z.B. die Rollenmittenbahn zu projizieren und dann die Radien der Mittelpunktsbahn in Steigungen zu „differenzieren“ und daraus das Momentübersetzungsverhältnis über den Winkel zu gewinnen, wobei dieser Umkehrweg etwas einfacher erscheinen mag. Man braucht auch nur einen der beiden Wege lösen, z.B. nur jenen von der Oberflächenbahn zum Übersetzungsverhältnisverlauf. Die Umkehrfunktion kann man dann über z.B. Iterationen gewinnen, also über eine der geeigneten iterativen Lösungsverfahren, auch als „root finding“ bekannt. Man kann diese Aufgaben punkteweise lösen, was eher dem menschlichen Verständnis entspricht, weil man sich für einen Punkt überlegen kann, was genau zu machen ist. Es wird vorgeschlagen, so eine „punktweise Lösung“ als allgemeine Lösungsfunktion anzunehmen, denn eine Lösung, die man für einen Punkt zeigen kann, kann man auch allgemein als Funktion formulieren. Statt Nocken können natürlich auch z.B. Kugelrampen, auch mit nicht-konstanter Steigung oder nicht-konstantem Radius zum Rampendrehpunkt, oder andere Nichtlinearitäten wie Hebel, Kurbeln, Räderpaare mit nicht konstantem Radius usw. verwendet werden. Allgemein kann man diese hier vorgeschlagene Umwandlung von Nichtlinearität in Geometrie und umgekehrt auch als Transformation bezeichnen.
Auch mathematische Ungenauigkeiten können kompensiert werden. Gerade im Bereich des sich stark und lokal schnell ändernden Übersetzungsverhältnisses kann die mathematische Erzeugung der Nockenoberfläche aus der Rollenmittelpunktskurve zu leicht abweichendem Übersetzungsverhältnis führen, wenn die Abrollung tatsächlich erfolgt oder wenn die umgekehrte Mathematik aus der Abrollung wieder die Rollenmittelpunktskurve erzeugt. Das kann dadurch kompensiert werden, dass diese gefundene Abweichung der gewollten, und im Nachhinein aus der echten Abrollung zurücktransformierten, Rollenmittelpunktskurve der Soll-Rollenmittelpunktskurve als vorab-Kompensation vorzeichenrichtig überlagert und von dieser aus die Nockenoberfläche ermittelt wird.
Das kann alles ähnlich auf andere Abrollungen, wie z.B. Kugelrampen, angewendet werden.
Diese Auslegung der Nichtlinearität ist nicht auf das Aktuatormoment beschränkt, das Aktuatormoment wurde oben nur beispielhaft verwendet. Genauso kann z.B. eine Nichtlinearität in einer Federbetätigung sein oder im verbleibendem Moment zwischen Federmoment und Aktuatormoment oder in jeder wie auch immer verwendeten Nichtlinearität, bei der das Soll-Verhalten über die Betätigung ausgedrückt werden kann. Die günstige Beeinflussung ungünstiger Steigungsverläufe an einer Nichtlinearität kann auch mit einer weiteren Nichtlinearität günstig beeinflusst werden, z.B. indem eine Nichtlinearität nur auf einen geometrisch und mechanisch vorteilhaften Verlauf ausgelegt werden kann und eine weitere Nichtlinearität den Verlauf weiter zum Erreichen des gesamten Soll-Verhaltens verbessert. So kann es z.B. sehr vorteilhaft für eine federbetätigte EMB sein, wenn man einen Bereich sehr starker Nichtlinearität einer Federanlenkung mit einer Nockennichtlinearität kombiniert: Die Feder wäre z.B. im vollgelösten Zustand maximal gespannt und im vollgebremsten Zustand maximal entspannt. Mit der Nocke könnte man z.B. anstreben, dass die entspannte Federwirkung die höchste Anpresskraft ergibt und die voll gespannte Federwirkung so auf die Anpressung wirkt, dass die Bremse mit minimalem Moment gelöst gehalten werden kann. Das kann eine extreme Änderung der Nockenübersetzung im Übergangsbereich innerhalb des Luftspalts auf beginnende Anpressung bedeuten. Wenn die Feder nun z.B. im voll gespannten Zustand an einem kurbelartigen Antrieb der Nocke angreift, kann man die gespannte Feder z.B. fast im federnahen Totpunkt starten lassen und erhält damit ein in diesem Bereich stark ansteigendes Federmoment auf der Nocke und kann somit durch Kombination dieser beiden Nichtlinearitäten die Nockenübersetzung weniger schnell bzw. stark ändern. Dasselbe ließe sich natürlich auch mit anderen Kombinationen erreichen, z.B. unter Einbeziehung einer Kugelrampe oder veränderlichen Radien.
Man kann das vorgeschlagene Verfahren und die vorgeschlagene Nocke nun allgemein so formulieren:
Es gibt einen wie auch immer gearteten Sollverlauf der Nichtlinearität über die Betätigung. Das kann zu einer möglichen Nockenbahn führen.
Es kann aber auch zu einer unmöglichen oder nicht erwünschten Nockenbahn führen, insbesondere wenn geometrische und mechanische Einschränkungen geltend gemacht werden wie z.B. Nockenradien, Nockenverdrehwinkel oder mechanische Belastungen. Daraus kann eine „verbesserte“ Nockenbahn vorgeschlagen werden und man kann ermitteln, ob der daraus resultierende Verlauf der Nichtlinearität toleriert wird oder ob weiter verbessert wird.
Oder es kann z.B. ein praxisgerechterer Sollverlauf der Nichtlinearität vorgegeben werden, die zugehörige Nockenbahn ermittelt und diese wieder auf Erfüllung der Einschränkungen kontrolliert werden.
Es kann notwendig werden, diese Iterationen mehrmals zu durchlaufen, bis ein Kompromiss zwischen einem erwünschten Verlauf der Nichtlinearität und der Erfüllung der Einschränkungen erreicht wird.
Diese Iterationen ließen sich mathematisch gesehen auch vermeiden, wenn man einen mathematischen Zusammenhang zwischen Verlauf der Nichtlinearität, der Nockenbahn und den Einschränkungen angeben kann. Das ist aber insofern nicht einfach, als die Nockenbahnen „Abrollkurven“ sind, was aber im allgemeinen Fall nicht zu einer einfachen mathematischen Darstellung führt.
Das alles lässt sich natürlich auch auf andere Abrollungen anwenden, wie z.B. Kugelrampen, und es lässt sich auch anwenden, wenn keine Abrollung, sondern eine beliebige nichtlineare Übersetzung vorliegt. Es gibt immer den gewünschten Verlauf der Nichtlinearität und den unter Einschränkungen möglichen, und trotz der Einschränkungen wird man durch mathematische und/oder iterative Lösungen eine der Soll-Nichtlinearität möglichst naheliegende anstreben.
Das „möglichst nahe kommen“ wird man wieder auf mehrere Weisen bewerten, z.B. wie groß der Zeitnachteil der Bremsbetätigung wird, wie hoch das Aktuatormoment vom gewünschten Wert ansteigt, welche Ausrundungsradien man zulässt oder welche geometrischen Nachteile man in Kauf nimmt.
Vorteilhafte Teile und Ausführungen
Verlustreduzierte Spreizteile:
Es wird vorgeschlagen, dass vorteilhaft auch eine Drehbewegung zur Bremsbetätigung in der Bremse erzeugt wird. Dabei können z.B. drehbare Spreizteile in Trommelbremsen verwendet werden, und allgemein z.B. Nocken, Exzenter, Hebel, Kugelrampen, wobei diese Teile auch nichtlinear sein können.
Verschleißnachstellung:
Ferner werden, insbesondere in den Figuren 20-2302, vorteilhafte Beispiele für Verschleißnachsteller gezeigt, wobei aus der Bewegung des Bremsaktuators jeweils zwei Funktionen abgeleitet werden, nämlich die normale Bremsbetätigung und die Verschleißnachstellung. Dabei gibt es bei mechanischen, hydraulischen oder pneumatischen Bremsen, z.B. Trommelbremsen, verschiedene bekannte Nachstellverfahren, wie z.B. bei zu viel Hub oder wenn ab einer bestimmten Betätigung noch zu wenig Anpresskraft entsteht. Alle diese Verfahren sind natürlich hier möglich. Besonders vorteilhaft können hier Teile angewendet werden, deren Verhalten sich unter Kraft- oder Momenteinfluss ändert, also z.B. verbiegen, gegen eine Feder ausweichen oder noch nicht ausweichen, so dass z.B. eine Veränderung an einer bestimmten Betätigungsstellung (oder einem Bereich, z.B. wenn der Belag gerade beginnt, Anpresskraft aufzubauen) erwartet wird, und dass z.B. dann, wenn diese Veränderung nicht eintritt, z.B. darauf geschlossen wird, dass z.B. zu viel Luftspalt herrscht. Mit der nicht durchgeführten Veränderung wird dann eine Funktion ausgelöst, z.B. Betätigung eines Verschleißnachstellers. So könnte es z.B. voreilend ein federndes Teil geben, z.B. am Hebel oder an der Nocke, das normalerweise bei beginnender Anpresskraft weggedrückt wird, aber ohne beginnende Anpresskraft in diesem Betätigungszustand noch nicht weggedrückt wird und daher eine Verschleißnachstellung durchführt oder zu einer späteren Durchführung vormerkt. Man kann auch z.B. nach Überschreiten eines bestimmten Winkels eine Nachstellbewegung über eine Begrenzung wie z.B. Rutschkupplung zuführen, so dass die Nachstellung bei einsetzender Anpresskraft dann nicht durchgeführt wird, wenn die Rutschkupplung ab einer bestimmten Stellung durchrutscht.
Insbesondere für die Figuren 20-2302 wird von einer Drehbewegung der Bremsbetätigung ausgegangen. Dabei wird davon ausgegangen, dass die Verschleißnachstellung dieser Drehbewegung hinzugefügt wird, also mit Verschleiß mehr verdreht werden muss. Dabei können natürlich Scheiben- oder Trommelbremsen oder sonstige verwendet werden, vorteilhaft dieselbe Art an einer Achse. In allen Ausführungen können statt Drehbewegungen auch andere, wie Zug- oder Druckbewegungen, verwendet werden. Es können sowohl einzelne Bremsen wie geschildert betätigt werden oder z.B. die Bremsen einer Achse oder auch einer Achsgruppe gemeinsam und auch die Verschleißnachstellung kann für eine Bremse, eine Achse oder eine Achsgruppe getrennt oder gemeinsam erfolgen.
Die Verschleißnachstellung muss aber nicht in der Betätigungsbewegung enthalten sein, sondern kann, ähnlich wie dargestellt, den Bremsen auch getrennt zugeführt werden. Es kann auch z.B. auf einer Seite eine komplette EMB mit Betätigungsaktuator und Verschleißnachsteller verwendet werden und auf der anderen Seite nur die Bremsmechanik alleine, die von der kompletten EMB mit betätigt wird bzw. können beliebig viele EMBs von beliebig wenigen kompletten betätigt werden. Bei allen folgenden Ausführungen kann auch mindestens eine Feder mitwirken, z.B. zum Halten einer Park- bzw. Betriebsbremsstellung oder zum Unterstützen von Lösen bzw. Betätigen der Bremse. In diesen Fällen muss eben das Verhalten von Feder(n) und Bremsaktuatoren vorzeichenrichtig und auf gemeinsame Wirkung bezogen (Momente, Kräfte) zusammengefasst werden.
Die Nachstellung (z.B. über Ratschenwirkung) kann bei Bremsen, die gemeinsam von nur einem Aktuator bedient werden, auch für die Bremsen getrennt erfolgen. So können z.B. die Nachstellerteile für jede Bremse extra vorhanden sein und z.B. von zwei Nachstellratsche über z.B. eine Erhebung (z.B. Stift) getrennt betätigt werden und ein Ausgleichsteil (z.B. Feder, Moment-, Kraft-, Wegbegrenzung) eine radindividuelle Nachstellung machen, indem z.B. die Bremse mit mehr Luftspalt einen längeren Hub aufgrund kleinerer Kraft auf einer Feder bekommt. Auch „waagebalken-ähnliche“ Ausgleiche können vorteilhaft vorgeschlagen werden, indem z.B. die früher in Belagsberührung kommende Balkenseite früher die Nachstellung beendet und dafür die andere Seite mehr nachstellt. So könnte z.B. eine Rolle an einem Hebel abstrakt formuliert als Rolle zwischen zwei Hebeln wirken, damit beide Hebel eine Lage zu ähnlichem Kraftaufbau finden können. Dann könnte die Rolle z.B. eine ballige Rollfläche haben. Solche drehende oder anders positionsveränderliche, waageähnliche Ausgleichsteile werden natürlich als praxistauglich ausgeführt vorgeschlagen, so dass obige Lösung z.B. als prinzipiell gedacht sein kann. Auch „Hintereinander- Anordnungen“ können als zweckgleich empfohlen werden, so dass z.B. eine Bremse zuerst Betätigungskraft aufbaut und damit verursacht, dass auf der anderen ebenfalls Kraft aufgebaut wird, also z.B. ein Teil an ein anderes herangeführt wird und dann beide Kraft auf bauen.
Solche Ausgleichsteile, die prinzipiell ähnlich einem Waagebalken, aber auch anders gelöst sein können, wie z.B. einem Differential, können auch als „kinematische Ketten“ bezeichnet werden und haben z.B. einen Eingang und z.B. zwei Ausgänge und können hier in jeder Ausgleichsfunktion eingesetzt werden, z.B. auch besonders vorteilhaft um z.B. bei gemeinsam betätigten Bremsen kleine Unterschiede in z.B. dem Betätigungsweg auszugleichen. Das kann man sich ähnlich einem hydraulischen Ausgleich vorstellen, der hier natürlich auch möglich ist und gleichen Druck auf z.B. zwei Ausgängen einstellt.
Die Ausgleiche bzw. einzelnen Bedienungen können auch kombiniert werden, so wird z.B. als eine von vielen Lösungen als besonders vorteilhaft vorgeschlagen, für jede z.B. Bremse oder z.B. jede Seite eine eigene Verschleißnachstellung vorzusehen (z.B. Ratsche), so dass sich die Bremsen auf ähnliches Belagsberührverhalten (an die z.B. Trommel oder z.B. Scheibe) einstellen. Unterschiede können dann noch über ein waagebalken-ähnliches Verhalten ausgeglichen werden, so dass z.B. wenn die Ratschen z.B. „einen Zahn unterschiedlich“ eingestellt hätten, das waagebalkenähnliche Verhalten die Anpresskräfte ausgleichen kann.
Für die besonderen Erfordernisse der EMB (z.B. Positionssteuerung statt der sonst üblichen Kraftsteuerung) wird den obigen Ausführungen besondere Bedeutung zuteil, so dass man die vollkommen verschiedenen Steuerungen (Position oder Kraft) nicht einfach gleichsetzen kann. Positionsgesteuerte Bremsen stellen ein bisher praktisch völlig unübliches Neuland dar, denn Positionsmessungen an Bremsen hat es bisher praktisch nur für Labor- oder Versuchszwecke gegeben.
Die Bremsen können, wenn z.B. mehr als eine Bremse von nur einem Aktuator bedient wird, bevorzugt auch einstellbar in ihrem ähnlichem Belagsberührverhalten an die z.B. Trommel bzw. Scheibe sein, so dass z.B. über Einstellmöglichkeiten (die z.B. über Reibung sicher den Zustand halten könnten) ein gleichmäßiges Anlegen auf allen Bremsen justierbar ist. Auch Paarungen der Bremsen und Bremsenteile für geringe Gesamttoleranz können empfohlen werden, wie z.B. Verpackung ähnlicher Bremsen oder Kombination von z.B. Belägen und z.B. Trommeln, so dass sich ähnliche Gesamteigenschaften ergeben und auch z.B. Bearbeiten vor z.B. Auslieferung kann empfehlenswert sein, wie z.B. Abschleifen der Beläge (auch in z.B. bereits in der Bremse montiertem Zustand). Die Beläge können auch z.B. so geformt sein, dass sie neuwertig z.B. bevorzugt in der Mitte der langen Seite des Bremsschuhs anliegen, um Toleranzen aus anfänglichen Anliegestellen zu verringern, so z.B. ob der Belag anfänglich z.B. auf der betätigten Schuhseite zuerst anliegt oder auf der unbetätigten. Besonders bei den „Servo-Trommelbremsen“ kann es vorteilhaft sein, die Betätigung eines Bremsschuhs gemeinsam mit der Abstützung des Bremsschuhs auf einem Bauteil zu montieren, z.B. auf einer um z.B. die Radnabe drehbaren Platte. Dadurch entsteht an diesem Bremsschuh ein stabilisierender Effekt, denn dieser Schuh kann aus Sicht seiner Betätigung wie ein Simplex-Schuh gesehen werden und diese „stabilisierte“ Wirkung kann an den zweiten Schuh weitergegeben werden. Sonst würde bei der Servo-Trommelbremse der Abstützpunkt des ersten Schuhs von der Betätigung wegwandern. Wenn, wie vorgeschlagen, dieses Wegwandern unterdrückt wird, entsteht auch eine vom Gesamtübersetzungsverhältnis günstigere Betätigung. Bei einer normalen Servo-Trommelbremse würde sich durch das Mitwandern des ersten Schuhs ein längerer Betätigungsweg an der Betätigungsstelle des ersten Schuhs ergeben. Wenn nun, wie vorgeschlagen, die Betätigungsstelle und die Abstützungsstelle an einem Teil sind, bleibt der relative Betätigungsweg für den ersten Schuh kleiner (kann so klein wie für „Simplex“ sein), obwohl ein Servoeffekt (zur Betätigung des zweiten Schuhs) durch Mitdrehung entsteht. Mit dieser Montage kann auch die starke Abhängigkeit der Selbstverstärkung vom Reibbeiwert reduziert werden, weil nach dieser Montage sinngemäß eine erste Simplexbremse auf eine zweite Simplexbremse drückt. Diese Montage und die Gesamtabstützung bzw. Lagerung der gemeinsamen Abstützung des ersten Schuhs kann so ausgelegt werden, dass eine Drehrichtungsabhängigkeit entsteht bzw. diese Drehrichtungsabhängigkeit möglichst wenig bis gar nicht entsteht.
Diese Abstützungen können auch zur Krafterfassung, z.B. messend oder schaltend, dienen. Dazu können zusätzliche federnde Teile verwendet werden oder es kann z.B. die Steifigkeitskennline der „zweiten Simplexbremse“ zur Umwandlung einer Kraftmessung in eine Wegmessung dienen. Wenn der zweite Bremsschuh hier als Simplexbremse betrachtet wird, gibt seine Steifigkeitskennlinie den Kraft-Weg- Zusammenhang an, d.h. man kann aus der Mitnahmebewegung der gemeinsamen Montage auf die aus dem ersten Schuh entstehende Bremskraft schließen und insbesondere erkennen, ob der erste Schuh bereits Bremskraft entwickelt oder noch im Luftspalt ist.
Einfluss auf Steuerung: In allen genannten Ausführungen werden Positionsmessungen z.B. des Aktuatorwellenwinkels bzw. des Nockenwinkels bzw. des Hebelwinkels usw. empfohlen, wobei in einer einfachen Ausführung auch z.B. Anschläge und die erfasste, resultierende Reaktion zur Positionsfindung dienen können oder auch erkennbare Bereiche. So kann z.B. der Bereich zwischen Parkbrems- und Betriebsbremsseite einer Nocke an den beiden ansteigenden Motorströmen erkannt werden. Zur Bremsensteuerung wird z.B. eine analoge Elektronik empfohlen, wenn ohne den Aufwand einer Software (und gegebenenfalls deren Sicherheitsproblematik) z.B. eine einfache Positionsregelung mit z.B. einem Potentiometer z.B. im Bereich der Nocke die Aktuatorposition über Soll-Ist-Vergleich möglich ist. Dabei kann der Motor z.B. ein Gleichstrommotor sein (kostengünstig auch ein Getriebemotor) und über eine Analogschaltung versorgt werden. Zur Vermeidung der Verluste bei analoger Motoransteuerung kann der Motor (auch Gleichstrommotor) mit einer Pulsweitenmodulation betrieben werden, die z.B. analog angesteuert wird. Auch der Vergleich Soll- und Ist-Bremswirkung (z.B. Verzögerungen, Stellungen, Auflaufstärke) kann analog erfolgen. Digitale Steuerungen sind natürlich auch möglich, ebenso wie gemischte, aus z.B. Analogvergleich mit digitalem ABS bzw. ESC, es sind aber auch Neuronale Netze oder Fuzzy-Logic möglich und getrennte Aufbauten, wie z.B. dass ein Teil in einer Bremsenelektronik ist und ein anderer in einem anderen Gerät.
All diese Ausführungen sind nicht an Parkbremse und Betriebsbremse gebunden. Es können auch viele andere Anforderungen analog zum Beschriebenen gelöst werden, es kann auch nur eine der Funktionen verwendet werden oder es können auch neue dazu kommen, z.B. eine Betriebsbremse, die starke Bremsungen stromlos löst und schwache Bremsungen stromlos aufrechterhält bzw. beginnt. Es können auch Beeinflussungen einwirken, so dass z.B. zu hohe Bremswirkung die Betätigungsstellung reduziert und es können auch Selbstverstärkungseffekte mitwirken, die bei der Auslegung berücksichtigt werden können. Es können auch sämtliche Momente und Kräfte richtig aufeinander bezogen eingerechnet werden, wie z.B. Selbstverstärkung oder mechanische Verluste und es können bevorzugt verschiedene Zustände einbezogen werden, wie z.B. Veränderung mit Belagsverschleiß, Temperatur oder Alterung.
Im Folgenden werden mögliche vorteilhafte Eigenschaften und Ausführungen der Bremsvorrichtung aufgelistet. Die nachfolgend beschriebenen Merkmale können aber müssen nicht Merkmale der erfindungsgemäßen Bremsvorrichtung sein. Die erfindungsgemäße Bremsvorrichtung kann die angeführten Merkmale einzeln oder kombiniert, also in jeglicher Kombination, umfassen und/oder aufweisen.
Dass Nichtlinearität und Bremsensteuerung so ausgelegt sein können, dass ein beliebiger Teil des Belagsverschleißes bzw. eine noch nicht oder nicht korrekt durchgeführte Verschleißnachstellung mit dem Bremsaktuator ausgeglichen werden kann bzw. dass der Bremsaktuator solche Positionen einnimmt, die eine Korrektur bewirken bzw. diese nicht eingestellten Belagsstellungsabweichungen korrigieren. Dass sich zwischen der Abtastung einer Nocke (z.B. durch eine Rolle) und dem Erzeugen einer Drehbewegung (die z.B. an einem Spreizteil dreht) außer einem Hebel keine weiteren den Bewegungsablauf beeinflussenden Übertragungsteile befinden, d.h. dass z.B. die auf der Nocke abrollende Rolle direkt am Hebel gelagert ist, ohne dass z.B. eine Stößelstange, Zugübertragung usw. zwischengeschaltet ist. Das betrifft natürlich nicht zum Zusammenhalt nötige Teile wie z.B. einen Bolzen in der Rollenmitte, Wälzkörper zur Rollenlagerung, Ringe von Lagern usw.
Dass bei einer federbetätigten Bremse, insbesondere Parkbremse, die über die Betätigung veränderliche Übersetzung so verläuft, dass auch bei Fehleinstellung des Luftspaltes das Lösen der Bremse mit dem Bremsaktuator gegen die Federwirkung möglich ist bzw. dass auch insbesondere bei extremer Fehlstellung des Luftspaltes, wie z.B. Fehlen der Reibfläche (z.B. Bremsscheibe, -trommel, schiene) das Lösen der Bremse gegen die Federwirkung möglich ist, was z.B. in ausgebautem Zustand oder bei Montage erforderlich sein kann.
Dass bei einer federbetätigten Bremse, insbesondere Parkbremse, die über die Betätigung veränderliche Übersetzung so verläuft, dass auch bei Fehleinstellung des Luftspaltes das Lösen der Bremse mit einer Vorrichtung gegen die Federwirkung möglich ist bzw. dass auch insbesondere bei extremer Fehlstellung des Luftspaltes wie z.B. Fehlen der Reibfläche (z.B. Bremsscheibe, -trommel, -schiene) das Lösen der Bremse gegen die Federwirkung möglich ist, was z.B. in ausgebautem Zustand oder bei Montage erforderlich sein kann, wobei die Vorrichtung z.B. eine Schraube, ein Schraubenschlüsselansatz an einem beweglichen Teil, wie z.B. Getriebewelle oder der Nocke usw. sein kann. Dass bei einer federbetätigten Bremse, insbesondere Parkbremse, mehrere Stellungen sind, in denen die Bremse ohne vom Aktuator elektrisch erzeugtem Moment verbleibt, also z.B. sowohl im Gelöst-Zustand als auch im Gebremst-Zustand, und dass für den Wechsel der Zustände ein zusätzliches Moment eingebracht werden muss, z.B. über den Bremsaktuator oder z.B. über ein von außerhalb der Bremse zugängliches Teil. Dies kann z.B. als „bistabile Parkbremse“ verwendet werden, die ohne Stromzufuhr im Parkbremszustand bleibt, mit Stromzufuhr in den gebremst- oder ungebremst- Zustand gewechselt werden kann und durch Abschalten der Stromzufuhr sicher im gelöst- Zustand verbleibt, wobei das Abschalten der Stromzufuhr z.B. außerhalb der Bremse erfolgen kann oder z.B. innerhalb der Bremse und z.B. auch nur Teile der Stromzufuhr abschalten kann, wie z.B. für den Bremsaktuator.
Dass bei einer federbetätigten Bremse, insbesondere Parkbremse, die Federbetätigung ohne vom Aktuator elektrisch erzeugtem Moment nur eine Bremswirkung unterhalb der Vollbremswirkung erreicht und mit vom Aktuator elektrisch erzeugtem Moment eine höhere Bremswirkung erzeugt wird.
Dass bei einer Bremse, die im Wesentlichen durch Federkraft betätigt und im Wesentlichen durch den Bremsaktuator gelöst wird, die Nichtlinearität mit den mechanischen und geometrischen Einschränkungen so ausgelegt werden kann, dass im gelöst-Zustand nur maximal das zur sicheren Federbetätigung nötige Haltemoment nötig ist bis hin zu gar keinem und dass gegebenenfalls auch eine Lösebewegung mit dem Bremsaktuator möglich ist, wenn völlig verschlissene Beläge vorliegen bis gegebenenfalls hin zu gar keinen Belägen oder Scheibe, Trommel oder Schiene.
Dass die Reibflächen beliebige Formen haben können, wie Scheiben, Trommeln, Schienen bzw. dass die zu bremsenden Relativbewegungen rotierend, linear oder beliebig sein können.
Dass ein Spreizteil inklusive einer etwaigen Lagerung und ein oder mehrere primäre Bremsschuhe so auf einem beweglichen Teil montiert sind, dass eine durch Selbstverstärkung verursachte Bewegung der Bremsschuhe zu keiner Relativbewegung zwischen Spreizteil und Bremsschuh führt.
Dass die Bremsschuhe einer Trommelbremse mit einem Spreizteil auseinandergespreizt werden, bei dem jeweils der Berührpunkt des Anpressteiles an den Schuh der Schuhbewegung möglichst gut folgt.
Dass mindestens ein eigener Verschleißnachsteller vorhanden ist oder die Nachstellung mit dem Bremsaktuator mit betätigt wird.
Dass zur Nachstellung ein Teil ortsverändert, z.B. ein Hebel verschwenkt, wird und diese Verschwenkung auch z.B. die Betätigungsnocke oder auch z.B. die gesamte Betätigungsbaugruppe mit Motor betreffen kann.
Dass die Nachstellung auch mit z.B. Flüssigkeiten ausgeführt werden kann bzw. die Belagsanpressung über ein Zwischenglied mit Flüssigkeit erfolgt.
Dass beliebige Fahrzeuge und Geräte mit dieser Bremse ausgestattet sind, wie Autos, Nutzfahrzeuge, Busse, Flugzeuge, Anhänger, Aufzüge, Maschinen, Positionshaltevorrichtungen, Notstop- und Sicherheitseinrichtungen, Gerätewellen, wie Propellerwellen an Windrädern, Schiffen und andere.
Dass, nach Anwendung unterschiedlicher Ansätze zur Qualitätssicherung, schlussendlich konkrete Korrekturwerte für einzelne, das Verhalten der Bremse beschreibende, Parameter, wie z.B. Größe des Luftspalts oder Steifigkeitskennwerte, festgelegt und ab diesem Zeitpunkt und bis zum Vorliegen neuerer Werte bei Berechnungen berücksichtigt werden.
Dass in der Bremsensteuerelektronik berücksichtigt wird, dass erfasste Aktuatordaten, wie z.B. Motorstrom, durch geometrische Unregelmäßigkeiten der Reibfläche Schwankungen unterliegen, die bei Rotation der Reibfläche ein von der Geschwindigkeit abhängiges Muster zeigen und dies in der Dateninterpretation abgebildet ist. Dass dieses Muster zum Erkennen eines Kontakts zwischen Reibfläche und Bremsbelag genutzt wird.
Dass Reibflächen mit geometrischen Unregelmäßigkeiten ausgestattet werden, um einen Kontakt mit einem Bremsbelag erkennen zu können.
Dass die mechanischen Verluste in der Bremsbetätigung (insbesondere z.B. auch die Haftreibung) bei der Auswertung des Aktuatormoments (z.B. zum Ermitteln der Belagsanpresskraft) fallweise oder permanent durch Vibrationen oder ähnliches verringert werden, also z.B. Vibrationen aus dem Betrieb der Bremse oder des zu bremsenden Gegenstandes helfen, durch „Schütteln“ die Reibung in der Bremsbetätigung zu verringern bzw. die Haftreibung zu überwinden bzw. dass solche Vibrationen bzw. Schwingungen absichtlich herbeigeführt werden, z.B. mit dem Bremsaktuator, wobei auch statistische Verfahren unterstützen können, die durch Vibration oder „Schütteln“ verursachten Abweichungen in Messungen herauszurechnen bzw. zu unterdrücken. Auch andere bekannte Effekte können herausgerechnet werden, wie z.B. der Stromverbrauch, der durch Beschleunigungen oder Verzögerungen in der Mechanik und/oder dem Aktuator entsteht, um dadurch insgesamt Messwerte zu erhalten, die einerseits möglichst gut von mechanischen Verlusten befreit sind, aber andererseits möglichst geringe Einflüsse durch Vibration bzw. Schwingung haben. Diese Werte können beliebig, z.B. statistisch, verarbeitet werden, also z.B. als Winkel- Moment-Paare oder nur als viele Messwerte, um die mechanischen Verluste zu ermitteln oder herauszurechnen, also z.B. eine bestimmte Art einer Mittelung bzw. z.B. Tiefpassfilterung über alle Messungen anzuwenden. Auch z.B. verschieden starke Vibrationen können verwendet oder herbeigeführt werden, um z.B. unterschiedliche Beiträge der mechanischen Verluste zu ermitteln, indem z.B. unterschiedliche Teile unterschiedlich betroffen sind oder um die Genauigkeit zu erhöhen. Nutzung von Vibrationen zur Überwindung von Reibung, insbesondere von Haftreibung, ist bei Aktuatoren bekannt, um auch kleine Verstellungen durchzuführen. Hier wird also vorgeschlagen, dieses Prinzip auf Messungen anzuwenden, um von Reibung, insbesondere Haftreibung in der Bremsbetätigung, möglichst gut befreite Werte zu ermitteln. Diese Messwerte können z.B. auch mit gespeicherten verglichen werden, um aus der Vielzahl der Werte bzw. Vergleiche z.B. einen oder mehrere Werte zu gewinnen, wie z.B. mechanische Verluste bzw. Aktuatormoment.
Dass eine Kraftsteuerung oder eine Wegsteuerung oder eine Kombination aus beiden oder ein Wechsel zwischen diesen Steuerungen verwendet wird und z.B. eine augenblickliche Kraft-Wegkennlinie der Bremse angenommen wird und z.B. bei Veränderungen an der Bremsaktuatoreinstellung auf eine Positionssteuerung mittels dieser augenblicklichen Kraft-Wegkennlinie geschalten wird und dann gegebenenfalls z.B. wiederum auf eine Kraftsteuerung gewechselt wird, oder dass z.B. beide Arten gleichzeitig betrieben werden und über eine (auch veränderliche) Gewichtung von beiden ein bestimmter jeweiliger Anteil verwendet wird.
Dass verschiedene, komplementär zur Bremsensteuerung nutzbare, Parameter so kombiniert verwendet werden, dass ein Parameter die eigentliche Regelgröße darstellt, für die ein, der aktuellen Bremswirkungsanforderung entsprechender, vorgegebener Soll-Wert durch die Elektronik möglichst genau erreicht wird, um, zur Qualitätssicherung, zusätzlich für einen oder mehrere Parameter aus der aktuellen Bremswirkungsanforderung Wertebereiche abzuleiten, die beim Einstellvorgang für den Regelparameter nicht verlassen werden dürfen. So kann beispielsweise eine Kraftsteuerung auf Basis des wirksamen Motorstroms und des lokalen Übersetzungsverhältnisses die eigentliche Regelung darstellen und zusätzlich ein Bereich für die zulässige Motorposition definiert werden, wodurch gravierende Fehleinstellungen vermieden werden.
Die zur Erkennung dienenden Zustände bzw. Messungen am Aktuator können auch für andere Zwecke als direkt die Bremsung betreffende verwendet werden, wie z.B. ein Anschlag, der beim Erreichen zum Finden einer Ausgangslage dienen kann oder z.B. einer Verschleißnachstellung, die sich z.B. durch Messungen am Aktuator durch anderes Aktuatormoment von einer Stellung zur Ermittlung der Ausgangslage unterscheiden lässt und somit z.B. zwei Funktionen erfüllen kann, nämlich zuerst bei z.B. einsetzendem kleineren Aktuatormoment als Ermittlung einer Ausgangslage dienen kann und bei weiterer Betätigung in dieser Richtung z.B. eine Verschleißnachstellung bewirken kann bzw. auch das Ausmaß der Verschleißnachstellung beeinflussen kann. Dass die elektrische oder elektronische Bremssteuerung oder -regelung die zum Halten einer Position (oder z.B. eines Aktuatorwinkels) oder eines Positionsbereiches nötige elektrische Energie und/oder den nötigen elektrischen Strom (oder eine wirkungsähnliche Größe wie Leistung, Moment, Wärmewirkung usw.) unterhalb des zur Erreichung der Position oder des Positionsbereiches erforderlichen Wertes absenkt, was z.B. bei einer federbetätigten Parkbremse den zum Gelösthalten nötigen Strom absenkt bzw. dass z.B. ein Betätigungsbereich für längeres Bremsen mit abgesenktem Strom betrieben wird. Das kann auch durch die Eigenschaft der Aktuatorregelung ohne bewusstes Herbeiführen entstehen, wenn z.B. ein Proportionalregler bei genauer Position oder kleiner Abweichung nur wenig Aktuatorstrom einstellt und z.B. bei größerer Abweichung mehr Strom einstellt. Natürlich können Zusatznutzungen hilfreich möglich sein, wie z.B. dass man den Bereich der Haftreibung so nutzt, dass die Haftreibung ein Positionshalten auch mit kleinerem Strom erlaubt, oder dass man Veränderungen z.B. minimal sprunghaft durchführt, also z.B. bei kleiner Positionsänderung Richtung höherem Aktuatormoment nicht immer weiter steigenden Strom einstellt, sondern einen kleinen Sprung (der z.B. für die Bremswirkung gar nicht oder kaum spürbar sein könnte, jedenfalls hier in Kauf genommen wird) der Position oder des Aktuatorwinkels durchführt und dann wieder den stromsenkenden Vorteil der Haftreibung nützt. Hier sei jedes Verfahren empfohlen, das die Stromsenkungsmöglichkeit durch Nutzung eines bestimmten Zustandes in jenem Bereich nutzt, in dem die mechanischen Verluste das Halten einer Position erleichtern. Man kann dazu z.B. auch Stromsenkungsversuche einfügen, um zu beobachten, ob die Position (oder ein Positionsbereich) erhalten bleibt, oder man könnte z.B. absichtlich eine minimal falsche Position anfahren, um dann durch Stromsenkung auf die Zielposition (oder einer dazu nahen) zu gelangen. Ein Stromwert (oder z.B. ein Wert eines Aktuatormoments), der gerade noch ein Positionshalten zulässt, kann auch z.B. in die Ermittlung der mechanischen Verluste einfließen. Natürlich können dazu auch vorausschauende oder auf Wissen basierte Methoden angewendet werden, wie z.B. dass man lieber eine Stelle geringeren Stromverbrauchs auf der Nichtlinearität einstellt, bei der z.B. die Bremswirkung nicht oder kaum unterschiedlich ist.
Dass eine Eingangsstromsenkung (z.B. Gleichstromversorgung) in die Elektronik der Aktuatorsteuerung oder -regelung dadurch erreicht wird, dass man den Aktuator mit kleinerer Drehzahl betreibt, als sie sich ohne die beabsichtigte Eingangsstromsenkung einstellen würde, um durch die geringere, vom laufenden Motor erzeugte, Spannung die mittlere am Motor von der Elektronik angelegte Spannung absenken zu können, während die Eingangsspannung in die Elektronik weiterhin der ungefähr gleichbleibenden Versorgungsspannung entspricht (wobei „Strom“ auch wirkungsähnliche Größen einschließt).
Dass dies z.B. dazu verwendet wird, um z.B. eine Überlastung oder eine abwendbar hohe Belastung von einer Stromversorgung fernzuhalten und z.B. auch mehrere EMBs betreffen kann bzw. dies auch z.B. an die oder zwischen den EMBs kommuniziert werden kann.
Dass kurzzeitige Spitzenwerte der Aktuatorstromversorgung, wie sie von hoch dynamischen Motorregelungen insbesondere bei sprunghaften und starken Veränderungen des Motorpositionskommandos verursacht werden, durch eine Begrenzung der Veränderungsgeschwindigkeiten des Vorgabewertes für den momenterzeugenden Motorstrom verhindert werden, ohne dass dies zu einer signifikanten Verlangsamung der gesamten Motorbetätigung führt.
Dass Messungen wie Bremsaktuatormoment, -position, -drehzahl mit Vorzeichen, Temperaturen mehrfach aufgenommen werden, mit statistischen und mathematischen Methoden behandelt (z.B. Mittelungen, Gruppierungen nach verschiedenen Kriterien), mit gespeicherten Werten und miteinander verglichen werden und dass daraus Aussagen über den aktuellen Zustand der Bremse gewonnen werden, wie nachzustellender Verschleiß, Luftspaltgröße, Bremsensteifigkeit, Belagsmaterialstärke oder Fehlermeldungen, Fehlereinträge, Warnungen, Daten an die Umwelt und den Fahrer.
Dass die Bremse Signale von außen (z.B. Bremssteuerung, Sensordaten, Parameter, Software) über Draht, drahtlos, Funk, Internet, Telefon, Infrarot usw. empfangen kann und Daten über Draht, drahtlos, Funk, Internet, Telefon, Infrarot usw. nach außen geben kann. Dass Informationen über die aktuelle Bremswirkung, wie z.B. gemessene Verzögerungen, Auflaufwirkungen oder Stromaufnahme des Bremsaktuators, in Signale umgewandelt werden, die der die Bremsung kontrollierenden Person ein Feed-back über die erzielte Bremswirkung geben und diese Signale der Person auch einfach sensorisch zu übermitteln, wie z.B. als dynamischen Widerstand direkt am Bremshebel bzw. -pedal, z.B. über Elektromotoren oder -magnete, oder aber auch über andere modulierbare Signalformen, wie z.B. Vibrationen oder Geräusche.
Dass Sensoren existieren, die einen Kontakt zwischen Reibfläche und Bremsbelag indirekt erfassen, wie z.B. über Vibration oder Schallwellen.
Es kann im Rahmen der vorliegenden Erfindung davon ausgegangen werden, dass seitliche Ausgleichsbewegungen nicht grundsätzlich zu minimieren sind, sondern dass sie entweder in absichtlichem seitlichen Spiel unschädlich stattfinden können, oder sogar gewollt sein können, um Geometrieveränderungen zu folgen. Die gegebenenfalls bei der Bremsvorrichtung zugelassenen Ausgleichsbewegungen wandeln einerseits Betätigungsenergie in ungewollte Reibung um und sie können andererseits ein Verschleißproblem sein, je nachdem wie oft, bei welchen Anpresskräften und bei welchen Werkstoffen sie auftreten. Wenn z.B. von wenigen Vollbremsungen ausgegangen wird, kann der Verschleiß durch Ausgleichsbewegung bei diesen unbedeutend sein. Wenn der Luftspalt vor Anliegen des Belages sehr oft durchfahren wird, kann der Verschleiß durch Ausgleichsbewegung trotzdem unbedeutend sein, wenn dabei kaum Anpresskraft nötig ist, z.B. nur gegen eine Feder.
Wenn kleines seitliches Spiel vorhanden ist (wie hier als eine Möglichkeit vorgeschlagen), kann z.B. die seitliche Ausgleichsbewegung durch das Spiel abgefangen werden und damit Verschleiß durch eine kratzende Bewegung vermieden werden, was z.B. im Bereich sehr häufiger normaler Bremsungen angewendet werden kann.
Der Verlust an Betätigungsenergie durch eine seitliche kratzende Ausgleichsbewegung kann z.B. abgeschätzt werden wenn angenommen wird, dass z.B. ein Belagsanpresshub mit z.B. 2 mm zurückgelegt wird und dabei z.B. 0.2 mm ungewollte reibende Ausgleichsbewegung mit einem Metall-Metall-Reibbeiwert von z.B. 0.1 stattfindet: Dann wäre die seitliche Kraft nur 1/10 der Belagsanpresskraft und die seitliche Bewegung nur 1/10 der Belagsanpressbewegung und somit der Energieverlust nur grob. 1% der Betätigungsenergie.
Steuerung, mechanische Verluste:
Der beispielweise in Fig.30 beschriebene Vorgang kann mit dem Ziel der Zustandsermittlung natürlich auch modifiziert ablaufen, also z.B. durch Weglassen oder Ändern der Reihenfolge, die Vorgänge können sprunghaft oder beliebig wie z.B. sinusförmig bzw. s-förmig (z.B. Geschwindigkeits- oder Bewegungsverlauf) verlaufen, sie können aber auch dem Bewegungsverlauf (z.B. durch Geschwindigkeitsänderung, Stromänderung, auch bis hin zu kurzzeitiger Abschaltung und/oder auch sogar Stromrichtungsumkehr) überlagert sein. Die Vorgänge müssen auch nicht von diesem Verfahren ausgelöst werden, sondern es können auch anders verursachte verwendet werden. So kann z.B. ein „Bremse lösen“ vom Fahrer genutzt werden, um die Aktuatorbeschleunigung zu beobachten. Insbesondere gilt hier, dass bekanntlich „in Summe keine Energie verschwinden oder gewonnen werden kann“, aufbauend z.B. auf der Tatsache, dass die vorzeichenrichtige Summe aus Moment aus Massenträgheit plus Moment aus Bremsbetätigung plus Moment aus Verlusten plus Moment aus dem Aktuator plus Momente aus Sonstigem (z.B. Federn) null sein muss. Damit wird insbesondere vorgeschlagen, dass auch absichtliche oder unabsichtliche Änderung (z.B. der Betätigung) auf die Umwandlung der Energieform untersucht werden: Es könnten z.B. absichtliche Beschleunigungen (bzw. Verzögerungen) in einer Betätigungsdrehzahl eingefügt werden, um die Reaktion festzustellen bzw. müssen die Beschleunigungen (bzw. Verzögerungen) auch nicht absichtlich eingefügt werden, sondern können auch „von sich aus“ oder z.B. vom Fahrer erfolgen. Damit kommt man nun zur allgemeinen Formulierung des Verfahrens: Jede Aktuatorbewegung bzw. Änderung davon kann (soll) demnach auf Umwandlung der Energieform untersucht werden, gegebenenfalls inklusive Umwandlung in Verluste, um Parameter des Vorgangs zu finden wie z.B. Gesamtverluste, Teilverluste, erwartete Aktuatorwerte bei bestimmter Bremsung usw. Insbesondere kann man z.B. das Motormoment (oder z.B. den momenterzeugenden Strom) mit der bekannten Massenträgheit, der vermuteten bzw. aus Messung geschlossenen Spannkraft aus der Bremse, bekannten Federwirkungen und eventuell anderen bekannten Einwirkungen darauf untersuchen, wie gesuchte Einflussgrößen (z.B. Verluste) sein müssen (oder vermutet werden), um den Aktuatormomentverlauf zu erklären, u.U. unter Berücksichtigung der Umwandlung der Energieformen. Das kann man natürlich für die Ermittlung unterschiedlichster Ergebnisse durchführen, also z.B. um den Motormomentverlauf für bestimmte Aktuatorbeobachtungen zu erklären. Allgemein kann man es z.B. als Finden einer Erklärung für eine Beobachtung betrachten. Man könnte es auch als Transformation bezeichnen: Bei einer Fourier Transformation wird z.B. ein zeitlicher Amplitudenverlauf in die Stärke von Frequenzen transformiert, hier wird ein z.B. zeitlicher Verlauf eines z.B. Aktuatormoments in Parameter transformiert (z.B. Verluste), welche als mitbestimmend für den Verlauf gesehen werden.
Zur Steuerung bzw. Regelung (beide Begriffe werden hier gleichwertig verwendet, außer wenn auf den Unterschied hingewiesen wird) wurden früher Sensoren, hauptsächlich für z.B. die Anpresskraft verwendet. Das ist hier natürlich auch möglich, zusätzlich wird - wenn schon Sensoren nötig werden - empfohlen, diese für den richtigen Zweck einzusetzen, nämlich das Bremsmoment. Patente zur „sensorlosen“ Steuerung (ohne Kraft- oder Momentsensoren) existieren natürlich auch, dabei wird hauptsächlich vom Aktuatormotorstrom auf die Anpresskraft geschlossen. Dass dabei die bekannte Beschleunigung der Massenträgheit herausgerechnet wird, wird auch hier empfohlen. Störend sind dann noch die ungewollten mechanischen Verluste (da sie den Zusammenhang zwischen Motorstrom und Anpresskraft ungenau machen), die, soweit sie bekannt sind, natürlich auch herausgerechnet werden sollen, was auch hier empfohlen wird. Abweichungen des Steuerungsverhaltens der realen Bremse von der geplanten bzw. theoretischen sollen natürlich auch erkannt werden, auch hierzu gibt es natürlich Patente, in denen Messwerte mit gespeicherten verglichen werden und diese naheliegenden Methoden sind natürlich auch hier empfohlen. Da die Verluste in die Betätigungsrichtung das Aktuatormoment erhöhen und in Löserichtung um die Verluste weniger Moment am Aktuator wirkt, wird hiermit empfohlen, diese Differenz als Maß für die Verluste (genau genommen doppelte Verluste bei Richtungsumkehr) zu verwenden, allerdings anders als es bereits bekannt ist. Bekannt ist, dass dazu ein reales Betriebsverhalten mit einem gespeicherten verglichen wird, was hier natürlich grundsätzlich auch möglich ist. Hier wird jedoch zusätzlich bzw. alternativ vorgeschlagen, dass insbesondere auch KEIN Vergleich mit gespeichertem interessant ist, weil ein Vergleich mit gespeichertem immer mit dem Problem verbunden ist, ob das gespeicherte unter den gleichen Bedingungen entstand als das aktuell gemessene Verhalten. Natürlich könnte man viele Verhalten speichern und das zutreffendste auswählen, trotzdem stellt sich das Problem, ob wirklich unter ALLEN Bedingungen gleiches gespeichert wurde, es kann ja auch viele Faktoren geben, die mehr oder weniger Einfluss nehmen und deren Einfluss bei Speicherung nicht oder nicht vollständig berücksichtigt wurde.
Daher wird hier auch vorgeschlagen, dass die Differenz zwischen Betätigen und Lösen als Maß für die Verluste herangezogen wird, aber ohne Bezug zu gespeichertem. Damit kann aber eine neue Aufgabe hinzukommen: Betätigen und Lösen kann soweit zeitversetzt sein, dass die Bremse sich (z.B. durch Wärmedehnung) verändert hat und man u.U. eine Differenz aus mehr oder weniger Unzusammenhängendem bilden würde. Dagegen wird erstens vorgeschlagen, dass man die Veränderungen klein hält und z.B. nur im Luftspalt eine Differenz bildet, in dem noch kein Wärmeeintrag gebildet wird. Zweitens wird hiermit empfohlen, die Zeit und damit Veränderung kurz zu halten, womit man z.B. direkt an das Betätigen ein minimales Lösen folgen lassen kann, das auch so klein sein kann, dass es etwa unmerklich ist, weil es ja nur um die Differenz zwischen Betätigen und Lösen geht, oder man überschießt mit dem Betätigen minimalst und löst leicht, bzw. kann man auch während der Betätigung minimalste Richtungsumkehrten einbauen, auch so, dass die Umkehr etwa unmerklich sein kann. Drittens wird vorgeschlagen, dass „eine nicht besonders genaue Ermittlung immer noch besser ist als keine“, was hier heißt, dass Bremsvorgänge benutzt werden, bei denen z.B. keine besondere Veränderung in der Bremse eintritt, das wären z.B. die vielen leichten Bremsungen, bei denen z.B. keine starke Hitze auftritt. Viertens wird vorgeschlagen, dass Bremsungen ähnlich drittens auch kompensiert werden können, dass z.B.
Erwärmung und Wärmedehnung bekannt oder modellierbar sind und z.B. der Einfluss der Wärmedehnung herausgerechnet wird. Als besonders interessant wird hier auch vorgeschlagen, zur Differenzbildung Aktuatorbewegungen zu machen, die nicht für eine Belagsbewegung vorgesehen sind und/oder auch keine nennenswerte verursachen. Hilfreich wäre es natürlich, wenn man über die Aktuatorbewegung ein bekanntes Moment erwarten könnte oder einen bekannten Verlauf. Bezüglich des bekannten Verlaufs wir hier vorgeschlagen, dass ab Belagsberührung der Verlauf des Aktuatormoments erkannt wird und somit auf den Aktuatorwinkel bei Berührung geschlossen werden kann. Eine naheliegende Methode ist auch bereits bekannt, wobei bei einer ersten Bewegung des Belagsträgers gegen eine Feder ein Verhalten ermittelt wird. Tatsächlich sind in derartigen Bremsen gerne Federn, die den Belag zurückdrücken bzw. die Mechanik Zusammenhalten und deren Verwendung für Kalibrierung naheliegend erscheint, wenn die Federwirkung bekannt ist. Für z.B. PKW geht die Klemmkraft einer Vorderradscheibenbremse aber z.B. grob auf 35 kN. Die allermeisten Bremsungen finden statistisch bei grob 1/3 bis 14 davon statt, also bei grob 9 kN. Bis zu und grob in diesem Bereich möchte man also z.B. die Bremse relativ genau steuern, gegen Vollbremsung würde ja ABS oder ESC mithelfen. Besonders schwache Bremsungen (z.B. Glatteis) würde man mit grob 3 kN Klemmkraft bewirken. Wenn man nun in die Belagsbetätigung eine Feder mit einigen kN einbauen würde, könnte man also tatsächlich schon unterste reelle Belagskräfte (übersetzt auf den Aktuator) erzeugen, bei denen man eine Kalibrierung gegen echte schwächste Bremsungen durchführen könnte. So eine Feder würde bei weiterem Bremsen natürlich weiter gespannt und würde zusätzliche Betätigungsenergie kosten und Aktuatorgröße bedeuten. Zusätzlich würden solche Federn aber erheblich Bauraum und Kosten beanspruchen und man wird es mit schwächeren versuchen. Dabei sollte aber berücksichtigt werden, dass der Schwimmsattel leicht bis stark klemmen kann und zusätzlichen Kräften wie Kurvenkraft bzw. Vibrationen ausgesetzt ist. Bei grob 10 kg Schwimmsattelmasse, Rost, Schmutz, Kurvenfahrt, Erschütterungen, können diese Kräfte leicht in die hunderte Newton gehen und eine Feder dieser Größenordnung kann im schlimmeren Fall noch schlimmeres bewirken als keine Aussagekraft, es könnte nämlich das „gemessene“ als Federkraft interpretiert werden und folgend auf dieser Annahme könnte man eine erhebliche Fehlsteuerung der Bremse auslösen.
Daher wird hier bezüglich Kalibrierung der Aktuatormomentmessung auch noch ein anderes Verfahren vorgeschlagen, das obige Probleme nicht hat:
Erstens wird mindestens eine Messungskombination aus Aktuatorwinkel (oder ein aussageähnliches Maß wie Position an einem Teil das bewegungsmäßig mit dem Aktuator gekoppelt ist) und Moment (oder ein aussageähnliches Maß wie Strom, Leistung, Kraft usw. am Aktuator oder einem Teil das bewegungsmäßig mit dem Aktuator gekoppelt ist) aus mindestens einer Bewegung gemacht und zweitens vorgesehen, dass diese Bewegung frei oder arm an störenden Einflüssen ist und drittens die Messung schlüssig interpretiert werden kann, z.B. um die Genauigkeit der Aktuatormomentmessung zu verbessern bzw. Verluste zu ermitteln. Es wurde bereits oben eine Kalibrierfeder vorgeschlagen, die z.B. in einem Aktuatordrehbereich sein kann, der z.B. keinen oder keinen nennenswerten Belagshub macht. Damit sind störende Einflüsse (siehe z.B. oben) aus dem Belagshub wie Kräfte vermieden. Am Weg bis zur Federberührung können Verluste gemessen werden, siehe Fig.30. Wie in Fig.30 dargestellt, würde der Aktuator beim Zurücklegen eines negativen Winkels Verluste überwinden, die wegen der negativen Drehrichtung auch negativ wären. Wenn keine Kraft für sonstige Zwecke entnommen oder hinzugefügt wird, entspricht das Aktuatormoment nun den Verlusten und kann sofort erkannt werden, auch ohne Differenz zu einer anderen Drehrichtung. Es handelt sich um „Leerlaufverluste“, z.B. eines Motorgetriebes. Diese können wegen z.B. unterschiedlicher Lage oder Zähigkeit des Fettes unterschiedlich sein, daher ist es günstig, den augenblicklichen Wert zu kennen. Bedingt können im Drehverlauf auch Verlusteschwankungen erkannt werden. Ab Federberührung kann die Federkennlinie aufgenommen werden und auch mit der Federkennlinie der tatsächlich eingebauten Feder verglichen werden bzw. sind z.B. Winkelpunkte auf der Federkennlinie mit einem resultierenden Moment aus der Feder verbunden. Wenn diese Feder z.B. in der Drehbewegung der Nichtlinearität ist, kann die Feder im Gegensatz zu oben diskutierter Feder im Belagshub relativ klein sein und trotzdem nennenswertes Aktuatormoment erzeugen, weil eine weitere Übersetzung zwischen Drehung der Nichtlinearität und Belagshub die Anpresskraft stark erhöht. „Nennenswert“ kann dabei bedeuten, dass z.B. grob jenes Aktuatormoment erzeugt wird, das später z.B. einer üblichen bzw. leichten oder definierten Bremsbetätigung entspricht und man schon jetzt weiß, welches Moment dann bei Betätigung zu erwarten sein wird, auch mit dem Problem der Verluste (die hier ja auch bereits inkludiert waren). Diese Feder erfordert auch keine unnütze Spannenergie in der Bremsbetätigung. Es muss auch keine Feder sein, es kann auch z.B. ein Gummi oder ein Anschlag sein. Ein Anschlag würde sehr hohe
Verzögerungskräfte hervorrufen, wenn in den Anschlag (z.B. um ihn zu finden) gefahren wird, was eine Feder bzw. ein Gummi mit geringeren Verzögerungskräften können. Es muss auch kein explizites Teil sein, es kann auch ein vorhandenes bzw. beliebiges verwendet werden, auch „nichts“ wäre in dem Sinne möglich, als dass der Aktuator nicht weiter in diese Richtung fährt. Auch z.B. Momente, die beim Betätigen einer Funktion (z.B. eines Verschleißnachstellers) auftreten, können verwendet werden. Etwas durch das Aktuatormoment Findbares (z.B. Anschlag, Feder, Gummi usw.) wird hier in dem Sinne auch empfohlen, als damit gleichzeitig eine Ausgangsposition gefunden bzw. festgelegt werden kann.
Wenn der Aktuator nun wieder zurück Richtung Ausgangslage dreht, zeigen sich die Verluste nun plötzlich in die andere Momentrichtung und bei Drehrichtungsänderung zeigen sich die Verluste prinzipiell doppelt so hoch. Dieser Vorgang kann z.B. beim Einschalten einer Bremse ablaufen und z.B. folgende Aussagen abgeben: wie groß sind Leerlaufverluste, auch mit eventuellen Schwankungen, auch eventuell drehrichtungsabhängig, wo ist eine Ausgangslage bzw. z.B. Winkelbezugspunkt (wie auch immer genannt), wie groß wird das Aktuatormoment sein, wenn eine bestimmte, z.B. schwache Bremsung erfolgt ? Der Vorgang kann aber auch, da er ja keine Bremsung auslöst, nach Belieben ausgeführt werden, außer u.U. während einer Bremsung.
Natürlich ist es auch möglich bzw. sinnvoll, eine Betätigungskennlinie der Bremse (z.B. Aktuatorwinkel und Aktuatormoment, auch mit der Differenz betätigen - lösen) auch bis in der Bereich von Belagsanpresskräften aufzunehmen, z.B. bei Stillstand des Fahrzeuges bzw. auch einen normalen Bremsvorgang als Kennlinienaufnahme zu verwenden.
Zur Ermittlung von Verlusten wird auch empfohlen, dass alternativ oder zusätzlich u.U. neben der Feder eine weitere bekannte Kraft verwendet werden kann: Die Massenträgheit wird wegen dem mit dem Quadrat der Übersetzung höheren Anteil der schnell drehenden Teile zu einem großen bis überwiegenden Teil vom Motor bestimmt (die langsameren Teile können natürlich auch mit berücksichtigt werden). Damit kann, z.B. in einem Bereich ohne nennenswerten Belagshub (andere sind natürlich nicht ausgeschlossen) z.B. eine bestimmte Drehzahländerung über die Zeit angelegt werden, das tatsächliche Verhalten gemessen werden und damit das in die Trägheit gehende Moment gemessen werden, das im Messwert allerdings noch die mechanischen Verluste enthält. Wenn das theoretisch nötige Moment subtrahiert wird, bleiben die Verluste übrig. Diese Rechnung kann natürlich auch in jeder anderen, die selbe Physik beschreibenden Weise gemacht werden, also z.B. Zeit für bestimmte Bewegung, Bewegung in Zeit, Moment und Zeit usw. Für trägheitsbegründete Verlusteerkennung können natürlich auch alle anderen physikalischen Größen verwendet werden, die dabei beteiligt sind, wie z.B. die Energien (Rotation, Verluste, etc.).
Mit dem bis hier ausgeführten, wäre die Aufteilung der Verluste (bis hier zum Teil auch als mechanische Verluste bezeichnet) von elektrischem Eingang bis Anpresswirkung am Belag noch nicht (leicht) auseinanderzuhalten, wobei natürlich das beschriebene Verfahren mit dem Strom-Moment-Zusammenhang sehr viel hilft. Deshalb sei hier noch ein Verfahren vorgeschlagen, dass auch noch die Aufteilung der Verluste zwischen mechanisch und elektrisch ermitteln kann: oben werden bereits zwei Kräfte gezeigt, die rein mechanisch wirken (weitere könnte man sich natürlich zusätzlich vorstellen): die Feder und die Massenträgheit. Wenn nun nur diese wirken, z.B. in unbestromtem Zustand, dann sind die elektrischen Verluste ausgeschaltet und man kann zwischen einem System mit elektrischen Verlusten und ohne unterscheiden und diese beiden Verluste unterscheiden. Natürlich bleibt die Frage, ob ein unbestromter Motor keinerlei elektrische Verluste hat, aber das muss nicht wissenschaftlich geklärt werden, sondern nur praxistauglich angewandt. Auch andere „stromlose Zustände“ können sinngemäß zur Reaktionsmessung genutzt werden wie z.B. Richtungsumkehr oder Lösen der Bremse. Statt „stromlos“ können auch Zustände verschiedener Ströme verglichen werden und somit auch ein „stromloser“ errechnet werden. „Stromlos“ muss auch nicht exakt 0 sein, sondern kann jeder trotzdem geeignete Wert sein. Wenn gleiche Kraft mal gleichem Weg in kürzerer Zeit zurückgelegt wird, ist proportional mehr Leistung nötig. Es wird hiermit empfohlen, dass Ähnliches auch zur Ermittlung der elektrischen Verluste (bzw. zur Ermittlung der Aufteilung zwischen mechanisch und elektrisch) verwendet wird: Wenn eine Bewegung gleicher Energie in anderer Zeit verläuft, liegt entsprechend andere Leistung vor und man kann aus mindestens zwei solchen Vorgängen die Verluste bei verschiedenen Leistungen ermitteln oder abschätzen. Rechnerisch lässt sich das natürlich so erweitern, dass auch Vorgänge verschiedener Energie verglichen werden können. „Energie“ ist hier nur ein physikalisch sinnvoller Ausdruck, es können auch andere Werte verwendet werden, mit denen sich dieses Prinzip erreichen lässt.
Wenn nun eine Bremsbetätigung erfolgt, wird man z.B. steigende Aktuatorwinkel mit einem Aktuatormomentverlauf vorfinden und kann auch bereits immer vergleichen, wie sich das jeweilige Aktuatormoment (inkl. augenblickliche Verluste) bezüglich Federkennlinie verhält, wobei in der Abb. die Federkennlinie die umgekehrten Vorzeichen hat (die Vorzeichen müssen nur richtig berücksichtigt werden oder z.B. für diesen Fall vorzeichenlos gerechnet werden). Über das bekannte nichtlineare Übersetzungsverhältnis kann auch sehr genau auf die Belagsanpresskraft geschlossen werden, da ja auch die Verluste gut bekannt wurden. Zu den „Leerlaufverlusten“ kommen u.U. bis zur Belagsanpressung weitere Verluste hinzu, diese können aber z.B. stärker von Anpresskräften abhängen als Schwankungen (z.B. durch Fettzähigkeit) unterliegen. Damit lassen sie sich z.B. gut in Abhängigkeit der Einflussgrößen berechnen bzw. herausrechnen bzw. auch erkennen, wie unten gezeigt. Natürlich muss der Aktuatormomentverlauf nicht genau der geplanten Kurve entsprechen, die Messungen können auch den strichlierten Verlauf zeigen. Dann kann man z.B. erkennen, dass der Berührpunkt (bei welchem Aktuatorwinkel der Belag mit der Reibfläche in Kontakt kommt) anders als geplant liegt, z.B. durch Belagsverschleiß und es kann z.B. eine Verschleißnachstellung angefordert werden. Wenn die Bremse gelöst wird, springt die Kurve wiederum um die doppelten Verluste nach unten, jedenfalls unter der Annahme dass sich nichts die betreffenden Verhältnisse in der Bremse Beeinflussendes geändert hat, was z.B. tatsächlich sein könnte, wenn eine Bremsung ohne z.B. wesentliche Hitze bzw. Wärmedehnung und/oder Verschleiß stattgefunden hat. Diese hier sichtbaren Verluste sind nun nicht nur die Leerlaufverluste, sondern beinhalten auch alle anderen. Was hier als „springende Verluste“ bei Drehrichtungsumkehr bezeichnet wird, findet in der Realität innerhalb von relativ wenig Aktuatorwinkeländerung statt, vor allem wenn durch gleichbleibende Belastungsrichtung (z.B. Belagsanpresskraft) das Spiel aus den Mechanismen „herausgedrückt“ wird und die Spiele im Wesentlichen an derselben Seite anliegen.
Eine nichtlineare Bremse, also mit über den Belagshub veränderlichem Übersetzungsverhältnis, wird als vorteilhaft empfohlen, wenn sie über die Belagsanpressung mit einem nicht sehr stark veränderlichen Aktuatormoment arbeitet, weil dann der Momentbereich, in dem mit der Federkennlinie verglichen wird, relativ eingeschränkt ist. Demgegenüber würde sich das Aktuatormoment bei linearem Antrieb (z.B. Kugelspindel) von Luftspalt bis Vollbremsung geradezu extrem stark verändern. Besonders empfehlenswert ist auch eine in Bereiche unterteilte Nichtlinearität, denn das erleichtert die Umsetzung eines z.B. Bereichs ohne nennenswerten Belagshub.
Es sind in den Figuren Bremsen mit mehreren, sehr verschiedenen Federn gezeigt. Man kann nun alles Empfohlene bezüglich der Kalibrierfeder und der
Verlusteerkennung (z.B. im Bereich ohne nennenswerten Belagshub) natürlich auch mit beliebig vielen Federn anwenden, weil es immer um die vorzeichenrichtige Summe der Momente (an gleicher Stelle) geht. Derartige Bremsen haben immer mindestens das Moment, das die Bremse zum Zuspannen braucht, das Moment des Elektromotors (der betätigt) und das Moment aus Massenträgheit. Mit Federn oder sonstigen Energiespeichern oder Quellen kommen einfach vorzeichenrichtig neue Momente hinzu und alles oben Erwähnte gilt sinngemäß mit mehr Momenten. Für die Summe der Momente, die ein Betätigungsmotor aufbringen muss, ist es ja unerheblich wie viele Momente in der Summe stecken.
Am Betätigungsmotor direkt kann auch ein Drehpositionssensor sein, z.B. für einen brushless-DC-motor (BLDC). Es wird auch empfohlen, dass dieser Sensor vorteilhaft auch so genutzt werden kann, dass bei Ausfall dieses Sensors kein Betrieb des BLDC Motors mehr möglich ist und die Bremse daher z.B. in einen sicheren oder gewollten Zustand geht.
Im Finden der Position (z.B. Winkel) der actuation snail kann noch eine Ungenauigkeit sein, wenn abhängig von snail-Moment der snail-Winkel variiert, was z.B. bei der Verwendung einer Feder der Fall wäre. In diesem Falle würde man die Position z.B. bei einem bestimmten Moment oder Momentenbereich finden. Alternativ oder ergänzend wird auch vorgeschlagen, dabei die Tatsache zu verwenden, dass die bekannte Getriebeübersetzung (z.B. Zahnradgetriebe des Motors) einen Zusammenhang zwischen Motorwinkel und snail-Winkel vorgibt und daher nur mögliche Stellungen und nicht alle anderen zur Bestimmung des genauen snail-Winkels bei Findung der Ausgangslage der snail verwendet werden. Es kann also z.B. das Wissen verwendet werden, dass bei einem bestimmten Motorwinkel die richtige Ausgangsposition der snail sein muss, aber der Motorwinkel um z.B. ganzzahlige Umdrehungen dazu unbekannt sein kann, aber dann, wenn das ganzzahlige Verhältnis bekannt wurde, der snail- Winkel sehr genau mit dem Motorwinkel zusammenhängt.
Aus z.B. Sicherheitsgründen oder z.B. aus Zeitgründen (wenn das obige Finden einer Ausgangslage z.B. zu lange dauern würde) kann mindestens ein weiterer Positionssensor empfohlen werden, z.B. ein Winkelsensor an der actuation-snail.
Zur weiteren Genauigkeitssteigerung der Bremsen wird Folgendes vorgeschlagen: Eine absolute Genauigkeit, vor allem im Bereich schwacher bis üblicher Bremsungen ist vor allem für das sogenannte Blending nötig, wenn z.B. ein Gesamtbremsmoment aus regenerativ und Reibungsbremsung zusammengesetzt werden muss und damit von der Reibungsbremse eine gewisse Einstellgenauigkeit gefordert wird. Dazu wird empfohlen, dass man bei schnell beobachtbaren Reaktionen, also z.B. wenn die Blending Zusammensetzung geändert wird (z.B. bei schwächer werdender regenerativer Bremsung mit sinkender Geschwindigkeit) auf unerwartete Abweichungen reagiert, wie z.B. wenn sich der Radschlupf ändert, obwohl das Gesamtbremsmoment am Rad gleich bleibend gedacht war bzw. ob sich der Radschlupf anders ändert als erwartet, wenn z.B. das Gesamtradbremsmoment verändert wird. Auch Vergleiche zwischen solchen Reaktionen werden empfohlen, z.B. Radschlupf an mindestens zwei Rädern. Man kann natürlich Statistik mit verwenden, so dass man nicht sofort bei jedem Radschlupfunterschied die Bremsenparameter ändert, denn es könnten ja z.B. unterschiedliche Fahrbahnverhältnisse kurzzeitig zu unterschiedlichem Schlupf bzw. Reaktionen führen.
Bei längeren Bremsungen wird empfohlen, auch folgende einfache physikalische Tatsachen zu verwenden: Eine Reibungsbremse muss so gut wie die gesamte mechanische Leistung in Wärme umsetzen, wobei die mechanische Leistung Bremsmoment mal Winkelgeschwindigkeit ist. D.h. man kann z.B. zwei Bremsen (z.B. linke und rechte gegenüberliegende) mittels einfacher Temperaturmessung auf gleiche Bremsleistung vergleichen, wobei man die Temperatur möglichst nahe an der Entstehung misst, aus Einbaugründen eines Temperatursensors aber wohl an geeigneter Einbaustelle, jedenfalls irgendwo in oder an der Bremse misst. Bei entsprechend unterschiedlichen Temperaturen trotz gleicher bzw. ähnlicher vermuteter Bremsleistung kann man die Einstellungen der Bremsen ändern und auch für die Zukunft eine Korrektur mit verwenden. Grundsätzlich ist jede sinnvolle Änderung der Bremseinstellung denkbar, man kann z.B. die wärmere etwas im Bremsmoment zurücknehmen und/oder die kältere etwas steigern, man kann auch physikalische oder andere (z.B. Erfahrungswerte) verwenden, um das „etwas“ genauer zu bestimmen bzw. man kann auch wie auch immer geartete Ermittlungen (z.B. Modelle) anwenden, um zu entscheiden, welche gesteigert bzw. vermindert werden soll. Auch lernfähige Reaktionen können günstig sein, die z.B. am Erfolg (z.B. Annäherung der Temperaturen) erlernen, welche Vorgangsweise als günstig bewertet wird.
Die actuation snail kann auch in beide ihrer Drehrichtungen für z.B. unterschiedliche Betriebsbremsungen verwendet werden: es könnte z.B. eine Richtung schneller in eine Vollbremsung kommen (z.B. Notbremsung), aber die andere Richtung z.B. weniger Strom für längere schwächere Bremsungen brauchen oder es könnte z.B. eine Richtung weniger Hub bewirken (für unverschlissene Beläge) und die andere Richtung mehr Hub, um z.B. ab bestimmtem Belagsverschleiß zum Einsatz zu kommen.
Eine wo auch immer platzierte Kalibrierfeder (oder z.B. die Belagslösefedern) kann wie oben zur Kalibrierung des Motormoments dienen, z.B. im Luftspaltbereich.
Verschiedene Beginne und Verläufe der beiden actuation snails (Betriebsbremse, Parkbremse) können ebenfalls auswertbar zur Genauigkeitssteigerung dienen. Auch hier kann z.B. zusätzlich ein anderer Antrieb mitwirken, z.B. ein Seilzug aus Sicherheitsgründen, der z.B. nur dann wirksam wird, wenn bei einem Ausfall der Fahrer z.B. weiter am Hebel zieht oder Pedal drückt. Ein Seilzug kann auch eine Parkbremsung bewirken bzw. lösen.
Es kann vorteilhaft sein, die beiden Bremsbeläge mit unterschiedlichem Hub zu bewegen, daher wird vorgeschlagen, dass auch der Hub über die Bewegung pro Belag günstig gestaltet werden kann. Das kann z.B. vorteilhaft sein, wenn die Bremsschuhe unterschiedliche Bremswirkung entfalten wie z.B. bei selbstverstärkenden Trommelbremsen wie z.B. Simplex. Der Motor des Bremsaktuators kann z.B. in einer Trommel- oder Scheibenbremse, an einer Trommel- oder Scheibenbremse angebracht sein, die gebremste Bewegung muss nicht kreisförmig sein, sondern kann auch geradlinig oder sonst wie verlaufen und z.B. eine Aufzugskabine bremsen.
Dass die Beläge so von der Reibfläche abgehoben werden, dass ein Luftspalt entsteht.
Dass eine Einstellmöglichkeit für korrekte Lage der Bremsbeläge (z.B. beidseitiger Luftspalt) vorgesehen ist oder diese Einstellung selbsttätig erfolgt.
Weitere erfindungsgemäße Merkmale ergeben sich gegebenenfalls aus den Ansprüchen, der Beschreibung der Ausführungsbeispiele und den Figuren.
Die Erfindung wird nun am Beispiel exemplarischer, nicht ausschließlicher und/oder nicht einschränkender Ausführungsbeispiele weiter erläutert.
Wenn nicht anders angegeben, so entsprechen die Bezugszeichen folgenden Komponenten:
Bremse 01 , Bremsscheibe 011 , Bremstrommel 012, Verluste 016, 1g Bremsung 017 (z.B. g/3 = 017/3), Sollbremswirkung 018, Verschleißnachstellung 02, Feder für Verschleißnachstellung 021 , Rutschkupplung 023, Mitnehmer 025, Verzahnung 026, Nachstellhebel 027, Reibung in Verschleißnachstellung 028, Nichtlinearität 03, Betätigungsnocke 032, Rolle dazu 033, Nockendrehachse 034, federnde Abstützung 039, Vertiefung für Ratschenfortschritt 0311 , Nockenbahn rund 0321 , Nockenbahn spitz 0322, Nockenhub 0323, Nockenradius 0324, Nockenradius verschoben 03241 , flache Nockenbahn 0325, erlaubte Steigung 032221 , Rolle klein 0331 , Aktuator 04, Motor 041 , Betätigungsfeder 042, Motorelektronik 043, Kalibrierfeder 046, Parkbremsantrieb 047, Parkbremsstellung 0471 , Parkbremsfeder 048, Kalibrierfederkennlinie 049, drehbare Halterung 0411 , Messdaten aus dem Aktuator 0431 , Anpressung 05, Spreizteil 051 , Spreizteilantrieb 052, ungebremste Lage 053, gebremste Lage 054, S- Cam 056, Spreizteildrehpunkt 057, Spreizteildrehachse 0571 , Verbindung zur Betätigung 058, Anpressbewegung 059, Spreizteilhebelradius 0511 , gedrehte Anpressfläche 0591 , nicht-gedrehte Anpressfläche 0592, Reibpaarung 06, Bremsbelag 063, Mitnahmekraftmessung 064, Bremsschuh 067, Luftspalt 068, Bremsschuhabstützung 069, Feder(n) für Luftspalterzeugung 07, Verschleißnachstellbetätigung 08, zur Bremsung benutzter Bereich 081 , zur Bremsung nicht benutzter Bereich 082, Fester Teil (z.B. Radlagerteil) 09, Fahrzeugstabilitätsfunktion 106, Stellung der Nichtlinearität ohne Belagshub 111 , Radaufhängung 13, Berührpunkt bei vergrößertem Luftspalt 1502, Berührpunkt bei verkleinertem Luftspalt 1503, Erhöhte konstante Verluste 1504, Aktuatormoment im Luftspalt 1505, Erhöhte prozentuelle Verluste 1506, Belagsverschiebekraft 1507, Stabilitätseinflussgrößen 1603, Modelleingangsgrößen 1604, Berechnungsmodell 1605, Stellgrößen 1606, Funktion von Zeit 16051 , Reibbeiwertsmodell 16052, Luftspaltmodell 16053, Steifigkeitsmodell 16055, Sonstige Modelle 16056, Betriebsbremsung 16061 , Parkbremsung 16062, Verschleißnachstellung 16063, Ausgangsposition 16064.
Fig.1 zeigt eine Bremse 01 , bei der eine Reibpaarung 06 von einem Spreizteil 051 angepresst wird, wobei dazu das Spreizteil 051 um einen Spreizteildrehpunkt 057 mit einem Spreizteilhebelradius 0511 gedreht wird und eine Anpressbewegung 059 (rechts) über die gedrehte Anpressfläche 0591 auf die nicht-gedrehte Anpressfläche 0592 bewirkt. Die gedrehte Anpressfläche 0591 wird bevorzugt ein Kreis- bzw.
Zylindersegment sein, die nicht-gedrehte Anpressfläche 0592 wird bevorzugt z.B. eine als eben gedachte Fläche sein, kann aber auch eine Reibungsverminderung durch Mitdrehen verwenden, also z.B. als sich drehende Rollenoberfläche ausgebildet sein. Die Anpressbewegung 059 muss nicht geradlinig verlaufen, sondern kann mehr oder weniger gut einer bereits vorhandenen Bewegung folgen, die z.B. durch die Drehung eines Bremsschuhs um einen Abstützpunkt oder z.B. durch Verformung von Teilen wie z.B. Bremssattel entstehen kann. Die Anpressbewegung 059 beschreibt genaugenommen eine Kurve (oder Gerade), auf der sich der Berührpunkt (die Berührlinie) der gedrehten Anpressfläche 0591 auf die nicht-gedrehte Anpressfläche 0592 bewegt. Dazu kann „seitliches Spiel“ eine seitliche Bewegung zulassen, die in Fig.1 im Wesentlichen in der Zeichnungsfläche normal zur Anpressbewegung 059 verläuft (also in Fig.1 im Wesentlichen nach oben oder unten). Die Anpressbewegung 059 wird vorteilhaft in einer Ebene ungefähr normal zur Spreizteildrehachse 0571 liegen, kann aber auch anders wirken, z.B. etwa parallel zur Spreizteildrehachse 0571 . Die Drehbewegung des Spreizteils 051 wird durch eine Nichtlinearität 03 (Übersetzung mit einem über den Betätigungsweg veränderlichen Übersetzungsverhältnis) zugeführt, wobei z.B. eine Rolle 033 einer Betätigungsnocke 032 folgen kann und die Spreizteildrehachse 0571 über einen z.B. Hebel drehen kann. Dafür, wie die Hebelbewegung von der Nockenkurve abgenommen wird, kommen neben einer Rolle 033 viele Möglichkeiten in Frage, z.B. kann statt der Rolle 033 ein Teil am Hebel auf der Nocke gleiten oder eine Abrollbewegung machen, so dass z.B. eine Hebeloberfläche mit der Nockenkurve so zusammenwirkt, dass sie aufeinander abwälzen („Wälzhebel“). Bevorzugt befindet sich zwischen Abtastung (z.B. Rolle 033) und Hebel kein weiteres, den Bewegungsablauf beeinflussendes Teil, d.h. bevorzugt ist das Abtastteil (z.B. Rolle 033) am Hebel befestigt, gelagert, bzw. abrollend, u.a. um Kosten, Bauraum, Komplexität, zusätzliche Lagerstellen zu sparen. Als Bewegungsablauf beeinflussende Teile sind z.B. Stößel, Zug- bzw. Schubvorrichtungen gemeint. Befestigungsteile wie z.B. Lagerbolzen in der Rolle 033, Wälzkörper, Lagerringe sind natürlich davon nicht betroffen.
Die Nichtlinearität 03, also z.B. die Nockendrehachse 034 (oder z.B. eine Verzahnung 026 auf der Nocke oder z.B. ein Mitnehmer 025) wird von einem Aktuator 04 angetrieben, der wiederum aus einem elektrischen Antrieb und weiteren Bauteilen, wie weiteren Nichtlinearitäten 03, und Energiespeichern wie Federn bestehen kann, die auch baulich getrennt vom elektrischen Antrieb angeordnet sein können. Der elektrische Antrieb wird bevorzugt von einer Motorelektronik 043 betrieben, die auch Messungen an Motordaten (z.B. Strom, Moment, Position usw.) machen kann. In einer extremen Vereinfachung kann die Betätigungsnocke 032 auch dasselbe Bauteil sein wie das Spreizteil 051 und damit kann auch die Rolle 033 bauteilgleich sein der nichtgedrehten Anpressfläche 0592, die in diesem Fall bauteilgleich zur sich drehenden Rollenoberfläche 033 wird und durch Rollendrehung eine Ausgleichsbewegung zwischen der gedrehten Anpressfläche 0591 und der nicht-gedrehten Anpressfläche 0592 besonders Verlust- und verschleißarm ausführt.
Fig.1001 zeigt die Wirkung von Fig .1 stark vereinfacht, wobei, wie häufig, zwei Spreizteile 051 das eigentlich als gesamtes wirkende Spreizteil 051 bilden (es wird immer das gesamte spreizende Teil als Spreizteil 051 bezeichnet): von einem als „fest“ angenommenen festen Teil 09 wird also durch das Spreizteil 051 letztendlich der Bremsbelag 063 gegebenenfalls nach Überwindung eines Luftspaltes 068 an z.B. eine Bremsscheibe 011 , Bremstrommel 012 oder wie auch immer geartete Reibfläche (z.B. Schiene) gepresst, wobei natürlich beidseitige Anordnungen, die Aktions- und Reaktionskraft nutzen, vorteilhafter sind, man könnte also z.B. statt auf den als „fest“ angenommenen Teil 09 auch mittelbar oder unmittelbar auf eine weitere Reibpaarung 06 wirken, was durch den unteren Pfeil auf die Reibpaarung 06 angedeutet ist.
Fig.2 zeigt eine Bremse 01 ähnlich zu Fig.1 , allerdings hier z.B. mit einem doppelwirkenden Spreizteil 051 (ein einfach wirkendes wäre auch möglich), das hier auch verschiedene Spreizteilhebelradien 0511 (oben, unten) hat, aber vor allem um eine Verschleißnachstellung 02 ergänzt ist: Eine nichtlineare Bremse 01 kann auf einen Verschleißnachsteller verzichten, wenn der Verschleiß mit dem Bewegungsumfang der Nichtlinearität 03 abgedeckt werden kann bzw. kann ein Verschleißnachsteller auch anders als in Fig.2 wirken. Fig.2 schlägt vor, dass eine Verschleißnachstellung 02 (unten) z.B. im drehenden Antrieb des Spreizteils 051 sein kann (was prinzipiell den größten Verscheiß nachstellen könnte), aber auch z.B. eine Verschleißnachstellung 02 (Mitte) zwischen Aktuator 04 und Nichtlinearität 03 sein könnte (was z.B. mit einer bei Verschleiß steifer werdenden Bremse 01 zusammenpassen könnte), aber auch z.B. der ganze Aktuator 04, gegebenenfalls auch mit der Nichtlinearität 03, für eine Verschleißnachstellung 02 (oben) in der Lage geändert werden kann, z.B. verdreht, wobei natürlich vorzugsweise nur eine der drei gezeigten Verschleißnachstellungen 02 vorhanden sein wird. Die Betätigung der Verschleißnachstellung 02 wird vorzugsweise aus einer Bremsaktuatorbewegung abgeleitet, wobei die Aufteilung der Aktuatorbewegung in Belagsanpresshub bzw. Verschleißnachstellung 02 hier ebenfalls als Nichtlinearität 03 bezeichnet wird und damit diese Bremse 01 bevorzugt eine zusätzliche Nichtlinearität 03 zur Verschleißnachstellung 02 hat. Der Spreizteildrehpunkt 057 kann ungelagert sein (durch Spreizteildrehung als scheinbarer Punkt entstehend, um den sich die scheinbaren Radien drehen) oder die Spreizteildrehachse 0571 kann „fix“ oder „schwimmend“ gelagert sein, wobei die Lagerkräfte bevorzugt kleiner sind als die Anpresskraft. In Fig.3 wird ein einfacher, kostengünstiger Ansatz dargestellt, die Abbildung zeigt als Schema mögliche Antriebsmethoden eines entsprechenden Bremssystems, z.B. für Anhänger für Fahrrad oder Landwirtschaft mit einer Radaufhängung 13, die auch als Achsaufhängung ausgeführt sein kann und auch eine Einfederungsermittlung haben kann.
Hier werden beide Bremsen 01 (z.B. für Bremsscheiben 011 oder für Bremstrommel 012, bevorzugt beide gleich) über eine mechanische Verbindung von einem gemeinsamen Bremsaktuator betätigt. Der Aktuator 04 kann z.B. als Elektromagnet oder Linearantrieb (oben), starrer Elektromotor 041 (Mitte) oder Elektromotor 041 (unten) mit drehbarer Halterung 0411 ausgeführt sein.
Die Bremsen 01 werden mechanisch gleich gefertigt bzw. eingestellt, so dass die Verbindung zur Betätigung 058 für gleiche Bremswirkung auf beiden Seiten sorgt. Eine stärker wirkende Bremse 01 würde durch erhöhten Belagsverschleiß wieder ähnlich der anderen Bremse 01 werden. Natürlich könnte auch eine ganze Achsgruppe auf diese Weise von z.B. nur einem Bremsaktuator betätigt werden, wobei bevorzugt nahe beieinander liegende Achsen derart synchronisiert werden, und z.B. zwei der oberen Achsbaugruppen eine mechanisch verbundene Betätigung bekommen.
Ein Elektromotor, elektrischer Linearaktuator oder Betätigungsmagnet kann die Anpressung 05 kraftsteuern, d.h. auch bei nicht nachgestelltem Verschleiß (z.B. ohne zusätzlichen Verschleißnachsteller) würde die Betätigungskraft die Bremse 01 in die Stellung der richtigen Bremskraft bringen. Eine Parkbremsstellung 0471 könnte z.B. nach Überschreitung eines Hebeltotpunktes oder einer Federwirkung, oder beidem stabil eintreten.
In der Mitte ist ein Antrieb mit einer gestaltbaren Nichtlinearität 03 zu sehen, hier einer Betätigungsnocke 032, die z.B. in einer Richtung als selbstrückstellende Betriebsbremse wirkt und z.B. in der anderen eine lagestabile Parkbremsstellung 0471 hat, z.B. eine Vertiefung oder Flachstelle. Natürlich könnte die Parkbremsstellung 0471 auch entfallen oder z.B. hinter dem Ende der Betriebsbremsstellungen folgen. Diese Nocke kann einerseits so geformt sein, dass sie den erwarteten Verschleiß durch Hub und Abrollverlauf abdeckt. Die Bremse 01 kann aber auch besonders steif gestaltet werden, d.h. dass sie im Vergleich zum Verschleiß relativ wenig Betätigungshub bis zur Vollbremsung braucht. Dafür kann ein gemeinsamer Verschleißnachsteller z.B. auf der Verbindung zur Betätigung 058 sein. Damit kann der Nockenverlauf wie auch immer optimiert oder gestaltet werden, da die Nocke ja immer mit der richtig eingestellten Bremse 01 zusammenarbeitet, jedenfalls im Toleranzbereich der Verschleißnachstellung 02. Durch Drehrichtungsumkehr des Motors 041 (z.B. Gleichstrommotor) kann entschieden werden, ob der Betriebsbremsbereich oder der Parkbremsbereich betätigt werden soll. Bei all diesen einfachen Motor- oder Elektromagnetsteuerungen kann man sich die Eigenschaft zu Nutze machen, dass das Motormoment oder eine Elektromagnetkraft in etwa proportional zum Strom ist und daher kann oben beschriebener „Controller“ direkt mit seiner Stromregelung oder PWM diesen Motor 041 oder Elektromagneten bedienen. Ob der „Controller“ dabei im Zugfahrzeug oder Anhänger ist, spielt keine Rolle, weil beide zusammengekuppelt sind.
Die Variante mit der drehbaren Motorhalterung (oder einem anderen geometrisch veränderlichen Bauteil im Antrieb der Betätigungsnocke 032) führt zusammen mit der federnden Abstützung 039 und dem Nockenverlauf dazu, dass günstig gestaltete Bremsbetätigung trotz Verschleiß (gegebenenfalls ohne zusätzlichen Verschleißnachsteller) möglich ist. Die Betätigungsnocke 032 kann z.B. so gestaltet werden, dass bei hochstzulässigem Verschleiß noch eine geforderte Bremswirkung in einer geforderten Zeit möglich ist. D.h. die Betätigungsnocke 032 wird anfänglich, bei verschleißbedingt großem Luftspalt 068, steil verlaufen, um in diesem kraftarmen Betrieb schnell Hub zu machen. Nun wäre sie aber zu steil, um bei viel kleinerem Luftspalt 068 (frische Beläge) bereits am Anfang höhere Kraft aufzubauen. Die federnde Abstützung 039 kann dafür sorgen, dass die Betätigungsnocke 032 vom steilen Beginn ausweichen kann und sich zu einem weniger steilen Bereich weiterdrehen kann. Damit lässt sich leider das Antriebsmoment der Betätigungsnocke 032 nicht konstant halten, weil ja die Abstützfeder vorgibt, wie weit die Ausweichbewegung sein wird, aber immerhin kann die Abstützfeder dafür sorgen, dass kein unbetätigbar hohes Antriebsmoment entsteht. Zur Unterstützung der Bremswirkungssteuerung kann eine Rad- oder Achslastermittelung dienen, die z.B. eine Position, einen Weg, einen Winkel oder eine Kraft erfasst. Dadurch, dass die Bremse Olein Abstützmoment gegen das Bremsmoment braucht, kann ein Stützmoment, eine Stützkraft oder Position ermittelt werden oder auch die Änderung obiger Rad- oder Achslastermittelung zur Ermittlung des Stützmoments oder Bremsmoments verwendet werden. Auch ein Motor- oder Generatormoment des Fahrzeugantriebsmotors kann mit der Reibungsbremswirkung zusammen verwendet werden, um das Reibbremsmoment zu ermitteln: wenn z.B. sinkendes Generatormoment mit steigendem Reibbremsmoment ausgeglichen werden soll, kann man z.B. die möglichen Reaktionen beobachten, um festzustellen, ob sich die beiden Momente wie gewünscht verhalten, ob also Rad- oder Fahrzeugverzögerung wie gewünscht reagiert, die Einfederung von Rad oder Achse, im Prinzip kann jede erwartete Veränderung als Vergleich für die Richtigkeit des Reibbremsmoments verwendet werden und zur Korrektur des Reibbremsmoments verwendet werden oder zur Korrektur einer Verschleißeinstellung.
In einer aufwendigeren Variante kann in obigem Fahrzeug jede Bremse 01 eine eigene Aktuatorbetätigung haben, z.B. indem man eine gemeinsame Betätigungsvariante aus obiger Abb. jeder Bremse 01 zuordnet. Wie man trotz bremsenindividueller Betätigung zu gleichmäßigem Bremsen kommt, wird im Folgenden beschrieben.
Eine leicht zugängliche Einstellmöglichkeit wird auch so vorgeschlagen, dass der Motor 041 des Aktuators oder der Aktuator selbst auf seiner Halterung so verstellt werden kann, dass der Verschleiß händisch, aus dem Aktuator selbst oder anders nachgestellt wird. So könnte der Aktuator oder Motor z.B. einen Drehpunkt und ein Langloch haben und zur Nachstellung z.B. Schrauben gelöst werden und danach wieder zur Positionssicherung des Aktuators angeschraubt werden.
In Fig.4 wird vorgeschlagen, wie man vorteilhaft den augenblicklichen Luftspalt feststellen kann, um daraus, z.B. nach Vergleich mit einem Soll-Wert des Luftspalts, z.B. den Bedarf einer Verschleißnachstellung 02 abzuleiten.
Die Verschleißnachstellung hat bei einer nichtlinearen Bremse ganz andere Anforderungen als bei derzeit üblichen, kraft- oder druckbetätigten, Bremsen. In bestehenden Ausführungen wird praktisch immer eine lineare oder fast lineare Anpressung verwendet, womit Fehler in der Verschleißnachstellung keine Fehler in der Anpresskraft verursachen, solange diese aufgrund des möglichen Hubs noch erzeugbar ist. Bei nichtlinearer Anpressung muss die Bremse immer in einem ausgewählten Teil der Nichtlinearität betrieben werden und das Verhalten zwischen Aktuator und Anpressung ändert sich trotzdem an jeder Stelle, was zu berücksichtigen ist. An die Verschleißnachstellung werden bei der nichtlinearen EMB also besondere Anforderungen wie Genauigkeit und Reproduzierbarkeit gestellt, die auch die genaue Auslegung der Nichtlinearität betreffen, um die EMB mit den gewünschten Eigenschaften betreiben zu können.
Für die Nachstellung wird vorgeschlagen, diese z.B. mit einem Elektromotor durchzuführen, der ein eigener Motor sein kann oder ein vorhandener (z.B. Bremsaktuator) oder eine händisch zu betätigende Nachstellung oder aber auch der Verzicht auf eine Nachstellung. Für die Umsetzung der Verschleißnachstellung gibt es viele Vorschläge mechanischer Ausführungsvarianten, wie z.B. Schrauben.
Die vorgeschlagene Luftspaltfeststellung könnte also einen Bedarf an Nachstellung ermitteln und die Ausführung, sofort oder zeitversetzt, veranlassen. Im Falle einer händischen Nachstellung könnte z.B. ein entsprechender Hinweis erzeugt werden. Oder, im Falle dass keine Nachstellung erfolgt, kann die zur Überwindung des gemessenen Luftspalts erforderliche lineare Belagsbewegung in die Berechnung der Bremsaktuatorbewegung übernommen werden. Auch Mischvarianten sind vorteilhaft. So können z.B. kleine Nachstellbewegungen mittels entsprechend angepasster Aktuatorbewegung berücksichtigt und erst ein größerer Nachstellbedarf tatsächlich nachgestellt werden (z.B. zur Steigerung der Lebensdauer des Nachstellers). Veränderungen durch Temperaturschwankungen können z.B. von einer wie auch immer genau ausgeführten Verschleißnachstellung abgehalten werden.
Der Nachstellbedarf kann auf vielerlei Art festgestellt werden, z.B. durch nachlassende Bremswirkung oder Anpresskraft und automatische oder händische Nachstellung, durch Kraft- oder Momentermittlungen, die beliebig funktionieren können, also z.B. mechanisch oder durch elektrische Ermittlung.
Auch eine sensorische Erfassung des Kontakts zwischen Bremsbelag und Reibfläche ist möglich und z.B. im LKW-Bereich auch bekannt, aber aufwendig und potentiell anfällig. Hier wird vorteilhaft vorgeschlagen, Sensoren zu nutzen, die eine Berührung indirekt erfassen und in Bereichen der Bremse angeordnet werden können, in denen sie vor Umwelteinflüssen geschützt sind. Beispiele für entsprechende Messgrößen sind Vibration oder Schallwellen. Auch Nutzung von Stromleitfähigkeit kann vorgeschlagen werden, z.B. mittels im Belagsmaterial eingebrachtem leitfähigen Material, das bei Belagskontakt an den Reibpartner einen Strom verursacht.
In Fig.4 wird eine besonders vorteilhafte Ermittlung eines Nachstellbedarfs mittels Moment- oder Strommessung am Bremsaktuator vorgeschlagen. Die Fig.4 zeigt, dass die Kraft zur Verschiebung des Belags (Belagsverschiebekraft 1507, linke y-Achse) im Bereich des möglichen Luftspaltes 068 (die Belagsbewegung ist auf der x-Achse), die z.B. aus mechanischen Verlusten bzw. einer Feder stammen kann, jedenfalls sehr klein und, auch wegen des flachen Verlaufs, wenig aussagekräftig hinsichtlich des Beginns der Anpressung ist, insbesondere wenn die Messvorrichtung auf die maximale (Vollbrems-)Anpresskraft ausgelegt ist.
Durch die nichtlineare Übersetzung zum Bremsaktuator zeigt das Aktuatormoment (rechte y-Achse) (bzw. der momenterzeugende Strom) einen wesentlich aussagekräftigeren Verlauf. Für eine vorteilhafte Nutzung der erfassbaren Daten wird hiermit vorgeschlagen, Massenträgheitseffekte, Reibungsverluste und z.B. Einflüsse wie Temperatur, Drehzahl oder Alter so zu berücksichtigen, dass ein möglichst genauer Zusammenhang zwischen gemessenem Strom und wirksamem Moment hergestellt wird.
Angenommen der Luftspalt 068 in Fig.4 wäre ein korrekter Luftspalt und wurde z.B. beim Berühren des Belages oder bei schwachen Bremsungen aufgenommen. Mit zunehmendem Verschleiß würde der Berührpunkt zu dem Berührpunkt bei vergrößertem Luftspalt 1502 wandern, weil der Belag erst bei mehr Hub die Reibfläche berührt und durch die andere Nichtlinearität ist das Bremsaktuatormoment hier kleiner. Der Berührpunkt bei verkleinertem Luftspalt 1503 würde anzeigen, dass der Luftspalt zu klein ist (z.B. temperaturbedingt oder durch einen übermäßigen vorhergehenden Verschleißnachstellvorgang) und das Bremsaktuatormoment kann durch „schneller anpressende“ Nichtlinearität höher sein.
Nun kann sich die Aktuatormoment-Kennlinie auch noch auf Grund anderer Effekte verändern.
Sie kann sich, z.B. wegen zähen, kalten Fetts im Motorgetriebe, nach oben verschieben, was in der Kurve 1504 gezeigt ist. Es können sich auch die Verluste prozentuell erhöhen, was die Kurve 1504 weiter auf 1506 erhöht. Der erwartete Luftspalt 068 würde also ein höheres Aktuatormoment 1505 erfordern. Nun kann man unter all diesen Einflussmöglichkeiten vorab überhaupt nicht mehr herausrechnen, warum eine beobachtete Verschiebung zum Aktuatormoment 1505 eingetreten ist, ob durch Änderungen im Luftspalt oder aus sonstigen Gründen, weil viel zu viele Variablen vorhanden sind.
Als erste Lösung wird vorgeschlagen, dass man den Verlauf der Moment-Weg (oder - Winkel) Kurve an mehreren Punkten ermittelt (misst) und berechnet, ob eine Verschiebung in x-Achse eine gute Erklärung liefert, was einem Verschlei ßnachstellvorschlag entspräche.
Konstante Veränderung der Verluste (z.B. zähes Fett) wirken sich bei kleinen Aktuatormomenten besonders aus und es wird hier folgende Abschätzung vorgeschlagen: man vergleicht in einem Aktuatorbereich, in dem noch keine Anpressung stattfindet, das gerade ermittelte Bremsaktuator-moment mit einem erwarteten. Das kann natürlich auch mehrmals und auch in verschiedenem Drehsinne erfolgen und zusätzlich kann ein bekannter Temperaturgang mit berücksichtigt werden. Nun wird zur ersten Korrekturmethode diese ermittelte Grundverschiebung des Aktuatormoments mit berücksichtigt und man kommt nach obigem Verfahren, dass die x-Verschiebung als Verursachung angenommen wird, schon auf eine gute Aussage. Zusätzlich oder alleine kann man berücksichtigen, wie schnell der Bremsaktuatormomentverlauf ansteigt, was durch verschiedene, ortsspezifische, Nichtlinearitäten verursacht ist und angibt, an welcher Stelle der Nichtlinearität man sich befindet und daher auch als x-Verschiebung interpretiert werden kann.
Bei oben beschriebenen Verfahren der Art, dass sich der Motorhalter bei übermäßiger Belastung wegdreht oder eine sonstige Ausgleichsbewegung stattfindet, kann auch diese Bewegung zur Verschleißerkennung verwendet oder einbezogen werden. Auch gemessene oder festgestellte Bewegungen, Kräfte oder Momente können einbezogen werden, wie z.B. eine Belagsmitnahmekraft oder ein Mitnahmeeffekt bei einsetzender schwacher Bremsung.
Ein Verschleißmodell (beruhend z.B. auf Temperatur, Bremsmoment, Drehzahl, Bremsarbeit, Vorgang wie Vollbremsung oder Landung usw.) kann auch mitgeführt werden, um in der Verschleißnachstellung berücksichtigt zu werden. Die Verschleißnachstellung kann auch Werte anderer Bremsen berücksichtigen, wie z.B. eine Temperatur einer auf der anderen Fahrzeugseite befindlichen Bremse, und die Bremsen können z.B. so eingestellt oder betätigt werden, dass sich gleiche oder ähnliche Werte beidseitig einstellen. Dazu kann zusätzlich eine Führung verwendet werden, so dass die genauigkeitssteigernden Maßnahmen zulässige Bereiche nicht verlassen oder es kann z.B. die Verschleißnachstellung so durchgeführt werden, dass sich die Messwerte (z.B. Temperatur) auf beiden Seiten an einen Modellwert annähern. Natürlich würde man prinzipielle Ungleichheiten zwischen zwei Bremsen, wie z.B. durch ABS reduzierte Bremsung auf einer Seite, herausrechnen.
In Fig.5 ist beispielhaft gezeigt, wie eine hier als vorteilhaft empfohlene Bremssteuerung aufgebaut sein kann, wobei natürlich Funktionen dazu kommen oder weggelassen werden können und auch die Reihenfolge des Durchlaufs anders sein kann, es geht also um eine grundsätzlich mögliche Funktionsbeschreibung.
Es wird von einer Sollbremswirkung 018 ausgegangen, die z.B. vom Fahrer, Piloten oder z.B. von einem Automaten kommen kann. Es wird empfohlen, dass die Sollbremswirkung vorbehandelt werden kann (aber nicht muss), um z.B.
Sollbremswirkungen einzelner Räder zu bestimmen, was z.B. in einer Fahrzeugstabilitätsfunktion 106 mit z.B. Kennlinien erfolgen kann und wo auch andere Einflüsse wie „blending“ behandelt werden können und man auch Messungen von z.B. Raddrehzahlen, Lenkwinkel, Gierrate usw. als Stabilitätseinflussgrößen 1603 einfließen lassen kann.
Im großen Block für das Berechnungsmodell 1605 ist gezeigt, wie die eigentliche Bremssteuerung aus einer Sollbremswirkung bzw. dem Ergebnis einer Fahrzeugstabilitätsfunktion 106 die Stellgrößen 1606 für den Bremsaktuator erzeugt, wobei hier z.B. 16061 die Steuerung von Betriebsbremsungen sein kann, 16062 z.B. eine Parkbremsfunktionssteuerung, 16063 z.B. eine Verschleißnachstellsteuerung, 16064 das Anfahren einer Ausgangsposition usw.. Hier wird die Funktion anhand einer einzelnen EMB gezeigt, aber natürlich könnte ein System nach obiger Darstellung auch mehrere EMBs bedienen.
Die Besonderheit dieses vorteilhaften Modells ist, dass davon ausgegangen wird, dass eine vorherige Abspeicherung von z.B. Kennlinien (z.B. Steifigkeitskennlinie) und Werten (wie z.B. augenblicklicher Reibbeiwert) deshalb unmöglich ist, weil sowohl ab Bremsbeginn als auch ab Bremsende und auch für alle folgenden Bremsungen die Zustände in der EMB sich als Funktion von Zeit 16051 , Bremsleistung (Bremsmoment * Winkelgeschwindigkeit), thermischen Kühlwiderständen und Wärmekapazitäten ergibt. Ohne Wärmekapazitäten wäre das Problem der vorherigen Abspeicherung „nur“ vieldimensional, weil jede Eingangsgröße in die Speicherung eine neue Dimension für alle Speicherwerte hervorruft, was bei z.B. einer fünften Eingangsgröße statt nur vier einen gewaltigen Zuwachs an Speicherplatz verursacht. Wenn aber durch Wärmekapazitäten eine zeitliche Entwicklung entsteht, müsste nun, zusätzlich zur vieldimensionalen Abspeicherung für jede andere Möglichkeit der zeitlichen Entwicklung eine zusätzliche Abspeicherung erfolgen und das nicht nur für eine Bremsung, sondern für alle folgenden Abkühlphasen und neuen Bremsungen wieder als zusätzliche Speicherung. Die Funktion von Zeit 16051 zeigt also, dass sich z.B. Temperaturen in einem Temperaturmodell über die Zeit entwickeln (abhängig von Bremsleistung und z.B. geschwindigkeitsabhängigen Luftkühlungen sowie auch möglicher Strahlungskühlung, „Schwarzkörperstrahlung“) und dieses Modell z.B. ein (auch) temperaturabhängiges Reibbeiwertsmodell 16052 speist sowie z.B. den berechneten Luftspalt 16053 bezüglich Temperatur berechnet (den Luftspalt aber auch z.B. alternativ oder zusätzlich über ein Verschleißmodell berechnen kann), den aktuellen (z.B. geschätzten) Luftspalt 068 verwenden kann, z.B. thermische Steifigkeitsveränderungen 16055 berücksichtigen kann und natürlich weitere Modelle 16056 betreiben kann. Messdaten aus dem Aktuator 0431 können natürlich in die Berechnungen 1605 einfließen, also z.B. Aktuatorposition, -ström, -moment bzw. z.B. gemessene Temperaturen (auch als Vergleich zu Modellen), ebenso Größen aus dem Fahrzeug 1604 (oder der Bremsenumgebung) wie z.B. Raddrehzahlen.
Es wird also hier vorgeschlagen, die Bremssteuerung bzw. Regelung vorteilhaft aus Modellen aufzubauen, in denen die Entwicklung als Funktion von Zeit 16051 aus Zeit und Eingangsgrößen ermittelt wird.
In Fig.5 wird davon ausgegangen, dass der Bremsaktuator als einzelner, den Zweck erfüllender Aktuator betrachtet wird, der in der baulichen Umsetzung aus mindestens einer betätigenden Komponente besteht, aber auch aus mehreren aufgebaut sein kann, wie z.B. aus Sicherheitsgründen doppelten Wicklungen, mehreren Motoren, auch für verschiedene Funktionen wie Parkbremse bzw. Betriebsbremse oder gemeinsame Funktionen, wie z.B. dass der Parkbremsmotor auch die Betriebsbremsung übernehmen könnte, aber z.B. auch gespeicherte Energien wie z.B. aus mindestens einer Feder, auch über weitere auch nichtlineare Getriebe verwenden kann.
Die Stellgröße für einen Aktuator kann, da es hier um die physikalische Eigenschaft des elektrischen Aktuators geht, grundsätzlich Position (z.B. Motorwellenwinkel) oder Moment bzw. Kraft sein und natürlich zusammengesetzte Werte wie Winkel und Moment. Bei den zusammengesetzten wird empfohlen, dass z.B. von oben dargestellter Steuerung bzw. Regelung 1605 das Moment über den Strom des Motors 041 eingestellt und gleichzeitig dafür gesorgt wird, dass der Winkel der Verdrehung des Motors 041 in einem erlaubten Bereich bleibt, wobei beides aus obigen Modellen (oder wirkungsähnlich) ermittelt wird, wobei das natürlich nur eine Möglichkeit unter vielen ist, den Aktuator zu steuern bzw. zu regeln, da oben ja auch Messdaten aus dem Aktuator 0431 (wie z.B. Istwerte von z.B. Strom, Moment, Winkel, Spannung Temperatur usw.) in den großen Block 1605, also in eine Elektronik gehen.
Die Figuren 601 - 603 zeigen eine Schwimmsattel-Scheibenbremse (ungebremst in Fig.601 ), bei denen der Innenbord-Belag über z.B. einen nockenartigen Spreizteil 051 angepresst wird, wie er auch z.B. als Spreizteil bei mechanisch betätigten Trommelbremsen bekannt ist. Die EMB weitet sich beim Zuspannen auf und verbiegt sich, wie in Fig.602 übertrieben dargestellt. Der nockenartige Spreizteil würde gegebenenfalls eine „kratzende“ Bewegung an seinen beiden Auflageflächen ausführen, weil sich durch dessen Drehung einerseits ein Höhenunterschied ergibt (zwischen der ungebremsten Lage 053 und der gebremsten Lage 054) und zusätzlich eine Abrollbewegung auf seinen Oberflächen auftritt. Dieser Spreizteil kann einerseits so gestaltet und eingebaut werden, dass seine „kratzenden“ Fehlbewegungen möglichst mit den Fehlstellungen durch Verformung der Bremsenteile kompensierend übereinstimmen. Verbleibende Fehler in den Höhen können in Spiel und Deplazierung aufgefangen werden, wie z.B. am Schrägstellen des Verschleißnachstellers angedeutet. Da hohe Flächenpressungen am Spreizteil auftreten, sind gehärtete Oberflächen wünschenswert, wie z.B. in der Variante Fig. 603 mit den eingepressten, harten Stiften mit beliebigen Querschnittsformen dargestellt. Natürlich können auch alle anderen Methoden einer Spreizung verwendet werden, wie z.B. auch Kugelrampen, auch mit veränderlicher Steigung oder veränderlicher, z.B. spiralförmiger, Bahn und Mehrfachkugelrampen. In Figuren 701 und 702 sind verschiedene Abrollkörper, die meist ein Kreissegment als Abrolloberfläche nutzen, aber natürlich beliebig sein könnten bzw. bei kleinen Abmessungen fertigungsbedingt auch ungenaue kleine Konturen haben könnten. Vorteilhaft wäre die Verwendung (z.B. Einpressung in Bohrungen) von Nadeln oder Rollen aus z.B. Wälzlagern um Härte, gute Kreisförmigkeit und Kostengünstigkeit zu erlangen. Die andere Abrollfläche wird meist eine Gerade sein (Figuren 701 und 702 oben), könnte aber auch anders sein (Figuren 701 und 702 unten) und wird durch Gebrauchseinwirkung minimal vom ursprünglichen (z.B. gerade) abweichen. Wenn dieses Spreizteil vom linken Zustand (Fig.701) in einen belagsanpressenden mit dem Spreizteildrehpunkt 057 gedreht wird (Fig.702), gibt es mehrere Vorgänge: Eine xy Sinus-Cosinusbewegung beschreibt die Kreisbahn eines anfänglichen Berührpunktes, wobei man viel x (in Anpressrichtung) und wenig y (Höhenabweichung) anstreben kann. Zusätzlich entsteht durch Abrollen am Umfang eines Kreises ein Weg proportional zum Abrollwinkel. Bei 360° Rollendrehung würde man den gesamten Umfang abrollen, hier nur ein winkelproportionales Abrollsegment. Diese Abrollung verursacht in der Zeichnung mehr y als x Bewegung. Diese Bewegungen können nie höhenkompensierend sein weil ein Höhenunterschied mit einer Winkelfunktion geht und ein anderer winkelproportional. Wenn Rollen nicht kreisförmig abrollen und/oder Abrollflächen nicht eben sind, könnte das Vorteile bezüglich eines Höhenfehlers bringen, aber Preisnachteile. Dazu kann noch ein Fehler kommen, dass ein Berührpunkt immer definitionsgemäß gleiche Tangenten an beide berührende Kurven haben muss und somit auch dies bezüglich eines Höhenfehlers zu berücksichtigen wäre.
Wenn z.B. 6 mm Nadeln in z.B. 15 mm Abstand sind, hätte eine Hebellänge von 45 mm ein Übersetzungsverhältnis von 1 :3 und würde 2 mm Hub in 6 mm Hub verwandeln und einen Verschwenkwinkel von ca. 7° machen, was pro Rolle einer Abrollbewegung von 0.19 mm bei 19 mm Rollenumfang und ±3.6° ausmacht und 0,03 mm Höhenfehler aus der Kreisbewegung.
Man kann so einen Anpresshebel nun bezüglich seiner Abrollgeometrie im Bereich minimalen Höhenfehlers betreiben, was mathematisch ein bestimmter Bereich einer Zykloide wäre. Man kann aber auch die wirkenden Kräfte, Bewegungen und die Fertigungsmöglichkeiten in den Vordergrund stellen: bei PKW Vorderradscheibenbremsen wirken z.B. bis 35 kN, bei LKW bis z.B. 240 kN, wobei Anpresshübe von z.B. 1 ,8mm (PKW) gemacht werden. Wenn man nun z.B. wegen Biegung und Flächenpressung Rollendurchmesser von ca. 6-8mm (PKW) wählt, könnten die Rollen z.B. abgeschliffen sein, um sie näher zusammen zu bringen, man wird jedoch nicht immer leicht den mathematisch optimalen Bereich der höhenoptimalen Zykloidenbahn erreichen. Praktisch ergibt eine Näherung an den minimalen mathematischen Höhenfehler eine schwierig zu fertigende Geometrie mit kleinen Abrollradien, die nahe aneinander liegen und bei denen eine kraftübertragende Verbindung beider Abrollradien geometrisch schwierig ist, weil die Verbindung dünn sein kann um durch die Mitte zwischen beiden Abrollradien zu verbinden.
In Fig.705 sieht man das Spreizteil mit Spreizteildrehpunkt 057 und den dicken Kreisteilen (welche die Anpressung des Spreizteils darstellen). Die dicken Kreisteile drücken dabei auf die beiden dicken Rechtecke, welche nicht mit dem Spreizteil gedreht werden. Der Spreizteildrehpunkt 057 könnte gelagert sein, kann aber in Fig.705 auch ohne Lager gedreht werden, da das Spreizteil zwischen den dicken, hier z.B. rechteckig dargestellten Anpressflächen die Lage im Wesentlichen nicht verlassen kann.
In Fig.705 ist eine mathematisch nahe an dem Optimum der Zykloide betriebene Abrollpaarung, wobei die dicken Kreisbögen auf den dicken Ecken abrollen. Bei Drehung im Uhrzeigersinn würde ein Auflagepunkt durch die Winkelfunktion weiter nach oben gelangen. Der Abrollumfang am Kreisbogen würde ebenfalls nach oben rollen. Damit bleibt der Auflagepunkt zwar nicht in derselben Höhenlage, aber beide Bewegungen verlaufen ähnlich, wodurch wenig bis keine Relativbewegung („kratzen“) nötig wird. Die beiden Kreisbögen könnten zwischen den Abrollecken verbunden werden, was schon wenig Material im Bereich ergibt, der durch die Mitte verbindet. Diese Abrollbögen mit z.B. 4 mm Radius sind unangenehm präzise zu fertigen. Wenn nun Löcher gebohrt werden, um Stifte einzusetzen (strichlierte Kreise), wird das durchverbindende Material weitgehend weggebohrt und die Abrollflächen müssen für die Stifte ausgespart werden. Das sind mit Gründe, von Nähe des mathematischen Optimums abzulassen. Bei dieser gegenteiligen Auslegung wird man eine fertigungstechnisch und kräftemäßig günstige Lage von Rollen geeigneten Durchmessers wählen. Den Höhenfehler kann man dabei entweder in Kauf nehmen und gegebenenfalls auch davon ausgehen, dass an sich ungewollte Bewegungen oder Verformungen stattfinden, sich also z.B. ein Verschleißnachsteller (der als Abrollfläche dient) z.B. leicht schrägstellt, oder dass ab bestimmten Bremsungen leichte Kratzbewegungen eintreten (die allermeisten Bremsungen finden z.B. bei 14 bis 1/3 Vollbremsverzögerung statt). Oder man kann bei Betätigung der Bremse unvermeidbar eintretende Bewegungen oder Verformungen nutzen, indem man Höhenfehler und andere Bewegung zumindest in die gleich, kompensierende Richtung wirken lässt oder bevorzugt so auslegt, dass sich Höhenfehler und andere Bewegung möglichst gut kompensieren. Diese „andere“ Bewegung tritt bei Trommelbremsen z.B. auf, wenn sich der angepresste Belagsträger bewegt (z.B. um seinen Lagerpunkt) oder wenn sich Sättel von Scheibenbremsen unter Anpresskraft verformen, also z.B. aufweiten und verbiegen.
Im Übrigen können Kratzbewegungen bei Bremsungen sogar weniger ausmachen als z.B. dauernde Reibbewegungen, die von Vibrationen verursacht werden, z.B. von einem unwuchtigen Rad oder Dieselmotor und somit ist auch das (z.B. teilweise) Erlauben von Kratzbewegung verursachenden Höhenfehlern durchaus möglich und kann für Fertigung und Kosten erhebliche Vorteile bringen.
In Fig.8 ist gezeigt, wie eine Anpresskraft möglichst nahe an der Belagsanpressung oder dem dazwischengelegten Verschleißnachsteller erzeugt werden kann. Strichliert sind eingelegte oder sonstwie angebrachte oder gesicherte (geklemmte, geschweißte, geschraubte) Teile als nicht-gedrehte Anpressflächen 0592 (auch mit speziellen Eigenschaften wie z.B. Härte, Verschleißfestigkeit) und schwarz sind hier eingesteckte Nadeln oder sonstwie angebrachte oder gesicherte (geklemmte, geschweißte, geschraubte) Teile der gedrehten Anpressflächen 0591 eines Spreizteils (auch mit speziellen Eigenschaften wie z.B. Härte, Verschleißfestigkeit). Die Geometrie der Abrollung der schwarzen Nadeln auf den grauen Flächen wird bevorzugt so gestaltet, dass sich die Teile sinnvoll fertigen lassen, dass aber Fehler in der Abrollbewegung z.B. klein bzw. so sind, dass sie durch Spiel, Verformungen, Verlagerungen abfangen bzw. tolerieren lassen aber auch bevorzugt so wirken, dass Verformungen beim Betätigen möglichst gleich wirken wie die Fehler und sich daher möglichst kompensieren. Hier könnte man z.B. die Länge der bei Betätigung abgerollten Kreisbögen im Vergleich zur Winkelfunktionsbewegung eines Punktes an einer Nadel so wählen, dass sich ungefähr die Anhebung der strichlierten Abrollfläche (rechts) kompensieren lässt. Restfehler werden hier z.B. durch Schrägstellung des belagsanpressenden Teils aufgefangen.
Fig.801 ist eine mögliche Ausführung mit einem Hebel mit einer Rolle 033 für die Nocke 032 in Fig.8 und zwei Enden für zwei Anpressungen, also z.B. als Spreizteil 051 , die z.B. beidseitig des Verschleißnachstellers sein können, so dass der Verschleißnachsteller dazwischen Platz hat. Jedes der beiden Anpressenden kann z.B. die Nadeln, Rollen oder sonstigen Anpressteile beidseitig anwenden, so dass hier z.B. vier synchronisierte Anpressungen entstehen. Auch die Gegenflächen für die Anpressungen müssen natürlich entsprechend positioniert und oftmalig vorhanden sein. Dieser Hebel kann auch zusammengefügt sein, z.B. aus Teilen wie Bandstahl, Blech usw. z.B. geschweißt (angedeutet als Schweißpunkt in Fig.801 in der Ecke bei der Schrift „Fig.801“), punktgeschweißt, genietet, geschraubt, geklebt werden, Falt- und Biegeverbindungen verwenden usw.
Fig.9 zeigt ein Aktuatormoment-Wegverhalten einer realistischen EMB mit dem Belagshub auf der x-Achse und dem Aktuatormoment auf der y-Achse. die wie in dieser Arbeit geschildert so ausgelegt wurde, dass ein möglichst kleiner Startradius einer Nocke mit einem Ablaufrollendurchmesser kombiniert wurde, welcher die Belagsanpresskraft aushält und der Verdrehwinkel der Nocke in die geometrischen Bedingungen in der EMB passt. Unter diesen Bedingungen ist das Aktuatormoment über die Bremsbetätigung keinesfalls auch nur annähernd konstant.
Die beiden dick gezeichneten Kurven (strichliert und voll) sind für korrekt eingestellten Luftspalt, die strichlierte Linie ist für voll verschlissenen Bremsbelag, alle anderen für volle Beläge. Es wird hier ja vorgeschlagen, Kraft-Deformationskurven nicht abzuspeichern, sondern dynamisch aus einem Modell in der Bremsensteuerung zu erzeugen, denn diese Kurven würden vom Modell für bestimmte Temperaturen ausgegeben, die wiederum vom Zeitverlauf der thermischen Leistung der Bremsung abhängen, auf die das Modell reagiert.
Nun wird zusätzlich vorgeschlagen, die Kraft-Deformationskurven auch als Kraft- Belagshub-Kennlinien auszugeben. Oben ist dargestellt (dünne volle Linien), dass der Luftspalt z.B. 0,1 mm kleiner (oberhalb der dicken Linie) als vorgesehen sein könnte bzw. auch 0,1 mm größer (unterhalb der dicken Linie). Natürlich könnte man versuchen, den Luftspalt möglichst genau einzustellen, um diesen Einfluss zu eliminieren. Hier wird allerdings empfohlen, auch Ungenauigkeiten der tatsächlichen Luftspaltgröße zu ermitteln, da eine Luftspalteinstellung (oder Verschleißnachstellung) z.B. toleranzbehaftet sein kann, Ermittlungen des Berührpunktes nur im Rahmen der möglichen Genauigkeit erfolgen, Nachstellung nur in bestimmten Schritten erfolgen könnte (z.B. Ratschenfortschritte) oder andere Effekte zu Täuschungen führen können. Dazu zählt z.B. sich auf der Reibfläche der Beläge sammelnder Abrieb, der in unbekanntem Ausmaß an der Reibfläche verbleibt bzw. wieder herausbefördert wird. Es wird daher vorgeschlagen, eine derartige auch fast schlagartige Änderung des Luftspaltes in gewissem Ausmaß zuzulassen, auch wenn ein Belagsverschleißmodell zu keinem derartigen auch plötzlichen Verschleiß kommen würde.
Solch sich sammelnder Abrieb kann auch die Steifigkeitskennlinie der Bremse verändern, wenn z.B. nur Teile der Belagsflächen betroffen sind. Die Steifigkeit kann auch größeren Fertigungstoleranzen unterliegen (z.B. Gussmaterial, geometrische Gusstoleranzen), sich längerfristig verändern (z.B. Materialdickenabnahme durch z.B. Korrosion) und sich thermisch verändern, z.B. wenn sich durch ungleichmäßige Temperaturverteilung Spannungen im Material bilden. Diese Einflussgrößen werden hier bevorzugt in das Steifigkeitsmodell einbezogen, was ebenfalls gegen eine bloße Abspeicherung spricht.
Hier wird als eine Möglichkeit von vielen vorgeschlagen (wobei z.B. auch Teile verwendet werden können), z.B. zuerst in einem nicht-bremsenden Bereich, der auch z.B. ein zur Bremsung nicht benutzter Bereich 082 sein kann, das Aktuatormoment festzustellen, um z.B. die augenblicklichen mechanischen Verluste (z.B. bedingt durch Getriebefetttemperatur) zu ermitteln. Dann wird vorgeschlagen, den Berührpunkt über ansteigendes Aktuatormoment (bezüglich der augenblicklichen mechanischen Verluste und der lokalen Nichtlinearität) festzustellen, bevor noch spürbares Bremsmoment eintritt. Dazu können Aktuatorwinkel- und Momentmessungen gemacht werden und diese über die Vielzahl der Messungen auch statistisch ausgewertet, z.B. gemittelt werden. Bereits bei der noch schwachen, zunehmenden Bremsung wird vorgeschlagen, die Steigung bzw. das Verhalten der Bremssteifigkeit zu ermitteln. Dies könnte z.B. auch bei einem vorangehenden Bremsvorgang geschehen sein, es wird aber empfohlen, auch ohne vorangegangenen Bremsvorgang die Steigung bzw. das Verhalten der Bremssteifigkeit zu ermitteln. Je stärker die Bremsung zunimmt, desto mehr statistische Auswertungen und desto besser messbares Aktuatormoment können zu immer besserer Ermittlung der Steigung bzw. des Verhaltens der Steifigkeitskennlinie genutzt werden.
Zusätzlich bzw. auch alternativ kann die Bremse über die Belagsanpresskraft gesteuert bzw. geregelt werden, welche dazu aus dem messbaren Motormoment und der Nichtlinearität berechnet wird, bevorzugt unter Berücksichtigung der mechanischen Verluste und von Trägheitseffekten. Es wird damit also insgesamt auch möglich, das Modell der augenblicklichen Steifigkeit zu verbessern, wobei auch andere Messwerte oder berechnete Werte eingehen können, wie z.B. die für die Betätigung verwendete (oder beim Lösen freiwerdende) mechanische Arbeit. Wenn in der Bremse Federn mitwirken, sind sie vorzeichenrichtig und gemäß ihrer augenblicklichen Wirkung in die Berechnung einzubeziehen, z.B. ausgedrückt als Federmoment.
In Fig.9 ist zu sehen, dass sich das Aktuatormoment doch stark verändert. Hier wird vorgeschlagen, sich die Motorkennlinie des Aktuators zu Nutze zu machen. Es wird hier empfohlen, dass die Drehzahlzunahme bei sinkendem Aktuatormoment dazu genutzt wird, die Betätigungszeit zu verkürzen. In obiger Kurve ist ersichtlich, dass das Aktuatormoment über größere Bereiche doch deutlich unter dem maximalen liegt und dieses Verhalten wird hier dazu genutzt (bzw. in der Auslegung der Nichtlinearität herbeigeführt), dass der Aktuator über höhere Drehzahl die Betätigungszeit verkürzt, obwohl er nicht im Punkt maximaler Wellenleistung betrieben wird.
In Fig.10 ist ein vorteilhaftes Verfahren gezeigt, wie man aus Messdaten aus dem Aktuator 0431 (die z.B. am Bremsaktuator als Winkel und Moment aufgenommen werden können, aber auch jede ähnliche Darstellung wäre möglich, da ja mathematische Zusammenhänge zwischen Werten an verschiedenen Stellen herrschen) zu Aussagen über die Bremse kommen kann, z.B. zur Ermittlung des augenblicklichen Verschleißzustandes, zum Bedarf einer Verschleißnachstellung oder zu einer genaueren Abschätzung der Anpresskraft. In Fig.10 ist der Belagshub auf der x-Achse und das Aktuatormoment auf der y-Achse und eine z.B. Vollbremsung mit 1 g in 017 erreicht und z.B. eine „übliche“ Bremsung mit g/3 in 017/3. Die dünne Linie ist das erwartete Verhalten der Bremse, das z.B. in der EMB-ECU abgespeichert sein kann. Es kann aber auch z.B. situationsbedingt ermittelt werden, z.B. für „Betätigen“ bei korrekt angenommenem Luftspalt 068 bei z.B. in der Vergangenheit ermittelten mechanischen Verlusten. Das erwartete Verhalten kann sich aber auch, wie bereits gezeigt, als nicht-abspeicherbar erweisen, weil es von der vorweg nicht abspeicherbaren Entwicklung von Temperaturen abhängen kann, d.h. die Entwicklung der Temperaturen hängt von jeweils augenblicklichen Bedingungen wie augenblickliche Bremsleistung, Kühlbedingungen etc. ab und diese müssen in dieser Verfahrensweise gemessen und/oder laufend zeitabhängig modelliert werden.
Die fetten Messdaten aus dem Aktuator 0431 werden vorerst als „auffällig“ markiert, denn sie liegen zuerst über dem erwarteten Verhalten (volle Kurve mit Luftspalt 068) und dann (bei mehr Hub) darunter. Mit diesem angenommenen Ergebnis vieler möglicher Messungen wird gezeigt, dass es durch die Vielzahl der Punkte über verschiedene Betätigungszustände (z.B. Aktuatorwinkel bzw. linearer Hub, Aktuatormoment, Aktuatorgeschwindigkeit mit Vorzeichen usw.) gelingt, einzelne „Fehler“ (erkannt in einem z.B. Vergleich bzw. einer Auswertung im Vergleichs- bzw. Auswertungsblock 1608) einzeln und auch z.B. in verschiedenen Zeithorizonten herauszubekommen, z.B. so schnell, dass „Fehler“ bereits vor einer Bremsung oder vor einer ungünstig falschen Bremswirkung erkannt (bzw. auch bereits verringert bzw. kompensiert) werden können, wobei man die schnell erkennbaren Auswertungen als „schnelle Annahme“ 16091 bezeichnen kann. Mit mehr (z.B. statistischem) Aufwand wird aber auch eine genauere Analyse der Bremseneigenschaften möglich, was natürlich mehr Daten und Zeit braucht und deshalb hier als langsame Annahme 16092 dargestellt ist und natürlich auch den Zweck von Verbesserung hat.
In einer „schnellen Annahme“ 16091 wird hier z.B. vorgeschlagen, dass man bei z.B. mehr als einem zu hoch liegenden Messpunkt im Bereich des Luftspaltes davon ausgeht, dass die augenblicklichen mechanischen Verluste höher sind, als im Sollverlauf angenommen. Das kann auch z.B. in einer absoluten oder z.B. prozentualen Korrekturzahl ausgedrückt werden. Bei mehr Betätigung als bis z.B. zum erwarteten Anpressbeginn (z.B. Ende des Luftspaltes) liegen die Punkte dann unter der Sollverlaufskurve und, unterstützt durch den späteren Anstieg, kann man z.B. in einer „schnellen Annahme“ davon ausgehen, dass z.B. der Luftspalt größer als erwartet ist. Die Annahme wird z.B. auch dadurch abgesichert, dass die Punkte weitgehend unter dem Sollverlauf bleiben, was z.B. auf den hier z.B. flacheren Verlauf einer z.B. Nocke zurückzuführen sein kann. Als Reaktion auf verschiedene Erkenntnisse können in der Bremsensteuerungselektronik entsprechende Korrekturwerte für einzelne Parameter der Berechnungsalgorithmen (z.B. Größe Luftspalt) in allen folgenden Berechnungen entsprechend berücksichtigt werden.
Man kann nach dieser Methode also sowohl eine „schnelle Annahme“ 16091 treffen, als auch diese gegebenenfalls z.B. noch absichern, was natürlich darauf beruht, dass sich das Motormoment anders entwickelt, wenn man andere Bereiche der Nichtlinearität nutzt als gewollt. Wenn z.B. eine schwächere als übliche Bremsung unter g/3 gewollt wird, kann man nach dieser Methode bereits davor „schnelle Annahmen“ treffen, die eine ungewollt falsche Bremswirkung verhindern oder verringern. Man kann, je mehr verschiedene Zustände der EMB zur Messpunktermittlung vorliegen, immer bessere Analysen über die Abweichungszustände und -Ursachen in der EMB machen. Man wird also z.B. bei verschiedenen Aktuatorlasten, -winkeln oder -drehzahlen (incl. Vorzeichen) mit den entsprechenden Sollverläufen vergleichen, weil z.B. die mechanischen Verluste je nach z.B. Aktuatordrehzahl und Drehrichtung anders sein können bzw. sich anders auswirken können. Eine besonders vorteilhafte Situation für die Sammlung von qualitativ hochwertigen Messpunkten ergibt sich bei der Nutzung des Betriebsbremsaktuators auch für die Parkbremsfunktion. Das Anfahren der Parkbremsstellung umfasst einen Betätigungsweg, der deutlich höher ist als bei der Mehrzahl der Betriebsbremsungen. Zusätzlich bestehen deutlich geringere Anforderungen an die Betätigungsgeschwindigkeit, wodurch z.B. Einflüsse der Massenträgheit minimiert werden können.
Auf Basis der z.B. oben erkannten Notwendigkeit einer Verschleißnachstellung kann entweder zu einem günstigen Zeitpunkt eine Nachstellung durchgeführt werden oder man kann z.B. die EMB vorläufig weiterhin mit dieser nicht (völlig) richtig Einstellung betreiben. In der Folge kann man z.B. eine „langsame Auswertung“ mitführen, die mit besseren statistischen Methoden (z.B. Mittelung) den tatsächlichen Abweichungszustand der EMB ermittelt bzw. vorteilhaft auch mehrere Ursachen der Abweichung unterscheiden kann. So könnte man z.B. auseinanderhalten, dass z.B. die mechanischen Verluste in der EMB statistisch höher als erwartet sind bzw. dass z.B. der Verschleißnachsteller statistisch etwas zu weit weg einstellt und man kann diese Ergebnisse natürlich in der Bremsensteuerung berücksichtigen bzw. speichern oder ausgeben, z.B. als Warnung. Es können auch Einflüsse aufgrund z.B. Plausibilität bzw. z.B. Unmöglichkeit in obige Methode einfließen, wie z.B. dass bei ähnlicher Temperatur eines Getriebefettes nicht zu erwarten ist, dass sich die mechanischen Verluste von einer Betätigung auf die nächste stark geändert haben oder dass z.B. ein aus der „schnellen Annahme“ gewonnener Wert für einen falschen Luftspalt unmöglich ist, weil aufgrund eines z.B. Verschleißmodells gar nicht so viel Verschleiß möglich ist. Das sind natürlich nur Beispiele von vielen sinnvollen Möglichkeiten.
Besonders vorteilhaft ist es, wenn neben den eigentlichen Daten der Messpunkte, d.h. Ursache/Wirkung-Paare, also z.B. Motorposition und -ström, noch zusätzliche Informationen (z.B. aktuelle Temperatur) als Metadaten erfasst und abgespeichert werden. In der Folge ist es für „langsame“ Auswertungen vorteilhaft, die Gesamtheit der erfassten Messpunkte nach verschiedenen Kriterien zu kategorisieren. Beispiele hierfür wären, niedrige/hohe Temperatur oder niedrige/hohe Aussteuerung. Sollten sich dann bei der Analyse von Abweichungen der Messwerte von den Erwartungswerten Unterschiede für verschiedene Kategorien ergeben, sind detailliertere Interpretationen möglich. Sollte sich z.B. im obigen Beispiel eine Horizontalverschiebung der Kurve insbesondere bei hohen Temperaturen zeigen, kann von einer fehlerhaften Bewertung der Wärmedehnung ausgegangen werden, bei Unterschieden zwischen niedrigen und hohe Motorpositionen hingegen wäre ein Fehler in der, das Verhalten der Bremse abbildenden, Steifigkeitskurve zu vermuten.
In der Fig.11 ist die Auslegung am Beispiel einer Rolle und Nocke gezeigt, bei welcher eine Nichtlinearität für „weitgehend konstantes Aktuatormoment“ absichtlich nicht angewendet wird und statt dessen die Veränderung des Übersetzungsverhältnisses zu Gunsten anderer Vorteile stark eingeschränkt wird. Während andere Auslegungen ein mathematisch gerechtfertigtes Optimum fordern, wird hier eine maschinenbauliche Optimierung angestrebt, um Übersetzungen mit einem gegebenen Verhalten (z.B. Hebelkombinationen) oder einem in Grenzen gestaltbaren Verhalten (z.B. Zahnradpaare mit nicht-konstantem Radius, Kugelrampen, Nocken) vorteilhaft verwenden zu können.
Durch die Begrenzung des Verhältnisses der minimalen zur maximalen Kraft- bzw. Momentübersetzung, bevorzugt auf unter 1 :20, ist der Motor allerdings nicht mehr im Wesentlichen über den gesamten Betätigungshub in einem Optimum betreibbar. Er läuft vielmehr in weiten (und immer durchlaufenen) Betätigungshubbereichen stark abweichend vom Optimum und könnte natürlich in Bereichen des Betätigungshubes alle möglichen Lastzustände annehmen, d.h. von Null bis maximaler Wellenleistung. Hier wird u.a. auch vorgeschlagen, in einem weiteren Bereich seiner sinnvollen Drehzahlen zu nutzen, z.B. in Bereichen von als „gut“ akzeptierten Wirkungsgraden.
Durch das Verlassen des Betriebsoptimums wird es z.B. möglich, die Nockenlaufbahn mechanisch günstig zu gestalten, z.B. ohne spitze Stellen, ohne Stellen mit kleinem Radius und hoher Belastung, ohne Stellen die aufgrund von Winkelverhältnissen schwer bis gar nicht fertigbar sind und zu „Selbsthemmung“ neigen könnten, z.B. wenn der Winkel des Rollenhebels grob senkrecht auf die Nockentangente steht. Eine Rolle zur Abrollung auf der Nockenbahn kann damit größere Durchmesser bekommen und somit größere Kräfte tragen. Zusätzlich wird die Verwendung anderer nichtlinearer Bauteile als Nocken möglich, da z.B. Zahnradpaarungen mit nicht-konstantem Radius oder Kugelrampen erst bei Begrenzung der Variation des Übersetzungsverhältnis, die dafür auch noch weiter, z.B. auf unter 1 :10, abgesenkt werden kann, nutzbar sind. Man geht dabei von einer aus Maschinenbausicht als günstig ermittelten Bedingung aus, z.B. von einem minimalen Rollendurchmesser, der sich aus Bedingungen wie Rollen- und Nockenfestigkeit, Breite, Betätigungsanzahl und Kraftspektrum ableitet. Dazu wird dann eine Nockenform ermittelt, die ebenfalls aus Maschinenbausicht als zulässig eingestuft wird, also z.B. aus Materialfestigkeitsgründen Mindestradien nicht unterschreitet. Daraus ergibt sich dann schlussendlich die erzielbare nichtlineare Übersetzung. Das Betreiben des Elektromotors „im Wesentlichen über den gesamten Betätigungshub kontinuierlich in einem optimalen Betriebspunkt“ wird in der gegenständlichen Auslegung nicht verfolgt und kann sogar einen Widerspruch darstellen, weil es einer unmöglichen Forderung entspricht.
Das Übersetzungsverhältnis einer Kombination aus Rollen-Kipp- oder -Schlepphebel und Nocke kann man z.B. als Verhältnis Kipphebelwinkel zu Nockenverdrehwinkel angeben. Dabei entsteht der Kipphebelverdrehwinkel durch den Rollenmittelpunkt. In Fig.11 ist eine gewünschte Bewegung des Rollenmittelpunktes der Rolle 033 abrollend auf einer Betätigungsnocke strich-punktiert gezeigt, verschiedene zugehörige Rollenstellungen sind strichliert dargestellt. Die Nockenoberfläche entsteht jedoch am Umfang der Rolle als fett gezeichnete Kurve „mit Schlaufe“. Im gezeigten Beispiel ist jedoch entweder die Rolle zu groß oder die Mittelpunkkurve hat einen zu kleinen Veränderungsradius im „Knick“, jedenfalls entstehen Punkte der Nockenoberfläche, die sich bei Fertigung gegenseitig entfernen würden und nicht möglich sind. Man kann diesen Oberflächenebereich auch nicht einfach „ausrunden“, da man damit ein anderes als das geforderte Übersetzungsverhältnis hervorrufen würde. Damit bleibt nach diesem Auslegungsverfahren, die strichpunktierte Mittelpunktkurve in einem größeren Radius zu krümmen (strichpunktierte Mittelpunktskurve rechts), was auslegungsgemäß das Übersetzungsverhältnis ergibt, das sich grundsätzlich von einem weitgehend konstanten Aktuatormoment unterscheidet.
Selbst wenn die Nocken-Oberflächenkurve keine unmöglichen Punkte mehr enthält, muss man nach dieser Auslegung noch prüfen, ob der hier entstehende Radius der Nockenoberfläche gemäß den Anforderungen möglich ist oder vergrößert werden muss. Man würde nach dieser Auslegung also z.B. auf den rechts dargestellten Mittelpunktsverlauf kommen und kann daraus das sich nun ergebende Übersetzungsverhältnis ermitteln, das keine zu großen Veränderungen mehr zulässt. Das gleiche gilt auch für andere Abrollungen, wie z.B. Kugelrampen, und ähnliche Einschränkungen einer in der Praxis maximal möglichen Geometrieveränderung gelten z.B. auch für Zahn- oder Reibräder mit nicht-konstantem Radius, bei denen z.B. auf fertigbare Zahngeometrien oder an allen Stellen aufeinander mögliche Abrollung (ohne dass sich Stellen „gegenseitig im Weg sind“) Rücksicht genommen werden muss.
Es können noch folgende vorteilhafte Methoden zum Erreichen einer günstigen Nockenoberfläche vorgeschlagen werden, die auch „zu kleine Radien“ und „Schlaufe durch unmögliche Punkte“ beheben können:
Der Nockenverdrehwinkel kann vergrößert werden, weil die Punkte dabei auf der Nockenoberfläche „auseinandergezogen“ werden und bessere Plätze finden können. Das erhöht zwar das Übersetzungsverhältnis, kann aber durch ein geringeres Übersetzungsverhältnis im vorgeschalteten Motorgetriebe ausgeglichen werden. Ähnlich kann der innere Startradius der Nocke vergrößert werden, was die Punkte ebenfalls „auseinanderzieht“. Man kann aber auch die Punkte teilweise auseinanderziehen, also z.B. die Anfangspunkte der Nocke so vor verdrehen, dass Schlaufen auseinandergezogen, also beseitigt, werden und dass zu kleine Radien vergrößert werden. Das kann zu durchaus guten Lösungen führen, ändert aber anfänglich das Übersetzungsverhältnis und kann durch Änderung des Übersetzungsverhältnisses des Motorgetriebes nicht voll kompensiert werden. In Fig.1201 ist gezeigt, wie eine Betätigungsnocke 032 mit ca. 270° Verdrehwinkel (dünn) eine anfänglich sehr große Steigung in eine flache ändert und am „runden“ Übergangspunk der Nockenbahn rund 0321 die mechanische Belastung immer noch günstig halten kann, weil die Nocke immer noch „rund genug“ ist.
Wenn aber nun bei gleichen, den Nockenhub 0323 bestimmenden Radien (Anfangsund Endradius, strichliert, dazwischen der Hub 0323) der Verdrehwinkel reduziert werden soll (dick gezeichnet), müsste der Übergangspunkt mit kleinerem Ausrundungsradius oder sogar als Nockenbahn spitz 0322 ausgeführt werden. Allerdings wird hier bis zum „Knick“ Nockenbahn spitz 0322 schon fast der halbe Belagshub zurückgelegt. Um einen erlaubten minimalen Ausrundungsradius einzuhalten, muss man also hier z.B. bis grob zum halben Belagshub die Nichtlinearität auf die Geometrie bezogen auslegen. Dies führt bei reduziertem Verdrehwinkel in der Folge entweder zu einem kleineren erreichbaren Maximalhub oder zu einem rascheren Ansteigen des Nockenradius. Die eigentlichen Optimierungsziele für die Nichtlinearität können daher nicht erreicht werden.
In Fig.1202 ist die Situation gezeigt, dass man den Hub 0323bei deutlich verkleinerten minimalen und maximalen Radien (beide dick strichliert) aufrechterhalten will. Dabei wird die Nockenbahn nicht einfach proportional verkleinert, da der Hub 0323 ja nicht proportional kleiner werden soll, sondern es ergibt sich eine neue, dick gezeichnete, Nockenbahn spitz 0322, die wieder im Übergang von steil zu flach eine spitze Stelle bekommt, die deutlich spitzer ist als die rundere Stelle der ursprünglichen, dünn gezeichneten, Nockenbahn rund 0321.
In Fig.1301 ist gezeigt, dass die oben entstandenen „zu spitzen“ Stellen (0322 in Fig. 1201 oder Fig.1202) nicht, wie eigentlich naheliegend, einfach durch einen Nockenradius 0324 ausgerundet werden können. Man hat ursprünglich eine flache Nockenbahn 0325, d.h. eine höhere Kraftübersetzung, gewählt, z.B. weil man nur dann die Bremse im Bereich 0325 betätigen (oder wie geplant betätigen) kann, wenn man dadurch ein kleineres Aktuatormoment benötigt. Wenn nun bei 0325 aber die größere Steigung des Ausrundungsradius 0324 vorliegt, kann u.U. der Aktuator die EMB in diesem Bereich nicht oder nicht korrekt betätigen. In Fig.1302 ist daher eine Möglichkeit gezeigt, wie man zu einer mit korrektem Moment betätigbaren EMB kommen kann. Man könnte z.B. den Ausrundungsradius auf 03241 schieben (damit die flachere Stelle 0325 richtig funktioniert) und hätte dann wieder einen „falschen“ Nockenbahnverlauf entlang der Kreisbahn, aber nicht den gewollten, strichlierten, Verlauf.
Nun ist aber die Nockenbahn im Bereich der neuen Ausrundung 03241 in Fig.1302 weniger steil als für die strichlierte Betätigung notwendig und ist damit betätigbar, aber langsamer. Am Ende des verschobenen Ausrundungsradius 03241 kann man wieder die erlaubte (strichlierte) Steigung 032221 anwenden. Nun kann wieder das Eingangsmoment der Nichtlinearität im gewünschten Bereich liegen, aber dafür hat sich der nötige Verdrehwinkel etwas vergrößert. Auch dafür wird vorgeschlagen, dass man in einer weiteren Iteration den Gesamtverdrehwinkel wieder reduzieren kann. Man kann sich nach dieser Methode also dem gewünschten Verlauf der Nichtlinearität annähern, man wird die Einschränkungen aber fallweise als wichtiger erachten, als die Zielerreichung des Soll-Verlaufs der Nichtlinearität.
In Fig.1303 sieht man, dass auch zwei verschieden große Rollen (Rolle 033 (groß) und Rolle klein 0331 (für den Anfang der Betätigung) verwendet werden können. Durch den kleinen Radius der Rolle klein 0331 kann eine steile Flanke der Nockenbahn spitz 0322 spitzer in einen wesentlich flacheren Verlauf wechseln. Wenn die Betätigungsnocke 032 soweit verdreht wurde, dass die kleine Rolle den Weg entlang der voll gezeichneten Laufbahn zurückgelegt hat, rollt die große Rolle 033 hinter der Flanke auf der strichlierten Laufbahn und die kleinere Rolle hat ab hier einen Laufbahnverlauf, der für eine Entlastung der kleineren Rolle sorgt, was hier durch die Fortsetzung der voll gezeichneten Laufbahn im Verlauf links von F ab der Übernahme der Laufbahn für die größere Rolle dargestellt ist.
Es können die zwei Laufbahnen und Rollen auch räumlich gestaffelt sein. Weiters müssen die Laufbahnen nicht starr verbunden sein sondern es kann z.B. zuerst die kleine Laufbahn verdreht werden und dann z.B. über einen Mitnehmer erst die große Laufbahn, womit man z.B. auch mehr als 360° Gesamtverdrehwinkel erreichen könnte. Es müssen also nicht unbedingt verschiedene Rollen oder Rollendurchmesser verwendet werden sondern es kann diese räumliche Anordnung auch dazu dienen, einen größeren Gesamtverdrehwinkel zu bewirken und dazu können auch z.B. Mitnehmer oder Übersetzungen die einzelnen Laufbahnen oder die einzelnen Nocken oder Nockenteile ab bestimmten Zuständen bzw. Verdrehwinkeln bewegen, es können die Laufbahnen also auch z.B. mit verschiedenen Getriebeübersetzungen angetrieben werden. Auch eine z.B. dreidimensional schraubenähnliche Bahn mit z.B. nur einer Rolle ist möglich. Die Laufbahnen können aber auch anders gegeneinander beweglich sein (auch z.B. federbelastet) so dass z.B. Ausgleichsbewegungen ermöglicht werden und z.B. eine Laufbahn so positionsverändert werden kann (oder sich unter Betätigung oder Belastung positionsverändert), dass z.B. die Steigung an der augenblicklichen Nockenposition verändert wird.
In Fig.14 sind nun ein praktisches Beispiel einer verfahrensgemäß realisierbaren Nockenoberfläche und dazu das resultierende Wellenmoment am Bremsaktuator (y- Achse) über den Beigashub (x-Achse) gezeigt.
Links ist fett eine praktisch noch mögliche Nockenbahn spitz 0322 gezeigt, wobei der Verlauf am inneren Anfang schon problematisch ist. Der kleine untere Kreis mit Verbindungslinie zur Rolle 033 zur Betätigungsnocke ist der Drehpunkt eines Hebels, an dem sich die Rolle befindet. Das daraus resultierende Bremsaktuatormoment (also Motormoment) ist rechts fett dargestellt und die Abweichung von einem über den linearen Bremsbelags-Betätigungshub konstanten Verlauf ist offensichtlich. Eine Vollbremsung entspräche 1g Bremsung 017, übliche Bremsungen normaler Fahrer erreichen ca. g/3 bei 017/3. Im Bereich des Luftspaltes 068 kann man hier trotz steilem Nockenbeginn kein höheres oder gar konstantes Motormoment erreichen. Dass der Abstand zwischen „g“ und „g/3“ so gering ist, liegt an der Kraft-Wegkennlinie dieser EMB und dieses Bremsbelages (beide haben realistischen Hintergrund). Durch Anwendung oben genannter Verbesserungsmaßnahmen, wie mehr Nockenverdrehwinkel, größerer Anfangsradius oder kleinstmögliche Rolle, käme man möglicherweise auf den dünn gezeichneten Verlauf des Motormoments, der schon eher im günstigen Bereich liegt, aber das Moment noch immer deutlich nicht konstant hält, insbesondere im üblichen Bremsbereich bis g/3. Das weitgehend optimale (konstante) Motormoment ließe sich hier nur mit anderen Maßnahmen erreichen, wie gleitende Abtastung statt Rolle, sehr großen Nockenradien etc., die im gegenständlichen Verfahren aber nicht vorgeschlagen werden. In Fig.15 ist eine mögliche Bremse für ein PKW-Vorderrad oder ähnlich dargestellt, die z.B. max. 40 kN Belagsanpresskraft (auf linker y-Achse) erreicht und mit 0,4 mm Luftspalt 068 (Gesamtluftspalt) betrieben wird und eine Nichtlinearität mit begrenzter Änderung des Übersetzungsverhältnis hat, wie sie mit dem hier vorgestellten Verfahren möglich ist. Bei ca. 1 ,8 mm Anpressbewegung (auf x-Achse) steigt die resultierende Anpresskraft (untere volle Kurve bezogen auf linke y-Achse) entsprechend der Steifigkeitskennlinie gegen Vollbremsung, wobei solche Steifigkeitskennlinien meist keine Geraden wie bei Federn, sind, sondern weich beginnen und gegen Vollbremsung hart werden.
Die strichlierte Horizontale Linie wäre eine Auslegung nach konstantem Aktuatormoment (auf rechter y-Achse) und würde theoretisch in der maximalen Aktuator-Wellenleistung zu theoretisch optimal kurzer Betätigungszeit führen. Die hier vorgeschlagene Auslegung basiert jedoch darauf, dass man das Übersetzungsverhältnis nicht zu stark und auch nicht zu abrupt verändern will und kommt damit auf einen vergleichsweise sehr ungünstigen Verlauf des Aktuatorwellenmoments (obere Kurve unter Anwendung der rechten y-Achse) zugunsten des Vorteils von mechanisch vorteilhaften Auslegungen (siehe weiter oben). Allgemein wird vorgeschlagen, die Auslegung als Zusammenhang zwischen dem Übersetzungsverhältnis (z.B. Ausgangsmoment zu Eingangsmoment) und der gewählten mechanischen und geometrischen Realisierung zu sehen, d.h. die mechanische und geometrische Realisierung ergeben das Übersetzungsverhältnis. Oder umgekehrt, das Übersetzungsverhältnis wird an jeder Betätigungsstelle so gewählt, dass man eine wünschenswerte mechanische und geometrische Realisierung findet, also z.B. Rollendurchmesser, (minimaler, maximaler) Nockenradius, minimaler Krümmungsradius der Nockenoberfläche. Der Prozess kann auch iterativ ablaufen, indem man z.B. mit einem erstrebenswerten Übersetzungsverhältnis über die Betätigung beginnt, dann die mechanischen und geometrischen Einschränkungen dazu nimmt, das Übersetzungsverhältnis daraus ermittelt und dann z.B. mechanische oder geometrische Änderungen macht, um das erstrebenswerte Übersetzungsverhältnis besser zu erreichen.
Aus dieser Definition des Auslegungsvorgangs ergibt sich, dass weder das Motormoment noch die Motorleistung berücksichtigt wird noch dass diese weitgehend konstant sein sollen. Diese Definition lässt sich daher auf die Gestaltungen alle Arten von EMBs anwenden, z.B. auch auf eine federbelastete EMB, die aus z.B. Sicherheitsgründen selbsttätig in den gebremsten Zustand geht und über den Bremsaktuator gelöst wird, ähnlich z.B. einer Eisenbahn-Druckluftbremse mit Feder.
Dazu wird eine erste nichtlineare Kombination für die Feder vorgeschlagen, wobei die sich entspannende Feder derart nichtlinear übersetzt wird, dass trotz abnehmender Federkraft die steigende Belagsanpresskraft erreicht wird. Dazu kann man z.B. Nichtlinearitäten kombinieren und die Feder z.B. auf einen Kurbelzapfen der Nocke wirken lassen, wobei man z.B. der am meisten gespannten Feder einen wenig Momenterzeugenden Winkel geben kann, der dann bei Entspannung zu sich vergrößerndem Normalabstand führen kann.
Das Nockenübersetzungsverhältnis über die Betätigung kann nun so ausgelegt werden, dass dieses Federmoment über die Betätigung in etwas mehr als die nötige Anpresskraft über die Betätigung übersetzt wird. Hier kommt ein Motor also noch gar nicht vor. Als weitere Forderung an das Übersetzungsverhältnis kann man z.B. dazu nehmen, dass es bei Steifigkeitsänderungen (z.B. von vollen zu verschlissenen Belägen) und bei zu berücksichtigenden Luftspaltänderungen die Betätigungskraft erreicht.
Wenn der Bremsaktuator nun zum Lösen an der Nocke dreht, muss er das restliche Moment zwischen Federmoment und Gegenmoment aus der Bremse betätigen. Dieses Bremsaktuatormoment könnte man nun als optimal für den Motor fordern, oder auch stellenweise als möglichst gering, um die Bremse mit dem geringstmöglichen Bremsaktuatormoment gelöst zu halten, bei dem gerade noch eine sichere Betätigung erfolgen wird. Zusätzlich könnte man noch die Forderung stellen, dass der Bremsaktuator die Bremse auch vom gebremsten Zustand in den gelösten bekommen kann, wenn keine Bremsscheibe oder Bremstrommel eine Gegenkraft ausübt, z.B. bei der Montage.
Aus all diesen Forderungen wird man, wie beschrieben, einen erstrebenswerten Verlauf des Übersetzungsverhältnisses bekommen und dann (auch iterativ) die mechanischen und geometrischen Eigenschaften prüfen bzw. festlegen und gegebenenfalls zu einem Übersetzungsverhältnis kommen, das zwar nicht dem wünschenswerten entspricht, aber den Wunsch der Realisierbarkeit erfüllt. Es kann auch noch eine zusätzliche Nichtlinearität eingebaut werden, über die der Bremsaktuator lösend einwirkt. Es muss sich auch nicht um Nocken handeln, sondern es kann jede Art der Nichtlinearität sein, bei der man einen Weg zwischen Forderung und Realisierung sucht.
Diese hier resultierende suboptimale Betätigungszeit bzw. Motorgröße kann (muss aber natürlich nicht) durch höhere Steifigkeit der Bremse ausgeglichen werden (da Energie Kraft mal Weg ist). Auch eine Vergrößerung des Luftspaltes auf 0,4 mm erscheint in der Praxis wünschenswert, um echtes Abheben der Beläge zu unterstützen.
Fig.16 zeigt ein heute für Computeroptimierungen allgemein bekanntes Verfahren, das z.B. aus einem Vollen (hier z.B. der große Kreis) Teile wegschneidet (strichliert Gerade in Pfeilrichtung), um den geforderten Nockenhub 0323 zu erzielen und den verbleibenden Rest darauf prüft, ob er ein insgesamt besseres oder schlechteres Gesamtergebnis ergibt und das Wegschneiden annimmt oder nicht. Man kann damit ein vergleichbares Ergebnis wie mit den Verfahren aus Fig.1201 -1202 und 1301 -1303 mit einer anderen Vorgangsweise erreichen. Daher werden hier solche Verfahren, die durch „probieren“ eine vergleichbare Lösung finden, ebenfalls empfohlen, was natürlich im Extremfall einschließt, dass auch z.B. Menschen (auch mit z.B. Schere und Karton) solche durchaus als wie auch immer geartetes „Probieren“ bezeichenbare Verfahren anwenden. Natürlich könnte statt „wegschneiden“ auch „hinzufügen“ ausgehend z.B. vom strichlierten Kreis angewendet werden bzw. allgemein „verändern“.
Fig.17 zeigt Kurven für die EMB aus Fig.15 in einer z.B. möglichst einfachen und kostengünstigen Ausführung, bei der keine Verschleißnachstellung vorgenommen wird und sich der Luftspalt daher mit zunehmender Abnutzung der Bremsbeläge vergrößert. Die obere Kurvenschar stellt das resultierende Aktuatormoment dar (rechte y-Achse), die untere die erzeugte Normalkraft (linke y-Achse). Die x-Achse zeigt den Belagshub. Die volle Kurve mit Luftspalt 068 (0,4 mm) ist eine, die sich z.B. nach längerem Betrieb einstellen wird. Die lang-strichlierte eine, die sich z.B. am Ende der geplanten Nutzungsdauer einstellen wird, wobei natürlich bei verringerter Vollbremswirkung immer noch gebremst werden kann. Die kurz-strichlierte kann z.B. der Neuzustand sein.
Die Kurven verschieben sich auf der Nichtlinearität entsprechend der Vergrößerung des Luftspalts und können diese nicht mehr wie bei konstantem Luftspalt nutzen. Die „neue“ Kurve wird daher einen zu frühen Anpresskraftanstige an einem noch zu steilen Nichtlinearitätsteil haben und ein überhöhtes Aktuatormoment liefern, das aber noch in einem betätigbaren Bereich liegen muss. Da dieser Zustand weniger Betätigungszeit braucht, kann man den Bremsaktuator langsamer laufen lassen, um damit die elektrische Eingangsleistung wieder zu senken. Umgekehrt nutzt der verschlissene Zustand einen flacheren Teil der Nichtlinearität, benötigt weniger Moment und Leistung aber auch zusätzliche Zeit für weitere Bewegung. Hier könnte man demnach den Motor durch Feldschwächung oder andere Maßnahmen wie Spannungserhöhung oder Wicklungs-umschaltung schneller machen.
Es gibt in dieser Ausführung also kein Optimum mehr, sondern nur verschiedene Fälle auf die man die Nichtlinearität gemeinsam günstig auslegen kann, z.B. so, dass der maximale Leistungsanstieg bei neuem Zustand problemlos möglich ist, unter Berücksichtigung von gegebenenfalls verlangsamtem Motorlauf. Man muss die 3 Bereiche auch nicht in drei aufteilen und kann z.B. einen günstigen „neu“- Zustand auslegen und alle anderen mit z.B. Feldschwächung oder längerer Betätigungszeit in Kauf nehmen, vor allem wenn der Verschleiß normalerweise gering ist und man mit verlängerter Zeit gegen Ende der Lebensdauer zurechtkommt. Man kann auch eine händische Verschleißnachstellung vorsehen, damit wieder ein „Neu“ Zustand oder ein besserer Zustand herbeigeführt werden kann. Dieser Einstellbereich kann auch z.B. nur eingeschränkt oder sprungahft oder in nur einem Sprung möglich sein, damit der Benutzer keinen „zu wenig Luftspalt“ Zustand herbeiführen kann. Bei Falscher Einstellung können natürlich durch die Steuerelektronik Gegenmaßnahmen oder Warnungen erfolgen.
Die Fig.18 ist ähnlich Fig.17 (gleiche Achsen) und zeigt die Methode der „Ausweichbewegung“ über z.B. beweglichen Halter der Nichtlinearität gezeigt, also z.B. schwenkbarer oder beweglicher Halter der Motor-Nocken Baugruppe.
In Fig. 18 wäre die Nichtlinearität des verschlissenen Zustands (lang-strichliert) „vorteilhaft“ ausgelegt, wobei gezeigt wird, dass es wiederum auf einen Kompromiss hinausläuft. Wenn der Neu-Zustand (kurz-strichliert, dünn) vorliegt, wäre diese Nichtlinearität nicht in erlaubter Weise betätigbar, weil das Bremsaktuatormoment zu hoch würde. Der Bremsaktuator mit Nocke kann nun ausweichen (sich also z.B. um eine Befestigung drehen) wodurch sich die Nocke in einen flacheren Teil dreht, was bewirkt, dass das Motormoment, wie mit dem dünneren Pfeil gezeigt, wieder absinkt. Das Wegdrehen kann sich fortsetzen und damit schon eine starke Absenkung bewirken (z.B. It. dickerem Pfeil).
Dieses Wegdrücken gegen eine Feder ist natürlich in erster Überlegung „verlorene Energie“, weil sie in die Feder wandert statt in die Motorbetätigung. Dieser Effekt lässt sich begrenzen, in dem die Feder z.B. gegen einen Anschlag drückt und erst bei Überschreitung der Anschlagfederwirkung verformt wird. Die „verlorene Energie“ kann auch zurückkehren, wenn bei weiterer Betätigung z.B. wieder eine Entspannung der Feder eintreten kann.
Die Steuerelektronik kann entweder die durch das Wegbewegen entstehenden Kurvenverläufe erkennen (z.B. im Moment-Winkelverhalten) und sich auf den Verschleißzustand einstellen. Es kann aber auch die Verschiebung oder Verdrehung der Halterung erfasst werden, z.B. auch nur punktweise wann (z.B. in Aktuatorwinkel) z.B. ein Anschlag verlassen wird. Da diese Änderung über verschiedenen Verschleiß langsam erfolgt, kann die Elektronik das auch stark mittelnd oder anders statistisch erfassen und z.B. glätten.
Solche Verdrehungs- oder Bewegungseinflüsse auf die Baugruppenhalterung können auch anders erfolgen, z.B. über Radeinfederung. Es muss auch nicht die Aktuatorbaugruppe verdreht oder verschoben werden, es kann auch der Abrollhebel oder ein anderes Teil sinngemäß beeinflusst werden.
In den Figuren 1901 -1905 wird z.B. vorgeschlagen, wie ein bekanntes und häufig verwendetes Spreizteil 051 , mit einer ungebremsten Lage 053, einer gebremsten Lage 054 und einem Spreizteildrehpunkt 057, zur Anpressung der z.B. beiden Bremsschuhe 067 mit Bremsbelag 063 (schematisch) vorteilhaft modifiziert werden kann (wobei ähnlich natürlich auch in anderen Bremsenbauformen angepresst werden könnte, wie z.B. Scheibenbremsen oder Bremsen auf linear verlaufenden Schienen und dabei auch z.B. nur eine einzelne Anpressbewegung verwendet wird). Dabei kann dessen Hub so klein sein, dass nur die Anpressung möglich und daher ein zusätzlicher Verschleißnachsteller nötig ist, der z.B. das andere Ende der Bremsschuhe auseinanderdrückt. Oder der Hub kann so groß sein, dass mit dem Spreizmechanismus auch der Verschleiß abdeckbar ist.
Man sieht in Fig.1901 eine übliche kostengünstige Spreizmöglichkeit, wobei ein Teil ähnlich einem Flachschraubenzieher zwischen den Bremsschuhen verdreht wird. Dabei kratzen aufgrund der winkelfunktionsmäßigen Höhenänderung des Berührpunktes die Kanten, es entstehen Abrieb und relativ hohe mechanische Verluste, die nicht nur die Betätigungsenergie erhöhen, sondern auch unangenehme Hysterese hervorrufen, so dass die Bremse beim Lösen deutlich weniger Kraft braucht als zum Betätigen. Diese Lösung ist hier aber nicht ausgeschlossen. Sie ist physikalisch weniger vorteilhaft, mag aber preisgünstiger sein und kann auch durch verbesserte Varianten ersetzt werden, wie z.B. mit abgerundeten Kanten oder mit ausgleichenden Teilen, die mit dem Spreizteil in Kontakt kommen oder mit solchen eines bezüglich „Kratzens“ günstigem Verhalten.
Hier wird als Modifikation eines üblichen Spreizteils nun keine völlige Behebung der Höhenänderung vorgeschlagen, sondern nur eine gute Verringerung bzw. wird gegebenenfalls davon ausgegangen, dass eine Höhenlageänderung sogar wünschenswert sein kann, um anderen Bewegungen zu folgen, also z.B. einer Bremsschuhbewegung oder z.B. einer durch Verformung verursachten Bewegung. Wenn mit einfachen Mitteln (wie oben beispielhaft vorgeschlagen) die Verluste erzeugende Relativbewegung zwischen Spreizteil und Bremsschuhen verringert wird, z.B. auf unter 2/3 der ungünstigen Situation, ist schon der richtige Weg eingeschlagen. Diese mechanischen Verluste des bekannten Spreizteils mögen z.B. bei einer z.B. handbetätigten Trommelbremse bisher in Kauf genommen worden sein, weil z.B. die Handkraft bei geeigneter Übersetzung ausreichend für die Bremsbetätigung war und es daher offenbar keinen Verbesserungsbedarf gab. Bei einer EMB müssen die mechanischen Verluste jedoch vom Aktuator überwunden werden und so spielt es für die Aktuatorgröße (Bauraum, Gewicht, Kosten usw.) sehr wohl eine Rolle, ob er z.B. 50% bis 100% mehr Leistung abgeben muss. Außerdem verschlechtern die mechanischen Verluste den Zusammenhang zwischen Aktuatormoment und Anpresskraft. Aus diesen und anderen Gründen wird für die EMB diese Verbesserung mit dem genannten Spreizteil empfohlen. Es sei hier erwähnt, dass es noch eine bekannte Variante mit einer sogenannten S-Cam für Trommelbremsen gibt, bei der aber an jedem Bremsschuh eine Rolle auf der S-Cam abläuft und damit ein anderer Weg gegangen wird.
Dazu wendet man zwei sich überlagernde Bewegungen an, einen Abrollvorgang an einer z.B. kreisförmigen Abrollbahn und die winkelfunktionsmäßige Höhenänderung. Gezeigt ist ein Beispiel, wie man kostengünstig und gut fertigbar Abrollbahnen in Form von Stiften erzeugen kann. Dazu können z.B. in Fig.1902 zwei Löcher in ein noch volles Rundteil z.B. gebohrt werden und dann störendes Material entfernt werden, z.B. durch wegfräsen. Natürlich könnten diese Schritte auch anders ausgeführt werden, wie z.B. mittels Stanzen, Pressen, Schmieden, Gießen, Sintern oder Schneiden. Nun können in Fig.1903 die Stifte bzw. Nadeln oder Walzen usw. in das verbleibende Material eingesetzt werden. Auch diese Abrollflächen können anders als mit Stiften, also beliebig, entstehen, z.B. durch Fräsen, Sintern und müssen auch nicht ausschließlich kreis- oder kreisteilförmig sein. Die Nadeln (bzw. Zylinder, Stifte oder Rollen usw.) müssen auch nicht eingepresst werden, sie könnten auch z.B. durch Pressen oder Schmieden des Gesamtteils geformt werden, sie werden aber trotzdem im Folgenden unter der Bezeichnung „Stifte“ oder ähnlich beschrieben. Die Lage und der Durchmesser der Abrollstifte wird nun so gewählt, dass die kratzende Relativbewegung zwischen Bremsschuh und Abrolloberfläche gering wird (Fig.1904), wobei man nie exakt Null erreichen kann, weil die Abrollbewegung proportional zum abgerollten Winkel ist und die Höhenänderung aus einer Winkelfunktion stammt. Vorteilhaft wird man auch die Drehbewegung des Bremsschuhes um seinen (hier unteren) Lagerpunkt einbeziehen, so dass man als Ziel dieser Drehbewegung gut folgen möchte.
In Fig.1905 ist gezeigt, dass die beiden Bremsschuhe 067 grundsätzlich unterschiedliche Bewegungsabläufe der Stifte bräuchten. Angenommen, die Bremsschuhe machen durch die untere Lagerung der Bremsschuhabstützung 069 eine kreisförmige Bewegung (angedeutet durch den Pfeil von 069 aufwärts, unterbrochen um anzudeuten, dass die vertikalen Abstände zusammengeschoben sind), die bei einer Anpressbewegung am Berührpunkt an einen Stift minimal nach unten verläuft. Nun hätte der obere Stift eine Kombinationsbewegung aus seiner Kreisbahn um den Drehmittelpunkt und seiner Abrollung am Stiftumfang. Diese Kombination soll im Auflagepunkt des Stiftes geringe relative Fehler gegen die Schuh-Anpressbewegung machen, was sich durch Stiftradius und Stiftabstand sowie Anfang und Ende der Stiftverdrehbewegung unterstützen lässt. Ein symmetrischer unterer Stift würde aufgrund seiner Kreisbahnbewegung aber natürlich diese Komponente genau entgegengesetzt zum oberen Stift entfalten. Daher könnte durch eine (bezüglich des Drehpunktes der Stifte) zum oberen Stift punktsymmetrische Anordnung zwar u.U. auch ein annehmbares Verhalten entstehen, eine günstigere Lösung wäre aber, den Bereich der Kreisbahn des unteren Stiftes günstiger so zu verbessern, dass mehr Abwärtsbewegung durch die Kreisbahn am unteren Stift entsteht, wie ganz rechts dadurch gezeigt, dass die Stifte nicht genau punktsymmetrisch zum Drehpunkt liegen. Natürlich könnte man auch oder zusätzlich z.B. die beiden Stiftdurchmesser unterschiedlich machen oder auch z.B. nichtkreisförmige Stifte verwenden. Strichliert ist eine ungebremste Ausgangslage dargestellt, bei der die Bremsschuhe einen Luftspalt zur Trommel lassen. Die dicken Kreise zeigen die Stifte bei einem maximal möglichen Verdrehwinkel, der z.B. einer Vollbremsung bei maximal verschlissenen Belägen entsprechen könnte, falls man den Belagsverschleiß auch aus dieser Drehbewegung abdecken möchte. Die Lage des unteren Drehpunktes der strichlierten unteren Belagshälften ist natürlich verkürzt zusammengerückt und nicht maßstabgerecht. Die gezeigte Lage des unteren Stiftes würde eine etwas geringere Bewegung in horizontaler Richtung durchführen als am oberen Stift, da die horizontale Komponente der Winkelfunktion bei etwas anderem Winkel wirkt als oben. Das kann einfach wegen des sich einstellenden Belagsverschleißes vernachlässigt werden oder ließe sich wiederum dadurch kompensieren, dass der untere Stift mehr Mittelabstand bekommt. Der Radius der beiden Bremsschuhe (vom Stift zum Drehpunkt) kann auch leicht unterschiedlich sein, so dass auch diese Unterschiede in der Lage (Winkel, Mittenabstand) der beiden Stifte berücksichtigt werden kann bzw. soll.
Es ließen sich also durchaus für die Stiftbewegungen und Schuhbewegungen optimale Auslegungen finden, wobei im Sinne eines lokalen Optimums der gesamte Bewegungsablauf am Stift der Schuhbewegung gut folgt und das ist auch eines der Gestaltungsziele.
Man muss aber den verbleibenden Relativbewegungsfehler nicht in den Vordergrund stellen, denn im Bereich der Luftspaltüberwindung ist die Anpresskraft klein und daher sind es auch die Verluste aus der Relativbewegung. Der Bewegungsanteil zur Belagsanpressung für normale Bremsungen kann auch klein sein, so dass kleine verbleibende Relativfehler nicht im Vordergrund stehen müssen. Wenn eine größere Verdrehung zur Abdeckung des Belagsverschleißes nötig ist, wird sich der Anpressende Teil der Bewegung wiederum absolut so einstellen, dass sich die Höhenfehler ausgleichen können.
Im Vordergrund kann daher auch stehen, eine bezüglich „kratzen“ und Verlusten vergleichsweise recht schlechte Situation in eine deutlich bessere zu überführen und gleichzeitig auf gute Fertigbarkeit und günstige mechanische Belastung (z.B. der kleinen Abrollradien und des verbleibenden Querschnitts des Mittelstückes) zu achten und die Optimierung der Stifte und deren Lagen mit diese Notwendigkeiten abzustimmen. Das wesentliche Ziel ist, deutlich vom ungünstigen Zustand des schraubenzieherartigen Teils zu einer Reduktion der unerwünschten Relativbewegung zu kommen und dabei mechanisch und geometrisch sinnvolle Lösungen anzustreben und nicht, ausschließlich eine Annäherung an ein mathematisches Optimum anzustreben. Man könnte auch mit nur einem Anpressstift auskommen, z.B. bei Duplexbremsen und zwei solchen Spreizmechanismen, oder man könnte die Mittellagerung des Spreizmechanismus in einem Belagsschuh anordnen und von diesem Schuh mit nur einem Stift den zweiten wegspreizen. Die beschriebenen Spreizteile werden eine leichte Nichtlinearität aufweisen, die z.B. genutzt werden kann, um verschiedene Bremsensteifigkeiten bei verschiedenem Belagsverschleiß auszugleichen. Es kann aber auch an anderer Stelle, z.B. bei einem nichtlinearen Antrieb dieser Spreizteile, deren leichte Nichtlinearität mit berücksichtigt werden. Dieses verdrehbare Spreizteil muss nicht unbedingt vom Drehmittelpunkt aus angetrieben werden, sondern kann auf beliebige Art verdreht werden, z.B. in dem ein Hebel daran befestigt ist oder z.B. eine Verzahnung für einen Zahnradantrieb. Der Drehmittelpunkt muss auch nicht gelagert sein und er muss auch nicht benutzt werden, so könnte z.B. ein Hebel am drehbaren Spreizteil sein und der Drehmittelpunkt könnte z.B. weder gelagert noch verwendet werden, sondern sich einfach über die Abrollbewegungen ergeben.
In Fig.20 wird vorgeschlagen, dass eine Vertiefung 0311 in einem zur Bremsung nicht benötigten Bereich 082 sein kann, die hier z.B. einen Hebel mit dem unteren Mitnehmer 025 nach oben zieht und damit einen Fortschritt auf einer ratschenartigen (hier sternförmigen) Verzahnung 026 bring und damit die Bremsbetätigungswelle in Richtung mehr-bremsen dreht. So einen Ratschefortschritt könnte man wie gezeigt z.B. auch stoßweise aus einem schwarz rechteckig gezeichneten unteren Mitnehmer 025 gewinnen, wobei dieser Anschlag die Ratsche in Richtung Verschleißnachstellung drehen kann. Natürlich könnte man auch andere Stellungen zur Verschleißnachstellung verwenden, z.B. 025 oben bei mehr Nockenverdrehung als zur Vollbremsung, nur wird hier meist die Betätigung des Verschleißnachstellers schwieriger. Man könnte aber auch z.B. während der normalen Bremsbetätigung im zur Bremsung benutzten Bereich 081 dann einen kraft- oder momentbegrenzten Ratschenfortschritt durchführen, wenn ab einer bestimmten erwarteten Anpresskraft diese noch nicht eintritt und die Begrenzung dafür verwenden, dass nie zu viel nachgestellt wird. Allgemein kann in allen Ausführungen hier jede Vorrichtung als „Ratsche“ verwendet werden, die sich richtungsabhängig oder steuerbar verhält, gleich ob z.B. Verzahnungen, Reibschluss, Schlingfedern, Kupplungen usw. So könnte man z.B. den „Stoß für Ratschenfortschritt“ auch mechanisch einfach gelöst auf den Schenkel einer Schlingfeder geben. Die Pfeile deuten verschiedene Betätigungen für das Weiterdrehen der Verschleißnachstellung an. Die innere, nachgestellte Verzahnung würde z.B. einen Spreizteil 051 oder eine S- Cam 056 zur Belagsanpressung verdrehen (schematisch angedeutet).
Fig.21 zeigt Vorschläge, wie drei Funktionen aus der Bremsaktuatorbewegung abgeleitet werden können (z.B. normale Betriebsbremsenbetätigung, Verschleißnachstellung und eine, auch dauerhaft gehaltene, Parkbremsstellung), wobei wiederum z.B. mehrere Bremsen gemeinsam angesprochen werden oder z.B. nur eine und z.B. Bremsscheiben 011 oder Bremstrommeln 012 verwendet werden können, natürlich am besten jeweils gleiche (im Gegensatz zur Fig.21 ), natürlich kann das Prinzip auch mit nur einer Bremse statt zweien angewendet werden, natürlich wird nur einer der Hebel mit der Verzahnung 026 benötigt und die anderen zeigen nur Möglichkeiten. Es ist auch angedeutet, dass eine gemeinsame Anpressdrehbewegung über die Verzahnungen 026 auch die Verschleißnachstellung beinhaltet oder z.B. eine eigene Nachstellbewegung auf die Verschleißnachstellbetätigung 08 durchgeführt wird, hier wie bekannt z.B. zwischen den Bremsschuhen. Die Betätigungsnocke 032 mit Nockendrehachse 034 hat dabei in einer Drehrichtung einen ständigen Höhengewinn für die Betriebsbremse und in die andere Drehrichtung z.B. eine Senke oder eine Bahn mit konstantem Radius zum Nockendrehpunkt als Parkbremsstellung 0471. Die „Ratsche“ (oder Ähnliches) würde bei Verdrehung der Nocke und damit Verschwenken des Hebels (in der Abbildung nach oben) mit der Rolle die Kraft auf die dünn gezeichnete Bremsbetätigungswelle übertragen, z.B. rechts über den Spreizteilantrieb 052 auf den Spreizteil 051 .
Bei der Scheibenbremse 011 im linken Bereich ist ein Nachstellhebel 027 direkt mit der Bremsbetätigungswelle verbunden. Dieser Hebel kann in einer besonderen Stellung nach oben gedrückt werden, was einen Fortschritt auf der „Ratsche“ und damit Verschleißnachstellung bewirkt. Hier wird z.B. eine Parkbremssenke mit so viel Anpresskraft betrieben, dass genug Parkbremswirkung entsteht, die Beläge aber noch weiter angepresst werden könnten. Ein besonderes Teil, hier z.B. ein Stift oder Mitnehmer 025, übernimmt hier z.B. bei mehr Nockenverdrehung als zur Parkbremsstellung nötig ist ein Heben des Nachstellhebels. Wenn dieser Hebel nun die Ratsche vor dreht (mehr Anpressung), ist die Bremse wieder korrekt (oder besser) eingestellt und wird aus Sicht des Bremsaktuators wieder in korrekten (oder besseren) Betätigungswinkeln betrieben, so wie es einer richtig eingestellten Bremse entspricht. Da in diesem Fall aber der Nachstellhebel direkt mit der Bremsbetätigungswelle verbunden ist, muss für neuerlichen Ratschenfortschritt der Nachstellhebel immer weiter betätigt werden, da er ja mit der Belagsandrückung verbunden ist und diese mit Verschleiß immer näher an die Bremsscheibe rückt. Trotzdem sollte aber nicht unbedingt mehr Nockenverdrehkraft erforderlich sein, weil ja durch mehr Verschleiß weniger Gegenkraft aus der Bremsbetätigung kommt und andererseits der „Stift“ oder Mitnehmer 025 und der Nachstellhebel so angeordnet und geformt sein können, dass sich gewünschtes Verhalten ergibt. Sie können also auch nockenartig wirken und gestaltet sein und der „Stift“ kann beliebiges sein, z.B. auch eine Rolle. Wie und bei welcher Nockenstellung genau die (hier beispielhafte) Aufwärtsbewegung ausgelöst wird, ist letztendlich auf vielerlei Art lösbar. Dieses Verfahren ist also besonders geeignet, wenn mit wenig Verschleiß gerechnet wird, wie es z.B. bei Fahrrad- oder Fahrradanhängerbremsen sein könnte oder bei Parkbremsen, bei denen eigentlich gar kein bis kaum Verschleiß auftritt, wenn sie nur den Stillstand festhalten. Obiges ist natürlich nicht an Bremsscheiben gebunden, es könnte die Reibfläche auch eine Trommel oder Schiene oder anderes sein.
Der Nachstellhebel an der Welle hat also die Eigenschaft, dass er mit zunehmender Verschleißnachstellung immer weiter verdreht werden muss. Dieser Effekt wurde hier bei der Trommelbremse im rechten Bereich der Abbildung mit einer „Doppelratsche“ behandelt. Die Funktion ist fast gleich wie beschrieben, nur kann der Nachstellhebel 027 rechts nach dem Nachstellvorgang ebenfalls auf seiner „Ratsche“ einen Fortschritt machen, um im Bereich der alten Stellung zu bleiben, um also im Wesentlichen immer in ähnlichem oder gleichen Schwenkbereich die Nachstellungen durchzuführen. Für diese beiden „Ratschen“ können auch gemeinsame Teile genutzt werden, wie z.B. die Verzahnung auf der Welle oder Reibpartner oder die Schlingfeder oder deren Schenkel, so dass z.B. eine Ratschenwirkung mit einem Schlingfederschenkel betätigt wird und die zweite Ratschenwirkung mit dem anderen Schlingfederschenkel. Zwischen allen hier beschriebenen Teilen kann auch absichtliche Reibung vorliegen, z.B. um ungewolltes Verdrehen der „Ratschen“, z.B. durch Vibrationen, zu verhindern. Natürlich können auch andere Reibflächen als Trommeln verwendet werden wie z.B. Scheiben, Schienen oder andere.
Im unteren Bereich der rechten Trommelbremse ist gezeigt, dass man auch eine eigene Nachstellbewegung auf eine Verschleißnachstellbetätigung 08 zuführen könnte, z.B. als Drehbewegung oder, wie mit den Doppelpfeilen angedeutet, als schiebende Bewegung, die z.B. ratschenartig die Nachstellschraube drehen kann.
Ganz allgemein wird vorgeschlagen, dass bei Nachstellnotwendigkeiten, die bei großer Anpresskraft erkannt werden, wie z.B. dadurch, dass viel Anpressbewegung anliegt (das kann z.B. aus der Anpressbetätigung einer Betätigungsfeder stammen oder z.B. aus Parkbremspositionen oder solcher mit mehr Betätigungsbewegung als zur Parkbremsstellung) meist die Nachstellung schwergängig bis unmöglich sein kann, wenn die Anpresskraft oder Teile davon auf der Nachstellung lasten. Daher werden z.B. folgende Lösungen vorgeschlagen: entweder die Nachstellbetätigung wird so stark, dass die Nachstellbewegung möglich wird, oder die Nachstellnotwendigkeit wird „gespeichert“ und bei wieder gängiger Nachstellung durchgeführt. Dazu kann man z.B. eine Ratsche absichtlich so in die nicht-nachstellende Richtung bewegen oder drehen, dass die Ratsche z.B. einen Zahn gegen die Nachstellrichtung bewegt wird und das auch möglich ist, weil die Nachstellwelle oder der Nachsteller ja durch die Anpressung schwergängig sind, aber der Ratschenarm einen z.B. Zahn gegen die Nachstelldrehrichtung machen kann. Dieser Bewegung würde man z.B. gegen eine Feder vornehmen, jedenfalls gegen ein Teil, das diese Absicht „speichern“ kann. Wenn die Bremse wieder gelöst wird, kann diese Feder dann die Nachstellwelle oder den Nachsteller beim Ausfedern in die Nachstellrichtung drehen. Solche „ratschenähnliche Funktionen“ können z.B. Ratschen, Schlingfedern, Reibvorrichtungen usw. sein und lokal vereint sein oder z.B. am Antrieb der eigentlichen Nachstellvorrichtung in der Bremse, also z.B. im Antrieb von Nachstellschrauben oder als Winkelantrieb von Nachstellschrauben, wobei z.B. die Nachstellwelle um z.B. 90 “gegen die Schraubenachse gedreht ist, was auch z.B. mit „ratschenwirkend“ ausgebildeten Rädern wie Kegelrädern vorgeschlagen werden kann. In Fig.22 ist eine Möglichkeit beispielhaft mit einer eigenen Verschleißnachstellung dargestellt, wobei man das Prinzip natürlich auch anwenden kann, wenn die Belagsanpressung selbst auch gleichzeitig durch den möglichen Hub die Verschleißnachstellung übernimmt und auch wieder bevorzugt zwei gleiche Bremsen verwendet werden oder auch nur eine.
Eine „mögliche Kraft- oder Momentbegrenzung“ wie z.B. mit einer möglichen Rutschkupplung 023 kann z.B. vorteilhaft dafür sorgen, dass übermäßig falsches, zu starkes Nachstellen unmöglich ist, weil die Begrenzung dazu nicht in der Lage ist. So kann z.B. eine mögliche Federwirkung aus einer Feder für Verschleißnachstellung 021 keine falsche Nachstellung ermöglichen, die sich ungünstiger auswirkt als leicht schleifende Beläge. Auch eine „mögliche Wegbegrenzung“ kann z.B. statt einer Rutschkupplung 023 dazu dienen, dass der Nachstellvorgang über den Weg oder Winkel des gewünschten Luftspaltes nicht nachstellt, aber schon nachstellt, wenn mehr Weg oder Winkel in der Belagsabhebebewegung entstünde. Der Weg des Luftspaltes kann z.B. ab „mitdrehbarer Verschleißnachstellung“ ausgewertet werden. Die Verschleißnachstellwelle oder Stange zu den Bremsen oder die Nachstellung in mindestens einer Bremse kann absichtlich so viel Reibung in der Verschleißnachstellung 028 aufweisen oder mit zusätzlicher Reibung versehen werden, dass ein ungewolltes Weiterdrehen der Verschleißnachstellung (z.B. durch Vibrationen) nicht möglich ist. Eine zusätzliche Ratsche mit Verzahnung 026 für die
Nachstellbewegung kann auch zur Vorgabe der Nachstellrichtung empfehlenswert sein. Eine Kombination Ratsche mit Reibung kann z.B. in Form einer Schlingfeder empfohlen werden. Ohne diese Zusatzbauteile kann die Nachstellung gegebenenfalls auch funktionsfähig ausgeführt werden. Bei einer Trommelbremse mit Bremstrommel 012 kann z.B. auch eine spreizend wirkende Verschleißnachstellung 02 verwendet werden. Natürlich sollen beide Bremsen gleich sein bzw. kann auch nur eine verwendet werden. Bei all diesen obigen Ausführung kann man vorteilhaft während der Verschleißnachstellung ermitteln, ob das Verhalten dem erwarteten entspricht und daraus Handlungen ableiten, wie z.B. mehr, weniger oder nicht nachstellen, warnen oder Abweichungen speichern. Die Nachstellungen können auch so ausgelegt sein, dass falsches (z.B. zu großes) Nachstellen so ungünstig wie möglich verläuft, also z.B. aufgrund des erforderlichen Aktuatormoments nicht möglich ist. In Fig.21 war die Parkbremsstellung in dem der Betriebsbremse entgegengesetzten Nockenbereich, eine aktive Betriebsbremsung müsste daher gelöst werden, bevor die Parkbremsung 16062 ausgeführt werden kann. Man wird daher z.B. nur eine einzelne, gerade aktive, Bremse von einer Betriebsbremsstellung auf Wunsch in eine Parkbremsstellung bringen und, wenn möglich, nicht alle Bremsen gleichzeitig. Die Parkbremsstellungen können aber auch anders erfolgen, z.B. am Ende der Betriebsbremsungen oder durch Verriegelung einer Bremsstellung mittels Festhaltevorrichtung. Es kann aber auch ein eigener Aktuator für die Parkbremse verwendet werden, der auch noch andere Funktionen übernehmen könnte, wie z.B. Verschleißnachstellung oder Notbremsung.
In Fig.2301 -2302 werden noch vorteilhafte Ausführungsbeispiele für Verschleißnachstellung und Bremskrafterfassung anhand einer Innenbackentrommelbremse gezeigt, wobei natürlich ähnlich andere Ausführungen möglich sind, wie z.B. Scheibenbremse oder Bremse für lineare Bewegungen, z.B. auf Stangen oder Schienen.
In Fig.2301 ist gezeigt, dass der Spreizteil 051 (oben)auch beweglich gelagert sein kann und z.B. durch Federwirkung oder z.B. durch eine Mitnahmekraftmessung 064 in einer Ausgangslage sein soll. Wenn die Mitnahmekraftmessung 064 nun durch die Bremskraft mitgedreht wird, kann ein Positionssensor, ein Kraftsensor oder eine schaltende oder wie auch immer erkennende Funktion die Bremskraft erfassen oder zumindest bei mindestens einem Punkt der Bremskraft z.B. eine Schaltfunktion auslösen, wobei in Fig.2301 mit den Pfeilen 064 verschiedene Möglichkeiten angedeutet sind. Damit kann z.B. eine „Hillholder-Funktion“ unterstützt werden, in dem z.B. erkannt wird, dass ein Fahrzeug gebremst wird, aber zurückrollen will und bei einsetzender Antriebskraft den zurückrollenden Kraftanteil verlässt, nicht-zurückrollend wird und dann eventuell sogar leicht vorwärts an der Bremse ziehend würde. Daraus ließe sich ein günstiger Punkt zum Lösen der Bremse zugunsten beginnender Vorwärtsfahrt ermitteln. Mögliche Bremsschuhabstützungen 069 können die Bewegungsfreiheit bzw. Kraftableitung gestalten.
Auch zur Genauigkeitssteigerung kann diese Mitnahmekraftmessung 064 dienen, in dem z.B. der Punkt leicht mitgenommener Beläge erkannt wird oder sogar die Bremskraft gemessen und auch z.B. geregelt wird. Eine mögliche untere Bremsschuhabstützung 069 könnte ebenfalls gemeinsam auf oder mit dieser beweglichen Erfassung gelagert sein oder auch relativ dazu frei beweglich. Die möglichen Bremsschuhabstützungen 069 können z.B. dazu dienen, den Bewegungsbereich der Mitnahme einzuschränken, womit z.B. auch unangenehme Geräuschentwicklung unterbunden werden kann, wie z.B. Quietschen oder Rütteln. Dazu können die Anschläge auch z.B. weich oder gummiartig sein. Die mögliche untere Bremsschuhabstützung 069 können aber auch für eine Servo-Funktion eingesetzt werden, in dem die Lagerung des Spreizteils durch die Bremskraft auf dem „primären Schuh“ mitgenommen wird und dadurch (hier unten) der „primäre Schuh“ auf den „sekundären Schuh“ eine weitere Anpresskraft ausübt. Der „sekundäre Schuh“ wird sich mitdrehen und dann von Bremsschuhabstützung 069 oder Mitnahmekraftmessung 064 gestoppt. Das kann (muss aber nicht) in beide Drehrichtungen durch zwei Anschläge symmetrisch ausgeführt werden, es könnte aber auch z.B. nur ein Schuh mit dem Spreizteil 051 angepresst werden oder anders eine Asymmetrie der Bremswirkung je nach Laufrichtung herbeigeführt werden. Hauptsächlich bei diesen Servo- Trommelbremsen kann in der Betätigung des Spreizteils eine weitere Nichtlinearität, z.B. Feder, sein, damit bei Stillstand ohne Selbstverstärkung die damit höhere Antriebskraft des Spreizteils vorerst in z.B. eine Federverformung gehen und bei selbstverstärkenden Drehbewegung dann die tatsächliche erwartete Drehung des Spreizteils erfolgen kann. „Oben“ bzw. „unten“ haben nur erklärende Wirkung und können beliebig anders angebracht sein.
Im unteren Bereich der Fig.2301 ist noch gezeigt, dass die untere Bremsschuhabstützung 069 auch z.B. mit einer Verschleißnachstellung 02 (z.B. Nachstellschraube) oder mit einer Nocke oder Doppelnocke (durch dicke Nockenbahnen bei 02 angedeutet) ausgeführt sein kann und die Kraft z.B. ableiten oder an den anderen Schuh weitergeben kann. Dabei kann man die Auflagepunkte jeweils einer Nockenbahn noch günstig so wählen, dass der Schuh gemäß dem Belagsverschleiß geometrisch günstig positioniert wird. Eine Nockenbahn kann bevorzugt relativ flach verlaufen, um über die Reibung die auf diesen Nockenantrieb aus der Belagsanpressung wirkende Kraft gering zu halten. Der Antrieb so einer Nachstellnocke oder Nachstellschraube kann z.B. aus sonst zur Bremsung nicht verwendeten Aktuator-Bereichen erfolgen oder aus der Bremsbetätigung. Vorteilhaft kann z.B. „hinter“ einer Parkbremsstellung eine Nachstellung z.B. über eine Federbetätigung „vorgemerkt“ und dann nach Lösen der Bremse durch diese Federwirkung nachgestellt werden. Oder es kann z.B. ab einer gewissen Bremsbetätigung über Moment- oder Kraftbegrenzung versucht werden, die Nachstellung zu betätigen, was aber bei richtig eingestellter Nachstellung dadurch unmöglich würde, da die Belagsanpresskraft oder gar Mitnahmekraft mehr Nachstellmoment erfordern würde als über die Begrenzung möglich ist. Vorteilhaft kann z.B. eine Schlingfeder-Ratsche die Stellung einer z.B. Nachstellnocke (oder Doppelnocke) halten, da sie auch im Haltezustand Haftreibung erzeugt und nur eine Bewegung der z.B. Nocke in Nachstellrichtung erlauben und eine zweite Ratschenwirkung kann zum Drehen der z.B Nachstellnocke in Nachstellrichtung dienen und die Nachstelldrehung kann über z.B. eine Rutschkupplung momentbegrenzt werden. Eine Nachstellnocke muss auch nicht beidseitig für beide Schuhe eine Nockenbahn haben, sonder könnte auch einseitig drehbar in einem Schuh gelagert sein. Die Teile der Fig.2301 -2302 können vielfältig montiert sein, z.B. auf verdrehbaren Platten, die z.B. auch eine Mitnahmekraftmessung beinhalten. Auch Mitnahmekraftregelung wird durch Mitnahmekraftmessung vorgeschlagen.
Fig.2302 zeigt unten eine Möglichkeit eines nahen, z.B. konzentrischen, Antriebs von Nachstellung und Anpressung, wobei einerseits eine Verschleißnachstellung 02 (z.B. Verschleißnachstellnocke oder Schraube) angetrieben wird und zweitens eine, hier strichliert gezeichnete, Anpressbetätigung, hier z.B. eine Betätigungsnocke 032, die über einen Hebel den Spreizmechanismus antreibt. Man sieht auch, dass der Spreizteil 051 der Belagsanpressung nicht unbedingt einen geführten Mittelpunkt benötigt, sondern auch anders an seinem Platz gehalten werden kann, z.B. über die gezeigte obere und untere Führung der Stifte, welche hier das Spreizteil 051 bilden. Die Führung ist auch nur hauptsächlich im Luftspalt oder bei kleinen Kräften nötig, da bei größerer Anpresskraft die Reibung der Stifte auf den Abrollflächen die Führung übernimmt, daher wäre die schwarze Führung zwischen den Stiften hier vorteilhafter.
Wenn der Mittelpunkt des Spreizteils nicht geführt wird, werden die hier früher ausgeführten vorteilhaften Abrollauslegungen der Stifte einfacher, da nicht jeder Stift bezüglich seines geführten Drehpunktes und der Bremsschuhbewegung günstig gestaltet werden muss, sondern ohne geführtem Mittelpunkt nur noch die Bewegung beider Stifte bezüglich beider Schuhe wichtig ist und der Drehpunkt frei wandern kann. In solchen Fällen ohne geführtem Mittelpunkt würde man z.B. die Stifte in ein „flacheisenähnliches“ Hebelteil einpressen oder zwischen zwei „flacheisenähnlichen“ Hebelteilen einpressen oder anders befestigen, z.B. durch Löten, Schweißen, Kleben oder Nieten.
In Fig.24 ist ein Vorschlag einer Bremsbetätigung mit Federwirkung gezeigt, wobei man sich bei 0571 z.B. eine Spreizteildrehachse vorstellen kann, die zur Bremsung gedreht wird.
Dabei wird z.B. eine Betriebsbremsfunktion von der oberen Betätigungsfeder 042 so unterstützt, dass sich die Betriebsbremsfunktion selbst lösen kann, d.h. die Federunterstützung ist geringer als der zur Anpressung nötige Aufwand, in dem die obere Betätigungsnocke 032 relativ steil verläuft. Damit kann u.a.
Aktuatorbetätigungsenergie gespart werden. Diese Auslegung könnte z.B. selbständig nicht vollständig lösen, aber weitgehend genug.
Die Nockenseite der Parkbremsfunktion (untere Betätigungsnocke 032) verläuft flacher, so dass die Feder immer betätigen kann, wobei sich „steil“ und „flach“ natürlich immer mathematisch gesehen auf die resultierende Nichtlinearität beziehen und die Kräfte bzw. Momente natürlich immer richtig und konsistent aufeinander zu beziehen sind. Man kann nun z.B. die flachere Parkbremsseite so auslegen, dass bei richtig eingestellter Verschleißnachstellung die Parkbremsseite nicht bis zum Ende federbetätigt wird. Bei zu viel Verschleiß würde die Parkbremsseite dann weiter drehen und eine Verschleißnachstellung auslösen oder vormerken. Auch aktiv mit dem Bremsaktuator könnte diese Nachstellposition angefahren werden, wenn eine Aktuatorgesteuerte Parkbremsung nötig wäre. Die Parkbremsstellungen würden federbelastet bei Stromlosigkeit bleiben und bei Einschalten des Stromes kann der Bremsaktuator wieder die benötigten Bremsungen und Funktionen übernehmen. In dieser Ausführung könnte die Feder z.B. kurbelartig auf die Nocke wirken. Damit ist die Nichtlinearität der Feder aber an das Kurbelverhalten gebunden.
Natürlich könnte, wie strichliert gezeigt, die Feder auch eine beliebige andere Nichtlinearität erhalten, wie z.B. mit einer eigenen Nocke (die strichlierte Betätigungsnocke 032 bzw. Doppelnocke), was natürlich viel mehr Gestaltungsspielraum bringt. Unter gewissen Umständen könnten sogar beide Nocken auf die gleiche Rolle wirken.
Man könnte z.B. auch die Federvorspannung ändern (angedeutet z.B. mit dem Pfeil bei der oberen Betätigungsfeder 042), um die EMB von einem Parkbremsverhalten zu einem selbstlösenden Betriebsbremsenverhalten umzuschalten und damit nur eine Nocke zu verwenden.
Da es keine prinzipielle Rolle spielt, wie Aktuatormotor und Feder in genauer mechanischer Ausführung Zusammenwirken, ist hier nur wichtig, dass sie über lineare und nichtlineare Getriebe Zusammenwirken können, wo und wie auch immer die Teile angeordnet sind.
In Fig.25 ein vorteilhafter Hebel vorgeschlagen (wie er in diesen Proportionen auch realistisch denkbar ist), der Abrollbewegungen zwischen den gedrehten Anpressflächen 0591 und nicht-gedrehten Anpressflächen 0592 ausführt und am langen Hebelarm mit einer Nichtlinearität 03, z.B. einer Betätigungsnocke 032 auf eine Rolle 033 betätigt wird. Für die gedrehten Anpressflächen 0591 sind Abrollzylinder fertigungstechnisch günstig, können gehärtet sein und sind sehr gut rund, was hier später noch wichtig wird. Grundsätzlich geht es aber um diese Abrollung runder Teile, wobei grundsätzlich jede Fertigungsmöglichkeit offen steht und sie daher im Folgenden allgemein als „Abrollzylinder“ (wobei hier auch andere, nicht-kreisförmige bzw. nicht-zylindrische Geometrien zulässig sind) bezeichnet werden, beide zusammen allgemein im Folgenden als Spreizteil 051 .
Das Spreizteil 051 aus Fig.25 würde bei 1 mm Anpresshub pro Abrollzylinder 0.6 mm y- Bewegung aufgrund der Winkelfunktion der Drehbewegung erzeugen, aber ca. 0.7 mm y-Bewegung aufgrund des Abrollens am Umfang eines Abrollzylinders und damit bei Vollbremsung mit 2 mal 1 mm Hub einen Gesamt-y-Fehler von 0.2 mm verursachen, da sich ja die Fehler an beiden Abrollzylindern addieren.
Fig.26 zeigt die „störende, seitliche, bzw. kratzende“ y-Bewegung (y-Achse) über den Anpresshub (x-Achse), wobei die volle Linie oben die y-Bewegung durch die Winkelfunktion zeigt und die strichlierte Linie oben die y-Bewegung durch den Abrollumfang, wobei im Idealfall beide gleich sein sollten, hier aber ein Fehler bleibt, der durch den oberen Pfeil dargestellt ist. Die unteren Kurven sind gleich, außer dass sie die y-Fehler in die andere Richtung bewirken. Wenn man den Abrollumfang verringert, kommt man proportional auf weniger y-Bewegung und der y-Fehler kann wie unten gezeigt zu einer kleineren y Bewegung bei kleinerem Abrollumfang (strichpunktierte Linie) führen, der auch zu einem anderen Vorzeichen des Fehlers führen kann. Damit wird auch vorgeschlagen, dass man den gesamten y-Fehler durch Kombination verschiedener Abrollzylinderdurchmesser verringern kann, jedoch nie völlig beseitigen, weil eine Winkelfunktion und eine winkelproportionaler Abrollumfang nie genau gleich sind.
Hier wird vorgeschlagen, auch auf ein möglichst perfektes Abrollen entlang einer Geraden zu verzichten und einen anderen, realitätsbezogeneren Ansatz zu finden, der auch auf guter Fertigbarkeit, und marktüblichen, bevorzugt sehr gut kreisförmige Abrollzylindern aufbaut und damit auch bezüglich der möglichst „geradlinig geführten“ Bewegung widersprechende, scheinbar suboptimale Lösungen erlaubt.
In Fig.27 ist gezeigt, dass bei der Belagsanpressung für eine Scheibenbremse keine „Führung“ wie in einem hydraulischen Anpresszylinder benötigt wird. Die oberen und unteren geschwungenen strichlierten Linien sollen ganz im Gegenteil zeigen, dass (wie hier vorgeschlagen) eine Bewegungsfreiheit vorhanden sein wird, die auch nicht scharf begrenzt sein muss, sondern z.B. sich auch elastisch verhalten kann. Dabei wird eine Anpressung 05 (z.B. ein Verschleißnachsteller) in irgendeiner Anpressbewegung 059 von einem Spreizteilantrieb 052 angedrückt und verformt die Bremse z.B. auch von der ungebremsten Lage 053 in die z.B. gebremste Lage 054
Damit entstehen über den Anpressvorgang verschiedene Bereich, beginnend mit dem Bereich des Luftspaltes und kleiner Anpresskraft: Hier wird die rechteste Anpressung 05 (hier ein Teil, das bei der Belagsanpressung mitwirkt, z.B. auch ein Verschleißnachsteller) irgendeine Ausgangslage haben, die gewichtsbedingt z.B. auch in einer unteren Position sein kann, aber durch z.B. Vibrationen auch eine andere y- Lage haben kann. Durch kleine Anpresskraft zwischen gedrehter Anpressfläche 0591 und nicht-gedrehter Anpressfläche 0592 tritt kaum Verschleiß und Betätigungsenergieverlust auf. Bei weiterer Betätigung (zunehmend linkere 05) ist hier der „Fehler“ aus Abrollumfang und Winkelfunktion gemäß obiger Darstellung z.B.
(absichtlich gestaltet oder durch Geometrie gegeben) so, dass bei höherer Reibung (zwischen gedrehter Anpressfläche 0591 und nicht-gedrehter Anpressfläche 0592) der Andrücker nach unten wandert. In diesem Bereich tritt also ein Übergang zwischen obigem ersten Bereich und diesem ein. In der Realität kann sich in diesem Beispiel eine (auch zufällige) Lage des Bereichs des rechtesten 05 über Ausgleisbewegungen (z.B. nach unten wandern des Andrückers, relative Reibbewegung zwischen gedrehter Anpressfläche 0591 und nicht-gedrehter Anpressfläche 0592) in diesen Bereich verändern. Ein Bereich ist hier bei starker Bremsung angedeutet, bei der deutliche Verformungen (z.B. Biegungen) auftreten können. In diesem Bereich wird ein höherer „Fehler“ zwischen Winkelfunktion und Abrollung in Kauf genommen oder angestrebt, um damit sogar die Höhenänderung durch Verformung mit einer günstigen Bewegung zu kompensieren. Es steht vollkommen frei, wie viele Bereiche man mit welchem Verhalten einbezieht, wesentlich ist, dass seitliche Ausgleichsbewegungen und/oder reibende Ausgleichsbewegungen hier zugelassen werden und sogar auch Geometrieveränderungen (z.B. durch Verformung) kompensiert werden können.
In Fig.28 ist eine Bremse gezeigt, bei der der Bremsaktuator hier z.B. aus drei Antrieben besteht und ein Teil (z.B. Motor 041 ) über z.B. ein Zahnradgetriebe so auf die Nichtlinearität 03, z.B. eine Betätigungsnocke 032 wirkt, dass z.B. ein selbsttätiges Lösen der Bremse bei Ausfall der Kraft dieses Motors 041 erfolgen kann. Zusätzlich kann eine Betätigungsfeder 042 (Antrieb 2) die Betätigung der Bremse unterstützen oder das Lösen, oder wie hier als Druckfeder bei schwachen Bremsungen das Lösen unterstützen und bei stärkeren Bremsungen das Betätigen. Diese Betätigungsfeder 042 muss nicht direkt auf die Nichtlinearität 03 wirken sondern kann auch beliebig anders angeordnet sein und wirken. Als dritter Antrieb des gesamten Bremsaktuators ist hier ein z.B. elektrischer Parkbremsantrieb 047, der aber auch anders, z.B. mit Seilzug erfolgen kann. Hier würde z.B. ein Schneckenantrieb ein Lösen der Parkbremse im stromlosen Zustand verhindern. Die Parkbremsfeder 048 kann als elastisches Koppelglied vorhanden sein und z.B. die Betätigungsnocke 032 weiterdrehen, wenn die Bremse abkühlt und ein Nachspannen erfordert. Dazu kann die Betätigungsnocke 032 auch aus zwei (oder mehreren, wenn weitere Funktionen gewünscht sind) Nocken bestehen, so dass auch eine besonders für dieses Weiterdrehen ausgelegt sein kann. Der Parkbremsbereich einer Nocke kann auch z.B. in einer anderen Drehrichtung liegen. Dieser Parkbremsantrieb 047 kann natürlich auch als Sicherheitsfunktion für Ausfall des anderen auf die Nichtlinearität wirkenden Motors zur Betriebsbremsung verwendet werden. Das könnte aber auch z.B. ein Seilzug ohne Schneckenantrieb sein, der z.B. bei einer Fahrradbremse zur Wirkung kommt, wenn der auf die Nichtlinearität wirkende Motor ausfällt. Die Parkbremsbewegung der Nichtlinearität kann z.B. über einen Freilauf vom anderen Motor getrennt erfolgen, so dass die Parkbremsestellung der Nichtlinearität z.B. erreicht werden kann, wenn sich der andere Motor nicht mitdreht. Eine andere Wirkung der Betätigungsfeder 042 wird hier ebenfalls empfohlen, wenn z.B. sowohl eine stabile „voll gelöst“ Stellung als auch z.B. eine stabile „gut gebremst“ Stellung mit z.B. nur einer Nichtlinearität erreicht werden soll (was z.B. bei einem Fahrrad oder Fahrradanhänger sinnvoll sein kann): Hier könnte man z.B. die Betätigungsfeder 042 z.B. kurbelartig (an z.B. der Nichtlinearität) anbringen, dass eine Entspannung der drückenden Betätigungsfeder 042 in Richtung gelöst erfolgt und auch in Richtung betätigt und dazwischen z.B. ein Totpunkt liegt (ähnlich wie in Fig.28 angedeutet). Dabei könnte das Fahrzeug (z.B. Fahrradanhänger) bei Wegfall der Stromversorgung sowohl mit voll gelöster Bremse weiterfahren als auch ein geparkter Anhänger in Parkbremsstellung verbleiben. Die Parkbremsstellung könnte z.B. auch ohne Strom mit einer Handbetätigung in die „gelöst“ Stellung gebracht werden. Da bei dieser Betätigungsfederwirkung ab Totpunktüberschreitung eine Federwirkung herrscht, die betätigungsunterstützend wirkt, ist ein betätigungsleistungsarmer Betrieb möglich, d.h. die elektrische Motorleistung zur Betätigung kann kleiner sein als ohne Feder und sogar ein Halten einer Betätigungsposition kann ohne Strom möglich werden, wenn mechanische Reibungsverluste in der Bremsbetätigung und das sogenannte coggingtorque des Elektromotors alleine die Betätigungsposition halten können. Natürlich können auch Verriegelungs- oder Bremsvorrichtungen vorhanden sein, um den Aktuator in einer bestimmten Stellung festzuhalten. Auch wenn diese Bremse mit einer Handbetätigung gelöst werden kann, ist ein elektronischer Diebstahlschutz möglich: sobald wieder Strom vorhanden ist (z.B. Radnabendynamo) kann ein unbefugter Betrieb wieder mit dem Elektromotor der Bremse in den gebremst-Zustand gebracht werden.
Eine andere Sicherheitsauslegung der Betätigungsfeder 042 wäre z.B. dass sie immer einen gebremsten Zustand hervorrufen soll: Ein Fahrrad oder z.B. Schienenfahrzeug könnte damit z.B. bei völligem Stromausfall (oder einer z.B. Abschaltung aus z.B. Sicherheitsgründen) in einen z.B. üblichen gebremsten Zustand gehen, was zwar bezüglich weiterfahren unangenehm sein kann, aber als Sicherheitslösung angestrebt sein kann.
Eine Kalibrierfeder 046 kann vorhanden sein, um z.B. in einem nicht-bremsenden Zustand eine bekannte oder gespeicherte Federkennlinie (oder mindestens einen Wert) mit dem (z.B. aus dem Strom) ermittelten Motormoment vergleichen zu können und die Bremse genauer steuern zu können bzw. die beginnende Berührung des Bremsbelages an die Scheibe besser erkennen zu können. Diese Kalibrierfeder 046 kann sowohl in einer Bremsung wirken, in einem Luftspalt oder auch in einer Aktuatorbewegung, die keine nennenswerte Belagsbewegung hervorruft, oder auch in mehreren solchen, auch mit verschiedener Wirkung und Aufgabe. Auch eine Feder, die mindestens eine andere Funktion erfüllt, kann zum Kalibrierzweck verwendet werden. Wie das Motormoment hier dargestellt wird, ist beliebig, es kann hier auch als „Kraft“, Strom oder ohne Einheit sein, vorteilhaft wird diese Kalibrierung aber die augenblickliche Reibung im Antrieb mit erfassen und berücksichtigen. Eine Feder für Luftspalterzeugung 07 kann in bekannter Weise helfen, die Bremse oder die Beläge im ungebremsten Zustand auseinander, also weg von Bremswirkung zu drücken. Auch die Feder für Luftspalterzeugung 07 kann zu Kalibrierzwecken mit dem Motormoment in Beziehung gebracht werden. Es kann auch das Federverhalten in die Ermittlung der mechanischen Verluste einbezogen werden, auch in Zusammenhang mit Luftspalt, Berührpunkt und Verlauf der Nichtlinearität. Die Kalibrierfeder kann z.B. in einem Motorbereich ohne oder mit sehr geringem Belagshub verwendet werden und ab Belagshub kann die zusätzlich wirkende Lösefeder zu Kalibrierzwecken mit verwendet werden. Diese Kalibrierung kann auch als Feststellung einer Abweichung, auch als Vergleich (auch inklusive Verlauf der Nichtlinearität und Kennlinien der Federn) mit etwas Gemessenem gesehen werden, aber auch als Anweisung (was zu tun sei um besser zu werden bzw. um etwas zu erreichen), wobei hier mindestens ein Wert herausgearbeitet wird, der Abweichungen so erklärt, dass sie kompensiert werden können.
In Fig.29 ist eine Trommelbremsanwendung gezeigt. Dabei drückt oben gezeigter Spreizteil 051 die beiden Bremsschuhe 067 an, welche eine Drehbewegung um ihre Bremsschuhabstützung 069 ausführen und unterschiedliche Drehradien (längerer und kürzerer Pfeil nach oben) bekommen können. Solche Simplex-Trommelbremsen können Selbstverstärkung entwickeln, weil der „primäre Schuh“ eine Mitnahmekraftkomponente um den Drehpunkt bekommt und der „sekundäre“ eine leicht anpressungsschwächende Komponente. Dazu muss aber die Spreizkraft eine leichte Verschiebung zulassen (was auch hier vorgesehen sein kann, angedeutet durch den horizontalen Pfeil), um den unterschiedlich angepressten Schuhen folgen zu können. Oft sind bei mechanisch betätigten Trommelbremsen die Spreizteile 051 aber drehbar mit wenig Spiel gelagert, um eine Hebelkraft (z.B. aus Seilzug) aufzunehmen. Daher wird hier vorgeschlagen, in so einem Fall bei Bedarf die beiden Teilhübe aus den beiden (oberer, unterer) gedrehten Anpressflächen 0591 durch verschiedene Positionierung der gedrehten Anpressflächen 0591 (Abrollzylinder) zum Spreizteildrehpunkt 057 so auszulegen, dass der resultierende Anpressverlauf ähnlich dem einer Verschiebung bei Selbstverstärkung wäre. Weiters werden vorteilhaft Abrollzylinderdurchmesser und Lage zum Drehpunkt so gestaltet, dass der Berührpunkt am Schuh mit möglichst geringem relativem Fehler der Kombination aus Kreisbewegung des Schuhes und etwaiger Verformungen bzw. geometrischer Veränderungen folgt. Auch das unterschiedliche Hebelverhältnis (z.B. zum gedachten Mittelpunkt der Belagsauflage auf der Trommel) wegen den unterschiedlichen Radien (längerer und kürzerer Pfeil nach oben) kann in der Lage der Abrollzylinder berücksichtigt werden. Im Gegensatz zur Scheibenbremse aus Fig.28 kann hier z.B. die Parkbremsstellung 0471 auch in der umgekehrten Drehrichtung der Nichtlinearität 03 (mit z.B. Nockendrehachse 034) zur Betriebsbremse gewählt werden (was natürlich bei der Scheibenbremse aus Fig.28 auch möglich wäre), wobei die Parkbremsstellung 0471 durch z.B. eine spezielle Geometrie oder Federwirkung auch bei Stromlosigkeit selbsttätig gehalten werden kann. Natürlich könnte man den Spreizteil 051 mit Antrieb dieser Trommelbremse auch ähnlich wie bei der Scheibenbremse aus Fig.28 ausführen, es gibt viele Kombinationsmöglichkeiten. Am Ende der Parkbremsstellung (oder auch z.B. Betriebsbremsstellung) kann (auch gezielt wenn nötig) eine Verschleißnachstellung durchgeführt werden oder z.B. in einer Feder für Verschleißnachstellung 021 gespeichert und bei Lösen der Bremse durchgeführt werden. Bei der Nichtlinearität 03 kann ein besonderer Bereich vorhanden sein, in dem man eine Ausgangslage der Nichtlinearität ohne Belagshub 111 finden kann, indem z.B. in jeder der beiden Drehrichtungen ein ansteigendes Motormoment erkennbar wird. Zum Finden der Ausgangslage der Nichtlinearität 03 kann z.B. auch ein Anschlag oder eine Feder angefahren werden, also auch die erwähnte Kalibrierfeder 046, welche den besonderen Vorteil haben kann, dass sie z.B. vor der ersten echten Bremsung angefahren werden kann und z.B. in einem Aktuatordrehbereich liegen kann, der besondere Eigenschaften haben kann wie z.B. keinen nennenswerten Belagshub oder z.B. in einer nicht zur normalen Bremsbetätigung verwendeten Drehrichtung oder Drehbereich (was einen anderen Einbau z.B. auf die Nichtlinearität wirkend erforderlich machen würde). Damit kann z.B. vor der ersten Bremsung eine Kalibrierung durchgeführt werden, welche am Aktuator messbaren Werte (z.B. Strom, Leistung, Energie usw.) welcher Federwirkung entsprechen und das auch z.B. über die (eventuell auch extrapolierbare) Federkennlinie oder Punkten davon. Dabei können auch die augenblicklich herrschenden ungewollten mechanischen Verlust mit erkannt werden. Es kann dabei auch unterschieden werden, ob nur „Leerlaufverluste“ entstehen, solange mit der Aktuatorbewegung noch keine nennenswerte Belagsbewegung verbunden ist und noch keine Feder wirkt und ab wann die Federwirkung dazu erkannt wird. Damit kann dann bei einer Bremsung sehr genau geschlossen werden, wann die Belagsanpresskraft zu steigen beginnt, wozu natürlich zwischen dem Aktuator messbaren Wert und der Belagsanpresskraft die augenblickliche nichtlineare Übersetzung berücksichtigt werden muss.
Die Trommelbremse aus Fig.29 hat den Vorteil, dass sie durch z.B. Lösefedern die Beläge von der Trommel abheben kann. Nun kann aber ein spielarm drehbar gelagerter Spreizteil keine Ausgleichsbewegungen machen, um unterschiedliche Belagsstärken mit unterschiedlichem Berührbeginn auszugleichen. Hier wird vorgeschlagen, dass entweder leichte elastische Beweglichkeit für Ausgleich und gleichmäßigeres Berühren sorgen kann oder andererseits die Beläge durch definierte Bewegung so ausgleichend verschleißen werden, dass sie sich ähnlich anlegen werden. Das kann insbesondere durch genau gefertigte oder absichtlich anpassend behandelte Beläge unterstützt werden und auch durch Wahl der geeigneten Anpressgeometrie (wie oben vorgeschlagen).
Fig.30 zeigt eine mögliche empfehlenswerte Vorgangsweise bezüglich einer Kalibrierfeder 046 bzw. einer für denselben Zweck nutzbaren (auch bedingt) federnden Wirkung (vorteilhaft z.B. auch in einem Bereich von wenig bis im wesentlichen keinen Belagshub, also z.B. auch in einer nicht zur normalen Betriebs- oder sonstigen Bremsung verwendeten Aktuatordrehrichtung also z.B. einem zur Bremsung nicht benutzten Bereich 082): Von einer Ausgangslage, z.B. dem Achsenschnittpunkt in Fig.30 mit Erhöhung der Aktuatordrehzahl noch ohne Federwirkung, Halten der Drehzahl noch ohne Federwirkung (was z.B. als Lauf mit abgedeckten Verlusten gesehen ohne sonstige Energiezufuhr werden kann), Spannen der Feder mit der Kalibrierfederkennlinie 049 aus (z.B. im wesentlichen) der Massenträgheit der Rotation, Feststellung des „Bremsweges“ bis die Feder die Rotation zum Stillstand bringt, Beschleunigung durch die Feder (nunmehr z.B. gegen obige Drehrichtung), wobei diese Beschleunigung z.B. auch mit definiertem Motorstrom (also z.B. auch vorteilhaft Null) verlaufen kann, Anfahren eines Punktes, von dem aus dann eine normale Betriebsoder sonstigen Bremsung in einem zur Bremsung benutzten Bereich 082 gestartet wird, z.B. dem Achsenschnittpunkt in Fig.30. Dieser Vorgang wäre in kurzer Zeit, z.B. beim Einschalten der Bremse, durchführbar und gibt bereits vor der ersten Bremsung ein sehr umfassendes Bild und bringt die Bremse in einen definierten Zustand für folgenden Bremsung(en): Man sieht elektrische und mechanische Verluste beim Beschleunigen, auch bis zum Erreichen der Feder, dann beim Spannen der Feder kann das Spannen z.B. ohne (oder mit definierter, z.B. verlustabdeckender) elektrischer Energie die mechanischen Verluste erkennbar machen, vor Drehrichtungsumkehr kann eine Messung zeigen, was nötig ist (z.B. Strom, Moment usw.), um die Federspannung im Stillstand zu halten, beim folgenden Beschleunigen nach Drehrichtungsumkehr kann z.B. die mechanische Wirkung von Federkraft gegen Massenträgheit gesehen werden, nach Beschleunigen könnte z.B. eine „Auslaufphase“ (z.B. ohne weitere elektrische Energiezufuhr oder z.B. mit definierter) die Nutzung der Drehenergie zur Überwindung der mechanischen Verluste zeigen. Die anfänglichen Verluste 016 im zur Bremsung nicht benutzten Bereich 082 können als „Leerlaufverluste“ gesehen werden, nach der Kalibrierfederkennlinie 049 sind die Verluste 016 u.U. höher. Bei Drehrichtungsumkehr erscheinen prinzipiell sie doppelt (doppelte Pfeile 016 links), weil sie zuerst in einer Richtung auftreten und nach Umkehr in der anderen. Selbiges gilt für die Verluste 016 rechts, welche durch die Belagsanpresskraft im Regelfall noch höher werden als 016 links. Das ist nicht an genau diesen Ablauf gebunden.
Empfehlenswert (aber nicht zwingend) ist die Anbringung der Feder an einer Stelle der Übersetzung, wo ein größerer Betätigungsweg der Feder erfolgt als im Belagshub, da dann mit kleinerer Federkraft obiger Vorgang näher im Bereich üblicher Bremsungen verläuft oder auch eine kleinere Feder verwendet werden kann. In obigem Ablauf können sehr viele Messungen gemacht werden, das ist aber nicht zwingend, man kann auch z.B. nur die Gesamtenergieaufnahme über den Gesamtvorgang messen und, da verlustlos ja keine Energie nötig gewesen wäre, aus der Energie auf den Verlustzustand schließen. Wie genau der Vorgang abläuft, ob nur Teile des Vorgangs stattfinden oder verwendet werden und was wann wie gemessen wird, ist also frei gestaltbar, ebenso welche Bereiche 081 und 082 benutzt oder unbenutzt werden, wesentlich ist, dass der Vorgang zur Kalibrierung genutzt werden kann (z.B. beim Einschalten, aber auch sonst). Man kann z.B. auch im zur Bremsung benutzten Bereich 081 erkennen, dass durch z.B. zu großen Luftspalt das Aktuatormoment später ansteigt, was zur strichlierten Kurve 081 führt. Er kann auch beliebige Messwerte erkennbar machen, also auch z.B. den für eine bestimmte Anpresskraft (Bremswirkung) zu erwartenden messbaren Zustand am Aktuator. Allgemein formuliert ist obiger Vorgang die Umwandlung einer Energieform in eine andere (z.B. elektrische in mechanische bzw. z.B. kinetische in potentielle wie Federspannung, mechanische in elektrische). Natürlich kann das Verfahren allgemein auf diese Energieumwandlung bezogen werden und ist nicht auf namentliche Bauteile wie „Kalibrierfeder“ beschränkt. Ein physikalisch gleichwertiger Vorgang (bzw. Teilvorgang) tritt z.B. auf, wenn die betätigte Bremse (die sich als Federwirkung äußert) beim Lösen den Motor beschleunigt bzw. eine Betätigungsbewegung abbremst, wozu man z.B. auch mit Null Motorstrom die Beschleunigung bzw. Verzögerung ablaufen lassen kann um im Wesentlichen die mechanische Verluste zu erkennen. Dabei wirkt also die Spannkraft (bzw. das daraus resultierende Moment) in der Bremse (und gegebenenfalls noch andere Kräfte z.B. aus Federn) als Beschleunigungs- bzw. Verzögerungskraft. Wenn diese gespeichert ist (z.B. als Kennlinie) könnte der tatsächliche Zustand der Bremse vom gespeicherten abweichen und wenn die Spannkraft gemessen oder geschätzt wird (z.B. aus Strom) hat die Messung Toleranzen. Bei einer Bremse, bei der Aktuatorbewgung und Belagsbewegung über ein konstantes Übersetzungsverhältnis verbunden sind, würde sich das Aktuatormoment stark mit der Anpressposition ändern, was natürlich trotzdem ein Anwendungsfall für das hier beschriebene Energieverfahren sein kann. Es wird aber als besonders vorteilhaft empfohlen, auch eine sogenannte nichtlineare EMB zu verwenden, weil bei dieser sich das Aktuatormoment nicht so stark über die Betätigung ändert als bei einer linearen und damit das beschleunigende bzw. bremsende Moment bei Abweichungen besser bekannt ist als bei einer linearen, bzw. nicht so starke Abweichungen enthält.
Ein Motorregler (z.B. für BLDC, z.B. FOC) verfügt über viele der hier benötigten Informationen, z.B. Position, Drehzahl, Moment (z.B. aus momenterzeugendem Strom) bzw. kann mit zusätzlich nötigem ergänzt werden wie z.B. Massenträgheit, der erwarteten Spannkraft aus Bremse (bzw. der aus Messungen vermuteten bzw. ermittelten). Daher wird empfohlen, die Erklärungen zu Fig.30 auch in direkter Zusammenarbeit mit dem Motorregler bzw. den hier vorhandenen Informationen die gesuchten Parameter (z.B. Verluste) zu gewinnen, was natürlich nicht dauernd sein muss, sondern z.B. auch fallweise stattfinden kann. Die Anwendung der obigen Energieumwandlung bzw. der Momentensumme wird dazu natürlich auch empfohlen.
Fig.3101 -3102 zeigen Vorschläge für symmetrische Betätigung beider Beläge bei Scheibenbremsen, ähnlich wie bei Trommelbremsen (z.B. wie in Fig.29): Bei elektromechanisch betätigten Scheibenbremsen kann zwar eine Feder die Beläge für ungebremsten Zustand wieder auseinanderdrücken, aber der Abhebevorgang beider Beläge (wie z.B. bei Trommelbremsen) wird u.U. nicht durchgeführt. Deshalb wird einerseits vorgeschlagen, dass man einen Abhebevorgang ganz analog zu Trommelbremsen auch bei einer Scheibenbremse mit z.B. zwei Federn gegen einen festen Teil (z.B. Radlagerteil) durchführt und die Scheibenbremse so symmetrisch wie obige Trommelbremse betätigt und den Verschleiß symmetrisch nachstellt (symmetrische Verschleißnachstellung 02 in Fig.3101 ), oder aber zur Vereinfachung ein einseitiges Verhalten (wie unten gezeigt) verwendet wird. Bei Trommelbremsen kann ein Verschleißnachsteller z.B. am unteren Drehpunkt der Beläge ähnlich einem Seilspanner mit Links- und Rechtsgewinde bei Drehen des Mittelteils auseinanderfahren. Dieser Punkt existiert bei der Scheibenbremse nicht. Daher wird vorgeschlagen, z.B. von einem festen Teil 09 (analog zur Trommelbremse, z.B. Radlagerteil) symmetrisch einen doppelt wirkenden Verschleißnachsteller (02 in Fig.3101 ) mit zwei Spreizteilen 051 oder wie in Fig.3102 ein beidseitiges Spreizteil 051 mit zwei Verschleißnachstellungen 02 zu verwenden.
Der Verschleißnachsteller 02 Fig.3101 oder der Spreizteil 051 Fig.3102 können mehr oder weniger elastisch (bzw. so, dass eine Ausgleichsbewegung möglich ist) mit einem festen Teil 09 verbunden sein (angedeutet durch die geschwungene Verbindung von 09 aufwärts), wobei mit mehr elastisch ein besserer Ausgleich gegen etwaige Unsymmetrien (beide Anpresskräfte bzw. in Geometrien oder Verschleiß) erfolgt, aber mit starrerer Befestigung Unsymmetrien schneller „abgefahren“ werden, z.B. die Beläge schneller so verschleißen, dass sich bessere Symmetrie einstellt. In Fig.3101 wird man wohl die Spreizteile 051 wie auch immer bevorzugt gemeinsam betätigen (könnte auch unterschiedlich stark sein), in Fig.3102 wird man wohl bevorzugt die beiden Verschleißnachstellungen 02 wie auch immer gemeinsam nachstellen (könnte auch unterschiedlich stark sein). Obiges hat den Nachteil, dass auf allen Teilen (Spreizteil, Verschleißnachstellern) die volle Spannkraft liegt, auch auf den doppelt vorhandenen Teilen.
In Fig.3201 -3202 wird daher vorgeschlagen, dass die mittenbezogene trommelbremsenähnliche Nachstellung auch anders erreicht werden kann: Dabei wird aus nur einem Verschleißnachsteller 02 eine Ausgleichsbewegung abgeleitet, mit der die Wanderung bei Verschleiß ausgeglichen wird: Der Pfeil von der Scheibenmitte zeigt in Fig.3201 auf den Abstand des Spreizteildrehpunktes 057 zu einem Bezug, z.B. Scheibenmitte (denkbar auch z.B. Scheibenoberflächen). In Fig.3202 zeigt der Pfeil auf die unverschlissene Ausgangslage wie in Fig.3201 , man sieht aber den Spreizteildrehpunktes 057 verschleißbedingt nach links gewandert, was im „festen Teil“ 09 in Fig.3202 als Pfeil sichtbar wird. Genau diesen Versatz kann der Verschleißnachsteller in Fig.3202 erzeugen (Pfeil in 02). Dazu kann der Verschleißnachsteller z.B. zwei Gewinde haben: ein die volle Spannkraft tragendes mit größerer Steigung und ein zweites mit z.B. halb so großer Steigung, das nur die Last der Mittelpunktsführung (des Hebeldrehpunkts) tragen muss. Wie die notwendige „Verschiebung des Spreizteildrehpunktes 057 gegen fest“ durchgeführt wird, bleibt wählbar, es können also alle geeigneten Mittel verwendet werden, welche die Verschiebung hervorrufen. Über die elastische Führung des Hebeldrehpunkts und die Bewegungsgeometrien gilt wieder obiges. Es gibt sehr viele (hier nicht explizit gezeigte) Möglichkeiten, diese Teilbewegung (z.B. der Hälfte der Verschleißnachstellung) zu erzeugen, z.B. mit Hebeluntersetzung. Man kann hier auch viele Möglichkeiten andeuten, wie eine Grundeinstellung herbeigeführt wird, auf der dann die Teilbewegung aufgebaut wird: z.B. genaue Fertigung in Zusammenwirken mit Belagsverschleiß (der Restungenauigkeiten kompensiert), Einstellmöglichkeit (z.B. mit Stellschraube), schwergängige Verschiebemöglichkeit, mit der sich ein Ausgangszustand bei kräftigem Zuspannen der Bremse einstellt usw. Es ist auch möglich, die Grundeinstellung nur bei Fertigung herbeizuführen und dann genaue Bremsbeläge zu verwenden, wobei es z.B. nicht schwierig ist, die Beläge zusammen mit der Trägerplatte bei Fertigung auf eine genaue Dicke z.B. abzuschleifen, zumindest auf paarweise gleiche.
In Fig.3301 ist z.B. die Möglichkeit gezeigt, dass eine Einstellung mit einer Klemmschraube (angedeutet durch den festen Teil 09 gehend) möglich ist, die z.B. ab Werk oder bei Belagswechsel für richtigen Luftspalt an beiden Seiten eingestellt werden kann werden kann oder z.B. wenn sich die Bremse durch Zuspannen eine richtige Lage sucht.
In Fig.3302 ist gezeigt, dass es keine Bedienung (z.B. einer Klemmung) geben muss, sondern dass durch genau genug herbeigeführte Reibung (hier z.B. durch Anpressfederkraft im festen Teil 09, die das schwarze Teil nach oben drückt) die Einstellung auch selbsttätig (z.B. bei Zuspannen) erfolgen kann. Es wird hier vorgeschlagen, dass dieses „selbsttätig erfolgen“ natürlich nicht nur zu definierten Anlässen (z.B. Belagswechsel) stattfinden muss, sondern natürlich auch öfter oder bei jeder Bremsbetätigung. Damit kann obiges „Verschiebung des Hebeldrehpunkts gegen fest“ auch mit der Einstellmöglichkeit kombiniert oder zusammengefasst werden und es wird z.B. eine zusätzliche Vorrichtung zur „Verschiebung des Hebeldrehpunkts gegen fest“ unnotwendig oder mit der selbsttätigen Einstellmöglichkeit (z.B. Andrückfeder) vereint und es bleibt mit vergleichbarer Wirkung nur eine keine Bedienung benötigende Einstellung übrig (also z.B. Andrückfeder). Das lässt sich natürlich bei vielen Bremsen anwenden, z.B. bei Trommelbremsen, bei denen diese Möglichkeit z.B. auch zwischen den Bremsschuhen sein kann oder am unbetätigten Ende der Bremsschuhe oder bei Schwimmsattelbremsen. Der große obere Punkt in Fig.3301 -3302 stellt einfach nur verallgemeinernd einen Teil der Bremse dar, der von der selbsttätigen oder unselbsttätigen Einstellung eingestellt wird. In Fig.34 ist gezeigt, dass das Übersetzungsverhältnis des Spreizteils definiert sein soll und keinen unerwarteten Änderungen unterliegen soll, ausgedrückt durch die strichlierte Kurve eines gewünschten Übersetzungsverhältnisses mit linearem Hub auf der x-Achse über den Winkel auf der y-Achse. Damit soll der tatsächliche Berührpunkt der gedrehten Anpressfläche 0591 auf eine nicht-gedrehte Anpressfläche 0592 gut definiert sein, was z.B. mit genau fertigbaren runden Teilen (z.B. zylindrischen Stiften) erreicht werden kann, jedoch nur schlechter, wenn Rundungen durch z.B. Fräsen entstehen. Links in Fig.34 ist gezeigt, dass ein abrollender Kreis, der sich um den Spreizteildrehpunkt 057 dreht, einen derartigen definierten Zusammenhang zwischen Winkel und linearem Hub bei einer z.B. kreisförmigen Anpressbewegung ergibt. Wenn jedoch kein Kreis abrollt, sondern etwas Anderes, wie z.B. die gezeigten Treppen, die z.B. durch Fräsen entstanden sein könnten, ist dem Zusammenhang zwischen Winkel und Weg eine Störung überlagert. Diese Störung beeinflusst natürlich die Anpresskraft, weil das Kraftübersetzungsverhältnis (durch Hebellängenänderung) gestört ist und die aus dem Anpressweg und der Elastizität entstehende Anpresskraft, weil der Anpressweg (durch Hebellängenänderung) gestört ist. Damit wird die Steuerung der Bremse gestört. Aus diesem Grund wird hier vorgeschlagen, gut, genau und kostengünstig fertigbare Abrollteile wie z.B. zylindrische Stifte oder Teile dafür zu verwenden, die natürlich durch ihre belastungsgerechte Dimensionierung geometrische Vorgaben machen. Diese Geometrievorgabe kann hier bewusst in Kauf genommen werden, auch wenn dabei kein Minimum der seitlichen Ausgleichsbewegung erreicht wird. Der Anteil der Störung hängt natürlich vom Maß der geometrischen Ungenauigkeit zum Gesamthub der Anpressbewegung ab. Daher kann z.B. bei wenig Hub eine möglichst genaue Geometrie (z.B. Kreisform) durch z.B. geschliffene Zylinder vorteilhaft sein, aber bei größerem Hub z.B. eine geschmiedete, gepresste, gegossene usw. Kontur ausreichend sein.
In einer nicht dargestellten Ausführungsform umfasst die Bremsvorrichtung einen Aktuator 04, insbesondere einen elektrischen Aktuator 04, ein Getriebe, eine Spreizvorrichtung, einen Bremsbelag 063 und eine Reibfläche. Der Aktuator 04 bewegt sich in einem begrenzten Aktuatorbetätigungsbereich. Der Aktuator 04 dreht in mindestens einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs über das Getriebe die Spreizvorrichtung um mindestens einen Drehpunkt.
Gemäß dieser Ausführungsform presst der Aktuator 04 zumindest in einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs über die Spreizvorrichtung zur Bremsung den Bremsbelag 063 zur Erzeugung einer Anpresskraft sowie eines daraus resultierenden Bremsmoments in Richtung der und an die Reibfläche.
Ferner weist das Getriebe eine Nichtlinearität 03, also eine über zumindest einen Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs nicht konstante Übersetzung, auf und dreht die Spreizvorrichtung entsprechend der Nichtlinearität.
Die Erfindung beschränkt sich nicht auf die dargestellten Ausführungsformen, sondern umfasst jegliche Bremsvorrichtung und jegliche Maschine gemäß den nachfolgenden Patentansprüchen.

Claims

Patentansprüche
1. Bremsvorrichtung,
- wobei die Bremsvorrichtung einen Aktuator (04), insbesondere einen elektrischen Aktuator (04), ein Getriebe, eine Spreizvorrichtung, einen Bremsbelag (063) und eine Reibfläche umfasst,
- wobei sich der Aktuator (04) in einem begrenzten Aktuatorbetätigungsbereich bewegt,
- wobei der Aktuator (04) in mindestens einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs über das Getriebe die Spreizvorrichtung um mindestens einen Drehpunkt dreht,
- und wobei der Aktuator (04) zumindest in einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs über die Spreizvorrichtung, insbesondere zur Bremsung, den Bremsbelag (063), insbesondere zur Erzeugung einer Anpresskraft sowie eines daraus resultierenden Bremsmoments, in Richtung der und/oder an die Reibfläche presst, dadurch gekennzeichnet,
- dass das Getriebe eine Nichtlinearität (03), also eine über zumindest einen Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs nicht konstante Übersetzung, aufweist,
- und dass das Getriebe die Spreizvorrichtung entsprechend der Nichtlinearität dreht.
2. Bremsvorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet,
- dass die Spreizvorrichtung von der Bremsvorrichtung, insbesondere dem Getriebe, mindestens teilweise umgeben ist,
- und/oder dass die Spreizvorrichtung lose in der Bremsvorrichtung angeordnet ist,
- und/oder dass die Spreizvorrichtung in der Bremsvorrichtung angeordnet ist.
3. Bremsvorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet,
- dass in mindestens einem Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs, insbesondere in einem ersten Betätigungspunkt des Aktuators (04) oder ersten Betätigungsbereich des Aktuators (04), die Spreizvorrichtung gegenüber dem Bremsbelag (063), den Bremsbelag (063) andrückenden Teilen der Bremsvorrichtung, dem Aktuator (04) und/oder den, insbesondere feststehenden, Getriebeteilen, eine Relativbewegung ausführt,
- wobei die Relativbewegung der Spreizvorrichtung gegebenenfalls, insbesondere ausschließlich, entlang und/oder in der Drehebene der Spreizvorrichtung erfolgt,
- wobei die Relativbewegung der Spreizvorrichtung gegebenenfalls, insbesondere ausschließlich, im Wesentlichen normalstehend zur Drehrichtung, insbesondere der Anpressrichtung, der Spreizvorrichtung erfolgt,
- wobei die Relativbewegung der Spreizvorrichtung gegebenenfalls, insbesondere ausschließlich, in Längsrichtung und/oder Querrichtung der Spreizvorrichtung erfolgt,
- wobei die Relativbewegung der Spreizvorrichtung gegebenenfalls in alle Erstreckungsrichtungen der Spreizvorrichtung erfolgt. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass die Spreizvorrichtung mindestens eine Anpressfläche (0591 ) aufweist,
- dass die Bremsvorrichtung, insbesondere das Getriebe und/oder an den Bremsbelag (063) andrückende Teile der Bremsvorrichtung, mindestens eine Widerlagerfläche umfasst,
- dass sich die mindestens eine Anpressfläche (0591 , 0592) in mindestens einem Teil des Aktuatorbetätigungsbereichs an die mindestens eine Widerlagerfläche presst, wodurch sich die Spreizvorrichtung dreht und/oder bewegt,
- und dass die Anpressfläche (0591 , 0592) und die Widerlagerfläche derart ausgestaltet sind, dass diese Flächen zueinander, insbesondere bei der Drehung und/oder Bewegung der Spreizvorrichtung, eine, insbesondere gleitende und/oder rollende, Relativbewegung ausführen. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass der Aktuator (04) in mindestens einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs, insbesondere in einem zweiten Betätigungspunkt des Aktuators (04) oder zweiten Betätigungsbereich des Aktuators (04), die Spreizvorrichtung über das Getriebe um einen ersten Drehpunkt dreht, - und/oder dass der Aktuator (04) in mindestens einem Teil seines Aktuatorbetätigungsbereichs, insbesondere in einem weiteren Betätigungspunkt des Aktuators (04) oder weiteren Betätigungsbereich des Aktuators (04), die Spreizvorrichtung über das Getriebe um einen weiteren Drehpunkt dreht,
- und/oder dass die Lage von mindestens zwei Drehpunkten voneinander abweicht,
- und/oder dass die Lage der Drehpunkte durch die Ausgestaltung der Bremsvorrichtung begrenzt ist,
- und/oder dass die Bremsvorrichtung derart ausgestaltet ist, dass der Drehpunktverlagerung von mindestens zwei Drehpunkten der Spreizvorrichtung ein elastischer Widerstand, insbesondere eine Widerstandsvorrichtung, entgegen gesetzt ist,
- und/oder dass mindestens ein Drehpunkt gelagert und/oder frei beweglich, insbesondere ungelagert, ist. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass die Spreizvorrichtung mindestens zwei Spreizvorrichtungsteile umfasst, wobei gegebenenfalls mindestens ein Spreizvorrichtungsteil gegebenenfalls ein Stift, ein Zapfen, und/oder ein vorgefertigter Teil ist,
- und/oder dass die mindestens eine Anpressfläche (0591 , 0592) der Spreizvorrichtung zumindest teilweise aus einem Spreizvorrichtungsteil gebildet ist,
- und/oder dass die mindestens eine Anpressfläche (0591 , 0592) der Spreizvorrichtung zumindest teilweise an einem Spreizvorrichtungsteil angeordnet ist,
- und/oder dass die Spreizvorrichtungsteile miteinander, insbesondere kraftschlüssig, stoffschlüssig, verpresst und/oder verschweißt, verbunden sind. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass die Spreizvorrichtung nichtlinear ausgestaltet ist,
- und/oder dass die Spreizvorrichtung von dem Aktuator (04) über das Getriebe in einem begrenzten Drehungsbereich gedreht ist, wobei gegebenenfalls die Spreizvorrichtung mindestens eine Nichtlinearität (03), also eine über zumindest einen Teil des Drehungsbereichs nicht konstante Übersetzung, aufweist. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass die Übersetzung des Getriebes derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass der Aktuator (04) in mindestens einem Teilbereich seines Aktuatorbetätigungsbereichs in einem von dem optimalen Betriebspunkt des Aktuators (04) abweichenden Betriebspunkt betrieben ist,
- und dass gegebenenfalls der Aktuator (04) in mindestens einem Teilbereich seines Aktuatorbetätigungsbereichs in einem von einem Betriebspunkt maximaler Leistung des Aktuators (04) abweichenden Betriebspunkt betrieben ist. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass das Getriebe, insbesondere die Spreizvorrichtung, ausgehend von einer ersten Stellung, insbesondere einer Nullstellung, des Getriebes zur Bremsung eine Bewegung des Aktuators (04) in eine erste Richtung ausführt oder umsetzt,
- und/oder dass das Getriebe, insbesondere die Spreizvorrichtung ausgehend von einer ersten Stellung, insbesondere einer Nullstellung, zur Anpassung eines Luftspalts (068), insbesondere zur Betätigung einer Verschleißnachstellung (02) und/oder Verschleißnachstellvorrichtung, eine Bewegung des Aktuators (04) in eine, insbesondere der ersten Richtung entgegengesetzte, zweite Richtung ausführt oder umsetzt. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass eine Verschleißnachstellvorrichtung im Drehpunkt der Spreizvorrichtung vorgesehen ist,
- und/oder dass die Verschleißnachstellvorrichtung einen Antrieb umfasst, - und/oder dass die Spreizvorrichtung einen Antrieb umfasst, und wobei gegebenenfalls die Verschleißnachstellvorrichtung im Antrieb der Spreizvorrichtung vorgesehen ist,
- und/oder dass eine Verschleißnachstellvorrichtung zwischen dem Aktuator (04) und dem Getriebe oder zwischen dem Getriebe und der Spreizvorrichtung vorgesehen ist,
- und/oder dass die Bremsvorrichtung eine Verschleißnachstellvorrichtung umfasst, welche, insbesondere ausschließlich, durch den Aktuator (04), das Getriebe und/oder die Spreizvorrichtung betätigt ist. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass der Aktuator (04), das Getriebe und/oder die Spreizvorrichtung zur Bremsung und Verschleißnachstellung (02), insbesondere zur Betätigung einer Verschleißnachstellvorrichtung, eingerichtet ist,
- und/oder dass die Bremsvorrichtung nur einen einzigen Aktuator (04) zur Bremsung und zur Verschleißnachstellung (02), insbesondere zur Betätigung einer Verschleißnachstellvorrichtung, umfasst. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass der Aktuator (04) mehrere Teile umfasst,
- und/oder dass der Aktuator (04) eine Feder, insbesondere eine Betätigungsfeder (042), und einen Elektromotor (041 ) umfasst, wobei gegebenenfalls die Feder und der Elektromotor (041 ) bauteilmäßig und/oder wirkrichtungsmäßig voneinander unabhängig sind, und/oder wobei gegebenenfalls die Feder über mindestens eine weitere Komponente und/oder über das Getriebe mit dem Elektromotor (041 ) zusammenwirkt,
- und/oder dass der Aktuator (04) zwei Elektromotoren (041 ) umfasst,
- und/oder dass die Bremsvorrichtung mit mindestens einer elektrischen Maschine, insbesondere mindestens einer elektromagnetisch erregten elektrischen Maschine, zusammenwirkt. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass das Getriebe kinematische Vorrichtungen umfasst,
- und/oder dass das Getriebe eine Nocke, eine Kugelrampe und/oder einen Hebel umfasst. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
- dass die Übersetzung des Getriebes, insbesondere im Bremsenbetrieb, veränderbar ist,
- und/oder dass die Übersetzung des Getriebes, insbesondere aktiv, bevorzugt durch Verdrehen einer Ratsche, veränderbar ist,
- und/oder dass die Übersetzung des Getriebes, insbesondere passiv, bevorzugt durch federbelastetes Zurückweichen von Bauteilen oder die elastische Verformung von Bauteilen veränderbar ist. Bremsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Getriebe derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass entlang des Aktuatorbetätigungsbereichs mindestens ein Teilabschnitt mit einer Nichtlinearität (03) gebildet und/oder angeordnet ist, und/oder dass das Getriebes derart gewählt und/oder ausgestaltet ist, dass entlang des Aktuatorbetätigungsbereichs mindestens zwei Teilabschnitte mit unterschiedlich wirkenden Nichtlinearitäten (03) gebildet und/oder angeordnet sind und/oder dass die mindestens eine Nichtlinearität (03) aus folgenden Nichtlinearitäten (03) gewählt ist: a. Nichtlinearität (03) zur Überwindung eines Luftspalts (068) zwischen Bremsbelag (063) und Reibfläche, b. Nichtlinearität (03) zur Bestimmung des Berührungspunkts der Reibfläche und des Bremsbelags (063), c. Nichtlinearität (03) zum Erreichen einer Mindestbremswirkung, d. Nichtlinearität (03) zur Erzeugung eines ansteigenden Bremsmoments, e. Nichtlinearität (03) zum Betrieb mit abgesenktem elektrischen Leistungsbedarf, f. Nichtlinearität (03) zum schnellen Erreichen hoher Bremswirkungen, g. Nichtlinearität (03) zur Messung und/oder Einstellung von Parametern, h. Nichtlinearität (03) zur Reduktion von elektrischen und mechanischen Belastungen beim Belagshubstart, i. Nichtlinearität (03) zur Kompensation von Bremsfading, j. Nichtlinearität (03) zur Verschleißnachstellung (02). Maschine, insbesondere Beförderungsvorrichtung, Fahrzeug, Aufzug oder
Fahrrad, umfassend eine Bremsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 15. Maschine nach Anspruch 16, umfassend eine weitere, insbesondere elektronische, Bremsvorrichtung, dadurch gekennzeichnet, dass die weitere Bremsvorrichtung als, insbesondere federbelastete, Parkbremse ausgebildet ist.
EP21762589.6A 2020-08-24 2021-08-24 Bremsvorrichtung Pending EP4200536A1 (de)

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
AT602602020 2020-08-24
AT603632020 2020-12-08
AT601912021 2021-07-14
PCT/AT2021/060294 WO2022040713A1 (de) 2020-08-24 2021-08-24 Bremsvorrichtung

Publications (1)

Publication Number Publication Date
EP4200536A1 true EP4200536A1 (de) 2023-06-28

Family

ID=77543245

Family Applications (2)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP21762589.6A Pending EP4200536A1 (de) 2020-08-24 2021-08-24 Bremsvorrichtung
EP21777619.4A Pending EP4200537A1 (de) 2020-08-24 2021-08-24 Elektromechanische bremse, verschleissnachstellvorrichtung und verfahren zum betrieb einer elektromechanischen bremse

Family Applications After (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP21777619.4A Pending EP4200537A1 (de) 2020-08-24 2021-08-24 Elektromechanische bremse, verschleissnachstellvorrichtung und verfahren zum betrieb einer elektromechanischen bremse

Country Status (6)

Country Link
US (1) US20230392659A1 (de)
EP (2) EP4200536A1 (de)
CN (1) CN116420034A (de)
CA (2) CA3190939A1 (de)
MX (2) MX2023002310A (de)
WO (2) WO2022040713A1 (de)

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10046981A1 (de) * 2000-09-22 2002-04-25 Bosch Gmbh Robert Radbremsvorrichtung
ATE425381T1 (de) * 2005-10-15 2009-03-15 Luk Lamellen & Kupplungsbau Bremsbetätigungsvorrichtung
EP1798123B1 (de) * 2005-12-14 2008-09-03 Fondazione Torino Wireless Elektro-mechanische Stellvorrichtung für Kraftfahrzeugbremsanlage und Bremsanlage ausgerüstet mit einer solchen Vorrichtung
DE102011083938A1 (de) * 2011-09-30 2013-04-04 Siemens Aktiengesellschaft Elektromechanische Betätigungsanordnung einer elektromechanischen Bremse und elektromechanischen Bremse
AT513989A1 (de) * 2013-03-11 2014-09-15 Ve Vienna Engineering Forschungs Und Entwicklungs Gmbh Elektrisch betätigte Reibungsbremse
DE102017004436A1 (de) * 2017-05-09 2018-11-15 Wabco Europe Bvba Elektromechanischer Bremsenaktuator
DE102017123266A1 (de) * 2017-10-06 2019-04-11 Thyssenkrupp Ag Mechanische Bremsvorrichtung
WO2019076426A1 (de) * 2017-10-16 2019-04-25 Wabco Europe Bvba Bremsvorrichtung, insbesondere nutzfahrzeugscheibenbremse
AT521508B1 (de) * 2018-09-19 2020-02-15 Greenbrakes Gmbh Verfahren zum Bestimmen von Auslegungsparametern einer elektromechanischen Bremse sowie elektromechanische Bremse

Also Published As

Publication number Publication date
WO2022040713A1 (de) 2022-03-03
MX2023002310A (es) 2023-05-19
MX2023002309A (es) 2023-05-19
EP4200537A1 (de) 2023-06-28
CA3190939A1 (en) 2022-03-03
CN116420034A (zh) 2023-07-11
US20230392659A1 (en) 2023-12-07
CA3190936A1 (en) 2022-03-03
WO2022040712A1 (de) 2022-03-03

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE10392252B4 (de) Scheibenbremse
EP1421293B1 (de) Zuspanneinrichtung für eine bremse
DE69918572T2 (de) Radaufhängungsanordnung bei einem fahrzeug
DE102007043634B4 (de) Elektrisches Parkbremssystem
EP2433025B1 (de) Reibungsbremse
DE60006759T2 (de) Elektromechanisches Bremssystem
EP2836402B1 (de) Bremssystem und bremsverfahren für eine elektrisch betätigte, nicht-lineare reibungsbremse
EP3359840B1 (de) Elektrische verschleissnachstellvorrichtung einer scheibenbremse, eine entsprechende scheibenbremse und verfahren zum lüftspielmessen, -einstellen und verschleissmessen
DE102007043633B4 (de) Elektrisches Parkbremssystem und Verfahren zum Steuern des elektrischen Parkbremssystems
DE102004009832A1 (de) Ausrücksysteme
DE3618532A1 (de) Anfahrhilfe fuer ein fahrzeug fuer das anfahren an einer steigung und verfahren zum steuern der anfahrhilfe
EP3077692B1 (de) In maximalstellung verrastender aktuator zum betätigen eines hydraulischen kupplungsstellers sowie elektrisch betätigbares kupplungssystem
DE102005030618A1 (de) Scheibenbremse in selbstverstärkender Bauart und Ansteuerverfahren für eine selbstverstärkende Bremse
DE102016219842A1 (de) Elektromechanische Bremseinrichtung und Verfahren zur Steuerung derselben
DE10084336B3 (de) Steuervorrichtung für ein Kopplungsmittel mit veränderlicher Kraftdosierung
WO2014041160A1 (de) SCHEIBENBREMSE MIT EINER VERSCHLEIßNACHSTELLVORRICHTUNG, VERFAHREN UND VORRICHTUNG ZUM BETREIBEN EINER VERSCHLEIßNACHSTELLVORRICHTUNG EINER SCHEIBENBREMSE
DE112006001595T5 (de) Scheibenbremse
WO2022040713A1 (de) Bremsvorrichtung
DE102011006965A1 (de) Vorrichtung zum Verändern eines Betriebszustandes eines Schaltelementes mit zwei Schaltelementen
EP3980658B1 (de) Bremsvorrichtung
EP3980661B1 (de) Bremsvorrichtung
DE102009054672A1 (de) Vorrichtung zur Wankstabilisierung eines Fahrzeugs
DE10321288A1 (de) Hydraulisches System
DE102023203676A1 (de) Einrichtung für eine trommelbremsanordnung
DE10161500A1 (de) Zuspanneinrichtung für Radbremsen, insbesondere Scheibenbremsen

Legal Events

Date Code Title Description
STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: UNKNOWN

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE INTERNATIONAL PUBLICATION HAS BEEN MADE

PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: REQUEST FOR EXAMINATION WAS MADE

17P Request for examination filed

Effective date: 20230324

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

DAV Request for validation of the european patent (deleted)
DAX Request for extension of the european patent (deleted)