盘式制动器、用于该盘式制动器的制动器致动机构以及用于制动器调节的方法

本发明涉及盘式制动器，尤其用于公用车辆的盘式制动器，涉及这种盘式制动器 的制动器致动机构。此外，本发明涉及新类型的用于制动器调节的方法。

在这一点上，本发明应该包括盘式制动器，其包括滑动卡钳或者固定卡钳，盘式 制动器重叠一个或多个制动盘。主要地但不排他地，本发明涉及盘式制动器，其具有 点型的衬片段。

尤其用于重载卡车的盘式制动器公知为在以下方面具有不同的构造：致动机构的 类型；向一个或者若干制动盘传递制动或者夹紧力的方式；以及用于补偿制动垫和/ 或制动盘磨损的调节类型；以及在该文中调节运行间隙的方式。

通常，存在施加以及包含在盘式制动器中的广范围的致动机构以及制动器调节器 设计。

从EP0271864B1公知一种致动装置，其包括轴向致动构件，轴向致动构件的周 围布置有若干部件，诸如呈辊-斜坡机构形式的力放大机构。通常使用的致动机构会 包含制动杆，该制动杆被液压、气压或者电机械的致动器所致动，该杆通常依靠一个 或多个辊元件向推力件传递导引力，推力件在制动卡钳的壳体中主要沿轴向朝向制动 盘被引导。这种杆致动式制动器机构例如从EP0553105B1或者EP0698749B1可知。

制动器致动机构的可替代设计示出于WO2001/75324A1，其中用于向制动盘传递 夹紧力的推力元件被布置于中央杆的周围。类似设计例如公知于申请人的 WO2004/059187A1。此处公开的用于盘式制动器的制动器致动机构分别包括一个单 个凸轮随动件以及推力元件的形状，推力元件作用于制动盘，其中调节装置已经集成 在凸轮随动件内。凸轮随动件从而依靠杆而安装在制动卡钳的壳体中，平行于制动盘 的旋转轴线。根据优选实施例，凸轮随动件直接与用于推力元件的返回机构协作，该 返回机构集成在凸轮随动件中并且与该杆协作。

在这一点上独立于所采用的致动机构的设计，需要始终提供对于制动盘和制动垫 处的制动衬片之间的运行间隙的补偿，该间隙源自于制动垫衬片和/或制动盘的磨损。 如此处提到的，根据凸轮随动件的该例子的制动器致动机构至少包括推力元件，该推 力元件依靠制动垫向制动盘传递夹紧力。为此目的，推力元件包括与另一元件相互作 用的至少一个旋转元件，使得两个元件都能够相对于彼此沿轴向移位，该另一元件在 制动卡钳中被以不能旋转的方式引导，但是可沿轴向移动。

作为例子，这种原理由WO2004/059187A1实现，其中两个套筒状芯轴是螺纹接 合的，其中具有内螺纹的外套筒以旋转方式接收具有外螺纹的内套筒。外套筒或者外 芯轴以非可旋转的方式被支撑在制动卡钳中或者其滑架中，使得内套筒或者内芯轴的 旋转导致外芯轴相对其进行线性位移，使得外芯轴能够向制动盘移动以补偿制动衬片 处的由磨损引起的间隙。

例如，外芯轴沿轴向方向的不可旋转的线性引导能够这样实现：外芯轴直接连接 或者依靠另一中间元件连接至制动垫或者制动衬片保持器，制动垫或者制动衬片保持 器进而本身以线性方式在制动卡钳中或者卡钳滑架中被引导。换句话说，由于事实上 制动垫(制动衬片以及衬片保持器)、衬片保持器或者制动衬片它们本身沿轴向方向 在卡钳或者其滑架中相对于制动盘而被引导且不可旋转，所以与这些制动器部件连接 的调节器的外芯轴也是仅仅沿轴向以不可旋转的方式被引导。

从申请人的WO2011/113554A2公知了一种增强式单凸轮随动件类型的致动机 构，其中，返回机构和调节机构的元件被并入凸轮随动件设计并且被由内、外套筒构 成的单元围绕，内、外套筒形成调节机构的一部分，并因而形成制动器致动机构的一 部分。被并入其中的调节机构被旋转杆驱动，该旋转杆将夹紧力引入至制动器致动机 构。制动垫和制动盘之间的间隙根据实际磨损确定：仅通过机械器件来感测制动垫与 制动盘接触处夹紧力的急速改变，使得该类型的调节机构仅以机械方式自动调节该间 隙。

因为从WO2011/113554A2所公知的调节机构包括至少一个螺纹式调节螺栓(内 芯轴)，该螺栓与至少一个其他螺纹部分(外芯轴)相互作用以将致动力传递至内制 动垫，所以当施加制动时，仅在间隙减小的方向上执行控制调节。在经过与制动垫和 制动盘之间的目标间隙对应的预定距离之后，当制动盘变得接触制动垫时，转矩施加 至螺纹部分，从而在制动器致动机构和卡钳内形成闭合力流。该转矩是从旋转杆沿其 驱动方向被传递经过单向离合器，并且当螺纹部件之间的旋转阻力因轴向力而升高时 由转矩限制离合器滑动或者超限运行而限制，当制动垫接触制动盘时建立该转矩，从 而形成一些类型的反转矩。

总之，这种自动作用的调节器的原理以及功能在盘式制动器领域通常称为“自动 制动器调节器”，对于上述提到的现有技术的制动器致动机构来说或多或少也是一样。 依靠至少一个离合器，该离合器包括一些程度的损失运动，在该损失运动中可选择自 由运动的水平以等同于期望目标间隙即最大允许运行间隙，随着摩擦衬片由于磨损而 缓慢减小，制动垫的摩擦衬片(例如制动垫本身)将朝向制动盘逐渐推进。即，如果 摩擦衬片确实磨损至这样的程度-即运行间隙大于目标间隙，则制动垫和制动盘之间 的现有运行间隙被占据，并且制动垫朝向制动盘的进一步额外移动(源自于并因而对 应于实际现有衬片的过度磨损)会引起离合器旋转，该旋转将朝向制动盘推进制动垫。 在制动垫与制动盘接触之后，整个制动器机构中的增加负荷将引起离合器滑动，从而 进一步防止现在不需要的调节移动或者调节机构的任何过载。

在该方面，重要的是，对于所有现有技术的制动器致动机构来说，制动盘和制动 垫之间的目标间隙设定为相当大，以提供足够空间用于因例如过度致动引起的制动盘 或者制动垫的任何热膨胀。这可避免在盘式制动器的释放状态下这些部件之间发生力 接触的风险，因为这种力接触将产生耗能拖曳并且可产生甚至更多热膨胀。

通常选择致动器的可用行程以适应制动卡钳或者盘式制动器的其他部分的任何 弹性张力或者加宽，制动卡钳或者盘式制动器的其他部分将加载有夹紧力，因为当制 动器致动时这些部件布置在闭合的力流内。此外，还选择该行程以适应所选择的目标 间隙。此外，设置有一些类型的安全边界，该安全边界将占据一些过度松弛但不会达 到其最大限制，该最大限制将导致无法满足期望的夹紧力。

当制动器操作时一个主要缺陷是，由于过度发热使得制动垫和制动盘将显著膨 胀，这将导致尤其在中间连续制动之后这些部件之间的接触不能够完全脱开，从而导 致拖曳，从而进一步产生热以及极大的磨损。

为了降低拖曳风险的目的，任何设计的调节机构通常构造为在每次制动器操作时 仅减小一定比例的过度间隙，即依靠若干制动器操作来连续地减小整个过度间隙。当 相比于仅在一个单次制动器操作中补偿整个过度间隙时，在制动过程中的一些类型的 干扰或者部件有瑕疵的情况下(诸如容差偏差)，这种选择的操作方式可进一步降低 一些类型的过调节和拖曳的风险。

根据现有技术使用在调节机构中的转矩限制离合器能够包括辊-斜坡离合器，例 如WO2011/113554A2公开的，或者包括共用摩擦离合器，如EP0730107A2中使用的。 还能够实施其他设计，诸如齿式离合器或者扭转弹簧。

上述的调节机构仅沿间隙减小的方向实际作用并且执行调节。这种单动行为原理 与比例调节及选择相对大的目标间隙一起已经证明在公知的现有技术的设计和实施 例中是运行良好的。

但是，这种方法看起来并不是用于实现可获得致动器行程的最佳利用的最优方 案。即，上述的提供期望安全边界以避免拖曳风险又会导致具有大的致动器和/或刚 度，并且由于这种重的卡钳，这在燃料节约、车辆操纵及制造成本方面来说都是不理 想的。

因此，除了已经给出的对于降低由间隙引起的磨损的调节，独立于补偿磨损的间 隙调节，需要提供一种调节以便增加间隙，这种增加间隙被证明在拖曳风险方面是很 小的。

从EP1524449A1和DE10209567A1已经公知的是使用电动机作为制动器调节器， 其驱动制动垫以朝向以及离开制动盘以便始终维持这些部件之间的预定距离，该驱动 是由电子器件确定的。但是，这种设计被证明是技术上复杂的且生产成本高，而且对 各种类型的干扰比较敏感。

由此处提到的现有技术可知，需要消除与此相关的不同问题以及缺陷。

因而，本发明的目的是提供盘式制动器以及包括调节器的制动器致动机构，使得 能够实现在制动器致动期间调节间隙以补偿可能的磨损，此外还能调节间隙的增加以 避免拖曳的风险。

作为另一目的，调节机构应该需要较少空间以及重量，此外应该易于组装，并且 其单个部件能够以容易及成本有效的方式制造。

而且，本发明的目的是提供一种调节方法，其独立于对于由间隙引起的磨损的调 节，而允许调节运行间隙以还考虑拖曳的风险。

这些目的分别通过根据权利要求1或权利要求10的盘式制动器，根据权利要求 16的具有调节机构的制动器致动机构，以及根据权利要求25的用于调节制动垫以及 制动盘之间的间隙的方法来解决。

提供了盘式制动器，其包括制动卡钳以及制动器致动机构，所述制动卡钳骑跨至 少一个制动盘。制动器致动机构包括：

-放大机构，其用于引入夹紧力，

-推力元件，其用于经由制动垫将夹紧力传递至制动盘，其中在盘式制动器的释 放状态下在制动垫和制动盘之间设定有间隙，以及

-调节机构，其用于在制动器致动期间补偿制动垫和/或制动盘的磨损，该调节机 构构造为作用于推力元件，并且构造为在制动器致动运动期间减小制动盘和制动垫之 间的间隙。

根据本发明第一实施例，调节机构由此构造为：在制动器释放运动期间将间隙增 加一值，该值可以小于、等于或者大于间隙减小量，其中调节机构是完全通过机械促 动的。换句话说，独立于其设计，调节机构仅通过使其机械部件相互作用来执行在制 动器致动运动期间的间隙减小以及在制动器释放运动期间的间隙增加，而无需借助于 任何外部功率源(诸如电动机)。

根据本发明第二实施例，调节机构包括第一调整器单元，该第一调整器单元构造 为在制动器致动运动期间减小制动盘与制动垫之间的所述间隙。此外，调节机构包括 第二调整器单元，该第二调整器单元于是构造为在制动器释放运动期间将所述间隙增 加一值，该值可以小于、等于或者大于间隙减小量。

不是必须的，但优选的是，第一调整器单元和第二调整器单元是通过机械促动的。

上述创造性构思还应用至盘式制动器中所使用的包括调节机构的制动器致动机 构，因此能够包括对应构造或者对应的第一和第二调整器单元。

第二调整器单元能够与调节机构的部件和/或作为调节机构的一部分的第一调整 器单元的部件协作。

此外，第二调整器单元能够至少部分地被并入在调节机构和/或其第一调整器单 元中。可替换地，第二调整器单元还能够被并入用于制动器致动机构的返回机构中。

换句话说，根据本发明，第二调整器单元应该提供在制动器释放运动期间的间隙 增加，因而能够是独立于致动机构的盘式制动器的一部分，或者是致动机构的至少一 部分。其还可以独立于调节机构或者是调节机构的至少一部分。致动机构和调节机构 的单个部件能够因此被构造及布置成在这种第二调整器单元内独立地作用或共同作 用以提供间隙增加，所述单个部件还能够但不是必须是第一调整器单元的一部分。

根据优选实施例，第一调整器单元和/或第二调整器单元分别形成为转矩限制离 合器，其设计以及构造能够根据相应的运动学要求而选择。

在本发明的优选实施例中，致动机构制成为凸轮随动件设计，使得第一调整器单 元以及第二调整器单元的所有部件应该借助于中央杆以功能相互作用的方式被安装 在制动卡钳中，该杆在制动卡钳的壳体中支撑在轴向方向，并且还用来将单个制动器 部件安装在制动卡钳的壳体中，使得这些部件平行于制动盘的旋转轴线而作用。

根据本发明，制动器致动机构的所有部件以及杆沿轴向方向(即平行于制动盘的 旋转轴线)和径向方向(即围绕中央杆)的构造以及尺寸被选择并且相对于彼此而调 节，使得能够实现以及协调第一调整器单元的功能和操作-即目的是在制动器施加运 动时的间隙减小，以及第二调整器单元的功能和操作-即在制动器释放运动期间的间 隙增加。尤其，构造和尺寸应该是这样：使得在扭转弹簧元件(与其实际构造和设计 无关)被用于第二调整器单元的情况下，预定预张力被优选用于确保间隙增加运动将 实现为所限定的值。

除了这种预张力，在制动器致动机构和/或调节机构的至少两个部件之间提供限 定的角度松弛(angularslack)，优选在其第二调整器单元的至少两个部件之间提供， 该角度松弛限定了在制动器释放运动期间的间隙增加值。

在根据本发明用于提供期望间隙增加的第一原理中，转矩应该在制动器施加期间 施加至一些类型的扭转弹簧元件。在以下中，该转矩应该在制动器释放时以限定的角 度松弛而作用在调节机构的螺纹部分上。因而，角度松弛由该转矩限定，该松弛在制 动器释放时将被反置(reverse)。

根据一个实施例，扭转弹簧元件能够构造为并安装成使得提供上述角度松弛，而 没有任何扭转预张力施加在其上。角度松弛将由转矩而产生，转矩源自于弹簧元件在 施加期间的张紧。因而可能的是，在该实施例中角度松弛是扭转弹簧元件固有的。

可替换地，根据另一实施例，角度松弛在制动器释放时将被反置，且由制动器调 节机构的与扭转弹簧元件连接的两个部件之间的角度偏移来限定，该弹簧元件优选以 扭转预张力安装，扭转预张力一方面源自于其特定构造，另一方面源自于其在制动器 调节机构内的定位。

进一步可替换地，根据第二原理，本发明提供的是，第二调整器单元包括另一单 向离合器以在制动器释放时提供间隙增加。这种额外的单向离合器与已经存在于调节 机构(即第一调整器单元)中的单向离合器协作，以在制动器致动期间提供用于间隙 减小的滑动运动。根据本发明，额外单向离合器根据需要具有内置式角度松弛，目的 是间隙增加。

优选地，这种内置式角度松弛由第二调整器单元或者调节机构的至少两个部件的 设计以及构造来提供，至少两个部件从而相对于彼此布置成使得在它们之间包括该角 度松弛，该角度松弛然后在制动器释放运动期间被占据，从而提供用于间隙增加的预 定值。

根据本发明，这种预定值设置成极限值，即间隙应该最高增加至该值，或者设置 成要增加的量值本身。调节机构或者第二调整器单元因而能够构造为在制动器释放运 动期间，增加间隙至预定值，该值可以由间隙减小功能限定，和/或将间隙增加预定 值。

此外，本发明涉及一种将盘式制动器的制动垫和制动盘之间的间隙调节至预定值 的方法，该包括如下步骤：

-在制动器致动运动期间在制动垫与制动盘进行力接触之前，补偿制动垫和制动 盘之间的过度间隙从而调节所述间隙，所述过度间隙源自于制动垫和/或制动盘的实 际磨损；以及

-在制动垫不再与制动盘进行力接触之后，在制动器释放运动期间增加间隙。

优选地，对若干制动器致动以及制动器返回运动交替地以及连续地重复这两个步 骤。

最优选地，增加间隙的步骤在每次制动器释放运动时以相同的量执行。

根据本发明的方法应该进一步施加，使得在制动器致动运动期间将间隙调节至第 一值，并且在制动器释放运动期间将间隙增加至第二值，该第二值大于所述第一值。

优选地，根据本发明的方法的单个步骤是机械地执行的。本发明限定的新方法原 则上独立于制动器致动机构、调节机构以及与其关联及使用的任何调整器单元的设 计、构造以及布置，只要这些部件以及模块的设计、构造以及布置使得能够在制动器 释放运动期间提供制动垫和制动盘之间的间隙增加即可。

根据本发明用于在制动器释放期间的间隙增加的原理能够因而通常应用于应该 仅执行机械促动的所有类型的制动器致动以及制动器调节机构，但是，这些优选地针 对这样的制动器致动机构的设计，例如从申请人的WO2011/113554公知的制动器致 动机构，这里明确地引用该公开，其内容应该并入此处。

如果根据本发明提供并且执行了额外间隙增加功能，额外间隙增加功能优选通过 制动器致动和/或调节机构的部件实现并且包括在这些机构内，明显的是能够实现若 干优势。

首先，能够选择较小的目标间隙，在盘和垫热膨胀时不会有拖曳的风险。而且， 减小的目标间隙意味着垫的行程减小，这能够通过允许在相同致动器行程下在卡钳中 实现较大弹性或者增加相同致动器行程下的杆放大作用来利用，意味着能够减小致动 器力和尺寸。这两者替换方案均意味着降低了重量和制造成本以及能量消耗。调节比 例能够选择得较大，而不会面临因一些类型的过调节而出现的拖曳风险，过调节可由 不期望的干扰或者机构和/或制动器操作的瑕疵而引起。这又意味着增加了安全性， 因为调节器更快补偿了大磨损，例如在长陡斜坡上下行之后发生的大磨损。

此外，根据本发明的调节器对于在垫更换或其他维修行为之后的不适当的人工设 置不太敏感。如果垫间隙被人为地设置得太小，在一些施加之后间隙将被自动校正。 此外，在每次制动器施加时两个方向上的调节使得机械部件重复移动。由此，降低了 调节器螺栓螺纹或者其他部分被卡住或阻塞的风险。

如以下详细实施例所示的，本发明需要一些额外元件用于其期望的功能。此外， 这些元件提供了改进锁定功能以克服因振动等引起的不期望的间隙变化。

在优选实施例中，调节器是纯粹的机械设计，这意味着其生产简单且成本有效， 作业不需要额外功率源，并且是可靠的，对道路车辆的恶劣环境中出现的各种干扰具 有低敏感性。

根据附图所示的不同实施例，本发明的进一步优势以及特征将变得明显。

图1是根据现有技术的盘式制动器的基本部件的分解图；

图2是根据现有技术的盘式制动器在组装状态时的横向剖视图；

图3是根据现有技术的致动机构和调节机构的各单个部件的分解图；

图4a至4c是序列图，示意地示出在根据本发明调节间隙用于正常初始间隙时的 制动垫的移动；

图5a至5c是序列图，示意地示出根据本发明在对于太大初始间隙进行间隙调节 时制动垫的移动；

图6a至6c是序列图，示意地示出根据本发明在对于太小初始间隙进行间隙调节 时制动垫的移动；

图7a是根据本发明的致动机构的第一实施例的横向剖视图；

图7b是沿着图7a的K-K截取的剖视图；

图8是致动机构的第一实施例的分解图；

图9是根据本发明的致动机构的第二实施例的横向剖视图；

图9a、图9b、图9c分别是沿着图9的S-S、L-L以及P-P截取的剖视图；

图10是致动机构的第二实施例的分解图；

图11是根据本发明的致动机构的第三实施例的横向剖视图；

图11a、图11b分别是沿着图11的Y-Y以及V-V的剖视图；

图12是致动机构的第三实施例的分解图；

图13是根据本发明的致动机构的第四实施例的横向剖视图；

图13a、图13b、图13c分别是沿着图13的I-I、Z-Z以及X-X的剖视图；

图14是致动机构的第四实施例的分解图；

图15是根据本发明的致动机构的第五实施例的横向剖视图；

图15a、15b分别是沿着图15的T-T以及U-U的剖视图；

图16是致动机构的第五实施例的分解图；以及

图17是根据本发明的致动机构的第六实施例的横向剖视图。

在下文中，为了更好地理解本发明，将示范性地说明现有技术的自动制动器调节 器的第一原理以及功能。

图1至图3示出了盘式制动器以及包含在其中的制动器致动机构连同与其相关的 自动制动器调节器，自动制动器调节器例如公知于申请人的WO2011/113554A2，其 内容明确引用在此处。其中示出的制动器致动机构指的是单个凸轮随动件设计。图1 以分解图示出了根据现有技术的盘式制动器连同处于操作位置的制动器致动机构，盘 式制动器具有其基本部件，这些部件以它们的组装状态示出于图2中。图3示出了制 动器致动机构9的分解图，其包括具有其各单个部件的自动制动器调节器。

这种公知的盘式制动器包括制动卡钳1，制动卡钳1借助于滑动轴承3在滑架2 上被滑动地引导，滑动轴承3依靠螺栓固定至滑架2并且相应地接收在制动卡钳1 的壳体中的开口4中。制动卡钳1分别重叠并环绕相应的制动垫5，制动垫5固定在 垫保持器6上，垫保持器6在滑架2的对应引导表面7中被沿轴向引导。具有衬片的 制动垫5封闭制动盘(此处未示出)。

如从图1所见，制动卡钳1在面向制动盘的一侧包括开口8，制动器致动机构9 通过该开口8能够作用于制动盘，这能够见于图2，图2进一步图示了制动器致动机 构9在制动卡钳1中的安装位置。

制动器致动机构9大致包括放大机构10、调节机构11、推力元件12以及重置装 置13，放大机构10将源于液压、气压或者电机械的致动器(此处未示出)的致动力 作为夹紧力而引入至制动器致动机构9，并且由此根据由其构造所确定的齿轮比来操 控夹紧力，调节机构11用作补偿制动衬片磨损，推力元件12将所操控的夹紧力传递 至制动盘上，重置装置13的目的是在致动器不再施加任何制动力的情况下将制动器 致动机构9返回其开始位置。这些上述提到的组件组布置于一个中央杆14上，该中 央杆14被对准而平行于制动盘的轴线。杆14一方面用作安装器件，用于制动器致动 机构的各单个组件组，另一方面用作固定器件，用于制动器致动机构的各单个组件组 在制动卡钳1的壳体中的固定。

放大机构10包括操作杆15，该操作杆15枢转地支撑在制动卡钳1的后壳体段 中，在后壳体段中操作杆15被可旋转地支撑而抵靠两个辊16，这两个辊16偏心于 操作杆15的旋转轴线而放置。柱形辊16可旋转地接收在对应的滚滚针轴承保持架 17中，滚滚针轴承保持架17布置于两个支撑杯18中，支撑杯18支撑在制动卡钳1 的后壳体段中。这样做，操作杆15相对于辊16被设计且构造为，使得当绕辊16进 行枢转移动时，操作杆15相对于辊16发生偏心位移，该偏心位移或者偏移导致操控 力被从致动器引入至操作杆15中。

与辊16相对，操作杆15经由另一滚针轴承杯20被支撑而抵靠传力元件19，传 力元件19在操作杆15一侧包括用作接收滚针轴承杯20的两个大致半杯型凹部21， 以及在制动盘一侧包括平面的表面，如下述的平面的表面用以与调节机构11相互作 用从而与推力元件12相互作用。

为了中央杆14的通过，操作杆15包括开口22，滚滚针轴承保持架17包括开口 23，传力元件19包括开口24，而支撑杯18、辊16和滚针轴承杯20布置成分别在杆 14的两侧的对应位置。

调节机构11沿朝向制动盘的方向设置成直接跟随放大机构10，并且包括转矩离 合器，以下将说明该转矩离合器的操作模式。

转矩离合器形成为辊-斜坡机构25，其各单个部件能够最佳地从图2所见。辊- 斜坡机构25包括斜坡主体26，该斜坡主体26在其背离制动盘的一侧以不可旋转的 方式固定有齿轮27。齿轮27构造为与人工重置机构(此处未示出)协作。

与斜坡主体26相对，设置了支撑离合器圈28。支撑离合器圈28和斜坡主体26 包围若干辊29，若干辊29在辊保持架30中被引导并且布置于支撑离合器圈28和斜 坡主体26之间，能够绕杆14共轴地移动。辊29均被斜坡表面31接收，斜坡表面 31在一侧形成在支撑离合器圈28中，在另一侧形成在斜坡主体26中，从而面向彼 此。一个斜坡表面31之后分别是后续的斜坡表面31，所有斜坡表面31绕杆14布置 在封闭的圆形路径上。在图3中，仅能够示出用于支撑离合器圈28的这些斜坡表面 31。

斜坡主体26通过至少一个低摩擦轴承元件32被支撑而抵靠传力元件19，低摩 擦轴承元件32在传力元件19面向制动盘的一侧设置在柱形凹部33中。对应地，支 撑离合器圈28依靠另一低摩擦轴承元件34被支撑而抵靠外保持套筒35。

外保持套筒35以及部分的支撑离合器圈28共轴地包围内保持套筒36，部分的 支撑离合器圈28和斜坡主体26之间具有辊29并且共轴地包围中空轴37。内保持套 筒36和中空轴37在它们的表面处匹配，并且被可旋转地支撑在中央杆14上，内保 持套筒36依靠卡圈或者簧环38而沿轴向固定在杆14上。中空轴37和内保持套筒 36又共轴地包围覆盖件(override)或者斜撑式弹簧39，斜撑式弹簧39的径向外表 面与内保持套筒36以及中空轴37的径向内表面连接，使得这两个元件如果需要的话 能够彼此以不可旋转的方式连接。内保持套筒36依靠齿件或者锯齿突起40而与支撑 离合器圈28以不可旋转的方式连接。

中空轴37又包括销状元件41，操作杆15与销状元件41连接，该连接设计成使 得当操作杆15枢转移动时，依靠该销状元件41使中空轴37旋转。销状元件41由凹 部41A接收，凹部41A布置在操作杆15的下部分中，这能够示意地见于图9c。在 这一点上，中空轴37完全穿过传力元件19。

推力元件12包括中空调节芯轴42，该中空调节芯轴42在外侧依靠对应的螺纹 44而接合推力件43。在其背离制动盘的表面处，中空调节芯轴42依靠对应连接元件 (诸如例如铆钉46)以不可旋转的方式连接调节机构11的齿轮27，所述对应连接元 件与调节芯轴42的表面中的对应盲孔47形成压配合。

齿轮27又依靠花键连接48而与斜坡主体26以不可旋转的方式连接。从而斜坡 主体26的旋转移动将被间接传递至调节芯轴42上。

推力件43还包括至少一个引导元件(例如引导销50)，该引导元件接收在制动 卡钳1的对应开口中。由此可确保推力件43相对于制动卡钳1以不可旋转的被引导， 并且中空调节芯轴42的旋转移动将转变成推力件43的轴向纵向移动。

调节芯轴42不仅共轴地包围调节机构11，而且共轴地包围重置装置13。重置装 置13在朝向制动盘的轴向方向上跟随调节机构11，并且还相对于杆14共轴地布置。 重置装置13由螺旋弹簧51制成，螺旋弹簧51在朝向制动盘的端部处抵靠抵接杯52。 抵接杯52依靠定距环53以及卡圈54沿轴向定位并且固定在杆14的面向制动盘的端 部。在相反的一侧，螺旋弹簧51抵靠调节机构11的外保持套筒35。以该方式，重 置装置13能够同时起到用于向调节机构11施加转矩限制的机构的作用，如结合调节 机构11和制动器致动机构9的功能的描述所说明的。

横向于轴向方向，即朝向外侧的横向，辊16通过从操作杆15突出的边缘(未示 出)被引导并且定位。在相反的两侧，辊16依靠隔离套筒55而与杆14隔开，隔离 套筒55实际上提供了用于两个辊16的内横向轴承表面。

隔离套筒55的位置在轴向方向上在一侧由弹簧圈56确定，在另一侧通过附接至 中空轴37而确定。

如从图2和图3所见，杆14包括对应轮廓，具有不同的直径以及凹部布置以提 供支撑以及轴承表面和用于轴向定位如以上提到的各单个部件的组装器件。

在这一点上，一方面杆14以及另一方面支撑在其上的放大机构10、调节机构11 以及重置装置13的各个单个部件沿轴向方向被确定尺寸并且被构造为，使得在杆14 在制动卡钳的后部分中的安装偏置条件下，螺旋弹簧51依靠然后产生的永久预张力 而将限定转矩限制施加至转矩离合器上，该转矩离合器存在于调节机构装置11中呈 辊-斜坡机构25的形式。

具有调节机构11的制动器致动机构9的功能如下。

如果从致动器引入力，则操作杆15绕辊16枢转并且依靠销状元件41将中空轴 37设定成旋转。为了接收销状元件41，操作杆15包括示意性地图示于9c中的凹部 41A。

在致动期间，斜撑式弹簧39将中空轴37与内保持套筒36锁定，使得它们一起 旋转。因为内保持套筒36借助于齿件40被以不可旋转的方式连接至支撑离合器圈 28，所以支撑离合器圈28相应地共同旋转。

如果制动衬片5和制动盘之间尚不存在接触、因而没有制动力将传递，则支撑离 合器圈28也使斜坡主体26旋转，并且依靠花键连接件48而与斜坡主体26以不可旋 转的方式连接的齿轮27将一起旋转，最后调节芯轴42也旋转，其中斜坡主体26的 旋转取决于由螺旋弹簧51施加的弹簧力，这从而提供了限定的转矩限制。辊29仍保 持为在一侧静止在形成于斜坡主体26中的斜坡表面31中以及在另一侧静止在支撑离 合器圈28中。斜坡表面31是以圆形方式的连续的形状，作为彼此融合的斜坡，使得 辊29分别根据需要能够嵌入下一斜坡表面31中。

因为推力件43借助于引导销50在制动卡钳1的壳体中被沿轴向引导因而不能够 旋转，所以调节芯轴42的旋转导致推力件43的轴向位移。从而间隙将得到补偿。

如果在制动器致动期间制动衬片5变得接触制动盘，则将产生与引入力相关的力 及反力的闭合分配/流动。在沿轴向方向的力增加的情况下，存在这样的一点，在该 点处，由于螺纹44中的摩擦引起的推力件43和调节芯轴42之间的转矩将大于从转 矩离合器引入的转矩，目的是借助于螺旋弹簧51进行转矩限制。因此，调节芯轴42 和齿轮27以及因而斜坡主体26停止。

但是，在该时刻，中空轴37、内保持套筒36和支撑离合器圈28继续旋转，这 导致辊29不能够再保持静止，而是进一步在斜坡主体26的斜坡表面31中移动并且 堆靠在斜坡表面31上。

因为斜坡主体26依靠低摩擦轴承元件32被支撑而抵靠传力元件19，所以辊29 的堆靠引起支撑离合器圈28沿朝向制动盘的方向移离斜坡主体26，从而压缩螺旋弹 簧51。弹簧51的压缩发生在整个制动器致动行程期间，并且实际上形成稍后重置移 动的弹性部。

在致动器不进一步维持制动器致动机构9上的力的情况下，将启动由重置装置 13支撑的返回移动。

开始时，制动衬片5和制动盘之间仍存在接触，此时基本力仍在作用。然后辊 29位于其间的各单个部件支撑离合器圈28和中空轴37沿相反方向旋转，直到它们 返回它们的在开始制动处理时的原始角度位置。因而，这些部件在制动行程期间根据 先前提到的弹性部分而使它们的移动反向。

如果在执行的制动行程期间，制动衬片5没有发生磨耗因而制动衬片5没有磨损， 则制动衬片5和制动盘之间的力传递接触将在如下时间精确地终止：此时部件支撑离 合器圈28和中空轴37再次返回它们的角度开始位置。这些部件然后停止于它们的位 置，直到销状元件41抵靠操作杆15的连接凹部41A的相反抵接表面，在操作杆15 沿相反枢转方向的枢转移动期间销状元件在连接凹部41A中被引导。相反，如果在 致动期间进行磨损调节，则中空轴37依靠操作杆15的向后指向的枢转移动主动地将 沿相反旋转方向进一步旋转，而内保持套筒36和支撑离合器圈28由于斜撑式弹簧 39而仍保持静止。在该阶段中，斜撑式弹簧39然后覆盖这样的角度，该角度对应于 在制动行程期间间隙的调节。

操作杆15的凹部41A稍微大于销状元件41的厚度，从而形成容差。该容差对 应于制动衬片5和制动盘之间的间隙，对该容差从不进行调节以为了功能安全性的目 的。

明显的是，如上述的调节机构11是单作用的，意味着其仅提供沿一个方向即朝 向制动盘的间隙减小。

根据本发明，分别包含不同实施例的制动器调节机构的制动器致动机构能够以与 上述类似的方式插入在制动卡钳1的壳体中，并且以类似方式使用以上描述的部件中 的一些部件，诸如例如整个放大机构10，布置有操作杆15、辊16和传力元件19作 为一个单元，此外一方面有中央杆14、中空轴37、内保持套筒36和斜撑式弹簧39， 另一方面有齿轮27、中空调节芯轴42和推力件43。为了制动施加以及调节，这些部 件以与上述关于现有技术的凸轮随动件设计所说明的类似方式操作以及彼此协作。

本领域的技术人员通常公知以及接受的是，制动器操作的处理包括制动器致动运 动以及制动器释放运动，夹紧力保持周期处于这两个步骤之间。

制动器致动运动开始于原始或者开始位置(其中所有部件处于它们的停止位置， 没有执行力传递或者力引入)，然后制动杆沿施加方向移动，直到当制动垫接触制动 盘时制动杆在一位置处停止移动，该位置对应于用于该特定制动器操作的期望夹紧 力。即该运动由第一部分和第二部分组成，第一部分是制动垫和制动盘之间没有任何 力接触，第二部分是当夹紧力产生时。

相反，制动器释放运动跨越了从制动杆开始移动(对应于用于该特定制动器操作 的期望夹紧力的位置)直到制动器完全释放(此时操作杆回到其原始位置)。该运动 由第一部分和第二部分组成，第一部分是当夹紧力减小时，第二部分是制动垫和制动 盘之间没有任何力接触。

上述现有技术实施例中以及现有技术的大多数其他类型盘式制动器(此处如说明 书的引言部分中列出的)中的调节间隙即其降低因而发生在施加运动的第一部分结束 时。

在图4a至4c、图5a至5c和图6a至6c中，示意地示出了根据本发明的调节运 动的不同原理，具有元件制动盘57、制动垫58、附接至制动垫的推力件的外套筒59、 以螺纹与外套筒59接合的调节机构60以及操作杆61。

取决于所执行的调节移动，调节机构60的长度将改变其轴向长度，即其本身， 如上述图1至3相对于现有技术实施例示意性描述的。机械调节机构是基于调节器螺 栓(例如对应于上述现有技术实施例中的内调节芯轴42)上的自锁定螺纹与作为匹 配部分的外套筒59(例如对应于上述现有技术实施例中的推力件43)相互作用的原 理。这些部件相对于彼此主动地转动以用于间隙调节，以便根据这些垫子以及一个或 者若干制动盘57的磨损，在卡钳壳体内提供放大操作杆61和制动垫58之间的可变 轴向距离。

根据本发明，双重作用在调节功能分成间隙减小功能以及间隙增加功能，它们在 制动器操作序列的不同阶段执行。

间隙减小功能是在制动器施加时执行的，正如现有技术公知的，即在经过预定距 离Cr之后转矩施加至螺纹部分，即外套筒59和调节机构60的部件处于螺纹接合。 该转矩从旋转杆61沿其驱动方向传递经过位于调节机构60内的单向离合器，并且由 位于调节机构60内的转矩限制离合器所限制，并且当由于在盘和垫接触时轴向力的 产生而引起螺纹部分之间的旋转阻力升高时超限运行。

在过度间隙的情况下，螺纹部分在垫和盘接触之前将旋转特定角度，在正确间隙 的情况下，它们在垫和盘接触之前将不旋转特定角度。在制动器释放时，一些调节机 构部分通过单向离合器中的滑动而允许反向旋转，而螺纹部分不进行相同的反向旋 转，如果过度间隙存在的话这给出了剩余调节。超限运行角度可以在单向离合器或者 在超限运行离合器中被反向，这取决于所选择的设计。

每次制动器施加时的调节仅是过度间隙的比例f，这取决于螺纹部分的节距以及 其他设计参数，通常来说经常在f＝5-50％的范围内，这提供了快速的足够调节。结果， 将进行数次制动器应用以补偿过度间隙。

根据本发明，间隙增加功能是在制动器释放时通过如下方式来执行的：一旦在盘 和垫没有力接触时螺纹部分处的旋转阻力减小，则向螺纹部分施加转矩以使它们沿间 隙增加方向旋转。该转矩在旋转角度上被施加，旋转角度是通过内置式松弛等而预先 确定的，对应于特定间隙增加Ci。间隙增加在每次制动器释放时以相同量Ci来执行， 而不考虑在实际制动器操作之前或者之后的实际间隙。

图4a至4c示出了调节处理，其中存在制动盘57和制动垫58之间的正常初始间 隙，即现存的磨损已经被补偿。图4a示出了开始位置，图4b示出了制动位置，图 4c示出了完全释放位置，具有间隙增加Ci，该释放位置将是用于下一次制动操作的 开始位置。

根据本发明，当间隙减小功能和间隙增加功能结合时，如果初始间隙等于或者大 于正常初始间隙，则刚好在开始制动器施加之后，使对应于距离Ci的旋转反向。之 后，在制动器释放时，通过创造性的间隙增加功能将间隙增加了预定量，如结合不同 实施例以下将描述的。

在完成数个制动器操作之后形成的间隙(忽略每个操作期间的磨损)称为目标间 隙Ct，将因而取决于间隙减小量Cr以及间隙增加量Ci的选择值。

如以上提到的，间隙减小功能设计成在每次制动器施加时以比例f调节超过量值 Cr的间隙，直到所有过度间隙被消除。当结合了以下进一步详细说明的根据任一实 施例原理的间隙增加功能时，如果初始间隙等于或者大于正常初始间隙，则间隙减小 功能将间隙Ci视为过度间隙。这意味着，在每次单制动器施加时需要Ci/f的行进， 用来反置间隙量Ci。因而，在数次制动器操作之后的目标间隙Ct(忽略每个操作期 间的磨损以及没有任何其他间隙影响效应)将是Ct＝Cr+Ci/f。

图5a至5c示出了调节处理，其中制动盘57和制动垫58之间存在太大的初始间 隙，即由于过度磨损。图5a示出了开始位置，图5b示出了制动位置，图5c示出了 完全释放位置，具有间隙增加Ci，该释放位置将是用于下一次制动操作的开始位置。

如果制动盘57和制动垫58之间存在过度间隙，则调节处理与图4a至4c所示的 正常初始间隙时的调节处理相同，区别在于，制动器施加时的间隙减小现在大于Ci。 在制动器释放时，如先前说明的，间隙增加了Ci的量，形成的间隙减小在该制动器 操作之后得以保持。但是，因为在每次制动器施加时仅能够调节一部分的过度间隙(Ci 量始终保持恒定)，所以会需要若干制动器操作以实现制动盘57和制动垫58之间的 期望目标间隙Ct。

图6a至6c示出了调节处理，其中制动盘57和制动垫58之间存在太小的初始间 隙。这例如发生在盘式制动器处于垫更换之后的状态下。图6a示出了开始位置，图 6b示出了制动位置，图6c示出了完全释放位置，具有间隙增加Ci，该释放位置将是 用于下一次制动操作的开始位置。

因而，如果间隙已经小于期望的间隙，仅考虑将间隙增加Ci的一部分作为过度 间隙，或者不考虑将间隙增加Ci作为过度间隙。因此，为了以目标间隙Ct结束(对 应于图4a)，会需要若干制动器操作从而以积累方式实现足够大的目标间隙Ct。

总之，对于上述的所有三种情况，间隙增加Ci的值是恒定的，而仅是方式不同， 因而间隙减小的量不同。

因为本发明要求的事实是结合间隙减小功能(如现有技术公知的)与间隙增加功 能(当制动器释放时以控制调节步骤专门执行)，能够实现若干优势。

第一，目标间隙Ct可以选择得小于现有技术盘式制动器所施加的。这将减小致 动器的所需行程，或者允许夹紧力在部件中加载较大的弹性。致动器因此能够制造得 较小，或者如果已经公知的话将仍能使用致动器设计，这将允许较大地放大输入力。 对于较大弹性，能够使用包括其他属性的其他材料，因此更便宜，但是仍提供相同强 度以用于所需负荷承载能力。

此外，较小目标间隙Ct的效果能够通过在开始制动器施加时反置间隙增加Ci 来实现，意味着所需行程的间隙部分将对应于间隙Ct-Ci而不是对应于总目标间隙 Ct。这能够视为一些类型的“添加致动反馈”功能。

第二，间隙减小功能的调节比例f可以选择得大于现有技术设计，因为通过新的 间隙增加功能几乎消除了有害超调节的风险。由此实现的更快磨损补偿允许可用的较 小致动器行程，因为用于快速磨损情形时(例如在高山速降时)的行程反向需要变得 小于现有技术设计。

因而，总之，本发明有助于以不同方式更好地利用了有效行程，允许增加杆放大、 减小致动器尺寸和/或以积极的方式调节卡钳弹性，从而提供了降低的重量以及成本， 由此车辆的总体消耗特性将相应地有利。

根据本发明将间隙增加功能和间隙减小功能结合将用不同类型的转矩限制离合 器实现，如相对于下文不同实施例将说明的。原则上，滑动类型的转矩限制离合器优 选用于结合间隙增加功能，即在制动器释放时在相同离合器部分之间不发生超限运行 角度的反置。但是，为此目的也可以使用其他类型转矩限制离合器，比如扭转弹簧以 及一些球或者辊-斜坡离合器。

在以下中，相同部件由相同附图标记指代。

图7至14均涉及本发明的第一原理，其中，转矩由扭转弹簧元件产生，扭转弹 簧元件在制动器施加时张紧，并且布置成在制动器释放时作用在调节机构的螺纹部分 上。在这些图示出的实施例中，弹簧元件应该优选当安装时被预张紧，以确保足够大 的驱动转矩以克服任何器件的旋转阻力。

图7a示出了根据本发明第一实施例的致动机构62，其包括机械调节机构。图7B 是沿着图7a的K-K的剖视图。此外，图8示出了该设计的分解图。

杆14在其面向制动盘的端部处包括螺纹63。螺母64螺接至该螺纹63上，从而 将隔离套筒65包围在螺母64和内保持套筒36之间。围绕中空轴37和内保持套筒 36的是第一离合器圈66，第一离合器圈66通过花键连接被旋转地连接至齿轮27并 且通过轴承67被支撑而抵靠传力元件19。第一离合器圈66附接至第二离合器圈68， 从而在这些圈66和68之间形成摩擦离合器。

在第二离合器圈68和内保持套筒36之间设置滚动引导件69，这提供了这些元 件之间的径向旋转连接，同时提供了在这些部件之间沿轴向方向的低摩擦滑动，因为 辊支撑在第二离合器圈68和内保持套筒36二者的齿件或者锯齿突起中。保持支撑圈 70设置成直接附接至面向第二离合器圈68的制动盘的侧表面，其包围螺旋形弹簧71 于其和抵接杯52之间，螺旋形弹簧71未沿扭转方向预张紧。

明显的是，在该设计中，通过沿对应方向旋转螺母64从而经由抵接杯52和螺旋 形弹簧71施加力至保持圈70上，螺旋形弹簧71能够易于设定成处于预定轴向预张 力下，因而将预定转矩限制引入至第一和第二离合器圈68和66构成的摩擦离合器。

功能如下。由第一离合器圈66和第二离合器圈68构成的转矩限制离合器是滑动 类型，当螺纹44中的摩擦由于垫和盘接触而升高时在制动器施加期间提供了上述离 合器圈之间的角度位移。通过螺旋形弹簧71将两个离合器圈66和68沿轴向推动而 抵靠彼此，因此传递高达特定限值的摩擦转矩。在制动器释放时，在转矩限制离合器 本身中没有反置任何角度位移。相反，在包括包绕或者斜撑式弹簧39的单向离合器 中大多数角度位移被反置，其具有的滑动方向对应于制动器释放方向。

如说明的，螺旋形弹簧71经由保持圈70而作用于转矩限制离合器。因为相比于 图1至3的现有技术在该力路径中不存在低摩擦轴承，所以由于其扭转弹性和来自第 二离合器圈68的摩擦转矩，在制动器施加期间螺旋形弹簧71将获得小角度偏转(角 度Ai)，第二离合器圈68间接通过放大操作杆15来驱动。一旦垫与盘失去力接触并 且螺纹44的螺纹部分之间的摩擦转矩低于弹簧71的弹性转矩，则弹簧71的该角度 偏转将在制动器释放期间被反置。在该阶段，螺旋形弹簧71将放松并且沿间隙增加 方向旋转调节芯轴42，并产生间隙增加Ci。在该实施例中，用于间隙增加Ci所需的 角度松弛Ai不是通过致动机构或者其调节机构的两个部件朝向彼此的相对布置来产 生的，而是简单地通过角度偏转Ai而引入螺旋形弹簧71。

该设计提供了双重作用调节，但是间隙增加Ci的量主要取决于螺纹部分之间的 摩擦转矩。如果该摩擦非常低(例如由于振动)，弹簧71将完全放松，Ci将是大的。 但是，如果摩擦大(例如由于低温下的刚性润滑剂)，弹簧71的放松量和Ci将是非 常小的。这会相当大地影响总间隙Ct，根据先前描述的关系Ct＝Cr+Ci/f，其中f通常 选择成小于0.5。

该实施例实际上利用了用于调节运动的制动器致动机构的已经现有的重置机构。 因此，第二调整器单元此处由螺旋形弹簧71组成，而第一调整器单元由转矩限制离 合器66、68和调节器的剩余部件组成。

如在该实施例中的，根据离合器圈66和68之间限定的扭转摩擦，弹簧71将被 张紧达到角度Ai，该角度Ai将被完全反置(螺纹中的低摩擦)或者仅部分被反置(螺 纹中的高摩擦)，并且角度Ai实际上取决于弹簧71的扭转弹性，可以说弹簧71固有 的包括以及提供了间隙增加功能。

根据本发明，调节芯轴42沿间隙增加方向的旋转还能够由额外的弹簧元件产生。

图9图示了第二实施例，包含根据本发明的调节运动的第一原理；图9a是沿着 S-S的剖视图，图9b是沿着L-L的剖视图，图9c是沿着图9的P-P的剖视图；图10 是该第二实施例的分解图。

此处示出了制动器致动机构72包括根据本发明的调节机构，类似于先前实施例。

其包括调节机构，调节机构由第一离合器圈73构成，第一离合器圈73由轴承 32支撑而抵靠传力元件19。设置第二离合器圈74，其与滑动定距环76在轴向上包 围中间离合器圈75。中间离合器圈75通过滚动引导件77被支撑而抵靠内保持套筒 36，滚动引导件77提供了这些部件之间的径向旋转连接，同时提供了这些部件之间 沿轴向方向的低摩擦滑动。

第二离合器圈74经由轴承圈78被支撑而抵靠返回螺旋弹簧51的保持圈79，返 回螺旋弹簧51本身以公知方式在致动机构的面向制动盘的端部被支撑而抵靠抵接杯 52，抵接杯52通过固定螺母80固定至中央杆14。

依靠固定螺母80和抵接杯52，定距环81被包围在抵接杯52和内保持套筒36 之间。第二离合器圈74是沿轴向细长的，从而经由滚动引导件82被支撑而抵靠定距 环81，定距环81包括较大直径(见图9b)。

定距环81面向制动盘并且包括较小直径，并且被呈表簧83形式的扭转弹簧元件 围绕，这能够最佳地从图9a所见。表簧83的内自由端部附接至定距环81，而表簧 83的外自由端部附接至第二离合器圈74的内表面。

图9至图10示出的具有调节机构的致动机构72以与先前实施例类似的方式工 作，不同之处在于，调节芯轴42沿间隙增加方向的旋转是由独立的表簧83产生的， 这能够见于图9a。该扭转弹簧83构造为在制动器施加时能够沿轴向方向弹性地偏转。 其被在角度上预张紧，并且与布置于定距环81和第二离合器圈74之间的角度松弛 Ai一起作业，从而限制其角度偏转，这能够见于图9b。

表簧83在制动器施加时根据角度松弛Ai偏转了预定角度。但是，在制动器释放 时，在垫子与盘失去力接触之后，其放松了相同量，而不考虑调节芯轴42和推力件 43的螺纹部分之间的摩擦转矩，由于角度预张力，确保了在该阶段放松转矩始终大 于螺纹部分之间的摩擦转矩。以该方式，由于表簧83的放松，垫到盘的间隙在每次 制动器释放时增加了相同量Ci，然后将经由摩擦离合器73、74、75、76的第二离合 器圈74和齿轮27传递至调节芯轴42，从而导致推力件43的收缩。

因此，在该实施例中，第二调整器单元由表簧83形成，并且在一些程度上由摩 擦离合器73、74、75、76和齿轮27形成，这些模块确实也形成了第一调整器单元的 一部分。

图9至图10的制动器致动机构能够进一步改进并且结合其他类型的转矩限制离 合器，例如现有技术公知的球-斜坡离合器。图11至图12图示了这种改进的制动器 致动机构84，其包括改进的制动器调节机构。

第一离合器圈85再次由轴承32支撑而抵靠传力元件19。类似于先前描述实施 例中，设置了第二离合器圈86，其通过滚动引导件82被支撑而抵靠定距环81，并且 与上述的扭转弹簧83协作。

第一离合器圈85和第二离合器圈86包围中间辊-斜坡离合器，中间辊-斜坡离合 器由斜坡主体圈87组成，斜坡主体圈87包括斜坡表面88，辊保持架90的各辊89 分别可旋转地支撑在斜坡表面88中。辊-斜坡离合器的功能是类似的，如同已经在上 述图1至图3中相对于现有技术进行的描述。

斜坡主体圈87依靠滚动引导件91被支撑而抵靠内保持套筒36，从而提供这些 部件之间的径向旋转连接以及低摩擦滑动。斜坡主体圈87和第二离合器圈86之间进 一步设置了滑动定距环92。

在该实施例中，设置了额外的单向离合器，其构造为具有独立绕圈的抱簧(wrap spring)93。抱簧93布置于第二离合器圈86和调节芯轴42之间。

根据本发明，具有独立绕圈的抱簧93被构造并被布置为以便吸收源自于斜坡爬 行过程的任何轴向位移。为了实现期望间隙，斜坡表面88可以优选制造得相当短以 在制动器施加的力传递部分期间让辊89移过相邻斜坡。

在该实施例中，第二调整器单元由扭转弹簧83和抱簧93形成。角度松弛Ai以 类似先前实施例描述的方式设置在元件定距环81和第二离合器圈86之间。

图13至14示出根据本发明的制动器致动机构的进一步实施例；图13a是沿着I-I 的剖视图，图13b是沿着Z-Z的剖视图，图13c是沿着图13的X-X的截面；图14 是该第四实施例的分解图。

此处示出的包括调节机构的制动器致动机构94包括辊-斜坡离合器，辊-斜坡离 合器具有第一离合器圈95和第二离合器圈96，第一离合器圈95经由轴承32被支撑 而抵靠传力元件19，第二离合器圈96包围辊保持架97，辊98接收在离合器圈95、 96的斜坡表面99中。

类似于先前实施例，第二离合器圈96通过滚动引导件100被沿径向支撑而抵靠 内保持套筒36，提供了这些部件之间的径向旋转连接以及低摩擦轴向滑动。在轴向 上，第二离合器圈96经由轴承圈102被支撑而抵靠套筒101的径向凸缘。在相反侧， 设置另一轴承圈103，套筒101经由该另一轴承圈103被支撑而抵靠用于返回螺旋弹 簧51的保持圈79。还在此处，套筒101经由径向轴承圈82被沿径向支撑而抵靠定 距环104，并且以上述方式与表簧83协作。

但是，在该实施例中，定距环104在径向内部包围摩擦离合器，摩擦离合器呈轴 向预张紧的弹簧垫圈105(例如贝勒维尔垫圈)的封装的形式，弹簧垫圈105附接至 围绕中央杆14的内套筒106。

套筒101在其背离制动盘一侧的凸缘处包括销107，销107滑动地接收在调节芯 轴42纵向凹部108中，如能够最佳地从图13c所见。因而，套筒101和调节芯轴42 被固定地连接而不能旋转，而不是由如先前实施例中描述的额外的单向离合器连接。

由此以及由于因弹簧垫圈105的封装引起的内套筒106与定距环104的摩擦连 接，使得当制动器致动时的间隙减小将在制动器释放时至少部分地反置，但仍处于能 够确保防止拖曳的安全边界的程度。该安全边界再次由设置在定距环104和套筒101 之间的角度松弛Ai限定，角度松弛Ai通过它们的径向布置而被固有地设计。换句话 说，根据该实施例，间隙增加实现的值小于或者等于先前的间隙减小。

根据该实施例的第二调整器单元由表簧83、轴向预张紧的弹簧垫圈105的额外 封装、以及调节芯轴42与套筒101之间的销-凹部连接107/108形成。

总之，在根据本发明的上述不同的实施例中，所需转矩将由扭转弹簧元件产生， 扭转弹簧元件在制动器施加时张紧，扭转弹簧元件应该被布置并且构造为在制动器释 放时作用在调节机构的螺纹部分上达角度Ai。优选地，扭转弹簧元件应该当在安装 时被预张紧。预张力应该被选择成确保足够大的驱动转矩以便克服在整个角度Ai上 的旋转阻力。角度松弛Ai是所使用的扭转弹簧元件固有的，或者是由调节机构的两 个部件之间的角度偏移来提供，这两个部件与扭转弹簧元件连接并且因此与扭转弹簧 元件协作。在后种情形下，扭转弹簧元件在制动器施加期间经受与角度Ai对应的预 张紧之外的额外张紧，角度Ai由两个部件的角度松弛限定。在制动器释放时，该角 度Ai被反置，而不考虑螺纹部件中的摩擦，因为源自于弹簧的预张力的转矩被选择 成始终大于所述摩擦。

相反，根据本发明的第二原理，所需转矩从旋转杆沿其滑动方向传递过第一单向 离合器，基本上如现有技术公知的那样旨在用于间隙减小功能。转矩被限制至第一单 向离合器的滑动转矩，第一单向离合器此处被选择得足够大以克服旋转阻力。在该实 施例中根据本发明的原理，第一单向离合器与第二单向离合器协作，第二单向离合器 具有内置式松弛Ai，迫使第一单向离合器在旋转该角度Ai之后滑动。

这种实施例示意性示出于图15至16。图15示出了制动器致动机构109；图15a 和图15b是沿着图15的T-T以及U-U的截面；图16是该机构的分解图。

制动器致动机构109进一步包括中间套筒110，该中间套筒110的径向内侧经由 滚动引导件111被支撑而抵靠内保持套筒36，用于提供这些部件之间的径向旋转连 接以及低摩擦轴向滑动，而径向外侧的所述中间套筒110依靠大抱簧112连接至调节 芯轴42。在轴向方向上，中间套筒110在一侧经由具有传力元件19的轴承32支撑， 以及在另一侧经由另一轴承圈113支撑在用于返回螺旋弹簧51的保持圈114上。

在内保持圈36和用于螺旋弹簧的抵接杯52之间设置了隔离套筒115，其通过花 键连接而连接外圈116，花键连接包括游隙，使得角度松弛Ai设置在这些部件之间， 如从图15a所见。外圈116依靠另一内抱簧117连接内保持套筒36，另一内抱簧117 从而环绕这些两个部件。

大抱簧112构成滑动类型的转矩限制离合器，从而当由于垫和盘的接触引起调节 芯轴42和推力件43之间的螺纹部分中的摩擦时，在制动器施加期间允许角度位移。

抱簧112在两个轴向独立段112A和112B上包括不同的直径，通过在一个端部 滑动以及在另一端部夹持而在制动器施加时传递摩擦转矩高达一定限值。在制动器释 放时，其通过在与制动器施加时相反的端部的滑动以及夹持能够传递至少大约相同的 转矩。

位于调节机构的靠近制动盘的端部处的第二抱簧117充当单向离合器。与隔离套 筒115和外圈116一起提供角度松弛Ai，使得能够实现间隙增加功能。第二抱簧117 在一个端部处作用在内保持套筒36上，从而经由大抱簧112作用在调节芯轴42上， 并且在另一端部作用在外圈116上。外圈116连接至定距环115，这两个部分之间具 有确定的角度松弛Ai。定距环115被夹紧，并且由此被在旋转上锁定至中央杆14。

在制动器施加时第二抱簧117被沿其滑动方向驱动，带着外圈116，直到经过角 度松弛Ai。当经过时，外圈116停止并且第二抱簧117将滑动。在制动器释放时， 转矩经由普通的单向离合器被传递至调节芯轴42，普通的单向离合器包括类似先前 例子的第一内抱簧39和大抱簧112。

根据本发明在该实施例中，第一抱簧39设计成沿其滑动方向传递足够大的转矩 以用于沿间隙增加方向驱动调节芯轴42。在制动器释放开始时，当螺纹44中的摩擦 转矩大时，第一抱簧39滑动。但当制动垫与制动盘没有力接触时，第一抱簧39将沿 间隙增加方向驱动调节芯轴42，直到经过了外圈116和固定隔离套筒115之间的角 度松弛Ai。在该角度Ai之后将停止该旋转，因为沿其滑动方向来自第一抱簧39的 转矩小于第二抱簧117的夹持转矩。

以该方式，垫到盘的间隙在每次制动器释放时增加了限定的角度量Ci，角度量 Ci对应于外圈116和固定隔离套筒115之间的角度松弛Ai。类似于先前的设计例子， 如果初始间隙等于或者大于期望间隙，该量在下一次制动器施加时通过间隙降低功能 被反置。如果其较小，则结果将是剩余间隙增加。

根据该实施例，第二调整器单元因而由内隔离套筒115、外圈116、第二抱簧117、 第一抱簧39和外抱簧112形成，而第一调整器单元也包括第一抱簧39和外抱簧112。

图17图示了根据本发明的制动器致动机构的第六实施例，其可替换先前实施例。

具有调节机构的制动器致动机构118在面向制动盘的端部处包括定距环119，定 距环119基本上由外圈116和先前实施例的隔离套筒115制成为一件。定距环119在 外保持套筒35的一侧包括锥形形状的外凹部120。定距环119的上述形状外凹部120 由第二抱簧117包围。

该设计中的角度松弛Ai实际上被实现并布置为在轴向上最靠近内保持套筒36 的定距环119的外径的减小。制动器释放时转矩方向从滑动到夹持方向的改变将迫使 第二抱簧117将其绕线的绕圈收缩至更小直径，之后它们稳固夹持并且停止调节芯轴 42沿间隙增加方向的旋转。因而，该制动器致动机构118的行为将类似于先前描述 的，但是此处的角度松弛将是不太平面的(plain)。

而且，该实施例能够由更少部件实现，并且由于事实上调节机构用于间隙减小以 及间隙增加所利用的所有部件简单地制作为可旋转的形状，由此是成本低的部件，这 种制动器致动机构易于组装，此外提供了安全及可靠的功能性。

因此，在该实施例中，第二调整器单元由隔离套筒119提供，隔离套筒119具有 限定的锥形形状的外凹部120、第二抱簧117、第一抱簧39和外抱簧112，而第一调 整器单元也包括第一抱簧39和外抱簧112。

可替换地，定距环119上的凹部120可以进一步结合内保持套筒36上的类似凹 部或者被内保持套筒36上的类似凹部替换，从而进一步加强提供角度松弛Ai的效应。

附图标记列表：

1制动卡钳

2滑架

3滑动轴承

4开口

5制动垫/制动衬片

6垫保持器

7引导件

8卡钳中的开口

9制动器致动机构

10放大机构

11调节机构

12推力元件

13重置装置

14中央杆

15操作杆

16辊

17滚针轴承保持架

18支撑杯

19传力元件

20滚针轴承杯

21半杯类型凹部

22开口

23开口

24开口

25辊-斜坡机构

26斜坡主体

27齿轮

28支撑离合器圈

29辊

30辊保持架

31斜坡表面

32低摩擦轴承元件

33柱形凹部

34低摩擦轴承元件

35外保持套筒

36内保持套筒

37中空轴

38簧环

39斜撑式弹簧

40齿件

41销状元件

41A凹部

42中空调节芯轴

43推力件

44螺纹

45

46铆钉

47盲孔

48花键连接

49

50引导销

51返回螺旋弹簧

52抵接杯

53定距环

54卡圈

55隔离套筒

56弹簧圈

57制动盘

58制动垫

59外套筒

60致动/调节机构

61操作杆

62制动器致动机构

63螺纹

64螺母

65隔离套筒

66第一离合器圈

67轴承

68第二离合器圈

69滚动引导件

70保持圈

71螺旋形弹簧

72制动器致动机构

73第一离合器圈

74第二离合器圈

75中间离合器圈

76滑动定距环

77滚动引导

78轴承圈

79保持圈

80固定螺母

81定距环

82滚动引导件

83扭转弹簧

84制动器致动机构

85第一离合器圈

86第二离合器圈

87斜坡主体圈

88斜坡表面

89辊

90辊保持架

91滚动引导件

92滑动定距环

93抱簧

94制动器致动机构

95第一离合器圈

96第二离合器圈

97辊保持架

98辊

99斜坡表面

100滚动引导件

101套筒

102轴承圈

103轴承圈

104定距环

105贝勒维尔垫圈

106内套筒

107销

108凹部

109制动器致动机构

110中间套筒

111径向轴承圈

112抱簧

112A段抱簧

112B段抱簧

113轴承

114保持圈

115隔离套筒

116外圈

117抱簧

118制动器致动机构

119定距环

120凹部