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Installation de freinages La présente invention se rapporte aux mécanismes de freinage pour véhicules automobiles et concerne plus particulière- ment des installations de freinage dans lesquelles la force nécessaire pour actionner certain* freina provient uniquement du couple développé dans des dispositifs de freinage spéciaux montés dans une ou plusieurs roues*
Des mécanismes visant à obtenir ce résultat ont déjà été proposés, mécanismes dans lesquels l'énergie nécessaire pour actionner les freins de roue restants provient de la force de réaction développée dans un frein particulier, généralement installé sur une roue motrice du véhicule.
Cet agencement a non seulement l'avantage de ne nécessiter qu'une fraction de
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la force de freinage normale pour serrer tous les freins,puisque seul le frein primaire par lequel tous les autres freina sont ac- tionnés est relié directement, au moyen du maître-cylindre, à la pédale de frein, mais également de produire un freinage assité sans l'adjonction de dispositifs de multiplication de force com- pliques et coûteux, à vide (dépression) ou autres, comme c'est le cas dans les installations de freinage de puissance ou assis-, fées classiques.
Le fonctionnement de la plupart de ces dispositifs an- teneurs dépendait de la force développée par un corps rotatif, généralement une plaque oscillante ou un levier monté de façon à basculer suivant des directions opposées, et qui étaient reliés directement ou indirectement aux mâchoires de frein et adaptés pour appliquer un couple provenant du frein primaire à un dispo- sitif d'actionnement de puissance au moyen duquel les freins res- . tant étaient serrés.
Dans ces dispositifs la transmission du mouvement entre le levier ou la plaque d'actionnement et le dis- positif d'actionnement de puissance était généralement réalisée au moyen de leviers de renvoi, de cames et de galets, ou de timone- ries compliquées analogues et généralement, une liaison à course morte ou agencement équivalen t était nécessaire dans la voie de transmission pour assurer un actionnement correct dans les deux sens de rotation.
Les dispositifs antérieurs ci-dessus présentent de gra- ves inconvénients. Du fait que la place disponible dans une roue de véhicule est généralement très limitée, il est souvent très difficile, sinon impossible, d'y monter des organes basculants ou rotatif$ supplémentaires et notamment des tringles, des leviers des cames, etc. De plus, ces dispositifs sont coûteux à réaliser et posent des problèmes de fabrication en ce qui concerne les piè- ces sujettes à usure.De surcroît.le poids supplémentaire ainsi Imposé à l'une des roues doit être compensé par des moyens quel-
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conques, pour éviter de déséquilibrer les roues.
Cependant, le plus grave problème auquel on se heurte résulte du fait que ces dispositifs sont montés dans l'une des roues motrices arrière du véhicule, selon le principe actuellement admis que c'est là qu'il convient de prélever la majeure partie du couple de freinage, et que dans cette positionnes dispositifs affectent le moins la teneue de route du véhicule. Or, si les roues motrice sur lesquelles le frein primaire est monté,viennent à perdre leurs propriétés de propulsion pour une raison quelcon. que,on ne dispose plus que d'un faible couple de réaction,sinon d'un couple nul,pour actionner les freins restants,
puisque le couple de freinage est proportionnel à la force de propulsion de la roue. Cet inconvénient des dispositifs antérieurs nuit gravement au fonctionnement et à la sécurité du véhicule.
La présente invention a pour objet une installation de freinage de puissance ou assistée ne présentant pas les inconvé- nients ci-dessus.
L'originalité de l'installation de freinage de l'inven- tion réside en ce qu'elle peut être utilisée non seulement pour ac- tionner certaines roues d'un véhicule à quatre roues,mais qu'elle peut également tire avantageusement montée en une série continue,
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c'est-à-dire, par exemple, si la force d'aetionnement provient, par exemple, des roues avant d'un tracteur comportant des essieux ar- rière en tandem, les freins des roues arrière antérieures pourraient être actionnés par le couple délivré par la mâchoire de freinage des freins des roues avant, et à leur tour, pourraient actionner les freins des roues arrière postérieures de l'ensemble au moyen de forces provenant des freins des roues arrière antérieures de l'en.. semble.
Tout technicien averti comprend que grâce à cette disposi-
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tion, la force d'act1onnenent est transférée successivement, pas à pas, de sorte que l'énergie de freinage désirée est disponible à tous les freins, y compris les freins des roues arrière posté.
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rieures du tandem. La puissance de freinage de chaque frein peut être facilement contrôlée en déterminant judicieusement le vo- lume de son cylindre de roue.
Dans un autre agencement, les freins des roues arrière postérieures d'une installation de freinage de tracteur,telle que celle décrite ci-dessus, pourraient également tire pourvu d'une prise de force de réaction permettant d'actionner convena- blement les freins des roues de la remorque attelée à ce tracteur.
Dans les remorques à roues multiples,une installation de freinage par couples de réaction suscessifs analogue pourrait être prévue. En effet, le nombre des freins de roues actionnés par une installation à couples de réaction en série conforme à la présente invention est illimité .Ainsi, l'invention apporte pour la première fois une installation de freinage efficace pour vé- hicules à roues multiples, et notamment pour tracteurs pouvant être attelés à de lourdes remorques, installation où la puissance de freinage à chaque paire de roues peut varier et est correcte- ment déterminée par les dimensions des cylindres,
de sorte que la puissance de freinage voulue est disponible à chaque frein.Il n'existe aucun retard entre les serrages successifs des freins des diverses roues dans une telle installation en série, du fait que le frein primaire n'entre pas en action avant que les mâchoires du frein suivant soient appliquées contre le tambour et que la colonne de fluide soit au repos. Des essais sur route ont démon- tré que le serrage des freins est pratiquement instantané sur toutes les roues et qu'il n'existe aucun retard appréciable entre-elles.
On autre avantage de l'installation hydraulique de freinage de puissance à couple de réaction suivant l'invention est que toute la puissance de freinage est disponible en perma- =ce, même lorsque le moteur est calé, ce qui aurait pour effet de rendre Inopérantes les Installations de freinage classiques.
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De plus, cette nouvelle installation de freinage de puissance fonctionne parfaitement à haute altitude, où les systèmes de freinage de puissance à vide ordinaires sont défaillants à cause de la pression atmosphérique inférieure qui y règne.
En conséquence, le but principal de l'invention est de fournir une installation de freinage de puissance à couple de réaction efficace pour véhicules à roues multiples, tels que camions, tracteurs et combinaisons de tracteurs et de remorques à roues multiples, dans laquelle les freins sont successivement serrés par un couple provenant de chaque frein précédent.
L'invention a également pour but : de fournir une nouvelle installation de freinage pour véhicules automobiles qui comprend un mécanisme pour actionner initialement, au moins, un frein et qui utilise le couple prove- nant de ce frein pour actionner directement les freins restant$; d'apporter un système de freinage de puissance du type à couple de réaction comportant un groupe de premiers freins, montés de préférence, dans les roues dont les essieus sont les plus légers, et qui comportent des moyens pour transmettre le couple qui s'y développe aux freins de roues restants ;
de réaliser une installation de freinage de véhicules comportant un circuit de freinage primaire relié au maïtre-cy- lindre afin d'actionner directement un seul ou deux des freins du véhicule et un circuit de freinage secondaire indépendant actionné par un couple provenant du circuit de freinage primaire, et qui actionne les freins de roues restants; de pourvoir une Installation de freinage de véhicules d'un frein primaire comportant un dispositif d'actionnement à pression ou autre, et d'un cylindre de puissance indépendant, mais fixé au dispositif d'actionnement et qui est placé de fa- çon que la force de réaction du frein lors de l'actionnement du dispositif d'actionnement soit directement transmise au cylindre
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de puissance ;
de combiner dans un frein de véhicule à expansion du type à mâchoires un support portant un dispositif d'actionnement pour ces mâchoires et un cylindre actionnant les autres freina, les mâchoires montées sur le support étant au contact à la fois du dispositif d'actionnement et du cylindre; l'invention se propose enfin, de réaliser un circuit de freinage secondaire indépendant du circuit de freinage primai- re d'un véhicule automobile, le circuit secondaire comportant une soupape d'arrêt permettant au fluide qui s'est dilaté sous l'ac- tion de la chaleur dans le circuit secondaire de refluer dans le maître-cylindre.
D'autres caractéristiques et avantages de l'invention ressortiront de la description qui va suivre, en référence aux dessins annexés dans lesquels : la Fig.l est une représen tation schématique d'une instal- lation de freinage pour véhicules conforme à un mode de réalisa- tion préféré de l'invention ; la Fig.2 est une vue latérale agrandie de la moitié supérieure de l'un des freins de roues avant de l'installation de la Fig.1; la Fig.3 est une vue latérale du frein de la Fig.2, mon- trant le cylindre récepteur de roue et le cylindre conjugué de puissance en coupe ; la Fig. 4 est un plan partiel suivant la ligne 4-4 de la Fig.3, montrant les organes d'actionnement de freins et leur montage sur la plaque de support ;
la Fig.5 est une vue partielle agrandie du raccord en T du circuit secondaire de la Fig.l; la Fig.6 est une coupe suivant la ligne 6-6 de la Fig.5; la Fig.7 est une élévation, partiellement en coupe, il- lustrant un autre mode de réalisation de l'invention ;
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la Fig.8 est une coupe partielle illustrant une forme modifiée de cylindre de puissance pour le dispositif de freinage de la Fig.7 destiné à assurer une action équilibrée;
la Fig.9 est une coupe partielle d'un autre mode de réa- lisation de l'invention utilisant un seul cylindre) la Fig.10 est une coupe à travers le maitre-sylindre et la soupape d'arrêt de l'installation de la Fig.1, la soupape d'ar- rit étant représentée à une échelle un peu plus grande que le maî- tre-cylindre afin d'en montrer clairement les détails; et la Fig. 11 est une coupe de la soupape d'arrêt seule mon- trant ses éléments dans une position différente.
En se référant à la Fig.1, on voit la représentation schématique d'une installation de freinage hydraulique de véhicu- les qui comprend un maître-cylindre 11 actionné par une pédale de frein 12. Un conduit 13 partant du maître-cylindre 11 se divise en deux dérivations 14 et 15 aboutissant respectivement aux cylindres récepteurs 16 et 17 des dispositifs de freinage 18 et 19 des roues avant.
Les dispositifs de freinage 18 et 19 sont habituellement montés aux extrémités opposées d'un essieu avant (non représenté) qui peut être celui d'un tracteur à quatre roues habituellement attelé à une remorque. Ils sont entourés par des tambours classi- ques portés par des roues montées à rotation aux extrémités de l'essieu.Un tel tambour est représenté partiellement en 10 sur la Fig.2.
Comme le montrent,les Figs.2 et 3,1e dispositif de freinage 18 comprend des mâchoires opposées 21 et 22 qui sont re- liées par une liaison flottante réglable 23 et par un ressort de tension 24. La liaison 23 est constituée par un élément rigide dans le sens longitudinal qui est articulé, à ses extrémités op- posées, aux mâchoires et, ainsi, est supporté par et entre les extrémités inférieures des mâchoires, entre lesquelles il est ex- tensible longitudinalement pour le réglage des mâchoires,tandis
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que le ressort 24 tient l'élément de liaison assemblé aux mâchoires
Le cylindre récepteur de roue 16 est monté sur une pla- que de support 25, solidaire de l'essieu 20 ('il.4),
par des bou- Ions et des écroua, comme indiqué sur les Fig.3 et 4 en 26. Des fentes de guidage 21' et 22' ménagées respectivement dans les mem brures des Mâchoires coopèrent avec des goupilles de retenue et des éléments de fixation 10' et 10" solidaires de la plaques de support 25 pour maintenir les mâchoires de frein en position de fonctionnement sur cette plaque. Le cylindre de roue 16 ménage une chambre 27 disposée entre deux pistons coulissante opposés 28 et 29 qui sont sollicites vers l'extérieur par un ressort de compres- sion 31 logé dans la Chambre 27. Des poussoirs 32 et 33 articulent les pistons correspondants, à l'extrémité voisines des mâchoires de frein.
L'extrémité interne du poussoir 32 est arrondie et s'emboîte dans un alvéole 30 du piston 28, tandis que son extrémité externe fourchue embrasse un point d'appui arrondi 30' de la membrure de la mâchoire 21. Le poussoir 33 est identique au poussoir 32,son extrémité interne arrondie s'emboîtant dans un alvéole 40 du pis- ton 29, tandis que non extrémité externe fourchue embrasse un point d'appui arrondi 40' de la membrure de la mâchoire 22.
Un orifice d'admission 34 débouche dans la chambre 27.
Quand une pression est exercée sur le fluide hydraulique contenu dans la chambre 27, comme c'est le cas lorsqu'on appuie sur la pé- date 12, les pistons 28 et 29 sont repoussée à l'opposé et font pivoter les mâchoires de frein 21 et 22 vers l'extérieur.contre un tambour rotatif solidaire de la roue (non représenté ) .tandis que lorsqu'on lâche la pédale 12, un ressort de rappel 35, monté entre les mâchoires, les rappelle l'une vers l'autre de façon à les écarter du tambour.
Ce qui précède correspond à une installation de frei- nage hydraulique plus ou moins classique actionnant les disposi- tifs de freinage 18 et 19 des roues avant, qui sont identiques
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mais il n'y a aucune liaison hydraulique directe entre les diapo- ,
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att1fs de freinage 36 et 37 des roues arrière et le mattre-cylin-- dre 11. Le circuit hydraulique relié directement au mastre-cylin- dre 11 sera qualifié ci-après de circuit hydraulique primaire.
Le dispositif de freinage 36 comprend deux cylindres 38 et 39 attaquant les extrémités opposées de mâchoires de frein 41 et 42 afin de les déplacer vers l'extérieur contre un tambour ro- tatif environnant (non représente) .Le dispositif de freinage 37
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comprend les cylindre* 43 et 44 déplaçant des michoires analogue 45 et 46 contre un tambour rotatif environnant (non représenté)*
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Les cylindres 38 et 39 août reliée par un conduit 47 de façon à fonctionner ensemble,, de même que les cylindres 43 et 44. Les cy-
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lindres 38,39 , 43 et 44 peuvent être du type.
expansion repré* , sente en 16 et un groupe classique de ressorts de rappel de mâ- choire. peut être prévu à chaque dispositif*
Les cylindres 38 et 43 sont reliés par un conduit 49 auquel est branché un conduit 51 aboutissant à un raccord en Il 52 '
Des conduits 53 et 54 partent du ! 52 vers des cylindres de puis- tance 55 et 56 associés respectivement aux dispositifs de frei- nage avant 18 et 19. Un conduit supplémentaire 82 relie les con-
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duits 51, 53 et 54 à une soupape d'arrêt 830 décrite ci-après, qui est raccordée au mettre-cylindre 11.
Comme le montre les Yigoè2 à 4 le cylindre de pulusan- ce 55 est, de préférence, formé par un prolongement de l'tnvt1op- pe du cylindre récepteur de roue 16 et comporte une chambre 57 dans laquelle font monté, . glissement des pistons opposés 58 et 59 sollicitée vers l'extérieur par un ressort de compression 61.
Le cylindre de roue 16 et le cylindre de puissance 55 sont, de
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préférence, tomès d'une pièce et sont séparés par une paroi âom. aune 50. Le déplacement vers l'extérieur des pistons d'actionné ment 58 et 59 est limité par des bagues d'arrêt 62 et 63, les joints flexibles habituels 64 et 65 étant Interposés entre les
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pistons et l'enveloppe du cylindre.Le déplacement vers 1$intdm
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rieur des pistons 58 et 59 est limité par des boisages centraux 60 et 60' dont ils sont pourvue.
Les pistons d'actionnement comportent des alvéoles ex- ternes 66 et 67 dans lesquels viennent se loger à pivotement les extrémités arrondies de prolongement 68 et 69 des membrures des mâchoires du frein. Un orifice de sortie 71 relie la chambre 57 du cylindre d'actionnement au conduit 53.
Des orifices de fuite 72 et 73, normalement fermée pen- dant le freinage, sont ménagés respectivement dans les chambres
27 et 57.
L'interconnexion du cylindre de puissance 56 et du cy- lindre récepteur de roue 17 est la même que celle décrite ci-des- sus pour les cylindres 55 et 16.
En se référant aux Fig.5 et 6, on voit que le raccord en 5? 52 comporte un canal interne 74 aux extrémités opposées du- quel sont raccordés les conduits 53 et 54, et le canal 74 est coupé par un canal de sortie 75 relié au conduit 51.
Dans le corps 76 du raccord en ! est également formé un canal 77 qui coupe le canal 74 et s'étend à travers un bossa- ge 78 qui est fileté extérieurement afin de recevoir un raccord 79 percé d'un canal 81 relié par un conduit 82 à une soupape d' arrêt 83 qui, de son côté, est reliée au moyen d'un adaptateur 84 * l'extrémité avant du maître-cylindre 11. Le circuit hydrau- lique contenant les cylindres d'actionnement et les conduits aboutissant aux dispositifs de freinage arrière 36 et 37 sera qualifié ci-après le circuit hydraulique secondaire.
FONCTIONNEMENT.
Le fonctionnement du sermo-mécanisme des Figs.1-6 est le suivent :
En supposant que le tambour de chaque roue avant tour, ne dans le sens contraire à celui des aiguilles d'une montre, selon la Fig.3,lorsuqu'on appuie sur la pédale 12, une pression hydraulique est transmise par les conduits primaires 13, 14 et
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15 aux cylindres récepteurs avant 16 et 17.Dans chacun de ces cylindres, les pistons 28 et 29 sont repoussés vers l'extérieur, faisant ainsi osciller les mâchoires de frein 21 et 22 en sens opposés, vers l'extérieur contre le tambour de frein 10. Lorsque le contact entre le tambour de frein en rotation et les mâchoires
21 et 22 s'est établi,
le tambour tend à entraîner les mâchoires dans son mouvement, déplaçant ainsi la mâchoire 22 circonféren- -tiellement vers le cylindre de puissance 55.
Par suite de ce mouvement de la mâchoire de frein 22, le piston 59 du cylindre de puissance est déplacé vers l'inté- rieur de la chambre 57, réduisant ainsi le volume de l'espace compris entre le piston mobile 59 et le piston fixe 58 qui prend appui contre la butée 62. Une pression considérable est ainsi exercée sur le fluide contenu dans la chambre 57, pression qui est amplifiée par l'action de servo-asservissement entre les mâ- choires 21 et 22, à cause de leur liaison rigide en 23 par la- quelle la force circonférentielle exercée sur la mâchoire 21 est ajoutée et directement transférée à la mâchoire 22.
Pendent cette action, la mâchoire 21 oscille effec- tivement autour de son articulation 30' sur le poussoir 32.
La pression hydraulique créée dans la chambre 57 du cylindre de puissance est transférée, par les conduits 53, 54, le raccord 52 et les conduits 51 et 49 aux cylindres récepteurs de roue des dispositifs de freinage arrière 36 et 37. La soupape d'arrêt 83 permet la circulation d'un courant suffisant à travers le conduit 82 pour maintenir le circuit hydraulique secondaire rempli d'huile. Ainsi, les freins des roues arrière sont serrés par les forces de réaction développées aux mâchoires des freins des roues avant directement et sana avoir recours à des plaques de réaction, à des leviers, à des cames etc.
En fonctionnement, les colonnes de liquide hydraulique des circuits primaire et se- condaire sont pleines et continues au moment où les groupes avant
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et arrière de mâchoires de frein appliquent à friction contre leurs tambours respectifs, puis la pression croissante les appli- que toutes en même temps.
Le fonctionnement des éléments des dispositifs de freinage avant est Inversé lorsque les roues tournent en sens opposé , la. mâchoire de frein 21 servant à déplacer le piston de puissance 58 afin de développer la pression hydraulique dans le circuit secondaire, et le fonctionnement du dispositif secon- daire est le même.
En se référant à la Fig.7, on voit un frein assité de puissance qui comprend une p laque de support 90 à l'une des extrémités de laquelle est fixé ou dont fait partie intégrante le bottier du dispositif d'actionnement 91 qui, dans le cas pré. sent, renferme un frein à coin et à galet du type décrit dans le brevet américain n* 3.037.584, Le mécanisme d'actionnement logé dans le boitier 90 coopère avec deux poussoirs 92 et 93 déplaça- bles en sens opposés contre lesquels butent à oscillation les ex- trémités adjacents 94 et 95 de mâchoires de frein Identiques 96 et 97 disposées en regard. Un ressort de rappel 98 maintient les extrémités des mâchoires contre les poussoirs.
Les extrémités opposées 101 et 102 des mâchoires sont séparées par un cylindre d'actionnement 100 comportant un corps cylindrique 103 qui est égalen@ent fixé sur ou fait partie Intégrante du support 90.
Le corps 103 délimite une chambre 104 comportant un orifice de sortie 105 et un orifice de fuite 106. Des pistons opposés identiques 107 et 108 coulissent dans la chambre 104 et sont sollicités vers l'extérieur par un ressort de compression 109 ; ils sont empêchés de se déplacer hors de la chambre@par des bagues en butée 111 et 112* Le déplacement vers l'intérieur des pistons 307 et 108 est limité par des bossages rigides 113 et 114 qui font saillie sur eux axialement ,l'un vers l'autre. Les extrémités externes des pistons 107 et 108 forment des chapes en
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115 et 116 de façon à embrasser les extrémités 101 et 102 des mâ- choires de frein.
Un ressort hélicoïdal 117 relie les mâchoires de frein de façon à maintenir leurs extrémités inférieures appliquées contre les pistons. Des joints d'extrémité flexibles 118 et 119 relient les pistons aux extrémités du corps de cylindre 103.
Il est à remarquer que le dispositif de freinage de la Fig.7 n'est pas asservi comme celui de la Fig.5. Toutefois,aux fins de la présente invention, le dispositif de freinage de la Fig.7 pourrait être installé à la place des dispositifs de freina- ge 18 et 19 dans le circuit hydraulique primaire de la Fig.1, en reliant les sorties 105 des cylindres d'actionnement aux con- duits 53 et 54.
Le fonctionnement de l'installation équipée des disposi- tifs de freinage de la Fig.7 est le suivants
En supposant que le tambour de frein tourne dans le sens contraire à celui des aiguilles d'une montre, selon la Fig.7, lorsque le mécanisme d'actionnement logé dans le bottier 91 est actionné de façon à déplacer les pistons 92 et 93 vers l'extérieur afin d'écarter les mâchoires de frein 96 et 97 contre le tambour de frein en rotation (non-représenté), le contact à friction entre les mâchoires et ce tambour tend à déplacer les dites mâchoires circonférentiellement dans la direction de rotation du tambour.
Ainsi l'extrémité inférieure 101 de la mâchoire avant 96 s'ancre sur le piston 107 et en même temps, à cause de son déplacement circonférentiel, déplace ce piston 107 vers l'intérieur de la cham- bre 104, développant ainsi dans le circuit secondaire une pression hydraulique qui a pour conséquence d'appliquer les freins des roues arrière, comme dans le mode de réalisation précédente La mâchoire 97 s'applique ainsi contre le piston fixe 108.
Il est à remarquer que dans le mode de réalisation de la Fig.7, la mâchoire de frein avant ou primdre applique la force de réaction directement au cylindre de puissance et qu'aucun trans- fert de force n'a lieu entre les mâchoires primaire et secondaire
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copte dans le frein asservi de la Fig.3, où la force de réaction de la mâchoire primaire est transférée par la liaison flottante
23 à la mâchoire secondaire qui, de son côté, actionne directe- ment le cylindre de puissance. Toutefois, dans les deux cas, l'actionnement du circuit hydraulique secondiire est directement produit par le déplacement circonférentiel d'au moins une mâ- choire de frein.
La Fig.8 illustre une forme modifiée de cylindre de puissance 120 pour le dispositif de freinage de la Fig.7 en vue d'assurer une action plus équilibrée du dispositif de freinages Sur cette fig.8, le corps cylindrique 121 délimite une chambre 122 comportant un orifice de sortie 123 et un orifi- ce de fuite 124. Le corps 121 fait, de préférence, partie inté- grante du support de frein 90.
La chambre 122 contient deux pis- tons composites identiques 125 et 126 ; chacun d'eux comprend un piston interne 127 comprenant une portion interne 128 ayant une section réduite et une portion externe 129 de plus grande sec- tion qui est en forme de chape en 131 de façon à embrasser à 'oscillation l'extrémité arrondie voisine de la mâchoire de frein correspondante. Chaque portion de section réduite 128 du piston interne 127 est montée coulissante dans un piston annulaire ex- terne 132 auquel est fixé un joint flexible 133. Les pistons annulaires 132 sont empêchés de se déplacer vers l'extérieur par des bagues de butée 134 et par les épaulements 135 formés à la jonction des portions grande et réduite des pistons in- ternes.
Les pistons 125 et 126 sont normalement tenus dans leurs positions externes, comme représenté, par la pression hydrauli- ,que statique régnant dans la chambre 122 et par un ressort de compression 136; l'étanchéité de la chambre 122, contre l'en- trée de saletés, est assurée par des manchettes 138 entre les extrémités externes des pistons et le corps de cylindre.
Lorsque le mécanisme de la Fig. 8 est utilisé dans les
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dispositifs de freinage des roues avant de la Fig.l, le fonction- nement est le suivant;
En supposant que le tambour de frein tourne dans le sens contraire à celui des aiguilles d'une montre, quand on freine en appuyan t sur la pédale 12, la mâchoire de frein primaire 96, qui tend à se déplacer circonférentiellement avec le tambour de frein, fait pression contre le piston interne 127 correspon- dant, ce qui fait que tout le piston 125, comprenant le piston interne 127 et le piston annulaire 132, est déplacé vers l'in- térieur de la chambre 122 en y créant une pression hydraulique destinée à être transmise au circuit secondaire. En même temps la mâchoire de frein secondaire 97 tend à s écarter du cylindre de puissance 121.
En général, la mâchoire primaire travaille plus que la mâchoire secondaire, par exemple 75% pour la mâchoire primaire et 25% pour la mâchoire secondaires Toutefois, dans le cas de la Fig.8, en supposant que la force exercée sur la mâchoire pri- maire soit d'environ 430 kg, à son extrémité d'entrée, cette force est convertie en une pression de 1000 kg dans le cylindre de puissance à cause du bras de levier produit par le déplace- ment positif de la mâchoire primaire.
A cause de la construction originale du piston, cette pression d'entrée de 1000 kg exercée au cylindre de puissance par la mâchoire primaire 96 est conver- tie en une force de 430 kg agissant sur la mâchoire de frein secondaire 97 par le piston interne 127 du piston composite 126. Ce piston interne 127 étant déplacé positivement vers l'extérieur par les forces agissant sur la surface latérale de la portion réduite 128.
Toutefois, le piston annulaire 132 du piston composi- te 126 demeure immobile du fait qu'il bute contre la bague 134 correspondante. La pression résultante de 430 kg agissant sur l'extrémité 102 de la mâchoire secondaire 97 est, de son coté,
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amplifiée à l'extrémité active en une force de 1000 kg par suite du bras de levier de la mâchoire déplacée circonférentiellement, équilibrant ainsi les forces sur les mâchoires, de sorte qu'elles effectuent toutes deux à peu près le même travail. La force de réaction est également appliquée au cylindre de puissance et est transférée par l'orifice de sortie 123 aux dispositifs de frei- nage des roues arrière de la même manière que dans les autres modes de réalisation.
Les forces transférées des patins primaires aux patins secondaires de la manière ci-dessus, peuvent être exactement dé- terminées et dépendant du rapport entre les surfaces de pression de la portion réduite du piston et du volume de la chambre 122.
Il est ainsi possible d'obtenir une gamme de forées autre que celles indiquées ci-dessus, suivant le besoin.
Dans tous les cas, la pression hydraulique développée dans la chambre 122 par le déplacement circonférentiel de la mâ- choire primaire est transmise, par l'orifice de sortie 123 afin d'actionner les dispositifs de freinage des roues arrière,tout en servant à équilibrer les forces de freinage exercées sur les tambours par les mâchoires des roues avant.
En se référant à la Fig.9, on voit un cylindre de puis- sance et d'actionnement combinés 140 qui comprend un corps cylin- drique 141 solidaire d'un support 142 monté sur l'essieu et qui délimite une chambre de puissance 143 comportant un orifice de sortie 144 et un orifice de fuite 145.
Des pistons annulaires 146 sont montés coulissants aux extrémités opposées de la chambre 143 et sont sollicités par un ressort de compression 148 contre des bagues de butée 149 et 151.
Des joints flexibles 152 et 153 sont interposés entre le piston et le ressort 148.
Un piston interne cylindrique 154 fait saillie de la chambre 143 et traverse à coulissement les pistons annulaires et les joints ;ce piston 154 comporte une tête 155 formant
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un épaulement annulaire 156 tourné vers l'intérieur et butant contre le piston annulaire 146. L'extrémité externe de la tête 155 est en forme de chape en 157 afin de chevaucher la membrure d'une mâchoire de trein 158.
L'autre extrémité du piston interne 154 coulisse dans l'alésage 159 d'un cylindre 161 dont l'extrémité externe fermée 162 forme en 163 une chape chevauchant la membrure de la mâchoire de frein adjacente 164.
Les extrémités inférieures des mâchoires de frein 158 et 164 sont reliées à oscillation par un élément rigide, tel que l'élément 23 de la fig.3, et le mécanisme 140 peut tire utilité sur la fig.l, à la place des dispositifs 16 et 55.
Un bouton 165, solidaire de l'extraite réduit* du pis- ton interne 154, porte un joint de piston flexible 166 en fora* de godet, l'espace compris entre le joint 166 et la paroi d'extré- mité 162 délimitant une chambre 167 dans laquelle le fluide hy- draulique primaire du maître-cylindre 11 est envoyé lorsqu$on actionne la pédale 12. L'orifice d'admission de fluide primaire est en 168, tandis qu'un orifice de fuite est prévu en 169.
Il est à remarquer que la chambre 143 est déportée la- téralement par rapport à la ligne médiane verticale du mécanisme de freinage, d'une distance d sur la Fig.9, pour des raisons qui seront expliquées ci-après.
Les chapes 157 et 163 sant inclinées et les extrémités correspondantes des membrures des mâchoires sont arquées permet- tant ainsi un basculement et un glissement vertical relatifs pendant le freinage,
Le ou les ressorts de rappel usuels, s'étendant entre les mâchoires 158 et 164, retiennent les éléments dans la poil* tion de la 'le.9, quand les freins ne sont pas serrés, l'etré- mité interne du cylindre primaire étant sollicitée contre le piston annulaire 147.
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La structure de la Fig.9 peut être employée aux lieu et place des dispositifs de freinage 18 et 19 de la Fig.l, les con- duits hydrauliques primaires 14 et 15 étant raccordés aux orifices d'entrée 168 des cylindres primaires des divers dispositifs de freinage. Quand on abaisse la pédale 12, la pression hydraulique accrue développée dans la chambre 167 a pour conséquence de dépla- cer en sens opposés le piston 154 et le cylindre 161,en faisant ainsi basculer dans des sens opposés les mâchoires de frein 158 et 164.
Pendant ce temps, la tête de piston 155 se déplace vers la gauche, sur la Fig. 9, en s'écartant du piston annulaire 146, tandis que le cylindre primaire 161 s'écarte de la même façon, en sens opposé du piston annulaire 147; pendant cette phase, aucun actionnement positif n'a lieu.
Toutefois, aussitôt que les mâchoires de frein s'appli- quent contre le tambour en rotation, supposé tourner dans le sens des aiguilles d'une montre, celui-ci tend à déplacer avec lui
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les mâchoires de frein circontérentiellement et la mâchoire 164 qui est maintenant la mâchoire primaire, tend à s'écarter du cy- lindre primaire.
Du fait que les extrémités inférieures des mâchoires de freins sont reliées par la liaison flottante 23, la force de la mâchoire primaire est transmise à la mâchoire secondaire 158, de sorte que le piston 154 et le piston annulaire 146 se déplacent conjointement vers la droite de la Fig.9' en développant une pression hydraulique dans la chambre 143 et dans le circuit hy- draulique secondaire relié à l'orifice de sortie 144.
Il est clair que lorsque le piston 154 se déplace vers la droite sur la Fig.9 la force provenant de l'action d'asservi*- ..ment des mâchoires de frein est également transmise à la cham- bre 167 en équilibrant la pression primaire.
Du fait que le piston 154 coulisse dans les deux pis- tons 146 et 147 qui, de leur coté, sont montés coulissants dans
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.la chambre 143, il ne se produit aucun basculement ou coincement des éléments pendant le fonctionnement.
La disposition télescopique des cylindres primaires et de puissance du mode de réalisation de la Fig.9 permet de dimi- nuer l'encombrement et le poids et d'abaisser le prix de fabrica- tion. Le principe du fonctionnement de tous ces modes de réali- sation est le même et l'on peut préférer l'un ou l'autre d'entre eux selon les exigences de l'application prévue.
Les dispositifs des Figa.3 et 9 peuvent aussi tire avan- tageusement montés dans un frein due à double action équilibrée en prévoyant de tels dispositifs entre chacune des extrémités des mâchoires comme dans les freins arrière de la Fig.1.
En se référant maintenant aux Figs.10 et 11, on voit un maître-cylindre 11, qui peut être de construction classique et comprendre un carter 170 comportant un réservoir 172 normalement fermé par un bouchon 174 qui permet d'en refaire le plein au be- soin. Immédiatement sous le réservoir 170, se trouve une chambre de pression 176 renfermant un piston 178 monté coulissant. Ce piston est généralement relié à un poussoir 180 qui, de son côté, est relié à la pédale 12 (fig.l) . L'extrémité de la chambre de pression 176 voisine du poussoir peut être fermée par un soufflet 182 fixé au carter 170 et au poussoir 180 afin d'interdire l'en- trée des corps étrangers dans la chambre de pression 176.
Le pis- ton 178 est normalement maintenu dans une position rétractée où il s'applique contre une bague de butée 184 sous l'action d'un res- sort 186 dont l'une des extrémités prend appui contre une soupape 188 prévue à l'extrémité de la chambre de pression 176 et dont l'autre extrémité s'applique contre une coupelle flexible 190 prévue à l'extrémité avant du piston , ( sur la Fig.10, le piston 178 occupe une position légèrement avancée).
Le réservoir 172 et la chambre de pression 176 commu- niquent par un premier orifice 192 et par un second orifice 194
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de diamètre réduit. La section centrale du piston 1,8 a un dia- mètre réduit de façon à former une chambre annulaire 196 en arriè- re de la tête de piston 198, chambre qui communique t.vec le réser- voir 172 par l'orifice 192. La tête de piston 198 est percée d'un certain nombre d'orifices longitudinaux 200 établissant une com- munication entre la chambre annulaire 196 et la chambre de pres- sion 176 disposée en avant du piston, à travers la coupelle fle- xible 190.
La soupape 188 fait communiquer par son ouverture la chambre 176 avec un orifice de sortie 202 coaxial à cette chambre 1 et reliée par un tube fileté 204 à un adaptateur 84 qui relie le conduit 13 et la soupape d'arrêt 83 au maître-cylindre 11.
La soupape d'arrêt 83, qui est reliée au conduit 82, comprend un corps cylindrique 206 dont une extrémité épanouie est fermée par un bouchon fileté 208 percé d'une ouverture centra- le taraudée 210 au moyen de laquelle la soupape 83 est montée sur l'adaptateur 84 et qui établit une communication entre le maître- cylindre 11 et l'intérieur de la soupape 83. Cette soupape peut être reliée au maître-cylindre au moyen de l'adaptateur 84 dans n'importe quelle position désirée, c'est-à-dire, horizontalement et coaxialement à la chambre de pression 176,comme sur la Fig.10, verticalement par rapport à celle-ci ou dans n'importe quelle autre osiblen angulaire, selon la place dont on dispose.
A l'intérieur de la soupape d'arrêt 83 est ménagée une chambre 212 qui est en communication, à l'une de ses extrémités, avec le trou central 210 du bouchon 208 par un orifice réduit 24 traversant la portion centrale dudit bouchon et, à son autre extré- mité, par un orifice réduit analogue 216, avec un raccord 218 re- liant le conduit 82 avec l'intérieur de la soupape 83. Dans la chambre de pression 212 est logé un piston libre 220 percé d'un trou axial 222 qui, à l'extrémité voisine du conduit 82, s'élargit pour former un siège de soupape 224.
Le trou axial 222 reçoit la
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tige 226 d'un plongeur 228 (Fig.10) ayant une tête 230 (Fig.10, 11) qui est disposée entre le piston 220 et le conduit 82 et qui limite le mouvement de ce piston en direction de ce conduit, La tête 230 du plongeur 228 comporte deux portées opposées 232 et 234 ; celle voisine de la tige 226 est destinée à coopérer avec le siège 224 du piston 220, tandis que celle située à l'extrémité de la tête est destinée à coopérer avec un siège 236 formé autour de l'orifice 216 à l'extrémité du corps de la soupape 83 adjacen- te au conduit 82.
Le piston 220 est normalement sollicité contre l'extré- mité interne du bouchon 208 par un ressort hélicoïdal 238 entou- rant la tête 230 du plongeur 228, qui est lui-même maintenu en position rétractée, c'est-à-dire, écarté du siège 236 par un petit ressort hélicoïdal 240 entourant la tige du plongeur en tre l'au tre extrémité du piston 220 et une rondelle d'arrêt 242 fixée à l'extrémité de la tige 226 du plongeur. Pour permettre le retrait complet de la tige du plongeur, l'extrémité interne du bouchon 208 présente un évidement 244 contre lequel vient bu- ter l'extrémité interne de la rondelle d'arrêt 242 dans la posi- tion de retrait maxiale de la tige du plongeu: vers la droite.
Comme il a été mentionné plus haut, la soupape d'arrêt 83 est destinée à établir , sous certaines conditions, une liaison directe entre les cylindres de roue actionnés par le couple et le maître-cylindre mais seulement dans la direction de circulation du courant de retour, afin de compenser les va- riations de volume du liquide dues aux variations de température*
Dans des conditions normales, la soupape d'arrêt 83 est fermée pendant l'actionnement des freins de sorte qu'aucune près sion hydraulique provenant du maître-cylindre n'est transmise par elle.
Ce résultat est obtenu de la manière suivante;
En se référant aux Figs.10 et 11 et à l'installation schématique illustrée par la Fig.1, dans laquelle les freins
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18, 19 pourraient être remplacés par l'un des freins représentés sur les Fig.7 à 9, on voit qu'en appuyant sur la pédale 12, une force est transmise ,par le poussoir 180, au piston 178 de la chambre de pression 176 du maître-cylindre; ce piston est déplacé vers l'avant (vers la gauche, selon la Fig.10) ce qui correspond à sa course de compression.
Après le mouvement initial du piston 178, la coupelle flexible 190 de la tête du piston ferme l'ori- fice de diamètre réduit 194 qui alimente la chambre de pression 176 en fluide hydraulique à partir du réservoir* C'est cette po. sition initiale des éteinte qui est représentée sur la Fig.10.
Lorsqu'on continue à déplacer le piston 178 vers la gauche dans le sens du freinage, le fluide emprisonné à l'avant de ce piston est refoulé sous pression et la pression résultante est transférée à travers la soupape 188 et l'orifice de sortit 202 dans l'adaptateur 84, et, de là, dans le conduit 13 et, éven- tuellement, par les conduits 14 et 15 (Fig.l) aux cylindres de roue 16 et 17*
En même temps, le fluide contenu dans la soupape d'arrêt est refoulé par la pression transmise par l'adaptateur 84 à travers le trou 210 du bouchon 208 et l'orifice 214 dans la sou- pape 83.
La continuation de l'avance du piston 178 du maître- cylindre refoule le fluide dans la chambre 212 de la soupape d'arrêt 83 autour de la rondelle d'arrêt 242, comme l'indiquent les flèches de la Fig.10, déplaçant ainsi le piston 220 vers l'avant (vers la gauche sur la Fig.10) à l'encontre de la force du ressort 238, de sorte que le siège 224 du piston vient s'ap- pliquer contre la portée 232 du plongeur.
Apres cela, la pres- sion hydraulique provoque l'avance conjointe du piston 220 et du plongeur 226 jusqu'à ce que la portée 234 du plongeur vienne s'appliquer contre le siège 236 voisin de l'orifice 216 de l'ex- trémité de la soupape, interrompant ainsi complètement la com-
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muni ca t1 on entre le maître-cylindre et le conduit 82 du circuit secondaire.
Cette fermeture de la soupape d'arrêt 83 t'effectue rapidement pendant le mouvement initial du piston du maître-cylin- dre, sous l'action de celui-ci, et il est à remarquer que pendant le mouvement initial de fermeture de la soupape aucune pression hydraulique appréciable n'est transmise avant la fermeture des sièges de soupapes du piston et du plongeur à cause de la très petite ouverture ménagée entre la tige 226 du plongeur et le trou 222 du piston.
Il convient, en outre, de remarquer que le fonc- tionnement de la soupape d'arrêt est entièrement commandé par la pression résiduelle régnant dans le maître-cylindre et qu'elle n'est nullement dépendante de moyens mécaniques quelconques.
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Lorsqu'on relâche les freins, c'est-à-dire, lorsque l'on réduit la pression exercée sur la pédale 12, le piston 178 est ramené à sa position initiale par le ressort 186,.réduisant ainsi la pression dans le conduit de l'adaptateur et dans la soupape d'arrêt 83. Ceci permet à l'excès de fluide résultant de variations de volume dues à des variations de température produi- tes par des freinages prolongés et répétés de refluer dans le maître-cylindre et, delà, dans le réservoir.
Ceci est rendu pos- sible par la pression du fluide dilaté contenu dans le circuit secondaire, qui est plus grande que celle régnant dans le maître- ' cylindre; cette pression écarte la tète du plongeur de son siè- ge 236 en ouvrant l'orifice 216 de la chambre 212 et, en même temps, grâce au concours du ressort 238, qui écarte le piston 220 de la portée 232 du plongeur (Fig.ll), ouvrant ainsi un passage entre l'orifice 216 et la chambre 212, à travers le trou 222 du piston 220 autour de la tige 226 du plongeur, autour de la l'ondelle d'arrêt 242, à travers l'orifice 214, et l'adaptateur 84, comme l'indiquent les floches de la Fig.ll, le passage aboutis- sant ainsi dans la chambre de pression 176 du maître-cylindre et,
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de là,
conduisant au réservoir par l'orifice 194 qui, dans l'in- tervalle, s'est également ouvert par suite du recul du piston 178.
Cette position de la soupape d'arrêt est représentée sur la Fig.ll Aussitôt que la pression s'est égalisée dans l'installation,le plongeur 228 est complètement rappelé, de sorte que la rondelle d'arrêt 242 vient à nouveau buter contre la paroi de l'évidement 244 du bouchon. Le piston 220 est également rappelé par le ressort 238 et vient s'appliquer contre l'extrémité interne dudit bouchon 208. Ainsi, tous les éléments sont à nouveau dans leur position de repos, près à fonctionner de nouveau.
Il est à remarquer que la présence de la soupape d'ar- rêt 83 assure de façon permanente une alimintation correcte en fluide du circuit secondaire par le réservoir du maître-cylindre et, en même temps, permet à l'excès de fluide de refluer dans ce dernier, empêchant ainsi qu'une pression soit transmise au cir- cuit secondaire par le maître-cylindre lors de l'actionnement de celui-ci.
Dans le mode de réalisation de la Fig.l, les deux roues avant du véhicule sont équipées de freins destinés à fournir la puissance d'actionnement des autres freins mais il convient de mentionner que, dans certains cas, il peut suffire de n'utiliser qu'un seul de ces freins de roues avant pour actionner les trois freins restants. Dans ce cas, sur la Fig.l,l'un des dispositifs de freinage 18 ou 19 serait identique à l'un des dispositifs de freinage de roues arrière et serait relié au circuit hydraulique secondaire, au lieu d'être raccordé au circuit primaire.
Pareil- leurs, dans certaines applications, il peut être préférable de monter le ou les freins destinés à fournir la puissance, de com- mande des autres freins sur les roues arrière, quoique leur mon- tage sur les roues avant soit préférable ,notamment lorsqu'il s'agit de véhicules commerciaux de grande puissance.
On conviendra que la présente invention apporte un mé-
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canisme de freinage de puissance perfectionné, extrêmement effi- cace, qui opère suivant le principe de l'actionnement direct par la force de réaction des mâchoires de frein,sans avoir recours à des éléments de transmission de force intermédiaire tels que des plaques, des leviers et des cames, etc. De plus, à cause de sa construction et de sa position compactes, on ne se heurte à aucune difficulté pour installer ce mécanisme de freinage. Il comporte un circuit secondaire séparé qui supprime toute réaction sur le maître-cylindre classique.
Le mécanisme de freinage de l'invention peut habituel- lement être adapté aux freins à disque.
Il va de soi que de nombreuses modifications peuvent être apportées aux exemples de réalisation représentés et décrits sans sortir pour autant du cadre de l'invention.
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Braking installation The present invention relates to braking mechanisms for motor vehicles and relates more particularly to braking installations in which the force necessary to actuate certain brakes comes solely from the torque developed in special braking devices mounted in one or more brakes. several wheels *
Mechanisms aimed at obtaining this result have already been proposed, mechanisms in which the energy necessary to actuate the remaining wheel brakes comes from the reaction force developed in a particular brake, generally installed on a driving wheel of the vehicle.
This arrangement not only has the advantage of requiring only a fraction of
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the normal braking force to apply all the brakes, since only the primary brake by which all the other brakes are actuated is connected directly, by means of the master cylinder, to the brake pedal, but also to produce assisted braking without the addition of complicated and costly force multiplication devices, empty (vacuum) or others, as is the case in conventional power or seated braking systems.
The operation of most of these antennas depended on the force developed by a rotating body, usually an oscillating plate or a lever mounted to swing in opposite directions, and which were connected directly or indirectly to the brake shoes and adapted to apply torque from the primary brake to a power actuation device by means of which the brakes res-. so many were tight.
In these devices the transmission of movement between the actuating lever or plate and the power actuating device was generally achieved by means of return levers, cams and rollers, or similar complicated linkages and generally, a dead-stroke linkage or equivalent arrangement was necessary in the transmission path to ensure correct actuation in both directions of rotation.
The above prior devices have serious drawbacks. Due to the fact that the space available in a vehicle wheel is generally very limited, it is often very difficult, if not impossible, to fit additional tilting or rotary members therein and in particular rods, cam levers, etc. Moreover, these devices are expensive to produce and pose manufacturing problems with regard to the parts subject to wear. In addition, the additional weight thus imposed on one of the wheels must be compensated by whatever means.
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shells, to avoid unbalancing the wheels.
However, the most serious problem that is encountered results from the fact that these devices are mounted in one of the rear drive wheels of the vehicle, according to the currently accepted principle that this is where most of the torque should be taken. braking, and that in this positionne devices affect the vehicle's road holding the least. However, if the driving wheels on which the primary brake is mounted, come to lose their propulsion properties for some reason. that we only have a low reaction torque, if not a zero torque, to actuate the remaining brakes,
since the braking torque is proportional to the propulsive force of the wheel. This drawback of the prior devices seriously affects the operation and the safety of the vehicle.
The present invention relates to a power or assisted braking installation which does not have the above drawbacks.
The originality of the braking system of the invention resides in that it can be used not only to actuate certain wheels of a four-wheeled vehicle, but that it can also advantageously pull mounted in a continuous series,
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that is to say, for example, if the actuating force originates, for example, from the front wheels of a tractor having tandem rear axles, the brakes of the front rear wheels could be actuated by the torque delivered by the brake shoe of the front wheel brakes, and in turn, could actuate the rear rear wheel brakes of the assembly by means of forces from the front rear wheel brakes of the assembly.
Any informed technician understands that thanks to this
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tion, the actuating force is transferred successively, step by step, so that the desired braking energy is available to all brakes, including the rear wheel brakes posted.
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laughter of the tandem. The braking power of each brake can be easily controlled by judiciously determining the volume of its wheel cylinder.
In another arrangement, the rear rear wheel brakes of a tractor braking system, such as that described above, could also be drawn provided with a reaction power take-off enabling the brakes to be properly actuated. trailer wheels coupled to this tractor.
In multi-wheel trailers, a braking installation by similar reactive torques could be provided. In fact, the number of wheel brakes actuated by a series reaction torque system according to the present invention is unlimited. Thus, the invention provides for the first time an efficient braking system for multiple-wheel vehicles, and in particular for tractors capable of being coupled to heavy trailers, installation where the braking power at each pair of wheels can vary and is correctly determined by the dimensions of the cylinders,
so that the desired braking power is available at each brake.There is no delay between the successive application of the brakes of the various wheels in such a series installation, since the primary brake does not come into action until the next brake shoes are pressed against the drum and the column of fluid is at rest. Road tests have shown that brake application is practically instantaneous on all wheels and that there is no appreciable delay between them.
Another advantage of the hydraulic system for braking power with reaction torque according to the invention is that all the braking power is available permanently, even when the engine is stalled, which would have the effect of rendering inoperative conventional braking systems.
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In addition, this new power braking system works perfectly at high altitudes, where ordinary open power braking systems fail due to the lower atmospheric pressure therein.
Accordingly, the main object of the invention is to provide an efficient torque reaction power braking system for multi-wheel vehicles, such as trucks, tractors and combinations of multi-wheel tractors and trailers, in which the brakes are successively tightened by a torque from each preceding brake.
The invention also aims: to provide a new braking installation for motor vehicles which comprises a mechanism for initially actuating at least one brake and which uses the torque coming from this brake to directly actuate the remaining brakes $; to provide a power braking system of the reaction torque type comprising a group of first brakes, preferably mounted in the wheels whose axles are the lightest, and which include means for transmitting the torque therein develops to the remaining wheel brakes;
to produce a vehicle braking system comprising a primary braking circuit connected to the master cylinder in order to directly actuate one or two of the vehicle's brakes and an independent secondary braking circuit actuated by a torque coming from the braking circuit primary, and which operates the remaining wheel brakes; to provide a vehicle braking installation with a primary brake comprising a pressure actuating device or the like, and with an independent power cylinder, but fixed to the actuating device and which is positioned so that the reaction force of the brake when actuating the actuator is transmitted directly to the cylinder
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power ;
to combine in an expanding vehicle brake of the jaw type a support carrying an actuating device for these jaws and a cylinder actuating the other brakes, the jaws mounted on the support being in contact with both the actuating device and of the cylinder; the invention finally proposes to provide a secondary braking circuit independent of the primary braking circuit of a motor vehicle, the secondary circuit comprising a shut-off valve allowing the fluid which has expanded under the pressure. tion of heat in the secondary circuit to flow back into the master cylinder.
Other characteristics and advantages of the invention will emerge from the description which follows, with reference to the appended drawings in which: FIG. 1 is a diagrammatic representation of a braking installation for vehicles in accordance with a method of preferred embodiment of the invention; Fig.2 is an enlarged side view of the upper half of one of the front wheel brakes of the installation of Fig.1; Fig. 3 is a side view of the brake of Fig. 2, showing the wheel slave cylinder and the conjugate power cylinder in section; Fig. 4 is a partial plan taken on line 4-4 of Fig.3, showing the brake actuators and their mounting on the support plate;
Fig.5 is an enlarged partial view of the T-fitting of the secondary circuit of Fig.l; Fig.6 is a section taken on line 6-6 of Fig.5; Fig. 7 is an elevation, partially in section, illustrating another embodiment of the invention;
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Fig.8 is a partial section showing a modified form of power cylinder for the braking device of Fig.7 for providing balanced action;
Fig. 9 is a partial section of another embodiment of the invention using a single cylinder; Fig. 10 is a section through the master cylinder and the shut-off valve of the installation of FIG. 1, the shut-off valve being shown on a scale a little larger than the master cylinder in order to clearly show the details; and Fig. 11 is a sectional view of the stop valve alone showing its parts in a different position.
Referring to Fig. 1, we see the schematic representation of a hydraulic vehicle braking installation which comprises a master cylinder 11 actuated by a brake pedal 12. A duct 13 starting from the master cylinder 11 is formed. divided into two branches 14 and 15 leading respectively to the receiver cylinders 16 and 17 of the braking devices 18 and 19 of the front wheels.
Braking devices 18 and 19 are usually mounted at opposite ends of a front axle (not shown) which may be that of a four-wheel tractor usually hitched to a trailer. They are surrounded by conventional drums carried by wheels rotatably mounted at the ends of the axle. Such a drum is shown partially at 10 in Fig. 2.
As shown in Figs. 2 and 3, 1 st braking device 18 comprises opposing jaws 21 and 22 which are connected by an adjustable floating connection 23 and by a tension spring 24. The connection 23 is constituted by an element. rigid in the longitudinal direction which is articulated, at its opposite ends, to the jaws and, thus, is supported by and between the lower ends of the jaws, between which it is extensible longitudinally for the adjustment of the jaws, while
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that the spring 24 holds the connecting element assembled to the jaws
The wheel slave cylinder 16 is mounted on a support plate 25, integral with the axle 20 ('il.4),
by bolts and nuts, as shown in Figs. 3 and 4 at 26. Guide slots 21 'and 22' formed respectively in the members of the Jaws cooperate with retaining pins and fasteners 10 'and 10 "integral with the support plates 25 to maintain the brake shoes in the operating position on this plate. The wheel cylinder 16 forms a chamber 27 disposed between two opposing sliding pistons 28 and 29 which are urged outwardly by a compression spring 31 housed in the chamber 27. Pushers 32 and 33 articulate the corresponding pistons, at the end adjacent to the brake shoes.
The internal end of the pusher 32 is rounded and fits into a socket 30 of the piston 28, while its forked outer end embraces a rounded fulcrum 30 'of the frame of the jaw 21. The pusher 33 is identical to the pusher 32, its rounded internal end fitting into a cell 40 of the piston 29, while a forked external end embraces a rounded fulcrum 40 'of the frame of the jaw 22.
An intake port 34 opens into the chamber 27.
When pressure is exerted on the hydraulic fluid contained in chamber 27, as is the case when depressing point 12, pistons 28 and 29 are pushed away and cause the brake shoes to pivot. 21 and 22 towards the exterior. Against a rotating drum integral with the wheel (not shown). While when the pedal 12 is released, a return spring 35, mounted between the jaws, urges them one towards the other so as to keep them away from the drum.
The foregoing corresponds to a more or less conventional hydraulic braking installation actuating the braking devices 18 and 19 of the front wheels, which are identical.
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but there is no direct hydraulic connection between the slides,
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braking devices 36 and 37 for the rear wheels and the master cylinder 11. The hydraulic circuit connected directly to the master cylinder 11 will be referred to hereinafter as the primary hydraulic circuit.
The braking device 36 comprises two cylinders 38 and 39 driving the opposite ends of the brake shoes 41 and 42 in order to move them outwards against a surrounding rotating drum (not shown). The braking device 37
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includes cylinders * 43 and 44 moving analog jaws 45 and 46 against a surrounding rotating drum (not shown) *
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The cylinders 38 and 39 August connected by a conduit 47 so as to work together, as well as the cylinders 43 and 44. The cy-
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linders 38, 39, 43 and 44 can be of the type.
expansion shown *, feeling in 16 and a classic group of jaw return springs. can be fitted to each device *
The cylinders 38 and 43 are connected by a conduit 49 to which is connected a conduit 51 leading to a connection at Il 52 '
Ducts 53 and 54 leave from! 52 to power cylinders 55 and 56 associated respectively with the front braking devices 18 and 19. An additional duct 82 connects the connectors.
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leads 51, 53 and 54 to a stop valve 830 described below, which is connected to the cylinder 11.
As shown in Figs. 2-4, pulverization cylinder 55 is preferably formed by an extension of the front of wheel slave cylinder 16 and has a chamber 57 in which is mounted. sliding of the opposed pistons 58 and 59 urged outwards by a compression spring 61.
The wheel cylinder 16 and the power cylinder 55 are, of
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preferably, tomès of one piece and are separated by a wall âom. alder 50. The outward displacement of the actuating pistons 58 and 59 is limited by stop rings 62 and 63, the usual flexible joints 64 and 65 being interposed between the
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pistons and the cylinder shell, moving to $ 1 intdm
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laughing pistons 58 and 59 is limited by central timberings 60 and 60 'with which they are provided.
The actuating pistons comprise external cells 66 and 67 in which the rounded extension ends 68 and 69 of the frames of the brake shoes are pivotably housed. An outlet opening 71 connects the chamber 57 of the actuating cylinder to the duct 53.
Leakage ports 72 and 73, normally closed during braking, are provided in the chambers respectively.
27 and 57.
The interconnection of power cylinder 56 and wheel slave cylinder 17 is the same as described above for cylinders 55 and 16.
Referring to Figs. 5 and 6, we see that the connection at 5? 52 has an internal channel 74 at opposite ends to which the conduits 53 and 54 are connected, and the channel 74 is cut by an outlet channel 75 connected to the conduit 51.
In the body 76 of the connector! Also formed is a channel 77 which intersects the channel 74 and extends through a boss 78 which is externally threaded to receive a fitting 79 pierced with a channel 81 connected by a conduit 82 to a shut-off valve 83. which, for its part, is connected by means of an adapter 84 * the front end of the master cylinder 11. The hydraulic circuit containing the actuating cylinders and the conduits leading to the rear braking devices 36 and 37 will be referred to below as the secondary hydraulic circuit.
OPERATION.
The functioning of the sermo-mechanism of Figs. 1-6 is as follows:
Assuming that the drum of each wheel before turning, not counterclockwise, according to Fig. 3, when the pedal 12 is depressed, hydraulic pressure is transmitted through the primary ducts 13 , 14 and
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15 to the front slave cylinders 16 and 17. In each of these cylinders, the pistons 28 and 29 are pushed outwards, thus causing the brake shoes 21 and 22 to oscillate in opposite directions, outwards against the brake drum 10. When the contact between the rotating brake drum and the jaws
21 and 22 was established,
the drum tends to drive the jaws in its movement, thereby moving the jaw 22 circumferentially towards the power cylinder 55.
As a result of this movement of the brake shoe 22, the piston 59 of the power cylinder is moved towards the interior of the chamber 57, thus reducing the volume of the space between the movable piston 59 and the fixed piston. 58 which bears against the stop 62. A considerable pressure is thus exerted on the fluid contained in the chamber 57, pressure which is amplified by the servo-servo action between the jaws 21 and 22, because of their connection. rigid in 23 whereby the circumferential force exerted on the jaw 21 is added and directly transferred to the jaw 22.
During this action, the jaw 21 effectively oscillates around its articulation 30 'on the pusher 32.
The hydraulic pressure created in the chamber 57 of the power cylinder is transferred, through the conduits 53, 54, the fitting 52 and the conduits 51 and 49 to the wheel slave cylinders of the rear braking devices 36 and 37. The stop valve 83 allows sufficient current to flow through conduit 82 to keep the secondary hydraulic circuit filled with oil. Thus, the rear wheel brakes are applied by the reaction forces developed at the front wheel brake shoes directly and without resorting to reaction plates, levers, cams etc.
In operation, the hydraulic fluid columns of the primary and secondary circuits are full and continuous when the front groups
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and rear brake shoes apply frictionally against their respective drums, then the increasing pressure applies them all at the same time.
The operation of the elements of the front braking devices is Reversed when the wheels turn in the opposite direction, the. Brake shoe 21 for moving the power piston 58 to develop hydraulic pressure in the secondary circuit, and the operation of the secondary device is the same.
Referring to Fig. 7, we see a power assisted brake which comprises a support plate 90 at one end of which is fixed or of which is an integral part the casing of the actuating device 91 which, in the pre case. sent, contains a wedge and roller brake of the type described in US Pat. No. 3,037,584, The actuating mechanism housed in the housing 90 cooperates with two pushers 92 and 93 movable in opposite directions against which abut at oscillation the adjacent ends 94 and 95 of identical brake shoes 96 and 97 disposed opposite. A return spring 98 maintains the ends of the jaws against the pushers.
The opposite ends 101 and 102 of the jaws are separated by an actuating cylinder 100 comprising a cylindrical body 103 which is also fixed on or is an integral part of the support 90.
The body 103 defines a chamber 104 comprising an outlet orifice 105 and a leakage orifice 106. Identical opposed pistons 107 and 108 slide in the chamber 104 and are urged outwardly by a compression spring 109; they are prevented from moving out of the chamber @ by abutting rings 111 and 112 * The inward movement of pistons 307 and 108 is limited by rigid bosses 113 and 114 which project axially from them, one towards the other. The outer ends of the pistons 107 and 108 form yokes in
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115 and 116 so as to embrace the ends 101 and 102 of the brake shoes.
A coil spring 117 connects the brake shoes so as to keep their lower ends pressed against the pistons. Flexible end joints 118 and 119 connect the pistons to the ends of the cylinder body 103.
It should be noted that the braking device of Fig.7 is not slaved like that of Fig.5. However, for the purposes of the present invention, the braking device of Fig. 7 could be installed instead of the braking devices 18 and 19 in the primary hydraulic circuit of Fig. 1, by connecting the outputs 105 of the actuating cylinders in lines 53 and 54.
The operation of the installation fitted with the braking devices in Fig. 7 is as follows:
Assuming that the brake drum rotates counterclockwise, according to Fig. 7, when the actuation mechanism housed in the housing 91 is actuated so as to move the pistons 92 and 93 towards outside in order to move the brake shoes 96 and 97 against the rotating brake drum (not shown), the frictional contact between the shoes and this drum tends to move said shoes circumferentially in the direction of rotation of the brake shoe. drum.
Thus the lower end 101 of the front jaw 96 is anchored on the piston 107 and at the same time, because of its circumferential displacement, this piston 107 moves towards the interior of the chamber 104, thus developing in the circuit secondary hydraulic pressure which has the consequence of applying the brakes of the rear wheels, as in the previous embodiment. The jaw 97 thus rests against the fixed piston 108.
Note that in the embodiment of Fig. 7, the front or primary brake shoe applies the reaction force directly to the power cylinder and no transfer of force takes place between the primary brake shoes. and secondary
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coptic in the servo brake of Fig. 3, where the reaction force of the primary jaw is transferred by the floating link
23 to the secondary jaw which, for its part, directly actuates the power cylinder. However, in both cases, the actuation of the secondary hydraulic circuit is produced directly by the circumferential displacement of at least one brake shoe.
Fig. 8 illustrates a modified form of power cylinder 120 for the braking device of Fig. 7 with a view to ensuring a more balanced action of the braking device In this fig. 8, the cylindrical body 121 defines a chamber 122 comprising an outlet 123 and a leakage port 124. Body 121 preferably forms an integral part of brake support 90.
Chamber 122 contains two identical composite pistons 125 and 126; each of them comprises an internal piston 127 comprising an internal portion 128 having a reduced section and an external portion 129 of greater section which is in the form of a clevis 131 so as to embrace oscillatingly the rounded end adjacent to the the corresponding brake shoe. Each portion of reduced section 128 of the inner piston 127 is slidably mounted in an outer annular piston 132 to which is attached a flexible seal 133. The annular pistons 132 are prevented from moving outward by stop rings 134 and by the shoulders 135 formed at the junction of the large and small portions of the internal pistons.
The pistons 125 and 126 are normally held in their external positions, as shown, by the static hydraulic pressure prevailing in the chamber 122 and by a compression spring 136; the sealing of the chamber 122 against the ingress of dirt is provided by sleeves 138 between the outer ends of the pistons and the cylinder body.
When the mechanism of FIG. 8 is used in
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braking devices of the front wheels of Fig.l, the operation is as follows;
Assuming that the brake drum rotates counterclockwise, when the brake is applied by depressing the pedal 12, the primary brake shoe 96, which tends to move circumferentially with the brake drum , presses against the corresponding internal piston 127, so that the entire piston 125, including internal piston 127 and annular piston 132, is moved inside chamber 122 creating hydraulic pressure therein intended to be transmitted to the secondary circuit. At the same time, the secondary brake shoe 97 tends to move away from the power cylinder 121.
In general the primary jaw works more than the secondary jaw, for example 75% for the primary jaw and 25% for the secondary jaw.However, in the case of Fig. 8, assuming that the force exerted on the pri- mayor is about 430 kg, at its entry end this force is converted into a pressure of 1000 kg in the power cylinder because of the lever arm produced by the positive displacement of the primary jaw.
Due to the original construction of the piston, this 1000 kg inlet pressure exerted on the power cylinder by the primary jaw 96 is converted into a force of 430 kg acting on the secondary brake shoe 97 by the internal piston 127 of the composite piston 126. This internal piston 127 being positively displaced outwardly by the forces acting on the lateral surface of the reduced portion 128.
However, the annular piston 132 of the composite piston 126 remains stationary because it abuts against the corresponding ring 134. The resulting pressure of 430 kg acting on the end 102 of the secondary jaw 97 is, for its part,
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amplified at the active end to a force of 1000 kg as a result of the lever arm of the circumferentially displaced jaw, thus balancing the forces on the jaws, so that they both do approximately the same work. The reaction force is also applied to the power cylinder and is transferred through the outlet 123 to the rear wheel brakes in the same manner as in the other embodiments.
The forces transferred from the primary pads to the secondary pads in the above manner can be exactly determined and dependent on the ratio of the pressure areas of the reduced portion of the piston to the volume of the chamber 122.
It is thus possible to obtain a range of drilled holes other than those indicated above, depending on the need.
In all cases, the hydraulic pressure developed in the chamber 122 by the circumferential displacement of the primary jaw is transmitted, through the outlet port 123 in order to actuate the braking devices of the rear wheels, while serving to balance. the braking forces exerted on the drums by the jaws of the front wheels.
Referring to Fig. 9, a combined power and actuation cylinder 140 is seen which comprises a cylindrical body 141 integral with a support 142 mounted on the axle and which delimits a power chamber 143 having an outlet port 144 and a leak port 145.
Annular pistons 146 are slidably mounted at opposite ends of chamber 143 and are biased by a compression spring 148 against thrust rings 149 and 151.
Flexible joints 152 and 153 are interposed between the piston and the spring 148.
A cylindrical internal piston 154 protrudes from the chamber 143 and slidably passes through the annular pistons and the seals; this piston 154 has a head 155 forming
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an annular shoulder 156 facing inward and abutting against the annular piston 146. The outer end of the head 155 is in the form of a clevis 157 in order to overlap the chord of a trein jaw 158.
The other end of the internal piston 154 slides in the bore 159 of a cylinder 161 whose closed external end 162 forms at 163 a yoke overlapping the frame of the adjacent brake shoe 164.
The lower ends of the brake shoes 158 and 164 are swingably connected by a rigid member, such as member 23 in fig. 3, and mechanism 140 can be used in fig. 1, instead of devices 16. and 55.
A button 165, integral with the reduced extract * of the internal piston 154, carries a flexible piston seal 166 in the shape of a bucket, the space between the seal 166 and the end wall 162 delimiting a chamber 167 into which the primary hydraulic fluid from master cylinder 11 is sent when pedal 12 is actuated. The primary fluid inlet port is at 168, while a leak port is provided at 169.
It should be noted that the chamber 143 is offset laterally with respect to the vertical center line of the braking mechanism, by a distance d in FIG. 9, for reasons which will be explained below.
The inclined yokes 157 and 163 and the corresponding ends of the chords of the jaws are arched thus allowing relative tilting and vertical sliding during braking,
The usual return spring (s), extending between the jaws 158 and 164, retain the elements in the hair of the 'le. 9, when the brakes are not applied, the internal constriction of the primary cylinder being urged against the annular piston 147.
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The structure of Fig. 9 can be employed in place of the braking devices 18 and 19 of Fig. 1, the primary hydraulic lines 14 and 15 being connected to the inlet ports 168 of the primary cylinders of the various devices. braking. As pedal 12 is depressed, the increased hydraulic pressure developed in chamber 167 causes piston 154 and cylinder 161 to move in opposite directions, thereby tilting brake shoes 158 and 164 in opposite directions.
During this time, the piston head 155 moves to the left, in FIG. 9, moving away from the annular piston 146, while the primary cylinder 161 moves away in the same way, in the opposite direction from the annular piston 147; during this phase, no positive actuation takes place.
However, as soon as the brake shoes press against the rotating drum, which is supposed to turn clockwise, the latter tends to move with it.
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the brake shoes circonterentially and the jaw 164 which is now the primary jaw, tends to move away from the primary cylinder.
Since the lower ends of the brake shoes are connected by the floating link 23, the force of the primary jaw is transmitted to the secondary jaw 158, so that the piston 154 and the annular piston 146 move together to the right of Fig. 9 'by developing hydraulic pressure in chamber 143 and in the secondary hydraulic circuit connected to the outlet port 144.
It is clear that as piston 154 moves to the right in Fig. 9 the force from the servo action of the brake shoes is also transmitted to chamber 167 by balancing the pressure. primary.
Because the piston 154 slides in the two pistons 146 and 147 which, for their part, are mounted to slide in
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chamber 143, there is no tilting or jamming of the elements during operation.
The telescopic arrangement of the primary and power cylinders of the embodiment of Fig. 9 enables space and weight to be reduced and the cost of manufacture to be reduced. The principle of operation of all these embodiments is the same and one or the other of them may be preferred depending on the requirements of the intended application.
The devices of Figs.3 and 9 can also draw advantageously mounted in a brake due to double balanced action by providing such devices between each of the ends of the jaws as in the rear brakes of Fig.1.
Referring now to Figs. 10 and 11, we see a master cylinder 11, which may be of conventional construction and include a housing 170 comprising a reservoir 172 normally closed by a plug 174 which allows it to be refilled at the bee. - care. Immediately below the reservoir 170 is a pressure chamber 176 including a piston 178 slidably mounted. This piston is generally connected to a pusher 180 which, for its part, is connected to the pedal 12 (fig.l). The end of the pressure chamber 176 adjacent to the pusher can be closed by a bellows 182 attached to the housing 170 and to the pusher 180 in order to prevent the entry of foreign bodies into the pressure chamber 176.
The piston 178 is normally maintained in a retracted position where it rests against a stop ring 184 under the action of a spring 186, one end of which bears against a valve 188 provided at the end. end of the pressure chamber 176 and the other end of which rests against a flexible cup 190 provided at the front end of the piston, (in Fig. 10, the piston 178 occupies a slightly advanced position).
Reservoir 172 and pressure chamber 176 communicate through a first port 192 and through a second port 194
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of reduced diameter. The central section of piston 1.8 is reduced in diameter so as to form an annular chamber 196 behind piston head 198 which chamber communicates with reservoir 172 through port 192. The piston head 198 is pierced with a number of longitudinal orifices 200 establishing communication between the annular chamber 196 and the pressure chamber 176 disposed in front of the piston, through the flexible cup 190.
The valve 188 makes the chamber 176 communicate through its opening with an outlet 202 coaxial with this chamber 1 and connected by a threaded tube 204 to an adapter 84 which connects the duct 13 and the stop valve 83 to the master cylinder 11 .
The stop valve 83, which is connected to the conduit 82, comprises a cylindrical body 206, one open end of which is closed by a threaded plug 208 pierced with a central threaded opening 210 by means of which the valve 83 is mounted on it. the adapter 84 and which establishes communication between the master cylinder 11 and the interior of the valve 83. This valve can be connected to the master cylinder by means of the adapter 84 in any desired position, that is, that is to say, horizontally and coaxially with the pressure chamber 176, as in Fig. 10, vertically relative to it or in any other angular osiblen, depending on the space available.
Inside the stop valve 83 is provided a chamber 212 which is in communication, at one of its ends, with the central hole 210 of the plug 208 by a reduced orifice 24 passing through the central portion of said plug and, at its other end, by a similar reduced orifice 216, with a fitting 218 connecting the duct 82 with the interior of the valve 83. In the pressure chamber 212 is housed a free piston 220 pierced with a hole axial 222 which, at the end adjacent to the conduit 82, widens to form a valve seat 224.
The axial hole 222 receives the
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rod 226 of a plunger 228 (Fig. 10) having a head 230 (Fig. 10, 11) which is arranged between the piston 220 and the duct 82 and which limits the movement of this piston in the direction of this duct, The head 230 of the plunger 228 has two opposite surfaces 232 and 234; the one adjacent to the rod 226 is intended to cooperate with the seat 224 of the piston 220, while the one located at the end of the head is intended to cooperate with a seat 236 formed around the orifice 216 at the end of the body of the valve 83 adjacent to the duct 82.
The piston 220 is normally biased against the inner end of the plug 208 by a helical spring 238 surrounding the head 230 of the plunger 228, which is itself held in the retracted position, that is to say, pulled apart. of the seat 236 by a small helical spring 240 surrounding the rod of the plunger between the other end of the piston 220 and a locking washer 242 fixed to the end of the rod 226 of the plunger. To allow the complete removal of the rod from the plunger, the internal end of the plug 208 has a recess 244 against which the internal end of the locking washer 242 abuts in the position of maximum withdrawal of the rod. from the plunger: to the right.
As mentioned above, the shut-off valve 83 is intended to establish, under certain conditions, a direct connection between the torque actuated wheel cylinders and the master cylinder but only in the direction of flow of the current. return, in order to compensate for variations in the volume of the liquid due to temperature variations *
Under normal conditions, the stop valve 83 is closed during brake actuation so that no hydraulic pressure from the master cylinder is transmitted by it.
This result is obtained as follows;
Referring to Figs. 10 and 11 and to the schematic installation illustrated by Fig. 1, in which the brakes
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18, 19 could be replaced by one of the brakes shown in Figs. 7 to 9, it can be seen that by pressing the pedal 12, a force is transmitted, by the pusher 180, to the piston 178 of the pressure chamber 176 of the master cylinder; this piston is moved forward (to the left, according to Fig. 10) which corresponds to its compression stroke.
After the initial movement of the piston 178, the flexible cup 190 of the piston head closes the reduced diameter port 194 which supplies the pressure chamber 176 with hydraulic fluid from the reservoir. initial extinction which is shown in Fig. 10.
As piston 178 continues to move to the left in the braking direction, the fluid trapped in front of that piston is discharged under pressure and the resulting pressure is transferred through valve 188 and the outlet port 202 in the adapter 84, and, from there, in the conduit 13 and, optionally, through the conduits 14 and 15 (Fig.l) to the wheel cylinders 16 and 17 *
At the same time, the fluid contained in the shut-off valve is discharged by the pressure transmitted by the adapter 84 through the hole 210 in the plug 208 and the orifice 214 in the valve 83.
Continuing advance of master cylinder piston 178 forces fluid into chamber 212 of stop valve 83 around stop washer 242, as shown by the arrows in Fig. 10, thereby displacing piston 220 forwards (to the left in Fig. 10) against the force of spring 238, so that piston seat 224 rests against plunger seat 232.
Thereafter, the hydraulic pressure causes the joint advance of the piston 220 and the plunger 226 until the seat 234 of the plunger comes to rest against the seat 236 adjacent to the orifice 216 of the end. valve, thus completely interrupting the flow.
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provided ca t1 between the master cylinder and the conduit 82 of the secondary circuit.
This closing of the stop valve 83 is effected rapidly during the initial movement of the piston of the master cylinder, under the action of the latter, and it should be noted that during the initial movement of closing the valve no appreciable hydraulic pressure is transmitted before the valve seats of the piston and the plunger are closed because of the very small opening between the rod 226 of the plunger and the hole 222 of the piston.
It should also be noted that the operation of the shut-off valve is entirely controlled by the residual pressure prevailing in the master cylinder and that it is in no way dependent on any mechanical means.
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When the brakes are released, that is to say, when the pressure exerted on the pedal 12 is reduced, the piston 178 is returned to its initial position by the spring 186, thus reducing the pressure in the duct of the adapter and into the shut-off valve 83. This allows excess fluid resulting from changes in volume due to temperature changes produced by prolonged and repeated braking to flow back into the master cylinder and, beyond, in the reservoir.
This is made possible by the pressure of the expanded fluid contained in the secondary circuit, which is greater than that prevailing in the master cylinder; this pressure moves the head of the plunger away from its seat 236 by opening the orifice 216 of the chamber 212 and, at the same time, thanks to the help of the spring 238, which moves the piston 220 away from the seat 232 of the plunger (Fig. ll), thereby opening a passage between port 216 and chamber 212, through hole 222 in piston 220 around plunger rod 226, around stopwave 242, through port 214 , and the adapter 84, as shown by the sockets in Fig. 11, the passage thus ending in the pressure chamber 176 of the master cylinder and,
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of the,
leading to the reservoir through orifice 194 which, in the meantime, also opened as a result of the recoil of piston 178.
This position of the stop valve is shown in Fig. 11 As soon as the pressure has equalized in the installation, the plunger 228 is fully recalled, so that the stop washer 242 again abuts against the wall of the recess 244 of the plug. The piston 220 is also returned by the spring 238 and comes to rest against the internal end of said stopper 208. Thus, all the elements are again in their rest position, ready to operate again.
It should be noted that the presence of the shut-off valve 83 permanently assures a correct supply of fluid to the secondary circuit by the master cylinder reservoir and, at the same time, allows the excess fluid to flow back. in the latter, thus preventing pressure from being transmitted to the secondary circuit by the master cylinder when the latter is actuated.
In the embodiment of Fig.l, the two front wheels of the vehicle are equipped with brakes intended to provide the actuating power of the other brakes but it should be mentioned that in some cases it may be sufficient to only use only one of these front wheel brakes to operate the remaining three brakes. In this case, in Fig.l, one of the braking devices 18 or 19 would be identical to one of the rear wheel braking devices and would be connected to the secondary hydraulic circuit, instead of being connected to the primary circuit. .
Likewise, in certain applications, it may be preferable to mount the brake (s) intended to supply the power, to control the other brakes on the rear wheels, although their installation on the front wheels is preferable, in particular when 'these are high powered commercial vehicles.
It will be appreciated that the present invention provides a
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Advanced, extremely efficient power braking canism which operates on the principle of direct actuation by the reaction force of the brake shoes, without the need for intermediate force transmission elements such as plates, levers and cams, etc. In addition, due to its compact construction and position, there is no difficulty in installing this braking mechanism. It has a separate secondary circuit that eliminates any reaction to the conventional master cylinder.
The braking mechanism of the invention can usually be adapted to disc brakes.
It goes without saying that numerous modifications can be made to the embodiments shown and described without thereby departing from the scope of the invention.