DE1555847A1 - Servobremse mit pneumatisch-hydraulischem Antrieb - Google Patents

Description

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ERNSl HEINKEL Stultgart-Zuffenhausen, 16. Dez. 1966

AKTIENGESELLSCHAFT ' TV-Ar/Sr

PG 2457

Servobremse mit pneumatisch-hydraulischem Antrieb

Die Erfindung betrifft eine Servobremse mit pneumatischhydraulischem Antrieb, bei welcher der Fahrer über das Bremspedal ein Ventilsystem beeinflußt, das wiederum den Einsatz des pneumatischen Steuermittels auf einen die Servokraft unmittelbar auf den hydraulischen Bremshauptkolben ausübenden Arbeitskolben regelt. Ein engerer Gegenstand der Erfindung ist die Gestaltung einer Rückanzeige der tatsächlich ausgeübten Bremswirkung auf den Bremspedalfuß des Fahrers.

Solche Servobremsen mit Einrichtung zu einer Rückanzeige der Bremswirkung sind im allgemeinen bekannt. Sie sind im modernen Verkehr unbedingt notwendig, denn wenn der Fahrer eines mit Serrobremeen auegerüsteten Fahrzeugs kein Mittel zu einer Rückanzeige besäße, würde er kein unmittelbares Gefühl für die von ihm jeweils eingesetzte Bremskraft haben, sondern würde erst nachträglich die Bremskraft anhand der Wirkung auf das Fahrzeug beurteilen können. Er wäre folglich nicht in der Lage, die Bremswirkung sinnvoll zu dosieren und würde in den meisten Fällen ' ' schärfer bremsen als die Verkehrssituation es verlangt, mit dör Gefahr, daß die Räder blockieren und der Wagen ins Schleudern kommt.

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Früher konnte man diesen Mangel ertragen, weil die Straßen relativ wenig Verkehr aufwiesen und die Servobremse fast ausschließlich ■ in schweren Fahrzeugen Verwendung fand, deren Massenträgheit die meisten abrupten Veränderungen der Bremswirkung überspielte. Mit zunehmender Verkehrsdichte und wachsender Fahrgeschwindigkeit wurde die Einrichtung zur Rückanzeige jedoch allmählich unumgänglich.

Die bekannten Einrichtungen zur Rückanzeige teilen sich in zwei Gruppen auf. Bei der einen Gruppe sind die Mittel zur Rückanzeige nicht im Servosystem selbst, sondern im oder am Hauptzylinder und Hauptkolben des hydraulischen Bremssystems angeordnet und mit hydraulischen Mitteln betrieben. Die vorliegende Erfindung gehört nicht zu dieser Gruppe, die deswegen hier außer Betracht bleiben kann. Es sei allgemein nur.festgestellt, daß die Verlegung der Rückanzeige in das Hydrauliksystem einen größeren Aufwand an Raum und gleichzeitig einen etwas größeren technischen Aufwand erfordert.

Die heute marktgängigen Einrichtungen zu einer Rückanzeige der Bremswirkung gehören weit überwiegend zu der anderen Gruppe, bei welcher die Mittel zur Rückanzeige in das pneumatische Servogerät eingefügt sind. Der augenfällige Vorteil dieser Gruppe liegt darin, daß die Servobremse durch die Einfügung einer solchen Einrichtung nicht vergrößert werden muß; es wird somit Raum gespart, was insbesondere in dem vorn liegenden Motorraum eines Automobils eine wesentliche Rolle spielt.

Die heute bekannten Einrichtungen nach diesem Prinzip sind mit den Ventilsteuerelementen gekuppelt. Beispielsweise ist in einem am pneumatischen Ventilkolben ausgebildeten zentralen Gehäuse eine Kautschukscheibe angeordnet, auf welcher der stark verbreiterte

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Fuß eines mit dem hydraulischen Hauptkolben verbundenen Kolben-.stößeis über die gesamte Fläche aufliegt, während ein am Ventilkolben befestigter Ring auf den Rand der Kautschukscheibe auftritt. Unmittelbar über dem Zentralteil der Kautschukscheibe - in der Ruhestellung 2-3 mm von diesem entfernt - befindet sich das Endstück eines als Ventil dienenden Steuergliedes, das wiederum von einem über ein Hebelwerk mit dem Bremspedal verbundenen Druckstößel beeinflußt wird. In der ersten Phase des Bremsvorgangs, noch bevor die Servokraft zum Einsatz kommt, überträgt der Druckstößel über eine Feder die Muskelkraft des Fahrers auf den Ventilkolben, dessen

sie
oben genannter Ring/auf die Kautschukscheibe und von dieser auf Kolbenstößel und Hydraulikkolben weitergibt. Hierbei bleibt die Kautschukseheibe praktisch unverformt, indem die Kräfte, die lediglich vorn Fahrer ausgeübt werden, noch nicht groß genug sind, um eine erhebliche Verformung der Kautschukscheibe zu erzwingen. Beim Einsetzen der Servokraft verpflanzt sich diese über dem auf der Kautschukscheibe aufliegenden ringförmigen Teil des Ventilkolbens auf die Kautschukscheibe und von dieser wiederum über den Kolbenstößel auf den Hydraulikkolben. Wenn der durch den Ventilkolben ausgeübte Druck eine gewisse Größe übersteigt, verformt sich die Kautschukscheibe, indem ihr Zentralteil nach oben gewölbt wird und einen entsprechenden Gegendruck auf den Ventilkolben ausübt, der sich über Stößel«und Hebelsystem an den Fuß des Fahrers weitervermittelt.

Diese Einrichtung weist zunächst den Nachteil auf, daß die Verformung der Kautschukscheibe erst dann erfolgt, wenn die Servokraft eine beträchtliche Größe erreicht hat, die einem hydraulischen Druck von etwa 20 at entspricht. Ein weiterer Nachteil besteht darin, daß die Kautschukscheibe mit der Zeit spröde wird und ihre elastischen Eigenschaften verändert. Es bereitet Schwierigkeiten, eine Kautschuksorte zu finden, die einerseits weich genug ist, um die

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erfindungsgemäße Verformung schon bei erträglichen Drücken zu gewährleisten und andererseits eine ausreichend Beständigkeit aufweist, damit die Federcharakteristik über einen angemessenen Zeitraum hinweg erhalten bleibt.

Der entscheidende Nachteil dieses für die ganze Gruppe typischen bekannten Vorschlags liegt jedoch darin, daß die Übertragung des Gegendrucks und damit das Gefühl für die Dosierung der Bremswirkung nicht sofort beim Einsetzen der Servokraft stattfindet, sondern erst nachdem die Servokraft eine gewisse Größe erreicht hat. Bis dahin steigt die Bremswirkung steil an, ohne daß der Fahrer durch einen entsprechenden Gegendruck benachrichtigt wird. Jeder, der heute ein mit Servobremsen ausgestattetes Fahrzeug der Mittelklasse fährt, weiß, wie tückisch die Servobremse insbesondere bei kleineren Geschwindigkeiten einsetzen kann. Während einer Notbremsung bei kleineren und mittleren Geschwindigkeiten kommt es oft zu ernsten Unfällen im Wagen selbst, indem die Fahrgäste durch die jäh einsetzende Verzögerung mit großer Kraft nach vorn geschleudert werden.

Sämtliche bekannte Rückanzeige-Einrichtungen, die im Servogerät selbst angeordnet sind, übertragen die Rückanzeige nicht unmittelbar auf das Bremspedal, sondern über elastische Zwischenglieder wie oben beschrieben, die nicht organisch zum Bremssystem gehören. Bei den bekannten Einrichtungen besteht somit kein echter funktioneller Zusammenhang zwischen der vom Fahrer eingesetzten Muskelkraft und der tatsächlichen Bremswirkung. Die vom Pedalfuß des Fahrers empfundene Rückanzeige stellt keine echte Funktion des Leitungsdruckes dar.

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Diese Tatsache führt zu einem weiteren erheblichen Nachteil. Es verstreicht nämlich eine verhältnismäßig lange Zeit zwischen dem Anfang des vom Fahrer gegebenen Bremsimpulses am Bremspedal bis zum vollendeten Aufbau des maximalen Bremsdruckes in den Radbremszylindern, z. Zt. rd. 300 Millisekunden. Bei einigen bekannten Einrichtungen wurden solche Verzögerungen nicht nur in Kauf genommen, sondern sogar erstrebt. Im Einzelfall hat man Mittel zur Steuerung dei* Verzögerung unter Patentschutz gestellt. Die Ursache hierfür war zweierlei: erstens ging es darum, die oben erwähnte Zäsur an der Bremswirkung zu überbrücken, die zwischen einer Bremsung mit Muskelkraft allein und der nachfolgenden Bremsung mit Servokraft entstand. Diese Zäsur wirkte oft verhängnisvoll, wetl die Gegendruckrückanzeige über die bisher allgemein verwendete Gummischeibe nicht zuverlässig und vor allem nicht mit der eingesetzten Bremswirkung proportional war. Zum anderen aber sollte verhindert werden, daß die Dichtlippen der hydraulischen Hauptkolben an den Schnüffelbohrungen der Nachfüllkanäle noch dann vorbeigeführt wurden, wenn bereits nin höherer Druck im Druckzylinder aufgebaut worden war. Die Servokraft durfte daher erst m Wirksamkeit treten, wenn die Dichtlippen das Schnüffelloch passiert hatten. Wenn nämlich eine Dichtlippe unter hohem Druck am Schnüffelloch vorbeistrich, wurde das nachgiebige Material der Außenlippe in das Schnüffelloch hineingedrückt und die Dichtlippe zerfetzt. Der plötzliche steile Druckanstieg, der mit der Verwendung plastisch-elastischer Mittel zur Rückanzeige zwangsläufig verbunden ist, machte eine Verzögerung als Sicherheit gegen solche Verletzungen notwendig. Die zeitliche Verzögerung, die bei sämtlichen bisher benutzten pneumatisch-hydraulischen Servobremsen des zur Diskussion stehenden Typs vorhanden sind, haben somit als Ursache die - angestrebte oder in Kauf genommene - Anordnung von nachgiebigen Zwischenlagen. Die Notwendigkeit solcher Zwischenlagen war bisher für die einschlägigen Konstrukteure eine unumgängliche Maxime, an der noch niemand gewagt hatte zu rütteln.

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Sowohl die Fahrer als auch die Automobilhersteller kommen angesichts der heutigen Verkehrsverhältnisse immer mehr zu der Überzeugung, daß grundsätzlich mehr Wert auf die Schnelligkeit einer Bremse als auf die Vergrößerung der Bremskraft an sich gelegt werden sollte. Die Konstrukteure im Automobilbau streben seit einiger Zeit Bremsen an, die praktisch augenblicklich greifen und trotzdem nicht "giftig" sind, d. h. daß sie niemals überraschend mehr Bremswirkung erzeugen, als der Fahrer dosiert hat. Bisher war jedoch niemand imstande, das Bremsintervall zwischen dem Einsatz des Bremsiropulses am Bremspedal und dem Aufbau des maximalen Bremsdruckes an den Radzylindern auf weniger als 280 mm/sek herabzudrücken. Bei einer Fahrgeschwindigkeit von 140 km/h, die heute auf den Autostraßen gang und gäbe ist, rd. 40 m/sek, bedeutet diese Verzögerung einen Leerweg von lim oder zwei bis drei Wagenlängen. Hierin ist eine wesentliche Ursache der vielen Auffahrunfälle zu erblicken.

Die vorliegende Erfindung hai zum Ziel, die oben beschriebenen Nachteile der bekannten Einrichtungen zu beseitigen. Es wird angestrebt, eine Servobremse zu schaffen, die im Servogerät Einrichtungen zu einer differenzierten und mit dem tatsächlichen hydraulischen Druck im Bremskreis stets proportionalen Gegendruckanzeige enthält. Erfindungsgemäß wirkt das Bremspedal über Bremsstößel und Ventilsystem auf einen pneumatischen Reaktionskolben, der relativ zum primären Arbeitskolben längsaxial frei beweglich ist, während der . pneumatische Arbeitskolben mittelbar oder unmittelbar auf den hydraulischen Bremshauptkolben drückt, wobei der Servodruck sowohl den Reaktionskolben als auch den Arbeitskolben gleichzeitig beaufschlagt. In der Arbeitsstellung der Servoeinrichtung kann zwischen Arbeite kolben und Reaktionskolben ein Druckraum ausgebildet sein, während sich an den Außenseiten der beiden Kolben Unterdruckräume befinden. Heaktionskolben und Arbeitskolben besitzen vorzugsweise eine gemeinsame

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Längsachse. In einer besonderen Ausführungsform der Erfindung sind sowohl die Reaktions kolben als auch die Arbeitskolben mittels ein und derselben Dichtmanschette abgedichtet, die mit zwei konzentrischen Rollfalten als·doppelte Rollmembrane ausgebildet ist. Der Reaktionskolben kann in der Ruhestellung mittels einer sich am Arbeitskolben sowie an dem mit diesem fest verbundenen Ventilkolben abstützenden Druckfeder in Abstand vom Arbeitskolben gehalten werden, während beim Versagen des Servodruckes die Fußkraft des Fahrers den Reaktions kolben gegen die Federkraft der Druckfeder zum Anschlag auf den Arbeitskolben bringt und die Fußkraft unmittelbar auf diesen überträgt. Das pneumatische Steuerventil besteht vorzugsweise aus einem als Ventilsitz ausgebildeten S teuer gehäuse und einem in diesem Steuer gehäuse längs axial verschieblichen Ventilkolben, wobei zwischen Steuergehäuse und Ventilkolben eine Dichtmanschette eingelegt ist, die bei einem Anschlag des Reaktionskolbens auf den Arbeitskolben gleichzeitig als elastischer Puffer dient. Die dem Reaktionskolben zugeordnete Reaktionsdruckkammer kann als eine Unterabteilung der dem Arbeitskolben zugeordneten Servo-Hauptdruckkammer ausgebildet sein.

Auf der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung dargestellt, das in der Folge erläutert wird. Es zeigen:

Fig. 1 eine pneumatisch-hydraulische Servoeinrichtung gemäß der Erfindung in der Ruhestellung, schematisch und in einem Längsschnitt,

Fig. 2 dieselbe Servoeinrichtung in der ersten Phase eines Bremsvorgangs,

Fig. 3 die Servoeinrichtung während der zweiten Phase, Einsatz des Servomittels,

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Fig. 4 ein schematisches Bild der Bremsausrüstung und

Fig. 5 eine graphische Darstellung der Servo- und

Reaktionskräfte nach der Erfindung sowie nach dem bisherigen Stand der Technik.

Das Bremspedal 1 bewegt den Bremsstößel 2, der auf einer Auffangmulde des Ventilkolbens 3 aufliegt. Im Gehäuse 4 ist ein Ventilschieber 5 axial verschieblich angeordnet. Zwischen Ventilschieber 5 und Filterkörper 6 ist eine Druckfeder 7 eingelegt, die auf den Ventilschieber 5 einwirkt. Der Ventilschiuber 5 besitzt einen elastischen Ventilring 5Ul, der in der Ruhestellung, des Servosystems auf einen am Rand des Ventilkolbens 3 ausgebildeten Ventilsitz 301 auftritt.

Der Ventilkolben 3 ist in ein Steuergehäuse 8 längsaxial verschieblich eingesteckt, das mit der flanschähnlichen inneren Gehäusewand 9 des Gehäuses 4 feat verbunden ist. Eine Lippendichtung 10 dichtet zwischen Ventilkolben 3 und Steuergehäuse 8 ab.

Der Ventilkolhen 3 ist mit dem Reaktionakolben 11 fest verbunden. Zwischen einem; am Ventilkolben 3 ausgebildeten Flansch 302 und dem Reaküonskolben 11 ist der Zentralteil d€'r Dichtmembrane 12 eingeklemmt» der zwischen dem Rand 113 des Reaküunskolbens und dem Rand 401 des Gehäuses 4 eine pedalseitig sich ausstreckende innere Rollfalte 121 bildet und weiter nach dem Umfang des pneumatischen Arbeitszylinder 13, 14 hin auf der pedalseitigen Oberfläche des Arbeilskolbens 15 aufliegt. Der Rand 122 der Dichtmembrane ist in einer doppelten Bördelung zwischen den !eilen 13 und 14 eingeklemmt; zwischen diesen Rand 122 und dem zylindrischen Kolbenteil 151 des Arbeilskolbens 15 bildet die Dichimembrane 12 eine zweite, äußere Rollfalte 123, die sich hydraulikseitig erstreckt. Zwischen dem Arbeitskolben 15 und dem Boden 141 des Zylinderteils

U 0 :) 8 3 0 / 0 3 5 U

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ist eine Druckfeder 16 angeordnet. An dem zentralen Teil des Arbeitskolbens 15 ist ein Kolbenstößel 17 befestigt, der in einer Aufnahmemulde 181 des Hydraulik-Hauptkolbens 18 aufliegt. '

Zwischen dem Ventilkolben 3 und dem Arbeitskolben 15 ist eine Druckfeder 19 eingelegt, die bestrebt ist, Ventilkolben und Arbeitskolben auseinanderzuhalten und den Ventilschluß 301, 501 zu schließen sowie die Ventilöffnung zwischen dem ringförmigen Ventilsitz 81 und dem elastischen Ventilring 501 offenzuhalten.

Über den Stutzen 141 und eine nicht gezeichnete Unterdruckleitung ist die Unterdruckkammer A zwischen dem Zylinderteil 14 und dem Arbeitskolben 15 mit der Ansaugleitung des Motors verbunden. Bei normalen Drehzahlen ergibt sich in der Unterdruckkammer A ein Unterdruck von 0, 5 bis 0, 8 at minus. Dieser Unterdruck verpflanzt sich durch eine Anzahl von im Arbeitskolben 15 befindlichen und durch die Dichtmembrane 12 hindurch führenden Kanälen 20 in die zwischen der Gehäuse wand 9 und dem Reaktionskolben 11 befindliche Reaktionskammer B. Die Reaktionskammer B ist über den Hohlraum C des Venülkolbens 3 mit der zwischen dem Reaktionskolben 11 und dem Arbeitskolben 15 liegenden inneren Arbeitskammer D verbunden, von welcher eine Anzahl Kanäle 21 durch die innere Gehäusewand 9 und die Dichtmembrane 12 in die zwischen dem Arbeitskolben 15 und dem pedalseitigen Zylinderteil 13 sich erstreckende äußere Arbeitskammer E führt. .*

Gehäuse 4 und Gehäusewand 9 sind gegenüber dem Zylinderteil 13 in üblicher Weise mittels Faltenbalg 22, Dichtring 23 und Dichtlippe abgedichtet.

Fig. 1 zeigt das Servosystem in der Ruhestellung. Der Unterdruck erstreckt sich in den Kammern A, B, C, D und E, während in. der Kammer F zwischen dem Filter körper 6 und dem Ventilschieber 5 Almosphärendruck herrscht,

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Wenn der Fahrer das Bremspedal 1 betätigt, entsteht zunächst die auf Fig. 2 dargestellte Situation. Der Bremsstößel 2 drückt den . V«. ntilkolben 3 gegen den Druck der Druckfeder 19 in Richtung Hydraulik. Die Druckfeder 7 führt den Vcntilschieber 5 in die gleiche Richtung, bis der elastische Ventilring 501 auf dem ringförmigen Ventilsitz 81 aufliegt. Die Verbindung zwischen den Kammern B und C ist damit unterbrochen; es haben sich zwei voneinander abgeschlossene Kammersysteme A, B und C, D, E gebildet, in welchen jedoch nach wie vor Unterdruck herrscht.

Fig. 3 zeigt die unmittelbar darauffolgende Lage. Der Veritilkolben 3 wird weiter in Richtung Hydraulik bewegt und sein als Ventilsitz 301 ausgebildeter Rand löst sich von dem elastischen Ventilring 501, der nicht nachfolgen kann, weil er vom ringförmigen Ventilsitz 81 zurückgehalten wird. Zwischen dem Ventilsitz 81, dem Ventilkolben 3 und der Innenwand des Steuergehäuses 8 ist nunmehr der Weg für den in der Kammer F herrschenden Atmosphärendruck offen, der über Kanäle 303, 304 in die Reaktionskammer C eindringt und die Arbeitskammern D und E mit Atmosphärendruck auffüllt.

Die Kammern A und B bleiben über Kanäle 20 verbunden und stehen nach wie vor unter Unterdruck. Der Atmosphärendruck in den Kammern D und E drückt den Arbeitskolben 15 in den Unterdruckrauin A hinein; die Bewegung des Arbeitskolbens 15 verpflanzt sich über den Kolbenstößel 17 auf den Hydraulik-Hauptkolben 18, der im Hydraulik-Hauptzylinder 25 (Fig. 4) den Bremsdruck in den Bremsleitungen 2G₁ und den Radbremszylindern 28 erzeugt.

Gleichzeitig ist der Atmosphärendruck in der Kammer D bestrebt, den Reaktionskolben 12 in den Uuterdruckraiim B hineinzudrücken; dieaer Reaktionsdruck verpflanzt sich vom Reaktionskulben 12 über den Ventilkolben 3 und den Bremsstößel 2 auf den Pedalfuß des Fahrers.

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Der Reaktionsdruck wird stets in einem bestimmten linearen Verhältnis zu dem effektiven Bremsdruck stehen, bedingt durch die wirksamen Kolbenquerschnitte des Arbeitskolbens 15 und des Reaktionskolbens 12, die im System tätigen Federkräfte und Reibungswerte sowie das mechanische Übersetzungsverhältnis an dem zwischen Bremspedal und Bremsstößel wirkenden Hebelarm.

Bezeichnet man den Kolbendurchmesser des Arbeitskolbens 15 von Mitte zu Mitte der Rollfalten 123 mit D , den Kolbendurchmesser

des Reaktionskolbens 12 von Mitte zu Mitte der Rollfalten 121 mit D ,

den Durchmesser der Kammer C (Innenraum des Ventilkolbens 3) mit d und den Durchmesser jedes der η Kanäle 20 mit <Γ , ergeben sich folgende wirksame Kolbenquerschnitte:

für den Arbeitskolben

-^f- .(D — η · <f) 4a· a

für den Reaktionskolben -^- '(D -Ld

4 r * ν

Bei einem Druckunterschied Atmosphäre - Saugunterdruck P , entstehen rechnerisch

eine Bremskraft F^ = -jf- · ( D ² - η ·<C )·Ρ ....

b 4 a * ^a difi

«<" 2 2

und eine Reaktionskraft F = -ZL · (D ± d )·'Ρ,._Μ

r 4 r * ν diff

Die Bremskraft F₁ wird um den Betrag der Federkraft ηΓ. „ der

b ⁶ '16. -

Druckfeder 16 vermindert und um den halben Betrag der Federkraft ^J. der Druckfeder 19 erhöht; die andere Hälfte von ^ . erhöht den Reaktionsdruck.

Die Reaktionskraft F wirkt normalerweise über ein Hebelsystem, das zwischen Bremspedal und Bremsstößol eingefügt ist. Die hier

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vorliegende Übersetzung wird mit £_ bezeichnet.

^Ss

vVenn von Reibungswerten abgesehen wird, ergibt sich die auf den Hydraulik-IIauptkülben 18 einwirkende Bremskraft

F (kg) / = 2Γ . ( D ² _± <f ²) (cm²) . P₁ (kg/cm²) ~~ f ₊ <f_q (kg)

~2~ und die auf den Fuß des Fahrers wirkende Reaktionskraft

^Ss

r r s_p

f_r (kg) - £ - Jf- - ^r _ \h · ^p _diff - ^!

Setzt man %_ . (D ² . ( ²) = Q und Ul (D ² d ²) = _q

a a a ν

als Bezeichnungen der effektiven Bremsflächen und sieht man von den

Federkräften ι_Λί und 7,., ab, wird es klar, daß Bremskraft und 16 la

Reaktionskraft praktisch in einem linearen Verhältnis zueinander stehen:

^ ⁼ konstant

f r

Die Federkräfte ändern hieran nichts, denn die Relationen JL _ : F,

16 b

und 7 : 2 F sind wegen der Federprogression klein und beeinflussen

das Verhältnis F, : f praktisch nicht. VVenn das Verhältnis q : Q b _s r ^v *r a

und das Verhältnis-^ miteinander abgestimmt werden, kann man die Relation F : f fast mathematisch konstant gestalten.

Bei Durchschnittswerten D = 200 mm, D = 140 mm, d = 15 mm,

a r ν

η = 8, ύΓ = 10 mm, ^n = 4/1, P_dJff =0,7 kg/cm , ^_β = 16 kg und

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^s 12 kg ergibt sich eine maximale Servobremskraft j. y

F₁ = 206 kg
b

und eine maximale Reaktionskraft F = 102 kg oder

r ^&

' f = 26 kg

Die eingesetzte Muskelkraft wird'somit im Verhältnis 1 : 7,9 verstärkt, und zwar in einer stets linearen Relation. Fig. 5 zeigt den Verlauf der Servobremskraft und der Reaktionskraft bei einem S-ervobremsgerät gemäß der Erfindung, Verglichen mit der Servobremskraft und der Rückanzeige bei einem handelsüblichen Servogerät mit plastisch-elastischen Rückanzeigemitteln.

Sollte die Versorgung des Geräts mit Unterdruck versagen, tritt der Fahrer den Bremsstößel 2 und damit den Ventilkolben 3 gegen den Widerstand der Druckfeder 19 durch, bis der Flansch 302 des Ventilkölbens 3 auf den Arbeitskolben 15 anschlägt. Danach wird der Arbeitskolben 15 gegen den Widerstand der Druckfeder 16 vorwärts getrieben, -wobei der Kolbenstößel 17 den Hydraulik-Hauptkolben 18 betätigt. Das hydraulische Bremssystem arbeitet nunmehr ohne Servokraft.

Die Vorteile der erfindungsgemäßen Servobremse gegenüber dem Stand der Technik gehen aus dem oben dargelegten Ausführungsbeispiel hervor. Die Servokraft setzt nach Überwindung eines beliebig kurzen Wegs der Feder 19 praktisch sofort ein und wird ebenfalls sofort in der Form eines Pedalgegendrucks auf den Pedalfuß des Fahrers zurückübertragen. Das Verhältnis Pedalgegendruck/Servokraft ist linear, vgl. Fig. 5. Die tatsächlich ausgeübte Servokraft ist stets das Produkt des Pedalgegendrucks mit einem gleichbleibenden Multiplikator m. Übt der Fahrer einen Pedaldruck χ aus, ergibt sich im gesamten Wirkungsbereich der Servobremse die Servokraft m · x.

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Der Fahrer ist somit imstande, seine Bremseinwirkung in allen Fahrsituationen exakt zu dosieren, auch bei den bisher gefürchteten großen Übersetzungen Servokraft/Pedaldruck. Da die Rückanzeige mit demselben zwischen Arbeitskolben 15 und Reaktionskolben 11 wirksamen pneumatischen Druck erzeugt wird wie die Servokraft, eridlgt die Kückanzeige augenblicklich. Es ist daher möglich geworden, alle ^r\ otzeiten in der Bremseinrichtung auf ein Minimum zurückzuführen, weil keine Zäsuren an der Kennlinie überwunden oder überspielt werden müssen (Fig. 5) und weil die Bremswirkung im stets gleichen Verhältnis zu der jeweiligen Dosierung steht. Mit dem Erfindungsgegenstand konnte die Zeit vom ersten Bremsimpuls am Bremspedal bis zum vollendeten Aufbau des maximalen Bremsdruckes an den Bremszylindern auf 40 Millisekunden reduziert werden, statt bisher 280 Millisekunden.

Der Gegenstand der Erfindung ist nicht auf das Ausführungsbeispiel beschränkt, sondern die Lehre der Erfindung kann auch auf Druckluft Servobremsen Anwendung finden, die den Bremshauptzylinder und die Radbremszylinder pneumatisch betreiben.

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Claims (7)

Patentansprüche

1. Pneumatisch-hydraulisch betriebene Servobremse, bei welcher der Fahrer über Bremspedal und Bremsstößel ein Ventilsystern beeinflußt, das wiederum den Einsatz des pneumatischen Steuermittels auf einen Arbeitskoltxen regelt, der die Servokraft auf den hydraulischen Bremshauptkolben ausübt,

dadurch gekennzeichnet, daß das Bremspedal (1) über Bremsstößel (2) und Ventilsystem (3) auf einen pneumatischen Reaktions kolben (11) einwirkt, der relativ zum pneumatischen Arbeitskolben (15) längsaxial frei beweglich ist, während der pneumatische Arbeitskolben (15) mittelbar oder unmittelbar auf den hydraulischen Bremshauptkolben (18) drückt, wobei der Servodruck sowohl den Reaktionskolben (11) als auch den Arbeitskolben (15) gleichzeitig beaufschlagt.

2. Servobremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß in der Arbeitsstellung der Servoeinrichtung zwischen Arbeitskolben (15) und Reaktionskolben (11) ein Druckraum (D) ausgebildet ist, während an den anderen Seiten der beiden Kolben (11, 15) Unterdruckräume (A, B) sich befinden.

3. Servobremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß Reaktionskolben (11) und Arbeitskolben (15) eine gemeinsame Längsachse aufweisen.

4. Servobremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß sowohl der Reaktionskolben (11) als auch der Arbeitskolben (15) mittels ein und derselben Dichtmembrane (12) abgedichtet sind, die mit zwei konzentrischen Rollfalten (121, 123) als doppelte Rollmembrane ausgebildet ist.

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5; Servobremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Reaktionskolben (11) in der Ruhestellung mittels einer sich am Arbeitskolben (15) sowie an dem mit diesem fest verbundenen Venlilkolben (3) abstützenden Druckfeder (19) in Abstand vom Arbeitskolben (15) gehalten wird, während beim Versagen des Servodruckes die Fußkraft des Fahrers den Reaktionskolben (11) gegen die Federkraft der Druckfeder (19) zum Anschlag auf den Arbeitskolben (15) bringt und die Fußkraft unmittelbar auf diesen überträgt.

6* Servobremse nach Anspruch 1 und 4, dadurch gekennzeichnet, daß das pneumatische Steuerventil (3, 5, 8) in sonst bekannter Weise auf einem als Ventilsitz ausgebildeten Steuergehäuse (8) und einem in diesem Steuergehäuse längsaxial verschieblichen Ventilkolben (3) besteht, wobei zwischen Steuergehäuse (8) und Ventilkolben (3) eine Dichtmanschette (10) eingelegt ist, die bei einem Anschlag des Reaktionskolbens (11) auf den Arbeitskolben (15) gleichzeitig als elastischer Puffer dient.

7. Servobremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die dem Reaktions kolben (11) zugeordnete Reaktionsdruckkammer (D) als eine Unterabteilung der dem Arbeitskolben (15) zugeordneten Servo-Hauptdruckkammer (A) ausgebildet ist.

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