FR2493248A1 - Valve de commande de pression hydraulique pour un systeme de freinage a double circuit - Google Patents
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Abstract
LA VALVE DE COMMANDE DE PRESSION HYDRAULIQUE SELON LA PRESENTE INVENTION COMPREND UNE PREMIERE VALVE DE DOSAGE P COMPORTANT UN PLONGEUR 16 QUI PEUT SE DEPLACER AXIALEMENT DANS UNE DIRECTION A L'ENCONTRE D'UN RESSORT 62 EN REPONSE A L'APPLICATION D'UNE PRESSION HYDRAULIQUE A UNE PREMIERE LUMIERE 72 D'ENTREE DE FLUIDE POUR COMMANDER LA VALEUR DE LA PRESSION HYDRAULIQUE A UNE PREMIERE LUMIERE 26 DE SORTIE DE FLUIDE; ET UNE SECONDE VALVE DE DOSAGE A FONCTIONNANT DE MANIERE A OUVRIR ET A FERMER UN PASSAGE ENTRE UNE SECONDE LUMIERE 98 D'ENTREE DE FLUIDE ET UNE SECONDE LUMIERE 100 DE SORTIE DE FLUIDE. UN PISTON LIBRE 78 EST DISPOSE DE FACON PARTIELLEMENT MOBILE ENTRE LES PREMIERE ET SECONDE VALVES DE DOSAGE POUR FAIRE EXECUTER A CES VALVES DES OPERATIONS D'OUVERTURE ET DE FERMETURE SYNCHRONISEES DE MANIERE A PERMETTRE AINSI A LA PRESSION HYDRAULIQUE A LA SECONDE LUMIERE DE SORTIE EN REPONSE A L'APPLICATION D'UNE PRESSION HYDRAULIQUE A LA SECONDE LUMIERE D'ENTREE DE FLUIDE.
Description
Valve de commande de pression hydraulique pour un
système de freinage à double circuit.
La présente invention concerne, d'une façon générale, un système de freinage antidérapage pour un véhicule à moteur et elle atrait, plus particulièrement, à un agencement de valve de commande de pression hydraulique qui est destiné à un système de freinage dit à double circuit et qui fonctionne de manière à commander l'augmentation entre la pression hydraulique d'entrée et la pression hydraulique de
sortie dans ce système.
On utilise communément dans les véhicules à moteur un système de freinage à double circuit comprenant deux systèmes de freinage, cela en raison de sa grande fiabilité. Dans un tel système, on utilise habituellement les deux procédés suivants: (1) un procédé dans lequel le système de freinage est réalisé de manière telle que la pression hydraulique d'une des sorties d'un maître cylindre tandem est appliquée au cylindre de frein de roue avant droite et au cylindre de frein de roue arrière gauche tandis que la pression de l'autre sortie est appliquée au cylindre de frein de roue avant gauche et au cylindre de frein de roue arrière droite, et (2) un procédé dans lequel deux cylindres defreins sont prévus sur chaque roue avant et le système de freinage est construit de façon
telle que la pression hydraulique d'une des sorties du maître-
cylindre est appliquée à un des cylindres respectifs de freins de roue avant droite et de roue avant gauche ainsi qu'au cylindre de frein de roue arrière gauche, et la pression de
l'autre sortie est appliquée à l'autre des cylindres respec-
tifs de freins de roue avant droite et de roue avant gauche
ainsi qu'au cylindre de frein de roue arrière droite.
Le premier procédé est connu comme étant un procédé de branchement en X et le second comme étant un procédé de branchement en J-J. Dans l'un et l'autre de ces procédés, il est nécessaire d'utiliser un agencement de valve de commande de pression hydraulique, comme par exemple un agencement de valve de limitation ou un agencement de valve de dosage, dans les canalisations d'alimentation hydraulique raccordées au cylindre de frein de roue arrière pour compenser le transfert
effectif de poids du véhicule à moteur pendant le freinage.
Par conséquent, le système de freinage classique à double circuit exige deux agencements de valve de commande de pression hydraulique. Ceci présente des inconvénients du point de vue de l'espace de montage et de l'assemblage du véhicule. C'est pourquoi, on a proposé pourle système de freinage à double circuit un agencement de valve unique dans lequel une paire d'agencements de valve de dosage remplissant les fonctions de commande de pression hydraulique respectives relativesaumsystèmesde freinsde roue arrière, sont disposés dans un corps commun parallèlement l'un à l'autre, les plongeurs respectifs des agencements de valve étant sollicités
par un ressort commun agissant sur un siège commun de ressort.
Toutefois, dans un tel agencement de valve, il est nécessaire d'utiliser un ressort plus puissant,et de ce fait Ce plus grande dimensioncomme ressort commun, car le ressort est contraint de pousser les valves de dosage appariées dans une direction o celles-ci s'ouvrent pour que la commande de pression hydraulique voulue soit obtenue. L'utilisation d'un tel ressort de grande dimension non seulement augmente l'encombrement de l'agencement de valve lui-même, mais
accroît également la force mécanique nécessaire pour contre-
carrer le ressort, ce qui exige que la partie contre laquelle
porte le ressort soit solide.
Bien que,dans un tel agencement de valve, on ait pris des mesures grâce auxquelles,lorsque l'un des systèmes de freins -tombe en panne, la totalité de la force de poussée engendrée par le ressort commun soit appliquée à la valve de dosage de l'autre système de frein de manière à augmenter la pression hydraulique critique de la valve de dosage de cet autre système de frein pour qu'une pression hydraulique accrue soit appliquée àmun des cylindres de freins de roue arrière. Toutefois, on s'est aperçu que même lorsque l'on a recours à une telle disposition dans l'agencement de valve, on ne parvient pas à obtenir une force de freinage suffisante pour freiner efficacement le véhicule à moteur quand un des
systèmes de freins tOnbe en panne.
Dans les deux valves de dosage, la pression hydraulique
critique déterminée par la force du ressort commun est cons-
tante, ce qui rend constante la caractéristique de répartition
de pression des freins de roue avant et de roue arrière.
Toutefois, on sait dans la technique que, pour obtenir une caractéristique de répartition idéale de la force de freinage des roues avant et des roues arrière susceptible de permettre un blocage simultané des roues avant et arrière, il faut que la répartition des forces de freinage varie en fonction du changement de poids du véhicule et que la pression hydraulique critique augmente en fonction de l'augmentation du poids du
véhicule. De ce point de vue, l'agencement de valve de com-
mande de pression hydraulique du type mentionné ci-dessus ne convient pas pour des poids lourds et autres véhicules analogues dont le poids varie considérablement selon qu'ils sont vides
ou chargés.
La présente invention vise donc à supprimer les incon-
vénients mentionnés ci-dessus, rencontrés dans l'agencement de
valve classique pour le système de freinage à double circuit.
Selon la présente invention, on obtient un agencement de valve de commande de pression hydraulique pour un système de freinage à double circuit destiné à un véhicule à roues L'agencement de valve comprend une première valve de dosage comportant un plongeur qui peut se déplacer axialement dans une direction à l'encontre d'un ressort en réponse à l'application de la pression hydraulique à une première lumière d'entrée de fluide de manière à commander la valeur de cette pression hydraulique à l'endroit d'une première lumière de sortie de fluide, une seconde valve de dosage fonctionnant de manière à ouvrir et fermer un passage entre une seconde lumière d'entrée de fluide et une seconde lumière de sortie de fluide, et un piston libre disposé de manière à pouvoir se déplacer axialement entre les première et seconde valves de dosage de manière à faire exécuter par ces valves des opérations d'ouverture et de fermeture synchronisées, en permettant ainsi à Jaseconde valve de dosage de commander la valeur de la pression hydraulique à l'endroit dela seconde lumière de sortie de fluide en réponse à l'application dela pression
hydraulique à la seconde lumière d'entrée de fluide.
Un objet de la présente invention est de procurer un agencement de valve de commande de pression hydraulique compact. pour un système de freinage à double circuit Un autre objet de la présente invention est de procurer un agencement de valve de commande de pression hydraulique pour un système de freinage à double circuit cet agencement contenant un moyen infaillible réalisé de telle sorte que lorsque l'un des systèmes de freins tombe en panne, l'autre système de frein fonctionne de manière telle que la pression hydraulique du maître-cylindre est directement appliquée à un des cylindres de freins de roue avant ainsi
qu'à un des cylindres de freins de roue arrière.
Un autre objet encore de la présente invention est de procurer un agencement de valve de commande de pression hydraulique pour un système de freinage à double circuit y cet agencement étant pourvu d'une valve de détection de décélération grâce à laquelle la caractéristique de la pression appliquée auxfreinsde roue arrière des deux systèmes de freins est, d'une façon idéale, commandée en fonction du
poids du véhicule.
D'autres objets et avantages de la présente invention
apparaîtront au cours de la description donnée ci-après en
référence aux dessins annexés, sur lesquels la figure 1 est une vue en coupe verticale d'un agencement de valve de commande de pression hydraulique selon la présente invention, cette vue montrant l'emplacement de l'agencement de valve dans un système de freinage hydraulique à double circuit pour véhicule à moteur; la figure 2 est une vue en coupe agrandie de la partie principale de l'agencement de valve de la figure 1; et la figure 3 est un graphique montrant la relation entre la pression hydraulique d'entrée de l'agencement de valve selon la présente invention et la pression hydraulique
de sortie correspondante.
En se référant à la figure 1 du dessin, on voit que l'on y a représenté un agencement de valve de commande de pression hydraulique selon la présente invention, cet agencement étant référencé 10 dans.son ensemble. Comme on va le décrire en détail ci-après, l'agencement de valve 10 comprend, dans son corps 12, une première valve de dosage P, une valve G de détection de décélération, et une seconde valve A. Le corps 12 comporte une chambre cylindrique 12a de grand diamètre, une chambre cylindrique 12b de petit diamètre alignée avec la chambre 12a et communiquant avec celle-ci, et une autre chambre cylindrique 12c disposée parallèlement à la chambre 12b. A des fins qui apparaîtront clairement par la suite,le corps 12 comprend, en outre, une chambre cylindrique 12d qui est alignée avec la chambre 12b et communique avec celle-ci. Comme on peut le voir sur le croquis, le diamètre de la chambre 12d est légèrement plus grand que celui de la chambre 12b de sorte que les chambres 12a, 12b et 12d constituent dansle corps 12 un long alésage
à épaulements.
La première valve de dosage P (que l'on appellera plus simplement par la suite valve P) comprend une bague de
retenue 14 montée dans la chambre 12b près de la chambre 12a.
Un plongeur 16, qui comporte une portée 16a divisantla chambre 12b en deux sections dechambre 18 et 20, est guidé de façon coulissante par la bague de retenue 14 de manière à se déplacer axialement dans la chambre 12b. La section de chambre 12b est isolée de la chambre 12a par un joint d'étanchéité 22 mais communique avec la chambre 12c par un passage 24. L'autre section de chambre 20 est raccordée à un
orifice de sortie 26 formé dans le corps 12.
Le plongeur 16 comporte,dans sa section de droite, un trou borgne 28. A l'extrémité ouverte du trou borgne 28 est fixé un siège 30 de soupape, en direction duquel une soupape-champignon 32 est poussée par un ressort 34 disposé dans le trou borgne. La longueur de la partie de tige de la soupape-champignon 32 est déterminée de manière à faire saillie de l'extrémité de droite du siège 30 de soupape lors de la fermeture de la soupape-champignon. Le plongeur 16 comporte des trous 36 pour établir une communication entre le trou borgne 28 et la section de chambre 18, et le siège 30
de soupape comporte des trous 38 pour établir une communi-
cation entre l'intérieur du siège de soupape et l'autre
section de chambre 20.
L'extrémité ouverte de gauche de la chambre 12a est fermée par un bouchon 40 qui comporte, dans sa section de droite, un trou borgne 42 débouchant dans la chambre loa. Un piston 44 est disposé de façon coulissante et étanche dans le trou borgne 42 de manière à délimiter entre le piston 44 et le fond du trou 42une chambre de commande 46. Deux passages 48 et 50 sont formés dans le bouchon 40 de manière à s'étendre radialement vers l'extérieur de la chambre 46 à laquelle ils se raccordent. Une valve 52 de décharge d'air est vissée dans le corps 12 de manière à communiquer avec le passage 48. Un passage 54 est formé dans le corps 12 de manière à raccorder
le passage 50 à la chambre 12c.
Un siège 56 de ressort,se présentant sous la forme d'un disque,est fixé au piston 44 cemanière à se déplacer axialement dans la chambre 12a en réponse au déplacement axial du piston 44 dans le trou borgne 42. Un joint d'étanchéité 58 est fixé au piston 44 de manière à isoler la chambre de commande 46 de la chambre 12a. Un siège 60 de ressort, se présentant sous la forme d'une cuvette, est disposé dans la chambre 12a, coaxialement à cette dernière en en étant espacé, sa paroi de fond étant fixée à l'extrémité de gauche du plongeur 16. Un ressort 62 est disposé entre le siège 56 en forme de disque et la paroi de fond du siège 60 en forme de cuvette et est comprimé entre ces deux sièges. Un autre ressort 64 est disposé autour du siège 60 en forme de cuvette en étant espacé de ce dernier et en étant comprimé entre le siège 56 en forme de disque et la paroi de fond de la chambre 12a0de manière à pousser le siège 56 de
ressort contre le bouchon 40.
On va décrire ensuite la valve G de détection de décélération (que l'on appellera plus simplement par la suite valve G). Comme il est connu, la valve G fonctionne de manière à régler la valeur de la force appliquée au ressort 62 en fonction du degré de décélération du véhicule de sorte que la pression hydraulique critique assurée par la valve P augmente
en fonction de l'augmentation de poids du véhicule.
L'extrémité ouverte de droite de la chambre 12c est fermée par un bouchon 66. A l'intérieur de la chambre 12c est logée de façon coulissante une bille 68 qui, de ce fait, divise la chambre 12c en des première et seconde sections de chambre 12c-1 et 12c-2. Ces sections communiquent constamment l'une avec l'autre par une rainure axiale 70 formée dans la paroi cylindrique de la chambre 12c. Une lumière 72 d'admission de fluide, communiquant avec la chambre 12c, est formée dansle corps 12. Un siège 74 de valve est monté sur l'extrémité ouverte de droite du passage 54, la bille 68 s'appuyant contre
ce siège quand elle ferme le passage 54.
Selon la présente invention, une seconde valve de
dosage A est en outre montée dans le corps 12.
L'extrémité de droite de la chambre 12d est fermée par un bouchon 76 de forme allongée qui comportedans sa section de gauche, un alésage à épaulement comprenant une section de chambre cylindrique 76a de grand diamètre et une section de chambre cylindrique 76d de petit diamètre. Le diamètre de la section de chambre 76a est le même que celui de la chambre 12b. Un piston libre 78 est disposé,en étant mobile axialement d'une façon étanchedans la chambre 12d, ses extrémités axiales étant logées respectivement, de façon coulissante et étanche, dans la section de droite de la chambre 12b et dans la section de chambre cylindrique 76a de grand diamètre. Comme on peut le voir, le piston libre 78 comporte dans sa partie médiane une portée 78a qui divise la chambre 12b en deux sections de chambre 80 et 82 isolées l'une de l'autre. Un passage 84 est formé dans le corps 12 de manière à raccorder la section de chambre 80 au passage 24 et une valve 86 de décharge d'air est vissée dans le corps
12 de manière à communiquer avec la section de chambre 80.
Comme on peut le voir sur la figure 2, un autre passage 88 est formé dans le corps 12 de manière à communiquer avec la section de chambre cylindrique 76b de petit diamètre par l'intermédiaire de trous 90 s'étendant radialement et
formés dans le bouchon 76.
A l'extrémité ouverte de la section de chambre cylin-
drique 76b de petit diamètre, est fixé un sièqe 92 de soupape qui
fait saillie dans la section de chambre 76a de grand diamètre.
Une soupape-champignon 94,présente dans la section de chambre
76b.est poussée vers le siège 92 de soupape par un ressort 96.
La longueur de la partie de tige de la soupape-champignon 94 est déterminée de manière à faire saillie de l'extrémité de gauche du siège 92 de soupape lors de la fermeture de la valve 94. Il convient de remarquer que la longueur maximale de la partie de tige qui fait saillie du siège 92 de soupape
est égale à celle mentionnée dans le cas de la soupape-
champignon 32 mentionnée précédemment. Il convient en outre de
remarquer que la valve supplémentaire A, comprenant la soupape-
champignon proprement dite 94, le ressort 96 et le siège 92 de soupape, a une structure et des dimensions sensiblement
identiques à celles de la valve P comprenant la soupape-
champignon proprement dite 32, le ressort 34 et le siège 30 de soupape. Une lumière d'entrée 98 est formée dans le bouchon 76 de manière à se raccorder avec la section de chambre cylindrique 76b de petit diamètre, et une lumière de sortie est formée dans le corps 12 de manière à se raccorder avec la section de chambre cylindrique 76a de grand diamètre. Le siège 92 de soupape comporte des trous 102 destinés à établir une communication constante entre l'intérieur du siège 92 et la section de chambre 76a de grand diamètre. Lors de la fermeture et de l'ouverture de la soupape-champignon 94, la communication entre la lumière d'entrée 98 et la lumière de
sortie 100 est interrompue et rétablie sélectivement.
Quand l'agencement 10 de valve de commande selon la présente invention est monté sur la structure du véhicule, il est incliné d'un angle "e" par rapport à l'axe H du véhicule de sorte que, normalement, la bille 68 repose sur le bouchon 66 sous l'effet de son propre poids, comme représenté sur
la figure 1.
En cours d'utilisation dans des conditions réelles, la lumière d'entrée 72 est raccordée à la fois au cylindre 104 de frein de roue avant gauche et à une des lumières de sortie d'un maitre-cylindre 106; la lumière d'entrée 98 est raccordée à la fois au cylindre 108 de frein de roue avant
droite et à l'autre lumière de sortie 106 du maître-cylindre.
Une pédale 110 de frein actionne le maître-cylindre 106 quand on l'enfonce. Les lumières de sortie 26 et 100 sont raccordées respectivement au cylindre 112 de frein de roue arrière droite et au cylindre 114 de frein de roue arrière gauche. Les freins des roues peuvent être du type à disque
ou à tambour.
Le fonctionnement de l'agencement 10 de valve de commande selon la présente invention est le suivant: A l'état inactif o la pédale 110 de frein n'est pas enfoncée, l'agencement 10 de valve de commande selon la présente invention prend un état tel que celui représenté sur la figure 1 o la force du ressort 62 place le plongeur 16 et le piston libre 78 à leurspositions les plus à droite
ce qui amène les deux soupapes-champignon 32 et 94 à s'ouvrir.
L'opération d'ouverture de la soupape-champignon 32 assure un circuit de fluide ouvert (que l'on appellera par la suite: premier circuit de fluide) qui comprend la lumière d'entrée 72, la chambre 12c, le passage 24, la section de chambre 18, les trous 36 du plongeur 16, le trou borgne 28, l'intérieur du siège 30 de soupape, les trous 38 du siège 30 de soupape, la section de chambre 20 et la lumière de sortie 26. L'opération d'ouverture de la soupape-champignon 94 assure un autre circuit de fluide ouvert (que l'on appellera par la suite le second circuit de fluide) qui comprend la lumère d'entrée 98, la section de chambre 76b de petit diamètre du bouchon 76, l'intérieur du siège 92 de soupape, les trous 102 du siège 92, la section de chambre 76a de grand diamètre du bouchon 76 et la lumière de sortie 100. En outre, dans cet état, la bille 68 est espacée du siège 74 de valve de manière à assurer un circuit de fluide ouvert (que l'on appellera par la suite: le troisième circuit de fluide) qui comprend la lumière d'entrée 72, la chambre 12c de bille, le passage 54, le
passage 50 et la chambre de commande 46.
Quand on enfonce dans une certaine mesure la pédale de frein de manière-à amener le maître-cylindre 106 à engendrer des pressions hydrauliques Pm1 et Pm2 à ces lumières
de sortie, les pressions Pm1 et Pm2 sont fournies, respecti-
vement, au cylindre 104 de frein de roue avant gauche et à la lumière d'entrée 72 de l'agencement de valve 10 ainsi qu'au cylindre 108 de frein de roue avant droite et à la lumière d'entrée 98 de l'agencement de valve 10. Du fait que les soupapes-champignon 32 et 94 se trouvent dans leurs positions ouvertes, la pression Pm1 est appliquée, par l'intermédiaire du premier circuit de fluide mentionné ci-dessus, au cylindre 112 de frein de roue arrière droite, et la pression Pm2 est appliquée, par l'intermédiaire du second circuit de fluide mentionné ci-dessus, au cylindre 114 de frein de roue arrière gauche. Par conséquent, devant cet état, les pressions hydrauliques pour les cylindres 112 et 114 de freinsde roue arrière augmentent de la même manière que celle pour les cylindres 104 et 108 de freinsde roue avant, c'est-à-dire la pression hydraulique du maître-cylindre. La pression de freinage pour les roues arrière augmente donc en fonction de la caractéristique représentée par la droite "a-b" sur la figure 3. La formule d'équilibre de la force appliquée au plongeur 16 est la suivante: pm x A2 = F............ (1) o pi.... pression hydraulique du maître-cylindre (Pm = Pml = Pm2) A2.. superficie du trou intérieur de la bague de retenue 14, et
F.... force engendrée par le ressort 62.
Quand la pression hydraulique P du maîitre-cylindre augmente, par suite d'un actionnement continu de la pédale 110 de frein, le terme de gauche de l'expression (1) ci-dessus augmente. Par conséquent, la force accrue est supérieure à F, ce qui amène le plongeur 16 à se déplacer vers la gauche
sur la figure 1 à l'encontre de la force du ressort 62.
Dans cet état, le piston libre 78 est soumis aux pressions hydrauliques appliquées aux sections de chambre 20, 82, 80 et 76a. Toutefois, ces pressions hydrauliques ne contribuent pas au déplacement du piston libre 78. En fait, la surface réceptrice de pression du piston libre 78 exposée à la section de chambre 20 est égale à celle exposée à la section de chambre 76a, la surface réceptrice de pression de la portée du piston libre exposée à la section de chambre 82 est égale à celle exposée à la section de chambre 80, la pression hydraulique Pr1 régnant dans la section de chambre il est égale à la pression hydraulique Pr2 régnant dans la section de chambre 76a, et la pression hydraulique régnant dans la section de chambre.82 est égale à celle régnant dans
la section de chambre 80.
En réponse au déplacement vers la gauche du plongeur 16, le piston libre 78 est déplacé vers la gauche sous l'action
de la force du ressort 96 par l'intermédiaire de la soupape-
champignon 94 jusqu'à une position o la force appliquée par le ressort 96 équilibre la force appliquée par le ressort 34 par l'intermédiaire de l'autre soupape-champignon 32. En d'autres termes, pendant le déplacement vers la gauche du plongeur 16, le piston libre 78 se déplace vers la gauche à une vitesse
égale à la moitié de celle du plongeur 16, ce qui permet auxsou-
papes - champignons32 et 94 de se déplacer par rapport à leurs siègesde soupape associés 30 et 92 à la même vitesse dans les
directions o ils ferment leurs circuits associés respectifs.
On comprendra donc que les opérations d'ouverture et de fermeture des deux soupapes-champignons32 et 94 aient lieu
en même temps.
Si la pression hydraulique Pm du maître-cylindre continue d'augmenter du fait que la pédale 110 de frein que l'on continue d'enfoncer déplace le plongeur 16 davantage vers
la gauche, les soupapes-champignons 32 et 94 se ferment simul-
tanément de sorte que les premier et second circuits de fluide mentionnés précédemment se ferment aussi simultanément. La pression hydraulique cesse donc d'être appliquée aux cylindres 112 et 114 de freinsde roue arrière. La pression hydraulique à ce moment, c'est-à-dire la pression hydraulique critique Ps, est représentée par l'équation suivante correspondant à l'équation ci-dessus mais o Ps remplace Pm Ps = F.... (2) Si la pression hydraulique Pm du maître-cylindre augmente du fait que l'on continue d'enfoncer la pédale de frein 110, le plongeur 16 est déplacé vers la droite (sur la
figure 1) sous la force du ressort 62, ce qui entraîne l'ou-
verture simultanée des soupapes-champignons 32 et 94 avec,pour conséquence, que la pression hydraulique Pm du maitre-cylindre est appliquée aux lumières de sortie 26 et 100, ce qui augmente les pressions Pr et Pr 2 de freinage des roues arrière. Il convient de remarquer que, du fait que les opérations d'ouverture et de fermeture des soupapeschampignons32 et 94 ont lieu simultanément, les vitesses d'augmentation des pressions Pr1 et Pr2 de freinage de rouesarrière sont égales l'une à l'autre. De ce fait, quand les pressions de freinage de rouebarrière sont représentées par Pr, on obtient leur
valeur comme suit. Si Pm est égal ou supérieur à Ps, c'est-
à-dire Pm = Ps, l'équilibre de force appliqué au plongeur 16 est représenté par l'équation suivante: Pr x A =Pm x (AA 2) (3) o AA.... superficie de section droite de la
chambre 12b.
D'après l'équation (3) ci-dessus, la pression hydraulique Pr de freinage de roue arrière est donnée et est représentée par l'équation suivante
A -A F F
Pr= 1 2 x P ± = m x Pm+ _....... (4)
A1 A A
o m= 1 2 A1 Il est clair, d'après l'équation (4) ci-dessus, que lorsque la pression hydraulique Pm du maître-cylindre devient supérieure à la pression hydraulique critique Pr, la pression hydraulique Pr de freinage de rouegarrière augmente à une allure, laquelle est indiquée par la pente "m", plus faible que celle indiquée par la pente "1", représentée par la droite "b-c" sur la figure 3, ce qui empêche le blocage des
roues arrière.
Pendant l'opération de freinage mentionnée ci-dessus, le véhicule est soumis à une décélération. Quand la décélération atteint une valeur prédéterminée, la bille 68 de la valve G se déplace, par suite de son inertie, vers la gauche (sur la figure 1) de manière à porter contre le siège 74 et à fermer le passage 54, ce qui cantonne la pression hydraulique du maître-cylindre dans la chambre de commande 46. Comme il est connu, la pression hydraulique du maître-cylindre entraînant la décélération prédéterminée, mentionnée ci-dessus, du véhicule, augmente à mesure que le poids du véhicule s'accroît et, de ce fait, la pression hydraulique PG cantonnée dans la chambre de commande 46 augmente en fonction de l'accroissement du poids du véhicule. La pression hydraulique cantonnée PG est appliquée à une surface A3 réceptrice de pression que comporte le piston 44 de manière à pousser celui-ci vers la droite (sur la figure 1) à l'encontre des forces engendrées par les ressorts 62 et 64. Toutefois, quand le véhicule est peu chargé, la pression hydraulique cantonnée PG n'atteint pas la valeur à laquelle le piston 44 commence à se déplacer vers la droite, de sorte que la force du ressort 62 n'augmente pas. Il en résulte que la pression hydraulique de freinage de roue arrière augmente en fonction de la caractéristique indiquée par la
droite "a-b-c" sur la figure 3.
Par contre, quand le véhicule est chargé à un certain degré,la pression hydraulique PG cantonnée dans la chambre de commande 46 atteint la valeur prédéterminée à laquelle le piston 44 commence à se déplacer vers la droite à l'encontre des forces engendrées par les ressorts 62 et 64. Ceci augmente la force du ressort 62 de sorte que la pression hydraulique critique Pr augmente comme indiquée dans l'équation (2) mentionnée précédemment. En fait, quand le véhicule est à moitié chargé, la pression hydraulique de freinage de roues arrière augmente selon la caractéristique indiquée par la droite en traits mixtes "a-b'-c"' sur la figure 3, ce quiest sensiblement l'idéal pour une pression hydraulique de freinage
de roue arrière.
Quand l'un des systèmes de freinage comprenant la
valve P est en panne, aucune pression hydraulique n'est ap-
pliquée aux sections de chambre 20 et 80 même si la pression du maîtrecylindre est engendrée. Toutefois, la pression hydraulique du maîtrecylindre est appliquée aux sections de chambre 82 et 76a par l'intermédiaire du second système de
freinage normalement actionné et comprenant la valve supplé-
mentaire A. Dans ce cas, le piston libre 78 est déplacé vers la droitedu fait de la différence de superficie réceptrice de pression entre la surface du piston libre orientée vers la section de chambre 82 et l'extrémité de droite du piston libre orientée vers la section de chambre 76a, jusqu'à la position d'ouverture de la soupape-champignon 94 de la valve supplé- mentaire A. Dans le présent cas, le passage entre l'orifice d'entrée 98 et l'orifice de sortie 100 est donc maintenu ouvert de sorte que la pression hydraulique Pm2 de maître-cylindre est directement applicuée au cylindre 114 de frein de roue arrière gauche. La pression de freinage dans le cylindre 114 de roue arrière gauche augmente donc selon la caractéristique représentée par la droite du "a-d" sur la figure 3, ce qui résout les problèmes éventuels entraînés par une force de
freinage insuffisante.
Quand l'autre système de freinage comprenant le système de frein supplémentaire tombe en panne, aucune pression hydraulique n'est appliquée aux sections de chambre 82 et 76a,
même si la pression hydraulique du maître-cylindre est engendrée.
Toutefois, la pression hydraulique du maître-cylindre est appliquée aux sections de chambre 20 et 80 par l'intermédiaire du système de freinage actionné normalement et comprenant la valve P. Dans ce cas, le piston libre 78 est déplacé vers la gauche, du fait de la différence de superficie réceptrice de pression entre l'extrémité de gauche du piston libre orientée vers la section de chambre 20 et la surface du piston libre orientée vers la section de chambre 80, jusqu'à la position d'ouverture de la soupape-champignon 32 de la valve P. Dans le présent cas, le passage entre la lumière d'entrée 72 et la lumière de sortie 26 est donc maintenu ouvert de sorte que la pression hydraulique Pm1 du maître-cylindre est directement appliquée au cylindre 112 de frein de roue arrière droite. La pression de freinage dans le cylindre 112 de frein de roue arrière droite augmente donc selon la caractéristique
représentée par la droite "a-b" sur la figure 3.
Comme on comprendra d'après ce qui précède, dans la présente invention, il n'est pas nécessaire d'utiliser un
ressort 62 de plus grande puissance et de plus grande taille.
L'agencement de valve de commande selon la présente invention
peut donc être réalisé de façon compacte.
En outre, dans la présente invention, la caractéris-
tique de la pression de frein de roue arrière dans les deux systèmes de frein est, d'une façon idéale, commandée en fonction du poids du véhicule. On obtient ce résultat uni- quement en faisant coopérer la valve G réalisée de façon classique avec la valve P. En outre, dans la présente invention, même lorsque l'un des systèmes de frein tombe en panne, l'autre système de frein fonctionne de manière que la pression hydraulique du maître-cylindre soit directement appliquée à un des cylindres de freinsde roueçavant ainsi qu'à un des cylindres de freins de roue arrière, ce qui se traduit par un fonctionnement exempt de défaillance de la valve de commande de pression hydraulique
de la présente invention.
Il est bien entendu que la description qui précède
n'a été donnée qu'à titre purement illustratif et non limi-
tatif et que des variantes ou des modificationspeuvent y être
apportées dans le cadre de la présente invention.
Claims (6)
1. Agencement de commande de valve de pression.
hydraulique pour un système de freinsà double circuit d'un véhicule à roues,caractérisé par le fait qu'il comprend un première valve de dosage (P) comportant un plongeur (16) qui peut se déplacer axialement dans une
direction à l'encontre d'un ressort (62) en réponse à l'ap-
plication d'une pression hydraulique à une première lumière (72) d'entrée de fluide de manière à commander la valeur de la pression hydraulique à l'endroit d'une première lumière (26) de sortie de fluide; une seconde valve de dosage (A) fonctionnant de manière à ouvrir et fermer un passage entre une seconde lumière (98) d'entrée de fluide etuine seconde lumière (100) de sortie de fluide; et un piston libre (78) disposé de façon axialement mobile entre lesdites première et seconde valves de dosage pour faire effectuer auxdites valves des opérations d'ouverture et de fermeture synchronisées, de manière à permettre ainsi à ladite seconde valve de dosage de commander la valeur de la pression hydraulique à l'endroit de ladite seconde lumière de sortie de fluide en réponse à l'application de la pression
hydraulique à ladite seconde lumière d'entrée de fluide.
2. Agencement de valve de commande de pression hydraulique suivant la revendication 1, caractérisé par le fait qu'il comprend une valve (G) de détection de décélération asservie à la décélération du véhicule, ladite valve de détection de décélération comportant un piston (44) qui supporte une extrémité dudit ressort, ledit piston étant disposé de façon étanche dans une chambre (42) de manière à délimiter dans cette dernière une chambre de commande (46) expansible et étanche qui communique sélectivement avec ladite première lumière d'entrée de fluide de manière à contenir un fluide dont la pression peut être modifiée en fonction du degré de
décélération du véhicule.
3. Agencement de valve de commande de pression hydraulique suivant la revendication 1, caractérisé par J fait que ledit premier plongeur de valve de dosage comporte un premier agencement de soupape-champignon (32, 30,34) destiné à porter contre une première extrémité axiale dudit piston libre, ledit premier agencement de soupape-champignon étant réalisé de manière à ouvrir le passage entre ladite première lumière d'entrée de fluide et ladite première lumière de sortie
de fluide lorsque ledit premier agencement de soupape-
champignon est amené en contact avec la première extrémité axiale du piston libre, ladite seconde valve de dosage comportant un second agencement de soupape-champignon (94,92, 96) destiné à porter contre une seconde extrémité axiale dudit piston libre, ledit second agencement de soupape-champignon étant réalisé de manière à ouvrir le passage entre ladite seconde lumière d'entrée de fluide et ladite seconde lumière de sortie de fluide lorsque la seconde extrémité axiale du piston libre est amenée en contact avec ledit second agencement
de soupape-champignon.
4. Agencement de valve de commande de pression hydrau-
lique suivant la revendication 3, caractérisé par le fait qu'il comprend, en outre, un moyen (98,20,82,80,76a) exempt de panne, réalisé et disposé de manière à déplacer ledit piston libre jusqu'à une position d'ouverture d'une desdites première et seconde soupapes-champignonslors d'une défaillance de fonctionnement du système de freinage associé à l'autre
desdites soupapes-champignons.
5. Agencement de valve de commande de pression hydrau-
lique suivant la revendication 4, caractérisé par le fait que ledit moyen exempt de panne comprend une première section de chambre (20) à laquelle la première extrémité axiale du piston libre est exposée et avec laquelle ladite première lumière de sortie de fluide communique, une seconde section de chambre (76a) à laquelle la seconde extrémité axiale du piston libre est exposée et avec laquelle ladite seconde lumière de sortie de fluide communique, une troisième section de chambre (82) à laquelle une des faces d'une portée (78a) formée sur ledit piston-libre est exposée, et une quatrième section de chambre (80) à laquelle la face opposée de ladite portée est exposée,-lesdites troisième et quatrième sections de chambre communiquant respectivement avec ladite seconde lumière d'entrée de fluide et ladite première lumière d'entrée de fluide, ladite troisième section de chambre étant située entre lesdites première et quatrième sections de chambre et ladite quatrième section de chambre étant située entre
lesdites troisième et seconde sections de chambre.
6. Agencement de valve de commande de pression hydraulique suivant la revendication 3, caractérisé parle fait que lesdites première et seconde soupapes-champignon
ont une structure identique.
Priority Applications (4)
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| GB8034650A GB2086503B (en) | 1980-11-03 | 1980-10-28 | Dual circuit brake pressure proportioning valves |
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| FR8023476A FR2493248A1 (fr) | 1980-11-03 | 1980-11-03 | Valve de commande de pression hydraulique pour un systeme de freinage a double circuit |
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-
1980
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