FR2568532A1

FR2568532A1 - Generateur de pression de freinage a amplification hydraulique d'effort

Info

Publication number: FR2568532A1
Application number: FR8511666A
Authority: FR
Inventors: Juan Belart
Original assignee: Alfred Teves GmbH
Current assignee: Continental Teves AG and Co oHG
Priority date: 1984-07-31
Filing date: 1985-07-31
Publication date: 1986-02-07
Also published as: JPS6141661A; SE8503599D0; SE456002B; IT1185290B; SE8503599L; FR2568532B1; IT8521667A0; DE3428136A1; US4732001A

Abstract

GENERATEUR DE PRESSION DE FREINAGE POUR UN SYSTEME DE FREINAGE HYDRAULIQUE POUR VEHICULE AUTOMOBILE, DANS LEQUEL UN PISTON AMPLIFICATEUR PEUT COULISSER, SOUS L'ACTION DE LA PRESSION HYDRAULIQUE D'ASSISTANCE, DANS LE SENS DE L'ACTIONNEMENT, DANS LEQUEL LE PISTON D'AMPLIFICATEUR EST CONCU COMME UN PISTON ETAGE DONT LA PORTION DE PLUS PETIT DIAMETRE EST A PROXIMITE DE LA PEDALE, DANS LEQUEL LE PISTON D'AMPLIFICATEUR COMPORTE UN ALESAGE BORGNE ELOIGNE DE LA PEDALE DANS LEQUEL UN PISTON DE MAITRE-CYLINDRE EST GUIDE DE MANIERE ETANCHE, DANS LEQUEL LA PORTION DE PLUS PETIT DIAMETRE DU PISTON D'AMPLIFICATEUR DELIMITE UNE CHAMBRE ANNULAIRE DONT LE VOLUME DIMINUE LORS DE L'APPLICATION DES FREINS, ET DANS LEQUEL EST RELIEE A LA CHAMBRE ANNULAIRE UNE VALVE COMMANDEE PAR LA PRESSION REGNANT DANS LA CHAMBRE DE PRESSION DE L'AMPLIFICATEUR HYDRAULIQUE D'EFFORT, LADITE VALVE PERMETTANT DE FERMER UNE LIAISON ENTRE LA CHAMBRE ANNULAIRE ET UN RESERVOIR D'ALIMENTATION SANS PRESSION, CARACTERISE EN CE QU'UNE LIAISON DIRECTE PEUT ETRE ETABLIE ENTRE LA CHAMBRE ANNULAIRE 18 ET LA CHAMBRE DE TRAVAIL 22 VIA LA VALVE 30 ET EN EVITANT L'EMPLOI D'UNE COUPELLE D'ETANCHEITE.

Description

La présente invention concerne un générateur de pression de freinage pour

un système de freinage hydraulique de véhicule, dans lequel un piston d'amplificateur peut coulisser sous l'action

de la pression hydraulique d'assistance, dans le sens de l'actionne-

ment, dans lequel le piston d'amplificateur est conçu comme un

piston étagé dont la portion de plus petit diamètre est à proxi-

mité de la pédale, dans lequel le piston d'amplificateur comporte un alésage borgne dans lequel un piston de maître-cylindre est guidé de mai re étanchedans lequel la portion de plus petit diamètre du piston d'amplificateur délimite d'une chambreannulaire dont le volume dimi nue lors de l'application des freins, et dans lequel est reliée à la chambre annulaire une valve commandée par la pression régnant dans la chambre de pression de l'amplificateur hydraulique d'effort ladite valve permettant de fermer une liaison entre la chambre

annulaire et un réservoir d'alimentation sans pression.

Un générateur de pression de freinage ayant les carac-

téristiques ci-dessus esf décrit dans-la demande de brevet allemand n 34 08 873.3. Le générateur de pression de freinage selon cette demande de brevet allemand comporte une tige de piston actionnable par

une pédale agencée coaxialement à un piston d'amplificateur. Pa-

rallèlement au piston d'amplificateur est agencée une valve dite de freinage qui est reliée à la tige-poussoir actionnable par pédale

via un système de leviers. La face du piston d'amplificateur à pro-

ximité de la pédale délimite une chambre de pression, laquelle, selon la position de la valve de freinage, est reliée à un réservoir d'alimentation sans pression, ou à une source

d'énergie auxiliaire.

Le piston d'amplificateur est conçu pour l'essentiel sous forme d'un piston étagé avec une chambre annulaire qui est formée entre l'étage du piston ayant le plus petit diamètre et le logement du générateur de pression de freinage, le volume de ladite chambre annulaire diminuant lors de l'application des freins. Normalement, la chambre annulaire (lorsque les freins sont à l'état relâché et que la source de pression auxiliaire n'est pas intacte) communique via une valve de commande directionnelle à deux voies/deux positions avec un réservoir d'alimentation sans pression. La valve de commande directionnelle à deux voies/deux positions peut être commandée hydrauliquement, tandis que la pression en provenance de la chambre de pression de l'amplificateur hydraulique peut être transmise au mécanisme de commande hydraulique. Si une force d'actionnement est appliquée sur la pédale de frein dans le système de freinage décrit, la tige de piston reliée à la pédale de frein se déplace par rapport au piston d'amplificateur de façon à actionner le système de levier, ce qui

dans un premier temps provoque l'interruption d'une liaison hydrau-

lique entre la chambre de pression de l'amplificateur hydraulique et le réservoir d'alimentation sans pression. Au cas

o la force appliquée sur la pédale de frein continue de crot-

tre, la valve de frein adopte pour finir une position dans la-

quelle la chambre de pression de l'amplificateur hy-

draulique est alimentée en pression hydraulique par une source de pression auxiliaire. La pression régnant alors dans la chambre

de pression de l'amplificateur hydraulique, en dépas-

sant un niveau prédéterminable, est finalement capable de déplacer le piston d'amplificateur dans le sens d'actionnement, ce qui en échange provoque la sollicitation par la pression du martre-cylindre

en t'andem monté en aval de.l'amplificateur hydrauli-

que. Ainsi l'actionnement des circuits de frein reliés au mattre-

cylindre en tandem est assuré.

Comme il a déjà été expliqué, lors d'un tel actionnement des

freins, le volume de la chambre annulaire entre le piston d'ampli-

ficateur et le logement du générateur de pression de freinage diminue.

La pression qui règne alors dans la chambre de pression de l'amplificateur hydraulique, hormis le fait de mouvoir le piston d'amplificateur, provoque également la commutation de la valve de commande directionnelle à deux voies/deux positions vers une position verrouillée, de sorte que la chambre annulaire est séparée du réservoir d'alimentation sans pression. Le volume du fluide de pression renfermé dans la chambre annulaire dans cette condition de fonctionnement est fourni en supplément, lors de la poursuite du déplacement du piston d'amplificateur, via des coupell]s d'étanchéité respectifs, à la chambre de travail du maitre-cylindre qui estmonté en aval de l'amplificateur de puissance hydraulique, de manière telle à ce qu'il s'ensuive un déplacement relatif entre le piston d'amplificateur et le piston du maltre-cylindre, le piston de maitre-cylindre effectuant une course plus longueque le piston d'amplificateur. Comme cela est connu, aucune pression auxiliaire ne peut se former dans la chambre de pression de l'amplificateur

hydraulique en cas de panne de la source de pression auxiliai-

re. En conséquence, la valve de commande directionnelle à deux voies/

deux positions reste dans sa position de repos, dans laquelle la cham-

bre annulaire est reliée en permanence au réservoir d'alimentation sans pression. En cas de déplacement du piston d'amplificateur, lequel est du exclusivement à la force mécanique agissant sur

la pédale de frein, le volume dans la chambre annulaire peut di-

minuer la pression dans le réservoir d'alimentation sans pression, sans aucune force supplémentaire venant contrecarrer l'application

des freins.

Dans une telle condition de défaillance, par conséquent,

seule la surface considérablement plus petite du piston du maitre-

cylindre est efficace, bien qu'il soit vrai que le d-imensionnement

approprié assure l'obtention de l'effet de freinage minimum requis.

On doit considérer comme moins avantageux,dans le systè-

me de freinage décrit,le fait que lorsque le frein est appliqué tandis que la source de pression auxiliaire est intacte, le volume renfermé dans la chambre annulaire est fourni, via une coupelle

d'étanchéité supplémentaire, à la chambre de travail du maitre-

cylindre. Par conséquent, l'objet de la présente invention est de simplifier la conception d'un générateur de pression de freinage

du type mentionne initialement.

Ce but est atteint selon la présente invention

par le fait qu'une liaison directe peut être établie entre la cham-

bre annulaire et la chambre de travail via la valve et en évitant l'emploi

d'une coupelle d'étanchéité. Il est par ailleurs avantageux qu'un or-

gane de fermeture normalement appliqué sur un siège de valve de la valve, sur le trajet entre la chambre de travail et la chambre annulaire,puisse être commuté vers une position d'ouverture du passage de valve, non seulement par la pression régnant dans la chambre de pression, mais également par la pression provenant du maître-cylindre. Un mode d'exécution avantageux de la valve prévoit que l'organe de fermeture est disposé dans un élément de piston

déplaçable par la pression provenant du ma tre-cylindre et soit pré-

contraint par un ressort contre un siège de valve correspondant prévu

sur l'élément de piston. En outre, l'organe de fermeture est dispo-

sé de telle manière à ce qu'il puisse être soulevé de son siège par un piston pouvant être sollicité par la pression régnant dans la chambre d'amplificateur, ledit piston étant disposé coaxialement par rapport à l'élément de piston et pouvant

coulisser axialement. Pour simplifier la conception, il est propo-

sé que l'élément de piston soit muni d'un siège de valve à son extrémité éloignée de sa surface sollicitée par la pression. Afin de séparer la chambre annulaire du réservoir d'alimentation sans pression, il est proposé que, coaxialement à l'élément de piston et au piston, soit agencé un piston annulaire monté coulissant, lequel est conçu comme un organe de fermeture et, est normalement maintenu à distance de l'élément de piston par un épaulement du piston. Lorsque lesfreirs sont en position relâchée, l'élément de piston et le piston sont disposés de manière à venir prendre

appui sur des faces opposées du logement.

La présente invention prévoit également que la course du piston soit limitée par une butée dans le logement, de telle

manière que l'organe de fermeture demeure en position de ferme-

ture, dans tous les cas tant que l'élément de piston reste dans sa position de repos. En outre, la conception du piston annulaire est telle qu'il peut venir prendre appui sur le siège de valve de l'élément de piston avant que le piston ait parcouru sa course maximum. Il s'ensuit que,de cette façon, la chambre annulaire

est avantageusement séparée du réservoir d'alimentation sans pres-

sion dans tous les cas avant que le piston ait effectué sa course maximum. On est ainsi assuré, qu'en cas d'actionnement normal des

freinset pour une course correspondante, le volume du fluide de pres-

sion s'échappera vers le réservoir d'alimentation sans pression.

Dans un autre mode d'exécution de l'objet de la présente invention, il est prévu que l'élément de piston pourra se déplacer dans le sens de l'actionnement sur une distance maximum qui est inférieure à la distance normale entre le piston et l'organe de fermeture disposé dans l'élément de piston. Il est, de plus, prévu que la distance normale entre le piston et l'organe de fermeture disposé dans l'élément de piston est inférieure à la somme de

a) la course maximum entre le piston en posi-

tion de repos et la butée associée -à celui-ci, et

b) la course maximum de l'élément de piston.

On utilisera de préférence une bille comme organe de fermeture, qui est une pièce standard bon marché. Par ailleurs,

une amélioration de l'objet de la présente invention prévoit l'in-

sertion d'un premier ressort de compression entre l'élément de

piston et le piston et l'insertion d'un deuxième ressort de compres-

sion entre la butée du piston et le piston annulaire, le premier ressort de compression étant plus fort que le deuxième ressort de compression. Le premier ressort de compression sert à établir

la position de repos du piston qui peut être sollicité par la pres-

sion dans la chambre de pression de l'amplificateur de puissance hydraulique, tandis que le deuxième ressort de compression est

principalement disposé sur le piston annulaire. Le mode de fonc-

tionnement du système de freinage selon la présente invention est décrit ci-après d'une manière plus détaillée en se référant aux dessins annexes dans lesquels: - la figure 1 est une vue en coupe du système de freinage en entier et

- la figure 2 est une vue agrandie de la valve.

Les pièces identiques ont des références identiques.

A la figure 1, la référence numérique 1 désigne un amplificateur hydraulique d'effort, dont la construction a été

décrite en détail dans la demande de brevet allemand P 34 08 873.3.

L'amplificateur hydraulique 1 peut être actionné par une force appliquée à une pédale de frein 2. L'amplificateur

hydraulique 1 est relié à une source de pression auxiliai-

re 3 consistant essentiellement en un accumulateur de pression 4 chargé par une pompe 6 entraînée par un moteur électrique 5. Le c8té aspiration 7 de la pompe 6 communique via un filtre de fluide de

pression 8 avec un réservoir d'alimentation sans pression 9.

Une valve anti-retour 11, reliée au côté pression 10 de la pompe de fluide de pression 6, empêche le retour du débit en direction de la pompe de fluide de pression 6. Une valve de détente de pression 12 est reliée à la sortie de la valve anti-retour. Cette valve de détente,en cas de dépassement d'un niveau spécifié de pression, empêche ia poursuite du chargement de l'accumulateur de pression 4 et évacue le volume fourni par la pompe de fluide de pression

vers le réservoir d'alimentation sans pression 9.

L'amplificateur hydraulique 1 fonctionne essentiellement de façon telle que lorsqu'une force est appliquée

sur la pédale de frein 2, une tige de piston 13 reliée à la pé-

dale de frein 2 se déplace dans le sens d'actionnement, ce qui entraîne une formation de pression hydraulique dans la chambre de pression 14 de l'amplificateur hydraulique 1 via

une valve de freinage qui n'est pas représentée sur le dessin.

La chambre de pression 14 de l'amplificateur hydrauli-

que 1 est délimitée par un piston d'amplificateur 15, le piston d'amplificateur 15 ayant une portion 16 de petit diamètre et une portion 17 degranddiamètre. La portion de petit diamètre 16 du piston d'amplificateur 15 et le logement délimitent une chambre annulaire 18, dont le volume diminue lors de l'application

des freins grâce à deux joints d'étanchéité 19, 20.

En aval de l'amplificateur hydraulique 1,

est relié un maître-cylindre en tandem 21 qui comporte une cham-

bre de travail 22 à proximité de la pédale et une chambre de tra-

vail 23 éloignée de la pédale. A chaque chambre de travail est affectée une valve centrale 24, 25, laquelle lors du déplacement du piston d'amplificateur 15 ou d'une formation de pression dans la chambre de travail 22 atteint une position de fermeture dans laquelle les chambres de travail 22, 23, qui sont normalement en liaison avec le réservoir d'alimentation sans pression 9, sont isolées du réservoir 9. Des freins de roues 26, 27, 28, 29 sont reliés

aux chambres de pression 22 et 23 du maître-cylindre.

- Un autre composant du système de freinage selon la pré-

sente invention est constitué par une valve 30, dans laquelle un piston 31 est sollicité par la pression régnant de temps en temps dans la chambre de pression 14 de l'amplificateur hydraulique 1 et qui peut se déplacer vers la gauche contre une butée

32 comme le montre le dessin.

Au moyen d'un premier ressort de compression 33, le piston 31 est supporté par un élément de piston 34, l'élément de piston 34 ayant essentiellement la forme d'une cloche comportant un alésage borgne faisant face au piston 31. Lorsque les freins sont en position relâchée comme indiqué sur le dessin, l'élément de piston 34 ainsi que le piston 31 sont en butée dans le logement 35 de

la valve. A l'intérieur de l'élément de piston 34 est prévu un pas-

sage de valve 36 qui consiste pour l'essentiel en un siège de valve 37 formé sur l'élément de piston 34 de façon à coopérer avec

un organe de fermeture 38, l'organe de fermeture 38 étant précon-

traint par un ressort de compression 39 dans le sens de fermeture

du passage de valve 36. Un autre siège de valve est prévu à l'ou-

verture de l'élément de piston 34 qui fait face au piston 31.

Les dessins indiquent que, coaxialement au piston 31, est agencé un piston annulaire 41, lequel, lorsque les freins sont en position relâchée comme le montrent les dessins, est maintenu par un épaulement 42 du piston 31 dans une position dans laquelle une distance déterminée est établie entre le piston annulaire 41

et le siège de valve 40 de l'élément de piston 34. Le piston an-

nulaire 41 est conçu de telle manière à former un autre passage de valve conjointement avec le siège de valve 40 de l'élément de piston 34. Entre le piston annulaire 41 et la butée 32 est inséré

un deuxième ressort de compression 42.

Le point essentiel concernant la valve 30, dont la figure 2 est une vue agrandie, réside dans le fait que la course maximum S1 du piston 31 vers la butée 32 est plus courte que la distance S3 entre le piston 31 et l'organe de fermeture 38. Par ailleurs, il est essentiel que l'élément de piston 34 puisse par-

courir une distance maximum S2 qui soit plus courte que la distan-

ce entre le piston 31 et l'organe de fermeture 38. Une condition

supplémentaire veut que la somme des distances S1 et S2 soit supé-

rieure à la distance S3.

Le mode de fonctionnement du système de freinage décrit

est expliqué plus en détail ci-après, en partant de position -

"freins relâchés" dans laquelle toutes les pièces mobiles du système de freinage adoptent la position indiquée à la figure 1. Dans une telle position de fonctionnement, les chambres de travail

22, 23 du maitre-cylindre en tandem 21 communiquent avec le réser-

voir d'alimentation sans pression 9. Par ailleurs, via le passage de valve 40, 41 de la valve 30, il existe un liaison hydraulique entre la chambre annulaire 18 de l'amplificateur

hydraulique 1 et le réservoir d'alimentation sans pression. Lors-

qu'une force est appliquée sur la pédale de frein 2, une pression hydraulique se forme - comme cela a déjà été expliqué - dans la chambre de pression 14 de l'amplificateur hydraulique 1, ladite pression agissant sur le piston 31 de la valve 30 et le déplaçant contre la force du premier ressort de compression 33

vers la gauche de la figure 1. Le mouvement est trans-

mis par l'action du deuxième ressort de compression au piston annulaire 41, le piston annulaire 41 étant poussé par le ressort

de compression 42. Lorsque le piston 31 est sollicité par la pres-

sion et que la pression dans la chambre d'amplificateur 14 de l'amplificateur hydraulique a atteint une certaine valeur,

le piston 31 aura éventuellement parcouru la distance S1.

D'autre part, une formation de pression dans la chambre d'amplificateur 14 de l'amplificateur hydraulique 1, provoquera le déplacement du piston d'amplificateur 15 dans le sens de l'actionnement, de sorte que les valves centrales 24, 25 adoptent une position de fermeture et que les chambres de travail 22, 23 du

maître-cylindre en tandem 21 sont séparées du réservoir d'alimen-

tation sans pression 9. Un déplacement ultérieur du piston d'ampli-

ficateur 15 ou une augmentation de la force d'actionnement F appliquée à la pédale de frein 2 occasionne alors une formation de pression dans les chambres de travail 22, 23 du maître-cylindre

en tandem 21 qui se transmet via les conduites de pression correspon-

dantes à l'élément de piston 34 et déplace l'élément de piston 34 vers la droite en considérant le dessin, ce qui pour finir entraîne la fermeture du passage de valve 40, 41 entre la chambre

annulaire 18 de l'amplificateur de puissance hydraulique et le ré-

servoir d'alimentation sans pression. Lors d'une poursuite de l'aug-

mentation de la pression dans ies chambres de travail 22, 23 du

maître-cylindre en tandem, l'organe de fermeture 38 vient finale-

ment pousser le piston 31, ce qui entraîne l'ouverture du passage de valve 36 entre la chambre annulaire 18 et la chambre de travail 22. Lors d'une poursuite du déplacement du piston d'amplificateur , le volume du fluide de pression s'échappant de la chambre annulaire 18 est alors transmis via le passage de valve 36, à la chambre de travail 22, provoquant ainsi un déplacement relatif entrele piston du maître-cylindre 43 etlepiston d'amplificateur , le piston du maître-cylindre 43 se déplaçant plus rapidement

quele piston d'amplificateur 15. Le gros avantage d'un tel agence-

ment réside dans le fait qu'une course de pédale relativement

courte est nécessaire pour produire une pression élevée dans le maître-

cylindre. En cas de panne de la source de pression auxiliaire 3 ou d'une défaillance du m8me ordre, le piston 31 est maintenu en butée vers la droite comme le montre la figure 2 par l'action du ressort de compression 33, étant donné qu'aucune

pression ne se forme dans la chambre de pression 14 de l'amplifica-

teur de puissance hydraulique 1. Lors de l'actionnement du frein, le piston d'amplificateur 15 se déplace vers la gauche, uniquement sous l'effet de la force appliquée sur la pédale de frein, tandis que, lorsque le piston a parcouru

une distance prédéterminée lors de la conception, les valves centra-

les 24, 25 sont en revanche fermées de sorte que les chambres de travail 22, 23 sont séparées du réservoir d'alimentation sans pression 9. La pression ainsi formée dans les chambres de travail 22, 23 du ma:trecylindre en tandem 21 parvient à son tour aux surfaces de sollicitation par la pression de l'élément de piston 34 de la valve 30 et provoque le déplacement de l'élément de

piston 34 vers la droite, en considérant les dessins.

Toutefois, la course de l'élément de piston 34 est limitée de telle manière quele passage de valve 40, 41 reste ouvert et que le passage de valve 36 reste en position fermée de sorte que la chambre de travail 22 demeure toujours séparée du

réservoir d'alimentation sans pression 9.

Lors d'une telle défaillance, la chambre annulai-

re 18 de l'amplificateur de puissance hydraulique reste en commu-

nication permanente avec le réservoir d'alimentation sans pression 9, via le passage de valve 40, 41 de la valve 30 de sorte qu'une diminution de la chambre annulaire 18 ne puisse créer une composante

de force contrecarrant la force d'actionnement.

Pendant l'opération de relâchement des freins dans les types

d'actionnement de frein décrits ci-dessus (alimentation de pres-

sion auxiliaire intacte/défaut d'alimentation de pression auxi-

liaire), les mouvements décrits sont inversés jusqu'à ce que chaque pièce mobile ait de nouveau adoptée la position représentée à la

figure 1.

Claims

REVENDICATIONS

1. G;énrateur de pression de freinage pour un système de freinage hydraulique pour véhicule automobile, dans lequel un piston amplificateur peut coulisser, sous l'action de la pression hydraulique d'assistance, dans le sens de l'actionnement, dans lequel le piston d'amplificateur est conçu comme un piston étagé dont la portion de plus petit diamètre est à proximité de la pédale, dans lequel le piston d'amplificateur comporte un alésage borgne éloigné de la pédale dans lequel un piston de maîtrecylindre est guidé de manière étanche, dans lequel la;-portion de plus petit diamètre du piston d'amplificateur délimite une chambre annulaire dont le volume diminue lors de l'application des freinst dans lequel est reliée à la chambre annulaire une valve commandée par la pression régnant dans la chambre de pression de l'amplificateur hydraulique d'effort, ladite valve permettant de fermer une liaison entre la chambre annulaire et un réservoir d'alimentation sans pression, caractérisé en ce qu'une liaison directe peut être établie entre la chambre annulaire (18) et la chambre de travail (22) via la valve (30) et en évitant l'emploi

d'une coupelle d'étanchéité.

2. Générateur de pression de freinage selon la reven-

dication 1, caractérisé en ce qu'un organe de fermeture (38) nor-

malement appliqué sur un siège de valve (37) de la valve (30), sur

le trajet entre la chambre de travail (22) et la chambre annulai-

re (18),peut Utre commuté vers une position ouverte du passage de valve (36) non seulement par la pression régnant dans la chambre

de pression (14) mais aussi par la pression provenant du maitre-

cylindre.

3. Générateur de pression de freinage selon la revendi-

cation 1, caractérisé en ce que l'organe de fermeture (38 est agencé dans un élément de piston (34) pouvant se déplacer sous l'action de la pression provenant du ma tre-cylindre,et est précontraint par un ressort contre un siège de valve correspondant (37) formé sur l'élément

de piston (34. -

4. Générateur de pression de freinage selon les reven-

dications 1 et 3, caractérisé en ce que l'organe de fermeture (38) peut ktre soulevé.de son siège (37) par un piston (31) pouvant

être sollicité par la pression régnant dans la chambre d'amplifi-

cateur (14), ledit piston étant agencé coaxialement à l'élément de piston (34) et pouvant coulisser axialement.

5. Générateur de pression de freinage selon les reven-

dications 3 et 4, caractérisé en ce que l'élément de piston (34) est muni, à son extrémité éloignée de sa surface pouvant être

sollicitée par la pression, d'un siège de valve (40).

6. Générateur de pression de freinage selon une ou

plusieurs des revendications précédentes, caractérisé en ce que,

coaxialement à l'élément de piston (34) et le piston (31), un piston annulaire (41) est agencé de manière à pouvoir se déplacer,

lequel est conçu comme un organe de fermeture et est normalement main-

tenu à distance de l'élément de piston (34) par un épaulement

(42) du piston (31).

7. Générateur de pression de freinage selon une ou

plusieurs des revendications ci-devant, caractérisé en ce que lors-

que le frein est en position desserrée, l'élément de piston (34) et le piston (31) viennent s'appuyer sur des faces opposées du logement.

8. Générateur de pression de freinage selon une ou

plusieurs des revendications précédentes, caractérisé en ce que la

course du piston (31) est limitée par une butée (32) dans le logement de telle manière que l'organe de fermeture (38) demeure dans la position de fermeture dans n'importe quel cas tant que l'élément

de piston (34) demeure dans sa position de repos.

9. Générateur de pression de freinage selon une ou

plusieurs des revendications précédentes, caractérisé en ce que le

piston annulaire (41) peut venir enbutée sur le siège

de valve (40) avant quelepiston (31) ait parcouru sa course maximum.

10. Générateur de pression de freinage selon une ou

plusieurs des revendications ci-devant, caractérisé en ce que

l'élément de piston (34) peut parcourir dans le sens de l'action-

nement une course maximum qui est inférieure à la distance nor-

male entre le piston (31) et l'organe de fermeture (38) agencé dans

l'élément de piston (34.

11. Générateur de pression de freinage selon une ou

plusieurs des revendications précédentes, caractérisé en ce que la

distance normale entre le piston (31) et l'organe de fermeture (38) agencé dans l'élément de piston (34> est inférieure à la somme de: a) la course maximum entre le piston (31) en position de repos et la butée (32) associée à celui-ci, et b) la course maximum de l'élément de piston (34).

12. Générateur de pression de freinage selon une ou

plusieurs des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'une

bille est utilisée comme organe de fermeture (38).

13. Générateur de pression de freinage selOn une ou

plusieurs des revendications ci-devant, caractérisé en ce qu'un

premier ressort de compression (33) est inséré entre l'élément de piston (34) et le piston (31) et un deuxième ressort de compression (42) est inséré entre la butée (32) du piston (31) et le piston annulaire (41), le permier ressort de compression (33) étant d'une

force plus grande que le deuxième piston de compression (42).