ES2876030T3

ES2876030T3 - Accionador electrohidráulico para freno

Info

Publication number: ES2876030T3
Application number: ES13730347T
Authority: ES
Inventors: Riccardo Arrigoni; Alessandro Rossi; Fabio Carbone; Paolo Sala; Beniamin Szewczyk
Original assignee: Brembo SpA
Current assignee: Brembo SpA
Priority date: 2012-05-11
Filing date: 2013-05-09
Publication date: 2021-11-11
Anticipated expiration: 2033-05-09
Also published as: CN110525403A; US20150114770A1; WO2013168122A2; EP2847484B1; WO2013168122A3; EP2847484A2; ITMI20120812A1; CN104302941A; US9856935B2

Abstract

Un accionador electrohidráulico (1) para accionar un freno (2) con una unidad de empuje hidráulico, comprendiendo el accionador (1): - un motor eléctrico (3) con un eje de transmisión (4), - un mecanismo de conversión (5) conectado con el eje de transmisión (4) y adaptado para convertir un movimiento de rotación del eje de transmisión (4) en un movimiento de traslación de una parte trasladable (6), - un cilindro (8) y un pistón (9) recibido en el cilindro (8) y constreñido a la parte trasladable (6) para trasladarse conjuntamente con respecto al cilindro (8) a lo largo de una carrera del pistón (10) que se extiende de un extremo trasero de la carrera (11) a un extremo delantero de la carrera (12), en el que la carrera del pistón (10) comprende: - una longitud delantera (13) que incluye el extremo delantero de la carrera (12) y que tiene una longitud menor que o igual a la mitad de la longitud de la carrera del pistón (10), y - una longitud trasera (14) que incluye el extremo trasero de la carrera (11) y que tiene una longitud menor que o igual a la mitad de la longitud de la carrera del pistón (10), - una cámara de presión (15) definida por el cilindro (8) y el pistón (9) y que tiene un volumen que varía como una función de la posición del pistón (9) de un volumen máximo cuando el pistón (9) está en el extremo trasero de la posición de la carrera (11) a un volumen mínimo cuando el pistón (9) está en el extremo delantero de la posición de la carrera (12), - un conducto de suministro (16) en comunicación con dicha cámara de presión (15) y adaptado para conectarse con la unidad de empuje hidráulico del freno (2), en el que el mecanismo de conversión (5) está configurado de modo que, para una velocidad angular dada del eje de transmisión (4), la velocidad de traslación del pistón (9) decrece de un valor máximo en una posición del pistón (9) en la longitud trasera (14) a un valor mínimo en una posición del pistón (9) en la longitud delantera (13), en el que el mecanismo de conversión (5) comprende un mecanismo de manivela (17) y biela (18) que tiene: - una manivela (17) que se puede hacer rotar alrededor de un eje de manivela (38) transversal a un eje de traslación (39) del pistón (9), y - una biela (18) que tiene un primer extremo (40) sujeto con bisagra a la manivela (17) en un punto excéntrico en relación con el eje de la manivela (38) y un segundo extremo que forma la parte trasladable (6) y que se ajusta permanentemente a una parte trasera (41) del pistón (9), en el que el eje de manivela (38) está dispuesto a una distancia perpendicular del eje de traslación (39) del pistón (9), caracterizado por que - dicha distancia perpendicular es menor que el radio de la manivela (17) que se define como la distancia entre el eje de manivela (38) y el eje de bisagra del primer extremo (40) de la biela (18), y - dicha distancia perpendicular varía de 0,4 L a 0,6 L, donde L es la longitud de la biela (18).

Description

DESCRIPCIÓN

Accionador electrohidráulico para freno

El objetivo de la presente invención es un accionador electrohidráulico para un freno, en particular, para un freno de disco con una unidad de empuje cilindro-pistón hidráulico para vehículos de motor, motocicletas y vehículos comerciales e industriales.

A partir de los documentos US6623087 y DE19527936, son conocidos sistemas de frenado para vehículos de motor del tipo BBW ("freno por cable"), en los que un transductor lineal conectado a un pedal de freno detecta la carrera del pedal de freno y transmite una señal eléctrica indicativa de la petición del par de frenado por el usuario a una unidad de control. La unidad de control procesa las señales del transductor y controla un motor eléctrico de una bomba hidráulica como una función del par de frenado requerido. La bomba hidráulica accionada por el motor eléctrico presuriza y transporta un fluido hidráulico a las unidades de presión hidráulica de los frenos del vehículo.

En comparación con los sistemas de frenado convencionales, en los que el pedal de freno actúa directamente sobre el circuito hidráulico, las ventajas de los sistemas de "freno por cable" es que permiten generar y controlar la presión hidráulica del sistema de frenado sin la ayuda de la fuerza aplicada a través del pedal de freno. Además, el reemplazo al menos parcial de los circuitos hidráulicos por circuitos eléctricos permite ahorrar fluido hidráulico, reducir el peso y reducir el impacto medioambiental del sistema de frenado. Finalmente, la dirección del sistema de frenado por una unidad de control electrónico basada en señales eléctricas que representan el par de frenado requerido permite un diseño más ergonómico del pedal de freno o de la palanca de freno, y una respuesta del sistema de frenado que sea más focalizada y diferenciada de acuerdo con las condiciones de la carretera y las condiciones del vehículo al frenar, además de la posibilidad de realizar una acción de frenado regenerativo (con una recuperación al menos parcial de la energía cinética) y combinación.

A pesar de las diversas ventajas de los sistemas de "freno por cable", en condiciones de frenado extremas, por ejemplo, en el caso de una abrupta pérdida de eficacia del freno (la llamada "fatiga") tras un sobrecalentamiento después de un frenado prolongado y profundo, el freno requiere presiones hidráulicas muy altas, lo que se traduce en un sobredimensionamiento del motor eléctrico de la bomba, que, de otro modo, correría el riesgo de quemarse. Dicho sobredimensionamiento del motor eléctrico no da lugar a ninguna ventaja en un 99 % de las situaciones de funcionamiento del sistema de frenado, pero implica costes de fabricación y de funcionamiento adicionales, así como un peso alto y unas dimensiones globales altas. US4852419 describe un dispositivo de control para un embrague de fricción de vehículo de motor que se puede considerar el estado de la técnica más cercano a la presente invención.

Por lo tanto, el objetivo de la presente invención es proporcionar un accionador electrohidráulico para un freno hidráulico que tenga características tales que obvie las desventajas expuestas con referencia a la técnica anterior.

Un objetivo particular de la invención es proponer un accionador electrohidráulico para un freno hidráulico, en el que un motor eléctrico del accionador electrohidráulico se dimensiona para las condiciones de funcionamiento estándar del freno, y en el que el accionador electrohidráulico está dimensionado para las condiciones de funcionamiento estándar del freno, y en el que el accionador electrohidráulico se configura para poder generar, en condiciones extremas, por el mismo motor eléctrico, una presión de fluido excepcionalmente alta sin riesgo de sobrecalentamiento del motor.

Estos y otros objetivos se logran por un accionador electrohidráulico para accionar un freno que tiene una unidad de empuje hidráulico, comprendiendo dicho accionador los rasgos característicos de la reivindicación 1 adjunta. Esto reduce el par motor y, por tanto, el suministro de energía eléctrica requerido para generar una presión de fluido alta en la longitud delantera de la carrera del pistón, obviando, por tanto, el riesgo de sobrecalentamiento del motor eléctrico en situaciones de frenado extremas. Al mismo tiempo, cuando el pistón está en la longitud trasera de la carrera del pistón (situación de acciones de frenado de funcionamiento estándar), el accionador permite un funcionamiento del motor eléctrico en una capacidad del par motor y suministro de energía absorbida adecuado para el dimensionamiento del motor.

Además, en virtud del hecho de que se alcanza el valor mínimo de la proporción de transmisión y conversión (o, en otras palabras: el valor mínimo del cociente entre la velocidad de traslación lineal de la parte trasladable y la velocidad angular del eje de transmisión) cuando el pistón está en la longitud delantera de la carrera del pistón, es posible generar presiones de fluido muy altas en condiciones de alto desplazamiento de fluido fuera del cilindro.

De acuerdo con un aspecto de la invención, la longitud delantera de la carrera del pistón tiene una longitud menor que un tercio de la longitud de la carrera del pistón, preferentemente menor que un cuarto de la longitud de la carrera del pistón. Todavía más preferentemente, se alcanza el valor mínimo de la proporción de transmisión y conversión (o, en otras palabras: el valor mínimo del cociente entre la velocidad de traslación lineal de la parte trasladable y la velocidad angular del eje de transmisión) cuando el pistón está en el extremo delantero de la carrera.

De acuerdo con otro aspecto de la invención, se alcanza el valor máximo de la proporción de transmisión y conversión (o, en otras palabras: el valor máximo del cociente entre la velocidad de traslación lineal de la parte trasladable y la velocidad angular del eje de transmisión) cuando el pistón está en el extremo trasero de la carrera.

De acuerdo con la invención, el mecanismo de conversión comprende un mecanismo de manivela y biela para una conversión del movimiento de rotación del eje de transmisión en el movimiento de traslación de la parte trasladable. En los mecanismos de manivela y biela, la velocidad de traslación de la parte trasladable es una función no lineal de la posición angular de la manivela y también de la carrera de la parte trasladable. Considerando ahora que la presión de fluido es aproximadamente una función lineal de la carrera del pistón, y combinando dicha función lineal de la presión con la función no lineal de la velocidad de traslación del pistón, se obtiene una proporción no lineal entre el par motor y la carrera del pistón, en la que, en una parte predominante de la longitud trasera (en la primera mitad) de la carrera del pistón, el par motor se incrementa de una manera aproximadamente proporcional (lineal) a medida que el pistón avanza, y, en la longitud delantera (en la segunda mitad) de la carrera del pistón, el par motor se incrementa de una manera subproporcional (o decreciente), o decrece a medida que el pistón avanza. Justo esta característica permite un funcionamiento óptimo del motor eléctrico y un control preciso de la presión de fluido en condiciones de frenado normales (con el pistón en la longitud trasera de la carrera del pistón) y una presurización muy alta del fluido en condiciones de frenado excepcionales (con el pistón en la longitud delantera de la carrera del pistón).

De acuerdo con otro aspecto que no forma parte de la invención, el mecanismo de conversión comprende un mecanismo de leva para una conversión del movimiento de rotación del eje de transmisión en el movimiento de traslación de la parte trasladable. En dicho caso, la superficie de leva tiene una conformación y una distancia radial con respecto a su punto de apoyo de rotación de modo que obtenga la relación mencionada anteriormente entre la velocidad de traslación del pistón y la velocidad angular del eje de transmisión y, preferentemente, una proporción no lineal entre el par motor y la carrera del pistón, en la que, en una parte predominante de la longitud trasera (en la primera mitad) de la carrera del pistón, el par motor se incrementa de una manera aproximadamente proporcional (lineal) a medida que el pistón avanza, y, en la longitud delantera (en la segunda mitad) de la carrera del pistón, el par motor se incrementa de una manera subproporcional (o decreciente), o decrece a medida que el pistón avanza.

De acuerdo con otro aspecto que no forma parte de la invención, el mecanismo de conversión comprende un rotor acoplado con un estator por el ajuste entre elementos giratorios conectados a uno de ellos, y un recorrido helicoidal formado en el otro, en el que el ángulo de la bobina del recorrido helicoidal varía a lo largo de la longitud del mismo, para obtener la relación mencionada anteriormente entre la velocidad de traslación del pistón y la velocidad angular del eje de transmisión y, preferentemente, una proporción no lineal entre el par motor y la carrera del pistón, en la que, en una parte predominante de la longitud trasera (en la primera mitad) de la carrera del pistón, el par motor se incrementa de una manera aproximadamente proporcional (lineal) a medida que el pistón avanza, y, en la longitud delantera (en la segunda mitad) de la carrera del pistón, el par motor se incrementa de una manera subproporcional (o decreciente), o decrece a medida que el pistón avanza.

Para entender mejor la invención y apreciar las ventajas de la misma, se describirán a continuación en el presente documento algunos modos de realización no limitantes ejemplares de la misma, con referencia a las figuras adjuntas, en las que:

las figs. 1 y 2 son vistas en perspectiva de un accionador electrohidráulico para frenos hidráulicos de acuerdo con un modo de realización de la invención;

la fig. 3 es una vista en sección del accionador 20 en la fig. 1;

la fig. 4 es una vista ampliada de un detalle en la fig. 3;

la fig. 5 es una vista en sección del accionador con un pistón en un extremo trasero de la posición de la carrera;

la fig. 6 es una vista en sección del accionador con un pistón en un extremo delantero de la posición de la carrera;

la fig. 7 es una vista ampliada de un detalle del accionador de acuerdo con un modo de realización; la fig. 8 es una vista ampliada de otro detalle del accionador de acuerdo con un modo de realización; la fig. 9 es una ilustración esquemática de un mecanismo de manivela y biela y de la ley cinemática que rige el comportamiento del mismo;

la fig. 10 muestra un diagrama que indica la tendencia del par motor y de la presión hidráulica de fluido como una función de la carrera del pistón de acuerdo con un modo de realización de la invención en comparación con una solución de la técnica anterior;

la fig. 11 es una ilustración esquemática de un sistema de frenado del tipo "freno por cable", que implementa accionadores electrohidráulicos de acuerdo con la invención;

las figs. 12 y 13 muestran esquemáticamente accionadores electrohidráulicos que no forman parte de la invención reivindicada.

Con referencia a las figuras, un accionador electrohidráulico se indica, en general, con la referencia 1. Se proporciona el accionador 1 para accionar un freno 2 con una unidad de empuje hidráulico y comprende un motor eléctrico 3 con un eje de transmisión 4, un mecanismo de conversión 5 conectado con el eje de transmisión 4 y adaptado para convertir un movimiento de rotación del eje de transmisión 4 en un movimiento de traslación de una parte trasladable 6, así como una bomba hidráulica 7 conectada al mecanismo de conversión 5 y adaptada para generar, en respuesta al movimiento de traslación, un incremento de presión de un líquido hidráulico.

La bomba hidráulica 7 comprende un cilindro 8 y un pistón 9 recibido en el cilindro 8 y constreñido a la parte trasladable 6 para trasladarse conjuntamente con ella con respecto al cilindro 8 a lo largo de una carrera del pistón 10 que se extiende de un extremo trasero de la carrera 11 a un extremo delantero de la carrera 12. La carrera del pistón 10 comprende una longitud delantera 13 que incluye el extremo delantero de la carrera 12 y que tiene una longitud menor que o igual a la mitad de la longitud de la carrera del pistón 10, y una longitud trasera 14 que incluye el extremo trasero de la carrera 11 y que tiene una longitud menor que o igual a la mitad de la longitud de la carrera del pistón 10.

La bomba hidráulica 7 comprende además una cámara de presión 15 definida por el cilindro 8 y el pistón 9 y que tiene un volumen que varía como una función de la posición de la carrera 9 de un volumen máximo cuando el pistón 9 está en el extremo trasero de la posición de la carrera 11 a un volumen mínimo cuando el pistón 9 está en el extremo delantero de la posición de la carrera 12. La cámara de presión 15 está en comunicación con un conducto de suministro 16, que está formado preferentemente en el cilindro 8 (pero también podría estar formado en el pistón 9) y adaptado para conectarse con la unidad de empuje hidráulico del freno 2.

De acuerdo con la invención, el mecanismo de conversión 5 está configurado de modo que, para una velocidad angular dada del eje de transmisión 4, la velocidad de traslación de la parte trasladable 6 (es decir, del pistón 9) decrece de un valor máximo en una posición del pistón 9 en la longitud trasera 14 a un valor mínimo en una posición del pistón 9 en la longitud delantera 13.

Esto reduce el par motor y, por tanto, el suministro de energía requerido para generar una presión de fluido alta en la longitud delantera 13 de la carrera del pistón 10, obviando, por tanto, el riesgo de sobrecalentamiento del motor eléctrico 3 en situaciones de frenado extremas. Al mismo tiempo, cuando el pistón 9 está en la longitud trasera 14 de la carrera del pistón 10 (situación de acciones de frenado de funcionamiento estándar), el accionador 1 permite un funcionamiento del motor eléctrico 3 en una capacidad del par motor y suministro de energía absorbida que es adecuado para el dimensionamiento del mismo motor.

Además, en virtud del hecho de que se alcanza el valor mínimo de la proporción de transmisión y conversión V^{l in ,9}/V^{a n g ,4}(o, en otras palabras: el valor mínimo del cociente entre la velocidad de traslación lineal de la parte trasladable 6 (o pistón 9) y la velocidad angular del eje de transmisión 4) cuando el pistón está en la longitud delantera 13 de la carrera del pistón 10, es posible generar presiones de fluido muy altas cuando el propio fluido ya se ha sometido a un alto desplazamiento. De esta manera, se obtiene un rápido acercamiento y ajuste de las pastillas contra el disco de freno en condiciones de frenado normales (longitud trasera de la carrera del pistón), y se pueden generar presiones muy altas cuando las pastillas ya se han ajustado al disco de freno y no requieren otros desplazamientos sustanciales.

Además, el mecanismo de conversión 5 está configurado para garantizar también un movimiento hacia atrás controlado del pistón 9 del extremo delantero de la posición de la carrera (12) al extremo trasero de la posición de la carrera (11), como respuesta a un retromovimiento del motor 3. Dicha reversibilidad del movimiento es indispensable para los sistemas de frenado en cuestión.

De acuerdo con un modo de realización, la longitud delantera 13 de la carrera del pistón 10 tiene una longitud menor que un tercio, preferentemente menor que un cuarto, de la longitud de la carrera del pistón 10. Todavía más preferentemente, se alcanza el valor mínimo de la proporción de transmisión y conversión V^{lin ,9}/V^{a n g ,4}(o, en otras palabras: el valor mínimo del cociente entre la velocidad de traslación lineal de la parte trasladable 6 (pistón 9) y la velocidad angular del eje de transmisión 4) cuando el pistón 9 está en el extremo delantero de la carrera 12.

El valor máximo de la proporción de transmisión y conversión V^LIN,9/V^ANG,4(o, en otras palabras: el valor máximo del cociente entre la velocidad de traslación lineal de la parte trasladable 6 (pistón 9) y la velocidad angular del eje de transmisión 4) se alcanza preferentemente cuando el pistón está en el extremo trasero de la carrera 11. De acuerdo con la invención, el mecanismo de conversión 5 comprende un mecanismo de manivela 17 y biela 18 para una conversión del movimiento de rotación del eje de transmisión 4 en el movimiento de traslación de la parte trasladable 6 (pistón 9). En los mecanismos de manivela y biela, la velocidad de traslación de la parte trasladable 6 V^LIN,9es una función no lineal de la posición angular de la manivela y también de la carrera de la parte trasladable 6. Considerando ahora que la presión de fluido es aproximadamente una función lineal de la carrera del pistón 9 (es decir, la posición del pistón 9 a lo largo de la carrera del pistón 10) y combinando dicha función lineal de la presión del fluido con la función no lineal de la velocidad de traslación del pistón, se obtiene una proporción no lineal entre el par motor y la carrera del pistón 9, en la que, en una parte predominante de la longitud trasera 14 (en la primera mitad) de la carrera del pistón 10, el par motor se incrementa de una manera aproximadamente proporcional (lineal) a medida que el pistón 9 avanza, y, en la longitud delantera 13 (en la segunda mitad) de la carrera del pistón 10, el par motor se incrementa de una manera subproporcional (o decreciente), o decrece a medida que el pistón 9 avanza, como se indica por la curva continua en el diagrama de la fig. 10. Justo esta característica del mecanismo de conversión 5 permite un funcionamiento óptimo del motor eléctrico 3 y un control preciso de la presión de fluido en condiciones de frenado normales (con el pistón 9 en la longitud trasera 14 de la carrera del pistón 10) y una presurización muy alta del fluido en condiciones de frenado excepcionales (con el pistón 9 en la longitud delantera 13 de la carrera del pistón 10).

Puesto que al menos algunas de las ventajas mencionadas anteriormente del mecanismo de conversión 5 así configurado se pueden obtener por cinemática alternativa, algunas de las que se describirán a modo de ejemplo no limitante ejemplar solo a continuación en el presente documento, un aspecto de la invención también se refiere al concepto técnico general con lo que, en una parte predominante de la longitud trasera 14 (en la primera mitad) de la carrera del pistón 10, el par motor se incrementa de una manera aproximadamente proporcional (lineal) a medida que el pistón 9 avanza, y, en la longitud delantera 13 (en la segunda mitad) de la carrera del pistón 10, el par motor se incrementa de una manera subproporcional (o decreciente), o decrece a medida que el pistón 9 avanza en la dirección del extremo delantero de la carrera 12. A veces también se hace referencia al concepto de tendencia "subproporcional" por el término "sublineal".

De acuerdo con un modo de realización, el accionador comprende un alojamiento 19 que recibe al mecanismo de conversión 5 y que soporta o recibe al motor eléctrico 3, al cilindro 8, así como a un depósito 20 para el fluido presurizado.

El mecanismo de conversión 5 puede comprender una unidad de reducción 22 (opcional) para desmultiplicar el movimiento de rotación del eje de transmisión 4 y una unidad de conversión 30 para convertir el movimiento de rotación en un movimiento de traslación. Además, se pueden proporcionar primeros medios de transmisión 21 del movimiento de rotación del eje de transmisión 4 a la unidad de reducción (preferentemente epicicloidal) y segundos medios de transmisión 23 del movimiento de rotación de la unidad de reducción a la unidad de conversión 30.

De acuerdo con un modo de realización, los primeros medios de transmisión 21 comprenden una parte de conexión formada en el extremo del eje de transmisión 4 y que tiene un dentado exterior que se engrana con las ruedas dentadas satélite 24 de un primer tren de satélites de la unidad de reducción epicicloidal 22, de modo que el eje de transmisión 4 forme el piñón central de una primera etapa de reducción de la unidad de reducción epicicloidal 22. La unidad de reducción epicicloidal 22 comprende preferentemente dos etapas de reducción, incluyendo la primera etapa de reducción el piñón central mencionado anteriormente formado por el extremo del eje de transmisión 4, una corona exterior 25 con dentado interno bloqueado en rotación y el primer tren mencionado anteriormente de ruedas dentadas satélite 24 que se engranan tanto con el eje de transmisión 4 como con la corona 25. Las primeras ruedas dentadas satélite 24 están soportadas por una primera placa de asiento satélite 26 que, a su vez, comprende una parte central dentada 27 que compone un piñón central (planetario) de una segunda etapa de reducción.

Dicha segunda etapa de reducción comprende, además del segundo piñón central (planetario) formado por la parte central dentada 27 de la primera placa de asiento satélite 26, la misma corona dentada 25 y un segundo tren de ruedas dentadas satélite 28 que se engranan tanto con el segundo piñón central 27 como con la corona Las segundas ruedas dentadas satélite 28 se soportan por una segunda placa de asiento satélite 29 que implementa la conexión con la unidad de conversión 30.

La corona dentada 25 se puede fabricar como una pieza distinta del alojamiento 19 e insertar posteriormente en el mismo. Esto permite optimizar los espesores y los materiales de la corona dentada 25 y el alojamiento 19 independientemente entre sí para reducir el peso y el coste de fabricación del accionador 1. En particular, el alojamiento 19 se podría fabricar en un material diferente al de la corona dentada, por ejemplo, en un material plástico o por fundición a presión en una aleación de aluminio/magnesio.

A modo de ejemplo no limitante, el alojamiento 19 puede estar moldeado por inyección en material plástico sobre la corona dentada 25 en material metálico, por ejemplo, acero, lo que reduce las tolerancias y los costes de montaje del accionador 1.

El motor eléctrico 3 puede comprender una brida delantera 31 conectable al alojamiento 19, por ejemplo, por tornillos insertables en orificios obtenidos en la brida delantera 31 y que se pueden atornillar en dos orificios roscados internamente del alojamiento 19. La brida delantera 31 puede comprender medios de centrado, por ejemplo, asientos o superficies de ajuste, adaptados para ajustar la corona dentada 25 para situarla y centrarla con respecto al eje de transmisión 4. De esta manera, se obvia una costosa mecanización mecánica de precisión de una pluralidad de superficies interiores del alojamiento 19. La brida delantera 31 del motor eléctrico 3 también podría formar una o más protuberancias para bloquear en rotación la corona dentada 25. De forma alternativa, los medios para bloquear la corona dentada 25 en rotación (por ejemplo, del tipo de diente con rebajo o llave con rebajo) están formados y actúan entre la corona dentada 25 y el alojamiento 19.

La segunda placa de asiento satélite 29 comprende una parte de eje 34 para la transmisión del movimiento de rotación en la salida de la unidad de reducción epicicloidal (y precisamente del movimiento de rotación de la segunda placa de asiento satélite 29) a la unidad de conversión 30. La parte de eje 34 está conectada al alojamiento 19 y centrada por un primer cojinete radial giratorio 32 (cojinete de bolas, lado reductor) y un segundo cojinete plano 32' (lado de la unidad de conversión) recibidos en los correspondientes asientos 33, 33' del alojamiento 19.

La parte de eje 34 se ajusta a la manivela 17 del mecanismo de manivela 17 - biela 18 para poder aplicar un par a la manivela 17 y hacerla rotar (figs. 3, 4, 5).

La propia manivela 17 está conectada al alojamiento 19, preferentemente por un cojinete de rodillos 37 (por ejemplo, un cojinete laminador o de agujas) para poder rotar alrededor de un punto de apoyo de la manivela o eje 38 transversal, preferentemente perpendicular, a la dirección de traslación 39 del pistón 9. La biela 18 tiene una conformación preferentemente alargada, con un primer extremo 40 sujeto con bisagra a la manivela 17 en un punto excéntrico (en un radio R, véanse las figs. 6 y 9) con respecto al punto de apoyo de la manivela 38, y un segundo extremo que forma la parte trasladable 6 y que se ajusta permanentemente a una parte trasera 41 del pistón 9.

La parte de eje 34 puede formar o soportar una rueda dentada o piñón 35 que se engrana con un sector dentado 36 de una manivela 37. Cuando, como se ilustra en las figuras, el sector dentado 36 tiene un radio 5 mayor que el del piñón 35, la rotación de la parte de eje 34 no solo hace rotar la manivela 17 alrededor del punto de apoyo de la manivela 38, sino que también desmultiplica la velocidad de rotación de la misma.

Como se puede advertir en las figs. 5 y 6, con el pistón 9 en el extremo trasero de la posición de la carrera 11 (fig. 5), el ángulo de rotación de la manivela 17 zeta (0), definido como el ángulo entre el eje de traslación 39 del pistón 9 y el plano 42 definido por el eje de manivela 38 y el eje de bisagra del primer extremo 40 de la biela 18, es máximo (y preferentemente varía de 75° a 110°, todavía más preferentemente de 80° a 100°, y todavía más preferentemente de 84° a 92°). Con el pistón en la posición del extremo delantero de la carrera 12 (fig. 6), dicho ángulo de rotación de la manivela 17 zeta (0) es mínimo (y preferentemente varía de 3° a 35°, todavía más preferentemente de 15° a 30°, y todavía más preferentemente de 22° a 28°).

Para obtener que, en una parte predominante de la longitud trasera 14 (en la primera mitad) de la carrera del pistón 10, el par motor se incremente de una manera aproximadamente proporcional (lineal) con la carrera de avance del pistón 9, y, en la longitud delantera 13 (en la segunda mitad) de la carrera del pistón 10, el par motor se incremente de una manera sublineal (o decreciente), o decrezca a medida que el pistón 9 avanza en la dirección del extremo delantero de la carrera 12, y pueda establecer las tendencias deseadas del par motor en la fase aproximadamente lineal y en la fase sublineal, el eje de manivela 38 está dispuesto a una distancia perpendicular del eje de traslación 39 del pistón 9. Dicha distancia perpendicular es menor que la distancia entre el eje de manivela 38 y el eje de bisagra del primer extremo 40 de la biela 18 (radio R en la fig. 5). Además, dicha distancia perpendicular varía de 0,4 L a 0,6 L, donde L es la distancia entre los primer y segundo extremos de la biela 18 (longitud de biela L).

Uno o más resortes elásticos de retorno 57 conectados entre la manivela 17 y el alojamiento 19 garantizan un retorno automático de la manivela 17 y del pistón 9 al extremo trasero de la posición de la carrera 11 (posición de la fig.) en caso de fallo o parada de funcionamiento del motor eléctrico.

El cilindro 8 puede comprender una brida de conexión 43 conectable al alojamiento 19, por ejemplo, por tornillos insertables en orificios obtenidos en la brida de conexión 43 y que se pueden atornillar en dos orificios roscados internamente del alojamiento 19 (figs. 2, 5). De forma alternativa, el cilindro 8 se puede formar directamente por el alojamiento 19, o fabricar por separado y posteriormente insertar en un asiento de cilindro del alojamiento 19. El pistón 9 se recibe de forma deslizable en el cilindro 10 por la interposición de una primera junta en la proximidad de una parte delantera 44 del mismo y de una segunda junta en la proximidad de la parte trasera 41 del mismo. La parte trasera 41 del pistón 9 tiene una cavidad redondeada que recibe en contacto a presión y de forma rotatoria el segundo extremo (parte trasladable 6) de la biela 18. Dicho contacto a presión entre la parte trasera 41 del pistón 9 y la biela 18 se garantiza por un resorte de retorno 45 dispuesto con precarga elástica en la cámara de presión 15 entre una pared inferior del cilindro 8 y la parte delantera 44 del pistón, para desviar el pistón 9 permanentemente de forma elástica hacia la posición del extremo trasero de la carrera 11.

El conducto de suministro 16 está formado en una pared lateral del cilindro 10. Además, se proporciona un conducto de succión 46, que pone la cámara de presión 15 en comunicación con el depósito 20 del fluido presurizado. Dicho conducto de succión 46, 46' puede estar formado en el cilindro 8 y/o en el pistón 9. En el modo de realización ilustrado en las figuras, una superficie lateral del pistón 9 forma una cavidad 47 (preferentemente circunferencial) que define, conjuntamente con la pared lateral del cilindro 8, una cámara de succión (preferentemente anular). Una primera parte 46 del conducto de succión se extiende del depósito 20 a través de la pared lateral del cilindro 8 y se abre hacia el lado de cilindro en la cámara de succión, y una segunda parte 46' del conducto de succión está provista de una válvula 48 y se extiende de una abertura en la parte delantera 44 del pistón 9 a través del pistón hasta la cavidad 47. Dicha válvula 48 permite una comunicación libre entre la cámara de presión 15 y el depósito 20 con el pistón en el extremo trasero de la posición de la carrera, mientras que evita el paso de fluido (en ambas direcciones) cuando el pistón excede una distancia inicial dada (carrera en vacío) del extremo trasero de la carrera, permitiendo, por tanto, una presurización de la cámara de presión 15 y un empuje del fluido hacia la unidad de empuje del freno.

Para el control del accionador electrohidráulico 1:

- se pueden proporcionar una unidad de control 58 para controlar el suministro del motor eléctrico 3, - un elemento de transmisión 60, por ejemplo, una palanca o un pedal,

un sensor de transmisión 62, por ejemplo, un transductor lineal o rotatorio (potenciométrico o magnetoestrictivo), conectado al elemento de transmisión 60 y en comunicación por señales con la unidad de control 58, estando dicho sensor de transmisión 60 configurado para generar una señal del par de frenado requerido como un función de un desplazamiento del elemento de transmisión 60 y para transmitir la señal del par de frenado requerido a la unidad de control, un sensor de presión 59 conectado a la cámara de presión 15 y en comunicación por señales con la unidad de control electrónico 58, estando dicho sensor de presión 59 configurado para generar una señal de presión como una función de la presión de fluido en la cámara de presión 15 y transmitir la señal de presión a la unidad de control

en el que la unidad de control 58 está configurada para recibir y procesar la señal de presión y la señal del par de frenado requerido y para controlar el suministro de energía del motor 3 como una función del par de frenado requerido y la presión de fluido detectada.

La presente invención también se refiere al freno 2 único, que comprende el accionador electrohidráulico 1 para el suministro de la unidad de empuje hidráulico del mismo.

La presente invención se refiere además a un sistema de frenado 56 (fig. 11) que comprende un elemento de transmisión 60, una pluralidad de frenos hidráulicos 2 con unidades de empuje hidráulico (y opcionalmente uno o más frenos electromecánicos 61), en el que cada freno hidráulico 2 comprende su propio accionador electrohidráulico 1 conectado a su propia unidad de empuje hidráulico, y en el que se proporciona una unidad de control 58, que está configurada para recibir y procesar las señales del par de frenado requerido y las señales de presión de cada accionador electrohidráulico 1 y controlar de una manera individual y focalizada el suministro de energía de cada motor 3 único para cada uno de los frenos hidráulicos 2 como una función del par de frenado requerido y las presiones de fluido detectadas.

Esto permite generar la potencia de frenado de una manera individual y focalizada para cada rueda frenada y, cuando se desee, también independientemente de la potencia de frenado requerida para las demás ruedas del vehículo.

Esto da como resultado la posibilidad de una optimización focalizada e individual de la acción de frenado de cada rueda única, por ejemplo, en condiciones extremas en las que se requiere una modulación antibloqueo (ABS) o una estabilización de la curva del vehículo (EPS), también independientemente de la posición del pedal de freno. Las figs. 12 y 13 ilustran dos modos de realización alternativos que no forman parte de la invención.

De acuerdo con un modo de realización alternativo (fig. 12), el mecanismo de conversión 5 puede comprender un mecanismo de leva, por ejemplo:

- una leva 48 sustancialmente circular conectada de forma rotatoria al alojamiento 19 alrededor de un punto de apoyo de la leva o eje 49 que es excéntrico con respecto al centro de una superficie de leva circunferencial 50 de la misma, ajustándose dicha leva 48 por la unidad de reducción 22 o directamente por el eje de transmisión 4 para poder aplicar un par a la leva 48 y hacerla rotar,

- una parte de seguidor de leva trasladable 51 conectada al pistón 9 y en ajuste con la superficie de leva 50, en la que la leva está conformada para obtener las características de proporción de transmisión y la dependencia par motor - carrera del pistón como se describe anteriormente con referencia al primer modo de realización.

De acuerdo con otro modo de realización alternativo que no forma parte de la invención, el mecanismo de conversión puede comprender un rotor 52 acoplado con un estator 53 por el ajuste entre elementos giratorios 54 conectados a uno de ellos y un recorrido helicoidal 55 formado en el otro, en el que el ángulo (o inclinación) de la bobina 5 del recorrido helicoidal 55 varía a lo largo de la longitud del mismo, para obtener las características de proporción de transmisión y la dependencia par motor - carrera del pistón como se describe anteriormente con referencia al primer modo de realización.

Además de las ventajas descritas, el sistema de acuerdo con la invención garantiza la reversibilidad del movimiento que es indispensable para los sistemas de frenado en cuestión, está adaptado a un control por medio de sensores, y está caracterizado por una ley de movimiento unívoco numéricamente y fácilmente simulable numéricamente, y reduce la absorción del suministro de energía en comparación con la técnica anterior.

Será evidente que, con respecto al accionador electrohidráulico, con respecto al freno hidráulico y con respecto al sistema de frenado de acuerdo con la presente invención, los expertos en la técnica, para satisfacer necesidades específicas contingentes, podrán realizar otras modificaciones y variaciones, todas ellas contenidas de cualquier manera en el alcance de protección de la invención, como se define por las siguientes reivindicaciones.

Claims

REIVINDICACIONES

1. Un accionador electrohidráulico (1) para accionar un freno (2) con una unidad de empuje hidráulico, comprendiendo el accionador (1):

- un motor eléctrico (3) con un eje de transmisión (4),

- un mecanismo de conversión (5) conectado con el eje de transmisión (4) y adaptado para convertir un movimiento de rotación del eje de transmisión (4) en un movimiento de traslación de una parte trasladable (6),

- un cilindro (8) y un pistón (9) recibido en el cilindro (8) y constreñido a la parte trasladable (6) para trasladarse conjuntamente con respecto al cilindro (8) a lo largo de una carrera del pistón (10) que se extiende de un extremo trasero de la carrera (11) a un extremo delantero de la carrera (12), en el que la carrera del pistón (10) comprende:

- una longitud delantera (13) que incluye el extremo delantero de la carrera (12) y que tiene una longitud menor que o igual a la mitad de la longitud de la carrera del pistón (10), y

- una longitud trasera (14) que incluye el extremo trasero de la carrera (11) y que tiene una longitud menor que o igual a la mitad de la longitud de la carrera del pistón (10),

- una cámara de presión (15) definida por el cilindro (8) y el pistón (9) y que tiene un volumen que varía como una función de la posición del pistón (9) de un volumen máximo cuando el pistón (9) está en el extremo trasero de la posición de la carrera (11) a un volumen mínimo cuando el pistón (9) está en el extremo delantero de la posición de la carrera (12),

- un conducto de suministro (16) en comunicación con dicha cámara de presión (15) y adaptado para conectarse con la unidad de empuje hidráulico del freno (2), en el que el mecanismo de conversión (5) está configurado de modo que, para una velocidad angular dada del eje de transmisión (4), la velocidad de traslación del pistón (9) decrece de un valor máximo en una posición del pistón (9) en la longitud trasera (14) a un valor mínimo en una posición del pistón (9) en la longitud delantera (13), en el que el mecanismo de conversión (5) comprende un mecanismo de manivela (17) y biela (18) que tiene:

- una manivela (17) que se puede hacer rotar alrededor de un eje de manivela (38) transversal a un eje de traslación (39) del pistón (9), y

- una biela (18) que tiene un primer extremo (40) sujeto con bisagra a la manivela (17) en un punto excéntrico en relación con el eje de la manivela (38) y un segundo extremo que forma la parte trasladable (6) y que se ajusta permanentemente a una parte trasera (41) del pistón (9),

en el que el eje de manivela (38) está dispuesto a una distancia perpendicular del eje de traslación (39) del pistón (9),

caracterizado por que

- dicha distancia perpendicular es menor que el radio de la manivela (17) que se define como la distancia entre el eje de manivela (38) y el eje de bisagra del primer extremo (40) de la biela (18), y - dicha distancia perpendicular varía de 0,4 L a 0,6 L, donde L es la longitud de la biela (18).

2. El accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con la reivindicación 1, en el que la longitud delantera (13) de la carrera del pistón (10) tiene una longitud menor que un tercio, preferentemente menor que un cuarto, de la longitud de la carrera del pistón (10).

3. El accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con la reivindicación 1, en el que el valor mínimo de la proporción de transmisión (V^{l in},⁹/V^{a n g ,4}), expresada como un cociente entre la velocidad de traslación del pistón (9) y la velocidad angular del eje de transmisión (4), se obtiene con un pistón (9) en el extremo delantero de la carrera (12).

4. El accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones anteriores, en el que el valor máximo de la proporción de transmisión (V^{l in ,9}/V^{a n g ,4}), expresada como un cociente entre la velocidad de traslación del pistón (9) y la velocidad angular del eje de transmisión (4), se obtiene con un pistón (9) en el extremo trasero de la carrera (11).

5. El accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones anteriores, en el que el mecanismo de conversión (5) está configurado para producir una proporción no lineal entre el par motor y la carrera del pistón (9), en la que, en una parte predominante de la longitud trasera (14), el par motor se incrementa de una manera aproximadamente lineal a medida que el pistón (9) avanza y, en la longitud delantera (13) de la carrera del pistón (10), el par motor tiene una tendencia sublineal o decreciente a medida que el pistón (9) avanza hacia el extremo delantero de la carrera (12).

6. El accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones anteriores, que comprende un alojamiento (19) que recibe al mecanismo de conversión (5) y que soporta al motor eléctrico (3), y al cilindro (8), en el que el mecanismo de conversión (5) comprende una unidad de reducción (22) para reducir el movimiento de rotación del eje de transmisión (4) y una unidad de conversión (30) para convertir el movimiento de rotación en un movimiento de traslación.

7. El accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con cualquier reivindicación precedente, en el que la manivela (37) forma un sector dentado (36) que se engrana con un piñón (35) de la unidad reductora (22) para hacer rotar la manivela (17) alrededor del eje de manivela (38), teniendo dicho piñón (35) un radio menor que el radio del sector dentado (36).

8. El accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con cualquier reivindicación precedente, en el que:

- con el pistón (9) en el extremo trasero de la posición de la carrera (11), el ángulo de rotación de la manivela (17) definido como el ángulo entre el eje de traslación (39) del pistón (9) y el plano (42) definido por el eje de manivela (38) y el eje de bisagra del primer extremo (40) de la biela (18) varía de 75° a 110°, preferentemente de 80° a 100°, y

- con el pistón (9) en el extremo delantero de la posición de la carrera (12), dicho ángulo de rotación de la manivela (17) varía de 3° a 35°, preferentemente de 15° a 30°.

9. El accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones 6 a 8, que comprende un resorte de retorno elástico (57) conectado entre la manivela (17) y el alojamiento (19) para desviar la manivela (17) a una posición de reposo correspondiente al extremo trasero de la posición de la carrera (11) del pistón.

10. El accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones anteriores, en el que:

- el cilindro (8) comprende una brida de conexión (43) conectada al alojamiento (19) por medio de tornillos,

- el pistón (9) se recibe de forma deslizable en el cilindro (10) por la interposición de una primera junta en una parte delantera (44) del pistón y una segunda junta en una parte trasera (41) del pistón, - la parte trasera (41) del pistón (9) tiene una cavidad redondeada que recibe en contacto a presión y de forma rotatoria la parte trasladable (6),

- un resorte de retorno (45) está dispuesto con precarga elástica en la cámara de presión (15) entre el cilindro (8) y el pistón para tensar el pistón (9) permanentemente de forma elástica hacia el extremo trasero de la posición de la carrera (11),

- con el pistón en el extremo trasero de la posición de la carrera, un conducto de succión (46) pone la cámara de presión (15) en comunicación con un depósito (20) del fluido presurizado.

11. El accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones anteriores, que comprende:

- una unidad de control (58) para controlar el suministro del motor eléctrico (3),

- un elemento de transmisión (60),

- un sensor de transmisión (62) conectado al elemento de transmisión (60) y en comunicación por señales con la unidad de control (58), estando dicho sensor de transmisión (60) configurado para generar una señal del par de frenado requerido como una función de un desplazamiento de elemento de transmisión (60) y para transmitir la señal del par de frenado requerido a la unidad de control (58), - un sensor de presión (59) conectado a la cámara de presión (15) y en comunicación por señales con la unidad de control electrónico (58), estando dicho sensor de presión (59) configurado para generar una señal de presión como una función de la presión de fluido en el cámara de presión (15) y para transmitir la señal de presión a la unidad de control (58),

en el que la unidad de control (58) está configurada para recibir y procesar la señal de presión y la señal del par de frenado requerido y para controlar el suministro de energía del motor (3) como una función del par de frenado requerido y la presión de fluido detectada.

12. Un freno hidráulico para un vehículo, que comprende una unidad de empuje hidráulico y un accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones anteriores.

13. Un sistema de frenado (56), que comprende:

- una pluralidad de frenos hidráulicos (2) con unidades de empuje hidráulico, en la que cada freno hidráulico (2) comprende su propio accionador electrohidráulico (1) de acuerdo con una de las reivindicaciones 1 a 12,

- una unidad de control (58) para controlar el suministro de los motores eléctricos (3) de dichos accionadores electrohidráulicos (1),

- un elemento de transmisión (60) y un sensor de transmisión (62) conectado al elemento de transmisión (60) y en comunicación por señales con la unidad de control (58), estando dicho sensor de transmisión (60) configurado para generar una señal del par de frenado requerido como una función de un desplazamiento de elemento de transmisión (60) y para transmitir la señal del par de frenado requerido a la unidad de control (58),

en el que un sensor de presión (59) está conectado a cada cámara de presión (15), estando dicho sensor de presión (59) en comunicación por señales con la unidad de control (58), estando dicho sensor de presión (59) configurado para generar una señal de presión como una función de la presión de fluido en la cámara de presión (15) y para transmitir la señal de presión a la unidad de control (58),

en el que la unidad de control (58) está configurada para recibir y procesar las señales del par de frenado requerido y las señales de presión de cada accionador electrohidráulico (1) y para controlar individualmente el suministro de energía eléctrica de cada motor (3) único para cada uno de los frenos hidráulicos (2) como una función del par de frenado requerido y las presiones de fluido detectadas.