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Perfectionnements apportés aux dispositifs de transmission d'une pression hydraulique.
L'invention est relative à des dispositifs de transmission d'une pression hydraulique notamment en vue d'améliorer la pression effective ou motrice par rapport à la pression de compression hydraulique.
Elle a pour but, surtout, de rendre ces dispositifs tels qu'ils permettent d'obtenir un accroissement progressif et sans interruption de la pression effective ou motrice par rapport à la pression de compression hydraulique*
Elle consiste, principalement, à faire comporter aux dispositifs du genre en question un cylindre de serve-commande dans lequel travaille, sous forme d'un ensemble, un piston en plusieurs parties et propre à amplifier la pression,
l'entrée et la sortie du liquide sous pression dans le cylindre ayant
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lieu sous la commande d'un distributeur qui amène ledit liquide simultanément aux parties constituant le piston alors que l'orifice d'évacuation du liquide est fermé par l'une de ces parties sous l'effet d'une pression déterminée et est dégagé automatiquement par le distributeur quand l'effet de la pression cesse.
Un tel dispositif permet d'amplifier fortement la pression motrice par rapport à la pression de compression hydraulique sans ressaut brusque entre la basse et la haute pression ainsi que cela se produit généralement quand on a recours, par exemple, des pistons ordinaires avec des sections transversales diffé- rentes.
L'invention peut être appliquée, en pratique, de diverses maniérée. La description ci-dessous et les dessins ci-annexés concernent, à titre d'exemple seulement, un mode de réalisation comprenant deux pistons opposés et constitués en plusieurs parties, ces pistons travaillant dans un cylindre pour actionner les sabots d'un frein d'automobile sous la commande d'un distributeur.
Les dessins montrent,en plue de cette disposition, deux diagrammes qui indiquent la pression effective ou motrice que l'on peut obtenir avec le dispositif selon l'invention par rapport à la pression hydraulique normale ainsi que celle que l'on peut réali- ser avec deux pistons ordinaires ayant des sections transversales différentes.
Sur les dessine les mêmes éléments ont été désignés par les mêmes chiffres de référence.
La fige 1 montre, en coupe longitudinale un cylindre de servo-commande avec deux piétons opposés et en plusieurs parties pour la manoeuvre des sabota du frein d'une roue d'automobile.
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Les fige. 2, 3 et 4 montrent, respectivement en coupe longitudinale horizontale, en vue de côté et en élévation, une soupape distributrice pour les pistons selon la fig. l et pour laquelle le plateau est supposé être déplacé angulairement de 90 pour montrer les lumières d'entrée et de sortie.
Les figs. 5 et 6 montrent, en coupe longitudinale, respectivement deux pièces métalliques des pistons selon la fige 1.
Les fige. 7 et 8 montrent, respectivement en coupe longitudinale et en coupe transversale selon A-B fige 7, une autre pièce de ces pistons.
La fig. 9 montre, en plan et en profil, une des lames élastiques faisant partie de la pièce montrée sur les fige* 7 et 8.
La fig. 10 montre, en coupe axiale et en coupe transversale, une partie de la soupape selon la fige 2.
Les fige* 11 et 12 montrent, en coupe longitudinale, deux autres parties de la soupape selon la fige 2.
La fige 13 montre un diagramme concernant la pression motrice à obtenir avec les pistons selon la fige 1.
La fige 14, enfin, montre un diagramme concernant la pression de travail à obtenir avec deux pistons ordinaires ayant des sections transversales différentes.
Sur le diagramme de la fig. 13 on a désigné par a la pression de compression hydraulique en atmosphères, par 1 la pression mécanique équivalente exercée sur les pistons compresseurs, par c la pression de freinage en kg. exercée sur les sabots des freins quand 1,'effort antagoniste, produit par les ressorts de rappel, correspond à 30 Kg., par d 1e travail fourni par un piston en plusieurs parties avec une pression hydraulique
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radiale dans un rapport de 3:1; et par.!! le travail fournipar des pistond ordinaires avec un rapport de 1:1.
Sur le diagramme de la fige 14 on a désigné par f la pression hydraulique en atmosphères, par g la pression mécanique équivalente exercée sur les pistons compresseurs, pax n la pression de freinage, en kg., exercée sur les sabots du frein quand leffet antagoniste, produit par les ressorte de rappel, corres- pond . 30 kg., par i l'effet obtenu par les pistons à haute pression, par le travail fourni par le piston a haute pression pour un rapport de 3:
1 et par 1. le travail fourniavec des pistons ordinaires pour un rapport de 1-le
Pour l'exemple montré sur la fige 1 on a recours deux pistons opposés que l'on loge dans un cylindre de eervo-commande 1 adjoint à une roue d'automobile et établi entre les sabots 2 et 21 des freine sollicités par le ressort de rappel 4, les pistons étant maintenus écartés l'un de l'autre, au milieu du cylindre, par l'effet d'un ressort antagoniste 3.
Deux cames de réglage 5 et 51 sont, comme dans le cas de plusieurs freina d'un usage courant, appliquées contre le bord interne des sabots et servent au réglage du jeu 4 prévoir entre ceux-ci et le tambour de freinage 6. Elles limitent le recul des pistons vers le milieu du cylindre.
Chaque piston est constitué par des pièces métalliques 7-7' et 8-8'. par des bagues ou joints élaxtiques 9, 9'. 9", 9" et par un élément amplificateur extensible 10-101. logé dans des cuvettes métalliques 11-il 1 et 12-121, les cuvettes il et 111 étant perforées axialement.
Les différentes parties du piston sont maintenues librement en contact par les actions antagonistes des ressorts 3 et 4.
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Comme visible sur la fig. 5, la pièce métallique 7 ou est percée axialement sur toute sa longueur et ce passage pré- sente une encoche annulaire H propre à recevoir le ressort 3. Un prolongement G de cette pièce, dent le diamètre est un peu moindre que celui de la bague élastique 9 mais qui est plus court que l'épaisseur de celle-ci est engagé dans ladite bague.
La fig. 6 montre que la pièce métallique 8 ou 8' comporte une tête K et une queue L dont le diamètre est plus petit que le diamètre interne de la bague élastique 9 ou 9"' et la queue est un peu plue courte que l'épaisse= de ladite bague dans la- quelle elle pénètre. La tête K comporte une gorge annulaire M, le long de sa périphérie, ainsi quiun passage axial N qui s'étend sur toute la longueur de la queue et sur une partie de la tête. Des orifices axiaux C relient la gorge périphérique M au passage N.
Des trous radiaux D, ménagés dans la queue, permettent constamment le passage du fluide liquide vers la face interne de la bague élastique 9 ou 9"' même dans le cas où la pression axiale de l'amplificateur 10 ou 10' provoque la mise en contact, par l'effet de la pression radiale, de la civette il ou 111 avec la face antérieure de la pièce 8 ou 8'.
Les deux rotules 13 et 131 relient les pistons opposés respectifs aux sabote du frein.
Comme visible sur les fies. 1,7 et 8 on constitue 1'élément amplificateur 10 ou 10' par une pièce 14 ou 14', élasti- quement extensible, dans laquelle on ménage une chambre et dont la face externe est concave et porte, suivant sa longueur, une série de lames élastiques ou ressorts 15 (fige 9), ayant la forme d'une demi-ellipse, lesquelles entourent la pièce élatique à l'instar d'une gaine métallique extensible. La face interne de la
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chambre élastique a un profil convexe correspondant au profil concave extérieur lequel correspond lui-même à la courbure convexe des ressorte 15.
Les ressorte courbés 15 sont maintenus. à l'aide d'une bague 16 ou 161 en une matière élastique telle que du caoutchouc (fig. 1), contre la face externe de la pièce élastique, cette bague entourant les ressorts de l'extérieur. La chambre de l'élément élastique 14 est fermés à une extrémité et est ouverte à l'au- tre pour former un passage du liquide vers l'intérieur de la chambre. Au bord de ce passage est prévu un rebord annulaire 0-0' formant un joint entre la pièce élastique 14 et la cuvette percée 11 (ou entre 141 et il ) et le passage de chaque cuvette correspond celui de la pièce élastique correspondante.
Il résulte de ce qui précède que l'élément amplificateur 10 ou 101 et les passages correspondants ne communiquent pas direc- tement avec l'espace médian du cylindre entre les deux pistons opposés, cet espace étant alimenté par la lumière A (tige 1 et 2) alors que les lumières Il et B1 alimentent, en liquide, l'amplifi- cateur de pression*
La périphérie Interne de la bague élastique 16 ou 161 (fig.
1) a un profil convexe correspondant au profil concave des ressorts 15, en forme de demi-ellipse, alors que la périphérie externe de cette bague présente une courbure un peu moindre que celle de la périphérie interne pour limiter la déformation de ces ressorts vers l'extérieur soue l'effet de la pression hydraulique radiale qui s'exerce à l'intérieur de l'élément élastique 10 ou 101.
Deux gaines annulaires 17 et 17'. en une matière élastique,servent à protéger l'intérieur du cylindre contre la, poussiè- re et la boue, ainsi qu'il est courant pour des ±reine hydrauliques.
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Comme montré sur la :tige 2 on constitue la soupape distributrice 18 par un petit piston supérieur 19, en métal et en forme de cuvette, par un piston inférieur 20 ayant un plus grand diamètre et par une tige 21 avec une tête en forme de champignon (fige 2 et 11). Un bouchon 22, fileté et perforé, sépare la partie cylindrique supérieure de la soupape d'avec la partie inférieure de plus grand diamètre.
Une rondelle élastique 23,posée sur le prolongement cvlindrique supérieur du bouchon perforé 22, forme le siège du petit piston 19.
Comme visible sur la fig. 10, on ménage dans la face externe du piston 19 quatre rainures longitudinales et quatre encoches radiales R, disposées en croix dans son extrémité supérieure pour permettre le passage du liquide à l'intérieur du cylindre 1 pour la lumière A (fig. 1) dans l'intervalle séparant les pistons opposés. Dans la cavitémdu piston 19 est logé un ressort de rappel 24.
Le piston 20 de la soupape comporte une tête métallique 25 avec une encoche axiale dans sa partie Intérieure, une bague d'étanchéité 26 en une matière élastique et une cuvette 27 (fige 12) pour la transmission de la pression. La bague 26 est montée librement entre la:tête et la cuvette 27 et est maintenue élastiquement en place par les et'Pets antagonistes exercés par le ressort 28 logé dans l'encoche axiale de la tête 25 et par le contre-ressort 29. Le ressort 29 est engagé sur la tige 21 et intercalé entre la cuvette 27 et le bouchon perforé 22 alors que le ressort 28 prend appui entre la tête 25 et le fond de la soupape.
Comme visible sur la fige 12, la cuvette comporte des passages radiaux S pour permettre l'amenée du liquida à la face interne de la bague élastique 26.
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La tige de liaison 21 est montée librement entre les deux pistons de la soupape* La tête, en forme de champignon, prend appui'sur le fond de la cuvette 27 alors que son autre extrémité est engagée dans une encoche auxiliaire ménagée dans la partie inférieure du piston 19. Cette tige est maintenue élas tiquement par la contre-pression axiale des ressorts 28 et 24.
Les trois ressorte 24, 29 et 28 sont montés dans la soupape avec une tension préalable et le ressort 28 exerce une pression élastique qui est notablement plue grande que celle des deux autres ressorts de telle sorte que, au début et normalement, le piston 19 soit soulevé par la tige 21 et soit maintenu écarté du joint 23.
Four faciliter l'évacuation de l'air contenu dans le cylindre et dans le corps de soupape on a prévu un trou de sortie F avec bouchon dans la paroi supérieure de la soupape (fig. 3 et 4).
Comme déjà dit on se sert de la bague élastique 16 pour limiter l'allongement de isolément amplificateur 10 et la déformation radiale des ressorts 15 pendant l'évacuation de l'air.
En effet l'air, fortement compressible, qui pourrait se trouver entre les deux pistons opposés, pourrait avoir pour effet que les éléments amplificateurs s'allongent radialement vers le milieu du cylindre et que les ressorte, en s'aplatissant complètement, se déforment également.
Pendant le travail le liquide est refoulé par la pompe de compression. dans la. soupape distributrice par le passage T (figs. 2, 3 et 4) et s'écoule librement et directement dane le cylindre 1 (fig. 1) entre les deux pistons opposés et dans les éléments 10 et 101, amplificateurs de pression par la lumière
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et par les passages B et B1 et arrive également jusqu'aux faces Internes des bagues élastiques d'étanchéité*
Les pistons opposés se déplacent, l'un par rapport à l'autre, sous l'effet de la pression hydraulique,
comme un ensemble formant bloc et contre l'action antagoniste du ressort de rappel 4 des sabots du frein pour amener ceux-ci en contact avec le tambour de freinage
Pour une pression hydraulique déterminée et même avant que les pistons opposés commencent à se déplacer contre la résistance du ressort 4, le piston 20 s'abaisse grâce à la pression q agit sur sa face supérieure et pour la raison que sa face inférieure communique avec l'extérieur par un petit trou F tout en parvenant à vaincre immédiatement l'effort antagoniste du ressort 28 et le piston 19, sollicité par le ressort 24, vient se poser d'une manière étanche sur son siège 23 pour obturer le circuit de retour du liquide contenu dans le cylindre 1 entre les deux pistons opposés alors que le circuit d'amenée du liquide sous pression reste libre par la lumière A.
Par contre les lumières B et B' resnt toujours ouvertes pour permettre l'écoulement libre du liquide entre les éléments amplificateurs 10 et 101 et le circuit extérieur.
Quand les sabots sont fortement appliqués contre le tambour de freinage,.le liquide ne peut plus pénétrer, par la lumière A, dans l'intervalle existant entre les deux pistons opposés et la pression hydraulique agissant radialement sur les ressorts 15 des éléments amplificateurs intervient alors pour faire accroître la pression, exercée sur les sabote d'une manière ininterrompue et gràduelle. Les ressorts 15 agissent par poussée à leurs extrémités
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comme celle obtenue aux extrémités d'une voûte de pont contre ses culées.
Le liquide qui subsiste dans l'intervalle fermé entre les pistons forme alors un appui non-compressible pour les éléments amplificateurs lesquels ne peuvent donc pas se déplacer axialement sous l'effet de la pression hydraulique radiale, vers le milieu du cylindre et ne peuvent également pas se mouvoir, vers lexté- rieur à cause de la résistance offerte par la paroi rigide du tambour de freinage.
Quand la servo-commande des freins cesse d'agir, la pression tombe à zéro, le piston 20 de la soupape, sollicité par le ressort 26, monte contre l'action antagoniste du ressort 24 et la pressionnhydraulique, obtenue par l'effort du ressort de rappel 4 et qui s'exerce sur lespistons opposés dans le cylindre 1, soulève le piston 19 en 1'écartant de son siège ce qui permet l'é- coulement du liquide contenu s le cylindre entre les deux pistons opposés, par la lumière A et par suite le retour de ces pistons à leur position initiale.
Comme la pression hydraulique dans le cylindre s'exerce à la foie sur le fond des pistons opposés et dans les éléments amplificateurs, ces derniers ne peuvent pas avoir une tendance à s'allonger axialment à cause delà pression hydraulique radiale exercée sur les ressorts de formes semi-elliptique. Pendant la course de compression des pistons, contre l'action du ressort 4, ces éléments ne pourraient s'allonger - même au cas où le ressort 4 serait extrêmement puissant - que lorsque les sabote seraient appliqués fortement contre le tambour de freinage et que la résistance au déplacement des rotules 13 et 131 augmenterait.
Toutefois, à partir de ce moment, les éléments amplifi- cateurs ne peuvent plus s'allonger axialement par rapport à la par-
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tie centrale du cylindre et par rapport au liquide emprisonné entre les deux pistons et il se forme une pression, augmentant graduellement, qui est exercée sur les sabots du frein grâce à la pression hydraulique exercée radialement sur les ressorta 15 qui ont une tendance à céder dans le sens radial et qui augmentent leur propre poussée axiale sur les sabots du trein.
Il est évident que la pression utile, exercée par les ressorts semi-elliptiques, constitue un appoint qui dépend de la longueur et de la flexibilité de ces ressorts et on peut par conséquent modifier toujours le travail des amplificateurs en faisant varier les propriétés des ressorts en question.
Il résulte clairement de ce qui précède que lion n'exige pas que les éléments amplificateurs contribuent, par un allongement nuisible, à la course des pistons opposés pour amener les sabots du frein en contact avec le tambour car cette course, comme cela se fait pour un frein ordinaire, est obtenue par le déplacement relatif de ces pistons opposés. Mais on doit toujours tenir compte ' du fait que les sabots s'usent et que l'on doit donc prévoir une course variable pour la mise en jeu du frein. Il en résulte qu'en pratique on ne doit pas prévoir un déplacement plue.grand du liquide, pour la manoeuvre du frein, que celle dont on se sert pour un t'rein avec des pistons ordinaires ayant des sections égales.
Il est à noter que pour le dispositif en question il se produit un accroissement considérable de la pression de freinage sans que la pression de compression augmente en conséquence de sorte que le frein fonctionne avec une pression hydraulique plus basse et avec tous les avantages qui en découlent.
Il résulte de ce qui précède que l'amplificateur avec piston en plusieurs parties et pression hydraulique radiale ne provoque par un ressaut brusque - contrairement à ce qui se pro-
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duit par exemple pour des amplificateurs comportant des pistons à deux sections différentes et établis dans les cylindrée des roues entre le freinage à basse pression et le freinage à haute pression pour la raison que le passage de l'un à l'autre de ces freinages se fait graduellement et progressivement.
Quand effectivement et comme admis pour le diagramme de la fige 13, le rapport entre le piston compresseur dans le cylin- dre principal et le piston opposé logé dans le cylindre de roue est 1:1 et quand la section du piston en question correspond à 10 cm2, tout accroissement de 3 atm. dans la pression de compression hydraulique nécessite une pression mécanique de 50 kg. sur le piston compresseur* Quand.le rapport d'amplification à l'aide d'un amplifi- cateur à pression hydraulique radiale correspond 4 3:
1 en commen- çant par une pression de compression d'environ il atm. et quand la résistance effective du ressort de rappel des sabote du frein s'élève à 30 kg., on aura pour une pression de compression hydraulique de il atm. un effort de freiner de 80 kg. (110 - 30 = 80 Kg.) Pour une pression de compression de 30 atm. sans amplificateur c'est-à-dire avec des pistons ordinaires ayant les mêmes sections - l'effort de freinage s'élèverait à 270 Kg. (300 - 30 = 270 Kg.) alors qu'avec des amplificateurs on obtient, pour une pression de compression de 30 atm., un effort de freinage de 5?0 kg.
avec un accroissement effectif d'environ 100 -
Comme le montre le diagramme de la fige 14, les disposi- tifs usuels pour accroître l'effort de freinage se comportent d'une manière toute différente, par exemple des dispositifs qui comprennent deux piétons de sections différentes et qui sont logés dans les cylindres des roues.
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Quand on admet que la section du piston compresseur est de 3 cm3, que celle du piston de basse pression dans le cylindre de roue est de 3 cm2 et que la section effective du piston de haute pression dans le cylindre de roue est de 9 cm2, le rapport entre le piston compresseur et celui de basse pression est de 1:1 et le rapport entre le piston compresseur et celui de haute pression est de 1:3.
Quand la résistance effective, due à la tension du ressort de rappel.des .abats, s'élève à 30 kg- il est nécessaire de faire agir 30 kg. de pression mécanique sur le piston compresseur, c'est-à-dire 10 atm. de pression de compression hydraulique pour amener les sabots au contact du tambour de freinage. Quand le piston de haute pression agit à ce moment on n'exerce, au début et avec 30 kg. de pression mécanique sur le piston compresseur, aucun effort de freinage sur les sabots mais quand le piston de haute pression commence à intervenir les 30 kg. agissant sur le piston compresseur augmentent brusquement pour donner un effort de freinage de 60 kg. (90 - 30 = 60 kg.).
En d'autres mots il se produirait un ressaut brutal dans l'effort de freinage de 0 à 60 kg. ce qui n'est toutefois pas acceptable en pratique puisque l'effet d'un frein doit augmenter progressivement.
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Improvements made to hydraulic pressure transmission devices.
The invention relates to devices for transmitting hydraulic pressure, in particular with a view to improving the effective or driving pressure with respect to the hydraulic compression pressure.
Its aim, above all, is to make these devices such that they make it possible to obtain a progressive increase without interruption of the effective or driving pressure in relation to the hydraulic compression pressure *
It consists, mainly, in making the devices of the kind in question include a servo-control cylinder in which works, in the form of an assembly, a piston in several parts and able to amplify the pressure,
the inlet and outlet of the pressurized liquid in the cylinder having
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place under the control of a distributor which brings said liquid simultaneously to the parts constituting the piston while the liquid discharge orifice is closed by one of these parts under the effect of a determined pressure and is released automatically by the distributor when the effect of the pressure ceases.
Such a device makes it possible to greatly amplify the driving pressure in relation to the hydraulic compression pressure without a sudden jump between the low and the high pressure, as generally happens when one uses, for example, ordinary pistons with cross sections. different.
The invention can be applied in practice in various ways. The description below and the accompanying drawings relate, by way of example only, to an embodiment comprising two opposite pistons and made up of several parts, these pistons working in a cylinder to actuate the shoes of a brake. automobile under the control of a distributor.
The drawings show, in addition to this arrangement, two diagrams which indicate the effective or driving pressure which can be obtained with the device according to the invention with respect to the normal hydraulic pressure as well as that which can be achieved. with two ordinary pistons having different cross sections.
On the drawings the same elements have been designated by the same reference numbers.
Fig. 1 shows, in longitudinal section, a servo-control cylinder with two opposite pedestrians and in several parts for the operation of the sabota of the brake of an automobile wheel.
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Freezes them. 2, 3 and 4 show, respectively in horizontal longitudinal section, in side view and in elevation, a distributor valve for the pistons according to FIG. l and for which the tray is assumed to be angularly moved 90 to show the entry and exit lumens.
Figs. 5 and 6 show, in longitudinal section, respectively two metal parts of the pistons according to fig 1.
Freezes them. 7 and 8 show, respectively in longitudinal section and in transverse section along A-B fig. 7, another part of these pistons.
Fig. 9 shows, in plan and in profile, one of the elastic strips forming part of the part shown on figs * 7 and 8.
Fig. 10 shows, in axial section and in cross section, part of the valve according to fig 2.
Figures * 11 and 12 show, in longitudinal section, two other parts of the valve according to figure 2.
Fig. 13 shows a diagram concerning the driving pressure to be obtained with the pistons according to fig. 1.
Fig. 14, finally, shows a diagram relating to the working pressure to be obtained with two ordinary pistons having different cross sections.
On the diagram of fig. 13 is designated by a the hydraulic compression pressure in atmospheres, by 1 the equivalent mechanical pressure exerted on the compressor pistons, by c the braking pressure in kg. exerted on the brake shoes when the counteracting force produced by the return springs corresponds to 30 kg., by the work provided by a piston in several parts with hydraulic pressure
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radial in a ratio of 3: 1; and by. !! the work performed by ordinary pistons with a ratio of 1: 1.
On the diagram in fig. 14 we denote by f the hydraulic pressure in atmospheres, by g the equivalent mechanical pressure exerted on the compressor pistons, pax n the braking pressure, in kg., Exerted on the brake shoes when the antagonistic effect , produced by the return springs, corre- sponds. 30 kg., By i the effect obtained by the high pressure pistons, by the work provided by the high pressure piston for a ratio of 3:
1 and by 1. the work done with ordinary pistons for a ratio of 1-le
For the example shown in fig 1, two opposed pistons are used which are housed in an eervo-control cylinder 1 attached to an automobile wheel and established between the shoes 2 and 21 of the brakes urged by the brake spring. return 4, the pistons being kept apart from each other, in the middle of the cylinder, by the effect of an opposing spring 3.
Two adjustment cams 5 and 51 are, as in the case of several brakes in current use, applied against the inner edge of the shoes and are used to adjust the clearance 4 provided between them and the brake drum 6. They limit the recoil of the pistons towards the middle of the cylinder.
Each piston is made up of metal parts 7-7 'and 8-8'. by rings or elastic joints 9, 9 '. 9 ", 9" and by an expandable amplifier element 10-101. housed in metal cuvettes 11-il 1 and 12-121, the cuvettes 11 and 111 being perforated axially.
The different parts of the piston are kept freely in contact by the opposing actions of springs 3 and 4.
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As seen in fig. 5, the metal part 7 or is drilled axially over its entire length and this passage has an annular notch H suitable for receiving the spring 3. An extension G of this part, the diameter of which is a little less than that of the ring elastic 9 but which is shorter than the thickness of the latter is engaged in said ring.
Fig. 6 shows that the metal part 8 or 8 'has a head K and a tail L whose diameter is smaller than the internal diameter of the elastic ring 9 or 9 "' and the tail is a little shorter than the thick = of said ring which it penetrates in. The head K comprises an annular groove M, along its periphery, as well as an axial passage N which extends over the entire length of the tail and over part of the head. Axial holes C connect the peripheral groove M to the passage N.
Radial holes D, formed in the tail, constantly allow the passage of the liquid fluid towards the internal face of the elastic ring 9 or 9 "'even in the case where the axial pressure of the amplifier 10 or 10' causes the setting. contact, by the effect of radial pressure, of the civet il or 111 with the anterior face of the part 8 or 8 '.
The two ball joints 13 and 131 connect the respective opposite pistons to the brake shoes.
As visible on the fies. 1, 7 and 8, the amplifier element 10 or 10 'is formed by a part 14 or 14', elastically extensible, in which a chamber is provided and the outer face of which is concave and carries, along its length, a series elastic leaves or springs 15 (rod 9), having the shape of a half-ellipse, which surround the elastic part like an expandable metal sheath. The inner side of the
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elastic chamber has a convex profile corresponding to the outer concave profile which itself corresponds to the convex curvature of the springs 15.
The curved springs 15 are maintained. using a ring 16 or 161 made of an elastic material such as rubber (FIG. 1), against the external face of the elastic part, this ring surrounding the springs from the outside. The chamber of the elastic member 14 is closed at one end and is open at the other to form a passage for liquid to the interior of the chamber. At the edge of this passage is provided an annular rim 0-0 'forming a seal between the elastic part 14 and the pierced bowl 11 (or between 141 and 11) and the passage of each bowl corresponds to that of the corresponding elastic part.
It follows from the foregoing that the amplifier element 10 or 101 and the corresponding passages do not communicate directly with the median space of the cylinder between the two opposed pistons, this space being supplied by the lumen A (rod 1 and 2 ) while lights Il and B1 supply the pressure amplifier with liquid *
The internal periphery of the elastic ring 16 or 161 (fig.
1) has a convex profile corresponding to the concave profile of the springs 15, in the form of a half-ellipse, while the outer periphery of this ring has a slightly less curvature than that of the inner periphery to limit the deformation of these springs towards the The exterior suffers the effect of the radial hydraulic pressure which is exerted inside the elastic element 10 or 101.
Two annular sheaths 17 and 17 '. made of an elastic material, serve to protect the inside of the cylinder against dust and mud, as is common for hydraulic valves.
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As shown on: rod 2, the distributor valve 18 is constituted by a small upper piston 19, made of metal and in the form of a cup, by a lower piston 20 having a larger diameter and by a rod 21 with a mushroom-shaped head (freezes 2 and 11). A plug 22, threaded and perforated, separates the upper cylindrical part of the valve from the lower part of larger diameter.
An elastic washer 23, placed on the upper cylindrical extension of the perforated plug 22, forms the seat of the small piston 19.
As seen in fig. 10, in the external face of the piston 19, four longitudinal grooves and four radial notches R are provided, arranged in a cross in its upper end to allow the passage of the liquid inside the cylinder 1 for the port A (fig. 1) in the interval between the opposed pistons. In the cavity of the piston 19 is housed a return spring 24.
The piston 20 of the valve comprises a metal head 25 with an axial notch in its inner part, a sealing ring 26 of elastic material and a cup 27 (pin 12) for the transmission of the pressure. The ring 26 is freely mounted between the head and the cup 27 and is held elastically in place by the opposing et'Pets exerted by the spring 28 housed in the axial notch of the head 25 and by the counter-spring 29. The spring 29 is engaged on the rod 21 and interposed between the cup 27 and the perforated plug 22 while the spring 28 bears between the head 25 and the bottom of the valve.
As visible on the pin 12, the bowl has radial passages S to allow the supply of the liquid to the internal face of the elastic ring 26.
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The connecting rod 21 is mounted freely between the two pistons of the valve * The head, mushroom-shaped, rests on the bottom of the bowl 27 while its other end is engaged in an auxiliary notch made in the lower part piston 19. This rod is held elastically by the axial back pressure of springs 28 and 24.
The three springs 24, 29 and 28 are mounted in the valve with pre-tension and the spring 28 exerts an elastic pressure which is notably greater than that of the other two springs so that, at the beginning and normally, the piston 19 is lifted by the rod 21 and is kept away from the seal 23.
Oven to facilitate the evacuation of the air contained in the cylinder and in the valve body, an outlet hole F with plug is provided in the upper wall of the valve (fig. 3 and 4).
As already said, the elastic ring 16 is used to limit the elongation of the amplifier insulation 10 and the radial deformation of the springs 15 during the evacuation of the air.
Indeed the air, strongly compressible, which could be between the two opposed pistons, could have for effect that the amplifying elements elongate radially towards the middle of the cylinder and that the leaves, by flattening completely, are also deformed. .
During work the liquid is pumped out by the compression pump. in the. distributor valve through passage T (figs. 2, 3 and 4) and flows freely and directly into cylinder 1 (fig. 1) between the two opposed pistons and into elements 10 and 101, pressure amplifiers through light
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and through passages B and B1 and also reaches the inner faces of the elastic sealing rings *
Opposing pistons move relative to each other under the effect of hydraulic pressure,
as a unit forming a block and against the antagonistic action of the return spring 4 of the brake shoes to bring them into contact with the brake drum
For a determined hydraulic pressure and even before the opposed pistons start to move against the resistance of the spring 4, the piston 20 lowers thanks to the pressure q acts on its upper face and for the reason that its lower face communicates with the 'outside by a small hole F while succeeding in immediately overcoming the antagonistic force of the spring 28 and the piston 19, biased by the spring 24, comes to rest in a sealed manner on its seat 23 to close the return circuit of the liquid contained in cylinder 1 between the two opposite pistons while the pressurized liquid supply circuit remains free by port A.
On the other hand, the ports B and B 'always remain open to allow the free flow of the liquid between the amplifying elements 10 and 101 and the external circuit.
When the shoes are strongly applied against the brake drum, the liquid can no longer penetrate, through the port A, in the gap existing between the two opposed pistons and the hydraulic pressure acting radially on the springs 15 of the amplifying elements then intervenes. to increase the pressure exerted on the sabots in an uninterrupted and gràdual manner. The springs 15 act by pushing at their ends
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like that obtained at the ends of a bridge arch against its abutments.
The liquid which remains in the closed gap between the pistons then forms a non-compressible support for the amplifying elements which therefore cannot move axially under the effect of the radial hydraulic pressure, towards the middle of the cylinder and cannot also move not move, outwards because of the resistance offered by the rigid wall of the brake drum.
When the brake servo control stops acting, the pressure drops to zero, the piston 20 of the valve, biased by the spring 26, rises against the antagonistic action of the spring 24 and the hydraulic pressure, obtained by the force of the return spring 4 and which is exerted on the opposed pistons in the cylinder 1, lifts the piston 19 away from its seat which allows the flow of the liquid contained in the cylinder between the two opposite pistons, by the light A and consequently the return of these pistons to their initial position.
As the hydraulic pressure in the cylinder is exerted at the liver on the bottom of the opposed pistons and in the amplifying elements, the latter cannot have a tendency to elongate axially because of the radial hydraulic pressure exerted on the shaped springs. semi-elliptical. During the compression stroke of the pistons, against the action of the spring 4, these elements could only lengthen - even if the spring 4 is extremely powerful - when the shoes are strongly applied against the brake drum and the resistance to movement of the ball joints 13 and 131 would increase.
However, from this moment, the amplifying elements can no longer extend axially with respect to the par-
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central tie of the cylinder and with respect to the liquid trapped between the two pistons and a pressure is formed, gradually increasing, which is exerted on the brake shoes thanks to the hydraulic pressure exerted radially on the springs 15 which have a tendency to yield in radial direction and which increase their own axial thrust on the trein shoes.
It is obvious that the useful pressure, exerted by the semi-elliptical springs, constitutes a supplement which depends on the length and the flexibility of these springs and one can consequently always modify the work of the amplifiers by varying the properties of the springs in question.
It clearly follows from the foregoing that lion does not require that the amplifying elements contribute, by a detrimental elongation, to the stroke of the opposed pistons to bring the brake shoes into contact with the drum because this stroke, as is done for an ordinary brake, is obtained by the relative displacement of these opposed pistons. But we must always take into account the fact that the shoes wear out and that we must therefore provide a variable stroke for the engagement of the brake. It follows that in practice one should not provide for a greater displacement of the liquid, for the operation of the brake, than that which is used for a brake with ordinary pistons having equal sections.
It should be noted that for the device in question a considerable increase in the braking pressure occurs without the compression pressure increasing accordingly, so that the brake operates with a lower hydraulic pressure and with all the advantages which result therefrom. .
It follows from the foregoing that the amplifier with a multipart piston and radial hydraulic pressure does not cause a sudden jump - contrary to what happens.
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for example for amplifiers comprising pistons with two different sections and established in the displacement of the wheels between low pressure braking and high pressure braking for the reason that the passage from one to the other of these brakes is done gradually and gradually.
When effectively and as admitted for the diagram of fig 13, the ratio between the compressor piston in the main cylinder and the opposite piston housed in the wheel cylinder is 1: 1 and when the section of the piston in question corresponds to 10 cm2, any increase of 3 atm. in the hydraulic compression pressure requires a mechanical pressure of 50 kg. on the compressor piston * When. the amplification ratio using a radial hydraulic pressure amplifier corresponds to 4 3:
1 starting with a compression pressure of about 11 atm. and when the effective resistance of the brake shoe return spring is 30 kg., the hydraulic compression pressure will be 11 atm. a braking force of 80 kg. (110 - 30 = 80 Kg.) For a compression pressure of 30 atm. without amplifier, i.e. with ordinary pistons having the same sections - the braking force would amount to 270 Kg. (300 - 30 = 270 Kg.) whereas with amplifiers we obtain, for a compression pressure of 30 atm., a braking force of 5 to 0 kg.
with an effective increase of about 100 -
As shown in the diagram in fig. 14, the usual devices for increasing the braking force behave quite differently, for example devices which include two pedestrians of different sections and which are housed in the cylinders of the brakes. wheels.
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When it is assumed that the section of the compressor piston is 3 cm3, that that of the low pressure piston in the wheel cylinder is 3 cm2 and that the effective section of the high pressure piston in the wheel cylinder is 9 cm2, the ratio between the compressor piston and the low pressure piston is 1: 1 and the ratio between the compressor piston and the high pressure piston is 1: 3.
When the effective resistance, due to the tension of the return spring of the flaps, amounts to 30 kg - it is necessary to make act 30 kg. mechanical pressure on the compressor piston, i.e. 10 atm. hydraulic compression pressure to bring the shoes into contact with the brake drum. When the high pressure piston acts at this moment it is not exerted, at the beginning and with 30 kg. mechanical pressure on the compressor piston, no braking force on the shoes but when the high pressure piston begins to intervene the 30 kg. acting on the compressor piston increase sharply to give a braking force of 60 kg. (90 - 30 = 60 kg.).
In other words, there would be a sudden jump in the braking force from 0 to 60 kg. which is however not acceptable in practice since the effect of a brake must gradually increase.