WO2000006436A1 - Hauptzylinder mit verbesserten notbremseigenschaften für eine hydraulische fahrzeugbremsanlage - Google Patents

Hauptzylinder mit verbesserten notbremseigenschaften für eine hydraulische fahrzeugbremsanlage Download PDF

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WO2000006436A1
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master cylinder
valve
pressure chamber
auxiliary
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PCT/EP1999/005174
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Peter Schlüter
Josef Pickenhahn
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Lucas Industries Public Limited Company
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    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/321—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration deceleration
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    • B60T8/3275—Systems with a braking assistant function, i.e. automatic full braking initiation in dependence of brake pedal velocity
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B60T13/52—Vacuum systems indirect, i.e. vacuum booster units
    • B60T13/573—Vacuum systems indirect, i.e. vacuum booster units characterised by reaction devices

Definitions

  • the present invention relates to a master cylinder for a hydraulic vehicle brake system according to the preamble of claim 1.
  • a master cylinder is known for example from DE 44 29 439 C2.
  • Brake force generators without an interposed rubber-elastic reaction disk are often unsatisfactory in terms of pedal feel, because they impart a very stiff pedal feel, which leads to a poorly controllable metering of the vehicle brake.
  • DE 44 29 439 C2 it has therefore been proposed to design the master cylinder in such a way that, in an initial phase of braking, a first hydraulic diameter and later a second diameter larger than the first diameter are hydraulically effective.
  • So-called brake assistants are also known. This term is usually understood to mean a system which can provide a driver with increased braking power in the event of emergency braking with essentially the same actuation force. Systems of this type have been developed because studies have shown that the majority of vehicle users do not step on the brake pedal as hard as is necessary to achieve maximum braking power during emergency braking. The vehicle's stopping distance is therefore longer than necessary. Systems of this type that are already in production use an electromagnetically actuated brake booster in conjunction with a device that can determine the actuation speed of the brake pedal. If this device detects an actuation speed that is above a predetermined threshold value, it is assumed that there is an emergency braking situation and the brake booster is fully controlled by means of the electromagnetic actuation device, i.e. it provides its highest possible amplification performance.
  • Brake boosters with electromagnetic actuation are too expensive for motor vehicles in the lower and medium price range. There is therefore a desire for solutions that achieve a brake assistant function with less effort.
  • the invention is based on the object, starting from a master cylinder of the type mentioned, using simple means to implement a brake assistant function, ie in particular without an electromagnetically actuated brake booster.
  • the solution to be specified should go as far as avoid possible that the brake assist function is triggered unintentionally.
  • a master cylinder for a hydraulic vehicle brake system which has the features specified in claim 1.
  • a switching piston is arranged in the hollow cylindrical primary piston of the master cylinder, which is resiliently biased towards the primary pressure chamber and is axially displaceable relative to the auxiliary piston. If a predetermined pressure level is reached in the primary pressure chamber, the switching piston moves against the resilient preload relative to the auxiliary piston, as a result of which a valve closes the fluid connection between the second hydraulically active diameter determined by the auxiliary piston and the pressure chamber.
  • the amount of the resilient bias of the switching piston thus defines a brake pressure level below which the brake assistant function determined by the closing of the valve cannot occur.
  • the desired brake assist function can only take effect after the pressure threshold specified by the resilient preload of the switching piston has been exceeded. This prevents the brake assistant function from being triggered when the brakes are in the region of relatively low brake pressures, in which most of the brakes take place, even if the actuation speed of the brake pedal is high.
  • the resilient bias of the switching piston is supported on the primary piston, for example on an inner projection of the primary piston.
  • the preferred embodiment of the master cylinder according to the invention is the Auxiliary piston sealingly and slidably guided in the switching piston.
  • the section of the primary piston which is arranged in the direction of the actuating member is completely blocked by the primary pressure chamber of the master cylinder by closing the valve mentioned.
  • the valve is preferably formed by an annular flange of the switching piston and a step-like narrowing of the passage recess of the primary piston which interacts with this annular flange.
  • the switching piston can have an essentially cup-shaped shape, such that the auxiliary piston is immersed in the switching piston and the annular flange of the valve is arranged radially on the outside of the switching piston. So that hydraulic fluid displaced by the auxiliary piston can reach the primary pressure chamber when the valve is open, radial channels are provided in the peripheral wall of a switching piston designed in this way.
  • the opening stroke of the valve can be limited by a snap ring received in the bore of the primary piston, against which the switching piston abuts.
  • the brake assistant function of the first solution according to the invention is based on the fact that a control valve, once opened, of a vacuum brake booster coupled to the master cylinder can only close again when a counterforce corresponding to the actuating force has been built up in the primary pressure chamber of the master cylinder. If a corresponding reaction of the primary chamber pressure on the actuating member and thus on the control valve of the brake booster is prevented, the brake booster will be operated up to its maximum booster power - assuming an at least constant actuating force, which leads to a noticeable increase in the brake pressure and so that the achievable braking performance leads.
  • the valve is formed by a sealing cone formed on the actuating piston and a valve seat cooperating therewith, which is resiliently biased towards the sealing cone and a stop arranged on the switching piston and arranged between the sealing cone and the valve seat.
  • the valve shuts off the second hydraulically effective diameter given by the auxiliary piston with respect to the primary pressure chamber, and a third hydraulically effective diameter that is smaller than the second hydraulically effective diameter is used after the predetermined pressure threshold has been exceeded.
  • the stop formed on the switching piston prevents the valve from closing as long as the switching piston has not yet been displaced relative to the auxiliary piston, ie below the pressure threshold which determines the triggering of the brake assist function.
  • the valve seat is formed on a hollow cylindrical valve piston which provides the third hydraulically effective diameter.
  • the valve piston can be sealingly and displaceably received in a pot-shaped holding element, which in turn is sealingly and displaceably guided in the switching piston and has a constantly open passage to the primary pressure chamber. In this way, when the valve is open, there is a fluid connection between the primary pressure chamber and the second hydraulically active diameter, which is determined by the auxiliary piston. When the valve is closed, however, the third hydraulically active diameter, which is smaller than the second hydraulically active diameter, acts on the primary pressure chamber.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through the region of interest of a first embodiment of a master cylinder according to the invention, which is connected to a vacuum brake booster, in the rest position,
  • FIG. 2 shows the view according to FIG. 1 in a first actuation position
  • FIG. 3 shows the view according to FIG. 1 in a second actuation position
  • FIG. 4 shows a diagram which shows the relationship between an applied input force and the primary chamber pressure achieved thereby according to the various actuation positions for the first embodiment
  • Fig. 5 is a Fig. 1 corresponding view of a second
  • FIG. 6 shows the view according to FIG. 5 in a first actuation position
  • FIG. 7 shows the view according to FIG. 5 in a second actuation position
  • Fig. 9 is a diagram showing the relationship between an applied input force and the resultant
  • Primary chamber pressure according to the various operating positions for the second embodiment. 1 shows the area of a first exemplary embodiment of a master cylinder 10 for a hydraulic vehicle brake system which is of interest in connection with the present invention and to which a vacuum brake booster 12 is connected upstream.
  • the brake booster 12 has a housing, the interior of which is divided into two sections by a fixed wall 14. In one section, a movable wall 16 separates a vacuum chamber 18 from a working chamber 20, while in the other section another movable wall 16 'separates a vacuum chamber 18' from a working chamber 20 '.
  • the vacuum chambers 18, 18 ' are continuously connected to a vacuum source during operation of the brake booster 12, for example to the intake tract of an internal combustion engine or to a vacuum pump.
  • a control valve 22 is provided to selectively connect the working chambers 20, 20 'to the vacuum chambers 18, 18' so that the working chambers 20, 20 'are evacuated, or to establish a connection between the evacuated working chambers 20, 20' and the Ambient atmosphere, ie to produce the ambient pressure.
  • the design of the brake booster shown with two vacuum chambers 18, 18 'and two working chambers 20, 20' is referred to as a tandem design. However, vacuum brake boosters often have only one vacuum chamber and one working chamber.
  • the master cylinder 10 and the brake booster 12 are actuated by means of a rod-shaped input member 24 projecting into a housing 23 of the control valve 22.
  • the spherical end of the input member 24 is fastened in a transmission piston 26, on which a first annular valve seat 28 of the control valve 22 is formed, which, in cooperation with a valve sealing member 30 that is resiliently biased against the first valve seat 28, connects between the ambient atmosphere and the working chambers 20, 20 'of the braking power amplifier 12 can control.
  • a second annular valve seat 32 of the control valve 22 is formed on the inside of the control valve housing 22, which also cooperates with the spring-loaded valve sealing member 30 and which connects the vacuum chambers 18, 18 'and the working chambers 20, 20 'can control.
  • the master cylinder 10 connected downstream of the brake booster 12 has a housing 34 with a bore 36 in which a hollow cylindrical primary piston 38 is sealingly guided and axially displaceable.
  • the primary piston 38 acts on a pressure chamber 40, which is also referred to as the primary pressure chamber and which is axially limited in the bore 36 of the main cylinder housing 34 axially between the primary piston 38 and a secondary piston, not shown, arranged in the bore 36.
  • the pressure chamber 40 is connected to a brake circuit of the vehicle brake system.
  • an auxiliary piston 42 is received with a stepped through bore 44, in which a complementarily stepped end of an actuating piston 46 is sealingly and displaceably guided and defines a first hydraulically effective diameter Di.
  • the other end of the actuating piston 46 protrudes from the primary piston 38 in the direction of the input member 24. Any displacement of the input member 24 in the direction of actuation, i.e. 1 to the left is transferred to the actuating piston 46 of the master cylinder 10 via a sealing piston 48 guided in the control valve housing 23.
  • the auxiliary piston 42 is sealingly and displaceably guided in an approximately cup-shaped switching piston 58, which in turn is sealingly and displaceably guided in the bore 36 of the primary piston 38.
  • the switching piston 58 is biased in the direction of the pressure chamber 40 by a compression spring 60 supported on the stop 56 and is axially supported on a snap ring 62 which is received in the bore 36 of the primary piston 38.
  • the switching piston 58 has an annular flange 64 of enlarged diameter radially on the outside, which can cooperate with a step-shaped narrowing 66 of the bore 36 of the primary piston 38.
  • the ring flange 64 is provided on the side facing the constriction 66 with elastomer material. In this way, a valve 68 is formed, which is shown in FIG.
  • An actuation of the brake booster 12 or the master cylinder 10 moves the input member 24 into the brake booster 12, ie to the left in the figures. This displacement is transmitted without delay to the actuating piston 46 via the transmission piston 26 and the sealing piston 48.
  • the actuating piston 46 with its hydraulically effective diameter Di, displaces hydraulic fluid through the stepped through-bore 44 of the auxiliary piston 42 into the switching piston 48, from which the hydraulic fluid flows through radial channels 70 and then through the opened valve 68 into the pressure chamber 40 and there the pressure accordingly lifts.
  • the aforementioned displacement of the input member 24 furthermore causes the first valve seat 28 formed on the transmission piston 26 to be lifted off the valve sealing member 30, as a result of which ambient air passes through a channel 72 surrounding the input member 24 and past the open valve seat 28 through another in the control valve housing 23 trained channel 74 can get into the working chamber 20 'and from there into the other working chamber 20.
  • a pressure difference then arises on the movable walls 16 and 16 'and the resulting force wants to move the movable walls 16 and 16' to the left.
  • This force is transmitted from the movable walls 16 and 16 'to the control valve housing 23, which delivers the force to the primary piston 38 via an adjusting ring 76.
  • the primary piston 38 is consequently displaced into the pressure chamber 40, which leads to a corresponding increase in the hydraulic pressure prevailing in the pressure chamber 40.
  • the force acting on the auxiliary piston 42 from the pressure chamber 40 is greater than the counteracting force of the compression spring 54.
  • the actuating piston 46 and the auxiliary piston 42 form a unit, and when the actuating piston 46 is displaced further in the actuating direction, the first hydraulically effective diameter Di of the actuating piston 46 no longer acts, but a larger second hydraulically active diameter D 2 , which is caused by the Auxiliary piston 42 is determined.
  • the smaller first hydraulic diameter D is effective, which results in a braking pressure in the pressure chamber 40 that increases more rapidly in relation to the actuating force.
  • the larger second hydraulic diameter D 2 acts, which results in increased feedback of the brake pressure prevailing in the pressure chamber 40 to the input member 24 and thus to the brake pedal.
  • valve sealing member 30 comes again with the first one in the course of the displacement of the control valve housing 23
  • Valve seat 28 in contact, so that the air supply to the working chambers 20 and 20 'is interrupted (equilibrium position, both valve seats 28 and 32 closed, see Fig. 2).
  • Brake pressure on the transmission piston 26 and the first valve seat 28 formed on it exists when the valve is closed Valve 68 no longer, because the fluid connection between the pressure chamber 40 and the components arranged on the right of the switching piston 58 in the figures, in particular to the actuating piston 46, is interrupted.
  • the first valve seat 28 therefore remains open and ambient air continues to flow into the working chambers 20 and 20 'until the maximum possible differential pressure and thus the maximum possible boosting force of the brake booster 12 is reached (control point of the brake booster).
  • the increasing force of the brake booster 12 up to the modulation point is transmitted to the primary piston 38 via the control valve housing 23, as previously described, so that the pressure in the pressure chamber 40 increases accordingly.
  • the reaction force noticeable on the brake pedal does not increase, but remains at a level corresponding to the second predetermined pressure value.
  • a bolt 77 fastened to the transmission piston 26 and projecting into the channel 74 rests on the control valve housing 23, which is why, by increasing the actuating force exerted on the input member 24, the pressure in the pressure chamber 40 only corresponds to that by the hydraulic effective diameter of the primary piston 38 given the ratio can be increased, however, without additional reinforcement by the Brera power amplifier 12.
  • Point A represents the changeover from the first hydraulically effective diameter Di to the larger, second hydraulically effective diameter D in the context of normal braking
  • point B represents the closing of valve 68 in the context of panic braking (emergency braking), to which it applies the brake pedal is actuated quickly and with a larger stroke.
  • the booster force is increased up to the modulation point C of the brake booster 12 (brake assistant function).
  • the control point C acts the actuating force increases only in accordance with the force transmission given by the hydraulically effective diameter of the primary piston 38, without the brake booster 12 making a further force contribution.
  • FIGS. 5 to 8 show a second exemplary embodiment of a master cylinder 10, which differs from the previously described first exemplary embodiment by a different design of the switching piston and the valve, for which reason the reference numerals of these elements are designated 58 ′ and 68 ′.
  • the auxiliary piston 42 is sealingly and displaceably guided in the switching piston 58 ', however the switching piston 58' is a hollow cylinder with a stop 78 arranged therein.
  • the switching piston 58 ' is in the primary piston 38 on the one hand and on the other hand sealingly and displaceably guided on a hollow cylindrical section 80 of an essentially pot-shaped holding element 82, which extends from the pressure chamber 40 into the switching piston 58 '.
  • the holding element 82 serves to receive a valve piston 84 which is sealingly and displaceably guided in the hollow cylindrical section 80 and is prestressed against the stop 78 in the switching piston 58 'by means of a compression spring 86 which is enclosed therein.
  • a valve piston 84 which is sealingly and displaceably guided in the hollow cylindrical section 80 and is prestressed against the stop 78 in the switching piston 58 'by means of a compression spring 86 which is enclosed therein.
  • an annular valve seat 88 is formed on its end face facing the stop 78.
  • the actuating piston 46 passes through the end arranged in the primary piston 38
  • a sealing cone 90 is formed on the actuating piston 46, which can cooperate with the valve seat 88 and forms the valve 68 'with it.
  • the holding element 82 has a constantly open passage 92, so that when the valve 68 'is open, one There is a fluid connection between the pressure chamber 40 and the second hydraulically effective diameter D 2 determined by the auxiliary piston 42.
  • the function of the second exemplary embodiment in the initial phase is similar to that of the first exemplary embodiment, that is to say, after reaching a predetermined first pressure level in the pressure chamber 40, the auxiliary piston 42 is displaced relative to the force of the compression spring 54 relative to the actuating piston 46 until the latter with the Auxiliary piston 42 is coupled so that the second hydraulic diameter D 2 determined by auxiliary piston 52 then comes into effect (see FIG. 6).
  • the brake pressure achieved in the pressure chamber 40 increases with the corresponding force support by the brake booster 12 until the actuation point of the brake booster 12 is finally reached (see point B in FIG. 9 in this regard) ). Thereafter, the brake pressure can only be increased with increasing input or actuation force in accordance with the force transmission given by the hydraulic effective diameter of the primary piston 38.
  • the sealing cone 90 can rest against the valve seat 88 and thereby close the valve 68 '(see FIG. 8).
  • the second hydraulic effective diameter D 2 is thus decoupled from the pressure chamber 40 and a third hydraulic diameter D 3 determined by the valve piston 84 comes into effect during the further braking process.
  • the third hydraulic diameter D 3 is smaller than the second hydraulic effective diameter D 2 , so that the power transmission of the master cylinder 10 is increased again, that is to say with a predetermined input force increase, the brake pressure increase is greater than before.
  • valve piston 84 releases from its stop 78 in the switching piston 58' and presses hydraulic fluid through the passage 92 into the pressure chamber 40.
  • FIG. 9 shows where the point C represents the closing time of the valve 68 *, at which the hydraulic pressure in the pressure chamber 40 increases due to the now reduced hydraulic effective diameter (from D 2 to D 3 ) while the input force remains the same.
  • Each further increase in input force results in a pressure increase in the pressure chamber 40 which, owing to the smaller effective diameter D 3, is greater than a pressure increase occurring during normal braking with the same increase in input force.
  • the brake pressure can only be increased with increasing input or actuation force in accordance with the force transmission given by the hydraulic effective diameter of the primary piston 38.
  • valve 68 ' If the actuating force is withdrawn, the valve 68 'opens again immediately. It should be pointed out again that the Valve 68 'can only close when a second pressure threshold predetermined by the force of the compression spring 60 has been reached or exceeded in the pressure chamber 40 and the switching piston 58' has consequently shifted counter to the actuation direction. Below this second pressure threshold, the brake assist function cannot be used in the second exemplary embodiment either.

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Abstract

Ein Hauptzylinder (10) für eine hydraulische Fahrzeugbremsanlage hat ein Gehäuse (34) und eine darin angeordnete Bohrung (36), in der ein hohlzylindrischer Primärkolben (38), der auf eine Druckkammer (40) wirkt, abdichtend und axial verschieblich geführt ist. In dem Primärkolben (38) ist ein axial verschieblicher, hohlzylindrischer Hilfskolben (42) aufgenommen, in den ein Betätigungskolben (46) ragt, der mittels eines Eingangsgliedes (24) betätigbar ist und der abdichtend und verschieblich in dem Hilfskolben (42) geführt und zumindest während einer Bremsung federnd von letzterem weg vorgespannt ist. Der Betätigungskolben (46) hat einen ersten hydraulisch wirksamen Durchmesser (D1) und der Hilfskolben (42) einen zweiten hydraulisch wirksamen Durchmesser (D2). Nach Überwindung einer festgelegten Strecke entgegen seiner federnden Vorspannung koppelt der Hilfskolben (42) starr mit dem Betätigungskolben (46). Zur Realisierung einer Bremsassistentfunktion ist in dem Primärkolben (38) ein Schaltkolben (58) angeordnet, der federnd in Richtung auf die Druckkammer (40) vorgespannt und axial relativ zum Hilfskolben (42) verschiebbar ist. Die federnde Vorspannung des Schaltkolbens (58) entspricht einem vorherbestimmten Druckniveau in der Druckkammer (40), nach dessen Überschreiten sich der Schaltkolben (58) entgegen der Federvorspannung relativ zu dem Hilfskolben (42) verschiebt, wodurch ein Ventil (68) die Fluidverbindung zwischen dem zweiten hydraulisch wirksamen Durchmesser (D2) des Hilfskolbens (42) und der Druckkammer (40) schließt.

Description

Hauptzylinder mit verbesserten Notbremseigenschaften für eine hydraulische Fahrzeugbremsanlage
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Hauptzylinder für eine hydraulische Fahrzeugbremsanlage gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1. Ein solcher Hauptzylinder ist beispielsweise aus der DE 44 29 439 C2 bekannt.
Bei Hauptz lindern der vorausgesetzten Art findet die Rückwirkung auf ihr Eingangsglied rein hydraulisch statt, d.h. zwischen dem üblicherweise mit einem Bremspedal verbundenen Eingangsglied und dem Hauptzylinder befindet sich keine sogenannte Reaktionsscheibe aus Elastomermaterial. Eine solche gummielastische Reaktionsscheibe ist in den weitaus meisten der heutzutage verbauten Bremskraftverstärker/Hauptzylinder- Einheiten vorhanden. Mit dieser Reaktionsscheibe wird im Zusammenspiel mit einer sogenannten Fühlscheibe das "Einsprungverhalten" des Bremskrafterzeugers festgelegt, d.h. letztlich die Ansprechcharakteristik der Bremsanlage. Je nach Fahrzeughersteller herrschen hier unterschiedliche Philosophien vor, beispielsweise ziehen manche Fahrzeughersteller eine bei geringen Betätigungskräften bereits relativ stark ansprechende Bremsanlage vor, während andere Fahrzeughersteller ein weniger "giftiges" Ansprechen der Bremsanlage realisiert sehen möchten.
Bremskrafterzeuger ohne eine zwischengeschaltete gummielastische Reaktionsscheibe sind häufig hinsichtlich des Pedalgefühls nicht zufriedenstellend, denn sie vermitteln ein sehr steifes Pedalgefühl, was zu einer als schlecht empfundenen Dosierbar- keit der Fahrzeugbremse führt. In der DE 44 29 439 C2 ist deshalb vorgeschlagen worden, den Hauptzylinder so auszuführen, daß in einer Anfangsphase einer Bremsung ein erster hydraulischer Durchmesser und später ein gegenüber dem ersten Durchmes- ser größerer zweiter Durchmesser hydraulisch wirksam ist.
Mittels des ersten, kleineren hydraulischen Durchmessers wird zu Beginn einer Bremsung mit relativ geringer Betätigungskraft schnell ein erhöhter Bremsdruck aufgebaut, während der anschließend zur Wirkung kommende zweite hydraulische Durchmesser dem Fahrer eine gute Rückmeldung der zwischenzeitlich erreichten, höheren Bremsdrücke vermittelt.
Ebenfalls bekannt sind sogenannte Bremsassistenten. Unter diesem Begriff versteht man üblicherweise ein System, welches einem Fahrer im Fall einer Notbremsung bei im wesentlichen gleicher Betätigungskraft eine erhöhte Bremsleistung zur Verfü- gung stellen kann. Systeme dieser Art wurden entwickelt, weil Untersuchungen ergeben haben, daß die Mehrzahl der Fahrzeugbenutzer bei einer Notbremsung nicht so stark auf das Bremspedal tritt, wie es zum Erreichen der maximalen Bremsleistung erforderlich wäre. Der Anhalteweg des Fahrzeugs ist deshalb länger als notwendig. Bereits in Produktion befindliche Systeme dieser Art verwenden einen elektromagnetisch betätigbaren Bremskraft- Verstärker in Verbindung mit einer Einrichtung, die die Betätigungsgeschwindigkeit des Bremspedals ermitteln kann. Stellt diese Einrichtung eine über einem vorgegebenen Schwellenwert liegende Betätigungsgeschwindigkeit fest, wird angenommen, daß eine Notbremssituation vorliegt und der Bremskraftverstärker wird mittels der elektromagnetischen Betätigungseinrichtung voll ausgesteuert, d.h. er stellt seine höchstmögliche Verstärkungsleistung bereit.
Bremskraftverstärker mit elektromagnetischer Betätigungsmöglichkeit sind für Kraftfahrzeuge der unteren und mittleren Preisklasse jedoch zu teuer. Es besteht deshalb der Wunsch nach Lösungen, die eine Bremsassistentfunktion mit geringerem Auf- wand erreichen.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ausgehend von einem Hauptzylinder der eingangs genannten Art mit einfachen Mitteln eine Bremsassistentfunktion zu realisieren, d.h. insbesondere ohne einen elektromagnetisch betätigbaren Bremskraftverstärker. Die anzugebende Lösung soll es darüber hinaus so weit wie möglich vermeiden, daß die Bremsassistentfunktion unbeabsichtigt ausgelöst wird.
Diese Aufgabe ist erfindungsgemäß mit einem Hauptzylinder für eine hydraulische Fahrzeugbremsanlage gelöst, der die im Patentanspruch 1 angegebenen Merkmale aufweist. In dem hohlzylin- drischen Primärkolben des Hauptzylinders ist erfindungsgemäß zusätzlich zu dem Hilfskolben und dem Betätigungskolben noch ein Schaltkolben angeordnet, der federnd in Richtung auf die Primärdruckkammer vorgespannt und axial relativ zu dem Hilfskolben verschiebbar ist. Wird in der Primärdruckkammer ein vorbestimmtes Druckniveau erreicht, verschiebt sich der Schaltkolben gegen die federnde Vorspannung relativ zum Hilfskolben, wodurch ein Ventil die Fluidverbindung zwischen dem durch den Hilfskolben bestimmten zweiten hydraulisch wirksamen Durchmesser und der Druckkammer schließt.
Die Höhe der federnden Vorspannung des Schaltkolbens legt also erfindungsgemäß ein Bremsdruckniveau fest, unterhalb dem es nicht zu der durch das Schließen des Ventils bestimmten Bremsassistentfunktion kommen kann. Erst nach Überschreiten der durch die federnde Vorspannung des Schaltkolbens vorgegebenen Druckschwelle kann die angestrebte Bremsassistentfunktion zum Tragen kommen. Damit ist verhindert, daß es bei Bremsungen im Bereich relativ niedriger Bremsdrücke, in dem die meisten aller Bremsungen stattfinden, auch dann nicht zu einer Auslösung der Bremsassistentfunktion kommt, wenn die Betätigungsgeschwindigkeit des Bremspedals hoch ist.
Gemäß bevorzugter Ausführungsformen des erfindungsgemäßen
Hauptzylinders ist die federnde Vorspannung des Schaltkolbens am Primärkolben abgestützt, beispielsweise an einem inneren Vorsprung des Primärkolbens.
Zur Realisierung einer kompakten Bauweise ist bei bevorzugten Ausführungsbeispielen des erfindungsgemäßen Hauptzylinders der Hilfskolben abdichtend und verschieblich in dem Schaltkolben geführt.
Gemäß einer ersten erfindungsgemäßen Lösung wird durch das Schließen des genannten Ventils der in Richtung des Betätigungsgliedes angeordnete Abschnitt des Primärkolbens vollständig von der Primär ruckkammer des Hauptzylinders abgesperrt. Bei dieser Lösung ist das Ventil vorzugsweise durch einen Ringflansch des Schaltkolbens und einer mit diesem Ringflansch zusammenwirkenden stufenförmigen Verengung der Durchgangsaus- nehmung des Primärkolbens gebildet. Der Schaltkolben kann dabei eine im wesentlichen topfförmige Gestalt haben, derart, daß der Hilfskolben in den Schaltkolben eintaucht und der Ringflansch des Ventils radial außen am Schaltkolben angeordnet ist. Damit vom Hilfskolben verdrängtes Hydraulikfluid bei geöffnetem Ventil in die Primärdruckkammer gelangen kann, sind in der Umfangswandung eines solchermaßen ausgebildeten Schaltkolbens radiale Kanäle vorgesehen.
Wenn wie vorstehend der Schaltkolben selbst ein Teil des Ventils ist, kann der Öffnungshub des Ventils durch einen in der Bohrung des Primärkolbens aufgenommenen Sprengring begrenzt sein, gegen den der Schaltkolben stößt.
Die Bremsassistentfunktion der ersten erfindungsgemäßen Lösung beruht darauf, daß ein einmal geöffnetes Steuerventil eines mit dem Hauptzylinder gekoppelten Unterdruckbremskraftverstärkers sich erst wieder schließen kann, wenn eine der Betätigungskraft entsprechende Gegenkraft in der Primär ruckkammer des Hauptzy- linders aufgebaut worden ist. Wird eine entsprechende Rückwirkung des Primärkammerdrucks auf das Betätigungsglied und damit auf das Steuerventil des Bremskraftverstärkers verhindert, so wird der Bremskraftverstärker - eine zumindest gleichbleibende Betätigungskraft vorausgesetzt - bis zu seiner maximalen Ver- stärkerleistung ausgesteuert werden, was bei gleichbleibender Betätigungskraft zu einer spürbaren Erhöhung des Bremsdrucks und damit der erzielbaren Bremsleistung führt. Gemäß einer zweiten erfindungsgemäßen Lösung ist das Ventil durch einen am Betätigungskolben ausgebildeten Dichtkegel und einen damit zusammenwirkenden Ventilsitz gebildet, der federnd in Richtung auf den Dichtkegel und einen zwischen dem Dichtkegel und dem Ventilsitz angeordneten, am Schaltkolben ausgebildeten Anschlag vorgespannt ist. Bei dieser Lösung sperrt das Ventil den durch den Hilfskolben gegebenen zweiten hydraulisch wirksamen Durchmesser gegenüber der Primärdruckkammer ab und es kommt nach Überschreiten der festgelegten Druckschwelle ein dritter hydraulisch wirksamer Durchmesser zum Einsatz, der kleiner als der zweite hydraulisch wirksame Durchmesser ist. Der am Schaltkolben ausgebildete Anschlag verhindert ein Schließen des Ventils, solange der Schaltkolben noch nicht relativ zum Hilfskolben verschoben worden ist, d.h. unterhalb der die Auslösung der Bremsassistentfunktion bestimmenden Druckschwelle.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform ist der Ventilsitz an einem hohlzylindrischen Ventilkolben ausgebildet, der den dritten hydraulisch wirksamen Durchmesser bereitstellt. Der Ventilkolben kann dabei in einem topfförmigen Halteelement abdichtend und verschieblich aufgenommen sein, das seinerseits in dem Schaltkolben abdichtend und verschieblich geführt ist und das einen ständig offenen Durchlaß zur Primärdruckkammer aufweist. Auf diese Weise ist bei geöffnetem Ventil eine Fluidverbindung zwischen der Primärdruckkammer und dem zweiten hydraulisch wirksamen Durchmesser vorhanden, der durch den Hilfskolben bestimmt ist. Bei geschlossenem Ventil hingegen wirkt der dritte hydraulisch wirksame Durchmesser, der kleiner als der zweite hydraulisch wirksame Durchmesser ist, auf die Primärdruckkammer. Damit wird nach Schließen des Ventils, d.h. nach Überschreiten der festgelegten Druckschwelle, eine höhere Kraftübersetzung wirksam, was bei gleicher Betätigungskraft zu entsprechend höheren Bremsdrücken führt (Bremsassistentfunktion) . Zwei bevorzugte Ausführungsbeispiele eines erfindungsgemäßen Hauptzylinders werden im folgenden anhand der beigefügten, schematischen Figuren näher erläutert. Es zeigt:
Fig. 1 einen Längsschnitt durch den interessierenden Bereich einer ersten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen HauptZylinders, der mit einem Unterdruckbremskraftverstärker verbunden ist, in Ruhestellung,
Fig. 2 die Ansicht gemäß Fig. 1 in einer ersten Betätigungsstellung,
Fig. 3 die Ansicht gemäß Fig. 1 in einer zweiten Betätigungsstellung ,
Fig. 4 ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen einer aufgebrachten Eingangskraft und den dadurch erzielten Primärkammerdruck gemäß den verschiedenen Betätigungsstellungen für die erste Ausführungsform wiedergibt,
Fig. 5 eine Fig. 1 entsprechende Ansicht eines zweiten
Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Hauptzylinders in Ruhestellung,
Fig. 6 die Ansicht gemäß Fig. 5 in einer ersten Betätigungsstellung,
Fig. 7 die Ansicht gemäß Fig. 5 in einer zweiten Betäti- gungsste1lung,
Fig. 8 die Ansicht gemäß Fig. 5 in einer dritten Betätigungsstellung ,
Fig. 9 ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen einer aufgebrachten Eingangskraft und den dadurch erzielten
Primärkammerdruck gemäß den verschiedenen Betätigungs- stellungen für die zweite Ausführungsform wiedergibt. In Fig. 1 ist der im Zusammenhang mit der vorliegenden Erfindung interessierende Bereich eines ersten Ausführungsbeispieles eines Hauptzylinders 10 für eine hydraulische Fahrzeugbremsanlage dargestellt, dem ein Unterdruckbremskraftverstärker 12 vorgeschaltet ist.
Der Bremskraftverstärker 12 hat ein Gehäuse, dessen Innenraum durch eine feststehende Wand 14 in zwei Abschnitte unterteilt ist. In dem einen Abschnitt trennt eine bewegliche Wand 16 eine Unterdruckkammer 18 von einer Arbeitskammer 20, während in dem anderen Abschnitt eine weitere bewegliche Wand 16' eine Unterdruckkammer 18' von einer Arbeitskammer 20' trennt.
Die Unterdruckkammern 18 , 18 ' stehen im Betrieb des Bremskraft- Verstärkers 12 ständig mit einer Unterdruckguelle in Verbindung, beispielsweise mit dem Ansaugtrakt eines Verbrennungsmotors oder mit einer Unterdruckpumpe. Ein Steuerventil 22 ist dazu vorgesehen, wahlweise eine Verbindung der Arbeitskammern 20, 20' mit den Unterdruckkammern 18, 18' herzustellen, damit auch die Arbeitskammern 20, 20' evakuiert werden, oder um eine Verbindung zwischen den evakuierten Arbeitskammern 20, 20' und der Umgebungsatmosphäre, d.h. dem Umgebungsdruck herzustellen. Die dargestellte Bauweise des Bremskraftverstärkers mit zwei Unterdruckkammern 18, 18' und zwei Arbeitskammern 20, 20' wird als Tandembauweise bezeichnet. Häufig weisen Unterdruckbrems- kraftverstärker jedoch nur eine Unterdruckkammer und eine Arbeitskammer auf.
Der Hauptzylinder 10 und der Bremskraftverstärker 12 werden mittels eines in ein Gehäuse 23 des Steuerventils 22 ragenden stangenförmigen Eingangsgliedes 24 betätigt. Das Eingangsglied 24 ist mit seinem kugelig ausgeführten Ende in einem Übertragungskolben 26 befestigt, an dem ein erster ringförmiger Ventilsitz 28 des Steuerventils 22 ausgebildet ist, der im Zusammenwirken mit einem federnd gegen den ersten Ventilsitz 28 vorgespannten Ventildichtglied 30 die Verbindung zwischen der Umgebungsatmosphäre und den Arbeitskammern 20, 20' des Brems- kraftverstärkers 12 steuern kann. Radial außerhalb des ersten Ventilsitzes 28 und konzentrisch zu diesem ist innen am Steuerventilgehäuse 22 ein zweiter ringförmiger Ventilsitz 32 des Steuerventils 22 ausgebildet, der ebenfalls mit dem federnd vorgespannten Ventildichtglied 30 zusammenwirkt und der die Verbindung zwischen den Unterdruckkammern 18 , 18 ' und den Arbeitskammern 20, 20' steuern kann.
Der dem Bremskraftverstärker 12 nachgeschaltete Hauptzylinder 10 hat ein Gehäuse 34 mit einer Bohrung 36, in der ein hohlzylindrischer Primärkolben 38 abdichtend und axial verschieblich geführt ist. Der Primärkolben 38 wirkt auf eine Druckkammer 40, die auch als Primärdruckkammer bezeichnet wird und die in der Bohrung 36 des Hauptzylindergehäuses 34 axial zwischen dem Primärkolben 38 und einem nicht dargestellten, schwimmend in der Bohrung 36 angeordneten Sekundärkolben begrenzt ist. Im eingebauten Zustand des Hauptzylinders 10 ist die Druckkammer 40 mit einem Bremskreis der Fahrzeugbremsanlage verbunden.
In dem Primärkolben 38 ist ein Hilfskolben 42 mit einer gestuften Durchgangsbohrung 44 aufgenommen, in der ein komplementär gestuft ausgebildetes Ende eines Betätigungskolbens 46 abdichtend und verschieblich geführt ist, das einen ersten hydraulisch wirksamen Durchmesser Di definiert. Das andere Ende des Betätigungskolbens 46 ragt in Richtung des Eingangsgliedes 24 aus dem Primärkolben 38 heraus. Jede Verschiebung des Eingangsgliedes 24 in Betätigungsrichtung, d.h. in Fig. 1 nach links, wird über einen im Steuerventilgehäuse 23 geführten Dichtkolben 48 auf den Betätigungskolben 46 des Hauptzylinders 10 übertra- gen.
Eine im Primärkolben 38 angeordnete, sich an einem Ringbund 50 des Betätigungskolbens 46 und an einem Kragen 52 des Hilfskolbens 42 abstützende Druckfeder 54 drängt den Betätigungskolben 46 und den Hilfskolben 42 auseinander und drückt den Hilfskolben 42 gegen einen Anschlag 56 des Primärkolbens 38 und den Betätigungskolben 46 gegen den Dichtkolben 48. Bei dem in den Figuren 1 bis 3 dargestellten ersten Ausfüh- rungsbeispiel ist der Hilfskolben 42 abdichtend und verschieblich in einem näherungsweise topfförmigen Schaltkolben 58 geführt, der seinerseits abdichtend und verschieblich in der Bohrung 36 des Primärkolbens 38 geführt ist. Der Schaltkolben
58 ist durch eine sich am Anschlag 56 abstützende Druckfeder 60 in Richtung auf die Druckkammer 40 vorgespannt und stützt sich axial an einem Sprengring 62 ab, der in der Bohrung 36 des Primärkolbens 38 aufgenommen ist. An seinem Boden weist der Schaltkolben 58 radial außen einen Ringflansch 64 vergrößerten Durchmessers auf, der mit einer stufenförmigen Verengung 66 der Bohrung 36 des Primärkolbens 38 zusammenwirken kann. Der Ringflansch 64 ist auf der der Verengung 66 zugewandten Seite mit Elastomermaterial versehen. Auf diese Weise ist ein Ventil 68 gebildet, das in Fig. 1 in Offenstellung wiedergegeben ist und das durch Anlage des Ringflansches 64 an der stufenförmigen Verengung 66 schließt, wenn die aufgrund des in der Druckkammer 40 herrschenden Hydraulikdrucks auf den Boden des Schaltkolbens 58 wirkende Kraft größer als die entgegengerichtet wirkende Kraft der Druckfeder 60 ist. Die Druckfeder 60 definiert also eine Druckschwelle, bei deren Überschreiten das Ventil 68 schließt.
Es wird nun die Funktion des Ausführungsbeispieles gemäß den Figuren 1 bis 3 näher erläutert. Eine Betätigung des Bremskraftverstärkers 12 bzw. des Hauptzylinders 10 verschiebt das Eingangsglied 24 in den Bremskraftverstärker 12 hinein, d.h. in den Figuren nach links. Diese Verschiebung wird über den Übertragungskolben 26 und den Dichtkolben 48 verzögerungsfrei auf den Betätigungskolben 46 übertragen. Der Betätigungskolben 46 verdrängt mit seinem hydraulisch wirksamen Durchmesser Di Hydraulikfluid durch die gestufte Durchgangsbohrung 44 des Hilfskolbens 42 in den Schaltkolben 48, aus dem heraus das Hydraulikfluid durch radiale Kanäle 70 und anschließend durch das geöffnete Ventil 68 in die Druckkammer 40 strömt und dort den Druck entsprechend anhebt. Die genannte Verschiebung des Eingangsgliedes 24 bewirkt des weiteren, daß der am Übertragungskolben 26 ausgebildete erste Ventilsitz 28 von dem Ventildichtglied 30 abgehoben wird, wodurch Umgebungsluft durch einen das Eingangsglied 24 umgeben- den Kanal 72 und vorbei am geöffneten Ventilsitz 28 durch einen weiteren im Steuerventilgehäuse 23 ausgebildeten Kanal 74 in die Arbeitskammer 20' und von dort in die weitere Arbeitskammer 20 gelangen kann. An den beweglichen Wänden 16 und 16' entsteht daraufhin eine Druckdifferenz und die daraus resultierende Kraft will die beweglichen Wände 16 und 16' nach links verschieben. Diese Kraft wird von den beweglichen Wänden 16 und 16' auf das Steuerventilgehäuse 23 übertragen, welches die Kraft über einen Justierring 76 an den Primärkolben 38 abgibt. Der Primärkolben 38 wird demzufolge in die Druckkammer 40 hinein verschoben, was zu einer entsprechenden Erhöhung des in der Druckkammer 40 herrschenden Hydraulikdrucks führt.
Ab einem bestimmten, durch die Druckfeder 54 vorgegebenen ersten Druckwert in der Druckkammer 40 ist die von Druckkammer 40 aus auf den Hilfskolben 42 wirkende Kraft größer als die entgegengerichtet wirkende Kraft der Druckfeder 54. Dies führt dazu, daß der Hilfskolben 42 axial gegen die Kraft der Druckfeder 54 und relativ zum Betätigungskolben 46 verschoben wird, bis die stufenförmige Verengung in der Durchgangsbohrung 44 des Hilfskolbens 42 gegen den Abschnitt des Betätigungskolbens 46 stößt, der den ersten hydraulisch wirksamen Durchmesser Di festlegt und abdichtend und verschieblich im Hilfskolben 42 geführt ist (sh. Fig. 2) . Ab diesem Zeitpunkt bilden der Betätigungskolben 46 und der Hilfskolben 42 eine Einheit und es wirkt bei einer weitergehenden Verschiebung des Betätigungskolbens 46 in Betätigungsrichtung nicht mehr der erste hydraulisch wirksame Durchmesser Di des Betätigungskolbens 46, sondern ein größerer zweiter hydraulisch wirksamer Durchmesser D2, der durch den Hilfskolben 42 bestimmt ist. In einer Anfangsphase der Bremsung ist somit der kleinere erste hydraulische Durchmesser D wirksam, was einen im Verhältnis zur Betätigungskraft schneller ansteigenden Bremsdruck in der Druckkammer 40 ergibt, während nach der Koppelung des Betätigungskolbens 46 mit dem Hilfskolben 42 der größere zweite hydraulische Durchmesser D2 wirkt, der eine verstärkte Rückmeldung des in der Druckkammer 40 herrschenden Bremsdrucks auf das Eingangsglied 24 und damit auf das Bremspedal ergibt. Im Detail wird hierzu auf die DE 44 29 439 C2 verwiesen.
Wird die auf das Eingangsglied 24 aufgebrachte Betätigungskraft nicht erhöht, kommt das Ventildichtglied 30 im Zuge der Ver- Schiebung des Steuerventilgehäuses 23 wieder mit dem ersten
Ventilsitz 28 in Kontakt, so daß die Luftzufuhr in die Arbeitskammern 20 und 20' unterbrochen wird (Gleichgewichtsstellung, beide Ventilsitze 28 und 32 geschlossen, sh. Fig. 2) .
Ab einem bestimmten, durch die Druckfeder 60 vorgegebenen zweiten Druckwert in der Druckkammer 40 übersteigt die daraus resultierende Kraft auf den Schaltkolben 58 die in entgegengesetzter Richtung auf ihn wirkende Kraft der Druckfeder 60, was zu einer Verschiebung des Schaltkolbens 58 entgegen der Kraft der Druckfeder 60 und in Folge zu einer Anlage des Ringflansches 64 an der Verengung 66 der Bohrung 36 des Primärkolbens 38 führt. Das Ventil 68 ist damit geschlossen (sh. Fig. 3) .
Wenn zum Zeitpunkt des Schließens des Ventils 68 der erste Ventilsitz 28 des Steuerventils 22 noch geöffnet ist (sh.
Fig. 3) , wozu es bei einer schnell und mit relativ großem Hub erfolgenden Betätigung des Eingangsgliedes 24 kommt, und wenn darüber hinaus die auf das Eingangsglied 24 ausgeübte Betätigungskraft nicht zurückgenommen wird, dann tritt die sogenannte Bremsassistentfunktion in Kraft, weil ein geöffneter erster Ventilsitz 28 bei gleichbleibender Betätigungskraft jetzt nämlich nur durch einen entsprechenden Gegendruck des HauptZylinders 10, hervorgerufen durch den in der Druckkammer 40 herrschenden Druck, geschlossen werden könnte. Die Rückwir- kungsmöglichkeit des in der Druckkammer 40 herrschenden
Bremsdrucks auf den Übertragungskolben 26 und den an ihm ausgebildeten ersten Ventilsitz 28 besteht jedoch bei geschlossenem Ventil 68 nicht mehr, denn die Fluidverbindung zwischen der Druckkammer 40 und den in den Figuren rechts des Schaltkolbens 58 angeordneten Bauteilen, insbesondere zum Betätigungskolben 46, ist unterbrochen. Der erste Ventilsitz 28 bleibt deshalb geöffnet und es strömt weiter Umgebungsluft in die Arbeitskammern 20 und 20' ein, bis der maximal mögliche Differenzdruck und damit die maximal mögliche Verstärkungskraft des Bremskraftverstärkers 12 erreicht ist (Aussteuerpunkt des Brems- kraftverstärkers) .
Die bis zum Aussteuerpunkt zunehmende Verstärkungskraft des Bremskraftverstarkers 12 wird wie zuvor beschrieben über das Steuerventilgehäuse 23 auf den Primärkolben 38 übertragen, so daß sich der Druck in der Druckkammer 40 entsprechend erhöht. Die am Bremspedal spürbare Rückwirkungskraft erhöht sich jedoch nicht, sondern bleibt auf einem dem zweiten vorgegebenen Druckwert entsprechenden Niveau. Nach Erreichen des AusSteuerpunkts des Bremskraftverstarkers 12 liegt ein am Übertragungskolben 26 befestigter und in den Kanal 74 ragender Riegel 77 am Steuer- ventilgehäuse 23 an, weshalb durch eine Erhöhung der auf das Eingangsglied 24 ausgeübten Betätigungskraft der Druck in der Druckkammer 40 lediglich noch entsprechend der durch den hydraulisch wirksamen Durchmesser des Primärkolbens 38 gegebenen Übersetzung erhöht werden kann, jedoch ohne eine zusätzliche Verstärkung durch den Breraskraftverstärker 12.
Fig. 4 zeigt die beschriebenen Zusammenhänge in Form eines Diagramms. Der Punkt A gibt die Umschaltung vom ersten hydraulisch wirksamen Durchmesser Di auf den größeren zweiten hydrau- lisch wirksamen Durchmesser D im Rahmen einer Normalbremsung wieder, während der Punkt B das Schließen des Ventils 68 im Rahmen einer Panikbremsung (Notbremsung) repräsentiert, zu dem es bei einer schnell und mit größerem Hub erfolgenden Betätigung des Bremspedals kommt. Von dem Punkt B ab wird bei gleich- bleibender Eingangs- oder Betätigungskraft die Verstärkerkraft bis zum Aussteuerpunkt C des Bremskraftverstarkers 12 erhöht (Bremsassistentfunktion) . Von dem Aussteuerpunkt C ab wirkt sich eine Zunahme der Betätigungskraft nur noch entsprechend der durch den hydraulisch wirksamen Durchmesser des Primärkolbens 38 gegebenen Kraftübersetzung aus, ohne daß der Brems- kraftverstärker 12 einen weiteren Kraftbeitrag leistet.
Die Figuren 5 bis 8 zeigen ein zweites Ausführungsbeispiel eines Hauptzylinders 10, das sich vom zuvor beschriebenen ersten Ausführungsbeispiel durch eine andere Ausgestaltung des Schaltkolbens und des Ventils unterscheidet, weswegen die Bezugszeichen dieser Elemente mit 58' und 68' bezeichnet sind. In Übereinstimmung mit dem ersten Ausführungsbeispiel ist beim zweiten Ausführungsbeispiel der Hilfskolben 42 abdichtend und verschieblich in dem Schaltkolben 58' geführt, jedoch ist der Schaltkolben 58 ' ein Hohlzylinder mit einem darin angeordneten Anschlag 78. Der Schaltkolben 58' ist einerseits in dem Primärkolben 38 und andererseits auf einem hohlzylindrischen Abschnitt 80 eines im wesentlichen topfförmigen Halteelementes 82 abdichtend und verschieblich geführt, der sich von der Druckkammer 40 aus in den Schaltkolben 58' erstreckt.
Das Halteelement 82 dient zur Aufnahme eines Ventilkolbens 84, der in dem hohlzylindrischen Abschnitt 80 abdichtend und verschieblich geführt und mittels einer darin eingekammerten Druckfeder 86 gegen den Anschlag 78 im Schaltkolben 58' vorge- spannt ist. An dem ebenfalls hohlzylindrischen Ventilkolben 84 ist auf seiner dem Anschlag 78 zugewandten Stirnseite ein ringförmiger Ventilsitz 88 ausgebildet.
Der Betätigungskolben 46 durchsetzt im zweiten Ausführungsbei- spiel mit seinem im Primärkolben 38 angeordneten Ende den
Hilfskolben 42 und ragt mit einem stiftförmigen Endabschnitt in den hohlzylindrischen Ventilkolben 84 hinein. Axial zwischen dem Hilfskolben 42 und dem Ventilkolben 84 ist am Betätigungskolben 46 ein Dichtkegel 90 ausgebildet, der mit dem Ventilsitz 88 zusammenwirken kann und mit diesem das Ventil 68' bildet. In seinem Boden weist das Halteelement 82 einen ständig offenen Durchlaß 92 auf, so daß bei geöffnetem Ventil 68' eine Fluidverbindung zwischen der Druckkammer 40 und dem durch den Hilfskolben 42 bestimmten zweiten hydraulisch wirksamen Durchmesser D2 besteht.
Die Funktion des zweiten Ausführungsbeispiels ist in der Anfangsphase ähnlich der des ersten Ausführungsbeispiels, d.h. es findet zunächst nach Erreichen eines vorbestimmten ersten Druckniveaus in der Druckkammer 40 eine Verschiebung des Hilfskolbens 42 entgegen der Kraft der Druckfeder 54 relativ zum Betätigungskolben 46 statt, bis letzterer mit dem Hilfskolben 42 gekoppelt ist, so daß ab dann der vom Hilfskolben 52 bestimmte zweite hydraulische Durchmesser D2 zur Wirkung kommt (sh. Fig. 6) . Entsprechend diesem zweiten hydraulischen Wirkdurchmesser D2 steigt bei zunehmender auf das Eingangsglied 24 aufgebrachter Betätigungskraft der in der Druckkammer 40 erzielte Bremsdruck mit entsprechender Kraftunterstützung durch den Bremskraftverstärker 12, bis schließlich der Aussteuerpunkt des Bremskraftverstarkers 12 erreicht ist (siehe hierzu den Punkt B in Fig. 9) . Danach kann der Bremsdruck mit zunehmender Eingangs- oder Betätigungskraft nur noch entsprechend der durch den hydraulischen Wirkdurchmesser des Primärkolbens 38 gegebenen Kraftübersetzung erhöht werden.
Im Fall einer Notbremsung, bei der regelmäßig mit relativ hoher Geschwindigkeit auf das Bremspedal getreten wird und somit eine relativ große Verschiebung des Eingangsgliedes 24 gegenüber dem Steuerventilgehäuse 23 erreicht wird, passiert im Gegensatz zum ersten Ausführungsbeispiel folgendes: Die aufgrund des dann weit geöffneten ersten Ventilsitzes 28 des Steuerventils 22 schnell ansteigende Druckdifferenz im Bremskraftverstärker 12 hat eine entsprechend schnell ansteigende Kraft zur Folge, die vom Steuerventilgehäuse 23 an den Primärkolben 38 abgegeben wird. Der Hydraulikdruck in der Druckkammer 40 erhöht sich deshalb schnell auf einen Wert, der zur Verschiebung des Schaltkolbens 58* gegen die Kraft der Druckfeder 60 führt (sh. Fig. 7). Mit dem Schaltkolben 58' verschiebt sich der innen in ihm ausgebildete Anschlag 78, so daß auch der federnd gegen diesen Anschlag 78 vorspannte Ventilkolben 84 dieser Bewegung folgt und sich dem Dichtkegel 90 annähert (sh. Fig. 7) .
Bleibt die anfänglich hohe Betätigungsgeschwindigkeit erhalten, kann sich der Dichtkegel 90 an den Ventilsitz 88 anlegen und dadurch das Ventil 68' schließen (sh. Fig. 8). Damit ist der zweite hydraulische Wirkdurchmesser D2 von der Druckkammer 40 abgekoppelt und es kommt ein durch den Ventilkolben 84 bestimmter dritter hydraulischer Durchmesser D3 während des weiteren Bremsvorgangs zur Wirkung. Der dritte hydraulische Durchmesser D3 ist kleiner als der zweite hydraulisch Wirkdurchmesser D2, so daß die Kraftübersetzung des HauptZylinders 10 wieder erhöht ist, d.h. bei einem vorgegebenen EingangskraftZuwachs ergibt sich eine stärkere Bremsdruckerhöhung als zuvor.
Findet bei geschlossenem Ventil 68' eine weitere Verschiebung des Betätigungskolbens 46 in Betätigungsrichtung statt, löst sich der Ventilkolben 84 von seinem Anschlag 78 im Schaltkolben 58' und preßt Hydraulikfluid durch den Durchlaß 92 in die Druckkammer 40. Diese Verhältnisse lassen sich auch gut aus
Fig. 9 ersehen, wo der Punkt C den Schließzeitpunkt des Ventils 68* darstellt, zu dem aufgrund des jetzt verkleinerten hydraulischen Wirkdurchmessers (von D2 auf D3) bei gleichbleibender Eingangskraft eine Erhöhung des Hydraulikdrucks in der Druck- kammer 40 erfolgt. Jede weitere Eingangskrafterhöhung (ab Punkt D in Fig. 9) zieht dann eine Druckerhöhung in der Druckkammer 40 nach sich, die aufgrund des kleineren Wirkdurchmessers D3 größer als eine während einer Normalbremsung bei gleicher Eingangskrafterhöhung erfolgende Druckzunahme ist. Ab dem Erreichen des Aussteuerpunktes des Bremskraftverstarkers 12 kann der Bremsdruck mit zunehmender Eingangs- oder Betätigungskraft nur noch entsprechend der durch den hydraulischen Wirkdurchmesser des Primärkolbens 38 gegebenen Kraftübersetzung erhöht werden.
Wird die Betätigungskraft zurückgenommen, öffnet das Ventil 68' sofort wieder. Es sei nochmals darauf hingewiesen, daß das Ventil 68' nur dann schließen kann, wenn eine zweite, durch die Kraft der Druckfeder 60 vorgegebene Druckschwelle in der Druckkammer 40 erreicht bzw. überschritten worden ist und sich demzufolge der Schaltkolben 58 ' entgegen der Betätigungsrichtung verschoben hat. Unterhalb dieser zweiten Druckschwelle kann es auch bei dem zweiten Ausführungsbeispiel nicht zum Einsatz der Bremsassistentfunktion kommen.

Claims

Patentansprüche
1. Hauptzylinder (10) für eine hydraulische Fahrzeugbremsanlage, mit
- einem Gehäuse (34) und einer darin angeordneten Bohrung (36),
- einem in der Bohrung (36) abdichtend und axial verschieblich geführten hohlzylindrischen Primärkolben (38) , der auf eine Druckkammer (40) wirkt,
- einem in dem Primärkolben (38) angeordneten, hohlzylindrischen und axial verschieblichen Hilfskolben (42) , und
- einem in den Primärkolben (38) und den Hilfskolben (42) ragenden Betätigungskolben (46) , der mittels eines Eingangs- gliedes (24) betätigbar ist und der abdichtend und verschieblich in dem Hilfskolben (42) geführt und zumindest während einer Bremsung federnd von letzterem weg vorgespannt ist, wobei der Betätigungskolben (46) einen ersten hydraulisch wirksamen Durchmesser (Di) und der Hilfskolben (42) einen zweiten hydrau- lisch wirksamen Durchmesser (D2) aufweist und der Hilfskolben (42) nach Überwindung einer festgelegten Strecke entgegen der federnden Vorspannung starr mit dem Betätigungskolben (46) koppelt, dadurch gekennzeichnet, daß - in dem Primärkolben (38) ein Schaltkolben (58; 58') angeordnet ist, der federnd in Richtung auf die Druckkammer (40) vorgespannt und axial relativ zu dem Hilfskolben (42) verschiebbar ist, wobei
- die federnde Vorspannung des Schaltkolbens (58; 58') einem vorherbestimmten Druckniveau in der Druckkammer (40) entspricht und bei Überschreiten dieses Druckniveaus sich der Schaltkolben (58; 58') entgegen der Federvorspannung relativ zu dem Hilfskolben (42) verschiebt, wodurch ein Ventil (68; 68') die Fluidverbindung zwischen dem zweiten hydraulisch wirksamen Durchmesser (D2) des Hilfskolbens (42) und der Druckkammer (40) schließt.
2. Hauptzylinder nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die federnde Vorspannung des
Schaltkolbens (58; 58') am Primärkolben (38) abgestützt ist.
3. Hauptzylinder nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Hilfskolben (42) abdichtend und verschieblich in dem Schaltkolben (58; 58") geführt ist.
4. Hauptzylinder nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventil (68) durch einen Ringflansch (64) des Schaltkolbens (58) und einer mit dem Ringflansch (64) zusammenwirkenden stufenförmigen Verengung (66) der Bohrung (36) des Primärkolbens (38) gebildet ist.
5. Hauptzylinder nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Schaltkolben (58) eine im wesentlichen topfförmige Gestalt hat und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten hydraulisch wirksamen Durchmesser (D2) des Hilfskolbens (42) und der Druckkammer (40) in Offenstellung des Ventils (68) durch radiale Kanäle (70) in der Urafangs- wandung des Schaltkolbens (58) hergestellt ist.
6. Hauptzylinder nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Öffnungshub des Ventils (68) durch einen im Primärkolben (38) aufgenommenen Sprengring (62) begrenzt ist, gegen den der Schaltkolben (58) stößt.
7. Hauptzylinder nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventil (68') durch einen am Betätigungskolben (46) ausgebildeten Dichtkegel (90) und einen damit zusammenwirkenden Ventilsitz (88) gebildet ist, der federnd in Richtung auf den Dichtkegel (90) und einen zwischen dem Dichtkegel (90) und dem Ventilsitz (88) angeordneten, am Schaltkolben (58') ausgebildeten Anschlag (78) vorgespannt ist.
8. Hauptzylinder nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilsitz (88) an einem hohlzylindrischen Ventilkolben (84) mit einem dritten hydraulisch wirksamen Durchmesser (D3) ausgebildet ist.
9. Hauptzylinder nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilkolben (84) in einem topfförmigen Halteelement (82) abdichtend und verschieblich aufgenommen ist, das seinerseits in dem Schaltkolben (58') abdichtend und verschieblich geführt ist und das einen ständig offenen Durchlaß (92) zur Druckkammer (40) aufweist.
10. Bremskrafterzeugungseinheit für eine hydraulische Fahrzeugbremsanlage, mit einem Bremskraftverstärker und einem Hauptzylinder, gekennzeichnet durch einen Hauptzylinder (10) gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche.
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