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WO2003036121A1 - Selbstverstärkende elektromechanische scheibenbremse mit reibmomentermittlung - Google Patents

Selbstverstärkende elektromechanische scheibenbremse mit reibmomentermittlung Download PDF

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Publication number
WO2003036121A1
WO2003036121A1 PCT/EP2002/011800 EP0211800W WO03036121A1 WO 2003036121 A1 WO2003036121 A1 WO 2003036121A1 EP 0211800 W EP0211800 W EP 0211800W WO 03036121 A1 WO03036121 A1 WO 03036121A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
force
brake
actuator
disc
friction
Prior art date
Application number
PCT/EP2002/011800
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Martin Schautt
Antonio Pascucci
Henry Hartmann
Original Assignee
Estop Gmbh
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Estop Gmbh filed Critical Estop Gmbh
Priority to AT02785272T priority Critical patent/ATE291183T1/de
Priority to DE50202508T priority patent/DE50202508D1/de
Priority to EP02785272A priority patent/EP1438518B1/de
Publication of WO2003036121A1 publication Critical patent/WO2003036121A1/de

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16D65/14—Actuating mechanisms for brakes; Means for initiating operation at a predetermined position
    • F16D65/16—Actuating mechanisms for brakes; Means for initiating operation at a predetermined position arranged in or on the brake
    • F16D65/18—Actuating mechanisms for brakes; Means for initiating operation at a predetermined position arranged in or on the brake adapted for drawing members together, e.g. for disc brakes
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16D2127/00—Auxiliary mechanisms
    • F16D2127/08—Self-amplifying or de-amplifying mechanisms
    • F16D2127/10—Self-amplifying or de-amplifying mechanisms having wedging elements

Definitions

  • the invention relates to self-energizing electromechanical disc brakes, in particular for motor vehicles.
  • an electric actuator applies an actuating force that applies the brake pads to the rotating brake disc.
  • a self-energizing device in the form of a wedge arrangement uses the kinetic energy contained in the rotating brake disc to further feed the friction linings, i.e. the friction linings are pressed against the brake disc with a force which is significantly higher than the actuator force and which is not applied by the electrical actuator.
  • the basic principle of such a brake is known from German patent 198 19 564.
  • electromechanical brakes In order to be suitable for use in particular in motor vehicles, electromechanical brakes must have a control system which ensures that during normal braking both brakes of a vehicle axle brake to the same extent. If this is not the case, the vehicle is 'skewed', which must be avoided for safety reasons. Also, it must not happen that the brake brakes suddenly in a way that is not foreseeable for the vehicle driver, much stronger or weaker than corresponds to the driver's deceleration request. A change in the deceleration behavior of a brake can occur in particular due to a changing coefficient of friction, the value of which strongly depends on, for example, the temperature and the surface properties of the friction surfaces.
  • the measurement of the frictional force is associated with many disturbance variables, which result, for example, from rapid up and down movements of the brake during driving, which are caused by uneven road surfaces. Bumps in the road can cause accelerations of up to 20 times the value of the acceleration due to gravity on the wheel brake of a motor vehicle. The inertia forces caused by such shocks produce considerable disturbances in the friction force measurement signal.
  • filtering the signal supplied by the friction force sensor is essential. However, this electronic filtering of the measurement signal delays the determination of the friction force and leads to a relatively sluggish behavior of the entire friction torque control loop.
  • the invention has for its object to provide a self-energizing electromechanical disc brake of the type mentioned, in which the actuator force is not equal to the normal force and usually not normally directed to the brake disc, in which the aforementioned problems are eliminated, in particular the control dynamics are significantly improved.
  • the disc brake according to the invention thus has a device for determining the frictional torque, which comprises first means for measuring the frictional force and second means for determining the normal force acting between the brake disc and the friction lining.
  • the frictional force is measured by a sensor that detects the supporting force of the disc brake that occurs during braking.
  • the sensor for example a strain gauge, can be arranged, for example, as has already been described at the beginning.
  • the sensor can, however, also be attached at any other point which makes it possible to detect the support force that occurs during braking.
  • the force which acts between the brake disc and the friction lining and is directed normally to the brake disc is additionally determined according to the invention.
  • the force that is normal to the brake disc and thus parallel to the wheel axis is hardly exposed to disturbance variables because it runs at right angles to the vertical main excitations as they do Eg when driving over a bump at high speed and the resulting strong deflection of a wheel.
  • the normal force therefore does not need to be filtered in a time-consuming manner, but can be determined with high dynamics, ie very promptly.
  • the information about the friction torque currently present is obtained from the normal force and compared with the result of the friction force measurement in order to be able to determine changes in the friction coefficient that cannot be determined from the normal force.
  • Targeted changes in the friction torque can be carried out faster and more precisely according to the invention. This is advantageous because the systems mentioned work better the faster the braking intervention required by the system takes place.
  • the device for determining the frictional torque of the disc brake according to the invention first means for determining the Aktua ⁇ torkraft and second means for determining on the force acting between the brake disk and the friction lining normal force.
  • the force that is normally directed to the brake disc is also determined here in order to improve the control dynamics and thus the overall quality of the brake control.
  • the actuator force applied during braking is determined in the second solution. This enables a more compact design of the brake because a removed sensor, for example attached to the brake carrier, is no longer required for measuring the friction force.
  • the frictional torque is determined indirectly, without the frictional force having to be measured directly. From the relationship
  • the coefficient of friction ⁇ can therefore be calculated from the ratio of the actuator force F A to the normal force F N , because the wedge angle ⁇ is a predetermined and thus known geometric size of the brake.
  • the actuator force can be measured directly, preferably with a force sensor arranged in the force flow of the actuator force, which can be, for example, a strain gauge.
  • the force sensor can, for example, detect the reaction force with which an electric motor belonging to the actuator is supported on the housing of the actuator or the brake.
  • the reaction force corresponds to the sign of the actuator force.
  • the force sensor can also be arranged at the point at which the actuator force is introduced into the wedge of the wedge arrangement.
  • a force sensor can be arranged in or on a force transmission means of the actuator, for example on a spindle or a pull or push rod.
  • the actuator force does not have to be measured directly, but can be determined indirectly, for example from the motor current of the electric motor associated with the actuator.
  • the motor current is a measure of the torque emitted by the motor, which is converted into an axial force, for example by a spindle drive.
  • the motor current is therefore proportional to the actuator force generated. If the accuracy requirements are not too high, such an indirect determination of the actuator force is a suitable and inexpensive solution.
  • the force directed normally to the brake disc can be measured by means of a force sensor arranged in the force flow of the normal force.
  • the normal force can be measured in the friction linings themselves or in or on the lining carriers, further on the support surfaces of the wedge of the wedge arrangement, or in the caliper overlapping the brake disc, or also in the frame of the disc brake.
  • a measurement of forces close to the point of origin is generally advantageous in order to avoid falsification of the measurement signals by inert masses.
  • the normal force can also be determined indirectly, e.g. from the amount of displacement of the wedge of the wedge assembly that occurs at a given braking.
  • the normal force leads to an expansion of the disc brake caliper and to a compression of the friction linings and, to a lesser extent, also of the brake disc.
  • These elasticities of the brake are compensated for by a corresponding displacement of the wedge in the direction of actuation.
  • the term "zero position" denotes the position of the friction linings in which the so-called air gap has just been overcome, the friction linings therefore lie force-free on the brake disc, then the normal force can be calculated directly from the amount of displacement of the wedge in the actuation direction. If the spring characteristic of the brake system is linear, then the normal force is directly proportional to the displacement of the wedge.
  • the displacement of the wedge can either be measured directly, or it can be determined from the operating data of the actuator. For example, it is possible to calculate the displacement of the wedge from the motor rotation angle of an electric motor belonging to the actuator, at least when the electric motor acts on the wedge via a feed system that is true to the incline.
  • the expansion of the brake caliper can be determined using a commercially available position measuring system. Since the relationship between the expansion of the brake caliper as a function of the normal force acting is linear for practical purposes, the measurement of the expansion of the brake caliper represents a further possibility for determining the normal force.
  • the normal force is an auxiliary variable, the determination of which serves to improve the dynamics of the control, since the direct measurement of the frictional torque cannot take place sufficiently quickly due to the required disturbance variable filtering.
  • the current value of the frictional torque is only available with a certain delay, ie at a time t n there is a filtered measured value which reflects the real value at a time t n -m, which occurs before the time t n lies.
  • m indicates the number of time steps by which the measured signal is delayed by the filtering.
  • the highly dynamic actuation of an electromechanical brake which is possible per se, requires, if the advantages of such a highly dynamic actuation are to be exploited, a correspondingly highly dynamic control, which is not possible by means of the friction force measurement for the reasons already mentioned at the beginning.
  • the normal force acting as an auxiliary variable can be determined very quickly and precisely, for example, as already mentioned, by measuring the position of the wedge.
  • the position of the wedge provided the friction linings are in contact with the brake disc, is proportional to the expansion of the brake caliper and thus to the normal force F N.
  • the proportionality factor k is dependent on a number of parameters, for example the coefficient of friction ⁇ , the effective friction radius, the thickness of the friction lining which is reduced by wear, the spring constant of the brake caliper and the friction lining or the friction linings and therefore also the temperature of the brake components. Accordingly, although the proportionality factor k is not constant, its value changes only with a dynamic which is orders of magnitude lower than the disturbances introduced into the brake by uneven road surfaces. This fact can be expressed mathematically as follows:
  • M R (t n ) M R (t n . M ) + k (tn- m ) - [x (t n ) - X (tn- m )]
  • the frictional torque of the brake can be reduced by a certain amount, the control can calculate the required new wedge position on the basis of the above relationship and set it very quickly by means of the actuator. The actual frictional torque is then checked by the frictional force measurement.
  • the wear of the friction linings that occurs during operation of the brake leads to a change in the zero position.
  • the zero position must therefore be repeatedly detected again and again by regulating the brake.
  • the friction force measurement offers a simple way of determining the zero position.
  • the frictional force increases suddenly the moment the friction lining touches the brake disc.
  • the wedge position at which the friction lining and the brake disk come into contact with one another can thus be easily detected.
  • only the relative wedge position is required, which means that the wear of the Friction lining or the friction linings need to be carried out again and again. If the spring characteristic of the overall brake system changes due to the increasing wear of the friction linings, this fact can be taken into account by appropriate modeling.
  • a self-energizing electromechanical disc brake 10 according to the invention is shown very schematically.
  • the disc brake 10 has a rotatable brake disc 12 which is overlapped by a brake caliper 14.
  • the forces shown in FIG. 2 act on the friction lining 26 during a braking operation.
  • the actuator force F A moves the wedge 22 having a wedge angle ⁇ in the x direction, as a result of which the friction lining 26 comes into contact with the rotating brake disc 12.
  • a reaction or normal force F N directed normal to the brake disk and a friction force F R acting in the circumferential direction of the brake disk 12 arise.
  • Most of these forces are introduced into the brake housing and supported there, see support force F B.
  • the actuator force F A acts parallel to the surface of the brake disc and therefore at right angles to the normal force F N.
  • the self-reinforcement of the brake can become so great due to a changing friction coefficient ⁇ between the friction lining 26 and the brake disc 12 that the actuator force F A becomes zero or even has to assume negative values (on the wedge 22 then acts no pressure force, but a pulling force), "hen Festge ⁇ " a, ie an unwanted locking of the brake to prevent.
  • the disc brake 10 has a device for determining the friction torque, which is not shown, and which, according to the above explanations, conditions either measures or determines the frictional force F R and the normal force F N , or determines the actuator force F A and the normal force F N.
  • the frictional torque can be determined from these variables and then regulated by correspondingly changing the actuator force F A.

Landscapes

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine selbstverstärkende elektromechanische Scheibenbremse (10) mit einer drehbaren Bremsscheibe (12) und einem eine Betätigungskraft erzeugenden elektrischen Aktuator (16). Der Aktuator (16) wirkt über eine Keilanordnung (24) auf einen Reibbelag (26) ein, um ihn an die Bremsscheibe (12) anzupressen. Die Bremse (10) weist ferner eine Einrichtung zur Reibmomentermittlung auf, die erste Mittel zur Messung der Reibkraft und zweite Mittel zur Bestimmung der normal zur Bremsscheibe gerichteten Kraft oder erste Mittel zur Bestimmung der Aktuatorkraft und zweite Mittel zur Bestimmung der normal zur Bremsscheibe (12) gerichteten Kraft umfasst. Auf diese Weise ist die Regelungsdynamik und Regelungsgüte der Scheibenbremse (10) deutlich verbessert.

Description

Selbstverstärkende elektromechanische Scheibenbremse mit Reibmomentermittlung
Die Erfindung betrifft selbstverstärkende elektromechanische Scheibenbremsen, insbesondere für Kraftfahrzeuge. Bei solchen Scheibenbremsen bringt ein elektrischer Aktuator eine Betätigungskraft auf, die die Reibbeläge der Bremse an die sich drehende Bremsscheibe anlegt. Eine Selbstverstärkungseinrichtung in Gestalt einer Keilanordnung nutzt die in der sich drehenden Bremsscheibe enthaltene kinetische Energie zum weiteren Zustellen der Reibbeläge, d.h. die Reibbeläge werden mit einer gegenüber der Aktuatorkraft deutlich erhöhten Kraft, die nicht von dem elektrischen Aktuator aufgebracht wird, gegen die Bremsscheibe gepresst. Das Grundprinzip einer solchen Bremse ist aus dem deutschen Patent 198 19 564 bekannt.
Um für einen Einsatz insbesondere in Kraftfahrzeugen geeignet zu sein, müssen elektromechanische Bremsen eine Regelung aufweisen, die sicherstellt, daß bei einer normalen Bremsung beide Bremsen einer Fahrzeugachse gleich stark bremsen. Ist dies nicht der Fall, kommt es zum sogenannten 'Schiefziehen' des Fahrzeuges, was aus Sicherheitsgründen unbedingt vermieden werden muß. Auch darf es nicht dazu kommen, daß die Bremse in einer für den Fahrzeugführer nicht vorhersehbaren Weise plötzlich viel stärker oder schwächer bremst als es dem Verzögerungswunsch des Fahrzeugführers entspricht. Zu einer Änderung des Verzögerungsverhaltens einer Bremse kann es insbesondere durch einen sich ändernden Reibkoeffizient kommen, dessen Wert stark von beispielsweise der Temperatur und der Oberflächenbeschaffenheit der Reibflächen abhängt. Besonders bei selbstverstärkenden elektromechani- schen Bremsen, die einen hohen Selbstverstärkungsfaktor aufweisen können, ist eine gute Regelung von großer Bedeutung, da der Bremsenkennwert C*, der das Verhältnis von aufgebrachter Aktuatorkraft zu tatsächlich erzeugter Reibkraft angibt, sehr stark vom Reibkoeffizienten abhängt. Üblicherweise wird versucht, das aktuell vorliegende Reibmoment durch eine Messung der Reibkraft zu ermitteln. Die Reib- kraft lässt sich beispielsweise mit einem Sensor messen, der zwischen einem Reibbelag der Bremse und einem Bauteil angeordnet ist, an dem sich der Reibbelag beim Bremsen abstützt. Aus der Beziehung
MR = FR-rdisc
mit MR = Reibmoment FR = Reibkraft rdisc = Radius der Bremsscheibe
ergibt sich dann ohne weiteres das Reibmoment.
Die Messung der Reibkraft ist allerdings mit vielen Störgrößen behaftet, die sich beispielsweise aus schnellen Auf- und Abbewegungen der Bremse im Fahrbetrieb ergeben, welche durch Fahrbahnunebenheiten hervorgerufen werden. Fahrbahnunebenheiten können an der Radbremse eines Kraftfahrzeuges Beschleunigungen bis zum 20-fachen Wert der Erdbeschleunigung verursachen. Die Massenträgheitskräfte, die durch solche Stöße hervorgerufen werden, erzeugen beträchtliche Störungen des Reibkraftmeßsignals. Um ein aussagekräftiges Messergebnis zu erhalten, ist eine Filterung des vom Reibkraftsensor gelieferten Signales unabdingbar. Diese elektronische Filterung des Meßsignals verzögert allerdings die Bestimmung der Reibkraft und führt zu einem relativ trägen Verhalten des gesamten Reibmomentregelkreises.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine selbstverstärkende elektromechanische Scheibenbremse der eingangs genannten Art, bei der die Aktuatorkraft nicht gleich der Normalkraft und in aller Regel nicht normal zur Bremsscheibe gerichtet ist, bereitzustellen, bei der die zuvor genannten Probleme beseitigt sind, bei der also insbesondere die Regelungsdynamik deutlich verbessert ist.
Diese Aufgabe ist erfindungsgemäß durch eine selbstverstärkende elektromechanische Scheibenbremse gelöst, die die im Patentanspruch 1 oder im Patentanspruch 3 angegebenen Merkmale aufweist.
Gemäß einer ersten Lösung hat somit die erfindungsgemäße Scheibenbremse eine Einrichtung zur Ermittlung des Reibmomentes, die erste Mittel zur Messung der Reibkraft und zweite Mittel zur Bestimmung der zwischen der Bremsscheibe und dem Reibbelag wirkenden Normalkraft umfaßt. Gemäß einer Ausführungsform wird die Reibkraft durch einen Sensor gemessen, der die bei einer Bremsung auftretende Abstützkraft der Scheibenbremse erfasst. Der Sensor, z.B. ein Dehnungsmeßstreifen, kann beispielsweise so angeordnet sein, wie es eingangs bereits beschrieben worden ist. Der Sensor kann aber auch an jeder anderen Stelle angebracht sein, die es erlaubt, die bei einer Bremsung auftretende Abstützkraft zu erfassen. Im Gegensatz zum herkömmlichen Vorgehen, lediglich die bei einer Bremsung auftretende Reibkraft zu messen, wird erfindungsgemäß zusätzlich die zwischen der Bremsscheibe und dem Reibbelag wirkende, normal zur Bremsscheibe gerichtete Kraft ermittelt. Im Gegensatz zur Reibkraftmessung, die wie beschrieben mit vielen Störgrößen behaftet ist und deshalb eine aufwendige und damit zeitraubende Filterung erfordert, ist die normal zur Bremsscheibe und damit parallel zur Radachse gerichtete Kraft kaum Störgrößen ausgesetzt, denn sie verläuft rechtwinklig zu den vertikalen Hauptanregungen, wie sie z.B. beim Überfahren einer Unebenheit mit hoher Geschwindigkeit und dem sich daraus ergebenden starken Einfedern eines Rades auftreten. Die Normalkraft braucht daher nicht zeitaufwendig gefiltert zu werden, sondern kann mit hoher Dynamik, d.h. sehr zeitnah ermittelt werden. Erfindungsgemäß wird also die Information über das aktuell vorliegende Reibmoment aus der Normalkraft gewonnen und mit dem Ergebnis der Reibkraftmessung verglichen, um Änderungen des Reibkoeffizienten, die sich aus der Normalkraft nicht ermitteln lassen, feststellen zu können. Gezielte Änderungen des Reibmomentes, wie sie beispielsweise Regelvorgänge von Bremsschlupfregelsystemen, Traktionskontrollsystemen und Fahrstabilitätssystemen in Kraftfahrzeugen auslösen, können erfindungsgemäß schneller und exakter ausgeführt werden. Dies ist von Vorteil, da die genannten Systeme umso besser funktionieren, je schneller der vom System geforderte Bremseingriff erfolgt.
Gemäß einer zweiten Lösung weist die Einrichtung zur Ermittlung des Reibmomentes der erfindungsgemäßen Scheibenbremse erste Mittel zur Bestimmung der Aktua¬ torkraft und zweite Mittel zur Bestimmung der zwischen der Bremsscheibe und dem Reibbelag wirkenden Normalkraft auf. Ebenso wie bei der ersten Lösung wird demnach auch hier die normal zur Bremsscheibe gerichtete Kraft ermittelt, um die Regelungsdynamik und damit die Gesamtqualität der Bremsregelung zu verbessern. Statt der stark störgrößenbehafteten Messung der Reibkraft wird jedoch bei der zweiten Lösung die während einer Bremsung aufgebrachte Aktuatorkraft bestimmt. Dies ermöglicht einen kompakteren Aufbau der Bremse, weil kein entfernter, beispielsweise am Bremsträger angebrachter Sensor zur Reibkraftmessung mehr erforderlich ist. Das Reibmoment wird indirekt bestimmt, ohne daß die Reibkraft direkt gemessen werden muß. Aus der Beziehung
1
FR = μ-FN = μ- (- -)FA tan a - μ mit FR = Reibkraft μ = Reibkoeffizient
FN = Normalkraft
FA = Aktuatorkraft α = Keilwinkel
ergibt sich
Figure imgf000006_0001
und
μ = tan α - — F 1 N
Aus dem Verhältnis der Aktuatorkraft FA zur Normalkraft FN kann also der Reibkoeffizient μ errechnet werden, denn der Keilwinkel α ist eine vorgegebene und damit bekannte geometrische Größe der Bremse. Mit dem wirksamen Bremsscheibenradius rdjsc, einer ebenfalls bekannten geometrischen Größe, erhält man dann mit FR = μ-FN das gesuchte Reibmoment MR aus der Beziehung
MR = FR-rdiSc = (tan α-FN - FA)-rdisc.
Das Reibmoment kann somit aus der Kenntnis der Normalkraft FN und der Aktuatorkraft FA ermittelt werden. Zu erwähnen ist, daß die Beziehung FR = μ-FN für eine Schwimmsattelscheibenbremse zu FR = 2μ-FN wird.
Die Aktuatorkraft kann direkt gemessen werden, vorzugsweise mit einem im Kraftfluß der Aktuatorkraft angeordneten Kraftsensor, der beispielsweise ein Dehnungsmeßstreifen sein kann. Der Kraftsensor kann z.B. die Reaktionskraft erfassen, mit der sich ein dem Aktuator zugehöriger Elektromotor am Gehäuse des Aktuators bzw. der Bremse abstützt. Die Reaktionskraft entspricht bis auf das Vorzeichen der Aktuatorkraft. Der Kraftsensor kann aber auch an der Stelle angeordnet sein, an der die Aktuatorkraft in den Keil der Keilanordnung eingeleitet wird. Ebenso kann ein Kraftsensor in oder an einem Kraftübertragungsmittel des Aktuators angeordnet sein, beispielsweise an einer Spindel oder einer Zug- bzw. Druckstange. Die Aktuatorkraft muß aber nicht direkt gemessen werden, sondern kann indirekt ermittelt werden, beispielsweise aus dem Motorstrom des dem Aktuator zugehörigen Elektromotors. Der Motorstrom ist ein Maß für das vom Motor abgegebene Drehmoment, welches beispielsweise durch einen Spindeltrieb in eine Axialkraft gewandelt wird. Der Motorstrom ist deshalb proportional zur erzeugten Aktuatorkraft. Bei nicht zu hohen Genauigkeitsanforderungen ist eine solche indirekte Ermittlung der Aktuatorkraft eine geeignete und günstige Lösung.
Bei beiden oben beschriebenen Lösungen kann die normal zur Bremsscheibe gerichtete Kraft mittels eines im Kraftfluß der Normalkraft angeordneten Kraftsensors gemessen werden. Beispielsweise kann die Messung der Normalkraft in den Reibbelägen selbst oder in bzw. an den Belagträgern erfolgen, ferner an den Abstützflächen des Keils der Keilanordnung, oder im die Bremsscheibe übergreifenden Sattel, oder auch im Rahmen der Scheibenbremse. Generell ist eine Messung von Kräften nahe am Entstehungsort vorteilhaft, um eine Verfälschung der Meßsignale durch träge Massen zu vermeiden.
Die Normalkraft kann jedoch auch indirekt bestimmt werden, z.B. aus dem Maß der bei einer gegebenen Bremsung erfolgenden Verschiebung des Keils der Keilanordnung. Bei einem Bremsvorgang führt die Normalkraft zu einer Aufweitung des Sattels der Scheibenbremse und zu einer Kompression der Reibbeläge und, in geringerem Umfang, auch der Bremsscheibe. Diese Elastizitäten der Bremse werden durch eine entsprechende Verschiebung des Keils in Betätigungsrichtung ausgeglichen. Bezeichnet man mit dem Begriff "Null-Lage" diejenige Stellung der Reibbeläge, bei der das sogenannte Lüftspiel gerade überwunden ist, die Reibbeläge somit kraftfrei an der Bremsscheibe anliegen, dann kann aus dem Maß der Verschiebung des Keils in Betätigungsrichtung direkt die Normalkraft berechnet werden. Ist die Federkennlinie des Systems Bremse linear, dann ist die Normalkraft direkt proportional zum Verschiebeweg des Keils.
Der Verschiebeweg des Keils kann entweder direkt gemessen werden, oder er kann aus Betriebsdaten des Aktuators ermittelt werden. Beispielsweise ist es möglich, aus dem Motordrehwinkel eines dem Aktuator zugehörigen Elektromotors den Verschiebeweg des Keils zu berechnen, jedenfalls dann, wenn der Elektromotor über ein steigungstreues Vorschubsystem auf den Keil einwirkt. Alternativ und/oder zusätzlich kann die Aufweitung des Bremssattels mit einem handelsüblichen Positionsmeßsystem ermittelt werden. Da der Zusammenhang zwischen der Aufweitung des Bremssattels in Abhängigkeit der wirkenden Normalkraft für praktische Zwecke linear ist, stellt die Messung der Aufweitung des Bremssattels eine weitere Möglichkeit dar, die Normalkraft zu ermitteln.
Generell ist erfindungsgemäß die Normalkraft eine Hilfsgröße, deren Ermittlung dazu dient, die Dynamik der Regelung zu verbessern, da die direkte Messung des Reibmomentes aufgrund der erforderlichen Störgrößenfilterung nicht ausreichend schnell erfolgen kann. Mit anderen Worten, der aktuelle Wert des Reibmomentes steht erst mit einer gewissen Verzögerung zur Verfügung, d.h. zu einem Zeitpunkt tn gibt es einen gefilterten Meßwert, der den realen Wert zu einem Zeitpunkt tn-m wiederspiegelt, welcher zeitlich vor dem Zeitpunkt tn liegt. Dabei gibt m die Zahl der Zeitschritte an, um die das gemessene Signal durch die Filterung verzögert wird.
Die an sich mögliche hochdynamische Betätigung einer elektromechanischen Bremse erfordert, wenn die Vorteile einer solchen hochdynamischen Betätigung ausgenutzt werden sollen, eine entsprechend hochdynamische Regelung, welche mittels der Reibkraftmessung aus den bereits eingangs dargelegten Gründen nicht möglich ist. Die Ermittlung der als Hilfsgröße fungierenden Normalkraft hingegen kann sehr schnell und genau erfolgen, beispielsweise wie schon erwähnt durch eine Messung der Position des Keils. Die Position des Keils ist, sofern die Reibbeläge an der Bremsscheibe anliegen, proportional zur Aufweitung des Bremssattels und damit zur Normalkraft FN. Über den Reibkoeffizient μ (für eine Schwimmsattelbremse gilt FR = 2-μ-FN) besteht auch eine Proportionalität zur Reibkraft FR und damit zum Reibmoment MR gemäß der Beziehung
ΔMR = k-Δx
mit ΔMR = Änderung des Reibmomentes x = Keilposition
Δx = Keilverschiebung k = Proportionalitätsfaktor
Der Proportionalitätsfaktor k ist von einer Reihe von Parametern abhängig, z.B. vom Reibkoeffizient μ, vom wirksamen Reibradius, von der durch Verschleiß abnehmenden Reibbelagdicke, von der Federkonstante des Bremssattels und des Reibbelages bzw. der Reibbeläge und dadurch auch von der Temperatur der Bremsenbauteile. Obwohl der Proportionalitätsfaktor k demnach nicht konstant ist, ändert sich sein Wert lediglich mit einer Dynamik, die um Größenordnungen geringer ist als die durch Fahrbahnunebenheiten in die Bremse eingeleiteten Störungen. Mathematisch läßt sich dieser Sachverhalt wie folgt ausdrücken:
MR » k und x » k
Deshalb ist ein aus zurückliegenden Messungen von MR und x ermittelte Wert von k auch für die Gegenwart gültig. Der aktuelle Wert des Reibmomentes berechnet sich dann zu
MR(tn) = MR(tn.m) + k(tn-m)-[x(tn) - X(tn-m)]
mit tn = aktueller Zeitpunkt
MR(tn) = gesuchtes Reibmoment zum Zeitpunkt tn
MR(tn-m) = Reibmoment zum Zeitpunkt tn.m, das zum Zeitpunkt tn den aktuellsten störgrößengefilterten Meßwert darstellt x(tn) = Keilposition zum Zeitpunkt tn k = Proportionalitätsfaktor (abhängig von Reibkoeffizient,
Temperaturdehnung der Bremsenbauteile, Reibbelagabnutzung etc.)
Soll im Betrieb der Bremse, ausgelöst z.B. durch einen ABS-Regelungsvorgang, das Reibmoment der Bremse um einen bestimmten Betrag reduziert werden, kann die Regelung auf der Grundlage der vorstehenden Beziehung die erforderliche neue Keilposition berechnen und mittels des Aktuators sehr schnell einstellen. Eine Überprüfung des tatsächlichen Reibmomentes erfolgt dann durch die Reibkraftmessung.
Die sich im Betrieb der Bremse einstellende Abnutzung der Reibbeläge führt zu einer Veränderung der Null-Lage. Die Null-Lage muß daher gegebenenfalls durch die Regelung der Bremse immer wieder neu detektiert werden. Eine einfache Möglichkeit zur Bestimmung der Null-Lage bietet die Reibkraftmessung. Die Reibkraft steigt nämlich in dem Moment sprunghaft an, in dem der Reibbelag die Bremsscheibe berührt. Somit läßt sich die Keilposition, bei der der Reibbelag und die Bremsscheibe miteinander in Kontakt kommen, einfach detektieren. Zudem wird dann nur die relative Keilposition benötigt, womit sich eine bei fortschreitender Abnutzung des Reibbelages bzw. der Reibbeläge immer wieder durchzuführende Nullpunktskalibrierung erübrigt. Falls sich durch die zunehmende Abnutzung der Reibbeläge auch die Federkennlinie des Gesamtsystems Bremse verändert, kann diesem Umstand durch eine entsprechende Modellierung Rechnung getragen werden.
In der beigefügten Figur 1 ist sehr schematisch eine erfindungsgemäße selbstverstärkende elektromechanische Scheibenbremse 10 dargestellt. Die Scheibenbremse 10 hat eine drehbare Bremsscheibe 12, die von einem Bremssattel 14 übergriffen wird. Ein elektrischer Aktuator 16, der einen Elektromotor 18 und einen Spindeltrieb 20 umfaßt, erzeugt eine Betätigungs- oder Aktuatorkraft FA, die über den Spindeltrieb 20 in einen Keil 22 einer Keilanordnung 24 eingeleitet wird, um den Keil 22 längs einer Richtung x zu verschieben und dadurch einen Reibbelag 26 an die Bremsscheibe 12 anzupressen. Ein weiterer, auf der gegenüberliegenden Seite der Bremsscheibe 12 angeordneter Reibbelag 28 wird im gezeigten Ausführungsbeispiel von dem Sattel 14, der hier nach dem Schwimmsattelprinzip arbeitet, das Fachleuten auf diesem Gebiet wohlbekannt ist und deshalb hier nicht weiter erläutert wird, bei einem Bremsvorgang an die Bremsscheibe 12 gepreßt.
An dem Reibbelag 26 wirken während eines Bremsvorgangs die in Fig. 2 dargestellten Kräfte. Die Aktuatorkraft FA verschiebt den einen Keilwinkel α aufweisenden Keil 22 in x-Richtung, wodurch der Reibbelag 26 in Kontakt mit der sich drehenden Bremsscheibe 12 gerät. Sobald der Reibbelag 26 die Bremsscheibe 12 berührt, entsteht eine normal zur Bremsscheibe gerichtete Rückwirk- oder Normalkraft FN sowie eine in Umfangsrichtung der Bremsscheibe 12 wirkende Reibkraft FR. Diese Kräfte werden zum allergrößten Teil in das Gehäuse der Bremse eingeleitet und dort abgestützt, siehe die Abstützkraft FB. Im gezeigten Beispiel wirkt die Aktuatorkraft FA parallel zur Bremsscheibenfläche und damit rechtwinklig zur Normalkraft FN.
Während einer Bremsung kann aufgrund eines sich ändernden Reibkoeffizienten μ zwischen dem Reibbelag 26 und der Bremsscheibe 12 die Selbstverstärkung der Bremse so groß werden, daß zum Aufrechterhalten eines gewünschten Reibmoments die Aktuatorkraft FA zu Null wird oder sogar negative Werte annehmen muß (auf den Keil 22 wirkt dann keine Druckkraft mehr, sondern eine Zugkraft), um ein "Festge¬ hen", d.h. ein unerwünschtes Blockieren der Bremse zu verhindern.
Zur Reibmomentregelung weist die Scheibenbremse 10 eine nicht weiter dargestellte Einrichtung zur Reibmomentermittlung auf, die gemäß den vorstehenden Ausführun- gen entweder die Reibkraft FR und die Normalkraft FN misst bzw. ermittelt, oder die Aktuatorkraft FA und die Normalkraft FN bestimmt. Gemäß den bereits dargelegten Beziehungen kann aus diesen Größen das Reibmoment ermittelt und dann durch entsprechendes Verändern der Aktuatorkraft FA geregelt werden.

Claims

Patentansprüche
1. Selbstverstärkende elektromechanische Scheibenbremse (10), mit
- einer drehbaren Bremsscheibe (12),
- einem eine Betätigungskraft erzeugenden elektrischen Aktuator (16),
- einem von dem elektrischen Aktuator (16) betätigten Reibbelag (26), auf den der elektrische Aktuator über eine Keilanordnung (24) mit einem Keilwinkel α wirkt, um den Reibbelag (26) an die Bremsscheibe (12) anzupressen, und
- einer Einrichtung zur Ermittlung des bei einer Bremsung auftretenden Reibmomentes, die erste Mittel zur Messung der Reibkraft und zweite Mittel zur Bestimmung der zwischen der Bremsscheibe (12) und dem Reibbelag (26) wirkenden Normalkraft umfaßt.
2. Scheibenbremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibkraft durch einen Sensor gemessen wird, der die bei einer Bremsung auftretende Abstützkraft der Scheibenbremse erfaßt.
3. Selbstverstärkende elektromechanische Scheibenbremse (10), mit
- einer drehbaren Bremsscheibe (12),
- einem eine Betätigungskraft erzeugenden elektrischen Aktuator (16),
- einem von dem elektrischen Aktuator (16) betätigten Reibbelag (26), auf den der elektrische Aktuator über eine Keilanordnung (24) mit einem Keilwinkel α wirkt, um den Reibbelag (26) an die Bremsscheibe (12) anzupressen, und
- einer Einrichtung zur Ermittlung des bei einer Bremsung auftretenden Reibmomentes, die erste Mittel zur Bestimmung der Aktuatorkraft und zweite Mittel zur Bestimmung der zwischen der Bremsscheibe (12) und dem Reibbelag (26) wirkenden Normalkraft umfaßt.
4. Scheibenbremse nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Aktuatorkraft aus Betriebsdaten des Aktuators (16) ermittelt wird, insbesondere aus dem Motorstrom eines dem Aktuator (16) zugehörigen Elektromotors (18) während einer Betätigung der Bremse.
5. Scheibenbremse nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Aktuatorkraft mittels eines im Kraftfluß der Aktuatorkraft angeordneten Kraftsensors gemessen wird.
6. Scheibenbremse nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die zwischen der Bremsscheibe (12) und dem Reibbelag (26) wirkende Normalkraft mittels eines im Kraftfluß der Normalkraft angeordneten Kraftsensors gemessen wird.
7. Scheibenbremse nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Kraftsensor ein Dehnungsmeßstreifen ist.
8. Scheibenbremse nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die zwischen der Bremsscheibe (12) und dem Reibbelag (26) wirkende Normalkraft aus dem Maß der bei einer gegebenen Bremsung erfolgenden Verschiebung eines Keils der Keilanordnung (24) ermittelt wird.
9. Scheibenbremse nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Maß der Keilverschiebung aus Betriebsdaten des Aktuators (16) ermittelt wird, insbesondere aus dem zur Betätigung der Bremse durchlaufenen Drehwinkel eines dem Aktuator (16) zugehörigen Elektromotors (18).
10. Scheibenbremse nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das von dem Sensor abgegebene Signal einer Störgrößenfilterung unterzogen wird.
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