WO2021032494A1 - Elektromechanischer bremsenaktuator und kurvenscheibe - Google Patents

Elektromechanischer bremsenaktuator und kurvenscheibe Download PDF

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WO2021032494A1
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brake
max
angular position
function
brake actuator
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PCT/EP2020/072117
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Peter Beier
Arne Reiners
Jan Reiners
Christoph Moritz
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Wabco Europe Bvba
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    • F16D2125/50—Rotating members in mutual engagement with parallel non-stationary axes, e.g. planetary gearing

Definitions

  • This non-linear transmission is preferably designed in such a way that, for example, to overcome the clearance between the brake shoe or brake lining and the brake disc, initially large feed distances can be achieved with less braking force transmission, whereas in an area that requires the application of large braking forces, greater braking force can be achieved with a lower advance of the brake tappet.
  • Electromechanical brake actuators are generally known in the motor vehicle, in particular commercial vehicle, industry.
  • AT 516801 A2 suggests, for example, an electromechanical actuator with two transmission elements in order to achieve sufficiently short brake actuation times and To achieve the desired braking power in good time by means of the smallest and most economical electric motor possible.
  • a coupling element on which a scanning element is arranged is provided on the first transmission element.
  • the second transmission element has an elevation curve. The scanning element scans the elevation curve, the second transmission element applying the input torque for the first transmission element and the input torque of the first transmission element producing a zero curve over the angle of rotation for different wear conditions of the brake lining.
  • DE 10 2017 004 436 A1 proposes an electromechanical brake actuator according to the preamble of claim 1 in which a cam disk and a brake tappet have contact surfaces which are in abutment with one another and which slide or slide against one another for direct transmission of the drive torque between the cam disk and brake tappet roll off.
  • the cam disk can be used in connection with the brake tappet resting on the contact surface to convert a rotational movement of the cam disk directly into a non-linear movement of the brake tappet.
  • the contact surface of the cam is shaped in such a way that the brake tappet can be moved back and forth between a retracted position and a deflected position, and the cam can be moved back and forth between an initial position and an end position -
  • the initial position of the cam corresponds to the retracted position of the brake tappet and the end position of the cam corresponds to the deflected position of the brake tappet.
  • the brake is fully applied in the deflected position. Due to the unavoidable flexibility of the construction, the kinematic chain of power transmission is subject to mechanical-elastic deformations. Mechanical energy is thus stored within the kinematic chain, for example in the brake caliper.
  • the brake tappet or its contact surface is abruptly moved from the deflected position to the retracted position.
  • the energy stored in the kinematic chain is fed into the brake actuator in an uncontrolled manner. This leads to mechanical loading of the actuator and can lead to a reduction in the otherwise possible service life or directly impair the functionality of the brake actuator.
  • the present invention was based on the object of specifying an electromechanical brake actuator which overcomes the disadvantages described above as far as possible.
  • the object was to specify an actuator that enables fault-tolerant operation with a long service life.
  • the invention solves the problem on which it is based in an actuator of the type described at the outset in that the rate of change r '(f) is at least partially positive in a first angular range f min £ f £ f max , and in a second angular range f max £ f £ 360 ° the rate of change r '(f) is negative at least in some areas.
  • the invention relates primarily to disc brakes, with the counterpart corresponding to the brake lining in a disc brake being the brake disc. In principle, however, the invention can also be used in connection with drum brakes.
  • the rate of change r '(f min ) 0.
  • r (f) has a positive curvature, that is, a curve profile curved to the left.
  • the rate of change r '(f max ) is more preferably 0.
  • r (f) has a negative curvature, that is to say a curve profile that is curved to the right.
  • the angle f max defines the angular position in which the distance r (f) is a measure ximum assumes and thus the position in which the plunger is maximally deflected.
  • This angular range f min £ f £ f max thus defines the range of motion in which the plunger can be moved from a retracted position into a deflected position in order to apply a braking force.
  • This area corresponds to the intended operation of the cam disk within the brake actuator. According to the definition, the cam has a positive gradient in this area.
  • the value D r by which the distance r (f) changes, is dependent on the diameter of the plunger in the area of the contact surface with the corresponding contact surface of the cam.
  • a contact surface can also be formed on an unwinding unit, e.g. a pressure roller, coupled to the ram.
  • the value D r, and thus the jump height corresponds at least to the radius of the pressure roller.
  • Such a jump causes the brake to abruptly reduce the braking force in a predefined range in the event of a malfunction of the brake actuator, which leads, for example, to over-rotation of the cam disk, after exceeding a tolerance range, here f max £ f £ 360 °.
  • a tolerance range here f max £ f £ 360 °.
  • Such a sudden change is understood to mean that the rate of change Iim f f fp ' r' (f) - ⁇ , and the jump is preferably.
  • the distance r (f) preferably increases strictly monotonically in an angular range f min £ f £ f max , so that r '(f min £ f £ f max )> 0.
  • the distance r (f) falls strictly monotonically in an angular range f max £ f £ 360 °, so that r '(f max £ f £ 360 °) ⁇ 0.
  • the function r (f) has a first function profile r 1 (f) in the first angular range f min £ f £ f max, with a second function in the second angle range f max £ f £ 360 ° ons curve r 2 (f), which is different from r 1 (f).
  • the course of the distance r (f) as a function of the angular position f is thus passed through in a first area in which the distance r (f) increases at least in sections the function profile r 1 (f) is described and described in a second angular range in which the distance r (f) falls at least in sections by a function profile r 2 (f). Since these function profiles are different, the function profile can thus be described in a suitable manner within the angular range and thus enables a simplified representation of the distance between the contact surface and the pivot point.
  • r 1 (f) and r 2 (f) meet at an angular position f 1, 2 , in which r 1 '(f) and r 2 ' (f) are continuous and r 1 (f) has a negative curvature , ie a curve curve curved to the right.
  • the function curves r 1 (f) and r 2 (f) preferably merge into one another without jumps.
  • the continuous course of the function courses r 1 (f) and r 2 (f) also ensures that the function courses meet at only one point of the angular position f 1,2.
  • r 1 (f) and r 2 (f) meet in a second angular position f 2,1 , in which r 2 '(f 2,1 ) and r 1 ' (f 2,1 ) are also continuous and r 1 (f) has a positive curvature, that is to say a curve profile curved to the left.
  • the function profile r 2 (f) also merges into r 1 (f) without a jump.
  • the function profiles r 1 (f) and r 2 (f) meet in the angular position without kinks. This favors a smooth course of the tappet on the contact surface of the cam disk and thus low-wear power transmission.
  • Such an angular position can, for example, be at a distance from the angular position f max or f min , so that in an angular range f> f max the rate of change r 1 '(f) is negative and the function curve r 1 (f) falls within this range, so that the The slope of the function profile r 1 (f) becomes negative at the angular position f 1.2 and corresponds to the slope r 2 '(f) of the second function profile of r 2 (f).
  • the function curves r 2 (f) and r 1 (f) meet in the angular position without kinks.
  • a linear increase in the distance r (f) can be ensured in an angular range f min £ f £ f max , which is described by the function profile r 1 (f).
  • a linear function profile r 2 (f) can be provided, in which the distance decreases linearly.
  • Such function profiles could then be connected to one another in a simple manner by means of a transition function of a higher degree, in particular continuously and without kinks. In such a case, the plunger, which slides or rolls on the contact surface of the cam disc, experiences no jolt or vibration.
  • the transition function r 3 (f) is a first transition function
  • the rate of change r '(f max £ f ⁇ f p ) 0, preferably f max - f p £ 0.1 ⁇ (f max - f min ).
  • f max £ f ⁇ f bp a plateau or a region is provided in which the distance r (f) is constant.
  • the cam has an indentation to define a parking brake position in its periphery, the indentation being arranged between a contact point with the brake tappet in the starting position and a contact point with the brake tappet in the end position. If the cam disk with its indentation is in such a contact position, the braking power provided in this position, which is introduced via the brake tappet, remains constant even if the driving electric motor is no longer supplied with electrical energy.
  • the parking brake force can be modulated through a targeted positioning of the indentation. This functionality goes hand in hand with low structural complexity, is also easy to maintain and mechanically reliable.
  • the indentation is preferably arranged such that the brake tappet, when it is arranged in the indentation, transmits a braking force in a range from approximately 20% to approximately 50% of the maximum braking force.
  • a function integration allows a parking brake functionality with a certain realize the number of components. This also has a positive effect on the space required for the device.
  • this area can advantageously be located in the area of the negative slope of the cam disk.
  • the invention is achieved in a first aspect, as described above, by a brake actuator.
  • the invention achieves the underlying problem in a second aspect in that in a first angular range f min £ f £ f max the rate of change r '(f) is at least regionally positive, and that in a second angular range f max £ f £ 360 ° the rate of change r '(f) is at least partially negative.
  • Preferred embodiments and advantages of the brake actuator according to the invention are at the same time preferred embodiments and advantages of the cam disk for such a brake actuator.
  • FIG. 1 shows a first embodiment of an electromechanical actuator according to the invention in a side view
  • FIG. 2 shows the embodiment of the actuator according to the invention according to FIG. 1 in a further side view
  • FIGS. 1 and 2 shows the exemplary embodiment of the actuator according to the invention according to FIGS. 1 and 2 in a partial sectional side view
  • FIG. 4 shows a second exemplary embodiment of an actuator according to the invention in a top view
  • FIG. 5 shows a plan view of the actuator according to FIG. 4,
  • FIGS. 4 and 5 shows the embodiment of the actuator according to the invention according to FIGS. 4 and 5 in a view obliquely from above without the housing
  • FIGS. 4-6 shows the exemplary embodiment of the actuator according to the invention according to FIGS. 4-6 in a view obliquely from above
  • FIGS. 4-7 shows the exemplary embodiment of the actuator according to the invention according to FIGS. 4-7 in a partial sectional view
  • FIGS. 4-8 shows the exemplary embodiment of the actuator according to the invention according to FIGS. 4-8 in a side view without the housing
  • FIGS. 4-9 shows the exemplary embodiment of the actuator according to the invention according to FIGS. 4-9 with a closed housing
  • FIG. 11 shows a third exemplary embodiment of an actuator according to the invention and a disk brake according to the invention in a side view
  • FIG. 12 shows a fourth exemplary embodiment of an actuator according to the invention in an axial partial section
  • FIG. 13 shows the exemplary embodiment of the actuator according to the invention according to FIG. 12 in a plan view of the cam disk
  • FIG. 16 shows a diagram of the function r '(f) of the rate of change of the distance between the contact surface according to the first embodiment of the cam disk according to the invention in Cartesian coordinates
  • FIG. 17 shows a diagram of the function r (f) of the distance between the contact surface according to a second embodiment a cam disk according to the invention in polar coordinates
  • 18 shows a diagram of the function r (f) of the distance between the contact surface according to the second exemplary embodiment of the cam disk according to the invention in Cartesian coordinates
  • FIG. 22 shows a diagram of the function r '(f) of the rate of change of the distance between the contact surface according to the third embodiment of the cam disk according to the invention in Cartesian coordinates
  • FIG. 23 shows a diagram of the function r (f) of the distance between the contact surface according to a fourth embodiment a cam disk according to the invention in polar coordinates
  • 26 shows a diagram of the function r (f) of the distance between the contact surface according to a fifth exemplary embodiment of a cam disk according to the invention in polar coordinates
  • 27 shows a diagram of the function r (f) of the distance between the contact surface according to the fifth exemplary embodiment of the cam disk according to the invention in Cartesian coordinates
  • 28 shows a diagram of the function r ′ (f) of the rate of change of the distance between the contact surface according to the fifth exemplary embodiment of the cam disk according to the invention in Cartesian coordinates.
  • FIG. 1 shows an electromechanical actuator 102 with a housing 104.
  • the actuator 102 has an electric motor 106.
  • the drive torque of the electric motor 106 is transmitted to a cam disk 108 via a transmission (see FIG. 2).
  • the cam disk 108 is used for the non-linear transmission of the rotational movement of the cam disk 108 to a brake tappet 114.
  • the brake tappet 114 can in particular be deflected linearly in the direction of the arrow direction shown. At its end facing the cam disk 108, the brake tappet 114 has a tappet head 112. This tappet head 112 encloses a roller body 110, which is supported by means of the bearings 116. The rolling element 110 slides on the circumference of the cam disk 108. This achieves a transfer of the rotational movement of the cam disk 108 into a linear movement of the brake tappet 114.
  • the electromechanical actuator 102 can be connected in particular to a brake (not shown) via a connection section 118.
  • the gear 119 is designed in two stages.
  • the first stage of the gear 119 is designed as an epicyclic gear 120.
  • the epicyclic gearing 120 has a floating gear 122, epicyclic gears 124 and a sun gear 126.
  • a spur gear 128 is located downstream of the epicyclic gear 120.
  • This spur gear 128 is connected to the epicyclic gear 120 via a further spur gear (not visible).
  • the spur gear 128 is located on a shaft 130 on which the cam 108 is also attached.
  • the gear According to the invention drives 119 can in principle be arranged along the entire 360 ° around the axis of rotation of the cam disk 108 in order to do justice to different installation space situations.
  • FIG. 3 An exemplary design of the cam 108 is shown in FIG.
  • the tappet 114 is in a completely retracted starting position.
  • the distance between the rolling element 110 of the ram head 112 and the axis of rotation of the cam disk 108 is the smallest here. If the cam disk 108 is now rotated counterclockwise, a translation of the brake tappet 114 takes place due to the shape of the cam disk 108. This is due in particular to the fact that as the rotation of the cam disk 108 increases from the starting position, the contact angle between the brake tappet 114 and the cam disk 108 relative to the tappet axis becomes smaller.
  • This also has the effect that a change in the angle of rotation of the cam disk 108 with such a shape of the cam disk 108 leads to a change in the angle of rotation of the cam disk 108 in an area of small deflections of the brake tappet 114 to cover a greater distance on the part of the brake tappet 114 with a smaller transmitted braking force and wherein in the region of the maximum deflection 114 of the brake tappet, an equivalent change in the angle of rotation of the cam disk 108 results in a smaller deflection of the brake tappet 114 with a higher transmitted braking force.
  • a second exemplary embodiment of the electromechanical actuator 202 is shown in FIG.
  • the actuator 202 again has a housing 204, as well as an electric motor, which is followed by a transmission (both components not shown in FIG. 4).
  • a drive torque is transmitted to the cam disk 208 in a known manner.
  • the cam disk 208 is again used to transfer the rotational movement of the drive into a translational movement of the brake tappet 214.
  • the brake tappet 214 has a brake tappet head 212, which encloses a rolling element 210, which with the help of the bearing 216 is mounted.
  • a camshaft 244 with a cam 242 is arranged on the shaft (not shown).
  • the cam 242 is set up by means of the roller body 240 and the spring guide 238 to actuate a spring element 236, which is guided in a spring guide 234 and is fastened in the housing 204. It is provided here that the cam 242 compresses the spring element 236 in a first range of motion and thus tensions it and stores energy and, in a second range of motion, absorbs the energy stored in the spring element 236 and sends it to the camshaft 244, which is connected to the cam disk 208 is coupled, delivers. In addition, the cam 244 is set up to define a latching position.
  • cam disk 208 can be arranged around in order to best meet specific installation space requirements, for example in the vehicle.
  • FIG. 5 shows a top view of the embodiment already known from FIG. 4 without the relevant housing.
  • the structure of the transmission 219 can now be seen in FIG.
  • the transmission 219 has the planetary gear transmission 220 as a first stage.
  • a spur gear 2208 By means of a spur gear 228, a further reduction and torque increase takes place in the gear 219.
  • Downstream of the gear 219 is the shaft 230 on which the cam disk 208 is fastened.
  • Figure 6 shows a side view of the second embodiment.
  • the structure of the epicyclic gearing 220 can be taken from this.
  • This has, in a manner known per se, a float wheel 222 in which the planet wheels 224 are arranged.
  • the sun gear 226 is located centrally in the epicyclic gearbox 220.
  • FIG. 7 shows a side view of the second exemplary embodiment in a partial sectional illustration.
  • FIG. 8 shows a sectional view of the actuator 202 with a sectional plane along the shaft 230.
  • the shaft 230 does not have the same component design as the camshaft 244, but is connected to it in a particularly non-positive manner.
  • FIG. 9 shows that the planetary gears 224 are arranged on a web 250.
  • FIG. 10 shows the closed housing 204 of the electromechanical actuator 202.
  • the housing 204 has a first housing section 254 and a second housing section 256.
  • the housing sections 254 and 256 are connected to one another by means of the screws 258.
  • FIG. 11 shows a third exemplary embodiment of an actuator 302 according to the invention and a disk brake 368 according to the invention in a side view.
  • the operating principle of the disc brake 368 is that a brake lining 356 is pressed against a brake disc 354 after overcoming an air gap. The friction that occurs brakes a wheel (not shown) connected to the brake disk 354.
  • a brake actuator according to one of the other exemplary embodiments can be installed in the disc brake 368.
  • the force required for this is transmitted to the brake lining 356 via the brake lever 358.
  • the brake lever 358 is in turn supported by the brake tappet
  • a curved brake tappet guide 315 ′ can be provided which enables the brake tappet 314 to be guided non-linearly.
  • the electromechanical actuator 302 shown in FIG. 11 also has a lever 360 which is coupled to the cam disk 308.
  • a spring head 362 which in turn is connected to a spring element 336, is fastened to the lever 360.
  • the spring element 336 is set up to deliver energy to the spring element 336 depending on the angle of rotation of the lever 360 and thus the cam disk 308, so that it is compressed and stores energy.
  • the spring element 336 is set up to transfer energy via the spring head 362 to the lever 360 and the cam disk 308 as a function of their angular range of rotation.
  • FIG. 4 Another alternative embodiment of this device for storing and delivering energy is shown in FIG.
  • An axial path 478 is applied to the cam disk 408.
  • This axial path 478 extends in the axial direction on one side of the cam disk 408 and has different axial dimensions.
  • a roller bearing 474 is in contact with the axial track 478 and acts on a spring element 436 via a spring head 472.
  • the spring element 436 is mounted in a stationary manner by means of a bearing 470.
  • the roller bearing 474 When the cam disk 408 rotates, the roller bearing 474 follows the axial path 478 in the axial direction. If the roller bearing 474 moves in the direction of the bearing 470, the spring element 436 arranged between the bearing 470 and the spring head 472 is compressed and consequently stored in this energy. If, on the other hand, the roller bearing 474 moves on a section of the axial path 478 in which the roller bearing 474 moves in the direction of the cam disk 408, the spring element 436 supports the rotational movement of the cam disk 408 and therefore transfers its stored energy to it. It should be understood that the positioning of the axial path 478 is possible in principle on both sides of the cam 408.
  • FIG. 13 shows a top view of such a cam disk 408 provided with an axial path 478.
  • the axial path 478 is arranged centered around the axis of rotation of the cam disk 408.
  • FIGS. 14 and 15 show diagrams of the function r (f) according to a first exemplary embodiment (FIGS. 1-13) of the cam disk according to the invention.
  • the function r (f) increases strictly monotonically in a first angle range 0 ° £ f £ 270 ° and falls strictly monotonically in a second angle range 270 ° £ f £ 360 °.
  • the function r (f) has a positive rate of change r '(f) in the first angular range. Consequently, the distance r (f) increases steadily in the angular range 0 £ f £ 270 °.
  • the distance r (f) increases in this angular range, in particular linearly.
  • the distance r (f) decreases strictly monotonically, so that the rate of change r '(f) is negative in this area, as FIG. 16 also shows in particular.
  • the distance decreases linearly in this angular range.
  • the rate of change is constant in an angular range 0 £ f £ 270 °, so that the distance r (f) changes linearly.
  • this angular position there is a sudden change in the rate of change, which is not constant at this point, and changes from a positive slope with r '(f) 3 0 to a negative slope with r' (f) £ 0.
  • the contact surface of the cam disc has a kink at this point.
  • FIGS. 17 and 18 show diagrams of the function r (f) according to a second exemplary embodiment of the cam disk according to the invention in polar coordinates or Cartesian coordinates.
  • FIG. 19 shows a diagram of the function r '(f) of the rate of change of the distance between the contact surface according to the second exemplary embodiment of the cam disk according to the invention in Cartesian coordinates.
  • the function r (f) according to the second exemplary embodiment differs from the function shown in FIGS. 14 and 15 by an angular range f max £ f £ f p in which the distance r (f) is constant.
  • This area consequently adjoins the angular position f max , so that the maximum distance r max is constant in this area and forms a kind of tolerance area.
  • the distance r (f) is maximal, so that the tappet is held in the maximally deflected position and a constant braking force continues to be exerted on the brake disk even if the cam disk is over-turned.
  • FIGS. 20 and 21 show diagrams of the function r (f) according to a second exemplary embodiment of the cam disk according to the invention in polar coordinates or Cartesian coordinates.
  • FIG. 22 shows a diagram of the function r '(f) of the rate of change of the distance between the contact surface according to the second exemplary embodiment of the cam disk according to the invention in Cartesian coordinates.
  • the distance r (f) drops abruptly by a value Dr £, with FIGS. 20 and 21 not being true to scale show and illustrate just one exemplary jump dr.
  • Such a predefined jump allows the stored energy to be dissipated quickly and efficiently, the load on the brake actuator being relatively low. This reduces the process time required to return the brake tappet to its original position.
  • the rate of change r '(f) drops abruptly in the angular position and then rises abruptly again to a value r' (f) £ 0.
  • the rate of change r '(f) is then in an angular range f> f p 'again continuously and in particular constant, so that the distance r (f) decreases linearly in an angular range f p' £ f £ 360 °.
  • FIG. 23 and 24 show diagrams of the function r (f) according to a fourth embodiment of the cam disk according to the invention in polar coordinate naten or Cartesian coordinates.
  • FIG. 25 shows a diagram of the function r '(f) of the rate of change of the distance between the contact surface in accordance with the fourth exemplary embodiment of the cam disk according to the invention in Cartesian coordinates.
  • the function r (f) differs from the function shown in FIGS. 14 and 15 in that the rate of change r '(f) is constant.
  • the function profiles r 1 (f) and r 2 (f) therefore meet without kinks, so that the tappet gently slides or rolls off the contact surface of the cam disc and does not experience any vibrations.
  • r '(f) is continuous over the entire angular range.
  • FIGS. 26 and 27 show diagrams of the function r (f) according to a fifth exemplary embodiment of the cam disk according to the invention in polar coordinates or Cartesian coordinates.
  • FIG. 28 shows a diagram of the function r '(f) of the rate of change of the distance between the contact surface according to the fifth exemplary embodiment of the cam disk according to the invention in Cartesian coordinates.
  • Such a transition function enables a constant function curve of the rate of change of r '(f) according to FIG. 28.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Elektromechanischen Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) für eine Bremse, insbesondere eine Nutzfahrzeug-Scheibenbremse, mit: - einem Elektromotor (106, 206), - einer damit wirkverbundenen, Kurvenscheibe (108, 108', 108'', 208, 308, 408), und - einem Bremsstößel (114, 214, 314) zur Betätigung eines Bremshebels (358) der Bremse (368), wobei die Kurvenscheibe (108, 108', 108'', 208, 308, 408) und der Bremsstößel (114, 214, 314) miteinander in Anlage stehende Kontaktflächen zur direkten Übertragung des Antriebs-Drehmoments aufweisen, wobei die Kontaktfläche der Kurvenscheibe (108, 108', 108'', 208, 308, 408) in einem Abstand r in radialer Richtung um den Drehpunkt D verläuft, welcher als eine Funktion r(φ) mit einer Änderungsrate r'(φ) in Abhängigkeit von der Winkelstellung φ der Kurvenscheibe (108, 108', 108'', 208, 308, 408) definiert ist, und die Kontaktfläche derart ausgebildet ist, dass eine nichtlineare Übersetzung zwischen dem Antriebs-Drehmoments der Kurvenscheibe (108, 108', 108'', 208, 308, 408) und der auf den Bremsstößel (114, 214, 314) übertragenen Kraft erfolgt wobei der Abstand r(φ) bei einer Winkelstellung φ = φmin minimal und bei einer Winkelstellung φ = φmax maximal ist. Es wird vorgeschlagen, dass in einem ersten Winkelbereich φmin ≤ φ ≤ φmax die Änderungsrate r'(φ) zumindest bereichsweise positiv ist, und dass in einem zweiten Winkelbereich φmax ≤ φ ≤ 360° die Änderungsrate r'(φ) zumindest bereichsweise negativ ist.

Description

ELEKTROMECHANISCHER BREMSENAKTUATOR UND KURVENSCHEIBE
Die Erfindung betrifft einen elektromechanischen Bremsenaktuator für eine Bremse, insbesondere eine Nutzfahrzeug-Scheibenbremse, mit: einem Elekt- romotor zum Erzeugen eines Antriebs-Drehmoments, einer mit dem Elektromo- tor wirkverbundenen, rotatorisch beweglich gelagerten Kurvenscheibe, und ei- nem entlang einer Stößelachse beweglichen Bremsstößel zur Betätigung eines Bremshebels der Bremse, wobei die Kurvenscheibe und der Bremsstößel mit- einander in Anlage stehende Kontaktflächen aufweisen, welche zur direkten Übertragung des Antriebs-Drehmoments zwischen Kurvenscheibe und Brems- stößel aneinander abgleiten oder abrollen, wobei die Kontaktfläche der Kurven- scheibe in einem Abstand r in radialer Richtung um den Drehpunkt D verläuft, welcher als eine Funktion r(f) mit einer Änderungsrate r'(f) in Abhängigkeit von der Winkelstellung f der Kurvenscheibe definiert ist, und die Kontaktfläche derart ausgebildet ist, dass eine nichtlineare Übersetzung zwischen dem An- triebs-Drehmoment der Kurvenscheibe und der auf den Bremsstößel übertra- genen Kraft erfolgt, wobei der Abstand r(f) bei einer Winkelstellung f = fmin minimal und bei einer Winkelstellung f = fmax maximal ist.
Diese nichtlineare Übertragung ist vorzugsweise so gestaltet, dass beispiels- weise zur Überwindung des Lüftspiels zwischen Bremsbacke bzw. Bremsbelag und Bremsscheibe zunächst große Vorschubstrecken bei geringerer Brems- kraftübertragung realisiert werden können, wohingegen in einem Bereich, der ein Aufbringen großer Bremskräfte erfordert, eine größere Bremskraft bei gerin- gerem Vorschub des Bremsstößels erzielt werden kann.
Elektromechanische Bremsenaktuatoren sind in der Kraftfahrzeug-, insbeson- dere Nutzkraftfahrzeugbranche allgemein bekannt. AT 516801 A2 schlägt bei- spielsweise einen elektromechanischen Aktuator mit zwei Übertragungsgliedern vor, um ausreichend geringe Bremsbetätigungszeiten zu realisieren und gleich- zeitig mittels eines möglichst kleinen und sparsamen Elektromotors eine ge- wünschte Bremsleistung zu erzielen. An dem ersten Übertragungsglied ist ein Koppelglied vorgesehen, an dem ein Abtastelement angeordnet ist. Das zweite Übertragungsglied weist eine Erhebungskurve auf. Das Abtastelement tastet die Erhebungskurve ab, wobei das zweite Übertragungsglied das Eingangs- moment für das erste Übertragungsglied aufbringt und die Eingangsmomente des ersten Übertragungsgliedes über den Verdrehwinkel für unterschiedliche Verschleißzustände des Bremsbelages eine Nullkurve ergeben.
Systeme wie das vorgenannte haben den Nachteil, dass der konstruktive Auf- bau eine hohe Komplexität aufweist, die zum einen bezüglich Fertigung und Montage kostenintensiv ist, und zum anderen einer einfachen Wartbarkeit ent- gegensteht. Auch erfordert die Vielzahl der Bauteile einen vergleichsweise gro- ßen Bauraum der Anordnung.
Die DE 10 2017 004 436 A1 schlägt einen elektromechanischen Bremsenaktua- tor gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1 bei dem eine Kurvenscheibe und ein Bremsstößel miteinander in Anlage stehende Kontaktflächen aufweisen, welche zur direkten Übertragung des Antriebs-Drehmoments zwischen Kurven- scheibe und Bremsstößel aneinander abgleiten oder abrollen. Auf diese Weise kann die Kurvenscheibe dazu eingesetzt werden, in Verbindung mit dem auf der Kontaktfläche in Anlage stehenden Bremsstößel eine Rotationsbewegung der Kurvenscheibe direkt in eine nichtlineare Bewegung des Bremsstößels um- zuwandeln.
Die Kontaktfläche der Kurvenscheibe ist dabei derart geformt, dass der Brems- stößel zwischen einer zurückgezogenen Position und einer ausgelenkten Posi- tion hin und her bewegbar ist, und die Kurvenscheibe zwischen einer Aus- gangsposition und einer Endposition hin und her bewegbar ist, wobei die Aus- gangsposition der Kurvenscheibe mit der zurückgezogenen Position des Bremsstößels korrespondiert und die Endposition der Kurvenscheibe mit der ausgelenkten Position des Bremsstößels korrespondiert. In der ausgelenkten Position ist die Bremse voll zugespannt. Aufgrund nicht vermeidbarer Nachgiebigkeit der Konstruktion unterliegt die kinematische Kette der Kraftübertragung mechanisch-elastischer Verformungen. Mechanische Energie wird somit innerhalb der kinematischen Kette, bspw. im Bremssattel gespeichert. Wird die Endposition der Kurvenscheibe überschritten oder die Bremse unkontrolliert geöffnet, beispielsweise durch eine Fehlansteuerung oder einen Ausfall des Elektromotors, wird der Bremsstößel bzw. dessen Kontaktflä- che abrupt von der ausgelenkten Position in die zurückgezogene Position be- wegt. Zu diesem Zeitpunkt wird die in der kinematischen Kette gespeicherte Energie unkontrolliert in den Bremsenaktuator eingespeist. Dies führt zu einer mechanischen Belastung des Aktuators und kann zu einer Reduzierung der ansonsten möglichen Lebensdauer führen bzw. direkt die Funktionsfähigkeit des Bremsenaktuators beeinträchtigen.
Vor diesem Flintergrund lag der vorliegenden Erfindung die Aufgabe zugrunde, einen elektromechanischen Bremsenaktuator anzugeben, der die vorstehend beschriebenen Nachteile möglichst weitgehend überwindet. Insbesondere lag die Aufgabe zugrunde, einen Aktuator anzugeben, der einen fehlertoleranten Betrieb bei hoher Lebensdauer ermöglicht.
Die Erfindung löst die ihr zugrunde liegende Aufgabe bei einem Aktuator der eingangs beschriebenen Art, indem in einem ersten Winkelbereich fmin £ f £ fmax die Änderungsrate r'(f) zumindest bereichsweise positiv ist, und in ei- nem zweiten Winkelbereich fmax £ f £ 360° die Änderungsrate r'(f) zumin- dest bereichsweise negativ ist. Die Erfindung macht sich die Erkenntnis zunut- ze, dass die im Fehlerfall, also beispielsweise bei einem Überdrehen der Kur- venscheibe über die Winkelstellung f = fmax hinaus, frei gewordene Energie in dem zweiten Winkelbereich durch Reibungsverluste sukzessive abgebaut wird. Eine Beschädigung des Aktuators wird somit verhindert.
Es gibt zumindest einen Winkelbereich zwischen fmax und fminn dem eine definierte negative Steigung für einen kontrollierten Rückgang von r dafür sorgt, so dass ein Sprung von rmax auf rmin verhindert wird. Die Erfindung betrifft in erster Linie Scheibenbremsen, wobei bei einer Schei- benbremse der zum Bremsbelag korrespondierende Gegenpart die Brems- scheibe ist. Prinzipiell ist die Erfindung jedoch auch in Zusammenhang mit Trommelbremsen einsetzbar.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform ist bei einer Winkelstellung f = fmin die Änderungsrate r'(fmin) = 0. Somit hat die Funktion r(f) bei ei- ner Winkelstellung f = fmin einen Sattelpunkt bzw. einen Tiefpunkt.
Weiter bevorzugt ist bei einer Winkelstellung f = fmin die Ableitung der Ände- rungsrate nach dem Winkel r"(fmin) > 0. Somit hat die r(f) eine positive Krümmung, also einen nach links gekrümmten Kurvenverlauf.
Wird bei einer Winkelstellung f = fmin die Ableitung der Änderungsrate r'(fmin) = 0 und ist die Funktion r(f) bei dieser Winkelstellung positiv ge- krümmt, so hat die Funktion r(f) bei der Winkelstellung f = fmin einen Tief- punkt. Beginnend von dieser Start-Winkelstellung fmin nimmt der Abstand so- mit zumindest abschnittsweise zu. Der minimale Abstand rmin, welcher bei der Winkelstellung f = fmin erreicht wird, definiert somit die Rückzugsposition des Stößels.
Weiter bevorzugt ist bei einer Winkelstellung f = fmax die Änderungsrate r'(fmax) 0. Somit hat die Funktion r(f) bei einer Winkelstellung f = fmax einen Sattelpunkt bzw. einen Flochpunkt.
Vorzugsweise ist bei einer Winkelstellung f = fmax die Änderungsrate und r"(fmax) < 0. Somit hat die r(f) eine negative Krümmung, also einen nach rechts gekrümmten Kurvenverlauf.
Wird bei einer Winkelstellung f = fmax die Änderungsrate r'(fmax) = 0 und ist die Funktion r(f) bei dieser Winkelstellung negativ gekrümmt, wird nicht nur ein Sattelpunkt, sondern ein Hochpunkt der Funktion definiert. Der Winkel fmax definiert in diesem Fall die Winkelstellung, in welcher der Abstand r(f) ein Ma- ximum annimmt und damit die Position, in welcher der Stößel maximal ausge- lenkt ist.
Somit ist der Bewegungsbereich des Stößels durch die Funktion r(f) definiert, welche bei f = fmin einen Tiefpunkt aufweist und bei f = fmax einen Hoch- punkt aufweist. Dieser Winkelbereich fmin £ f £ fmax definiert somit den Be- wegungsbereich, in welchem der Stößel von einer Rückzugsposition in eine ausgelenkte Position bewegbar ist, um eine Bremskraft aufzubringen. Dieser Bereich entspricht dem vorgesehenen Betrieb der Kurvenscheibe innerhalb des Bremsenaktuators. Definitionsgemäß besitzt die Kurvenscheibe in diesem Be- reich eine positive Steigung.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform ändert sich der Abstand r(f) bei mindestens einer Winkelstellung f = fp mit fmax £ fp £ 360° sprunghaft um einen Wert D r, wobei der Sprung vorzugsweise ist.
Figure imgf000007_0001
Der Wert D r, um welchen sich der Abstand r(f) ändert, ist vom Durchmesser der des Stößels im Bereich der Kontaktfläche zu der korrespondierenden Kon- taktfläche der Kurvenscheibe abhängig. Eine solche Kontaktfläche kann ferner an einer mit dem Stößel gekoppelten Abrolleinheit, z.B. einer Druckrolle, aus- gebildet sein. Zweckmäßigerweise entspricht der Wert D r , und damit die Sprunghöhe, mindestens dem Radius der Druckrolle.
Durch einen solchen Sprung wird zum einen bei einer Fehlfunktion des Brem- senaktuators, welche beispielsweise zu einem Überdrehen der Kurvenscheibe führt, die Bremse nach Überschreiten eines Toleranzbereichs, hier fmax £ f £ 360°, die Bremskraft in einem vordefinierten Bereich sprunghaft abgebaut. Ein solcher vordefinierter Sprung ermöglicht einen schnellen Abbau der gespeicher- ten Energie und verhindert zugleich eine übermäßige Energieeinbringung in den Bremsenaktuator durch das sprunghafte Zurückschnellen des Stößels in- folge der sprunghaften Reduzierung des Abstandes der Kontaktfläche r(f).
Zum anderen wird durch einen solchen Sprung im Falle einer Fehlfunktion, wel- che zu einem Drehen der Kurvenscheibe entgegen der Drehrichtung führt, ein Überdrehen der Scheibe aus dieser, nur im Fehlerfall und somit im unkontrol- lierten Zustand auftretenden Richtung, verhindert.
Unter einer solchen sprunghaften Änderung wird verstanden, dass die Ände- rungsrate Iimf® fp' r'(f ) -¥ ist, und wobei der Sprung vorzugsweis .
Figure imgf000008_0001
Vorzugsweise steigt der Abstand r(f) in einem Winkelbereich fmin £ f £ fmax streng monoton, sodass r'(fmin £ f £ fmax) > 0 ist. Somit steigt der Abstand r(f) in dem Winkelbereich fmin £ f £ fmax permanent an, wobei die Ände- rungsrate r'(f) in dem gesamten Winkelbereich > 0 ist. Somit wird gewährleis- tet, dass der Stößel, welcher mit der Kontaktfläche der Kurvenscheibe in Kon- takt ist, und an dieser abgleitet bzw. abrollt, einen kontinuierlichen Vorschub erfährt, bis bei einer Winkelstellung f = fmax der Abstand r(f) maximal wird und der Stößel maximal ausgelenkt ist .
Weiter bevorzugt fällt der Abstand r(f) in einem Winkelbereich fmax £ f £ 360° streng monoton, sodass r'(fmax £ f £ 360°) < 0 ist. Somit wird mit Überschreiten der Winkelstellung f = fmax der Abstand r(f) kontinuierlich re- duziert, sodass die Bremskraft kontinuierlich abgebaut wird, bis der Stößel schließlich in seine zurückgezogene Position gebracht wurde, in welcher f = fmin·
Es wird verstanden, dass wenn beispielsweise fmin = 0 gilt, ebenso fmin = 360°, da die Drehung der Kurvenscheibe mit Überschreiten der 360° von neuem starten würde.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform weist die Funktion r(f) in dem ers- ten Winkelbereich fmin £ f £ fmax einen erster Funktionsverlauf r1(f) auf, wobei in dem zweiten Winkelbereich fmax £ f £ 360° einen zweiten Funkti- onsverlauf r2(f) aufweist, der von r1(f) verschieden ist. Somit wird der Verlauf des Abstandes r(f) in Abhängigkeit der Winkelstellung f in einem ersten Be- reich, in welchem der Abstand r(f) zumindest abschnittsweise steigt, durch den Funktionsverlauf r1(f) beschrieben und in einem zweiten Winkelbereich, in welchem der Abstand r(f) zumindest abschnittsweise fällt, durch einen Funkti- onsverlauf r2(f) beschrieben. Da diese Funktionsverläufe verschieden sind, lässt sich der Funktionsverlauf somit in geeigneter Weise innerhalb des Winkel- bereichs beschreiben und ermöglicht so eine vereinfachte Darstellung des Ab- stands der Kontaktfläche zum Drehpunkt.
Vorzugsweise treffen sich r1(f) und r2(f) in einer Winkelstellung f1,2, in wel- cher r1'(f) und r2'(f) stetig sind und r1(f) eine negative Krümmung, also einen nach rechts gekrümmten Kurvenverlauf, aufweist. Somit gehen die Funktions- verläufe r1(f) und r2(f) vorzugsweise sprunglos ineinander über. Durch den stetigen Verlauf der Funktionsverläufe r1(f) und r2(f) wird ferner sichergestellt, dass sich die Funktionsverläufe in nur einem Punkt der Winkelstellung f1,2 tref- fen.
Weiter bevorzugt treffen sich r1(f) und r2(f) in einer zweiten Winkelstellung f2,1, in welcher r2'(f2,1) und r1'(f2,1) ebenfalls stetig sind und r1(f) eine positi- ve Krümmung, also einen nach links gekrümmten Kurvenverlauf, aufweist.. Somit geht auch der Funktionsverlauf r2(f) sprungfrei in r1(f) über.
Vorzugsweise treffen sich r1(f) und r2(f) in mindestens einer Winkelstellung f1,2 in welcher r1' = r2'. Somit treffen die Funktionsverläufe r1(f) und r2(f) sich bei der Winkelstellung knickfrei. Dies begünstigt einen sanften Verlauf des Stö- ßels auf der Kontaktfläche der Kurvenscheibe und somit eine verschleißarme Kraftübertragung. Eine solche Winkelstellung kann beispielsweise beabstandet zu der Winkelstellung fmax bzw. fmin liegen, sodass in einem Winkelbereich f > fmax die Änderungsrate r1'(f) negativ ist und der Funktionsverlauf r1(f) in diesen Bereich fällt, sodass die Steigung des Funktionsverlaufs r1(f) bei der Winkelstellung f1,2 negativ wird und der Steigung r2'(f) des zweiten Funktions- verlaufs von r2(f) entspricht. Weiter bevorzugt ist die Winkelstellung f1,2 eine erste Winkelstellung, in wel- cher r1(f) vorzugsweise eine negative Krümmung aufweist, und r1(f) und r2(f) treffen sich ferner in einer zweiten Winkelstellung f2,1, in welcher r2' = r1' und r1(f) vorzugsweise eine positive Krümmung aufweist. Somit treffen die Funktionsverläufe r2(f) und r1(f) sich bei der Winkelstellung knickfrei.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform weist die Funktion r(f) eine Über- gangsfunktion r3(f) auf, welche in einer ersten Winkelstellung f1,3 auf den ers- ten Funktionsverlauf r1(f) trifft, wobei vorzugsweise r1'(f1,3) = r3'(f1,3) ist, und welche bei einer Winkelstellung f3,2 auf den zweiten Funktionsverlauf r2(f) trifft, wobei vorzugsweise r2'(f3,2) = r3'(f3,2) ist. Somit kann beispielsweise ei- ne lineare Zunahme des Abstandes r(f) in einem Winkelbereich fmin £ f £ fmax gewährleistet werden, welcher durch den Funktionsverlauf r1(f) be- schrieben wird. Ferner kann in einem zweiten Winkelbereich mit fmax £ f £ 360° ein linearer Funktionsverlauf r2(f) vorgesehen sein, in welchem der Ab- stand linear abnimmt. Solche Funktionsverläufe wären dann in einfacher Weise durch eine Übergangsfunktion höheren Grades miteinander, insbesondere ste- tig und knickfrei, verbindbar. In einem solchen Fall erfährt der Stößel, welcher auf der Kontaktfläche der Kurvenscheibe abgleitet oder abrollt, keinen Ruck bzw. keine Erschütterung.
Gilt ferner r1'(f1,3) = , ist die Funktion r(f) stetig und der Funktionsver
Figure imgf000010_0001
- lauf r1(f) geht knickfrei in die Übergangsfunktion r3(f) über. Gilt r2'(f3,2) = r3'(f3,2), so geht der zweite Funktionsverlauf r2(f) knickfrei in die Übergangs- funktion über. In einem solchen Fall gleitet bzw. rollt der Stößel sanft über die Kontaktfläche der Kurvenscheibe.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist die Übergangsfunktion r3(f) eine erste Übergangsfunktion, und die Funktion r(f) eine ferner eine zweite Übergangsfunktion r3(f)' aufweist, welche in einer dritten Winkelstellung f3,1 auf den ersten Funktionsverlauf r1(f) trifft, wobei vorzugsweise r1'(f3,1) = r3'(f1,3)' ist, und welche bei einer Winkelstellung f2,3 auf den zweiten Funkti- onsverlauf r2(f) trifft, wobei vorzugsweise r2'(f2,3) = r3'(f2,3) ist.
Vorzugsweise ist in einem Winkelbereich fmax £ f < fp die Anderungsrate r'(fmax £ f < fp ) = 0 wobei vorzugsweise fmax - fp £ 0,1 · ( fmax - fmin) ist. Somit ist in einem Winkelbereich fmax £ f < fbp ein Plateau bzw. ein Bereich vorgesehen, in welchem der Abstand r(f) konstant ist. Durch einen solchen sich an den maximalen Abstand r(fmax) anschließenden Bereich, wird beispielsweise bei einem fehlerhaften bzw. im Rahmen zulässiger Toleranzen eingestellten Lüftspiel, ein Überdrehen der Kurvenscheiben über die Winkelstel- lung fmax hinaus ein plötzlicher Abfall der Bremskraft vermieden, da die Positi- on des Stößels in einem vordefinierten Bereich konstant gehalten wird. Die Breite des Plateaus ist demnach abhängig von den gegebenen Toleranzen der Lüftspieleinstellung zu wählen.
Eine weitere bevorzugte Ausführungsform zeichnet sich dadurch aus, dass die Kurvenscheibe eine Einbuchtung zur Definition einer Parkbremsposition in ih- rem Umfang aufweist, wobei die Einbuchtung zwischen einem Kontaktpunkt mit dem Bremsstößel in der Ausgangsposition und einem Kontaktpunkt mit dem Bremsstößel in der Endposition angeordnet ist. Befindet sich die Kurvenscheibe mit ihrer Einbuchtung in einer solchen Kontaktposition, bleibt die in dieser Posi- tion bereitgestellte Bremsleistung, die über den Bremsstößel eingebracht wird, konstant, auch wenn der antreibende Elektromotor nicht länger mit elektrischer Energie versorgt wird. Durch eine zielführende Positionierung der Einbuchtung lässt sich die Parkbremskraft modulieren. Diese Funktionalität geht mit einer geringen baulichen Komplexität einher, ist darüber hinaus wartungsfreundlich und mechanisch zuverlässig.
Vorzugsweise ist die Einbuchtung derart angeordnet, dass der Bremsstößel, wenn er in der Einbuchtung angeordnet ist, eine Bremskraft in einem Bereich von etwa 20% bis etwa 50% der Maximalbremskraft überträgt. Durch eine der- artige Funktionsintegration lässt sich eine Parkbremsfunktionalität mit einer ge- ringen Bauteilanzahl realisieren. Ferner wirkt sich dieses positiv auf den erfor- derlichen Bauraum der Vorrichtung aus. Um die Bremskraft im Normalbetrieb nicht unnötig zu modulieren, bzw. eine vom Fahrer ungewollte Bremskraftmodu- lierung zu verhindern kann dieser Bereich vorteilhafterweise im Bereich der ne- gativen Steigung der Kurvenscheibe angebracht sein.
Die Erfindung wird in einem ersten Aspekt, wie vorstehend beschrieben durch einen Bremsenaktuator gelöst. Die Erfindung betrifft in einem zweiten Aspekt eine Kurvenscheibe für einen solchen Bremsenaktuator, welche zum Anschluss an die Antriebswelle eines Elektromotors eingerichtet ist, wobei die Kurvenscheibe eine Kontaktfläche aufweist, welche zur direkten Übertragung des Antriebs-Drehmoments zwischen Kurvenscheibe und Brems- stößel mit der Kontaktfläche des Bremsstößels derart in Anlage bringbar ist, dass die Kontaktflächen aneinander abgleiten oder abrollen, wobei die Kontakt- fläche der Kurvenscheibe in einem Abstand r in radialer Richtung um den Dreh- punkt D verläuft, welcher als eine Funktion r(f) mit einer Änderungsrate r'(f) in Abhängigkeit von der Winkelstellung f der Kurvenscheibe definiert ist, und die Kontaktfläche derart ausgebildet ist, dass eine nichtlineare Übersetzung zwischen dem Antriebs-Drehmoments der Kurvenscheibe und der auf den Bremsstößel übertragenen Kraft erfolgt, wobei der Abstand r(f) bei einer Win- kelstellung f = fmin minimal und bei einer Winkelstellung f = fmax maximal ist. Die Erfindung löst die zugrunde liegende Aufgabe in einem zweiten Aspekt dadurch, in einem ersten Winkelbereich fmin £ f £ fmax die Änderungsrate r'(f) zumindest bereichsweise positiv ist, und dass in einem zweiten Winkelbe- reich fmax £ f £ 360° die Änderungsrate r'(f) zumindest bereichsweise ne- gativ ist. Bevorzugte Ausführungsformen und Vorteile des erfindungsgemäßen Bremsenaktuators sind zugleich bevorzugte Ausführungsformen und Vorteile der Kurvenscheibe für einen solchen Bremsenaktuator.
Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nun nachfolgend anhand der Zeichnungen beschrieben. Diese sollen die Ausführungsbeispiele nicht notwen- digerweise maßstäblich darstellen, vielmehr sind die Zeichnungen, wo zur Er- läuterung dienlich, in schematisierter und/oder leicht verzerrter Form ausge- führt. Im Hinblick auf Ergänzungen der aus den Zeichnungen unmittelbar er- kennbaren Lehren wird auf den einschlägigen Stand der Technik verwiesen. Dabei ist zu berücksichtigen, dass vielfältige Modifikationen und Änderungen betreffend die Form und das Detail einer Ausführungsform vorgenommen wer- den können, ohne von der allgemeinen Idee der Erfindung abzuweichen. Die in der Beschreibung, in den Zeichnungen sowie in den Ansprüchen offenbarten Merkmale der Erfindung können sowohl einzeln als auch in beliebiger Kombina- tion für die Weiterbildung der Erfindung wesentlich sein. Zudem fallen in den Rahmen der Erfindung alle Kombinationen aus zumindest zwei der in der Be- schreibung, den Zeichnungen und/oder den Ansprüchen offenbarten Merkmale. Die allgemeine Idee der Erfindung ist nicht beschränkt auf die exakte Form oder das Detail der im Folgenden gezeigten und beschriebenen bevorzugten Ausfüh- rungsformen oder beschränkt auf einen Gegenstand, der eingeschränkt wäre im Vergleich zu dem in den Ansprüchen beanspruchten Gegenstand. Bei ange- gebenen Bemessungsbereichen sollen auch innerhalb der genannten Grenzen liegende Werte als Grenzwerte offenbart und beliebig einsetzbar und bean- spruchbar sein. Der Einfachheit halber sind nachfolgend für identische oder ähnliche Teile oder Teile mit identischer oder ähnlicher Funktion gleiche Be- zugszeichen verwendet.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung der bevorzugten Ausführungsformen sowie anhand der folgenden Figuren. Im Einzelnen zeigen:
Fig. 1 ein erstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen elekt- romechanischen Aktuators in einer Seitenansicht,
Fig. 2 das Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Aktuators ge- mäß Figur 1 in einer weiteren Seitenansicht,
Fig. 3 das Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Aktuators ge- mäß der Figuren 1 und 2 in einer Teilschnitt-Seitenansicht,
Fig. 4 ein zweites Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Aktua- tors in einer Draufsicht, Fig. 5 eine Draufsicht auf den Aktuator gemäß Figur 4,
Fig. 6 das Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Aktuators ge- mäß der Figuren 4 und 5 in einer Ansicht von schräg oben ohne Gehäuse,
Fig. 7 das Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Aktuators ge- mäß der Figuren 4-6 in einer Ansicht von schräg oben,
Fig. 8 das Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Aktuators ge- mäß der Figuren 4-7 in einer Teilschnitt-Ansicht,
Fig. 9 das Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Aktuators ge- mäß der Figuren 4-8 in einer Seitenansicht ohne Gehäuse,
Fig. 10 das Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Aktuators ge- mäß der Figuren 4-9 mit verschlossenem Gehäuse,
Fig. 11 ein drittes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Aktua- tors sowie einer erfindungsgemäßen Scheibenbremse in einer Seitenansicht,
Fig. 12 ein viertes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Aktua- tors in einem axial-Teilschnitt, und
Fig. 13 das Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Aktuators ge- mäß Figur 12 in einer Draufsicht auf die Kurvenscheibe,
Fig. 14 ein Diagramm der Funktion r(f) des Abstandes der Kontaktfläche gemäß einem ersten Ausführungsbeispiels einer erfindungsgemä- ßen Kurvenscheibe in Polarkoordinaten,
Fig. 15 ein Diagramm der Funktion r(f) des Abstandes der Kontaktfläche gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordinaten,
Fig. 16 ein Diagramm der Funktion r'(f) der Änderungsrate des Abstan- des der Kontaktfläche gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordinaten, Fig. 17 ein Diagramm der Funktion r(f) des Abstandes der Kontaktfläche gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel einer erfindungsge- mäßen Kurvenscheibe in Polarkoordinaten, Fig. 18 ein Diagramm der Funktion r(f) des Abstandes der Kontaktfläche gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordinaten,
Fig. 19 ein Diagramm der Funktion r'(f) der Änderungsrate des Abstan- des der Kontaktfläche gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordina- ten,
Fig. 20 ein Diagramm der Funktion r(f) des Abstandes der Kontaktfläche gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemä- ßen Kurvenscheibe in Polarkoordinaten,
Fig. 21 ein Diagramm der Funktion r(f) des Abstandes der Kontaktfläche gemäß dem dritten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordinaten,
Fig. 22 ein Diagramm der Funktion r'(f) der Änderungsrate des Abstan- des der Kontaktfläche gemäß dem dritten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordinaten, Fig. 23 ein Diagramm der Funktion r(f) des Abstandes der Kontaktfläche gemäß einem vierten Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemä- ßen Kurvenscheibe in Polarkoordinaten,
Fig. 24 ein Diagramm der Funktion r(f) des Abstandes der Kontaktfläche gemäß dem vierten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordinaten,
Fig. 25 ein Diagramm der Funktion r'(f) der Änderungsrate des Abstan- des der Kontaktfläche gemäß dem vierten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordina- ten,
Fig. 26 ein Diagramm der Funktion r(f) des Abstandes der Kontaktfläche gemäß einem fünften Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemä- ßen Kurvenscheibe in Polarkoordinaten,
Fig. 27 ein Diagramm der Funktion r(f) des Abstandes der Kontaktfläche gemäß dem fünften Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordinaten, Fig. 28 ein Diagramm der Funktion r'(f) der Änderungsrate des Abstan- des der Kontaktfläche gemäß dem fünften Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordina- ten.
Figur 1 zeigt einen elektromechanischen Aktuator 102 mit einem Gehäuse 104. Der Aktuator 102 weist einen Elektromotor 106 auf. Über ein Getriebe (vgl. Fig. 2) wird das Antriebsdrehmoment des Elektromotors 106 an eine Kurvenscheibe 108 übertragen. Die Kurvenscheibe 108 dient der nichtlinearen Übertragung der Rotationsbewegung der Kurvenscheibe 108 an einen Bremsstößel 114.
Der Bremsstößel 114 kann insbesondere linear in Richtung der dargestellten Pfeilrichtung ausgelenkt werden. An seinem der Kurvenscheibe 108 zugewand- ten Ende verfügt der Bremsstößel 114 über einen Stößelkopf 112. Dieser Stö- ßelkopf 112 umschließt einen Wälzkörper 110, der mittels der Lager 116 gela- gert ist. Der Wälzkörper 110 gleitet auf dem Umfang der Kurvenscheibe 108 ab. Hiermit wird eine Übertragung der Rotationsbewegung der Kurvenscheibe 108 in eine Linearbewegung des Bremsstößels 114 erzielt. Über einen Verbin- dungsabschnitt 118 ist der elektromechanische Aktuator 102 insbesondere mit einer Bremse (nicht dargestellt) verbindbar.
In Figur 2 ist das bereits angesprochene Getriebe 119 detailliert. Das Getriebe 119 ist zweistufig ausgebildet. Die erste Stufe des Getriebes 119 ist als Umlauf- rädergetriebe 120 ausgebildet. Das Umlaufrädergetriebe 120 weist ein Flohlrad 122 auf, Umlaufräder 124 sowie ein Sonnenrad 126. In an sich bekannter Wei- se findet in dem Umlaufrädergetriebe 120 eine Wandlung der Bewegungsgrö- ßen des Elektromotors 106 statt. Dem Umlaufrädergetriebe 120 nachgelagert ist ein Stirnradgetriebe 128. Dieses Stirnradgetriebe 128 ist mit dem Umlaufrä- dergetriebe 120 über ein weiteres Stirnradgetriebe (nicht sichtbar) verbunden. Das Stirnradgetriebe 128 befindet sich auf einer Welle 130, auf der auch die Kurvenscheibe 108 angebracht ist. Somit erfolgt eine Übertragung des An- triebsdrehmoments von dem Elektromotor 106 über das Getriebe 119 und die Welle 130 an die Kurvenscheibe 108. Es soll verstanden werden, dass das Ge- triebe 119 erfindungsgemäß prinzipiell entlang der gesamten 360° um die Drehachse der Kurvenscheibe 108 herum angeordnet werden kann, um ver- schiedenen Bauraumsituationen gerecht zu werden.
Eine beispielhafte Ausbildung der Kurvenscheibe 108 ist Figur 3 zu entnehmen. Wie in Figur 3 dargestellt, befindet sich der Stößel 114 in einer vollständig ein- gefahrenen Ausgangsposition. Der Abstand zwischen dem Wälzkörper 110 des Stößelkopfes 112 zur Drehachse der Kurvenscheibe 108 ist hier am geringsten. Wird nun die Kurvenscheibe 108 gegen den Uhrzeigersinn rotiert, so findet auf- grund der Ausformung der Kurvenscheibe 108 eine Translation des Bremsstö- ßels 114 statt. Dieses rührt insbesondere daher, dass bei zunehmender Rotati- on der Kurvenscheibe 108 aus der Ausgangsposition der Kontaktwinkel zwi- schen Bremsstößel 114 und Kurvenscheibe 108 relativ zu der Stößelachse kleiner wird.
Dieses bewirkt weiterhin, dass eine Drehwinkeländerung der Kurvenscheibe 108 bei einer derartigen Ausformung der Kurvenscheibe 108 dazu führt, dass eine Drehwinkeländerung der Kurvenscheibe 108 in einem Bereich kleiner Aus- lenkungen des Bremsstößels 114 zur Überwindung einer größeren Strecke auf Seiten des Bremsstößels 114 bei kleinerer übertragener Bremskraft führt und wobei im Bereich der Maximalauslenkung 114 des Bremsstößels eine äquiva- lente Drehwinkeländerung der Kurvenscheibe 108 eine kleinere Auslenkung des Bremsstößels 114 bei höherer übertragener Bremskraft zur Folge hat.
Ein zweites Ausführungsbeispiel des elektromechanischen Aktuators 202 ist in Figur 4 dargestellt. Der Aktuator 202 verfügt erneut über ein Gehäuse 204, so- wie einen Elektromotor, dem ein Getriebe nachgelagert ist (beide Bauteile nicht in Figur 4 dargestellt). Ein Antriebsdrehmoment wird in bekannter Weise auf die Kurvenscheibe 208 übertragen. Erneut dient die Kurvenscheibe 208 dazu, die Rotationsbewegung des Antriebes in eine translatorische Bewegung des Bremsstößels 214 zu übertragen. Der Bremsstößel 214 verfügt über einen Bremsstößelkopf 212, welcher einen Wälzkörper 210 umschließt, der mithilfe der Lager 216 gelagert ist. An der Welle (nicht dargestellt) ist eine Nockenwelle 244 mit einem Nocken 242 angeordnet. Der Nocken 242 ist mittels des Wälz- körpers 240 und der Federführung 238 dazu eingerichtet, ein Federelement 236, die in einer Federführung 234 geführt ist und in dem Gehäuse 204 befes- tigt ist, zu betätigen. Hierbei ist vorgesehen, dass der Nocken 242 in einem ers- ten Bewegungsbereich das Federelement 236 komprimiert und damit spannt und Energie speichert und in einem zweiten Bewegungsbereich die in dem Fe- derelement 236 gespeicherte Energie aufnimmt und an die Nockenwelle 244, die mit der Kurvenscheibe 208 gekoppelt ist, abgibt. Darüber hinaus ist der No- cken 244 dazu eingerichtet eine Rastposition zu definieren. Während in den Figuren eine spezifische Anordnung der Energiespeicher- und Abgabe Bauele- mente (Nocken 242, Wälzkörper 240, Federführung 238, Federelement 236, Federlager 234) gezeigt ist, soll verstanden werden, dass diese Elemente erfin- dungsgemäß prinzipiell frei bezüglich um die Drehachse der Kurvenscheibe 208 herum angeordnet werden können, um spezifischen Bauraumanforderungen, beispielsweise im Fahrzeug, bestmöglich gerecht zu werden.
In Figur 5 ist eine Draufsicht der bereits aus Figur 4 bekannten Ausführungs- form ohne das betreffende Gehäuse gezeigt. Figur 5 kann nun der Aufbau des Getriebes 219 entnommen werden. Das Getriebe 219 weist als eine erste Stufe das Umlaufrädergetriebe 220 auf. Mittels eines Stirnradgetriebes 228, findet eine weitere Drehzahlreduktion und -momenterhöhung in dem Getriebe 219 statt. Dem Getriebe 219 nachgeschaltet ist die Welle 230 auf welcher die Kur- venscheibe 208 befestigt ist.
Figur 6 zeigt eine Seitenansicht des zweiten Ausführungsbeispiels. Diesem kann insbesondere der Aufbau des Umlaufrädergetriebes 220 entnommen wer- den. Dieses weist in an sich bekannterWeise ein Flohlrad 222 auf in welchem die Umlaufräder 224 angeordnet sind. Zentral befindet sich in dem Umlaufrä- dergetriebe 220 das Sonnenrad 226.
Figur 7 zeigt eine Seitenansicht des zweiten Ausführungsbeispiels in einer Teil- schnittdarstellung. In Figur 8 ist eine Schnittansicht des Aktuators 202 mit Schnittebene entlang der Welle 230 dargestellt. Wie aus der Figur zu entnehmen, ist die Welle 230 nicht Bauteilgleich mit der Nockenwelle 244 ausgebildet, mit dieser jedoch ins- besondere kraftschlüssig verbunden.
In Figur 9 ist das Getriebe 219 freigestellt. Erweiternd zu den bereits diskutier- ten Abbildungen kann Figur 9 entnommen werden, dass die Umlaufräder 224 auf einem Steg 250 angeordnet sind.
Figur 10 zeigt das geschlossene Gehäuse 204 des elektromechanischen Aktua- tor 202. Das Gehäuse 204 weist einen ersten Gehäuseabschnitt 254 und einen zweiten Gehäuseabschnitt 256 auf. Die Gehäuseabschnitte 254 und 256 sind mittels der Schrauben 258 miteinander verbunden.
Figur 11 zeigt ein drittes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Aktua- tors 302 sowie einer erfindungsgemäßen Scheibenbremse 368 in einer Seiten- ansicht. Das Wirkprinzip der Scheibenbremse 368 besteht darin, dass ein Bremsbelag 356 nach Überwindung eines Luftspaltes an eine Bremsscheibe 354 gedrückt wird. Die auftretende Reibung bremst ein mit der Bremsscheibe 354 verbundenes Rad (nicht dargestellt) ab. Alternativ kann in der Scheiben- bremse 368 ein Bremsenaktuator gemäß einem der übrigen Ausführungsbei- spiele verbaut sein.
Die hierzu erforderliche Kraft wird über den Bremshebel 358 an den Bremsbe- lag 356 übertragen. Der Bremshebel 358 wird wiederum von dem Bremsstößel
314 betätigt. Dieser wird in bekannter Weise von der Kurvenscheibe 308 betä- tigt.
Im Hinblick auf die Führung des Bremsstößels 314 sind zwei alternative Brems- stößel-Führungen gezeigt 315, 315‘ gezeigt. Die gerade Bremsstößel-Führung
315 dient der rein-linearen (translatorischen) Führung des Bremsstößels 314. Alternativ kann eine gekrümmte Bremsstößel-Führung 315‘ vorgesehen sein, welche eine nichtlineare Führung des Bremsstößels 314 ermöglicht.
Der in Figur 11 dargestellte elektromechanische Aktuator 302 verfügt darüber hinaus über einen Hebel 360 der mit der Kurvenscheibe 308 gekoppelt ist. An dem Hebel 360 ist ein Federkopf 362 befestigt, der wiederum mit einem Fe- derelement 336 verbunden ist. Am anderen Ende des Federelements 336 be- findet sich ein Lager 366. Erneut ist das Federelement 336 dazu eingerichtet, in Abhängigkeit vom Drehwinkel des Flebels 360 und somit der Kurvenscheibe 308, Energie an das Federelement 336 abzugeben so dass diese komprimiert wird und Energie speichert. Darüber hinaus ist das Federelement 336 dazu ein- gerichtet, Energie über den Federkopf 362 an den Hebel 360 und die Kurven- scheibe 308 in Abhängigkeit ihres Drehwinkelbereiches zu übertragen. Hinsicht- lich des grundlegenden Wirkprinzips sei auf die obigen Ausführungen verwie- sen. Es soll verstanden werden, dass die Anordnung aus Hebel 360 und den korrespondierenden Energiespeicher- und Abgabe Bauelementen (Federkopf 362, Lager 366, Feder 336) erfindungsgemäß prinzipiell frei um die Kurven- scheibe 308 platziert werden kann.
Eine weitere alternative Ausführungsform dieser Einrichtung zum Speichern und Abgeben von Energie ist in Figur 12 dargestellt. Auf die Kurvenscheibe 408 ist eine Axialbahn 478 aufgebracht. Diese Axialbahn 478 erstreckt sich in Axial- richtung auf einer Seite der Kurvenscheibe 408 und weist unterschiedliche Axi- alausdehnungen aus. Mit der Axialbahn 478 steht ein Rollenlager 474 in Kon- takt, welches über einen Federkopf 472 auf ein Federelement 436 wirkt. Das Federelement 436 ist mittels eines Lagers 470 ortsfest gelagert.
Bei Rotation der Kurvenscheibe 408 folgt das Rollenlager 474 der Axialbahn 478 in Axialrichtung. Bewegt sich das Rollenlager 474 dabei in Richtung des Lagers 470 wird das zwischen Lager 470 und Federkopf 472 angeordnete Fe- derelement 436 komprimiert und mithin in dieser Energie gespeichert. Bewegt sich das Rollenlager 474 hingegen auf einem solchen Abschnitt der Axialbahn 478, bei dem sich das Rollenlager 474 in Richtung der Kurvenschei- be 408 bewegt, so unterstützt das Federelement 436 die Rotationsbewegung der Kurvenscheibe 408 und gibt mithin ihre gespeicherte Energie an diese ab. Es soll verstanden werden, dass die Positionierung der Axialbahn 478 prinzipiell auf beiden Seiten der Kurvenschreibe 408 möglich ist.
In Figur 13 ist eine Draufsicht einer solchen mit einer Axialbahn 478 versehe- nen Kurvenscheibe 408 dargestellt. Die Axialbahn 478 ist dabei zentriert um die Drehachse der Kurvenscheibe 408 angeordnet.
Die Figuren 14 und 15 zeigen Diagramme der Funktion r(f) gemäß einem ers- ten Ausführungsbeispiel (Figuren 1 - 13) der erfindungsgemäßen Kurvenschei- be.
Die Figur 14 zeigt die Funktion r(f) in Polarkoordinaten beginnend von einer Winkelstellung f = fmin, welche im vorliegenden Ausführungsbeispiel einer Winkelstellung von 0° entspricht.
Es wird verstanden, dass wenn beispielsweise fmin = 0 gilt, ebenso fmin = 360°, da die Drehung der Kurvenscheibe mit Überschreiten der 360° von neuem starten würde. Die gezeigten Winkelstellungen und Radien sind lediglich bei- spielhaft und können beliebig angepasst bzw. versetzt werden.
Die Funktion r(f) steigt in einem ersten Winkelbereich 0° £ f £ 270° streng monoton und fällt in einem zweiten Winkelbereich 270° £ f £ 360° streng mo- noton.
Die Funktion r(f) weist, wie insbesondere Figur 16 zeigt, in dem ersten Win- kelbereich eine positive Änderungsrate r'(f) auf. Folglich nimmt der Abstand r(f) in dem Winkelbereich 0 £ f £ 270° stetig zu. Wie insbesondere Figur 15 zeigt, nimmt der Abstand r(f) in diesem Winkelbereich insbesondere linear zu. In dem Winkelbereich 270° £ f £ 360° nimmt der Abstand r(f) streng mono- ton ab, sodass die Änderungsrate r'(f) in diesem Bereich negativ ist, wie ins- besondere auch Figur 16 zeigt. Wie insbesondere Figur 15 zeigt, nimmt der Abstand in diesem Winkelbereich linear ab.
Wie der Funktionsverlauf der Änderungsrate r'(f) gemäß Figur 16 zeigt, ist die Änderungsrate in einem Winkelbereich 0 £ f £ 270° konstant, sodass der Abstand r(f) sich linear ändert. In diesem Winkelbereich ist r'(f) > 0, sodass der Abstand r(f) zunimmt, bis der Abstand bei der Winkelstellung f = 270° ein Maximum annimmt. Bei dieser Winkelstellung kommt es zu einem sprung- haften Wechsel der Änderungsrate, welche an diesem Punkt nicht stetig ist, und von einer positiven Steigung mit r'(f) ³ 0 in eine negative Steigung mit r'(f) £ 0 wechselt. In diesem Punkt hat die Kontaktfläche der Kurvenscheibe folglich einen Knick.
Die Figuren 17 und 18 zeigen Diagramme der Funktion r(f) gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in Polar- koordinaten bzw. kartesischen Koordinaten. Ferner zeigt Figur 19 ein Dia- gramm der Funktion r'(f) der Änderungsrate des Abstandes der Kontaktfläche gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurven- scheibe in kartesischen Koordinaten.
Die Funktion r(f) gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel unterscheidet sich von der in den Figuren 14 und 15 gezeigten Funktion durch einen Winkelbe- reich fmax £ f £ fp , in welchem der Abstand r(f) konstant ist. Dieser Be- reich schließt sich folglich an die Winkelstellung fmax an, sodass der maximale Abstand rmax in diesem Bereich konstant ist und eine Art Toleranzbereich bil- det. In diesem Toleranzbereich ist der Abstand r(f) maximal, sodass der Stö- ßel in der maximal ausgelenkten Position gehalten wird und auch bei einem Überdrehen der Kurvenscheibe weiterhin eine konstante Bremskraft auf die Bremsscheibe ausgeübt wird.
Wie insbesondere Figur 19 zeigt, ist die Änderungsrate r'(f) in einem Winkel- bereich 0 £ f £ 270° positiv und fällt bei der Winkelstellung f = 270° sprung- haft auf eine Änderungsrate von r'(f) = 0 ab. In diesem Bereich ändert sich der Abstand r(f) folglich nicht. Im Anschluss an diesen Toleranzbereich fällt die Änderungsrate r'(f) sprunghaft ab, sodass die Änderungsrate r'(f) nega- tiv und insbesondere konstant und der Abstand r(f) in diesem Winkelbereich linear fällt.
Den Figuren 20 und 21 zeigen Diagramme der Funktion r(f) gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in Polar- koordinaten bzw. kartesischen Koordinaten. Ferner zeigt Figur 22 ein Dia- gramm der Funktion r'(f) der Änderungsrate des Abstandes der Kontaktfläche gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurven- scheibe in kartesischen Koordinaten.
Die Funktion r(f) gemäß dem dritten Ausführungsbeispiel unterscheidet sich von der in den Figuren 14 und 15 gezeigten Funktion durch einen Winkelbe- reich fmax £ f £ fp ', in welchem der Abstand r(f) konstant ist sowie eine sprunghafte Änderung des Abstandes r(f) bei der Winkelstellung f = fp '. Bei dieser Winkelstellung fällt der Abstand r(f) sprunghaft um einen Wert Dr £ , wobei die Figuren 20 und 21 diesen Sprung nicht maßstabsgetreu
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zeigen und nur einen exemplarischen Sprung Dr veranschaulichen. Durch ei- nen solchen vordefinierten Sprung kann schnell und effizient die gespeicherte Energie abgebaut werden, wobei die Belastung des Bremsenaktuators verhält- nismäßig gering ist. Somit wird die Prozesszeit, welche benötigt wird, um den Bremsstößel in seine Ausgangslage zurückzubefördern, reduziert.
Wie insbesondere Figur 22 zeigt, sinkt die Änderungsrate r'(f) bei der Winkel- stellung sprunghaft und steigt anschließend wieder sprunghaft auf einen Wert r'(f) £ 0. Die Änderungsrate r'(f) ist anschließend in einem Winkelbereich f > fp ' wieder stetig und insbesondere konstant, sodass in einem Winkelbe- reich fp ' £ f £ 360° der Abstand r(f) linear abnimmt.
Die Figuren 23 und 24 zeigen Diagramme der Funktion r(f) gemäß einem vier- ten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in Polarkoordi- naten bzw. kartesischen Koordinaten. Ferner zeigt Figur 25 ein Diagramm der Funktion r'(f) der Änderungsrate des Abstandes der Kontaktfläche gemäß dem vierten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kar- tesischen Koordinaten.
Die Funktion r(f) gemäß dem vierten Ausführungsbeispiel unterscheidet sich von der in den Figuren 14 und 15 gezeigten Funktion durch einen stetigen Ver- lauf der Änderungsrate r'(f). Die Funktionsverläufe r1(f) und r2(f) treffen sich bei einer Winkelstellung f = f p1,2 , in welcher r1'( f p1,2) = r2'( f p1,2) ist und bei einer Winkelstellung f = fp2,1 , in welcher r2'( f p2,1) = r1'( f p2,1). Die Funkti- onsverläufe r1(f) und r2(f) treffen sich somit knickfrei, sodass der Stößel sanft auf der Kontaktfläche der Kurvenscheibe abgleitet, bzw. abrollt und keine Er- schütterung erfährt.
Die erste Winkelstellung f = f p1,2 beschreibt dabei eine Winkelstellung, wel- che auf die Winkelstellung f = fmax folgt, bei welcher der Abstand r(f) maxi- mal wird. Die zweite Winkelstellung f p2,1 folgt auf die Winkelstellung f = fmin, bei welcher der Abstand minimal wird. Somit verläuft der Bereich der Kurven- scheibe, in welchem der Abstand r2(f) der Kontaktfläche zum Drehpunkt des Stößels abnimmt, sanft uns insbesondere knickfrei in den Bereich der Kurven- scheibe über, in welchem der Abstand r1(f) insbesondere linear zunimmt.
Wie insbesondere Figur 25 zeigt, ist r'(f) im gesamten Winkelbereich stetig.
Die Figuren 26 und 27 zeigen Diagramme der Funktion r(f) gemäß einem fünf- ten Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in Polarkoordi- naten bzw. kartesischen Koordinaten. Ferner zeigt Figur 28 ein Diagramm der Funktion r'(f) der Änderungsrate des Abstandes der Kontaktfläche gemäß dem fünften Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Kurvenscheibe in kartesischen Koordinaten.
Die Funktion r(f) gemäß dem fünften Ausführungsbeispiel unterscheidet sich von der in den Figuren 14 und 15 gezeigten Funktion dadurch, dass bei einer Winkelstellung f1,3 < fmax der erste Funktionsverlauf r1(f) auf eine Über- gangsfunktion r3(f) trifft, wobei der Übergang sanft und insbesondere knickfrei verläuft. Bei einem solchen knickfreien Übergang gilt r1'(f1,3) = r3'(f1,3) . Ferner trifft der zweite Funktionsverlauf r2(f) bei einer zweiten Winkelstellung f3,2 > fmax auf die Übergangsfunktion r3(f) sanft und ebenfalls knickfrei, so- dass ferner gilt, r2'(f3,2) = r3'(f3,2). Bevorzugt trifft ferner eine zweite Über- gangsfunktion r3(f)‘ bei einer dritten Winkelstellung fmax < f2,3 < 360° auf den zweiten Funktionsverlauf r2(f), wobei der Übergang sanft und insbesonde- re knickfrei verläuft. Bei einem solchen knickfreien Übergang gilt r2'(f2,3) = r3'(f2,3)· Bei einer vierten Winkelstellung f3,1 > fmin trifft die zweite Über- gangsfunktion r3(f)‘ auf den Funktionsverlauf r1(f) wobei der Übergang sanft und insbesondere knickfrei verläuft. Bei einem solchen knickfreien Übergang gilt r1'(f3,1) = r3'(f3,1) .
Eine solche Übergangsfunktion ermöglich einen steten Funktionsverlauf der Änderungsrate von r'(f) gemäß Figur 28.
Bezugszeichenliste (Teil der Beschreibung)
102 Elektromechanischer Aktuator
104 Gehäuse
106 Elektromotor
108, 108‘, 108“ Kurvenscheibe
110 Wälzkörper
112 Stößel köpf
114 Bremsstößel
116 Lager
118 Verbindungsabschnitt
119 Getriebe
120 Umlaufrädergetriebe 122 Hohlrad 124 Umlaufräder 126 Sonnenrad 128 Stirnradgetriebe 130 Welle 202 Elektromechanischer Aktuator 204 Gehäuse 206 Elektromotor 208 Kurvenscheibe 210 Wälzkörper 212 Stößel köpf 214 Bremsstößel 216 Lager 218 Verbindungsabschnitt
219 Getriebe
220 Umlaufrädergetriebe 222 Hohlrad 224 Umlaufräder 226 Sonnenrad 228 Stirnradgetriebe 230 Welle
234 Federlager
236 Federelement
238 Federführung
240 Wälzkörper
242 Nocken
244 Nockenwelle
246 Wellenlager
248 Wellenlager
250 Steg
254 Erster Gehäuseabschnitt
256 Zweiter Gehäuseabschnitt
258 Schraube
302 Elektromechanischer Aktuator
308 Kurvenscheibe
310 Wälzkörper
314 Bremsstößel
315 Gerade Bremsstößelführung
315‘ Gekrümmte Bremsstößelführung
336 Federelement
354 Bremsscheibe
356 Bremsbelag
358 Bremshebel
360 Hebel
362 Federkopf
366 Lager
368 Scheibenbremse
402 Elektromechanischer Aktuator
408 Kurvenscheibe
436 Federelement
470 Lager
472 Federkopf
474 Rollenlager 476 Drehachse
478 Axialbahn

Claims

Patentansprüche
1. Elektromechanischer Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) für eine Bremse, insbesondere eine Nutzfahrzeug-Scheibenbremse, mit:
- einem Elektromotor (106, 206) zum Erzeugen eines Antriebs-Drehmoments,
- einer mit dem Elektromotor (106, 206) wirkverbundenen, rotatorisch beweglich gelagerten Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408), und
- einem entlang einer Stößelachse beweglichen Bremsstößel (114, 214, 314) zur Betätigung eines Bremshebels (358) der Bremse (368), wobei die Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) und der Bremsstößel (114, 214, 314) miteinander in Anlage stehende Kontaktflächen aufweisen, wel- che zur direkten Übertragung des Antriebs-Drehmoments zwischen Kurven- scheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) und Bremsstößel (114, 214, 314) an- einander abgleiten oder abrollen, wobei die Kontaktfläche der Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) in einem Abstand r in radialer Richtung um den Drehpunkt D verläuft, welcher als eine Funktion r(f) mit einer Änderungsrate r'(f) in Abhängigkeit von der Win- kelstellung f der Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) definiert ist, und die Kontaktfläche derart ausgebildet ist, dass eine nichtlineare Übersetzung zwischen dem Antriebs-Drehmoments der Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) und der auf den Bremsstößel (114, 214, 314) übertragenen Kraft er- folgt wobei der Abstand r(f) bei einer Winkelstellung f = fmin minimal und bei einer Winkelstellung f = fmax maximal ist, dadurch gekennzeichnet, dass in einem ersten Winkelbereich fmin £ f £ fmax die Änderungsrate r'(f) zumindest bereichsweise positiv ist, und dass in einem zweiten Winkelbereich fmax £ f £ 360° die Änderungsrate r'(f) zumindest bereichsweise negativ ist.
2. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach Anspruch 1 , wobei bei einer Winkelstellung f = fmin die Änderungsrate r'(fmin) = 0 ist.
3. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach Anspruch 2, wobei bei einer Winkelstellung f = fmin die Funktion r(f) positiv gekrümmt ist, sodass r"(fmin) > 0 ist.
4. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach einem der vorstehenden An- sprüche, wobei bei einer Winkelstellung f = fmax die Änderungsrate r'(fmax) = 0 ist.
5. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach einem der vorstehenden An- sprüche, wobei bei einer Winkelstellung f = fmax die Funktion r(f) negativ gekrümmt ist, sodass r"(fmax) < 0 ist.
6. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach einem der vorstehenden An- sprüche, wobei sich der Abstand r(f) bei mindestens einer Winkelstellung f = fp ' mit fmax £ fp' £ 360° sprunghaft um einen Wert ändert.
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7. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach einem der vorstehenden An- sprüche, wobei der Abstand r(f) in einem Winkelbereich fmin £ f £ fmax streng mo- noton steigt, sodass r'( fmin £ f £ fmax) > 0 ist.
8. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach einem der vorstehenden An- sprüche, wobei der Abstand r(f) in einem Winkelbereich fmax £ f £ 360° streng mono- ton fällt, sodass r'( fmax £ f £ 360°) < 0 ist.
9. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach einem der vorstehenden An- sprüche, wobei die Funktion r(f) in dem ersten Winkelbereich fmin £ f £ fmax einen erster Funktionsverlauf r1(f) aufweist, und in dem zweiten Winkelbereich fmax £ f £ 360° einen zweiten Funktionsverlauf r2( f) aufweist, der von r1(f) verschieden ist.
10. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach Anspruch 9, wobei sich r1(f) und r2(f) in mindestens einer Winkelstellung f1,2 treffen, in welcher r1'(f) und r2'(f) stetig sind.
11. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach Anspruch 10, wobei die Winkelstellung f1,2 eine erste Winkelstellung ist, in welcher r1(f) vor- zugsweise eine negative Krümmung aufweist, und wobei r1(f) und r2(f) sich ferner in einer zweiten Winkelstellung f2,1, treffen in welcher r2' = r1' ist, und r1(f) vorzugsweise eine positive Krümmung aufweist.
12. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach Anspruch 9 oder 10, wobei sich r1(f) und r2(f) in mindestens einer Winkelstellung f1,2 treffen, in welcher r1' = r2'.
13. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach Anspruch 12, wobei die Winkelstellung f1,2 eine erste Winkelstellung ist, in welcher r1(f) vor- zugsweise eine negative Krümmung aufweist, und wobei r1(f) und r2(f) sich ferner in einer zweiten Winkelstellung f2,1, treffen in welcher r2' = r1' ist, und r1(f) vorzugsweise eine positive Krümmung aufweist.
14. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach einem der vorstehenden An- sprüche, wobei die Funktion r(f) eine Übergangsfunktion r3(f) aufweist, welche in einer ersten Winkelstellung f1,3 auf den ersten Funktionsverlauf r1(f) trifft, wobei vorzugsweise r1'(f1,3) = r3'(f1,3) ist, und welche bei einer Winkelstellung f3,2 auf den zweiten Funktionsverlauf r2(f) trifft, wobei vorzugsweise r2(f3,2) = r3(f3,2) ist.
15. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach Anspruch 14, wobei die Übergangsfunktion r3(f) eine erste Übergangsfunktion ist, und die Funktion r(f) eine ferner eine zweite Übergangsfunktion r3(f)' aufweist, wel- che in einer dritten Winkelstellung f3,1 auf den ersten Funktionsverlauf r1(f) trifft, wobei vorzugsweise r1'(f3,1) = r3'( f1,3)' ist, und welche bei einer Winkelstellung f2,3 auf den zweiten Funktionsverlauf r2(f) trifft, wobei vorzugsweise r2'(f2,3) = r3' (f2,3) ist.
16. Bremsenaktuator (102, 202, 302, 402) nach einem der vorstehenden An- sprüche, wobei in einem Winkelbereich fmax £ f < fp die Änderungsrate r'(fmax £ f <fp ) = 0 ist, wobei vorzugsweise fmax - fp £ 0,1 · ( fmax - fmin)° ist.
17. Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) für einen Bremsenaktua- tor (102, 202, 302, 402) nach einem der vorstehenden Ansprüche, welche zum Anschluss an die Antriebswelle eines Elektromotors (106, 206) eingerichtet ist, wobei die Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) eine Kontaktfläche aufweist, welche zur direkten Übertragung des Antriebs-Drehmoments zwi- schen Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) und Bremsstößel (114, 214, 314) mit der Kontaktfläche des Bremsstößels (114, 214, 314) derart in An- lage bringbar ist, dass die Kontaktflächen aneinander abgleiten oder abrollen, wobei die Kontaktfläche der Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) in einem Abstand r in radialer Richtung um den Drehpunkt D verläuft, welcher als eine Funktion r(f) mit einer Änderungsrate r'(f) in Abhängigkeit von der Win- kelstellung f der Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) definiert ist, und die Kontaktfläche derart ausgebildet ist, dass eine nichtlineare Übersetzung zwischen dem Antriebs-Drehmoment der Kurvenscheibe (108, 108‘, 108“, 208, 308, 408) und der auf den Bremsstößel (114, 214, 314) übertragenen Kraft er- folgt wobei der Abstand r(f) bei einer Winkelstellung f = fmin minimal und bei ei- ner Winkelstellung f = fmax maximal ist, dadurch gekennzeichnet, dass in einem ersten Winkelbereich fmin £ f £ fmax die Änderungsrate r'(f) zumindest bereichsweise positiv ist, und dass in einem zweiten Winkelbereich fmax £ f £ 360° die Änderungsrate r'(f) zumindest bereichsweise negativ ist.
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