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INSTALLATION HYDRAULIQUE PERFECTIONNEE DE FREINAGE.
La présente invention est relative aux installations hydrauli- ques de freinage pour véhicules, machines et autres engins, installations dans lesquelles un maitre-cylindre ou autre source d'un liquide sous pression sous le contrôle d'une pédale ou d'un levier est relié, par une canalisation étanche, à un ou plusieurs cylindres, dans le ou chacun desquels se déplace au moins un piston, lié à un organe de freinage pourvu d'une garniture de friction que le liquide sous une pression de commande P relativement élevée fonction de l'action sur la pédale ou le levier, permet d'appliquer contre la surface interne d'un tambour rotatif de roue ou autre organe mobile à freiner et ce, à l'encontre d'au moins un dispositif élastique de rappel.
Or, les garnitures de friction sont susceptibles d'usure de telle sorte que le tambour de frein étant supposé constituer une butée fixe dans le sens radial, la position avant de la ou de chaque garniture et de la mâchoire ou autre organe qui la porte et par suite du piston qui lui est liée varie avec cette usure. Malgré cette usure, la garniture, son support et le piston doivent, cependant, avoir une course de retour constante sous l'action du ou des ressorts de rappel, pour un frein donné, en vue de permettre toujours la même action de freinage pour une même course donnée de la pédale ou du levier de frein.
On a déjà proposé, dans le but d'obtenir une course de retour constante, d'intercaler sur la canalisation d'alimentation en liquide sous pression juste en amont du ou de chaque cylindre de frein un cylindre auxi- liaire, dans lequel se déplace entre deux positions limites amont et aval (par rapport au sens d'écoulement du liquide de commande) un piston; ce piston est pourvu d'un clapet s'ouvrant automatiquement lorsque ledit piston est dans sa position limite aval de sorte que :
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d'une part, le déplacement de ce piston entre ces deux positions amont et aval balaie dans le cylindre auxiliaire un volume qui est égal à la variation de volume dans le cylindre de frein correspondant à la course désirée de retour commandé de la ou des garnitures de freinage à partir de leur butée contre le tambour de frein.
et, d'autre part, une communication directe est assurée entre ledit cylindre auxiliaire et la source du liquide sous la pression de commande (P) en fin de course aval du piston, de manière à permettre, non seulement l'établissement de cette pression de commande dans le cylindre de frein mais encore l'écoulement éventuel, de l'amont vers l'aval, d'une quantité supplémentaire de liquide sous la pression de commande, cette quantité étant destinée à compenser le déplacement qu'à pu subir la position avant de la ou des garnitures de frein par suite de l'usure, lors du fonctionnement précédent, de la ou des dites garnitures.
Hais, les dispositifs à cylindre auxiliaire et piston à clapet connus présentent un inconvénient sérieux : s'ils tiennent compte - ce qui est leur raison d'être - de la variation de la position aval de la ou des garnitures de frein due à l'usure de la ou des surfaces entrant en contact de butée et de friction, ils ne tiennent, par contre, pas compte d'une augmentation éventuelle du diamètre du tambour de frein au cours d' une période de freinage, or une telle augmentation peut se produire dans certains cas. Ce tambour de frein peut, en effet, du fait des dilatations dues à son échauffement à la suite d'un freinage long et énergique et/ou/ de la pression de freinage (qui est d'ailleurs d'autant plus élevée que le freinage est plus énergique de telle sorte que les deux causes conjuguent leurs effets) subir une dilatation élastique.
Cette dilatation change donc provisoirement la position de la butée, position à partir de laquelle la ou les garnitures et leurs supports accomplissent à la fin du freinage la course fixe de retour. On voit tout de suite que cette course va se trouver réduite voire même supprimée par la contraction du tambour lors de son refroidissement ou de la cessation de la pression qui 1' a déformé. Si, après cette contraction, un jeu résiduel subsiste encore entre le tambour et les garnitures portées par les mâchoires ou autres supports il n'y pas de mal.
Si, par contre, la contraction du tambour a ab- sorbé toute la course de retour des garnitures, celles-ci vont se trouver au contact du tambour et pendant la course consécutive normale du véhicule ou autre engin muni du frein, course qui ne devrait pas être freinée, le frein continuera à fonctionner et ce avec d'autant plus d'énergie que la pression résiduelle régnant dans le cylindre récepteur ainsi que dans la canalisation qui relie ce cylindre au cylindre auxiliaire et dans ce cylindre lui-même derrière le piston à clapet est plus forte, cette pression étant due à l'action du ou des ressorts de rappel et, surtout, à 1' action du tambour qui se contracte.
Or, dans les dispositifs connus pour des raisons bien accessoires et sans caractère critique, en particulier en vue d'assurer l'étanchéité du clapet, le tarage du ressort de ce clapet est choisi tel que cette pression résiduelle peut atteindre du fait de la contraction du tambour de frein une valeur relativement élevée de l'ordre de plusieurs fois la valeur résiduelle que donnent le ou les ressorts de rappel des mâchoires. Il en résulte que si ce freinage résiduel et intempestif n'est pas grave en soi, il conduit cependant à une perte de puissance qui est loin d'être négligeable.
L'invention a pour objet une installation hydraulique de freinage, du type connu qui comporte, sur la canalisation reliant la source sous pression au cylindre récepteur de frein, un dispositif auxiliaire à cylindre dans lequel se déplace un piston pourvu d'un clapet destiné à déterminer la course de retour du ou des organes de freinage, cette installation étant perfectionnée en vue d'éviter l'inconvénient analysé plus haut, en rendant très faible le freinage résiduel dû à la contraction
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du tambour de frein après un échauffement ou une grande pression qui l'a dilaté.
Cette installation est remarquable notamment en ce que le res- sort de rappel du clapet sur son siège est taré de manière que la pression maximum (p1) pouvant régner en aval de ce clapet, lorsque la pédale ou autre organe de manoeuvre est dans la position de repos et par conséquent le cla- pet sur son siège, ne soit supérieure que de quelques centaines de grammes par centimètre carré à la pression (p1) que créent au repos, en aval dudit clapet, le ou les ressorts de rappel du ou des organes mobiles de freinage après l'usure maximum possible de la ou des garnitures de friction.
Grâce à cette caractéristique relative au tarage du ressort du clapet, même si le tambour de frein qui détermine la position "avant" du ou des organes mobiles et commandés de freinage ne reste pas fixe et re- vient, par une contraction consécutive à une dilatation, au contact de la ou des garnitures de friction, leur pression de contact reste limitée à cette pression réduite maximum (p1) et n'est pas en mesure d'être une gêne; la perte de puissance qui résulte du frottement intempestif de la ou des mâchoires sur le tambour de frein reste très réduite et est négligeable.
Bien entendu, du fait de la caractéristique ci-dessus, la pression différentielle qui appuie au repos le clapet sur son siège est réduite puisqu'elle n'est plus que de quelques centaines de grammes contre plusieurs kilos dans les installations précédemment proposées. Il importe donc que les surfaces de contact entre le clapet et son siège soient particulièrement soignées.
De préférence, une étanchéité rigoureuse entre le clapet et son siège est obtenue, suivant la présente invention et malgré la faible pression d'appui du clapet sur ledit siège, en prévoyant un joint annulaire d'étanchéité encastré dans une rainure, ménagée dans l'une des deux surfaces de contact prévues l'une sur le clapet et l'autre sur la pièce formant siège, et contre lequel prend appui une nervure annulaire ménagée sur l'autre desdites surfaces.
D'autres caractéristiques et avantages résulteront de la description qui va suivre.
Au dessin annexé, donné uniquement à titre d'exemple :
Fig. 1 est une vue schématique d'une installation connue de freinage à laquelle l'invention est applicable ;
Fig. 2 est une coupe longitudinale, dans la position de repos, du dispositif auxiliaire avec piston à clapet de cette installation, ce dispositif étant perfectionné suivant l'invention :
Fig. 3 en est une coupe transversale suivant la ligne 3-3 de la Fig. 2;
Figs. 4, 5 sont des coupes longitudinales de variantes du piston dudit dispositif auxiliaire;
Fig. 6 est une vue en élévation avec coupe longitudinale partielle d'une variante de ce dispositif, dans laquelle des moyens accessibles de l'extérieur permettent de modifier, à volonté, le tarage du ressort du clapet;
Fig. 7 est une coupe partielle suivant la ligne 7-7 de la Fig.
6, mais à plus grande échelle.
L'installation de freinage représentée à la Fig. 1 est d'un type connu. Elle comporte une pédale 1 oscillant autour d'un axe fixe 2 et reliée par une tige 3 au piston 4 d'un maître-cylindre 5 alimenté en huile ou autre liquide à partir d'un réservoir en charge 5a. Ce maître-cylindre usuel est tel que, sous l'action du piston 4, ledit maitre-cylindre débite le liquide sous une pression P en parallèle dans quatre tuyauteries 6a,
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6b,6c, 6d afférentes aux quatre roues du véhicule. Chacune de ces tuyauteries aboutit, comme représenté pour la tuyauterie 6c au raccord 7 d'un dispositif auxiliaire D destiné à limiter la course de retour des mâchoi- res de frein, afférentes à l'une des roues. Ce dispositif D sera décrit plus loin en détail.
Le dispositif D est fixé sur le cylindre de frein 9 fixé luimême à la manière usuelle sur le plateau de roue non représenté. Dans ce cylindre se déplacent, en sens inverses,deux pistons 10. Ces pistons agissent par des poussoirs 11 sur les segments (ou mâchoires) de frein 12.
Ceux-ci sont montés oscillants autour d'axes 13 sur le plateau de roue 13a et sont rappelés dans la position de repos représentée par un ressort de rappel 14. Ces segments portent les garnitures de friction 15 sujettes à usure et qui, après une course donnée a des segments, c'est-à-dire après une course donnée des pistons 10 et une augmentation donnée V du volume de la chambre 16 formée entre ces pistons, viennent presser sur le tambour de frein 7, fixé sur la roue à freiner.
Le dispositif D comporte (Fig. 2) comme connu un corps cylindrique 13 dans lequel est fixé, par vissage en 19, le raccord taraudé 7, destiné à la fixation sur la canalisation 6c d'arrivée du liquide sous pression de commande ou de retour de ce liquide à sa source, un joint 20 assure l'étanchéité. Le raccord est percé d'un trou axial 21 qui débouche dans l'alésage du cylindre 18.
Cet alésage est obturé en aval par un bouchon vissé 22 et est traversé, de part en part, en avant de ce bouchon, par une vis 23 pourvue d'une tête 24 qui prend appui sur une portée circulaire plane 25 du cylindre 18, avec interposition d'un joint 26 d'étanchéité. Un repère 27 est ménagé sur la tête 24 en regard d'une graduation de la portée 26 ou réciproquement. L'autre extrémité de la vis 23 est filetée en 28 et permet la fixation de l'ensemble dans le trou taraudé du cylindre de frein 9. Un deuxième joint d'étanchéité 30 est disposé entre deux portées en regard des cylindres 18 et 9.
Dans sa partie située à l'intérieur du cylindre 13, la vis 23 comporte, toujours comme connu, une saignée en forme de croissant de telle sorte que la portion cylindrique restante 31 est excentrée. Cette portion excentrée comporte un certain nombre de trous radiaux 32, faisant communiquer l'alésage du cylindre 18 avec un canal 33, ménagé axialement dans cette vis.
L'alésage du cylindre 13 entre le raccord 7 et la portion excentrée de la vis 23 est formé de deux parties cylindriques 34 et 35 étagées, la partie 34 a un diamètre plus grand que la partie 35.
Dans cet alésage (34-35) est logé, comme déjà connu en soi, un piston étagé pourvu d'un clapet.
La présente invention est relative à des perfectionnements à ce piston, à ce clapet et aux dispositifs accessoires qui leur sont combinés c'est-à-dire à tout ce qui va maintenant être décrit.
Suivant l'exemple d'exécution représenté aux Figs. 2 et 3, le piston est formé par la combinaison de deux pièces 36 et 37 réunies par vissage en 38. La pièce 36 est étagée et ses deux parties, de diamètres différents, coulissent, sans jeu appréciable, dans les parties 34 et 35 de l'alésage. L'étanchéité du piston est assurée par deux garnitures 33 et 39. Les deux parties du piston forment entre elles une cavité cylindrique 40 qui débouche sur les deux faces du piston par des canaux axiaux 41 et 42, ménagés respectivement dans les parties 36 et 37 de ce piston.
Le canal 41 est pourvu à son extrémité amont de créneaux latéraux 43 qui permettent au liquide sous pression qui arrive par le trou 21 du raccord 7 de gagner l'espace annulaire compris entre ce raccord et la garniture d'étanchéité 33 du piston, même lorsque ce dernier bute par les tranches d'extré-
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mité des créneaux contre le raccord 7 autour du trou 21. A son autre ex- trémité le canal 41 débouche librement dans la cavité 40. Par contre, le passage entre cette cavité et le canal 42 est contrôlé par un clapet. Ce- lui-ci comporte une tête de clapet 44 dans laquelle est ménagée une rai- nure qui contient un anneau 45 en caoutchouc ou autre substance élastique, destiné à assurer l'étanchéité de la fermeture lorsqu'il est en appui con- tre le siège de clapet.
Ce siège est constitué par l'extrémité en saillie 46 de la partie 37 du piston.
La tête du clapet se prolonge : d'une part, du côté opposé à l'anneau de joint 45, sous forme d'une jupe 47 dont la surface externe est de forme prismatique, par exemple à huit pans; cette jupe assure le guidage du clapet par coulissement dans la cavité cylindrique 40, tout en ménageant des passages longitudinaux
48 de section totale suffisante pour l'écoulement du liquide sous pression et d'autre part, du côté de l'anneau de joint 45, par une tige ou queue 49, montée avec jeu dans le canal 42 de manière à ménager un passage annulaire 50 suffisant pour l'écoulement du liquide sous pression. Cette queue a une longueur telle que, lorsque le joint 45 est sur le siège 46, elle dépasse d'une certaine longueur à (Fig. 2) l'extrémité de la partie 37 du piston.
Cette extrémité est pourvue de créneaux 51 permettant un libre écoulement latéral du liquide, tandis que la queue du clapet comporte à son extrémité une fente 52 pour tournevis.
Le clapet 43 est rappelé sur son siège par un ressort 53. Celui- ci prend appui, d'une part, contre la partie 36 du piston autour du canal 41 et, d'autre part, sur une butée réglable 54. Cette butée est constituée par un petit disque fileté, pourvu d'une fente 55 pour tournevis, et vissé dans un alésage cylindrique et taraudé 56 ménagé dans la jupe 47 du clapet.
On notera que la tranche amont de la jupe 47 du clapet est, lors- que le clapet 44 est sur son siège, à une distance 12 du fond amont de la cavité 40, supérieure à la quantité .Si dont la queue 49 du clapet émerge alors du piston vers l'aval.
Le dispositif D qui vient d'être décrit est réglé en fonction du dispositif de freinage avec lequel il est combiné.
Par une rotation de cette vis 23 autour de son axe on règle la position angulaire de la portion excentrée 31 de ladite vis et par suite la distance au piston 34 de sa génératrice la plus rapprochée de ce piston de manière telle que le volume déplacé dans le cylindre 18 lorsqu'il passe de la position amont de butée contre le raccord 7 (position représentée) à la position de butée aval contre cette portion excentrée 31 de la vis 23 corresponde exactement à l'augmentation V de volume qu'il est nécessaire de faire subir à la chambre 16, ménagée entre les pistons 10 dans le cy- lindre de frein 9 pour communiquer aux mâchoires 12 la course e qui amènera les garnitures 15 au contact du tambour 17, en admettant que ces garnitures n'aient subi aucune usure lors du freinage précédent.
Par ailleurs, le tarage du ressort 53 de rappel du clapet 44 sur son siège est établi, conformément à la présente invention, de manière que le piston (36,37) étant dans la position représentée et le clapet sur son siège, la pression régnant dans les cylindres 18 et 9 qui est nécessai- re pour soulever le clapet de son siège ait une valeur (pi) qui n'est supérieure que de quelques centaines de grammes par cm2 à la pression résiduelle (p2) que le ressort 14 de rappel des mâchoires peut créer dans ces cylindres le clapet 14 étant supposé sur son siège.
On notera que le tarage exact du ressort 53 est assuré par le réglage de la position de la butée d'appui 54 du ressort. Pour ce réglage, effectué avant le montage du dispositif D (ou à la suite de son démontage), on immobilise le clapet à l'aide d'un tournevis engagé dans la rainure 52 de la queue dudit clapet, tandis qu'à l'aide d'un autre tournevis, engagé
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dans la rainure 55 du disque 54, on fait tourner ce disque dans le sens désiré pour provoquer son vissage ou son dévissage par rapport à la jupe 47 du clapet.
Bien entendu, le tarage du ressort 53 dépend de la pression résiduelle Pr qui règne en amont du dispositif D au repos, pression qui agit dans le même sens que ledit ressort 53 et diminue d'autant la force qui est à demander à ce ressort.
De préférence, on prend pl = p2 + 200 g/cm2; le tarage du res- sort 53 est donc établi dans ce cas pour la pression (p2 - pr + 200 g) parent.
A titre d'exemple, alors que la pression P de freinage est de l'ordre de 90 kg/cm2, p2 est généralement de l'ordre de 3 k/cm2 et le ressort est taré à ( 3 + 0,2 - pr ).
Pour mieux préciser si pr (pression résiduelle amont) est par exemple de 0,6 k/cm2, le ressort 53 est taré à
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3,2 - 0,6 = 2,6 k/cm2 .
La butée réglable 54 permet bien entendu de modifier en cours de service le tarage initial du ressort si p2 c'est-à-dire la pression ré- siduelle due au ressort 14 de rappel des mâchoires varie.
Ceci posé, le fcnctionnement est le suivant : lorsqu'on effectue une manoeuvre de freinage le liquide est refoulé du maître-cylindre 5 dans les tuyauteries 6a, 6b, 6c, 6d. Ce liquide déplace pour chaque dispositif de freinage le piston (36, 37) de sa position amont de repos jusqu'à ce qu'il vienne buter contre la portion excentrée 31 de la vis 23. Le volume ainsi balayé par ce piston dans le cylindre 18 correspond en raison du réglage angulaire de la vis 23 à l'aug- mentation de volume V de la chambre 16 nécessaire pour appliquer les gar- nitures 12 sur le tambour 17 si ces garnitures n'ont pas subi d'usure lors du freinage précédent.
Cependant, un peu avant la fin de la course du piston (36, 37) dans le cylindre 18, la queue 52 du clapet 44 vient buter contre la portion excentrée 31 de la vis 23 ce qui soulève ce clapet per- mettant ainsi à la pression, réalisée dans le maître-cylindre 5 par la pé- dale 1, de s'exercer dans le cylindre récepteur 9 en vue du freinage et aussi en pratique pour combler le volume complémentaire, nécessaire du fait de l'usure des garnitures au cours du freinage précédent.
A la fin de la manoeuvre,lors du retour de la pédale de frein 1, le ressort 14 de rappel des mâchoires 12 ramenant, par leur intermé- diaire, les pistons 10 du cylindre récepteur 9 dans leur position de repos ramène, du même coup, le piston (36, 37) dans sa position amont représentée.
En même temps, le clapet 44 laisse tomber la pression aval de la valeur de la pression P de manoeuvre à la valeur p1 qui est déterminée par le tarage du ressort de rappel 53 et qui est à peine supérieure à la pression p2 que peuvent fournir les ressorts de rappel 14 des mâchoires.
Cependant, si le tambour de frein 17 subit au cours d'un freinage énergique et prolongé un échauffement donnant naissance à une dilatation provisoire, à partir de laquelle les mâchoires accomplissent la course de retour, à la fin de ce freinage et si, après refroidissement, la con- traction du tambour est supérieure à e, ce tambour vient serrer sur les mâchoires, mais la pression entre tambour et mâchoires ne peut croître au- dessus de p1 car le clapet 44 se soulève pour cette valeur.
Le freinage intempestif qui se produit alors est insignifiant si l'on veut bien comparer la valeur de p1 (3,2 k/cm2 dans l'exemple choisi) à celle P (90 k/cm2)du freinage effectif.
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Bien entendu, à la fin du premier freinage normal sans échauf- fement, qui suit l'incident, le jeu normal e est à nouveau automatiquement reformé
On notera que la pression résiduelle p1 doit être suffisante pour assurer une bonne application du joint 39 contre la paroi du cylindre 18 ce qui est bien le cas avec les valeurs numériques données à titre d'exemple.
Par ailleurs, l'étanchéité du clapet est parfaitement assurée pour ces valeurs numériques grâce au joint d'étanchéité 45.
A la fig. 4 on a représenté une preimère variante dans laquelle le joint d'étanchéité 45a est engagé dans une rainure de la partie 37a du piston (36a-37a), cependant que le clapet 44a comporte une nervure 46a d' appui sur ledit joint.
Dans la variante représentée à la fig. 5, le ressort 53b prend appui, d'un côté, directement dans le fond de la jupe prismatique 47b du clapet 44b et, de l'autre côté, sur une rondelle d'appui 54b vissée dans un logement taraudé 57 ménagé dans le fond antérieur de la partie 37b du piston (37b-33b) en bout du canal 41b.
Enfin, aux Figs. 6 et 7 on a représenté une autre variante, dans laquelle le ressort 53c prend appui, d'un côté contre une rondelle d'appui
54c vissée dans le piston et, de l'autre côté, sur une rondelle 58, elle-mé- me en appui sur un prisme 59. Ce prisme est goupillé en 60 sur un axe 61 qui est excentré par rapport au prisme et qui tourillonne dans deux portées diamétralement opposées de la jupe 47c du clapet 44c. L'une des extrémités de cet axe comporte une rainure 62 pour un tournevis qui permet par des rotations de 360 /n, n étant le nombre de côtés du prisme, de régler la position de la rondelle d'appui 58. En vue de l'introduction du tournevis, la partie 37c du piston comporte une ouverture 63 en amont de la garniture 38c et le cylindre 18c et son raccord 7c sont eux-mêmes percés de trous 64, 65.
Un bouchon 66 avec joint d'étanchéité 67 permet d'obturer ces trous 64, 65 après le réglage qui peut donc être effectué sans démonter le dispositif.
Naturellement l'invention n'est nullement limitée aux modes d'exécution représentés et décrits qui n'ont été choisis qu'à titre d'exemple.
L'invention est applicable, bien entendu, à des installations hydrauliques quelconques de freinage, chaque fois qu'un freinage intensif peut occasionner une dilatation du tambour ou autre organe à freiner et par voie de conséquence, à la contraction, le freinage intempestifdont l'invention permet de supprimer les inconvénients en en limitant l'action à une valeur très faible.
REVENDICATIONS
1.- Installation hydraulique de freinage du type connu qui comporte, sur la canalisation reliant la source sous pression au cylindre récepteur de frein, un dispositif auxiliaire à cylindre dans lequel se déplace un piston pourvu d'un clapet destiné à déterminer la course de retour du ou des organes de freinage, ladite installation étant caractérisée en ce qu'un ressort de rappel du clapet sur son siège est taré de manière que la pression maximum (Pl) pouvant régner en aval de ce clapet, lorsque la pédale ou autre organe de manoeuvre est dans la position de repos et par conséquent le clapet sur son siège, ne soit supérieure que de quelques centaines de grammes par centimètre carré à 1a pression (p1) que créent au repos, en aval dudit clapet,
le ou les ressorts de rappel du ou des organes mobiles de freinage après l'usure maximum possible de la ou des garnitures de friction.
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PERFECTED HYDRAULIC BRAKING SYSTEM.
The present invention relates to hydraulic braking installations for vehicles, machines and other vehicles, installations in which a master cylinder or other source of a pressurized liquid under the control of a pedal or a lever is connected. , by a sealed pipe, to one or more cylinders, in the or each of which moves at least one piston, linked to a braking member provided with a friction lining that the liquid under a relatively high control pressure P function of the action on the pedal or the lever makes it possible to apply against the internal surface of a rotating drum of a wheel or other movable member to be braked, against at least one elastic return device.
However, the friction linings are liable to wear such that the brake drum is supposed to constitute a fixed stop in the radial direction, the front position of the or each lining and of the jaw or other member which carries it and as a result of the piston which is linked to it varies with this wear. Despite this wear, the lining, its support and the piston must, however, have a constant return stroke under the action of the return spring (s), for a given brake, in order to always allow the same braking action for a given brake. same given stroke of the pedal or brake lever.
In order to obtain a constant return stroke, it has already been proposed to insert on the pressurized liquid supply pipe just upstream of the or each brake cylinder an auxiliary cylinder, in which moves between two upstream and downstream limit positions (relative to the direction of flow of the control liquid) a piston; this piston is provided with a valve which opens automatically when said piston is in its downstream limit position so that:
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on the one hand, the displacement of this piston between these two upstream and downstream positions sweeps in the auxiliary cylinder a volume which is equal to the variation in volume in the brake cylinder corresponding to the desired return stroke controlled by the lining (s) brake from their stop against the brake drum.
and, on the other hand, direct communication is ensured between said auxiliary cylinder and the source of the liquid under the control pressure (P) at the downstream end of the piston stroke, so as to allow, not only the establishment of this pressure control in the brake cylinder but also the possible flow, from upstream to downstream, of an additional quantity of liquid under the control pressure, this quantity being intended to compensate for the displacement that the front position of the brake lining (s) as a result of the wear, during the previous operation, of the said lining (s).
However, the known auxiliary cylinder and valve piston devices have a serious drawback: if they take into account - and this is their raison d'être - the variation in the downstream position of the brake lining (s) due to the wear of the surface (s) coming into contact with the stopper and friction, they do not take into account, on the other hand, a possible increase in the diameter of the brake drum during a braking period, but such an increase may occur produce in some cases. This brake drum can, in fact, because of the expansions due to its heating following long and vigorous braking and / or / the braking pressure (which is moreover all the higher than the braking is more energetic so that the two causes combine their effects) undergo elastic expansion.
This expansion therefore temporarily changes the position of the stop, position from which the lining (s) and their supports complete the fixed return stroke at the end of braking. We see immediately that this stroke will be reduced or even eliminated by the contraction of the drum during its cooling or the cessation of the pressure which has deformed it. If, after this contraction, a residual play still remains between the drum and the linings carried by the jaws or other supports, there is no harm.
If, on the other hand, the contraction of the drum has absorbed the entire return stroke of the linings, they will be in contact with the drum and during the normal consecutive stroke of the vehicle or other device fitted with the brake, a stroke which should not not be braked, the brake will continue to operate and this with all the more energy as the residual pressure prevailing in the slave cylinder as well as in the pipe which connects this cylinder to the auxiliary cylinder and in this cylinder itself behind the piston valve is greater, this pressure being due to the action of the return spring (s) and, above all, to the action of the drum which contracts.
However, in the known devices for reasons which are quite ancillary and not critical in nature, in particular with a view to ensuring the tightness of the valve, the calibration of the spring of this valve is chosen such that this residual pressure can reach due to the contraction. of the brake drum to a relatively high value of the order of several times the residual value given by the return spring (s) of the jaws. It follows that although this residual and untimely braking is not serious in itself, it nevertheless leads to a loss of power which is far from being negligible.
The subject of the invention is a hydraulic braking installation of the known type which comprises, on the pipe connecting the pressure source to the brake slave cylinder, an auxiliary cylinder device in which a piston provided with a valve intended to move. determine the return stroke of the braking component (s), this installation being improved in order to avoid the drawback analyzed above, by making the residual braking due to the contraction very low
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brake drum after heating or a great pressure which dilated it.
This installation is remarkable in particular in that the return spring of the valve on its seat is calibrated so that the maximum pressure (p1) that can prevail downstream of this valve, when the pedal or other operating member is in the position. of rest and consequently the valve on its seat, is only a few hundred grams per square centimeter greater than the pressure (p1) created at rest, downstream of said valve, by the return spring or springs of the movable braking components after the maximum possible wear of the friction lining (s).
Thanks to this characteristic relating to the calibration of the valve spring, even if the brake drum which determines the "front" position of the mobile and controlled braking member (s) does not remain fixed and returns, by a contraction following expansion. , in contact with the friction lining (s), their contact pressure remains limited to this maximum reduced pressure (p1) and is not capable of being a hindrance; the loss of power which results from the untimely friction of the shoe (s) on the brake drum remains very low and is negligible.
Of course, because of the above characteristic, the differential pressure which at rest supports the valve on its seat is reduced since it is no longer than a few hundred grams against several kilos in the installations previously proposed. It is therefore important that the contact surfaces between the valve and its seat be particularly careful.
Preferably, a rigorous seal between the valve and its seat is obtained, according to the present invention and despite the low bearing pressure of the valve on said seat, by providing an annular seal embedded in a groove, formed in the one of the two contact surfaces provided, one on the valve and the other on the part forming a seat, and against which bears an annular rib formed on the other of said surfaces.
Other characteristics and advantages will result from the description which follows.
In the accompanying drawing, given only by way of example:
Fig. 1 is a schematic view of a known braking installation to which the invention is applicable;
Fig. 2 is a longitudinal section, in the rest position, of the auxiliary device with valve piston of this installation, this device being improved according to the invention:
Fig. 3 is a cross section taken along line 3-3 of FIG. 2;
Figs. 4, 5 are longitudinal sections of variants of the piston of said auxiliary device;
Fig. 6 is an elevational view with partial longitudinal section of a variant of this device, in which means accessible from the outside make it possible to modify, at will, the calibration of the valve spring;
Fig. 7 is a partial section taken on line 7-7 of FIG.
6, but on a larger scale.
The braking installation shown in FIG. 1 is of a known type. It comprises a pedal 1 oscillating around a fixed axis 2 and connected by a rod 3 to the piston 4 of a master cylinder 5 supplied with oil or other liquid from a tank under load 5a. This usual master cylinder is such that, under the action of the piston 4, said master cylinder delivers the liquid under a pressure P in parallel in four pipes 6a,
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6b, 6c, 6d relating to the four wheels of the vehicle. Each of these pipes ends, as shown for the pipe 6c, at the connection 7 of an auxiliary device D intended to limit the return stroke of the brake shoes, relating to one of the wheels. This device D will be described in detail later.
The device D is fixed on the brake cylinder 9 fixed itself in the usual manner on the wheel plate, not shown. In this cylinder move, in opposite directions, two pistons 10. These pistons act by pushrods 11 on the brake shoes (or shoes) 12.
These are mounted to oscillate around axes 13 on the wheel plate 13a and are returned to the rest position represented by a return spring 14. These segments carry the friction linings 15 subject to wear and which, after a stroke given to segments, that is to say after a given stroke of the pistons 10 and a given increase V in the volume of the chamber 16 formed between these pistons, press on the brake drum 7, fixed on the wheel to be braked .
The device D comprises (Fig. 2) as known a cylindrical body 13 in which is fixed, by screwing at 19, the threaded connection 7, intended for attachment to the pipe 6c for the arrival of the liquid under control or return pressure. of this liquid at its source, a seal 20 seals. The connection is pierced with an axial hole 21 which opens into the bore of cylinder 18.
This bore is closed downstream by a screwed stopper 22 and is crossed right through, in front of this stopper, by a screw 23 provided with a head 24 which rests on a flat circular bearing surface 25 of the cylinder 18, with interposition of a seal 26. A mark 27 is provided on the head 24 opposite a graduation of the range 26 or vice versa. The other end of the screw 23 is threaded at 28 and allows the assembly to be fixed in the threaded hole of the brake cylinder 9. A second seal 30 is placed between two bearing surfaces opposite the cylinders 18 and 9.
In its part located inside the cylinder 13, the screw 23 comprises, still as known, a crescent-shaped groove so that the remaining cylindrical portion 31 is eccentric. This eccentric portion has a number of radial holes 32, making the bore of cylinder 18 communicate with a channel 33, formed axially in this screw.
The bore of the cylinder 13 between the connection 7 and the eccentric portion of the screw 23 is formed of two stepped cylindrical parts 34 and 35, the part 34 has a larger diameter than the part 35.
In this bore (34-35) is housed, as already known per se, a stepped piston provided with a valve.
The present invention relates to improvements to this piston, to this valve and to the accessory devices which are combined with them, that is to say to everything which will now be described.
Following the example of execution shown in Figs. 2 and 3, the piston is formed by the combination of two parts 36 and 37 joined together by screwing at 38. The part 36 is stepped and its two parts, of different diameters, slide, without appreciable play, in the parts 34 and 35 of the bore. The sealing of the piston is ensured by two seals 33 and 39. The two parts of the piston form between them a cylindrical cavity 40 which opens onto the two faces of the piston by axial channels 41 and 42, formed respectively in parts 36 and 37. of this piston.
The channel 41 is provided at its upstream end with lateral crenellations 43 which allow the pressurized liquid which arrives through the hole 21 of the connector 7 to gain the annular space between this connector and the seal 33 of the piston, even when the latter abuts by the end sections
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mittens against the connector 7 around the hole 21. At its other end, the channel 41 opens freely into the cavity 40. On the other hand, the passage between this cavity and the channel 42 is controlled by a valve. This comprises a valve head 44 in which is formed a groove which contains a ring 45 of rubber or other elastic substance, intended to ensure the tightness of the closure when it is resting against the. valve seat.
This seat is formed by the projecting end 46 of part 37 of the piston.
The head of the valve extends: on the one hand, on the side opposite to the seal ring 45, in the form of a skirt 47, the outer surface of which is prismatic, for example with eight sides; this skirt ensures the guiding of the valve by sliding in the cylindrical cavity 40, while leaving longitudinal passages
48 of sufficient total section for the flow of the liquid under pressure and on the other hand, on the side of the seal ring 45, by a rod or tail 49, mounted with clearance in the channel 42 so as to provide an annular passage 50 sufficient for the flow of liquid under pressure. This tail has a length such that, when the seal 45 is on the seat 46, it protrudes by a certain length at (Fig. 2) the end of the part 37 of the piston.
This end is provided with crenellations 51 allowing free lateral flow of the liquid, while the stem of the valve has at its end a slot 52 for a screwdriver.
The valve 43 is returned to its seat by a spring 53. The latter bears, on the one hand, against the part 36 of the piston around the channel 41 and, on the other hand, on an adjustable stop 54. This stop is constituted by a small threaded disc, provided with a slot 55 for a screwdriver, and screwed into a cylindrical and threaded bore 56 formed in the skirt 47 of the valve.
It will be noted that the upstream portion of the skirt 47 of the valve is, when the valve 44 is on its seat, at a distance 12 from the upstream bottom of the cavity 40, greater than the quantity .Si from which the stem 49 of the valve emerges. then the piston downstream.
The device D which has just been described is adjusted as a function of the braking device with which it is combined.
By rotating this screw 23 around its axis, the angular position of the eccentric portion 31 of said screw and consequently the distance to the piston 34 from its generator closest to this piston is adjusted so that the volume displaced in the cylinder 18 when it passes from the upstream stop position against the connection 7 (position shown) to the downstream stop position against this eccentric portion 31 of the screw 23 corresponds exactly to the increase V in volume that it is necessary to subjecting the chamber 16, formed between the pistons 10 in the brake cylinder 9 to communicate to the jaws 12 the stroke e which will bring the linings 15 into contact with the drum 17, assuming that these linings have not undergone any wear during the previous braking.
Furthermore, the calibration of the spring 53 for returning the valve 44 on its seat is established, in accordance with the present invention, so that the piston (36,37) being in the position shown and the valve on its seat, the pressure prevailing in cylinders 18 and 9 which is necessary to lift the valve from its seat has a value (pi) which is only a few hundred grams per cm2 greater than the residual pressure (p2) than the return spring 14 jaws can create in these cylinders the valve 14 being assumed on its seat.
It will be noted that the exact calibration of the spring 53 is ensured by the adjustment of the position of the support stop 54 of the spring. For this adjustment, carried out before mounting the device D (or following its removal), the valve is immobilized using a screwdriver engaged in the groove 52 of the tail of said valve, while at the using another screwdriver, engaged
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in the groove 55 of the disc 54, this disc is rotated in the desired direction to cause it to be screwed or unscrewed relative to the skirt 47 of the valve.
Of course, the calibration of the spring 53 depends on the residual pressure Pr which prevails upstream of the device D at rest, a pressure which acts in the same direction as said spring 53 and correspondingly reduces the force to be requested from this spring.
Preferably, p1 = p2 + 200 g / cm2 is taken; the calibration of spring 53 is therefore established in this case for the parent pressure (p2 - pr + 200 g).
As an example, while the braking pressure P is of the order of 90 kg / cm2, p2 is generally of the order of 3 k / cm2 and the spring is calibrated at (3 + 0.2 - pr ).
To better specify if pr (upstream residual pressure) is for example 0.6 k / cm2, the spring 53 is calibrated at
EMI6.1
3.2 - 0.6 = 2.6 k / cm2.
The adjustable stop 54 naturally allows the initial calibration of the spring to be modified during service if p2, that is to say the residual pressure due to the spring 14 for returning the jaws, varies.
This being said, the operation is as follows: when a braking maneuver is performed, the liquid is pumped from the master cylinder 5 into the pipes 6a, 6b, 6c, 6d. For each braking device, this liquid moves the piston (36, 37) from its upstream rest position until it abuts against the eccentric portion 31 of the screw 23. The volume thus swept by this piston into the cylinder 18 corresponds due to the angular adjustment of the screw 23 to the increase in volume V of the chamber 16 necessary to apply the linings 12 to the drum 17 if these linings have not suffered wear during braking previous.
However, a little before the end of the stroke of the piston (36, 37) in the cylinder 18, the shank 52 of the valve 44 abuts against the eccentric portion 31 of the screw 23 which raises this valve thus allowing the pressure, produced in the master cylinder 5 by the pedal 1, to be exerted in the slave cylinder 9 with a view to braking and also in practice to fill the additional volume, necessary due to the wear of the linings during previous braking.
At the end of the maneuver, when the brake pedal 1 returns, the spring 14 for the return of the jaws 12 bringing, by their intermediary, the pistons 10 of the slave cylinder 9 to their rest position, at the same time returns , the piston (36, 37) in its upstream position shown.
At the same time, the valve 44 drops the downstream pressure from the value of the operating pressure P to the value p1 which is determined by the calibration of the return spring 53 and which is barely greater than the pressure p2 that can be supplied by the return springs 14 of the jaws.
However, if the brake drum 17 undergoes during vigorous and prolonged braking a heating giving rise to a temporary expansion, from which the jaws complete the return stroke, at the end of this braking and if, after cooling , the tension of the drum is greater than e, this drum comes to tighten on the jaws, but the pressure between the drum and the jaws cannot increase above p1 because the valve 44 rises to this value.
The unwanted braking which then occurs is insignificant if one wants to compare the value of p1 (3.2 k / cm2 in the example chosen) with that P (90 k / cm2) of the effective braking.
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Of course, at the end of the first normal braking without heating, which follows the incident, the normal clearance e is automatically reformed again.
It will be noted that the residual pressure p1 must be sufficient to ensure proper application of the seal 39 against the wall of the cylinder 18, which is indeed the case with the numerical values given by way of example.
Furthermore, the tightness of the valve is perfectly ensured for these numerical values thanks to the seal 45.
In fig. 4 shows a first variant in which the seal 45a is engaged in a groove of the part 37a of the piston (36a-37a), while the valve 44a comprises a rib 46a for bearing on said seal.
In the variant shown in FIG. 5, the spring 53b bears, on one side, directly in the bottom of the prismatic skirt 47b of the valve 44b and, on the other side, on a support washer 54b screwed into a threaded housing 57 provided in the bottom front of the portion 37b of the piston (37b-33b) at the end of the channel 41b.
Finally, in Figs. 6 and 7 show another variant, in which the spring 53c is supported on one side against a support washer
54c screwed into the piston and, on the other side, on a washer 58, itself resting on a prism 59. This prism is pinned at 60 on a pin 61 which is eccentric with respect to the prism and which pivots in two diametrically opposed surfaces of the skirt 47c of the valve 44c. One end of this axis has a groove 62 for a screwdriver which allows rotations of 360 / n, n being the number of sides of the prism, to adjust the position of the support washer 58. In view of the 'introduction of the screwdriver, the part 37c of the piston has an opening 63 upstream of the gasket 38c and the cylinder 18c and its connection 7c are themselves pierced with holes 64, 65.
A plug 66 with seal 67 enables these holes 64, 65 to be closed after the adjustment which can therefore be carried out without dismantling the device.
Of course, the invention is in no way limited to the embodiments shown and described which have been chosen only by way of example.
The invention is applicable, of course, to any hydraulic braking installations, whenever intensive braking can cause expansion of the drum or other member to be braked and consequently, on contraction, the inadvertent braking of which the The invention makes it possible to eliminate the drawbacks by limiting their action to a very low value.
CLAIMS
1.- Hydraulic braking system of known type which comprises, on the pipe connecting the pressure source to the brake slave cylinder, an auxiliary cylinder device in which moves a piston provided with a valve intended to determine the return stroke of the braking member (s), said installation being characterized in that a valve return spring on its seat is calibrated so that the maximum pressure (Pl) which can prevail downstream of this valve, when the pedal or other control member maneuver is in the rest position and therefore the valve on its seat is only a few hundred grams per square centimeter greater than the pressure (p1) created at rest, downstream of said valve,
the return spring (s) of the moving braking member (s) after the maximum possible wear of the friction lining (s).