WO1999060284A1 - Quietschunempfindliche bremsscheibe - Google Patents

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WO1999060284A1
WO1999060284A1 PCT/EP1999/003343 EP9903343W WO9960284A1 WO 1999060284 A1 WO1999060284 A1 WO 1999060284A1 EP 9903343 W EP9903343 W EP 9903343W WO 9960284 A1 WO9960284 A1 WO 9960284A1
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brake disc
brake
disc
stiffness
faults
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PCT/EP1999/003343
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Inventor
Michael Franck
Klaus Geiger
Rolf Helber
Ortwin Ondracek
Hans-Georg Riedel
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Daimlerchrysler Ag
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    • F16D65/128—Discs; Drums for disc brakes characterised by means for cooling
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    • F16D69/00—Friction linings; Attachment thereof; Selection of coacting friction substances or surfaces
    • F16D2069/004—Profiled friction surfaces, e.g. grooves, dimples

Definitions

  • the invention relates to a brake disc for a brake system with at least one brake carrier on which the brake disc is rotatably mounted about an axis and on which a brake caliper is attached, in which two brake pads are arranged so that they are pressed against the brake disc from both sides when braking , on which faults in the form of local changes in the mass and / or the rigidity of the brake disc are arranged in order to prevent the brake system from squeaking in the event of a critical waveform.
  • Squeaking is to be understood as the noise phenomenon that can occur when braking with a disc brake system in the frequency range above 1 kHz.
  • numerous proposals have been made in the past. For example, it has been proposed to apply additional masses to the brake calipers, to use different lining geometries or lining qualities, to vary the support of the linings, to provide damping plates or rain grooves, or to install absorbers on steering knuckles.
  • German patent application DE 33 25 831 AI is a brake disc with a predetermined thickness and described predetermined diameter for a disc brake, with the outer peripheral portion of two brake pads are pressed into frictional engagement.
  • a brake disk is proposed in which two outer peripheral sections which are arranged on a diametrical line have a lower rigidity or rigidity than the remaining outer peripheral section of the brake disk.
  • two nodes or counterpoints for all types of vibration are to be fixed in such a way that they rotate in the brake disc so that they rotate, thereby preventing the occurrence of standing vibrations of all diametrically opposite nodes.
  • the object of the invention is to provide a brake disc of the type described in the introduction, which enables squeak-free braking.
  • the task is in a brake disc for a brake system with at least one brake carrier, on which the brake disc is rotatably mounted about an axis and attached to the brake caliper, in which two brake pads are arranged so that they are pressed against the brake disc from both sides when braking , on the disturbances in the form of local changes in the mass and / or the rigidity of the brake disc are arranged to prevent the brake system from squeaking in the case of a critical waveform, in that the number and distribution of the disturbances on the brake disc are exactly the same number and the distribution of the antinodes or the oscillation nodes correspond to the critical form of oscillation.
  • the brake squeal is based on a feedback between the rubbing brake pads and a vibrating system, which is formed by the brake disc, the brake caliper and the axle.
  • the brake disc is of particular importance in this system, since its waveforms can intensify the feedback. Due to the rotationally symmetrical structure of the brake disc, the entire vibration system has constant vibration properties in every angular state of the rotating wheel. In particular, the waveforms and resonance frequencies remain unchanged. The feedback process can thus settle into an acoustically active, stable state.
  • the solution according to the invention changes the squeak-critical natural frequency of the system (brake disc plus brake caliper plus axle) in such a way that squeaking is reliably prevented. A maximum change in this natural frequency (frequency swing) is achieved by adapting the number and distribution of the impurities to the critical natural mode.
  • a special embodiment of the invention is characterized in that the disturbances are concentrated spatially on the smallest possible angular range of the brake disc. This maximizes the number of frequency changes per revolution of the brake disc. This achieves a maximum rate of change in the natural frequency over the angle of rotation of the brake disc.
  • cooling fins provided in the brake disc are shortened on the outer circumference of the brake disc.
  • n shortening of the cooling fins are evenly distributed on the outer circumference of the brake disc.
  • Another special embodiment of the invention is characterized in that bores on a circumference of the Brake discs with the largest possible radius are evenly distributed. The further away from the axis, the greater the effects of the holes on the vibration behavior of the brake disc.
  • a further special embodiment of the invention is characterized in that six faults are each distributed at an angle of 60 degrees distributed over the circumference of the brake disc.
  • the problematic mode of vibration distributed over the circumference each had six antinodes and nodes.
  • the optimal configuration of the faults on the brake disc is then a total of six faults, which are evenly distributed over the circumference.
  • Figure 1 shows a braked brake disc without defects
  • Figure 2 shows the representation of the resonance frequency over the angular position of the brake disc of Figure 1;
  • Figure 3 shows a braked brake disc with two diametrically opposed local disturbances
  • FIG. 4 shows the application of the resonance frequency over the angular position of the brake disc from FIG. 3;
  • FIG. 5 shows a braked brake disc with an optimized number and positioning of faults;
  • FIG. 6 shows the application of the resonance frequency over the angular position of the brake disc from FIG. 5;
  • Figure 7 shows a knob brake disc
  • Figure 8 shows a knob brake disc
  • Figure 9 shows a knob brake disc
  • a brake disc 1 is shown schematically.
  • the brake disc 1 is connected to a wheel belonging to a vehicle.
  • a brake caliper 2 there are brake pads which are pressed against the brake disc 1 when braking.
  • An arrow 3 is attached to the brake disc 1 as a marking.
  • Different positions of the brake disc 1 are shown in FIGS.
  • the brake disc 1 is rotated by an angle ⁇ relative to the position shown in FIG. 1a, which is arranged between the arrow 3 and an arrow 4, which represents the position of the arrow 3 in FIG.
  • the vibrations of the brake disc 1 are represented by arcs with different radii, with 5 oscillation nodes and 6 oscillation bellies. As can be seen in FIGS.
  • the oscillating shape remains stationary when the brake disc 1 rotates.
  • the resonance frequency f 0 is plotted against the angular position W of the brake disc 1 from Figure 1. As can be seen, the resonance frequency f 0 varies only slightly with the angular position W of the brake disc 1.
  • FIGS. 3a and 3b in contrast to the illustration in FIG. 1, faults 7,8 are arranged diametrically opposite on the brake disc 1.
  • the resonance frequency f 0 has a minimum f mln .
  • the position of the faults 7, 8 is identical to an antinode.
  • the resonance frequency f 0 has a maximum
  • the resonance frequency f 0 is plotted against the angular position of the brake disc 1 from Figures 3a and 3b. As can be seen, the resonance frequency f 0 varies periodically between im_n uno. r mx .
  • a disturbance 11-16 is arranged on each vibration node 5 in FIG. 5a.
  • the purpose of natural frequency modulation of the brake system in a rotating wheel is to disturb the stationary vibration properties of the structure for the feedback between excitation and structure response during the squeaking process.
  • the shape of the vibration remains stationary with a rotating brake disc, a local disturbance on the rotating brake disc scans the vibration profile of nodes and bellies over the angle of rotation of the brake disc.
  • the disturbance has a maximum, in the case of an overlap with an oscillation node, a minimal shift in the natural frequency.
  • Condition ii) is optimally met if the number and the distribution of the disturbances over the angular range of the brake disc match the number and the distribution of the antinodes (or also vibration nodes) of the noise-causing vibration form. In this and only in this case, the effects of the disturbances add up. With other distribution patterns of several disturbances, such as random distributions, the effects of the individual disturbances are partially or completely compensated for in the worst case.
  • FIG. 7 shows a brake disc which has a multiplicity of knobs 70, 71.
  • the knobs are arranged in a circle evenly on the outer area of the brake disc.
  • twelve stiffness reductions 72-83 are arranged in pairs on the brake disc such that a pair of stiffness reductions lies on a radius 84-89.
  • the distance between the reductions in stiffness of a pair is equal to the distance between the reductions in stiffness of the other pairs.
  • the distance between the individual pairs from the center of the brake disc is also the same.
  • the angles between the six radii 84-89 are each 60 °.
  • FIG. 8 shows a brake disc which is designed similarly to the brake disc shown in FIG. 7.
  • FIG. 9 shows a brake disc which is designed similarly to the brake discs shown in FIGS. 7 and 8.
  • the stiffness reductions and increases in FIGS. 7 and 8 are combined.
  • the combination of the disturbances on the brake disc is such that a pair of stiffness reductions and a pair alternately
  • Stiffness increases is arranged.
  • the angle between a pair of stiffness reductions and a pair of stiffness increases is 30 ° each.

Landscapes

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  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Bremsscheibe (1) für eine Bremsanlage mit mindestens einem Bremsträger, an dem die Bremsscheibe (1) um eine Achse drehbar angebracht und an dem ein Bremssattel (2) befestigt ist, im dem zwei Bremsbeläge so angeordnet sind, dass sie beim Bremsen von beiden Seiten gegen die Bremsscheibe (1) gedrückt werden, auf der Störungen (11-16, 72-83, 92-103) in Form von lokalen Änderungen der Masse und/oder der Steifigkeit der Bremsscheibe (1) angeordnet sind, um ein Quietschen der Bremsanlage bei einer kritischen Schwingungsform zu verhindern, die dadurch gekennzeichnet ist, daß die Anzahl und die Verteilung der Störungen (11-16, 72-83, 92-103) auf der Bremsscheibe (1) genau der Anzahl und der Verteilung der Schwingungsbäuche (6) oder der Schwingungsknoten (5) der kritischen Schwingungsform entsprechen.

Description

Titel: Quietschunempfindliche Bremsscheibe
Beschreibung
Die Erfindung betrifft eine Bremsscheibe für eine Bremsanlage mit mindestens einem Bremsträger, an dem die Bremsscheibe um eine Achse drehbar angebracht und an dem ein Bremssattel befestigt ist, in dem zwei Bremsbeläge so angeordnet sind, daß sie beim Bremsen von beiden Seiten gegen die Bremsscheibe gedrückt werden, auf der Störungen in Form von lokalen Änderungen der Masse und/oder der Steifigkeit der Bremsscheibe angeordnet sind, um ein Quietschen der Bremsanlage bei einer kritischen Schwingungsform zu verhindern.
Unter Quietschen soll das Geräuschphänomen verstanden werden, das beim Bremsen mit einer Scheibenbremsanlage im Frequenzbereich oberhalb von 1 kHz auftreten kann. Um ein Quietschen der Bremsen zu verhindern, sind in der Vergangenheit zahlreiche Vorschläge gemacht worden. Beispielsweise ist vorgeschlagen worden, Zusatzmassen an den Bremssätteln anzubringen, unterschiedliche Belaggeometrien oder Belagqualitäten zu verwenden, die Abstützung der Beläge zu variieren, Dämpfungsbleche oder Regennuten vorzusehen, oder aber auch Tilger an Achsschenkeln anzubringen.
In der deutschen Offenlegungsschrift DE 33 25 831 AI ist eine Bremsscheibe mit einer vorgegebenen Dicke und einem vorgegebenen Durchmesser für eine Scheibenbremse beschrieben, mit deren äußerem Umfangsabschnitt zwei Bremsklötze in Reibeingriff gepreßt werden. Um das Auftreten von allen stehenden Wellen zu eliminieren, wird eine Bremsscheibe vorgeschlagen, bei der zwei äußere Umfangsabschnitte, die auf einer diametralen Linie angeordnet sind, eine geringere Steifigkeit bzw. Starrheit besitzen als der übrige äußere Umfangsabschnitt der Bremsscheibe. Bei der so verbesserten Bremsscheibe sollen zwei Knotenpunkte oder Gegenpunkte bei allen Vibrationsarten so fixiert sein, daß sie in die Bremsscheibe integriert mit dieser rotieren, und dadurch das Auftreten von stehenden Vibrationserscheinungen aller diametral gegenüberliegender Knotenpunkte zu verhindern.
Die bekannten Maßnahmen reichen jedoch nicht aus, um das Problem des Bremsenquietschens zuverlässig zu verhindern.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine Bremsscheibe der eingangs beschriebenen Art zu schaffen, die ein quietschfreies Bremsen ermöglicht.
Die Aufgabe ist bei einer Bremsscheibe für eine Bremsanlage mit mindestens einem Bremsträger, an dem die Bremsscheibe um eine Achse drehbar angebracht und an dem Bremssattel befestigt ist, in dem zwei Bremsbeläge so angeordnet sind, daß sie beim Bremsen von beiden Seiten gegen die Bremsscheibe gedrückt werden, auf der Störungen in Form von lokalen Änderungen der Masse und/oder der Steifigkeit der Bremsscheibe angeordnet sind, um ein Quietschen der Bremsanlage bei einer kritischen Schwingungsform zu verhindern, dadurch gelöst, daß die Anzahl und die Verteilung der Störungen auf der Bremsscheibe genau der Anzahl und der Verteilung der Schwingungsbäuche oder der Schwingungsknoten der kritischen Schwingungsform entsprechen. Dem Bremsenquietschen liegt eine Rückkopplung zwischen den reibenden Bremsbelägen und einem schwingenden System zugrunde, das von der Bremsscheibe, dem Bremssattel und der Achse gebildet wird. Eine besondere Bedeutung in diesem System kommt der Bremsscheibe zu, da deren Schwingungsformen die Rückkopplung verstärkt anfachen können. Aufgrund des rotationssymetrischen Aufbaus der Bremsscheibe weist das gesamte Schwingungssystem in jedem Winkelzustand des drehenden Rads konstante Schwingungseigenschaften auf. Insbesondere bleiben die Schwingungsformen und Resonanzfrequenzen unverändert. Der Rückkopplungsprozeß kann somit auf einen akustisch aktiven, stabilen Zustand einschwingen. Durch die erfindungsgemäße Lösung wird die quietsch-kritische Eigenfrequenz des Systems (Bremsscheibe plus Bremssattel plus Achse) so verändert, daß ein Quietschen zuverlässig verhindert wird. Eine maximale Änderung dieser Eigenfrequenz (Frequenzhub) wird durch Anpassung der Anzahl und der Verteilung der Störstellen an die kritische Eigenschwingform erreicht.
Eine besondere Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, daß die Störungen räumlich auf einen möglichst kleinen Winkelbereich der Bremsscheibe konzentriert sind. Dadurch wird die Anzahl der Frequenzwechsel pro Umdrehung der Bremsscheibe maximiert. Damit wird eine maximale Änderungsrate der Eigenfrequenz über dem Drehwinkel der Bremsscheibe erreicht.
Eine weitere besondere Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, daß in der Bremsscheibe vorgesehene Kühlrippen an dem äußeren Umfang der Bremsscheibe verkürzt ausgebildet sind. Bei einer kritischen Schwingsform mit n Schwingungsbäuchen oder n Schwingsknoten sind n Verkürzungen von Kühlrippen gleichmäßig auf dem äußeren Umfang der Bremsscheibe verteilt.
Eine weitere besondere Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, daß Bohrungen auf einem Umfang der Bremsscheibe mit einem möglichst großen Radius gleichmäßig verteilt angebracht sind. Die Auswirkungen der Bohrungen auf das Schwingungsverhalten der Bremsscheibe sind umso größer, je weiter sie von der Achse entfernt sind.
Eine weitere besondere Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, daß sechs Störungen jeweils um einen Winkel von 60 Grad versetzt auf dem Umfang der Bremsscheibe verteilt angeordnet sind. Bei einer im Rahmen der vorliegenden Erfindung durchgeführten Untersuchung einer Bremsanlage wurde herausgefunden, daß die problematische Schwingungsform über den Umfang verteilt je sechs Schwingungbäuche und Schwingungsknoten aufweist. Die optimale Konfiguration der Störungen auf der Bremsscheibe liegt dann bei insgesamt sechs Störungen, die gleichmäßig auf dem Umfang verteilt sind.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung, in der unter Bezugnahme auf die Zeichnungen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung im Einzelnen beschrieben ist. Dabei können die in den Ansprüchen und in der Beschreibung erwähnten Merkmale jeweils einzeln oder für sich in beliebiger Kombination erfindungswesentlich sein.
Figur 1 zeigt eine gebremste Bremsscheibe ohne Störstellen;
Figur 2 zeigt die Darstellung der Resonanzfrequenz über der Winkelstellung der Bremsscheibe aus Figur 1;
Figur 3 zeigt eine gebremste Bremsscheibe mit zwei diametral gegenüberliegend angeordneten lokalen Störungen;
Figur 4 zeigt die Auftragung der Resonanzfrequenz über der Winkelstellung der Bremsscheibe aus Figur 3; Figur 5 zeigt eine gebremste Bremsscheibe mit optimierter Anzahl und Positionierung von Störungen;
Figur 6 zeigt die Auftragung der Resonanzfrequenz über der Winkelstellung der Bremsscheibe aus Figur 5;
Figur 7 zeigt eine Noppenbremsscheibe mit
Steifigkeitsminderungen, die gemäß der vorliegenden Erfindung angeordnet sind;
Figur 8 zeigt eine Noppenbremsscheibe mit
Steifigkeitssteigerungen, die gemäß der vorliegenden Erfindung angeordnet sind; und
Figur 9 zeigt eine Noppenbremsscheibe mit
Steifigkeitsminderungen und Steifigkeitssteigerungen, die gemäß der vorliegenden Erfindung angeordnet sind.
In Figur 1 ist eine Bremsscheibe 1 schematisch dargestellt. Die Bremsscheibe 1 ist in der Praxis mit einem Rad verbunden, das zu einem Fahrzeug gehört. In einem Bremssattel 2 befinden sich Bremsbeläge, die beim Bremsen gegen die Bremsscheibe 1 gedrückt werden. An der Bremsscheibe 1 ist eine Pfeil 3 als Markierung angebracht. In den Figuren la und lb sind unterschiedliche Stellungen der Bremsscheibe 1 dargestellt. Bei der in Figur lb gezeigten Darstellung ist die Bremsscheibe 1 gegenüber der in der Figur la gezeigten Stellung um einen Winkel α verdreht, der zwischen dem Pfeil 3 und einem Pfeil 4 angeordnet ist, der die Position des Pfeils 3 in der Figur la wiedergibt. Die Schwingungen der Bremsscheibe 1 sind durch Kreisbögen mit unterschiedlichen Radien dargestellt, wobei sich bei 5 Schwingungsknoten und bei 6 Schwingsbäuche befinden. Wie man in den Figuren la und lb sieht, bleibt die Schwingform bei einer Drehung der Bremsscheibe 1 ortsfest erhalten. In Figur 2 ist die Resonanzfrequenz f0 über der Winkelstellung W der Bremsscheibe 1 aus Figur 1 aufgetragen. Wie man sieht, variiert die Resonanzfrequenz f0 nur geringfügig mit der Winkelstellung W der Bremsscheibe 1.
In den Figuren 3a und 3b sind im Unterschied zu der Darstellung von Figur 1 Störungen 7,8 diametral gegenüberliegend auf der Bremsscheibe 1 angeordnet. In der Stellung der Bremsscheibe 1, die in Figur 3a dargestellt ist, ist die Position der Störungen 7,8 jeweils identisch mit einem Schwingungsknoten. Dabei hat die Resonanzfrequenz f0 ein Minimum fmln. Bei der Stellung der Bremsscheibe 1, die in Figur 3b dargestellt ist, ist die Position der Störungen 7,8 identisch mit einem Schwingungsbauch. Dabei hat die Resonanzfrequenz f0 ein Maximum
In Figur 4 ist die Resonanzfrequenz f0 über der Winkelstellung der Bremsscheibe 1 aus den Figuren 3a und 3b aufgetragen. Wie man sieht, variiert die Resonanzfrequenz f0 periodisch zwischen im_n uno. rmx .
In Figur 5a ist im Unterschied zu den Darstellungen der Figuren 1 und 3 an jedem Schwingungsknoten 5 jeweils eine Störung 11 - 16 angeordnet.
Im Rahmen der vorliegenden Erfindung wird von folgenden Arbeitshypothesen ausgegangen:
a) Beim Bremsenquietschen werden auf der Bremsscheibe 1 nur solche Schwingungsmodi angeregt, bei denen im Kontaktbereich von Bremsbelägen und Bremsscheibe 1 ein Schwingungsbauch auftritt (siehe Figur la) , b) beim Bremsenquietschen bleiben die auf der Bremsscheibe 1 angeregten Schwingungsmodi für einen äußeren Beobachter trotz sich drehender Bremsscheibe 1 ortsfest unverändert (siehe Figur lb) ,
c) eine notwendige Voraussetzung für die Entstehung des Bremsenquietschens ist ein unverändertes
Schwingungsverhalten des Bremssystems während der Rotation des Rads,
d) aus der Arbeitshypothese c) ergibt sich als eine mögliche Forderung an eine quietschfreie Bremse, daß die Resonanzfrequenz f0 einer geräuschverursachenden Schwingungsform des Bremssystems mit der Rotation des Rades moduliert wird.
Der Zweck einer Eigenfrequenzmodulation des Bremssystems bei einem rotierenden Rad besteht darin, die stationären Schwingungseigenschaften der Struktur für die Rückkopplung zwischen Anregung und Strukturanwort während des Quietschvorgangs zu stören.
Daher sollte:
i) eine möglichst hohe Änderungsrate und
ii) eine möglichst große Änderung
der Eigenfrequenz bei einem rotierenden Rad angestrebt werden. Die Bedingung i) wird optimal erfüllt, wenn eine herkömmliche Bremsscheibe mit möglichst lokalen Störungen versehen wird. Diese Störungen können entweder durch ein geringfügiges Einfräsen von Kühlrippen in radialer Richtung oder Aufbohren von axialen Lüftungslöchern erreicht werden. Dabei bedeutet "lokal", daß die jeweilige Störung auf einen Winkelbereich der Bremsscheibe konzentriert wird, der deutlich kleiner ist, als der Winkelbereich zwischen zwei benachbarten Schwingungsknoten der geräuschverursachenden Schwingungsform.
Da die Schwingungsform bei einer rotierenden Bremsscheibe ortsfest bleibt, tastet eine lokale Störung auf der sich drehenden Bremsscheibe das Schwingungsprofil von Knoten und Bäuchen über dem Drehwinkel der Bremsscheibe ab. Im Falle einer Überdeckung von einer Störung und einem Schwingungsbauch wirkt sich die Störung mit einer maximalen, bei der Überdeckung mit einem Schwingungsknoten mit einer minimalen Verschiebung der Eigenfrequenz aus.
Die Bedingung ii) wird optimal erfüllt, wenn die Anzahl und die Verteilung der Störungen über dem Winkelbereich der Bremsscheibe mit der Anzahl und der Verteilung der Schwingungsbäuche (oder auch Schwingungsknoten) der geräuschverursachenden Schwingungsform übereinstimmen. In diesem und nur in diesem Falle addieren sich die Wirkungen der Störungen. Bei anderen Verteilungsmustern von mehreren Störungen, etwa Zufallsverteilungen, kompensieren sich die Wirkungen der Einzelstörungen teilweise oder im ungünstigsten Fall vollständig.
In Figur 7 ist eine Bremsscheibe gezeigt, die eine Vielzahl von Noppen 70, 71 aufweist. Die Noppen sind kreisförmig gleichmäßig auf dem äußeren Bereich der Bremsscheibe angeordnet. Darüber hinaus sind auf der Bremsscheibe zwölf Steifigkeitsminderungen 72-83 paarweise so angeordnet, daß jeweils ein Paar Steifigkeitsminderungen auf einem Radius 84-89 liegt. Der Abstand der Steifigkeitsminderungen eines Paares voneinander ist gleich dem Abstand der Steifigkeitsminderungen der übrigen Paare voneinander. Der Abstand der einzelnen Paare vom Mittelpunkt der Bremsscheibe ist ebenfalls gleich. Die Winkel zwischen den sechs Radien 84-89 betragen jeweils 60°. In Figur 8 ist eine Bremsscheibe dargestellt, die ähnlich wie die in Figur 7 dargestellte Bremsscheibe ausgebildet ist. Um Wiederholungen zu vermeiden werden für gleiche Teile gleiche Bezugszeichen verwendet und auf die vorangegange Beschreibung der Figur 7 verwiesen. Im Unterschied zu der in Figur 7 gezeigten Ausführungsform sind bei der in Figur 8 gezeigten Ausführungsform jedoch Steifigkeitssteigerungen 92-103 statt Steifigkeitsminderungen vorgesehen .
In Figur 9 ist eine Bremsscheibe dargestellt, die ähnlich wie die in den Figuren 7 und 8 dargestellten Bremsscheiben ausgebildet ist. Bei der in Figur 9 dargestellten Ausführungsform sind die Steifigkeitsminderungen und - Steigerungen der Figuren 7 und 8 kombiniert. Die Kombination der Störungen auf der Bremsscheibe ist so, daß abwechselnd ein Paar Steifigkeitsminderungen und ein Paar
Steifigkeitssteigerungen angeordnet ist. Dabei beträgt der Winkel zwischen einem Paar Steifigkeitsminderungen und einem Paar Steifigkeitssteigerungen jeweils 30°.

Claims

Patentansprüche
Bremsscheibe für eine Bremsanlage mit mindestens einem Bremsträger, an dem die Bremsscheibe (1) um eine Achse drehbar angebracht und an dem ein Bremssattel (2) befestigt ist, in dem zwei Bremsbeläge so angeordnet sind, daß sie beim Bremsen von beiden Seiten gegen die Bremsscheibe (1) gedrückt werden, auf der Störungen (7,8) in Form von lokalen Änderungen der Masse und/oder der Steifigkeit der Bremsscheibe angeordnet sind, um ein Quietschen der Bremsanlage bei einer kritischen Schwingungsform zu verhindern, dadurch gekennzeichnet, dass die Störungen räumlich auf einen möglichst kleinen Winkelbereich der Bremsscheibe (1) konzentriert sind, und dass die Störungen (11 - 16; 72,73; 74,75; 76,77; 78,79; 80,81; 82,83; 92,93; 94,55; 96,97; 98,99; 100,101; 102,103) jeweils um einen Winkel von 60 Grad versetzt auf dem Umfang der Bremsscheibe verteilt angeordnet sind.
Bremsscheibe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß jeweils auf einem Radius (84 - 89) der Bremsscheibe ein Paar Steifigkeitsminderungen (72,73; 74,75; 76,77; 78,79; 80,81; 82, 83) oder Steifigkeitssteigerungen (92,93; 94,55; 96,97; 98,99; 100,101; 102,103) gleichmäßig beabstandet ist, und zwischen den einzelnen Radien (84 - 89) ein Winkel von 60° ausgebildet ist.
Bremsscheibe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß abwechselnd ein Paar Steifigkeitsminderungen und ein Paar Steifigkeitssteigerungen jeweils gleichmäßig beabstandet auf einem Radius angeordnet ist, und zwischen den einzelnen Radien ein Winkel von 30° ausgebildet ist.
4. Bremsscheibe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in der Bremsscheibe vorgesehene Kühlrippen an dem äußeren Umfang der Bremsscheibe verkürzt ausgebildet sind.
5. Bremsscheibe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass Bohrungen auf einem Umfang der Bremsscheibe mit einem möglichst großen Radius gleichmäßig verteilt angebracht sind.
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