WO2024251961A1 - Machine hydraulique tournante munie d'organes de freinage - Google Patents

Machine hydraulique tournante munie d'organes de freinage Download PDF

Info

Publication number
WO2024251961A1
WO2024251961A1 PCT/EP2024/065762 EP2024065762W WO2024251961A1 WO 2024251961 A1 WO2024251961 A1 WO 2024251961A1 EP 2024065762 W EP2024065762 W EP 2024065762W WO 2024251961 A1 WO2024251961 A1 WO 2024251961A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
brake piston
static
piston
machine
dynamic
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/EP2024/065762
Other languages
English (en)
Inventor
Stéphane Bernard QUERTELET
Jérémy Gérard RESPECTE
Ulrich Raynald MOUKOLO SAMBA
Gilles Grillon
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Poclain Hydraulics Industrie
Original Assignee
Poclain Hydraulics Industrie
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Poclain Hydraulics Industrie filed Critical Poclain Hydraulics Industrie
Priority to CN202480051249.7A priority Critical patent/CN121712999A/zh
Publication of WO2024251961A1 publication Critical patent/WO2024251961A1/fr
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D55/00—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes
    • F16D55/24—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with a plurality of axially-movable discs, lamellae, or pads, pressed from one side towards an axially-located member
    • F16D55/26—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with a plurality of axially-movable discs, lamellae, or pads, pressed from one side towards an axially-located member without self-tightening action
    • F16D55/36—Brakes with a plurality of rotating discs all lying side by side
    • F16D55/40—Brakes with a plurality of rotating discs all lying side by side actuated by a fluid-pressure device arranged in or one the brake
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0057—Driving elements, brakes, couplings, transmission specially adapted for machines or pumps
    • F04C15/0084—Brakes, braking assemblies
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D2121/00—Type of actuator operation force
    • F16D2121/02—Fluid pressure
    • F16D2121/12—Fluid pressure for releasing a normally applied brake, the type of actuator being irrelevant or not provided for in groups F16D2121/04 - F16D2121/10

Definitions

  • the invention relates to rotating hydraulic machines and their braking members.
  • STATE OF THE ART Document FR-3048042 discloses a rotating hydraulic machine equipped with a brake comprising disks configured to immobilize the shaft in rotation relative to the housing.
  • a static brake piston makes it possible to compress the disks against each other under the effect of a return member.
  • An application of fluid pressure makes it possible to compensate for the return force and to authorize the rotation of the shaft. This is a parking brake, negative brake or even an emergency brake.
  • Hydraulic machines equipped with a dynamic brake piston ensuring the compression of the disks under the effect of fluid pressure are also known. This is a service brake or positive brake.
  • a rotating hydraulic machine comprising: - a housing, - a shaft mounted so as to be rotatable relative to the housing, - brake disks configured to immobilize the shaft in rotation relative to the housing, - a static brake piston configured to generate compression of the disks under the effect of a return member, and - a dynamic brake piston configured to generate compression of the disks under the effect of a fluid pressure, the machine being configured such that the static brake piston generates compression of the disks independently of the dynamic brake piston.
  • the machine may form a hydraulic motor or a hydraulic pump.
  • Such a motor is configured to rotate a shaft under the effect of hydraulic pressure.
  • Such a pump produces hydraulic pressure under the effect of the rotation of a shaft.
  • the static brake piston generates the compression of the discs independently of the dynamic brake piston
  • the static brake piston produces this compression without the intermediary of the dynamic brake piston. This does not, however, prevent the latter from moving on this occasion.
  • the machine may also have at least one of the following characteristics: . it is configured so that the dynamic brake piston generates the compression of the discs independently of the static brake piston.
  • the dynamic piston produces this compression without the intermediary of the static piston. This does not, however, prevent the latter from moving on this occasion.
  • a support member configured to: - bear against the static brake piston without being in axial support against the dynamic brake piston with reference to an axial direction of the machine, and - bear against the dynamic brake piston without being in axial support against the static brake piston.
  • the support member or the dynamic brake piston passes through an orifice of the static brake piston by extending on two sides of the static brake piston opposite each other in the axial direction.
  • the machine is configured such that a ratio of a thrust produced by the support member against the dynamic brake piston under the effect of a fluid coming from a brake release chamber to a thrust produced by the dynamic brake piston against the support member by the fluid pressure is less than 15%, preferably less than 10%, and for example less than 5%.
  • the support member or the dynamic brake piston has a "T" shape.
  • the static brake piston is interposed between the dynamic brake piston and the discs.
  • the dynamic brake piston is slidably mounted in an end piece of the housing.
  • the static brake piston is slidably mounted in the end piece of the housing.
  • the machine comprises a valve configured to evacuate fluid flowing through the discs and coming from a brake release chamber delimited by the static brake piston, the valve being configured not to evacuate the fluid when the static brake piston causes the compression of the discs.
  • the valve is mounted in the shaft and the shaft has a radial conduit connecting the brake release chamber with the valve.
  • the machine comprises a flow restriction downstream of the valve.
  • a vehicle or machine comprising at least one machine according to the invention. It may be provided that the vehicle or machine comprises: - a braking control member configured to control an application of the fluid pressure on the dynamic brake piston and/or - a braking control member configured to interrupt an application of a fluid pressure on the static brake piston. It may be provided that the vehicle or machine comprises a hydraulic pump configured to produce the fluid pressure.
  • a method for braking a rotating hydraulic machine in which method: - a dynamic brake piston generates a compression of brake disks in order to immobilize a shaft of the machine in rotation relative to a casing of the machine under the effect of a fluid pressure, and - a static brake piston generates a compression of the disks under the effect of a return member and independently of the static brake piston.
  • FIGS. 1 and 2 are axial sectional views of a rotating hydraulic machine
  • - Figure 2 is a similar view showing a part of a machine according to a first embodiment of the invention
  • - Figures 3 to 5 are examples of a machine comprising such a machine
  • - Figure 6 is a view of a control circuit of a vehicle or a machine comprising such a machine
  • - Figures 7 to 9 illustrate two other embodiments of the machine of the invention.
  • a bar is worth 10 5 Pa.
  • the machine 100 is for example of the type illustrated in FIG. 1.
  • General arrangement Throughout the following, unless otherwise indicated, the parts are coaxial, symmetrical in revolution and centered on the axis X of rotation of the machine, which therefore defines its axial direction.
  • This is a rotating hydraulic motor which comprises a shaft 20 to which the hub of a wheel R can be secured, and a brake system configured to block the rotation of the shaft on command or when the brake system is not powered.
  • the shaft 20 is immobilized. It extends along the longitudinal axis X and rotates around this axis. It is driven in rotation by splines (not shown in the figures).
  • the engine comprises a crankcase 2 comprising a bearing cover 3 and a timing cover 4.
  • the engine comprises a cylinder block 6 inside which are arranged radial pistons 8 mounted sliding inside their respective cylinders and equipped with a roller at one end.
  • the engine comprises a lobed cam 10, rigidly fixed to the casing and on which the pistons 8 roll, thus performing a reciprocating movement inside their cylinders.
  • the cylinders are supplied with pressurized oil (up to 450 bars) and are rotationally fixed to the cylinder block 6.
  • the latter is rotationally fixed to the shaft 20, either by a fixed connection or by a clutch. Splines, not shown, can form such a connection.
  • High-pressure and low-pressure supplies 16, 18 are located in the distribution cover 4, and more precisely in a distributor 12.
  • the distribution cover 4 covers the distributor while being located radially outside.
  • the bearing cover 3 protects bearings 14, 15 which allow the rotation of the shaft while acting as a transmission of the force to the engine casing, the casing being secured to the chassis of the vehicle.
  • the shaft 20 is for example connected to the wheel R by means of a hub/stub axle located at the outer end 24 of the shaft 20 and comprising holes for receiving screws securing the wheel. More generally, the outer end 24 acts as an output for the drive shaft 20, and forms the recovery point of the torque produced by the engine.
  • the brake members can be positioned at the inner end 26 of the shaft.
  • the machine 100 comprises: - brake disks 25 configured to immobilize the shaft 20 in rotation relative to the housing 2, - a static brake piston 30 configured to generate a compression of the disks 25 under the effect of a return member 32, and - a dynamic brake piston 40 configured to generate a compression of the disks under the effect of a fluid pressure.
  • the disks 25 form two series of disks, namely a first series of disks 25 integral in rotation with the shaft 20 and a second series of disks 25 integral in rotation with the housing 2.
  • the disks of the first series are interposed between those of the second. All the disks form a single stack in a direction parallel to the axial direction.
  • the machine 100 comprises a brake cover 5 forming part of the housing 2, and therefore integral in particular here with the distribution cover 4.
  • the brake cover 5 substantially of revolution, defines a volume V inside which the brake pistons 30, 40 are housed.
  • a plate or cover 7 longitudinally closes an end opening of the cover 5. It bears on the cover 5 and closes the volume V. Seals are provided to prevent oil leaks under pressure.
  • a “static seal” is a seal that undergoes small movements, mainly in translation
  • a “dynamic seal” is a seal that undergoes a rotational movement at the speed of the motor shaft.
  • Static seals are more likely to be O-rings or quadrilobes
  • dynamic seals are lip rings or composite seals comprising a sliding ring and a counter-seal for support.
  • the dynamic brake piston The dynamic brake piston 40 has in this case a disk shape of axis X-X. It is mounted in a blind cylindrical housing 44 of the plate 7, open towards the internal volume V of the machine. It is free to rotate relative to the casing around the axis XX and especially to slide relative to the plate 7 in the axial direction.
  • a static seal 46 ensures the seal between the periphery of the piston 40 and the internal face of the housing 44.
  • the seal 46 is received for example in an annular housing of the piston 40.
  • the static brake piston In the volume V is received the static brake piston 30. It has the general shape of a disk of axis XX and more precisely of a crown having a central through orifice 33. It is also mounted sliding in the axial direction XX relative to the cover 5 with the interposition of a static seal 34 between the periphery of the piston 30 and the cover.
  • the seal 34 is received for example in an annular housing of the cover 5.
  • the static brake piston 30 has an excess thickness in the central part on its face directed towards the dynamic brake piston 40, and an excess thickness in the peripheral part on its face directed in the opposite direction.
  • An oil inlet duct 36 supplies a brake release chamber 38 delimited between the static brake piston 30 and the brake cover 5 in the volume V and configured so that the pressurized oil pushes this piston in the direction of the plate 7, that is to say in the opposite direction to the discs 25.
  • the return member 32 On the other side of the piston 30, the return member 32 generates a counterforce which tends to keep this piston in the braking position, that is to say with the discs 25 pinched.
  • this member immobilizes the shaft 20 via the piston 30 and the discs. It takes the form of a washer or springs, for example. It is housed in a cavity or chamber 39 called dry in volume V, as opposed to the brake release chamber 38 which receives pressurized oil.
  • the dry chamber 39 and the brake release chamber 38 do not allow fluid to exchange between them. They are formed by the division of volume V by the static brake piston 30 into two sub-volumes. Consequently, they are located longitudinally on either side of this piston.
  • the support member The machine further comprises a support member 50 having in this case a “T” shape.
  • This member comprises in this example a flange 52 having a general shape of a disk of axis XX having on one face a rim 53 extending opposite the disks 25, and on the opposite face a central slide 54 of diameter D much smaller than that of the flange 52 and forming on this face a projecting relief. This slide extends into the orifice of the static brake piston 30.
  • the support member 50 thus passes through the orifice of the static brake piston 30 by extending on two sides of this piston opposite one another in the axial direction XX.
  • the static brake piston 30 is interposed between the dynamic brake piston 40 on the one hand and the flange 52 and the disks 25 on the other hand.
  • the flange 52 is interposed between the two pistons 30, 40 on the one hand and the discs 25 on the other hand.
  • the static brake piston 30 here has the shape of a crown. It is surrounded by the brake cover 5 and surrounds the support member 50. It is guided by the cover 5.
  • the support member 50 is configured to: - bear against the static brake piston 30 without being in axial support against the dynamic brake piston 40 and - bear against the dynamic brake piston 40 without being in axial support against the static brake piston 30.
  • static seals are arranged: - between the brake cover 5 and the static brake piston 30, and - between the cover 5 and the distribution cover 4, and dynamic seals 14 are provided between the shaft and the distribution cover 4 since these seals receive a rotational movement when the engine is running.
  • an annular seal 60 is provided radially around the shaft 20.
  • the support member 50 is centered by the piston 30 at the slide 54.
  • the seal between the two parts is made by a static seal 62 arranged in a groove made in the piston 30.
  • Braking actions As indicated above, by default, the static brake piston 30 is in the braking position when no pressurized oil is injected into the brake release chamber 38. The washer 32 therefore pushes this piston 30 against the flange 52 of the support member 50, pushing the latter into abutment against the discs 25 to cause them to clamp. It is therefore static or parking braking which can also be used as an emergency brake. As soon as pressurized oil is injected into the brake chamber 38, the static brake piston 30 undergoes a translation away from the discs, and allows the rotation of the shaft 20. This piston 30 operates as a “negative brake”.
  • the parking brake is a negative brake which is applied in the absence of a command, which places the machine in safety mode when it is stopped, for example typically in the case of a wheel or cylinder drive motor. When the machine stops or in the event of a hydraulic failure, this brake is applied automatically. It is observed that the static brake piston 30 generates the compression of the discs independently of the dynamic brake piston 40.
  • a conduit 42 is provided to supply fluid to a braking chamber 43 delimited at the bottom of the housing 44 of the dynamic brake piston 40. This conduit extends here into the plate 7.
  • This machine therefore implements a braking method in which: - the dynamic brake piston 40 generates a compression of the discs 25 in order to immobilize the shaft 20 in rotation relative to the housing 2 under the effect of a fluid pressure, and - the static brake piston 30 generates a compression of the discs under the effect of the return member 32 and independently of the dynamic brake piston 40.
  • Offset ratio The energy efficiency of dynamic braking is particularly interesting here. To realize this, we consider: - the thrust produced by the support member 50 against the dynamic brake piston 40 under the effect of the fluid coming from the brake release chamber 38, to the left in FIG. 2, and - the thrust produced by this piston 40 against the support member 50 by the fluid pressure exerted from the control conduit 42 of this piston, to the right in FIG. 2.
  • the ratio of the first thrust to the second is here less than 15%, and even 10% and 5% as we will see.
  • Such a ratio can be defined in pressure or in diameter.
  • Dynamic braking can only occur in the brake release position of the static brake piston 30.
  • the brake release pressure is exerted in the brake release chamber 38, on the face of the static brake piston 30 facing the discs, and for what interests us here, on the two faces of the support member 50 located in this chamber. This is its entire face facing the discs and its opposite face, with the exception of the slide 54. It is therefore the presence of the latter which generates a difference in thrust on the two faces of the support member 50, thus producing a net thrust of this member in the direction of the dynamic brake piston 40, to the left.
  • the net thrust corresponds to the area of the section of the slide 54 in a plane perpendicular to the X-X axis. (This area is ⁇ .D 2 /4).
  • the pressure offset ratio is also dependent on the dynamic braking pressure. For the latter, for example, when a brake is said to be "at 120 bar” in the specifications or in the catalog, it is in fact used at 72 bar most of the time for normal braking. In this case, we define the pressure offset ratio for 120 bar as an example.
  • the geometric ratio is the ratio of the diameter of the slide 54 to that of the dynamic brake piston 40 which defines the operation for a nominal pressure of 30 bar on one side, and 120 bar (or 72 bar) on the other.
  • the diameter of the slide is 11.8 mm.
  • this diameter is 40 mm.
  • the “Other case” line corresponds to a slide diameter of 24 mm.
  • the offset ratio values are in Table 1 below.
  • the valve The machine also comprises in this case a valve 70 mounted in the shaft 20, in particular in a housing 72 opening at one end of the shaft oriented towards the brake cover 5.
  • the shaft has a radial duct 74 connecting a chamber 75, located on one side of the disks 25 opposite the support member 50, with the valve 70.
  • the shaft 20 also has an axial duct 76 connecting the housing 72 and therefore the valve with a zone of the shaft remote from the latter.
  • the radial duct 74 is upstream of the valve and the axial duct 76 downstream.
  • a flow restriction 78 is provided in the axial duct downstream of the valve 70.
  • the valve can be represented as a calibrated flap.
  • a first predetermined threshold for example 15 bar
  • a second predetermined threshold for example 13 bars
  • a second, preliminary threshold for example 13 bars
  • the valve is therefore configured to evacuate fluid flowing through the discs and coming from the brake release chamber 38.
  • a circulation of fluid therefore takes place through the valve 70 to perform an oil flush in order to renew the oil and cool this part.
  • valve 70 has the function of maintaining the minimum pressure, for example 13 bars, in the brake release chamber 38, while the restriction 13 has the function of limiting the flow rate so as not to exhaust the hydrodynamic brake system. This is especially valid in emergency mode, because in normal operating mode this valve could be dispensed with.
  • Such a configuration forms a hydrodynamic brake system, because it is based on a pressure balance which is created and maintained thanks to a flow rate. In other words, during brake release, this hydrodynamic brake system delivers a flow rate permanently.
  • a system is supplied by a flow of pressurized hydraulic fluid, for example by means of a three-way proportional valve, and a dynamic pressure source such as a pump drawing from a reservoir of hydraulic fluid, and has a line connected to a reservoir of unpressurized fluid.
  • a description of such a system can be found in publications FR-3054513 in support of figures 6a and 6b and FR- 3052723 in support of figures 5 and 7.
  • Vehicle or machine A vehicle or machine may be provided comprising one or more machines of this type, for example as a motor for travel wheels.
  • This machine is particularly suitable for a sweeper 80, a tool carrier 81 or a forklift 82 respectively illustrated in figures 3, 4 and 5, or a compactor or a steamroller.
  • the control circuit 101 of such a vehicle is illustrated in FIG. 6.
  • each drive wheel 83 is equipped with a motor 100 forming a machine according to the invention.
  • a front wheel 83 and a rear wheel 83 thus equipped are illustrated.
  • the circuit 101 comprises a hydraulic fluid reservoir 84 and a pump 85 supplied by the reservoir.
  • a pressurization pump 86 for the part of the circuit providing service braking. It supplies the two motors 100 with the interposition of a brake control member 87 configured to generate via a valve 91 of the member and a brake line connected to the conduit 42 an application of fluid pressure to the dynamic brake piston 40 of each motor.
  • This member 87 is used during driving and ensures a loading of the valve 91. It is for example a pedal which provides an output flow at a modulated pressure. The more the pedal is pressed, the more intense the dynamic braking. When the pedal is released, the valve 91 relieves the pressure of the brake line up to the pressure of the reservoir 84.
  • the valve 91 associated with the pedal 87 is shown below the pedal.
  • the circuit 101 also comprises a pump 88 for pressurizing the part of the circuit ensuring the parking brake.
  • a pump 88 for pressurizing the part of the circuit ensuring the parking brake.
  • it supplies only one of the two motors 100, for example that of the rear wheel with the interposition of a brake control member 89, such as a lever, configured to interrupt an application of a fluid pressure on the static brake piston 30 when the lever is actuated.
  • This member serves as a static brake control for parking. It is reverse-controlled and includes a similar valve but which interrupts the fluid pressure when the member is actuated, for example when the lever is lowered.
  • the valve is also three-way proportional, and provides a line with a braking flow, that is to say a flow at a modulated pressure, from a pressure line coming from the pump and a pressure-free line connected to the reservoir 84.
  • Electrical controls can replace these manual controls, in the case of a machine controlled by an automation. Such a machine does not require the use of a separate specific parking brake, for example in the form of a drum brake which constitutes a more expensive and less reliable solution.
  • Second embodiment We will present a second embodiment of the machine of the invention with reference to figures 7 and 8. The characteristics identical to those of the first embodiment will not all be described again.
  • the static brake piston 30 extends in the axial direction opposite the periphery of the face of the support member 50 opposite the disks 25.
  • the piston 30 is mounted to slide in the plate 7, with the interposition of the static seal 34, here housed in a groove of the plate 7.
  • the support member 50 has a shape similar to that of the first mode except that the slider 54 is this time absent on the side of the member oriented towards the plate 7.
  • a static seal 293 ensures the seal between the support member 50 and the shaft 20, at the slider 54 which this time extends in the direction of the shaft, in the latter.
  • the dynamic brake piston 40 here again has a disk shape, similar to that of the first mode.
  • this piston 40 is rigidly fixed to the support member and moves with it. It is in fact this piston which here replaces the slide 54 on the side of the support member oriented towards the plate 7.
  • the dynamic brake piston 40 and the support member 50 can be formed from a single piece or from two elements rigidly fixed to each other. Again, the dynamic brake piston 40 is mounted so as to slide in the housing 44 of the plate 7 with the interposition of a static seal 290, here housed in a groove in the plate.
  • the plate 7 comprises a central cylindrical sleeve 292 defining in the internal part the housing 44 of the dynamic brake piston 40.
  • Figure 8 illustrates the areas of the machine subjected to the brake release pressure when the brake release of the static piston 30 is commanded.
  • this pressure is exerted in the chamber 38, on the face of the static piston 30 facing the disks, on the two main faces of the support member 50, and through the disks, along the shaft 20 to a seal 21 with the distributor 12.
  • the machine is therefore configured so that the static brake piston 30 generates the compression of the discs independently of the dynamic brake piston 40.
  • the static brake piston 30 in fact acts on the support member 50 without this being done via the dynamic brake piston 40.
  • the dynamic brake piston 40 generates the compression of the discs 25 independently of the static brake piston 30 since this is done without its intermediary.
  • the valve 91 can for example be produced by means of a three-way proportional valve: - a first inlet port is connected to a pressure source such as the pump 86.
  • a pressure source Since it is a pressure source, it is capable of providing a flow of pressurized oil regardless of the quantity of oil consumed, for example 20 l/min at 20 bar; - a second inlet port, called the relief port, is connected to the pressureless oil reservoir 84; and - a third outlet port, called the action port, is connected to the dynamic braking line 42 and delivers a flow at a pressure modulated between the reservoir pressure, at a minimum, and the pump pressure, at a maximum. Indeed, the pressure delivered by this channel is proportional to the actuation carried out on the control member 87.
  • the valve 91 puts the line 42 in communication with the reservoir 84. In such a valve, the oil can flow in both directions.
  • the valve delivering a pressure fluid can go or return at any time, as long as the pressure is fixed.
  • the piston 40 can be manipulated back and forth at any pressure.
  • the valve always providing a pressure, even if it is zero, the oil can flow in both directions. This means that the pressure in the dynamic braking chamber 43 does not immobilize the piston 40 by itself.
  • the static piston 30 is actuated alone, the assembly formed by the dynamic piston 40 and the support member 50 can move, independently of the dynamic brake control.
  • pressure (whatever it may be) is applied to the dynamic piston 40, it can always move, whether or not the static piston 30 is actuated.
  • the support member 50 is subjected to the sum of the forces (and not the movements) of the pistons 30 and 40. These pistons can act independently of each other and provide their thrust separately, even if a movement of the static piston 30 driving the support member 50 can move the piston 40 in this embodiment. In this way, the braking is produced by the pistons independently.
  • This assembly must be understood as the sum of the effects of the pressures, namely the pressure of the return member 32 on one side, more or less countered by the static pressure, and the pressure of the dynamic chamber 43 on the other.
  • the surfaces of the piston 40 which contribute to setting it in motion under the effect of the pressure in the chamber 43 are those which hydraulically close this chamber, whether or not the tapped orifice of the piston shown below is retained.
  • the housing 44 defining the dynamic chamber 43 is closed at the rear by a plug 55 screwed into a tapped orifice of the plate 7, from the outside of the machine.
  • the dynamic brake piston 40 has on its face oriented towards the plate 7 and the plug 55 a blind tapped orifice 41. It is possible to remove the plug 55 to access this orifice 41. Then, by screwing an actuating member into the dynamic brake piston 40, the latter can be pulled to move it towards the plate 7 and thus perform manual debraking of this piston. This makes it possible to eliminate all braking of the machine when the vehicle of which it is a part is towed, the engine being stopped and without hydraulic pressure.
  • the support member 50 is without a slide and has a general disk shape although its central part is slightly bulged in this case for reasons of space. The operation remains unchanged. Many modifications can be made to the invention without departing from its scope. The machine according to the invention could also operate as a pump.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Braking Arrangements (AREA)

Abstract

La machine hydraulique tournante (100) comprend : - un carter (2), - un arbre (20) monté mobile à rotation par rapport au carter, - des disques (25) de frein configurés pour immobiliser à rotation l'arbre par rapport au carter,- un piston de frein statique (30) configuré pour engendrer une compression des disques (25) sous l'effet d'un organe de rappel (32), et - un piston de frein dynamique (40) configuré pour engendrer une compression des disques sous l'effet d'une pression de fluide, la machine étant configurée de sorte que le piston de frein statique (30) engendre la compression des disques indépendamment du piston de frein dynamique (40).

Description

MACHINE HYDRAULIQUE TOURNANTE MUNIE D'ORGANES DE FREINAGE DOMAINE DE L’INVENTION L'invention concerne les machines hydrauliques tournantes et leurs organes de freinage. ETAT DE LA TECHNIQUE On connait du document FR-3048042 une machine hydraulique tournante équipée d’un frein comprenant des disques configurés pour immobiliser à rotation l’arbre par rapport au carter. Un piston de frein statique permet de comprimer les disques les uns contre les autres sous l’effet d’un organe de rappel. Une application de pression de fluide permet de compenser l’effort de rappel et d’autoriser la rotation de l’arbre. Il s’agit d’un frein de parking, frein négatif ou encore frein d’urgence. On connait d’autre part des machines hydrauliques équipées d’un piston de frein dynamique assurant la compression des disques sous l’effet d’une pression de fluide. Il s’agit d’un frein de service ou frein positif. Un but de l’invention est de fournir une machine équipée de moyens de freinage dont l’agencement est plus efficace. EXPOSE DE L’INVENTION A cet effet, on prévoit une machine hydraulique tournante comprenant : - un carter, - un arbre monté mobile à rotation par rapport au carter, - des disques de frein configurés pour immobiliser à rotation l’arbre par rapport au carter, - un piston de frein statique configuré pour engendrer une compression des disques sous l’effet d’un organe de rappel, et - un piston de frein dynamique configuré pour engendrer la compression des disques sous l’effet d’une pression de fluide, la machine étant configurée de sorte que le piston de frein statique engendre la compression des disques indépendamment du piston de frein dynamique. La machine peut former un moteur hydraulique ou une pompe hydraulique. Un tel moteur est configuré pour mettre en rotation un arbre sous l’effet d’une pression hydraulique. Une telle pompe, au contraire, produit une pression hydraulique sous l’effet de la rotation d’un arbre. En indiquant que le piston de frein statique engendre la compression des disques indépendamment du piston de frein dynamique, on veut dire que le piston de frein statique produit cette compression sans l’intermédiaire du piston de frein dynamique. Cela n’interdit pas cependant que ce dernier se déplace à cette occasion. La machine pourra présenter en outre au moins l’une des caractéristiques suivantes : . elle est configurée de sorte que le piston de frein dynamique engendre la compression des disques indépendamment du piston de frein statique. Ici également, on veut dire que le piston dynamique produit cette compression sans l’intermédiaire du piston statique. Cela n’interdit pas cependant que ce dernier se déplace à cette occasion. . elle comprend un organe d’appui configuré pour : - être en appui contre le piston de frein statique sans être en appui axial contre le piston de frein dynamique par référence à une direction axiale de la machine, et - être en appui contre le piston de frein dynamique sans être en appui axial contre le piston de frein statique. . l’organe d’appui ou le piston de frein dynamique traverse un orifice du piston de frein statique en s’étendant de deux côtés du piston de frein statique opposés l’un à l’autre suivant la direction axiale. . la machine est configurée de sorte qu’un ratio d’une poussée produite par l’organe d’appui contre le piston de frein dynamique sous l’effet d’un fluide provenant d’une chambre de défreinage sur une poussée produite par le piston de frein dynamique contre l’organe d’appui par la pression de fluide est inférieur à 15%, de préférence inférieur à 10%, et par exemple inférieur à 5%. . l’organe d’appui ou le piston de frein dynamique a une forme en « T ». . le piston de frein statique est interposé entre le piston de frein dynamique et les disques. . le piston de frein dynamique est monté coulissant dans une pièce d’extrémité du carter. . le piston de frein statique est monté coulissant dans la pièce d’extrémité du carter. . la machine comprend une valve configurée pour évacuer du fluide parcourant les disques et provenant d’une chambre de défreinage délimitée par le piston de frein statique, la valve étant configurée pour ne pas évacuer le fluide lorsque le piston de frein statique engendre la compression des disques. . la valve est montée dans l’arbre et l’arbre présente un conduit radial mettant en communication la chambre de défreinage avec la valve. . la machine comprend une restriction de débit en aval de la valve. On prévoit également selon l’invention un véhicule ou engin comprenant au moins une machine selon l’invention. On peut prévoir que le véhicule ou engin comprend : - un organe de commande de freinage configuré pour commander une application de la pression de fluide sur le piston de frein dynamique et/ou - un organe de commande de freinage configuré pour interrompre une application d’une pression de fluide sur le piston de frein statique. On peut prévoir que le véhicule ou engin comprend une pompe hydraulique configurée pour produire la pression de fluide. On prévoit enfin selon l’invention un procédé de freinage d’une machine hydraulique tournante, procédé dans lequel: - un piston de frein dynamique engendre une compression de disques de frein afin d’immobiliser à rotation un arbre de la machine par rapport à un carter de la machine sous l’effet d’une pression de fluide, et - un piston de frein statique engendre une compression des disques sous l’effet d’un organe de rappel et indépendamment du piston de frein statique. DESCRIPTION DES FIGURES Nous allons maintenant présenter des modes de réalisation de l'invention à titre d'exemples non-limitatifs à l'appui des dessins sur lesquels : - la figure 1 est une vue en coupe axiale d’une machine hydraulique tournante, - la figure 2 est une vue similaire montrant une partie d’une machine selon un premier mode de réalisation de l’invention ; - les figures 3 à 5 sont des exemples d’engin comprenant une telle machine ; - la figure 6 est une vue d’un circuit de commande d’un véhicule ou d’un engin comprenant une telle machine ; et - les figures 7 à 9 illustrent deux autres modes de réalisation de la machine de l’invention. Dans toute la suite, un bar vaut 105 Pa. Premier mode de réalisation Nous allons présenter un premier mode de réalisation de l’invention en référence aux figures 1 et 2. La machine 100 selon ce premier mode de réalisation est par exemple du type de celle illustrée à la figure 1. Agencement général Dans tout ce qui suit, sauf indication contraire, les pièces sont coaxiales, symétriques de révolution et centrées sur l’axe X de rotation de la machine, qui définit donc sa direction axiale. Il s’agit ici d’un moteur hydraulique tournant qui comprend un arbre 20 auquel peut être solidarisé le moyeu d’une roue R, et un système de frein configuré pour bloquer la rotation de l’arbre sur commande ou lorsque le système de frein n’est pas alimenté. Ainsi, par défaut, l’arbre 20 est immobilisé. Il s’étend selon l’axe longitudinal X et tourne en rotation autour de cet axe. Il est entrainé en rotation par des cannelures (non représentées sur les figures). Le moteur comprend un carter 2 comportant un couvercle de palier 3 et un couvercle de distribution 4. Il comprend un bloc-cylindres 6 à l’intérieur duquel sont disposés des pistons radiaux 8 montés coulissant à l’intérieur de leurs cylindres respectifs et équipés d’un galet de roulement à une extrémité. Le moteur comprend une came lobée 10, rigidement fixée au carter et sur laquelle roulent les pistons 8, effectuant ainsi un mouvement de va-et-vient à l’intérieur de leurs cylindres. Les cylindres sont alimentés en huile sous pression (pouvant aller jusqu’à 450 bars) et solidaires en rotation du bloc-cylindres 6. Ce dernier est solidaire en rotation de l’arbre 20, soit par une liaison fixe, soit par un embrayage. Des cannelures, non représentées, peuvent former une telle solidarisation. Des alimentations haute pression et basse pression 16, 18 se trouvent dans le couvercle de distribution 4, et plus précisément dans un distributeur 12. Le couvercle de distribution 4 recouvre le distributeur en étant situé radialement à l’extérieur. De l’autre côté du bloc-cylindres 6, le couvercle de palier 3 protège des paliers 14, 15 qui permettent la rotation de l’arbre tout en faisant office de transmission de l’effort vers le carter du moteur, le carter étant solidaire du châssis du véhicule. Plusieurs types de moteurs existent en ce qui concerne l’architecture des paliers (reprise d’effort via l’arbre ou le moyeu de la roue) et ne seront pas détaillés ici. L’arbre 20 est par exemple relié à la roue R par le biais d’un moyeu/fusée situé en extrémité externe 24 de l’arbre 20 et comprenant des orifices pour recevoir des vis solidarisant la roue. Plus généralement, l’extrémité externe 24 fait office de sortie pour l’arbre moteur 20, et forme le point de récupération du couple produit par le moteur. Les organes de frein peuvent être positionnés en extrémité interne 26 de l’arbre. Par interne, on entend l’extrémité opposée à l’extrémité externe 24. Dans le cas d’une assistance hydraulique en couple, cette extrémité interne est située le plus à l’intérieur du véhicule. Il est aussi possible que l’arbre 20 s’arrête au niveau du bloc-cylindres 6 et soit prolongé par un arbre de frein 30, lui-même entrainé par le bloc-cylindres, comme illustré à la figure 1. L’arbre de frein 30 peut donc être distinct de l’arbre moteur 20. Les deux arbres sont liés par les cannelures du bloc-cylindres. L’engagement de chaque arbre dans le bloc peut être inégal. Les organes de freinage Nous allons maintenant décrire les moyens de freinage du premier mode de réalisation en référence à la figure 2. Sur la figure 1, ces moyens n’ont pas été illustrés en détail. La machine 100 comprend : - des disques de frein 25 configurés pour immobiliser à rotation l’arbre 20 par rapport au carter 2, - un piston de frein statique 30 configuré pour engendrer une compression des disques 25 sous l’effet d’un organe de rappel 32, et - un piston de frein dynamique 40 configuré pour engendrer une compression des disques sous l’effet d’une pression de fluide. Les disques 25 forment deux séries de disques, à savoir une première série de disque 25 solidaires en rotation de l’arbre 20 et une deuxième série de disques 25 solidaires en rotation du carter 2. Les disques de la première série sont intercalés entre ceux de la deuxième. Tous les disques forment une pile unique suivant une direction parallèle à la direction axiale. Lorsque l’un des pistons de frein 30, 40 se rapproche des disques 25, il engendre leur serrage comme on le verra, provoquant ainsi l’immobilisation de l’arbre 20 par rapport au carter par friction des disques. Les disques 25 comprennent typiquement une garniture de frein remplaçable. Une autre possibilité consiste à prévoir que les disques de frein sont en acier nitruré. La machine 100 comprend un couvercle de frein 5 faisant partie du carter 2, et donc solidaire en particulier ici du couvercle de distribution 4. Le couvercle de frein 5, sensiblement de révolution, définit un volume V à l’intérieur duquel sont logés les pistons de frein 30, 40. Une plaque ou capot 7 vient obturer longitudinalement une ouverture d’extrémité du couvercle 5. Elle est en appui sur le couvercle 5 et ferme le volume V. Des joints d’étanchéité sont prévus pour éviter les fuites d’huile sous pression. On désigne par « étanchéité statique » une étanchéité qui subit de faibles mouvements, essentiellement en translation, et par « étanchéité dynamique » une étanchéité qui subit un mouvement de rotation à la vitesse de l’arbre du moteur. Les joints statiques sont plutôt des joints toriques ou quadrilobes, tandis que les joints dynamiques sont des bagues à lèvres ou des joints composites comportant un anneau de glissement et un contre-joint de mise en appui. Le piston de frein dynamique Le piston de frein dynamique 40 a en l’espèce une forme de disque d’axe X- X. Il est monté dans un logement cylindrique borgne 44 de la plaque 7, ouvert en direction du volume interne V de la machine. Il est libre de tourner par rapport au carter autour de l’axe X-X et surtout de coulisser par rapport à la plaque 7 suivant la direction axiale. Un joint d’étanchéité statique 46 assure l’étanchéité entre le pourtour du piston 40 et la face interne du logement 44. Le joint 46 est reçu par exemple dans un logement annulaire du piston 40. Le piston de frein statique Dans le volume V est reçu le piston de frein statique 30. Il a une forme générale de disque d’axe X-X et plus précisément de couronne présentant un orifice central traversant 33. Il est lui aussi monté coulissant suivant la direction axiale X-X par rapport au couvercle 5 avec interposition d’un joint d’étanchéité statique 34 entre le pourtour du piston 30 et le couvercle. Le joint 34 est reçu par exemple dans un logement annulaire du couvercle 5. Le piston de frein statique 30 présente une surépaisseur en partie centrale sur sa face dirigée vers le piston de frein dynamique 40, et une surépaisseur en partie périphérique sur sa face dirigée en direction opposée. Un conduit d’arrivée d’huile 36 alimente une chambre de défreinage 38 délimitée entre le piston de frein statique 30 et le couvercle de frein 5 dans le volume V et configurée pour que l’huile sous pression pousse ce piston en direction de la plaque 7 c’est-à-dire en direction opposée aux disques 25. De l’autre côté du piston 30, l’organe de rappel 32 génère une contre-force qui a tendance à maintenir ce piston en position de freinage, c’est-à-dire avec les disques 25 pincés. Lorsque le système de frein n’est pas alimenté en huile sous pression, cet organe immobilise l’arbre 20 via le piston 30 et les disques. Il prend par exemple la forme d’une rondelle ou de ressorts. Il est logé dans une cavité ou chambre 39 dite sèche du volume V, par opposition à la chambre de défreinage 38 qui reçoit de l’huile sous pression. La chambre sèche 39 et la chambre de défreinage 38 ne permettent pas d’échange de fluide entre elles. Elles sont formées par la division du volume V par le piston de frein statique 30 en deux sous- volumes. Par conséquent, elles sont situées longitudinalement de part et d’autre de ce piston. L’organe d’appui La machine comprend en outre un organe d’appui 50 présentant en l’espèce une forme en « T ». Cet organe comprend dans cet exemple un flasque 52 ayant une forme générale de disque d’axe X-X présentant sur une face un rebord 53 s’étendant en regard des disques 25, et sur la face opposée un coulisseau central 54 de diamètre D très inférieur à celui du flasque 52 et formant sur cette face un relief en saillie. Ce coulisseau s’étend dans l’orifice du piston de frein statique 30. L’organe d’appui 50 traverse ainsi l’orifice du piston de frein statique 30 en s’étendant de deux côtés de ce piston opposés l’un à l’autre suivant la direction axiale X-X. Avec cet agencement, le piston de frein statique 30 est interposé entre le piston de frein dynamique 40 d’une part et le flasque 52 et les disques 25 d’autre part. De même, le flasque 52 est interposé entre les deux pistons 30, 40 d’une part et les disques 25 d’autre part. Le piston de frein statique 30 a ici une forme de couronne. Il est entouré par le couvercle de frein 5 et entoure l’organe d’appui 50. Son guidage est fait par le couvercle 5. On voit donc que l’organe d’appui 50 est configuré pour : - être en appui contre le piston de frein statique 30 sans être en appui axial contre le piston de frein dynamique 40 et - être en appui contre le piston de frein dynamique 40 sans être en appui axial contre le piston de frein statique 30. Pour isoler la chambre de défreinage 38, des étanchéités statiques sont disposées : - entre le couvercle de frein 5 et le piston de frein statique 30, et - entre le couvercle 5 et le couvercle de distribution 4, et des étanchéités dynamiques 14 sont prévues entre l’arbre et le couvercle de distribution 4 puisque ces étanchéités reçoivent un mouvement de rotation quand le moteur tourne. Ainsi, entre le couvercle de frein 5 et le distributeur 12, pour éviter des fuites d’huile puisque les disques baignent dans l’huile, un joint annulaire 60 est prévu radialement autour de l’arbre 20. L’organe d’appui 50 est centré par le piston 30 au niveau du coulisseau 54. C’est aussi à ce niveau-là qu’est effectuée l’étanchéité entre les deux pièces par un joint statique 62 disposé dans une rainure réalisée dans le piston 30. Actions de freinage Comme indiqué précédemment, par défaut, le piston de frein statique 30 est en position de freinage lorsqu’aucune huile sous pression n’est injectée dans la chambre de défreinage 38. La rondelle 32 pousse donc ce piston 30 contre le flasque 52 de l’organe d’appui 50, poussant ce dernier en appui contre les disques 25 pour engendrer leur serrage. C’est donc le freinage statique ou de parking qui peut aussi être utilisé en frein de secours. Dès que de l’huile sous pression est injectée dans la chambre de défreinage 38, le piston de frein statique 30 subit une translation en éloignement des disques, et autorise la rotation de l’arbre 20. Ce piston 30 fonctionne en « frein négatif ». On observe qu’il engendre la compression des disques indépendamment du piston de frein dynamique 40. Le frein de parking est un frein négatif qui se serre en l’absence de commande, ce qui met la machine en sécurité lorsqu’elle est arrêtée, par exemple typiquement dans le cas d’un moteur d’entrainement de roue ou de cylindre. A l’arrêt de la machine ou en cas de panne hydraulique, ce frein se serre automatiquement. On observe que le piston de frein statique 30 engendre la compression des disques indépendamment du piston de frein dynamique 40. Un conduit 42 est prévu pour alimenter en fluide une chambre de freinage 43 délimitée au fond du logement 44 du piston de frein dynamique 40. Ce conduit s’étend ici dans la plaque 7. Lorsqu’une pression de fluide est appliquée à cette chambre 43 et sous réserve que le piston de frein statique 30 soit en position de défreinage, le piston de frein dynamique 40 est déplacé en direction des disques 25, vers la droite sur la figure 2. Il vient en appui direct contre le coulisseau 54 de l’organe d’appui 50 et sollicite donc ce dernier pour le serrage des disques. On obtient donc une fonction de frein de service ou frein dynamique utilisée lors de la conduite de la machine. On observe que le piston de frein dynamique 40 engendre la compression des disques indépendamment du piston de frein statique 30. On est donc en présence d’un système de frein combiné qui réalise les deux fonctions en agissant sur le même paquet de disques de frein et en l’espèce via un même organe d’appui 50. Cette machine met donc en œuvre un procédé de freinage dans lequel : - le piston de frein dynamique 40 engendre une compression des disques 25 afin d’immobiliser à rotation l’arbre 20 par rapport au carter 2 sous l’effet d’une pression de fluide, et - le piston de frein statique 30 engendre une compression des disques sous l’effet de l’organe de rappel 32 et indépendamment du piston de frein dynamique 40. Ratio d’offset Le rendement énergétique du freinage dynamique est ici particulièrement intéressant. Pour s’en rendre compte, on considère : - la poussée produite par l’organe d’appui 50 contre le piston de frein dynamique 40 sous l’effet du fluide provenant de la chambre de défreinage 38, vers la gauche sur la figure 2, et - la poussée produite par ce piston 40 contre l’organe d’appui 50 par la pression de fluide s’exerçant à partir du conduit 42 de commande de ce piston, vers la droite sur la figure 2. Le ratio de la première poussée sur la deuxième est ici inférieur à 15%, et même 10% et 5% comme nous allons le voir. Un tel ratio, dit ratio d’offset, peut être défini en pression ou en diamètre. Le freinage dynamique ne peut se produire qu’en position de défreinage du piston de frein statique 30. La pression de défreinage s’exerce dans la chambre de défreinage 38, sur la face du piston de frein statique 30 orientée en direction des disques, et pour ce qui nous intéresse ici, sur les deux faces de l’organe d’appui 50 situé dans cette chambre. Il s’agit de toute sa face orientée vers les disques et de sa face opposée, à l’exception du coulisseau 54. C’est donc la présence de ce dernier qui engendre une différence de poussée sur les deux faces de l’organe d’appui 50, produisant ainsi une poussée nette de cet organe en direction du piston de frein dynamique 40, vers la gauche. En l’espèce, la poussée nette correspond à la superficie de la section du coulisseau 54 dans un plan perpendiculaire à l’axe X- X. (Cette superficie vaut π.D2/4). Le ratio d’offset en pression est par ailleurs dépendant de la pression de freinage dynamique. Pour cette dernière, à titre d’exemple, lorsqu’un frein est dit « à 120 bar » au cahier des charges ou au catalogue, il est en fait utilisé à 72 bar la plupart du temps pour un freinage normal. Nous définissons en l’espèce à titre d’exemple le ratio d’offset en pression pour 120 bar. Il s’agit donc de comparer la poussée de la pression de défreinage (par exemple constante à 30 bar) transmise par le coulisseau 54 à la poussée du piston de frein dynamique 40 (typiquement à 72 bar, mais on prend en compte aussi 120 bar pour le freinage maximal) qui s’exerce sur toute la section du piston de frein dynamique 40. Le ratio géométrique est le rapport du diamètre du coulisseau 54 sur celui du piston de frein dynamique 40 qui définit le fonctionnement pour une pression nominale de 30 bar d’un côté, et 120 bar (ou 72 bar) de l’autre. Dans ce premier mode de réalisation, le diamètre du coulisseau est de 11,8 mm. Dans le deuxième mode de réalisation qui sera décrit plus loin en relation avec la figure 7, ce diamètre est de 40 mm. La ligne « Autre cas » correspond à un diamètre de coulisseau de 24 mm. Les valeurs de ratio d’offset sont dans le tableau 1 ci- dessous. Tableau 1 Diamètre D Diamètre Ratio de Ration Ratio du coulisseau du piston diamètre d’offset à d’offset à 40 72 bar 120 bar Premier mode 11,8 mm 40 mm 0.295 4% 2% Deuxième mode 20 mm 40 mm 0.500 10% 6% Autre cas 24 mm 40 mm 0.6 15% 9% Plus le ratio d’offset est bas, moins le piston de frein dynamique 40 doit fournir d’effort pour le freinage, c’est-à-dire moins il doit compenser la pression de défreinage statique. Ce ratio diminue quand on augmente la pression de freinage dynamique de référence. On observe donc un ratio d’offset particulièrement bas lors de l’activation du frein dynamique puisque la pression dans la chambre de défreinage 38 n’engendre un effort à vaincre que sur une toute petite section correspondant à celle du coulisseau 54. La valve La machine comprend aussi en l’espèce une valve 70 montée dans l’arbre 20, notamment dans un logement 72 débouchant à une extrémité de l’arbre orientée vers le couvercle de frein 5. L’arbre présente un conduit radial 74 mettant en communication une chambre 75, située d’un côté des disques 25 opposé à l’organe d’appui 50, avec la valve 70. L’arbre 20 présente aussi un conduit axial 76 mettant le logement 72 et donc la valve en communication avec une zone de l’arbre éloignée de ce dernier. Par référence à une direction d’un flux de fluide dans la valve comme on va le voir, le conduit radial 74 est en amont de la valve et le conduit axial 76 en aval. Une restriction de débit 78 est prévue dans le conduit axial en aval de la valve 70. La valve peut se représenter comme un clapet taré. Elle vise à empêcher la circulation de fluide en deçà d’un premier seuil prédéterminé, par exemple 15 bar, pour permettre une montée en pression dans la chambre de défreinage 38 lorsqu’on active hydrauliquement le défreinage en exerçant une pression par le conduit 36 (défreinage d’urgence). Elle est donc configurée pour ne pas évacuer le fluide lorsque le piston de frein statique 30 engendre la compression des disques. Au-delà d’un deuxième seuil, préalable, par exemple de 13 bars, on sait qu’il y a assez de pression dans la chambre 38 pour contrer l’effort de la rondelle 32 et libérer le piston de frein statique 30. La valve est donc configurée pour évacuer du fluide parcourant les disques et provenant de la chambre de défreinage 38. Au- delà du premier seuil, une circulation de fluide a donc lieu à travers la valve 70 pour réaliser un balayage d’huile (en anglais « flushing ») afin de renouveler l’huile et refroidir cette partie. Cela permet aussi d’évacuer des poussières, voire des particules issues de l’usure des disques de frein. Ce balayage se fait depuis la chambre de défreinage 38. Un flux traverse donc cette dernière, passe entre l’organe d’appui 50 et le couvercle 5, traverse et refroidit les disques 25 et débouche dans le conduit radial 74 qui arrive vers la valve 70. Puis le flux de rinçage-refroidissement sort de la valve par le conduit axial 76 à travers l’arbre 20 et la restriction 78, en direction du carter de la machine, puis est drainé par une conduite de frein qui ramène le fluide vers un réservoir d’huile sans pression. Accessoirement, le circuit de flushing peut collecter des fuites en provenance du joint dynamique 60. Mais cette circulation est limitée par la restriction 78 qui permet de maintenir une différence de pression malgré la circulation de fluide et donc de maintenir une pression dans la chambre de défreinage 38 de manière que le frein statique ne s’active pas. De la sorte, on contre en permanence l’effort qu’exerce la rondelle 32 sur le piston de frein statique 30 pour que la pile de disques ne soit pas comprimée par l’organe d’appui 50. Autrement dit, la valve 70 a pour fonction de maintenir la pression minimale, par exemple de 13 bars, dans la chambre de défreinage 38, tandis que la restriction 13 a pour fonction de limiter le débit pour ne pas épuiser le système de freinage hydrodynamique. Cela est surtout valable en mode dépannage, car en mode de fonctionnement normal on pourrait se passer de cette valve. On remarque en effet qu’une telle configuration forme un système de freinage hydrodynamique, car il est basé sur un équilibre de pressions qui se crée et se maintient grâce à un débit. Autrement dit, lors du défreinage, ce système de frein hydrodynamique délivre un débit en permanence. Un tel système est alimenté par un flux de fluide hydraulique sous pression, par exemple au moyen d’une valve proportionnelle à trois voies, et d’une source de pression dynamique telle qu’une pompe puisant dans un réservoir de fluide hydraulique, et dispose d’une ligne reliée à un réservoir de fluide sans pression. Une description d’un tel système se trouve dans les publications FR-3054513 à l’appui des figures 6a et 6b et FR- 3052723 à l’appui des figures 5 et 7. Véhicule ou engin On peut prévoir un véhicule ou un engin comprenant une ou plusieurs machines de ce type, par exemple en tant que moteur pour des roues de déplacement. Cette machine est particulièrement appropriée pour une balayeuse 80, une engin porte- outils 81 ou un chariot élévateur 82 respectivement illustrés aux figures 3, 4 et 5, ou encore un compacteur ou un rouleau-compresseur. Dans la suite, lorsque nous parlerons d’un véhicule, il est entendu que cela sera également applicable à un engin. Le circuit de commande 101 d’un tel véhicule est illustré à la figure 6. Dans ce véhicule, chaque roue motrice 83 est équipée d’un moteur 100 formant une machine selon l’invention. Sur la figure, une roue avant 83 et une roue arrière 83 ainsi équipées sont illustrées. Le circuit 101 comprend un réservoir de fluide hydraulique 84 et une pompe 85 alimentée par le réservoir. Il comprend une pompe de mise en pression 86 de la partie du circuit assurant le freinage de service. Elle alimente les deux moteurs 100 avec interposition d’un organe de commande de freinage 87 configuré pour engendrer via une valve 91 de l’organe et une ligne de freinage raccordée au conduit 42 une application d’une pression de fluide sur le piston de frein dynamique 40 de chaque moteur. Cet organe 87 sert lors de la conduite et assure une mise en charge de la valve 91. Il s’agit par exemple d’une pédale qui procure un flux de sortie à une pression modulée. Plus on appuie sur la pédale, plus le freinage dynamique est intense. Lorsqu’on relâche la pédale, la valve 91 déleste la pression de la ligne de freinage jusqu’à la pression du réservoir 84. La valve 91 associée à la pédale 87 est représentée en dessous de la pédale. Le circuit 101 comprend aussi une pompe 88 de mise en pression de la partie du circuit assurant le freinage de parking. Elle alimente en l’espèce un seul des deux moteurs 100, par exemple celui de la roue arrière avec interposition d’un organe de commande de freinage 89, tel qu’un levier, configuré pour interrompre une application d’une pression de fluide sur le piston de frein statique 30 lorsqu’on actionne le levier. Cet organe sert de commande de freinage statique pour le parking. Il est à commande inversée et comprend une valve similaire mais qui interrompt la pression de fluide quand on actionne l’organe, par exemple quand on abaisse le levier. La valve est également proportionnelle à trois voies, et procure une ligne avec un flux de freinage, c’est-à-dire un débit à une pression modulée, à partir d’une ligne de pression venant de la pompe et d’une ligne sans pression raccordée au réservoir 84. Des commandes électriques peuvent remplacer ces commandes manuelles, dans le cas d’une machine pilotée par un automatisme. Une telle machine ne nécessite pas l’utilisation d’un frein de parking spécifique séparé, par exemple sous la forme d’un frein à tambour qui constitue une solution plus onéreuse et moins fiable. Deuxième mode de réalisation Nous allons présenter un deuxième mode de réalisation de la machine de l’invention en référence aux figures 7 et 8. Les caractéristiques identiques à celles du premier mode ne seront pas toutes décrites à nouveau. Sur la machine 200, on retrouve que le piston de frein statique 30 s’étend suivant la direction axiale en regard du pourtour de la face de l’organe d’appui 50 opposée aux disques 25. De plus, le piston 30 est monté mobile à coulissement dans la plaque 7, avec interposition du joint statique 34, ici logé dans une gorge de la plaque 7. L’organe d’appui 50 a une forme similaire à celle du premier mode mis à part que le coulisseau 54 est cette fois absent du côté de l’organe orienté vers la plaque 7. Un joint d’étanchéité statique 293 assure l’étanchéité entre l’organe d’appui 50 et l’arbre 20, au niveau du coulisseau 54 qui s’étend cette fois en direction de l’arbre, dans ce dernier. Le piston de frein dynamique 40 a ici encore une forme de disque, similaire à celle du premier mode. Toutefois, sa face principale orientée en direction de l’organe d’appui 50 s’étend directement en regard de ce dernier et contre lui. En l’espèce, ce piston 40 est rigidement fixé à l’organe d’appui et se déplace avec lui. C’est en fait lui qui remplace ici le coulisseau 54 du côté de l’organe d’appui orienté vers la plaque 7. Le piston de frein dynamique 40 et l’organe d’appui 50 peuvent être formés d’une seule pièce ou de deux éléments rigidement fixés l’un à l’autre. A nouveau, le piston de frein dynamique 40 est monté mobile à coulissement dans le logement 44 de la plaque 7 avec interposition d’un joint statique 290, ici logé dans une gorge de la plaque. La plaque 7 comprend un manchon cylindrique central 292 définissant en partie interne le logement 44 du piston de frein dynamique 40. Il forme en partie interne le support de guidage du piston de frein dynamique 40 et en partie externe celui du piston de frein statique 30 avec interposition d’un joint statique 294, en l’espèce porté par le manchon 292. L’arrivée du fluide de commande du piston de frein dynamique 40 peut par exemple se faire suivant un orifice axial 242 traversant la plaque 7 notamment suivant une direction parallèle à l’axe X-X. L’actionnement de la valve 91 située sous l’organe de commande 87 commande l’arrivée de fluide sous pression dans la chambre dynamique 43. Le piston de frein dynamique 40 se déplace donc avec l’organe d’appui 50 en direction des disques de frein 25 pour les mettre en compression axiale. On a illustré aussi à la figure 7 la ligne hydraulique de défreinage 36 débouchant dans la chambre de défreinage 38. Cette ligne est en communication avec la valve de l’organe de commande 89. La figure 8 illustre les zones de la machine soumises à la pression de défreinage lorsque le défreinage du piston statique 30 est commandé. En particulier, cette pression s’exerce dans la chambre 38, sur la face du piston statique 30 orientée vers les disques, sur les deux faces principales de l’organe d’appui 50, et à travers les disques, le long de l’arbre 20 jusqu’à un joint d’étanchéité 21 avec le distributeur 12. Il est avantageux de donner aux joints 290 et 293 des diamètres sensiblement identiques, ou encore de donner aux faces cylindriques du piston 40 et du coulisseau 54 contre lesquelles ils sont en appui des diamètres sensiblement identiques. En effet, dans ces conditions, la pression de défreinage n’a pas d’effet sur l’organe d’appui 50. Cette fois encore, la machine est donc configurée de sorte que le piston de frein statique 30 engendre la compression des disques indépendamment du piston de frein dynamique 40. Le piston de frein statique 30 agit en effet sur l’organe d’appui 50 sans que cela se fasse par l’intermédiaire du piston de frein dynamique 40. De même, le piston de frein dynamique 40 engendre la compression des disques 25 indépendamment du piston de frein statique 30 puisque cela se fait sans son intermédiaire. De même que dans le précédent mode de réalisation, on peut par exemple réaliser la valve 91 au moyen d’une valve proportionnelle à trois voies : - une première voie d’entrée est reliée à une source de pression telle que la pompe 86. S’agissant d’une source de pression, elle est apte à fournir un débit d’huile sous pression quelle que soit la quantité d’huile consommée, par exemple 20l/min à 20 bar ; - une deuxième voie d’entrée, dite de délestage, est reliée au réservoir d’huile sans pression 84 ; et - une troisième voie de sortie, dite voie d’action, est reliée à la ligne de freinage dynamique 42 et délivre un débit à une pression modulée entre la pression du réservoir, au minimum, et la pression de la pompe, au maximum. En effet, la pression délivrée par cette voie est proportionnelle à l’actionnement effectué sur l’organe de commande 87. Au repos, la valve 91 met la ligne 42 en communication avec le réservoir 84. Dans une telle valve, l’huile peut circuler dans les deux sens. Par exemple, lorsqu’on relâche la pédale 87 et que le piston dynamique 40 recule, l’huile peut rebrousser chemin vers le réservoir 84. En effet, la valve délivrant une pression, du fluide peut aller ou revenir à tout instant, du moment que la pression est fixée. Par exemple, on peut manipuler le piston 40 d’avant en arrière à toute pression. De façon générale, la valve donnant toujours une pression, fût-elle nulle, l’huile peut circuler dans les deux sens. Cela fait que la pression dans la chambre de freinage dynamique 43 n’immobilise pas par elle-même le piston 40. Lorsqu’on actionne le piston statique 30 seul, l’ensemble formé par le piston dynamique 40 et l’organe d’appui 50 peut bouger, indépendamment donc de la commande de frein dynamique. Lorsqu’on applique une pression (quelle qu’elle soit) sur le piston dynamique 40, il peut toujours se déplacer, qu’il y ait ou non un actionnement du piston statique 30. L’organe d’appui 50 est soumis à la somme des efforts (et non des mouvements) des pistons 30 et 40. Ces pistons peuvent agir indépendamment l’un de l’autre et donner leur poussée séparément, même si un déplacement du piston statique 30 entrainant l’organe d’appui 50 peut faire bouger le piston 40 dans ce mode de réalisation. De cette manière le freinage est produit par les pistons de manière indépendante. Il faut comprendre ce montage comme faisant la somme des effets des pressions, à savoir la pression de l’organe de rappel 32 d’un côté, plus ou moins contré par la pression statique, et la pression de la chambre dynamique 43 de l’autre. Sur la figure 7, les surfaces du piston 40 qui contribuent à le mettre en mouvement sous l’effet de la pression dans la chambre 43 sont celles qui ferment hydrauliquement cette chambre, et ce, que l’on conserve ou pas l’orifice taraudé du piston présenté plus bas. On peut prévoir que le logement 44 définissant la chambre dynamique 43 est obturé en partie arrière par un bouchon 55 vissé dans un orifice taraudé de la plaque 7, depuis l’extérieur de la machine. En l’espèce, le piston de frein dynamique 40 présente sur sa face orientée en direction de la plaque 7 et du bouchon 55 un orifice taraudé borgne 41. Il est possible d’ôter le bouchon 55 pour accéder à cet orifice 41. Ensuite, en vissant un organe d’actionnement dans le piston de frein dynamique 40, on peut tirer sur ce dernier pour le déplacer en direction de la plaque 7 et ainsi effectuer un défreinage manuel de ce piston. Cela permet de supprimer tout freinage de la machine lorsque le véhicule dont elle fait partie est remorqué, le moteur étant à l’arrêt et sans pression hydraulique. Cette faculté avantageuse de réaliser un défreinage manuel est rendu possible par le fait que le piston de frein dynamique 40 est rigidement fixé à l’organe d’appui 50 dans ce mode de réalisation. Le fonctionnement des deux freins est par ailleurs inchangé. La valve 70 est ici absente. Troisième mode de réalisation Nous allons présenter un troisième mode de réalisation de l’invention en référence à la figure 9. Les caractéristiques identiques à celles du premier mode ne seront pas décrites à nouveau. Cette fois, dans la machine 300, la forme du piston de frein dynamique 40 et de l’organe d’appui 50 sont inversées en comparaison avec le premier mode. Ainsi, c’est ce piston qui a une forme en « T » et comprend un coulisseau central 54 en saillie de la face du disque orientée en direction de l’organe d’appui 50. Ce coulisseau traverse l’orifice central du piston de frein statique 30 pour pouvoir venir en contact avec l’organe d’appui situé de l’autre côté de ce piston. L’organe d’appui 50 est dépourvu de coulisseau et a une forme générale de disque quoique sa partie centrale soit légèrement renflée en l’espèce pour des raisons d’encombrement. Le fonctionnement demeure inchangé. On pourra apporter à l’invention de nombreuses modifications sans sortir du cadre de celle-ci. La machine selon l’invention pourrait aussi fonctionner en tant que pompe.

Claims

Revendications 1. Machine hydraulique tournante (100 ; 200 ; 300) formant un moteur hydraulique ou une pompe hydraulique, la machine comprenant : - un carter (2), - un arbre (20) monté mobile à rotation par rapport au carter, - des disques de frein (25) configurés pour immobiliser à rotation l’arbre par rapport au carter, - un piston de frein statique (30) configuré pour engendrer une compression des disques (25) sous l’effet d’un organe de rappel (32), et - un piston de frein dynamique (40) configuré pour engendrer la compression des disques sous l’effet d’une pression de fluide, la machine étant configurée de sorte que le piston de frein statique (30) engendre la compression des disques indépendamment du piston de frein dynamique (40).
2. Machine selon la revendication précédente, configurée de sorte que le piston de frein dynamique (40) engendre la compression des disques (25) indépendamment du piston de frein statique (30).
3. Machine selon l’une des revendications précédentes qui comprend un organe d’appui (50) configuré pour : - être en appui contre le piston de frein statique (30) sans être en appui axial contre le piston de frein dynamique (40) par référence à une direction axiale (X) de la machine, et - être en appui contre le piston de frein dynamique (40) sans être en appui axial contre le piston de frein statique (30).
4. Machine selon la revendication précédente dans laquelle l’organe d’appui (50) ou le piston de frein dynamique (40) traverse un orifice (33) du piston de frein statique (30) en s’étendant de deux côtés du piston de frein statique (30) opposés l’un à l’autre suivant la direction axiale (X).
5. Machine selon l’une des revendications 3 ou 4 configurée de sorte qu’un ratio : - d’une poussée produite par l’organe d’appui (50) contre le piston de frein dynamique (40) sous l’effet d’un fluide provenant d’une chambre de défreinage (38) - sur une poussée produite par le piston de frein dynamique (40) contre l’organe d’appui (50) par la pression de fluide est inférieur à 15%, de préférence inférieur à 10%, et par exemple inférieur à 5%.
6. Machine selon l’une des revendications précédentes dans laquelle l’organe d’appui (50) ou le piston de frein dynamique (40) a une forme en « T ».
7. Machine selon l’une des revendications précédentes dans laquelle le piston de frein statique (30) est interposé entre le piston de frein dynamique (40) et les disques (25).
8. Machine selon l’une des revendications précédentes dans laquelle le piston de frein dynamique (40) est monté coulissant dans une pièce d’extrémité (7) du carter.
9. Machine selon la revendication précédente dans laquelle le piston de frein statique (30) est monté coulissant dans la pièce d’extrémité () du carter.
10. Machine selon l’une des revendications précédentes qui comprend une valve (70) configurée pour évacuer du fluide parcourant les disques (25) et provenant d’une chambre de défreinage (38) délimitée par le piston de frein statique (30), la valve étant configurée pour ne pas évacuer le fluide lorsque le piston de frein statique engendre la compression des disques.
11. Machine selon la revendication précédente dans laquelle la valve est montée dans l’arbre et l’arbre présente un conduit radial (74) mettant en communication la chambre de défreinage (38) avec la valve (70).
12. Machine selon l’une des revendications 10 ou 11 qui comprend une restriction de débit (78) en aval de la valve (70).
13. Véhicule (80 ; 81 ; 82) ou engin comprenant au moins une machine selon l’une quelconque des revendications précédentes.
14. Véhicule ou engin selon la revendication précédente qui comprend : - un organe de commande de freinage (87) configuré pour commander une application de la pression de fluide sur le piston de frein dynamique (40) et/ou - un organe de commande de freinage (89) configuré pour interrompre une application d’une pression de fluide sur le piston de frein statique (30).
15. Véhicule ou engin selon la revendication 13 ou 14 qui comprend en outre une pompe hydraulique (86) configurée pour produire la pression de fluide.
16. Procédé de freinage d’une machine hydraulique tournante (100 ; 200 ; 300), procédé dans lequel: - un piston de frein dynamique (40) engendre une compression de disques de frein (25) afin d’immobiliser à rotation un arbre (20) de la machine par rapport à un carter (2) de la machine sous l’effet d’une pression de fluide, et - un piston de frein statique (30) engendre la compression des disques sous l’effet d’un organe de rappel (32) et indépendamment du piston de frein statique.
PCT/EP2024/065762 2023-06-08 2024-06-07 Machine hydraulique tournante munie d'organes de freinage Ceased WO2024251961A1 (fr)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202480051249.7A CN121712999A (zh) 2023-06-08 2024-06-07 设置有制动构件的旋转液压机

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
FR2305804A FR3149657A1 (fr) 2023-06-08 2023-06-08 Machine hydraulique tournante munie d'organes de freinage
FRFR2305804 2023-06-08

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2024251961A1 true WO2024251961A1 (fr) 2024-12-12

Family

ID=87974425

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2024/065762 Ceased WO2024251961A1 (fr) 2023-06-08 2024-06-07 Machine hydraulique tournante munie d'organes de freinage

Country Status (3)

Country Link
CN (1) CN121712999A (fr)
FR (1) FR3149657A1 (fr)
WO (1) WO2024251961A1 (fr)

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6089357A (en) * 1997-09-30 2000-07-18 Jackson; David C. Dual piston swing brake system for cranes
EP1072814A1 (fr) * 1999-07-27 2001-01-31 Poclain Hydraulics Industrie Système de freinage d'un rotor par rapport à un stator
FR2796886A1 (fr) * 1999-07-27 2001-02-02 Poclain Hydraulics Ind Dispositif de palier de support d'une roue equipe de moyens de freinage
FR3048042A1 (fr) 2016-02-24 2017-08-25 Poclain Hydraulics Ind Systeme de frein avec mesure d'usure
FR3052723A1 (fr) 2016-06-16 2017-12-22 Poclain Hydraulics Ind Systeme de freinage mecaniquement maintenu
FR3054513A1 (fr) 2016-08-01 2018-02-02 Poclain Hydraulics Ind
EP3299656B1 (fr) * 2016-09-23 2020-11-18 Poclain Hydraulics Industrie Système de freinage amélioré pour machine hydraulique

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6089357A (en) * 1997-09-30 2000-07-18 Jackson; David C. Dual piston swing brake system for cranes
EP1072814A1 (fr) * 1999-07-27 2001-01-31 Poclain Hydraulics Industrie Système de freinage d'un rotor par rapport à un stator
FR2796886A1 (fr) * 1999-07-27 2001-02-02 Poclain Hydraulics Ind Dispositif de palier de support d'une roue equipe de moyens de freinage
FR3048042A1 (fr) 2016-02-24 2017-08-25 Poclain Hydraulics Ind Systeme de frein avec mesure d'usure
FR3052723A1 (fr) 2016-06-16 2017-12-22 Poclain Hydraulics Ind Systeme de freinage mecaniquement maintenu
FR3054513A1 (fr) 2016-08-01 2018-02-02 Poclain Hydraulics Ind
EP3299656B1 (fr) * 2016-09-23 2020-11-18 Poclain Hydraulics Industrie Système de freinage amélioré pour machine hydraulique

Also Published As

Publication number Publication date
CN121712999A (zh) 2026-03-20
FR3149657A1 (fr) 2024-12-13

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP2901014B1 (fr) Appareil hydraulique présentant une structure améliorée pour sa mise en cylindrée
EP3480458B1 (fr) Machine hydraulique comprenant un système de freinage amélioré
EP0995033B1 (fr) Moteur hydraulique a frein compact
EP3299656B1 (fr) Système de freinage amélioré pour machine hydraulique
FR2623581A1 (fr) Systeme de commande automatique d'un embrayage d'accouplement de deux arbres rotatifs
FR2796886A1 (fr) Dispositif de palier de support d'une roue equipe de moyens de freinage
FR2689591A1 (fr) Transmission avec organe d'enroulement.
EP1072814B1 (fr) Système de freinage d'un rotor par rapport à un stator
EP0969205B1 (fr) Moteur hydraulique compact
FR2814517A1 (fr) Dispositif de transmission a engrenages, en particulier pour vehicule automobile
FR2577859A1 (fr) Systeme perfectionne de transmission a quatre roues motrices comprenant un moyen de debrayage
EP2795165A1 (fr) Drain pour montage d'étanchéité dynamique
EP0143709B1 (fr) Système de freinage comprenant au moins un disque de frein coulissant
WO2024251961A1 (fr) Machine hydraulique tournante munie d'organes de freinage
FR3048042B1 (fr) Systeme de frein avec mesure d'usure
FR2814516A1 (fr) Dispositif de transmission a engrenages, en particulier pour vehicule automobile
WO1990001123A1 (fr) Dispositif de commande d'embrayage
FR3155468A1 (fr) Machine hydrostatique de rotation à frein optimisé
FR2694342A1 (fr) Moteur à fluide sous pression comportant un ralentisseur interne et groupe d'entraînement en faisant application et comportant un organe d'immobilisation.
EP3788274B1 (fr) Dispositif de freinage amélioré
EP3421311B1 (fr) Dispositif de frein de secours à couple variable
EP4180681B1 (fr) Embrayage humide amélioré pour système de groupe motopropulseur
FR2611842A1 (fr) Embrayage a commande hydraulique et frein de trainee
WO2023073142A1 (fr) Dispositif d'entrainement en rotation d'une roue comprenant un moteur hydraulique a pistons radiaux et des moyens de verrouillage des pistons en position rentree
FR2724437A1 (fr) Groupe d'entrainement hydromecanique

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 24731593

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE