Brevet FR2903162A1 — publié le 20080104

"Etrier de frein électromécanique". L'invention concerne un étrier de frein électromécanique, destiné notamment à un véhicule automobile. Un étrier de frein connu est représenté schématiquement en figure 1. Il comprend un carter d'étrier 1 positionné à cheval sur un disque 2 solidaire d'une roue devant être freinée. Ce carter 1 comprend une extrémité portant une première plaquette de freinage 3 située en vis-àvis d'une face du disque 2, et qui est fixe par rapport au carter 1. Une seconde plaquette de freinage 4 est située en vis-à-vis de l'autre face du disque 2. Cette seconde plaquette 4 est mobile en étant portée par un écrou à billes 6 pouvant être déplacé en translation par rapport au carter 1. Ce carter 1 renferme encore un moteur électrique 7 relié à un réducteur 8 pour entraîner une vis à billes 9 engagée dans l'écrou à billes 6. Lorsque le moteur 7 tourne, la vis à billes 9 est mise en rotation pour déplacer en translation l'écrou à billes 6, et donc la seconde plaquette 4. La rotation du moteur dans un premier sens provoque le freinage du disque 2 en comprimant le disque entre la première et la seconde plaquette. Son entraînement dans un sens opposé provoque le desserrage du disque 2 en écartant les plaquettes 3 et 4 l'une de l'autre. L'ensemble formé par le réducteur 8 et par le système vis-écrou 9 et 6 constitue un réducteur ayant un rapport de démultiplication noté N. La vitesse axiale V de l'écrou à billes 6 est proportionnelle à la vitesse angulaire co du moteur 7 divisée par le rapport N : V co / N. L'effort de serrage est proportionnel au produit du couple C du moteur 7 par le rapport N:FCxN. Le rapport de démultiplication N doit rester suffisamment faible pour permettre un déplacement rapide de la plaquette en début de course afin d'offrir un temps de réaction satisfaisant. Il est donc nécessaire d'utiliser un moteur délivrant un couple élevé pour assurer un niveau de serrage suffisant. Un moteur 12 volt n'est généralement pas suffisant pour délivrer le couple requis, de sorte qu'il est nécessaire de recourir à un moteur de puissance supérieure, qui doit être alimenté par exemple sous 36 volt. Le but de l'invention est de proposer une solution permettant 35 d'augmenter l'effort de serrage sans surdimensionner le moteur et sans réduire le temps de réponse du freinage. 2903162 2 A cet effet, l'invention a pour objet un étrier de frein électromécanique, comprenant un moteur entraînant une vis à bille engagée dans un écrou poussant un piston pour déplacer ce piston en translation, caractérisé en ce qu'il comprend un système à démultiplication variable liant la rotation du 5 moteur au déplacement du piston, pour procurer une démultiplication plus importante en fin de course du piston qu'en début de course de ce piston. L'invention concerne également un étrier tel que défini ci-dessus, dans lequel le système à démultiplication variable comprend au moins un galet porté par l'écrou et coulissant dans une gorge orientée selon une 10 direction inclinée par rapport à un axe de déplacement du piston. L'invention concerne également un étrier tel que défini ci-dessus, dans lequel la gorge a une forme générale oblongue, comprenant une première extrémité incurvée qui correspond à une zone de déplacement du galet en début de course du piston. 15 L'invention concerne également un étrier tel que défini ci-dessus, dans lequel la gorge a un contour interne présentant une singularité située au niveau de l'extrémité incurvée, et dans laquelle le galet est en appui sur cette singularité pour la contourner en début de course du piston. L'invention concerne également un étrier tel que défini ci-dessus, 20 dans lequel la gorge est portée par une douille entourant l'écrou et vissée dans le carter pour permettre une compensation d'une usure d'une plaquette et du disque portée par le piston en déplaçant longitudinalement cette douille par rotation autour de son filetage. L'invention concerne également un étrier tel que défini ci-dessus, 25 dans lequel la douille est maintenue en appui contre le taraudage du carter dans lequel elle est vissée par un ressort, dans lequel le piston est lié en translation avec la douille par un autre ressort, et dans lequel un embrayage lie en rotation l'écrou à la douille lorsqu'un jeu angulaire fonctionnel entre cet écrou et cette douille est annulé. 30 L'invention sera maintenant décrite plus en détail, et en référence aux dessins annexés qui en illustrent une forme de réalisation à titre d'exemple non limitatif. La figure 1 (déjà décrite) est une vue schématique en coupe d'un frein électromécanique de l'état de la technique ; La figure 2 est un graphe donnant l'évolution de la puissance et du rendement d'un moteur électrique en fonction de sa vitesse ; 2903162 3 La figure 3 est une vue en coupe schématique de l'étrier selon l'invention La figure 3A est une première vue de détail de l'étrier selon l'invention 5 La figure 3B est une seconde vue de détail de l'étrier selon l'invention La figure 3C est une troisième vue de détail de l'étrier selon l'invention La figure 4 est un graphe donnant schématiquement l'évolution de 10 l'effort délivré par le piston en fonction de son déplacement ; La figure 5 est un graphe donnant l'évolution du pas résultant théorique en fonction du déplacement du piston pour obtenir l'effort de serrage donné en figure 4 avec un fonctionnement du moteur à couple constant ; 15 La figure 6 est un graphe représentant l'évolution des rotations de vis et d'écrou en fonction du déplacement du piston pour satisfaire le pas résultant théorique donné en figure 5 ; La figure 7 est un graphe représentant la relation théorique liant le déplacement orthoradial du centre d'un galet à son déplacement axial pour 20 satisfaire les rotations de vis et d'écrou données en figure 6 ; La figure 8 est une représentation en développée de la douille, à mi largeur de galet des bords opposés d'une gorge théorique (traits discontinus) permettant de satisfaire la relation théorique liant le déplacement orthoradial du centre d'un galet à son déplacement axial donnée en figure 7 (trait plein) ; 25 La figure 9 est une vue agrandie de la figure 8 ; La figure 10 est un graphe représentant la relation effective selon l'invention liant le déplacement orthoradial du centre d'un galet à son déplacement axial ; La figure 11 est une représentation des bords opposés d'une gorge 30 selon l'invention (traits discontinus) permettant de satisfaire la relation donnée en figure 10 (trait plein) ; La figure 12 est une représentation en développée de la douille, à mi largeur de galet de tout le contour d'une gorge selon l'invention (traits discontinus) ainsi que de la courbe présentée en figure 10 (trait plein) ; 35 La figure 13 est un graphe représentatif de l'évolution des rotations de vis et d'écrou en fonction du déplacement du piston induite par le profil de gorge définie en figure 12 selon l'invention ; 2903162 4 La figure 14 est un graphe représentatif de l'évolution du pas effectif de l'étrier selon l'invention ; La figure 15 est un graphe représentatif de l'évolution du couple à fournir à la vis de l'étrier selon l'invention ; 5 La figure 16 est un graphe représentatif de l'évolution du couple à fournir à la vis d'un étrier de l'état de la technique ; La figure 17 est une autre vue en coupe de l'étrier selon l'invention lorsque les plaquettes sont partiellement usées ; La figure 18 est une vue en coupe d'une variante de l'étrier selon 10 l'invention lorsque les plaquettes sont neuves ; La figure 19 est une vue en coupe de la variante de la figure 18 lorsque les plaquettes sont usées. L'étrier de frein selon l'invention comprend un système à démultiplication variable pour déplacer la plaquette de frein mobile. La 15 démultiplication est élevée lorsque l'effort à appliquer sur le disque doit être élevé, c'est-à-dire durant le serrage effectif, et cette démultiplication est faible lorsque l'effort à appliquer est faible, c'est-à-dire lorsque la plaquette est rapprochée du disque avant serrage, ce qui inclut notamment le rattrapage des jeux et de l'usure. 20 La démultiplication variable permet ainsi de faire fonctionner le moteur à des points de fonctionnement situés dans une plage restreinte, tout en obtenant un déplacement de la plaquette plus ou moins lent, et un effort de serrage plus ou moins important. La plage de fonctionnement peut être choisie pour correspondre à un 25 couple sensiblement constant, ce qui correspond également à une vitesse et à un rendement sensiblement constants du moteur. La démultiplication variable peut de plus être dimensionnée pour que la plage de fonctionnement du moteur corresponde à un rendement optimal, cette plage contenant par exemple le point A de la courbe en trait discontinu 30 de la figure 2, cette courbe représentant l'évolution du rendement en fonction de la vitesse de rotation. Cela permet alors de minimiser la consommation énergétique de l'étrier. Ou bien alors, cette plage de fonctionnement peut comprendre le point de fonctionnement à puissance maximale d'un moteur donné, qui est 35 représenté schématiquement par le point B de la courbe en trait plein de la figure 2 qui montre l'évolution de la puissance en fonction de la vitesse du 2903162 5 moteur. Dans ce cas, cela permet d'optimiser l'encombrement du moteur électrique. Comme visible figure 3, selon un premier mode de réalisation, l'étrier de frein selon l'invention comprend un carter d'étrier 11 positionné à cheval 5 sur un disque 12 devant être freiné. Ce carter 11 comprend une extrémité portant une première plaquette de freinage 13 fixe par rapport au carter, et faisant face au disque 12. Une seconde plaquette de freinage 14, mobile, opposée à la première peut être déplacée en translation par rapport au carter 11 par un écrou à billes 10 16. Ce carter renferme un moteur électrique 17 et un réducteur 18 portant une vis à billes 19 qui est engagée dans l'écrou à billes 16 pour le déplacer. La seconde plaquette est plus particulièrement portée par un support ou piston 21, dont elle est rigidement solidaire, ce support étant mobile en 15 translation par rapport au carter, tout en étant en appui sur une extrémité de l'écrou à billes 16 par l'intermédiaire d'une butée à billes 22. L'écrou à billes 16 est entouré par une douille 23, et est guidé en déplacement par rapport à cette douille 23 au moyen de deux galets 24 coopérant avec deux gorges complémentaires 26. Chaque galet 24 est porté 20 par l'écrou à billes 16, et dépasse radialement de cet écrou tout en étant engagé dans une gorge correspondante 26 réalisée dans la surface cylindrique interne de la douille 23. Comme détaillé plus bas, les gorges 26 sont inclinées par rapport à l'axe de déplacement de l'écrou 16, qui coïncide avec l'axe de rotation AX de 25 la vis 19, de sorte qu'elles produisent la démultiplication variable. La douille 23 comprend un filetage externe 27 qui est vissé dans un taraudage correspondant 28 de la surface interne de l'étrier 11. Ce filetage 27 et ce taraudage 28 qui forment un système vis-écrou, assurent un rattrapage d'usure des plaquettes et du disque qui sera détaillé ci-après. 30 Pour ce qui concerne le fonctionnement du système de démultiplication variable, la douille 23 peut être considérée comme étant rigidement fixée au carter 11. Lorsque le moteur est actionné pour serrer le disque, la vis 19 tourne pour déplacer l'écrou 16 le long de l'axe AX. Les mouvements de l'écrou 16 35 sont assujettis aux gorges 26 dans lesquelles coulissent les galets 24 portés par cet écrou 16. 2903162 6 Les gorges 26 étant inclinées et courbes, elles provoquent une rotation de l'écrou lorsque la rotation de la vis 19 tend à déplacer cet écrou en translation. Cette rotation de l'écrou 16 durant son mouvement de translation, 5 induit une démultiplication supplémentaire dont le rapport, à un instant donné, dépend de l'angle formé par la tangente à la gorge 26 au niveau du point de contact du galet 24 avec cette gorge, avec l'axe AX. Une forme courbe des gorges 26 permet ainsi d'avoir un rapport de démultiplication qui varie en fonction de la position de l'écrou 16 le long de 10 l'axe AX. Dans cet étrier, le couple délivré par le moteur 17 est converti en un couple à la vis à billes 19 selon la relation : Cv;s = N * Cmoteur (j). L'effort Fécrou (N) délivré par l'écrou 16 est lié au couple Cv;s (N.mm) fourni par la vis 19, et au pas résultant théorique PR th (mm). Ce pas résultant 15 théorique PR th dépend du pas du filetage reliant la vis 19 à l'écrou 16, considéré égal à 6mm dans notre exemple, et du pas variable que constituent les gorges courbes 26 liant en mouvement l'écrou 16 et la douille 23. On a ainsi la relation : Fécrou = (2 * * * Cvis ) / PR th (HH) dans laquelle 20 ri désigne le rendement du système vis-écrou 19 et 16. ri est considéré comme valant 1 dans la suite. On a d'autre part, PR th = Axécrou I Davis/douille (iii) OU Axécrou désigne un déplacement axial infiniment petit de l'écrou 16, et où DOtvis/douille désigne la rotation correspondante de la vis 19 par rapport à la douille 23 qui peut être 25 considérée comme étant fixe dans cette partie. Dans l'exemple de dimensionnement considéré ci-après, le couple moteur Cmoteur peut être considéré comme valant 0,3 Nm et le réducteur 18 peut être considéré comme ayant un rapport de démultiplication N valant 10. En figure 4, on a représenté de façon simplifiée la caractéristique d'un 30 étrier de frein, en donnant l'évolution de l'effort appliqué par l'écrou en fonction du déplacement de cet écrou, dans un cas idéal. L'écrou est d'abord déplacé sur une longueur de 0,3 mm sans effort, ce qui correspond au rapprochement des plaquettes vers le disque. Ensuite, il est déplacé avec un effort non nul sur environ 1 mm, l'effort appliqué 35 augmentant alors linéairement jusqu'à 15 000 N, ce qui correspond à la raideur du système mécanique considéré. 2903162 7 Le pas résultant théorique PR th peut être défini en inversant la relation (ii), ce qui donne la relation PR th = (2 * * Cvis ) / Fécrou (iv) : en prenant pour Fécrou la caractéristique de la figure 4, on peut tracer l'allure du pas résultant théorique PR th, ce qui correspond au graphe de la figure 5. 5 Ce graphe montre que le pas résultant théorique doit être infini dans la phase de rattrapage de jeu, puisque l'effort à fournir est nul. Ce graphe montre également que pour un déplacement du piston 21 inférieur à 0,51 mm, le pas résultant théorique PR th est supérieur au pas fixe du système vis-écrou 19 et 16, et qu'au delà, PR th devient inférieur à ce pas fixe. 10 Le déplacement axial de l'écrou 16, noté Ax écrou, est lié à la rotation de la vis 19, à la rotation de cet écrou 16, et au pas du système vis-écrou 19 et 16, par la relation : Ax écrou = [ Davis/douille ù Deécrou/douille ] * PF (v), dans laquelle Deécrou/douille est la rotation en tours de l'écrou 16 par rapport à un repère fixe lié par exemple à la douille 23, qui est liée à la rotation de la vis Davis/douille par 15 rapport à un repère fixe, et au profil des gorges 26, et dans laquelle PF désigne le pas en mm du système vis-écrou 19 et 16. En combinant les relations (iii) et (v), on obtient : Davis/douille = Ax écrou / PR th (Vi), Aeécrou/douille = Davis/douille ù Ax écrou I PF (vii) 20 Ces rotations sont représentées sur la figure 6, avec le déplacement du piston en abscisse Ce graphe montre que pour avoir PR th > PF, c'est à dire pour x écrou 0,51 mm, l'écrou 16 tourne dans le même sens que la vis 19. La douille 23 qui comprend les gorges 26 dans lesquelles roulent les galets 24, a un diamètre de 40mm dans l'exemple considéré, ce qui permet de déterminer la relation liant le déplacement orthoradial du centre d'un galet 30 au déplacement axial de ce galet. Le déplacement orthoradial du centre du galet est son déplacement tangentiellement à un cercle de base de la douille, et le déplacement axial du centre du galet correspond au déplacement axial de l'écrou. Cette relation est représentée par le graphe de la figure 7 qui donne 35 pour un déplacement orthoradial du centre d'un galet, exprimé en mm sur l'axe des ordonnées, le déplacement axial correspondant, exprimé en mm sur l'axe des abscisses. 2903162 8 La figure 8 représente la forme de gorge théorique telle qu'un galet 24 de 30mm de diamètre, ait un déplacement en son centre correspondant au graphique de la figure 7. Cette forme théorique qui est représentée en agrandi dans la figure 9 ne peut être mise en oeuvre telle quelle. 5 Le centre de la gorge, identique au déplacement du centre du galet, qui est représenté en trait plein, a une forme de V très fermé : ses extrémités sont espacées d'une distance de 1,3 mm le long de l'axe AX, alors que cette gorge a une largeur de 30 mm, son contour étant représenté en pointillés. Il n'est donc pas possible de réaliser une gorge d'usinage simple qui soit 10 capable de guider un galet de 30mm de diamètre pour qu'il ait la trajectoire représentée en trait plein. Pour résoudre ce problème, l'étrier selon l'invention comprend des gorges 26 dont les formes diffèrent sensiblement de celle des figures 8 et 9, mais qui sont usinables et qui lui confèrent un pas variable très proche du pas 15 variable théorique PR th. Ces gorges donnent lieu à un pas variable correspondant au pas variable théorique PR th pour la partie correspondant au serrage du disque de manière à assurer un niveau de serrage important, et à un pas variable correspondant à un niveau d'effort le plus faible possible pour la partie 20 correspondant au rattrapage de jeu. Le déplacement des galets 24 est représenté dans le graphe de la figure 10 qui donne pour un déplacement orthoradial du centre d'un galet, exprimé en mm sur l'axe des ordonnées, le déplacement axial correspondant, exprimé en mm sur l'axe des abscisses. 25 Comme visible dans ce graphe, le déplacement des galets 24 qui est représenté en trait plein est confondu avec celui produit par les gorges théoriques des figures 8 et 9 qui est représenté en traits interrompus, lorsque le déplacement de l'écrou 16 est supérieur à la valeur 0,62 mm, ce qui correspond à la plage de serrage élevé du disque. 30 Pour un déplacement de l'écrou 16 situé entre 0 et 0,62 mm, la trajectoire du galet 24 diffère de celle obtenue avec les gorges théoriques des figures 8 et 9. Dans cette partie, le galet 24 est en appui sur une singularité, ou point singulier de la gorge 26 de sorte qu'il contourne ce point durant le début du déplacement, ce qui confère un pas résultant effectif PR e le plus 35 proche possible du pas théorique PR th tout en assurant un guidage complet du galet 24. 2903162 9 Le contour des gorges 26, correspondant à cette nouvelle trajectoire, est représenté en traits discontinus dans les figures 11 et 12, le point singulier étant repéré par S. La trajectoire du centre du galet étant représentée en trait plein dans ces mêmes figures. 5 Comme visible en figure 12, la gorge a une forme générale oblongue légèrement arquée pour que le pas varie au fur et à mesure du déplacement de l'écrou le long de l'axe AX, et elle comprend une extrémité de plus forte courbure correspondant à la zone de déplacement du galet 24 en début de course du piston 21. 10 Le contour de cette gorge qui a une forme générale oblongue, comprend plus particulièrement deux demi-cercles, représentés en traits mixtes, reliés l'un à l'autre par deux bords parallèles, en traits discontinus, légèrement arqués pour produire la variation du pas de démultiplication durant le serrage effectif 15 Le point singulier S est situé à hauteur de la jonction de l'un des demi-cercles avec l'un des bords arqués, de manière à constituer un point anguleux du contour, ce point anguleux étant en relief lorsque vu depuis l'intérieur de la gorge. En début de déplacement de l'écrou 16, le galet 24 est ainsi en appui 20 sur le point S qu'il doit contourner jusqu'à le dépasser pour rouler contre le bord arqué adjacent. Cette trajectoire du centre du galet 24 produit des rotations de la vis 19 et d'écrou 16 représentées dans le graphe de la figure 13, le pas résultant effectif PR e est quant à lui représenté en trait plein, tandis que le pas résultant 25 théorique, présenté en figure 5, est rappelé ici en trait pointillédans le graphe de la figure 14 qui donne ce pas en mm en fonction de la position de l'écrou 16 le long de l'axe AX. Comme visible dans la figure 14, le pas résultant effectif PR e est identique au pas résultant théorique PR th lorsque l'effort de serrage est élevé, 30 et il est inférieur à PR th lorsque l'effort de serrage est faible,. La figure 15 donne le couple appliqué à la vis 19, exprimé en Nmm sur l'axe des ordonnées, en fonction du déplacement de l'écrou 16 exprimé en mm sur l'axe des abscisses. Compte tenu du réducteur 18 de rapport 10, le couple délivré par le moteur vaut le dixième du couple appliqué à la vis 19. 35 Comme illustré par cette figure, au-delà de 0,62mm de déplacement axial d'écrou 16, le couple et la vitesse de rotation sont constants, alors que l'effort de serrage augmente, comme vu plus haut. 2903162 10 A titre de comparaison, avec un étrier de l'état de la technique, tel que celui de la figure 1, il est nécessaire de prévoir une évolution du couple délivré par le moteur telle qu'illustrée en figure 15 c'est-à-dire augmentant continûment à partir d'un déplacement de l'écrou 16 valant 0,3 mm. 5 Toujours dans l'exemple considéré, le déplacement axial de l'écrou 16 est limité à 1,3 mm environ. Cette valeur peut être augmentée, par exemple en prévoyant que les gorges 26 soient décalées l'une par rapport à l'autre le long de l'axe AX pour que chaque gorge puisse s'étendre sur environ 360 , ce qui permet d'augmenter la plage de déplacement de l'écrou. 10 L'étrier selon l'invention comprend également un dispositif de compensation automatique de l'usure des plaquettes et du disque pour que l'évolution de la démultiplication variable ne soit pas perturbée par la dérive introduite par cette usure. Le piston 21 qui entoure une extrémité de la douille 23, comprend un 15 segment circulaire 29 ou circlip fixé à sa surface interne cylindrique, et un autre segment circulaire 31 ou circlip est fixé à la surface externe cylindrique de l'extrémité de la douille 23. Le segment 31 est situé entre le segment 29 et la seconde plaquette 14 le long de l'axe AX. Un ressort 32 qui est ici une rondelle élastique, a son 20 bord externe en appui sur le segment 29 et son bord interne en appui sur le segment 31. Il tend à écarter ces segments l'un de l'autre le long de l'axe AX pour maintenir le piston en appui sur une face de l'extrémité de l'écrou à billes 16, la butée à billes 22 étant interposée entre cette face et la face interne correspondante du piston 21. 25 Ce ressort 32 qui est légèrement précontraint, maintient ainsi les galets 24 de l'écrou 16 en appui sur des bords correspondants des gorges 26 de la douille 23. Un autre ressort 33, de forme générale conique, comprend une extrémité de grand diamètre en appui sur un bord circulaire interne du carter 30 11, et une extrémité de petit diamètre en appui sur une face de la douille 23 pour maintenir les filets 27 de cette douille 23 en appui sur le taraudage 28 du carter 11. Cet autre ressort tend ainsi à éloigner la douille 23 de la première plaquette 13, c'est-à-dire à la déplacer vers la gauche sur les figures. Ces 35 ressorts assurent ainsi le retour du piston 21 en phase de desserrage de l'étrier. 2903162 11 Un autre ressort hélicoïdal 34 entoure la surface cylindrique externe de l'extrémité de la douille 23 en étant monté légèrement serré sur celle-ci, et en ayant une extrémité 36 solidarisée en rotation avec le piston 21. Le ressort 34 constitue une roue libre. Il autorise une rotation de la 5 douille 23 par rapport au piston 21 dans un seul sens de rotation qui est le sens inverse d'enroulement de ses spires, et qui correspond au sens de rattrapage d'usure. Plus particulièrement, le sens d'enroulement du ressort 34 est tel qu'une rotation dans le sens autorisé se traduit par un desserrement de ses 10 spires, ce qui leur permet de glisser le long de la surface cylindrique. Une tentative de rotation en sens inverse tend à serrer les spires sur la surface en question, ce qui rend cette autre rotation impossible. Le dispositif comprend encore un embrayage non commandé, qui introduit continûment un couple de frottement entre la douille 23 et l'écrou 16. 15 Cet embrayage qui apparaît notamment dans les figures 3A, 3B et 3C comprend deux disques 37 et 38 solidaires en rotation de l'écrou 16, et un disque 39 solidaire en rotation, mais avec un léger jeu angulaire, de la douille 23. Le disque 39 est situé entre les disques 37 et 38 le long de l'axe AX. Ces disques sont comprimés entre un ressort 41 précontraint et un 20 segment circulaire élastique 42 fixé à la surface cylindrique externe de l'extrémité de l'écrou 16 qu'il entoure. Le disque 39 est mobile en translation par rapport à la douille 23, pour autoriser une translation de l'écrou 16 par rapport à la douille 23. Le mouvement de rotation de l'écrou 16 est transmis à la douille 23 si 25 l'embrayage est non glissant et si le jeu angulaire entre le disque 39 et la douille 23 est annulé. A l'inverse, le mouvement de rotation de la vis 19 ne peut pas être transmis à la douille 23 si l'embrayage est glissant ou s'il subsiste un jeu angulaire non nul entre le disque 39 et la douille 23. Cet embrayage est non glissant si le sens de rotation est celui 30 autorisé par le ressort 34. Il est aussi non glissant si le couple de frottement qu'il introduit entre la douille 23 et l'écrou 16 est supérieur à l'écart des couples appliqués à la douille et à l'écrou. Dans le cas d'un serrage sans besoin de rattrapage d'usure, le moteur 17 entraîne la vis 19, ce qui déplace l'écrou 16 le long de l'axe AX et 35 en rotation autour de celui-ci du fait des gorges 26. 2903162 12 Dans un premier temps, le jeu angulaire entre le disque 39 et la douille 23 s'annule. Pendant cette annulation du jeu, l'embrayage est non glissant mais la rotation de l'écrou 16 est sans influence sur la douille 23. Dans un second temps, un effort significatif est appliqué par l'écrou 16 5 au piston 21. Cet effort est partiellement repris par la vis à billes 19, le complément étant repris par la douille 23 via les galets 24. L'effort repris par la douille 23, augmenté de l'effort exercé par le ressort 33 et diminué de l'effort développé par le ressort 32 sous l'effet de la translation du piston 21, se manifeste par la création d'un couple de frottement entre son filetage 27 et le 10 taraudage 28 du carter 11. Le couple de frottement délivré par l'embrayage est quant à lui réglé de sorte qu'il soit inférieur au couple de frottement généré entre la douille 23 et le carter 11. L'embrayage devient donc glissant, de sorte que la rotation de l'écrou 16 est sans influence sur la douille 23. Dans les cas d'un desserrage sans besoin de rattrapage d'usure, le 15 moteur 17 entraîne la vis 19 dans un sens opposé. Dans un premier temps, le jeu angulaire entre le disque 39 et la douille 23 passe de zéro à sa valeur maximale : l'embrayage est alors non glissant mais la rotation de l'écrou 16 est sans influence sur la douille 23. Dans un second temps, l'écrou 16 tend à entraîner la douille 23 par 20 l'intermédiaire de l'embrayage, dans un sens de rotation qui est interdit par le ressort 34. L'embrayage devient donc glissant et la rotation del'écrou 16 est donc sans influence sur la rotation de la douille 23, elle reste fixe. En cas de serrage avec rattrapage d'usure, l'étrier fonctionne comme suit. 25 Dans un premier temps, le jeu angulaire entre le disque 39 et la douille 23 s'annule. L'embrayage est alors non glissant, mais la rotation de l'écrou 16 est sans influence sur la douille 23. Dans un second temps, un effort peu élevé est appliqué par l'écrou 16 au piston 21. Cet effort est partiellement repris par la vis à billes 19, le 30 complément étant repris par la douille 23 via les galets 24. L'effort repris par la douille 23, augmenté de l'effort exercé par le ressort 33 et diminué de l'effort développé par le ressort 32 sous l'effet de la translation du piston 21, se manifeste par la création d'un faible couple de frottement entre son filetage 27 et le taraudage 28 du carter 11. Le couple de frottement délivré par 35 l'embrayage est quant à lui réglé de sorte qu'il soit supérieur au couple de frottement généré entre la douille 23 et le carter 11, de sorte que cet embrayage reste non-glissant. Dans ce cas, la rotation de l'écrou 16 est 2903162 13 transmise à la douille 23 qui se translate pour rattraper le jeu, du fait du filetage 27. Dans un troisième temps, l'effort appliqué au piston 21 partiellement transmis à la douille 23 se traduit par un couple de frottement au niveau du 5 filetage de la douille 23, qui devient supérieur à celui de l'embrayage, qui devient donc glissant. La rotation de l'écrou 16 devient alors sans influence sur la douille 23. En cas de desserrage avec besoin de rattrapage d'usure, l'étrier fonctionne comme suit. 10 Dans un premier temps, le jeu angulaire entre le disque 39 et la douille 23 passe de zéro à sa valeur maximale. L'embrayage est alors non glissant mais la rotation de l'écrou 16 est sans influence sur la douille 23. Dans un second temps, l'écrou 16 tend à entraîner la douille 23 par l'intermédiaire de l'embrayage, dans un sens de rotation qui est interdit par le 15 ressort 34. L'embrayage devient donc glissant et la rotation de l'écrou 16 est donc sans influence sur la rotation de la douille 23, elle reste fixe. En choisissant un pas identique pour les filetage 27 et taraudage 28 et pour le système vis écrou 19 et 16, la douille 23 se déplace naturellement pour compenser l'usure des plaquettes, en s'orientant angulairement pour 20 générer un pas variable qui reste en phase vis-à-vis de l'effort de serrage que doit générer l'étrier. Le jeu angulaire entre le disque 39 et la douille 23 correspond à un jeu nécessaire, ayant une valeur de 0,3 mm environ, devant subsister entre la seconde plaquette 14 et le disque 12, notamment pour compenser les 25 irrégularités de ce disque. Après usure complète des plaquettes, le retrait de la plaquette 14 libère le piston 21 qui devient libre de tourner par rapport au carter 11. Il suffit alors de faire tourner le moteur 17 en mode de desserrage pour ramener l'écrou 16, la douille 23, la butée à billes 22 et le piston 21 à la position 30 souhaitée. L'installation de plaquettes neuves est alors possible. La figure 17 montre l'étrier lorsque les plaquettes sont usées. Les galets 24 ne sont plus dans le plan de coupe du fait de la rotation de l'écrou 16 engendrée par l'usure. Le dispositif de rattrapage d'usure peut également être interposé 35 entre la vis et le piston, comme dans le cas du mode de réalisation illustré sur les figures 18 et 19. 2903162 14 Dans ces figures, les éléments de l'étrier portent les mêmes références que pour le mode de réalisation des figures précédentes, complété par le signe prime. Dans cet autre mode de réalisation, la douille 23' est fixe par rapport 5 au carter 11', au lieu d'être vissée dans celui-ci. Le piston 21' est en appui sur la butée à bille 22' par l'intermédiaire d'une embase 20' dans laquelle il est vissé grâce à des filetages ayant la même fonction que les filetages 27 et 28 du mode de réalisation précédent. C'est ici l'embase 20' qui est liée à l'écrou 16' par l'embrayage, cette 10 embase 20' étant maintenue en appui contre la butée 22' par le ressort 32' qui est une rondelle élastique ayant son bord externe en appui contre le segment fixé en périphérie interne de la douille, et son bord interne en appui contre un autre segment solidaire de la surface cylindrique externe de cette embase. Le ressort hélicoïdal 34' est légèrement comprimé contre la surface 15 cylindrique interne du carter 11' qu'il longe, et il a son extrémité 36' liée en rotation à l'embase 20' pour, comme dans le mode de réalisation précédent, autoriser sa rotation seulement dans un sens. De manière analogue au cas du premier mode de réalisation, en cas de nécessité de rattrapage d'usure, l'embase 20' pivote par rapport au piston 20 21' qui est vissé dans celle-ci, pour modifier la longueur séparant le piston 21' de la butée à billes 22' le long de l'axe AX'. REVENDICATIONS 1. Etrier de frein électromécanique, comprenant un moteur (17 ; 17') entraînant une vis à bille (19 ; 19') engagée dans un écrou (16 ; 16') poussant un piston (21 ; 21') pour déplacer ce piston en translation, caractérisé en ce qu'il comprend un système à démultiplication variable liant la rotation du moteur (17 ; 17') au déplacement du piston, pour procurer une démultiplication plus importante en fin de course du piston (21 ; 21') qu'en début de course de ce piston (21 ; 21'). 2. Etrier selon la revendication 1, dans lequel le système à démultiplication variable comprend au moins un galet (24 ; 24') porté par l'écrou (16 ; 16') et coulissant dans une gorge (26 ; 26') orientée selon une direction inclinée par rapport à un axe (AX ; AX') de déplacement du piston. 3. Etrier selon la revendication 2, dans lequel la gorge (26 ; 26') a une forme générale oblongue, comprenant une première extrémité incurvée qui correspond à une zone de déplacement du galet (24 ; 24') en début de course du piston (21 ; 21'). 4. Etrier selon la revendication 3, dans lequel la gorge a un contour interne présentant une singularité (S) située au niveau de l'extrémité incurvée, et dans laquelle le galet (24 ; 24') est en appui sur cette singularité (S) pour la contourner en début de course du piston (21 ; 21'). 5. Etrier selon l'une des revendications 2 à 4, dans lequel la gorge (26 ; 26') est portée par une douille (23 ; 23') entourant l'écrou (16 ; 16') et vissée dans le carter (11 ; 11') pour permettre une compensation d'une usure des plaquettes (13 ; 14 ; 13' ; 14') et du disque (12 ; 12') portée par le piston (21 ; 21') en déplaçant longitudinalement cette douille par rotation autour de son filetage. 6. Etrier selon la revendication 5, dans lequel la douille (23) est maintenue en appui contre le taraudage (28) du carter (11) dans lequel elle est vissée par un ressort (33), dans lequel le piston (21) est lié en translation avec la douille (23) par un autre ressort (32), et dans lequel un embrayage (37-39) lie en rotation l'écrou (16) à la douille (23) lorsqu'un jeu angulaire fonctionnel entre cet écrou et cette douille est annulé.