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"FREIN A AIR COMPRIME POUR TRAINS RAPIDES"
La présente invention est relative à un frein à air comprimé, système Dr. Ing. Friedrich Hildebrand, destiné aux trains atteignant des vitesses très élevées. Dans de tels trains, il est nécessaire, en vue d'obtenir de courtes distances de freinage, qu'aux grandes vitesses, le cylindre de frein soit rempli aussi rapidement que possible avec de l'air comprimé arrivant du réservoir de freinage par des passages de grande section, indépendamment de la triple valve, qui présente toujours une certaine inertie, le cylindre de frein étant calculé de telle manière qu'au moment où la pression dans le dit réservoir et le dit cylindre s'équili'ore, ce dernier exerce un effort de freinage correspondant à un poids idéal du véhicule, mais supérieur au poids réèl de celui-ci,
et qui peut être égal par exemple à 180% environ du dit poids réel. Etant donné qu'à mesure que la vitesse diminua, la fric-
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tion entre les sabots de frein et la roue augmente constamment et atteint très rapidement, aux faibles vitesses, une valeur très élevée, on conçoit que l'effort de freinage élevé (180% dupoids du véhicule) ne peut pas être maintenu pendant toute la durée du freinage car, vu le ralentissement continu du train, les roues finiraient par être bloquées, ce qui aurait pour effet non seulement une diminution notable de l'effet de freinage, mais aussi la formation tant redoutée de surfaces planes sur les bandages des roues.
Pour parer à ces inconvénients, l'invention fait usage, de la manière connue en soi, d'un dispositif dont l'entrée en action est régie par la vitesse du train et qui, lorsque cette vitesse descend au-dessous d'une valeur déterminée, (pouvant être de 40 kilomètres à l'heure par exemple, ou présenter toute autre valeur désirée ou adaptée aux circonstances) agit de manière à réduire l'effort de freinage de façon que ce dernier ne corresponde plus qu'à une fraction, 80% par exemple, du poids du véhicule.
Toutefois, afin d'assurer tout spécialement un accroissement rapide de la pression dans le cylindre de frein, l'invention prévoit un relais pneumatique disposé entre le réservoir de frein et le ou les cylindres de frein (lorsque ceux-ci sont au nombre de deux ou plus), lequel relais est commandé soit par la pression qui s'établit, lors du freinage, dans une chambre accélératrice connue en soi, soit directement par la pression régnant dans la conduite de frein, et réunit, lors d'un freinage rapide, le dit réservoir de frein au ou aux cylindres de frein, la disposition étant telle que, lors des freinages ordinaires, la triple valve, prévue indépendamment du dit relais, permette une arrivée d'air sous pression depuis le réservoir de frein jusqu'au cylindre de frein, à travers
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les canaux, ainsi que les creux du,
tiroir, connu en soi, l'accroissement de la pression dans le cylindre de frein étant dans ce cas relativement moins rapide.
Les dessins annexés montrent plusieurs modes d'exécution différents d'un dispositif de frein établi suivant l'invention.
Fig. 1 représente un mode d'exécution suivant lequel le relais pneumatique est influencé par la pression d'une chambre accélératrice qui, lors du freinage, se remplit avec de l'air sous la pression de la conduite de frein, la disposition étant telle que, lors du freinage aux grandes vitesses, l'effet d'un deuxième cylindre de frein vient s'ajouter à celui d'un premier cylindre dont l'effort de freinage est suffisant aux faibles vitesses.
Fig. 2 représente une disposition sensiblement identique à la première, mais dans laquelle le relais pneumatique est réuni directement à la conduit de frein.
Fig. 3 montre une disposition comportant un seul cylindre suffisant pour freiner aux grandes vitesses, mais dont l'air est partiellement décomprimé dès que la vitesse diminue. Dans ce cas, le relais pneumatique est influencé dans le sens du remplissage et dans celui de la décompression, par la pression déterminée dans une chambre de commande auxiliaire, la disposition étant telle que, lors du freinage, la pression dans le cylindre de frein est toujours proportionnelle à la pression de la conduite de frein, ceci aussi bien aux grandes qu'aux petites vitesses.
Fig. 4 représente un mode d'exécution dans lequel le relais pneumatique est commandé par deux jeux de pistons, soumis tous les deux à la pression d'une chambre de commande et du cylindre de frein et entrant en action, soit ensemble, soit séparément, selon la vitesse du convoi, de sorte que
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l'effort de freinage supplémentaire à fournir aux grandes vitesses, considéré séparément,. peut être une fonction quelconque de la vitesse de marche et de la pression de la conduite principale.
Fig. 5 est un mode d'exécution du frein suivant l'inven- tion, dans lequel le dispositif agissant de manière à réduire l'effort de freinage aux faibles vitesses, commande à son tour un deuxième dispositif agissant de manière à retarder l'accroissement de la pression dans le cylindre de frein pendant le ralentissement du convoi.
Fig. ô montre un mode d'exécution dans lequel l'effort de freinage est influencé non seulement par la vitesse de marche, mais aussi par la charge du véhicule.
Fig. 7 et 8 montrent des détails de ce mode d'exécution.
Fig. 9 montre un mode d'exécution dans lequel un des pistons d'une paire de pistons conjugués faisant partie d'un dispositif àmultiplicateur de pressionuprévu en amont du cylindre de frein, est chargé par un ressort à tension préalable, qui ne permet une entrée en action du dit piston que lorsque la pression dans la conduite de frein descend au-dessous d'une valeur déterminée.
Fig. 10 et 11 sont des diagrammes montrant l'allure de la pression dans le cylindre de frein sans et avec utilisation du dispositif représenté dans la Fig. 9.
Dans le mode d'exécution suivant Fig. 1, la triple valve 1, dont la construction intérieure n'a aucune importance -cour la compréhension de l'invention et dont, par conséquent, en n'a montré que les contours extérieurs, est réunie à la conduite de frein 2 longeant le train, ainsi qu'au réservoir auxiliaire 3 qui joue principalement le rôle d'un réservoir de commande. D'autre part, la dite triple valve est réunie au
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réservoir de frein 4 dont le remplissage peut être assuré soit par la triple valve l, soit, de la manière connue, directement par la conduite de frein 2 par l'intermédiaire d'une soupape de retenue s'ouvrant vers le d.it réservoir de frein. (Cette dernière disposition est représentée dans la Fig. 2).
Les cylindres de frein 5 et 6 sont réunis à la triple valve 1 par une canalisation traversant le relais pneumatique 10, mais non influencée par ce dernier. Le cylindre 6 joue le rôle d'un cylindre supplémentaire au cylindre 5 et ne reste en action qu'aussi longtemps que la vitesse dépasse une valeur déterminée (par exemple 40 kilomètres à l'heure). Ce piston supplémentaire est commandé par un dispositif à soupapes 8 commandé à son tour par un dispositif 7 influencé par la vitesse de marche et pouvant être établi sous forme d'un régulateur centrifuge, sans toutefois que ce dernier mode de réalisation soit une condition absolue.
Le relais pneumatique 10 prévu entre le réservoir de frein 4 et les cylindres dé frein 5 et 6 comporte un piston 11 chargé par un ressort. L'espace situé au-dessus de ce piston est réuni à l'atmosphère. La tige du piston 11, guidée dans une cloison du boîtier 10 du relais pneumatique, agit star une soupape 12 qui contrôle la communication entre le réservoir de frein 4 et les cylindres de frein. L'espace situé au-dessous du piston 11 est réuni, au moyen d'une conduite 13, à une chambre de commande 14 qui, lors d'un freinage rapide, se remplit avec de l'air comprimé venant de la conduite de frein 2.
En amont du cylindre de frein auxiliaire 6 se trouve disposé un dispositif à soupapes 9, dont le piston de commande 15 est chargé par un ressort, de telle manière que la tige 16 de
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ce piston, établie sous forme d'un tiroir creux, a normalement tendance à venir s'appliquer à pression contre une soupape 17 et d'empêcher ainsi la mise en communication du cylindre auxiliaire 6 avec l'atmosphère, tout en maintenant ouverte la soupape 18 qui contrôle la communication entre les cylindres 5 et 6, c'est-à-dire entre le relais 10 et le cylindre 6.
L'espace situé au-dessus du piston 15 est séparé de l'espace médian du boîtier de soupape 9 par une cloison que traverse à guidage étanche la tige creuse 16 du piston 15. La conduite 19 débouche dans l'espace situé au-dessus du piston 15. Cette conduite mène au boîtier du dispositif à soupapes 8. Ce dernier boîtier comporte, d'une part, une chambre réunie, au moyen d'une conduite 23, au réservoir de frein 4 et, d'autre part, une chambre dans laquelle débouche la dite conduite 19. Ces deux chambres sont séparées l'une de l'autre par une cloison comportant une ouverture contrôlée par une soupape 22. Cette dernière, combinée avec un corps de soupape 21, constitue une double soupape. La soupape 21 sert à ouvrir et à fermer le creux d'un tiroir d'échappement 20 commandé par un régulateur centrifuge 7 ou tout autre dispositif équivalent.
La conduite allant vers le cylindre de frein 5 est pourvue d'une soupape de sûreté 24, afin d'éviter le développement d'une pression trop élevée dans le cylindre 5 lors de freinages aux faibles vitesses, c'est-à-dire lorsque le cylindre auxiliaire 6 est hors circuit.
Le mode d'exécution représenté dans la Pige 2 diffère du précédent par le fait que le piston 11 comporte un ajutage de remplissage 25 et que la conduite 13 réunit directement l'espace situé au-dessus du piston 11 à la conduite de frein 2.
Le dispositif selon l'invention fonctionne de la manière suivante :
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Lors d'un freinage rapide, dans le cas du mode d'exécution suivant Fig. 1, la chambre accélératrice 14 se remplit avec de l'air comprime venant de la conduite de frein 2, ce qui a pour effet de déplacer le piston 11 du relais pneumatique 10 vers le haut; dans le cas du mode d'exécution suivant Fig. 2, l'espace au-dessus du piston 11 est mis en communication avec l'atmosphère, c'est-à-dire que la pression régnant dans cet espace diminue et que le piston 11 se déplace vers le haut sous l'effet de la pression plus élevée agissant sur sa face inférieure. La soupape 12 s'ouvre et l'air sous pression venant du réservoir de frein 4 afflue rapidement vers le cylindre 5 à travers l'orifice de grand diamètre de cette soupape.
Si, au. moment du freinage, la vitesse du véhicule est assez élevée, (au-dessus de 40 kilomètres à l'heure environ) le régulateur 7 maintient le tiroir 20 dans sa position élevée, de sorte que la soupape 21 est ouverte, ce qui a pour effet de mettre la conduite 19 en communication avec l'atmosphère et, par conséquent, maintenir la soupape 22 fermée. Il en résulte que la face supérieure du piston 15 du dispositif à soupapes 9 n'est pas soumis à la pression; ce piston est alors maintenu dans sa position élevée sous l'action de son ressort.
La soupape 17 maintient fermé l'orifice supérieur de la tige de piston 16, établie sous forme d'un tiroir creux, tandis que la soupape 18 est ouverte. A ce moment, les deux cylindres 5 et 6 sont remplis avec de l'air comprimé venant du réservoir 4 et le véhicule est freiné par l'effort total des deux cylindres. Des que ce freinagea polir effet d'abaisser la vitesse du véhicule à une valeur déterminée à laquelle la friction entre les sabots de frein et les roues est devenue tellement élevée que les roues risquent d'être bloquées sous l'action des deux cylindres de frein, le régulateur 7 agit de manière à
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déplacer le tiroir 20 vers le bas. Ceci a pour effet de fermer la soupape 21 et d'ouvrir la soupape 22.
L'air sous pression du réservoir 4 afflue désormais dans la conduite 19, et, par là. dans l'espace situé au-dessus du piston 15 du dispositif à soupapes 9. Le piston 15 se déplace vers le bas, ce qui a d'abord pour effet de fermer la soupape 18, de manière à couper la communication entre le cylindre auxiliaire 6 et le réservoir 4. Ensuite, la soupape 17 s'ouvre et le cylindre de frein auxiliaire 6 est mis en communication avec l'atmos- )hère, de sorte que l'effort de freinage est désormais exercé uniquement par le cylindre 5.
Comme la soupape 18 est maintenue fermée aux faibles allures (par exemple une vitesse inférieure à 40 kilomètres à l'heure), on conçoit que si un freinage rapide venait à êthe effectué à une telle vitesse de marche, le cylindre auxiliaire 6 resterait inopérant dès le début du freinage. Laq pression totale du réservoir 4 agit alors dans le cylindre 5.
Toutefois, dans certaines conditions, cette pression peut être trop élevée pour un freinage aux faibles allures et, par con- séquent, produire une friction trop élevée entre les sabots de frein et les roues. Dans ce cas, la pression dans le cylindre de frein est ramenée à la valeur admise, au moyen de la soupape de sûreté 24.
Le dispositif de freinage représenté dans la Fig. 3 est simplifié par rapport à ceux montrés dans les Fig. 1 et 2, en ce sens qu'il prévoit un seul cylindre de frein 5, calculé de manière à fournir, lors du freinage aux grandes allures, l'effort de freinage correspondant à un poids idéal, qui est environ 180% du poids réel, du véhicule. La pression de freinage totale développée dans ce cylindre est seulement maintenue jusqu'au moment où, sous l'effet du freinage, la vitesse du
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véhicule a été réduite à une valeur qui exige la réduction de l'effort de freinage à une valeur idéale correspondant à 80% environ du poids réel du véhicule.
A cet effet, le relais pneumatique 10 comporte - en plus dupiston 11 qui, lorsqu'il est soumis à l'action de l'air comprimé, ouvre la soupa,ne 12 le piston llh correspondant au piston 15 dos modes d'exécution suivant Fig. 1 et 2, la soupape 17 contrôlant l'évacuation de l'air sous pression du cylindre de frein, ainsi qu'un piston 11a qui, lorsque la vitesse du train descend au-dessous de la valeur déterminée (40 kilomètres à l'heure environ), est soumis, par l'intermédiaire du régulateur 7, à la pres- sion régnant dans le cylindre de frein 5 et exerce une action antagoniste à celle' du piston 11. L'espace entre les pistons 11 et 11a communique avec l'atmosphère.
La pression dans la chambre de réglage 14 et, par conséquent, la pression dans l'espace situé au-dessous du piston 11, est déterminée par la triple valve 1 en fonction de la chute de pression dans la conduite de frein 2. On obtient ainsi que la pression 'dans le cylindre ,de frein 5, aussi bien aux grandes qu'aux petites vitesses, s'établit en fonction de la chute de pression dans la conduite de frein 2.
Le dispositif suivant Fig. 3 n'est pas parfait, en ce sens que pendant la période qui correspond à un freinage puissant aux grandes allures, l'effort de freinage n'est pas soumis aux variations correspondant à la chute de vitesse. Le mode d'exécution suivant la Fig. 4 est établi en tenant compte des variations de la valeur de la friction entre les sabots de frein et les roues.
A cet effet, le boîtier 10 du relais pneumatique prévu en amont du cylindre de frein contient un piston Ils. agissant dans le sens de l'ouverture de la soupape 12 et qui est soumis
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à l'action de l'air comprimé venant de la chambre 14. La partie inférieure du boîtier de soupape 10 contient un piston 11d soumis à l'effet de la pression régnant dans le cylindre de frein, et qui exerce une action antagoniste à celle du piston 11 soumis à la pression de la chambre 14. Finalement, on prévoit un piston 11a dont le déplacement vers le bas est produit par l'air sous pression venant du réservoir auxiliaire 3.
Ce dernier piston n'est soumis à la pression du réservoir de freinage 4, dans le sens de la remontée, que lorsque le régulateur 7 ouvre la sou?ape 22 après que la vitesse est descendue au-dessous d'une valeur déterminée (40 kilomètres à l'heure environ):
Lorsqu'on exécute, aux faibles allures, un freinage à bloc avec le mode d'exécution décrit en dernier lieu, la face inférieure du piston 11a est mise en communication avec l'atmesphèhe, étant donné que le régulateur centrifuge 7 maintient le ressort 26 à l'état détendu, que la soupape 22 coupe la communication entre les conduites 23 et 25 et que la conduite 25 est mise en communication avec l'atmosphère par la soupape 21. La pression du réservoir auxiliaire 3 agissant sur la face supérieure du piston lla a tendance à repousser celui-ci vers le bas.
La face inférieure du piston 11, lequel présente un diamètre plus grand que le piston liât est soumise à l'action de l'air comprimé venant de la chambre 14 et qui tend à déplacar ce piston vers le haut. La face supérieure du piston 11 est soumise à la pression atmosphérique. La face inférieure du piston 11d est soumise à la pression atmosphérique, tendis que sa face supérieure est soumise à la pression rognant dans le cylindre de frein.
Les surfaces des pistons 11a, 11 et 11d sont calculées de telle manière que l'effort dirigé vers le bas s'exerçant sur les cylindres 11a et 11d est plus élevé que l'effort dirigé vers le haut s'exerçant sur le piston 11, de
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sorte que le jeu de pistons 11a, 11, 11d n'étant pas réuni rigidement aux pistons 11b et Il.0.. reste dans sa position inférieure et ne participe pas à la commande des soupapes 12 et 17.
Cette commande est assurée uniquement par les pistons 11g et 11c,, dont le dernier est commandé par la pression de la chambre 14 dans le sens de la fermeture de la soupape déchappement 17 et de l'ouverture de la soupape d'admission 12, tandis que le piston 111 est soumis à l'action de la pression régnant dans le cylindre de frein et qui s'établit en fonction de la pression dans la chambre 14, de telle façon qu'un freinage à bloc a pour effet de freiner 80% environ du poids du véhicule, la soupape d'admission 12 étant déjà fermée à ce moment et la soupape d'échappement 17 non encore ouverte.
Lorsqu'un freinage est effectué aux grandes allures, le régulateur 7 agit. au moyen du ressort 26, sur la membrane 27.
La soupape 21 se ferme, tandis que la soupape 22 s'ouvre. La face inférieure du piston lla est soumise à l'action de l'air comprimé du réservoir 4. Le jeu de pistons inférieur 11a 11, 11d entre en contact avec le jeu de pistons 11c, llh et participe désormais à la commane des soupapes 12 et 17. La pression agissant sur la face inférieure du piston 11a varie avec la tension du ressort 26, c'est-à-dire avec la vitesse. Par consé- quent, les variations de la vitesse font également varier les valeurs de la pression dans le cylindre de frein, qui déterminent l'arrêt de l'arrivée de l'air sous pression dans ce cylin0dre et la mise en communication de ce dernier avec l'atmosphè- re.
La fraction de l'effort de freinage, supérieure à une va leur déterminée (par exemple 80% du poids du véhicule) est entièrement soumise à des variations directement proportionnel-
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les à celles que subit la vitesse ensuite du freinage. Par le choix judicieux des dimensions du piston 11a et de.la pression s'exerçant sur sa face supérieure, on peut obtenir n'importe quel rapport voulu entre la dite. fraction de l'effort de frei- nage et la pression de la conduite de frein.
,
Dans le mode d'exécution décrit jusqu'à présent, le rem- plissage du cylindre de frein ± lors du freinage, s'effectue à travers une soupape 12, qui offre toujours la même section de passage à l'air sous pression affluant vers ce cylindre, afin de raccourcir au possible la distance de freinage par un accroissement rapide de la pression dans ce dernier cylin- dre.
La rapidité de l'accroissement de la pression dans le cylindre de frein, tout en étant très avantageuse aux grandes allures, est indésirable aux petites vitesses, étant donné que dans ce cas la friction très élevée entre les sabots de frein et les roues provoque instantanément un ralentissement très considérable du véhicule, ce qui se ressent d'une maniée désagréable.
Pour parer à cet inconvénient, l'invention prévoit l'in- tercalation, dans la communication entre la triple valve 1 et la chambre de commande 14, d'un dispositif à soupapes, in- fluencé par l'air sous pression qui agit sur le piston de com- mande 11a du relais pneumatique en fonction des variations de la vitesse, le dispositif à soupapes interposé entre la triple valve et la chambre de commande étant établi de telle manière que lorsque le dit air sous pression venant du régulateur 7 vers le piston 11az (petite vitesse) entre en action, il ne per- met qu'un écoulement lent de l'air comprimé de la triple valve vers la chambre de commande du relais pneumatique (face infé- rieure du piston 11).
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Ce dernier mode d'exécution est représenté dans la Fig.5.
Comme montré dans cette dernière Fig. , on adjoint aux organes représentés dans la Fig. 3 par exemple, le dispositif à soupape 33, interposé entre la triple valve 1 et la chambre de commande 14.
Une cloison prévue dans le boîtier 33 du dispositif iL soupape est pourvue d'un forage étroit 29 et d'un orif ice de plus grand diamètre, contrôlé par une soupape 30. La soupape 30 est commandée par le piston 31 sur lequel agit un ressort 32 dans le sens de l'ouverture de la soupape 30. L'espace situé au-dessus du piston 31 est relié, par une conduite 28, à la conduite 19. Dès que, per suite du ralentissement du véhicule, le régulateur 7 agit de manière que la face supérieure du piston 11a est soumise à l'action de l'air comprimé, il en résulte que ce dernier vient également agir sur la face supérieure du piston 31,/provoque la fermeture de la soupape 30. Ceci a pour effet que la soupape 12 ne s'ouvre que progressivement, ceci au fur et à mesure que l'air sous pression arrive à travers l'ajutage 29.
Lors d'un freinage aux grandes allures, la conduite 19, et partant la faced supérieure du piston 31, est mise en communication avec l'atmosphère. Il en résulte une ouverture de la soupape 30, ce qui a pour effet d'ouvrir rapidement et largement la soupape 12.
Dans tous les mécanismes de frein décrits jusqu'ici, l'effort de freinage est uniquement fonction des variations de la vitesse provoquées par le freinage. Toutefois, une telle ralation entre l'effort de freinage et la vitesse ne suffit pas dans tous les cas pour les besoins pratiques. Or. comme dans les trains et les automotrices rapides on s'efforce de réduire le poids du véhicule au minimum, on voit que la charge utile
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(nombre et poids des voyageurs) est d'une importance consi dérable pour le rapport poids total à freiner / effort de freinage.
Afin que les variations de la charge puissent, si- multanément avec les variations de la vitesse, influencer l'effort de freinage dans une mesure proportionnelle à leur importance, l'invention prévoit que le relais pneumatique agencé entre le réservoir de frein et le cylindre de frein est commandé par un dispositif dans lequel deux pistons soumis à des pressions différentes agissent sur un fléau à point de pivotement flottant, les déplacements de ce point de pivotement étant provoqués par les variations de la charge, d'une part, et par les variations de la vitesse, d'autre part.
Les Fig. 6, 7 et 8 montrent un mode d'exécution d'un tel frein.
Fig. 6 représente schématiquement la disposition générale du frein.
Fig. 7 est une vue de détail à plus grande échelle.
Fig. 8 est une vue en coupe suivant la ligne A-B de la Fig. 7.
La double soupape 12-17 prévue en amont du cylindre de frein 5 et qui contrôle la communication directe entre le cylindre de frein et le réservoir à air de freinage 4, d'une part, et l'atmosphère, d'autre part, est commandé par le piston 15 dont la face supérieure est soumise à la pression du cylindre de frein, ce piston agissant sur une extrémité d'un levier à deux bras ou fléau 37 sur l'extrémité opposée duquel agit le piston 11 dont la face supérieure est soumise à la pression régnant dane la chambre 14.
Le centre de pivotement 38 du fléau 37 est flottant.
Comme montré dans la Fig. 7, ce fléau est monté à tourillons dans un chevalet 42 monté lui-même à pivotement dans
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le levier 41 (voir Fig. 8). A une extrémité du levier 41 se trouve réunie la tringle 39, laquelle est déplacée par la tringle 40 sous l'effet des variations de la charge du véhicule. A l'antre extrémité du levier 41 se trouve réunie la tringle 36 reliée d'autre part à un piston 35 chargé par un ressort et agissant dans un cylindre 34. Ce dernier est réuni, par la conduite 19, au dispositif à soupapes 8.
Chaque variation de la charge a pour effet un déplacement du point de pivotement 38 du levier 37, ce point s'approchant vers le point d'attaque de la tige du piston 15 à mesure que la charge augmente. La tige du piston 15 soumis à la pression du cylindre de frein, agit alors sur le bras le plus court du fléau 37, de sorte que, pour provoquer la fermeture de la soupape 12, la pression dans le cylindre de frein doit être supérieure à la pression dans la chambre 14, agissant sur le piston 11.
Lorsque la charge est faible, le point de pivotement 38 du fléau 37 se trouve en dehors du point d'équidistance entre les points d'attaque des pistons 11 et 15, à savoir. plus près du piston 11. De cette façon, la pression du cylindre de frein, agissant sur le piston 15, agit en même temps sur le bras le plus long du fléau et peut, par conséquent, provoquer la fermeture de la soupape 12 tout en étant inférieure à la pression agissant sur le piston 11.
Aux grandes allures, la conduite 19 ainsi que le cylindre 34 sont mis en communication avec l'atmosphère à travers la soupape d'échappement 21, ouverte à ce moment, et par le tiroir 20. Par conséquent, et pour autant qu'il s'agisse uniquement de l'influence exercée par la vitesse de marche, le centre de pivotement 38 du fléau se rapproche vers le point d'at taque du piston 15, de sorte que la soupape 12 ne se referme que sous l'effet d'une pression plus élevée dans le cylindre de frein.
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Aux faibles allures, le piston 35 monté dans le cylindre 34 est soumis à l'action de l'air comprimé venant du réservoir 41 par la soupape 22, ouverte à ce moment,et par la conduite 19. Par conséquent, le centre de pivotement 38 s'éloigne de sa position médiane pour se rapprocher vers le piston 11. Dans ce cas, la soupape 12 se fermera sous l'effet d'une moindre pression dans le cylindre de frein que dans le cas précédent.
La pression dans le cylindre de frein atteint sa valeur maximum lorsque, par suite d'une charge et d'une vitesse de marche élevées, le centre de pivotement 38 du fléau 37 occupe la position la plus rapprochée du point d'attaque de la tige du piston 15.
Dans le dispositif décrit ci-dessus, la soupape multiplicatrice de pression prévue en amont du cylindre de frein agit de telle manière que, lors d'un freinage à une allure dépassant une certaine valeur déterminée (par exemple 40 kilomètres à l'heure environ), on obtient, dans le cylindre de frein, une pression proportionnelle à la chute de la pression dans la conduite de frein et pouvant être considérée comme disproportionnellement élevée, vu qu'elle est proportionnelle à la pression de freinage maximum réalisable qui, lors d'un freinage total aux grandes allures, est sous l'effet d'une chute de pression correspondante dane la conduite de frein, freine 180% du poids du véhicule, tandis qu'une chute de pression de 0,5 atm. effective dans la conduite de frein a pour effet de freiner 65% environ du poids du véhicule.
Par conséquent, lorsqu'il est fait usage d'un tel mécar nisme de frein, il y a lieu de compter, même pour les freinas ges de service normal, avec un effort de freinage disproportionnellement élevé, lorsque le freinage a lieu à une vitesse qui dépasse, ne fût-ce que légèrement, la vitesse indiquée
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ci-dessus (40 kilomètres à l'heure).
Or, un effort de freinage d'une telle intensité est hautement indésirable lors de freinages modérateurs effectués en descente ou dans d'autres cas d'accélération.
L'invention a désormais pour but de transformer le frein selon le dernier mode d'exécution,, de telle manière qu'à une vitesse dépassant 40 kilomètres à l'heure, une faible chute de pression, de 0,5 atm.effectife environ, dans la conduite de frein, ait pour effet un effort de freinage n'atteignant qu' une valeur telle que -si l'accroissement de cet effort suivait, d'une manière idéale, la même loi jusqu'au freinage à bloc, c'est-à-diere jusqu'à, ce que la pression dans la conduite de frein soit réduite à 3,5 atm. effectives, le poids freiné correspondrait à 80% environ du poids du véhicule, mais qu'à parloir d'une chute de pression dans la conduite de frein, dépassant 0,5 atm.
effective, l'accroissement du dit effort suive une loi différente, à savoir, telle que - s'il se poursuit jusqu'au freinage à bloc - le poids freiné corresponde à 180% environ du poids du véhicule, la disposition étant telle qu'à une vitesse de marche inférieure à 40 kilomètres à l'heure, un freinage à bloc aura pour effet de freiner une fraction moindre du poids du véhicule, 80% par exemple.
Un tel fonctionnement du dispositif décrit en dernier lieu peut être obtenu, par la prévision d'un piston auxiliaire adjoint au piston 11 faisant partie du dispositif multiplicateur de pression et soumis à l'action de la pression régnant dans le réservoir auxiliaire ou la chambre de commande. Afin de réaliser, dans le dispositif multiplicateur de pression, la modification du rapport des pistons en concordance avec la vitesse de marche, le dit piston supplémentaire reçoit des dimensions plus grandes que celles qui seraient requises pour
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obtenir l'effort de freinage nécessaire pour freiner 180% du poids du véhicule.
En outre, le dit piston auxiliaire est soumis à l'action d'un ressort taré qui, lorsque la pression agissant sur la face supérieure de ce dernier piston est à sa valeur maximum, contrebalance exactement l'effet dû à la différence des surfaces du dit piston auxiliaire et du piston 11, et ne permet au piston auxiliaire d'agir sur le fléau du dispositif multiplicateur de pression qu'après que l'effort de freinage a atteint une intensité correspondant à une chute de pression de 0,5 atm. effective, dans la conduite de frein.
La Fig. 9 représente un mode d'exécution tenant compte de ces considérations.
La Fig. 10 est un diagramme montrant l'allure de l'accroissement de la pression dans le cylindre de frein, dans le cas du mode d'exécution représenté en Fig. 6.
Dans ce diagramme. on a porté, en abscisses, quelques valeurs de la chute de pression devant se produire dans la conduite de frein, en vue d'un freinage, à savoir: 0,5. 1 et 1,5 atm. effective. Une chute de pression de 1,5 atm. effective, c'est-à-dire ramenant la pression dans la conduite de frein de 5 à 3,5 atm. effectives, correspond à l'effort de freinage maximum.
La pression en Kg/cm2 qui se développe dans le cylindre de frein est portée en ordonnée.
La ligne pleine montrée dans la partie supérieure du diagramme représente l'allure de la pression dans le cylindre de frein lors de freinages effectués à des vitesses dépassant 40 kilomètres à l'heure. Ici, l'effet maximum correspond au freinage d'un poids idéal, correspondant à 180% du poids réel du véhicule.
La ligne en pointillé montrée au-dessous de la première
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représente l'allure de l'accroissement de la pression dans le cylindre de frein lors de freinages aux vitesses inférieures à 40 kilomètres à l'heure, l'effet maximum étant dans ce cas un effort de freinage correspondant à 80% du poids du véhicule.
Lors d'un freinage provoqué par une chute de pression de 0,5 atm. effective dans la conduite de frein, et effectué à une vitesse de marche de 41 kilomètres à l'heure seulement,. la pression dans le cylindre de frein atteint déjà une valeur qui correspond à un freinage de 65% du poids du véhicule.
Une même chute de pression dans la conduite de frein, mais effectuée à une vitesse de marche de 38 ou de 39 kilomètres à l'heure seulement, a pour effet un effort de freinage correspondant à 30% environ du poids du véhicule.
En comparant les deux tracés, on constate que pour les vitesses de marche dépasaént 40 kilomètres à l'heure, on obtient un effort de freinage d'une trop grande intensité, ce qui exclut la possibilité d'effectuer des freinages modérateurs dans les descentes.
La Fig. 11 montre graphiquement le développement de la pression dans le cylindre de frein, dans le cas du dispositif représenté dans la Fig. 9.
Le diagramme suivant Fig. 11 permet de constater que, quelle que soit la vitesse, l'effort de freinage, jusqu'à une chute de 0,5 atm. effective dans la conduite de frein, est de la même intensité et est déterminé par les mêmes coordonnées que l'effort de freinage qui, pour la chute de pression maximum de 1,5 atm. effective dans la conduite de frein, aurait pour effet un freinage de 80% du poids du véhicule.
Ce n'est qu'à partir d'une chute de pression de 0,5 atm. effective, dans la conduite, qu'a lieu la séparation entre les deux tracés correspondant l'un aux vitesses supérieures et l'autre aux
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vitesses inférieures à 40 kilomètres à l'heure, le premier suivant une pente plus raide que dans le cas de la Fig. 10, pour atteindre une valeur correspondant à un freinage de 180% du poids du véhicule, ensuite d'une chute de pression de 1,5 atm. effective dans la conduite de frein.
La face inférieure du piston auxiliaire 43 coopérant avec le piston 11 qui, lors du freinage, est influencé par la pression régnant dans la chambre 14, est soumise à l'action d'un ressort taré 44 dont la compression, antagoniste à la tension préalable, ne peut se produire avant que la pression dans la chambre 14 n'atteigne une valeur correspondant à une chute de pression d'environ 0,5 atm. effective dans la conduite de frein. Ce n'est que lorsque cette valeur est dépassée que le piston 43 se déplace vers le bas et joint son action à celle du piston 11, provoquant ainsi une augmentation accélérée de la pression dans le cylindre de frein, comme montré dans la Fig. 11. Le piston 43 présente des 'dimensions plus grandes que celles qui seraient nécessaires, pour obtenir la pression finale voulue, sans la présence du ressort 44.
Lorsque la pression dans la chambre 14 est au maximum, l'excédent de l'effort fourni,du fait que le piston 43 présente des dimen- sions plus grandes que le piston 11, s'équilibre avec la tension du ressort 44.
REVENDICATIONS.
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