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Elektromechanische
Bremsanlage mit einem Maschinenelement mit zwischen beweglichen
Bauteilen angeordneten Wälzkörpern
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Die
Erfindung betrifft eine elektromechanische Bremsanlage mit einem
Maschinenelement in Form eines Kugelgewindetriebs mit zwischen relativ zueinander
beweglichen Bauteilen angeordneten Wälzkörpern unterschiedlichen Durchmessers.
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Bedingt
durch die kinematischen Verhältnisse
in herkömmlichen
gattungsgemäßen Maschinenelementen
wie Rollenlagern oder Kugelgewindetrieben mit gleich großen Wälzkörpern treten
zwischen diesen Wälzkörpern in
belastetem Zustand der Maschinenelemente hohe Zwangskräfte auf.
Diese Zwangskräfte
bewirken ein hohes Reibmoment und führen zu einem erhöhten Verschleiß der Wälzkörper.
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Aus
der
DE 42 35 842 C2 ist
ein Kugelgewindetrieb bekannt, der zur Verschleißreduzierung Wälzkörper unterschiedlichen
Durchmessers umfasst. Genauer gesagt sind bei diesem Kugelgewindetrieb
wechselweise Kugeln zweier unterschiedlicher Durchmesser derart
angeordnet, dass sich jeweils eine Kugel geringeren Durchmessers
zwischen zwei Kugeln größeren Durchmessers
befindet. Die Kugeln größeren Durchmessers
fungieren als Tragkugeln und die Kugeln geringeren Durchmessers
als Trennkugeln. Die Trennkugeln gewährleisten, dass sich zwei aufeinanderfolgende
Tragkugeln nicht berühren,
wodurch sich der Verschleiß verringert
und die Lebensdauer der Tragkugeln erhöht. Ein besonders vorteilhaftes
Verschleißverhalten
konnte offensichtlich dann erzielt werden, wenn die Tragkugeln aus
Keramik und die Trennkugeln aus einem Werkstoff mit niedrigerem
Elastizitätsmodul,
beispielsweise Stahl, bestehen.
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In
der
DE 1 947 726 A ist
ein Wälzlager
für Gasturbinenwellen
beschrieben, das in einem Käfig aufgenommene
Wälzkörper unterschiedlichen Durchmessers
verwendet. Die dort beschriebenen Wälzkörper größeren Durchmessers werden im Wälzlager
radial verspannt, weisen einen niedrigen Elastizitätsmodul
auf und sind z.B. aus Kunststoff gefertigt. Bei dieser Ausführung werden
die Tragzahlen in einem bestimmten Maße reduziert, was jedoch bei den
auftretenden Radiallasten im Gasturbinenbetrieb bedenkenlos hingenommen
wird. Dies hat jedoch zur Folge, dass die Verwendung unter hohen
Belastungen aufgrund der reduzierten Tragfähigkeit eingeschränkt wird.
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Aus
der
DE 27 26 914 C2 ist
ein Radiallager bekannt, dessen Aufgabe es ist, den Antrieb eines umlaufenden
Zwischenringes so zu verbessern, dass ein Antrieb des Zwischenringes
mit etwa der Hälfte der
Drehzahl des jeweils umlaufenden Ringes ermöglicht wird. Die dortige Verwendung
von nachgiebigen Hohlrollen bei einem Wälzlager ist an sich bekannt
und dient z.B. der Verringerung der Auslenkung der Welle, zur Schmierung
des Lagers oder zur Vergrößerung der
Berührungsfläche beim
Auftreten größerer Kräfte. Da
sich in den im Patent offenbarten Hohlrollen kleinere Rollen befinden,
ist die Verwendung derartiger Hohlrollen für einen einerseits reibungs-
und verlustärmeren
Betrieb eines Kugelgewindetriebes und anderseits zur Erhöhung der
Tragfunktion im Belastungsfall nicht geeignet.
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Die
JP 61 153 051 A beschreibt
eine Vibrationsdämpfungseinrichtung
mit einer Kugelumlaufspindel, bei der zwischen einer Spindelwelle
und einer Kugelmutter eine Reihe von Wälzkörpern unterschiedlichen Durchmessers
angeordnet sind. Die Vibrationsdämpfung
wird dadurch ermöglicht,
dass die Wälzkörper bei
zunehmender auf die Kugelumlaufspindel wirkender Last nacheinander
eine Tragfunktion erfüllen.
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Au
der
US 5,377,552 A ist
ein Linearwälzlager
mit Wälzkörpern unterschiedlichen
Durchmessers bekannt. Bei einer kleinen auf das Wälzlager wirkenden
Last wird die gesamte Last von dem Wälzkörpern getragen, die einen großen Durchmesser aufweisen.
Bei zunehmender Last übernehmen
dagegen auch die Wälzkörper mit
einem kleineren Durchmesser eine Tragfunktion. Dadurch wird die Reibung
in dem Wälzlager
mit zunehmender auf das Lager wirkender Last größer.
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Die
JP 200 209 8148 A betrifft
ein Wälzlager für einen
Spindelmotor, bei dem keramische und metallische Wälzkörper zum
Einsatz kommen.
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Der
Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine elektromechanische Bremsanlage
mit einem Maschinenelement mit zwischen relativ zueinander beweglichen
Bauteilen angeordneten Wälzkörpern unterschiedlichen
Durchmessers anzugeben, welche in sicherheitstechnischer Hinsicht
eine verbesserte Funktionalität
besitzt.
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Diese
Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine
Bremsanlage mit einem Maschinenelement in Form eines Kugelgewindetriebs
gelöst,
wobei der Durchmesserunterschied zwischen relativ zueinander beweglichen
Bauteilen angeordneten Wälzkörpern im
Mikrometerbereich zwischen 1 und 200 μm liegt, so dass ein Wälzkörper geringeren
Nominaldurchmessers in unbelastetem Zustand des Maschinenelements
eine Trennfunktion erfüllt,
also reibungs- und verschleißmindernd
wirkt, und in belastetem Zustand des Maschinenelements eine Tragfunktion
erfüllt.
Der Nominaldurchmesser eines Wälzkörpers bezeichnet
denjenigen Durchmesser, welchen der Wälzkörper in unbelastetem Zustand
des Maschinenelements besitzt.
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In
unbelastetem oder gering belastetem Zustand des Maschinenelements
besitzen die Wälzkörper mit
dem größten Nominaldurchmesser
eine Tragfunktion. Mit zunehmender Belastung des Maschinenelements
nehmen die auf diese tragenden Wälzkörper wirkenden
Zwangskräfte
zu und die tragenden Wälzkörper werden
allmählich
elastisch komprimiert. Im Zuge dieser Kompression nähert sich
der Durchmesser der Wälzkörper mit
größtem Nominaldurchmesser
dem geringeren Nominaldurchmesser des nächst kleineren Wälzkörpers an,
so dass schließlich auch
der nächst
kleinere Wälzkörper eine
Tragfunktion bezüglich
der relativ zueinander beweglichen Bauteile erfüllt. Sofern Wälzkörper mit
drei oder mehr unterschiedlichen Nominaldurchmessern vorgesehen
sind, setzt sich dieser Vorgang beliebig fort, d.h. Wälzkörper erfüllen ihre
Tragfunktion nacheinander in der Reihenfolge sinkenden Nominaldurchmessers. Der
beschriebene Vorgang findet bei abnehmender Belastung des Maschinenelements
in umgekehrter Reihenfolge statt. Entsprechend der Zu- bzw. Abnahme
der Belastung des Maschinenelements wird die Last folglich von einer
größeren bzw.
kleineren Anzahl von Wälzkörpern übertragen.
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Erfindungsgemäß kann die
Belastungsschwelle, ab welcher ein oder mehrere Wälzkörper geringeren
Nominaldurchmessers eine Tragfunktion erfüllen, und damit die Kraftübertragungscharakteristik
der Gesamtheit der Wälzkörper gezielt
eingestellt werden. Als diesbezügliche
Parameter stehen beispielsweise die Anzahl der verwendeten Wälzkörper eines
bestimmten Nominaldurchmessers, die Durchmesserunterschiede, die
Anzahl der verwendeten unterschiedlichen Nominaldurchmesser, die
Wechselfolge der Nominaldurchmesser, d.h. die Abstände zwischen
Wälzkörpern gleichen
Nominaldurchmessers, und die für
die verschiedenen Wälzkörper verwendeten
Werkstoffe zur Verfügung.
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Vorzugsweise
ist zwischen zwei Wälzkörpern größeren Nominaldurchmessers
jeweils mindestens ein Wälzkörper geringeren
Nominaldurchmessers angeordnet. Eine derartige Ausgestaltung ist
vorteilhaft, da der Wälzkörper geringeren
Nominaldurchmessers in unbelastetem oder gering betastetem Zustand
des Maschinenelements dann zunächst
die aus der
DE 42 35
842 C2 bekannte Trennfunktion erfüllt, also reibungs- und verschleißmindernd
wirkt. Erst bei stärkerer
Belastung des Maschinenelements wird diese Trennfunktion zugunsten
einer Tragfunktion aufgehoben.
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Zweckmäßigerweise
besitzen zumindest einige Wälzkörper unterschiedlichen
Nominaldurchmessers unterschiedliche Elastizitätsmoduln. Wälzkörper größeren Nominaldurchmessers können aus Werkstoffen
geringeren Elastizitätsmoduls
und Wälzkörper geringeren
Nominaldurchmessers aus Werkstoffen höheren Elastizitätsmoduls
gefertigt sein. So ist es denkbar, Wälzkörper größeren Nominaldurchmessers aus
Stahl und Wälzkörper geringeren
Nominaldurchmessers aus einem keramischen Material zu fertigen.
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Besonders
bevorzugt liegt der Durchmesserunterschied zwischen den Wälzkörpern zwischen ungefähr 5 und
50 μm.
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Die
Wälzkörper können unterschiedlichste Gestalt
aufweisen. So ist es beispielweise denkbar, die Wälzkörper als
Kegel, Kugeln, Rollen, usw. auszugestalten.
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Die
Wälzkörper können unmittelbar
oder mit geringem Abstand aufeinanderfolgend zwischen den relativ
zueinander beweglichen Bauteilen des Maschinenelements angeordnet
sein. Zweckmäßigerweise
umfasst das Maschinenelement eine oder mehrere Reihen von Wälzkörpern. Eine
in belastetem Zustand des Maschinenelements vollreihige Anordnung
der Wälzkörper ist
besonders bevorzugt.
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Das
Maschinenelement besitzt viele Einsatzgebiete. Ein bevorzugtes Einsatzgebiet
des erfindungsgemäßen Maschinenelements
ist eine elektromechanische Bremsanlage. Bei derartigen Bremsanlagen
können
erfindungsgemäße Maschinenelemente
in Gestalt von beispielsweise Kugelgewindetrieben eingesetzt werden,
um die Rotationsbewegung einer Elektromotor/Getriebeeinheit der
Bremsanlage in eine Translationsbewegung für das Betätigen des eigentlichen Bremsaktuators
umzusetzen.
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Weitere
Vorteile und Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den
Zeichnungen und der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen.
Es zeigen:
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1A und 1B ein
Maschinenelement in unbelastetem und belastetem Zustand;
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2 eine
erfindungsgemäße elektromechanische
Kraftfahrzeugbremse mit einem Kugelgewindetrieb;
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3 die
mechanische Funktionskurve eines Aktuators der Bremsanlage gemäß 2 bei Verwendung
eines herkömmlichen
Kugelgewindetriebs; und
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4 die
mechanische Funktionskurve eines Aktuators der erfindungsgemäßen Bremsanlage gemäß 2 bei
Verwendung eines Kugelgewindetriebs.
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In 1A ist
ein Ausführungsbeispiel
eines erfindungsgemäßen Maschinenelements 10 in
unbelastetem Zustand dargestellt. Bei der Ansicht gemäß 1A handelt
es sich um einen Schnitt senkrecht zur Längsachse z.B. eines Kugellagers,
Rollenlagers oder Kugelgewindetriebs.
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Das
Maschinenelement 10 umfasst ein beispielsweise ringförmiges oder
zylindrisches äußeres Bauteil 12 sowie
ein koaxial zum äußeren Bauteil 12 angeordnetes
und relativ zum äußeren Bauteil
bewegliches inneres Bauteil 14. Das innere Bauteil 14 kann
beispielsweise die Form eines Rings, eines Zylinders oder einer
Stange besitzen. In einem beispielsweise nut- oder zylinderförmigen Freiraum 15 zwischen
dem äußeren Bauteil 12 und
dem inneren Bauteil 14 ist eine Mehrzahl von Wälzkörpern 16, 18 angeordnet.
Bei den Wälzkörpern 16, 18 handelt
es sich um Kugeln, Rollen oder Kegel mit kreisförmigem Querschnitt.
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Wie 1A entnommen
werden kann, besitzen die Wälzkörper 16, 18 im
unbelasteten Zustand des Maschinenelements 10 einen unterschiedlichen Nominaldurchmesser.
Genauer gesagt ist zwischen je zwei Wälzkörpern 16 größeren Nominaldurchmessers
je ein Wälzkörper 18 geringeren
Nominaldurchmessers angeordnet. In 1A ist
zu beachten, dass der Durchmesserunterschied zwischen den Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers
und den Wälzkörpern 18 kleineren
Durchmessers übertrieben dargestellt
ist. Bei typischen Durchmessern im Millimeterbereich liegt der Durchmesserunterschied nämlich nur
im Mikrometerbereich. Bei Wälzkörperdurchmessern
im Zentimeterbereich könnte
der Durchmesserunterschied jedoch auch im Millimeterbereich liegen.
Wesentlich ist in jedem Fall, dass der Durchmesserunterschied zwischen
den Wälzkörpern mit
dem größten Durchmesser
und den Wälzkörpern mit
dem nächst
kleineren Durchmesser derart gewählt
ist, dass zumindest in maximal belastetem Zustand des Maschinenelements
auch die Wälzkörper mit
dem nächst
kleineren Durchmesser eine Tragfunktion erfüllen können.
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Wie 1A entnommen
werden kann, besitzen im unbelasteten bzw. gering belasteten Zustand des
Maschinenelements 10 ausschließlich die Wälzkörper 16 mit dem größten Durchmesser
eine Tragfunktion. Die Wälzkörper 18 geringeren
Durchmessers hingegen besitzen in unbelastetem bzw. gering belastetem
Zustand keine Trag-, sondern ausschließlich eine Trennfunktion. Mittels
der Wälzkörper 18 geringeren
Durchmessers wird folglich die Reibung zwischen den unter Last stehenden
Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers
wirkungsvoll reduziert. Ursache hierfür ist u.a. die Tatsache, dass
die Wälzkörper 18 geringeren
Durchmessers auf jeweils benachbarten Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers
abrollen und benachbarte Wälzkörper 16 größeren Durchmessers
dadurch auf Abstand halten.
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Der
Durchmesserunterschied zwischen den Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers
und den Wälzkörpern 18 geringeren
Durchmessers sowie das Verhältnis
der Anzahl der Wälzkörper 16 größeren Durchmessers
zur Anzahl der Wälzkörper 18 geringeren
Durchmessers sind derart gewählt,
dass sich bei einer vordefinierten Belastung des Maschinenelements 10 die
in 1B dargestellte Situation ergibt. In der in 1B dargestellten
Situation sind die Wälzkörper 16 größeren Durchmessers
aufgrund der auf sie wirkenden und auf die Belastung des Maschinenelements 10 zurückgehenden
Zwangskräfte
soweit elastisch komprimiert, dass die Wälzkörper 18 geringeren
Durchmessers gerade beginnen, zusätzlich zu den Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers eine
Tragfunktion zu erfüllen.
Dies ist darauf zurückzuführen, dass
sich aufgrund der Belastung des Maschinenelements 10 der
Freiraum 15 zwischen dem äußeren Bauteil 12 und
dem inneren Bauteil 14 soweit verringert hat, dass der
radiale Abstand zwischen dem äußeren Bauteil 12 und
dem inneren Bauteil 14 gerade dem Durchmesser der Wälzkörper 18 geringeren
Durchmessers entspricht.
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Die
Wälzkörper 16 größeren Durchmessers, die
im unteren Lastbereich tragend wirken, bestehen aus Stahl und besitzen
einen Elastizitätsmodul
von ungefähr
2 × 105 MPa. Die Wälzkörper 18 geringeren Durchmessers,
welche zusätzlich
zu den Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers
in einem oberen Lastbereich eine Tragfunktion erfüllen, bestehen
aus einem keramischen Werkstoff und besitzen einen Elastizitätsmodul
von ungefähr
3 × 105 MPa. Aufgrund dieser Materialkombination
ergibt sich einerseits ein äußerst weicher Übergang
vom unteren Lastbereich zum oberen Lastbereich und andererseits
ein äußerst hoher
Gesamtlastbereich.
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Obwohl
bei dem Ausführungsbeispiel
gemäß den
1A und
1B nur
zwei Typen von Wälzkörpern
16,
18 unterschiedlichen
Durchmessers Verwendung finden, könnten auch drei oder mehr Wälzkörpertypen
mit drei oder mehr unterschiedlichen Durchmessern zum Einsatz gelangen.
In diesem Fall könnte
auch ein Wälzkörpertyp
verwendet werden, der im gesamten Lastbereich eine Trennfunktion
erfüllt.
Ein derartiger Wälzkörpertyp
entspricht funktionell den aus der
DE 42 35 842 C2 bekannten Trennkugeln.
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Nachfolgend
wird die Verwendung des erfindungsgemäßen Maschinenelements 10 gemäß den 1A und 1B in
einer elektromechanischen Bremsanlage, genauer gesagt in einer Schwimmsattel-Scheibenbremse
beschrieben.
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Die
in 2 dargestellte Schwimmsattel-Scheibenbremse 20 besitzt
einen Bremsträger 22 sowie
einen bezüglich
des Bremsträgers 22 verschieblichen
Schwimmsattel 24. Die Scheibenbremse 10 umfasst
weiterhin zwei Bremsbacken, welche beidseits an eine in 2 nicht
dargestellte Bremsscheibe anpressbar sind.
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Jeder
der beiden Bremsbacken besitzt einen auf jeweils einer Trägerplatte 34, 36 angeordneten Reibbelag 30, 32.
Mittels des jeweiligen Reibbelags 30, 32 wirkt
jeder der beiden Bremsbacken mit der in 2 nicht
dargestellten Bremsscheibe zusammen. Während des Zusammenwirkens wird
eine in axialer Richtung A entlang der Pfeile B, B' wirkende Klemmkraft
erzeugt.
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Zur
Erzeugung der Klemmkraft ist ein Elektromotor 38 vorgesehen,
der eine Motorwicklung 40 und einen mit einer Motorwelle 42 starr
gekoppelten Rotor 44 umfasst. Die Motorwelle 42 ist
mit der Eingangsseite eines Untersetzungsgetriebes 45 verbunden,
dessen Ausgangsseite mit einem erfindungsgemäßen Kugelgewindetrieb 10 zum
Umsetzen einer Rotationsbewegung des Elektromotors 38 in
eine Translationsbewegung gekoppelt ist.
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Der
Kugelgewindetrieb 10 ist als Spindel-Mutter-Anordnung ausgestaltet
und umfasst eine zweiteilige Spindeleinheit 14, 46 sowie
eine koaxial zur Spindeleinheit 14, 46 und radial
außen
bezüglich dieser
angeordnete Mutter 12. Die zweiteilige Spindeleinheit setzt
sich aus einem stangenförmigen Spindelelement 46 und
einem drehfest mit dem stangenförmigen
Spindelelement 46 gekoppelten becherförmigen Spindelelement 14 zusammen.
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Der
Kugelgewindetrieb 10 ist derart ausgebildet, dass eine
Rotation der Spindeleinheit 14, 46 um die Längsachse
A der Scheibenbremse 10 in eine Translationsbewegung der
Mutter 12 entlang dieser Längsachse A umgesetzt wird.
Zu diesem Zweck ist das becherförmige
Spindelelement 14 mit einem Außengewinde versehen, wel ches
mittels einer Vielzahl kugelförmiger
Wälzkörper 16, 18 mit
einem komplementären
Innengewinde der Mutter 12 zusammenwirkt.
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Wird
ausgehend von der in 2 dargestellten Ruhestellung
der Scheibenbremse 20 zur Erzeugung einer Klemmkraft der
Elektromotor 38 in Betrieb genommen, überträgt das Untersetzungsgewinde 45 eine
Rotationsbewegung der Motorwelle 42 auf die Spindeleinheit 14, 46.
Die Rotationsrichtung der Spindeleinheit 14, 46 ist
derart gewählt,
dass die mittels der kugelförmigen
Wälzkörper 16, 18 zusammenwirkende
Mutter 12 in 2 nach rechts bewegt wird. Dabei
gelangt eine den Reibbelägen 30, 32 zugewandte
Stirnseite der Mutter 12 in Anlage an die dem Reibbelag 30 abgewandte
Oberfläche
der Trägerplatte 34.
Die Trägerplatte 34 wird
daraufhin von der Translationsbewegung der Mutter 50 erfasst
und in Richtung des Pfeils B an die in 2 nicht
dargestellte Bremsscheibe angepresst. Aufgrund der konstruktiven
Ausgestaltung der Scheibenbremse 10 als Schwimmsattelscheibenbremse
wird in Folge des Anpressens des Reibbelags 30 an die Bremsscheibe auch
der gegenüberliegende
Reibbelag 32 in Richtung des Pfeils B' an die Bremsscheibe angepresst. Auf
diese Weise wird die in Richtung der Pfeile B, B' wirkende Klemmkraft erzeugt.
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Zum
Abschalten oder Reduzieren der Klemmkraft wird der Elektromotor 38 derart
angesteuert, dass die Motorwelle 42 und daher auch die Spindeleinheit 14, 46 ihre
Rotationsrichtung ändert. In
Folge der Umkehr der Rotationsrichtung wird die Mutter 12 in 2 nach
links bewegt und die in Richtung der Pfeile B, B' wirkende Klemmkraft reduziert.
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Wird
nun die Klemmkraft über
dem Eingangsmoment bzw. dem dazu proportionalen Motorstrom des Elektromotors 38 aufgetragen,
so erhält man
bei Verwendung eines herkömmlichen
Kugelgewindetriebs mit gleich großen Wälzkörpern die in 3 dargestellte
Hysteresekurve. Wünschenswert ist,
dass die Hysteresekurve während
des Klemmkraftabbaus bis hinunter zu ganz geringen Klemmkräften stets
im Bereich eines positiven Eingangsmoments, d.h. selbstlösend, bleibt.
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In
der Praxis hat sich jedoch gezeigt, dass z.B. bei einem Ausfall
der Stromversorgung für
die Elektromotor/Getriebeeinheit 38, 45 eine verhältnismäßig hohe
Restklemmkraft in der Größenordnung von
5 kN und darüber
aufrechterhalten wird. Dieser in 3 dargestellte
Sachverhalt ist aus Sicherheitsgründen unerwünscht, da die Elektromotor/Getriebeeinheit 38, 45 bei
einem Ausfall der Stromversorgung die Bremse 20 nicht mehr
lösen kann.
Sollte eine derartige Situation eine Hinterradbremse eines Kraftfahrzeugs
betreffen und/oder die Fahrbahnoberfläche einen niedrigen Haftreibwert
besitzen, kann der Ausfall der Stromversorgung für die Elektromotor/Getriebeeinheit 38, 45 zum
Blockieren des betroffenen Fahrzeugrads und zu einem instabilen
Fahrverhalten führen.
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Es
hat sich nun herausgestellt, dass die bei herkömmlichen Bremsanlagen auftretende,
vergleichsweise hohe Restklemmkraft in der Größenordnung von 5 kN und darüber in erster
Linie auf Unzulänglichkeiten
der verwendeten Kugelgewindetriebe zurückzuführen ist. Eine gewisse Reduzierung
der Restklemmkraft lässt
sich zwar durch den aus der
DE 42
35 842 C2 bekannten Ansatz der zusätzlichen Verwendung von Trennkugeln
erzielen. Die bei einer elektromechanischen Bremsanlage auftretenden Klemmkräfte in der
Größenordnung
von 30 kN und darüber
erfordern jedoch eine vergleichsweise hohe Anzahl von Tragkugeln,
was wiederum eine hohe Anzahl von Trennkugeln voraussetzt und damit
die Baulänge
des Kugelgewindetriebs in unerwünschtem Maß vergrößert.
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Dieses
Problem wird mittels eines erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebs 10 mit
einem Aufbau und einer Funktionalität wie in den 1A und 1B dargestellt
behoben. Bei hohen Klemmkräften
und einer entsprechend hohen axialen Belastung des erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebs 10 besitzen
nämlich
sämtliche
Wälzkörper 16, 18,
wie in 1B dargestellt, vollreihig eine
Tragfunktion. Bei einem vergleichsweise niedrigeren Kraftniveau
von unterhalb 10 kN hingegen ergibt sich die in 1A dargestellte
Situation, dass nämlich
die Wälzkörper 18 geringeren
Durchmessers eine Trennfunktion besitzen und die Reibung zwischen
den eine Tragfunktion erfüllenden
Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers
minimieren.
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Die
Hysteresekurve bei Verwendung des erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebs 10 ist
in 4 dargestellt. Wie 4 entnommen
werden kann, beträgt
die Restklemmkraft bei z.B einem Ausfall der Stromversorgung für die Elektromotor/Gewindeeinheit 38, 45 weniger
als 1 kN. Der erfindungsgemäße Kugelgewindetrieb 10 vereint
daher die Vorzüge
einer kurzen Bauform, geringer Reibkräfte in gering belastetem Zustand
und einer hohen Gesamtbelastbarkeit. Ein weiterer Vorteil des erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebs 10 ist
die Tatsache, dass aufgrund der reduzierten Reibungsverluste im
unteren Lastbereich die im Fall einer elektromechanischen Bremsanlage
zum Erreichen einer großen Übersetzung
wünschenswerten
geringen Steigungen realisierbar sind, ohne dass nennenswerte Einbußen hinsichtlich
des Wirkungsgrads oder des Selbstlöseverhaltens in Kauf genommen
werden müssten.
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Bei
dem der Hysteresekurve von 4 zugrunde
liegenden Kugelgewindetrieb fanden Wälzkörper in Gestalt von Kugeln
mit einem Nominaldurchmesser von ungefähr 2,8 mm einerseits und Kugeln
mit einem Nominaldurchmesser von ungefähr 2,6 mm andererseits Verwendung.
Der Durchmesserunterschied betrug daher ungefähr 20 μm.