无间隙操纵式电动机械制动器 【技术领域】
本发明涉及尤其用于车辆的电动机械制动器，该电动机械制动器具有一个电动执行机构，该执行机构产生操纵力并且作用于至少一个摩擦件上，以便将该摩擦件压到该制动器的一个要制动的可转动部件上以产生摩擦力，该电动机械制动器还有一个设置在该摩擦件和该电动执行机构之间的自动增力机构，该自动增力机构造成由该电动执行机构产生的操纵力自动增强并且具有至少一个具有坡角α的楔块，所述楔块支撑在一个对应的支座上。
背景技术
德国专利DE19819564C2公开了一种带有自动增力机构的电动机械制动器。在这篇文献所述的制动器中存在这样的问题：通过选择坡角α而决定的自动增力程度总是只能被确定得如此大小，即与摩擦件和待制动部件之间的且视制动器工作状态而变的摩擦系数μ无关地，或是总有一个压力作用于自动增力机构的楔块上，或是总有一个拉力作用于自动增力机构的楔块上。应该避免执行机构动力地正负值交变，因为否则的话，必须经过存在于执行机构中的间隙，这导致不确定的状态并进而导致不希望有的控制参数(制动力)波动。由于存在这个限制条件，所以，在已知的电动机械制动器中，最佳的自动增力范围即其中摩擦系数μ的值约等于Tanα的范围未能加以利用，因为在最佳的自动增力时刻，即当摩擦系数μ的值等于坡角α的正切值时，所需的操纵力或确切地说是执行机构动力改变了其方向。
【发明内容】
因此，本发明的任务是，提供一种改进的具有自动增力功能的电动机械制动器，它的工作范围可以位于最佳的自动增力范围内，而不会出现对其可控制性的不利影响。
基于上述的电动机械制动器，根据本发明，如此完成该任务，即该电动执行机构具有两个传动装置，这些传动装置作用在该楔块上并且可以反向工作以产生操纵力，在操纵力较小的范围里即在一个tanα≈μ的范围里，这两个传动装置反向工作以产生操纵力。在这里，“反向工作”是指，由这两个传动装置作用于自动增力机构的楔块上的力是反向的。根据本发明制动器的一个实施例，这两个传动装置在操纵力比较小的范围里如此拉动该自动增力机构的楔块以产生操纵力，即在操纵方向上产生一个表示该操纵力的拉力过量。在一个替换实施例中，为了产生操纵力，这两个传动装置在操纵力较小的范围里如此压楔块，即在操纵方向上产生一个表示该操纵力的过量拉力。
根据本发明，当只需要小的操纵力时，就是说当制动器的自动增强高(即tanα≈μ)时，电动执行机构的这两个传动装置以无间隙方式共同工作，因而存在与执行机构中的间隙因两个传动装置的反向工作而没有表现出来。因此，只会出现在自动增强较大范围里的执行机构动力的正负转换没有负面影响，而是被无间隙地克服了。所以，本发明的制动器可以毫无困难地在最佳的自动增强区域内工作，这也意味着，电动执行机构不一定是动力强劲的，因而可以被设计得更紧凑和轻巧。除了省地和重量轻以外，在执行机构动态性能方面也有优点。
在其中摩擦系数μ的与tanα相差很大的工作状态中，电动执行机构必须施加较大的操纵力，这样才能获得所需的制动力或所需的制动力矩。因此，根据本发明制动器的一个优选实施例，这两个传动装置的工作方向是可控制的，并且这两个传动装置为产生较大的操纵力而共同工作(就是说同方向而不是象以前的反向)。确切地说，在这样的工作状态中可能出现这样的情况，即必须克服执行机构的间隙，但在这两个传动装置必须共同工作以获得较高操纵力的情况下如在紧急制动的情况下，这样做不会导致真正的缺陷，因为对这样作用的力来说，执行机构间隙将被很快速地克服，并且或许执行机构间隙以小冲击的形式在制动器的操纵机构中可被觉察到，这样的冲击是因为在其间隙要被克服的执行机构重新啮合时出现的力激增而引起的。对已知的间隙来说，如果需要的话，也可以控制这样的力激增。
在本发明制动器中，自动增力机构的坡角α通常是如此选择的：即便在工作中出现了最大的或最小的摩擦系数μ，制动器仍然可以产生所需最大制动力所需的压紧力。换句话说，坡角α应该如此选择，即μmin＜tanα＜μmax。
本发明制动器的电动执行机构的这两个传动装置最好被设计成线性执行机构，这两个传动装置直接作用在自动增力机构的楔块上。在这样的实施例中，摩擦件(通常是摩擦片衬)最好与楔块牢固连接，从而每次楔块运动都无损失地被传递给摩擦件。根据一个优选实施例，每个线性执行机构具有一个带有整体式丝杠螺母的电动机、一个成传动杆形式的并与丝杠螺母配合工作的丝杠和一个转角传感器和另一个位置传感器。根据由线性执行机构的位置传感器提供的信号，一方面可以计算出存在于电动执行机构中的机械间隙，另一方面，可以顺利地计算出楔块的当前位置。
在本发明制动器的优选实施例中，该楔块的位置是可以调整的。这种位置控制最好是一种级联控制，它具有一个外控制环路和一个内控制环路，该外控制环路的被调参量是制动力矩且其调节参量是与该楔块相连的摩擦件的位置，该内控制环路的被调参量是根据线性执行机构的位置信号算出的、与该楔块相连的摩擦件的位置且其调节参量是该线性执行机构的电动机的电机电流或电机电压。楔块的位置控制且尤其是上述的级联控制在控制技术上是有利的，因为在摩擦系数μ和楔块位置之间只存在线性关系。因此，这样的控制是快速、精确和不受干扰的。
在本发明制动器的优选实施例中，用于要制动部件的两个转向中的每个转向的楔块都有至少一个带有尤其是相同的坡角α的楔面。为两个转向而定的不同楔面的坡角最好是一样的，因而楔块就具有对称结构，但是，也可以将用于要制动部件的前进及其后退的坡角选择成是不同的。
通常，制动器不是只有一个摩擦件，而是有至少两个摩擦件，它们彼此相对地工作并作用在要制动部件的不同侧面上。因此，用于自动增力机构的楔块的支座最好支承在一个钳上，该钳夹紧要制动部件并且与其它摩擦件连接。在本发明制动器的一个非常优选的实施例中，待制动部件是一制动盘，钳是一浮式制动钳。浮式制动钳及其功能是所属领域的公知技术，因此没有必要为此做进一步的说明。
就象在如DE19819564C2中公开的制动器中那样，在本发明的制动器中，最好也设有设有一个用于比较该摩擦力的理论值与该摩擦力的实际值的装置，在该实际值不同于该理论值时，该装置控制该电动执行机构以便相应地增大或减小所产生的操纵力并由此使该摩擦力的实际值等于其理论值。换句话说，本发明的制动器也最好是摩擦力可调节式的。摩擦力根据正负对应于制动力或制动力矩。
本发明制动器的所有实施例都可以如此来设计，即楔面坡角α随着楔块在操纵方向上渐渐移动而递减，就是说，坡角在制动器进给路程中变小。这样一来，本发明的制动器可以获得更好的可控性。
在本发明制动器的一个变型实施方式中，电动执行机构是一个线性马达，其传动机构作用于自动增力机构的楔块上。由于一个线性马达本身就没有间隙，所以在这样的实施例中就不需要两个反向工作的传动装置，而是有唯一一个传动装置就够了。
【附图说明】
以下，结合示意附图来详细说明本发明制动器的一个实施例，其中：
图1是为盘式制动器形式的本发明的电动机械制动器的侧视图；
图2是本发明制动器的斜向上看的立体图；
图3是没有校正装置和支座的图2的视图；
图4表示图1的II-II的截面图；
图5表示图1的III-III的截面图；
图6表示图4的IV-IV的截面图；
图7是图4的截面图，它表示本发明制动器在前进时的操纵状态；
图8是图7的截面图，但现在只表示制动器在倒退时的操纵状态；
图9表示图4的V-V的截面图；
图10是图4的截面图，其中的摩擦片衬已用得相当旧了；
图11是表示本发明制动器的基本功能的视图。
【具体实施方式】
图1、2示出了盘式制动器形式的电动机械制动器10，它具有一外壳12和一个可绕一轴线A转动的制动盘14。
如图3、4、5更清楚示出的那样，制动器10具有一个第一摩擦片衬16，它例如通过粘结与一个起到衬片底板作用的楔块18的正面牢固连接。在楔块18的背面上，为制动盘14的每个转动方向设置一个楔面20或20’，这两个楔面被布置成与制动盘14成坡角α并且支撑在一个块状支座22的形状互补的楔面21、21’上。
支座22通过四个螺栓24支撑在一个制动钳26上(见图2、5)，该制动钳过度张紧制动盘14并且具有一个指向该转动轴线A的臂28。臂28用于支撑一个通常被固定在一衬片底板32上的第二摩擦片衬30，该衬片底板贴在臂28的面向制动盘14的内面上。
制动器10的操纵力由一个电动执行机构产生，该执行机构包括两个在这里为线性执行机构形式的传动装置34、34’。每个传动装置34、34’包括一个电动机36或36’和一个由该电动机驱动的传动杆38、38’，所述传动杆与楔块18有效连接。在所示的实施例中，每个电动机36、36’具有一个整体式丝杠螺母(未示出)，传动杆38、38’分别被设计成与该丝杠螺母配合工作的丝杠的形式。在每个电动机36、36’中的一个也未示出的转角传感器能够根据电动机36、36’所完成的转数和传动丝杠升程来确定所属传动杆38、38’的精确位置。
楔块18和支座22是一个用于增强由传动装置34、34’产生的操纵力的自动增力机构的一部分。在这里，传动杆38、38’的自由端支承在一个位于楔块18背面上的凹槽40中，因而，传动杆38、38’的平移运动导致了楔块18相应地向左或向右移动(见图3、4、6)。就是说，为了操纵制动器10，楔块18通过固定在楔块上的摩擦片衬16移向制动盘14(见图7、8)，确切地说是通过两个传动杆38、38’的平移运动。在这种情况下，楔块18通过它的一个楔面20或20’支撑在支座22的、形状互补的对应楔面21或21’上，并且它不仅向左或向右移动，也移向制动盘14。一旦第一摩擦片衬16接触到制动盘14，则产生反作用力，这个反作用力从摩擦片衬16起通过楔块18和支座22被传给制动钳26。制动钳浮动地支承在制动器10的外壳12上并且一致被该反作用力推动，直到第二摩擦片衬30也贴到制动盘14上(浮式制动钳原理)。每当楔块18继续在操纵方向上平移，则这导致了这两个摩擦衬片16、30被更强力地紧压到制动盘14并进而导致所希望的制动过程。通过使楔块18返回其如图4所示的原始位置，实现了制动解除。为了减小摩擦，楔面20、20’和/或支座面21、21’例如可以配备有滚动体(未示出)。如图所示，如此形成凹槽40，即楔块18本身也可以移向和离开制动盘14，而传动杆38、38’没有一起移动。
为了让制动器10能够补偿用旧的摩擦片衬16，设有一个总体用42表示的校正装置(见图2)。它包括(见图4、5、9)一个驱动一蜗杆46的马达44，该蜗杆与四个齿轮48啮合。齿轮48支承在制动钳26中并且分别具有与螺栓24中的对应的一个螺栓啮合的内螺纹，这些螺栓与支座22牢固连接(见图5)。因此，齿轮48起到了丝杠传动机构中的丝杠螺母的作用，而螺栓24就是丝杠。在所示实施例中设有四个螺栓24，其中的两个螺栓24由于齿轮48的不同转向而具有左旋螺纹，另外两个螺栓24具有右旋螺纹。因此，校正装置42可以借助马达44来增大支座22距制动钳26的距离，即促使支座22移向制动盘14。这样一来，可以使制动器10的间隙即在解除制动时存在于制动盘14和摩擦片衬表面之间的间距保持不变。图10示出了对应于图4的视图，但其中的摩擦片衬16、30已用得很旧了。
通常，制动器10是如此构造的，即当在制动时察觉到太大的间隙时，则要在解除制动的情况下启动校正装置42的调整功能，以便将该间隙又缩小到按照结构预定的值。校正装置42最好被设计成是自锁的，以防止不小心调整了该间隙。
在此描述的校正装置42体现出可以补偿摩擦片衬磨损的可能性。代替上述电动机44地，制动器10的其它实施例可以具有超声波马达、一个步进选择器、一个步进马达或其它传动装置。校正装置42的传动装置也可以按照不同的方式来设计，例如被设计成协调驱动传动装置。此外，不一定要象所示的那样设置四个螺栓24，而是可以设置更多或更少的螺栓，最后，为了实现上述的支座22相对运动，也可以想象到除螺栓外的其它机构。
以下，结合图11来详细描述电动机械制动器10且尤其是自动增力机构的功能。如上所述，自动增力机构为制动盘14的每个转动方向具有一个楔面20或20’，它们支承在支座22的一个形状互补的面21或21’上。在所示实施例中，每个楔面20、20’被布置成相对制动盘14成一个有效的坡角α。但这是不一定的，用于其中一个转动方向的有效坡角也可以不同于用于另一个转动方向的有效坡角。在图11中，用箭头来表示作用在楔块18上的力，其中：
FA是传给楔块18的输入力；
FR是在制动时出现的并由支座22承受的支承力，它可以被分为一与输入力FA相反的力FRx和一个与制动盘垂直的压力FRy；
FN是与FRy相反的在制动盘上的法向力；
FF是产生在楔块或摩擦件上的摩擦力。
根据力的平衡，在制动盘14上的并按照以下公式的摩擦力或摩擦力矩只与坡角α、表示其中一个干扰量的摩擦系数μ和输入力FA有关：
FA＝-FF·[1-(tanα)/μ]
如图11所示在操纵制动器时作用于楔块18上的输入力FA是由两个传动装置34、34’产生的。在摩擦系数μ已定的情况下，输入力FA的自动增强程度只取决于坡角α。在相等状态下，即当摩擦系数μ等于坡角α的正切值时，如果摩擦片衬16已与制动盘14接触上，则制动器10不再需要输入力FA来继续制动。因此，这个相等状态也被称为最佳自动增力点。如果摩擦系数μ小于tanα，则必须有一个输入力FA，这样才能保持制动作用。而如果摩擦系数μ大于tanα，则制动器自行变为制动器锁死，就是说，制动力在没有输入力FA的情况下总在增大，而结果导致制动器锁死。如果要避免这种锁死状态或保持理想的制动力，则必须对楔块18施加一个负的输入力FA，即一个在反方向上作用的输入力FA。
为了输入力FA可以是小的力，人们力求在这样的范围里驱动制动器10，即在该范围里，摩擦系数μ至少约等于坡角α的正切值。在操纵力比较小的范围里，这两个传动装置34、34’反向工作，就是说，这两个传动装置34、34’通过传动杆38、38’将彼此反向的作用力穿给楔块18。在这里，这些反向力的大小是这样的，即在楔块18在操纵中应移动的方向上产生力过载。由传动装置34、34’传给楔块18的力可以是两个压力或是两个拉力，唯一重要的是，在理想方向上产生力过载。
由于这两个传动装置34、34’反向工作，所以，楔块18的操纵是无间隙的。这种无间隙对在最佳的自动增强范围里的制动器10操作很重要，因为在该范围里，由于摩擦系数μ在制动器操作过程中是变化的，所以会出现在摩擦系数μ小于tanα的状态和摩擦系数μ大于tanα的状态之间的快速转换。换句话说，在以最佳的自动增强点为中心的范围中，可能出现在其中需要正输入力FA的状态和其中需要负输入力FA以保持理想的制动力的状态之间的快速转换。如果执行机构不是无间隙的，则在输入力FA的每次正负转换时将经过存在于执行机构中的间隙，这将导致不确定的状态并进而导致制动器可控性的降低。借助两个在正常情况下反向工作的传动装置34、34’的无间隙操纵有效地避免了上述问题。
在其中摩擦系数μ与坡角α的正切值有很大差异的工作状态中，需要较大的输入力FA，这样才能获得理想的制动效果。在这样的工作状态中，这两个传动装置34、34’共同工作，就是说，它们如此产生同向的力，即其中一个传动装置压向楔块18，另一个传动装置拉动楔块18。为了可以实现这样的传动装置的同向作用，这两个传动装置34、34’被设计成是可控制的，就是说，它们的操纵方向可以颠倒过来。在传动装置34、34’的同向工作中，制动器10的执行机构不再无间隙地工作。但这在实践中可以忽略不计，因为其中需要更高的输入力FA的工作状态很少出现，此外，在这样的工作状态下，可以容忍或许越过执行机构间隙。
如已经简短说明的那样，摩擦系数μ可根据制动器负载相当明显地改变。不过，在一次制动过程中的每次摩擦值变化都造成摩擦力FF的改变并进而导致制动器的待制动部件的减速情况变化，所述待制动部件目前是由制动盘14构成的。为了控制这种不理想的摩擦值变化，所示的盘式制动器10配备有一个未示出的传感装置，它允许连续测量摩擦力。本身已知的传感装置与一个也未示出的电子控制装置连接，该控制装置分析处理所获得的信号并且尤其是在摩擦力的一预定理论值与实际值之间完成比较。根据信号的分析处理结果，传动装置34、34’受到控制装置的控制，从而通过使楔块18在制动盘14的转动方向上或与该转动方向相反地移动，实现了摩擦力实际值的增大或减小，这样做是为了使摩擦力实际值接近摩擦力理论值。
在所示实施例中，制动器10的摩擦力控制是通过控制楔块18的位置来实现的。这在控制技术方面是有利的，因为在楔块位置和摩擦系数μ之间只存在线性关系，这种关系可以简单、快速且可靠地调整，例如借助级联控制，它包括一外控制环路和一内控制环路。在外控制环路里，(所需的)制动力矩就是被调参量，而楔块位置是调节参量。在内控制环路中，楔块位置是被调参量，而传动装置34、34’的电动机36、36’的电机电流或电机电压是调节参量。楔块18的位置可以根据楔块18在正常情况下的无间隙操纵而精确地通过上述转角传感器来确定，其中所述转角传感器包含在电动机36、36’里。
在所示实施例中，坡角α在制动器10或确切地说的是楔块18的进给路程上是不变的。在未示出的实施例中，坡角α是递减的，就是说，它随着进给路程的推进而减小。