WO2006111392A1 - Bremssystem mit elektromotorisch angetriebenem kolbenzylinder system - Google Patents

Bremssystem mit elektromotorisch angetriebenem kolbenzylinder system Download PDF

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WO2006111392A1
WO2006111392A1 PCT/EP2006/003647 EP2006003647W WO2006111392A1 WO 2006111392 A1 WO2006111392 A1 WO 2006111392A1 EP 2006003647 W EP2006003647 W EP 2006003647W WO 2006111392 A1 WO2006111392 A1 WO 2006111392A1
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brake
pressure
drive
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PCT/EP2006/003647
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Wolfram Gerber
Heinz Leiber
Thomas Leiber
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Wolfram Gerber
Heinz Leiber
Thomas Leiber
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Definitions

  • the present invention relates to a brake system, a Be relieungsein ⁇ chtung, in particular a brake pedal, and having a control and regulating device, wherein the control and regulating device based on the movement and / or position of the foundedungsemcardi an electric motor drive device controls, the drive device a Adjusted piston of a piston-cylinder system via a non-hydraulic transmission device, so that a pressure in the working space of the cylinder, wherein the working space via a pressure line with a wheel brake is in communication.
  • Modern brake systems consist of Bremskraftverstarkung, ie implementation of the pedal force m a corresponding amplified Braking torque at the wheel brakes and braking force control over ⁇ fene or closed control and control circuits.
  • the hydraulic line is used, with a few exceptions, in the passenger car sector.
  • ABS Anti-lock Braking System
  • ASR Anti-Slip System
  • ESP Electronic Stability Program
  • EHB Electro-Hydraulic Brake
  • the hydraulic unit consists of solenoid valves, multi-piston pumps for 2-circuit brake systems, electric motor for pump drive, hydraulic accumulator and several pressure transmitters.
  • the pressure control is carried out in such a way that for braking torque reduction pressure medium via solenoid valves from the wheel brakes is discharged into a memory and is pumped back from the pump in the master cylinder, causing a pedal movement. Both pressure increase and decrease is controlled by solenoid valves, where partial pressure transmitters are used for the solenoid valve control.
  • the brake booster is carried out with the vacuum BKV, which partly includes switching means and sensors for the so-called brake assist function and also for the detection of the so-called control point.
  • the type of EMB systems also pays the wedge brake with electric motor drive. For this purpose, a redundant electrical system is also necessary despite the lower energy consumption.
  • the constructive realization of the wedge brake which requires additional roles for hysteresis reasons, which require integration into the caliper, is not solved at the moment.
  • the wedge brake with its electromotive drives with sensors must withstand the harsh environmental conditions (dust, water, high temperatures).
  • the systems for BKV and HE are very well developed, especially the control and regulation functions for ABS up to ESP.
  • a very fine dosing of the brake pressure is possible with the variable braking force EBV is also possible.
  • the pressure decay rate is not yet optimal because it is highly nonlinear.
  • the pressure drop sensitivity is determined by the relatively low pump power, which leads to large system deviations and thus results in a braking distance loss.
  • a genusagies brake system is known from DE 3342552.
  • the master brake cylinder is used to generate a pedal-dependent pressure, which serves as Fuhrungsgrösse for an electronic control and regulating device, which regulates the output pressure of an electrohydraulic servo directly connected to the brake circuit to a value determined by the Fuhrungsgroße.
  • the pressure in the brake circuit is generated by the master cylinder.
  • a control variable generated as part of an anti-lock braking system or as part of a slip control of the drive control of the motor vehicle act on the electronic control and regulating device and thus on the electric hydraulic servo device.
  • the servo device has an electrically actuated hydraulic piston-cylinder unit whose working space communicates with the brake circuit and whose piston is axially adjustable by means of an electric motor. The rotational movement of the electric motor is thereby converted into a longitudinal movement of the piston via a spindle connected to the piston.
  • the present invention has the object to provide a novel brake system that is small and compact in size.
  • the erfindunge invaluablee brake system is characterized advantageously by the fact that it the Bremskraftverstarkung and the servo device in the smallest space per brake circuit by means of only realized a piston-cylinder unit.
  • the piston-cylinder unit serves as it were for the brake pressure build-up and brake ⁇ pressure reduction, to implement the ABS and traction control and in case of failure of the power supply or malfunction of the drive device.
  • This advantageously results in a small integrated and cost-effective unit for the brake booster (BKV) and control, which is associated with a saving of space, assembly costs and additional hydraulic and vacuum connecting lines.
  • BKV brake booster
  • Due to the short construction length advantageous as the spring dome in a frontal crash does not affect the master cylinder and the pedal unit.
  • a variable pedal characteristic such as brake-by-wire function, i. Independent of pedal actuation, the brake pressure increase can be variably adjusted, even taking the braking effect of the generator into account for recuperable brakes.
  • ABS / ESP control By the electric motor drive an improvement of the ABS / ESP control by finely metered pressure control with variable pressure increase and in particular pressure drop rates is further feasible. Also, a pressure reduction below 1 bar in the range of the vacuum for function at smallest Reibkraftbei code, z. As wet ice, possible. Likewise, a rapid increase in pressure at the start of braking, for example 0 to 100 bar, can be achieved in less than 50 ms, which results in a significant reduction of the braking distance.
  • the inventive brake system requires considerably less energy.
  • each brake circuit or each wheel brake its own piston-cylinder system with each associated drive. It is also possible to use a piston-cylinder system in which two pistons are arranged axially displaceably in a cylinder, wherein the cylinders are hydraulically coupled and only one piston is mechanically driven by the drive device by an electric motor.
  • Fig.l A first embodiment of a brake system with a brake circuit for two wheel brakes
  • FIG. 2 shows a second embodiment of the brake system with two piston-cylinder systems for two brake circuits for each two wheel brakes.
  • FIG. 3 shows a path simulator for the brake system according to the invention
  • Fig. 4 a piston-cylinder system with a cylinder and two pistons
  • Fig. 5 and 5a connection between actuating means and piston-cylinder systems; 6 shows a side view of the integrated assembly with housing;
  • Fig. 7 Characteristics of the brake system
  • Fig. 8 and 8a piston drive via a rocker arm
  • Fig. 9 Piston drive via a spindle
  • Fig. 10 piston actuation with superimposed pedal force
  • Fig. 1 shows a section of the integrated unit, which is responsible for the pressure generation or Bremskraftverstarkung.
  • the piston 1 is moved with the usual seals 2 and 3 in the cylinder housing 4 parallel to the piston via a specially designed rack 5a.
  • the seal 2 is designed so that it seals even with negative pressure in the piston chamber 4 '.
  • This rack 5a transmits the force to the front spherical end of the piston 1.
  • This has at this point a collar pin Ia, via which the rack 5a with restoring spring 9 brings the piston in the starting position.
  • the rack on the cylinder housing 4a is the rack on the cylinder housing 4a.
  • This external spring has the advantage that the cylinder builds short and has little dead space, which is advantageous for the vent.
  • FIG. 1 clearly shows that the parallel arrangement of the rack to the piston effects a short overall length.
  • the unit must build very short to be outside the crash zone.
  • the rack is very rigid by an illustrated in Fig. 5a H-profile.
  • the arrangement of the rollers is chosen so that the rack has a relatively small Biegange in the end position 5b (shown in phantom) with the greatest bending force by the staggered pressure applied force.
  • the rack is driven via tooth profile 5a 'and gear 6 via the gear 7 from the pinion of the motor 8.
  • This engine with smaller The time constant is preferably a brushless motor as an ironless winding, or preferably, a motor according to PCT patent applications PCT / EP2005 / 002440 and PCT / EP2005 / 002441.
  • This is controlled by the output stages 21, preferably via three strings of a microcontroller (MC) 22.
  • MC microcontroller
  • a shunt 23 measures the current and a sensor signal 24 and indicates the position of the rotor and via corre ⁇ sponding payer, the position of the piston.
  • the current and position measurement is used in addition to the engine control for indirect pressure measurement, since the engine torque is proportional to the pressure force.
  • a map must be created in the vehicle during commissioning and also during operation, in which the position of the piston is assigned to the various strong currents.
  • a position of the piston is then approached according to the Verstarkerkennline described later, which corresponds to a certain pressure according to the map.
  • Voices position and engine torque are not completely identical, z. B. by temperature influence, the map is adapted during operation.
  • the map is constantly adapted.
  • the output map is formed from preferably pressure-volume curve of the wheel brake, engine characteristic, transmission efficiency and vehicle deceleration. With the latter, a Pedalkraftproportionale zucchiniverzog ceremonies be achieved so that the driver does not have to adjust to different braking effects.
  • the piston 1 generates a corresponding pressure in the line 13 which reaches the wheel brake 17 via the 2/2 solenoid valve (MV) 14 to the wheel brake 15 or via the solenoid valve MV 16.
  • MV solenoid valve
  • the second advantage is the very low energy requirement and the design of the motor only for pulsed operation. This is achieved by the solenoid valves are closed when the set value of the pressure or engine torque and the engine is then operated only with low amperage until the brake pedal is given a new setpoint. Thus, the energy requirement or the average power is extremely small. For example, in a conventional design with a full braking from 100 km / h, the engine 3 was a high power. According to the invention, the motor requires only about 0.05 s of power for the piston travel, which is 1.7%.
  • a storage capacitor 27 can be used in the power supply here, which can also be used according to the line with arrow for the other electric motors.
  • pressure line 13 can be used before or after the solenoid pressure transducer, which are not shown, since these correspond to the prior art.
  • the piston 1 is supplied via the Schnuffeiloch with liquid from the Vorratsbehalter 18.
  • a solenoid valve 19 is turned on. If a rapid piston movement to reduce the pressure, so the gasket 3 nachschnuffein especially at low pressures liquid from the Vorratsbehalter, which is known, disadvantageous.
  • the low-pressure solenoid valve 19 is turned on and interrupted the connection to Vorratsbehalter. With this circuit also negative pressure in the wheel circuits 15/17 can be achieved, which the wheel control for very small coefficients of friction z. B. on wet ice benefits, as in the wheel brake no Bremsmo- ment is generated.
  • the Nachschnuffein be deliberately used in vapor bubble formation, in which the piston is already at the stop without the corresponding pressure he ⁇ is enough.
  • the pistons are controlled in accordance with the solenoid valves, so that the oscillating piston builds pressure.
  • dispensing with this function can be used in place of the solenoid valve 19 a schnuffeifeste seal 3.
  • the solenoid valves 14, 16, 19 are controlled by the microcontroller 22 via output stages 28.
  • the piston In case of failure of the power supply or the electric motor, the piston is moved by a lever 26 of the actuating device. Between this and the piston, a clearance is built in to prevent the lever from hitting the piston during rapid pedaling before the engine moves the piston.
  • the amount of partial energization depends on the desired pressure increase or release rate of the BKV or the brake control. Decisive for this is an extremely small time constant of the electric motor, d. H. a temporally fast torque increase and torque reduction over small moving masses of the entire drive, since the piston speed determines the pressure change speed. In addition, a fast and accurate position control of the pistons is necessary for a brake control. In the case of rapid torque reduction, the pressure force resulting from the caliper also has an effect, which is low at low pressures. But just here, the pressure drop speed should be large to large deviations from the wheel speed to z. As to avoid ice.
  • the pressure reduction time is about ⁇ 10% of the pressure build-up time in the control cycle
  • this limitation is without significant disadvantage.
  • the control algorithms must be adapted accordingly, for example, after a phase of constant pressure opening of the solenoid valve, the electric motor must be energized with a current to which the appropriate pressure in the wheel brake according to the BKV characteristic is assigned or eg 20% higher than the previous blocking pressure in control cycle.
  • blocking pressure is the pressure at which the wheel runs unstable in greater slippage.
  • Control technology is that the pressure reduction and braking torque reduction are substantially proportional to the rotational acceleration of the wheel, the hysteresis of the seal and inversely proportional to the moment of inertia of the wheel. From these values, in each case the amount of the required pressure reduction can be calculated and the piston can already provide the corresponding volume in the case of closed MV taking into account the characteristic map described. Then, when the MV opens, there is a very rapid pressure drop practically in the vacuum. This is based on the assumption that the MV has a smaller throttling effect through corresponding opening cross-sections, in contrast to today's solutions has.
  • the pressure can be in accordance with the volume-volume curve faster than conventional solutions via a specially provided chamber ⁇ .
  • a pressure reduction in a chamber volume which is slightly larger than the necessary pressure reduction, possible, for example by appropriate adjustment of the piston.
  • For precise control of the pressure reduction is here a very small switching time for closing the solenoid valve necessary, which can be preferably solved by pre-energizing and / or Ubererregung.
  • the very rapid pressure reduction may possibly produce pressure oscillations, which react on the wheel.
  • the piston path may be further selected as a further alternative, e.g. 80% of the required pressure reduction are controlled (rapid pressure reduction).
  • the remaining required 20% of the pressure reduction can then be done slowly by a subsequently controlled slow piston movement or in the alternative with the Druckabbau horrung via solenoid valves by timing the solenoid valve and stepped degradation. This avoids harmful wheel vibrations.
  • the slow pressure reduction can be continued until the wheel accelerates again in the ABS control.
  • the method described above can also be applied to the pressure build-up.
  • the speeds of the pressure increase can be optimized according to control criteria.
  • the goal can be achieved that the wheel is braked in the immediate vicinity of the friction force maximum and thus optimal braking effect is achieved with optimum driving stability.
  • special cases of the control were mentioned in which a throttling effect is advantageous. This is the case, for example, when both wheels at the same time a pressure reduction is necessary.
  • the throttle effect is advantageous until the control piston ⁇ has provided such a large chamber volume, so that can be done by different pressure level then then rapid pressure reduction in the vacuum.
  • the piston can already be moved back with a control signal with a lower threshold than the control signal for the pressure reduction. In the prior art, this is the signal where the controller detects a tendency to lock and turns the MV on to hold pressure (see the Brake Manual, p. 52-53). This signal is output 5-10 ms before the pressure reduction signal.
  • the proposed fast drive is able to provide a chamber volume for 10 bar pressure reduction within about 5 ms.
  • the controller can decide whether enough chamber volume is available for the simultaneous pressure reduction for both wheel brakes.
  • Fig. 2 shows the entire integrated unit for BKV and control functions.
  • the unit consists of two piston units with associated electric motors and transmissions acc. Fig. 1 for two brake circuits and four wheel brakes.
  • the piston units are housed in the housing 4. This housing is attached to the front ⁇ wall 29.
  • the brake pedal 30 transmits the pedal force and motion on the bearing pin 31 on a fork Stuck 32 which acts via a Ku ⁇ gelgelenk to the actuating device 33rd
  • This has a cylindrical extension 34 with a rod 35th
  • Cylinder 34 and rod 35 are mounted in a bush 37. This absorbs the Wegsimulatorfedern 36 and 36 a, with one spring weak and the other spring strongly progressive in the increase in force acts.
  • the path simulator can also be made up of even more springs or rubber elements. This specifies the pedal force characteristic.
  • the pedal travel is detected by a sensor 38, which is constructed in the example shown according to the eddy current principle, in which the rod 35 is immersed with a target.
  • the pedal movement is transmitted to the elements 32 and 33, the piston 34 moves with the rod 35 in the bushing 37.
  • a lever 26 is rotatably mounted, which strikes the pistons in case of failure of the power supply.
  • the pedal travel sensor supplies the path signal to the electronic control unit which, in accordance with the BKV characteristic, as described in FIG. 7, causes a movement of the pistons via the electric motor.
  • the parameters of this characteristic are described in more detail in FIG. 7.
  • a game s o is provided, as shown in Fig. 1.
  • the actuating device has, via the pin 39, which is shown offset, an anti-twist device and a restoring spring 40, which supports the pedal return spring (not shown).
  • Wegsimulatorlosungen are known in the prior art, which are also partially hydraulically actuated by pistons and shut off via solenoid valves when the power supply fails. These The solution is elaborate and hysterical. Also, solutions are known in which the failure of the Wegsimulatorweg Ener ⁇ giemers as a leakage path is received upon actuation of the piston for brake pressure.
  • the aim of the invention is a simple solution in which the path simulator is switched off in case of failure of the power supply.
  • an opposing force is exerted on the bush 37 with intact E- nergiemakers over the armature lever 41 with a high transmission ratio and the holding magnet 42, which is omitted when the electrical energy supply fails.
  • To reduce the magnet and two-stage lever can be used. This is described in detail in FIG. 3.
  • the pistons are dimensioned so that they produce a pressure at full pedal stroke, which still gives a good braking effect, eg. 80%.
  • the piston stroke is significantly greater than the pedal stroke and can produce much higher brake pressures with intact power and electric drive.
  • the driver can not apply the corresponding pedaling force.
  • the required pedal force increases in case of failure of the power supply up to a factor of 5 for the same Radbremstik.
  • z. B. the factor can be reduced to 3. This case is z. B. relevant when towing a vehicle with a failed battery.
  • the lever 26 is rotatably mounted so that it can take into account tolerances in the movement of the piston, for. B. due to different ventilation. This compensation can also be limited so that the lever comes to rest on a stop 33a of the actuating device. However, further error cases must be considered.
  • the gain and control is at Benach ⁇ disclosed intact piston drive fully effective.
  • About the lever 26 brake pressure is generated in the failed circuit after it abuts the stop 33 a.
  • the amplifier characteristic of the second circuit can be increased, which reduces the required pedal force. However, this can also be done without a stop.
  • the piston moves to stop in the housing 4.
  • the intact second circle is fully effective. It does not arise as in conventional systems today a falling pedal, which is known to irritate the driver very much. The irritation can also lead to a full loss of braking effect, if he does not pass the pedal.
  • Fig. 3 describes the function of Wegsimulatorarret mich.
  • the driver can apply high pedal forces, which must apply the lock on the anchor lever 41.
  • the upper crowned end 41 a of the lever acts asymmetrically on the bushing 37. If now the pedal deflected to the impact of the rod 35 to the bottom 37b, this lever effect causes a slight rotation of the bushing 37, which generates friction in the leadership, in addition, the nose 37a can be supported on the housing 4.
  • the magnet is also designed as a magnet 42, so that a small holding power is necessary due to the small air gap. If the power supply fails, the armature lever 41 of the sleeve 37 in the dash-dotted position 41 'deflected. When the power supply fails, the armature lever 41 of the sleeve 37 in the dash-dotted position 41 'deflected. When the actuation device 33 returns to the starting position, the return spring 44 returns the armature lever to the starting position.
  • the sensor 38 has been offset to the end of the bore of the socket in the housing 4, which has advantages for contacting with the el. Steuergerat, as shown in Fig. 6. The same applies to the brake light switch 46.
  • the target 45 is drawn for the eddy current sensor.
  • the locking of the travel simulator via the bushing 37 can be changed in order to avoid the pedal depression effect described in FIG. 7 in the case of ABS.
  • the lever 41 can be moved with its storage and magnet 42 with receptacle 42a via an electric motor 60 which drives a spindle 60a via a gear 60b.
  • the lever is mounted and fixed the magnet housing.
  • FIGS. 1 and 2 show a schematic representation of a solution with only one electric motor 7a. This description is based on FIGS. 1 and 2.
  • the drive pinion of the motor moves the toothed rack 5c, which, similarly to FIG. 1, can also be offset in parallel.
  • This is connected to a piston Ia, which builds pressure in the brake circuit 13a and at the same time displaces the piston Ia via the pressure, which builds up pressure in the brake circuit 13.
  • This piston assembly corresponds to a conventional master cylinder for the piston and Dichtungsausschreibungen many variants exist.
  • the 2/2-way solenoid valves 14, 14a, 15, 15a are arranged.
  • the ABS pressure modulation takes place in the manner described above.
  • the BKV function takes place via a parallel path simulation 36 and displacement sensor 38.
  • a clearance or idle stroke S 0 is provided between the piston Ia and the brake pedal.
  • the brake fluid passes from the storage container 18, 18a into the piston chambers.
  • This arrangement is inexpensive.
  • the dynamics of the BKV function in the pressure build-up is lower than in the variant with two engines, since the electric motor has to apply twice the torque. It also eliminates the redundancy function of the 2nd motor as described in Fig. 7, including a failing pedal at Brems ⁇ circle failure.
  • a pressure transmitter 73b is arranged in the primary brake circuit 13a. This measures the corresponding brake pressure. Since the pressure of this circuit on the piston Ib also acts on the secondary brake circuit 13, this pressure sensor 73b can capture both brake circuits in the modulation, as in the pressure modulation for the ABS function each wheel brake on the 2/2-solenoid valve 14, 14a , 15, 15a can be individually regulated. Thus, both the pressure and the pressure reduction of each wheel brake can be measured.
  • each brake circuit 13, 13 a has its own drive 7 a, 7 b for the corresponding pressure modulation pistons 1 a and 1 b.
  • the drive 7b has no connection to the brake pedal 30.
  • both drives are arranged in parallel so that a short Baulange can be achieved.
  • the advantage of this arrangement is in addition to the short Baulange in simpler structure and in modularity. It is assumed that for small cars up to the upper middle class, the system is used according to FIG. 4 and only a single drive motor is no longer sufficient only for heavy vehicles and therefore divided into two drives.
  • a pressure transmitter can be used in each brake circuit in front of the solenoid valves.
  • Fig. 5 shows the view of the end wall on the integrated unit whose flange 4b is screwed by means of screws 47 with the end wall.
  • the outline contour of a 10 "vacuum BKV is shown here shows an important advantage in the height of the building with the lid 48 of Vorratsbehalters. According to the distance A, the front wall could be lowered, which the designers want.
  • ge ⁇ broken lines the drive of the toothed rack 5 drawn. This De ⁇ tail is shown enlarged as Fig. 5a on the right half of the picture.
  • the pinion of the gear wheel 6 engages on both Be ⁇ th in the H-Formige design of the rack 5.
  • the ⁇ be signed cross forces are from the roll 10 or 11 according to Fig. 1 truncated with storage 10a.
  • the rack can be made of plastic. Since its surface pressure is not sufficient, here hard metal strips 49 are inserted, which adapt to the roles with slightly spherical training of the support.
  • the gear 7 is pressed, which is in engagement with the motor pinion.
  • the pinion is mounted in the motor housing 8a.
  • FIG. 6 shows the side view of the integrated assembly with housing 4, fork piece 32 for brake pedal 30, actuation unit 33, flange 45, mounting screws 47, cover 48.
  • This view shows the short construction length, in which on the front of the electronic control unit 50th is appropriate.
  • This feature can be extended by contacting all electrical components such as electric motor 8, solenoid 43, position sensor 38, brake light switch 46, brake fluid level sensor 53 directly with the control unit without electrical connection lines. In this case, the control unit had to be installed from above in direction 50a. However, it is also possible in the direction 50b, which has a changed arrangement of the solenoid coil result.
  • the solenoid valves are preferably mounted on a support plate 51, since these are cost-effective in aluminum with ho Her breaking strain are pressed.
  • the screw bolts 52 are screwed for the brake lines.
  • the contact is shown, which includes a redundant power supply in area 54, the bus line in area 55, and the sensors for ABS and ESP at 56.
  • Fig. 7 shows the essential characteristics of the brake system. Shown are pedal force F P , brake pressure p and pedal travel on the actuation unit. Usually, a translation of 4 to 5 is chosen from here to Pedalfuß. The pedal travel has its maximum at S P and the pistons, as already mentioned, at a higher value s. 57, the so-called pressure-displacement curve is shown, which here z. B. corresponds to a brake circuit.
  • the non-linear course results from different elasticities such as those of caliper, seals, lines, residual air inclusions and compressibility of the liquid. This line shows the mean value of a scattering band, which is also temperature-dependent, especially on the caliper. Therefore, a map must be created for the current-proportional pressure control.
  • the curves 59 show the failure of the electric drive, in which after the game S 0, the pistons are actuated.
  • F PA of about 600 N are necessary here, which corresponds to a more than 40% lower pedal force compared to today's solutions.
  • the thicker lines are the amplifier lines 58 and 58a, which shows the association of pedal force F P to brake pressure.
  • the travel simulator is fully controlled at S s .
  • the pedal travel is detected by the sensor 38.
  • the assignment of the pressure to the pedal force is freely variable and can, for. B. in the dashed line the vehicle delay account also by this enters as a correction value in the gain, so that when fading the brake at the same pedal force a higher pressure is controlled.
  • This correction is also necessary in systems with recuperation of the braking energy through the generator, since the braking effect of the generator must be taken into account.
  • a much higher pressure can be fed in disproportionately to the pedal force, which again follows the static characteristic curve shown (solid line) with a time delay.
  • a foot force of 200 N for the brake pressure of 100 bar is usually set. This pressure corresponds to the blocking limit on dry roads. In this area, the travel simulator characteristic is almost linear, so that good meterability is ensured. As a rule, a maximum pressure of 160 bar is sufficient, according to which the creep rupture strength of the elements is dimensioned. For rare loads, however, a reserve R can be kept, for example, take effect can, if at 160 bar not yet reached the blocking limit.
  • a failure of the power supply while driving is almost impossible, since generator and battery at the same time practically not fail.
  • a break in the electrical power supply is prevented by the redundant power supply described in FIG.
  • the vacuum BKV is not redundant with amplifier elements, supply lines and possibly a pump.
  • Fig. 8 shows another solution of the piston drive.
  • a crank rocker 60 can be used, which is connected via a tie rod 61 via the bearing pin 62 with the piston.
  • the return spring 9 acts on the rocker arm, whose starting position is given by the stopper 65.
  • the rocker arm is driven by a multi-stage gear 63 from the engine 11.
  • Fig. 8a shows a two-armed rocker arm 60 and 60a with two tie rods 61 and 61a.
  • the transmission 63 is here encapsulated in an extended motor housing 64 and is driven by the drive pinion IIa of the motor 11.
  • the advantage of this solution lies in the encapsulation of the gearbox, which allows oil or grease to be filled, permits gearing and is therefore more resilient and less noise-reducing.
  • Fig. 9 shows a further alternative with a spindle drive, which is arranged within the rotor of the electric motor.
  • This arrangement is known from DE 195 11 287 B4, which relates to electromechanically actuated disc brake.
  • the nut 67 is located as a separate component in the bore of the rotor 66 and is supported on the flange 66a of the rotor. In this we ⁇ ken the pressure forces of the piston 1.
  • the spindle drive also acts as a reduction gear, the spindle 65 transmits the force to the piston. All drives shown so far have a fixedly coupled to the piston reduction gear, which must be moved in case of failure of the power supply from the brake pedal and accelerated with fast pedal actuation with motor.
  • the nut is axially movable in the bore of the rotor, so that when pedal engagement of the ball screw is turned off.
  • the nut is fixed for normal operation with an electric motor by a lever 70 mm, which is effective with quick return of the piston, in particular, when there is a vacuum in the piston chamber.
  • This lever is mounted on the shaft 71 in the rotor and is moved when the engine is not rotating via the spring 72 in a position in which the nut is free. As the drive motor accelerates extremely fast, the centrifugal force acts on the lever, and the nut is enclosed by the lever for the movement of the piston.
  • This movement can also be accomplished by a dotted electromagnet in which the lever is a rotary armature.
  • the corresponding magnetic yoke can be radially encircling (not fully shown) or axially integrated as a pot in the housing of the motor.
  • the torque generated by the nut on the spindle is absorbed by two bearing pins 69 and 69a. These pins are also carriers of the return spring 9.
  • the rotor is preferably mounted in a ball bearing 74 which receives the axial forces of the piston and in a sliding bearing 75, which may also be a roller bearing. It is also possible to arrange the rolling bearing 74 on the side of the spindle nut and the sliding bearing on the side of the pressure modulation piston. This solution requires a larger Baulange, which is clear in comparison with Fig. 9, since the immersion length of the spindle in the nut is equal to the piston stroke. To keep this extension small, the motor housing 74 is flanged directly on the Koi bengehause 4. This also has the advantage of different material selection of engine and piston housing.
  • the nut 67 may also be connected directly to the rotor 66, e.g. B. by injection.
  • a plastic nut with a small coefficient of friction can be used.
  • the unshown pedal acts on the fork according to Fig. 2 and the lever 26 after the idle so on the spindle 65 and piston 1. Since a blocking of the drive is turned off in this solution, the Stop 33 have a smaller distance to the lever. This has the advantage that the pedal force fully acts on the piston when z. B. fails an electric motor. As soon as the lever is braced against the opposite end during rotation, only half the pedal force acts on the piston. In the structural design of the spindle and piston are decoupled, which was not carried out separately.
  • the piston-pressure spring can additionally be assisted by a helical spring 66a, which is arranged at the end of the rotor 66 and the motor housing 74 and coupled thereto. This should compensate for the locking and friction torque of the engine. This is particularly advantageous for small restoring forces of the pistons which, in the event of a power failure, act on the pedal in conjunction with the clutch lever described in FIG.
  • the EC motor needs to control the piston position and also to switch on the coil strands.
  • EC motors for spindle drive use before ⁇ preferably segment encoders distributed on the circumference scan the ⁇ individual angle elements. This solution is relatively nimble at ⁇ .
  • the rotor 66 drives a gear 80, which is mounted in the motor housing 74 a.
  • the gear has a target on its end face 80a, before ⁇ preferably a correspondingly polarized permanent magnet, which acts on the sensor element 81 and generates a-proportional to the rotational angle per ⁇ signal.
  • This sensor element is preferably a Hall sensor. This setup is simple and easy to run redundantly.
  • FIG. 10 shows a further simplified embodiment with an electromotive piston drive, in which in turn the piston 1 carries out the brake force boosting and pressure modulation for ABS.
  • the piston chambers 1 ' are according to the figures 1 to 9 via lines 13 and 13a with the wheel brakes (not shown) and connected to the solenoid valves, also not shown.
  • the construction corresponds to FIG. 8 with spindle drive 65 and with rotor 66, fixedly connected nut 67, separation of motor and piston, housing 74 or 4, piston return springs 9 and bearing pin 69, spiral spring 66a for engine pressure position.
  • the pedal force is transmitted, similar to FIG. 2, from a fork piece 26 to an actuating device 34 with rod 35.
  • This is mounted in the motor housing 74 and carries in the extension of a target 45, for example, for an eddy current sensor 38, which measures the pedal travel.
  • the actuating device is reset by a spring 79.
  • a lever 26 is mounted, which carries at the end in the connection to the piston preferably leaf springs 76, which are connected to a strong leaf spring with a displacement sensor 77 or a softer spring with a force transmitter 77a. In both cases, the force transmitted by the lever or pedal should be measured here.
  • the leaf spring 76 has the task of pedaling to avoid a hard jerk before the engine starts running.
  • the function takes place in such a way that in a certain function of this pedal force the Engines exert a reinforcing force on the piston, this force in turn can be determined from the current and the piston stroke or a pressure ⁇ encoder.
  • the pedal travel can be co-processed via the displacement sensor 38 in this amplifier function or characteristic curve.
  • This sensor can also take over the Verstarkerfunktion at the beginning of braking at low pressures in conjunction with the restoring ⁇ spring 76.
  • the spring 79 assumes the function of Wegsimulatorfeder.
  • the motor housing has a flange for securing the unit via the bolts 78 in the end wall.
  • This simplified concept does not have the expense of the path simulator and locking.
  • the disadvantage is the limited Pedalweg characterizing the Verstarkerkennline, a falling through of the pedal in brake circuit failure and higher pedal forces in case of failure of the gain, since pedal travel and piston travel are identical. This execution is mainly suitable for small vehicles.
  • Fig. 10 is representative of all the solutions of safety valves 80, which become effective when e.g. a piston drive jams when the pedal returns to its original position.
  • pedal movement of at least two safety valves 80 are actuated by a conical extension of the actuating device 35, which close the connection from the brake circuit 13 to the solenoid valves 14 and 15 and the brake circuit 13a, 14a, 15a to the return.
  • the solenoid valve assembly corresponds to the figure 4.
  • each wheel circle requires a mechanical safety valve. This ensures that when the pedal is in the starting position, no brake pressure is built up in the brake circuit.
  • These valves can also be actuated electromagnetically.
  • Safety-relevant systems usually have a separate switch-off possibility for faults in the output stages, eg full flow of current through alloying. In this case, it is possible to switch off, eg by means of a conventional relay. builds.
  • the diagnostic part of the electrical circuit detects the ⁇ sen error and turns off the relay, which supplies the power amplifiers in the normal case with power.
  • a Abschaltmogzier must be included, which is realized by a relay or a central MOSFET.
  • Figures 11 and IIa show in detail the direction indicated in Figure 9 fixing the spindle nut 67.
  • the lever 70 is preferably designed so that the centrifugal component supports the magnetic force.
  • the advantage of the magnetic actuation is that already at the beginning of the rotational movement, the spindle nut is locked. If not the rotation, the magnet is not turned on.
  • play must be provided between the lever and the spindle nut since the lever 70 or the rotor 66 must generate a corresponding angular velocity for generating the centrifugal force.
  • the game s is small.
  • the illustration shows the advantages of the topfformigen execution of the magnet, which can be integrated on a front side of the engine in the housing.
  • the figure also shows the bearing 71 of the lever in the rotor 66.
  • the lever is printed without a force acting from outside on it by a return spring 82 to a stop, not shown.
  • the pedal force Fp acts on the spindle 65 and the spindle nut moves in the bore of the rotor.
  • the spindle nut moves here in a sliding block 83, which transmits the torque from the rotor to the spindle nut with a functioning drive.
  • the figure IIa shows a variant without magnet 70 with bearing 71 and return spring 82 is formed to the corresponding To generate centrifugal component.
  • the game s must be designed larger.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Bremsanlage, eine Betätigungseinrichtung (26) , insbesondere ein Bremspedal (30) , und eine Steuer- und Regeleinrichtung (22) aufweisend, wobei die Steuer- und Regeleinrichtung (22) anhand der Bewegung und/oder Position (38) der Betätigungseinrichtung (30) eine elektromotorische Antriebsvorrichtung (8) steuert, wobei die Antriebsvorrichtung (8) einen Kolben (1) eines Kolben-Zylinder-Systems über eine nicht-hydraulische Getriebevorrichtung (6) verstellt, so dass sich im Arbeitsraum (4') des Zylinders (4) ein Druck einstellt, wobei der Arbeitsraum (4') über eine Druckleitung (13) mit einer Radbremse (15,17) in Verbindung ist, wobei bei Ausfall der Antriebsvorrichtung (8) die Betätigungseinrichtung (26) den Kolben (1) oder die Antriebsvorrichtung (8) verstellt.

Description

Titel: Bremssystem mit elektromotorisch angetriebenem Kolben- Zylinder-System
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Bremsanlage, eine Be- tatigungseinπchtung, insbesondere ein Bremspedal, und eine Steuer- und Regeleinrichtung aufweisend, wobei die Steuer- und Regeleinrichtung anhand der Bewegung und/oder Position der Be- tatigungsemrichtung eine elektromotorische Antriebsvorrichtung steuert, wobei die Antriebsvorrichtung einen Kolben eines Kolben-Zylinder-Systems über eine nicht-hydraulische Getriebevorrichtung verstellt, so dass sich im Arbeitsraum des Zylinders ein Druck einstellt, wobei der Arbeitsraum über eine Druckleitung mit einer Radbremse in Verbindung ist.
Stand der Technik:
Moderne Bremsanlagen bestehen aus Bremskraftverstarkung, d. h. Umsetzung der Pedalkraft m ein entsprechendes verstärktes Bremsmoment an den Radbremsen und Bremskraftregelung über of¬ fene oder geschlossene Regel- und Steuerkreise. Als Ubertra- gungsmittel zur Erzeugung des Bremsdruckes aus der Pedalkraft wird bis auf wenige Ausnahmen im PKW-Bereich die hydraulische Leitung eingesetzt.
Weit verbreitet ist eine Aufteilung in Baueinheiten zwischen Bremskraftverstarkung (BKV) oder Bremskraftsteuerung und Bremskraftregelung in einer Hydraulikeinheit (HE) . Diese Konfiguration wird vorwiegend eingesetzt bei Systemen wie Anti- blockiersystem (ABS) , AntischlupfSystem (ASR) , Elektronisches Stabilitatsprogramm (ESP) oder auch elektrohydraulischer Bremse (EHB) .
Die Hydraulikeinheit (HE) besteht aus Magnetventilen, Mehrkol- benpumpen für 2-Kreis-Bremssyteme, Elektromotor zum Pumpenantrieb, hydraulischem Speicher und mehreren Druckgebern. Die Druckregelung erfolgt in der Weise, dass zur Bremsmomentreduzierung Druckmittel über Magnetventile aus den Radbremsen in einen Speicher abgelassen wird und von der Pumpe in den Hauptbremszylinder zuruckgepumpt wird, was eine Pedalbewegung bewirkt. Sowohl Druckanstieg als auch -abfall wird über Magnetventile gesteuert, bei der teilweise Druckgeber für die Magnetventilsteuerung verwendet werden. Außer bei der EHB erfolgt die Bremskraftverstarkung mit dem Vakuum-BKV, welcher teilweise Schaltmittel und Sensoren beinhaltet zur sog. Bremsassistentfunktion und auch zur Erkennung des sog. Ansteuerpunktes. Als Energiequelle für das Vakuum wird bei Ottomotoren der Verbrennungsmotor genutzt, der aber als Direkteinspritzer, insbesondere bei größerer Hohe, nur noch ein schwaches Vakuum liefert. Bei Dieselmotoren wird eine mechanische oder elektrisch angetriebene Vakuumpumpe eingesetzt. Neueste ESP- Systeme sind in der Lage, durch Schaltung der Magnetventile und Pumpe eine zusatzliche Bremskraftverstarkung oder bei Ausfall des BKV eine Bremskraftverstarkung mit größerer Zeitkonstante zu erzielen. Die Beschreibung dieser Systeme und Funk- tionen ist ausfuhrlich im Bremsenhandbuch Vieweg Verlag, Ausgabe 2003, beschrieben.
Mitte der 1980er Jahre wurde von Teves das sog. Mark II und von Bosch das ABS3 eingesetzt, welche als integrierte Einheiten alle Komponenten für Bremskraftverstarkung und Regelung beinhalteten mit hydraulischem BKV, s. Kraftfahrtechnisches Handbuch Bosch 1986, 20. Auflage. Aus Kostengrunden haben sich diese Systeme nicht durchgesetzt, bis auf die Anwendung bei Sonderschutzfahrzeugen. Dasselbe gilt für voll elektrische Bremssysteme, sog. EMB, mit E-Motoren an den Radbremsen, die intensiv in Verbindung mit dem 42-V-Bordnetz entwickelt wurden. Neben den Mehrkosten ist hier ein neues redundantes Bordnetz für die Energieversorgung notwendig, um im Fehlerfall die Bremsfahigkeit eines Bremskreises sicherzustellen.
Zur Gattung der EMB-Systeme zahlt auch die Keilbremse mit elektromotorischem Antrieb. Hierfür ist ebenfalls ein redundantes Bordnetz trotz des geringeren Energiebedarfes notwendig. Die konstruktive Realisierung der Keilbremse, welche aus Hysteresegrunden zusatzliche Rollen benotigt, welche eine Integration in den Bremssattel erfordern, ist im Augenblick nicht gelost. Die Keilbremse mit ihren elektromotorischen Antrieben mit Sensoren muss den harten Umgebungsbedingungen (Staub, Wasser, hohe Temperaturen) standhalten.
Die Systeme für BKV und HE sind sehr weit entwickelt, insbesondere die Steuer- und Regelfunktionen für ABS bis ESP. Z. B. ist durch die druckgefuhrte Steuerung der Magnetventile eine sehr feine Dosierung des Bremsdruckes möglich, mit dem auch eine variable Bremskraftabstimmung EBV möglich ist. Die Druckabbaugeschwindigkeit ist noch nicht optimal, da sie stark nichtlinear ist. Außerdem wird bei einem μ-Sprung oder bei kleinem Reibbeiwert die Druckabbaugeschwingkeit durch die relative geringe Pumpleistung bestimmt, was zu großen Regelabweichungen fuhrt und damit einen Bremswegverlust zur Folge hat. Ein gattungemaßes Bremssystem ist aus der DE 3342552 bekannt. Bei diesem Bremssystem dient der Hauptbremszylinder zur Erzeugung eines pedalabhängigen Drucks, der als Fuhrungsgroße für eine elektronische Steuer- und Regeleinrichtung dient, welche den Ausgangsdruck einer unmittelbar mit dem Bremskreis verbundenen elektrohydraulischen Servoeinrichtung auf einen durch die Fuhrungsgroße bestimmten Wert regelt. Bei Ausfall der Regeleinrichtung oder der Servoeinrichtung selbst wird der Druck im Bremskreis vom Hauptzylinder erzeugt. Anstelle der im Normalbetrieb mittels des Hauptbremszylinders erzeugten Fuhrungsgroße, ist es möglich, eine im Rahmen eines Antiblockier- systems oder im Rahmen einer Schlupfregelung der Antriebsregelung des Kraftfahrzeuges erzeugte Fuhrungsgroße auf die elektronische Steuer- und Regeleinrichtung und somit auf die elekt- rohydraulische Servoeinrichtung einwirken lassen. Die Servoeinrichtung weist eine elektrisch betätigte hydraulische Kolben-Zylinder-Einheit auf, deren Arbeitsraum mit dem Bremskreis in Verbindung steht und deren Kolben mittels eines E- lektromotors axial verstellbar ist. Die Drehbewegung des E- lektromotors wird dabei über eine mit dem Kolben verbundene Spindel in eine Langsbewegung des Kolbens umgesetzt.
Aufgabe der Erfindung
Die vorliegende Erfindung hat die Aufgabe, ein neuartige Bremsanlage bereitzustellen, die klein und kompakt in ihren Abmessungen ist.
Diese Aufgabe wird vorteilhaft durch eine Bremsanlage mit den Merkmalen des Anspruch 1 gelost. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Bremsanlage nach Anspruch 1 ergeben sich durch die Merkmale der Unteranspruche .
Das erfindungemaße Bremssystem zeichnet sich vorteilhaft dadurch aus, dass es die Bremskraftverstarkung und die Servoeinrichtung auf kleinsten Raum pro Bremskreis mittels lediglich einer Kolben-Zylinder-Einheit realisiert. Die Kolben-Zylinder- Einheit dient gleichsam für den Bremsdruckaufbau und Brems¬ druckabbau, zur Realisierung der ABS- und Antischlupfregelung sowie bei Ausfall der Energieversorgung oder Fehlfunktion der Antriebsvorrichtung. Somit ergibt sich vorteilhaft eine kleine integrierte und kostengünstige Baueinheit für die Bremskraft- verstarkung (BKV) und Regelung, womit eine Einsparung von Bauraum, Montagekosten und zusatzlichen hydraulischen und Vakuum- Verbindungsleitungen einhergeht. Zudem wirkt aufgrund der kurzen Baulange, vorteilhaft z.B. der Federdom bei einem Frontcrash nicht auf den Hauptzylinder und das Pedalwerk ein.
Durch das vorteilhafte Vorsehen einer Sensorik sowie eines Wegsimulators, kann eine variable Pedalcharakteristik wie Bra- ke-by-wire-Funktion, d.h. Bremsdruckanstieg unabhängig von Pe- dalbetatigung frei variabel, auch unter Berücksichtigung der Bremswirkung des Generators bei rekuperierbaren Bremsen, eingeregelt werden.
Ferner erfolgt bei der entsprechenden Ausfuhrung kein nachteiliges Durchfallen des Bremspedals bei Ausfall des Antriebs, da das Pedal direkt auf den Kolben des Systems wirkt. Vorteilhaft ergeben sich hierdurch gleichfalls geringere Pedalkrafte bei Ausfall der Energieversorgung, da die Kolben eine kleinere Wirkflache haben als konventionelle Hauptbremszylinder. Dies ist möglich durch Trennung des Kolbenweges bei intakter und ausgefallener Verstärkung. Man spricht hier von einem Uberset- zungssprung, der die Pedalkraft für dieselbe Bremswirkung um bis zu 40 % reduziert. Durch die Reduzierung des Gesamtaufwandes einschließlich der elektrischen Anschlüsse, ergibt sich zudem vorteilhaft eine Reduzierung der Ausfallrate.
Durch den elektromotorischen Antrieb ist weiterhin eine Verbesserung der ABS/ESP Regelung durch fein dosierte Drucksteuerung mit variablen Druckanstiegs- und insbesondere Druckabfallsgeschwindigkeiten realisierbar. Auch ist eine Druckabsenkung unter 1 bar im Bereich des Vakuums für Funktion bei kleinsten Reibkraftbeiwerten, z. B. nassem Eis, möglich. Ebenso ist ein schneller Druckanstieg bei Bremsbeginn z.B. 0 - 100 bar in weniger als 50 ms erzielbar, was eine erhebliche Brems- wegverkurzung zur Folge hat.
Durch das vorteilhafte Vorsehen eines 2/2-Wegeventils für die Bremskraftverstarkung und die Regelfunktion benotigt die er- findungsgemaße Bremsanlage erheblich weniger Energie.
Es ist ferner möglich, für jeden Bremskreis oder jede Radbremse ein eigenes Kolben-Zylinder-System mit jeweils dazugehörigem Antrieb vorzusehen. Ebenso ist es möglich, ein Kolben- Zylinder-System zu verwenden, bei dem zwei Kolben in einem Zylinder axial verschieblich angeordnet sind, wobei die Zylinder hydraulisch gekoppelt sind und lediglich ein Kolben mechanisch von der Antriebsvorrichtung elektromotorisch angetrieben ist.
Nachfolgend werden verschiedene Ausgestaltungen der erfin- dungsgemaßen Bremsanlage anhand von Zeichnungen naher erläutert.
Es zeigen:
Fig.l : Eine erste Ausfuhrungsform einer Bremsanlage mit einem Bremskreis für zwei Radbremsen;
Fig. 2: eine zweite Ausfuhrungsform der Bremsanlage mit zwei Kolben-Zylinder-Systemen für zwei Bremskreise für jeweils zwei Radbremsen;
Fig. 3: einen Wegsimulator für das erfindungsgemaße Bremssystem;
Fig. 4: ein Kolben-Zylinder-System mit einem Zylinder und zwei Kolben;
Fig. 5 und 5a: Verbindung zwischen Betatigungseinrichtung und Kolben-Zylinder-Systemen; Fig. 6: eine Seitenansicht der integrierten Baueinheit mit Gehäuse;
Fig. 7: Kennlinien des Bremssystems;
Fig. 8 und 8a: Kolbenantrieb über eine Kurbelschwinge
Fig. 9: Kolbenantrieb über eine Spindel
Fig. 10: Kolbenbetatigung mit überlagerter Pedalkraft
Die Fig. 1 zeigt einen Ausschnitt aus der integrierten Einheit, die für die Druckerzeugung bzw. Bremskraftverstarkung zustandig ist. Hierbei wird der Kolben 1 mit den üblichen Dichtungen 2 und 3 im Zylindergehause 4 parallel zum Kolben über eine speziell gestaltete Zahnstange 5a bewegt. Die Dichtung 2 ist so konzipiert, dass sie auch bei Unterdruck in der Kolbenkammer 4' abdichtet. Diese Zahnstange 5a übertragt die Kraft auf das vordere ballige Ende des Kolbens 1. Dieser hat an dieser Stelle einen Bundbolzen Ia, über den die Zahnstange 5a mit Ruckstellfeder 9 den Kolben in die Ausgangsstellung bringt. Hier liegt die Zahnstange am Zylindergehause 4a an. Diese außenliegende Feder hat den Vorteil, dass der Zylinder kurz baut und wenig Totraum hat, was für die Entlüftung vorteilhaft ist. Die Zahnstange hat wegen der Querkrafte eine Lagerung in den Rollen 10 und 11 mit Gleitstuck 12. Die Figur 1 zeigt deutlich, dass die parallele Anordnung der Zahnstange zum Kolben eine kurze Baulange bewirkt. Die Baueinheit muss sehr kurz bauen, um außerhalb der Crashzone zu sein. Die Zahnstange ist durch ein in Fig. 5a dargestelltes H-Profil sehr biegesteif. Die Anordnung der Rollen ist so gewählt, dass die Zahnstange in der Endstellung 5b (gestrichelt dargestellt) mit der größten Biegekraft durch die versetzt angreifende Druckkraft eine relativ kleine Biegelange hat. Die Zahnstange wird über Zahnprofil 5a' und Zahnrad 6 über das Getrieberad 7 vom Ritzel des Motors 8 angetrieben. Dieser Motor mit kleiner Zeitkonstante ist vorzugsweise ein burstenloser Motor als GIo- ckenlaufer mit eisenloser Wicklung oder vorzugsweise ein Motor entsprechend der PCT-Patentanmeldungen PCT/EP2005/002440 und PCT/EP2005/002441. Dieser wird von den Endstufen 21 vorzugsweise über drei Strange von einem Microcontroller (MC) 22 gesteuert. Hierfür misst ein Shunt 23 den Strom und ein Sensorsignal 24 und gibt die Position des Rotors und über entspre¬ chende Zahler die Position des Kolbens an. Die Strom- und Positionsmessung wird neben der Motorsteuerung zur indirekten Druckmessung genutzt, da das Motormoment proportional zur Druckkraft ist. Hierfür muss im Fahrzeug bei Inbetriebnahme und auch wahrend des Betriebs ein Kennfeld angelegt werden, in dem den verschiedenen Stromstarken die Position des Kolbens zugeordnet wird. Im Betrieb wird dann entsprechend der spater beschriebenen Verstarkerkennlinie eine Position des Kolbens angefahren, die entsprechend dem Kennfeld einem bestimmten Druck entspricht. Stimmen Position und Motormoment nicht ganz uberein, z. B. durch Temperatureinfluss, so wird das Kennfeld im Betrieb adaptiert. Dadurch wird das Kennfeld laufend adaptiert. Das Ausgangskennfeld wird gebildet aus vorzugsweise Druck-Volumen-Kennlinie der Radbremse, Motorkennwert, Getriebewirkungsgrad und Fahrzeugverzogerung. Mit letzterer kann eine pedalkraftproportionale Fahrzeugverzogerung erreicht werden, damit sich der Fahrer nicht auf unterschiedliche Bremswirkungen einstellen muss.
Der Kolben 1 erzeugt in der Leitung 13 einen entsprechenden Druck, der über das 2/2-Magnetventil (MV) 14 zur Radbremse 15 bzw. über Magnetventil MV 16 zur Radbremse 17 gelangt. Diese vorbeschriebene Anordnung hat mehrere Vorteile. Anstelle der zwei kostengünstigen kleinen Magnetventile konnte eine weitere Kolben-Motoreinheit eingesetzt werden wie sie in Fig. 4 dargestellt ist. Dies bedeutet jedoch erheblich mehr Kosten, Gewicht und Bauraum.
Es genügt, für jeden Bremskreis eine Kolben-Motoreinheit einzusetzen . Der zweite Vorteil ist der sehr kleine Energiebedarf und auch die Auslegung des Motors nur für Impulsbetrieb. Dieser wird erreicht, indem bei Erreichen des Sollwertes des Druckes bzw. Motormoments die Magnetventile geschlossen werden und der Motor anschließend nur noch mit geringer Stromstärke betrieben wird, bis vom Bremspedal ein neuer Sollwert vorgegeben wird. Damit wird der Energiebedarf bzw. die mittlere Leistung extrem klein. Z.B. wurde bei einer herkömmlichen Auslegung bei einer Vollbremsung aus 100 km/h der Motor 3 einen hohen Strom aufnehmen. Entsprechend der Erfindung benotigt der Motor für den Kolbenweg nur ca. 0,05 s Strom, was 1,7 % ausmacht. Wenn die Werte auf die Leistung bezogen werden, so wurde im herkömmlichen Fall das Bordnetz mit >1000 W über mindestens 3 s belastet und beim vorgeschlagenen Impulsbetrieb nur ca. 50 W mittlerer Leistung. Eine noch größere Energieeinsparung ergibt sich bei einer Vollbremsung aus 250 km/h mit Bremszeiten bis zu 10 s auf trockener Straße. Zur Entlastung der Impulsbelastung des Bordnetzes kann hier ein Speicherkondensator 27 in der Stromversorgung verwendet werden, der auch entsprechend der Linie mit Pfeil für die weiteren Elektromotoren verwendet werden kann.
In der Druckleitung 13 können vor oder nach dem Magnetventil Druckgeber eingesetzt werden, welche nicht dargestellt sind, da diese dem Stand der Technik entsprechen.
Der Kolben 1 wird über das Schnuffeiloch mit Flüssigkeit aus dem Vorratsbehalter 18 versorgt. In dieser Leitung ist ein Magnetventil 19 eingeschaltet. Erfolgt eine schnelle Kolbenbewegung zur Druckreduzierung, so konnte die Dichtung 3 insbesondere bei kleinen Drucken Flüssigkeit aus dem Vorratsbehalter nachschnuffein, was bekannter weise nachteilig ist. Hierzu wird das Niederdruck-Magnetventil 19 eingeschaltet und die Verbindung zum Vorratsbehalter unterbrochen. Mit dieser Schaltung kann auch Unterdruck in den Radkreisen 15/17 erzielt werden, was der Radregelung bei sehr kleinen Reibbeiwerten z. B. auf nassem Eis zugute kommt, da in der Radbremse kein Bremsmo- ment erzeugt wird. Andererseits kann das Nachschnuffein bei Dampfblasenbildung bewusst genutzt werden, bei der der Kolben bereits am Anschlag ist ohne dass der entsprechende Druck er¬ reicht ist. Hierbei werden die Kolben mit den Magnetventilen entsprechend gesteuert, so dass der oszillierende Kolben Druck aufbaut. Beim Verzicht auf diese Funktion kann an Stelle des Magnetventils 19 eine schnuffeifeste Dichtung 3 eingesetzt werden .
Die Magnetventile 14, 16, 19 werden über Endstufen 28 vom Mik- rocontroller 22 gesteuert.
Bei Ausfall der Energieversorgung oder des Elektromotors wird der Kolben von einem Hebel 26 der Betatigungseinrichtung bewegt. Zwischen diesem und dem Kolben ist ein Spiel eingebaut, das verhindert, dass bei schneller Pedalbetatigung der Hebel auf den Kolben auftrifft, bevor der Motor den Kolben bewegt.
Die Regelfunktion bezuglich Radgeschwindigkeit und Raddruck bei ABS / ASR oder Gierrate und Raddruck bei ESP wurde in verschiedenen Publikationen dargestellt, so dass auf eine erneute Beschreibung verzichtet wird. In einer Tabelle sollen die wesentlichen Funktionen des neuen Systems gezeigt werden:
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Die Hohe der Teilbestromung richtet sich nach der von dem BKV oder der Bremsregelung gewünschten Druckanstiegs- oder Abbaugeschwindigkeit. Entscheidend ist hierfür eine extrem kleine Zeitkonstante des Elektromotors, d. h. ein zeitlich schneller Momentanstieg und Momentreduzierung über kleine bewegliche Massen des gesamten Antriebs, da die Kolbengeschwindigkeit die Druckanderungsgeschwindigkeit bestimmt. Zusatzlich ist für eine Bremsregelung eine schnelle und genaue Positionsregelung der Kolben notwendig. Bei der schnellen Momentenreduzierung wirkt zusatzlich die von den Bremssattel herrührende Druckkraft unterstutzend, welche aber bei kleinen Drucken gering ist. Aber gerade hier soll auch die Druckabfallgeschwindigkeit groß sein, um große Regelabweichungen von der Radgeschwindigkeit auf z. B. Eis zu vermeiden.
Bei diesem Konzept besteht ein entscheidender Vorteil gegenüber der herkömmlichen Drucksteuerung über Magnetventile, da die Kolbengeschwindigkeit die Druckanderungsgeschwindigkeit bestimmt. Z. B. ist bei kleinem Differenzdruck am Druckabbau bestimmenden Auslassventil der Durchfluss und damit die Druck¬ absenkungsgeschwindigkeit gering. Die Kolbeneinheit kann wie bereits erwähnt für jedes Rad getrennt mit und ohne Magnetven¬ til eingesetzt werden. Um die Vorteile des geringen Energie¬ verbrauches zu nutzen, musste der Elektromotor mit einer schnellen elektromagnetischen Bremse erweitert werden, welche aber aufwandiger ist. Die gezeigte Ausfuhrung mit einer Kol¬ beneinheit und zwei Magnetventilen ist vom Bauraum und den Kosten her zu bevorzugen. Regelungstechnisch gilt jedoch hier die Einschränkung, dass bei einem Druckabbau an einem Rad das andere Rad keinen Druck aufbauen kann. Da jedoch die Druckabbauzeit ca. < 10 % der Druckaufbauzeit im Regelzyklus betragt, ist diese Einschränkung ohne nennenswerten Nachteil. Die Regelalgorithmen müssen entsprechend angepasst werden z.B. muss nach einer Phase konstanten Drucks von Öffnung des Magnetventils der Elektromotor mit einem Strom erregt werden, dem der passende Druck in der Radbremse gemäß der BKV-Kennlinie zugeordnet ist oder z.B. 20% hoher ist als der vorausgegangene Blockierdruck im Regelzyklus. Alternativ kann z.B. auch wahrend der Regelung ein adaptives Druckniveau eingesteuert werden, welches 20 % hoher liegt als der höchste Blockierdruck der Achse oder des Fahrzeugs. Als Blockierdruck gilt der Druck, bei dem das Rad instabil in größerem Schlupf lauft.
Das Konzept bietet zusatzlich regelungstechnisch neue Möglichkeiten zur Druckabsenkung. Regelungstechnisch gilt, dass die Druckabsenkung und Bremsmomentreduzierung im wesentlichen proportional zur Drehbeschleunigung des Rades, der Hysterese der Dichtung und umgekehrt proportional zum Trägheitsmoment des Rades sind. Aus diesen Werten kann jeweils der Betrag der erforderlichen Druckabsenkung berechnet werden und der Kolben kann bei geschlossenen MV bereits das entsprechende Volumen unter Berücksichtigung des beschriebenen Kennfeldes bereitstellen. Wenn dann das MV öffnet, erfolgt eine sehr schnelle Druckabsenkung praktisch in das Vakuum. Hierbei wird zugrunde gelegt, dass das MV durch entsprechende Offnungsquerschnitte im Gegensatz zu heutigen Losungen eine kleinere Drosselwirkung besitzt. Hierbei kann der Druckabbau schneller als bei konventionellen Losungen über ein speziell bereitgestelltes Kammer¬ volumen entsprechend der Druckvolumenkennlinie erfolgen. Alternativ ist eine Druckabsenkung in ein Kammervolumen, welches geringfügig großer als der notwendige Druckabbau ist, möglich, z.B. durch entsprechende Verstellgeschwindigkeit des Kolbens. Zur genauen Regelung des Druckabbaus ist hier eine sehr kleine Schaltzeit zum Schließen des Magnetventils notwendig, was vorzugsweise durch Vorerregung und/oder Ubererregung gelost werden kann. Außerdem ist es für Spezialfalle der Regelung vorteilhaft, Magnetanker des 2/2 Magnetventils über bekannte PWM- Verfahren in eine Zwischenstellung zu bringen, um eine Drosselwirkung zu erzeugen.
Der sehr schnelle Druckabbau kann möglicherweise Druckschwingungen erzeugen, die auf das Rad zurückwirken. Um diese schädliche Wirkung zu vermeiden, kann der Kolbenweg als weitere Alternative entsprechend, z.B. 80% des erforderlichen Druckabbaus angesteuert werden (schneller Druckabbau). Die restlichen erforderlichen 20% des Druckabbaus können dann durch eine anschließend gesteuerte langsame Kolbenbewegung langsam geschehen oder bei der Alternative mit der Druckabbausteuerung über Magnetventile durch Taktung des Magnetventils und gestuften Abbau. So werden schädliche Radschwingungen vermieden. Der langsame Druckabbau kann so lange fortgesetzt werden, bis das Rad bei der ABS-Regelung wieder beschleunigt.
Damit sind sehr kleine Regelabweichungen der Radgeschwindigkeit möglich. Sinngemäß kann die oben beschriebene Methode auch auf den Druckaufbau angewendet werden. Die Geschwindigkeiten der Druckerhohung können nach regelungstechnischen Kriterien optimiert werden. Damit kann das Ziel erreicht werden, dass das Rad in unmittelbarer Nahe des Reibkraftmaximums gebremst wird und so optimale Bremswirkung bei optimaler Fahr- stabilitat erreicht wird. Vorstehend wurden Spezialfalle der Regelung erwähnt, bei der eine Drosselwirkung vorteilhaft ist. Dies ist z.B. der Fall, wenn bei beiden Radern gleichzeitig ein Druckabbau notwendig ist. Hier ist die Drosselwirkung vorteilhaft, bis der Stell¬ kolben ein so großes Kammervolumen bereit gestellt hat, so dass von unterschiedlichem Druckniveau der dann anschließend schnelle Druckabbau in das Vakuum erfolgen kann. Ahnlich kann verfahren werden, d.h. wenn die Magnetventile im Ventilquer¬ schnitt eine eingebaute Drossel haben und an beiden Radkreisen gleichzeitig Druckaufbau stattfinden soll. Der individuelle alternierende Druckaufbau ist jedoch zu bevorzugen wegen des dosierten Druckaufbaus mit Auswertung des Kennfeldes und gere¬ gelter Verstellgeschwindigkeit des Kolbens. Dasselbe alternierende Verfahren kann alternativ zu o.g. mit der Drosselwirkung für den Druckabbau angewandt werden. Als weitere Möglichkeit kann der Kolben bereits mit einem Regelsignal mit geringerer Ansprechschwelle als das Regelsignal für den Druckabbau zurückgefahren werden. Nach dem Stand der Technik ist dies das Signal, bei der der Regler eine Blockierneigung erkennt und das MV auf Druckhalten schaltet (siehe Bremsenhandbuch S. 52- 53) . Dieses Signal wird 5-10 ms vor dem Signal zum Druckabbau ausgegeben. Der vorgeschlagene schnelle Antrieb ist in der Lage, innerhalb von ca. 5ms ein Kammervolumen für 10 bar Druckabsenkung bereitzustellen.
Anhand der Kolbenstellung zum Druckabbau kann der Regler entscheiden, ob genügend Kammervolumen für den gleichzeitigen Druckabbau für beide Radbremsen bereit steht.
Diese Ausfuhrungen zeigen, dass das Konzept mit dem schnellen und variabel geregelten elektromotorischen Kolbenantrieb und dem Magnetventil mit der Auswertung des Druckes und Kennfeldes ein hohes Potenzial für den Regler darstellt, was zusatzliche Bremswegverkurzungen und Fahrstabilitat ermöglicht.
Die Fig. 2 zeigt die gesamte integrierte Einheit für BKV und Regelfunktionen. Die Einheit besteht aus zwei Kolbeneinheiten mit zugehörigem Elektromotoren und Getrieben gem. Fig. 1 für zwei Bremskreise und vier Radbremsen. Die Kolbeneinheiten sind im Gehäuse 4 untergebracht. Dieses Gehäuse ist an der Stirn¬ wand 29 befestigt.
Das Bremspedal 30 übertragt die Pedalkraft und Bewegung über den Lagerbolzen 31 auf ein Gabelstuck 32, welches über ein Ku¬ gelgelenk auf die Betatigungseinrichtung 33 wirkt. Diese hat einen zylinderförmigen Fortsatz 34 mit einer Stange 35.
Zylinder 34 und Stange 35 sind in einer Buchse 37 gelagert. Diese nimmt die Wegsimulatorfedern 36 und 36a auf, wobei eine Feder schwach und die andere Feder stark progressiv im Kraftanstieg wirkt. Der Wegsimulator kann auch aus noch mehr Federn oder Gummielementen aufgebaut sein. Dieser gibt die Pedal- kraftcharakteristik vor. Der Pedalweg wird von einem Sensor 38 erfasst, welcher im gezeichneten Beispiel nach dem Wirbelstromprinzip aufgebaut ist, in den die Stange 35 mit einem Target eintaucht.
Die Pedalbewegung wird auf die Elemente 32 und 33 übertragen, der Kolben 34 bewegt sich mit der Stange 35 in der Buchse 37. An der Betatigungseinrichtung ist ein Hebel 26 drehbar gelagert, welcher bei Ausfall der Energieversorgung auf die Kolben trifft. Der Pedalwegsensor liefert das Wegsignal zum elektronischen Steuergerat, welches entsprechend der BKV Kennlinie, wie sie in Fig. 7 beschrieben ist, eine Bewegung der Kolben über den Elektromotor bewirkt. Die Parameter dieser Kennlinie werden in Fig. 7 naher beschrieben. Zwischen dem Hebel 26 und den beiden Kolben 1 ist ein Spiel so vorgesehen, wie in Fig. 1 dargestellt. Die Betatigungseinrichtung hat über den Bolzen 39, der versetzt dargestellt ist, eine Verdrehsicherung und eine Ruckstellfeder 40, welche die nicht gezeichnete Pedal- ruckstellfeder unterstutzt. Nach dem Stand der Technik sind viele Wegsimulatorlosungen bekannt, welche auch teilweise hydraulisch über Kolben betätigt werden und über Magnetventile abgesperrt werden, wenn die Energieversorgung ausfallt. Diese Losung ist aufwandig und hysteresebehaftet. Auch sind Losungen bekannt, bei denen der Wegsimulatorweg bei Ausfall der Ener¬ gieversorgung als Verlustweg eingeht bei Betätigung der Kolben zur Bremsdruckerzeugung.
Ziel der Erfindung ist eine einfache Losung, bei der bei Ausfall der Energieversorgung der Wegsimulator ausgeschaltet wird. Zu diesem Zweck wird auf die Buchse 37 bei intakter E- nergieversorgung über den Ankerhebel 41 mit großem Übersetzungsverhältnis und den Haltemagneten 42 eine Gegenkraft ausgeübt, die entfallt, wenn die elektrische Energieversorgung ausfallt. Zur Reduzierung des Magneten können auch zweistufige Hebel eingesetzt werden. Im einzelnen wird dies in Fig. 3 beschrieben. In diesem Fall kommt der Hebel über das Bremspedal mit den beiden Kolben nach Durchlaufen des Spiels so in Kontakt und kann somit die Pedalkraft auf die Kolben übertragen. Die Kolben sind so dimensioniert, dass sie bei vollem Pedalhub einen Druck erzeugen, welcher noch eine gute Bremswirkung ergibt, z. B. 80 %. Der Kolbenhub ist jedoch erheblich großer als der Pedalhub und kann bei intakter Energieversorgung und elektrischem Antrieb viel höhere Bremsdrucke erzeugen. Die entsprechende Pedalkraft kann jedoch der Fahrer nicht aufbringen. Man spricht bei dieser Auslegung von einem Ubersetzungs- sprung, der mit Entkopplung der Betatigungseinheit mit Wegsimulator vom Kolben möglich ist. Bei konventioneller Bauweise, bei der BKV und Hauptbremszylinder mit Kolben hintereinander geschaltet sind, steigt die erforderliche Pedalkraft bei Ausfall der Energieversorgung bis zum Faktor 5 für denselben Radbremsdruck an. Bei der neuen Auslegung kann z. B. der Faktor auf 3 reduziert werden. Dieser Fall ist z. B. beim Abschleppen eines Fahrzeugs bei ausgefallener Batterie relevant.
Der Hebel 26 ist drehbar gelagert , damit er Toleranzen bei der Bewegung der Kolben berücksichtigen kann, z. B. infolge unterschiedlicher Entlüftung. Dieser Ausgleich kann auch begrenzt werden, so dass der Hebel auf einen Anschlag 33a der Betatigungseinrichtung zur Anlage kommt. Es müssen jedoch noch weitere Fehlerfalle betrachtet werden.
Ausfall eines Elektromotors .
In diesem Fall ist die Verstärkung und Regelung beim benach¬ barten intakten Kolbenantrieb voll wirksam. Über den Hebel 26 wird im ausgefallenen Kreis Bremsdruck erzeugt, nachdem er am Anschlag 33a anliegt. Hier kann zusatzlich noch die Verstar- kerkennlinie des zweiten Kreises erhöht werden, was die erforderliche Pedalkraft reduziert. Dies kann jedoch auch ohne Anschlag erfolgen.
Ausfall eines Bremskreises .
Hier fahrt der Kolben auf Anschlag im Gehäuse 4. Der intakte zweite Kreis ist voll wirksam. Es entsteht nicht wie bei konventionellen heutigen Systemen ein durchfallendes Pedal, welches den Fahrer bekanntlich sehr irritiert. Die Irritation kann auch zu einem vollen Verlust der Bremswirkung fuhren, wenn er das Pedal nicht durchtritt.
Die Fig. 3 beschreibt die Funktion der Wegsimulatorarretierung. Im Grenzfall kann der Fahrer hohe Pedalkrafte aufbringen, was die Arretierung über den Ankerhebel 41 aufbringen muss. Um zu vermeiden, dass der Magnet 42 mit Erregerspule 43 diese Kräfte voll aufbringen muss, greift das obere ballige Ende 41a des Hebels asymmetrisch an der Buchse 37 an. Wird nun das Pedal bis zum Auftreffen der Stange 35 auf den Boden 37b ausgelenkt, so bewirkt diese Hebelwirkung eine leichte Verdrehung der Buchse 37, was Reibung in der Fuhrung erzeugt, wobei zusatzlich die Nase 37a sich am Gehäuse 4 abstutzen kann. Somit kann die Magnetkraft relativ klein gehalten werden. Der Magnet wird außerdem als Haftmagnet 42 ausgelegt, so dass infolge des kleinen Luftspaltes eine kleine Halteleistung notwendig ist. Bei Ausfall der Energieversorgung wird der Anker- hebel 41 von der Buchse 37 in die strichpunktierte Position 41' ausgelenkt. Wenn die Betatigungseinrichtung 33 wieder in die Ausgangsstellung zurückgeht, bringt die Ruckstellfeder 44 den Ankerhebel wieder in Ausgangsstellung.
Der Sensor 38 wurde an das Ende der Bohrung der Buchse im Gehäuse 4 versetzt, was Vorteile für die Kontaktierung mit dem el. Steuergerat hat, wie dies in Fig. 6 dargestellt ist. Dasselbe gilt für den Bremslichtschalter 46. In diesem Ausfuhrungsbeispiel ist das Target 45 für den Wirbelstromsensor gezeichnet .
Die Arretierung des Wegsimulators über die Buchse 37 kann verändert werden, um die in Fig. 7 beschriebene Pedalruckwirkung bei ABS zu vermeiden. Hierzu kann der Hebel 41 mit seiner Lagerung und Magnet 42 mit Aufnahme 42a über einen Elektromotor 60 bewegt werden, der eine Spindel 60a über ein Getriebe 60b antreibt. An der Verlängerung der Spindel ist der Hebel gelagert und das Magnetgehause befestigt.
Die Fig. 4 zeigt eine prinzipielle Darstellung einer Losung mit nur einem E-Motor 7a. Diese Beschreibung baut auf Fig. 1 und Fig. 2 auf. Das Antriebsritzel des Motors bewegt die Zahnstange 5c, welche ahnlich Fig. 1 auch parallel versetzt werden kann. Diese ist mit einem Kolben Ia verbunden, welcher Druck im Bremskreis 13a aufbaut und zugleich über den Druck den Kolben Ia verschiebt, der im Bremskreis 13 Druck aufbaut. Diese Kolbenanordnung entspricht einem konventionellen Hauptbremszylinder für dessen Kolben und Dichtungsausfuhrungen viele Varianten existieren. In den Bremskreisen sind wie bei den vorstehenden Figuren die 2/2-Wege-Magnetventile 14, 14a, 15, 15a angeordnet. Die ABS Druckmodulation erfolgt in der zuvor beschriebenen Weise. Die BKV-Funktion erfolgt über einen parallel angeordneten Wegsimulation 36 und Wegsensor 38. Auch hier ist zwischen Kolben Ia und Bremspedal ein Spiel oder Leerhub S0 vorgesehen. Die Bremsflüssigkeit gelangt vom Vor- ratsbehalter 18, 18a in die Kolbenkammern. Diese Anordnung ist kostengünstig. Die Dynamik der BKV-Funktion im Druckaufbau ist geringer als bei der Variante mit zwei Motoren, da der E-Motor das doppelte Moment aufbringen muss. Es entfallt außerdem die Redundanzfunktion des 2. Motors wie sie in Fig. 7 beschrieben ist, einschließlich eines durchfallenden Pedals bei Brems¬ kreisausfall .
Im Primar-Bremskreis 13a ist ein Druckgeber 73b angeordnet. Dieser misst den entsprechenden Bremsdruck. Da der Druck dieses Kreises über den Kolben Ib auch auf den Sekundar- Bremskreis 13 wirkt, kann dieser Druckgeber 73b bei der Modulation beide Bremskreise erfassen, da bei der Druckmodulation für die ABS-Funktion jede Radbremse über die 2/2-Magnetventils 14, 14a, 15, 15a individuell geregelt werden kann. Damit kann sowohl der Druck als auch der Druckabbau jeder Radbremse gemessen werden.
In Fig. 4a besitzt jeder Bremskreis 13, 13a einen eigenen Antrieb 7a, 7b für die entsprechenden Druckmodulationskolben Ia und Ib. Im Unterschied zur Fig. 2 besitzt der antrieb 7b keine Verbindung zum Bremspedal 30. Vorzugsweise sind beide Antriebe parallel angeordnet damit eine kurze Baulange erzielt werden kann. Der Vorteil dieser Anordnung liegt neben der kurzen Baulange im einfacheren Aufbau und in der Modularitat. Hierbei wird davon ausgegangen, dass für Kleinwagen bis zur gehobenen Mittelklasse das System entsprechend Fig. 4 eingesetzt wird und nur bei schweren Fahrzeugen ein einzelner Antriebsmotor nicht mehr genügt und deshalb in zwei Antriebe aufgeteilt wird. Abhangig von den Anforderungen kann in jedem Bremskreis vor den Magnetventilen ein Druckgeber eingesetzt werden.
Die Fig. 5 zeigt die Ansicht von der Stirnwand auf die integrierte Baueinheit, deren Flansch 4b mittels Schrauben 47 mit der Stirnwand verschraubt ist. Zu sehen sind hier die Betati- gungseinheit 33, Hebel 26 und ein nicht versetzt gezeichneter Bolzen 39 als Verdrehsicherung. Zum Großenvergleich ist hier die Umrisskontur eines 10"-Vakuum-BKV eingezeichnet. Hier zeigt sich ein wichtiger Vorteil in der Bauhohe mit dem Deckel 48 des Vorratsbehalters . Entsprechend dem Abstand A konnte die Stirnwand abgesenkt werden, was die Designer wünschen. Auf der linken Seite des Flansches ist, mit Hinweis auf Fig. 5a, ge¬ strichelt der Antrieb der Zahnstange 5 gezeichnet. Dieses De¬ tail ist vergrößert als Fig. 5a auf der rechten Bildhalfte dargestellt. Das Ritzel des Zahnrades 6 greift auf beiden Sei¬ ten in die H-formige Gestaltung der Zahnstange 5. Die be¬ schriebenen Querkrafte werden von der Rolle 10 bzw. 11 entsprechend Fig. 1 mit Lagerung 10a abgestutzt. Aus Kostengrunden kann die Zahnstange aus Kunststoff hergestellt werden. Da dessen Flachenpressung nicht ausreicht, werden hier harte Blechstreifen 49 eingelegt, die sich bei leicht balliger Ausbildung der Auflage an die Rollen anpassen. In das Ritzel 6 ist das Getrieberad 7 eingepresst, welches mit dem Motorritzel im Eingriff ist. Vorzugsweise ist das Ritzel im Motorgehäuse 8a gelagert.
Die Fig. 6 zeigt die Seitenansicht der integrierten Baueinheit mit Gehäuse 4, Gabelstuck 32 für Bremspedal 30, Betatigungs- einheit 33, Flansch 45, Befestigungsschrauben 47, Deckel 48. Diese Ansicht zeigt die kurze Baulange, bei der auf der Vorderseite das elektronische Steuergerat 50 angebracht ist. Dieses ist nach dem Stand der Technik mit den Spulen bzw. einem Teil des Magnetkreises der Magnetventile 14 u. 16 verbunden, um zusatzlich Kontaktierungs- und elektrische Verbindungsleitungen einzusparen. Dieses Merkmal kann erweitert werden, indem alle elektrischen Komponenten wie Elektromotor 8, Magnetspule 43, Wegsensor 38, Bremslichtschalter 46, Bremsflussig- keitsniveaugeber 53 direkt mit dem Steuergerat ohne elektrische Verbindungsleitungen kontaktiert werden. In diesem Fall musste das Steuergerat von oben Richtung 50a eingebaut werden. Es ist jedoch auch in Richtung 50b möglich, was eine geänderte Anordnung der Magnetspule zur Folge hat.
Die Magnetventile werden vorzugsweise auf einer Tragerplatte 51 befestigt, da diese aus Kostengrunden in Aluminium mit ho- her Bruchdehnung eingepresst werden. In diese Tragerplatte werden die Verschlussschrauben 52 für die Bremsleitungen eingeschraubt. Im mittleren Teil des Steuergerätes ist die Kon- taktierung eingezeichnet, welche im Bereich 54 eine redundante Stromversorgung, im Bereich 55 die Busleitung, bei 56 die Sensoren für ABS und ESP beinhaltet.
Die Fig. 7 zeigt die wesentlichen Kennlinien des Bremssystems. Dargestellt sind Pedalkraft FP, Bremskraftdruck p und Pedalweg an der Betatigungseinheit . üblicherweise wird von hier zum Pedalfuß eine Übersetzung von 4 bis 5 gewählt. Der Pedalweg hat sein Maximum bei SP und die Kolben, wie bereits erwähnt, bei einem höheren Wert s«. Mit 57 ist die sog. Druck-Weg-Kennlinie dargestellt, welche hier z. B. einem Bremskreis entspricht. Der nicht lineare Verlauf resultiert aus verschiedenen Elastizitäten wie denen von Bremssattel, Dichtungen, Leitungen, Restlufteinschlussen und Kompressibilität der Flüssigkeit. Diese Linie zeigt den Mittelwert eines Streubandes, das auch temperaturabhangig ist, insbesondere beim Bremssattel. Daher muss für die stromproportionale Drucksteuerung ein Kennfeld angelegt werden.
Die Kennlinien 59 zeigen den Ausfall des elektrischen Antriebs, bei dem nach dem Spiel S0 die Kolben betätigt werden. Zur Erreichung von z.B. 100 bar sind hier die beschriebenen erheblich höheren Pedalkrafte FPA von ca. 600 N notwendig, was einer mehr als 40% geringeren Pedalkraft gegenüber den heutigen Losungen entspricht.
Aus der Pedalstellung und dem Bremsdruck ist erkennbar, dass die Druckmodulation von 10 bar bei Blockierdrucken > 50 bar nicht auf das Pedal ruckwirkt, da das Pedal bei Ss auf die Arretierung stoßt. Bei kleineren Blockierdrucken erfolgt bei Druckabsenkung und Aufbau eine Ruckwirkung auf das Pedal, wenn das Pedal voll durchgetreten ist, und ist damit vergleichbar mit heutigen Systemen ESP und ABS. Es ist jedoch möglich, die Ruckwirkung zu reduzieren oder zu vermeiden durch Einsatz ei- nes in Fig. 4 beschriebenen Elektromotors 60, der die Arretie¬ rung des Wegsimulators über einen Antrieb verstellt. Über den Kolbenantrieb 6 wird zur Druckabsenkung das Pedal zuruckbe- wegt. Zu diesem Zeitpunkt verstellt der Motor den Antrieb mit kleiner Kraft. Damit ist auch eine Pedalbewegung zur Warnung des Fahrer möglich, z. B. bei Stau oder ahnlichem. Auch ohne diesen zusatzlichen Motor ist eine Ruckwirkung möglich, wenn die Pedalbewegung großer als das Spiel S0 ist und die Kolben zur Warnung kurzzeitig zurückgefahren werden.
Die dickeren Linien sind die Verstarkerlinien 58 und 58a, welche die Zuordnung von Pedalkraft FP zum Bremsdruck zeigt. Bei ca. 50 % des maximalen Pedalweges ist der Wegsimulator bei Ss voll ausgesteuert. Dies hat den Vorteil, dass eine Vollbremsung mit kurzem Pedalweg möglich ist. Der Pedalweg wird dabei vom Sensor 38 erfasst. Die Zuordnung des Druckes zur Pedalkraft ist frei variabel und kann z. B. in der gestichelten Linie die Fahrzeugverzogerung mitberucksichtigen, indem diese als Korrekturwert in die Verstärkung eingeht, so dass bei Fading der Bremse bei derselben Pedalkraft ein höherer Druck eingesteuert wird. Diese Korrektur ist auch bei Systemen mit Rekuperation der Bremsenergie über den Generator notwendig, da die Bremswirkung des Generators berücksichtigt werden muss. Ahnliches gilt bei einer Panikbremsung mit hoher Pedalgeschwindigkeit. Hier kann uberproportional zur Pedalkraft ein viel höherer Druck eingespeist werden, der mit einem Zeitverzug wieder der gezeigten statischen Kennlinie folgt (ausgezogene Linie) .
Bei Fp1 wird in der Regel eine Fußkraft von 200 N für den Bremsdruck von 100 bar festgelegt. Dieser Druck entspricht der Blockiergrenze bei trockener Straße. In diesem Bereich ist die Wegsimulatorkennlinie fast linear, damit eine gute Dosierbar- keit gewahrleistet ist. In der Regel genügt ein Maximaldruck von 160 bar, nach dem die Dauerstandfestigkeit der Elemente dimensioniert wird. Für seltene Beanspruchungen kann jedoch eine Reserve R vorgehalten werden, die z.B. wirksam werden kann, wenn bei 160 bar noch nicht die Blockiergrenze erreicht ist.
Der elektrische Antrieb kann für den Fall des Ausfalls der E- nergieversorgung als ausfallsicherer als der Vakuum-BKV ange¬ sehen werden, da für die vorgeschlagene Erfindung mindestens zwei Elektromotorenantriebe eingesetzt werden, d.h. einer re¬ dundant wirkt und bekanntlich als Gesamtausfallrate λg = A1 • X2 gilt. Ein Ausfall der Energieversorgung wahrend der Fahrt ist nahezu auszuschließen, da Generator und Batterie gleichzeitig praktisch nicht ausfallen. Einem Bruch der elektrischen Stromversorgung wird durch die in Fig. 7 beschriebene redundante Stromversorgung vorgebeugt. Der Vakuum-BKV ist mit Verstarker- elementen, Zuleitungen und ggf. Pumpe nicht redundant.
Die Fig. 8 zeigt eine weitere Losung des Kolbenantriebes. Anstelle der Zahnstange kann eine Kurbelschwinge 60 eingesetzt werden, welche über eine Zugstrebe 61 über den Lagerbolzen 62 mit dem Kolben verbunden ist. Die Ruckstellfeder 9 wirkt auf die Kurbelschwinge, deren Ausgangsstellung durch den Anschlag 65 gegeben ist. Die Kurbelschwinge wird über ein mehrstufiges Getriebe 63 vom Motor 11 angetrieben.
Die Fig. 8a zeigt eine zweiarmige Kurbelschwinge 60 und 60a mit zwei Zugstreben 61 und 61a. Damit wirken auf den Kolben nur geringe Querkrafte. Das Getriebe 63 ist hier gekapselt in einem erweiterten Motorgehäuse 64 und wird von dem Antriebsritzel IIa des Motors 11 angetrieben. Der Vorteil dieser Losung liegt in der Kapselung des Getriebes, was Ol- oder Fett- fullung ermöglicht, Schragverzahnung zulasst und damit hoher belastbar und gerauscharmer ist.
Die Fig. 9 zeigt eine weitere Alternative mit einem Spindelantrieb, welcher innerhalb des Rotors des Elektromotors angeordnet ist. Diese Anordnung ist aus der DE 195 11 287 B4 bekannt, die sich auf elektromechanisch betätigte Scheibenbremse bezieht. Bei der vorgestellten Losung befindet sich die Mutter 67 als getrenntes Bauelement in der Bohrung des Rotors 66 und stutzt sich auf den Flansch 66a des Rotors ab. Auf diesen wir¬ ken die Druckkräfte des Kolbens 1. Der Spindelantrieb wirkt zusatzlich als Untersetzungsgetriebe, wobei die Spindel 65 die Kraft auf den Kolben übertragt. Alle bisher gezeigten Antriebe haben ein fest mit dem Kolben gekoppeltes Untersetzungsgetriebe, welches bei Ausfall der Energieversorgung vom Bremspedal bewegt und bei schneller Pedalbetatigung mit Motor beschleunigt werden muss. Diese Massentragheitskrafte verhindern eine schnelle Pedalbetatigung und irritieren den Fahrer. Um dies zu vermeiden, ist die Mutter in der Bohrung des Rotors axial beweglich, so dass bei Pedaleingriff der Kugelgewindetrieb ausgeschaltet ist. Die Mutter ist für den Normalbetrieb mit E- lektromotor von einem Hebel 70 mm fixiert, welcher wirksam ist bei schneller Zurückstellung des Kolbens, insbesondere, wenn in der Kolbenkammer Vakuum herrscht. Dieser Hebel ist über die Welle 71 im Rotor gelagert und wird bei nicht drehendem Motor über die Feder 72 in eine Stellung bewegt, bei der die Mutter frei ist. Da der Antriebsmotor extrem schnell beschleunigt, wirkt hierbei die Fliehkraft auf den Hebel, und die Mutter ist für die Bewegung des Kolbens vom Hebel umschlossen.
Diese Bewegung kann auch durch einen gestrichelt gezeichneten Elektromagneten, bei dem der Hebel einen Drehanker darstellt, bewerkstelligt werden. Das entsprechende Magnetjoch kann radial umlaufend (nicht vollständig dargestellt) oder auch axial als Topf in das Gehäuse des Motors integriert werden.
Das von der Mutter erzeugte Verdrehmoment auf die Spindel wird von zwei Lagerstiften 69 und 69a aufgefangen. Diese Stifte sind zugleich Trager der Ruckstellfeder 9. Der Rotor ist vorzugsweise in einem Kugellager 74 gelagert, welches die Axial- krafte des Kolbens aufnimmt und in einem Gleitlager 75, was auch ebenfalls ein Walzlager sein kann. Es ist ebenso möglich, das Walzlager 74 auf der Seite der Spindelmutter und das Gleitlager auf der Seite des Druckmodulationskolbens anzuordnen. Diese Losung bedingt eine größere Baulange, was im Vergleich mit Fig. 9 deutlich wird, da die Eintauchlange der Spindel in die Mutter gleich dem Kolbenhub ist. Um diese Verlängerung klein zu halten, ist das Motorgehäuse 74 unmittelbar am KoI- bengehause 4 angeflanscht. Dies hat zusatzlich den Vorteil der unterschiedlichen Materialauswahl von Motor und Kolbengehause .
Die Mutter 67 kann auch direkt mit dem Rotor 66 verbunden werden, z. B. durch Einspritzen. Für die erforderlichen Kräfte kann eine Kunststoffmutter mit kleinem Reibungskoeffizienten eingesetzt werden.
Bei Ausfall eines Motors oder der Energieversorgung wirkt das nicht gezeichnete Pedal auf das Gabelstuck entsprechend Fig. 2 und über den Hebel 26 nach dem Leerweg so auf die Spindel 65 bzw. Kolben 1. Da ein Blockieren des Antriebes bei dieser Losung auszuschalten ist, kann der Anschlag 33 einen kleineren Abstand zum Hebel haben. Dies hat den Vorteil, das die Pedalkraft voll auf den Kolben wirkt, wenn z. B. ein Elektromotor ausfallt. Sobald sich der Hebel bei der Verdrehung auf das gegenüber liegende Ende abstutzt, wirkt nur noch die halbe Pedalkraft auf den Kolben. In der konstruktiven Ausgestaltung sind Spindel und Kolben entkoppelt, was nicht getrennt ausgeführt wurde.
Von Bedeutung ist die Ruckstellung des Kolbens in die Ausgangsposition. Fallt der Motor in einer Zwischenstellung aus, so kann die Kolbenruckstellfeder zusatzlich unterstutzt werden durch eine Spiralfeder 66a, welche am Ende des Rotors 66 und dem Motorgehäuse 74 angeordnet und an diese angekoppelt ist. Diese soll das Rast- und Reibungsmoment des Motors ausgleichen. Dies ist besonders vorteilhaft für kleine Ruckstellkraf- te der Kolben, die bei Ausfall der Energieversorgung auf das Pedal wirken in Verbindung mit dem in Fig. 9 beschriebenen Kupplungshebel .
Wie bereits erwähnt, benotigt der EC-Motor zur Regelung der Kolbenstellung und auch zur Einschaltung der Spulenstrange ei- nen Winkelsensor. EC-Motore zum Spindelantrieb verwenden vor¬ zugsweise Segmentgeber, die auf dem Umfang verteilt die ein¬ zelnen Winkelelemente abtasten. Diese Losung ist relativ auf¬ wendig. Es wird daher vorgeschlagen, dass der Rotor 66 ein Zahnrad 80 antreibt, welches im Motorgehäuse 74a gelagert ist. Das Zahnrad besitzt auf seiner Stirnseite 80a ein Target, vor¬ zugsweise ein entsprechend polarisierten Dauermagnet, welcher auf das Sensorelement 81 einwirkt und ein zum Drehwinkel pro¬ portionales Signal erzeugt. Dieses Sensorelement ist vorzugsweise ein Hallsensor. Dieser Aufbau ist einfach und lasst sich einfach auch redundant ausfuhren.
Die Fig. 10 zeigt eine weitere vereinfachte Ausfuhrung mit einem elektromotorischen Kolbenantrieb, bei dem wiederum der Kolben 1 die Bremskraftverstarkung und Druckmodulation für ABS durchfuhrt. Die Kolbenkammern 1' sind entsprechend der Figuren 1 bis 9 über Leitungen 13 und 13a mit den Radbremsen (nicht dargestellt) und mit den ebenfalls nicht dargestellten Magnetventilen verbunden. Der Aufbau entspricht Fig. 8 mit Spindelantrieb 65 und mit Rotor 66, fest verbundener Mutter 67, Trennung von Motor und Kolben, Gehäuse 74 bzw. 4, Kolben- ruckstellfedern 9 und Lagerstift 69, Spiralfeder 66a zur Motorruckstellung. Die Pedalkraft wird ähnlich Fig. 2 von einem Gabelstuck 26 auf eine Betatigungseinrichtung 34 mit Stange 35 übertragen. Diese ist im Motorgehäuse 74 gelagert und tragt in der Verlängerung ein Target 45 z.B. für einen Wirbelstromsensor 38, welcher den Pedalweg misst. Die Betatigungseinrichtung wird über eine Feder 79 zurückgestellt. An der Betatigungseinrichtung 35 ist wiederum ein Hebel 26 gelagert, welcher am Ende in der Verbindung zum Kolben vorzugsweise Blattfedern 76 tragt, welche bei einer starken Blattfeder mit einem Weggeber 77 oder bei einer weicheren Feder mit einem Kraftgeber 77a verbunden sind. In beiden Fallen soll hier die vom Hebel bzw. Pedal übertragene Kraft gemessen werden. Die Blattfeder 76 hat die Aufgabe bei Pedalbetatigung, eine harte Ruckwirkung bevor der Motor loslauft zu vermeiden. Die Funktion erfolgt in der Weise, dass in einer bestimmten Funktion dieser Pedalkraft die Motore eine verstärkende Kraft auf den Kolben ausüben, wobei diese Kraft wiederum aus Strom und Kolbenweg oder einem Druck¬ geber ermittelt werden kann. Hierbei kann der Pedalweg über den Wegsensor 38 in dieser Verstarkerfunktion bzw. Kennlinie mitverarbeitet werden. Dieser Sensor kann auch zu Beginn der Bremsung bei kleinen Drucken in Verbindung mit der Ruckstell¬ feder 76 die Verstarkerfunktion übernehmen. Hier übernimmt die Feder 79 die Funktion der Wegsimulatorfeder.
Das Motorgehäuse besitzt einen Flansch zur Befestigung der Einheit über die Schraubenbolzen 78 in der Stirnwand. Dieses vereinfachte Konzept hat nicht den Aufwand des Wegsimulators und Arretierung. Nachteilig ist die eingeschränkte Pedalwegcharakteristik der Verstarkerkennlinie, ein Durchfallen des Pedals bei Bremskreisausfall und höhere Pedalkrafte bei Ausfall der Verstärkung, da Pedalweg und Kolbenweg identisch sind. Diese Ausfuhrung ist vorwiegend für kleine Fahrzeuge geeignet .
Bei der Ausfuhrungsform gem. Fig. 10 sind stellvertretend für alle Losungen Sicherheitsventile 80 eingezeichnet, die wirksam werden, wenn z.B. ein Kolbenantrieb klemmt, wenn das Pedal in die Ausgangsstellung zurückgeht. Bei Pedalbewegung werden von einer konischen Verlängerung der Betatigungseinrichtung 35 mindestens zwei Sicherheitsventile 80 betätigt, welche die Verbindung vom Bremskreis 13 nach den Magnetventilen 14 und 15 bzw. vom Bremskreis 13a, 14a, 15a zum Rucklauf schließen. Die Magnetventilanordnung entspricht dabei der Figur 4. Vorzugsweise benotigt jeder Radkreis ein mechanisches Sicherheitsventil. Damit wird sichergestellt, dass bei Pedal in der Ausgangsstellung kein Bremsdruck im Bremskreis aufgebaut ist. Diese Ventile können auch elektromagnetisch betätigt sein.
Sicherheitsrelevante Systeme haben meistens eine getrennte Ab- schaltmoglichkeit für Fehler in den Endstufen, z.B. voller Stromfluss durch Durchlegierung. Für diesen Fall ist eine Ab- schaltmoglichkeit, z.B. durch ein herkömmliches Relais einge- baut. Der Diagnoseteil der elektrischen Schaltung erkennt die¬ sen Fehler und schaltet das Relais ab, welches die Endstufen im Normalfall mit Strom versorgt. Auch bei den hier vorgeschlagenen Konzepten muss eine Abschaltmoglichkeit enthalten sein, welche durch ein Relais oder einen zentralen MOSFET realisiert ist.
In Anbetracht der Impulsansteuerung der Elektromotoren kann auch eine Schmelzsicherung eingesetzt werden, da das Puls-Aus- Verhaltnis sehr groß ist.
Die Figuren 11 und IIa zeigen im Detail die in Figur 9 angedeutete Fixierung der Spindelmutter 67. Der Hebel 70 ist vorzugsweise so gestaltet, dass die Fliehkraftkomponente die Magnetkraft unterstutzt. Der Vorteil der magnetischen Betätigung liegt darin, dass bereits zu Beginn der Drehbewegung die Spindelmutter arretiert wird. Erfolgt nicht die Drehung, so wird der Magnet nicht eingeschaltet. Bei ausschließlicher Flieh- kraftbetatigung muss zwischen Hebel und Spindelmutter ein Spiel vorgesehen werden, da der Hebel 70 bzw. der Rotor 66 eine entsprechende Winkelgeschwindigkeit zur Erzeugung der Fliehkraft erzeugen muss. Bei magnetischer Betätigung ist das Spiel s klein.
Die Darstellung zeigt die vorteile der topfformigen Ausfuhrung des Magneten, welcher auf einer Stirnseite des Motors im Gehäuse integriert werden kann. Die Figur zeigt auch die Lagerung 71 des Hebels im Rotor 66. Der Hebel wird ohne eine von außen auf ihn einwirkende Kraft durch eine Ruckstellfeder 82 auf einen nicht dargestellten Anschlag gedruckt. Bei Ausfall des Motorantriebes wirkt die Pedalkraft Fp auf die Spindel 65 und die Spindelmutter bewegt sich in der Bohrung des Rotors. Die Spindelmutter bewegt sich hier in einem Nutenstein 83, welcher bei funktionierendem Antrieb das Drehmoment vom Rotor auf die Spindelmutter übertragt.
Die Figur IIa zeigt eine Variante ohne Magnet 70 mit Lager 71 und Ruckstellfeder 82 ausgebildet ist, um die entsprechende Fliehkraftkomponente zu erzeugen. Hier muss aus erwähnten Gründen das Spiel s großer gestaltet sein.
Der nicht dargestellte Aufbau des Motors ist der DE 102005040389 zu entnehmen.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Bremsanlage, eine Betatigungseinrichtung, insbesondere ein Bremspedal, und eine Steuer- und Regeleinrichtung aufweisend, wobei die Steuer- und Regeleinrichtung anhand der Bewegung und/oder Position der Betatigungseinrichtung eine elektromotorische Antriebsvorrichtung steuert, wobei die Antriebsvorrichtung einen Kolben eines Kolben- Zylinder-Systems über eine nicht-hydraulische Getriebevorrichtung verstellt, so dass sich im Arbeitsraum des Zylinders ein Druck einstellt, wobei der Arbeitsraum über eine Druckleitung mit einer Radbremse in Verbindung ist, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass bei Ausfall der Antriebsvorrichtung die Betatigungseinrichtung den Kolben (1) oder die Antriebsvorrichtung verstellt.
2. Bremsanlage nach Anspruch 1, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass eine Sensoreinrichtung die Stellung der Betatigungseinrichtung ermittelt.
3. Bremsanlage nach Anspruch 1 oder 2, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass eine Einrichtung, insbesondere eine Haptikeinrichtung, zur Vorgabe oder Einstellung einer Kraft/Weg-Charakteristik der Betatigungseinrichtung mit dieser in Wirkverbindung ist.
4. Bremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 3, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass in der Druckleitung (13) zur Radbremse (15, 17) ein von der Steuer- und Regeleinrichtung (22) gesteuertes Ventil (14, 16) angeordnet ist.
5. Bremsanlage nach Anspruch 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass das Ventil (14, 16) nach Erreichen des erforderlichen Bremsdrucks im Bremszylinder (15, 17) schließt und zur Einstellung eines neuen Bremsdrucks ge¬ öffnet ist.
6. Bremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 5, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Kolben
(1) die erforderliche Druckanderung für die Bremskraft- verstarkung (BKV) und das Antiblockiersystem (ABS) erzeugt .
7. Bremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 6, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass eine Feder
(9) den Kolben (1) oder die Antriebsvorrichtung kraftbeaufschlagt, wobei die Federkraft in die Richtung wirkt, das der Arbeitsraum vergrößert wird.
8. Bremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 7, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Antriebsvorrichtung mindestens einen Elektromotor (8) mit insbesondere kleiner Zeitkonstante und/oder ein großes Beschleunigungsvermögen aufweist .
9. Bremsanlage nach Anspruch 8, d a du r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Elektromotor (8) bei geschlossenem Ventil (14, 16) mit einem Erregerstrom bestromt wird, der dazu ausreicht, den Kolben (1) gegen die Federkraft in Position zu halten.
10. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass jeder Bremskreis ein Kolben-Zylmder-System aufweist.
11. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Arbeitsraum (4' ) über zwei oder mehr Druckleitungen (13) mit mehreren Bremszylindern (15, 17) in Verbindung ist, wobei jeweils ein Ventil (14, 16) in jeder Druckleitung (13) angeordnet ist.
12. Bremsanlage nach einem der Ansprüche 4 bis 11, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass das Ventil
(14, 16) ein 2/2-Wegeventil ist.
13. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass das Kolben-Zylinder-System einen ersten und einen zweiten Kolben (Ia, Ib) aufweist, welche in einem Zylinder axial ver¬ schieblich angeordnet sind, wobei der erste Kolben (Ia) mechanisch mit der elektromotorischen Antriebsvorrichtung
(7a, 6, 5c) und der zweite Kolben (Ib) hydraulisch mit dem ersten Kolben (Ia) gekoppelt ist, wobei die beiden Kolben (Ia, Ib) zwischen sich einen Arbeitsraum (4a') bilden, der über mindestens eine Druckleitung (13a) mit mindestens einem Bremszylinder verbunden ist, und der zweite Kolben (Ib) mit dem Zylinder einen zweiten Arbeitsraum (4b') bildet, der über mindestens eine weitere Druckleitung (13) mit mindestens einem weiteren Bremszylinder verbunden ist.
14. Bremsanlage nach Anspruch 13, d a du r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass in den Druckleitungen (13, 13a) von der Steuer- und Regeleinrichtung gesteuerte Ventile 14, 15, 14a, 15a), insbesondere 2/2-Wegeventile, angeordnet sind.
15. Bremsanlage nach Anspruch 13 oder 14, d a du r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Bremsanlage einen Druckgeber bzw. Drucksensor (73b) zur Erfassung des Drucks in einem der beiden Bremskreise bzw. deren Druckleitungen (13, 13a) , insbesondere im Primarbremskreis, aufweist .
16. Bremsanlage nach Anspruch 15, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Steuereinrichtung den Druckgeber (73b) zur Einregelung der Bremsdrucke für beide Bremskreise verwendet.
17. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass bei der Erzeugung der Bremskraftverstarkung die Betatigungsvor- richtung nicht oder nicht in direkter mechanischer Verbindung mit dem Kolben oder der Antriebseinrichtung ist, und lediglich bei Ausfall der Antriebsvorrichtung oder bei Aktivierung des ABS der Kolben in mechanischer Verbindung mit der Betatigungsvorrichtung ist.
18. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass zwei Kolben-Zylmder-Systeme mit jeweils dazugehöriger Antriebsvorrichtung nebeneinander, insbesondere parallel zueinander angeordnet sind, wobei die Betatigungseinπch- tung (30) direkt oder über zwischengeschaltete Mittel bei Ausfall mindestens einer Antriebsvorrichtung mindestens einen der beiden Kolben verstellt.
19. Bremsanlage nach Anspruch 18, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Betatigungsemrichtung einen Hebel oder den Drehpunkt einer Wippe (26) parallel zum Verstellweg der Kolben (1) der Kolben-Zylmder- Systeme verstellt, und jedes freie Ende eines Arms der Wippe (26) jeweils einem Kolben (1) zugeordnet ist.
20. Bremsanlage nach Anspruch 19, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass ein Begrenzungselement (33) den Verschwenkbereich der Wippe (26) begrenzt.
21. Bremsanlage nach einem der Ansprüche 18 bis 20, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Wippe
(26) an einem Kolben (34) gelagert ist, welcher in einem Zylinder parallel zu den von den Antreiben angetriebenen Kolben (1) verschieblich gelagert ist, wobei der Kolben (34) mittels mindestens einer, insbesondere nichtlinearen Feder (36, 36a) in Richtung Bremspedal druckbeaufschlagt ist, und die Feder zusammen mit dem Kolben einen sog. Wegsimulator bildet, und ein Sensor die Position des Kol¬ ben bestimmt.
22. Bremsanlage nach Anspruch 21, d a du r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Kolbenhub des mit der Wippe (26) verbundenen Kolbens (34) durch einen Anschlag begrenzt ist, wobei der Anschlag über eine insbesondere elektromagnetische Stelleinrichtung abschaltbar ist.
23. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass ein Kanal den Arbeitsraum (4' ) der Kolben-Zylindereinheit mit einem Reservoir (18) verbindet, wobei der Kolben (1) den Kanal (20) beim Einfahren in den Zylinder verschließt und der Kanal (20) in der Ausgangsstellung, d.h. lediglich bei fast oder vollständig zurückgefahrenem Kolben (1), geöffnet ist.
24. Bremsanlage nach Anspruch 23, d a du r ch g e k e n n z e i c h n e t , dass ein Absperrventil, insbesondere ein 2/2-Wegeventil (19) im Kanal (20) angeordnet ist.
25. Bremsanlage nach Anspruch 24, d a du r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Dichtung des Kolbens bei schneller Ruckstellung des Kolbens aus dem Vorratsbehal- ter keine Flüssigkeit infolge Vakuum im Arbeitsraum nach- schnuffeit .
26. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Antrieb eine Zahnstange (5a) antreibt, welche parallel zum Verstellweg des Kolbens (1) , insbesondere neben dem Kolben, verschieblich und insbesondere reibungsarm gelagert ist, wobei die Zahnstange über ein Koppelglied (5) mit dem Kolben (1) insbesondere fest in Verbindung ist.
27. Bremsanlage nach Anspruch 26, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass eine Feder (9) das Koppel¬ glied oder die Zahnstange druckbeaufschlagt.
28. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Steuerung in Abhängigkeit der Bewegung und/oder Kraftbeaufschlagung des Bremspedals und/oder des Fahrzustandes und/oder Bremswirkung einer elektrischen Maschine eine entsprechende Bremskraftverstarkung einregelt.
29. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Steuerung den Bremsdruck im Arbeitsraum des Zylinders aus das dem Antriebsstrom des Antriebs ermittelt.
30. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 16, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass ein Drucksensor zur Ermittlung des Bremsdrucks im Arbeitsraum des Zylinders vorgesehen ist.
31. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Steuer- und Regeleinrichtung einen Speicher hat, in dem ein Kennfeld mit verschiedenen Parametern zur Steuerung des Antriebs gespeichert ist.
32. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Steuerung mittels mindestens eines Sensors, insbesondere eines Inkrementalgebers des Elektromotors die Kolbenposition ermittelt.
33. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Antrieb den Kolben aus dem Zylinder herausfahrt, damit dieser mechanisch mit dem Bremspedal in Verbindung kommt und eine Kraft auf das Bremspedal ausübt.
34. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Steuerung zur Erzeugung eines schnellen Druckabbaus in der Radbremse vor dem Offnen des jeweiligen Ventils ein Unterdruck mittels des zugehörigen Kolbens durch Vergrößern des Arbeitsraumes erzeugt.
35. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Steuer- und Regeleinrichtung zum Aufbau eines erhöhten Blockierdrucks vor dem Offnen des jeweiligen Ventils den Elektromotor der Antriebsvorrichtung mit ca. 120% des im Regelzyklus vorausgegangenen Blockierdrucks bestromt.
36. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass schnelle Energiespeicher für das Speichern von elektrischer Energie, insbesondere Kondensatoren mit großer Kapazität, zur Erzeugung von Impulsstromen vorgesehen sind.
37. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass ein zusatzlicher Antrieb die Betatigungseinrichtung oder den Anschlag des Wegsimulators verstellt, derart, das im Normalbetrieb die Betatigungseinrichtung nicht in mechanischer Verbindung zum Kolben ist.
38. Bremsanlage nach Anspruch 37, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der zusatzliche Antrieb auf einen Wegsimulator wirkt, wobei bei einem niedrigem Blockierdruck der zusatzliche Antrieb den Wegsimulator wahrend der Druckabsenkung in die Ausgangsstellung zuruckbe- wegt, derart, dass die Betatigungseinrichtung mechanisch nicht mit dem Kolben in Verbindung ist.
39. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Steuer- und Regeleinrichtung das Ventil zum schnellen Schließen vorerregt, so dass das Ventil durch eine kleine Erregungsverstarkung unmittelbar schließt.
40. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die An¬ triebsvorrichtung mindestens eine Kolbenschwinge (60, 61) aufweist, mittels derer der Kolben verstellbar ist.
41. Bremsanlage nach Anspruch 40, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Kolbenschwinge eine dop- pelarmige Kurbelschwinge (60, 60a) ist.
42. Bremsanlage nach Anspruch 40 oder 41, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass das Getriebe ein abgekapseltes Getriebe ist und insbesondere im Motorgehäuse eingelagert ist.
43. Bremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 39, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Kolben mittels eines innerhalb von dem Rotor eines Elektromotors angeordneten Spmdelantrieb angetrieben ist.
44. Bremsanlage nach Anspruch 43, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Rotor über eine axial im Rotor verschieblich gelagerte Mutter den Kolben antreibt, wobei die Mutter über einen insbesondere mittels Elektromagnet und/oder Fliehkraft betätigten Hebel bei Drehung des Rotors in axialer Position gehalten ist, und bei Ausfall des elektrischen Antriebs die Spindel mitsamt der Mutter axial im Rotor verschiebbar ist.
45. Bremsanlage nach Anspruch 44, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Bestromung des Elektromagneten über die Motoransteuerungsschaltung unter Auswertung der Rotorbewegung erfolgt.
46. Bremsanlage nach Anspruch 44 oder 45, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Hebel mittels eines Elektromagneten auslenkbar ist, wobei der Elektromagnet ein radial oder axial umgreifendes Joch für den Anker des Hebel aufweist.
47. Bremsanlage nach einem der Ansprüche 43 bis 46, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass eine Verdrehsicherung der Spindel über zwei Lagerstifte außerhalb des Kolbens, welche zugleich die Kolbenruckstellfedern aufnehmen, erfolgt.
48. Bremsanlage nach einem der Ansprüche 43 bis 47, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass eine Drehfeder den Motor zurückstellt.
49. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Bremsanlage eine zur Pedalkraft proportionale Verstärkung einregelt, wobei die Bremsanlage die Pedalkraft am Kolben ermittelt .
50. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass zwischen der Betatigungseinrichtung und dem jeweiligen Kolben ein Dampfungselement, insbesondere in Form einer Blattfeder angeordnet ist, wobei die Blattfeder insbesondere an der Wippe (26) angeordnet ist, und dass an der Wippe oder dem Dampfungselement ein Kraft und/oder Wegsensor zur Pedal- kraftmessung angeordnet ist.
51. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass ein Kanal den Arbeitsraum (I' ) mit dem Reservoir verbindet, in dem ein Sicherheitsventil (80) angeordnet ist, welches im Falle eines klemmenden Kolbens öffnet und den Arbeitsraum (1') zum Druckabbau im Arbeitsraum mit dem Reservoir (18) verbindet .
52. Bremsanlage nach Anspruch 51, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass das Sicherheitsventil ein mechanisch-hydraulisches oder ein elektromagnetisches Ventil ist.
53. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass jeder Bremskreis einen Druckmodulationskolben aufweist, der von einem eigenen Antrieb angetrieben ist, wobei nur ein Druckmodulationskolben mechanisch mit dem Bremspedal in Verbindung bringbar ist.
54. Bremsanlage nach Anspruch 53, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Antriebe und Druckmodulationskolben parallel zueinander angeordnet sind.
55. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass mittels jeweils eines Druckgebers bzw. Drucksensors vor jedem Magnetventil eines jeden Bremskreises der Druck in der Bremsleitung ermittelbar ist.
56. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass ein Rad, insbesondere Zahnrad, vom Rotor angetrieben ist, wobei das Rad ein Target tragt, das mit einem Drehwinkelgeber zur Erzeugung eines Drehwinkelsignals zusammenwirkt.
57. Bremsanlage nach Anspruch 56, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Drehwinkelgeber ein Hall-Sensor ist.
58. Bremsanlage nach Anspruch 56 oder 57, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass mehrere Drehwinkelgeber zur Ermittlung der Antriebs- und/oder Druckmodulations- kolbenstellung angeordnet sind.
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