WO2009003781A2 - Systeme de commande pour systeme de freinage hydraulique. - Google Patents

Systeme de commande pour systeme de freinage hydraulique. Download PDF

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brake
braking
pressure
valve
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PCT/EP2008/056883
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Chris Anderson
Raynald Sprocq
Carole Charpentier
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Robert Bosch Gmbh
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T13/00—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator with power assistance or drive; Brake systems incorporating such transmitting means, e.g. air-pressure brake systems
    • B60T13/10—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator with power assistance or drive; Brake systems incorporating such transmitting means, e.g. air-pressure brake systems with fluid assistance, drive, or release
    • B60T13/24—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator with power assistance or drive; Brake systems incorporating such transmitting means, e.g. air-pressure brake systems with fluid assistance, drive, or release the fluid being gaseous
    • B60T13/46—Vacuum systems
    • B60T13/52—Vacuum systems indirect, i.e. vacuum booster units
    • B60T13/57—Vacuum systems indirect, i.e. vacuum booster units characterised by constructional features of control valves
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/34—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition
    • B60T8/40—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition comprising an additional fluid circuit including fluid pressurising means for modifying the pressure of the braking fluid, e.g. including wheel driven pumps for detecting a speed condition, or pumps which are controlled by means independent of the braking system
    • B60T8/4072—Systems in which a driver input signal is used as a control signal for the additional fluid circuit which is normally used for braking
    • B60T8/4081—Systems with stroke simulating devices for driver input
    • B60T8/4086—Systems with stroke simulating devices for driver input the stroke simulating device being connected to, or integrated in the driver input device

Definitions

  • the invention relates to a brake control system for motor vehicles and in particular a hydraulic control system.
  • the invention is also applicable to mixed braking systems as provided for in hybrid vehicles (electric traction vehicles and internal combustion engine traction vehicles) comprising a hydraulically actuated braking system and an electric braking system using the electric traction motors in electric generators.
  • a braking assistance booster essentially comprises an enclosure comprising two chambers (the front chamber or the vacuum chamber and the rear chamber or working chamber) separated by a movable integral membrane. of a piston.
  • a control rod can move toward the front of the vehicle when the driver of the vehicle actuates the brake pedal. This displacement of the control rod is transmitted to a plunger which actuates assistance means and the piston of the servomotor.
  • these assistance means comprise a three-way valve whose actuation makes it possible to interrupt the communication between the vacuum chamber and the working chamber of the servomotor and to put the latter chamber in the ambient atmosphere.
  • the control rod which is actuated by the brake control member is in contact with the piston of the servomotor, which is in contact with the push rod which acts on the piston of the master cylinder.
  • the various elements that couple the brake pedal to the piston of the master cylinder are in contact with each other. The driver thus perceives the reactions of the braking circuit via the brake pedal. However, if a device of the vehicle moves brake fluid from any point of the brake circuit to the master cylinder, there will be a reaction at the brake pedal and this reaction will be felt by the driver.
  • ABS anti-lock system of the wheels
  • ABS anti-lock system of the wheels
  • ESP dynamic trajectory control systems
  • a hydraulic unit is able to act on one or more braking circuits independently of the brake control and this action is also felt at the brake pedal and if the driver brakes at the moment of this operation of the ESP, he will feel a variation of the feeling of braking which will not correspond not necessarily the feeling of braking that he usually perceives.
  • the injection of brake fluid into the braking circuit by the hydraulic unit may have the effect of the recoils of the pistons of the master cylinder and this also has the effect of causing a recoil of the brake pedal. If this occurs when the driver exerts a relatively large braking force, the decline of the brake pedal is absorbed by the driver's ankle which can be unpleasant for the driver. This can even be the cause of bodily injury during an accident, including frontal, occurring while the driver exerts a strong pressure on the brake pedal.
  • so-called hybrid vehicles that have both at least one electric traction motor powered by batteries for the propulsion of the vehicle and an internal combustion engine (gasoline, gas oil, gas, or any other fuel) are generally equipped.
  • electric brakes in which the braking is obtained by inductive braking and energy recovery from the electric traction motor of the vehicle.
  • the electric traction motor then operates as an electric generator, the recovered electrical energy being used to recharge the batteries which is interesting for the use of the vehicle.
  • Hydraulic control systems by brake assist servomotors have been proven and it is known to provide a hydraulic braking system that can provide additional braking to the electric braking system.
  • the hydraulic braking system is not then coupled directly to the brake pedal but is controlled via an intermediate control device.
  • the invention thus relates to a braking control system which makes it possible to solve these problems and advantageously a braking system whose operation of the braking devices of the wheels of the vehicle is hydraulic.
  • This system makes it possible to decouple the brake pedal from the effects caused on the vehicle braking circuits by the various vehicle systems such as the anti-lock braking system (ABS) or the dynamic trajectory control system (ESP), but which restores to the brake pedal effects that simulate braking sensations. It can also be used in a vehicle equipped with an electric braking system to complete the operation of this electrical system.
  • the invention therefore relates to a brake control system for a motor vehicle comprising:
  • a brake control member which comprises a vacuum chamber and a working chamber separated by a servomotor piston; said braking assistance servomotor making it possible to provide an amplified brake control function; the difference in pressure between the two said chambers,
  • a brake master cylinder receiving the braking commands amplified from the braking assistance servomotor and inducing a braking pressure in the hydraulic braking circuit of the vehicle, the system further comprising a simulator pneumatically or hydraulically coupled to the piston of the brake servomotor, said simulator receiving at least one brake control of the brake control member and making it possible to establish or control, in exchange, a pressure difference between the vacuum chamber and the working chamber of the braking assistance servomotor so as to control the displacement of the piston.
  • said simulator comprises a hydraulic-controlled three-way pneumatic valve enabling: during a braking command initiated by the brake control member, the communicating the working chamber with a pressure greater than that of the vacuum chamber to control the operation of the brake assist servomotor and, consequently, the actuation of the master cylinder, when the pressure in the hydraulic braking circuit the vehicle exceeds a certain pressure threshold: stopping the communication of the working chamber with said pressure greater than that of the vacuum chamber.
  • the three-way valve comprises:
  • valve seat movable axially likely to be supported on the valve.
  • the movable probe is controlled by the brake control member to move away from the valve and thereby put the working chamber in communication with the atmospheric pressure
  • said valve seat being controlled by the pressure in the hydraulic braking circuit to move away from said valve and allow it to approach the movable probe and interrupt the communication of the working chamber with the atmospheric pressure when the pressure in the braking circuit exceeds said pressure threshold.
  • said valve seat is carried by an axially movable sleeve or is part of this sleeve.
  • a first spring makes it possible to exert a first force on this sleeve to push it towards the valve.
  • the bushing is movable in a first pressure inlet chamber which is hydraulically coupled to the hydraulic braking circuit of the vehicle and which is put under the pressure prevailing in the hydraulic braking circuit so that this pressure exerts on the Socket a second force contrary to the first force exerted by the first spring.
  • the system comprises at least a second spring providing a third force tending to oppose the axial displacement of said probe under the control of the brake control member.
  • the system comprises a third spring (R22) of elasticity different from that of the second spring (R21) and which provides a fourth force tending, in combination with the force of the second spring, to oppose the displacement axial of said probe (32) under the control of the brake control member.
  • the axially movable valve comprises a control shaft having a support element on which said second and third springs exert their efforts tending to oppose the axial displacement of the probe.
  • said simulator comprises a control piston hydraulically controlled by the brake control member and which controls the movement of said probe.
  • the system comprises an operating device comprising an operating chamber in which slides an operating piston controlled by the control member, said control piston being hydraulically coupled to said operating chamber by a blocking valve such that: - in a first mode of operation said blocking valve allows the actuating piston to control the displacement of the control piston,
  • said blocking valve prohibits the actuating piston from controlling the displacement of the control piston, the actuation piston then hydraulically controlling the displacement of a control rod which acts on a primary piston of the master cylinder.
  • the control rod it is also possible for said control rod to act on the servomotor piston, which acts on the primary piston of the master cylinder.
  • the master cylinder of brake comprises a primary piston which comprises an annular piston which is controlled by the brake booster piston and a central piston which slides in the annular piston and which is controlled by the control member without intervention of the brake booster piston.
  • provision may furthermore be made for a control rod actuated hydraulically by the actuating piston to act on the servomotor piston.
  • control rod is mechanically coupled to said central piston. It may then carry a shoulder intended not to be in contact with the servo piston of a pneumatically assisted braking system when the three-way valve of the simulator is in a state of equilibrium braking, and which is intended to press on the servomotor piston during unassisted braking, or on the contrary, beyond the braking saturation of the pneumatic brake booster during assisted braking.
  • FIG. 2 an alternative embodiment of the control system of FIG. 1,
  • FIG. 3 another embodiment of the control system according to the invention in which there is provided, for the primary piston of the master cylinder, two concentric pistons,
  • FIGS. 4a to 4c various phases of operation of the control system of FIG. 3 which highlight the utility of the two concentric pistons of the master cylinder,
  • FIGS. 5a and 5b operating curves of the control system of FIG. 3 respectively representing the pressure in the brake master cylinder as a function of the travel of the brake pedal and the force exerted as a function of the travel of the brake pedal; the brake pedal,
  • This system comprises, in a known manner, a braking assistance booster 4 which will be called a booster in the following description and which comprises a working chamber 41 and a vacuum chamber 40 separated by a booster membrane or piston 42 which can move along the axis of the booster 4.
  • the displacement of the piston 42 controls via a push rod 43 the displacement of the pistons 50, 51 of a brake master cylinder 5. This causes pressures in the brake circuits 6 of the vehicle.
  • an intermediate hydraulic or pneumatic device 3 which we will call simulator 3 in the following description.
  • a brake control device or brake pedal 1 which is actuated by the driver of the vehicle controls a hydraulic actuator 7 which is held in the rear wall 46 of the brake booster.
  • the actuating device 7 comprises a bore 71 into which an actuating piston 70 can slide.
  • the simulator 3 comprises a three-way valve.
  • the pressures are substantially balanced on both sides of the piston 42 and it remains stationary, - or to isolate the working chamber 41 of the vacuum chamber 40 (it is a braking start phase)
  • the system of the invention therefore comprises a three-way valve for controlling the braking assistance servomotor 4, but this three-way valve is dissociated from the piston 42 of the brake booster and does not move with it unlike the three-way valves boosts commonly used in the art.
  • the brake pedal is thus mechanically decoupled from the brake assist brake booster 4, the brake master cylinder 5 and the hydraulic braking circuits 6 of the vehicle.
  • the simulator 3 of FIG. 1 will now be described in more detail.
  • a piston 31 is movable in an enclosure 39 and makes it possible to control the three-way valve which is contained in an enclosure 38.
  • This three-way valve comprises: a feeler 32 movable axially under the control of the piston 31 and advantageously this feeler is integral with the piston 31,
  • valve 33 movable axially and capable of bearing on the probe 32
  • valve seat 34 carried by a sleeve 340 axially movable and capable of being supported on the valve 33.
  • the feeler 32 is pushed to the right (in FIG. 1) by the springs R21 and R22,
  • the sleeve 340 is pushed to the right by the spring R3 without the passage between the valve 33 and the valve seat 34 is closed. Indeed, an abutment limits the recoil to the right of the sleeve 340.
  • the working chamber 41 is therefore at the pressure of the vacuum chamber 40.
  • the feeler 32 is controlled by the brake control member 1 via the actuating device 7 and the piston 39.
  • the actuating piston 70 moves towards the left (in FIG. 1) in the bore 71.
  • a pressurized fluid is transmitted by the valve 79 into the chamber 39.
  • the piston 31 is pushed to the left and controls the movement of the probe 32.
  • the displacement of the probe 32 to the left allows the valve 33 to move to the left under the action of the spring 24 and the passage between the valve 33 and the valve seat 34 is closed.
  • the communication between the vacuum chamber 40 and the working chamber 41 is interrupted.
  • the probe 32 moving to the left, opens a passage between the probe 32 and the valve 33.
  • the working chamber 41 is then placed in communication with the atmospheric pressure through the access 301, the passage 302, the passage between the probe 32 and the valve 33, the access 304 and the pipe 344.
  • a pressure difference is induced between the chambers 40 and 41 of the brake booster.
  • the piston of the booster 42 moves to the left and controls, by the push rod 43, the operation of the brake master cylinder 5 which controls the pressurization of the braking circuit 6 of the vehicle.
  • the simulator 3 has a chamber 35 which is connected by an access 307 and a pipe 350 to the hydraulic braking circuit 6 of the vehicle.
  • a shoulder 341 of the bushing 340 slides in the chamber 35.
  • the pressure in the hydraulic braking circuit 6 is communicated to the chamber 35 and tends to push the shoulder 341 to the left.
  • the spring R3 pushes the bushing 340 to the right.
  • the pressure in the hydraulic braking circuit exceeds a certain threshold, and more precisely when the pressure exerted on the shoulder 341 becomes greater than the force exerted by the spring R3, the sleeve 340 moves to the left.
  • the valve seat 34 moves to the left.
  • valve 33 which is pushed to the left by the spring 24, accompanies the displacement of the valve seat 34 until the valve 33 comes into contact with the probe 32.
  • the communication of the working chamber 41 with the pressure atmospheric is interrupted.
  • the system is then in a state of braking equilibrium.
  • the valve seat 34 and the probe 32 press against the valve 33. If the face of the valve 33 in contact with the feeler and the valve seat 34 is flat or almost flat, it can be considered that the valve seat 34 and the probe 32 are aligned in the same plane.
  • the two springs R21 and R22 have different stiffnesses.
  • the spring R21 has a lower stiffness than that of the R22 spring, which makes it possible to simulate different braking forces.
  • End (Tin x Rl) + (Tin x S1 / S2 x R2)
  • End Tin (R1 + S1R2 / S2) in which:
  • F socket R3 x (Tin x S1 / S2)
  • the equilibrium condition of the valve is reached when the valve seat 34 and the seat of the probe 32 are aligned in the same plane.
  • the pressure in the braking circuit necessary to obtain this alignment is a function of the stiffness of the spring R3.
  • the law of inlet stroke / master cylinder pressure is determined from these last two parameters, independently of the absorption of the braking circuit.
  • the brake pedal 1 acts on the piston 70 which is movable in the chamber 71.
  • This enclosure contains a fluid for transmitting the pressure created by the piston 70.
  • this fluid is fed from the brake fluid reservoir.
  • the pressure created by the piston 70 is retransmitted to the chamber 39 when the valve 79 is open.
  • the spring R3 is associated with a spring R38 which is preferably in the idle state at rest (not forced to rest) due to a clearance formed between said spring R38 and the inner face of the sleeve
  • the invention advantageously provides for closing the valve 79.
  • a pneumatically actuated valve 79 is used comprising a membrane, one of whose faces is pneumatically connected to the vacuum source 400 supplying the front chamber 40 of the pneumatic brake booster.
  • the valve 79 is an electric valve, the braking system further comprising a sensor or sensor delivering an electrical signal of absence of vacuum in the front chamber 40 of the pneumatic brake booster.
  • the braking system further comprises a pressure sensor 79 'connected to the enclosure 71 providing information, advantageously redundant, on the braking setpoint resulting from the force exerted by the driver on the brake pedal.
  • the piston 70 moves to the left under the control of the pedal of brake.
  • the fluid in the chamber 71 is compressed and causes the piston 73 to move to the left.
  • This piston presses on its base 74 on the booster piston 42 which controls, by the thrust rod 43, the actuation of the piston 50 and 51 of the master cylinder. So we see that in case of incident, the driver can act with the brake pedal on the pistons of the master cylinder.
  • FIG 2 shows an alternative embodiment of the invention in which the driver acts directly on the simulator 3 by the brake pedal.
  • the actuating piston 70 slides in the chamber 71 which is integrated in the simulator 7.
  • the fluid which is compressed in the chamber 71 by the piston 70 controls the displacement of the piston 31 to the left.
  • the operation of the simulator 3 and the control of the booster 4 are similar to what has been described previously.
  • FIG. 3 represents another variant embodiment of the invention in which the primary piston of the master cylinder comprises two concentric pistons 57 and 58.
  • the piston 57 is an annular piston and is controlled by the piston 42 of the brake booster.
  • the central piston 58 slides in the annular piston 57 and is controlled by the brake pedal without intervention of the brake booster piston 42.
  • the control input force supplied by the driver has no significant contribution to the establishment of the pressure in the vehicle braking system.
  • the saturation pressure is lower (approximately 10 - 15 bars, ie 1000 - 1500 kilopascals).
  • a simple way to increase the brake equilibrium pressure is to reduce the MC section by reducing the bore diameter. However, this reduces the total chamber fluid volume required in certain situations such as the case of air in the brake system. To remedy this, one can both reduce the diameter of the bore of the master cylinder and increase the stroke of the brake pedal. However, the overall dimensions of the master cylinder / servo brake assembly are increased.
  • the piston 42 of the brake booster is thus controlled by the simulator 3 and moves to the left.
  • the piston 57 moves to the left as shown in Figure 4a.
  • the pressure induced in the master cylinder The brake thus corresponds to the effective cross section of the annular piston 57.
  • pressure and fluid displacement are produced according to the annular cross-section of this piston.
  • an additional chamber is created in its inner diameter.
  • the piston 58 receives the increasing pressure of the master cylinder on its section, which maintains the piston 58 by its shoulder 74 against the rear wall 46 of the brake booster despite the increasing pressure in the piston. enclosure 71.
  • valve seat 34 and the feeler seat 32 are aligned in a same plane (more practically, when are pressed on the valve 33).
  • the system of the invention makes it possible, under normal braking conditions, to obtain effective braking with reduced effort on the part of the driver.
  • the driver can increase the braking effort, especially in cases of extreme braking, by exerting an extra effort on the brake pedal.
  • the transition phase indicated in FIGS. 5a and 5b the value of the space between the shoulder 74 and the brake booster piston 42 is reduced until the shoulder 74 is in contact with the piston 42.
  • this phase there is a slight increase in the pressure in the brake master cylinder for a given input stroke.
  • auxiliary pressure source hydroaulic unit
  • the invention advantageously provides for detecting the aforementioned braking saturation phase by measuring, on the one hand, the variations in the travel of the brake pedal and, on the other hand, the variations in pressures induced in the master. brake cylinder.
  • the detection of a small variation of pressure for a variation of stroke greater than a determined value makes it possible to detect a braking saturation situation and thus to detect the transition zone of FIGS. 5a and 5b.
  • the induction of an additional pressure in the braking circuit of the vehicle is then controlled by means of an auxiliary pressure source such as a hydraulic unit.
  • FIGS. 6a and 6b This operation is illustrated by FIGS. 6a and 6b.
  • the operation of the system has been illustrated without the intervention of an auxiliary pressure source.
  • the curves in solid lines thus correspond to the operation of FIGS. 5a and 5b.
  • the operation of the system is represented with the intervention of an auxiliary pressure source.
  • the auxiliary pressure source induces an overpressure in the master cylinder which reduces the transition zone.
  • the system of the invention has the advantages of: - being able to control independently of each other the laws race / effort and stroke / pressure in the master cylinder as described above. to filter the disturbances from the hydraulic circuit (for example, the hydraulic vibratory pulsations that occur during an ABS regulation), to have an insensitivity to the large displacements of brake fluid, for example, in the brakes of large dimensions (brakes of large diameters and / or large strokes) and the variability of absorption,
  • the invention is applicable to vehicles equipped with:
  • the piston diameter of the simulator will be defined according to the mass of the vehicle to be braked. It will be defined small enough to meet the requirements of emergency braking.
  • brake fluid supply pressurized by the brake master cylinder and brake booster can be supplemented by any additional power such as hydraulic unit to improve braking performance or to overcome a failure.

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Abstract

L' invention concerne un système de commande de freins pour véhicule automobile comportant un organe de commande de frein (1), un servomoteur d'assistance au freinage (4), un maître cylindre de frein (5). Le système de l'invention comporte en outre un simulateur (3) couplé pneumatiquement au piston (42) du servomoteur d'assistance au freinage (4). Ce simulateur (3) reçoit au moins une commande de freinage de l'organe de commande de frein (1) et permet d'établir, en échange, une différence de pressions entre la chambre avant (40) et la chambre arrière (41) du servomoteur d'assistance au freinage de façon à commander le déplacement du piston (42). Application: Freins pour véhicules automobiles.

Description

L'invention concerne un système de commande de frein pour véhicules automobiles et notamment un système de commande hydraulique. L'invention est également applicable à des systèmes de freinage mixtes tels que prévus dans les véhicules hybrides (véhicules à traction électrique et à traction par moteur à combustion interne) comprenant un système de freinage à actionnement hydraulique et un système à freinage électrique utilisant le ou les moteurs de traction électriques en générateurs électriques .
Dans les techniques connues de systèmes de freinages hydrauliques de véhicules automobiles, un servomoteur d'assistance au freinage comporte essentiellement une enceinte comprenant deux chambres (la chambre avant ou chambre à vide et la chambre arrière ou chambre de travail) séparées par une membrane mobile solidaire d'un piston. Une tige de commande peut se déplacer vers l'avant du véhicule lorsque le conducteur du véhicule actionne la pédale de frein. Ce déplacement de la tige de commande est transmis à un plongeur qui actionne des moyens d'assistance et le piston du servomoteur. Généralement, ces moyens d'assistance comprennent une vanne trois voies dont l' actionnement permet d' interrompre la communication entre la chambre à vide et la chambre de travail du servomoteur et de mettre cette dernière chambre à l'atmosphère ambiante. Etant donné que la chambre à vide est normalement sous vide, et en raison de la différence de pressions entre les deux chambres, une force d'assistance est exercée sur le piston qui sépare les deux chambres. Le piston se déplace alors vers l'avant agissant sur une tige de poussée servant à actionner le maître-cylindre du circuit de freinage.
La tige de commande qui est actionnée par l'organe de commande de frein (pédale de frein) est en contact avec le piston du servomoteur, lequel est en contact avec la tige de poussée qui agit sur le piston du maître cylindre. Les différents éléments qui couplent la pédale de frein au piston du maître cylindre sont donc en contact les uns avec les autres. Le conducteur perçoit donc les réactions du circuit de freinage par l'intermédiaire de la pédale de frein. Cependant, si un dispositif du véhicule déplace du fluide de freinage d'un point quelconque du circuit de freinage vers le maître cylindre, on aura une réaction au niveau de la pédale de frein et cette réaction sera ressentie par le conducteur. Par exemple, lors d'un freinage ayant pour effet de bloquer les roues du véhicule, le système d' antiblocage des roues (ABS) a pour fonction de réduire le freinage et pour cela d'extraire du fluide de freinage des freins de roues pour l'injecter dans le maître cylindre. Ou bien, dans les systèmes de contrôle dynamiques de trajectoire (ESP), un groupe hydraulique est capable d'agir sur un ou plusieurs circuits de freinage indépendamment de la commande des freins et cette action est également ressentie au niveau de la pédale de frein et si le conducteur freine au moment de ce fonctionnement de l'ESP, il ressentira une variation de la sensation du freinage qui ne correspondra pas forcément à la sensation de freinage qu'il perçoit habituellement .
Il convient également de signaler que l'injection de fluide de freinage dans le circuit de freinage par le groupe hydraulique peut avoir pour effet le recul des pistons du maître cylindre et cela a aussi pour effet de provoquer un recul de la pédale de frein. Si cela se produit au moment où le conducteur exerce un effort de freinage relativement important, le recul de la pédale de frein est absorbé par la cheville du conducteur ce qui peut être pour le moins désagréable pour le conducteur. Cela peut même être à l'origine de dommages corporels lors d'un accident, notamment frontal, se produisant tandis que le conducteur exerce une forte pression sur la pédale de frein.
On peut donc avoir intérêt à amortir, voire à supprimer ou à absorber la retransmission de tous ces effets qui sont induits dans les circuits de freinage et/ou dans le maître cylindre vers la pédale de frein. Une solution pour résoudre ces inconvénients est de prévoir une commande électrique du système de commande et de prévoir un système qui applique à la pédale de frein des ordres mécaniques qui simulent des sensations de freinage que le conducteur ressent habituellement avec un système de freinage classique dans les mêmes conditions de freinage. Dans la suite de la description, on appellera ce dispositif "simulateur de sensation de freinage". Dans un tel système, les dispositifs de freinage réels sont donc déconnectés du simulateur de sensation de freinage qui en retour du freinage applique des effets à la pédale de frein. Cependant, de tels systèmes sont coûteux par rapport aux systèmes de freinage hydrauliques classiques. L'introduction de commandes électriques et de connectiques pose généralement des problèmes de fiabilité. Ces systèmes sont donc d'autant plus coûteux si on leur impose les mêmes exigences de fiabilité et de sécurité qu'aux systèmes hydrauliques classiques.
Par ailleurs les véhicules dits hybrides qui possèdent à la fois au moins un moteur de traction électrique alimenté par des batteries pour la propulsion du véhicule et un moteur à combustion interne (à essence, gaz oil, gaz, ou tout autre carburant) sont équipés généralement de freins électriques dans lesquels le freinage est obtenu par freinage inductif et récupération d'énergie à partir du moteur de traction électrique du véhicule. Le moteur électrique de traction fonctionne alors en générateur électrique, l'énergie électrique récupérée étant utilisée pour recharger les batteries ce qui est intéressant pour l'utilisation du véhicule. Dans ces systèmes, il est également possible de faire varier le couple de freinage électrique. Lors d'un freinage, on n'applique pas alors toujours le maximum du frein électrique. Cela peut être par exemple le cas avec l'utilisation d'un radar donnant des informations sur l'état de la route, ou lors d'une manœuvre plus ou moins rapide de la pédale de frein (par exemple un appui important suivi d'un relâchement de la pédale de frein) .
On peut également prévoir d'envoyer un courant inverse dans le moteur électrique soit pour des questions de sécurité, soit pour des questions de sensation à la pédale de frein. Cependant, le freinage électrique ne donne pas entièrement satisfaction en raison notamment de l'augmentation progressive de son efficacité et de la diminution de son efficacité à faibles vitesses. Il convient donc d'équiper le véhicule d'un système de freinage qui puisse pallier les inconvénients du système de freinage électrique.
Les systèmes à commandes hydrauliques par servomoteurs d'assistance au freinage ont fait leur preuve et il est connu de prévoir un système de freinage hydraulique qui puisse apporter un complément de freinage au système de freinage électrique. Le système de freinage hydraulique n'est alors pas couplé directement à la pédale de frein mais est commandé par l'intermédiaire d'un dispositif de commande intermédiaire.
L'invention concerne donc un système de commande de freinage qui permet de résoudre ces problèmes et avantageusement un système de freinage dont 1 ' actionnement des dispositifs de freinage des roues du véhicule est hydraulique. Ce système permet de découpler la pédale de frein des effets provoqués sur les circuits de freinage du véhicule par les différents systèmes du véhicule tel que 1 ' antiblocage des roues (ABS) ou le système de contrôle dynamique de trajectoire (ESP), mais qui restitue vers la pédale de frein des effets qui simulent des sensations de freinage. Il peut être également utilisé dans un véhicule équipé d'un système de freinage électrique pour compléter le fonctionnement de ce système électrique. L'invention concerne donc un système de commande de freins pour véhicule automobile comportant :
- un organe de commande de frein, - un servomoteur d'assistance au freinage lequel comprend une chambre à vide et une chambre de travail séparées par un piston de servomoteur, ledit servomoteur d'assistance au freinage permettant de fournir une commande de freinage amplifiée fonction de la différence de pressions existant entre les deux dites chambres,
- un maître cylindre de frein recevant les commandes de freinage amplifiées du servomoteur d'assistance au freinage et induisant une pression de freinage dans le circuit hydraulique de freinage du véhicule, le système comportant en outre un simulateur couplé pneumat iquement ou hydraul iquement au piston du servomoteur d'assistance au freinage, ledit simulateur recevant au moins une commande de freinage de l'organe de commande de frein et permettant d'établir ou de contrôler, en échange, une différence de pressions entre la chambre à vide et la chambre de travail du servomoteur d'assistance au freinage de façon à commander le déplacement du piston.
Selon l'invention, ledit simulateur comporte une vanne pneumatique trois voies à commande hydraulique permettant: - lors d'une commande de freinage initiée par l'organe de commande de frein, la mise en communication de la chambre de travail avec une pression supérieure à celle de la chambre à vide pour commander le fonctionnement du servomoteur d'assistance au freinage et, par suite, 1 ' act ionnement du maître cylindre, lorsque la pression dans le circuit hydraulique de freinage du véhicule dépasse un certain seuil de pression: l'arrêt de la mise en communication de la chambre de travail avec ladite pression supérieure à celle de la chambre à vide.
Selon une forme de réalisation de l'invention, la vanne trois voies comporte:
- un palpeur mobile axialement,
- un clapet mobile axialement et susceptible d'être en appui sur ledit palpeur mobi le ,
- un siège de clapet mobile axialement susceptible d'être en appui sur le clapet.
Le palpeur mobile est commandé par l'organe de commande de frein pour s'écarter du clapet et mettre ainsi la chambre de travail en communication avec la pression atmosphérique, et ledit siège de clapet étant commandé par la pression régnant dans le circuit hydraulique de freinage pour s'écarter dudit clapet et permettre à celui-ci de se rapprocher du palpeur mobile et interrompre la communication de la chambre de travail avec la pression atmosphérique lorsque la pression dans le circuit de freinage dépasse ledit seuil de pression. Selon une forme de réalisation avantageuse de l'invention, ledit siège de clapet est porté par une douille mobile axialement ou fait partie de cette douille. Un premier ressort permet d'exercer un premier effort sur cette douille pour la pousser vers le clapet. La douille est mobile dans une première chambre d'admission de pression qui est couplée hydraul iquement au circuit hydraulique de freinage du véhicule et qui est mise à la pression qui règne dans le circuit hydraulique de freinage de façon à ce que cette pression exerce sur la douille un deuxième effort contraire au premier effort exercé par le premier ressort . Avantageusement, le système comporte au moins un deuxième ressort fournissant un troisième effort tendant à s'opposer au déplacement axial dudit palpeur sous la commande de l'organe de commande de frein. Selon une variante de réalisation le système comporte un troisième ressort (R22) d'élasticité différente de celle du deuxième ressort (R21) et qui fournit un quatrième effort tendant, en combinaison avec l'effort du deuxième ressort, à s'opposer au déplacement axial dudit palpeur (32) sous la commande de l'organe de commande de frein.
Selon une forme de réalisation, le clapet mobile axialement comporte un axe de commande possédant un élément d'appui sur lequel lesdits deuxième et troisième ressorts exercent leurs efforts tendant à s'opposer au déplacement axial dudi t palpeur .
Avantageusement, ledit simulateur comporte un piston de commande commandé hydraul iquement par l'organe de commande de frein et qui permet de commander le déplacement dudit palpeur.
Selon une forme de réalisation avantageuse de l'invention, le système comporte un dispositif d ' act ionnement comportant une chambre d ' act i onnement dans laquelle coulisse un piston d ' act ionnement commandé par l'organe de commande, ledit piston de commande étant couplé hydraul iquement à ladite chambre d ' act ionnement par une vanne de blocage de façon que: - dans un premier mode de fonctionnement ladite vanne de blocage permet au piston d ' act ionnement de commander le déplacement du piston de commande,
- et que dans un deuxième mode de fonctionnement ladite vanne de blocage interdit au piston d ' act ionnement de commander le déplacement du piston de commande, le piston d ' act ionnement commandant alors hydraul iquement le déplacement d'une tige de commande qui agit sur un piston primaire du maître cylindre.
Selon l'invention, on peut également prévoir que ladite tige de commande agit sur le piston de servomoteur, lequel agit sur le piston primaire du maître cylindre. Selon une variante de réalisation du système selon l'invention, le maître cylindre de frein comporte un piston primaire qui comporte un piston annulaire qui est commandé par le piston de servofrein et un piston central qui coulisse dans le piston annulaire et qui est commandé par l'organe de commande sans intervention du piston de servofrein.
Selon cette variante de réalisation, on peut prévoir par ailleurs, qu'une tige de commande actionnée hydr aul iquement par le piston d ' ac t i onnemen t permet d'agir sur le piston de servomoteur .
Avantageusement, la tige de commande est couplée mécaniquement audit piston central. Elle peut alors corn porter un épaulement destiné à ne pas être en contact avec le piston de servomoteur d'un freinage assisté pneumat iquement lorsque la vanne trois voies du simulateur est dans un état d'équilibre de freinage, et qui est destiné à appuyer sur le piston de servomoteur lors d'un freinage non assisté, ou au contraire, au-delà de la saturation de freinage du servomoteur pneumatique d'assistance au freinage lors d'un freinage assisté. Les différents objets et caractéristiques de l'invention apparaîtront plus clairement dans la description qui va suivre et faite à titre d'exemple en liaison avec les figures annexées qui représentent : - la figure 1, un exemple de réalisation du système de commande de circuit de freinage selon l'invention,
- la figure 2, une variante de réalisation du système de commande de la figure 1,
- la figure 3, une autre variante de réalisation du système de commande selon l'invention dans laquelle on prévoit, pour le piston primaire du maître cylindre, deux pistons concentriques,
- les figures 4a à 4c, différentes phases de fonctionnement du système de commande de la figure 3 qui mettent en évidence l'utilité des deux pistons concentriques du maître cylindre,
- les figures 5a et 5b, des courbes de fonctionnement du système de commande de la figure 3 représentant respectivement la pression dans le maître-cylindre de frein en fonction de la course de la pédale de frein et la force exercée en fonction de la course de la pédale de frein,
- les figures 6a et 6b, des courbes de fonctionnement d'un système de commande tel que celui de la figure 3 dans lequel on prévoit un source de pression auxiliaire permettant d'induire une pression supplémentaire dans le circuit de freinage. DESCRIPTION DETAILLEE En se reportant à la figure 1, on va donc décrire un exemple de réalisation du système de commande de circuits de freinage selon l'invention.
Ce système comporte de manière connue un servomoteur d'assistance au freinage 4 qu'on appellera servofrein dans la suite de la description et qui comporte une chambre de travail 41 et une chambre à vide 40 séparées par une membrane ou piston de servofrein 42 pouvant se déplacer selon l'axe du servofrein 4. Le déplacement du piston 42 commande par l'intermédiaire d'une tige de poussée 43 le déplacement des pistons 50, 51 d'un maître cylindre de freinage 5. Celui-ci induit des pressions dans les circuits de freinage 6 du véhicule . Selon l'invention, il est prévu un dispositif hydraulique ou pneumatique intermédiaire 3 que nous appellerons simulateur 3 dans la suite de la description.
Un dispositif de commande de freinage ou pédale de frein 1 qui est actionnée par le conducteur du véhicule permet de commander un dispositif d' actionnement hydraulique 7 qui est maintenu dans la paroi arrière 46 du servofrein. Le dispositif d' actionnement 7 comporte un alésage 71 dans lequel peut coulisser un piston d' actionnement 70. Le simulateur 3 comporte une vanne trois voies
(32, 34, 33) qui permet:
- soit de mettre en communication la chambre de travail 41 avec la chambre à vide 40. Dans ce cas, les pressions sont sensiblement équilibrées des deux côtés du piston 42 et celui-ci reste immobile, - ou d'isoler la chambre de travail 41 de la chambre à vide 40 (il s'agit d'une phase de début de freinage)
- soit de mettre en communication la chambre de travail 41 avec l'air atmosphérique, la chambre de travail étant isolée de la chambre à vide. Une différence de pressions est créée entre la chambre à vide 40 et la chambre de travail 41. Le piston de servofrein est sollicité pour se déplacer vers la chambre à vide (vers la gauche sur la figure 1) . Le déplacement du piston de servofrein 42 a pour effet de pousser la tige de poussée 43 vers le maître cylindre de freins 5. Le servofrein fournit alors un effort de freinage au maître cylindre de freins . Le système de 1 ' invention comporte donc une vanne trois voies permettant de commander le servomoteur d'assistance au freinage 4 mais cette vanne trois voies est dissociée du piston 42 du servofrein et ne se déplace pas avec lui contrairement aux vannes trois voies des servofreins couramment utilisés dans la technique.
Dans un tel système, la pédale de frein est ainsi découplée mécaniquement du servofrein d'assistance au freinage 4, du maître cylindre de frein 5 et des circuits hydrauliques de freinage 6 du véhicule. On va maintenant décrire plus en détails le simulateur 3 de la figure 1.
Un piston 31 est mobile dans une enceinte 39 et permet de commander la vanne trois voies qui est contenue dans une enceinte 38. Cette vanne trois voies comporte: - un palpeur 32 mobile axialement sous la commande du piston 31 et avantageusement ce palpeur est solidaire du piston 31,
- un clapet 33 mobile axialement et susceptible d'être en appui sur le palpeur 32,
- un siège de clapet 34 porté par une douille 340 mobile axialement et susceptible d'être en appui sur le clapet 33.
Au repos, le simulateur est dans l'état représenté sur la figure 1 :
- le palpeur 32 est poussé vers la droite (sur la figure 1) par les ressorts R21 et R22,
- le passage entre le palpeur 32 (ou plus précisément le siège de clapet porté par le palpeur) et le clapet 33 est fermé,
- la douille 340 est poussée vers la droite par le ressort R3 sans que le passage entre le clapet 33 et le siège de clapet 34 soit fermé. En effet, une butée limite le recul vers la droite de la douille 340. La chambre de travail 41 est donc à la pression de la chambre à vide 40.
Le palpeur 32 est commandé par l'organe de commande de frein 1 par l'intermédiaire du dispositif d' actionnement 7 et par le piston 39. Lorsque le conducteur appuie sur la pédale de frein 1, le piston d' actionnement 70 se déplace vers la gauche (sur la figure 1) dans l'alésage 71. Un fluide sous pression est transmis par la vanne 79 dans la chambre 39. Le piston 31 est poussé vers la gauche et commande le déplacement du palpeur 32. Le déplacement du palpeur 32 vers la gauche permet au clapet 33 de se déplacer vers la gauche sous l'action du ressort 24 et le passage entre le clapet 33 et le siège de clapet 34 est fermé. La communication entre la chambre à vide 40 et la chambre de travail 41 est interrompue. De plus, le palpeur 32, en se déplaçant vers la gauche, ouvre un passage entre le palpeur 32 et le clapet 33. La chambre de travail 41 est alors mise en communication avec la pression atmosphérique par l'accès 301, le passage 302, le passage entre le palpeur 32 et le clapet 33, l'accès 304 et la canalisation 344.
Une différence de pression est induite entre les chambres 40 et 41 du servofrein. Le piston du servofrein 42 se déplace vers la gauche et commande, par la tige de poussée 43, le fonctionnement du maître cylindre de frein 5 qui commande la mise sous pression du circuit de freinage 6 du véhicule.
Durant ce fonctionnement, le passage entre le siège de clapet 34 et le clapet 33 est fermé en raison du ressort R3 qui pousse la douille 340 vers la droite et du ressort 24 qui pousse le clapet 33 vers la gauche.
Par ailleurs, le simulateur 3 possède une chambre 35 qui est reliée par un accès 307 et une canalisation 350 au circuit hydraulique de freinage 6 du véhicule. Un épaulement 341 de la douille 340 coulisse dans la chambre 35. La pression dans le circuit hydraulique de freinage 6 est communiquée à la chambre 35 et a tendance à pousser vers la gauche l' épaulement 341. Cependant, le ressort R3 pousse la douille 340 vers la droite. Lorsque la pression dans le circuit hydraulique de freinage dépasse un seuil déterminé, et plus précisément lorsque la pression exercée sur 1 ' épaulement 341 devient supérieure à l'effort exercé par le ressort R3, la douille 340 se déplace vers la gauche. Le siège de clapet 34 se déplace vers la gauche. Le clapet 33, qui est poussé vers la gauche par le ressort 24, accompagne le déplacement du siège de clapet 34 jusqu'à ce que le clapet 33 entre en contact avec le palpeur 32. La communication de la chambre de travail 41 avec la pression atmosphérique est alors interrompue. Le système est alors dans un état d'équilibre de freinage. Le siège de clapet 34 et le palpeur 32 sont en appuie sur le clapet 33. Si la face du clapet 33 en contact avec le palpeur et le siège de clapet 34 est plane ou quasiment plane, on peut considérer que le siège de clapet 34 et le palpeur 32 sont alignés selon un même plan .
Dans cet état d'équilibre de freinage, la pression dans la chambre de travail 41 cesse d'augmenter et conserve son état de pression. Le déplacement du piston 42 du servofrein est freiné voire stoppé. La pression dans le circuit hydraulique de freinage n'augmente plus.
Lors de ce fonctionnement, le déplacement du palpeur 32 doit vaincre l'effort exercé vers la droite par les ressorts R21 et R22 sur l' épaulement 321 du palpeur. Ces ressorts simulent ainsi un effort de freinage qui est ressenti par le conducteur en appuyant sur la pédale de frein.
Avantageusement, les deux ressorts R21 et R22 ont des raideurs différentes. Par exemple, le ressort R21 a une raideur plus faible que celle du ressort R22, ce qui permet de simuler des efforts de freinage différents.
Cependant dans une variante de réalisation simplifiée non représentée, on pourrait ne prévoir qu'un seul ressort en lieu et place des ressorts R21 et R22.
Dans un tel système, les lois course/effort et course/pression maître cylindres sont maîtrisées indépendamment l'une de l'autre et indépendamment de l'absorption du système de freinage. En effet, l'effort sur la pédale de frein en fonction de la course de cette pédale peut s'exprimer par la formule:
Fin = (Tin x Rl) + (Tin x S1/S2 x R2 ) Soit : Fin = Tin (Rl+Sl .R2/S2) dans laquelle:
Fin = Effort d'entrée à la pédale de frein Tin = Course d'entrée à la pédale de frein
51 = Section hydraulique du piston d' actionnement 70 Rl = Raideur du ressort de rappel du piston d' actionnement 70
52 = section du piston du simulateur 3
53 = Section annulaire de la douille 340 R3 = Raideur du ressort de la douille R2 = R21 + R22 = Raideur des ressorts de simulateur .
Une loi course/effort peut donc être obtenue en choisissant les caractéristiques des différents ressorts et les différentes sections utiles à des valeurs déterminées. Pour une condition donnée d'équilibre de la valve (sièges alignés), l'effort sur la douille est donné par:
F douille = R3 x (Tin x S1/S2)
La pression dans le maître cylindre nécessaire pour atteindre cet effort est de:
Pmc = F douille / S3
La pression dans le maître cylindre en fonction de la course de la pédale de frein peut donc s'exprimer par la formule: Pmc = (R3/S3) . (Tin.Sl/S2)
La condition d'équilibre de la valve est atteinte lorsque le siège de clapet 34 et le siège du palpeur 32 sont alignés dans un même plan.
La pression dans le circuit de freinage nécessaire pour obtenir cet alignement est fonction de la raideur du ressort R3. Ainsi la loi course d'entrée / pression maître cylindre est déterminée à partir de ces deux derniers paramètres, indépendamment de l'absorption du circuit de freinage. Dans l'exemple de réalisation de la figure 1, la pédale de frein 1 agit sur le piston 70 qui est mobile dans l'enceinte 71. Cette enceinte contient un fluide permettant de transmettre la pression créée par le piston 70. Par exemple, ce fluide est alimenté par le réservoir de liquide de frein. Evidemment, la pression créée par le piston 70 est retransmise à l'enceinte 39 lorsque la vanne 79 est ouverte.
Par ailleurs, dans cet exemple de réalisation, il a été prévu deux ressorts R21 et R22, ce qui permet d'obtenir deux pentes différentes de l'effort à la pédale de frein en fonction de la course. Cependant dans un mode de réalisation simplifié on peut prévoir un seul ressort.
Avantageusement, le ressort R3 est associé à un ressort R38 qui est de préférence à l'état libre au repos (non contraint au repos) en raison d'un jeu ménagé entre ledit ressort R38 et la face intérieure de la douille
340.
En cas de disfonctionnement du servofrein 4 et/ou du simulateur 3, l'invention prévoit avantageusement la fermeture de la vanne 79.
Ainsi, la vanne 79 étant fermée pour un freinage sans assistance pneumatique, l'enceinte 71 transmet intégralement la poussée sur le piston 70 sans allongement de la course. Avantageusement, on met en œuvre une vanne 79 à commande pneumatique comportant une membrane dont une des faces est reliée pneumatiquement à la source de vide 400 alimentant la chambre avant 40 du servomoteur pneumatique d'assistance au freinage. Avantageusement, la vanne 79 est une vanne électrique, le système de freinage comportant en outre un détecteur ou capteur délivrant un signal électrique d'absence de vide dans la chambre avant 40 du servomoteur pneumatique d'assistance au freinage. Avantageusement, le système de freinage comporte en outre un capteur de pression 79' relié à l'enceinte 71 fournissant une information, avantageusement redondante, sur la consigne de freinage résultant de la force exercée par le conducteur sur la pédale de frein. Lors d'une commande de freinage, le piston 70 se déplace vers la gauche sous la commande de la pédale de frein. Le fluide dans l'enceinte 71 est comprimé et provoque le déplace vers la gauche du piston 73. Celui-ci appuie par son embase 74 sur le piston de servofrein 42 qui commande, par la tige de poussée 43, 1 ' actionnement des piston 50 et 51 du maître cylindre. On voit donc qu'en cas d'incident, le conducteur peut agir à l'aide de la pédale de frein sur les pistons du maître cylindre.
La figure 2 représente une variante de réalisation de l'invention dans laquelle le conducteur agit directement sur le simulateur 3 par la pédale de frein .
Le piston d' actionnement 70 coulisse dans l'enceinte 71 qui est intégrée dans le simulateur 7. Le fluide qui est comprimé dans l'enceinte 71 par le piston 70 commande le déplacement du piston 31 vers la gauche. Le fonctionnement du simulateur 3 et la commande du servofrein 4 sont similaires à ce qui a été décrit précédemment .
La figure 3 représente une autre variante de réalisation de l'invention dans laquelle le piston primaire du maître cylindre comporte deux pistons concentriques 57 et 58. Le piston 57 est un piston annulaire et est commandé par le piston 42 du servofrein. Le piston central 58 coulisse dans le piston annulaire 57 et est commandé par la pédale de frein sans intervention du piston 42 de servofrein.
Avec un simulateur de type actuateur piloté par la pression (PCA ou Pression Control Actuation en terminologie anglo-saxonne), la force d'entrée de commande fournie par le conducteur n ' a aucune contribution significative à l'établissement de la pression dans le système de freinage du véhicule. Cela signifie que par rapport à un système servofrein/maître cylindre conventionnel de même taille de servofrein et de même diamètre d'alésage de maître cylindre, la pression à saturation est inférieure (10 - 15 bars approximativement soit 1000 - 1500 kilopascal) . Une manière simple d'augmenter la pression à l'équilibre de freinage est de réduire la section du MC en réduisant le diamètre d'alésage. Cependant, ceci réduit le volume de liquide de chambre totale nécessaire dans certaines situations telle que le cas de présence d'air dans le circuit de freinage. Pour y remédier, on peut à la fois réduire le diamètre de l'alésage du maître-cylindre et augmenter la course à la pédale de frein. Cependant on augmente l'encombrement de l'ensemble maître cylindre/servofrein.
Selon 1 ' invention on prévoit donc un système comportant deux pistons concentriques.
En se reportant aux figures 4a à 4c et 5a, 5b, on va décrire le fonctionnement d'un tel système. Lorsque le conducteur appuie sur la pédale de frein, une pression est transmise au simulateur 3 par le dispositif d' actionnement 7. Le fonctionnement du simulateur 3 est tel que décrit précédemment.
Le piston 42 du servofrein est donc commandé par le simulateur 3 et se déplace vers la gauche. Le piston 57 se déplace vers la gauche comme cela est indiqué sur la figure 4a.
Cette phase de fonctionnement correspond, sur les figures 5a et 5b, à la phase "Section MC = Sl". Seul le piston annulaire 57 du maître cylindre se déplace. La pression induite dans le maître cylindre de frein correspond donc à la section efficace du piston annulaire 57. Ainsi une pression et un déplacement de fluide sont produits selon la section efficace annulaire de ce piston. Pendant que le piston annulaire se déplace vers la gauche, une chambre additionnelle est créée dans son diamètre intérieur.
Pendant toute la phase "section MC = Sl", le piston 58 reçoit la pression croissante du maître cylindre sur sa section, ce qui maintient en appui le piston 58 par son épaulement 74 contre la paroi arrière 46 du servofrein malgré la pression croissante dans l'enceinte 71.
Comme on l'a décrit précédemment, à l'équilibre et jusqu'à la saturation du servomoteur d'assistance au freinage, le siège de clapet 34 et le siège de palpeur 32 sont alignés selon un même plan (plus pratiquement, lorsqu'ils sont en appuie sur le clapet 33) .
Lorsqu'on atteint la saturation, l' épaulement 74 de la tige de poussée 73 se trouve à une distance J=x du piston 42 du servofrein. Le piston central 58 du piston primaire commence à se déplacer vers la gauche parce que l'augmentation de la force d'entrée n'est plus équilibrée par une augmentation de pression dans le maître cylindre. Le fluide de la chambre additionnelle est expulsé dans la chambre primaire du maître-cylindre. Puisqu'il n'y a aucune force additionnelle fournie par le servofrein, une force vers la droite est appliquée au piston annulaire 57 et sur le piston 42 de servofrein. Ceux-ci ont tendance à se déplacer vers la droite. Cette phase est illustrée par la figure 4b. Sur les courbes des figures 5a et 5b, le fonctionnement du système se trouve dans la zone notée "Transition" .
Lorsque l'épaulement 74 arrive ensuite en butée sur le piston 42 de servofrein (J=O sur la figure 5a) . La quantité de volume de liquide de frein dans la chambre primaire du maître-cylindre est alors équivalent à celui qu'il y aurait si les deux pistons 57 et 58 avaient avancé ensemble vers la gauche depuis le début du freinage.
Lorsque le conducteur continu à appuyer sur la pédale de frein, l'effort s'exerce maintenant, par l'épaulement 74 sur les deux pistons 57 et 58
Cette phase de fonctionnement est illustré par la figure 4c.
N'importe quelle augmentation ultérieure de la force d'entrée à la pédale de frein s'exerce sur les deux pistons 57 et 58. Le liquide de frein dans la chambre de frein est comprimé selon la section totale S2 des deux pistons 57 et 58.
Sur les courbes des figures 5a et 5b, le fonctionnement du système se trouve dans la zone indiquée "Section MC = S2".
Il ressort de la description qui précède que le système de l'invention permet en situation de freinage normal d'obtenir un freinage efficace avec un effort réduit de la part du conducteur. Cependant, le conducteur peut accroître l'effort de freinage, notamment dans des cas de freinages extrêmes, en exerçant un effort supplémentaire sur la pédale de frein. Pendant la phase de transition indiquée sur les figures 5a et 5b, la valeur de l'espace entre 1 ' épaulement 74 et le piston 42 du servofrein se réduit jusqu'à ce que l' épaulement 74 soit en contact avec le piston 42. Durant cette phase, on a une faible augmentation de la pression dans le maître cylindre de frein pour une course d'entrée donnée.
Selon une variante de réalisation de l'invention on prévoit l'utilisation d'une source de pression auxiliaire (groupe hydraulique) durant cette zone de transition .
Pour cela 1 ' invention prévoit avantageusement de détecter la phase de saturation de freinage mentionnée précédemment en mesurant, d'une part, les variations de la course de la pédale de frein et, d'autre part, les variations de pressions induites dans le maître cylindre de frein. La détection d'un faible variation de pression pour une variation de course supérieure à une valeur déterminée permet de détecter une situation de saturation de freinage et donc de détecter la zone de transition des figures 5a et 5b.
Selon l'invention, on commande alors l'induction d'une pression supplémentaire dans le circuit de freinage du véhicule à l'aide une source de pression auxiliaire telle qu'un groupe hydraulique.
Ce fonctionnement est illustré par les figures 6a et 6b. En traits continus, on a illustré le fonctionnement du système sans intervention d'une source de pression auxiliaire. Les courbes en traits continus correspondent donc au fonctionnement des figures 5a et 5b. En traits discontinus, on a représenté le fonctionnement du système avec l'intervention d'une source de pression auxiliaire. En début de zone de transition, alors que l'épaulement 74 est à une distance x du piston 42 (J=x) , la zone de transition est détectée. La source de pression auxiliaire induit une surpression dans le maître cylindre ce qui permet de réduire la zone de transition.
Le système de l'invention présente les avantages: - de pouvoir maîtriser indépendamment l'une de l'autre les lois course/effort et course/pression dans le maître-cylindre comme cela a été décrit précédemment. de filtrer les perturbations provenant du circuit hydraulique (par exemple, les pulsations hydrauliques vibratoires qui se produisent lors d'une régulation du système ABS) , d'avoir une insensibilité aux grands déplacements de liquide de freinage, par exemple, dans les freins de grandes dimensions (freins de gros diamètres et/ou de courses importantes) et aux variabilités de l'absorption,
- d'être insensible aux transferts de volumes de liquides de frein, provoqués par un groupe hydraulique, dans un sens ou dans un autre, entre les freins du véhicule et le maître cylindre. de commander, en freinage normal, le fonctionnement du servofrein sans qu'il y ait un contact mécanique entre la tige de commande actionnée par la pédale de frein et la tige de poussée 43. La commande est purement pneumatique. de pouvoir réaliser un fonctionnement double pente .
- d'obtenir un système de freinage sans commande électrique qui présente donc une bonne robustesse. L'invention est applicable aux véhicules équipés:
- de moteurs à combustions interne,
- de moteurs électriques équipés de systèmes de freinage électrique à récupération d'énergie,
- à la fois de moteurs à combustion internes et de moteur électriques (véhicule hybrides) .
Elle est applicable aussi bien aux véhicules légers qu'aux véhicules lourds. Le diamètre du piston du simulateur sera défini en fonction de la masse du véhicule à freiner. Il sera défini suffisamment petit pour pouvoir répondre aux exigences de freinages d' urgence .
Il est bien évident que l'alimentation des freins en liquide de frein pressurisé par le maître cylindre de frein et le servofrein peut être complétée par toute alimentation supplémentaire tel que groupe hydraulique pour améliorer les performances de freinage ou pour palier une défaillance.

Claims

REVENDICATIONS
Système de commande de freins pour véhicule automobile comportant un organe de commande de frein (1), un servomoteur d'assistance au freinage (4) lequel comprend une chambre à vide (40) et une chambre de travail (41) séparées par un piston de servomoteur (42), ledit servomoteur d'assistance au freinage (4) permettant de fournir une commande de freinage amplifiée fonction de la différence de pressions existant entre les deux dites chambres, un maître cylindre de frein (5) recevant les commandes de freinage amplifiées du servomoteur d'assistance au freinage (4) et induisant une pression de freinage dans le circuit hydraulique (6) de freinage du véhicule, le système comportant en outre un simulateur (3) couplé pneumatiquement ou hydrauliquement au piston (42) du servomoteur d'assistance au freinage (4), ledit simulateur
(3) recevant au moins une commande de freinage de l'organe de commande de frein (1) et permettant d'établir ou de contrôler, en échange, une différence de pressions entre la chambre à vide (40) et la chambre de travail (41) du servomoteur d'assistance au freinage de façon à commander le déplacement du piston (42) caractérisé en ce que ledit simulateur (3) comporte une vanne pneumatique trois voies à commande hydraulique permettant : lors d'une commande de freinage initiée par l'organe de commande de frein (1), la mise en communication de la chambre de travail
(41) avec une pression supérieure à celle de la chambre à vide (40) pour commander le fonctionnement du servomoteur d'assistance au freinage et, par suite, 1 ' actionnement du maître cylindre (5) , lorsque la pression dans le circuit hydraulique de freinage (6) du véhicule dépasse un certain seuil de pression, l'arrêt de la mise en communication de la chambre de travail (41) avec ladite pression supérieure à celle de la chambre à vide.
2. Système de commande de freins selon la revendication 1, caractérisé en ce que la vanne trois voies comporte: - un palpeur (32) mobile axialement, un clapet (33) mobile axialement et susceptible d'être en appui sur ledit palpeur mobile (32), un siège de clapet (34) mobile axialement susceptible d'être en appui sur le clapet (33), le palpeur mobile (32) étant commandé par l'organe de commande de frein (1) pour s'écarter du clapet (33) et mettre ainsi la chambre de travail (41) en communication avec la pression atmosphérique, et ledit siège de clapet (34) étant commandé par la pression régnant dans le circuit hydraulique de freinage (6) pour s'écarter dudit clapet (33) et permettre à celui- ci de se rapprocher du palpeur mobile (32) et interrompre la communication de la chambre de travail (41) avec la pression atmosphérique lorsque la pression dans le circuit de freinage dépasse ledit seuil de pression.
3. Système de commande de freins selon la revendication 2, caractérisé en ce que ledit siège de clapet (34) est porté par une douille (340) mobile axialement ou fait partie de cette douille, un premier ressort (R3) permettant d'exercer un premier effort sur cette douille pour la pousser vers le clapet (33) , ladite douille étant mobile dans une première chambre d'admission de pression (35) qui est couplée hydrauliquement au circuit hydraulique de freinage (6) du véhicule et qui est mise à la pression qui règne dans le circuit hydraulique de freinage de façon à ce que cette pression exerce sur la douille (340) un deuxième effort contraire au premier effort exercé par le premier ressort.
4. Système de commande de freins selon la revendication 3, caractérisé en ce qu'il comporte au moins un deuxième ressort (R21) fournissant un troisième effort tendant à s'opposer au déplacement axial dudit palpeur (32) sous la commande de l'organe de commande de frein.
5. Système de commande de freins selon la revendication 4, caractérisé en ce qu'il comporte un troisième ressort (R22) d'élasticité différente de celle du deuxième ressort (R21) et qui fournit un quatrième effort tendant, en combinaison avec l'effort du deuxième ressort, à s'opposer au déplacement axial dudit palpeur (32) sous la commande de l'organe de commande de frein .
6. Système de commande de freins selon la revendication 5, caractérisé en ce que le palpeur (32) mobile axialement comporte un axe de commande (320) possédant un élément d'appui (321) sur lequel lesdits deuxième et troisième ressorts (R21, R22) exercent leurs efforts tendant à s'opposer au déplacement axial dudit palpeur (32) .
7. Système de commande de freins selon l'une quelconque des revendications 1 à 6, caractérisé en ce qu'il comporte un piston de commande (31) commandé hydrauliquement par l'organe de commande de frein (1) et permettant de commander le déplacement dudit palpeur (32).
8. Système de commande de freins selon la revendication 7, caractérisé en ce qu'il comporte un dispositif d' actionnement (7) comportant une chambre d' actionnement (71) dans laquelle coulisse un piston d' actionnement (70) commandé par l'organe de commande (1), ledit piston de commande (31) étant couplé hydrauliquement à ladite chambre d' actionnement (71) par une vanne de blocage (79) de façon que: dans un premier mode de fonctionnement ladite vanne de blocage permet au piston d' actionnement (70) de commander le déplacement du piston de commande (31), - et que dans un deuxième mode de fonctionnement ladite vanne de blocage interdit au piston d' actionnement (70) de commander le déplacement du piston de commande (31), le piston d' actionnement (70) commandant alors hydrauliquement le déplacement d'une tige de commande (73) qui agit sur un piston primaire (50) du maître cylindre (5) .
9. Système de commande de freins selon la revendication 8, caractérisé en ce que ladite tige de commande (73) agit sur le piston (42) de servomoteur, lequel agit sur le piston primaire du maître cylindre.
10. Système de commande de freins selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le maître cylindre de frein comporte un piston primaire qui comporte un piston annulaire (57) qui est commandé par le piston (42) de servofrein et un piston central
(58) qui coulisse dans le piston annulaire (57) et qui est commandé par l'organe de commande (1) sans intervention du piston (42) de servofrein.
11. Système de commande de freins selon la revendication 10, caractérisé en ce qu'il comporte une tige de commande (73) actionnée hydrauliquement par le piston d' actionnement (70) et permettant d'agir sur le piston (42) de servomoteur .
12. Système de commande de freins selon la revendication 11, caractérisé en ce que la tige de commande (73) est couplée mécaniquement au piston central (58) et en ce qu'elle comporte un épaulement (74) destiné à ne pas être en contact avec le piston (42) de servomoteur d'un freinage assisté pneumatiquement lorsque la vanne trois voies du simulateur est dans un état d'équilibre de freinage, et qui est destiné à appuyer sur le piston (42) de servomoteur lors d'un freinage non assisté, ou au contraire, au-delà de la saturation de freinage du servomoteur pneumatique d'assistance au freinage lors d'un freinage assisté .
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