技术领域
[0001 ]本
发明涉及一种用于车辆的鼓式制动器的制动杆，该制动杆包括:与制动汽缸连接的杆部，和附着于
花键S-
凸轮轴的壳体部，本发明还涉及一种相应的鼓式制动器。
背景技术
[0002] 在
现有技术中，例如本
申请人的EPl 064 472B1和EPO 598 290 BI，制动杆和松紧调整器分别已被证实在实际应用中是可适用的。这种制动杆包括:与制动汽缸连接的杆部，和附着于花键S-
凸轮轴的壳体部，该花键S-凸轮轴控制鼓内的所有制动衬里。调整装置被制动杆的壳体部接收，该调整装置包括:由第一
弹簧元件通过弹簧
力使之偏移的第一
离合器，以及同样由第二弹簧元件通过弹簧力使之偏移的第二离合器。[0003 ]通常，该第二离合器被构造为
单向离合器，并且包括成形有一定数量锯齿的
轮齿。
[0004]尽管根据现有技术的自动松紧调整器的调整精确度已经得到进一步改善，其中，调整装置中的单向离合器的调整步幅已经得到减少，例如参见W02011/016047A1，甚至已经采用了一种完全的无级单向离合器，通过该离合器的使用使得这种系统满足了安全性和可靠性的十分高的要求，但是，该系统仍然需要进一步的提高该调整活动的精确度和可重复性，特别是在
电子制动器监测系统中的即将到来的要求。
[0005]在这种连接中，特别是在整个
制动系统的正常运行和故障中应该更好地区别，该制动控制机制的监测和报警功能也应该进一步提高。
[0006]如W02011/016047A1中描述的单向离合器，连续地执行非常小的步幅或者甚至功能，清楚地展示了与优点对应的缺点，即，涉及可能的力量传递的强度。此外，他们的耐磨损能力以及耐
润滑油中的杂质的能力明显降低。而这些缺点应当被避免。
发明内容
[0007]在此
基础上，本发明的目的就是提供一种用于鼓式制动器的具有整合的调整装置的制动杆，该调整装置提供更高的调整精确度，特别是对于该调整装置所使用的离合器非常小的调整步幅的一致的重复性。
[0008]该目的通过如下所述的制动杆实现。
[0009]根据本发明，用于车辆的鼓式制动器的制动杆包括:与制动汽缸连接的杆部，和附着于花键S-凸轮轴的壳体部，该壳体部接收一调整装置，该调整装置包括:由第一弹簧元件通过一弹簧力使之偏移的第一离合器，以及成形为具有一定数量锯齿的单向离合器的第二离合器，该第二离合器由第二弹簧元件通过一弹簧力使之偏移，其中，该第二离合器的锯齿被构造为使得由第二弹簧元件施加的弹簧力能够将第二离合器在完全闭合的状态下对抗转矩转移，该转矩通过摩擦诱导产生，只要第一离合器保持在一个敞开的状态。
[0010]根据本发明的制动杆的一个优选
实施例，该第二离合器的锯齿包括一倾斜
角，使第二离合器通过作用于该离合器上的弹簧力在完全闭合的状态下进行传动，其中，第二离合器中锯齿的构造和第二弹簧元件的构造相应地彼此调谐。
[0011]由此可以确保通过锯齿的圆周布置以及分布可以实现最小的可能的调整步幅，即，通过在第一离合器中的角度偏移，直到当前为止，并不在成形为单向离合器的第二离合器中采用角度偏移。
[0012]该调整装置被整合于壳体部内，该调整装置包括:与花键S-凸轮轴连接的蜗轮，和与该蜗轮配合的
蜗杆螺钉，一离合轮可旋转地
支撑于该蜗杆螺钉上，该离合轮与蜗杆螺钉通过第一离合器在弹簧力的作用下配合，其中，提供一控制装置，从而施加一控制活动于离合轮上，使制动杆从预定的固定参考点形成一角度
位置。因此该控制装置包括第二离合器。
[0013]本发明既涉及一种不能相对于参考点的位置进行自身调节的制动调整器，还涉及一种可
自动调节的自动制动调整器。对于后者，该控制装置包括一控制圆盘，该控制圆盘与蜗轮同轴地可旋转布置，并且与一具有控制臂的控制环连接，该控制臂通过连接至车辆底盘的固定部分建立参考点，与控制圆盘的锯齿状外缘
啮合的小
齿轮以及调整螺钉，该调整螺钉与
小齿轮同轴，并且与离合轮锯齿配合，其中，蜗杆螺钉的轴与小齿轮和调整螺钉的轴相垂直。
[0014]传动器，优选为圆柱形，相对于小齿轮轴向但是非旋转且同轴设置，并且与调整螺钉相配合。该单向离合器优选设置于传动器和锯齿形
垫圈之间，该锯齿形垫圈与调整螺钉连接。
[0015]小齿轮，传动器和调整螺钉均可旋转地设置于同一轴上。该小齿轮可成形为用于接收传动器的空
心轴，其中，进一步包括一设置于小齿轮和传动器之间的
压缩弹簧。
[0016] 一种具有相应的控制装置的调整装置，例如，根据本申请人的EP1064472B1可知，具体引用于此。
[0017]根据本发明的制动杆的调整装置的功能将在后面详细阐述。
[0018]离合轮，可旋转地安装于蜗杆螺钉上，与该蜗杆螺钉通过具有锯齿的表面形成第一离合器。由于具有锯齿的表面通常是圆锥形的，该第一离合器也被称作圆锥形离合器。为了与圆锥形离合器配合，该蜗杆螺钉通过相应尺寸的压缩弹簧的预
应力装配。
[0019]根据本发明，单向离合器被设计和构造为总是自动闭合的，与调整装置中的
摩擦副和各个独立元件的制造公差的组合相独立的。换句话说，作用于单向离合器上的弹簧的尺寸至少不会受到摩擦阻力和制造公差的影响，而且不会阻止第二离合器的自动闭合。
[0020]由于单向离合器在各种情况下总是闭合的，只要圆锥形离合器为敞开状态，根据本发明使得圆锥形离合器在制动衬
块处提供衬里间隙或松紧调整。在制动释放过程中，当制动释放将要终止时，由于改变的锯齿咬合随后实现调整螺钉的旋转，使该离合器闭合。
[0021]只要制动衬块的衬里间隙比某一定值大，旋转的调整螺钉即进行调整。该值反过来与锯齿之间的角度分布相关，或者换句话说与圆锥形离合器的锯齿数量相关。
[0022]因此，该调整的精确度理论上可被本领域的技术人员进一步提高，通过进一步增加圆锥形离合器的锯齿数。但是，也仅仅可能是在有限的范围内，并且通常并不推荐，这是由于随着相对于同一周长的锯齿数量增加，从而导致形成更小的锯齿，但是，耐磨损性以及耐润滑油杂质的性能也可能降低。
[0023]但是，根据本发明，可以确保的是单向离合器总是在圆锥形离合器在回程中闭合之前自动闭合，在单向离合器的锯齿间的角度分布以及锯齿的数量(分别地，可以是分开的)导致可能的调整步幅最小，其结果是，单向离合器的锯齿数和锯齿的尺寸可被分别进一步减少和增大，而圆锥形离合器的锯齿数量保持不变。这种措施与装置增强的调整精确度相关。
[0024]关于单向离合器，意味着可以使用更大的锯齿，一方面成本得到降低，更容易制造，另一方面，锯齿的强度得到增强，耐磨损性更高。
[0025]当圆锥形离合器已经从锯齿-底部配合中的初始锯齿-顶部位置开始旋转时，此时该圆锥形离合器开始进行调整，此时，锯齿的顶部均与相应的各个相对锯齿的底部配合，至少持续至锯齿-顶部与锯齿-顶部
接触，其中，锯齿的锯齿-顶部与各个相对锯齿的锯齿-顶部接触。从该位置处，随后该旋转离合器可根据旋转的角度滑入下一个邻近的锯齿-顶部与锯齿-底部的咬合，其中，该锯齿-顶部又一次与各自的下一个锯齿对的相应底部配合，该离合器从而自动闭合。
[0026]在这种顶部对顶部的位置中，锯齿顶部与各自相对锯齿的锯齿-顶部接触，相当于，离合轮旋转360/(2*Ζ1)度，调整螺钉旋转U*360/(2*Z1)度，其中，Zl为圆锥形离合器的锯齿数量，U为离合轮和调整螺钉之间的齿轮比，定义为U = Z3/Z4，其中Z3为离合轮的锯齿数，Z4为调整螺钉上的锯齿或入口的数量。
[0027]在本发明的一个优选实施例中，该单向离合器被构造为闭合时能够实现离合轮至少上面所述的旋转，而不需要此前闭合以
覆盖(overriding)其自身的锯齿，S卩，就在单向离合器的锯齿表面之前，该锯齿表面彼此相对地可移动，并且通过圆周上的锯齿可滑动。覆盖对应于调整螺钉相对于小齿轮的旋转度为360/Z2度，Z2为单向离合器的锯齿数量。
[0028]因此，这意味着调整螺钉的旋转施加的度数360/Z2度= U*360/(2*Z1)，锯齿的数量关系如下:
[0029] Z2 = 2*Z1/U (I)
[0030]关于离合轮和调整螺钉之间的齿轮比，单向离合器的锯齿数量Z2应该是圆锥形离合器的锯齿数量Zl的两倍。
[0031]如果单向离合器闭合，锯齿之间的接触面积变得非常小，锯齿破裂和过度的磨损的
风险大幅地增加。因此，单向离合器的锯齿数量Z2应当比上面公式(I)中限定的少，这也是为什么根据本发明锯齿数量Z2应当优选为75%，并且最优选为50%。据此可以确保单向离合器在所有调整步幅中避免了大范围(good margins)的覆盖，并且避免了通常的衬里磨损。
[0032]为了确保单向离合器的自动闭合，根据本发明，由作用于单向离合器上的弹簧元件产生的弹簧力产生一个转矩，该转矩作用于具有一个预定倾角的锯齿表面上，从而克服作用于调整螺钉上对抗其理想的闭合旋转的所有摩擦转矩。
[0033]这些摩擦转矩，例如，可以通过单向离合器的传动转矩，小齿轮和传动器之间的轴向
摩擦力，以及完全由系统中的弹簧元件形成的摩擦转矩计算。
[0034]根据本发明，如果在圆锥形离合器开启之后的制动器应用中单向离合器闭合，以及在圆锥形离合器闭合之前的制动器释放中单向离合器闭合都是没有意义的。根据本发明所建议的方案，足以确保单向离合器的闭合被推迟直到制动器释放，使得摩擦转矩出现在离合轮上，并且直到某一程度，使得作用于调整螺钉上的摩擦有助于而非对抗单向离合器的闭合，据此该调整装置的精确度和可靠度进一步提高。这些摩擦在转矩分析中可被忽略。
[0035]这些分析应当对于根据本发明的制动杆的各种特殊构造(制造公差，预期的摩擦对，也可能是各个元件的尺寸标注试验)进行管理，从而确保根据本发明单向离合器的锯齿的倾斜角度是可选的，使得该锯齿总是可被转移进入完全闭合的状态，只要第一离合器保持在敞开的状态。
[0036]如上所述，对于这种分析需要考虑的参数包括，由单向离合器形成的传动转矩，小齿轮和传动器之间的摩擦力，以及由弹簧元件引起的摩擦力，均可以计算。
[0037]由单向离合器产生的传动转矩可通过以下计算:
[0038] Md = Rt*(Fs-Fd)*tan(a-arctan(y)) (2)
[0039]其中，
[0040] Rt =锯齿接触的平均半径，[0041 ] Fs =作用于单向离合器上的轴向弹簧力，
[0042 ] Fd =小齿轮和传动器之间的轴向摩擦力，
[0043] α =锯齿的倾斜角度，以及
[0045]小齿轮和传动器之间的摩擦力可进一步通过以下计算:
[0046] Fd = y*(Md+Ma)/Rd (3)
[0047]其中，
[0048] Ma =作用于传动器上的附加转矩(例如，本申请人的EP0598290B1中，该转矩可通过扭转弹簧形成)，
[0049] Rd =传动器与小齿轮配合中的脊和凹槽的半径，以及
[0050] μ =传动器和小齿轮之间的摩擦系数，假定等于锯齿接触的摩擦系数。
[0051] 通过结合公式(2)和(3)，可以得到
[0052] Md = Rt*(Fs-y*(Md+Ma)/Rd)*tan(a-arctan(y)) (4)，
[0053] 等于
[0054] Md=Rt*(Fs-y*(Ma/Rd) )*tan(a-arctan(y))/(l+y*(Rt/Rd)*tan(a-arctan(y))) (5)。
[0055]来自组合中单个弹簧元件的摩擦转矩可针对各个实际的接触表面计算:
[0056] Mf = Ff*yf*Rf (6)
[0057]其中，
[0058] Ff =作用于实际接触面上的轴向弹簧力，
[0059] yf =实际接触面的摩擦系数，以及
[0060] Rf =实际接触面的平均半径。
[0061]由上述标注的公式(2)-(6)可实现的计算可能得知，这些可能抵消根据本发明的单向离合器的闭合的摩擦转矩，可被更详细地计算。该传动转矩Md应当总是比摩擦转矩Mf的总和大。这些摩擦转矩由于其他目的不应低于一特定值，因此，这些摩擦转矩Mf，只要有可能，应当通过设计和尺度调控的适当措施进一步降低或甚至完全消除。
附图说明
[0062]结合附图中所示的实施例的描述，本发明的优点和特征将会更加清楚，其中:
[0063]图1示出了根据现有技术的用于鼓式制动器的制动杆的局部横截面图；
[0064]图2示出了用于鼓式制动器的制动杆的透视图；
[0065]图3示出了调整器内部、可旋转部件的透视图；
[0066]图4示出了根据本发明的调整器的第一个实施例的局部横截面视图；
[0067]图5示出了根据本发明的调整器的第二个实施例的局部横截面视图；
[0068]图6示出了根据本发明的图3所示出的调整器的局部横截面视图。
具体实施方式
[0069]图1示出了现有技术中的用于鼓式制动器的制动杆，正如本申请人的欧洲
专利EP1064472B1所已知的那样。
[0070]该制动杆I被分为与制动汽缸(未示出)连接的上杆部2和附着于花键S-凸轮轴(也未示出)的下壳体部3。
[0071]该壳体部3用于接收调整机构，该调整机构包括一可旋转的蜗轮4，该蜗轮4包括具有内部花键4'的轮廓，便于与花键S-凸轮轴的协作。在与该蜗轮4的配合中，蜗杆螺钉5可旋转地设置于壳体部3的内部并且与所述蜗轮4垂直。[0072 ]该蜗杆螺钉5的末端(位于图1中的左侧)从壳体部3向
外延伸，该蜗杆螺钉5具有六角形的工具柄5'，同样如图2所示，用于蜗杆螺钉5的手动旋转。在该末端处，
盖子6围绕蜗杆螺钉5
螺纹旋进壳体部3中。
[0073]离合轮7可旋转地安装于蜗杆螺钉5上，一侧被支持抵靠于盖子6上。在相反的一侦U，离合轮7和蜗杆螺钉5上同时具有彼此协作的若干锯齿Zl的锯齿表面8，共同构成第一离合器K1。由于具有锯齿Zl的相对表面8被成形为圆锥形(但是，并不一定是圆锥形)，因此该第一离合器Kl也被称作所谓的圆锥形离合器。
[0074]在图1的描述中，该蜗杆螺钉5在一强力压缩弹簧9的作用下向左偏移，从而实现与圆锥形离合器Kl的配合。该压缩弹簧9设置于
弹簧垫圈10和弹簧盖11之间，其中，该弹簧垫圈10位于蜗杆螺钉5的末端，弹簧盖11螺纹旋进壳体部3中。
[0075] 控制装置(control arrangement) 12-14如蜗轮4一样被设置于壳体部3的同一开口中，但是不与其连接。该控制装置包括一可旋转的控制圆盘12，该控制圆盘具有锯齿形外缘，如图3中所示。该控制圆盘12具有外部的控制环13，该控制环13具有从该处延伸的控制臂14。平盖15布置于控制圆盘12和控制环13之间，螺纹旋于壳体部3上，以和整个控制装置形成旋转支持。该控制臂14连接至车辆底盘的一个固定刚性部，制动杆I可枢转地安装于该车辆底盘上。该控制装置的目的就是为制动杆I提供参考或控制
信号，如下所述。
[0076]如图3-6中所示，小齿轮16旋转安装于壳体部3中的轴17上，与控制圆盘12的锯齿外缘啮合。该小齿轮16为中空的，内部接收一传动器18，该传动器18可滑动地、但是非旋转地设置于小齿轮16内部，例如，通过花键连接，使得该传动器18可相对小齿轮16移动。压缩弹簧19设置于小齿轮16和传动器18之间，使得传动器18在预应力下如图6所示的左边视图组装。
[0077]中间锯齿垫圈20可移动地设置于轴17上，位于传动器18的左端。传动器18和中间垫圈20上具有数目为Z2的彼此面向的锯齿的表面，从而共同构成第二离合器K2，该第二离合器构造为单向离合器，如图3-6所示为配合状态，即，完全闭合的状态。
[0078]调整螺钉21与蜗杆螺钉5上的离合轮7形成配合，该调整螺钉21设置于中间垫圈20处，使之与其成为一个可旋转的整体，其中，这些部件之间可使用花键连接。可选地，调整螺钉21和中间垫圈20可成形为一体件。
[0079]在图6所示的实施例中，公开了一种使用旋转控制距离的调整装置，例如，本申请人的EP0598290B1中所实现的，具体通过参考引用于此，该轴17通过设置于该轴上的弹簧垫圈22的预应力装配，弹簧元件23被设置于弹簧垫圈22和壳体部3内的壳体孔之间。该弹簧元件23，优选为压缩螺钉弹簧，被制造地相对牢固，从而保证整个布置无论是在轴17之上还是周围均无振动，甚至是在非常大的制造公差下，仍然保持精确对准和处于正确的位置。出于该目的，该弹簧垫圈22支持抵靠于轴17的第一邻接部24。该调整螺钉21则被支持抵靠于轴17的第二邻接部25。其中，该调整螺钉21的轴向的尺寸比邻接部24和25之间的
轴距稍短一点，左侧弹簧元件23不施加作用力于该调整螺钉21上，使得仅仅压缩弹簧19施加一作用力于调整螺钉21上，从而使单向离合器K2保持在一相应的偏斜和预应力下。
[0080]该弹簧力使得预
拉伸比弹簧元件23的弹簧力小，从而使受限的摩擦转矩可被减小，左外侧的邻接部24可设置于轴17上的相应位置。
[0081]为了总是确保根据本发明的单向离合器K2自我闭合，该单向离合器可以包括锯齿Z2的倾斜角度的倾角，该倾角比现有技术中的大，又或者使压缩弹簧19用于预拉伸离合器K2的弹簧力比迄今为止的大(当与目前已经应用于用于鼓式制动器的制动杆的单向离合器相比)。
[0082]锯齿Z2和/或弹簧元件19的倾斜角度的尺寸会导致单向离合器K2在制动器驱动的初期形成更大的传动转矩，这是不理想的，因为增大的传动转矩将通过离合轮7和圆锥形离合器Kl传输到蜗杆螺钉5上，并且能够影响蜗杆螺钉5首先在一方向上旋转，该旋转使得制动衬块处的衬里间隙或松紧增大。
[0083]特别是为了避免这种不理想的旋转，根据本发明的压缩弹簧19和蜗杆螺钉5之间的弹簧垫圈或垫圈10被这样布置和设计，使得一限定的制动摩擦转矩被准确地施加于蜗杆螺钉5上，从而能够阻止此类旋转。
[0084]如图4所示出的实施例中，垫圈10成形为通过一圆锥形表面26与蜗杆螺钉5的前侧末端协作。可选地，该垫圈10包括这样一个接触面，使得该接触以及随后引入蜗杆螺钉5的作用力被限制于一半径范围内，该半径范围几乎相当于蜗杆螺钉5的支持直径，S卩，左侧末端的直径，该蜗杆螺钉5可借此旋转地支持于壳体部3的孔内。出于该目的，例如，垫圈10包括一突出环27，该突出环27围绕蜗杆螺钉5的前侧末端处的圆周鼻28。
