Die Erfindung betrifft ein passives speicherloses hydraulisches Bremssystem, bei dem eine über einen Motor angetriebene Hydraulikpumpe einen Öldruck erzeugt, der über ein Rückschlagventil eine Druckleitung eines Hydraulikkreis speist, welche mindestens einen hieran angeschlossenen Bremssattel mit einem hydraulischen Speisedruck versorgt.

Das Einsatzgebiet der Erfindung erstreckt sich auf Fahrzeuge, die mit einem passiven speicherlosen hydraulischen Bremssystem ausgestattet sind. Bei einem solchen Bremssystem entfallt ein ansonsten üblicher hydraulischer Druckspeicher, so dass allein der Druck im hydraul ischen Leitungssystem zur Aufrechterhaltung der für die Bremsen im nicht betätigten Zustand erforderlichen Lösekraft genutzt wird.

Aus der DE 3 603 079 AI geht ein hydraulisches speicherloses schlupfgeregeltes

Bremssystem hervor, das einen dem Hauptbremszylinder vorgeschalteten Kraftverstärker, eine Hydraulikpumpe mit einem steuerbaren Elektromotor und einen am. Eingang der Hydraulikpumpe angeschlossenen Nachlaufbehälter aufweist. Um bei dieser Konfiguration auf eine Behälterwarneinrichtung verzichten zu können, ist die Eingangsleitung der Hydraulikpumpe an einer solchen Stelle am Nachlaufbehälter angeschlossen, deren Lage einem Mindestflüssigkeitsvolumen im Nachlaufbehälter entspricht.

Gemäß des allgemein bekannten Standes der Technik ist die Motor- und Pumpensteuerung speicherloser hydraulischer Bremssysteme derart ausgelegt, dass der stärkste mögliche

LK: Krafterzeuger sicher gelöst ist und dies auch bleibt. Dieser Zustand muss bis zur nächsten Bremsanforderung gehalten werden. Eine derartige Auslegung nach dem stärksten

Krafterzeuger ist deshalb erforderlich, um ein ungewolltes Anlegen von Bremsbelegen an Bremsscheiben zu verhindern. Hierdurch wird ein Überhitzen der Scheibenbrem.se vermieden.

Allerdings sind hydraulische Komponenten, wie insbesondere Ventile, nicht absolut dicht. Regelmäßig sind einige Tropfen an Hydrauliköl pro Minute an Leckage pro hydraul ischer Komponente zulässig. Durch diese Leckage und dem hieraus resultierenden Volumenverlust fällt allerdings der Druck in der Druckleitung des hydraulischen Kreises und somit im

Bremskrafterzeuger. Um diesen Leckageverlust auszugleichen, wird gewöhnlich die

Hydraulikpumpe in Betrieb gesetzt. Sind jedoch nur Leckageverluste auszugleichen, so findet dieser Ein- und Ausschaltvorgang der Hydraulikpumpe im sogenannten steifen Bereich des Bremskrafterzeugers statt. Dies hat zur Folge, dass annähernd kein Ölvolumen zum Ausgleich der Leckage zur Verfügung steht.

Mit fortschreitender Betriebsdauer kommt es darüber hinaus noch zur Relaxation von

Federelementen im Kraf terzeuger, welche maßgebl ich für die Bremskrafterzeugerkennlinien verantwortlich sind. Dies hat zur Folge, dass ein bei Inbetriebnahme noch starker

Bremskrafterzeuger über die Betriebszeit schwächer wird. H ieraus ergibt sich die

Problemstellung, dass ein minimaler leckagebedingter Ölverlust zu einem großen

Druckverlust der Druckleitung des Hydraul ikkreises führt, was einen häufigen Anlauf der Hydraulikpumpe erforderlich macht. Dies verursacht einen erhöhten Verschleiß, der mit fortschreitender Zeit sogar zum Ausfall der Motor- und Pumpenkombination führen kann.

Da der Entwicklungstrend in jüngster Zeit zu immer kleinvoiumigeren Bremskrafterzeugern mit höheren Drücken geht, wird die vorstehend beschriebene Problemati k verschärft. Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein passives speicherloses hydraulisches Brenissystem dahingehend weiter zu verbessern, dass hinreichend Öl für einen

Leckageausgleich zur Verfügung steht, um die Lebensdauer der Motor- und

Pumpenkombination zu erhöhen.

Die Erfindung schließt die technische Lehre ein, dass an der Druckleitung des

Hydraulikkreises eines passiven speicherlosen hydraulischen Bremssystems ein

federkraftbeaufschlagtes Dämpfungselement zur Zwischenpufferung eines geringen

Leckageausgleich-Ölvolumens angeschlossen ist.

Vorzugsweise ist im Dämpfungselement zwischen einem Zylinderkopf und einem

federkraftbeaufschlagten Kolben ein Zylinderraum für das Leckageausgleich-Öl volumen gebildet, welcher 0,3 bis 1 cm ³ , vorzugsweise zwischen 0,4 bis 0,8 cm ³ Öl zwischenpuffert. Weiterhin vorzugsweise sollte die Federstärke des federkraftbeaufschlagten

Dämpfungselements derart bemessen sein, dass das Leckageausgleicli-Ölvolumen zwischen einem Wiedereinschaltdruck und einem Abschaltdruck des Motors der Hydraulikpumpe zwischengepuffert ist. Hierdurch wird eine lediglich leckagebedingte Inbetriebnahme der Motor- und Pumpenkombination vermieden. Wird beispielsweise die Vorspannkraft des federkraftbeaufschlagten Dämpfungselements auf einen resultierenden Druck von 80 bar justiert, was dem (Wieder-)Einschattdruck entspricht, kann der Abschaltdruck auf 1.05 bar festgelegt werden. Das Dämpfungselement kann mit einem internen Anschlag bei ca. 1 10 bar dimensioniert werden. Daraus resultiert, dass der steife Bereich der Kennlinie des

Bremskrafterzeugers abgedämpft wird. Je nach Toleranzlage reicht eine Zwischenpufferung von den vorstehend erwähnten vorzugsweise 0,4 cm ³ bis 0,8 cm ³ aus. Bei einer Leckage des Bremssystems wird nun zuerst dieses zwischengepufferte Öl verwendet, bevor die Motor- und Pumpenkombination erneut anlaufen muss. Gemäß einer bevorzugten Ausfiihrungsform ist das federkraftbeaufschlagte Dämpfungselement hinsichtlich der auf den Hydraulikkreis aufbringbaren Federstärke einstellbar ausgebildet. Hierdurch kann in einfacher Weise eine systembezogene Justierung der Vorspannkraft erreicht werden.

Gemäß eines bevorzugten Ausführungsbeispiels eines federkraftbeaufschlagten

Dämpfu ngse 1 ements wird vorgeschlagen, zur Federbeaufschlagung ein Tellerfederpaket vorzusehen, das an einem axial in einem Dämpfungselementgehäuse dynamisch abgedichtet bewegbar untergebrachten Kolben an der dem Hydraulikdruck gegenüberliegenden Seite zur Anlage kommt. Wie bereits erwähnt bildet der Kolben gemeinsam mit dem Zylinderkopf eine Kolben-Zylinder- Anordnung, welche einerseits federkraftbeaufschlagt und andererseits druckbeaufschlagt ist. Hieriiber wird die Dänipfungsfunktion des Dämpfungselements erzielt. Das Tellerfederpaket besteht aus einer Mehrzahl einzelner Tellerfedern, welche in paketartiger Aneinanderreihung eine auf dem herrschenden Hydraulikdruck abgestimmte Federkraft bei hinreichendem Kolbenhub erzeugen können.

Vorzugsweise ist der Zylinderkopf der Kolben-Zylinder-Anordnung in ein topfförmig ausgebildetes Dämpfungselementgehäuse eingeschraubt, um eine kompakte Baueinheit zu bilden» welche einfach montierbar ist. Die Schraubverbindung bietet den weiteren Vorteil, dass über die Einschraubtiefe des Zyiinderkopfes in das topfförmige Dämpfungselementgehäuse die Federstärke des Tellerfederpakets hinsichtlich ihrer Vorspannung einstellbar ist. Natürlich ist es auch möglich, einen Zylinderkopf auf ein

Dämpfungselementgehäuse aufzuschrauben statt einzuschrauben.

Gemäß einer weiteren die Erfindung verbessernden Maßnahme wird vorgeschlagen, die Aufoder Einschraubtiefe des Zylinderkopfs in bzw. am Dämpfungselementgehäuse mitteis eines lösbaren Sicherungselements zu sichern. Dies kann beispielsweise eine Sächerungsschraube sein, weiche eine Klemmwirkung auf die Schraubverbindung ausübt. Vorteilhafterweise sollte direkt in den. Zylinderkopf eine koaxiale Anschlussbohrung zum Ansehluss an die Druckleitung des Hydraulikkreises eingebracht werden. Hierdurch lässt sich das Dämpfungselement direkt an einen Anschlussstutzen der Druckleitung anbringen, vorzugsweise über ein Anschlussgewinde. Daneben ist es auch denkbar, das

federbeaufschlagte Dämpfungselement in den Tankbereich eines speicherlosen Hydrogeräts direkt zu integrieren.

Gemäß einer anderen die Erfindung verbessernden Maßnahme wird vorgeschlagen, dass der Kolben einen rückwärtigen Führungsschaftabschnitt aufweist, welcher durch eine zentrale Ausnehmung des Tellerfederpakets hindurch verlauft, utn seitens des distalen Endes in eine Führungsgrundbohrung im Bodenbereich des topfförmigen Dämpfungselements einzugreifen. Hierüber wird der Kolben entlang seiner axialen Hubbewegiing zuverlässig geführt. Denn die Führung erfolgt seitens des proximalen Endes des Kolbens im Zylinderkopf und seitens des distalen Endes des Kolbens über die Führungsgrundbohrung direkt im

Dämpfungselementgehäuse.

Weitere die Erfindung verbessernde Maßnahmen werden nachstehend gemeinsam mit der Beschreibung eines bevorzugten Ausführungsbeispiels der Erfindung anhand der Figuren näher dargestellt. Es zeigt:

Fig. 1 eine schematische Schaltbilddarstellung eines passiven speicherlosen hydraulischen Bremssysteins, und

Fig. 2 einen Längsschnitt durch ein federkraftbeaufschlagtes Dämpfungselement zur

Zwischenpufferung eines Leckageausgfeich-Öivoiumens. Nach Figur 1 übernimmt eine über einen elektrischen Motor I angetriebene Hydraulikpumpe 2 aus einem Tank 3 Öl als Hydraulikflüssigkeit und fuhrt diese über ein Rückschlagventil 4 einer Druckleitung 5 eines Hydrauiikkreises 6 zu. Um aus

Sicherheitsgründen einen Höchstdruck bei dieser Hydraulikdruckspeisung nicht zu überschreiten, zweigt von einer Speiseleitung 7 vor dem Rückschlagventil 4 ein

Druckbegrenzungsventil 8 ab, welches auslassseitig in den Tank 3 einmündet. Das

Druckbegrenzungsventi l 8 ist hinsichtlich seines Öffnungsdrucks auf den definierten

Höchstdruck eingestellt.

Die Druckleitung 5 führt an ein Regelventil 9, das als Höchstdruckventil fungierend den Druck in der Druckleitung 5 des Hydrauiikkreises 6 einstellt, Auslassseitig ist das Regelventil 9 ebenfalls mit dem Tank 3 verbunden. Das Regelventil 9 ist hinsichtlich der

Höchstdruckschwelle, ab welcher eine Abführung von Überdruck in den Tank 3 erfolgt, einstellbar.

Weiterhin ist an die Druck leitung 5 ein Bremssattel 10, welcher durch den in der

Druckleitung herrschenden Druck betätigbar ist. Die Druckleitung 5 wird von einem

Druckgeber 1 1 überwacht.

Um zwecks Leckageausgleich im Bereich der Druckleitung 5 des Hydrauiikkreises 6 eine Zwischenpufferung eines geringfügigen Ölvolumens von maximal 1 cm ³ vorzunehmen, ist an die Druckleitung 5 des Hydrauiikkreises 6 außerdem ein federbeaufschlagtes

Dämpfungselement 12 angeschlossen.

Durch ein im federbeaufschlagten Dämpfungselement 12 integriertes Tellerfederpaket 13 ist die Federstärke derart bemessen, dass das Leckageausgleich-ÖIvolumen zwischen einem Wiedereinschaltdruck und Abschaltdruck des Motors 1 für die Hydraulikpumpe 2

zwisc he ng e p u ffert ist.

Nach Fig. 2 ist das Tellerfederpaket 1 3 des Dätnpfungselements 12 derart in einem

Dämpfungselementgehäuse 14 untergebracht, dass dieses sich einerseits bodenseitig des Dämpfungselementgehäuses 14 abstützt und andererseits an einem dynamisch abgedichtet axial bewegbar im Dämpfungselementgehäuse 14 untergebrachten Kolben 1 5 zur Anlage kommt. An der dem Tellerfederpaket 1 3 gegenüberliegenden Stirnseite des Kolbens 1 5 wirkt dieser auf den Öldruck ein. Der Kolben 1 5 ist dynamisch abgedichtet axial bewegbar innerhalb eines Zylinderkopfes 16 geführt. Der Zylinderkopf 16 ist in das topfförmige Dämpfungselementgehäuse 14 eingeschraubt. Die Einschraubtiefe des Zylinderkopfes 16 ist variabel, so dass sich hierdurch die Vorspannung des Tellerfederpakets 13 einstellen lässt. Zur Fixierung der gewählten Einschraubtiefe ist in das Dämpfungselementgehäuse 14 achsparallel zu dessen Längsstreckung ein als Senkkopischraube ausgebildetes lösbares

Sicherungselement 17 eingeschraubt. Der Schraubenkopf des Sicheruiigselements 1 7 kommt an den Randbereich des Zylinderkopfes 16 klemmend zur Anlage.

Der Zylinderkopf 16 weist weiterhin eine koaxiale Anschlussbohrung 1 8 auf. worüber ein Anschluss an die Druckleitung 5 des Hydraulikkreises 6 erfolgt. Hierzu ist an dem

Zylinderkopf 16 ein Gewindezapfen 19 angeformt, mit welchem eine lösbare Verbindung zu einer - hier nicht weiter dargestellten - korrespondierenden Gewindeanschlussöffnung an der Druckleitung 5 herstellbar ist.

Der Kolben 15 weist einen rückwärtigen Führungsschaftabschnitt 20 auf. Der

F ü h ru ngssc ha fta bsc h n i tt 20 verläuft durch eine zentrale Ausnehmimg des Tellerfederpakets 13 hindurch. Zwischen dieser Ausnehmung des Tellerfederpakets 13 und dem

Führungsschaftabschnitt 20 besteht eine Spielpassung. Seitens des distalen Endes mündet der Führungsschaftabschnitt 20 in eine Führungsgrundbohrung 2 1 im Bodenbereich des topfförmigen Dämpfungselementgehäuses 14 ein. Somit erfolgt eine Führung des Kolbens 15 einerseits seitens des Zylinderkopfes 16 und andererseits seitens des Bodenbereichs des topfförmigen Dämpfungselementgehäuses 14.

Die Erfindung ist nicht beschränkt auf das vorstehend beschriebene bevorzugte

Ausführungsbeispiel . Es sind vielmehr auch Abwandlungen hiervon denkbar, welche vom Schutzbereich der nachfolgenden Ansprüche mit umfasst sind. So kann die Kolben-Zylinder- Anordnung des Dämpfungselements auch konstruktiv anders gelöst sein, beispielsweise auch ohne die Nutzung einer variablen Einschraubtiefe des Zylinderkopfs für die Einstellung der Vorspannung der Federstärke. Es ist auch möglich, dass der Zylinderkopf nicht in das Dämpfungselementgehäuse eingeschraubt wird, sondern an dessen Außenwandung angeschraubt wird.

Das federkraftbeaufschlagte Dämpfungsetement 12 ist ferner mit diversen Dichtringen ausgestattet, umfassend einen dynamischen Kolbendichtring 22 sowie einen statischen Gehäiisedichtring 23. Ferner ist zur Hubbegrenzung im Zylinderkopf 16 ein Anschlagring 24 eingesetzt und die bodenseitige Führung des Führungsschaftabschnitts 20 des Kolbens 1 5 ist mit einem Gleitführungsring 25 versehen.