FR2543898A1

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Publication number: FR2543898A1
Application number: FR8405537A
Authority: FR
Original assignee: Alfred Teves GmbH
Current assignee: Continental Teves AG and Co oHG
Priority date: 1983-04-07
Filing date: 1984-04-06
Publication date: 1984-10-12
Also published as: DE3323402A1; GB2137709B; DE3323402C2; SE469933B; JPS59199352A; US4699436A; IT8420393A0; FR2543898B1; SE8401738L; IT1173571B; SE8401738D0; GB2137709A; GB8406641D0; CA1238677A; BR8401385A; JPH0647369B2

Abstract

L'INVENTION A POUR OBJET UN SYSTEME DE FREINAGE POUR VEHICULE AUTOMOBILE DANS LEQUEL LA PRESSIONF DE LA PEDALE DE FREIN9 APRES AMPLIFICATION3, EST TRANSMISE AUX CYLINDRES DES FREINS DE ROUES VIA DES MODULATEURS DE PRESSION11 A 14. CES MODULATEURS 11 A 14, SOUS LA COMMANDE D'UNE UNITE ELECTRONIQUE28 SERVENT A REPARTIR LA FORCE DE FREINAGE ENTRE LES ROUES AVANTVR, VR ET LES ROUES ARRIERE HR, HR, TOUT AUSSI BIEN QU'A COMMANDER LE GLISSEMENT DE FREINAGE.

Description

La présente invention concerne un système de freinage pour véhicule

automobile, notamment pour véhicule routier, dans lequel la pression à la pédale de-frein est adaptée pour être transmise, assistée par une force auxiliaire, aux cylindres des freins des roues, via des conduites de fluide de pression, dans lequel des modulateurs

sont insérés dans les conduites de pression pour influencer la pres-

sion de freinage, et dans lequel des transducteurs sont prévus pour la dé-

termination, directe ou indirecte, du comportement en rotation des

roues et de la vitesse du véhicule, ainsi que des circuits électroni-

ques pour le traitement et la combinaison logique des valeurs mesurées et pour la production de signaux de commande destinés aux modulateurs

de pression de freinage.

De nombreux systèmes de freinage de ce type sont déjà connus, qui sont destinés à empêcher le blocage de toutes les roues, ou de certaines d'entre elles, et qui, par conséquent, dès que les moyens électroniques décèlent une situation de blocage imminent, par la mesure constante du comportement en rotation des roues et de la vitesse du véhicule, ou de leur variation dans le temps, diminuent la pression de freinage à la roue concernée, ce qui est

effectué au moyen des modulateurs, puis maintient cette pression cons-

tante et l'augmente de nouveau à l'instant approprié, ajustant ainsi

le glissement de freinage de la roue à une valeur favorable au ralen-

tissement et à la stabilité directionnelle Pour ce qui est de l'adhé-

rence des roues, le coefficient de frottement pouvant être obtenu, ainsi que les forces survenant sur la roue pendant le freinage, dépendent d'un grand nombre de paramètres dont les plus importants varient entre

des limites éloignées de sorte que les systèmes de régulation anti-

blocage ou de régulation du glissement de freinage sont de conception relativement complexe Ceci est considéré comme désavantageux, en

particulier du fait que, lors d'une conduite prudente, le sys-

tème de commande du glissement de freinage n'entrera en fonction que

rarement et, lorsqu'il le fera, ce sera pour un freinage d'urgence.

Dans toutes les autres situations, la commande du glissement de frei-

nage n'entrera pas en fonctionnement, de sorte qu'elle devra être vérifiée par des dispositifs additionnels, à intervalles spécifiques, par exemple à chaque démarrage du moteur, ou par intervalles

prédéterminés, afin que d'éventuelles erreurs soient décelées à temps.

Lors du dimensionnement des systèmes de freinage, un

autre problème est l'adaptation de la distribution de la force de freina-

ge aux charges statique et dynamique des essieux du véhicule Les distributeurs de force de freinage classiques actuels sont limités

à une commande sensible à la pression, réglée une fois pour toutes.

On connaît également plusieurs variantes de régulateurs de force de freinage sensibles à la charge ou à la décélération Elles permettent toutes d'arriver seulement à une approximation relativement grossière de la distribution de charge sur les essieux et, tout au plus dans

l'une des deux conditions-limites "chargé/non chargé".

De même, on connaît déjà un distributeur de force de

freinage dans lequel, lorsque le véhicule est à l'arrêt, la distri-

bution de charge statique sur les essieux est mesurée par des cap-

teurs et signalée à un microcalculateur qui, prenant en considéra-

tion ces valeurs mesurées et la pression de freinage mesurée, commande la distribution de la force de freinage entre le circuit d'essieu avant

et le circuit d'essieu arrière, en fonction d'une relation ma-

thématique mémorisée (demande de brevet européen N O EP-Al 062246).

Un tel distributeur de force de freinage présente lui aussi l'in-

convénient que seule une valeur calculée du coefficient de frottement entre roue et chaussée, à l'essieu avant et à l'essieu arrière, et non la valeur réelle du frottement existant au moment du freinage,

cette valeur dépendant d'un grand nombre de paramètres, peut influen-

cer la distribution de force de freinage Par conséquent, afin d'assu-

rer la sécurité et d'empêcher un dangereux surfreinage de l'essieu arrière, le système de freinage doit être dimensionné de façon que,

dans la majorité des cas, la contribution de l'essieu arrière au frei-

nage soit relativement faible Il s'est en outre avéré désavantageux que les valeurs réelles rencontrées dans les conditions de la pratique

diffèrent largement des valeurs nominales préétablies par calcul.

Les valeurs des caractéristiques de freinage adoptées comme constantes lors du dimensionnement de la distribution de force

de freinage et de l'établissement de la relation mathématique mémo-

risée sont en pratique sujettes à des variations considérables dues, par exemple, aux tolérances de fabrication, au vieillissement, à la contamination, aux changements des caractéristiques élastiques, aux défauts de réglage, aux changements de température, etc Pour cette raison, on a déjà proposé de déterminer le glissement de freinage aux roues avant et arrière à l'aide de capteurs de roues et de véhicule, ainsi qu'à l'aide de circuits logiques, et de commander le glissement de freinage à l'essieu arrière sous la dépendance du glissement de freinage à l'essieu avant, de façon telle que, pendant chaque freinage, il y ait, aux roues arrière, un coefficient de frottement un peu inférieur à celui des roues avant (demande de brevet allemand

no P 33 01 948 7).

Les régulateurs de force de freinage connus permettent seulement d'obtenir, dans la majorité des cas, que ce seront d'abord

les roues avant puis, les roues arrière qui bloqueront en cas de sur-

freinage Ceci est un avantage puisque le blocage des roues arrière

entraîne un important risque de dérapage, tandis que la perte du con-

trôle de direction due au blocage des roues avant représente le moindre des deux maux par rapport au danger immédiat du dérapage Bien que la charge principale du freinage pèse habituellement sur l'essieu avant, compte tenu de la distribution de charge dynamique sur les essieux, des forces de freinage trop faibles à l'essieu arrière, ou une utilisation insuffisante du coefficient de frottement possible aux roues arrière, comportent également un inconvénient puisque la

distance d'arrêt se trouve alors allongée dans certains cas, par exem-

ple lorsque la route est glissante Si les freins sont appliqués trop fortement, ce qui résulte déjà d'une faible pression à la pédale de frein lorsque la route est glissante, par exemple dans l'éventualité d'une chaussée glacée, ou d'aquaplaning, aucun des distributeurs de force de freinage décrits n'est capable d'empêcher le blocage des roues avant aussi bien que des roues arrière, et par conséquent la perte de

la direction et de la tenue de route du véhicule.

La présente invention a pour but de surmonter les incon-

vénients mentionnés ci-avant et de parvenir à un système de freinage qui, tout en étant relativement simple, dosera de façon optimale la force de freinage sur les roues avant et sur les roues arrière, dans toutes les conditions rencontrées en pratique, avec le résultat que l'on atteindra une utilisation uniforme du frottement aux essieux avant et arrière et que le blocage des roues, tout aussi bien que le risque immédiat de dérapage et de perte de direction du véhicule, seront exclus

à coup sûr.

Il s'avère que ce but peut être atteint, d'une manière étonnamment simple, conduisant à un progrès technique, par amélioration d'un système de freinage du type mentionné au début, cette amélioration étant caractérisée en ce que les modulateurs de pression de freinage

servent à accomplir une commande de la distribution de force de frei-

nage, c'est-à-dire de la distribution de la pression de freinage aux

roues avant et aux roues arrière, en fonction du glissement de freina-

ge des roues avant, et à accomplir une commande du glissement de frei-

nage qui empêche le blocage de quelques-unes ou de toutes les roues

et qui commence à opérer lors de l'occurrence d'une condition d'immi-

nence de blocage sur une roue.

Alors que les dispositifs de commande du glissement de freinage connus jusqu'à présent n'entrent pas en fonction avant qu'une roue quelconque, ou la roue contrôlée, devienne instables et n'ont aucune influence sur les freinages "normaux", la présente invention permet, sensiblement avec les mêmes moyens, de commander la distribution de force de freinage sur l'essieu avant et l'essieu arrière au cours de chaque freinage, d'une part, et de commander le glissement de freinage dans l'éventualité d'un enfoncement de la pédale de frein trop important, c'est-à-dire dans le cas des arrêts d'urgence et des chaussées très glissantes, d'autre part> de sorte que toutes les roues, ou les roues commandées, selon le cas, restent capables de freiner et de contribuer à la tenue de route et à la direction du véhicule Au moyen des éléments structurels

qui sont déjà requis pour la commande du glissement de freinage pro-

prement dite, moyens qui doivent seulement être quelque peu modifiés ou différemment commutés et combinés logiquement selon chaque forme de réalisation de l'invention, on atteint une distribution de force de freinage optimale pour chaque freinage, la commande étant effectuée en évaluant, dans chaque cas, le glissement de freinage effectif aux roues avant, et non pas une valeur calculée ou déterminée une fois pour toutes, le résultat étant l'obtention d'un coefficient de frottement

égal aux essieux avant et arrière Les paramètres modifiant la dis-

tribution de force de freinage préétablie, tels que distribution de charge sur les essieux, vieillissement,contamination, variations de

température, etc, ont des effets directs sur le glissement de frei-

nage et seront donc également directement pris en considération dans le circuit de commande Il n'y a pas besoin de distributeurs de force de freinage comme ceux qui ont jusqu'à présent été nécessaires en addition,

même lors de l'emploi de régulateurs de glissement de freinage.

Plusieurs formes de réalisation avantageuses sont exposées

dans la description ci-après En particulier, un système de freinage

selon l'invention, particulièrement simple, n'exigeant qu'une fabri-

cation comparativement peu compliquée, comporte un amplificateur de

force de freinage à deux circuits relié à une source d'énergie auxi-

liaire, les deux circuits de freinage de cet amplificateur étant reliés chacun au cylindre de frein d'une roue avant, cela directement, et au cylindre de frein d'une roue arrière, cela par l'intermédiaire d'un modulateur de freinage, par exemple via une électrovalve à plusieurs

voies, ledit système étant doté d'une ou plusieurs électrovalves ou-

vrant la décharge de fluide de pression à un réservoir de compensa-

tion aux fins de diminuer la pression de freinage aux roues arrière, tandis que, pour influencer la pression de freinage aux roues avant, des moyens de communication sont prévus qui permettent de modifier l'énergie auxiliaire introduite dans l'amplificateur de force de freinage Des valves de commande directionnelles, à deux voies/deux positions, peuvent être insérées, en tant que modulateurs de pression de freinage, sur les conduites de fluide de pression allant aux cylindres de frein de roue arrière Dans cet agencement, un partage "en diagonale" des deux circuits de freinage, sera avantageux dans

certains cas.

Cela signifie que, dans le système de freinage selon l'invention, et en particulier dans cette forme de réalisation très simple, une distribution proche de l'idéal de la force de freinage sur l'essieu avant et l'essieu arrière sera ajustée au cours d'un freinage, à l'aide de chacun des modulateurs de pression de freinage, en particulier à l'aide d'électrovalves, insérés sur les conduites de fluide de pression allant à la roue arrière A cette fin, les signaux de commande seront produitsd'une manière classique, en mesurant le comportement en rotation desrouez en combinant les signaux obtenus et en les comparant à la vitesse du véhicule Les distributions de charge dynamique et statique sur les essieux, tout aussi bien que

les variations dans les valeurs de caractéristiques de freinage, se-

ront prises en considération tout aussi bien que l'état de la

chaussée et que le frottement instantané ou le coefficient de frotte-

ment, selon le cas, aux roues avant et arrière Une diminution de pression de freinage à l'essieu arrière requise pour la commande de glissement de freinage sera accomplie au moyen d'une ou deux électrovalves de conception simple Pour diminuer la pression dans les cylindres des roues &vant pendant les phases de commande du glissement de freinage, il suffira également d'une valve de commande directionnelle à deux voies/deux positions, valve qui, par exemple en cas d'utilisation d'un

amplificateur à centre ouvert, devra seccharger de l'étranglement tem-

poraire, ou de la mise en court-circuit, de la force auxiliaire ren-

forçant la force à la pédale.

L'amplificateur à centre ouvert utilisé selon la forme

de réalisation particulièrement simple de la présente invention n'exi-

ge aucun accumulateur de pression de haute qualité mais tout au plus une "réserve-tampon" ayant une capacité relativement faible Lorsque la pédale de frein est actionnée, le moteur d'entraînement du groupe

de pompage est démarré ou accéléré et fournit, après un temps suffi-

samment bref, la force auxiliaire requise.

En outre, il sera commode, dans de nombreux cas d'appli-

cation, pour commander la distribution de force de freinage, que les valves et les trajets de valve, selon le cas, sur les conduites de fluide de pression allant aux cylindres des freins des roues arrière soient commutés à la condition ouverte au moyen d'un train d'impulsions, en fonction du glissement de freinage et de la pression de freinage ou de la montée de la pression de freinage aux roues avant Dans cet

agencement, le rapport "durée d'impulsion/intervalle entre impul-

sions", ou la fréquence du train d'impulsions, peuvent être variables

en réponse à la montée de la pression de freinage aux roues arriè-

re. Les différents objets et caractéristiques de l'invention

seront maintenant détaillés dans la description qui va suivre,

faite à titre d'exemple non limitatif, en se reportant aux figures annexées qui représentent:

la figure l, une vue schématique d'un système de freina-

ge du genre selon l'invention;

la figure 2, une autre forme de réalisation particuliè-

rement simple de la présente invention;

la figure 3, un diagramme de la variation de la pres-

sion de freinage en fonction de la force à la pédale de-frein, dans le cas d'un système de freinage selon la figure 2; et la figure 4, un schéma par blocs du circuit de base d'un amplificateur à centre ouvert, pour le système de freinage selon

la figure 2.

Le principe à la base du système de freinage selon l'in-

vention est illustré par la figure 1 Cette forme de réalisation de l'invention représente un système de freinage hydraulique à deux circuits, avec attribution "en diagonale" des roues aux circuits de

freinage 1 et 2.

Un amplificateur de force de freinage, désigné dans son ensemble par la référence 3, est ici alimenté en énergie auxiliaire

par un accumulateur de pression hydraulique, 4 Pour charger et rem-

plir l'accumulateur de pression 4, il est prévu une pompe 6 entraî-

née par un moteur électrique 5, le côté pression de la pompe com-

muniquant, via une valve de retenue 7, avec l'accumulateur 4 et l'u-

nité amplificateur 3 Le côté aspiration de la pompe 6 va directe-

ment à un réservoir d'alimentation ou de compensation, 8, pour le flui-

de de pression hydraulique.

La force à la pédale, force que le conducteur du véhicule applique par la pédale 9 au système de freinage, est symbolisée par F. Les deux systèmes de freinage 1 et 2 sont reliés à un maître-cylindre en tandem 10, qui est actionné par la force à la pédale, F, assistée par une force auxiliaire Selon la forme de réalisation de l'invention représentée à la figure 1, sur chacune des conduites de pression est insérée une valve directionnelle à deux voies/deux positions, 11, 12, 13, 14 qui sert de valve d'admission Par l'intermédiaire d'une autre valve de commande directionnelle à deux voies/deux positions 15, 16, 17, 18, chaque roue, par exemple chaque cylindre de frein de roue, est reliée au réservoir d'alimentation ou de compensation de pression, 8 Ainsi,

les valves 15 et 18 servent de valves de décharge.

Selon la figure 1, le comportement en rotation des roues individuelles est mesuré et signalé au bloc de circuit électroniques 28 par destransducteursinductifs 19 à 22 dans lesquels le passage des dents des disques dentés associés, 24 à 27, couplés aux roues

du véhicule, VR 1, V Rr, HR 1, H Rr' induisent des impulsions de ten-

sion Par suite, la fréquence d'impulsions de chaque valeur

mesurée est proportionnelle à la vitesse de rotation de la roue corres-

pondante. De manière classique, les valeurs mesurées sont traitées, électroniquement combinées et évaluées, dans le bloc de circuitsélectroniques 28, pour ?rodui-redes signaux de commutation ou commande pour les valves à plusieurs voies,11 à 18 Pour la mesure de la vitesse du véhicule, on peut prévoir un capteur additionnel relié à l'entrée 29 du bloc de circuits 28, mais il est possible d'obtenir une valeur de référence correspondant approximativement à la vitesse du véhicule, également à partir des signaux fournis par les transducteurs 19 à 23, qui contiennent des données relatives à la vitesse de roue, à l'accélération des roueset aux décélérations desrou% Les lignes de signaux électriques qui relient les sorties

a 1 à a 4 et b 1 à b 4 du bloc de circuit 28 aux enroulements d'exci-

tation des valves Il à 18 sont simplement esquissées sur la figure 1,

afin d'améliorer la clarté de celui-ci.

Sur la figure 1, les positions représentées des valves 11 à 18 correspondent à l'absence d'excitation, dans laquelle les valves sont dans une position définie comme "inactive" Il s'ensui que, lors d'un freinage, seuls les deux roues VR 1 et V Rr et les cylindres des freins de ces roues avant, respectivement communiquent, via les valves Il et 13, directement avec chaque chambre de travail du maître-cylindre en tandem, 10 Par suite, la pression de freinage ne va d'abord se développer que dans les roues avant VR 1, V Rr, comme expliqué de façon plus détaillée dans ce qui suit, en considérant

la figure 3 En contraste avec cela, la part de pression de frei-

nage qui doit être allouée aux cylindres des freins des roues ar-

rière, HRI 1 et H Rr, dépend de l'actionnement des valves d'admission 12 et 14 qui sont fermées en position inactive La distribution de pression de freinage, c'est-à-dire la distribution de la pression de freinage aux roues avant et arrière, peut donc être commandée dans les deux circuits de freinage 1 et 2, par actionnement périodique ou actionnement impulsionnel et commutation des valves 13, 14 de manière appropriée, calculée par la logique contenue dans

le bloc de circuits 28.

Les valves d'admission 11 et 13 conduisant aux cylindres des freins des roues avant, ainsi que les valves de décharge 15 à 18, ne vont pas commencer à fonctionner avant que le comportement de rotation d'une ou plusieurs des roues indique l'imminence d'une condition de blocage Le changement de position des valves d'admission 13, ou le retour des valves d'admission 12 et 14 à leur position inactive, permet d'empêcher la progression de la pression

dans le cylindre de frein de la roue menaçant de devenir instable.

En cas de besoin, la pression de freinage peut même, via les valves de décharge 15 à 18, être diminuée au niveau désiré si le passage d'admission est fermé en même temps En outre, un afflux dynamique de fluide de pression hydraulique dans les circuits de freinage 1

et 2 sera assuré en cas de besoin via des valves, non repré-

sentées ici, contenues dans l'amplificateur de force de freinage 3,

afin qu'il y ait suffisamment de fluide de pression restant dispo-

nible pour la nouvelle montée de la pression de freinage, même après diminution répétée de la pression via les valves de décharge

15 à 18.

Au lieu du partage "en diagonale" du circuit de freinage décrit, on peut aussi choisir un partage droite/gauche ou avant/ arrière, selon le même principe Il sera enfin également possible de réaliser trois ou quatre circuits de freinagehydrauliques en établissant un ou plusieurs circuits de freinage dynamiques, via

une valve d'amplificateur, d'une manière connue en soi, par exemple.

La figure 2 représente un système de freinage particuliè-

rement simple, du type selon l'invention, dont la conception impli-

que une fabrication peu compliquée, et qui, à la fois, commande la distribution de force de freinage et accomplit une commande du

glissement de freinage lorsqu'est détectée une condition de blo-

cage imminente.

Là encore, on a choisi deux circuits de freinage hydrau-

lique 31 et 32 "en diagonale" Dans ce cas, les deux circuits de freinage sont alimentés par un amplificateur 33 à centre ouvert, qui, pour l'essentiel, est composé du circuit de valve étrangleuse 34 et d'un maître-cylindre 35 à un circuit La force F à la

pédale, agissant sur l'amplificateur, est symbolisée par une flè-

che La diagonale 31 est reliée au circuit de valve étrangleuse 34,

et la diagonale 32 est reliée au maître-cylindre 35 L'énergie au-

xiliaire est fournie par une pompe 36 qui va être démarrée lors d'un enfoncement de la pédale, par exemple, et agit sur les deux circuits

de freinage.

Ladite pompe 36 est entraînée par un moteur électrique et

reliée à un réservoir de fluide de pression 37, du côté de l'as-

pixartion et à l'amplificateur 33, du côté de la pression Une

valve de décharge de pression, 38, qui interconnecte le côté as-

piration et le côté pression de la pompe 36, sert à limiter la pression. Pour la montée commandée de la pression de freinage dans les cylindres des freins des roues arrière droite et gauche, HRR et HR 1, une valve de commande 39, 40, directionnelle, à deux voies/

deux positions, est, là encore, insérée dans les circuits de freina-

ge hydrauliques respectifs, 31 et 32, cette valve ayant la fanction d'un modulateur de pression Lorsqu'elles ne sont pas excitées, t

le passage par les deux valves 39, 40 est fermé, de sorte que la dis-

tribution de la force de freinage, ou la montée de la pression de freina-

ge, respectivement, dans les roues arrière peut être commandée en réponse à l'augmentation de la pression de freinage aux roues avant et au glissement de freinage désiré des roues avant. Pour diminuer la pression de freinage aux cylindres des freins des roues arrière, une valve de commande directionnelle combinée 41, à deux voies/deux positions, est prévue dans la forme de réalisation selon la figure 2,-valve qui est reliée aux deux circuits de freinage hydrauliques, 31 et 32, via les deux valves de retenue 43 et 44, de directions opposées, entre les modulateurs 39 et 40 et les cylindres des freins des roues arrière Lesdites valves de retenue 43 et 44 empêchent un couplage des deux circuits de freinage hydrauliques La valve 41, fermée dans la phase de montée en pression et dans la phase dans laquelle la pression est maintenue constante, va établir une liaison des deux circuits de freinage hydrauliques avec le réservoir d'alimentation 37, dès qu'elle

sera électriquement excitée, permettant ainsi d'ajuster une dimi-

nution de la pression aux roues arrière au-niveau de pression désiré,

par excitation de cette valve 41.

Lorsque survient une situation de blocage imminent des roues

avant VR 1 et VR condition à laquelle il faut s'opposer par dimi-

nution de la pression dans les deux circuits de freinage 31 et 32, la force auxiliaire qui renforce la force F à la pédale pour les

deux circuits va être réduite, pour ainsi dire par "mise en court-

circuit" du circuit hydraulique de la pompe 36 selon la forme de réalisation de la figure 2 Cette dernière action est accomplie par une autre valve de commande directionnelle 42, à deux voies/deux positions qui peut être commutée, par actionnement électrique, et qui va alors relier le côté pression de la pompe 36

au réservoir de compensation 37 La manière d'obtenir et de com-

biner les signaux de commande et de régulation dans la forme de réali-

sation selon la figure 2 est fondamentalement analogue à celle

de la forme de réalisation selon la figure 1 Par des transduc-

teurs ou capteurs 51 à 54, les valeurs mesurées correspondant au comportement en rotation des roues sont fournies à un bloc de circuits électroniques 54 et préparées, combinées et traitées dans celui-ci, formant ainsi des signaux de commande appropriés pour les valves

à plusieurs voies, par exemple les valves de commande directionnel-

les à deux voies/deux positions, 39, 40, 41 et 42 dans cet agencement. Ces moyens-électroniques sont commodément composés de circuits de

commande intégrés, câblés ou programmés, par exemple avec des mi-

crocommande D'autres capteurs peuvent être reliés, via les conne-

xions indiquées sur le bloc de circuit 54, ces capteurs étant par

exemple un capteur de décélération translationnelle pour la déter-

mination de la vitesse du véhicule.

Le mode de fonctionnement du système de freinage selon la

figure 2 est similaire à celui selon la figure 1 Les aspects parti-

culiers qui sont caractérisés par l'utilisation de l'amplificateur

3 à centre ouvert, par la mise en court-circuit de la force auxiliai-

re par une valve unique 42, et par l'effet ainsi atteint sur les deux circuits de freinage 31 et 32, seront expliqués dans ce qui suit

en considérant la figure 3.

Lors d'un freinage normal, c'est-à-dire avant le commen-

cement d'une régulation du glissement de freinage, les valves de

commande directionnelles 41 et 42 à deux voies/deux positions, res-

tent inactives La pression de freinage amplifiée qui, lors de l'enfoncement de lapédale de frein, est introduite dans les circuits

de freinage hydrauliques 31 et 32 par les deux sorties de l'ampli-

ficateur de force de freinage 3, à l'aide de la source d'énergie auxiliaire, c'est-à-dire du groupe de pompage 36, agit directement sur les cylindres des freins des roues avant, tandis qu'elle agit sur les deux roues arrière par l'intermédiaire des modulateurs 39

et 40 qui sont actionnés par les moyens électroniques 54, par exem-

ple de façon impulsionnelle dans cet agencement.

Lorsqu'une tendance au blocage d'une roue arrière sera signalée, la valve 41 sera ouverte, de préférence par impulsions, pour la période calculéeaux fins de diminution de la pression, tandis que, simultanément, les valves 39 et 40 seront maintenues non-excitées, donc en position de fermeture Il en résulte que la pression de freinage aux deux roues arrière, HI Bet H Rr va diminuer

en même temps.

Une diminution individuelle de la pression de freinage

aux roues arrière, qui serait possible avec la forme de réalisa-

tion selon la figure 1, n'est pas indispensable, puisqu'une nouvelle montée en pression pourrait être exécutée immédiatement dans l'un des deux circuits de freinage, en cas de besoin, par actionnement

de la valve correspondante 39 ou 40 commandant la montée en pres-

sion Toutefois, dans la forme de réalisation représentée sur la figure 2, et en visant une fabrication particulièrement simple, une nouvelle montée en pression est évitée dans le circuit de freinage 32 relié au maîtrecylindre 5 car, dans ce circuit, dans la forme de réalisation la plus simple, aucun fluide de pression ne peut être fourni à partir de la source d'énergie auxiliaire pendant la phase de commande, l'absence d'une montée en pression

renouvelée dans l'un des deux circuits de freinage n'a pour consé-

quence un léger allongement de la distance d'arrêt que dans les

cas particulièrement défavorables.

Lorsqu'une situation de blocage imminent est décelée sur une roue avant, VR 1 ou V 1, dans la forme de réalisation selon

la figure 2,une diminution de pression dans le circuit d'amplifi-

cateur ou dans le circuit alimentant l'amplificateur en énergie au-

xiliaire, selon le cas, est effectuée par actionnement pulsatoire, ou par commutation, de l'électrovalve 42 effectuée plusieurs fois,

selon le cas Lorsque l'électrovalve 42 est libérée pour repren-

dre sa position de fermeture initiale, une pression proportionnel-

le à la force F à la pédale va denouveau se développer dans les

circuits de l'amplificateur.

La diminution de pression dans les circuits hydrauliques 31 et 32 pendant la diminution de la force auxiliaire, ou

la mise en court-circuit de la pompe 36 via la valve 44 manoeu-

vrée dans le sens de l'ouverture, a lieu

à différentes valeurs, comme on peut le voir en considérant le dia-

gramme force-pression sur la figure 3 Lors de l'enfoncement de la pédale de frein sous l'effet de la force F à la pédale, il y a

d'abord, c'est-à-dire avant l'excitation de la valve 42, dévelop-

pement de la même pression P dans les deux circuits de freinage hydraulique, à condition que cette pression soit inférieure à la limite de pression de fonctionnement, PA de l'amplificateur de force de freinage Le système de freinage est dimensionné de façon telle que, d'abord, la pression de freinage PV 1 dans le circuit de valve de freinage 31 corresponde approximativement à la pression

P Rzl à la sortie du maitre-cylindre, c'est-à-dire dans le circuitde frei-

nage 32, donc en peut poser PVI = PH Zl Lorsque la force auxiliaire est alors diminuée par commutation intermittente, par exemple périodiquement, de la valve 32, la pression de freinage Pv 2 va se développer dans le circuit de freinage 31 Contrastant avec cela, une pression P Z 2 subsiste dans le circuit de freinage 32 en raison de ce que la force F à la pédale continue à agir Cela signifie que, dans cette forme de réalisation, la pression à la roue avant gauche VR va, à la suite de l'actionnement de la valve 42, ne pas

être diminuée autant que lapression à la roue avant droite V Rr.

Lorsque la pression est complètement équilibrée, c'est-

à-dire que PV 3 = 0, une pression P 3 plus grande que zéro va donc

être maintenue dans le circuit de freinage 32, le circuit de maî-

tre-cylindre, comme on peut aussi le voir en considérant la figure 3,

cette dernière pression étant due à la force F à la pédale Si né-

cessaire, cette pression résiduelle P Hz 3 peut être diminuée ou éga-

lisée complètement via la valve de commutation 40.

Il est opportun de mentionner, sans avoir à le décrire en détail, que la défaillance d'un circuit de freinage peut être identifiée sans problème à partir de la variation des signaux des capteurs S à 54, à la suite de quoi la coupure de la commande de

glissement de freinage sera alors initialisée de façon appropriée.

La distribution de force de freinage au moyen des valves 39 et 40 peut alors être poursuivie dans la mesure o les éléments requis

pour cela sont encore intacts.

La figure 4 illustre la conception fondamentale de l'am-

plificateur de force de freinage 33 utilisé dans la forme de réali-

* sation selon la figure 2 et conçu ici en tant qu'amplificateur à centre ouvert, en conjonction avec la source d'énergie auxiliaire associée L'amplificateur de force de freinage 33 est sensiblement

composé d'un maître-cylindre de type simple, symbolisé par la cham-

bre de travail 54 et par le piston de maître-cylindre 46, et d'une valve étrangleuse 47 qui, comme le maître-cylindre, est soumise à variation par la force F à la pédale Les ressorts de compression 49 et 50 représentés servent à maintenir la tige-poussoir 48 et le piston 46 à leur position initiale de droite, tant qu'il n'y a pas

de force F La source d'énergie auxiliaire est, pour sa part, com-

posée de la pompe 36 (comparer avec figure 2) qui reçoit de l'é-

nergie d'entraînement d'un moteur électrique M De préférence, on utilisera une pompe autorégulatrice, comme symbolisé par la flèche

51 sur la figure 4, en vue de conformer les caractéristiques de sor-

tie de la pompe aux impératifs imposés à un tel système Une valve d' aspiration 52 est prévue pour le cas o le débit de sortie de la pompe ne serait pas suffisant lorsque la pédale de frein est très rapidement enfoncée, ce qui pourrait avoir le résultat désavantageux

qu'il y aurait une pression inférieure à la pression atmosphérique.

Une valve limitatrice de pression, 38 (voir aussi la figure 2)

limite la pression d'alimentation de la pompe 36 La pression mini-

male de réponse sera adéquatement choisie pour être égale, ou lé-

gèrement supérieure, à la limite PA de pression de fonctionnement (voir figure 3) Une valve de contournement 53, pour démarrage de

pompe, est prévue pour assurer le démarrage rapide de la pompe con-

tre une pression Le moteur à courant continu M sera mis en fonction-

nement, par exemple par l'interrupteur de freinage (non représenté).

Le réservoir d'alimentation ou de retour 37 comporte deux ou trois

compartiments séparés, pour des raisons de sécurité.

Au lieu de l'amplificateur à centre ouvert, recevant son énergie auxiliaire d'un groupe de pompage, on pourrait également utiliser un amplificateur de force de freinage mécanique connu en soi. Dans cette variante, la diminution de l'énergie auxiliaire pour réduire la pression de freinage à l'essieu avant pourrait être réalisée par l'effet d'agencements de commutation qui, par exemple,

devraient commander la tension d'alimentation du moteur d'entraine-

ment électrique, ou devraient prendre effet d'une façon appropriée

sur les enroulements d'excitation.

Il est bien évident que les descriptions qui précèdent

ont été données qu'à titre d'exemple non limitatif et que de nombreuses variantes peuvent être envisagées sans sortir pour autant du cadre

de l'invention.

Claims

REVENDICATIONS

1 Système de freinage pour véhicule automobile, notamment pour véhicule routier, dans lequel la pression à la pédale de frein est adaptée pour être transmise, assistée par une force auxiliaire, aux cylindres des freins des roues, via des con-

duites de fluide de pression, dans lequel des modulateurs sont in-

sérés dans les conduites de fluide de pression, pour influencer la pression de freinage, et dans lequel des transducteurs sont prévus pour la détermination, directe ou indirecte, du comportement en rotation

des roues et de la vitesse du véhicule, ainsi que des circuits électro-

niques pour le traitement et la combinaison logique des valeurs me-

surées et pour la production de signaux de commande destinés aux modu-

lateurs de pression de freinage, caractérisé en ce que les modulateurs de pression de freinage, ( 11 à 14, 39, 40) servent à accomplir une commande de la distribution de la force de freinage, c'est-à-dire de la distribution de la pression de freinage aux roues avant (VR 1, V Rr) et aux roues arrière (HRG H Rr), en fonction du glissement de freinage

des roues avant, tout aussi bien qu'à accomplir une commande du glisse-

ment de freinage qui empêche le blocage d'une ou plusieurs des roues et qui commence à opérer lorsque survient une situation de

blocage imminent.

2 Système de freinage selon la revendication 1, caracté-

risé en ce que le glissement de freinage aux roues arrière (HR 1, ER) peut être commandé pour valoir 70 à 100 %,de préférence 85 à 97 %,

du glissement de freinage des roues avant (VR 1, VR).

3 Système de freinage selon la revendication 1 ou 2, carac-

térisé en ce que des électrovalves à plusieurs voies ( 11 à 18, 39 à

42) sont prévues en tant que modulateurs de pression de freinage.

4 Système de freinage selon la revendication 3, caractérisé en ce que les cylindres des freins des roues peuvent

être reliés individuellement et/ou plusieurs d'entre eux peu-

vent à être reliés conjointement via les électrovalves à plusieurs voies ( 11 à 18, 39 à 41) aux conduites d'admission de fluide de pression et aux conduites de décharge de fluide de pression, ou à un

réservoir de compensation ( 8, 37).

254389 e Système de freinage selon la revendication 3 ou 4, caractérisé en ce que ledit système comporte au moins deux circuits de freinage hydrauliques ( 1, 2, 31, 31) reliés à un amplificateur de force de freinage, et en ce que les cylindres individuels des freins des roues, ou plusieurs tels cylindres ensemble, sont reliés

aux conduites d'entrée de fluide de pression et aux conduites de dé-

charge de fluide de pression, à chaque fois via une valve de com-

mande directionnelle, à action rapide, à deux voies/deux positions

( 11 à 18, 39 à 41).

6 Système de freinage selon l'une quelconque des

revendications 3 à 5, caractérisé en ce que, à l'état non-excité

des valves à plusieurs voies ( 11 à 18, 39 à 41), le passage de fluide de pression aux cylindres des freins des roues avant (VR 1, V Rr) est ouvert, tandis que le passage de fluide de pression aux cylindres des freins des roues arrière (HR 1, HR r) et les conduites de décharge

de fluide de pression des roues avant et arrière sont fermés.

7 Système de freinage selon l'une quelconque des reven-

dications 1 à 3, caractérisé en ce que ledit système comporte un ampli-

ficateur de force de freinage à deux circuits ( 33) qui est relié à une

source d'énergie auxiliaire ( 36) et dont les deux circuits de freina-

ge ( 31, 32) sont reliés chacun au cylindre de frein d'une roue avant

(VR 1, V Rr), cela directement, et au cylindre de frein d'une roue ar-

rière (HR 1, H Rr), cela via un modulateur de pression de freinage ( 39, ) , en ce qu'une ou plusieurs électrovalves ( 41) commandant la dée charge de fluide de pression sont prévues afin de diminuer la pression de freinage aux roues arrière, tandis que, pour influencer la pression de freinage aux roues avant, des moyens de commutation et/ou des valves ( 42) sont prévus qui permettent de commander l'énergie ou la force auxiliaire agissant sur l'amplificateur de force de freinage

( 33).

8 Système de freinage selon la revendication 7, caractérisé en ce que, pour la fonction de modulateur ( 39, 40) de pression de freinage, une valve de commande directionnelle, à deux voies/deux positions, est prévue qui, en l'absence d'excitation, ferme le passage de fluide de pression allant au cylindre de frein d'une roue

arrière, et qui est adaptée à être commutée dans la position d'ouverture.

9 Système de freinage selon la revendication 7 ou 8, carac-

térisé en ce qu'une valve de commande directionnelle ( 41) à deux voies/ deux positions, commune aux deux-circuits de freinage, est prévue pour la diminution de la pression de freinage desrouesarrière, ladite valve étant, dans chaque cas via une valve de retenue, en communication avec le circuit de freinage hydraulique entre le modulateur de pression

de freinage ( 39, 40) et le cylindre de frein de roue arrière.

Système de freinage selon l'une quelconque des revendi-

cations 7 à 9, caractérisé en ce que l'amplificateur de force de freinage ( 33) est conçu en tant qu'amplificateur à centre ouvert, alimenté en fluide de pression par une pompe entraînée par un moteur électrique ( 36) et dont la valve d'étranglement ( 34, 47) est reliée à l'un des deux circuits de freinage hydrauliques ( 31, 32) et qui est

combinée à un maître-cylindre de type simple ( 35) dont la sortie ali-

mente le deuxième circuit de freinage hydraulique ( 31).

11 Système de freinage selon l'une quelconque des revendi-

cations 7 à 9, caractérisé en ce que l'amplificateur de force de frei-

nage ( 33) est conçu en tant qu'amplificateur à centre ouvert, alimenté en fluide de pression par une pompe entraînée par un moteur électrique ( 36) et relié à un maitre-cylindre en tandemaux sorties duquel sont

reliés les deux circuits de freinage hydrauliques.

12 Système de freinage selon l'une quelconque des revendi-

cations 10 ou 11, caractérisé en ce que, pour la commande la force auxiliaire agissant sur l'amplificateur de force de freinage ( 33), il est prévu une valve de commande directionnelle ( 42), à deux voies/ deux positions, qui, à sa position "passage ouvert" adoptée après excitation, établit un court-circuit partiel ou complet du courant de fluide de pression, du côté pression au c 6 té aspiration de la pompe

( 36).

13 Système de freinage selon l'une quelconque des revendica-

tions 7 à 9, caractérisé en ce que l'amplificateur de force de freina-

ge est conçu sous la forme d'un amplificateur de force de freinage électromécanique qui peut être commandé électriquement pour influencer

la force auxiliaire ou la pression de freinage, respectivement.

14 Système defreinage selon l'une quelconque des

revendications 3 à 13, caractérisé en ce que, pour la commande de la

distribution de force de freinage, les valves ( 12, 14, 39, 40)et les trajets de valve sur les conduites de fluide de pression allant aux cylindres des freins des roues arrière (HR 1, H Rr) sont adaptés pour être commutés à la position d'ouverture par un train d'impulsions en fonction de la variation de pression de freinage et de la variation

du glissement de freinage aux roues avant (VR 1, V Rr).

Système de freinage selon la revendication 14, caractérisé en ce que le rapport "impulsion/intervalle entre impulsions", ou la fréquence, du train d'impulsions, est variable

en fonction de la variation de pression de freinage et de la varia-

tion du glissement de freinage aux roues avant.

16 Système de freinage selon la revendication 14 ou 15, caractérisé en ce que les valves ( 12, 14, 39, 40), ou les trajets

de valve, sur les conduites de fluide de pression allant aux cylin-

dres des freins des roues arrière, sont commutables avec retard à la position ouverte, de sorte que la variation de pression de freinage aux roues arrière suit avec retard la pression de freinage

aux roues avant.

17 Système de freinage selon l'une quelconque des

revendications 7 à 16, caractérisé en ce que les circuits de

freinage sont répartis "en diagonale".