FR2591169A1

FR2591169A1 - Generateur de pression de freinage

Info

Publication number: FR2591169A1
Application number: FR8617192A
Authority: FR
Inventors: Juan Belart; Wolfram Seibert; Norbert Ocvirk
Original assignee: Alfred Teves GmbH
Current assignee: Continental Teves AG and Co oHG
Priority date: 1985-12-09
Filing date: 1986-12-09
Publication date: 1987-06-12
Also published as: US4741161A; DE3543479A1; GB2183762B; GB8627958D0; GB2183762A; FR2591169B1; JPS62137260A

Abstract

Générateur de pression de freinage destiné à un système hydraulique de freinage, prévu en particulier pour des véhicules automobiles, comprenant un maître-cylindre de freinage dont la chambre de travail communique, lorsque les freins se trouvent en position relâchée, avec un réservoir de compensation sans pression à travers une valve pouvant être fermée par la course d'actionnement du piston de maître-cylindre, et comprenant un amplificateur hydraulique d'effort de freinage relié en amont du maître-cylindre de freinage et comportant un piston d'amplificateur conçu sous la forme d'un piston étagé qui pénètre dans la chambre d'amplificateur et qui est constitué de deux pistons présentant des surfaces efficaces différentes, pouvant se déplacer l'un par rapport à l'autre, pouvant être sollicités dans des directions opposées par la pression de la chambre d'amplificateur et comportant des butées qui limitent leur déplacement relatif à une valeur correspondant au moins sensiblement à la course de fermeture de la valve du maître-cylindre de freinage, lesdits deux pistons pouvant être appliqués l'un contre l'autre par des moyens élastiques dans le sens de relâchement des freins, et le piston, qui présente la plus petite surface efficace, pouvant être appliqué contre une butée de carter, caractérisé en ce que les deux pistons 10, 16 délimitent une chambre de pression 23 qui peut être agrandie lorsqu'ils s'éloignent l'un de l'autre et qui est reliée à la chambre d'amplificateur 8 par l'intermédiaire d'un passage de valve 19. (CF DESSIN DANS BOPI)

Description

- 1 - La présente invention concerne un générateur de pression de

freinage destiné à un système hydraulique de freinage, prévu en par-

ticulier pour des véhicules automobiles, comprenant un maitre-cylin-

dre de freinage dont la chambre de travail communique, lorsque les freins se trouvent en position relâchée, avec un réservoir de compen- sation sans pression à travers une valve pouvant être fermée par la course d'actionnement du piston de maitre-cylindre, et comprenant un

amplificateur hydraulique d'effort de freinage relié en amont du mal-

tre-cylindre de freinage et comportant un piston d'amplificateur con-

çu sous la forme d'un piston étagé qui pénètre dans la chambre d'am-

plificateur et qui est constitué de deux pistons présentant des surfaces efficaces différentes,pouvant se déplacer l'un par rapport à l'autre, pouvant être sollicités dans des directions opposées par la pression de la chambre d'amplificateur et comportant des butées qui limitent leur déplacement relatif à une valeur correspondant au moins sensiblement à la course de fermeture de la valve du mattre-cylindre de freinage, ces deux pistons pouvant être appliqués l'un contre l'autre par des moyens élastiques dans le sens de relâchement des freins, et le piston, qui présente la plus petite surface efficace, pouvant être appliqué contre une butée de carter, conformément à la

demande de brevet allemand P 35 23 372.9.

Des générateurs de pression de freinage de ce type se dis-

tinguent par le fait qu'une faible force d'actionnement et une pres-

sion réduite dans la chambre d'amplificateur suffisent à provoquer un freinage. Ceci est obtenu en ce que, lors de la phase initiale de freinage, seul le piston présentant la plus grande surface hydraulique efficace est d'abord sollicité pour actionner le maître-cylindre de freinage, de sorte que la plus grande surface active est entièrement disponible pour produire la force de déplacement qui est nécessaire pour surmonter la friction provoquée par les joints et les ressorts

de rappel. Lors de la phase initiale de freinage, le piston présen-

tant la plus petite surface active reste appliqué contre la butte de carter et contribue donc lui aussi à réduire la résistance initiale au déplacement. En outre, le fait que les deux pistons s'éloignent

l'un de l'autre lors de la phase initiale de freinage réduit la cour-

- 2 - 2591169

se d'actionnement au niveau de l'organe de commande du générateur de pression de freinage, ce qui permet d'obtenir une caractéristique

d'actionnement favorable.

Dans le générateur de pression de freinage conforme au bre-

vet principal, les deux pistons du piston d'amplificateur ne sont maintenus éloignés l'un de l'autre que par la pression qui règne dans

la chambre d'amplificateur. Si la pression de la chambre d'amplifica-

teur baisse ou si le générateur de pression de freinage est actionné

au-delà de son effet d'amplification maximum, les pistons se rappro-

chent à nouveau l'un de l'autre et provoquent donc un allongement de

la course d'actionnement au niveau de l'organe de commande du généra-

teur de pression de freinage.

La présente invention a pour but de proposer un générateur de pression de freinage du type indiqué précédemment, dans lequel les pistons du piston d'amplificateur sont maintenus éloignés l'un de l'autre lors d'un actionnement, même en cas de baisse de la pression dans la chambre d'amplificateur ou en cas de dépassement de l'effet

d'amplification maximum.

Conformément à la présente invention, ce but est atteint en ce que les deux pistons délimitent une chambre de pression qui peut

être agrandie lorsqu'ils s'éloignent l'un de l'autre et qui est re-

liée à la chambre d'amplificateur par l'intermédiaire d'un passage de valve, et en ce que le passage de valve peut être fermé au moins lorsque l'amplificateur d'effort de freinage est à son niveau de fonctionnement maximum. Ceci permet d'immobiliser hydrauliquement les

deux pistons l'un par rapport à l'autre lorsque l'amplificateur d'ef-

fort de freinage est à son niveau de fonctionnement maximum, de sorte

que la course d'actionnement, qui a été obtenue au début d'un action-

nement par l'éloignement des pistons, est conservée, même au point d'amplification maximum. En cas de baisse de la pression dans la chambre d'amplificateur, l'effet d'amplification maximum est atteint

avec une force d'actionnement d'autant moins grande. L'immobilisa-

tion, conforme à l'invention, des deux pistons est donc efficace même

pour une pression d'actionnement faible.

Dans le générateur de pression de freinage conforme à l'in-

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vention, la fermeture du passage de valve est de préférence effectuée

au moyen de l'organe de commande de l'amplificateur d'effort de frei-

nage. Ceci garantit une conception simple du générateur de pression

de freinage.

Pour éviter qu'en cas d'actionnement rapide du générateur de pression de freinage, le passage de valve ne soit fermé avant que les

deux pistons se soient éloignés l'un de l'autre, la chambre de pres-

sion peut, conformément à une autre caractéristique de la présente invention, être reliée à la chambre d'amplificateur, parallèlement au

passage de valve, au moyen d'un canal comportant une valve anti-re-

tour qui s'ouvre vers la chambre de pression. Si le passage de valve

est fermé prématurément, du liquide de pression provenant de la cham-

bre d'amplificateur est introduit à travers la valve anti-retour jus-

qu'à ce que les deux pistons aient adopté leur position éloignée.

Conformément à un mode de réalisation de la présente inven-

tion, une conception simple de l'amplificateur d'effort de freinage

conforme à l'invention peut être obtenue en ce que le piston présen-

tant la plus petite surface efficace pénètre dans la chambre d'amplifi-

cateur et comporte un alésage longitudinal qui, en direction du mal-

tre-cylindre de freinage, est fermé par le piston présentant la plus

grande surface efficace. Selon un perfectionnement de la présente in-

vention, l'alésage longitudinal peut pénétrer dans le piston presen-

tant la plus petite surface efficaceet peutcomporter, à son extrémité éloignée du maltre-cylindre de freinage, un élément d'actionnement en forme de piston qui forme un élément de fermeture pour le passage de

valve prévu à l'intérieur de l'alésage longitudinal.

Les différents objets et caractéristiques de l'invention se-

ront maintenant détaillés dans la description qui va suivre, faite à

titre d'exemple non limitatif, en se reportant à la figure annexée qui représente une vue en coupe longitudinale du mattre-cylindre de freinage et de la chambre d'amplificateur d'un générateur de pression de freinage conforme à l'invention, qui est prévu pour actionner un

système de freinage de véhicule automobile.

Le générateur de pression de freinage illustré à la figure

est constitué d'un amplificateur d'effort de freinage 1 et d'un mal-

4 4- 2591169

tre-cylindre de freinage 2 qui sont disposés dans un carter commun 3.

Pour actionner l'amplificateur d'effort de freinage 1, il est prévu une pédale de frein 4 qui, par l'intermédiaire d'une tige 5, agit sur

une tige de commande en forme de piston 6 munie d'un perçage trans-

versal 7. La tige de commande 6 s'engage dans une chambre d'amplifi-

cateur 8 et est guidée de manière étanche dans un alésage longitudi-

nal 9 d'un piston étagé 10. L'extrémité du piston étagé 10, proche de la pédale de frein 4, est guidée de façon étanche dans un alésage Il pratiqué dans la paroi du carter 3 et elle repose, à l'aide d'une collerette de butte 12, contre la paroi intérieure du carter 3. Dans la zone du perçage transversal 7, le piston étagé 10 comporte une fente longitudinale 13 dans laquelle peut être introduit radialement un mécanisme à leviers croisés, non représenté, dont un premier bras de levier est engagé dans la fente longitudinale 13 et dont un second bras de levier est engagé dans le perçage transversal 7. Le mécanisme à leviers croisés permet de transmettre un mouvement relatif entre la tige de commande 6 et le piston étagé 10 à une valve de commande, non représentée, qui provoque la commande de la pression de freinage dans

la chambre d'amplificateur 8.

Du c8té éloigné de la pédale de frein 4, le piston étagé 10 comporte une tête de piston 14 qui contient, dans un alésage étagé , un piston 16 dont la mobilité axiale est limitée par une surface

de butée 17 et par un anneau élastique 18. L'alésage étagé 15 commu-

nique avec l'alésage longitudinal 9 à travers un passage de valve 19 qui peut être fermé par la tige de commande 6. A cet effet, il est

prévu, sur le côté du passage de valve 19 proche de la tige de com-

mande 6, un élément d'étanchéité 20 contre lequel peut être appliquée

la surface extreme 21 de la tige de commande 6. A la proximité immé-

diate de l'élément d'étanchéiti 20 débouche, dans l'alésage longitu-

dinal 9, un perçage de liaison 2 qui met en communication l'alésage

longitudinal 9 et la chambre d'amplificateur 8.

L'alésage étagé 15 et le piston 16 délimitent une chambre de pression 23 qui, parallèlement au passage de valve 19, communique avec la chambre d'amplificateur 8 par l'intermédiaire d'un perçage de liaison 24 et d'une valve anti-retour 25 s'ouvrant en direction de la - 5 - chambre de pression 23. Le liquide de pression se trouvant dans la

chambre d'amplificateur peut ainsi se parvenir à la chambre de pres-

sion 23 par l'intermédiaire du perçage de liaison 22, de l'alésage

longitudinal 9 et du passage de valve 19 ainsi que par l'intermédiai-

re du perçage de liaison 24 et de la valve anti-retour 25. Le liquide de pression provenant de la chambre de pression 23 ne peut refluer dans la chambre d'amplificateur 8 qu'à travers le passage de valve

ouvert 19.

Les surfaces hydrauliques actives du piston étagé 10, qui traverse la chambre d'amplificateur 8, sont calculées de façon qu'une pression régnant dans la chambre d'amplificateur 8 provoque une force résultante réduite au niveau du piston étagé 10, cette force agissant dans le sens de relâchement des freins et ayant pour effet de pousser

la collerette de butée 12 du piston étagé 10 contre le carter 3. Ain-

si, la force nécessaire à l'actionnement du maître-cylindre de frei-

nage 2 n'est donc produite que par la surface hydraulique efficace

du piston 16.

Le maltre-cylindre de freinage 2 renferme un piston de mal-

tre-cylindre 31 dont l'une des extrémités est logée et supportée dans un évidement 32 du piston 16 et dont l'autre extrémité délimite une chambre de travail 33 du maître-cylindre de freinage 2. Des freins de

roues 34 sont reliés à la chambre de travail 33. Le piston de maître-

cylindre 31 comporte un alésage central 35 dans lequel est disposé un siège de valve 36 qui, en liaison avec un élément de fermeture 37 guidé de manière axialement coulissante dans l'alésage central 35, forme une valve centrale qui, dans la position ouverte représentée sur la figure, établit une communication entre la chambre de travail

33 et une chambre de compensation 26 reliée à un réservoir d'alimen-

tation 27. La chambre de compensation 26 est située entre la chambre d'amplificateur 8 et la chambre de travail 33, et forme une chambre

dans laquelle la tête de piston 14 peut pénétrer lors d'un actionne-

ment. L'élément de fermeture 37 de la valve centrale est maintenu en position ouverte au moyen d'un dispositif à tige télescopique 38, d'un ressort de rappel de maître-cylindre 39 et d'un ressort de valve

40.

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Le mode de fonctionnement du générateur de pression de frei-

nage sera maintenant décrit en détail, en partant de la situation o les freins sont relâchés et o les pièces mobiles du générateur de pression de freinage se trouvent dans la position représentée sur la figure. Dans cette position, la chambre de travail 33 du maitre-cy-

lindre de freinage 2 et la chambre d'amplificateur 8 de l'amplifica-

teur d'effort de freinage 1 sont sans pression. La valve centrale 36, 37 est ouverte et le ressort de rappel de maître-cylindre 39 pousse la collerette de butée 12 du piston étagé 10 contre le carter 3 par

l'intermédiaire du piston de maltre-cylindre 31 et du piston 16.

Lors de l'actionnement de la pédale de frein 4, la tige de commande 6 est d'abord déplacée vers la gauche, lorsqu'on regarde la figure, et la valve de commande non représentée de l'amplificateur d'effort de freinage 1 est ouverte par l'intermédiaire du mécanisme à leviers croisés non représenté, de sorte que la pression commence à augmenter dans la chambre d'amplificateur 8. Par l'intermédiaire du

passage de valve ouvert 19 et, parallèlement, à travers la valve an-

ti-retour 25, cette pression parvient à la chambre de pression 23 et

agit donc sur toute la surface transversale du piston 16 qui est ain-

si déplacé vers la gauche, tandis que le piston étagé 10 est maintenu appliqué contre le carter 3 par la force résultante s'exerçant dans la direction opposée. La surface efficace du piston 16 est calculée de manière qu'une pression comparativement faible de 3 bars suffise à

surmonter la friction provoquée par les joints et les forces élasti-

ques, et à actionner le piston de maître-cylindre 31.

Etant donné que la pression continue d'augmenter dans la

chambre d'amplificateur 8, le piston 16 et le piston de maitre-cylin-

dre 31 poursuivent leur déplacement dans le sens d'actionnement jus-

qu'à ce que le siège de valve 36 soit appliqué contre l'élément de

fermeture 37 et que la valve centrale soit ainsi fermée. Presque si-

multanément, le piston 16 parvient au contact de l'anneau élastique 18 situe dans la tête de piston 14 et est donc relié au piston étagé dans le sens d'actionnement. Le piston étagé 10 et le piston 16

forment ainsi une unité de déplacement lors de la poursuite du dépla-

cement, la force de pression résultante, qui agit sur le piston étagé 2591 t69

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dans le sens de relâchement des freins, étant surmontée par la

force d'actionnement du piston 16. En l'occurence, la surface hydrauli-

que efficace, qui est située dans la chambre d'amplificateur 8 et qui est déterminante pour produire la force d'actionnement agissant sur le piston de maître-cylindre 31, est égale à la différence entre les

surfaces transversales efficaces du piston étagé 10 et du piston 16.

Dans chaque cas, la force d'actionnement exercée sur la pédale de frein correspond à la force produite par l'application d'une pression

de freinage sur la tige de commande 6.

Dans la mesure o seul le piston 16 avance lors de la phase initiale d'actionnement, la course à vide de la pédale de frein 4 est

d'abord limitée, à l'amorce d'un freinage, à la course qui est néces-

saire pour ouvrir la valve de commande de l'amplificateur d'effort de freinage 1. Une caractéristique d'actionnement favorable aux systèmes de freinage de véhicules automobiles est obtenue en liaison avec la faible pression d'actionnement nécessaire au déplacement du piston 16. Etant donné qu'en cas d'actionnement rapide et vigoureux de la tige de commande 6, le passage de valve 19 peut être fermé avant que le piston 16 n'ait atteint l'anneau élastique 18, il est possible

de remplir la chambre de pression 23 parallèlement au passage de val-

ve 19 par l'intermédiaire du perçage de liaison 24 et de la valve an-

ti-retour 25. Ceci permet de garantir que le piston 16 atteint l'an-

neau élastique 18 même en cas d'actionnement rapide de la tige de

commande 6 et qu'il contribue à réduire en proportion la course d'ac-

tionnement au niveau de la pédale de frein 4.

Si, lors de l'actionnement des freins, l'effet d'amplifica-

tion maximum de l'amplificateur d'effort de freinage est atteint en augmentant encore la force d'actionnement sur la pédale de frein 4, alors que la pression introduite de manière régulée dans la chambre

d'amplificateur 8 a déjà atteint sa valeur maximum, la surface extrê-

me 21 de la tige de commande 6 est appliquée contre l'éliment d'étan-

chéité 20 et ferme donc le passage de valve 19. La force d'actionne-

ment introduite par l'intermédiaire de la tige de commande 6 peut ainsi être transmise au piston 16 et au piston de maltre-cylindre 31

- - _ 2591169

par l'intermédiaire du liquide de preúsifJn enernr l: i chambre de pression 23. Il est done possible d'eaugmenter is force d'actionnement

au-delà du niveau de fonctionnement maziLmum de l'amplificateur d'ef-

fort de freinage, sans provoquer de perte de course. Le emme proces-

sus se produit si la pression régnrant dans la chambre d'amplificateur baisse partiellement ou totalement lors d'un freinage. Dans ce cas,

la surface extrême 21 de la tige de commande 6 est également appli-

quée contre l'élément d'étanchéité 20 et permet de transmettre la force par l'intermédiaire du liquide de pression enfermé dans la chambre de pression 23, jusqu'à ce que le processus d'actionnement soit terminé. Ainsi, le conducteur n'est pas surpris par un soudain

enfoncement de la pédale de frein 4 lors d'un freinage.

-9 -

Claims

REVENDICATIONS

1. Gén&rateur de pression de freinage destiné à un système

hydraulique de freinage, prévu en particulier pour des véhicules au-

tomobiles, comprenant un maltre-cylindre de freinage dont la chambre

de travail communique, lorsque les freins se trouvent en position re-

lâchée, avec un réservoir de compensation sans pression à travers une valve pouvant être fermée par la course d'actionnement du piston de maitre-cylindre, et comprenant un amplificateur hydraulique d'effort

de freinage relié en amont du maltre-cylindre de freinage et compor-

tant un piston d'amplificateur conçu sous la forme d'un piston étagé qui pénètre dans la chambre d'amplificateur et qui est constitué de deux pistons présentant des surfaces efficaces différentes, pouvant se déplacer l'un par rapport à l'autre, pouvant être sollicités dans des directions opposées par la pression de la chambre d'amplificateur et

comportant des butées qui limitent leur déplacement relatif à une va-

leur correspondant au moins sensiblement à la course de fermeture de la valve du maitre-cylindre de freinage, lesdits deux pistons pouvant être appliqués l'un contre l'autre par des moyens élastiques dans le

sens de relâchement des freins, et le piston, qui présente la plus pe-

tite surface efficace, pouvant être appliqué contre une butée de car-

ter, caractérisé en ce que les deux pistons (10, 16) d&limitent une

chambre de pression (23) qui peut être agrandie lorsqu'ils s'éloi-

gnent l'un de l'autre et qui est reliée à la chambre d'amplificateur (8) par l'intermédiaire d'un passage de valve (19), et en ce que le

passage de valve (19) peut être fermé au moins lorsque l'amplifica-

teur d'effort de freinage (1) est à son niveau de fonctionnement ma-

ximum.

2. Générateur de pression de freinage conforme à la revendi-

cation 1, caractérisé en ce que la fermeture du passage de valve (19) est effectuée au moyen de l'organe de commande (6) de l'amplificateur

d'effort de freinage (1).

3. Générateur de pression de freinage conforme à la revendi-

cation 1 ou 2, caractérisé en ce que, parallèlement au passage de

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valve (19), la chambre de pression (23) est reli&e à la chambre d'am-

plificateur (8) au moyen d'un canal (24) comportant une valve anti-

retour (25) qui s'ouvre vers la chambre de pression (23).

4. Gén&rateur de pression de freinage conforme à l'une quel-

conque des revendications précédentes, caract&risé en ce que le pis-

ton (10) présentant la plus petite surface efficace pénètre dans la chambre d'amplificateur (8) et comporte un alésage longitudinal (15) qui, en direction du maitre-cylindre de freinage (2), est fermé par

le piston (16) présentant la plus grande surface efficace.

5. Générateur de pression de freinage conforme à la revendi-

cation 4, caractérisé en ce que l'alésage longitudinal (15, 9) pénè-

tre dans le piston (10) présentant la plus petite surface efficace et comporte, à son extrémité éloignée du maltre-cylindre de freinage (2), un élément d'actionnement en forme de piston (6) qui forme un

élément de fermeture pour le passage de valve (19, 20) prévu à l'in-

térieur de l'alésage longitudinal (15, 9).