FR2604673A1

FR2604673A1 - Generateur de pression hydraulique de freinage pour systeme de freinage de vehicule automobile

Info

Publication number: FR2604673A1
Application number: FR8713737A
Authority: FR
Inventors: Juan Belart; Wolfram Seibert; Norbert Ocvirk
Original assignee: Alfred Teves GmbH
Current assignee: Continental Teves AG and Co oHG
Priority date: 1986-10-06
Filing date: 1987-10-05
Publication date: 1988-04-08
Also published as: IT8721385A0; DE3633969A1; GB8722734D0; GB2196708B; GB2196708A; IT1223286B

Abstract

L'INVENTION PROPOSE UN GENERATEUR DE PRESSION DE FREINAGE QUI COMPREND UN PISTON D'AMPLIFICATEUR 22 POUR ACTIONNER UN MAITRE-CYLINDRE DE FREINAGE 1, ET DANS LEQUEL UNE PRESSION AUXILIAIRE REGNANT DANS UNE CHAMBRE D'AMPLIFICATEUR 25 PEUT ETRE APPLIQUEE AUDIT PISTON D'AMPLIFICATEUR 22. POUR MAINTENIR LA FORCE DE REACTION A UN FAIBLE NIVEAU LORS DE L'ACTIONNEMENT DU GENERATEUR DE PRESSION DE FREINAGE, UNE VALVE DE REDUCTION DE PRESSION 46 EST IMPLANTEE EN AMONT DU MECANISME DE VALVES 28, 29 DU GENERATEUR DE PRESSION DE FREINAGE, A TRAVERS LEQUEL LA CHAMBRE D'AMPLIFICATEUR 25 PEUT ETRE RELIEE A UNE SOURCE DE HAUTE PRESSION 49 COMPRENANT UN ACCUMULATEUR DE PRESSION 61, LA PRESSION DE LA CHAMBRE D'AMPLIFICATEUR 25 POUVANT ETRE APPLIQUEE AU PISTON DE COMMANDE 55 DE LA VALVE DE SURPRESSION 46 POUR DIMINUER LA REDUCTION DE PRESSION.

Description

-1- La présente invention concerne un générateur de pression de

freinage pour un système hydraulique de freinage de véhicule automo-

bile, comprenant un piston d'amplificateur qui est destiné à action-

ner un maitre-cylindre de freinage auquel peut être appliquée une pression hydraulique auxiliaire régnant dans une chambre d'amplifica-

teur, comprenant un mécanismed'actionnement qui coopère avec le pis-

ton d'amplificateur et un dispositif de valves qui est destiné à com-

mander la pression auxiliaire et qui peut être actionné par un déplacement relatif entre le piston d'amplificateur et le mécanisme

d'actionnement, et comprenant une valve à double siège par l'intermé-

diaire de laquelle l'amplificateur peut être relié à un réservoir

sans pression ou à une source de haute pression comportant un accumu-

lateur de pression.

Des générateurs de pression de freinage du type décrit ci-

dessus ont un rendement élevé, exigent une faible mise en oeuvre de

moyens et se caractérisent par une commodité d'emploi satisfaisante.

Il conviennent en particulier aux systèmes de freinage de véhicules automobiles équipés d'un dispositif de régulation du glissement de freinage et, en raison de la présence d'un accumulateur de pression,

ils sont particulièrement bien protégés contre les défaillances.

En pratique, un générateur de pression de freinage alimenté

par une source de haute pression s'est déjà révélé avantageux (deman-

de de brevet allemand 31.08 908) et il comprenait, pour commander la pression auxiliaire, une valve à tiroir pouvant être actionnée par

l'intermédiaire d'un double levier et par le déplacement relatif en-

tre le piston d'amplificateur et le mécanisme d'actionnement. Bien que ce mode de conception admette des forces de réactions réduites pour amorcer un freinage, sa fabrication exige des moyens mécaniques et financiers importants car les exigences de précision imposées à la

fabrication du siège de valve et de la transmission de force par le-

vier sont élevées.

Pour réduire les moyens mis en oeuvre, dans un générateur de

pression de freinage du type décrit précédemment conforme à la deman-

de de brevet allemand n 34 40 991, le dispositif de valves comprend deux valves à siège qui sont reliées en série mécaniquement, qui sont - 2 -

implantées dans le piston d'amplificateur et qui peuvent être action-

nées ensemble par un piston de commande. Cependant, ce système pré-

sente un inconvénient à savoir qu'en raison de la surface de travail

hydraulique du siège de valve à haute pression, à laquelle la pres-

sion provenant de l'accumulateur est appliquée, il se produit une force de réaction élevée qui nuit au confort de fonctionnement et à

la maîtrise des forces de freinage réduites.

La présente invention a donc pour but de fournir un généra-

teur de pression de freinage du type indiqué précédemment qui, tout en conservant l'avantage structurei que constitue le dispositif de

valves muni de valves à siège, possède une force de réponse réduite.

Conformément à l'invention, ce but est atteint en ce qu'une valve de réduction de pression est isrte sur la ccilite de liaisn sitie entre la source de liquide de pression et le dispositif de valves, la pression de la chambre d'amplificateur étant appliquée au piston de

commande pour diminuer la réduction de pression. En raison de la pré-

sence de la valve de réxdticn de paessin et lrles freins se truveat En position relâchée dans laquelle la chambre d'amplificateur communique avec le réservoir sans pression, la pression existant à l'entrée du

générateur de pression de freinage est réduite jusqu'à ce qu'une fai-

ble force de réaction soit produite. Dès que le générateur de pres-

sion de freinage est actionné, la pression auxiliaire qui augmente dans la chambre d'amplificateur diminue la réduction de pression, de

sorte que la totalité de la pression d'accumulateur régnant à l'en-

trée du générateur de pression de freinage est disponible pour pro-

duire une pression auxiliaire. En outre, la conception du générateur de pression de freinage conforme à l'invention présente l'avantage de la simplicité, dmans la nare a la valve de rédatina de pssion n'exige la mise en oeuvre d'aucun moyen de construction important et o. elle

peut tre facilement intégrée au générateur de pression de freinage.

De plus, il est avantageux que, lorsque les freins se trouvent en po-

sition relâchée, la valve drirAticndepressicnretirelahatepressicn

de chargement de l'accumulateur de pression, de manière que les mo-

yens d'étanchéité disposés sur le côté haute pression du générateur de pression de freinage ne soient soumis qu'à une charge de pression -3comparativement faible. Ceci augmente la durée de vie des moyens d'étanchéité; en outre, lorsque les freins se trouvent en position relâchée, les pertes dues aux fuites susceptibles de se produire

lorsque l'accumulateur de pression se vide, sont sensiblement ridui-

tes. De préférence,lavalve de réiticrn deressicn doxrd ue valve a siège qui peut fermer l'entrée communiquant avec la source de haute pression, ce qui permet d'obtenir, à l'aide de moyens structurels simples, une valve qui, lorsque les freins se trouvent en position

relâchée, assure en permanence l'étanchéité de la liaison entre l'ac-

cumulateur de pression et le générateur de pression de freinage et

empêche ainsi une augmentation progressive de la réduction de pres-

sion à l'entrée du générateur de pression de freinage.

Conformément à un mode de réalisation de l'invention, la valve de réition de p sion pae êbe crçoe de faqn que la valve à siège se ferme dans le sens de l'écoulement et que le piston de commande soit soumis, dans le sens de fermeture de la valve, à la pression

initiale et, dans le sens d'ouverture de la valve, à une force élas-

tique et à la pression régnant dans la chambre d'amplificateur. Pour garantir que, lorsque les freins sont actionnés, la valve de rrcticn d gpression s'ovre avec crtitf queilesque soaint les circonstances, il peut également être prévu, conformément à l'invention, que la force

élastique excède la force de pression exercée, dans le sens de ferme-

ture, sur l'élément de fermeture de la valve à siège.

Conformément à un autre mode de réalisation de l'invention, la conception peut être simplifiée en ce que le piston de commande agit à l'encontre de la pression initiale et de la pression de la chambre d'amplificateur au moyen de faces de travail hydraulique identiques. En outre, il s'est avéré que le générateur de pression de freinage permet d'obtenir une courbe d'actionnement intéressante et une force de réaction avantageusement réduite si le coefficient de

réduction de pression de la valve de surpression est égal ou supé-

rieur à 10 lorsque la chambre d'amplificateur est sans pression.

Les différents objets et caractéristiques de l'invention se-

ront maintenant détaillés dans la description qui va suivre, faite à

-4- titre d'exemple non limitatif, en se reportant à la figure annexée qui représente, en coupe longitudinale, un système hydraulique de

freinage pour véhicule automobile, comprenant un générateur de pres-

sion d freine conforre à l'invatin eture valve de réirticn de pesscn.

Le générateur de pression de freinage représenté comprend un

maitre-cylindre 1 pouvant être actionné par un amplificateur hydrau-

lique de force. Le maître-cylindre 1 comprend une chambre de travail

3 comportant un perçage de liaison 4 auquel est relié un premier cir-

cuit de freinage 5 permettant d'actionner deux freins de roues 6, 7

d'un véhicule automobile.

Le maître-cylindre 1 est de conception classique et comprend

un piston de maitre-cylindre 8 qui est guidé dans un alésage cylin-

drique 9 de manière à y coulisser axialement, giqi supporte une coupelle

d'étanchéité 10 et qui, par l'intermédiaire d'un ressort de compres-

sion 11, est sollicité dans le sens de relâchement des freins. Le-

ressort de compression 11 prend appui sur une coupelle de ressort-12

dans laquelle est monté un poussoir de valve 13 dont l'une des extré-

mités (à droite sur la figure) supporte un élément de fermeture qui coopère avec un perçage 15 pratiqué dans le piston de maître-cylindre 8 pour former une valve dite centrale à travers laquelle, lorsque les

freins se trouvent en position relâchée, la chambre de travail 3 com-

munique avec une chambre 16 reliée à un réservoir sans pression 19 par l'intermédiaire d'une connexion de bottier 17 et d'une conduite de pression 18. En outre, le piston de maître-cylindre 8 est muni de perçages axiaux 20 qui mènent de la chambre 16 à l'arrière de la omctlle d'étanchéité 10 et qui permettent à l'excédent de liquide de pression de passer de la chambre 16 dans la chambre de travail en contournant

la lèvre de la coupelle d'étanchéité 10.

L'amplificateur hydraulique de force comprend, pour l'essen-

tiel, un piston d'amplificateur 22 qui est guidé dans un alésage de bottier 21, la face latérale cylindrique du piston d'amplificateur étant interrompue par un étage de piston 23. Au moyen de sa section de plus grand diamètre, le piston d'amplificateur 22 délimite une chambre annulaire circonfirentielle 24 et, à l'aide de l'étage de

piston 23, il forme, avec l'alésage de bottier 21, une chambre d'am-

plificateur 25. A l'intérieur du piston d'amplificateur 22 est dispo-

sé un piston de fermeture 27 muni d'un perçage axial 26 dont la por-

tion centrale comporte un épaulement formant un élément de fermeture

de valve 28 qui, lorsque les freins se trouvent dans la position re-

lâchée représentée, est maintenu en butée contre un siège de valve 29

par un ressort de compression 30. Le piston de fermeture 27 est en-

touré d'une chambre annulaire 31 qui est reliée hydrauliquement à la chambre annulaire circonférentielle 24 à travers des perçages radiaux 32, 33. Le piston de maitre-cylindre 8 est en appui sur le piston

d'amplificateur 22 par l'intermédiaire d'une tige 34.

En outre, un piston de commande 36 pouvant être actionné par une pédale de frein 35 est disposé dans le piston d'amplificateur 22

et peut se déplacer par rapport à ce dernier, une face avant suppor-

tant en l'occurrence un élément de fermeture 37 de conception sphéri-

que s'engageant dans la chambre d'amplificateur 25. Dans le sens du

relâchement des freins, le piston de commande 36 est soumis à l'ac-

tion d'un ressort de compression 38 qui repose sur le siège de valve

29 fixé au piston d'amplificateur 22. L'élément de fermeture 37 co-

opère avec un siège de valve 39 formé par l'extrémité du piston de fermeture 27 qui traverse le siège de valve 29. Etant donné qu'il est

appliqué contre le siège de valve 39, l'élément de fermeture 37 blo-

que l'ouverture du perçage axial 26 pratiqué dans le piston de ferme-

ture 27 et isole ainsi la chambre d'amplificateur 25 de la chambre 16

qui communique avec le perçage axial 26 à travers des perçages 40.

Un perçage de liaison 41 part de la chambre 25 de l'amplifi-

cateur de force 2 et est relié à un second circuit de freinage 42 qui

permet d'actionner deux autres freins de roues 43, 44 du véhicule au-

tomobile. En outre, la chambre d'amplificateur 25 communique, par

l'intermédiaire d'une gonduite de liaison 45, avec une valve de ré-

d=tiadn e presion 46 qui est implafté siurte onuite de liaison 47 menant d'un perçage de liaison 48, qui débouche dans la chambre annulaire circonférentielle 24, à une source de haute pression 49 qui assure

l'alimentation de l'amplificateur de force 2 en liquide de pression.

La valve de ré&otia de tosiom 46 cerd u-e valve à siège 50 qui se ferme dans le sens d'écoulement et qui est munie d'un élément de -6- fermeture 51 de conception sphérique qui coopère avec un siège de valve 52 solidarisé au boitier. La valve à siège 50 permet d'isoler une chambre d'entrée de valve 53, qui communique avec la source de haute pression 49, d'une chambre de sortie de valve 54 qui communique avec le perçage de liaison 48 de l'amplificateur de force 2. La cham- bre de sortie de valve 54 est délimitée par un piston de commande 55

dont un tourillon 56 est appliqué contre l'élément de fermeture 51.

Le piston de commande 55 isole la chambre de sortie de valve 54 d'une chambre de commande 57 qui communique aveç la conduite de liaison 45 et qui renferme un ressort de compression à précontrainte 58 exerçant une force élastique sur le piston de commande 55 en direction de la chambre de sortie de valve 54, l'amplitude de la force élastique

étant suffisante pour surmonter la force de fermeture hydraulique ma-

ximum pouvant agir sur l'élément de fermeture 51.

La source de haute pression 49 comprend une pompe 59 qui est entraînée par un moteur et qui charge un accumulateur de pression 61

à partir du réservoir 19 à travers une valve anti-retour 60, le dis-

positif d'entraînement de la pompe pouvant être commuté en fonction

de la pression de chargement de l'accumulateur.

Le mode de fonctionnement du système de freinage décrit est le suivant:

Lorsque les freins se trouvent dans la position relâchée re-

présentée, le circuit de freinage 5 communique, à travers la valve

centrale ouverte 14, 15, avec la chambre 16 qui est reliée, par l'in-

termédiaire de la conduite de pression 18, au réservoir sans pression 19. Le piston de commande 36 se trouve dans la position de retrait extrême dans laquelle l'élément de fermeture 37 est décollé du siège

de valve 39, de sorte que le circuit de freinage 42 communique égale-

ment avec la chambre 16 à travers le perçage axial ouvert 26 et le perçage..40. En position fermée, l'élément de fermeture de valve 28

est appliqué contre le siège de valve 29, de sorte que la chambre an-

nulaire 31 est maintenue isplée. La pression qui règne dans la cham-

bre annulaire 31, dans la chambre annulaire -circonférentielle qui la précède et dans la chambre de sortie de valve 54 est maintenue, par l'in ii xde lavalve de rreitsnde pssicn 46, au niveau de réduction - 7 - le plus bas car la chambre de commande 57, tout comme la chambre

d'amplificateur 25, est sans pression. La pression totale d'accumula-

teur de la source de haute pression 49 ne règne que dans la chambre

d'entrée de. valve 53 et y est retenue par la valve à siège fermée 50.

Dès que la pédale de frein 35 est actionnée pour amorcer un freinage, le piston de commande 36 est d'abord déplacé, ce qui a pour effet de pousser l'élément de fermeture 37 contre le siège de valve 39 et d'isoler la chambre d'amplificateur 25 de la chambre 16. Pour qu'une pression puisse être établie dans la chambre d'amplificateur 25 pour actionner les freins, l'élément de fermeture de valve 28 est

décollé de son siège de valve 29. A cet effet, outre la force relati-

vement faible du ressort de compression 30, il est surtout nécessaire

de surmonter la force de fermeture hydraulique produite par l'appli-

cation d'une pression sur la surface différentielle située entre les sections transversales D2 et Dl. Etant donné que la pression de la

chambre annulaire 31 est sensiblement réduite par la valve de sur-

pression 46, la force hydraulique de fermeture n'est pas non plus très élevée, de sorte que l'élément de fermeture de valve 28 peut

être ouvert en exerçant une force relativement faible. Dès que l'élé-

ment de fermeture de valve 28 est ouvert et que la chambre annulaire 31 est reliée à la chambre d'amplificateur 25, la pression de la

chambre d'amplificateur 25 augmente pour pousser le piston d'amplifi-

cateur 22 ainsi que le piston de maitre-cylindre 8 dans le sens d'ac-

tionnement. Le piston d'amplificateur 22 commence à bouger dès que la pression augmente car, étant donné que la pression qui règne dans la chambre circonférentielle 24 est réduite, la résistance de friction

est faible sur les éléments d'étanchéité 62, 63, 64 du piston d'am-

plificateur. Dès que la valve centrale 14, 15 est fermée, la pression qui

règne dans la chambre d'amplificateur 25 et dans la chambre de tra-

vail 3 du maitre-cylindre 1 augmente pour provoquer l'actionnement

des freins de roues 6, 7, 43, 44.

En outre, l'élévation de pression dans la chambre d'amplifi-

cateur 25 provoque une diminution de la réduction de pression par l'intermédiaire de la valve de recticn dc pssicn46, car cette pnsion57 - 8 - s'ajoute au ressort de compression 58, de sorte que la valve à siège ne peut adopter une position fermée que si la pression augmente en conséquence dans la chambre de sortie de valve 54. Etant donné que le piston de commande 55 possède des faces de travail identiques des deux côtés, la fermeture de la valve de surpression n'est possible que si la pression régnant dans la chambre de sortie de valve 54 est supérieure, de la valeur résultant du quotient de la force élastique du ressort de compression 58 par la face transversale du piston de

commande 55, à celle régnant dans la chambre de commande 57. Par con-

saquent, la valve de r6drticn de presenn 46 a toujors tiarae à fournir à

l'amplificateur de force 2, sur le côt6 entrée, une pression supé-

rieure, de la valeur indiquée ci-dessus, à la pression produite dans la chambre d'amplificateur 25, ce qui garantit dans chaque phase d'actionnement une bonne aptitude à réagir du générateur de pression

de freinage. Dès que la différence entre la pression régnant côté en-

trée de l'amplificateur de force et celle produit dans la chambre d'amplificateur tombe en-dessous de la valeur indiquée ci-dessus, la valve de surpression reste constamment ouverte. Ceci peut se produire à des pressions d'actionnement supérieures et ne présente plus alors

d'inconvénient pour le processus d'actionnement.

Lors du relâchement des freins, les pistons et la valve du

générateur de pression de freinage sont ramenés dans la position ini-

tiale représentée, les pressions qui transitent par la chambre 16 me-

nant au réservoir 19.étant réduites. Comme cette opération a égale-

ment pour effet de supprimer à nouveau la pression dans la chambre de commande 57, la pression réduite prédéterminée par la force élastique du ressort de compression 58 est r6ajustée dans la chambre de sortie de valve 54 d lavalve de r icn d pssimn 46, ce qui réduit à nouveau avantageusement les forces de réaction en cas de r9actionnement du

générateur de pression de freinage.

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Claims

REVENDICATIONS

1. Générateur de pression de freinage pour un système hy-

draulique de freinage de véhicule automobile, comprenant un piston d'amplificateur qui est destiné à actionner un maitre-cylindre de

freinage auquel peut être appliquée une pression hydraulique auxi-

liaire régnant dans une chambre d'amplificateur, comprenant un mica- nisme d'actionnement qui coopère avec le piston d'amplificateur et un

dispositif de valves qui est destiné à commander la pression aUxi-

liaire et qui peut être actionné par un déplacement relatif entre le piston d'amplificateur et le mécanisme d'actionnement, et comprenant

une valve à double siège par l'intermédiaire de laquelle l'amplifica-

teur peut être relié à un réservoir sans pression ou à une source de haute pression comportant un accumulateur de pression, caractérisé en ce qu'uie valve de retion de pression (46) est implantée sur la conduite de liaison (47) située entre la source de liquide de pression (49) et le

dispositif de valves (28, 29), la pression de la chambre d'amplifica-

teur (25) étant ppliqus àn piston de commande (55) pour diminuer la

réduction de pression.

2. Générateur de pression de freinage conforme à la revendi-

cation 1,cats en que lavalve de nrctn de p:ssicn (46) comprend une valve à siège (50) qui peut fermer l'entrée (53) communiquant

avec la source de haute pression.

3. Générateur de pression de freinage conforme à la revendi-

cation 1 ou 2, caractérisé en ce que la valve à siège (50) se ferme dans le sens de l'écoulement, et en ce que le piston de commande (55)

est soumis, dans le sens de fermeture de la valve, à la pression ini-

tiale et, dans le sens d'ouverture de la valve, à la force d'un -res-

sort de. compression (58) et à la pression régnant dans la chambre

d'amplificateur (25).

4. Générateur de pression de freinage conforme à la revendi-

cation 3, caractérisé en ce que la force élastique du ressort de com-

pression (58) excède la force de pression exercée, dans le sens de

fermeture, sur l'élément de fermeture (51) de la valve à siège (50).

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5. Générateur de pression de freinage conforme à l'une quel-

conque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le pis-

ton de commande (55) agit à l'encontre de la pression initiale et de la pression de la chambre d'amplificateur (25) au moyen de faces de travail hydraulique identiques.

6. Générateur de pression de freinage conforme à l'une quel-

conque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le coef-

ficient de réduction de pression est égal ou supérieur à- 10 si la

chambre d'amplificateur (25) est sans pression.