WO2015158675A1 - Amortisseur hydraulique avec filtrage en compression - Google Patents

Amortisseur hydraulique avec filtrage en compression Download PDF

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WO2015158675A1
WO2015158675A1 PCT/EP2015/058001 EP2015058001W WO2015158675A1 WO 2015158675 A1 WO2015158675 A1 WO 2015158675A1 EP 2015058001 W EP2015058001 W EP 2015058001W WO 2015158675 A1 WO2015158675 A1 WO 2015158675A1
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damper
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Jacques Sirven
Marc SIRVEN
François SIRVEN
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Bordier Alain
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Definitions

  • the invention relates generally to the field of dampers, in particular for a motor vehicle.
  • a hydraulic damper used in particular in a motor vehicle, can significantly increase the adhesion of the tires of the motor vehicle wheels on the ground, while damping the movements of the suspended mass of the vehicle.
  • Such a device generally comprises a cylinder filled with hydraulic fluid, inside which can move a main piston actuated by a rod.
  • the piston defines in the cylinder a first chamber and a second chamber containing the rod.
  • a reservoir of hydraulic fluid is connected to the cylinder to compensate for these variations.
  • the hydraulic fluid is discharged by the main piston of the first chamber to the second chamber.
  • the discharged fluid is passed through restrictions which may be of different types. It is possible to use simple calibrated orifices, valves consisting of foils or light metal parts, or specific valves.
  • the damping force depends on the speed of compression or expansion.
  • Such a response can cause problems during a compression movement of the damper.
  • a sudden acceleration experienced by the wheel for example the passage of small obstacles in relief of the roadway, can generate a significant variation of the damping force, the resulting shock can be felt unpleasantly inside the vehicle. .
  • the damping is generally reduced during compression. The depreciation may then be insufficient to properly control the movements of the vehicle body. It is possible to consider increasing the damping during a relaxation in order to overcome this difficulty, but this then results in a risk of loss of grip when the roadway has depressions, the wheel of the vehicle no longer able to follow the profile. of the roadway.
  • a damping device described in the French patent application FR 2,838,172 comprises a valve having a valve.
  • Filtering means are mounted in parallel with the valve to generate a control pressure acting on the valve of the valve.
  • the pressure variation between the first and the second main chamber of the damper cylinder is used to generate, by the filtering means, a control pressure acting on the valve. The percussion phenomena encountered on conventional dampers are thus filtered.
  • Such a damper has excellent performance. But its structure is complex so that mass production is difficult to achieve.
  • the present invention is obj and a shock absorber capable of solving these problems.
  • the shock absorber according to the invention must in particular make it possible to increase the grip of the tire of a vehicle wheel on the road while perfectly damping the movements of the vehicle body.
  • the shock absorber must be capable of generating a compressive damping force which does not reflect the effects of the sudden accelerations experienced by the wheel when passing small obstacles in relief on the roadway.
  • a damper particularly for a motor vehicle, comprises a cylinder containing a hydraulic fluid, a main piston actuated by a rod, defining in the cylinder a first main chamber and a second main chamber, the second chamber main containing the stem.
  • the damper also includes a hydraulic fluid reservoir and a valve located in the flow of hydraulic fluid between the first main chamber and the second main chamber or between the first main chamber and the reservoir.
  • the valve comprises a movable valve cooperating with a seat, a spring tending to apply the valve to its seat, and a movable valve piston defining in the valve a first valve chamber and a second valve chamber, said movable piston being able to compress the spring and close the valve.
  • the damper further comprises a control restriction mounted in the flow of the hydraulic fluid from the first main chamber during a compression movement, the control restriction being able to generate a pressure difference acting on the respective faces of the valve piston movable, in a direction tending to compress the spring, during a compression movement of the damper.
  • the damper further comprises a means for braking the displacement of the movable valve piston.
  • the braking means may include a filter restriction placed in the fluid flow caused by the displacement of the movable valve piston.
  • the filter restriction is traversed by a flow of oil depending on the movement of the movable valve piston inside the valve, which causes a braking effect of the movement of the movable piston.
  • the pressure difference acting on the valve piston can be adapted. at the speed of compression while setting up a frequency filtering which makes it possible to prevent any sudden variation of the damping force, for example, during the passage of the wheel of the vehicle on small obstacles in relief of the roadway.
  • the filtering may be asymmetrical.
  • the filter restriction may be adapted to further restrict flow in one direction than in the other.
  • the mode of operation of the damper is conventional, the damping force depending only on the speed of the expansion movement.
  • a first circuit connects the first main chamber to a split point of the flow
  • a second circuit connects the split point to the second main chamber
  • a third circuit connects the split point to the tank.
  • the valve like the control restriction, may be disposed on any of the aforementioned circuits.
  • valve and the control restriction can be arranged on two different circuits or on the same circuit. If the valve and the control restriction are disposed on the same circuit, the control restriction may be disposed upstream or downstream of the valve, considering the flow of the hydraulic fluid during a compression movement.
  • valve The filtering of the damping force being effected through the valve, it is generally desirable for the valve to be traversed by the largest flow of hydraulic fluid.
  • the valve will preferably be placed in the first circuit connecting the first main chamber to the point of division of the flow or, strictly speaking, in the second circuit connecting the point sharing in the second master bedroom. In the latter case, the pressure in the tank must be high enough to exceed the pressure at the outlet of the valve, otherwise there is a risk of cavitation.
  • the damper also acts as a load balancer and the volume and pressure in the reservoir are increased to the equivalent of a spring.
  • the section of the rod of the damper is increased so that the flow flowing in the third circuit is greater than the flow flowing in the second circuit.
  • the valve may advantageously be placed in the third circuit or in the second circuit.
  • a second control restriction is mounted on one of the aforementioned circuits.
  • the second control restriction is able to generate a pressure difference acting on the faces of the movable valve piston in a direction tending to decrease the tension of the spring, during compression of the damper.
  • the movable valve piston may have two end flanges separated by a peripheral groove so as to form, with an inner partition in the valve, a first auxiliary chamber and a second auxiliary chamber.
  • a filter restriction is mounted in the fluid flow caused by movement of the movable valve piston.
  • the damping force increases as the compression speed increases.
  • the two control restrictions provided in some embodiments preferably have different characteristics such as, for example, to decrease the damping force for the high speeds of the compression movement of the damper (typically from 25 to 25). 30 cm / s). It is thus possible to obtain a compression damping law according to which, as the speed of compression increases, the damping force begins to increase, passes through a maximum and then decreases at high compression speeds. This type of law, associated with the braking of displacement of the movable valve piston, makes the vehicle equipped with such a shock absorber particularly comfortable.
  • the reservoir comprises a movable wall gas chamber disposed in the cylinder near its end opposite to the main piston rod.
  • a single circuit connects the first main chamber to the second main chamber, and the valve is disposed in said circuit with the control restriction upstream or downstream of the valve, if one considers the flow of hydraulic fluid during a compression movement.
  • the movable valve has a contact ring forming a peripheral annular protrusion on its base, and a plurality of axial ducts.
  • the contact between the mobile valve and its seat is thus made by the annular protrusion of the valve, the diameter of this protrusion being greater than that of the inlet orifice of the valve.
  • the lifting of the valve then results in an opening of a larger passage section.
  • the stem of the movable valve has a first portion having a first section and a second portion having a second section.
  • the valve has a first additional chamber and a second additional chamber within which the first portion of the movable valve stem can be moved.
  • the ratio of the first to the second section of the movable valve stem is the same as the ratio of the main piston surface of the damper to the section of the damper rod.
  • the hydraulic fluid reservoir is connected to the first main chamber by a pipe on which is disposed a connecting piece holding both the role of non-return valve and connection point between a plurality of pipes interconnecting the first valve chamber, the second valve chamber and the reservoir during relaxation.
  • Such a connecting piece rebalances the pressure forces acting on the faces of the movable valve piston, so that the spring is more rapidly relaxed and the valve pressed against its seat. In this way, the filter acts from the beginning of the compression and the suspension is even more comfortable.
  • valve there may be several alternative arrangements of the valve relative to the damper.
  • the valve is disposed outside the cylinder of the damper and connected to the two main chambers via a tube surrounding the damper cylinder.
  • the valve and the various restrictions are mounted in the main piston, the rod being hollow and communicating the valve with a reservoir disposed at the end of the rod opposite the main piston.
  • the reservoir may be formed by an outer tube surrounding the damper cylinder.
  • a control restriction in a damper according to the invention can be placed in one of the hydraulic circuits of the damper when the flow in this circuit is proportional to the speed of the compression movement of the damper. .
  • the pressure difference created by the restriction will be able to act in the direction of a closure. or an opening of the valve of the valve.
  • a filter restriction can be arranged on the flow of fluid between this valve chamber or auxiliary chamber. and the circuit in which a control restriction is mounted.
  • control restriction and the filter restriction generate a pressure drop that depends solely on the flow rate through them.
  • control restriction and / or filter restriction control it is possible to use a control restriction and / or filter restriction control.
  • the pressure drop generated by the controlled restriction (s) then depends not only on the flow rate passing through them but also on another parameter, for example a control signal emitted by the on-board computer of the vehicle equipped with the shock absorber. 'invention.
  • the movable valve piston rests on the spring that it compresses and the amplitude of displacement of the movable piston depends solely on the characteristics of the spring.
  • the displacement of the movable valve piston may be limited by providing a stop on the path and the piston, said stop being provided within one of the valve chambers. Generally, this stop is fixed. In some embodiments, this stop may be movable and moved under the action of a remote control so as to obtain a controlled damper.
  • FIG. 1 very schematically shows a first example of a shock absorber
  • FIG. 2 very schematically illustrates a second embodiment of the damper
  • FIG. 3 schematically illustrates a damper according to a first embodiment of the invention
  • FIG. 6 diagrammatically illustrates a damper according to a second variant of the second embodiment of the invention
  • FIG. 8 illustrates a damper according to a third embodiment
  • FIG. 9 shows hydraulic force curves as a function of the compression speed of the shock absorber
  • FIG. 10 is a longitudinal sectional view of a first practical embodiment of a damper according to the invention.
  • FIG. 1 1 is an enlarged sectional view according to two different section planes of the control valve of the damper of Figure 1 0, showing the traj and fluid during a compression movement,
  • FIG. 12 is a longitudinal sectional view of a second practical embodiment of a damper according to the invention.
  • FIG. 13 is an enlarged sectional view along two different cutting plants of the control valve of the damper of FIG. 12, showing the path of the fluid during an expansion movement;
  • FIG. 14 is a view from above of a part that can be incorporated in a non-return valve of the control valve of FIG. 13;
  • FIG. 15 schematically illustrates a damper according to a fourth embodiment
  • FIG. 16 illustrates a damper according to a fifth embodiment
  • - Figure 17 schematically illustrates a damper according to a variant of the fifth embodiment of the invention.
  • FIG. 1 very schematically represents a first example of damper 1 according to the invention.
  • the damper 1 comprises a cylinder 2 inside which is mounted a sliding rod 3, connected to a main piston 4 delimiting inside the cylinder 2 a first main chamber 5 and a second main chamber 6, the second chamber 6 containing the stem 3.
  • a reservoir 24 provided with a reservoir piston 32 sliding inside the cylinder 2 and defining a reservoir chamber 33 filled with a gas.
  • a first ring 35 intended to allow connection to the vehicle body.
  • a second ring 36 for connection to a member connected to one of the wheels of a vehicle.
  • the damper 1 comprises a valve 1 1 disposed in a circuit A connecting the first chamber 5 to the second chamber 6.
  • FIG. 2 very schematically illustrates a second example of damper according to the invention.
  • the identical elements bear the same references.
  • the reservoir 24 is placed outside the cylinder 2.
  • Three hydraulic circuits denoted A, B and C in the figure can be defined and meet at a point of division PP.
  • Circuit A connects the first chamber 5 to the shared point PP.
  • the circuit B connects the split point PP to the second chamber 6 and the circuit C connects the split point PP to the tank 24.
  • the direction of the fluid flow during a compression movement symbolized by the arrow F, is indicated by arrows.
  • the valve 1 1 can be arranged on one of the circuits A, B or C, three positions being indicated in dashed lines in the figure.
  • FIG. 3 schematically illustrates an embodiment of a damper according to the invention corresponding to the example of Figure 2.
  • the identical elements bear the same references.
  • the valve 11 disposed in the circuit A has a fluid inlet opening 11a delimited by a seat 13.
  • the orifice 11a can be more or less closed by means of a movable valve 14 cooperating with the seat 13.
  • the valve mobile 14 can move within a valve chamber 42 formed in the valve 11.
  • the movable valve 14 comprises a rod-shaped portion 14a, slidable in a bore 11c provided in an inner wall 11b disposed at the Inside the valve 11.
  • the movable valve 14 also comprises a hollow disk-shaped shoulder 14b integral with the rod 14a and lying, with respect to the inner wall 11b, on the other side of the seat 13.
  • the valve 11 further comprises a movable valve piston 17 sliding inside the valve 11 and delimiting a first valve chamber 18 and a second valve chamber 19.
  • a spring 20, here in the form of a coil spring is disposed in the valve chamber 18, between a face of the movable valve piston 17 and the shoulder 14b of the movable valve 14.
  • the rod 14a of the movable valve can slide in a bore 17a formed in the piston
  • the movable valve piston 17 is also secured, by means of a spacer rod 21a, to a brake piston 21 sliding in a housing 22 formed in the housing.
  • valve body 11 The braking piston 21 is traversed by a nozzle 23 allowing a fluid flow from one side to the other of the piston 21 when the latter moves.
  • a second spacer rod 21b is attached to the brake piston 21.
  • the second rod 21b is shorter than the rod 21a and its The end moves in a balancing chamber 222.
  • the balancing chamber 222 is pressurized P5 of the first valve chamber, by means of a pipe 2 12.
  • the damper also comprises a hydraulic fluid reservoir 24 provided with a reservoir piston 32 sealingly sliding by means of a seal 32a in a chamber 31, and delimiting therein a first reservoir chamber 33 filled with a gas and a static pressure chamber 34 receiving the hydraulic fluid.
  • the function of the reservoir is to compensate for the variation of volume in the cylinder 2, due to the immersed part of the rod 3, during a relaxation or compression of the damper 1.
  • the chamber 34 is connected by an extension line 34a to a connection point R. Thereafter, by the expressions "connected to the reservoir 24" or “connected to the chamber 34", it will be understood that the component is connected to the point of connection. connection R of the extension line 34a of the chamber 34 of the hydraulic fluid reservoir 24.
  • the reservoir 24 is thus mounted at the end of the circuit C.
  • the damper 1 comprises an expansion pipe 7, between the first main chamber 5 and the second main chamber 6.
  • the pipe 7 comprises a non-return valve 8, allowing the hydraulic fluid to flow from the second main chamber 6 to the first main chamber 5.
  • the expansion pipe 7 is furthermore provided with an expansion restriction 9.
  • the damper 1 also comprises a first compression line 10 between the first main chamber 5 and the inlet port 11a of the valve 11 and a second compression line 12 connecting the second main chamber 6 to the valve chamber 42. of the valve 1 1.
  • the lines 10 and 12 respectively correspond to the circuits A and B of FIG.
  • valve 1 1 On the pipe 12 corresponding to the circuit B are mounted a control restriction 15 and a non-return valve 16, preventing the flow of fluid from the second main chamber 6 to the valve 1 1, so that the circulation is established only when the 'damper works in compression.
  • the valve 1 1 is mounted in this embodiment on the circuit A, the split point PP in the valve chamber 42 between the first main chamber 5 and the second main chamber 6.
  • the hydraulic fluid flows from the first main chamber 5 through the pipe 10 corresponding to the circuit A, a portion of the fluid then passing through the valve chamber 42 corresponding to the split point PP before returning to the second main chamber 6 by the conduct 12 corresponding to the circuit B.
  • the damper 1 further comprises a pipe 37 stitched on the pipe 12, between the non-return valve 16 and the control restriction 15, and communicating with the first valve chamber 1 8 of the valve January 1.
  • a pipe 38 is disposed between the connection point R and the second valve chamber 19.
  • a pipe 39 connects the connection point R to the valve chamber 42 of the valve January 1.
  • Circuit C of FIG. 2 comprises lines 39 and 34a.
  • a pipe 40 connects the connection point R to the first main chamber 5 of the damper via the pipe 10.
  • the pipe 40 comprises a nonreturn valve 25 preventing the flow of hydraulic fluid from the first main chamber. 5 to the connection point R and the chamber 34 of the hydraulic fluid reservoir 24.
  • X denotes the variable distance between the movable valve piston 17 and the upper part of the second valve chamber 1 9. x thus defines the position of the valve piston 17 in the valve January 1.
  • P2 is the pressure in the valve chamber 42
  • - P3 is the pressure in the second main chamber 6
  • - P4 is the pressure in the chamber 34 of the tank 24,
  • P5 is the pressure in the first valve chamber 1 8, and
  • - P6 is the pressure in the second valve chamber 19.
  • the rod 3 leaves the cylinder 2.
  • the hydraulic fluid driven from the second chamber main 6 borrows the expansion pipe 7 towards the first main chamber 5.
  • the expansion restriction 9 then generates a rebound damping force.
  • the non-return valve 16 iso the valve 1 1 which has no function during the relaxation.
  • the submerged part of the stem sees its volume decrease.
  • the reservoir 24 supplies hydraulic fluid to the first main chamber 5 from the chamber 34, through the connection point R, then the non-return valve 25 and the pipe 40.
  • the fluid is removed from the first main chamber 5, and can not borrow the expansion pipe 7, because of the non-return valve 8, nor the pipe 40, because of the non-return valve 25 It therefore takes the first pipe 10 and enters through the inlet port 11a into the valve chamber 42 of the valve 11.
  • the hydraulic fluid is braked by the movable valve 14 supported on its seat 13 and undergoes a pressure drop PI - P2. It is then divided into two streams. The largest joins the second main chamber 6 through the control restriction 15, which creates a pressure drop P2 - P3.
  • the second, weaker stream joins the tank 24 via lines 39 and 34a. It is related to the increase of the volume of the immersed part of the stem 3.
  • the first valve chamber 1 8 is subjected to a pressure P5 which is equal to the pressure P3 of the second main chamber 6.
  • the second valve chamber 19 is subjected to a pressure P6 which is equal to the pressure P4 of the tank 24, also equal to the pressure P2 prevailing in the valve chamber 42.
  • the pressures P2 and P3 are therefore applied to the respective two faces of the movable valve piston 17, which compresses the spring 20. This has the effect of pressing the movable valve 14 on its seat 13 and increase the pressure difference between PI and P2. This ultimately results in an increase in the damping force.
  • the braking piston 21 provided with its nozzle 23 being connected to the movable valve piston 17, it slows the movements thereof.
  • the damping force is therefore subjected to filtering.
  • A a coefficient of proportionality linking the braking force of the braking piston 21 to the speed of displacement thereof.
  • Fl depends on the difference between the pressures P1 and P2 created by the movable valve 14 of the valve
  • F2 depends on the difference between the pressures P2 and P3 created by the passage of the hydraulic fluid through the control restriction 15.
  • the force FR exerted by the spring 20 is written in three different ways:
  • the control restriction 1 generates only pressure drops of 1 to 2 bar, resulting in a much larger pressure drop across the valve 1 1 as it is multiplied by the aforementioned coefficient of proportionality.
  • the damper can eliminate 90% of the high - frequency percussions generated by a conventional shock absorber during compression. Other embodiments described later can further improve this response.
  • the control restriction generates a pressure difference which depends solely on the flow rate passing through it.
  • a controllable control restriction it is conceivable, without departing from the scope of the invention, to use a controllable control restriction. It is then possible, by remotely modifying the characteristic of the control restriction, for example as a function of the speed of the vehicle, to adjust the damping law.
  • FIG. 4 A second embodiment of the damper 1 is visible in Figure 4 in which the identical elements have the same references.
  • control restriction 15 is arranged in the same manner in circuit B.
  • braking of the displacement of the valve piston 17 is no longer obtained by a braking piston but by a filter restriction 5 1 disposed on the pipe 37, connecting the first valve chamber 1 8 to the circuit B.
  • the fluid driven from the first main chamber 5 takes the first compression line 10 and the inlet port 11a of the valve 1 January.
  • the hydraulic fluid is braked by the movable valve 14 and then divides into a first flow that joins the second main chamber 6 through the control restriction 15 and a second flow that joins the hydraulic fluid reservoir 24.
  • the second valve chamber 19 is subjected to a pressure P6 equal to the pressure P4 of the reservoir.
  • the first valve chamber 1 8 is connected via the filter restriction 5 1 to the second main chamber 6 subjected to the pressure P3.
  • the filter restriction 5 1 then generates a pressure drop P5 - P3.
  • the pressures P2 and P5 are therefore applied to both faces of the valve piston 17, which compresses the spring 20.
  • the filter restriction 5 1 disposed on the pipe 37 enables the damping force to be filtered in the same manner as the auxiliary piston 21 and the restriction 23 of FIG.
  • the damping force which depends on the closing of the movable valve 14, can therefore be obj and the same calculations as those established in the first embodiment.
  • the damping force is also the sum of two terms, one of which is small in front of the other, a first - order low - pass filter proportional to the pressure difference (P2 - P3) generated by the control restriction. 15 being applied to the most important term of the damping force.
  • This damper therefore allows the same improvement of the response to a disturbance.
  • control restriction 15 it is possible to envisage using a filtering restriction with a controllable characteristic. This makes it possible to adjust the characteristic of the damper according to parameters other than the speed of compression, such as the speed of the vehicle.
  • Figure 5 in which the identical elements bear the same references is a variant of the second embodiment, different from the latter by the position of the filter restriction.
  • a filter restriction 57 is in fact mounted on the pipe 38 connecting the second valve chamber 19 to the circuit C, while the valve 1 1 is always mounted on the circuit A, and the control restriction 15 on the circuit B.
  • the fluid driven from the first main chamber 5 is braked by the movable valve 14, creating the pressure drop P I - P2.
  • Part of the flow of fluid flows through the control restriction 1 5, creating the pressure drop P2 - P3, and joins the second main chamber 6.
  • the first valve chamber 1 8 is subjected to a pressure P5 equal to the pressure P3 of the second main chamber 6.
  • the second valve chamber 19 is connected via the filter restriction 57 to the hydraulic fluid reservoir 24 via the connection point R.
  • the filter restriction 57 generates a pressure drop P2 - P6.
  • the pressures P3 and P6 are therefore applied to the two respective faces of the valve piston 17, which compresses the spring 20.
  • the pressure difference acting on the movable valve 14 is obtained from the control restriction 15 and the filter restriction 57 communicating with one of the chambers. valve (in this case the valve chamber 19).
  • the damping force therefore comprises a dominant term filtered by a first - order low - pass filter and proportional to the pressure difference (P2 - P3) generated by the control restriction 15.
  • FIG. 6, in which the identical elements bear the same references, represents a second variant of the second embodiment of embodiment, illustrating a new position of the control restriction.
  • the shock absorber illustrated in FIG. 6 differs from the damper of FIG. 4 in that the control restriction 63 is mounted on the pipe 10 in the flow of fluid between the first main chamber 5 and the chamber of FIG. valve 42 of the valve 1 1, that is to say on the circuit A as the valve itself.
  • a line 65 connects the inlet port i i a of the valve and the first valve chamber 1 8.
  • a conduit 66 is disposed between the first main chamber 5 and the second valve chamber 19.
  • a new pressure P7 is defined at the inlet l i a of the valve.
  • the fluid driven from the first main chamber 5 flows through the control restriction 63, creating the pressure drop P I - P7.
  • the fluid then arrives at the inlet of the valve 1 1 at the pressure P7. It is then braked by the mobile valve 14 creating the pressure drop P7 - P2.
  • the first valve chamber 1 8 is connected via the filter restriction 64 to the inlet port i i a of the valve 1 1, subjected to the pressure P7.
  • the filter restriction 64 then generates a pressure drop P5 - P7.
  • the second valve chamber 19 is subjected to a pressure P6 equal to the pressure P I of the first main chamber 5.
  • the pressures P I and P5 are therefore applied to the respective faces of the movable valve piston 17, which compresses the spring 20.
  • the pressure difference acting on the mobile valve 14 is obtained from a control restriction 63 and a filter restriction 64 communicating with one of the valve chambers (in this is the first valve chamber 1 8).
  • the damping force is filtered by a low-pass filter of the first order and proportional to the pressure difference (PI-P7) generated by the control restriction 63, mounted upstream of the valve 1 1.
  • FIG. 7 in which the identical elements bear the same references represents a third variant of this second embodiment.
  • the damper illustrated in FIG. 7 differs from the damper of FIG. 6 in that the filter restriction 69 is mounted on the duct 66 connecting the second valve chamber 19 to the circuit A.
  • the filter restriction causes a pressure drop PI - P6.
  • the pressure difference acting on the movable valve 14 is obtained from a control restriction 63 and a filter restriction 69 communicating with one of the valve chambers.
  • the damping force is filtered by a low - pass filter of the first order and proportional to the pressure difference (P I - P7) generated by the control restriction 63.
  • Figures 4, 5, 6 and 7 thus illustrate four variants of the second embodiment of a damper having an improvement in the response to an acceleration of the wheel.
  • the valve placed in the circuit A between the first main chamber 5 and the second main chamber 6 slows down the flow of the fluid by means of a movable valve whose opening depends on the difference between two pressures.
  • a control restriction mounted on one of the circuits A (FIGS. 6 and 7) or B (FIGS. 4 and 5), and - A filter restriction, mounted on a conduit connecting one of the valve chambers to one of the circuits A ( Figures 6 and 7), B ( Figure 4) or C ( Figure 5).
  • control restriction on the circuit C, provided that the input is connected to the second valve chamber 19, and the output to the first valve chamber 1 8.
  • the filter restriction is then arranged indifferently on the conduit connecting the first valve chamber to the circuit C or the conduit connecting the second valve chamber to the circuit C.
  • Figure 8 illustrates an example of a damper according to a third embodiment with a control valve and two control restrictions of different characteristics. Such a damper allows finer control of the damping force in response to a disturbance.
  • the lines 10 (circuit A), 12 (circuit B) and 39 (circuit C) connect the valve 1 1 respectively to the first main chamber 5, to the second main chamber 6 and to the reservoir chamber 34, the point of division PP being located in the chamber 42.
  • the pipe 37 connects the first valve chamber 1 8 to a point XI of the pipe 12 and the pipe 38 connects the second valve chamber 1 9 to a point X2 of the pipe 39.
  • the valve 14 can move in an additional chamber 130 connected to the reservoir 34 by a pipe 139.
  • the drive 139 is provided with a non-return valve 144 arranged in such a way that it allows the hydraulic fluid to pass only during operation in expansion. of the shock absorber.
  • the valve 14 has a plurality of axial through ducts 129, two of which are visible in the cross-sectional view of FIG. 8.
  • the fluid from the first main chamber 5 can pass through the axial ducts 129 and enter the additional chamber 130.
  • the valve 14 is subjected to the same pressure on its lower section in the valve chamber 42 and on its upper section in the additional chamber 130.
  • this pressure P1 applies only to the section of the rod 14a. This decreases the force to be implemented by the spring 20 to cause its displacement, compared to the previous examples.
  • the surface of the valve 14 subjected to the resultant of the pressure forces P1 of the inlet port 11a and the additional chamber 130 of the valve 11 is very precisely known. .
  • the pressure P I applies to the difference between the lower surface and the upper surface of the valve 14.
  • This difference is a constant surface: the surface of the section of the rod 14a. It is not necessarily as easy to know this surface for other valve geometries.
  • a movable valve such as that of the first embodiment illustrated in FIG. 3, at the moment when the valve disconnects from its seat, hydraulic forces tending to open it further may appear outside the zone. contact, and make variable the section on which applies the pressure PI of the inlet port li a.
  • the valve 1 1 comprises a first control restriction 1 5 mounted on the pipe 12, between the split point PP and the point XI and a second control restriction 1 12 mounted on the pipe 39 between the split point PP and the point X2.
  • the second control restriction 1 12 preferably has characteristics different from those of the first control restriction 15.
  • a filter restriction 5 1 is mounted on the pipe 37.
  • the control valve 1 1 is located on the circuit A , the first control restriction 15 being on the circuit B, and the second control restriction 1 12 being on the circuit C.
  • the fluid expelled from the first main chamber 5 during compression borrows the pipe 10 and is then braked by the valve 14, which causes the pressure drop PI - P2.
  • a large part of the flow is directed towards the second main chamber 6, passing through the first control restriction 15, which causes the pressure drop P2 - P3.
  • the other part joins the tank 24 by passing through the second control restriction 1 12, which causes the pressure drop P2 - P4.
  • the filter restriction 5 1 generates the pressure drop P5 - P3.
  • FIG. 9 shows the curves of variations of the hydraulic forces exerted on the faces of the movable valve piston 1 7 as a function of the speed of the compression movement of the damper. These forces depend on the pressure drop caused by the restrictions 1 5 and 1 12, the characteristics of which are different. They also depend on the difference of the flow rates that pass through them, the flow rates of the circuits A, B and C being different. These hydraulic forces finally depend on the value of the surfaces of the piston 17. In the example of FIG. 8, the two opposite surfaces of the piston 17 are equal. To achieve the desired effect, the restriction 15 is preferably designed to generate a large pressure drop at very low compression rates. As the speed of compression increases, the pressure drop continues to grow but very weakly. This results for the hydraulic force, the dashed curve of Figure 9.
  • the restriction 1 12 is preferably designed to create a negligible pressure drop at low compression speeds and increase significantly as the speed increases, so that the hydraulic force it generates exceeds that generated by the restriction. a certain speed of compression. This results for the hydraulic force, the curve in solid lines of Figure 9.
  • the restriction 1 12 may include large free passages, intended to gradually saturate when the compression rate, so the flow, increase.
  • the restriction 1 12 may further comprise a pressure limiter, so as to avoid, at a very high speed of compression, to reach excessive pressure drops. At low compression rates, the throughput of the restrictions is low.
  • the hydraulic pressure in the chamber 1 9, taking into account the characteristic of the restriction 1 12, is little different from the pressure at the point of division, while the pressure in the chamber 1 8, taking into account the characteristic of the restriction. 15, it is very inferior.
  • the piston 1 7 compresses the spring 20 and closes the valve 14.
  • the difference between the pressure at the point of division and the pressure of the chamber 1 9 increases faster that the difference between the pressure at the point of partition and the pressure of the chamber 1 8.
  • the piston 17 rises, the force exerted on the spring 20 is reduced and the valve 14 rises.
  • the valve 1 1 is disposed on the circuit A.
  • the first control restriction 15 is on the circuit B, and the filter restriction 5 1 on the conduit 37 connecting the valve chamber 1 8 to the circuit B, while the second control restriction 1 12 is disposed on the circuit C.
  • the same result could be obtained by means of two control restrictions arranged as close as possible to the split point PP, one on the B circuit, the other on the C circuit, the pressure at the entrance to the two restrictions. being the point of division.
  • the first valve chamber 118 would be connected to the exit of the restriction having a characteristic similar to that of the restriction 15, and the second valve chamber 19 to the exit of the restriction having a characteristic similar to that of the restriction 12 .
  • the filtering can be indifferently ensured by a braking piston 21 as in FIG. 3, or by a filter restriction placed on one of the ducts connecting one of the valve chambers to one of the control restrictions.
  • the control valve 1 1 can be arranged indifferently on the circuit A, or the circuit B, or the circuit C.
  • the valve 14 of the damper of FIG. 8 comprises at its base a contact ring forming a peripheral protrusion 128.
  • the valve 14 When the valve 14 is raised, the fluid enters the valve chamber 42 passing between the surface of the valve. contact of the seat 13 and the protrusion 128. Once the protrusion 128 has been crossed, the valve 14 only presents to the fluid surfaces parallel to the axis of the rod 14a. Local pressure fluctuations do not generate any component of force parallel to the aforementioned axis and thus likely to open or close the valve. It does not vibrate.
  • the diameter of the contact ring 128 (20 to 25mm) is larger than the diameter of the inlet port 11a of the valve 11.
  • the passage section for the fluid is significantly greater.
  • the ducts 129 passing through the valve 14 can be used to replenish the first main chamber 5 from the reservoir 24.
  • the very slight pressure loss of the fluid passing through the axial ducts 129 is sufficient to drive the valve 14 against its seat 13, and therefore to quickly return to its compression start position.
  • the quick reset of the valve during a relaxation avoids jolts of the damping force at the beginning of a compression.
  • FIG 10 is a longitudinal sectional view of a damper of the invention according to a practical embodiment. Similar parts bear the same references as in the previous figures.
  • This sectional view shows two distinct parts, held together by a housing 1 80.
  • the first part is the body of the damper, comprising the cylinder 2, the rod 3, the main piston 4, the first main chamber 5 and the second main chamber 6.
  • At the end of the rod 3 is the first ring 35 into which is introduced a connecting bar 35 of the vehicle body.
  • the second ring 36 and a connecting bar 36a connected to a wheel of the vehicle.
  • the housing 1 80 maintains in position a second assembly consisting of the valve 1 1 and the hydraulic reservoir 24, having a housing cover 1 8 1.
  • the reservoir 24 is disposed near the valve January 1, so that the reservoir chamber 34 is adjacent to the valve January 1.
  • valve 1 1 connects the valve 1 1 to the first main chamber 5.
  • the valve 1 1 is connected to the second main chamber 6 by a first conduit portion 12a between the valve 1 1 and the damper cylinder 2, and a second pipe portion 12b which corresponds to an intermediate annular zone disposed within the wall of the damper cylinder 2.
  • the pressures in the main chambers 5 and 6 are noted as in Figure 8, P I and P3.
  • the pressure in the chamber 34 of the hydraulic reservoir 24 is noted P4.
  • FIG. 11 shows an enlarged sectional view along two different sides of the control valve 11 of this embodiment.
  • the valve 1 1 consists of a set of cylindrical parts, held in pressure against each other with unrepresented gougeons through the entire valve.
  • FIG. 11 The sections of FIG. 11 were made to show the passages set during compression. The flow of hydraulic fluid during compression has been shown in dashed lines.
  • the restriction 1 5 comprises a foil 15 1 having a very small number of orifices 152 of small diameter, maintained in prestressing on its seat by a piston 153 pushed by a spring 154
  • the filtering restriction 5 1 comprises a foil 5 1 1 maintained on its outside diameter, pierced with free passages 12, and with very slight prestressing. on his inner support.
  • valve spring 20 consists of two springs 20a and 20b in opposition to have more linear response around zero.
  • the restriction 112 includes large free passages 1121 and a pressure-reducing foil 1122.
  • FIG. 12 shows a sectional view of a shock absorber according to a second practical example of embodiment. This is more compact than the damper of Figure 10 since all the elements of the damper are included in the cylinder or on the rod. Similar elements bear the same references as in the previous figures.
  • the cylinder 2, the rod 3, the piston 4 delimiting the chambers 5 and 6 are shown.
  • the valve 1 1 is incorporated inside the piston 4.
  • the hydraulic fluid reservoir 24 is mounted at the end of the rod 3 opposite the piston 4.
  • the valve 1 1 communicates with the reservoir chamber 34 by means of a pipe 3 has inside the rod 3, which is therefore a hollow rod.
  • the advantage of such an arrangement is that the assembly is more compact, facilitating the installation of such a damper within, for example, a motor vehicle.
  • Figure 13 shows an enlarged sectional view according to two different parts of the control valve 11 of this practical embodiment.
  • the elements identical to those of FIG. 11 bear the same references.
  • the sections of FIG. 13 have been made to show the passages of the hydraulic fluid during the relaxation causing the valve 14 to return to its seat, and the removal of the constraint of the valve spring 20.
  • the hydraulic diagram is the same for the first example of Figure 10, the sections of Figure 1 1 representing the compression circuits, and for the second example of Figure 12, the sections of Figure 13 showing the circuits contributing to the return to rest position of the valve 14 and the piston 17.
  • the reservoir supplies the first chamber 5 with the fluid necessary to compensate for the variation of the immersed volume of the rod 3.
  • the fluid from the reservoir passes through the hollow rod 3a and arrives in the channels of a part 161 which is part of a nonreturn valve having a foil 16 1 1 maintained pressed against the part 161 by a spring 16 12
  • the hydraulic fluid lifts the foil 16 1 1 and through the channel 139 shown on the left side of the sectional view, reaches the valve 14 that it passes through the channels 129 before joining the first chamber 5 of the damper.
  • the valve 14 is driven against its seat.
  • the non-return foil 161 1 the fluid opens other channels of the part 161, which allows the hydraulic fluid to move towards the first chamber 1 8 of the valve.
  • the piston 17 then rises, and the spring 20 relaxes.
  • FIG. 14 represents a view from above of the part 16 1, without the foil 161 1.
  • the piece 161 with the foil 61 1 replaces the non-return valve 25 of the shock absorber of FIGS. 3 to 7, or the non-return valve 144 of the shock absorber of FIG. to improve the response to a disturbance.
  • the damper operates in relaxation mode.
  • the spring 20 can be further compressed because of the filter restriction 5 1 which slows the movement of the valve piston 1 7.
  • the valve 1 1 being isolated by the non-return valve 1 6 of the second compression pipe 12, this does not disturb the operation.
  • the part 161 shown in FIG. 14 is advantageously used.
  • the part 161 comprises an annular groove 170 delimiting on its inner contour a bore 169.
  • the annular groove 170 is surrounded on the outside by a flat annular zone 171.
  • the bore 169 allows mounting around the rod 3 as can be seen in Figure 13.
  • the flat annular zone 171 allows the clamping of the part 16 1 with the other component parts of the valve January 1.
  • the spring 1612 (FIG. 13) presses the foil 161 1 against the edges of the annular groove 170.
  • annular groove 170 In the annular groove 170 are distributed circularly orifices 162, eight in number in the illustrated example, each connected to the hydraulic fluid reservoir 24. Two other orifices 163 are arranged in the groove 170, at the end of conduits 163a communicating with the first chamber 1 8 of the valve January 1. Radial ribs 172 are disposed in the groove 170 on each side of the orifices 163 so as to isolate the orifices 163 from the orifices 162. External and internal circular ribs 166 and 166 complete the isolation between the orifices 162 and the orifices 163.
  • the ring-shaped steel foil 161 1, visible in FIG. 13, is held against the piece 161 by the spring 1612 (FIG. 13).
  • the pressure in the first main chamber 5 completes the action of the spring 1612 urging the foil 161 1 on the part 161 and closing all the orifices 162 and 163.
  • the first main chamber 5, the first valve chamber 1 8 and the tank 24 of hydraulic fluid are isolated from each other.
  • shock absorber in all respects identical to the previous embodiments, wherein such a part 161 is incorporated instead of the check valve 25 or 144 of the damper.
  • part 16 1 can simultaneously perform several functions:
  • the filling action of the first valve chamber 1 8 is sufficient to relax the spring 20.
  • the part 161 can therefore advantageously replace the non-return valve 25 located on the pipe 40 connecting the hydraulic fluid reservoir 24 to the first main chamber 5, and this in any of the previous embodiments.
  • FIG. 15 A fourth embodiment is illustrated in FIG. 15 in which the identical elements bear the same references.
  • the movable valve 14 comprises a rod 14a having a first rod portion 14c of section ⁇ ⁇ and a second rod portion 14d of section ⁇ 2 less than ⁇ ⁇ .
  • the second rod portion 14d is integral with the tray-shaped shoulder 14b on which the spring 20 is supported.
  • the rod portions 14c and 14d are slidable in respective bores 11c and 11d in two internal walls 11f and 11g of the control valve 11.
  • the valve 14 is identical to that of Figure 8. It moves in the additional chamber 130.
  • a second additional chamber 133 in communicating with line 15 of circuit B via a line 142, downstream of the control restriction 15 during a compression movement.
  • the pressure P10 is the pressure in the first additional chamber 130.
  • the pressure P 1 is the pressure in the second supplementary chamber 133.
  • the fluid expelled from the first main chamber 5 during compression is braked by the valve 14, creating the pressure drop PI - P2, penetrating into the valve chamber 42.
  • a large part of the flow is directed to the second chamber main 6, crossing the first control restriction 15, creating the pressure drop P2 - P3.
  • the other part joins the tank 24 by crossing the second control restriction 112, creating the pressure drop P2 - P4.
  • the filter restriction 51 creates the pressure drop P5 - P3.
  • the movable valve 14 is subjected to three pressures on three different sections.
  • the section c2 of the rod 14d of the valve 14, in the second auxiliary chamber 133 creates a second section ( ⁇ ⁇ - ⁇ 2) on which the pressure P li prevailing in the second auxiliary chamber 133 applies, which is equal to the pressure P3 thanks to the communication line 142.
  • the mobile valve 14 is thus subjected to a second effort directed downward (with respect to FIG. 1 5), generated by the pressure P3, on the section ( ⁇ ⁇ - ⁇ 2).
  • the upper surface ⁇ 2 of the second rod portion 14d is subjected to the pressure P6 of the second control chamber 19, which is equal to the pressure P4 of the reservoir through the pipe 38.
  • the mobile valve 14 is therefore subjected to a third effort directed downwards (with respect to FIG. 15), generated by the pressure P4, on the section ⁇ 2.
  • FY P l. ⁇ ⁇ - P3. ( ⁇ ⁇ - ⁇ 2) - P4. ⁇ 2
  • SP is the section of the main piston 4 and ST the section of the main stem 3.
  • b is the coefficient of proportionality to change from a section of the main piston 4 to the corresponding section of the valve stem 14.
  • the damping force is therefore, to a multiplicative coefficient, equal to the sum of the hydraulic forces acting on the valve 14 or, which amounts to the same, to the force exerted by the spring 20.
  • the filtering relates to the totality of the damping force. This arrangement can be realized in the previous embodiments.
  • FIG 16 in which identical elements bear the same references, shows a fifth embodiment using a valve piston of particular structure.
  • the movable valve piston 78 illustrated in FIG. 16 comprises a central part 8 1 a and a groove 8 1 situated between two identical flanges 79 and 80.
  • the flanges 79 and 80 delimit with a separation partition 77 of the valve 1 1, four chambers, namely:
  • the surface S1 is designated as the lower surface of the flange 79 delimiting the first valve chamber 82.
  • the surface S1 is also equal to the upper surface S3 of the flange 80 delimiting the second valve chamber 83.
  • the surface S2 on which The pressure exerted in the first auxiliary chamber 84 is the surface of the flange 79 from which the section of the central portion 8 1 a is subtracted. This surface S2 is equal to the surface S4 on which the pressure prevailing in the second auxiliary chamber 85 is exerted.
  • the first control restriction 15 and the second control restriction 90 are mounted on the line 39 (circuit C).
  • a point X located on line 39 between the two control restrictions 15 and 90, and a point Y, located on the same line 39 between the control restriction 90 and the point R, are designated.
  • Line 37 connects the point X to the first valve chamber 82.
  • the damper further comprises a first connecting line 74, connecting the point Y to the first auxiliary chamber 84, and a second connecting line 75, connecting the point X to the second auxiliary chamber 85.
  • the pipe 37 is provided with a filter restriction 9 1.
  • the control valve January 1 is disposed on the circuit A, while the two control restrictions 15, 90 are mounted on the circuit C.
  • the filter restriction 91 is mounted on the line connecting the first valve chamber 82 to the circuit C.
  • the second valve chamber 83 is connected by a pipe 38 to the pipe 12 upstream of the non-return valve 16 on the circuit B.
  • the pressure P6 in the second valve chamber 83 is therefore equal to the pressure P2 prevailing in the valve chamber 42.
  • the pressure P8 is the pressure in the first auxiliary chamber 84
  • the pressure P9 is the pressure in the second auxiliary chamber 85.
  • the two restrictions 15 and 90 have different characteristics so as to obtain a compression damping law which, when the speed of movement increases, initially increases, reaches a maximum, then decreases at high speeds.
  • Two control restrictions 15 and 90 having characteristics such as those for obtaining the curves of FIG. 9 can be used in this respect.
  • the restriction 90 corresponds to the restriction 1 12 of FIG. 8.
  • the movable valve piston 78 is subjected to the following pressing forces which oppose:
  • the hydraulic force related to the pressure difference (P2 - P5) is preponderant compared to the hydraulic force related to the pressure difference (P9 - P8).
  • the resultant of these two forces act on the piston 78 so as to compress the spring 20 and increase the damping force.
  • the filtering restriction 91 mounted on the pipe 37, that is to say between the first chamber 82 and the circuit C, adds in the calculation of the damping force a term governed by a filtering equation of the first order, as indicated for the previous embodiments.
  • the unfiltered term is particularly weak because the two pressure drops across the restrictions 15 and 90 which are at the origin of this unfiltered term, act solely on the flow of hydraulic fluid corresponding to the section of the rod 3 of the damper, which is small relative to the main piston section 4.
  • the displacement of the movable valve piston 78 can be limited by an optional stop so as to cap the damping force.
  • the stop is placed on the path of the piston 78, inside one of the valve chambers. As in the embodiment of FIG. 3, the stop may be placed in the first valve chamber 82. Alternatively, as shown in FIG. 16, the dotted stop 85 is placed inside the second chamber auxiliary 85.
  • FIG. 17 shows a variant of the damper of FIG. 16, which differs from the damper of FIG. 16 in that the filter restriction 93 is mounted on the pipe 75 between the second auxiliary chamber 85 and the circuit C.
  • the filter restriction 93 is traversed as for it by a flow of hydraulic fluid which depends only on the movement of the piston 78 inside the valve January 1. As in the embodiments In the foregoing, filter restriction 93 introduces first order filtering over most of the damping force.
  • the filter restriction 93 may also be mounted on the conduit 74 connecting the first auxiliary chamber 84 to the circuit C.
  • the two control restrictions 15 and 90 whose characteristics are preferably different so as to obtain the curves of FIG. 9, can be mounted in an inverted manner: the restriction 90 can be close to the valve 14 and the restriction 15 further downstream in the flow. It is then necessary to mount the restriction 1 5 between the second chamber 83 and the first chamber 82 and the restriction 90 between the second auxiliary chamber 85 and the first auxiliary chamber 84.
  • both control restrictions 15 and 90 must be so that the restriction 15 acts in one direction tending to close the valve 14, and the restriction 90 in the opposite direction.
  • a valve piston as illustrated in FIGS. 16 and 17 may be used when it is desired to obtain the same type of damping as that permitted by the diagram of FIG. 9 (increasing and then decreasing force), and that there exists only one circuit A as for the damper of FIG. 1 without circuit B, neither circuit C, nor point of partition PP.
  • this type of valve piston also makes it possible to arrange the two control restrictions on the same circuit A, B, or C. Putting the two control restrictions on the circuit C makes it possible to reduce the unfiltered part of the damping force.
  • the two control restrictions can be mounted on two different circuits, for example one on the circuit C as in Figures 16 and 17 and the other on the circuit B.
  • an optional stopper such as that referenced 1 8a and shown in dashed lines in FIG. 3, or referenced 85a and shown in dashed lines in FIG. 16, makes it possible to limit the damping force in compression.
  • Such an abutment can easily be added to each of the embodiments shown in FIGS. 3 to 8, 10 to 13 and 15 to 17. If such an abutment is added, the damping law depends on the action of the control restrictions. and filtering and the position of the stop. The action of such a stop on the law of damping is all the more felt by the driver that the speed of compression is in a range of average speed. It is then felt a damping force that believes, then peaks, then decreases.
  • the stop may be fixed. In other embodiments, the stop position can be adjusted to drive the remote damper.

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Abstract

Cet amortisseur(1), notamment pour véhicule automobile, comprend: -un cylindre(2)contenant un fluide hydraulique, -un piston principal (4) actionné par une tige(3), définissant dans le cylindre une première chambre principale(5)et une deuxième chambre principale(6), la deuxième chambre principale contenant la tige, -un réservoir de fluide hydraulique (24), et -une valve (11) placée dans l'écoulement du fluide hydraulique entre la première chambre principale et la deuxième chambre principale ou entre la première chambre principale et le réservoir. La valve comprend une soupape mobile (14) coopérant avec un siège(13), un ressort(20) tendant à appliquer la soupape sur son siège, et un piston de valve mobile (17, 78), définissant dans la valve une première chambre de valve(18, 82) et une deuxième chambre de valve (19, 83), ledit piston de valve mobile étant apte à comprimer le ressort et fermer la soupape. L'amortisseur comporte en outre une restriction de commande (15) montée dans l'écoulement du fluide hydraulique issu de la première chambre principale (5) lors d'un mouvement de compression, la restriction de commande étant apte à générer une différence de pression agissant sur les faces respectives du piston de valve mobile dans un sens tendant à comprimer le ressort lors d'un mouvement de compression et un moyen de freinage(51)du déplacement du piston de valve mobile (17, 78).

Description

AMORTISSEUR HYDRAULIQUE AVEC FILTRAGE EN
COMPRE SSION
L 'invention concerne de manière générale le domaine des amortisseurs, notamment pour véhicule automobile.
Un amortisseur hydraulique, utilisé en particulier dans un véhicule automobile, permet d' accroître notablement l ' adhérence des pneumatiques des roues du véhicule automobile sur le so l, tout en amortissant les mouvements de la masse suspendue du véhicule. Un tel dispositif comprend généralement un cylindre rempli de fluide hydraulique, à l'intérieur duquel peut se déplacer un piston principal actionné par une tige . Le piston définit dans le cylindre une première chambre et une deuxième chambre contenant la tige . Lorsque le piston se déplace à l'intérieur du cylindre, le vo lume immergé de la tige varie, ce qui entraîne une variation du vo lume disponible pour l'huile à l'intérieur du cylindre. Un réservoir de fluide hydraulique est donc connecté au cylindre afin de compenser ces variations.
Lors d'un mouvement de compression au cours duquel la tige pénètre dans le cylindre, le fluide hydraulique est refoulé par le piston principal de la première chambre, vers la deuxième chambre. Afin de générer une force hydraulique opposée au mouvement de la suspension, on fait passer le fluide refoulé à travers des restrictions qui peuvent être de différents types. On peut utiliser de simples orifices calibrés, des clapets constitués par des clinquants ou pièces métalliques légères, ou encore des valves spécifiques .
Dans un amortisseur conventionnel, la force d' amortissement dépend de la vitesse de compression ou de détente. Une telle réponse peut engendrer des problèmes lors d'un mouvement de compression de l ' amortisseur. Une accélération brutale subie par la roue, par exemp le au passage de petits obstacles en relief de la chaussée, peut générer une variation importante de la force d' amortissement, le choc en résultant pouvant être ressenti de manière désagréable à l ' intérieur du véhicule . Pour éviter de tels chocs, on diminue généralement l ' amortissement lors d'une compression. L ' amortissement risque alors d' être insuffisant pour contrôler convenablement les mouvements de la caisse du véhicule . On peut envisager d' accroître l ' amortissement lors d'une détente afin de palier cette difficulté, mais il en résulte alors un risque de perte d' adhérence lorsque la chaussée présente des creux, la roue du véhicule ne parvenant plus à suivre le profil de la chaussée.
Un dispositif amortisseur décrit dans la demande de brevet français FR 2 838 1 72 comporte une valve présentant une soupape. Des moyens de filtrage sont montés en parallèle de la valve afin de générer une pression de commande agissant sur la soupape de la valve. Dans un tel amortisseur, on utilise la variation de pression entre la première et la deuxième chambre principales du cylindre de l ' amortisseur pour générer, par les moyens de filtrage, une pression de commande agissant sur la soupape. Les phénomènes de percussion rencontrés sur les amortisseurs classiques sont ainsi filtrés .
Un tel amortisseur présente d' excellentes performances . Mais sa structure est complexe de sorte qu'une fabrication en grande série est difficile à réaliser.
La présente invention a pour obj et un amortisseur capable de résoudre ces problèmes .
L ' amortisseur selon l 'invention doit notamment permettre d' accroître l ' adhérence du pneumatique d'une roue de véhicule sur la chaussée tout en amortissant parfaitement les mouvements de la caisse du véhicule. L ' amortisseur doit être capable de générer une force d' amortissement en compression qui ne répercute pas les effets des accélérations brutales subies par la roue au passage de petits obstacles en relief sur la chaussée. Enfin ces résultats avantageux doivent être obtenus au moyen d'une structure simple, aisément réalisable en grande série.
Selon un premier aspect de l' invention, un amortisseur, notamment pour véhicule automobile, comprend un cylindre contenant un fluide hydraulique, un piston principal actionné par une tige, définissant dans le cylindre une première chambre principale et une deuxième chambre principale, la deuxième chambre principale contenant la tige. L ' amortisseur comporte également un réservoir de fluide hydraulique et une valve placée dans l ' écoulement du fluide hydraulique entre la première chambre principale et la deuxième chambre principale ou entre la première chambre principale et le réservoir.
La valve comprend une soupape mobile coopérant avec un siège, un ressort tendant à appliquer la soupape sur son siège, et un piston de valve mobile, définissant dans la valve une première chambre de valve et une deuxième chambre de valve, le dit piston mobile étant apte à comprimer le ressort et fermer la soupape.
L ' amortisseur comporte en outre une restriction de commande montée dans l ' écoulement du fluide hydraulique issu de la première chambre principale lors d'un mouvement de compression, la restriction de commande étant apte à générer une différence de pression agissant sur les faces respectives du piston de valve mobile, dans un sens tendant à comprimer le ressort, lors d'un mouvement de compression de l ' amortisseur.
Enfin l ' amortisseur comprend en outre un moyen de freinage du déplacement du piston de valve mobile.
Dans un exemple de réalisation, le moyen de freinage peut comprendre une restriction de filtrage placée dans l ' écoulement du fluide provoqué par le déplacement du piston de valve mobile. La restriction de filtrage est traversée par un flux d' huile dépendant du mouvement du piston de valve mobile à l ' intérieur de la valve, ce qui provoque un effet de freinage du mouvement du piston mobile.
Lors d'un mouvement de compression, une grande partie du fluide chassé de la première chambre principale traverse la valve et la restriction de commande, puis rejoint la deuxième chambre principale. Au moyen de conduites comprenant la restriction de filtrage, des pressions de commande filtrées sont appliquées sur les faces du piston de valve mobile. Ce piston de valve, soumis à l ' action de ces pressions hydrauliques agissant sur ses faces, comprime le ressort et ferme la soupape. Toute variation de la force d' appui du ressort se traduit par une variation de la chute de pression de l' huile au passage de la soupape et une variation concomitante de la force d' amortissement. La restriction de filtrage empêche les mouvements rapides du piston et supprime les variations brusques de la force d' amortissement.
En prévoyant à la fois une restriction de commande et un moyen de freinage du piston mobile à l ' intérieur de la valve, par exemple sous la forme d'une restriction de filtrage, on peut adapter la différence de pression agissant sur le piston de valve à la vitesse de compression tout en mettant en place un filtrage fréquentiel qui permet d ' empêcher toute variation brutale de la force d' amortissement, par exemple, lors du passage de la roue du véhicule sur de petits obstacles en relief de la chaussée.
Dans certains cas, il peut être avantageux que le filtrage soit asymétrique. A cet effet, la restriction de filtrage peut être adaptée pour freiner plus l ' écoulement dans un sens que dans l ' autre.
Durant les phases de détente, le mode de fonctionnement de l ' amortisseur est classique, la force d' amortissement ne dépendant que de la vitesse du mouvement de détente.
Dans un mode de réalisation, un premier circuit relie la première chambre principale à un point de partage de l ' écoulement, un deuxième circuit relie le point de partage à la deuxième chambre principale et un troisième circuit relie le point de partage au réservoir. La valve, comme la restriction de commande, peuvent être disposées sur l 'un quelconque des circuits précités.
La valve et la restriction de commande peuvent être disposées sur deux circuits différents ou sur le même circuit. Si la valve et la restriction de commande sont disposées sur le même circuit, la restriction de commande peut être disposée en amont ou en aval de la valve, si l'on considère l ' écoulement du fluide hydraulique lors d 'un mouvement de compression.
Le filtrage de la force d ' amortissement étant effectué par l' intermédiaire de la valve, il est généralement souhaitable que la valve soit traversée par le débit de fluide hydraulique le plus important. A cet effet, la valve sera donc de préférence placée dans le premier circuit reliant la première chambre principale au point de partage de l ' écoulement ou, à la rigueur dans le deuxième circuit reliant le point de partage à la deuxième chambre principale. Dans ce dernier cas, la pression dans le réservoir doit être suffisamment élevée pour dépasser la pression à la sortie de la valve, sous peine de risques de cavitation.
Dans certains exemples de réalisation cependant, l ' amortisseur joue également un rôle de compensateur de charge et le vo lume et la pression dans le réservoir sont augmentés pour en faire l ' équivalent d'un ressort. La section de la tige de l ' amortisseur est augmentée de façon que le flux circulant dans le troisième circuit soit plus important que le flux circulant dans le deuxième circuit. Dans ce cas, la valve peut avantageusement être placée dans le troisième circuit ou encore dans le deuxième circuit.
Dans un mode de réalisation, une seconde restriction de commande est montée sur l 'un des circuits précités. La seconde restriction de commande est apte à générer une différence de pression agissant sur les faces du piston de valve mobile dans un sens tendant à diminuer la tension du ressort, lors d'une compression de l ' amortisseur.
Dans une variante, le piston de valve mobile peut comporter deux flasques d' extrémité séparés par une gorge périphérique de manière à former, avec une cloison de séparation intérieure dans la valve, une première chambre auxiliaire et une deuxième chambre auxiliaire. Une restriction de filtrage est montée dans l ' écoulement du fluide provoqué par le déplacement du piston de valve mobile.
Lorsqu'une seule restriction de commande est prévue, la force d' amortissement croit lorsque la vitesse de compression augmente. Les deux restrictions de commande prévues dans certains modes de réalisation présentent de préférence des caractéristiques différentes de façon, par exemple, à faire décroître la force d' amortissement pour les hautes vitesses du mouvement de compression de l ' amortisseur (typiquement à partir de 25 à 30 cm/s). Il est ainsi possible d'obtenir une loi d' amortissement en compression selon laquelle, lorsque la vitesse de compression augmente, la force d' amortissement commence par croître, passe par un maximum puis décroit aux vitesses de compression élevées. Ce type de loi, associé au freinage du déplacement du piston de valve mobile, rend le véhicule équipé d'un tel amortisseur particulièrement confortable.
Dans un autre mode de réalisation, le réservoir comprend une chambre à gaz à paroi mobile disposée dans le cylindre au voisinage de son extrémité opposée à la tige du piston principal. Dans ce mo de de réalisation, un unique circuit relie la première chambre principale à la deuxième chambre principale, et la valve est disposée dans ledit circuit avec la restriction de commande en amont ou en aval de la valve, si l'on considère l' écoulement du fluide hydraulique lors d'un mouvement de compression.
Dans un mo de de réalisation, la soupape mobile comporte un anneau de contact formant une excroissance annulaire périphérique sur sa base, et une pluralité de conduits axiaux. Le contact entre la soupape mobile et son siège se fait ainsi par l ' excroissance annulaire de la soupape, le diamètre de cette excroissance étant supérieur à celui de l ' orifice d' entrée de la valve. Le soulèvement de la soupape se traduit alors par une ouverture d'une section de passage plus importante.
Une telle structure rend l ' écoulement stable quel que soit le débit.
Dans certains exemples de réalisation, la tige de la soupape mobile comporte une première partie présentant une première section et une seconde partie présentant une seconde section. La valve comporte une première chambre supplémentaire et une seconde chambre supplémentaire à l ' intérieur desquelles peut se déplacer la première partie de la tige de la soupape mobile.
Un tel dessin de la tige de la soupape mobile conjugué à une telle valve comprenant deux chambres supplémentaires permet d' augmenter la part exempte de hautes fréquences de la force d' amortissement.
De préférence, le rapport de la première à la deuxième section de la tige de la soupape mobile est le même que le rapport de la surface du piston principal de l ' amortisseur à la section de la tige de l' amortisseur.
La force demandée au ressort pour générer une chute de pression importante est faible, car les forces de pression s ' exerçant sur les deux faces opposées de la soupape mobile s ' équilibrent partiellement. Au cours des phases de détente, du fluide hydraulique provenant du réservoir de fluide hydraulique rejoint la première chambre principale. Ce flux traverse la soupape mobile en entraînant la soupape sur son siège. Cela a pour effet de faciliter le retour de la soupape à sa position de début de compression.
Dans un mode de réalisation, le réservoir de fluide hydraulique est relié à la première chambre principale par une conduite sur laquelle est disposée une pièce de connexion tenant à la fois le rôle de clapet anti-retour et de point de connexion entre une pluralité de conduites reliant entre elles, lors d 'une détente, la première chambre de valve, la seconde chambre de valve et le réservoir.
Une telle pièce de connexion rééquilibre les forces de pression agissant sur les faces du piston de valve mobile, de sorte que le ressort soit plus rapidement détendu et la soupape plaquée contre son siège. De cette façon, le filtrage agit dès le début de la compression et la suspension est encore plus confortable.
On peut prévoir plusieurs variantes de disposition de la valve par rapport à l ' amortisseur. Dans une première variante, la valve est disposée à l ' extérieur du cylindre de l ' amortisseur et connectée aux deux chambres principales par l ' intermédiaire d'un tube entourant le cylindre de l ' amortisseur. Dans une seconde variante, la valve et les différentes restrictions sont montées dans le piston principal, la tige étant creuse et faisant communiquer la valve avec un réservoir disposé à l ' extrémité de la tige opposée au piston principal.
Le réservoir peut être formé par un tube extérieur entourant le cylindre de l ' amortisseur.
On notera qu'une restriction de commande dans un amortisseur selon l' invention peut être placée dans l 'un des circuits hydrauliques de l ' amortisseur dès lors que le débit dans ce circuit est proportionnel à la vitesse du mouvement de compression de l ' amortisseur. Selon la façon de connecter une telle restriction de commande aux chambres de valve ou, s ' il y a lieu, aux chambres auxiliaires de la valve, la différence de pression créée par la restriction sera capable d ' agir dans le sens d' une fermeture ou d'une ouverture de la soupape de la valve. De plus, dès lors qu'une chambre de valve ou une chambre auxiliaire de valve comporte une paroi se déplaçant avec le piston de valve mobile, on peut disposer une restriction de filtrage sur l ' écoulement du fluide entre cette chambre de valve ou chambre auxiliaire et le circuit dans lequel est montée une restriction de commande.
Dans les modes de réalisation précédemment décrits, la restriction de commande et la restriction de filtrage génèrent une chute de pression qui dépend uniquement du débit qui les traverse. Dans d' autres modes de réalisation, il est possible d'utiliser un pilotage de la restriction de commande et/ou de la restriction de filtrage. La chute de pression générée par la ou les restrictions pilotées dépend alors non seulement du débit qui les traverse mais également d'un autre paramètre, par exemple un signal de commande émis par l ' ordinateur de bord du véhicule équipé de l ' amortisseur de l 'invention.
De cette manière, on peut régler à distance les caractéristiques de l ' amortisseur et obtenir ce que l' on appelle un « amortisseur piloté ».
Dans tous les modes de réalisation précédemment décrits, le piston de valve mobile s ' appuie sur le ressort qu' il comprime et l ' amplitude du déplacement du piston mobile dépend uniquement des caractéristiques du ressort.
Dans d' autres modes de réalisation, le déplacement du piston de valve mobile peut être limité, en prévoyant une butée sur le traj et du piston, ladite butée étant prévue à l ' intérieur d'une des chambres de valve. Généralement, cette butée est fixe . Dans certains modes de réalisation, cette butée peut-être mobile et déplacée sous l ' action d'une commande à distance de façon à obtenir un amortisseur piloté.
D ' autres buts, caractéristiques et avantages de l' invention apparaîtront à la lecture de la description suivante de quelques modes de réalisation constituant uniquement des exemples non limitatifs, et faite en référence aux dessins annexés sur lesquels :
- la figure 1 montre très schématiquement un premier exemple d' amortisseur, - la figure 2 illustre très schématiquement un deuxième exemp le d' amortisseur,
- la figure 3 illustre schématiquement un amortisseur selon un premier mode de réalisation de l ' invention,
- la figure 4 illustre schématiquement un amortisseur selon un second mode de réalisation de l ' invention,
- la figure 5 illustre schématiquement un amortisseur selon une première variante du deuxième mode de réalisation de l ' invention,
- la figure 6 illustre schématiquement un amortisseur selon une deuxième variante du deuxième mode de réalisation de l ' invention,
- la figure 7 illustre schématiquement un amortisseur selon une troisième variante du deuxième mode de réalisation de l 'invention,
- la figure 8 illustre un amortisseur selon un troisième mode de réalisation,
- la figure 9 montre des courbes de forces hydrauliques en fonction de la vitesse de compression de l ' amortisseur,
- la figure 10 est une vue en coupe longitudinale d'un premier exemple de réalisation pratique d 'un amortisseur selon l ' invention,
- la figure 1 1 est une vue en coupe agrandie selon deux plans de coupe différents de la valve de commande de l ' amortisseur de la figure 1 0, montrant le traj et du fluide lors d'un mouvement de compression,
- la figure 12 est une vue en coupe longitudinale d'un deuxième exemple de réalisation pratique d 'un amortisseur selon l ' invention,
- la figure 13 est une vue en coupe agrandie selon deux plants de coupe différents de la valve de commande de l' amortisseur de la figure 12 , montrant le trajet du fluide lors d'un mouvement de détente,
- la figure 14 est une vue de dessus d'une pièce pouvant être incorporée dans un clapet anti-retour de la valve de commande de la figure 13 ,
- la figure 15 illustre schématiquement un amortisseur selon un quatrième mode de réalisation,
- la figure 16 illustre un amortisseur selon un cinquième mo de de réalisation, et - la figure 17 illustre schématiquement un amortisseur selon une variante du cinquième mode de réalisation de l ' invention.
La figure 1 représente très schématiquement un premier exemple d' amortisseur 1 selon l 'invention.
L ' amortisseur 1 comprend un cylindre 2 à l' intérieur duquel est montée une tige coulissante 3 , liée à un piston principal 4 délimitant à l' intérieur du cylindre 2 une première chambre principale 5 et une seconde chambre principale 6, la seconde chambre 6 contenant la tige 3 . A l ' extrémité du cylindre 2 opposée à la tige 3 , se trouve un réservoir 24 muni d'un piston de réservoir 32 coulissant à l ' intérieur du cylindre 2 et délimitant une chambre de réservoir 33 remplie d'un gaz. A l ' extrémité de la tige principale 3 se trouve un premier anneau 35 destiné à permettre le raccordement à la caisse du véhicule. A l ' extrémité du cylindre 2 se trouve un second anneau 36 destiné à permettre le raccordement à un organe lié à l 'une des roues d 'un véhicule.
L ' amortisseur 1 comprend une valve 1 1 disposée dans un circuit A reliant la première chambre 5 à la deuxième chambre 6.
Lors d'un mouvement de compression schématisé par la flèche F , le fluide s ' échappe de la première chambre 5 , traverse la valve 1 1 et revient dans la deuxième chambre 6 en suivant le circuit indiqué par des flèches sur la figure. L ' augmentation du vo lume immergé de la tige 3 est compensée par un déplacement vers le bas du piston de réservoir 32.
La figure 2 illustre très schématiquement un deuxième exemple d' amortisseur selon l 'invention. Les éléments identiques portent les mêmes références.
Dans ce deuxième exemple, le réservoir 24 est placé à l ' extérieur du cylindre 2. Trois circuits hydrauliques notés A, B et C sur la figure peuvent être définis et se rejoignent à un point de partage PP . Le circuit A relie la première chambre 5 au point de partage PP . Le circuit B relie le point de partage PP à la deuxième chambre 6 et le circuit C relie le point de partage PP au réservoir 24. Le sens de l' écoulement du fluide lors d'un mouvement de compression symbo lisé par la flèche F, est indiqué par des flèches. La valve 1 1 peut être disposée sur l 'un des circuits A, B ou C, trois positions étant indiquées en pointillés sur la figure.
La Figure 3 illustre schématiquement un mode de réalisation d'un amortisseur selon l'invention correspondant à l'exemple de la figure 2. Les éléments identiques portent les mêmes références. La valve 11, disposée dans le circuit A présente un orifice lia d'entrée de fluide délimité par un siège 13. L'orifice lia peut être plus ou moins fermé au moyen d'une soupape mobile 14 coopérant avec le siège 13. La soupape mobile 14 peut se déplacer au sein d'une chambre de soupape 42 pratiquée dans la valve 11. La soupape mobile 14 comprend une partie en forme de tige 14a, apte à coulisser dans un alésage 11c prévu dans une paroi interne 11b disposée à l'intérieur de la valve 11. La soupape mobile 14 comprend également un épaulement 14b en forme de disque creux solidaire de la tige 14a et se trouvant, par rapport à la paroi interne 11b, de l'autre côté du siège 13.
La valve 11 comprend en outre un piston de valve mobile 17 coulissant à l'intérieur de la valve 11 et délimitant une première chambre de valve 18 et une seconde chambre de valve 19. Un ressort 20, ici sous la forme d'un ressort hélicoïdal, est disposé dans la chambre de valve 18, entre une face du piston de valve mobile 17 et l'épaulement 14b de la soupape mobile 14. On notera que la tige 14a de la soupape mobile peut coulisser dans un alésage 17a pratiqué dans le piston de valve mobile 17. Dans l'exemple illustré, le piston de valve mobile 17 est par ailleurs solidaire, par l'intermédiaire d'une tige d'entretoise 21a, d'un piston de freinage 21 coulissant dans un logement 22 pratiqué dans le corps de la valve 11. Le piston de freinage 21 est traversé par un ajutage 23 permettant un écoulement du fluide d'un côté à l'autre du piston 21 lorsque celui-ci se déplace. L'écoulement du fluide est limité par le diamètre de l'ajutage 23, ce qui freine le déplacement du piston de freinage 21 et donc du piston de valve mobile 17. Pour équilibrer les forces de pression s'appliquant sur l'ensemble solidaire constitué par le piston de valve 17 et le piston de freinage 21, une seconde tige d'entretoise 21b est fixée au piston de freinage 21. La seconde tige 21b est plus courte que la tige 21a et son extrémité se déplace dans une chambre d' équilibrage 222. La chambre d' équilibrage 222 est mise à la pression P5 de la première chambre de valve, au moyen d 'une conduite 2 12.
L ' amortisseur comprend également un réservoir de fluide hydraulique 24 muni d'un piston de réservoir 32 coulissant de manière étanche au moyen d'un joint 32a dans une enceinte 3 1 , et délimitant dans celle-ci une première chambre de réservoir 33 remplie d 'un gaz et une chambre de pression statique 34 recevant le fluide hydraulique. La fonction du réservoir est de compenser la variation de vo lume dans le cylindre 2, due à la partie immergée de la tige 3 , lors d'une détente ou d'une compression de l ' amortisseur 1 . La chambre 34 est reliée par une conduite de prolongement 34a à un point de connexion R. Par la suite, par les expressions « relié au réservoir 24 » ou « relié à la chambre 34 » , on entendra que le composant est relié au point de connexion R de la conduite de prolongement 34a de la chambre 34 du réservoir de fluide hydraulique 24. Le réservoir 24 est ainsi monté à l' extrémité du circuit C .
L ' amortisseur 1 comprend une conduite de détente 7, entre la première chambre principale 5 et la seconde chambre principale 6. La conduite 7 comporte un clapet anti-retour 8 , permettant au fluide hydraulique de circuler de la seconde chambre principale 6 vers la première chambre principale 5. La conduite de détente 7 est en outre munie d'une restriction de détente 9.
L ' amortisseur 1 comprend également une première conduite de compression 10 entre la première chambre principale 5 et l ' orifice d' entrée l i a de la valve 1 1 et une deuxième conduite de compression 12 reliant la deuxième chambre principale 6 à la chambre de soupape 42 de la valve 1 1 . Les conduites 10 et 12 correspondent respectivement aux circuits A et B de la figure 2.
Sur la conduite 12 correspondant au circuit B sont montés une restriction de commande 15 et un clapet anti-retour 16, interdisant la circulation du fluide depuis la seconde chambre principale 6 vers la valve 1 1 , de sorte que la circulation est établie uniquement lorsque l ' amortisseur fonctionne en compression. La valve 1 1 est montée dans ce mode de réalisation sur le circuit A, le point de partage PP se trouvant dans la chambre de soupape 42 entre la première chambre principale 5 et la deuxième chambre principale 6. Lors d'un mouvement de compression, le fluide hydraulique s ' écoule depuis la première chambre principale 5 à travers la conduite 10 correspondant au circuit A, une partie du fluide traversant ensuite la chambre de soupape 42 correspondant au point de partage PP avant de revenir dans la deuxième chambre principale 6 par la conduite 12 correspondant au circuit B . L ' amortisseur 1 comporte en outre une conduite 37 piquée sur la conduite 12, entre le clapet antiretour 16 et la restriction de commande 15 , et communiquant avec la première chambre de valve 1 8 de la valve 1 1 . Une conduite 38 est disposée entre le point de connexion R et la deuxième chambre de valve 19. Une conduite 39 relie le point de connexion R à la chambre de soupape 42 de la valve 1 1 . Le circuit C de la figure 2 comprend les conduites 39 et 34a. Une conduite 40 relie le point de connexion R à la première chambre principale 5 de l ' amortisseur par l' intermédiaire de la conduite 10. La conduite 40 comporte un clapet anti-retour 25 interdisant l ' écoulement du fluide hydraulique de la première chambre principale 5 vers le point de connexion R et la chambre 34 du réservoir de fluide hydraulique 24.
On va maintenant expliquer le fonctionnement de l ' amortisseur. On désigne par x la distance variable entre le piston de valve mobile 17 et la partie supérieure de la deuxième chambre de valve 1 9. x définit donc la position du piston de valve 17 dans la valve 1 1 .
On note les pressions suivantes :
- P I est la pression dans la première chambre principale 5 ,
- P2 est la pression dans la chambre de soupape 42,
- P3 est la pression dans la deuxième chambre principale 6, - P4 est la pression dans la chambre 34 du réservoir 24,
- P5 est la pression dans la première chambre de valve 1 8 , et
- P6 est la pression dans la seconde chambre de valve 19.
Lorsque l ' amortisseur fonctionne en détente, la tige 3 sort du cylindre 2. Le fluide hydraulique chassé de la deuxième chambre principale 6 emprunte la conduite de détente 7 en direction de la première chambre principale 5. La restriction de détente 9 génère alors une force d' amortissement en détente. Le clapet anti-retour 16 iso le la valve 1 1 qui n' a pas de fonction au cours de la détente. Lors du fonctionnement en détente, la partie immergée de la tige voit son vo lume diminuer. Afin de compenser cette diminution de vo lume, le réservoir 24 fournit du fluide hydraulique à la première chambre principale 5 à partir de la chambre 34, à travers le point de connexion R, puis le clapet antiretour 25 et la conduite 40.
On remarquera que le fonctionnement de ce mode de réalisation en détente est comparable à celui d ' amortisseurs non munis de valve et connus de l ' état de la technique.
Lorsque l ' amortisseur fonctionne en compression, la pression P3 de la deuxième chambre principale 6 décroît fortement. Le clapet anti- retour 16 laisse circuler le fluide. Par les conduites 12 et 37, la première chambre de valve 1 8 est mise à la pression de la deuxième chambre principale 6.
On a donc : P3 = P5.
Par les conduites 38 et 39, on a : P2 = P4 = P6
On peut donc décrire le fonctionnement de l ' amortisseur en compression à partir des seules pressions P I , P2 et P3.
Lors d'une compression, le fluide est chassé de la première chambre principale 5 , et ne peut emprunter ni la conduite de détente 7, à cause du clapet anti-retour 8 , ni la conduite 40, à cause du clapet anti- retour 25. Il emprunte par conséquent la première conduite 10 et pénètre par l 'orifice d' entrée l i a dans la chambre de soupape 42 de la valve 1 1 . Le fluide hydraulique est freiné par la soupape mobile 14 appuyée sur son siège 13 et subit une chute de pression P I - P2. Il se divise ensuite en deux flux. Le plus important rejoint la seconde chambre principale 6 en traversant la restriction de commande 15 , qui crée une chute de pression P2 - P3. Le second flux, plus faible, rejoint le réservoir 24 via les conduites 39 et 34a. Il est lié à l' augmentation du vo lume de la partie immergée de la tige 3. La première chambre de valve 1 8 est soumise à une pression P5 qui est égale à la pression P3 de la deuxième chambre principale 6. La deuxième chambre de valve 19 est soumise à une pression P6 qui est égale à la pression P4 du réservoir 24, par ailleurs égale à la pression P2 régnant dans la chambre de soupape 42. Les pressions P2 et P3 sont donc appliquées aux deux faces respectives du piston de valve mobile 17, qui comprime le ressort 20. Cela a pour effet d' appuyer la soupape mobile 14 sur son siège 13 et d' augmenter la différence de pression entre P I et P2. Il en résulte finalement une augmentation de la force d' amortissement.
Le piston de freinage 21 muni de son ajutage 23 étant lié au piston de valve mobile 1 7, il ralentit les mouvements de celui-ci. La force d' amortissement est donc soumise à un filtrage .
L ' explication du fonctionnement peut être précisée par les calculs suivants .
On désignera par la suite :
- FA : la force d' amortissement,
- F : l ' effort exercé par les pressions P I et P3 sur la tige 3 ,
- ST : la section de la tige 3 ,
- FR : la force exercée par le ressort 20,
- k : la rigidité du ressort 20,
- SP : la surface du piston principal 4,
- SC : la surface du piston de valve 17,
- SV : la section de la soupape mobile 14 soumise à la différence de pression P I - P2, et
- A : un coefficient de proportionnalité liant la force de freinage du piston de freinage 21 à la vitesse de déplacement de celui-ci.
Pour obtenir la force d' amortissement FA, il faut soustraire de la force F exercée sur la tige 3 , la valeur de la force résultant de la pression statique P4 du réservoir 24, laquelle est égale à la pression P2, sur la section ST de la tige 3 , selon la relation :
FA = F - P2. ST
La force F exercée sur la tige 3 s ' exprime à partir de la relation suivante : F = Pl.SP - (SP - ST).P3
On déduit des deux relations précédentes, la relation suivante : FA=SP.(P1 - P2) + (SP - ST).(P2 - P3)
Cette force d'amortissement comprend donc deux termes que nous nommerons Fl et F2.
On a :
Fl = SP.(P1 - P2)
F2 = (SP - ST).(P2 - P3)
La relation précédente s'écrit alors FA = Fl + F2.
Fl dépend de la différence entre les pressions PI et P2 créée par la soupape mobile 14 de la valve, et F2 dépend de la différence entre les pressions P2 et P3 créée par le passage du fluide hydraulique à travers la restriction de commande 15. Nous allons montrer que le terme Fl filtre les hautes fréquences et que le terme F2 est petit devant le terme Fl .
La force FR exercée par le ressort 20 s'écrit de trois façons différentes :
(1) FR = k.x ;
(2) FR = (P2 - P3).SC - A.dx/dt ; et
(3) FR = SV.(P1 - P2).
De (3), on peut écrire la relation (4) :
FR = Fl .(SV/SP) (4)
De (1) et (4), on déduit la relation (5) :
x = (1/k). (SV/SP). Fl (5)
En couplant (1) et (2), on voit apparaître l'équation de filtrage : kx + A.(dx/dt) = SC.(P2 - P3).
Qui peut s'écrire, en tenant compte de la relation (5):
Fl + [A/k].[dFl/dt] = [SC.SP/SV].(P2 - P3) (6)
tandis que
F2 = (SP - ST).(P2 - P3) (7)
Les relations (6) et (7) montrent par conséquent que la force Fl est filtrée par un filtre passe-bas du premier ordre et qu'elle est, comme F2, proportionnelle à la différence de pression (P2 - P3) générée par la restriction de commande 15. En comparant les deux coefficients de proportionnalité, [SC . SP/SV] pour F l et (SP - ST) pour F2, on constate que F l est beaucoup plus grande que F2. En effet, la section SV est inférieure à la section SC du piston de valve (, elle peut être par exemple 16 à 1 8 fois inférieure) . Le coefficient de F l est beaucoup plus important que celui de F2.
La restriction de commande 1 5 n' engendre que des chutes de pression de 1 à 2 bars, entraînant une chute de pression à travers la valve 1 1 bien plus importante puisqu' on la multiplie par le coefficient de proportionnalité précité.
Au moyen du filtre passe-bas, l ' amortisseur peut éliminer 90% des percussions à haute fréquence que génère un amortisseur classique en phase de compression. D ' autres modes de réalisation exposés par la suite peuvent améliorer encore cette réponse.
Dans certains cas, il peut être avantageux de limiter la force d' amortissement en compression en limitant, par exemple l' aide d'une butée, le déplacement du piston mobile 1 7. On peut à cet effet prévoir d' ajouter dans la première chambre de valve 1 8 une butée optionnelle qui a été représentée sur la figure 3 en pointillés et référencée 1 8 a. Grâce à la butée 18a, la force exercée par le ressort 20 sur la soupape 14 ne peut dépasser une certaine valeur, ce qui plafonne la force d' amortissement en compression.
La restriction de commande 15 génère une différence de pression qui dépend uniquement du débit qui la traverse. Dans une variante, on peut envisager, sans sortir du cadre de l 'invention, d'utiliser une restriction de commande pilotable. Il est alors possible, en modifiant à distance la caractéristique de la restriction de commande, par exemple en fonction de la vitesse du véhicule, d ' ajuster la loi d' amortissement.
Un second mode de réalisation de l ' amortisseur 1 est visible en figure 4 sur laquelle les éléments identiques portent les mêmes références. On retrouve sur la figure 4 en particulier la restriction de commande 15 disposée de la même manière dans le circuit B . Toutefois, dans le mode de réalisation de la figure 4 , le freinage du déplacement du piston de valve 17 n' est plus obtenu par un piston de freinage mais par une restriction de filtrage 5 1 disposée sur la conduite 37, reliant la première chambre de valve 1 8 au circuit B .
Par les conduites 38 , 39 et 40, la pression dans la seconde chambre de valve 19 et celle dans la chambre de soupape 42 de la valve 1 1 sont toutes deux égales à la pression P4 du réservoir 24. En conservant les mêmes notations de pression que celles de la figure 3 , on peut écrire la relation : P2 = P4 = P6.
Le fonctionnement en détente est le même que dans le premier mode de réalisation.
Lors du fonctionnement en compression, le fluide chassé de la première chambre principale 5 emprunte la première conduite de compression 10 et l ' orifice d' entrée l i a de la valve 1 1 . Le fluide hydraulique est freiné par la soupape mobile 14 puis se divise en un premier flux qui rejoint la seconde chambre principale 6 en traversant la restriction de commande 15 et un second flux qui rejoint le réservoir de fluide hydraulique 24.
La deuxième chambre de valve 19 est soumise à une pression P6 égale à la pression P4 du réservoir. La première chambre de valve 1 8 est reliée via la restriction de filtrage 5 1 à la deuxième chambre principale 6 soumise à la pression P3. La restriction de filtrage 5 1 engendre alors une chute de pression P5 - P3. Les pressions P2 et P5 sont donc appliquées aux deux faces du piston de valve 1 7, qui comprime le ressort 20.
La restriction de filtrage 5 1 , disposée sur la conduite 37 permet de filtrer la force d' amortissement de la même manière que le piston auxiliaire 21 et la restriction23 de la figure 3.
En effet, les équations ( 1 ) et (3 ) définissant la force FR exercée par le ressort sont inchangées, l ' équation (2) est remplacée par l ' équation :
(2 ' ) FR= (P2 - P3) . SC - (P5 - P3) . SC
Or, la chute de pression (P5 - P3) est proportionnelle à la vitesse de déplacement du piston de valve 17, ce qui se traduit par l ' expression : P5 - P3= A'/SC . dx/dt où A' est un coefficient de proportionnalité, ce qui permet d' écrire : (2 ' ) FR= (P2 - P3) . SC - A' .dx/dt
Les trois équations ( 1 ), (2 ' ), et (3) sont strictement comparables aux équations ( 1 ), (2), et (3) résultant du mode de réalisation de la figure 3 et qui ont permis de démontrer que la partie principale F l de la force d' amortissement FA était filtrée par un filtre passe-bas de premier ordre.
Le même calcul peut être fait chaque fois que l 'on dispose une restriction de filtrage sur un conduit reliant une des chambres de valve à l 'un quelconque des circuits A, B, ou C . Toute restriction disposée sur tel circuit, est apte à assurer le filtrage de la force d' amortissement.
Dans la pratique, la chute de pression générée par une restriction de filtrage n' est pas strictement proportionnelle au débit qui la traverse . Le filtrage du premier ordre est une approximation, assez exacte, du processus qui permet d' éliminer les fréquences hautes de la lo i d' amortissement.
De la même façon que dans l ' exemp le de la figure 3 , la différence de pression engendrée par la restriction de commande 15 ainsi que la poussée exercée par le ressort 20 permettent ainsi de contrôler la fermeture de la soupape 14 qui freine le passage du fluide.
La force d' amortissement, qui dépend de la fermeture de la soupape mobile 14, peut donc faire l'obj et des mêmes calculs que ceux établis dans le premier mode de réalisation. La force d' amortissement est également la somme de deux termes, dont l 'un est petit devant l ' autre, un filtre passe-bas du premier ordre et proportionnel à la différence de pression (P2 - P3) générée par la restriction de commande 15 étant appliqué au terme le plus important de la force d' amortissement.
Cet amortisseur permet donc la même amélioration de la réponse à une perturbation.
De même que pour la restriction de commande 15 , on peut envisager d'utiliser une restriction de filtrage à caractéristique pilotable. Cela permet d' ajuster la caractéristique de l ' amortisseur en fonction de paramètres autres que la vitesse de compression, tels que la vitesse du véhicule. La figure 5 sur laquelle les éléments identiques portent les mêmes références est une variante du second mode de réalisation, différent de celui-ci par la position de la restriction de filtrage.
Une restriction de filtrage 57 est en effet montée sur la conduite 38 reliant la deuxième chambre de valve 19 au circuit C, tandis que la valve 1 1 est toujours montée sur le circuit A, et la restriction de commande 15 sur le circuit B .
Dans cette variante, on a donc : P4 = P2 et P5 = P3.
Le fonctionnement en détente est le même que dans les cas des figures 3 et 4.
Lors d'un fonctionnement en compression, le fluide chassé de la première chambre principale 5 est freiné par la soupape mobile 14, créant la chute de pression P I - P2. Une partie du flux de fluide s ' écoule à travers la restriction de commande 1 5 , créant la chute de pression P2 - P3 , et rejoint la deuxième chambre principale 6.
La première chambre de valve 1 8 est soumise à une pression P5 égale à la pression P3 de la deuxième chambre principale 6. La deuxième chambre de valve 19 est reliée via la restriction de filtrage 57 au réservoir de fluide hydraulique 24 par le point de connexion R. La restriction de filtrage 57 engendre une chute de pression P2 - P6. Les pressions P3 et P6 sont donc app liquées aux deux faces respectives du piston de valve 17, qui comprime le ressort 20.
De la même façon que dans l ' exemp le de la figure 4, la différence de pression agissant sur la soupape mobile 14 est obtenue à partir de la restriction de commande 1 5 et de la restriction de filtrage 57 communicant avec l 'une des chambres de valve (en l ' espèce la chambre de valve 19) .
La force d' amortissement comprend donc un terme dominant filtré par un filtre passe-bas du premier ordre et proportionnel à la différence de pression (P2 - P3) générée par la restriction de commande 15.
La figure 6 sur laquelle les éléments identiques portent les mêmes références représente une deuxième variante du second mode de réalisation, illustrant une nouvelle position de la restriction de commande.
L ' amortisseur illustré sur la figure 6 se différencie de l' amortisseur de la figure 4, par le fait que la restriction de commande 63 est montée sur la conduite 10 dans l ' écoulement du fluide entre la première chambre principale 5 et la chambre de soupape 42 de la valve 1 1 , c'est-à-dire sur le circuit A comme la valve elle-même.
Une conduite 65 relie l ' orifice d' entrée l i a de la valve et la première chambre de valve 1 8. Une conduite 66 est disposée entre la première chambre principale 5 et la seconde chambre de valve 19.
La conduite 65 est munie d'une restriction de filtrage 64. Du fait de l ' absence de restriction sur la deuxième conduite de compression 12, la deuxième chambre principale 6 est soumise en compression à la pression statique P4 du réservoir de fluide hydraulique 24. En d' autres termes, on a : P3 = P4
On a les relations : P3 = P4 = P2 et P6 = P 1 . On définit une nouvelle pression P7 à l ' entrée l i a de la valve.
Lors d'un fonctionnement en compression, le fluide chassé de la première chambre principale 5 s ' écoule à travers la restriction de commande 63 , créant la chute de pression P I - P7. Le fluide arrive ensuite à l ' entrée de la valve 1 1 à la pression P7. Il est alors freiné par la soupape mobile 14 créant la chute de pression P7 - P2.
La première chambre de valve 1 8 est reliée via la restriction de filtrage 64 à l 'orifice d' entrée l i a de la valve 1 1 , soumis à la pression P7. La restriction de filtrage 64 engendre alors une chute de pression P5 - P7. La deuxième chambre de valve 19 est soumise à une pression P6 égale à la pression P I de la première chambre principale 5. Les pressions P I et P5 sont donc appliquées aux faces respectives du piston de valve mobile 17, qui comprime le ressort 20.
De la même façon que dans les exemples précédents, la différence de pression agissant sur la soupape mobile 14 est obtenue à partir d'une restriction de commande 63 et d'une restriction de filtrage 64 communicant avec l 'une des chambres de valve (en l ' espèce la première chambre de valve 1 8) . Ainsi, dans cette variante également, la force d' amortissement est filtrée par un filtre passe-bas du premier ordre et proportionnelle à la différence de pression (P I - P7) générée par la restriction de commande 63 , montée en amont de la valve 1 1 .
Le fonctionnement en détente est le même que dans les cas des figures 3 , 4 et 5.
La figure 7 sur laquelle les éléments identiques portent les mêmes références représente une troisième variante de ce second mode de réalisation. L ' amortisseur illustré sur la figure 7 se différencie de l' amortisseur de la figure 6 par le fait que la restriction de filtrage 69 est montée sur la conduite 66 reliant la seconde chambre de valve 19 au circuit A. La restriction de filtrage entraîne une chute de pression P I - P6.
Dans cet exemple, on a en compression : P5 = P7 et P3 = P4 = P2.
Les pressions P6 et P7 sont donc appliquées aux faces respectives du piston de valve mobile 17, qui comprime le ressort 20.
De la même façon que dans les exemples précédents, la différence de pression agissant sur la soupape mobile 14 est obtenue à partir d'une restriction de commande 63 et d'une restriction de filtrage 69 communiquant avec l 'une des chambres de valve.
Ainsi, dans cette variante également, la force d' amortissement est filtrée par un filtre passe-bas du premier ordre et proportionnelle à la différence de pression (P I - P7) générée par la restriction de commande 63.
Les figures 4, 5 , 6 et 7 illustrent donc quatre variantes du second mode de réalisation d'un amortisseur présentant une amélioration de la réponse à une accélération de la roue. Dans les quatre variantes, la valve placée dans le circuit A entre la première chambre principale 5 et la deuxième chambre principale 6, freine l ' écoulement du fluide au moyen d'une soupape mobile dont l ' ouverture dépend de la différence entre deux pressions. Ces deux pressions sont obtenues au moyen :
- d'une restriction de commande montée sur l'un des circuits A (figures 6 et 7) ou B (figures 4 et 5), et - d'une restriction de filtrage, montée sur un conduit reliant une des chambres de valve à l 'un des circuits A (figures 6 et 7), B (figure 4) ou C (figure 5) .
En variante, on peut également monter la restriction de commande sur le circuit C , à condition d' en relier l ' entrée à la seconde chambre de valve 19, et la sortie à la première chambre de valve 1 8. La restriction de filtrage est alors disposée indifféremment sur le conduit reliant la première chambre de valve au circuit C ou sur le conduit reliant la seconde chambre de valve au circuit C .
La figure 8 illustre un exemple d' amortisseur selon un troisième mode de réalisation avec une valve de commande et deux restrictions de commande de caractéristiques différentes. Un tel amortisseur permet de contrôler plus finement la force d' amortissement en réponse à une perturbation.
Les conduites 10 (circuit A), 12 (circuit B) et 39 (circuit C) relient la valve 1 1 respectivement à la première chambre principale 5 , à la seconde chambre principale 6 et à la chambre de réservoir 34, le point de partage PP étant situé dans la chambre 42. La conduite 37 relie la première chambre de valve 1 8 à un point X I de la conduite 12 et la conduite 38 relie la deuxième chambre de valve 1 9 à un point X2 de la conduite 39. La soupape 14 peut se déplacer dans une chambre supplémentaire 130 reliée au réservoir 34 par une conduite 139. La conduire 139 est munie d'un clapet anti-retour 144 disposé de telle sorte qu'il ne laisse passer le fluide hydraulique que lors du fonctionnement en détente de l ' amortisseur.
La soupape 14 comporte plusieurs conduits axiaux traversants 129 dont deux sont visibles sur la vue en coupe de la figure 8. Le fluide provenant de la première chambre principale 5 peut traverser les conduits axiaux 129 et pénétrer dans la chambre supplémentaire 130. De cette manière, la soupape 14 est soumise à la même pression sur sa section inférieure dans la chambre de soupape 42 et sur sa section supérieure dans la chambre supplémentaire 130. Finalement, cette pression P I ne s ' applique que sur la section de la tige 14a. Cela diminue la force devant être mise en œuvre par le ressort 20 pour engendrer son déplacement, par rapport aux exemp les précédents.
Grâce à cette forme particulière de la soupape 14, on connaît de façon très précise la surface de la soupape 14 soumise à la résultante des forces de pression P I de l ' orifice d' entrée l i a et de la chambre supplémentaire 130 de la valve 1 1 . En effet, la pression P I s ' applique sur la différence entre la surface inférieure et la surface supérieure de la soupape 14. Cette différence est une surface constante : la surface de la section de la tige 14a. Il n' est pas forcément aussi facile de connaître cette surface pour les autres géométries de soupape. En particulier, dans une soupape mobile telle que celle du premier mode de réalisation illustré sur la figure 3 , au moment où la soupape déco lle de son siège, des forces hydrauliques tendant à l ' ouvrir davantage peuvent apparaître à l ' extérieur de la zone de contact, et rendre variable la section sur laquelle s ' applique la pression P I de l ' orifice d' entrée l i a.
La valve 1 1 comprend une première restriction de commande 1 5 montée sur la conduite 12, entre le point de partage PP et le point X I et une deuxième restriction de commande 1 12 montée sur la conduite 39 entre le point de partage PP et le point X2. La deuxième restriction de commande 1 12 présente de préférence des caractéristiques différentes de celles de la première restriction de commande 15. Une restriction de filtrage 5 1 est montée sur la conduite 37. Ainsi, la valve de commande 1 1 se situe sur le circuit A, la première restriction de commande 15 étant sur le circuit B, et la deuxième restriction de commande 1 12 étant sur le circuit C .
Les pressions dans les chambres de valve 1 8 et 19 sont notées comme sur la figure 2, P5 et P6, et la pression dans la chambre de soupape 42 est notée P2. On note que les conduites et les restrictions impliquent l ' égalité suivante : P6 = P4.
Le fluide chassé de la première chambre principale 5 lors d'une compression emprunte la conduite 10 puis est freiné par la soupape 14, qui entraine la chute de pression P I - P2. Une grande partie du flux est dirigée vers la deuxième chambre principale 6, traversant la première restriction de commande 15 , qui entraine la chute de pression P2 - P3. L ' autre partie rejoint le réservoir 24 en traversant la deuxième restriction de commande 1 12, qui entraine la chute de pression P2 - P4. La restriction de filtrage 5 1 engendre la chute de pression P5 - P3.
De cette manière, le piston de valve mobile 17 est soumis à la pression P5 tendant à le déplacer vers le haut et à la pression P6 tendant à le déplacer vers le bas (par rapport à la figure 8) .
On a représenté en figure 9 les courbes de variations des forces hydrauliques exercées sur les faces du piston de valve mobile 1 7 en fonction de la vitesse du mouvement de compression de l ' amortisseur. Ces forces dépendent de la chute de pression occasionnée par les restrictions 1 5 et 1 12 dont les caractéristiques sont différentes. Elles dépendent aussi de la différence des débits qui les traversent, les débits des circuits A, B, et C étant différents. Ces forces hydrauliques dépendent enfin de la valeur des surfaces du piston 17. Dans l ' exemple de la figure 8 , les deux surfaces opposées du piston 17 sont égales . Pour obtenir l ' effet désiré, la restriction 15 est de préférence conçue pour générer une chute de pression importante aux vitesses de compression très faibles. Quand la vitesse de compression augmente, la chute de pression continue de croître mais très faiblement. Il en résulte pour la force hydraulique, la courbe en pointillés de la figure 9. On peut à cet égard utiliser un clapet plaqué sur son siège par un ressort, sans passage libre ou avec des passages libres réduits. La restriction 1 12 est de préférence conçue pour créer une chute de pression négligeable aux vitesses de compression faibles et croissant significativement lorsque la vitesse augmente, de manière à ce que la force hydraulique qu ' elle génère dépasse celle générée par la restriction 1 5 à partir d'une certaine vitesse de compression. Il en résulte pour la force hydraulique, la courbe en trait plein de la figure 9. La restriction 1 12 peut comporter des passages libres importants, destinés à saturer progressivement lorsque la vitesse de compression, donc le débit, augmentent. La restriction 1 12 peut comporter en outre un limiteur de pression, de manière à éviter, à très forte vitesse de compression, d' atteindre des chutes de pression trop importantes. Aux basses vitesses de compression, le débit traversant les restrictions est faible. La pression hydraulique dans la chambre 1 9, compte tenu de la caractéristique de la restriction 1 12, est peu différente de la pression régnant au point de partage, tandis que la pression dans la chambre 1 8, compte tenu de la caractéristique de la restriction 15 , lui est très inférieure . Sous l ' action de ces deux pressions, le piston 1 7 comprime le ressort 20 et ferme la soupape 14. Aux vitesses de compression plus élevées, la différence entre la pression au point de partage et la pression de la chambre 1 9 augmente plus vite que la différence entre la pression au point de partage et la pression de la chambre 1 8. Sous l ' action de ces deux pressions, le piston 17 remonte, l ' effort exercé sur le ressort 20 est réduit et la soupape 14 remonte .
Ainsi, au moyen des deux restrictions de commande 15 et 1 12, disposées comme illustré sur la figure 8 , et de caractéristiques différentes telles qu' indiqué ci-dessus, on dispose d'un amortisseur à force d' amortissement importante, pour une vitesse de compression faible, et à force d' amortissement faible, pour une vitesse de compression élevée.
Dans l' exemple de la figure 8 , la valve 1 1 est disposée sur le circuit A. La première restriction de commande 15 est sur le circuit B , et la restriction de filtrage 5 1 sur le conduit 37 reliant la chambre de valve 1 8 au circuit B, tandis que la deuxième restriction de commande 1 12 est disposée sur le circuit C . On pourrait obtenir le même résultat, au moyen de deux restrictions de commande, disposées au plus près du point de partage PP, l 'une sur le circuit B, l ' autre sur le circuit C, la pression à l ' entrée des deux restrictions étant celle du point de partage. La première chambre de valve 1 8 serait reliée à la sortie de la restriction ayant une caractéristique semblable à celle de la restriction 15 , et la seconde chambre de valve 19 à la sortie de la restriction ayant une caractéristique semblable à celle de la restriction 1 12. . Le filtrage peut être indifféremment assuré, par un piston de freinage21 comme sur la figure 3 , ou par une restriction de filtrage disposée sur l'un des conduits reliant l 'une des chambres de valve à l 'une des restrictions de commande. On notera que la valve de commande 1 1 peut être disposée indifféremment sur le circuit A, ou le circuit B , ou le circuit C .
Par ailleurs, la soupape 14 de l ' amortisseur de la figure 8 comprend à sa base un anneau de contact formant une excroissance périphérique 128. Lorsque la soupape 14 est levée, le fluide pénètre dans la chambre de soupape 42 en passant entre la surface de contact du siège 13 et l ' excroissance 128. Une fois l ' excroissance 128 franchie, la soupape 14 ne présente au fluide que des surfaces parallèles à l ' axe de la tige 14a. Les fluctuations locales de pression n' engendrent aucune composante de force parallèle à l ' axe précité et donc susceptibles d' ouvrir ou de fermer la soupape. Celle-ci ne vibre donc pas .
Dans cet exemp le, le diamètre de l' anneau de contact 128 (20 à 25mm) est plus grand que le diamètre de l ' orifice d' entrée l i a de la valve 1 1 . Ainsi pour un même soulèvement de la soupape 14 , la section de passage pour le fluide est significativement plus grande.
Au cours de la phase de détente, les conduits 129 traversant la soupape 14 peuvent être utilisés pour réalimenter la première chambre principale 5 à partir du réservoir 24. La très légère perte de pression du fluide franchissant les conduits axiaux 129 suffit à entraîner la soupape 14 contre son siège 13 , et donc à la remettre rapidement dans sa position de début de compression. La remise en position rapide de la soupape lors d'une détente permet d' éviter des à-coups de la force d' amortissement au début d'une compression.
La figure 10 est une vue en coupe longitudinale d'un amortisseur de l 'invention selon un mode de réalisation pratique. Les pièces similaires portent les mêmes références que sur les figures précédentes .
On distingue sur cette vue en coupe deux parties distinctes, maintenues solidaires par un carter 1 80. La première partie est le corps de l ' amortisseur, comprenant le cylindre 2, la tige 3 , le piston principal 4, la première chambre principale 5 et la seconde chambre principale 6. A l ' extrémité de la tige 3 se trouve le premier anneau 35 dans lequel est introduite une barre de liaison 35 a de la caisse du véhicule . A l' extrémité opposée, sur le carter 1 80, se trouvent le second anneau 36 et une barre de liaison 36a liée à une roue du véhicule. Le carter 1 80 maintient en position un deuxième ensemble constitué de la valve 1 1 et du réservoir hydraulique 24, présentant un couvercle de carter 1 8 1 . Le réservoir 24 est disposé près de la valve 1 1 , de telle sorte que la chambre de réservoir 34 est adjacente à la valve 1 1 .
On a également représenté sur la figure 10 la conduite 10 qui relie la valve 1 1 à la première chambre principale 5. La valve 1 1 est reliée à la seconde chambre principale 6 par une première partie de conduite 12a entre la valve 1 1 et le cylindre d ' amortisseur 2, et une deuxième partie de conduite 12b qui correspond à une zone annulaire intermédiaire disposée à l' intérieur de la paroi du cylindre d' amortisseur 2.
Les pressions dans les chambres principales 5 et 6 sont notées comme sur la figure 8 , P I et P3. La pression dans la chambre 34 du réservoir hydraulique 24 est notée P4.
La figure 1 1 montre une vue agrandie en coupe selon deux p lans différents de la valve de commande 1 1 de ce mode de réalisation. La valve 1 1 est constituée d'un ensemble de pièces cylindriques, maintenues en pression les unes contre les autres à l ' aide de gougeons non représentés traversant toute la valve.
Les coupes de la figure 1 1 ont été effectuées de façon à montrer les passages mis en j eu au cours d'une compression. L ' écoulement du liquide hydraulique lors d'une compression a été représenté en pointillés.
Sur le coté gauche de la figure on voit que le liquide hydraulique provenant de la première chambre principale 5 de l ' amortisseur et s ' écoulant dans le circuit A, traverse successivement la soupape 14, la restriction de commande 15 puis la restriction de filtrage 5 1 avant de pénétrer dans la première chambre de valve 1 8. La restriction 1 5 comprend un clinquant 15 1 comportant un très petit nombre d' orifices 152 de petit diamètre, maintenu en précontrainte sur son siège par un piston 153 poussé par un ressort 154. Cette disposition permet d' obtenir la courbe en pointillés de la figure 9. La restriction de filtrage 5 1 comporte un clinquant 5 1 1 maintenu sur son diamètre extérieur, percé de passages libres 5 12, et en très légère précontrainte sur son appui intérieur. Ainsi, quand le ressort 20 se comprime et que la force d'amortissement augmente, seuls les passages libres 512 permettent l'écoulement du fluide, tandis que lors de la détente du ressort 20, le fluide peut également passer entre l'appui intérieur et le siège du clinquant 511. Cela permet d'avoir un filtrage asymétrique.
Il peut en effet être souhaitable d'introduire une asymétrie dans le filtrage, en freinant plus l'écoulement du fluide dans un sens que dans l'autre, ceci pour des raisons diverses liées à l'utilisation du véhicule sur lequel est monté l'amortisseur. Dans le cas d'une automobile de tourisme on constate par exemple qu'il est préférable de plus filtrer l'accroissement de la force d'amortissement en compression, que sa diminution.
On remarque également que le ressort de valve 20 est constitué de deux ressorts 20a et 20b en opposition pour avoir plus de linéarité de réponse autour du zéro.
Sur la partie droite de la coupe de la figure 11, on voit que le fluide hydraulique provenant de la première chambre principale 5 de l'amortisseur, traverse la soupape 14, et passe par le circuit C qui mène à la restriction de commande 112 et au réservoir 34.
La restriction 112 comporte des passages libres importants 1121 et un clinquant 1122 limiteur de pression.
On peut également envisager un mode de réalisation analogue à celui de la figure 10 dans lequel on remplace le réservoir 34 disposé sous le couvercle 181 par un réservoir cylindrique entourant le cylindre 2, un conduit correspondant au circuit C pratiqué dans le bloc 180 reliant la partie haute de la valve 11 à l'enveloppe servant de réservoir.
On a représenté sur la figure 12 une vue en coupe d'un amortisseur selon un deuxième exemple de réalisation pratique. Celui- ci est plus compact que l'amortisseur de la figure 10 puisque tous les éléments de l'amortisseur sont compris dans le cylindre ou sur la tige. Les éléments similaires portent les mêmes références que sur les figures précédentes. Le cylindre 2, la tige 3 , le piston 4 délimitant les chambres 5 et 6 sont représentés. La valve 1 1 est incorporée à l 'intérieur du piston 4. Le réservoir de fluide hydraulique 24 est monté à l ' extrémité de la tige 3 opposée au piston 4. La valve 1 1 communique avec la chambre de réservoir 34 au moyen d'une conduite 3 a à l ' intérieur de la tige 3 , qui est donc une tige creuse. L ' avantage d'une telle disposition est que l ' ensemble est plus compact, facilitant l 'implantation d'un tel amortisseur au sein, par exemple, d'un véhicule automobile.
La figure 13 montre une vue agrandie en coupe selon deux p lans différents de la valve de commande 1 1 de cet exemp le de réalisation pratique. On retrouve notamment la restriction de filtrage 5 1 assurant un filtrage asymétrique. Les éléments identiques à ceux de la figure 1 1 portent les mêmes références . Les coupes de la figure 13 ont été effectuées de façon à montrer les passages du fluide hydraulique au cours de la détente entraînant le retour de la soupape 14 sur son siège, et la suppression de la contrainte du ressort de valve 20. On notera que le schéma hydraulique est le même pour le premier exemple de la figure 10, les coupes de la figure 1 1 représentant les circuits de compression, et pour le second exemple de la figure 12, les coupes de la figure 13 représentant les circuits contribuant au retour en position de repos de la soupape 14 et du piston 17.
En d' autres termes, le fonctionnement hydraulique, en compression comme en détente, est le même dans les deux modes de réalisation des figures 10 et 1 1 d 'une part et 12 et 13 d' autre part.
Au cours de la détente, le réservoir fournit à la première chambre 5 le fluide nécessaire pour compenser la variation du vo lume immergé de la tige 3. Comme illustré sur la figure 13 sur laquelle l ' écoulement du fluide lors de la détente est représenté en pointillés, le fluide provenant du réservoir traverse la tige creuse 3 a et arrive dans les canaux d'une pièce 161 qui fait partie d'un clapet anti-retour comportant un clinquant 16 1 1 maintenu appuyé contre la pièce 161 par un ressort 16 12. Le fluide hydraulique soulève le clinquant 16 1 1 et par le canal 139 représenté sur le côté gauche de la vue en coupe, atteint la soupape 14 qu ' il traverse par les canaux 129 avant de rejoindre la première chambre 5 de l ' amortisseur. Ainsi la soupape 14 est entraînée contre son siège. En soulevant le clinquant anti-retour 161 1 , le fluide ouvre d' autres canaux de la pièce 161 , ce qui permet au fluide hydraulique de se diriger vers la première chambre 1 8 de la valve. Le piston 1 7 remonte alors, et le ressort 20 se détend.
La figure 14 représente une vue de dessus de la pièce 16 1 , sans le clinquant 161 1 . On notera que la pièce 161 avec le clinquant 1 61 1 remplace le clapet anti-retour 25 de l' amortisseur des figures 3 à 7, ou le clapet anti-retour 144 de l ' amortisseur de la figure 8. La pièce 1 61 permet d' améliorer la réponse à une perturbation. En effet, à la fin d'un mouvement de compression, si la chaussée présente une dénivellation négative, l ' amortisseur fonctionne en mode détente. Dans les exemples d' amortisseurs précédents tels que celui de la figure 4, le ressort 20 peut être encore comprimé à cause de la restriction de filtrage 5 1 qui freine les mouvements du piston de valve 1 7. Au cours de la détente, la valve 1 1 étant isolée par le clapet anti-retour 1 6 de la seconde conduite de compression 12, cela ne perturbe pas le fonctionnement. A l 'intérieur de la valve, le ressort 20 tend à repousser le piston de valve 17 , ce qui exige un transfert de fluide hydraulique entre les chambres de valve 1 8 et 19. Ce transfert est freiné par la restriction de commande 15 Et par la restriction de filtrage 5 1 . Finalement, il est possible qu' en fin de détente le déplacement souhaité du piston de valve 17 ne soit pas terminé.
Pour faciliter ce retour aux conditions initiales, on utilise avantageusement la pièce 161 représentée sur la figure 14.
Dans l ' exemple illustré, la pièce 161 comprend une gorge annulaire 170 délimitant sur son contour intérieur un alésage 169. La gorge annulaire 170 est entourée à l ' extérieur par une zone annulaire plate 171 . L ' alésage 169 permet le montage autour de la tige 3 comme on peut le voir sur la figure 13. La zone annulaire plate 171 permet le serrage de la pièce 16 1 avec les autres pièces constitutives de la valve 1 1 . Le ressort 1612 (figure 13) vient plaquer le clinquant 161 1 contre les bords de la gorge annulaire 170.
Dans la gorge annulaire 170 sont répartis circulairement des orifices 162, au nombre de huit dans l ' exemple illustré, reliés chacun au réservoir de fluide hydraulique 24. Deux autres orifices 163 sont disposés dans la gorge 170, à l ' extrémité de conduites 163 a communiquant avec la première chambre 1 8 de la valve 1 1 . Des nervures radiales 172 sont disposées dans la gorge 170 de chaque côté des orifices 163 de manière à iso ler les orifices 163 des orifices 162. Des nervures circulaires extérieure 166 et intérieure 168 complètent l' iso lation entre les orifices 162 et les orifices 163.
Le clinquant d' acier 161 1 en forme d' anneau, visible sur la figure 13 , est maintenu contre la pièce 161 par le ressort 1612 (figure 13) .
Pendant la compression, la pression régnant dans la première chambre principale 5 complète l ' action du ressort 1612 pressant le clinquant 161 1 sur la pièce 161 et obturant tous les orifices 162 et 163. Ainsi la première chambre principale 5 , la première chambre de valve 1 8 et le réservoir 24 de fluide hydraulique sont isolés les uns des autres .
Pendant la détente, le fluide hydraulique provenant du réservoir 24 passant par les orifices 162 de bas en haut sur la figure 1 3 se dirige vers la première chambre principale 5 et soulève le clinquant 161 1 appuyé sur les nervures 166 et 168 qui délimitent la gorge annulaire 170. Le soulèvement du clinquant 161 1 permet de faire passer du fluide hydraulique à la pression du réservoir par les orifices 163 qui communiquent avec la première chambre de valve 1 8. La pression dans cette dernière diminue. Il en résulte une détente du ressort 20.
On peut envisager un exemple d ' amortisseur en tout point identique aux modes de réalisation précédents, dans lequel une telle pièce 161 est incorporée, en lieu et place du clapet anti-retour 25 ou 144 de l ' amortisseur.
Finalement, la pièce 16 1 peut assurer simultanément plusieurs fonctions :
- pendant la détente, elle permet au fluide hydraulique contenu dans le réservoir 24 d' entrer dans la première chambre principale 5 pour compenser les variations du vo lume immergé de la tige 3 de l ' amortisseur (ce qui est le rôle d'un clapet anti-retour d' amortisseur classique),
- pendant la détente, elle permet une libre circulation du fluide hydraulique entre les différentes chambres entourant le piston de valve 17,
- pendant la compression, elle empêche le fluide hydraulique sortant de la première chambre de valve 1 8 d ' aller dans le réservoir 24 (ce qui est le rôle d'un clapet anti-retour d' amortisseur classique), et
- pendant la compression, elle ferme toutes les liaisons entre les chambres de la valve 1 1 .
Dans cet exemple, l ' action de remplissage de la première chambre de valve 1 8 suffit pour détendre le ressort 20. On peut toutefois avoir besoin de remplir ou vider, d' autres chambres en contact avec le piston de valve mobile. On peut donc dans d' autres exemples disposer d' autres conduits comparable aux conduits 163 , iso lés les uns des autres et également des conduits 162 quand le clinquant est en appui sur la gorge annulaire 170, ces autres conduits communicant avec d' autres chambres, par exemp le la seconde chambre de valve 1 9, , les deux chambres 22a et 22b situées de part et d ' autre du piston de freinage 2 1 de la figure 3 ou encore des chambres auxiliaires telles que la première chambre auxiliaire 84, et la seconde chambre auxiliaire 85 représentées sur les figures 16 et 17.
La pièce 161 peut donc remplacer avantageusement le clapet anti-retour 25 situé sur la conduite 40 reliant le réservoir de fluide hydraulique 24 à la première chambre principale 5 , et ce dans n' importe lequel des modes de réalisation précédents.
Un quatrième mode de réalisation est illustré sur la figure 15 sur laquelle les éléments identiques portent les mêmes références. Dans ce mode de réalisation, la soupape mobile 14 comporte une tige 14a présentant une première partie de tige 14c, de section σ ΐ et une seconde partie de tige 14d, de section σ2 inférieure à σ ΐ . La seconde partie de tige 14d est solidaire de l' épaulement 14b en forme de plateau sur lequel s ' appuie le ressort 20. Les parties de tige 14c et 14d sont aptes à coulisser dans des alésages respectifs 1 1 c et l l d pratiqués dans deux parois internes llf et 11g de la valve de commande 11. La soupape 14 est identique à celle de la figure 8. Elle se déplace dans la chambre supplémentaire 130. En outre, dans la valve de commande 11 est pratiquée une seconde chambre supplémentaire 133 en communication avec la conduite 15 du circuit B par une conduite 142, en aval de la restriction de commande 15 lors d'un mouvement de compression.
En plus des pressions PI à P6 déjà définies pour le mode de réalisation de la figure 8, on définit ici les pressions suivantes :
- la pression P10 est la pression dans la première chambre supplémentaire 130, et
- la pression Pli est la pression dans la deuxième chambre supplémentaire 133.
On a les égalités suivantes : P10 = PI, Pli = P3, et P6 = P4. Le fluide chassé de la première chambre principale 5 lors d'une compression est freiné par la soupape 14, créant la chute de pression PI - P2, en pénétrant dans la chambre de soupape 42. Une grande partie du flux est dirigée vers la deuxième chambre principale 6, en traversant la première restriction de commande 15, créant la chute de pression P2 - P3. L'autre partie rejoint le réservoir 24 en traversant la deuxième restriction de commande 112, créant la chute de pression P2 - P4. La restriction de filtrage 51 crée la chute de pression P5 - P3.
De cette manière, la soupape mobile 14 est soumise à trois pressions sur trois sections différentes.
En premier lieu, elle est soumise à la pression PI du fluide arrivant par l'orifice d'entrée lia de la valve de commande 11, sur la surface SV de la soupape faisant face à l'orifice lia et au siège 13. Dans le sens opposé, elle est soumise à la pression P10 du fluide présent dans la première chambre auxiliaire 130, sur une surface égale à la différence de la surface SV et de la surface σΐ de la première partie de tige 14c. Par ailleurs, les pressions PI et P10 sont sensiblement égales, grâce aux conduites 129. Finalement, la soupape mobile 14 est soumise à un premier effort vers le haut (par rapport à la figure 15) engendré par une première pression PI, sur une première section équivalente σΐ. En second lieu, la section c2 de la tige 14d de la soupape 14, dans la seconde chambre auxiliaire 133 , crée une seconde section (σ ΐ - σ2) sur laquelle s ' applique la pression P l i régnant dans la seconde chambre auxiliaire 133 , laquelle est égale à la pression P3 grâce à la conduite de communication 142. La soupape mobile 14 est donc soumise à un deuxième effort dirigé vers le bas (par rapport à la figure 1 5) , engendré par la pression P3 , sur la section (σ ΐ - σ2) .
En troisième lieu, la surface supérieure σ2 de la seconde partie de tige 14d est soumise à la pression P6 de la deuxième chambre de commande 19, laquelle est égale à la pression P4 du réservoir grâce à la conduite 38. La soupape mobile 14 est donc soumise à un troisième effort dirigé vers le bas (par rapport à la figure 15), engendré par la pression P4, sur la section σ2.
Finalement, on peut écrire la force hydraulique FY totale appliquée à la soupape 14 :
FY = P l . σ ΐ - P3. ( σ ΐ - σ2) - P4. σ2
Comme indiqué dans la description de la figure 3 , la force d' amortissement s ' écrit ;
FA = P l . SP - P3. (SP - ST) - P4. ST,
où SP est la section du piston principal 4 et ST la section de la tige principale 3.
Si on choisit σ ΐ et σ2 dans le même rapport que SP et ST, on peut obtenir la relation :
FA = b .FY,
où b est le coefficient de proportionnalité pour passer d 'une section du piston principal 4 à la section correspondante de la tige de la soupape 14.
La force d' amortissement est donc, à un coefficient multiplicatif près, égale à la somme des forces hydrauliques agissant sur la soupape 14 ou, ce qui revient au même, à la force exercée par le ressort 20.
Grâce à cette structure étagée de la tige 14a de la soupape 14 et à la structure correspondante de la valve de commande 1 1 , le filtrage porte sur la totalité de la force d' amortissement. Cet arrangement peut être réalisé dans les modes de réalisation précédents.
La figure 16 sur laquelle les éléments identiques portent les mêmes références montre un cinquième mode de réalisation utilisant un piston de valve de structure particulière.
Le piston de valve mobile 78 illustré sur la figure 16 comprend une partie centrale 8 1 a et une gorge 8 1 située entre deux flasques 79 et 80 identiques . Les flasques 79 et 80 délimitent avec un cloisonnement de séparation 77 de la valve 1 1 , quatre chambres, à savoir :
- une première chambre de valve 82,
- une seconde chambre de valve 83 ,
- une première chambre auxiliaire 84, et
- une seconde chambre auxiliaire 85.
On désigne la surface S I comme la surface inférieure du flasque 79, délimitant la première chambre de valve 82. La surface S I est par ailleurs égale à la surface supérieure S3 du flasque 80, délimitant la deuxième chambre de valve 83. La surface S2 sur laquelle s ' exerce la pression régnant dans la première chambre auxiliaire 84 est la surface du flasque 79 de laquelle est soustraite la section de la partie centrale 8 1 a. Cette surface S2 est égale à la surface S4 sur laquelle s ' exerce la pression régnant dans la seconde chambre auxiliaire 85.
La première restriction de commande 15 et la deuxième restriction de commande 90 sont montées sur la conduite 39 (circuit C) .
On désigne en outre un point X, situé sur la conduite 39 entre les deux restrictions de commande 15 et 90, et un point Y, situé sur la même conduite 39 entre la restriction de commande 90 et le point R.
La conduite 37 relie le point X à la première chambre de valve 82. L ' amortisseur comporte en outre une première conduite de liaison 74, reliant le point Y à la première chambre auxiliaire 84, et une seconde conduite de liaison 75 , reliant le point X à la seconde chambre auxiliaire 85.
La conduite 37 est munie d'une restriction de filtrage 9 1 . Ainsi, dans cet amortisseur, la valve de commande 1 1 est disposée sur le circuit A, tandis que les deux restrictions de commande 15 , 90 sont montées sur le circuit C .
La restriction de filtrage 91 est montée sur la conduite reliant la première chambre de valve 82 au circuit C . La deuxième chambre de valve 83 est reliée par une conduite 38 à la conduite 12 en amont du clapet anti-retour 16 sur le circuit B . La pression P6 dans la deuxième chambre de valve 83 est donc égale à la pression P2 régnant dans la chambre de soupape 42.
Dans cet exemple, on définit les nouvelles pressions suivantes :
- la pression P8 est la pression dans la première chambre auxiliaire 84, et
- la pression P9 est la pression dans la seconde chambre auxiliaire 85.
En fonctionnement en compression, on a : P6 = P2 et P8 = P4.
Les deux restrictions 15 et 90 présentent des caractéristiques différentes de façon à obtenir une loi d' amortissement en compression qui, quand la vitesse du mouvement augmente, croit dans un premier temps, atteint un maximum, puis décroit aux vitesses élevées. On peut utiliser à cet égard deux restrictions de commande 15 et 90 ayant des caractéristiques telles que celles qui permettent l ' obtention des courbes de la figure 9. La restriction 90 correspond à la restriction 1 12 de la figure 8.
Le piston de valve mobile 78 est soumis aux forces de pression suivantes qui s ' opposent :
- une première force (P2 - P5) . S 1 , tend à faire coulisser le piston vers le bas, et
- une seconde force (P9 - P8) . S2, tend à faire coulisser le piston vers le haut.
Aux faibles vitesses de compression, la force hydraulique liée à la différence de pression (P2 - P5) est prépondérante devant la force hydraulique liée à la différence de pression (P9 - P8) . La résultante de ces deux forces agit sur le piston 78 de façon à comprimer le ressort 20 et faire croître la force d' amortissement.
Aux vitesses de compression élevées, les deux forces hydrauliques antagonistes sont plus importantes, mais celle créée par la différence de pression (P9 - P8) est prépondérante devant l ' autre, ce qui entraîne la remontée du piston 78 , et l ' ouverture de la soupape 14. La restriction de filtrage 91 , montée sur la conduite 37, c'est-à-dire entre la première chambre 82 et le circuit C , ajoute dans le calcul de la force d' amortissement un terme régi par une équation de filtrage du premier ordre, comme indiqué pour les modes de réalisation précédents. Le terme non filtré est particulièrement faible car les deux chutes de pression à travers les restrictions 15 et 90 qui sont à l ' origine de ce terme non filtré, agissent uniquement sur le débit de fluide hydraulique correspondant à la section de la tige 3 de l ' amortisseur, qui est petite par rapport à la section du piston principal 4.
Dans ce mode de réalisation, comme dans le mode de réalisation de la figure 3 , le déplacement du piston de valve mobile 78 peut être limité par une butée optionnelle de manière à plafonner la force d' amortissement. La butée est placée sur le trajet du piston 78 , à l' intérieur d'une des chambres de valve. Comme dans le mode de réalisation de la figure 3 , la butée peut être placée dans la première chambre de valve 82. En variante, comme représenté sur la figure 16, la butée 85 a en pointillés est placée à l' intérieur de la seconde chambre auxiliaire 85.
Sur la figure 17, on a représenté une variante de l' amortisseur de la figure 16 qui se différencie de l' amortisseur de la figure 16 par le fait que la restriction de filtrage 93 est montée sur la conduite 75 entre la seconde chambre auxiliaire 85 et le circuit C .
L ' action des restrictions de commande 15 et 90 sur les mouvements du piston 78 , du ressort 20 et de la soupape 14 est identique à ce qui a été décrit pour la figure 16.
La restriction de filtrage 93 est traversée quant à elle par un flux de liquide hydraulique qui ne dépend que du mouvement du piston 78 à l' intérieur de la valve 1 1 . Comme dans les modes de réalisation précédents, la restriction de filtrage 93 introduit un filtrage du premier ordre sur la plus grande partie de la force d' amortissement.
En variante, la restriction de filtrage 93 peut également être montée sur le conduit 74 reliant la première chambre auxiliaire 84 au circuit C .
Les deux restrictions de commande 15 et 90 dont les caractéristiques sont de préférence différentes de façon à obtenir les courbes de la figure 9, peuvent être montées de manière inversée : la restriction 90 peut être proche de la soupape 14 et la restriction 15 plus en aval dans l ' écoulement. Il convient alors de monter la restriction 1 5 entre la seconde chambre 83 et la première chambre 82 et la restriction 90 entre la seconde chambre auxiliaire 85 et la première chambre auxiliaire 84.
En variante, on peut aussi monter la restriction 15 entre les chambres auxiliaires 84, 85 , et la restriction 90 entre les deux chambres de valve 82, 83. Dans tous les cas, les deux restrictions de commande 1 5 et 90 doivent être montées de façon que la restriction 15 agisse dans un sens tendant à fermer la soupape 14, et la restriction 90 dans un sens opposé.
Toutes ces variations concernant la position des restrictions de commande peuvent être également appliquées au mode de réalisation de la figure 16.
On peut avoir recours à un piston de valve tel qu' illustré sur les figures 16 et 17 quand on souhaite obtenir le même type de lo i d' amortissement que celle permise par le schéma de la figure 9 (force croissante, puis décroissante), et qu'il n' existe qu'un circuit A comme pour l ' amortisseur de la figure 1 sans circuit B , ni circuit C, ni point de partage PP .
Dans d' autres modes de réalisation, ce type de piston de valve permet également de disposer les deux restrictions de commande sur le même circuit A, B, ou C . Disposer les deux restrictions de commande sur le circuit C, permet de diminuer la part non filtrée de la force d' amortissement. En variante, les deux restrictions de commande peuvent être montées sur deux circuits différents, par exemple l 'une sur le circuit C comme sur les figures 16 et 17 et l ' autre sur le circuit B .
L ' ajout d'une butée optionnelle telle que celle référencée 1 8a et représentée en pointillés sur la figure 3 , ou référencée 85 a et représentée en pointillés sur la figure 16 permet de limiter la force d' amortissement en compression. Une telle butée peut aisément être ajoutée sur chacun des modes de réalisation représentés sur les figures 3 à 8 , 10 à 13 et 15 à 17. Si une telle butée est ajoutée, la loi d' amortissement dépend de l ' action des restrictions de commande et de filtrage et de la position de la butée. L ' action d'une telle butée sur la loi d' amortissement est d' autant plus ressentie par le conducteur que la vitesse de compression se situe dans une plage de vitesse moyenne. Il est alors ressenti une force d' amortissement qui croit, puis plafonne, puis décroît.
Dans certains modes de réalisation, la butée peut être fixe. Dans d' autres modes de réalisation, la position de la butée peut être ajustée de façon à piloter l ' amortisseur à distance .
Pour ajuster la caractéristique de l' amortisseur, il est également possible d'utiliser des restrictions de commande et/ou des restrictions de filtrage pilotées, c ' est-à-dire pouvant être modifiées à distance. Cette possibilité, qui a été proposée en référence à la restriction 15 de la figure 3 et à la restriction 5 1 de la figure 4, peut s ' appliquer aux restrictions de commande et aux restrictions de filtrage utilisées dans tous les modes de réalisation décrits précédemment.
D 'une manière générale, on notera que toutes les caractéristiques distinctives décrites en référence aux différentes figures peuvent être utilisées dans les modes de réalisation des autres figures .

Claims

REVENDICATIONS
1 . Amortisseur ( 1 ), notamment pour véhicule automobile, comprenant un cylindre (2) contenant un fluide hydraulique, un piston principal (4) actionné par une tige (3), définissant dans le cylindre une première chambre principale (5) et une deuxième chambre principale (6), la deuxième chambre principale contenant la tige, un réservoir de fluide hydraulique (24) et une valve ( 1 1 ) placée dans l ' écoulement du fluide hydraulique entre la première chambre principale et la deuxième chambre principale ou entre la première chambre principale et le réservoir, la valve comprenant une soupape mobile ( 14) coopérant avec un siège ( 13), un ressort (20) tendant à appliquer la soupape sur son siège, et un piston de valve mobile ( 17, 78), définissant dans la valve une première chambre de valve ( 1 8 , 82) et une deuxième chambre de valve ( 19, 83), ledit piston de valve mobile étant apte à comprimer le ressort et fermer la soupape, caractérisé en ce qu ' il comporte en outre une restriction de commande ( 15) montée dans l ' écoulement du fluide hydraulique issu de la première chambre principale (5) lors d'un mouvement de compression, la restriction de commande étant apte à générer une différence de pression agissant sur les faces respectives du piston de valve mobile dans un sens tendant à comprimer le ressort lors d'un mouvement de compression et un moyen de freinage du déplacement du piston de valve mobile ( 17, 78) .
2. Amortisseur selon la revendication 1 dans lequel le moyen de freinage comprend une restriction de filtrage placée dans l ' écoulement du fluide provoqué par le déplacement du piston de valve mobile.
3. Amortisseur selon la revendication 2 dans lequel la restriction de filtrage est adaptée pour freiner plus l ' écoulement dans un sens que dans l ' autre de façon à produire un filtrage asymétrique.
4. Amortisseur selon l'une des revendications 1 à 3 dans leque l un premier circuit (A) relie la première chambre principale (5) à un point de partage (PP) de l ' écoulement, un deuxième circuit (B) relie le point de partage (PP) à la deuxième chambre principale (6) et un troisième circuit (C) relie le point de partage (PP) au réservoir (24), la valve ( 1 1 ) ainsi que la restriction de commande ( 15) étant disposées sur l 'un des circuits précités .
5. Amortisseur selon la revendication 4 dans lequel la valve ( 1 1 ) et la restriction de commande sont disposées sur le même circuit, la restriction de commande étant disposée en amont ou en aval de la valve lors d 'un mouvement de compression.
6. Amortisseur selon l'une des revendications 4 ou 5 , caractérisée en ce qu'une seconde restriction de commande (90, 1 12) est montée sur l 'un des circuits précités, et est apte à générer une différence de pression agissant sur les faces respectives du piston de valve mobile ( 17, 78) dans un sens tendant à diminuer la tension du ressort (20), lors d 'un mouvement de compression, les caractéristiques des deux restrictions de commande étant de préférence différentes.
7. Amortisseur selon la revendication 6, caractérisé en ce que le piston de valve mobile (78) comporte deux flasques d' extrémité (79, 80) séparés par une gorge périphérique (8 1 ) de manière à former, avec une cloison de séparation intérieure (77) dans la valve, une première chambre auxiliaire (84) et une deuxième chambre auxiliaire (85), une restriction de filtrage (91 , 93) étant montée dans l ' écoulement du fluide provoqué par le déplacement du piston de valve mobile.
8. Amortisseur selon l'une des revendications 1 à 3 dans lequel le réservoir (24) comprend une chambre à gaz (33) à paroi mobile disposée dans le cylindre au voisinage de son extrémité opposée à la tige du piston principal, un unique circuit reliant la première chambre principale à la deuxième chambre principale, la valve étant disposée dans ledit circuit avec la restriction de commande en amont ou en aval de la valve lors d'un mouvement de compression
9. Amortisseur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la soupape mobile ( 14) comporte un anneau de contact formant une excroissance annulaire périphérique sur sa base ( 128) et une pluralité de conduits axiaux ( 129) .
10. Amortisseur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la tige de la soupape mobile comportant une première partie (14c) présentant une première section (σΐ) et une seconde partie (14d) présentant une seconde section (σ2), la valve de commande comportant une première chambre supplémentaire (130) et une seconde chambre supplémentaire (133), à l'intérieur desquelles peut se déplacer la première partie (14c) de la tige de la soupape mobile (14).
11. Amortisseur selon la revendication 10, dans lequel le rapport de la première section (σΐ) de la première partie (14c) à la deuxième section (σ2) de la deuxième partie (14d) de la tige (14a) de la soupape mobile (14) est le même que le rapport de la surface du piston principal (4) de l'amortisseur à la section de la tige (3) de l'amortisseur.
12. Amortisseur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le réservoir de fluide hydraulique (24, 34) est relié à la première chambre principale par une conduite (40) sur laquelle est disposée une pièce de connexion (161) tenant à la fois le rôle de clapet anti-retour et de point de connexion entre une pluralité de conduites (161, 162) reliant entre elles, lors d'une détente, au moins l'une des chambres (18, 19, 82, 83, 84, 85) adjacentes au piston de valve mobile (17, 78) et le réservoir (24) de fluide hydraulique.
13. Amortisseur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la valve (11) est disposée à l'extérieur de l'amortisseur, et connectée aux deux chambres principales (5, 6) par l'intermédiaire d'un tube entourant le cylindre de l'amortisseur.
14. Amortisseur selon l'une quelconque des revendications 1 à 12, caractérisée en ce que la valve (11) et les différentes restrictions sont montées dans le piston principal (4), la tige (3) est creuse et fait communiquer la valve (11) avec un réservoir (24, 34) disposé à l'extrémité de la tige opposée au piston principal.
15. Amortisseur selon l'une des revendications précédentes dont la force d'amortissement peut être modifiée soit au moyen d'une butée, éventuellement mobile, soit au moyen d'une restriction de commande et/ou d'une restriction de filtrage pilotable à distance.
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