FR2750384A1 - Dispositif de commande du freinage antiblocage de vehicules - Google Patents

Abstract

Dans ledit dispositif, une courbe (L1 , L2 , L3 ) de coefficient de glissement de consigne présente une ligne (L2 ) sur laquelle le coefficient de glissement d'une roue arrière devient une seconde valeur fondamentale (rrmda) indépendante du coefficient de glissement d'une roue avant dans une zone dans laquelle ce dernier est inférieur à une première valeur fondamentale (frmda). Ladite seconde valeur (rrmda) est approximativement égale au coefficient de glissement de la roue arrière correspondant à la vitesse de la roue arrière impliquant la mise hors prise d'un embrayage centrifuge automatique.

Description

DISPOSITIF DE COMMANDE DU FREINAGE
ANTIBLOCAGE DE VEHICULES
La présente invention se rapporte à un dispositif de commande du freinage antiblocage de véhicules, dans lequel une courbe du coefficient de glissement de consigne est tracée sur des coordonnées dans lesquelles le coefficient de glissement de la roue avant est reporté sur l'un des axes des coordonnées, et le coefficient de glissement de la roue arrière est reporté sur l'autre axe des coordonnées ; dans lequel une zone de force de freinage croissante et une zone de force de freinage décroissante se trouvent, respectivement, sur le côté origine et sur le côté opposé de ladite courbe ; dans lequel la force de freinage est augmentée lorsque le coefficient de glissement de la roue avant et le coefficient de glissement de la roue arrière sont situés dans la zone précitée de force de freinage croissante ; et dans lequel la force de freinage est diminuée lorsque le coefficient de glissement de la roue avant et le coefficient de glissement de la roue arrière sont situés dans la zone précitée de force de freinage décroissante.

La déposante a déjà proposé une invention permettant de faire varier, au moyen d'un unique modulateur, la force de freinage du frein de la roue avant et celle du frein de la roue arrière (voir la demande de brevet japonais n" 7-315193 soumise à l'inspection pu blique) . Cependant, lorsque la force de freinage des freins des roues avant et arrière est commandée simplement à l'aide d'un unique modulateur, les coefficients de glissement desdites roues avant et arrière ne peuvent pas être commandés indépendamment étant donné que les freins de ces roues avant et arrière sont interactifs. Il serait préférable qu'une commande puisse être exécutée de façon telle que les coefficients de glissement des roues avant et arrière soient rapidement coordonnés en une valeur adéquate.

Compte tenu de ce qui précède, la déposante a mis au point un dispositif de commande du freinage antiblocage dans lequel la force de freinage des roues avant et arrière est commandée par un unique modulateur, et les coefficients de glissement desdites roues avant et arrière peuvent être rapidement coordonnés en une valeur appropriée.

Dans le dispositif précité de commande du freinage antiblocage, comme illustré sur la figure 24 des dessins annexés au présent mémoire, une courbe de coefficient de glissement de consigne, tracée sur des coordonnées dans lesquelles le coefficient de glissement de la roue avant est reporté sur l'axe horizontal et le coefficient de glissement de la roue arrière est reporté sur l'axe vertical, est composée d'une ligne droite dont l'intersection avec l'axe horizontal est désignée par a, et l'intersection avec l'axe vertical est repérée par b. Une zone de force de freinage croissante se trouve alors sur le côté inférieur (côté origine) de cette courbe, et une zone de force de freinage décroissante est située sur le côté supérieur (côté opposé).

La force de freinage diminue lorsque les coefficients de glissement des roues avant et arrière s'écartent de la courbe de coefficient de glissement de consigne pour pénétrer dans la zone de force de freinage décroissante, et ladite force de freinage augmente lorsque ces coefficients de glissement dévient vers la zone de force de freinage croissante, d'où il résulte que les coefficients de glissement des roues avant et arrière convergent sur la courbe de coefficient de glissement de consigne.

Néanmoins, du fait qu'il se produit un "piqué" résultant du couple vers l'avant qui agit sur le centre de gravité lorsque le véhicule est freiné, la charge au sol de la roue arrière diminue et le coefficient de glissement de cette roue arrière augmente. En conséquence, l'état de patinage outrepasse la courbe de coefficient de glissement de consigne depuis le côté de la zone de force de freinage croissante jusqu'au côté de la zone de force de freinage décroissante, comme symbolisé par une flèche A sur la figure 24, et il s'opère une commande de la force de freinage décroissante, dont 1' exécution n'est pas nécessaire. Si, en vue d'éviter ce problème, la courbe de coefficient de glissement de consigne est tracée de la manière indiquée par un pointillé, en relevant de b à b' l'intersection avec l'axe vertical, un glissement excessif a tendance à se produire sur des routes présentant un faible coefficient de frottement, car la zone de force de freinage croissante est globalement élargie.

Si l'embrayage centrifuge automatique, interposé entre le moteur et la roue arrière, est en prise lorsque l'état de patinage outrepasse la courbe de coefficient de glissement de consigne de la zone de force de freinage croissante vers la zone de force de freinage décroissante, et si une commande de la force de freinage décroissante est exécutée, le frein moteur agit sur la roue arrière et la vitesse de cette roue arrière n'est pas rapidement restaurée, même si ladite commande de force de freinage décroissante est effectuée, d'où un retard de la convergence vers la courbe de coefficient de glissement de consigne.

La présente invention est le fruit des considérations qui précèdent, et elle a pour objets de tenir compte de l'accroissement intervenant dans le coefficient de glissement de la roue arrière simultanément au "piqué" du véhicule, et d'exécuter par conséquent une commande antiblocage adéquate, indépendamment du coefficient de frottement de la surface de la route, ainsi que d'éviter l'action du frein moteur sur la roue arrière, de telle sorte qu'une convergence vers le coefficient de glissement de consigne puisse être obtenue plus rapidement.

Pour atteindre les objets susmentionnés, l'invention concerne un dispositif de commande du freinage antiblocage de véhicules, dans lequel une courbe du coefficient de glissement de consigne est tracée sur des coordonnées dans lesquelles le coefficient de glissement de la roue avant est reporté sur l'un des axes des coordonnées, et le coefficient de glissement de la roue arrière est reporté sur l'autre axe des coordonnées ; dans lequel une zone de force de freinage croissante et une zone de force de freinage décroissante se trouvent , respectivement, sur le côté origine et sur le côté opposé de ladite courbe ; dans lequel la force de freinage est augmentée lorsque le coefficient de glissement de la roue avant et le coefficient de glissement de la roue arrière sont situés dans la zone précitée de force de freinage croissante ; et dans lequel la force de freinage est diminuée lorsque le coefficient de glissement de la roue avant et le coefficient de glissement de la roue arrière sont situés dans la zone précitée de force de freinage décroissante, ledit dispositif étant caractérisé par le fait que la courbe susmentionnée présente une ligne de coefficient de glissement sur laquelle le coefficient de glissement de la roue arrière devient une seconde valeur fondamentale ne dépendant pas du coefficient de glissement de la roue avant dans la zone dans laquelle le coefficient de glissement de la roue avant est inférieur à une première valeur fondamentale, et la seconde valeur fondamentale précitée est réglée approximativement égale au coefficient de glissement de la roue arrière correspondant à la vitesse de la roue arrière à laquelle se produit la mise hors prise d'un embrayage centrifuge automatique interposé entre le moteur et la roue arrière.

Conformément à l'invention, une zone de suppression de la force de freinage croissante, dans laquelle l'ampleur de l'accroissement de la force de freinage est supprimée, peut être avantageusement en contact avec la ligne de coefficient de glissement à l'intérieur de la zone de force de freinage croissante.

L'invention va à présent être décrite plus en détail, à titre d'exemple nullement limitatif, en regard des dessins annexés sur lesquels
la figure 1 est une élévation latérale d'ensemble d'un deux-roues motorisé
la figure 2 est une vue observée dans la direction d'une flèche 2 sur la figure 1
la figure 3 est une illustration schématique du dispositif de freinage
la figure 4 est une coupe transversale verticale du premier régulateur à câble
la figure 5 est une coupe transversale verticale du second régulateur à câble ;
la figure 6 est une élévation latérale par la droite du dispositif d'actionnement (observé dans la direction d'une flèche 6 sur la figure 7)
la figure 7 est une coupe transversale selon la ligne 7-7 de la figure 6
la figure 8 est une élévation latérale par la gauche du dispositif d'actionnement (observé dans la direction d'une flèche 8 sur la figure 7i
la figure 9 est une coupe transversale selon la ligne 9-9 de la figure 7
la figure 10 est une coupe transversale selon la ligne 10-10 de la figure 7
la figure 11 est une coupe transversale selon la ligne 11-11 de la figure 6 ;
la figure 12 est une coupe transversale selon la ligne 12-12 de la figure 6
la figure 13 est une coupe transversale selon la ligne 13-13 de la figure 8
la figure 14 est une coupe transversale selon la ligne 14-14 de la figure 8
la figure 15 est un schéma de l'effet exercé lors d'un freinage avec interverrouillage
la figure 16 est un schéma de l'effet exercé lors d'un freinage antiblocage
la figure 17 est un graphique mettant en évidence l'effet exercé ;
la figure 18 est un chronogramme de l'effet exercé
la figure 19 est un graphique montrant la courbe du coefficient de glissement de consigne
la figure 20 est un graphique représentant l'effet exercé lors d'un déplacement sur une route à fort coefficient de frottement
la figure 21 est un graphique représentant l'effet exercé lors d'un déplacement sur une route à faible coefficient de frottement
la figure 22 est un graphique mettant en lumière la différence entre les effets exercés dans un exemple classique et selon la présente invention
la figure 23 est une coupe transversale verticale d'un bloc-moteur du deux-roues motorisé ; et
la figure 24 est un graphique montrant la courbe du coefficient de glissement de consigne dans un exemple classique.

Comme illustré sur les figures 1 à 3, un frein
BF de roue avant (qui est un frein à disque actionné hydrauliquement) est monté, en tant que premier frein de roue, sur la roue avant WF d'un deux-roues motorisé
V du type "scooter" équipé d'un bloc-moteur P du type oscillant ; et un frein BR de roue arrière (de type mécanique classique développant une force de freinage conformément à la course de manoeuvre d'un levier d'actionnement 1) est monté sur une roue arrière WR, en tant que second frein de roue. Des poignées 2F et 2R sont prévues aux extrémités de droite et de gauche d'un guidon. Un premier levier de freinage 3 est supporté à pivotement sur l'extrémité de droite du guidon et matérialise un premier organe de commande du freinage, pouvant être manoeuvré par la main droite saisissant la poignée 2F ; et un second levier de freinage 3Rr supporté à pivotement sur l'extrémité de gauche du guidon, matérialise un second organe de commande du freinage qui peut être manoeuvré par la main gauche saisissant la poignée 2R
Le premier levier de freinage 3F et le frein BF de la roue avant sont reliés l'un à l'autre par l'intermédiaire d'un premier système de transmission 4F apte à répercuter, sur ledit frein B, la force de manoeuvre dudit premier levier 3F Le second levier de freinage 3R et le levier 1 d'actionnement du frein Bp de la roue arrière sont reliés l'un à l'autre par l'intermédiaire d'un second système de transmission 4R en mesure de répercuter mécaniquement, sur ledit frein Bp, la force de manoeuvre dudit second levier 3p. En outre, les zones centrales des deux systèmes de transmission 4F et 4R sont reliées à un dispositif d'actionnement 5, la force de freinage du frein BF de la roue avant et du frein BR de la roue arrière pouvant être régulée par la sollicitation de ce dispositif d'actionnement 5.

Un premier régulateur 241 à câble est monté sur un premier câble 251 de poussée/traction reliant le premier levier de freinage 3F et le dispositif d'actionnement 5, un second régulateur 242 à câble étant monté sur un deuxième câble 252 de poussée/ traction qui relie le second levier de freinage 3R et le dispositif d'actionnement 5. Ces régulateurs 24l et 242 à câbles sont implantés du côté droit et du côté gauche de la tubulure descendante du cadre du châssis. Une batterie 53 se trouve au-dessus du premier régulateur 24l, du côté droit, et une unité de commande électronique 52 surplombe le second régulateur 242 du côté gauche.

Sur les figures 1 et 2, 56 désigne un réservoir affecté à un maître-cylindre 26 (commenté ci-après) équipant le dispositif d'actionnement 5 ; 57 désigne une soupape d'évent destinée à la purge d'air, et située à l'extrémité supérieure d'un conduit 27 provenant du maître-cylindre 26 et communiquant avec le frein BF de la roue avant (voir la figure 3) ; 45 désigne un troisième câble de poussée/traction, communiquant avec le frein BR de la roue arrière en provenance du dispositif d'actionnement 5 ; et 58 désigne un réservoir de carburant.

La description ci-après, faisant référence à la figure 4, porte sur l'agencement structurel du premier régulateur 241 à câble.

Le premier câble 251 de poussée/traction présente un filin intérieur 30l inséré, avec mobilité, dans une gaine extérieure 291 reliée au premier levier de freinage 3F, et dans une gaine extérieure 29l' reliée au dispositif d'actionnement 5. Le premier régulateur 24l à câble comprend un carter 31 de configuration cy lindrique, rattaché au cadre du châssis ; une pièce tubulaire mobile 32, insérée dans ledit carter 31 avec faculté de mouvement relatif dans le sens axial ; une pièce tubulaire fixe 33 qui est consignée à demeure à l'intérieur dudit carter 31, et sur laquelle la pièce mobile 32 accomplit un coulissement relatif ; une pièce coulissante 34 insérée dans ledit carter 31 avec faculté de mouvement relatif dans le sens axial, et munie d'un collet 34a venant en butée contre une collerette 32a de la pièce mobile 32 ; et deux ressorts 35 comprimés entre la collerette 32a de la pièce mobile 32, et une collerette 33a de la pièce fixe 33.

L'extrémité de l'une, 291, des gaines extérieures est assujettie à la collerette 33a de la pièce fixe 33, et l'extrémité de l'autre gaine extérieure 29l' est fixée à la collerette 32a de la pièce mobile 32. En conséquence, les ressorts 35 repoussent les gaines extérieures 29l et 29l' à l'écart l'une de l'autre.

Un premier interrupteur 381 détecteur de charges, butant contre l'une des extrémités de la pièce mobile 32 dépassant de l'une des extrémités du carter 31 du régulateur, est assujetti à l'une des extrémités dudit carter 31. Dans une condition dans laquelle la force d'actionnement induite à partir du premier levier de freinage 3F se situe à l'intérieur d'une plage de charges spécifique, c'est-à-dire lorsque la course de la pièce mobile 32 comprime les ressorts 35 suite à la traction du premier câble 25l de poussée/traction, l'interrupteur 38l est mis en fonction à l'intérieur d'une plage spécifique de cette course.

Pour décrire cette particularité plus en détail, lorsque la force de manoeuvre du premier levier de freinage 3F est accrue au-delà d'une valeur spécifique ou bien, en d'autres termes, lorsque l'effort de traction imposé au filin intérieur 301, dans la direction d'une flèche A, est accru au-delà d'une valeur spécifique, l'effort, par lequel les deux gaines extérieures 291 et 291' tentent de se rapprocher l'une de l'autre, se traduit par le fait que la pièce mobile 32 comprime les ressorts 35 lorsqu'elle coulisse en direction de la pièce fixe 33. I1 en résulte que la pièce mobile 32 agit sur le palpeur de détection de l'interrupteur 38l détecteur de charges, et met ledit interrupteur 38l en fonction.

Comme illustré sur la figure 5, le second régulateur 242 à câble possède fondamentalement la même structure que le premier régulateur 24l à câble mentionné ci-avant et, étant donné que des références numériques identiques désignent des éléments constitutifs identiques à ceux du premier régulateur 241, une description détaillée de ces éléments est superflue. Visà-vis du premier régulateur 24l susmentionné, la différence réside toutefois dans le fait que le second régulateur 242 comporte deux lames de ressort 36 interposées entre le collet 34a de la pièce coulissante 34, et la collerette 32a de la pièce mobile 32.

Un second interrupteur 382 détecteur de charges est mis en fonction lorsque l'effort, par lequel le second levier de freinage 3R tire un filin intérieur 302 du deuxième câble 252 de poussée/traction dans la direction de la flèche A, se situe à l'intérieur d'une plage spécifique. Etant donné que la charge est imposée au second interrupteur 382 par les lames de ressort 36 présentant une faible constante élastique, il est possible d'augmenter la variation de charge lorsque la course d'entrée est modeste et d'obtenir une déperdition de charge relativement faible (en se fondant sur la non-utilisation d'un régulateur à câble), et la grandeur de la course à vide peut être diminuée de telle sorte qu'il ne se produise aucune sensation d'un freinage insolite.

L'agencement structurel du dispositif d'actionnement 5 fait l'objet d'une description, ci-après, à l'appui des figures 6 à 10.

Le dispositif d'actionnement 5 comprend un premier mécanisme 6l à engrenage planétaire, un second mécanisme 62 à engrenage planétaire, un frein électromagnétique 7 remplissant la fonction d'un moyen de freinage d'une roue planétaire, et un moteur 8 à rotations inverses.

Un carter 9 du dispositif d'actionnement 5 se compose d'une première partie d'enveloppement 10 à laquelle le moteur 8 est assujetti ; et d'une seconde partie d'enveloppement 11 qui est reliée à la première partie d'enveloppement 10, et à laquelle le frein électromagnétique 7 est rattaché coaxialement à un axe de rotation 8a du moteur 8. Un axe de rotation 7a du frein électromagnétique 7 et l'axe de rotation 8a du moteur 8 sont agencés coaxialement, et butent l'un contre l'autre par leurs extrémités.

Le premier mécanisme 61 à engrenage planétaire est placé autour de l'axe de rotation 8a du moteur 8, et comprend une première couronne dentée 161 entourant l'extrémité dudit axe 8a du moteur 8 ; une première roue planétaire 171 ménagée à l'extrémité de l'axe 8a du moteur 8 ; une pluralité de premiers pignons satellites 181 engrenant avec la première couronne dentée 161 et avec la première roue planétaire 171; et un premier porte-satellites 191 offrant un appui rotatif à ces premiers pignons satellites 181. Un entraînement du moteur 8 permet d'imprimer une rotation à la première roue planétaire 171 du premier mécanisme 61.

Le second mécanisme 62 à engrenage planétaire comprend une seconde couronne dentée 162 entourant l'extrémité de l'axe de rotation 7a du frein électromagnétique 7 ; une seconde roue planétaire 172 ménagée à l'extrémité dudit axe 7a du frein électromagnétique 7 une pluralité de seconds pignons satellites 182 en prise avec la seconde couronne dentée 162 et avec la seconde roue planétaire 172 ; et un second portesatellites 192 procurant un appui rotatif à ces seconds pignons satellites 182. Le frein électromagnétique 7 freine et interrompt la rotation de la seconde roue planétaire 172 du second mécanisme 62.

La première couronne dentée 16l et la seconde couronne dentée 162 constituent la même pièce et, dans une condition dans laquelle cette pièce est positionnée, dans le sens radial, par les premiers pignons satellites 181 et les seconds pignons satellites 182, elle est prise en sandwich de façon à autoriser une rotation relative du premier porte-satellites 191 et du second porte-satellites 192. Le fait que les première et seconde couronnes dentées 16l et 162 représentent la même pièce a pour effets de diminuer le nombre d'éléments, et de rendre le dispositif d'actionnement plus compact.

Un premier arbre de commande 201 et un second arbre de commande 202 sont disposés à l'avant de l'axe de rotation 7a du frein électromagnétique 7 et de l'axe de rotation 8a du moteur 8, et parallèlement à ces axes 7a et 8a. Une région cylindrique est façonnée à l'ex- trémité intérieure du premier arbre 20l, et la périphérie externe de l'extrémité intérieure du second arbre 202 est ajustée de manière à permettre une rotation relative dans la périphérie interne de cette région cylindrique, d'où il résulte que les premier et second arbres de commande 201 et 202 sont agencés coaxialement sur un axe conjoint parallèle aux axes des premier et second mécanismes 6l et 62 à engrenages planétaires.

Comme le met clairement en évidence une observation des figures 7 et 9, un premier secteur denté 48l, remplissant la fonction d'un premier organe de commande, est fixé au premier arbre de commande 20l et engrène dans une denture complémentaire menée 49l faisant corps avec le premier porte-satellites 19l. Un poussoir 43 de piston, actionnant le maître-cylindre 26
(commenté ci-dessous), est assujetti au premier arbre de commande 20l.

Le maître-cylindre 26 se compose d'un corps cylindrique 39 fixé au carter 9 du dispositif d'actionnement 5 ; d'un piston 40 dont la zone antérieure se trouve en vis-à-vis d'une chambre de pression 41, et qui est logé à coulissement dans le corps cylindrique 39 ; et d'un ressort de rappel 42 intégré dans la chambre de pression 41, et développant une force élastique pour solliciter le piston 40 vers l'arrière (vers la droite sur la figure 9). Le conduit 27 est raccordé à l'extrémité antérieure du corps cylindrique 39 par l'intermédiaire de la chambre 41.

Le poussoir 43, mentionné ci-avant, bute contre l'extrémité postérieure du piston 40 qui fait saillie au-delà de l'extrémité postérieure du corps cylindrique 39. Lorsque le premier secteur denté 48l occupe la position repérée en traits pleins sur la figure 9, une cuvette d'étanchement 44, prévue sur le piston 40, se trouve dans la position d'ouverture d'un orifice de détente 39a pratiqué dans le corps cylindrique 39 ; une légère rotation du premier secteur denté 48l est autorisée dans le sens inverse des aiguilles d'une montre
(direction de rétraction du piston 40), depuis la position précitée en traits pleins jusqu'à la position en traits mixtes ; et ledit premier secteur denté 481 est plaqué contre une butée 10a, sa rotation étant restreinte dans cette position en traits mixtes. L'angle de rotation, entre la position susmentionnée en traits pleins et la position en traits mixtes, est réglé après une prise en compte de la tolérance affectant la précision d'usinage des divers engrenages, et de la position de l'orifice de détente 39a. Ainsi, lorsque le premier secteur denté 481 est plaqué contre la butée 10a et lorsque le piston 40 atteint son extrémité de rétraction, la cuvette d'étanchement 44 de la première partie d'enveloppement 10 ouvre fiablement l'orifice de détente 39a. Ladite cuvette 44 est conçue de façon à ne pas reculer trop loin à l'écart dudit orifice 39a.

Lorsque le premier arbre de commande 20l exerce ensuite une pression sur le piston 40, à l'aide du poussoir 43, ledit piston 40 est sollicité vers le côté impliquant une diminution de volume de la chambre de pression 41, et la pression hydraulique engendrée dans ladite chambre 41 agit sur le frein BF de la roue avant par l'intermédiaire du conduit 27.

Le fait que le premier arbre de commande 20l et le second arbre de commande 202 soient agencés coaxialement sur un axe parallèle aux axes des premier et second mécanismes 61 et 62 à engrenages planétaires, comme exposé ci-avant, permet de rendre le dispositif d'actionnement 5 plus compact que lorsque ces deux arbres 201 et 202 se trouvent sur des axes différents. Par ailleurs, étant donné que le maître-cylindre 26 occupe une position telle qu'il croise les premier et second arbres de commande 201 et 202, entre le plan de rotation du premier secteur denté 48l supporté par le premier arbre 201 et le plan de rotation du second secteur denté 482 supporté par le second arbre 202, l'espace mort, à l'intérieur du dispositif 5, peut être efficacement exploité pour conférer une réalisation plus compacte au maître-cylindre 26.

Les figures 6, 11 et 12 montrent la liaison entre le premier câble 251 de poussée/traction, relié au premier levier de freinage 3F, et le premier arbre de commande 201 dépassant à l'extérieur de la première partie d'enveloppement 10. Un bras supérieur 62 et un bras inférieur 63 sont soudés à un coussinet 61, ajusté de manière à permettre une rotation relative sur la périphérie externe du premier arbre 201 ; et un bras de réglage 64 est fixé, par un boulon 65, à la périphérie externe dudit premier arbre 20l. Le premier câble 251 de poussée/traction est relié à l'extrémité distale du bras supérieur 62 par l'intermédiaire d'un serre-câble 66.

Un boulon de réglage 68, pivotant sur une goupille 67 à l'extrémité distale du bras inférieur 63, traverse une cheville 69 en appui dans la région centrale du bras de réglage 64, et un écrou de réglage 70 est vissé sur l'extrémité distale de ce boulon. Un ressort hélicoïdal 71, ceinturant extérieurement le boulon 68, agit sur la cheville 69 susmentionnée, de façon telle qu'elle vienne buter contre une surface arrondie 70a (figure 6), ménagée sur l'extrémité inférieure de l'écrou de réglage 70.

Le bras inférieur 63, regroupé avec le bras supérieur 62, est par conséquent relié au bras de réglage 64 par l'entremise du boulon de réglage 68 et, lorsque ledit bras supérieur 62 est animé d'une rotation par le premier câble 251 de poussée/traction, une rotation est imprimée au premier arbre de commande 201 par l'intermédiaire dudit premier câble 251 et du bras de réglage 64. De plus, l'orientation de l'arbre de commande 201 peut être coordonnée avec précision de la manière souhaitée en faisant, à chaque fois, tourner l'écrou de réglage 70 d'un demi-tour afin de modifier l'angle relatif entre le bras inférieur 63 et le bras de réglage 64. Il en résulte que le poussoir 43 du piston, associé au premier arbre de commande 20l, peut être finement réglé sur la position symbolisée par les traits pleins sur la figure 9. Le boulon 68 et l'écrou 70 précités constituent un moyen de réglage.

Comme l'attestent clairement les figures 7 et 10, le second secteur denté 482, remplissant la fonction d'un second organe de freinage, est supporté par le second arbre de commande 202 de telle sorte qu'il puisse accomplir une rotation relative, et ce second secteur 482 engrène dans une denture complémentaire menée 492 faisant corps avec le second porte-satellites 192. Un ergot 50a, à l'extrémité distale d'un bras de commande 50 assujetti au second arbre de commande 202, s'ajuste dans une boutonnière 48a pratiquée dans le second secteur 482. L'ergot 50a et la boutonnière 48a constituent un mécanisme à course morte. Sur la figure 10, une butée lia apte à arrêter le second secteur denté 482 est ménagée, dans la seconde partie d'enveloppement 11, en vue de stopper l'extrémité du second secteur denté 482 qui tourne dans le sens horaire.

Les figures 6, 13 et 14 illustrent la liaison entre le deuxième câble 252 de poussée/traction, relié au second levier de freinage 3R, et le second arbre de commande 202 dépassant extérieurement de la seconde partie d'enveloppement 11. Deux serre-câbles 75 et 76 pivotent, par l'intermédiaire d'une goupille 74, sur un étrier 73 fixé au second arbre de commande 202 au moyen d'un boulon 72. Un filin intérieur 302 du deuxième câble 252 de poussée/traction (constitué d'une gaine extérieure 292' et dudit filin intérieur 302) est relié au serre-câble 75 ; et un filin intérieur 47 du troisième câble 45 de poussée/traction (comprenant une gaine extérieure 46 et ledit filin intérieur 47) est rattaché au serre-câble 76.

Le premier système de transmission 4F, répercutant la force de manoeuvre du premier levier de freinage 3F sur le frein BF de la roue avant, comprend le premier câble 251 de poussée/traction et son premier régulateur 241, le maître-cylindre 26 et le conduit 27.

Le second système de transmission 4Rr répercutant la force de manoeuvre du second levier de freinage 3R sur le frein BR de la roue arrière, comprend le deuxième câble 252 de poussée/traction et son second régulateur 242, ainsi que le troisième câble 45 de poussée/traction.

Un capteur angulaire 51 est fixé à l'extrémité extérieure du second arbre de commande 202 partant du dispositif d'actionnement 5, et la course de manoeuvre du second levier de freinage 3R est mesurée par ce capteur 51. Comme représenté sur la figure 3, un capteur de vitesses 54 est monté sur la roue avant WF et un capteur de vitesses 55 est monté sur la roue arrière
WR. L'on fera observer que la manoeuvre de mise en fonction/hors fonction du frein électromagnétique 7 intégré dans le dispositif d'actionnement 5, ainsi que le sens de rotation et l'ampleur de la course du moteur 8, sont commandés par l'unité de commande électronique 52.

Les valeurs de mesure, provenant des premier et second interrupteurs 38l et 382 détecteurs de charges, du capteur angulaire 51, du capteur 54 de vitesses de la roue avant et du capteur 55 de vitesses de la roue arrière, sont entrées dans cette unité de commande 52.

Il convient à présent de décrire, en faisant référence à la figure 23, l'agencement structurel du bloc-moteur d'un deux-roues motorisé équipé des freins susmentionnés.

Le bloc-moteur P du deux-roues motorisé comprend un moteur monocylindrique E à deux temps et une transmission T du type à courroie, variable en continu, lo gée dans un carter 81. Le vilebrequin du moteur E, pénétrant dans l'espace interne du carter 81 de la transmission, matérialise un arbre menant 82 de la transmission T, une poulie menante 83 de ladite transmission T étant supportée par cet arbre menant 82. Un arbre mené 84 de la transmission T est en appui à l'extrémité du carter 81 de la transmission, et une courroie 86 sans fin est enroulée autour de la poulie menante 83 précitée, et autour d'une poulie menée 85 supportée par ledit arbre mené 84. Un essieu 87 de la roue arrière WR, en appui à l'extrémité postérieure du carter 81 de la transmission, est relié à l'arbre mené précité 84 par l'intermédiaire d'un train réducteur R.

La poulie menante 83 comprend une demi-poulie fixe 83l et une demi-poulie mobile 832. Lorsque la force centrifuge, agissant sur un contrepoids de régulation 88, augmente au fur et à mesure de l'accroissement de la vitesse angulaire de l'arbre menant 82, la demipoulie mobile 832 se rapproche de la demi-poulie fixe 83l et le rayon efficace de la poulie menante 83 augmente. La poulie menée 85 comprend une demi-poulie fixe 85l et une demi-poulie mobile 852 sollicitée, par un ressort 89, en direction de la demi-poulie fixe 85l. La force de tension de la courroie 86 sans fin, et la force de rappel élastique dudit ressort 89, ont pour effets que le rayon efficace de la poulie menée 85 diminue lorsque le rayon efficace de la poulie menante 83 augmente ; et, inversement, que le rayon efficace de la poulie menée 85 augmente lorsque le rayon efficace de la poulie menante 83 diminue. Il en résulte une variation automatique du rapport d'engrenage de la transmission T du type à courroie, variable en continu.

Un embrayage centrifuge automatique C (utilisé pour mettre le véhicule en route), prévu à l'extrémité de l'arbre mené 84, se met en prise automatiquement lorsque la vitesse de la poulie menée 85 augmente, et répercute la rotation de la poulie menée 85 sur l'arbre mené 84. En conséquence, lorsque la vitesse du moteur E augmente au stade du démarrage du deux-roues motorisé
V, l'embrayage automatique C se met en prise et la force d'entraînement du moteur E est transmise à la roue arrière WR. Une diminution de la vitesse de la roue arrière, consécutive à un freinage, se traduit par une réduction concomitante de la vitesse du moteur et, lorsque la vitesse de la roue arrière (c'est-à-dire la vitesse du moteur) décroît jusqu'à la vitesse de débrayage, l'embrayage centrifuge C se met automatiquement hors prise.

La description ci-après porte sur l'effet exercé par un exemple pratique de la présente invention, doté de la structure exposée ci-avant.

Dans une condition dans laquelle la force d'actionnement, induite par le premier levier de freinage 3F ou par le second levier de freinage 3R, se situe en deçà d'une valeur spécifique, une force de freinage est appliquée, par le frein BF de la roue avant ou par le frein BR de la roue arrière, au moyen dudit premier levier 3e ou dudit second levier 3R sans aucune sollicitation du dispositif d'actionnement 5 ; et, lorsque les premier et second interrupteurs 38l et 382 détecteurs de charges ne sont pas enclenchés, l'actionnement du moteur 8 est interrompu par l'unité de commande électronique 52, ce qui gouverne une situation dans laquelle le frein électromagnétique 7 est hors fonction, c'està-dire une condition autorisant la libre rotation de la seconde roue planétaire 172.

Lorsque, dans une telle condition, seul le premier levier de freinage 3- est manoeuvré, une pression hydraulique est délivrée par le maître-cylindre 26 suite à la rotation du premier arbre de commande 20 lorsque le premier câble 251 de poussée/traction est tiré, et cette pression hydraulique agit sur le frein
BF de la roue avant par l'intermédiaire du conduit 27, d'où l'application d'une force de freinage audit frein
BF. Dans ce cas, la force de rotation appliquée au premier arbre de commande 201 est transmise au premier porte-satellites 19l à partir du premier secteur denté 481, par l'entremise de la denture complémentaire menée 49i. Néanmoins, le moteur 8 est à l'état stationnaire, si bien que la première roue planétaire 171 est stationnaire et que le second levier de freinage 3R n est pas à l'état de freinage, de sorte que le second porte-satellites 192 du second mécanisme 62 à engrenage planétaire est pareillement stationnaire ; de ce fait, la rotation du premier porte-satellites 19l est transmise à la seconde roue planétaire 172 par l'intermédiaire des premiers pignons satellites 181, des première et seconde couronnes dentées 161, 162 et des seconds pignons satellites 182, ce qui conditionne le fonctionnement en roue libre de ladite seconde roue planétaire 172. En conséquence, le frein BR de la roue arrière n'est pas actionné par la manoeuvre du premier levier de freinage 3?, à moins que le moteur 8 et le frein électromagnétique 7 soient actionnés.

Lorsque seul le second levier de freinage 3R est manoeuvré dans une condition dans laquelle le moteur 8 et le frein électromagnétique 7 ne sont pas actionnés, une force de freinage est appliquée, au frein BR de la roue arrière, par le biais de la force de freinage mécanique répercutée par le second système de transmission 4R. A ce stade, même si le second arbre de commande 202 est animé d'une rotation par la traction du deuxième câble 252 de poussée/traction, le moteur 8 est à l'état stationnaire de sorte que la première roue planétaire 171 est stationnaire, et le premier levier de freinage 3F n'est pas à l'état de freinage, si bien que le premier porte-satellites 191 du premier mécanisme 6l à engrenage planétaire est lui aussi stationnaire ; c'est pourquoi les premiers pignons satellites 181 interdisent une rotation des première et seconde couronnes dentées 161 et 162. Par conséquent, la rotation du second porte-satellites 192 est transmise à la seconde roue planétaire 172 par l'intermédiaire des seconds pignons satellites 182, de sorte que ladite seconde roue planétaire 172 fonctionne en roue libre.

Ainsi, le frein BF de la roue avant n'est pas actionné par la manoeuvre du second levier de freinage 3R, à moins que le moteur 8 et le frein électromagnétique 7 soient actionnés.

Lorsque la force d'actionnement induite par le premier levier de freinage 3F ou le second levier de freinage 3R se situe au-delà d'une valeur spécifique, le dispositif d'actionnement 5 est sollicité pour interverrouiller et pour actionner le frein BF de la roue avant et le frein BR de la roue arrière. Lorsque les premier et second interrupteurs 38l et 382 détecteurs de charges sont enclenchés, le moteur 8 est actionné par l'unité de commande électronique 52 et le frein électromagnétique 7 est en fonction, c' est-à-dire que la seconde roue planétaire 172 est freinée.

L'on admettra, à présent, que le second levier de freinage 3R a été manoeuvré avec une force de manoeuvre excédant la valeur spécifiée. Comme illustré sur la figure 15, si le moteur 8 est mené en rotation dans une condition dans laquelle la seconde roue planétaire 172 est freinée par le frein électromagnétique 7, le premier porte-satellites 19l et le second portesatellites 192 sont menés en rotation dans des directions opposées et le second secteur denté 482 est entraîné, dans le sens horaire (en considérant la figure 15), par la denture complémentaire 492 solidaire du second porte-satellites 192. Toutefois, étant donné que le second secteur denté 482 est empêché de tourner du fait qu'il porte contre la butée lia, sa force de réaction implique une rotation imprimée au premier portesatellites 191, de sorte que le premier secteur denté 48l est animé d'une rotation dans le sens anti-horaire
(en considérant la figure 15), par l'intermédiaire de la denture complémentaire 49i. Il en résulte que le maître-cylindre 26 est actionné, qu'une pression de freinage est engendrée, et que le frein BF de la roue avant est sollicité par cette pression de freinage.

A ce stade, comme l'ergot 50a du bras de commande 50 est ajusté librement dans la boutonnière 48a du second secteur denté 482, la rotation dudit second secteur denté 482, accompagnant la sollicitation du dispositif d'actionnement 5, n'affecte pas la rotation du second arbre de commande 202 qui est fondée sur la manoeuvre du second levier de freinage 3R Au cours de l'actionnement interverrouillé du frein B de la roue avant et du frein BR de la roue arrière, la sollicitation du dispositif d'actionnement 5 est commandée sur la base du signal de sortie du capteur angulaire 51, lequel mesure l'angle de rotation du second arbre de commande 202.

Ces considérations sont décrites plus en détail en se référant à la figure 17. Lorsque le second levier de freinage 3R est manoeuvré, il advient tout d'abord que le frein BR de la roue arrière est actionné par l'intermédiaire du deuxième câble 252 de poussée/traction et du troisième câble 45 de poussée/traction, ce qui implique un accroissement de la force de freinage agissant sur la roue arrière WR.

Lorsque l'effort de manoeuvre imposé au second levier de freinage 3R est augmenté, et lorsque le second in terrupteur 382 détecteur de charges du second régulateur 242 à câble est enclenché, le dispositif d'actionnement 5 est sollicité, d'où l'actionnement du frein BF de la roue avant. I1 en résulte que la distribution de la force de freinage prend une allure conforme à la courbe de distribution idéale.

A ce stade, l'on admettra l'absence du mécanisme à course morte, composé de l'ergot 50a du bras de commande 50 et de la boutonnière 48a du second secteur denté 482. Après la sollicitation du dispositif d'actionnement 5, la force de freinage appliquée à la roue arrière WR est la somme obtenue en ajoutant l'accroissement, résultant de la sollicitation du dispositif 5
(zone hachurée sur la figure 17), à la force induite par le conducteur agissant sur le second levier de freinage 3R. I1 peut se produire que la force de freinage, agissant sur la roue arrière WR, devienne excessive et s'écarte fortement de la courbe de distribution idéale, comme indiqué par un pointillé, et que la roue arrière WR ait davantage tendance à se bloquer. Dans la pratique, cependant, étant donné que la force de freinage appliquée à la roue arrière WR représente uniquement la part induite par le conducteur, l'on peut aisément obtenir des caractéristiques de distribution de la force de freinage qui sont proches de la courbe de distribution idéale, grâce à un réglage adéquat de l'ampleur de la sollicitation du dispositif d'actionnement 5, afin d'ajuster la force de freinage de la roue avant WF. En outre, cela contribue à une meilleure sensation de freinage.

La description ci-après concerne une situation dans laquelle s'effectue une commande du freinage antiblocage.

Lorsqu'un blocage imminent des roues est détecté sur la base des signaux de sortie du capteur 54 de vi tesses de la roue avant et du capteur 55 de vitesses de la roue arrière, l'unité de commande électronique 52 met le frein électromagnétique 7 en fonction et actionne le moteur 8 de façon telle qu'il agisse dans la direction opposée à celle du fonctionnement interverrouillé susmentionné. En conséquence, comme représenté sur la figure 16, le premier porte-satellites 19l et le second porte-satellites 192 sont menés en rotation dans des directions opposées, et dans des directions opposées à celles du fonctionnement interverrouillé précité, le premier secteur denté 481 étant mené dans le sens horaire (en considérant la figure 16), et le second secteur denté 482 étant mené dans le sens antihoraire. Dans ce cas, la rotation du premier secteur denté 48l est directement répercutée sur le premier arbre de commande 2oui ; ledit premier arbre 201 est animé d'une rotation dans la direction dans laquelle la force de freinage de la roue avant WF est amoindrie ; la rotation du second secteur denté 482 est transmise au second arbre de commande 202 du fait que l'ergot 50a du bras de commande 50 bute contre l'extrémité de la boutonnière 48a pratiquée dans ledit second secteur denté 482 ; et une rotation est imprimée au second arbre 202 dans la direction dans laquelle la force de freinage de la roue arrière WR est amoindrie.

Une commande du freinage antiblocage, empêchant efficacement un verrouillage des roues, peut être exécutée en sollicitant le moteur 8 du dispositif d'actionnement 5 vers l'avant et vers l'arrière, de façon à augmenter ou à diminuer la force de freinage conformément au coefficient de glissement des roues.

Par ailleurs, dans les premier et second systèmes de transmission 49 et 4Rr des premier et second régulateurs 24l et 242 à câbles sont intercalés entre le dispositif d'actionnement 5 et, respectivement, les premier et second leviers de freinage 3F et 3R ; et, lorsque la force de freinage augmente de nouveau lors de la commande du freinage antiblocage, une mise hors fonction du moteur 8 permet de tirer parti de la force répulsive emmagasinée dans lesdits régulateurs 241 et 242. De plus, au cours de l'exécution de la commande du freinage antiblocage, cela évite que la force provenant du dispositif d'actionnement 5 agisse directement sur le premier levier 3F ou sur le second levier 3R, ce qui permet d'obtenir une bonne sensation de fonctionnement.

L'on fera observer que les avantages mentionnés ci-après peuvent être offerts si le dispositif d'actionnement 5 est équipé, dans cet exemple pratique, d'une butée 10a (voir la figure 9) restreignant la plage de rotations du premier secteur denté 481 relié au maître-cylindre 26.

Sur la figure 18, une commande du freinage antiblocage est par exemple amorcée si la vitesse de la roue avant W? chute en deçà de la vitesse du véhicule, d'une valeur excédant une valeur spécifique, après quoi l'angle de rotation du premier secteur denté 48l est diminué par la sollicitation du dispositif d'actionnement 5 dans la direction dans laquelle la force de freinage est amoindrie, et cela s'accompagne également d'une diminution de la force de freinage de la roue avant WF. AU fur et à mesure de la diminution de l'angle de rotation du premier secteur denté 481, le piston 40 du maître-cylindre 26 suit le poussoir 43 et se rétracte. Aussitôt après que la cuvette d'étanchement 44 a ouvert l'orifice de détente 39a (figure 9), le premier secteur denté 481 se plaque contre la butée 10a, et sa rotation est restreinte.

Si l'on admet que la butée 10a précitée n'est pas présente dans ce cas, le premier secteur denté 48l continue de tourner comme symbolisé par un pointillé sur la figure 18, ce qui a pour effets d'accroitre notablement la force de réaction du premier levier de freinage 3F, et de diminuer la sensation procurée par ce levier. En outre, lorsque le dispositif d'actionnement 5 est sollicité et que le premier secteur denté 48l est animé d'une rotation dans la direction dans laquelle la force de freinage augmente, la cuvette d'étanchement 44 du piston 40 obture l'orifice de détente 39a, ce qui retarde l'instant auquel la pression de freinage est engendrée dans la chambre de pression 41, et ce qui diminue la faculté de réponse.

Néanmoins, en restreignant la rotation du premier secteur denté 48l, à l'aide de la butée 10a, dans la direction dans laquelle le piston 40 est rétracté, comme dans cet exemple pratique, lorsque le dispositif d'actionnement 5 est sollicité et lorsque ledit premier secteur denté 48l est entraîné pour accroître de nouveau la force de freinage, le piston 40 peut etre avancé et une pression de freinage peut être engendrée plus rapidement, ce qui permet d'éviter la diminution de la faculté de réponse.

I1 convient de décrire ci-après plus en détail, à l'appui des figures 19 à 22, les particularités spécifiques de la commande du freinage antiblocage.

Le graphique de la figure 19 a été obtenu en traçant une courbe L1, L2, L3 du coefficient de glissement de consigne (repérée par un trait en gras) sur des coordonnées orthogonales dans lesquelles un coefficient de glissement kF de la roue avant est reporté sur l'axe horizontal, et un coefficient de glissement kR de la roue arrière est reporté sur l'axe vertical. Une zone Al de force de freinage croissante est placée sur le côté intérieur (côté origine) de cette courbe L1, L2, L3 du coefficient de glissement de consigne, tandis qu'une zone A2 de force de freinage décroissante est placée sur le côté extérieur (côté opposé). Les coefficients de glissement kF et ka des roues avant et arrière sont calculés sur la base d'une vitesse VF de la roue avant, détectée par le capteur 54, et sur la base d'une vitesse VR de la roue arrière, détectée par le capteur 55, et sont par exemple calculés de la manière exposée ci-après, en utilisant une vitesse estimative VF' du véhicule évaluée à partir de la vitesse VF de la roue avant, qui est une vitesse de roue non motrice.

Coefficient de glissement kF de la roue avant = (VF ' VF) /VF . . . ( 1 )
Coefficient de glissement ka de la roue ar rière
( VF ' VR) /VF . . ( 2 )
Si le coefficient de glissement k? de la roue avant et le coefficient de glissement ka de la roue arrière, calculés à partir des formules qui précèdent, se trouvent dans la zone Al de force de freinage croissante sur le côté intérieur de la courbe Ll, L2, L3 du coefficient de glissement de consigne, dans les coordonnées orthogonales de la figure 19, l'état de patinage du véhicule est réputé faible ; le moteur 8 du dispositif d'actionnement 5 est mené en rotation dans l'une des directions et la force de freinage est accrue tant pour le frein BF de la roue avant, que pour le frein BR de la roue arrière, si bien que l'état de patinage du véhicule se déplace sur la courbe Ll, L2, L3.

Si les coefficients de glissement k? et kR des roues avant et arrière se trouvent dans la zone A2 de force de freinage décroissante, sur le côté extérieur de la courbe L1, L2, L3, le patinage du véhicule est réputé fort ; le moteur 8 du dispositif 5 est mené en rotation dans la direction opposée et la force de freinage est diminuée tant pour le frein BF de la roue avant, que pour le frein BR de la roue arrière, ce qui implique de nouveau que l'état de patinage du véhicule se déplace sur la courbe L1, L2, L3 du coefficient de glissement de consigne.

La courbe Ll, L2, L3 du coefficient de glissement de consigne comprend trois lignes : une première ligne
L1 de coefficient de glissement de consigne, une deuxième ligne L2 de coefficient de glissement de consigne et une troisième ligne L3 de coefficient de glissement de consigne.

La première ligne L1 de coefficient de glissement de consigne est en pente descendante vers la droite et est tracée dans une zone (kF > frmda) dans laquelle le coefficient de glissement ke de la roue avant excède une première valeur fondamentale frmda dans le premier quadrant des coordonnées orthogonales, et l'équation ka = akF + b(a > O, b > 0) est vérifiée sur cette ligne. Plus particulièrement, sur la première ligne Ll, le coefficient de glissement kR de la roue arrière diminue si le coefficient de glissement k? de la roue avant augmente, et le coefficient de glissement kp de la roue arrière augmente si le coefficient de glissement kF de la roue avant diminue, si bien que le coefficient total de glissement de la roue avant WF et de la roue arrière Wp est maintenu constant.

Une première ligne L1' de coefficient de glissement de consigne, symbolisée par un pointillé, est tracée parallèlement à la première ligne susmentionnée L1 de coefficient de glissement de consigne, au-dessous de cette dernière, et la zone située entre les premières lignes L1 et L1' est considérée comme une zone neutre.

La première ligne Ll sert de base lorsque l'état de patinage du véhicule transite de la zone Al de force de freinage croissante à la zone A2 de force de freinage décroissante, mais la première ligne L1' sert de base lorsque la transition s'opère depuis la zone A2 jusqu'à la zone A1. Par conséquent, une commande dans la direction d'accroissement de la force de freinage est interrompue dans la zone neutre, et cela empêche les coefficients de glissement kF et kR des roues avant et arrière de devenir inopportunément grands, suite à la commande de la force de freinage croissante au cours de la commande du freinage antiblocage. La convergence d'un glissement excessif peut ainsi être accélérée.

La deuxième ligne L2 de coefficient de glissement de consigne est une ligne (kR = rrmda0) qui est parallèle à l'axe horizontal dans la zone dans laquelle le coefficient de glissement kF de la roue avant est inférieur à frmda dans le premier quadrant des coordonnées orthogonales, et la valeur rrmda0 précitée est réglée sur une valeur approximativement égale au coefficient de glissement kR de la roue arrière lorsque la vitesse de la roue arrière est diminuée au cours du freinage, et lorsque l'embrayage centrifuge automatique
C susmentionné est mis hors prise. La deuxième ligne L2 se décale vers le côté décroissance en fonction de l'accélération dVR/dt = Rrw de la roue arrière, qui est la différentielle en fonction du temps de la vitesse VR de la roue arrière. En particulier, la deuxième ligne
L2 est kR = rrmda0 lorsque l'accélération de la roue arrière est 0, et une seconde courbe L2, de coefficient de glissement de consigne se décale vers kR = rrmda audessous (du côté origine) de la deuxième ligne L2 précitée lorsque l'accélération Rrw de la roue arrière est une valeur négative et lorsque la vitesse VR de la roue arrière tend à diminuer (blocage imminent). Cette seconde valeur fondamentale, rrmda est déterminée par l'équation suivante
rrmda = rrmda0 - KIRrwl . . . (3), dans laquelle rrmda0 est une constante positive, K est un coefficient positif et IRrwl est la valeur absolue de la vitesse de la roue arrière, et est une valeur négative.

Lorsque l'accélération de la roue arrière Rrw 2
O, la seconde courbe de coefficient de glissement de consigne L2, = L2 occupe la position la plus haute et, lorsque ladite accélération Rrw < O, il se produit un décalage vers le bas conforme à la grandeur de sa valeur absolue IRrwl. De ce fait, le décalage vers le bas est d'autant plus fort, dans la seconde courbe L2', que le coefficient de frottement de la route est faible, c est-à-dire que la tendance de la roue arrière Wa au blocage est grande.

Lorsque l'état de patinage du véhicule se déplace de la zone A2 de force de freinage décroissante vers la zone A1 de force de freinage croissante, la seconde courbe L2, de coefficient de glissement de consigne se déplace vers le haut, à une allure spécifique, en direction de la deuxième ligne L2 de coefficient de glissement de consigne. Cette allure du mouvement ascendant de la seconde courbe L2, est indiquée, sur les figures 20 et 21, par une ligne en pointillé présentant une pente c. Cette pente a est réglée légèrement plus faible que l'allure de diminution p intervenant dans la vitesse VR de la roue arrière lors d'un accroissement de la force de freinage sur une route à fort coefficient de frottement (voir la figure 20), et est réglée considérablement plus faible que l'allure de diminution p intervenant dans ladite vitesse VR de la roue arrière lors d'un accroissement de la force de freinage sur une route à faible coefficient de frottement (voir la figure 21).

La troisième ligne L3 de coefficient de glissement de consigne est tracée sur la ligne (kF = frmda) sur laquelle le coefficient de glissement kF de la roue avant équivaut à la première valeur fondamentale frmda dans les coordonnées orthogonales, et elle relie la première ligne Ll susmentionnée à la deuxième ligne L2.

Une zone Ai' de suppression de la force de freinage croissante se trouve à l'extrémité supérieure de gauche de la zone A1 de force de freinage croissante, c'est-à-dire qu'elle se situe dans la région délimitée par l'axe horizontal, par la deuxième ligne L2 de coefficient de glissement de consigne et par la troisième ligne L3 de coefficient de glissement de consigne. La zone de suppression A1' fait partie de la zone Al. La force de freinage est accrue si le coefficient de glissement k? de la roue avant et le coefficient de glissement kR de la roue arrière se trouvent dans ladite zone de suppression Al', mais l'ampleur de l'accroissement de la force de freinage est réglée sur une valeur moindre que dans l'autre région de ladite zone Al (c'est-àdire la région qui n'est pas la zone de suppression A1,). Plus spécifiquement, lorsque le coefficient de glissement kR de la roue arrière augmente à l'intérieur de la zone de suppression Al', l'ampleur de l'accroissement de la force de freinage diminue linéair de glissement ka, d'où une convergence possible du glissement excessif.

Lorsque la force de freinage de la roue avant WF et de la roue arrière WR est augmentée par le biais d'une commande de la force de freinage croissante, le couple vers l'avant, agissant sur le centre de gravité du véhicule, provoque un accroissement de la charge au sol de la roue avant W? et une décroissance du coefficient de glissement ÍF de ladite roue avant, tandis qu'il provoque une décroissance de la charge au sol de la roue arrière WR et un accroissement du coefficient de glissement 1R de ladite roue arrière. En conséquence, dans la zone (I? < frmda) sur la figure 19, dans laquelle le coefficient de glissement ÍF de la roue avant est faible, il existe l'éventualité que l'état de patinage du véhicule passe tout simplement de la zone Al de force de freinage croissante à la zone A2 de force de freinage décroissante, malgré le fort coefficient de frottement de la surface de la route, et qu'il s'opère une commande de la force de freinage décroissante, qui n'est pas absolument nécessaire.

Néanmoins, comme exposé ci-avant, étant donné que la roue arrière WR est relativement résistante à un blocage sur la surface d'une route présentant un fort coefficient de frottement, la valeur absolue IRrwl de l'accélération Rrw de la roue arrière, qui est une valeur négative, devient plus petite. La seconde courbe L2, de coefficient de glissement de consigne s'arrête par conséquent, au sommet, à proximité de la deuxième ligne L2 de coefficient de glissement de consigne, de sorte qu'elle est plus haute que le prolongement de la première ligne L1 de coefficient de glissement de consigne. De ce fait, l'état de patinage du véhicule résiste à un décalage de la zone Al de force de freinage croissante vers la zone A2 de force de freinage dé croissante, ce qui évite le problème de l'exécution d'une commande, non impérative, de la force de freinage décroissante.

Par ailleurs, étant donné que la roue arrière WR accuse une tendance au blocage lorsque le coefficient de frottement de la surface de la route est faible, la valeur absolue lRrwl de l'accélération Rrw de la roue arrière, qui est une valeur négative, se décale considérablement vers le bas. En conséquence, l'état de patinage du véhicule a tendance à se décaler de la zone Al de force de freinage croissante vers la zone A2 de force de freinage décroissante, une commande de la force de freinage décroissante est exécutée rapidement, et un blocage de la roue arrière WR est contrôlé avant qu'il se produise.

Sur les figures 20 et 21, les pointillés désignent la courbe de coefficient de glissement de consigne (résultant d'une conversion du coefficient de glissement de la roue arrière, sur la figure 19, en la vitesse VR de la roue arrière calculée en conformité avec la vitesse VF de la roue avant) dans la zone (1F < frmda) dans laquelle le coefficient de glissement t? de la roue avant est faible. Lorsque la vitesse VR de la roue arrière franchit cette courbe depuis le haut, elle pénètre dans la zone A2 de force de freinage décroissante et une commande de la force de freinage décroissante est exécutée, la courbe de coefficient de glissement de consigne passant simultanément de L2 à L2'.

Lorsque la vitesse VR de la roue arrière franchit ladite courbe depuis le bas, elle pénètre dans la zone Ai de force de freinage croissante et il s'opère une commande de la force de freinage croissante. Après un décalage de la zone A2 vers la zone Al, la courbe de coefficient de glissement de consigne ne retourne pas d'un seul coup de L2' à L2 mais retourne, en revanche, lence- ment à la deuxième ligne L2 de coefficient de glissement de consigne présentant la pente a, comme mentionné ci-avant.

Sur les figures 20 et 21, lorsque la vitesse VR de la roue arrière croise tout d'abord la deuxième ligne L2 de coefficient de glissement de consigne, la vitesse est réglée approximativement égale à la vitesse de la roue arrière à laquelle l'embrayage centrifuge automatique C, mentionné ci-avant, se met hors prise
(vitesse de débrayage); ainsi, lorsque la vitesse VR de la roue arrière croise la deuxième ligne L2 et pénètre tout d'abord dans la zone A2 de force de freinage décroissante, ladite vitesse VR passe brusquement au côté décroissance sans augmenter instantanément, et devient inférieure à la vitesse de débrayage précitée, de sorte que l'embrayage centrifuge automatique C se met hors prise. Lorsque ledit embrayage C est ainsi mis hors prise, il ne se remet pas en prise tant que l'ouverture de l'étranglement n'est pas augmentée, si bien que la roue arrière WR et le moteur E sont dissociés, et que ladite roue arrière WR n'est pas affectée par un effet de frein moteur.

Comme exposé ci-avant, l'embrayage centrifuge automatique C se met hors prise et aucun effet de frein moteur ne s exerce, sur la roue arrière WR, au stade de la pénétration initiale dans la zone A2 de force de freinage décroissante, de sorte que la vitesse de la roue arrière passe rapidement à un mode accroissement et converge, en un temps bref, sur la courbe de coefficient de glissement de consigne, comme représenté par des traits en gras sur les figures 20 et 21. Si l'on admet que l'embrayage C ne se met pas hors prise lors de la pénétration initiale dans la zone A2 de force de freinage décroissante, un effet de frein moteur s'exerce sur la roue arrière WR qui demeure reliée au moteur E, comme illustré par des traits épaissis sur les figures 20 et 21, si bien que la restauration de la vitesse VR de la roue arrière est temporisée et qu'une convergence rapide, sur la courbe de coefficient de glissement de consigne, est impossible.

Comme l'atteste une observation de la figure 22, s'il s'opérait un décalage de la zone A2 de force de freinage décroissante vers la zone A1 de force de freinage croissante, et si la courbe de coefficient de glissement de consigne était restaurée d'un seul coup de L2, à L2 (voir le trait mixte), le décalage successif de la zone A1 à la zone A2 s'effectuerait en un point E.

En revanche, lorsque la courbe de coefficient de glissement de consigne est progressivement restaurée de L2, à L2, comme dans la présente invention (voir le pointillé), le décalage de la zone A1 de force de freinage croissante à la zone A2 de force de freinage décroissante a lieu en un point p'. Cela accélère le rythme du décalage vers la zone A2 et cela empêche l'apparition d'un patinage excessif, ce qui autorise une commande du freinage anti-blocage exécutée avec une plus grande stabilité.

Dans l'exemple pratique, la transmission est matérialisée par une transmission T du type à courroie, variable en continu, mais la présente invention peut également etre appliquée à un véhicule équipé d'une transmission de n'importe quel autre type, pourvu qu'il s'agisse d'une transmission munie de l'embrayage centrifuge automatique C. De plus, l'emplacement auquel l'embrayage C est implanté n'est pas limité à celui indiqué dans l'exemple pratique, et ledit embrayage peut être prévu à n'importe quel emplacement situé entre le moteur E et la roue arrière WR.

Conformément à l'invention, comme exposé dans le développement qui précède, la courbe de coefficien. de glissement de consigne présente une ligne de coefficient de glissement sur laquelle le coefficient de glissement de la roue arrière devient une seconde valeur fondamentale ne dépendant pas du coefficient de glissement de la roue avant, dans la zone dans laquelle le coefficient de glissement de la roue avant est inférieur à une première valeur fondamentale ; ainsi, même si le couple du véhicule provoque, au cours du freinage, une diminution du contact de la roue arrière avec le sol et une augmentation du coefficient de glissement de cette roue arrière, le réglage de la seconde valeur fondamentale précitée rend difficile, pour l'état de patinage, un outrepassement de la courbe précitée de coefficient de glissement de consigne, depuis la zone de force de freinage croissante jusqu'à la zone de force de freinage décroissante. Cela permet d'éviter une commande de la force de freinage décroissante, dont l'exécution n est pas impérative. De surcroît, la seconde valeur fondamentale susmentionnée est réglée approximativement égale au coefficient de glissement de la roue arrière, correspondant à la vitesse de la roue arrière à laquelle s'effectue la mise hors prise d'un embrayage centrifuge automatique interposé entre ie moteur et la roue arrière, si bien que ledit embrayage est toujours hors prise lors de l'exécution d'une commande de la force de freinage décroissante, ce qui signifie que le frein moteur n'agit pas sur la roue arrière et qu'une convergence, sur la courbe de coefficient de glissement de consigne, peut être effectuée rapidement.

D'aprés l'invention, une zone de suppression de la force de freinage croissante, dans laquelle l'ampleur de l'accroissement de la force de freinage est supprimée, est en contact avec la ligne précitée de coefficient de glissement à l'intérieur de la zone sus mentionnée de force de freinage croissante. De ce fait, lorsque l'état de patinage a outrepassé la courbe de coefficient de glissement de consigne depuis la zone de force de freinage décroissante jusqu'à la zone de force de freinage croissante, il est possible d'empêcher que la force de freinage augmente de manière accentuée et que le coefficient de glissement de la roue arrière devienne inopportunément grand, si bien que la convergence d'un glissement excessif peut être accélérée.

Il va de soi que de nombreuses modifications peuvent être apportées au dispositif décrit et représenté, sans sortir du cadre de l'invention.

Claims (2)

REVENDICATIONS

1. Dispositif de commande du freinage antiblocage de véhicules, dans lequel une courbe (L1, L2, L3) du coefficient de glissement de consigne est tracée sur des coordonnées dans lesquelles le coefficient de glissement (kF) de la roue avant est reporté sur l'un des axes des coordonnées, et le coefficient de glissement

(kR) de la roue arrière est reporté sur l'autre axe des coordonnées ; dans lequel une zone (Al) de force de freinage croissante et une zone (A2) de force de freinage décroissante se trouvent, respectivement, sur le côté origine et sur le côté opposé de ladite courbe (L1, L2, L3) ; dans lequel la force de freinage est augmentée lorsque le coefficient de glissement (kF) de la roue avant et le coefficient de glissement (kR) de la roue arrière sont situés dans la zone précitée (A1) de force de freinage croissante ; et dans lequel la force de freinage est diminuée lorsque le coefficient de glissement (kF) de la roue avant et le coefficient de glissement (kR) de la roue arrière sont situés dans la zone précitée (A2) de force de freinage décroissante, dispositif caractérisé par le fait que la courbe susmentionnée (L1, L2, L3) présente une ligne (L2) de coefficient de glissement sur laquelle le coefficient de glissement (kR) de la roue arrière devient une seconde valeur fondamentale (rrmda) ne dépendant pas du coefficient de glissement (k?) de la roue avant dans la zone dans laquelle le coefficient de glissement (kF) de la roue avant est inférieur à une première valeur fondamentale (frmda), et la seconde valeur fondamentale précitée (rrmda) est réglée approximativement égale au coefficient de glissement (kR) de la roue arrière correspondant à la vitesse de la roue arrière à laquelle se produit la mise hors prise d'un embrayage centrifuge automatique (C) interposé entre le moteur (E) et la roue arrière (WR)

2. Dispositif selon la revendication 1, caractérisé par le fait qu'une zone (Al') de suppression de la force de freinage croissante, dans laquelle l'ampleur de l'accroissement de la force de freinage est suppri mee, est en contact avec la ligne (L2) de coefficient de glissement à l'intérieur de la zone (A1) de force de freinage croissante.